船用廢氣燃燒臂設計【含7張CAD圖紙+PDF圖】

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第80頁 中國礦業(yè)大學2008屆本科生畢業(yè)設計 1．燃燒臂機構的設計 使燃燒臂的桁架實現(xiàn)回轉的回轉運動的裝置稱為回轉機構?；剞D機構是用船用廢氣燃燒臂設計的重要工工作機構之一，它的作用將燃燒臂繞船回轉的機構水平圓弧運動，使油管能夠伸到海里去,而燃燒臂的作用是固定排氣管和噴頭.，使燃燒臂的工作具有硬件基礎。 燃燒臂的機構主要包括水平支架，垂直支架，排氣管以及噴頭四大部分。 1.1燃燒臂裝置的方案設計。 回轉支承裝置的任務是保證燃燒臂回轉部分有確定的回轉運動，并能承受燃燒臂各種載荷所引起的垂直力，水平力與傾覆力矩。 本次設計回轉驅動裝置的特點如下： （1） 支承能力大，要示支承裝置具有較高的支承能力 （2） 傾覆力矩大，由于燃燒臂重量較大，風力較強，要求能承受一定的傾覆力矩 1.2燃燒臂的選型和計算 在滿足機架設計準則的前提下，必須根據(jù)機架的不同用途和所處環(huán)境?？紤]下列各項要求，并有所偏重。 （1）機架的重量輕，材料選擇合適，成本低。 （2）結構全理，便于制造。 （3）結構應使機架上的零部件安裝，調整，修理和更換都方便。 1.2.1 燃燒臂的基本結構 船上燃燒臂總長為20m ,燃燒臂結構主要由燃燒頭、通氣管、水平支架、豎直支架、和底座等部組成。 結構中的水平支架為空間桁架結構。水平支架中的構件采用等邊字鋼,豎直支架中的構件采用鋼。 工作狀態(tài)下,燃燒臂從支撐架上移開,旋轉到伸向船艏前方的位置。 1.2.2水平支架的方案設計 為便于計算,本文中燃燒臂水平支架結構采用在根部固定約束,主要載荷為燃燒臂各部分結構的自重力、風載荷和燃燒頭自重力。其中燃燒頭自重力為80 N 。 確立方案。水平支架的結構由等邊角鋼組成如圖 1-1 圖1-1 水平支架的形狀 其中第一格中：ab=ac=cb=dg=df=gf=60cm,bf=cd=40cm。則由于燃燒臂是20M，因此水平支架是由50個格組成的。 1.2.3 水平支架的受力分析 （1）此角鋼的密度為7.8 Kg/因此通過計算得。水平支架的重量G為600千克。為6000N。 （2）其中燃燒頭自重力為80 N 其中燃燒氣管道選用外徑為=160 mm ,壁厚為6 mm的鋼管，鋼的密度為7.8Kg/。所以氣管道的質量為190 Kg=1900N （3）由于所設計的燃燒臂能在8級風的風力下工作，因此，極限環(huán)境載荷的風為： 大風：即8級風。陸地 樹枝折斷，迎風行走感覺阻力很大，海岸 ，近港海船均留不出。平均風速為17.2-20.7m/s的風。所以取8級風的風速為18m/s 1. 把結構物看作靜止不動，具有一定運動速度的空氣流向結構物，速度能轉變?yōu)閴毫δ埽瑢Y構物產(chǎn)生壓力。壓力的大水可用能量原理或伯努利方程計算，以此導出的壓力與風速的關系如下： q= 式中: q ---------風壓（） ——— 空氣密度kg/ ——---風速（m/s）。8級風的風速為18m/s 在標準大氣壓下（1標準大氣壓=101325Pa），當環(huán)境溫度為15度時，空氣密度=1。2255 kg/，將值代入上式得： q=0.613 所以風壓為 q=0.613 =1.6131818=522.7N 2.風載荷的計算方法 根據(jù)公式得 式中： ——作用有燃燒臂某一部分檔風面的風載荷 ——風力系數(shù)。取=1.5 ——風壓高度變化系數(shù)。取=1 ——計算風壓。其值前已求過。q=522.7 ——垂直于風向的結構物擋風面積。=3 所以 =1.51522.73 =2352N 因此。風載荷對水平支架產(chǎn)生的彎矩 =117600 1.2.4 水平支架的強度計算 該水平支架由于長度太長達20M，因此。必須校核其彎矩與扭矩 最靠近豎直支架的那一格是受力最大的，因此必須進行其彎矩與扭矩，如圖1-2所示： 圖1-2 垂直支架的受力分析 己知：ab=cd=40cm,ac=bd=51cm . 重力G=水平支架的重力+燃燒頭自重力+氣管道的重力 =6000+80+1900=7980N 彎矩重力G19.6m=790019.6=154840N 風力117600N （1）求支座反力 由梁的整體平衡條件，可以求得支座反力為 =117600+154840 =272440 N 由于水平支架是由三角鋼焊接在一起的。因此，可以把其中一節(jié)一節(jié)的看成一個個的分體。所以，在校核時應該把一段看成一個整體來校核 。如圖1-3求彎知圖： 解；(1)由靜力方程 ) ) (2) 繪出彎矩圖 如圖1-3 水平支架剪力圖 如圖1-4 水平支架的彎矩圖 該鋼架的最大彎矩為22.4KN 1.3 垂直支架的方案設計 垂直支架位于水平支架與回轉機構的中間，對水平支架起固定的作用， 而對回轉機構來說起到緩沖，能把回轉機構的轉速傳到水平支架上，使其能按預定的轉速度轉動，以達到燃燒臂效果的作用。 因此，垂直支架需要很強的硬度和抗拉，抗彎能力，并且其自身不能太重。故設定方案如圖1-5所示 圖1-5 垂直支架的形狀 它與下面的回轉承軸相連圖為1-6 圖1-6 垂直支架與回轉支承的連接圖 其垂直支架總高為1m，總長度為1.3m,凸臺高為0.1m,空心直徑為1.125m，實心直徑為1.146m 該垂直支架采用鋼。密度為7800kg/ 因此。垂直支架的總重量為780kg 所以其重力為7800N ，重力方向向下 2 回轉機構的設計 回轉機構主要由回轉軸承組成的，下面將對回轉承軸進行介紹和計算 2.1 概述 回轉支承裝置是近幾十年發(fā)展起來的新型機器部件，它己從用于挖掘機和起重機，逐漸發(fā)展到用于其它機械。 