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)

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1、 提供全套，各專業(yè)畢業(yè)設計 目 錄 前言 2 摘 要 3 Abstract 4 第一章 總體設計 5 1.1方案設計 5 1.2主電機的選擇 7 1.2.1銑削力的計算 7 1.2.1.2三面刃銑刀 8 1.2.3主電機的選擇 8 1.3傳動比的計算 9 1.3.1總傳動比 9 1.3.2傳動比的分配 9 第二章 主傳動系統(tǒng)的設計 9 2.1傳動裝置 9 2.1.1動力及運動參數(shù)計算 9 2.1.2傳動零件的設計計算 10 2.1.3軸的設計計算 14 2.1.4鍵的選用 20 2.1.5滾動軸承的選用及計算 20 2.1.6潤滑及密封 22

2、2.1.7附件的設計及選擇 23 2.2主傳動軸 23 2.2.1 軸承座 23 2.2.2 軸承的選用 24 2.2.3 主傳動軸 24 第三章 銑頭 24 3.1刀具選擇 24 3.2 傳動裝置 26 3.2.1 傳動零件 27 3.2.1.1蝸輪蝸桿傳動 27 3.2.1.2 人字齒輪 29 3.2.2軸的設計 33 3.2.3鍵的選用 34 3.2.4滾動軸承的選擇 34 3.2.5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

3、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。總體增長趨勢并不明顯，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，是一個新型產品，發(fā)展空間很大

4、。 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，有利于縮短生產準備周期，降低生產總成本。 （2）高

5、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

6、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5μm。 （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能。

7、 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 Abstract The grad

8、uation 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 mainly their learned knowledge combined with auxiliary materials applied to the design, to consolidate

9、 and deepen the knowledge already learned to master the main transmission gearbox design calculations, general procedures and methods spindle design calculations, milling assembly. Reasonably determine the correct actuators and complete the overall layout milling, determine its contact size. Finaliz

10、e 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 machine, the main drive system ,milling tools 第一章 總體設計 1.1方案設計 過去

11、，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

12、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，由床身后面的主傳動電機經傳動裝置、主傳動

13、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，斜齒輪傳動能產生一定的軸向力，因此斜齒輪既能承受徑向力，也能承受軸向力。然而直齒輪滿足不了這一點，

14、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?？紤]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HT200，硬度H

15、BW=200HBS 端銑刀材料為硬質合金，屬于面銑刀，其主偏角kr=25~75,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=40~60m/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=3

16、7.8m/min=0.63m/s 由Vf=fn=fzzn=125m/min及fz=0.08mm/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

17、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=KmFZKγFZKκFZ 1.2.1.1端銑刀 查表得：工件材料系數(shù)KmFZ=HB/190=200/190，前角系數(shù)KγFZ=0.89，主偏角系數(shù)KκFZ=1.06 由以上可得： 銑削力FZ1 =51360.90.080.74138.51.016138.5-1.02001900.891.06 =6118.82N 1.2.1.2三面刃銑刀 查表得 cFZ=282，工件材料系數(shù)KmFZ=(HB/190)0.05=（200190）0.55

18、，前角系數(shù)KγFZ=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FZ1>FZ2 ，故以端銑刀的銑削力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=423.73Nm 1.2.3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

19、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Pe>Pz/η=4.41/0.85 =5.19KW 式中：η—機床傳動效率，一般η=0.75~0.85，取η=0.85。 由主電機所需功率Pe>5.19KW,查表選擇電機型號：Y132S—4，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

20、。 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=14.4 1.3.2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，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=10~40?？紤]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=

21、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=1.25~7.1，二級 i=6.3~56， 三級i=20~315，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/min 2.1.1.1各軸轉速計算 由電機轉速nw=1440r/min，則軸Ⅱ轉速n2=n1/i=1440/1.44=1000r/min 2.1.1.2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

