《畢業(yè)設計（論文）加工柴油機汽缸體瓦蓋止口專用銑床設計(主傳動系統(tǒng)與銑頭)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）加工柴油機汽缸體瓦蓋止口專用銑床設計(主傳動系統(tǒng)與銑頭)（40頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。
1、提供全套，各專業(yè)畢業(yè)設計目 錄前言2摘 要3Abstract4第一章 總體設計51.1方案設計51.2主電機的選擇71.2.1銑削力的計算71.2.1.2三面刃銑刀81.2.3主電機的選擇81.3傳動比的計算91.3.1總傳動比91.3.2傳動比的分配9第二章 主傳動系統(tǒng)的設計92.1傳動裝置92.1.1動力及運動參數(shù)計算92.1.2傳動零件的設計計算102.1.3軸的設計計算142.1.4鍵的選用202.1.5滾動軸承的選用及計算202.1.6潤滑及密封222.1.7附件的設計及選擇232.2主傳動軸232.2.1 軸承座232.2.2 軸承的選用242.2.3 主傳動軸24第三章 銑頭24
2、3.1刀具選擇243.2 傳動裝置263.2.1 傳動零件273.2.1.1蝸輪蝸桿傳動273.2.1.2 人字齒輪293.2.2軸的設計333.2.3鍵的選用343.2.4滾動軸承的選擇343.2.5潤滑35結論及致謝36參考文獻37前言中國機床消費額已連續(xù)10年位居全球第一，機床產(chǎn)值連續(xù)3年全球第一，已成為全球最活躍的機床市場。從2012年1至8月份，我國X5032立式銑床機的關注趨勢可以看出，總體趨平，并略有下滑。三月份跌幅最大，環(huán)比跌幅43.7%,并在5月份稍有增長33.2%，7月份仍有較大跌幅，8月份稍有增緩?？傮w增長趨勢并不明顯，可見，我國臥式銑床市場仍有待開發(fā)。專用銑床是為某個特
3、定設計的特殊的，少見的，非標機床，前主要是端面、雙面組合鏜銑床、重型臺式鏜床、對頭銑鏜床、萬能銑鏜床他們廣泛用于大、中、小型金屬，非金屬材料工件加工，適應安裝各種類型通用及專用工具，可加工平面、凸臺、孔、導軌面及尾槽及T型槽等，能進行強力告訴切削，是機械加工的理想設備。本課題研究專用銑床用于加工柴油機汽缸體瓦蓋止口，是一個新型產(chǎn)品，發(fā)展空間很大。過去，柴油機汽缸體瓦蓋止口是在X53K型立銑上用50的棒銑刀加工，方法操作復雜，效率低，加工一件要一個多小時。國外一些廠家大多采用拉削，但專用止口拉刀的設計與制造非常困難。因此，進行技術革新，設計一臺加工采油機氣缸體瓦蓋止口的專用銑床才是最好的選擇。按
4、照要求設計一臺專用加工瓦蓋止口的銑床，設計出的銑床具有有序簡單，操作方便，生產(chǎn)效率提高等特點，保證加工精度要求。（1）標準化：機床夾具的標準化與通用化是相互聯(lián)系的兩個方面。目前我國已有夾具零件及部件的國家標準：以及各類通用夾具、組合夾具標準等。機床夾具的標準化，有利于夾具的商品化生產(chǎn)，有利于縮短生產(chǎn)準備周期，降低生產(chǎn)總成本。（2）高效化：高效化夾具主要用來減少工件加工的基本時間和輔助時間，以提高勞動生產(chǎn)率，減輕工人的勞動強度。常見的高效化夾具有自動化夾具、高速化夾具和具有夾緊力裝置的夾具等。例如，在銑床上使用電動虎鉗裝夾工件，效率可提高5倍左右；在車床上使用高速三爪自定心卡盤，可保證卡爪在試驗
5、轉速為9000r/min的條件下仍能牢固地夾緊工件，從而使切削速度大幅度提高。目前，除了在生產(chǎn)流水線、自動線配置相應的高效、自動化夾具外，在數(shù)控加床上，尤其在加工中心上出現(xiàn)了各種自動裝夾工件的夾具以及自動更換夾具的裝置，充分發(fā)揮了數(shù)控機床的效率。（3）精密化：隨著機械產(chǎn)品精密度的日益提高，勢必相應提高了對夾具的精密度要求。精密化夾具的結構類型很多，例如用于精密分度的多齒盤，其分度精度可達0.1；用于精密車削的高精度三爪自定心卡盤，其定心精度為5m。（4）柔性化：機床夾具的柔性化與機床的柔性化相似，它是指機床夾具通過調整、組合等方式，以適應工藝可變因素的能力。工藝的可變因素主要有：工序特征、生產(chǎn)