回轉支承裝置近乎特大弄的滾動軸承，如下圖為雙排式回轉支承的結構簡圖，圖中反映了回轉支承在履帶式渡壓挖掘機上的應用情況，它將機器的上部和下部連接起來，用以支承上部的生量和工作負荷，并使上部都能相對于下部旋轉。 圖2-1 雙排式回轉支承 1．外滾圈（上）；2外滾圈（下）；3內(nèi)滾圈(帶內(nèi)齒);4滾動體(鋼球);5密封 圖2-2 裝在挖掘機上的回轉支承 1.工作裝置;2 上部;3 回轉支承;4 下部 回轉支承的應用范圍很廣,主要用于起重機械(汽車起重機,塔式起重機等),工程框框(挖掘機,裝載機等),運輸機械,材料加工機械,冶金機械,冶金機械,食品加工機械,以及軍事裝備(坦克,高炮,雷達,火箭發(fā)射臺等),醫(yī)療機械,科研設備等. 回轉支承和普通軸承一樣,都有滾動體和帶滾道的滾圈.但是,它與普通滾動軸承相比又有很多差異,主要的有以下幾點: (1)回轉支承的尺寸都大,其直徑通常在0.4-10米,有的竟達40米. (2)回轉支承一般都要求承受幾個方面的負荷,不僅要承受軸向力,徑向力,還要隨較大的傾翻力矩.因此,一套回轉支承往往起幾套普通滾動軸承的作用. (3)回轉支承的運轉速度很低,通常在10轉/分以下。此外，在多數(shù)場合下，回轉支承不作連續(xù)回轉，而僅僅在一定角度內(nèi)往返旋轉，相當于所謂“擺動軸承”。 （4）在制造工藝材料及熱處理等方面，回轉支承與滾動軸承有很大差別。 （5）通常，回轉支承上帶有旋轉驅動用的齒以及防塵用的密封裝置。 （6）回轉支承的尺寸很大，不象普通軸承那樣套在心軸上并裝在軸承箱內(nèi)，而是采用螺釘將其固定在上下支座上。 過去，在起重機，挖掘機等機器中，主要采用柱式（中心樞軸式）回轉支承，如轉柱式回轉支承，定柱式回轉支承和轉盤式回轉支承。轉盤式回轉支承又有少支點液 圖2-3 轉柱式回轉支承簡圖 輪式和多支點滾子夾套式。前者又稱鉤滾式；后者又稱多滾式。目前這些 己逐漸被滾動軸承式回轉支承所取代。與過去回轉支承相比，后者主要有下述優(yōu)點： （1）運轉輕便靈活，回轉阻力??； （2）結構緊湊，外形忸（主要是高度）小 （3）維護方便，使用壽命長： （4）由齒圈，密封和螺釘?shù)冉M成，，安裝方便，又便 于專業(yè)化集中生產(chǎn)： （5）無中心樞軸，中部空間可安裝其它部件。 下圖所示為一臺門座式起重機用的轉柱式回轉支承，該裝置的下支座采用一個圓錐滾子軸承和一個球面滾子軸承，以便承受軸向力和徑向力，工只采用一個向心推力 軸承來同時承受軸向力和徑向力，面上支座相當于一個大的徑向軸承，一般采用一定數(shù)量的水平滾輪，以便承受上支座的水平力。若該回轉部分采用軸承式回轉支承，能顯著降低重心和成本。 我國從六十年代初期，就開始在挖掘機和起重機上應用軸承式回轉支承。當時，合肥礦山機器廠生產(chǎn)的16噸輪胎式起重機也采用了雙排球式回轉支承。此后，國內(nèi)各種旋轉起重機，挖掘機，堆取料機等中的新產(chǎn)品，絕大多數(shù)均采用軸承式回轉支承。目前，國內(nèi)已經(jīng)生產(chǎn)外徑達16米的軸承式回轉支承（以下簡稱回轉支承），用于堆取料機。六十年代末，交叉滾柱式回轉支承在國內(nèi)也逐漸獲得了廣泛的應用。近年來，國內(nèi)已經(jīng)開始設計和制造三排滾柱式，三排滾錐式回轉支承。過去，我國成批生產(chǎn)主機的工廠，回轉支承大多自行制造，毛坯由輪箍石軋制；主機產(chǎn)量少的單位，回轉支承多由外購解決。洛陽軸承廠，徐州軸承廠和馬鞍山回轉支承廠現(xiàn)在都進行回轉支承專業(yè)化生產(chǎn)。 國外，回轉支承大多由軸承公司進行專業(yè)化生產(chǎn)，各公司都有自己的型式、尺寸系列：主要生產(chǎn)公司有：聯(lián)邦德國的羅特愛德(ROYllE ERDE＞公司和FAG公刁，法同的RKS公司，英國的泰珀雷克斯(TAPEREX2公司， 日本的不二越、N5K、KOYO公司以及美國、蘇聯(lián)、民主德國的一些公司和工廠。聯(lián)邦德國的羅特愛德公司是其中最著名的公司，可生產(chǎn)直徑o．35-40米回轉文承，年產(chǎn)64000套，且品種多、規(guī)格全。SKF公司是歐洲較大的工業(yè)集團，也是世界上最早成立的技術最先進的軸承制造公司；在英國、法國、聯(lián)邦德國、宏大利都有分公司f在荷蘭設有現(xiàn)代化綜合實驗中心，其總公司設在瑞典。它設在法國的分公司——只KS公司成立于1233年，有職工330人，主要產(chǎn)品有交叉滾往式、單排四點接觸球式閱雙排濃校式回轉文承y產(chǎn)品直徑為o．5—5米，年產(chǎn)1600多套。英國的泰泊雷克斯公司也有近30年的歷史，目前有職工110人。只生產(chǎn)交叉滾錐式回轉支承，產(chǎn)品直徑為o．5—3米，年產(chǎn)2509套。其中60％為國內(nèi)主機PZ套，其余出口到美國b中東等國家和地區(qū)。該產(chǎn)品采用純滾動形式阻力較?。庸ぽ^復雜。 2.1.1 回轉支承的型式與結構 為了適應不同的使用要求，回轉支承的結構型式很多。這些形式各有特點，概括起來，可以根據(jù)滾動體的類型，分為點接觸式和線接角式兩大類，點接觸式的滾動體為滾球，如圖所示，滾道的斷面開狀為圓弧形，支承的接觸角為滾球的偉力方向與回轉支承徑向平面之間的交角。名義上為點接觸，實際上承受負荷以后變?yōu)槊娼佑|，滾球在滾道上并非純滾動，也有部分滑動，如圖2-2所示，A是純滾動點；“2”所對應的面積為兩個“1”所對應的面積之和，AA之間向前滑動，AA以外向后滑動。線接觸式的滾動體為圓柱形或圓錐滾子，滾道斷面為直線形。