22、，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η1=0.99，閉式傳動（假設齒輪精度為8級）的效率為η2=0.97，滾動軸承的效率η3=0.99，可得： 軸Ⅰ輸入功率P1=Peη1=5.190.99KW=5.1381KW 軸Ⅱ輸入功率P2=P1η2η3=5.13810.970.99=4.9341KW 2.1.1.3各軸輸入扭矩計算 T1=9550Pen1=95505.13811440=34.0755NM=34075.5Nmm T2=9550P2n2=95504.93411000=47.1206NM=47120.1Nmm 2.1.2傳動零件的設計計算 2.1.2

23、.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30~50HBS，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，大小齒輪均為軟齒面，小齒輪用40Cr調制，平均硬度為270

24、HBS，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) d1t≥32KtT1Φdεαu+1u(ZHZEσH

25、)2 1試選載荷系數(shù)Kt Kt=1.2~1.4，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)Φd 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，經查表取齒輪相對軸承不對稱布置時，Φd=0.6~1.2，當為斜齒輪和人字齒輪時取最大值，取Φd=1.0； 4 齒數(shù)比u u = 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

26、和減少噪音。齒數(shù)增多，模數(shù)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=20~40。這里取Z1=35，Z2=uZ1=1.4435=50.4，取整為Z2=51，初選螺旋角β =16（β=8~20），則可得斜齒輪傳動的端面重合度 εα=[1.88-2(1Z1-1Z2)]cosβ =[1.88-2(135-151)]cos16 =1.659； 6 區(qū)域系數(shù)ZH 由β =16查圖可得ZH=2.40 7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σH 小齒輪材料為40

27、Cr，查表可知接觸疲勞極限σHlim1=600MPa；大齒輪材料為45鋼調制，查表可知接觸疲勞極限σHlim2=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 σH1=σHlim1ZN1SH=6001.01.0=600 MPa

28、σH2=σHlim1ZN1SH=5501.051.0=577.5 MPa ∵σH1＞σH2 ∴取σH=σH2=577.5 MPa； 9 初算小齒輪分度圓直徑d1t d1t≥32KtT1Φdεαu+1u(ZHZEσH)2=321.234075.521.01.6591.44+11.44(2.40189.8577.5)2 =37.32mm 2.1.2.3確定傳動尺寸 1 計算圓周速度v V=πd1tn1601000=3.1437.321440601000=2.81m/s 查表可知8級斜齒圓柱齒輪圓周速度v≤12m/s，故8級精度合用。

29、 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)Kα=1.2； 查圖得齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.08； 則：K=KAKVKαKβ=11.151.21.08=1.49 3 對d1t進行修正 d1t=d1t3KKt=37.3231.491.2=40.112mm 4 確定模數(shù)mn mn=d1cosβZ1=40.112cos1635=1.10mm 取標準模數(shù)為mn=2mm 5 計算中心距a a=mn(Z1+Z2)2cosβ=2(35+51)2cos16=89.466mm

30、 圓整為a=90mm 6 精算螺旋角β β =arccosmn(Z1+Z2)2a==arccos2(35+51)290=17.146 因為β值與所選值相差較小，所以與β相關的數(shù)據(jù)無需修正。 7 精算分度圓直徑d d1=mnZ1cosβ=235cos17.146=73.256mm (d1＞40.112mm合適) d2=mnZ2cosβ=251cos17.146=106.744mm 8 計算齒寬b b= Φdd1=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+（5~10）=80m

31、m 2.1.2.4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 σF=2KT1bd1mnεαYFaYSaYβ≤[σF] 式中各參數(shù)如下： 1 K、T1、b、d1、mn、εα值同前； 2由當量齒數(shù) Zv1=Z1COS3β=35COS317.146=40.11 Zv2=Z2COS3β=51COS317.146=58.45 由Zv查表用插值法求得YFa1=2.40，YFa2=2.29 YSa1=1.67，YSa2=1.72 3 螺旋角影響系數(shù)Yβ 斜齒輪縱向重合度εβ