6、批量、工件的形狀和尺寸等。具有柔性化特征的新型夾具種類主要有：組合夾具、通用可調夾具、成組夾具、模塊化夾具、數(shù)控夾具等。為適應現(xiàn)代機械工業(yè)多品種、中小批量生產(chǎn)的需要，擴大夾具的柔性化程度，改變專用夾具的不可拆結構，發(fā)展可調夾具結構，將是當前夾具發(fā)展的主要方向。本次設計主要考慮其專用性，保證其加工速率以提高產(chǎn)能。摘 要本次畢業(yè)設計的是加工柴油機汽缸體瓦蓋止口的專用銑床（主傳動系統(tǒng)與銑頭）。專用銑床根據(jù)工件加工需要，進行結構設計。此次設計主要是將自己所學的知識結合輔助材料運用到設計中，鞏固和深化已學知識，掌握主傳動系統(tǒng)中的減速箱設計計算、主軸設計計算的一般步驟和方法，銑頭裝配。正確合理的確定執(zhí)行機
7、構，并完成銑床的整體布置，確定其聯(lián)系尺寸。最后完成裝配圖的繪制。整個設計過程主要分成：整體方案設計，主傳動系統(tǒng)設計，銑頭設計，機床組合。關鍵詞:專用銑床，主傳動系統(tǒng)，銑頭AbstractThe graduation design is special milling machine for Tiles seam allowance of cylinder body. Special milling machine is based on needs of work, match with a few special parts of cutting tools. The design is m
8、ainly their learned knowledge combined with auxiliary materials applied to the design, to consolidate and deepen the knowledge already learned to master the main transmission gearbox design calculations, general procedures and methods spindle design calculations, milling assembly. Reasonably determi
9、ne the correct actuators and complete the overall layout milling, determine its contact size. Finalize the assembly drawing. Throughout the design process is divided into: the overall program design, the main drive system design, design milling, machine combinations.Key Words : special milling machi
10、ne, the main drive system ,milling tools第一章 總體設計1.1方案設計過去，采油機汽缸體瓦蓋止口是在X53K型立銑上用50的棒銑刀加工。此方法操作復雜，效率低，加工一件要一個多小時。國外一些廠家大多采用拉削工藝，但專用止口拉刀的設計與制造相當困難。因此，進行技術革新，設計一臺加工采油機氣缸體瓦蓋止口的專用銑床才是最好的選擇。分析三種加工方案：圖1-1 加工方案比較（a）兩刀具之間距離L小，結構上不好布置，且刀具兩端面不易調整到同一平面上，刀具在直徑方向上磨損后難以調整，直接影響加工精度。（b）一把刀同時加工三個表面，刀具負荷較重且受力情況復雜，影響加工表
11、面粗糙度，刀具在直徑方向磨損后同樣難以調整，直接影響加工精度。（c）刀具尺寸大，且兩把刀具直徑必須一致，刀具的制造和調整困難。最后，決定采用下面的方案：把小尺寸刀具放到氣缸體里面去進行銑削，分四個工步。（依次向右為1、2、3、4）工步 1：用兩把三面刃銑刀分別粗銑兩側面；工步 2：用一把端銑刀粗銑結合面；工步 3：用兩把三面刃銑刀分別精銑兩側面；工步 4：用一把端銑刀精銑結合面；此方案的優(yōu)點是：每把刀具進行一個面的端刃切削，受力情況好，易于保證加工要求，刀刃磨損后便于調整，刀具壽命高，制造容易。機床布置成臥式，粗精銑合并在一臺機床上進行。兩個銑頭（粗銑銑頭和精銑銑頭）固定安裝在臥式床身兩導軌間
12、，由床身后面的主傳動電機經(jīng)傳動裝置、主傳動軸和彈性聯(lián)軸節(jié)帶動兩個銑頭主軸旋轉。減速器在傳動裝置中應用最廣，故本設計中傳動裝置用減速器。減速器中的傳動機構有圓柱齒輪傳動、錐齒輪傳動、蝸桿傳動、帶傳動、鏈傳動和開式齒輪傳動。圓柱齒輪具有傳動承載能力大、效率高、允許高轉數(shù)、傳動比準確、穩(wěn)定、工作可靠性高,壽命長，制造精度高，成本高等特性，在傳動裝置中一般首先采用齒輪傳動。斜齒傳動的輪齒之間是漸出漸進傳動，直齒輪傳動是第一對齒離開后一段時間（非常短），下一對輪齒才嚙合，重合度比斜齒輪小，直齒傳動容易產(chǎn)生突然震動，不適宜重載情況。在傳動的時候，斜齒輪傳動能產(chǎn)生一定的軸向力，因此斜齒輪既能承受徑向力，也能
