加工柴油机汽缸体瓦盖止口专用铣床设计(主传动系统与铣头(编辑修改稿)

加工柴油机汽缸体瓦盖止口专用铣床设计(主传动系统与铣头(编辑修改稿)内容摘要：

，以改善材料的性能，满足齿轮不同的工作需求。 正火和调制时获得软齿面齿轮的热处理方法，其精度可以达到 9级。 由于小齿轮的盈利循环次数要比大齿轮的要多，且小齿轮的根部强度较弱，为使大小齿轮的强度接近，应使小齿轮的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高 30 50HBS，通常采用调制的小齿轮与调制或正火的大齿轮 配对，适用于对齿轮尺寸和精度要求不高的传动中。 整体淬火和表面热处理是获得 硬齿面齿轮的热处理方法 ， 其精度可达 5 级，适用于高速、重载和精密的传动中。 本设计中 ， 大小齿轮均为软齿面 ， 小齿轮用 40 调制，平均硬度为 270HBS，大齿轮用45 钢调制，平均硬度为 230HBS，选用 8 级精度。 初步计算齿轮参数 齿轮主要的失效形式为轮齿的失效 ， 分轮齿折断 、 齿面点蚀 、 齿面磨损 、 齿面胶合 、塑性变形。 在设计时，对于闭式软齿面齿轮（齿面硬度≤ 350HBS） ,首先保证齿面接触疲劳强度，对于硬 齿面齿轮（齿面硬度＞ 350HBS） ,首先保证齿根弯曲疲劳强度。 由前面所述，采用的为软齿面齿轮。 对于闭式软齿面齿轮传动，其失效形式主要是齿面点蚀，其次是齿面折断，所以先按齿面接触疲劳强度进行设计，确定齿轮的主要参数后，再校核齿根弯曲强度。 按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数 ≥ 1 试选载荷系数 = ，取 =； 2 计算小齿轮转矩 由前面计算可知： =178。 mm； 3 齿宽系数 载荷一定时，齿宽系数大，可减小齿轮的直径或中心距，能在一定程度上减轻整个传动系统的重量，但却增加了轴向尺寸，增加了载荷沿齿宽发布的不均匀性，经查表取齿轮12 相对轴承不对称布置时， = ，当为斜齿轮和人字齿轮时取最大值，取 =； 4 齿数比 u u = i = =； 5 齿 数 Z 对于闭式软齿面齿轮传动 ， 在保持分度圆直径 d 不变和满足弯曲强度的条件下，齿数 Z应选的大些，以提高传动的平稳性和减少噪音。 齿数增多，模数减小，还可以减少金属的切削量，节省制造费用。 同时模数减小还能降低齿高，减少滑动系数，减少磨损，提高抗胶合能力。 一般可取 =20 40。 这里取 =35， =u178。 =179。 35=， 取整为=51， 初选螺旋角 =16176。 （ β =8176。 20176。 ）， 则可得斜齿轮传动的端面重合度 =[( )] =[( )] =； 6 区域系数 由 =16176。 查图可得 = 7 弹性影响系数 查表可得弹性影响系数 = ； 8 许用接触应力 小齿轮材料为 40 ，查表可知接触疲劳极限 =600M ；大齿轮材料为 45钢调制，查表可知接触疲劳极限 =550M ； 设齿轮每天工作 8小时，预计使用寿命 5年，则可得： 应力循环次数 =60j =60179。 1179。 1440179。 (8179。 300179。 5)=179。 = /u=179。 /=179。 13 查图可知接触疲劳寿命系数 =， = 对接触疲劳强度的计算 ， 由于点蚀破坏发生后只引起噪音 ， 振动增大 ， 并不立即导致不可工作 ， 故可取安全系数 =，则 = = =600 M = = = M ∵ ＞ ∴取 = = M ； 9 初算小齿轮分度圆直径 ≥ = = 确定传动尺寸 1 计算圆周速度 v V= = =查表可知 8级斜齿圆柱齿轮圆周速度 v≤ 12m/s， 故 8级精度合用。 2 计算载荷系数 K 因工作稳定 ， 查表可得使用系数 =1； 由 v=， 查图中 8 级精度曲线，得动载系数 =； 查表得齿间载荷分配系数 =； 查图得齿向载荷分布系数 =； 14 则 ： K= =1179。 179。 179。 = 3 对 进行修正 = =179。 = 4 确定模数 = = = 取标准模数为 =2mm 5 计算中心距 a a= = = 圆整为 a=90mm 6 精算螺旋角 = == = 因为 β值与所选值相差较小 ， 所以 与β相关的数据无需修正。 7 精算分度圆直径 d = = = ( ＞ 合适 ) = = = 8 计算齿宽 b b= =179。 =， 取整为 b=74， 对于圆柱齿轮传动 ， 为补偿安装时的轴向偏移 ， 应取大齿轮齿宽 =b，小齿轮齿宽 = +（ 5 10） =80mm 校核齿根弯曲强度 斜齿轮的接触线是倾斜的，因而受载时齿轮的失效形式往往是局部折断，按齿根弯曲15 强度校核，其校核公式是 = ≤ [ ] 式中各参数如下 ： 1 K、 、 b、 、 、 值同前 ； 2 由当量齿数 = = = = = = 由 查表用插值法求得 =， = =， = 3 螺旋角影响系数 斜齿轮纵向重合度 = =179。 179。 35179。 = 则查图可得 = 4 许用弯曲应力 [ ]，即按 [ ]= 计算 查图得弯曲 疲劳强度 =200MPa， =160MPa； 查图得弯曲疲劳强度 = =； 取应力修正系数 =； 对于安全系数，一旦发生事故，后果往往比较严重。 取 =，故 = = =400MPa 16 = = =307MPa 5 校核齿根弯曲疲劳强度 = = 179。 179。 179。 =＜ = =179。 =＜ 满足齿根弯曲疲劳强度。 结构设计 齿轮 1：由于其 e≤ 2 ， 所以做成齿轮轴。 齿轮 2：由于齿顶圆直径 ≤ 160mm， 所以做成实心式齿轮结构。 轴的设计计算 轴是机器中的主要支承件之一，用来支撑做回转运动的传动零件，如齿轮、涡轮、带轮、链轮、联轴器等。 大多数的轴还起到传递扭矩和运动的作用，而轴本身又被轴承所支撑。 根据承载情况，轴可以分为转轴、心轴、传动轴三大类。 转轴既承受弯矩又承受扭矩，如减速器中的轴；心轴只受弯矩不受扭矩，如直行车的前轮（固定心轴）和铁路机车轮轴（转动心轴）；传动轴只受扭矩不受弯矩或弯矩很小，如汽车发动机和后桥之间的轴。 轴的设计包括结构设计和轴的强度 、 刚度的计算两方面的内容 ： 轴的结构设计是根据轴上零件的安装 、定 位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的外形和结构尺寸。 轴的结构这几不合理，会直接影响轴的工作能力和工作可靠性，还会增加制造成本和装配的难度。 因此，轴的结构设计是轴的设计中的重要内容。 具有足够的强度和刚度是除结构合理外的最重要因素。 工程上常用的轴的强度计算方法有以下几种 ：①按扭矩强度条件计算，此种方法常用于结构设计前的初步计算，对于仅承受扭矩或主要承受扭矩的传动轴也可以采用此种方法设计计算；②按弯扭合成强度条件计算，对于不大重要的轴，也作为最后的校核计算；③按安全系数法进行校核计算，是考17 虑轴疲劳强度 的诸多因素的精确计算。 在转轴设计中 ， 其特点就是不能首先通过精确计算确定轴的截面尺寸。 因为转轴工作时 ， 受弯矩和扭矩的联合作用 ， 而弯矩又与轴上载荷的大小及轴上零件的相互位置有关。 所以当轴的结构尺寸没确定前，无法求出轴所受的弯矩。 因此先按扭转强度或经验公式估算轴的直径，然后进行轴的结构设计，最后进行轴的强度验算。 由前述可知 ， 本设计中的轴为转轴。 由前面计算可知 ： 高速轴所受的转矩 =178。 mm 所受的转矩 =178。 mm ,所以以输出轴为标准进行计算。 选择轴的材料 考虑到轴的失效形式，其材料应具有一定的强度、刚度及耐磨性；同时还应考虑工艺性和经济性的要求。 通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。 因此轴所承受的扭矩不大。 故选择 45 号钢，并进行调质处理。 （由于 45 号钢成本适中，且经过调质处理后，可提高其综合性能，所以选为本轴的制作材料。 ）由表可得 =640MPa，弯曲疲劳强度 =275MPa， 剪切疲劳强度 =155MPa。 输出轴的功率 、转速及扭矩 由前面计算可知 ： =， =1000r/min， =178。 mm 初步估算最小轴径 由表 ， 当选取轴的材料为 45 钢时 ，取 C=110，于是得 =C =110 = 输出轴的最小轴径显然为安装联轴器的轴径。 