32、=0.318ΦdZ1tanβ=0.3181.035tan17.146=3.434 則查圖可得Yβ=0.85 4 許用彎曲應力[σF]，即按[σF]=σFlimYstYNSF計算 查圖得彎曲疲勞強度σFlim1=200MPa，σFlim2=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 [σF]1=σFlim1YstYN1SF=3002.01.01.5=400MPa [σF]2=σFlim2YstYN2SF=2302.01.01.5=307MPa 5 校核齒根彎曲疲勞強

33、度σF σF1=2KT1bd1mnεαYFa1YSa1Yβ =21.5234075.57473.25621.6592.401.670.85 =19.48MPa＜[σF]1 σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=19.482.291.722.401.67=19.14MPa＜[σF]2 滿足齒根彎曲疲勞強度。 2.12.5結構設計 齒輪1：由于其e≤2mt，所以做成齒輪軸。 齒輪2：由于齒頂圓直徑da≤160mm，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。

34、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

35、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種：①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；②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；③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驗公式估算軸的直徑，然后進行軸的結構設計，

36、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：高速軸所受的轉矩T1=34075.5Nmm 低速軸所受的轉矩T2=47120.1Nmm T1

37、強度σ-1=275MPa，剪切疲勞強度τ-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=4.9341KW，n2=1000r/min，T2=34075.5Nmm 2.1.3.3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?？紤]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。

38、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

39、 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

40、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β =17.146，標準齒輪的法向壓力角αn=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 =Fttanαncosβ=882.86tan20cos17.146=336.28N 軸向力 Fa =Fttanβ=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+7

41、0=435.21N RHC=F1L2L1+L2=882.867272+70=447.65N b 垂直面上的支反力，見圖（d） RVA = FrL2-Fad22L1+L2 = 336.2870-272.38106.44272+70 =63.67N RVC = FrL2+Fad22L1+L2 = 336.2872+272.38106.44272+70=272.60N 3 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=31335.5Nmm b 垂直面上的彎矩圖，見圖（e） MVB1 =RVAL2=63.6770=44

42、56.9Nmm MVB2 =RVCL1=272.6072=19627.2Nmm c 合成彎矩圖，見圖（f） MB1 =MHB2+MVB12=31335.52+4456.92=31650.87 Nmm MB2 =MHB2+MVB22=31335.52+19627.22=36974.86 Nmm 4 畫扭矩圖，見圖（g） T=47120.1 Nmm 5 畫計算彎矩圖，見圖（h） 因單向運轉，視扭矩為脈動循環(huán)，則應力校正系數(shù)α=[σ-1b]σ0b≈0.6，則截處的當量彎矩為 Me1=MB12+(αT)2=31650.872+(0.647120.1)2=42439.21 Nmm M

43、e2=MB2=36974.86 Nmm 6 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 σe=Me1W=42439.210.1523=3.02MPa 式中：W—抗彎模量，W=πd3/32≈0.1d3，其中d為裝齒輪的軸徑。 查表得許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa。因σe<[σ-1b]，故安全。 2.1.3.7 判斷危險截面 剖面A、Ⅴ、Ⅵ、C只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩、過盈配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小軸徑按扭轉強度較為寬裕而確定的，所以剖面A、Ⅴ、Ⅵ、C均不用校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，

44、剖面Ⅲ、Ⅳ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載情況來看，剖B處的Me最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽所引起的應力集中均在兩端），且這里軸徑最大，故剖面B也不必校核。剖面Ⅵ也不需校核。又由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，故校核軸只需校核剖面Ⅳ的疲勞強度即可。 2.1.3.8精確校核軸的疲勞強度 計算內容及公式 計算結果 備注 剖面Ⅳ左 剖面Ⅳ右 轉矩T（Nmm） 47120.1 47120.1 - 合成彎矩M（Nmm） 31650.8772-2072=22858.96 31650.8772-2072=22858.96 - 軸徑d（mm） 52 45