13、承受軸向力。然而直齒輪滿足不了這一點，從承載和傳動來講，斜齒輪傳動比直齒輪傳動平穩(wěn)，噪音低，能承受重載，能承受相當?shù)妮S向載荷，使用壽命長，傳遞能力比直齒輪強得多，又由于銑削過程產(chǎn)生軸向力，所以減速器中采用斜齒輪傳動。蝸桿傳動用于實現(xiàn)空間交錯軸間的運動傳遞，一般交錯角為90度。其特點是結構緊湊、傳動比大、傳動平穩(wěn)、易自鎖，所以適于中心功率的傳動。考慮到銑頭的結構，銑頭中采用蝸桿傳動。1.2主電機的選擇1.2.1銑削力的計算在已知條件中，主軸轉速、切削速度、進給速度一樣，對切削力影響最大的就是切削深度：切削深度越大，所需切削力越大。故以下設計中以粗銑作為設計基礎。查資料可知：汽缸體材料為灰鑄鐵HT
14、200，硬度HBW=200HBS端銑刀材料為硬質合金，屬于面銑刀，其主偏角kr=2575,取kr=75（徑向分力大于軸向分力，切入切出較穩(wěn)），前角=0，直徑=138.5mm。三面刃銑刀的材料為高速鋼，屬于盤銑刀，其前角，取，無主偏角，直徑。已知條件：主軸轉速粗銑n=100r/min 切削速度Vc=4060m/min 切削深度粗銑a=6mm 進給速度V=125m/min，每齒進給量=0.08mm/z由VC=dn/1000及n=100r/min得端銑刀銑削速度43m/min=0.72m/s 三面刃銑刀銑削速度vc=37.8m/min=0.63m/s由Vf=fn=fzzn=125m/min及fz=0
15、.08mm/z，n=100r/min得齒數(shù)z=15.6,取整為z=16，每轉進給量f=fzz=1.28mm/r主銑削力Fz在切削合力中最大，消耗功率最多，約占總功率的95%，是決定機床主電機的功率、設計與校核主傳動系統(tǒng)各零件以及夾具，刀具強度，剛度的重要依據(jù)。銑削力Fz的計算公式：硬質合金銑刀Fz=513ap0.9af0.74ae1.0Zd0-1.0kFZ 高速鋼銑刀 Fz=cFZapaf0.65ae0.83d0-0.83ZkFZ式中cFZ：與工件材料和其他切削條件有關的系數(shù)ap：銑削深度af：每齒進給量ae：銑削寬度，指垂直于進給方向測量出的加工面寬度kFZ：修正系數(shù)，KFZ=KmFZKFZ
16、KFZ1.2.1.1端銑刀查表得：工件材料系數(shù)KmFZ=HB/190=200/190，前角系數(shù)KFZ=0.89，主偏角系數(shù)KFZ=1.06由以上可得：銑削力FZ1 =51360.90.080.74138.51.016138.5-1.02001900.891.06=6118.82N1.2.1.2三面刃銑刀查表得 cFZ=282，工件材料系數(shù)KmFZ=(HB/190)0.05=（200190）0.55，前角系數(shù)KFZ=1.08，無主偏角系數(shù)由以上可得：銑削力FZ2 =28260.080.74121.0119.6-0.8316（200190）0.551.08=853.74N因FZ1FZ2 ，故以端銑
17、刀的銑削力FZ1為基礎進行計算。1.2.2銑削功率及銑削扭矩的計算銑削功率PZ=FZvc/1000 =6116.820.72/1000 =4.41KW銑削扭矩T=FZd02103=14.410=423.73Nm1.2.3主電機的選擇Y系列三相交流異步電機：效率高、節(jié)能、堵轉轉矩高，噪音低、振動小、運行安全可靠，結構簡單，價格低廉，維護方便，適用于無特殊要求的機械上；YZ和YZR系列主要用于起重和冶金機械上。由銑削功率可得主電機所需功率PePz/=4.41/0.85 =5.19KW式中：機床傳動效率，一般=0.750.85，取=0.85。由主電機所需功率Pe5.19KW,查表選擇電機型號：Y13
18、2S4，其額定功率為5.5KW，滿載轉速1440r/min,機座中心高為132mm，外伸軸徑為D=38mm，考慮到電機與傳動裝置的連接直接用電機的外伸軸，故選擇安裝方式為B3，即機座帶地腳、端蓋無凸緣的形式。1.3傳動比的計算1.3.1總傳動比由：總傳動比i=nm/nw電機滿載轉速nm=1440r/min主軸轉速nw=100 r/min得：總傳動比i=14.41.3.2傳動比的分配 傳動比的分配是設計中的一個重要問題，分配的不合理會造成結構尺寸大、相關尺寸不協(xié)調、成本高、制造和安裝不方便等問題。因此，分配傳動比時，每級傳動比應在推薦值的范圍內。特殊情況下，只要保證傳動裝置的尺寸協(xié)調，結構勻稱，