在平面及錐面滾道中，圓柱形滾柱工作時有滑動現(xiàn)象，圓錐形滾子則基本上沒有滑動。點接觸式回轉支承有如下 幾個特點： （1）滾動體和滾道之間名義上為點接觸（而實際上受負荷后變?yōu)槊娼佑|，但接觸面仍較小），回轉阻力較??； （2）滾道的制造誤差，安裝間隙，滾圈及座架的彈性變形對接觸條件的影響較少，故上述各點對承載能力的敏感性較??； （3）它的最大接觸應力高于線接觸，故其動承載能力低于線接觸； （4）滾道斷面為曲線形，加式及磨削略為困難一些。 線接觸的特點則正好與上述相反。它的接觸應力較低，承載能力較高，但對間隙，安裝精度及座架剛性有較高的要求，座架須有較好的抗彎及抗扭剛性，否則將造成邊緣接觸。在座架剛性不足的情況下，往往選用點接觸式回轉支承。另一方面，線接觸式由于接觸處產(chǎn)生的彈性壓縮變形比點接觸式為小，故在傾翻力矩的作用下，滾圈的相對傾斜角較小，即回轉支承具有較大的剛度。特別是多排滾柱式回轉支承的剛度最大，這對某些要求精確定位的設備，以及塔架下部旋轉的塔式起重機等類機械說來，是有很大意義的。 以下分別介紹目前使用的各種回轉支承的結型式。 (1)推力深溝滾球式回轉支承 這種支承如圖2-3所示.它只能承受中心軸向負荷,或少量因主機自重而引起的偏心軸向負荷.通常,軸向負荷的相對偏心度應在下式的范圍內(nèi): 式中 e -------軸向力的偏心距, ; D---------滾動體分布圓直徑; M---------傾翻力矩; -------軸向負荷 這種支承的接觸角,即滾動體的傳力方向與回轉支承徑向平面之間的交角為90度,滾球在滾道的曲率半徑約比滾球半徑大10%,,所以這種支承的徑向運轉精度不甚高,不適于承受徑向力,只能容許輕微的徑向力,全力不得偏離支承的旋轉軸線10度以上. (2)推力向心滾球式回轉支承 為了改善推力深溝式回轉支承的徑向運轉精度,將壓力角改成小于90度,如圖2-4所示,構成推力向心式,它能比推力深溝式承受較大的徑向力.通過壓力角的變化可使允許承受的徑向力.通過壓力角的變化,可使允許承受的徑向力和軸向力之間的比例改變,但此角度不應小于70度,如徑向力增大,則不要繼續(xù)縮小壓力角,面以采用其他的結構開動式為宜,這種支承的其他特點與推力學溝式相近 2.2 根據(jù)所知條件設立回轉方案 選用外齒式QWA型，1120.32的型號 其基本參數(shù)為 D=1240mm ,mm,H=90mm,mm, .,n=28,A型，油標數(shù)量，h=10mm,L=70mm M=10mm,,Z=129,質量=272KG，如圖示 圖2-5 回轉支承 回轉軸承外負荷的確定： 回轉支承強度計算的先決條件，是求取支承上的計算負荷，其中包括：總軸向力，總傾翻力矩M；在力矩M作用平面中的總徑向力。 由于主機工作條件復雜，因此在計算上述諸力時要考慮的因素很多，它們對支承的強度和壽命都有很大的影響需要考慮的因此包括： （1） 作用在機器上的力有機器自重靜負荷，工作負荷和動負荷， 風力旋轉驅動齒輪的嚙合力，因機身不呈水平狀而產(chǎn)生的幾個方向分力等 ： （2） 進行超負荷試驗的情況。例如，很多起重機是用1。25倍額定負荷進行試驗的： （3） 對多種計算位置和負荷的組合，須從這些組合中找出對回轉支承最嚴重的負荷條件： （4） 有些機器，例如單斗挖掘機的工作負荷，有時是按機器的穩(wěn)定極度限來求取時，以鏟斗位于履帶對角線方向時為最嚴重；一般移動式起重機達到機器的穩(wěn)定極限時，所能起吊的最大負荷大于額定負荷，但所選的穩(wěn)定性安全系數(shù)不等。有時，還需考慮一些非工作狀態(tài)的負荷（風負荷，豎立及放倒時的負荷等）及事故狀態(tài)的負荷 （5） 負荷的沖擊性質如何，對回轉支承有較大的影響，例如在沙土上工作和巖石上工作的挖掘機，其回轉支承的負荷條件差別很大。 （6） 對不同類型的機器來說，負荷的頻率及最大負荷出現(xiàn)的概率是不同的，例如安裝用的吊鉤起重機和抓斗起重機在這方面就有很大的差別。 因此，要理想的確定回轉支承上的計算負荷是很困難的，通常用一個“使用條件系數(shù)”來粗略地考慮動負荷，沖擊及負荷頻率等因素的影響，該系數(shù)列于下表中， 工作類型 機器舉例 系數(shù)值 輕工作 堆料機，汽車起重機，輪胎起重機 1．0-1．2 中工作 塔式起重機，船用起重機 1．1-1．3 重工作 抓斗起重機，港口起重機 1．3-1．5 單斗挖掘機 1．4-1．6 等重工作 斗輪式挖掘機，隧道掘進機 1．6-2．0 本次設計取=1。2 2.3船用廢氣燃燒臂的負荷分析 2.3.1 船用廢氣燃燒臂的外力分析 圖2-6 船用廢氣燃燒臂的受力圖 總軸力 總傾翻力矩 式中： ——垂直支加架的重力 為7800N ——水平支架的重力 為6000N ——總彎矩 為272440 N 所以 =7800+6000 =14000N=14KN 總傾翻力矩=280KN 2.3.2 回轉摩擦阻力矩的計算 影響摩擦阻力矩的因素很多，因此很難精確地計算。通常采用下式來近似地估計支承的回轉摩擦阻力矩： 式中 D——承受軸向力及總傾翻力矩M的滾動體分布圓直徑。D=1120 mm ——由軸向力及總傾翻力矩M產(chǎn)生的各滾動體上正壓力之總和 ——承受軸向力的滾動體與滾道的當量摩擦系數(shù)，可近似取=0.01 解.根據(jù)己知條件和公式得 (1)求偏心距e: 35 (2)求。由于e>0.262D,故按公式求 按2e/D= 35 從圖中查得：對于滾柱式回轉支承，故 N 所以。摩擦阻力矩 = =3217.536 NM 2.3.3 與回轉支承相配合的小齒輪的尺寸幾何計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心距 基圓直徑 齒頂圓壓力角 齒寬 3.