45、- 抗彎模量W（mm3） 0.1d3=14060.8 9112.5 - 抗扭模量WT（mm3） 0.2d3=28121.6 18225 - 彎曲應力幅σa=MW（MPa） 1.63 2.51 對稱循環(huán) 彎曲平均應力σm（MPa） 0 0 扭剪應力幅τa=T2WT（MPa） 0.84 1.29 脈動循環(huán) 扭剪平均應力τm（MPa） 0.84 1.29 彎曲、扭剪疲勞極限（MPa） σ-1=275，τ-1=155 查表8-6 彎曲、扭剪的等效系數(shù) ψσ=0.2，ψτ=0.1 查表8-2 絕對尺寸系數(shù) εσ 0.81 0.84 查表8

46、-8 ετ 0.76 0.78 表面質量系數(shù)β 0.94 查表8-9 彎曲時有效應力集中系數(shù)Kσ 2.52 1.64 r=2.5mm rd=0.056 D-dr=2.8 扭轉時有效應力集中系數(shù)Kτ 2.73 1.44 只考慮彎矩作用的安全系數(shù)Sσ 63.36 24.08 - 只考慮扭矩作用的安全系數(shù)Sτ 64.69 32.80 - 安全系數(shù)Se=SσSτSσ2+Sσ2 45.37 19.41 - 許用[S] 1.5~1.8 - 校核結果 Se>[S]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

47、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，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=149 2.1.5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

48、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，Ⅰ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=Fttanαncosβ=930.31tan20cos17.146=354.35N 軸向力Fa=Fttanβ=930.31tan17.146=287.02N 由前面計算可知，Ⅱ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.

49、38N，由此：Ⅰ軸中軸承所受的力比Ⅱ軸所受的力大，故校核軸承30209。 按公式Lh=10660n(CP)ε進行校核。查表可知30209軸承Cr=67800N，e=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=317.30N>FS1=84.20N，故軸承Ⅱ“放松”，軸承1“

50、壓緊”，則 FA1=FS2+Fa=317.30N FA2=FS2=30.28N 由軸承Ⅰ FA1 FR1=317.30252.59=1.26>e=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)=1.5(0.4252.59+1.6317.30)=913.07N 由軸承ⅡFA2 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

51、指數(shù)ε=10/3 Lh=10660n(CP)ε=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 2.1.6.1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

52、。由于齒輪的圓周速度v=2.84m/s<12m/s，所以采用浸油潤滑。 由于軸承轉速較低，用脂潤滑。脂潤滑易于密封，結構簡單，維護方便。 2.1.6.2密封 1軸伸出端的密封 采用接觸式密封，配合氈圈密封圈。在此密封裝置中，密封件與軸或其他配件直接接觸，一般適用于中、低速運轉條件下的軸承密封。 2非外伸端的密封 為防止漏油，采用接觸式密封。 2.1.7附件的設計及選擇 2.1.7.1 窺視孔及孔蓋 窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，窺視孔應設計凸臺以便于加工。視孔蓋用螺釘緊固在凸臺上，并考慮其密封。查表可取視孔蓋的尺寸為90mm70mm。 2.1.7.2 油面指

53、示裝置 油面指示器應設在便于觀察且油面穩(wěn)定的部位，如低速軸附近?？蛇x用A12的壓配式圓形油標。 2.1.7.3 通氣塞 通氣塞在視孔蓋上，選用M121.25的通氣塞。 2.1.7.4 放油孔及螺塞 放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，箱座上應設有凸臺，并加封油墊片。放油孔不能低于油池底面，以避免油排不凈。 螺塞選用M141.5的外六角螺塞。 2.1.7.5 起吊裝置 上箱蓋可采用吊鉤進行起吊。 2.2主傳動軸 在傳動裝置和銑頭之間需要一根軸進行連接用于動力的傳動，同時要保證加工后夾具退出快速方便。 2.2.1 軸承座 考慮到軸比較長，為提高其剛性

54、，在軸的兩端安裝軸承座，使之固定在床身上。根據(jù)結構選用UCP208CD軸承座。此類軸承座在設計上具有一定調心性，易于安裝，具有雙重結構的密封裝置，可以在惡劣的環(huán)境下工作。軸承座一般是采用鑄造成型。 2.2.2 軸承的選用 銑削過程中產生的力比較復雜，選用圓錐滾子軸承，既可承受較大軸向力又可承受較大徑向力。根據(jù)裝聯(lián)軸器軸徑選用單列圓錐滾子軸承30207，其軸徑d=35mm。密封采用氈圈。 2.2.3 主傳動軸 該處的軸僅用于傳遞運動和動力，不安裝其他軸上零件，支承剛度足夠，無需校核。 第三章 銑頭 3.1刀具選擇 銑刀，是用于銑削加工的、具有一個或多個刀齒的旋轉刀具。工作時各刀