考虑到轴上开有键槽对轴的强度的削弱 ， 轴径增大 5%，故 =179。 =。 18 联轴器的选择 为使所选轴径与联轴器相适应 ， 要选择合适的联轴器。 弹性套柱销联轴器制造 容易， 装拆方便 ， 成本低 ， 不仅可以补偿两轴间的相对位移 ，而且具有缓冲吸震的能力适用于连接载荷平稳 、 需要正反转或启动频繁的传递中小转矩的轴。 本设计选择这种联轴器。 联轴器的计算转矩 = T=179。 178。 mm 式中 ： — 工况系数，查表知 = T — 工称转矩，由前面计算可知 T=178。 mm 因为电机外伸轴轴径 D=38mm，且输出轴的轴径比输入轴轴径大，可选 输入轴的联轴器型号为 LT6 ：主动端为 J 型轴孔， A型键槽， =38mm， =60mm 从动端为 J 型轴孔， A型键槽 ， =32mm， =60mm 因结构原因，输出轴的最小轴径选为 d=36mm。 轴的结构设计 由已确定部分可知本设计所用减速器为一级减速器 ， 所以结构相对紧凑 ， 轴的结构设计也相对简单。 根据减速器的安装要求 ，图给出了减速器中主要零件的相对位置关系；圆柱齿轮端面距箱体内部距离 a， 以及滚动轴承内侧端面与箱体内壁间的距离 s（用以考虑箱体的铸造误差）等，设计时选择合适的尺寸以确定主要零件的相互位置（见图）。 19 轴的强度验算 先做出轴的受力计 算图，如图 所示。 取集中载荷作用于齿轮及轴承的中点。 20 1 计算齿轮上作用力的大小 由前面计算可得 ， 低速级齿轮的分度圆直径 =，分度圆螺旋角 = ，标准齿轮的法向压力角 =20 ， 齿宽 =74mm，转矩 =178。 mm 则圆周力 = = = 径向力 = = = 轴向力 = = = 各力的方向如图 （ a） 所示。 2 计算轴承的支反力 a 水平面上的支反力，见图（ b） = = = = = = b 垂直面上的支反力 ， 见图 （ d） = = = 21 = = = 3 画弯矩图 截面 B处的弯矩 a 水平面上的弯矩图 ， 见图 （ c） = = 70=178。 mm b 垂直面上的弯矩图 ， 见图 （ e） = = 70=178。 mm = = 72=178。 mm c 合成弯矩图 ， 见图 （ f） = = = N178。 mm = = = N178。 mm 4 画扭矩图，见图（ g） T= N178。 mm 5 画计算弯矩图 ， 见图 （ h） 因单向运转，视扭矩为脉动循环，则应力校正系数 = ≈ ，则截 处的当量弯矩为 = = = N178。 mm = = N178。 mm 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 由图 （ h）可见截面 B 处的当量弯矩最大，故校核该 截面的强度 = = = 式中： W— 抗弯模量， W=π /32≈ ， 其中 d为装齿轮的轴径。 22 查表得许用弯曲应力 [ ]=60MPa。 因 [ ]，故安全。 判断危险截面 剖面 A、Ⅴ、Ⅵ、 C只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩、过盈配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小轴径按扭转强 度较为宽裕而确定的，所以剖面 A、Ⅴ、Ⅵ、 C 均不用校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 ， 剖面 Ⅲ、Ⅳ处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载情况来看，剖 B处的 最大 ， 但应力集中不大 （过盈配合及键槽所引起的应力集中均在两端），且这里轴径最大，故剖面 B 也不必校核。 剖面 Ⅵ也不需校核。 又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，故校核轴只需校核剖面Ⅳ的疲劳强度即可。 精确校核轴的疲劳强度 计算内容及公式 计算结果 备注。