船用廢氣燃燒臂減速器的設計 3.1 電動機的選擇 3.1.1 選擇電動機類型 本設計中的船用廢氣燃燒臂用于海上輪船的排氣。海上風大、其要求的功率以及最終實現(xiàn)的轉速較低。當燃燒臂正常運行時。即其勻速工作時。它所需要的力矩很小。遠遠小于其初起時的轉矩 。因此，選擇電動機時要使其克服燃燒臂初啟動時的轉矩。設燃燒臂由靜止轉為1度1S的勻速運動所用的時間為1S。 （1） 克服水平支架的力矩。 1．根據(jù)已經(jīng)得。其需要克服風力的力矩 （2）由水平支架重量轉動慣量引起的阻力矩 把整個水平支架看成一個整體?？赏ㄟ^公式得出： 式中： M——水平支架的質量。M=600KG L——水平支架的長度。L=20M 所以 ，由勻變速轉動公式知 （3）克服垂直支架重量轉動慣量引起的阻力矩 根據(jù)公式可求 （4）克服回轉軸承的摩擦阻力矩 因此。想要使燃燒臂由靜止轉為勻速轉動所需要的總力矩M 3.1.2選擇電動機容量 電動機所需工作功率為 　　　 式中：傳動裝置的總效率為 　　　　　　　　　　　 查表2-3確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對），閉式齒輪傳動效率，曲柄連桿的傳動效率，槽摩擦傳動效率代入式得 。 有式3-1求出，所需電動機功率為 M為總轉矩=1168.8k N為已知的1/6r/min 因載荷有輕微沖擊，故電動機額定功率要大于即可。Ycj系列電動機技術數(shù)據(jù)，配用電機為YL160L-4。選用電動機的功率為。因為燃燒臂的回轉速慢。所以選電動機轉速為25 r/min 3.1.3傳動裝置的總傳動比及其分配 （1）總傳動比 　　　　　　　　　 （2）分配傳動裝置各級傳動比 由于此燃燒燃燒設計采用專用的外齒式回轉支承來傳動，因此最后與回轉軸承的外齒相嚙合的傳動比一般 因此。設計的減速器只需要滿足總傳動比即可， 根據(jù)參考取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 對于展開式二級圓錐-圓柱斜齒輪減速器，在兩極齒輪配對材料、性能及齒寬系數(shù)大致相同的情況下，即齒面接觸強度大致相等時，兩極齒輪的傳動比可按下式分配： 即 代入式得　　 3.1.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 各軸的轉速根據(jù)電動機的滿載轉速及傳動比進行計算;傳動裝置各部分的功率和轉矩。 計算各軸時將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依次編號，定0軸（電動機軸），1軸，2軸，3軸，4軸；相鄰兩軸間的傳動比表示為，；各軸的輸出功率為，，，；各軸的輸出轉矩為，，，。 各軸的輸出功率 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　　 各軸的輸出轉速 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　　 各軸的輸出轉矩 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　 3.2 傳動方案設計 確定傳動方案設計是設計傳動裝置的第一步，是設計各級傳動件和裝配圖的依據(jù)，因此應使所擬定的方案在技術上合理、先進、且經(jīng)濟效益高。 傳動裝置方案設計的內(nèi)容為：確定傳動類型，計算總傳動比和合理分配各級傳動比，計算裝置的運動和動力參數(shù)。 3.2.1 確定傳動類型 二級圓錐－圓柱齒輪減速器傳動簡圖如圖3-1所示： 圖3-1 齒輪傳動機構的性能及使用范圍 功率（常用值）/Kw 最大50000 單級傳動比 常用值 圓柱3～5 圓錐2～3 最大值 8 5 許用的線速度/（m/s） 6級精度直齒v≤18m/s，非直齒≤36m/s 外廓尺寸 小 傳動精度 高 工作平穩(wěn)性 一般 自鎖能力 無 過載保護作用 無 使用壽命 長 緩沖吸振能力 差 要求制造及安裝精度 高 要求潤滑條件 高 對環(huán)境適應性 一般 圓錐齒輪傳動布置在傳動裝置的高速級，以減小圓錐齒輪的尺寸。因為大模數(shù)的圓錐齒輪需要大型機床切齒，對一般制造工廠難于實現(xiàn)。若圓錐齒輪的速度過高，其精度也要相應地提高。此時還需要考慮能否制造及經(jīng)濟性等問題。 3.2.2 總傳動比和合理分配各級傳動比 電動機選定后，根據(jù)電動機的滿載轉速和工作機構主動軸的轉速，以及上面所求的，可知該減速器的總傳動比為15 合理選擇和分配各級傳動比直接影響傳動裝置的外廓尺寸、質量、潤滑、成本等方面，主要考慮如下幾點： 各級傳動比不應超過其傳動比的最大值，應盡量在推薦范圍內(nèi)選取。 使減速器中各大齒輪的浸油深度大致相等，以利實現(xiàn)浸油潤滑。 所設計的傳動裝置具有較小的外廓尺寸。 1、 圓錐齒輪傳動比可取為 2、 圓柱齒輪傳動比為： 傳動比誤差確定 在誤差限制范圍內(nèi)。 圖3-2減減器運動簡圖 3.3齒輪傳動的設計與校核 當齒輪工作于封閉的箱體之內(nèi)時，稱為閉式齒輪傳動。閉式齒輪傳動具有潤滑與防護條件好的優(yōu)點，多用于中、高速和較重要的場合；當齒輪齒面的硬度大于350HBS時，稱為硬齒面齒輪。將齒輪的精度分為12個精度等級，1級精度最高，12級精度最低，常用的多為5～9級精度。齒輪材料及熱處理如下： 1、鍛鋼 鍛鋼是制造齒輪最常用的材料，一對齒輪在嚙合過程中，小齒輪的齒面硬度通常高于大齒輪的齒面硬度，其高出值約為HBS30～50，硬齒面齒輪一般無硬度差。