19、不發(fā)生干涉現(xiàn)象可根據(jù)實際情況進行設置。查表知，閉式蝸桿傳動的傳動比一般為i=1040。考慮到總傳動比較小，故取i=10，則圓柱齒輪傳動的傳動比為i=14.410=1.44。查閱資料可知，通用圓柱齒輪減速器的傳動比為：一級 i=1.257.1，二級 i=6.356，三級i=20315，則減速器確定為一級減速器。第二章 主傳動系統(tǒng)的設計2.1傳動裝置2.1.1動力及運動參數(shù)計算由傳動比i=1.44，電機所需功率Pe=5.19KW，額定功率為5.5KW，滿載轉速nw=1440r/min2.1.1.1各軸轉速計算由電機轉速nw=1440r/min，則軸轉速n2=n1/i=1440/1.44=1000r
20、/min2.1.1.2各軸輸入功率計算計算各軸功率時，按電機所需功率來進行計算，這樣可以使設計出的傳動裝置結構緊湊，尤其設計專用傳動裝置時，常用這種方法。查表可知聯(lián)軸器的效率為1=0.99，閉式傳動（假設齒輪精度為8級）的效率為2=0.97，滾動軸承的效率3=0.99，可得：軸輸入功率P1=Pe1=5.190.99KW=5.1381KW軸輸入功率P2=P123=5.13810.970.99=4.9341KW2.1.1.3各軸輸入扭矩計算T1=9550Pen1=95505.13811440=34.0755NM=34075.5NmmT2=9550P2n2=95504.93411000=47.120
21、6NM=47120.1Nmm2.1.2傳動零件的設計計算2.1.2.1選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級用鋼和鑄鐵制造的齒輪應常進行一些熱處理，以改善材料的性能，滿足齒輪不同的工作需求。正火和調制時獲得軟齒面齒輪的熱處理方法，其精度可以達到7、8、9級。由于小齒輪的盈利循環(huán)次數(shù)要比大齒輪的要多，且小齒輪的根部強度較弱，為使大小齒輪的強度接近，應使小齒輪的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高3050HBS，通常采用調制的小齒輪與調制或正火的大齒輪配對，適用于對齒輪尺寸和精度要求不高的傳動中。整體淬火和表面熱處理是獲得硬齒面齒輪的熱處理方法，其精度可達4、5級，適用于高速、重載和精密的傳動中。本設計中，大
22、小齒輪均為軟齒面，小齒輪用40Cr調制，平均硬度為270HBS，大齒輪用45鋼調制，平均硬度為230HBS，選用8級精度。2.1.2.2初步計算齒輪參數(shù)齒輪主要的失效形式為輪齒的失效，分輪齒折斷、齒面點蝕、齒面磨損、齒面膠合、塑性變形。在設計時，對于閉式軟齒面齒輪（齒面硬度350HBS）,首先保證齒面接觸疲勞強度，對于硬齒面齒輪（齒面硬度350HBS）,首先保證齒根彎曲疲勞強度。由前面所述，采用的為軟齒面齒輪。對于閉式軟齒面齒輪傳動，其失效形式主要是齒面點蝕，其次是齒面折斷，所以先按齒面接觸疲勞強度進行設計，確定齒輪的主要參數(shù)后，再校核齒根彎曲強度。按齒面接觸疲勞強度初步計算齒輪參數(shù)d1t32
23、KtT1du+1u(ZHZEH)21試選載荷系數(shù)KtKt=1.21.4，取Kt=1.2；2 計算小齒輪轉矩T1由前面計算可知：T1=34075.5Nmm；3 齒寬系數(shù)d載荷一定時，齒寬系數(shù)大，可減小齒輪的直徑或中心距，能在一定程度上減輕整個傳動系統(tǒng)的重量，但卻增加了軸向尺寸，增加了載荷沿齒寬發(fā)布的不均勻性，經(jīng)查表取齒輪相對軸承不對稱布置時，d=0.61.2，當為斜齒輪和人字齒輪時取最大值，取d=1.0；4 齒數(shù)比uu = i = Z2Z1 =1.44；5 齒數(shù)Z 對于閉式軟齒面齒輪傳動，在保持分度圓直徑d不變和滿足彎曲強度的條件下，齒數(shù)Z應選的大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和減少噪音。齒數(shù)增多，模數(shù)
24、減小，還可以減少金屬的切削量，節(jié)省制造費用。同時模數(shù)減小還能降低齒高，減少滑動系數(shù)，減少磨損，提高抗膠合能力。一般可取Z1=2040。這里取Z1=35，Z2=uZ1=1.4435=50.4，取整為Z2=51，初選螺旋角 =16（=820），則可得斜齒輪傳動的端面重合度=1.88-2(1Z1-1Z2)cos=1.88-2(135-151)cos16=1.659；6 區(qū)域系數(shù)ZH由 =16查圖可得ZH=2.407彈性影響系數(shù)ZE查表可得彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2；8 許用接觸應力H小齒輪材料為40Cr，查表可知接觸疲勞極限Hlim1=600MPa；大齒輪材料為45鋼調制，查表可知接觸