55、齒依次間歇地切去工件的余量。銑刀主要用于在銑床上加工平面、臺階、溝槽、成形表面和切斷工件等。銑刀可分為圓柱形銑刀、面銑刀、立銑刀、三面刃銑刀、端銑刀、角度銑刀、鋸片銑刀等類型。圓柱形銑刀用于臥式銑床上加工平面。刀齒分布在銑刀的圓周上，按齒形分為直齒和螺旋齒兩種。按齒數(shù)分粗齒和細齒兩種。螺旋齒粗齒銑刀齒數(shù)少，刀齒強度高，容屑空間大，適用于粗加工；細齒銑刀適用于精加工。面銑刀用于立式銑床、端面銑床或龍門銑床上加工平面，端面和圓周上均有刀齒,也有粗齒和細齒之分。其結構有整體式、鑲齒式和可轉位式 3種。立銑刀用于加工溝槽和臺階面等，刀齒在圓周和端面上，工作時不能沿軸向進給。當立銑刀上有通過中心的端齒時

56、，可軸向進給。三面刃銑刀用于加工各種溝槽和臺階面,其兩側面和圓周上均有刀齒。端銑刀是用頂面加工的銑刀，是圓盤型的，只能用端面的刀刃進行切削角度銑刀用于銑削成一定角度的溝槽，有單角和雙角銑刀兩種。鋸片銑刀用于加工深槽和切斷工件，其圓周上有較多的刀齒。為了減少銑切時的摩擦，刀齒兩側有15′~1的副偏角。此外,還有鍵槽銑刀、燕尾槽銑刀、T形槽銑刀和各種成形銑刀等。 根據(jù)工件的加工表面，選用一把端銑刀和兩把三面刃銑刀。 端銑刀外形如下： 端銑刀材質可分為高速鋼和硬質合金兩種，高速鋼適用于銑削速度小于等于30m/min的情形。由已知條件可知：銑削速度為40~60m/min，故采用硬質合金端銑

57、刀。端銑刀可粗精銑鋼、鑄鐵、有色金屬工件上的平面。刀片屬于外購件，需要做的事確定合適的刀架。最終選定刀片個數(shù)為18。 三面刃銑刀可用于銑削各種槽、臺階面、工件側面及凸臺面。三面刃銑刀的外形如下： 由前面確定的加工方案，可知銑刀相對位置如下： 3.2 傳動裝置 機床有粗、精銑頭各一個，兩銑頭結構相同。為提高精銑切削速度和減少進給量，其傳動蝸桿的頭數(shù)設計為不一樣（粗銑為2，精銑為3）。兩個銑頭由同一個傳動軸傳動，每個銑頭有兩個主軸（垂直主軸和水平主軸）。垂直主軸上安裝端銑刀，用于加工瓦蓋止口的結合面；水平主軸上安裝兩把三面刃銑刀，用于加工瓦蓋止口的兩側面。垂直主軸由主傳動軸經渦輪蝸

58、桿直接傳動；水平主軸由主傳動軸經蝸輪蝸桿減速后，還要經過一對人字齒輪進行傳動。使用人字齒輪時為了使傳動平穩(wěn)。 3.2.1 傳動零件 3.2.1.1蝸輪蝸桿傳動 1 選擇渦輪蝸桿類型 根據(jù)不同的齒廓曲線，普通圓柱蝸桿可以分為阿基米德蝸桿（ZA蝸桿）、漸開線蝸桿（ZI蝸桿）、法向直廓蝸桿（ZN蝸桿）和錐面包絡蝸桿（ZK蝸桿）等四種。 ZA蝸桿加工方便，應用廣泛，導角大時加工困難，不易磨削，傳動效率較低，齒面磨損較快，一般用于頭數(shù)較少、載荷較小、轉速較低或不太重要的場合。 ZI蝸桿易實現(xiàn)磨削，加工精度容易保證，效率較高，一般用于頭數(shù)多（3頭以上）、轉速較高和要求較精密的傳動。 ZN蝸桿