較重要場合可選用硬齒面齒輪，一般硬齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼制作，如45、40Cr、35SiMn，這類齒輪一般進行表面淬火處理，齒面硬度可達HRC50～55，因表面淬火后輪齒變形不大，可以不磨齒，常用于中、高速傳動。當高速、重載及沖擊載荷較大時，硬齒面齒輪常用的材料為20、20Cr、20CrMnTi等低碳鋼和低碳合金鋼，采用滲碳淬火處理，齒面硬度可達HRC56～62，而芯部具有良好韌性。但滲碳淬火后變形較大，需要進行磨齒等精加工，價格較貴。 2、鑄鋼 當齒輪尺寸較大（直徑大于400～500mm）或結構較復雜時，因輪坯不易鍛造，可采用鑄鋼。鑄鋼的強度和耐磨性較好，但鑄鋼鑄造性較差，鑄鋼輪坯在切削加工前要進行正火處理，以消除鑄造中產(chǎn)生的內(nèi)應力。 減速器國外資料介紹，減速器能力應提高8倍，從國內(nèi)運行實踐來看，找不出提高8倍的理由。眾所周知，閉式傳動的主要破壞形式是齒面疲勞，在齒面疲勞計算通過的情況下，齒彎曲破壞強度是非常富余的，常規(guī)不進行齒彎曲強度校核。由于在過鐵情況發(fā)生時，齒輥和減速器轉動件的轉動慣量較大，適當提高減速器能力是適宜的。對設計的破碎機選用的減速器進行一次齒抗彎強度校核，這對選用減速器時提高一個檔次是有益的。雙齒輥破碎機上用的傳動齒輪，均應采用硬齒面。 齒輪傳動的幾何尺寸數(shù)據(jù)，應分別根據(jù)情況進行標準化、圓整或求出精確數(shù)值。例如，模數(shù)必須標準化，中心距、齒寬應圓整，嚙合幾何尺寸（節(jié)圓、分度圓、齒頂圓直徑和螺旋角等必須精確到小數(shù)點后2至3位，角度應精確到“秒”。 直齒圓柱齒輪傳動為滿足中心距為整數(shù)，可改變模數(shù)和齒數(shù)或采用角度變位。對于斜齒輪傳動，可調整螺旋角使中心距為整數(shù)。 圓錐齒輪的錐距R不要求圓整，按模數(shù)和齒數(shù)精確計算到小數(shù)點后三位數(shù)，分度圓錐角的數(shù)值精確到“秒”，齒寬系數(shù)不能取大。 齒輪傳動是機械傳動中最重要的、也是應用最為廣泛的一種傳動型式。齒輪傳動的主要優(yōu)點是： （1）工作可靠、壽命較長； （2）傳動比穩(wěn)定、傳動效率高； （3）可實現(xiàn)平行軸、任意角相交軸、任意角交錯軸之間的傳動； （4）適用的功率和速度范圍廣。 3.3.1 輪齒的失效形式 輪齒的主要失效形式有以下5種： 1. 輪齒折斷 齒輪工作時；若輪齒危險剖面的應力超過材料所允許的極限值，輪齒將發(fā)生折斷。 3-3 輪齒折斷 輪齒的折斷有兩種情況，一種是因短時意外的嚴重過載或受到?jīng)_擊載荷時突然折斷，稱為過載折斷；另一種是由于循環(huán)變化的彎曲應力的反復作用而引起的疲勞折斷。輪齒折斷一般發(fā)生在輪齒根部。 2. 齒面點蝕 在潤滑良好的閉式齒輪傳動中，當齒輪工作了一定時間后，在輪齒工作表面上會產(chǎn)生一些細小的凹坑，稱為點蝕。 3-4 齒面點蝕 點蝕的產(chǎn)生主要是由于輪齒嚙合時，齒面的接觸應力按脈動循環(huán)變化，在這種脈動循環(huán)變化接觸應力的多次重復作用下，由于疲勞，在輪齒表面層會產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋的擴展使金屬微粒剝落下來而形成疲勞點蝕。通常疲勞點蝕首先發(fā)生在節(jié)線附近的齒根表面處。點蝕使齒面有效承載面積減小，點蝕的擴展將會嚴重損壞齒廓表面，引起沖擊和噪音，造成傳動的不平穩(wěn)。齒面抗點蝕能力主要與齒面硬度有關，齒面硬度越高，抗點蝕能力越強。點蝕是閉式軟齒面（HBS≤350）齒輪傳動的主要失效形式。 而對于開式齒輪傳動，由于齒面磨損速度較快，即使輪齒表層產(chǎn)生疲勞裂紋，但還未擴展到金屬剝落時，表面層就已被磨掉，因而一般看不到點蝕現(xiàn)象。 3.齒面膠合 在高速重載傳動中，由于齒面嚙合區(qū)的壓力很大，潤滑油膜因溫度升高容易破裂，造成齒面金屬直接接觸，其接觸區(qū)產(chǎn)生瞬時高溫，致使兩輪齒表面焊粘在一起，當兩齒面相對運動時，較軟的齒面金屬被撕下，在輪齒工作表面形成與滑 3-5齒面膠合 動方向一致的溝痕，這種現(xiàn)象稱為齒面膠合。 4. 齒面磨損 互相嚙合的兩齒廓表面間有相對滑動，在載荷作用下會引起齒面的磨損。尤其在開式傳動中，由于灰塵、砂粒等硬顆粒容易進入齒面間而發(fā)生磨損。齒面嚴重磨損后，輪齒將失去正確的齒形，會導致嚴重噪音和振動，影響輪齒正常工作，最終使傳動失效。 采用閉式傳動，減小齒面粗糙度值和保持良好的潤滑可以減少齒面磨損。 5. 齒面塑性變形 在重載的條件下，較軟的齒面上表層金屬可能沿滑動方向滑移，出現(xiàn)局部金屬流動現(xiàn)象，使齒面產(chǎn)生塑性變形，齒廓失去正確的齒形。在起動和過載頻繁的傳動中較易產(chǎn)生這種失效形式。 3.3.2變位齒輪簡介 標準齒輪存在下列主要缺點： 1、 為了避免加工時發(fā)生根切，標準齒輪的齒數(shù)必須大于或等于最少齒數(shù)； 2、標準齒輪不適用于實際中心距不等于標準中心距的場合； 3、一對互相嚙合的標準齒輪，小齒輪的抗彎能力比大輪齒低。 為了彌補這些缺點，有效地改善齒輪的傳動性能，所以在工程中常采用變位齒輪。 用范成法加工齒數(shù)較少的齒輪時，常會將輪齒根部的漸開線齒廓切去一部分，如下圖。這種現(xiàn)象稱為根切。根切將使輪齒的抗彎強度降低，重合度減小，故應設法避免。 3-6范成法 對于標準齒輪，是用限制最少齒數(shù)的方法來避免根切的。