25、疲勞極限Hlim2=550MPa；設齒輪每天工作8小時，預計使用壽命5年，則可得：應力循環(huán)次數(shù)N1=60jn1LH=6011440(83005)=1.037109 N2=N1/u=1.037109/1.44=7.20108查圖可知接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=1.0，ZN2=1.05對接觸疲勞強度的計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪音，振動增大，并不立即導致不可工作，故可取安全系數(shù)SH=1.0，則H1=Hlim1ZN1SH=6001.01.0=600 MPaH2=Hlim1ZN1SH=5501.051.0=577.5 MPaH1H2取H=H2=577.5 MPa；9 初算小齒輪分度圓直徑d1td1t3
26、2KtT1du+1u(ZHZEH)2=321.234075.521.01.6591.44+11.44(2.40189.8577.5)2 =37.32mm2.1.2.3確定傳動尺寸1 計算圓周速度vV=d1tn1601000=3.1437.321440601000=2.81m/s查表可知8級斜齒圓柱齒輪圓周速度v12m/s，故8級精度合用。2 計算載荷系數(shù)K因工作穩(wěn)定，查表可得使用系數(shù)KA=1；由v=2.81m/s，查圖中8級精度曲線，得動載系數(shù)KV=1.15；查表得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2；查圖得齒向載荷分布系數(shù)K=1.08；則：K=KAKVKK=11.151.21.08=1.493 對d1
27、t進行修正d1t=d1t3KKt=37.3231.491.2=40.112mm4 確定模數(shù)mn mn=d1cosZ1=40.112cos1635=1.10mm取標準模數(shù)為mn=2mm5 計算中心距aa=mn(Z1+Z2)2cos=2(35+51)2cos16=89.466mm圓整為a=90mm6 精算螺旋角 =arccosmn(Z1+Z2)2a=arccos2(35+51)290=17.146因為值與所選值相差較小，所以與相關的數(shù)據(jù)無需修正。7 精算分度圓直徑dd1=mnZ1cos=235cos17.146=73.256mm (d140.112mm合適)d2=mnZ2cos=251cos17.
28、146=106.744mm8 計算齒寬b b= dd1=1.073.256=73.256mm，取整為b=74，對于圓柱齒輪傳動，為補償安裝時的軸向偏移，應取大齒輪齒寬b2=b，小齒輪齒寬b1=b2+（510）=80mm2.1.2.4校核齒根彎曲強度斜齒輪的接觸線是傾斜的，因而受載時齒輪的失效形式往往是局部折斷，按齒根彎曲強度校核，其校核公式是F=2KT1bd1mnYFaYSaYF式中各參數(shù)如下：1 K、T1、b、d1、mn、值同前；2由當量齒數(shù)Zv1=Z1COS3=35COS317.146=40.11Zv2=Z2COS3=51COS317.146=58.45由Zv查表用插值法求得YFa1=2.
29、40，YFa2=2.29 YSa1=1.67，YSa2=1.723 螺旋角影響系數(shù)Y斜齒輪縱向重合度=0.318dZ1tan=0.3181.035tan17.146=3.434則查圖可得Y=0.854 許用彎曲應力F，即按F=FlimYstYNSF計算查圖得彎曲疲勞強度Flim1=200MPa，F(xiàn)lim2=160MPa；查圖得彎曲疲勞強度YN1=YN2=1.0；取應力修正系數(shù)Yst=2.0；對于安全系數(shù)，一旦發(fā)生事故，后果往往比較嚴重。取SF=1.5，故F1=Flim1YstYN1SF=3002.01.01.5=400MPaF2=Flim2YstYN2SF=2302.01.01.5=307MP
30、a5 校核齒根彎曲疲勞強度FF1=2KT1bd1mnYFa1YSa1Y =21.5234075.57473.25621.6592.401.670.85 =19.48MPaF1F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=19.482.291.722.401.67=19.14MPaF2滿足齒根彎曲疲勞強度。2.12.5結構設計齒輪1：由于其e2mt，所以做成齒輪軸。齒輪2：由于齒頂圓直徑da160mm，所以做成實心式齒輪結構。2.1.3軸的設計計算軸是機器中的主要支承件之一，用來支撐做回轉運動的傳動零件，如齒輪、渦輪、帶輪、鏈輪、聯(lián)軸器等。大多數(shù)的軸還起到傳遞扭矩和運動的作用，而軸本身又被軸承所支