59、同ZI蝸桿。 ZK蝸桿加工容易，可以磨削，可獲得較高精度。 根據(jù)以上所述，本設計選用ZA蝸桿。蝸桿傳動的主要優(yōu)點：結構緊湊，工作平穩(wěn)，噪音小，沖擊振動小，可獲得較大的單級傳動比。 2 材料選擇 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度低，故許用45鋼；因希望效率高，耐磨性好，故蝸桿螺旋面要求淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪齒圈材料選用鑄錫磷青銅ZCuSn10Pb1，輪芯用灰鑄鐵HT100鑄造，金屬模鑄造。 3 按齒面接觸疲勞強度進行計算 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。 傳動中心距a≥3KT2(ZEZρ[σH])2 (mm) ① 確

60、定作用在蝸桿上的轉矩T2 蝸桿頭數(shù)z1=2,傳動比i=10，則渦輪的齒數(shù)z2=z1i=20 由前面計算可知T2=T=423.73Nm=42373Nmm ② 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷穩(wěn)定，所以選取齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1；由表可選取使用系數(shù)KA=1；由于轉速不高，轉速不大可取動載荷系數(shù)KV=1。則 K=KβKAKV=111=1 ③ 確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅ZCuSn10Pb1和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa ④ 確定接觸系數(shù)Zρ 先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35，查圖可得Zρ=2.60。 ⑤ 確定許用接觸應力[σH] 渦輪

61、材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造，蝸桿硬度>45HRC，查表可得渦輪的基本許用接觸應力[σH] =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 [σH]= KHN[σH] =0.7813268=209.39MPa ⑥ 計算中心距a a≥31.042373(1602.60209.39)2=55.10mm 則蝸桿分度圓直徑d1≈0.68a0.875=0.6855.100.875=22.70mm m=2a-d1z2=25

62、5.10-22.7020=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Zρ=2.55

63、 蝸桿軸向齒距 pa 14．13 蝸桿導程 p2 28.26 蝸桿導程角 γ 14.23 蝸桿、渦輪齒頂高 ha 4.5 蝸桿、渦輪齒根高 hf 5.625 蝸桿、渦輪齒高 h 10.125 頂隙 c 1.125 蝸桿、渦輪分度圓直徑 d 35.5 90 蝸桿、渦輪節(jié)圓直徑 dˊ 35.5 90 蝸桿、渦輪齒頂圓直徑 da 44.5 99 蝸桿、渦輪齒根圓直徑 df 24.25 78.75 蝸桿齒寬 b1 58.5 蝸桿軸向齒厚 sa 7.065 蝸桿法向齒厚 sn 6.848 渦輪齒寬 b2 29

64、.16 蝸桿圓周速度vc1 = πd2n1601000 = 3.1435.51000601000 = 1.86m/s 渦輪圓周速度vc2 = πd2n2601000 = 3.14901000601000 = 0.47m/s 滑動速度v=vc12+vc22=1.862+0.472=1.92m/s 5 校核齒根彎曲疲勞強度 σF=1.53KT2d1d2mcosγYFa2Yβ≤[σF] 當量齒數(shù)zV2 = z2cos3γ = 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)Yβ=1-γ120=0.87 許用彎曲應力[σF]= [σF]ˊ

65、KFN 從表7-11中查得由ZCuSn10Pb1制造的渦輪的基本許用彎曲應力[σF]ˊ=56MPa 壽命系數(shù)KFN=9106N=91067.2107=0.62 [σF] = 560.62 =34.72MPa σF=1.531.04237335.51005cos15.732.400.87=7.49MPa ≤[σF] 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30~50HBS，通常采用調制的小齒輪與調制