用滾刀加工壓力角為20°的正常齒制標準直齒圓柱齒輪時，根據(jù)計算，可得出不發(fā)生根切的最少齒數(shù)zmin=17。某些情況下，為了盡量減少齒數(shù)以獲得比較緊湊的結構，在滿足輪齒彎曲強度條件下，允許齒根部有輕微根切時，zmin=14。 下圖為齒條刀具。 3-7 齒條刀具 齒條刀具上與刀具頂線平行而其齒厚等于齒槽寬的直線nn，稱為刀具的中線。中線以及與中線平行的任一直線，稱為分度線。除中線外，其他分度線上的齒厚與齒槽寬不相等。 加工齒輪時，若齒條刀具的中線與輪坯的分度圓相切并作純滾動，由于刀具中線上的齒厚與齒槽寬相等，則被加工齒輪分度圓上的齒厚與齒槽距相等，其值為，因此被加工出來的齒輪為標準齒輪（下圖a）。 若刀具與輪坯的相對運動關系不變，但刀具相對輪坯中心離開或靠近一段距離xm（圖b、c），則輪坯的分度圓不再與刀具中線相切，而是與中線以上或以下的某一分度線相切。這時與輪坯分度圓相切并作純滾動的刀具分度線上的齒厚與齒槽寬不相等，因此被加工的齒輪在分度圓上的齒厚與齒槽寬也不相等。當?shù)毒哌h離輪坯中心移動時，被加工齒輪的分度圓齒厚增大。當?shù)毒呦蜉喤髦行目拷鼤r，被加工齒輪的分度圓齒厚減小。這種由于刀具相對于輪坯位置發(fā)生變化而加工的齒輪，稱為變位齒輪。齒條刀具中線相對于被加工齒輪分度圓所移動的距離，稱為變位量，用xm表示，m為模數(shù)，x為變位系數(shù)。刀具中線遠離輪坯中心稱為正變位，這時的變位系數(shù)為正數(shù)，所切出的齒輪稱為正變位齒輪。刀具靠近輪坯中心稱為負變位，這時的變位系數(shù)為負數(shù)，所加工的齒輪稱為負變位齒輪。 采用變位齒輪可以制成齒數(shù)少于zmin而不發(fā)生根切的齒輪，可以實現(xiàn)非標準中心距的無側隙傳動，可以使大小齒輪的抗彎能力接近相等。 3-8 變位齒輪的加工 3.3.3 齒輪設計準則 齒輪在具體的工作情況下，必須具有足夠的、相應的工作能力，以保證在整個工作壽命期間內(nèi)不發(fā)生失效。齒輪傳動的設計準則是根據(jù)齒輪可能出現(xiàn)的失效形式來進行的，但是對于齒面磨損、塑性變形等，尚未形成相應的設計準則，所以目前在齒輪傳動設計中，通常只按保證齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行計算。而對于高速重載齒輪傳動，還要按保證齒面抗膠合能力的準則進行計算（參閱GB6413—1986）。 由工程實際得知，在閉式齒輪傳動中，而對于硬齒面（HBS＞350）齒輪，按彎曲疲勞強度進行設計，接觸疲勞強度校核。 3.3.4 高-切變位弧齒錐齒輪傳動主要尺寸的確定 弧齒錐齒輪傳動的主要特點： 1、齒線是一段圓弧； 2、齒形較復雜，制造較難； 3、承載能力搞，運轉平穩(wěn)，噪聲?。? 3-9 弧齒錐齒輪 4、齒面呈局部接觸，裝配誤差及輪齒變形對偏載的影響不顯著； 5、軸向力大，其方向與齒輪的轉向有關； 6、可以磨齒。 弧齒錐齒輪傳動多用于大載荷、周速v>5m/s或轉速n>1000rpm,要求噪聲小的傳動；磨齒后可用于高速傳動（v＝40～100m/s） 高-切變位弧齒錐齒輪主要尺寸的初步確定 齒輪類型 　 基準齒形參數(shù) 曲線齒 弧齒錐齒輪 埃尼姆斯齒形制 齒形角（度） 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 螺旋角（度） 變位方式 齒高 0.82 0.2 高－切變位 等頂隙收縮齒 齒數(shù)多則傳動的重合度大，傳動平穩(wěn)，并且，在保證齒輪分度圓直徑不變的情況下，齒數(shù)增多可以減小模數(shù)、降低齒高、縮小毛坯直徑、減小滑動系數(shù)、提高抗膠合能力；同時，減輕齒輪重量、降低制造成本。但當齒輪傳動的承載能力主要取決于輪齒彎曲強度時，如閉式硬齒面?zhèn)鲃?，宜取較少的齒數(shù)，一般可取Z1=17～20。由于采用變位齒輪，初步估定小圓錐齒輪的齒數(shù)Z1為15； 大輪齒數(shù) 圓整取?。?2 齒數(shù)比 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小齒輪轉速 小齒輪功率 小齒輪轉矩 估算圓周速度 使用系數(shù)KA是考慮由于嚙合外部因素引起的動力過渡影響的系數(shù)。這種過載取決于原動機和從動機械的特性、質量比、聯(lián)軸器以及運行狀態(tài)。齒輥式破碎機屬于中等振動，取KA＝1； 齒向載荷分布系數(shù) 為軸承系數(shù)； 齒形系數(shù)； 齒寬系數(shù)＝1/3.5； 試驗齒輪的疲勞極限； 弧齒錐齒輪高變位系數(shù)（埃尼姆斯齒形制 ） ＝0.3 ； 弧齒錐齒輪切向變位系數(shù)（埃尼姆斯齒形制 ） ＝0.19 ； 按彎曲疲勞強度進行分度圓直徑的初步確定 模數(shù) 表3-1標準模數(shù)系列（GB1357-1987） 第一系列 1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50 第二系列 1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.5 (3.75) 4.5 5.5 (6.5) 7 9 (11) 14 18 22 28 36 45 取m＝8mm 分度圓直徑 小輪分度圓直徑 圓周速度 與估算圓周速度 很相近，對使用系數(shù)KA、齒形系數(shù)不必修正； 3.3.5高-切變位弧齒錐齒輪正交傳動的幾何計算 分錐角 錐距 齒寬 取兩者較小值 齒頂高 齒高 齒根高 齒頂圓直徑 圖3-10 齒輪的尺寸 齒根角 齒頂角 頂錐角 根錐角 外錐高 銑刀盤名義直徑 中點錐距 大端螺旋角 弧齒厚 當量齒數(shù) 