31、撐。根據(jù)承載情況，軸可以分為轉軸、心軸、傳動軸三大類。轉軸既承受彎矩又承受扭矩，如減速器中的軸；心軸只受彎矩不受扭矩，如直行車的前輪（固定心軸）和鐵路機車輪軸（轉動心軸）；傳動軸只受扭矩不受彎矩或彎矩很小，如汽車發(fā)動機和后橋之間的軸。軸的設計包括結構設計和軸的強度、剛度的計算兩方面的內容：軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的外形和結構尺寸。軸的結構這幾不合理，會直接影響軸的工作能力和工作可靠性，還會增加制造成本和裝配的難度。因此，軸的結構設計是軸的設計中的重要內容。具有足夠的強度和剛度是除結構合理外的最重要因素。工程上常用的軸的強度計算方法有以下幾
32、種：按扭矩強度條件計算，此種方法常用于結構設計前的初步計算，對于僅承受扭矩或主要承受扭矩的傳動軸也可以采用此種方法設計計算；按彎扭合成強度條件計算，對于不大重要的軸，也作為最后的校核計算；按安全系數(shù)法進行校核計算，是考慮軸疲勞強度的諸多因素的精確計算。在轉軸設計中，其特點就是不能首先通過精確計算確定軸的截面尺寸。因為轉軸工作時，受彎矩和扭矩的聯(lián)合作用，而彎矩又與軸上載荷的大小及軸上零件的相互位置有關。所以當軸的結構尺寸沒確定前，無法求出軸所受的彎矩。因此先按扭轉強度或經(jīng)驗公式估算軸的直徑，然后進行軸的結構設計，最后進行軸的強度驗算。由前述可知，本設計中的軸為轉軸。由前面計算可知：高速軸所受的轉
33、矩T1=34075.5Nmm低速軸所受的轉矩T2=47120.1NmmT1T2,所以以輸出軸為標準進行計算。2.1.3.1選擇軸的材料 考慮到軸的失效形式，其材料應具有一定的強度、剛度及耐磨性；同時還應考慮工藝性和經(jīng)濟性的要求。通過已知條件和查閱相關的設計手冊得知，該傳動機所傳遞的功率屬于中小型功率。因此軸所承受的扭矩不大。故選擇45號鋼，并進行調質處理。（由于45號鋼成本適中，且經(jīng)過調質處理后，可提高其綜合性能，所以選為本軸的制作材料。）由表可得b=640MPa，彎曲疲勞強度-1=275MPa，剪切疲勞強度-1=155MPa。2.1.3.2輸出軸的功率P2、轉速及扭矩T2由前面計算可知：P2
34、=4.9341KW，n2=1000r/min，T2=34075.5Nmm2.1.3.3初步估算最小軸徑由表，當選取軸的材料為45鋼時，取C=110，于是得dmin =C3P2n2 =11034.93411000=18.73mm輸出軸的最小軸徑顯然為安裝聯(lián)軸器的軸徑。考慮到軸上開有鍵槽對軸的強度的削弱，軸徑增大5%，故dmin=1.0518.73=19.67mm。2.1.3.4聯(lián)軸器的選擇為使所選軸徑與聯(lián)軸器相適應，要選擇合適的聯(lián)軸器。彈性套柱銷聯(lián)軸器制造容易，裝拆方便，成本低，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖吸震的能力適用于連接載荷平穩(wěn)、需要正反轉或啟動頻繁的傳遞中小轉矩的軸。本設計
35、選擇這種聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT=1.534075.5Nmm式中：KA 工況系數(shù)，查表知KA=1.5 T 工稱轉矩，由前面計算可知T=34075.5Nmm因為電機外伸軸軸徑D=38mm，且輸出軸的軸徑比輸入軸軸徑大，可選輸入軸的聯(lián)軸器型號為LT6JA3860JA3260：主動端為J型軸孔，A型鍵槽，d1=38mm，L1=60mm 從動端為J型軸孔，A型鍵槽，d2=32mm，L1=60mm因結構原因，輸出軸的最小軸徑選為d=36mm。2.1.3.5軸的結構設計由已確定部分可知本設計所用減速器為一級減速器，所以結構相對緊湊，軸的結構設計也相對簡單。根據(jù)減速器的安裝要求，圖給出了減速器
36、中主要零件的相對位置關系；圓柱齒輪端面距箱體內部距離a，以及滾動軸承內側端面與箱體內壁間的距離s（用以考慮箱體的鑄造誤差）等，設計時選擇合適的尺寸以確定主要零件的相互位置（見圖）。2.1.3.6軸的強度驗算先做出軸的受力計算圖，如圖所示。取集中載荷作用于齒輪及軸承的中點。1 計算齒輪上作用力的大小由前面計算可得，低速級齒輪的分度圓直徑d2=106.744mm，分度圓螺旋角 =17.146，標準齒輪的法向壓力角n=20，齒寬b2=74mm，轉矩T2=47120.1Nmm則圓周力 Ft =2T2d2=247120.1106.744=882.86N 徑向力 Fr =Fttanncos=882.86t