端面重合度 K=0.709 齒線重合度 總重合度 3.3.6 高-切變位弧齒錐齒輪接觸強度校核 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 彈性系數(shù) 當量圓柱齒輪分度圓 當量中心矩 當量齒頂圓直徑 當量端面齒形角 當量基圓直徑 當量嚙合線長度 當量端面重合度 當量縱向重合度 接觸強度計算的重合度系數(shù) 接觸強度計算的螺旋角系數(shù) 接觸強度計算的錐齒輪系數(shù) 使用系數(shù) 動載系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù) 齒寬中點分度圓上的名義切向力 接觸強度計算的有效齒寬 當量圓柱齒輪的齒數(shù)比 試驗齒輪的接觸強度疲勞極限 接觸強度計算的最小安全系數(shù) 速度系數(shù) 潤滑劑系數(shù) 粗糙度系數(shù) 齒寬中點法向模數(shù) 接觸強度計算的尺寸系數(shù) 計算接觸應力（正交傳動） 許用接觸應力 強度條件 合格 3.4高變位斜齒輪傳動主要尺寸的確定 斜齒輪傳動的主要優(yōu)點： 1、斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，沖擊、振動和噪音較小，適宜于高速、重載傳動； 2、嚙合性能好。一對斜齒輪嚙合時，兩輪齒齒面接觸線是斜直線，輪齒是逐漸進入嚙合逐漸脫離嚙合的，因而傳動平穩(wěn)，振動和噪音小； 3、重合度大。重合度隨齒寬和螺旋角的增大而增大，重合度大，則同 3-11 斜齒輪傳動 一瞬時嚙合的輪齒對數(shù)多，故承載能力高，傳動平穩(wěn)，適于告訴重載傳動； 4、斜齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)較直齒輪少，因此，斜齒輪機構可以更加緊湊。 對齒輪材料的要求：齒面有足夠的硬度和耐磨性，輪齒心部有較強韌性，以承愛沖擊載荷和變載荷。常用的齒輪材料是各種牌號的優(yōu)質碳素鋼、合金結構鋼、鑄鋼和鑄鐵等，一般多采用鍛件或軋制鋼材。當齒輪直徑在400～600mm范圍內(nèi)時，可采用鑄鋼。下表列出了常用齒輪材料及其熱處理后的硬度。 表3-2常用的齒輪材料 材 料 機械性能 / MPa 熱處理方法 硬 度 sb ss HBS HRC 45 580 290 正火 160~217 640 350 調質 217~255 表面淬火 40~50 40Cr 700 500 調質 240~286 表面淬火 48~55 35SiMn 750 450 調質 217~269 42SiMn 785 510 調質 229~286 20Cr 637 392 滲碳、淬火、回火 56~62 17CrNiMo6 1180 835 滲碳、淬火、回火 56~62 40MnB 735 490 調質 241~286 ZG45 569 314 正火 163~197 ZG35SiMn 569 343 正火、回火 163~217 637 412 調質 197~248 HT200 200 170~230 HT300 300 187~255 QT500-5 500 147~241 QT600-2 600 229~302 齒輪材料: 17CrNiMo6 熱處理方法： 滲碳、淬火、回火 滲碳淬火用于處理低碳鋼和低碳合金鋼，滲碳淬火后齒面硬度可達HRC56～62，齒面接觸強度高，耐磨性好，而輪齒心部仍保持有較高的韌性，常用于受沖擊載荷的重要齒輪傳動。 3.4.1高變位齒輪齒輪主要尺寸的初步確定 一般用分度圓柱面上的螺旋角β表示斜齒圓柱齒輪輪齒的傾斜程度。通常所說斜齒輪的螺旋角是指分度圓柱上的螺旋角。斜齒輪的螺旋角一般為 8°～20°，取β=12o；為抵消齒輪2的軸向力，采用左旋。 齒頂高系數(shù) 取法向齒形角標準值為＝20°，端面齒形角 ，。 齒寬系數(shù)按齒輪相對軸承非對稱布置，取 頂隙系數(shù) 取 u＝4 傳動類型：斜齒輪采用高變位， ， 根據(jù)傳動類型和、，選擇，這樣使齒輪的特性得到了很大的改善，應用變位齒輪可以避免根切，提高齒面接觸強度和齒根彎曲強度，提高齒面的抗膠合能力和耐磨損性能，此外變位齒輪還可以用于配湊中心距。 2軸的轉矩 綜合系數(shù) K=2.5 是指某種材料的齒輪經(jīng)長期持續(xù)的重復載荷作用后，齒根保持不破壞時的極限應力。影響的主要因素有：材料成分；力學性能；熱處理及硬化層深度、硬度梯度；齒坯加工方式（鍛、軋、鑄）；殘余應力；材料純度及缺陷等。ML表示對用于齒輪的材料和熱處理質量的最低要求，MQ表示可以由有經(jīng)驗的工業(yè)齒輪制造者以合理的生產(chǎn)成本來達到的中等質量要求，ME表示制造最高承載能力齒輪對材料和熱處理的質量要求。齒輪選用ME, 小齒輪的齒形系數(shù) 按彎曲疲勞強度進行初步確定： 取 3.4.2高變位斜齒輪外嚙合傳動的幾何計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心距 基圓直徑 齒頂圓壓力角 端面重合度 查圖得， 則 齒寬 縱向重合度 總重合度 3.4.3高變位斜齒輪接觸強度校核 小齒輪端面內(nèi)分度圓上的名義切向力 使用系數(shù) 小齒輪圓周速度 動載系數(shù) 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) （裝配時檢驗調整的非對稱支承） 接觸強度計算的齒間載荷分布系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 彈性系數(shù) 接觸強度計算的重合度系數(shù) 接觸強度計算的螺旋角系數(shù) 試驗齒輪的接觸疲勞極限 FP5216B破碎機配有專用的減速器，能夠傳送強大的動力，同時又有足夠長的壽命，設計壽命為2萬小時。 當量循環(huán)次數(shù) 最小安全系數(shù) 潤滑劑系數(shù) 速度系數(shù) 齒面粗糙度 大齒輪及小齒輪的齒面平均粗糙度 相對平均粗糙度 粗糙度系數(shù) 齒面工作硬化系數(shù) 接觸強度計算的尺寸系數(shù) 計算接觸應力 許用接觸應力 強度條件 合適 3.5齒輪結構形式的確定 通過齒輪傳動的強度計算，只能確定處齒輪的嚙合參數(shù)及主要尺寸，至于齒輪的結構形式和其他各部分的尺寸，則需要進行結構設計才能確定。 3.5.1高-切變位弧齒錐齒輪結構形式 1、由于小弧齒錐齒輪 故做成齒輪軸結構。 2、大弧齒錐齒輪齒頂圓直徑 因此采用輪輻式鑄造齒輪 鑄鋼齒輪 取l＝100mm 3.5.2高變位斜齒輪結構形式 1、由于小斜齒輪 故做成齒輪軸形式。 2、大斜齒輪齒頂圓直徑 采用鑄造齒輪 3.6傳動軸的結構設計與校核 軸是機器中的重要零件，各種作旋轉運動的零件都必須安裝在軸上，才能進行運動和動力的傳遞。因此軸的功能是支承旋轉零件及傳遞運動和動力。 軸的材料種類很多，要根據(jù)強度、剛度和耐磨性等要求，選擇材料種類和熱處理方式。軸的常用材料是碳素鋼和合金鋼。碳素鋼價格較低，對應力集中敏感性小，通常使用碳素鋼，最常用的是45號鋼，不太重要或受力較小的軸可以使用Q235等鋼材。合金鋼畢碳素鋼具有更高的機械強度和優(yōu)良的熱處理性能，但對應力集中較為敏感，對于受力較大又要減小軸的尺寸和重量，或者需要提高軸頸的耐磨性，或者在高溫、腐蝕等條件下工作的軸，可以采用合金鋼。在低于200℃的工作溫度下，合金鋼和碳素鋼的彈性模量相差不大，因此，使用合金鋼代替碳素鋼并不能提高軸的剛度。 熱處理可以明顯提高軸的強度（特別是疲勞強度）和耐磨性，因此要根據(jù)工作條件選用合適的熱處理方式。 軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位及制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形狀和尺寸。工作能力計算是通過強度、剛度和振動穩(wěn)定性計算，保證軸具有足夠的工作能力和可靠性。大多數(shù)的軸只需進行強度計算，防止斷裂和塑性變形；對于剛度要求較高的軸（如機床主軸）才進行剛度計算，避免發(fā)生過大的變形；對于高速轉動的軸還要進行振動穩(wěn)定性計算，避免發(fā)生共振。軸的設計步驟通常是先擬定軸上零件裝配方案，然后裝配和制造要求，確定軸的結構形狀和尺寸，最后進行軸的強度校核，必要時進行剛度計算或振動穩(wěn)定性計算。 提高軸的強度措施： 1、改善軸的受力狀況 軸上零件的安裝位置、軸的結構對軸的受力影響很大，設計軸時應該充分加以考慮。當軸上有兩個以上的零件輸出扭矩，應該將輸入扭矩的零件盡量布置在軸的中間，而不是布置在軸的一端，這樣可以顯著降低軸上的最大轉矩。 2、減小應力集中 大多數(shù)軸是在變應力條件下工作的，主要失效形式為疲勞破壞。軸的截面變化處（如軸肩、鍵槽等）及過盈配合產(chǎn)生的應力集中是引起疲勞破壞的主要因素，因此設計軸的結構時，應盡量減少應力集中源和降低應力集中程度。合金鋼對應力集中較為敏感，設計時更應加以注意。 為減少應力集中，應盡量避免在軸上特別是應力較大不為處鉆孔、開槽或加工螺紋。軸肩處應采用圓角過渡，并且圓角不宜過小。當依靠軸肩定位的零件圓角半徑很小時，為增大軸肩的圓角半徑，可采用內(nèi)凹圓角或隔離環(huán)過渡。 軸的表面質量對疲勞強度也有顯著影響，因為軸表面的加工刀痕也是應力集中源，疲勞裂紋常發(fā)生在表面粗糙的部位，所以必須合理確定表面粗糙度。 此外，對軸進行表面熱處理（滲碳淬火、高頻淬火等）和表面強化處理（碾壓、噴丸等），也可以提高軸的疲勞強度。 3、軸的結構工藝性 軸的基本形狀確定后，需要根據(jù)裝配和制造工藝要求，對軸的細部結構進行合理設計。例如，為了減少裝夾工件的時間，同一軸上的鍵槽應布置在同一母線上；為了減少道具種類，軸的鍵槽寬度、圓度、退到草和砂輪槽等應盡量采用相同的尺寸，并符合有關的標準；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部應該倒角；過盈配合零件裝入端通常要加工出導向錐面；磨削處應有砂輪越程槽，車削螺紋處應有退刀槽。 3.6.1.輸入軸的設計 3.6.1.1確定軸的最小直徑 軸的結構設計包括軸的形狀、軸的徑向尺寸和軸向尺寸。軸的結構設計是在初估軸頸基礎上進行的。 為了滿足設計要求，保證軸上零件的定位和規(guī)定，便于裝配，并有良好的加工工藝性，所以選擇階梯軸形。裝滾動軸承的定位軸肩尺寸應查有關的安裝尺寸。為便于裝配及減小應力集中，有配合的軸段直徑變化處做成引導錐。在一根軸上的軸承一般都取一樣型號，使軸承孔尺寸相同，可一次鏜孔，保證精度。 輸入軸為齒輪軸結構，選取軸的材料為20Cr，滲碳、淬火、回火處理。初估軸的最小直徑，可得 擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示 圖3-11 高速軸 3.6.1.2 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段（1）左端聯(lián)接聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的聯(lián)接尺寸為181mm，取減速器伸出軸段部分的長度為190mm；與聯(lián)軸器聯(lián)接的孔徑為5