37、an20cos17.146=336.28N軸向力 Fa =Fttan=882.86tan17.146=272.38N各力的方向如圖（a）所示。2 計算軸承的支反力a 水平面上的支反力，見圖（b）RHA=F1L2L1+L2=882.867072+70=435.21NRHC=F1L2L1+L2=882.867272+70=447.65Nb 垂直面上的支反力，見圖（d）RVA = FrL2-Fad22L1+L2 = 336.2870-272.38106.44272+70 =63.67NRVC = FrL2+Fad22L1+L2 = 336.2872+272.38106.44272+70=272.60
38、N3 畫彎矩圖截面B處的彎矩a 水平面上的彎矩圖，見圖（c）MHB =RHCL2=447.6570=31335.5Nmmb 垂直面上的彎矩圖，見圖（e） MVB1 =RVAL2=63.6770=4456.9NmmMVB2 =RVCL1=272.6072=19627.2Nmmc 合成彎矩圖，見圖（f）MB1 =MHB2+MVB12=31335.52+4456.92=31650.87 NmmMB2 =MHB2+MVB22=31335.52+19627.22=36974.86 Nmm4 畫扭矩圖，見圖（g）T=47120.1 Nmm5 畫計算彎矩圖，見圖（h）因單向運轉，視扭矩為脈動循環(huán)，則應力校正
39、系數(shù)=-1b0b0.6，則截處的當量彎矩為Me1=MB12+(T)2=31650.872+(0.647120.1)2=42439.21 NmmMe2=MB2=36974.86 Nmm6 按彎扭合成應力校核軸的強度由圖（h）可見截面B處的當量彎矩最大，故校核該截面的強度e=Me1W=42439.210.1523=3.02MPa式中：W抗彎模量，W=d3/320.1d3，其中d為裝齒輪的軸徑。查表得許用彎曲應力-1b=60MPa。因eS故安全-2.1.4鍵的選用鍵常用于軸上零件與軸的周向定位和固定，利用鍵作為連接過渡零件傳動力和運動。其中，平鍵連接是結構最簡單的一種，它能傳遞較大的扭矩，且易加工，
40、裝拆方便，應用廣泛。本次設計選用A型平鍵連接。根據(jù)裝齒輪段的軸徑選用圓頭普通平鍵A型：bh=1492.1.5滾動軸承的選用及計算2.1.5.1滾動軸承的選用滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件之間的滾動接觸來支承轉動零件的，具有摩擦力小、啟動靈活、效率高、潤滑方便和互換性好等優(yōu)點。根據(jù)軸的結構及受力情況輸入軸裝軸承處的軸徑為d=35mm，則選軸承型號為30207，輸出軸中裝軸承處的軸徑d=45mm,則選軸承型號為30209。2.1.5.2軸承的校核為保證軸承的正常工作，應對其重要的失效形式進行計算，對一般轉動的軸承，疲勞點蝕是主要的失效形式，故應進行壽命計算。由前面計算可知
41、，軸的齒輪分度圓d1=73.256，轉速n=1440r/min，轉矩T1=34075.5Nmm則可得齒輪受圓周力Ft=2T1d1=234075.573.256=930.31N徑向力Fr=Fttanncos=930.31tan20cos17.146=354.35N軸向力Fa=Fttan=930.31tan17.146=287.02N由前面計算可知，軸中軸承所受的圓周力圓周力Ft=882.86N，徑向力Fr=336.28N，軸向力Fa=272.38N，由此：軸中軸承所受的力比軸所受的力大，故校核軸承30209。按公式Lh=10660n(CP)進行校核。查表可知30209軸承Cr=67800N，e=
42、0.4，Y=1.5。（1）求軸承的軸向載荷FA。 軸承受力情況如圖所示經(jīng)計算軸承所受徑向力FR1=252.59N FR2=90.85N軸承內部軸向力FS1=FR1/(2Y)=84.20N FS2=FR2/(2Y)=30.28N軸承的軸向載荷：因FS2+Fa=30.28+287.02=317.30NFS1=84.20N，故軸承“放松”，軸承1“壓緊”，則FA1=FS2+Fa=317.30NFA2=FS2=30.28N由軸承 FA1 FR1=317.30252.59=1.26e=0.37查表得徑向載荷系數(shù)X=0.4，Y=1.6，查表得載荷系數(shù)fp=1.5則可得P1=fp(XFR1+YFA1)=1.
43、5(0.4252.59+1.6317.30)=913.07N由軸承FA2 FR2=30.2890.85=0.33P2，故應以P1作為軸承壽命計算依據(jù)。（3）求軸承的實際壽命已知滾子軸承壽命指數(shù)=10/3Lh=10660n(CP)=106601440(67800913.07)103=19917660.46h實際壽命比預期壽命達，故所選軸承合適。2.1.5.3軸承的組合設計1 支承結構本設計中軸承跨距較小，工作溫度不高，可采用兩段固定結構。單個支撐點對軸系進行一個軸向的固定，合在一起就限制了軸的雙向移動。2 配合軸承內圈與軸的配合采用基孔制，外圈與座孔的配合采用基軸制。2.1.6潤滑及密封2.1.
44、6.1齒輪的潤滑由齒輪材料、齒面硬度以及齒輪的圓周速度，查表得齒輪傳動中潤滑油的黏度為82mm2/s。根據(jù)黏度，選用AN150號全損耗系統(tǒng)用油。由于齒輪的圓周速度v=2.84m/s45HRC，查表可得渦輪的基本許用接觸應力H =268MPa應力循環(huán)次數(shù)N=60jn2Lh=601100(83005)=7.2107壽命系數(shù) KHN=8107N=81077.2107=0.7813則 H= KHNH =0.7813268=209.39MPa 計算中心距aa31.042373(1602.60209.39)2=55.10mm則蝸桿分度圓直徑d10.68a0.875=0.6855.100.875=22.70
45、mmm=2a-d1z2=255.10-22.7020=4.375mm，查表取標準模數(shù)m=5mm，分度圓直徑d1=35.5mm，中心距a=63mm則可得直徑系數(shù)q=d1/m=7.1，d1/a=0.56。查圖可得Z=2.55Z=2.60，故以上結果可用。4 蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸名稱代號公式及說明中心距aa=(d1+d2+2m)/2,按標準取a=63mm蝸桿頭數(shù)z1按規(guī)定選取，通常為1,2,4,6。這里取2渦輪齒數(shù)z220傳動比i10齒形角20模數(shù)m4.5渦輪變位系數(shù)X20蝸桿直徑系數(shù)q7.889蝸桿軸向齒距pa1413蝸桿導程p228.26蝸桿導程角14.23蝸桿、渦輪齒頂高ha4.5蝸
46、桿、渦輪齒根高hf5.625蝸桿、渦輪齒高h10.125頂隙c1.125蝸桿、渦輪分度圓直徑d35.5 90蝸桿、渦輪節(jié)圓直徑d35.5 90蝸桿、渦輪齒頂圓直徑da44.5 99蝸桿、渦輪齒根圓直徑df24.25 78.75蝸桿齒寬b158.5蝸桿軸向齒厚sa7.065蝸桿法向齒厚sn6.848渦輪齒寬b229.16蝸桿圓周速度vc1 = d2n1601000 = 3.1435.51000601000 = 1.86m/s渦輪圓周速度vc2 = d2n2601000 = 3.14901000601000 = 0.47m/s滑動速度v=vc12+vc22=1.862+0.472=1.92m/s5
47、 校核齒根彎曲疲勞強度F=1.53KT2d1d2mcosYFa2YF當量齒數(shù)zV2 = z2cos3 = 20cos315.73 =22.50,從圖7-15中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.40螺旋角系數(shù)Y=1-120=0.87許用彎曲應力F= FKFN從表7-11中查得由ZCuSn10Pb1制造的渦輪的基本許用彎曲應力F=56MPa壽命系數(shù)KFN=9106N=91067.2107=0.62F = 560.62 =34.72MPaF=1.531.04237335.51005cos15.732.400.87=7.49MPa F彎曲強度滿足要求。6 精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動
48、是動力傳動，屬于通用機械，從GB/T10089-1998圓柱蝸桿、渦輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1998。然后由有關手冊確定公差項目及表面粗糙度。7 熱平衡計算因為箱體面積很小而且蝸輪蝸桿發(fā)熱量大，所以需要在傳動箱內加裝循環(huán)冷卻管。3.2.1.2 人字齒輪由于人字齒輪可看做是兩個斜齒輪組成的，所以計算參照斜齒輪計算。1 選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級用鋼和鑄鐵制造的齒輪應常進行一些熱處理，以改善材料的性能，滿足齒輪不同的工作需求。正火和調制時獲得軟齒面齒輪的熱處理方法，其精度可以達到7、8、9級。由于小齒輪的盈利循環(huán)次數(shù)要比大齒輪的要多，且小齒輪的根部強度較弱，為使大小齒輪的強度接近，應使小齒輪的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高3050HBS，通常采用調制的小齒輪與調制
畢業(yè)設計（論文）加工柴油機汽缸體瓦蓋止口專用銑床設計(主傳動系統(tǒng)與銑頭)
