毕业设计（论文）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)

提供全套，各专业毕业设计目 录前言2摘 要3Abstract4第一章 总体设计51.1方案设计51.2主电机的选择71.2.1铣削力的计算71.2.1.2三面刃铣刀81.2.3主电机的选择81.3传动比的计算91.3.1总传动比91.3.2传动比的分配9第二章 主传动系统的设计92.1传动装置92.1.1动力及运动参数计算92.1.2传动零件的设计计算102.1.3轴的设计计算142.1.4键的选用202.1.5滚动轴承的选用及计算202.1.6润滑及密封222.1.7附件的设计及选择232.2主传动轴232.2.1 轴承座232.2.2 轴承的选用242.2.3 主传动轴24第三章 铣头243.1刀具选择243.2 传动装置263.2.1 传动零件273.2.1.1蜗轮蜗杆传动273.2.1.2 人字齿轮293.2.2轴的设计333.2.3键的选用343.2.4滚动轴承的选择343.2.5润滑35结论及致谢36参考文献37前言中国机床消费额已连续10年位居全球第一，机床产值连续3年全球第一，已成为全球最活跃的机床市场。从2012年1至8月份，我国X5032立式铣床机的关注趋势可以看出，总体趋平，并略有下滑。三月份跌幅最大，环比跌幅43.7%,并在5月份稍有增长33.2%，7月份仍有较大跌幅，8月份稍有增缓。总体增长趋势并不明显，可见，我国卧式铣床市场仍有待开发。专用铣床是为某个特定设计的特殊的，少见的，非标机床，前主要是端面、双面组合镗铣床、重型台式镗床、对头铣镗床、万能铣镗床他们广泛用于大、中、小型金属，非金属材料工件加工，适应安装各种类型通用及专用工具，可加工平面、凸台、孔、导轨面及尾槽及T型槽等，能进行强力告诉切削，是机械加工的理想设备。本课题研究专用铣床用于加工柴油机汽缸体瓦盖止口，是一个新型产品，发展空间很大。过去，柴油机汽缸体瓦盖止口是在X53K型立铣上用50的棒铣刀加工，方法操作复杂，效率低，加工一件要一个多小时。国外一些厂家大多采用拉削，但专用止口拉刀的设计与制造非常困难。因此，进行技术革新，设计一台加工采油机气缸体瓦盖止口的专用铣床才是最好的选择。按照要求设计一台专用加工瓦盖止口的铣床，设计出的铣床具有有序简单，操作方便，生产效率提高等特点，保证加工精度要求。（1）标准化：机床夹具的标准化与通用化是相互联系的两个方面。目前我国已有夹具零件及部件的国家标准：以及各类通用夹具、组合夹具标准等。机床夹具的标准化，有利于夹具的商品化生产，有利于缩短生产准备周期，降低生产总成本。（2）高效化：高效化夹具主要用来减少工件加工的基本时间和辅助时间，以提高劳动生产率，减轻工人的劳动强度。常见的高效化夹具有自动化夹具、高速化夹具和具有夹紧力装置的夹具等。例如，在铣床上使用电动虎钳装夹工件，效率可提高5倍左右；在车床上使用高速三爪自定心卡盘，可保证卡爪在试验转速为9000r/min的条件下仍能牢固地夹紧工件，从而使切削速度大幅度提高。目前，除了在生产流水线、自动线配置相应的高效、自动化夹具外，在数控加床上，尤其在加工中心上出现了各种自动装夹工件的夹具以及自动更换夹具的装置，充分发挥了数控机床的效率。（3）精密化：随着机械产品精密度的日益提高，势必相应提高了对夹具的精密度要求。精密化夹具的结构类型很多，例如用于精密分度的多齿盘，其分度精度可达0.1；用于精密车削的高精度三爪自定心卡盘，其定心精度为5m。（4）柔性化：机床夹具的柔性化与机床的柔性化相似，它是指机床夹具通过调整、组合等方式，以适应工艺可变因素的能力。工艺的可变因素主要有：工序特征、生产批量、工件的形状和尺寸等。具有柔性化特征的新型夹具种类主要有：组合夹具、通用可调夹具、成组夹具、模块化夹具、数控夹具等。为适应现代机械工业多品种、中小批量生产的需要，扩大夹具的柔性化程度，改变专用夹具的不可拆结构，发展可调夹具结构，将是当前夹具发展的主要方向。本次设计主要考虑其专用性，保证其加工速率以提高产能。摘 要本次毕业设计的是加工柴油机汽缸体瓦盖止口的专用铣床（主传动系统与铣头）。专用铣床根据工件加工需要，进行结构设计。此次设计主要是将自己所学的知识结合辅助材料运用到设计中，巩固和深化已学知识，掌握主传动系统中的减速箱设计计算、主轴设计计算的一般步骤和方法，铣头装配。正确合理的确定执行机构，并完成铣床的整体布置，确定其联系尺寸。最后完成装配图的绘制。整个设计过程主要分成：整体方案设计，主传动系统设计，铣头设计，机床组合。关键词:专用铣床，主传动系统，铣头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 mainly 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 determine 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 machine, the main drive system ,milling tools第一章 总体设计1.1方案设计过去，采油机汽缸体瓦盖止口是在X53K型立铣上用50的棒铣刀加工。此方法操作复杂，效率低，加工一件要一个多小时。国外一些厂家大多采用拉削工艺，但专用止口拉刀的设计与制造相当困难。因此，进行技术革新，设计一台加工采油机气缸体瓦盖止口的专用铣床才是最好的选择。分析三种加工方案：图1-1 加工方案比较（a）两刀具之间距离L小，结构上不好布置，且刀具两端面不易调整到同一平面上，刀具在直径方向上磨损后难以调整，直接影响加工精度。（b）一把刀同时加工三个表面，刀具负荷较重且受力情况复杂，影响加工表面粗糙度，刀具在直径方向磨损后同样难以调整，直接影响加工精度。（c）刀具尺寸大，且两把刀具直径必须一致，刀具的制造和调整困难。最后，决定采用下面的方案：把小尺寸刀具放到气缸体里面去进行铣削，分四个工步。（依次向右为1、2、3、4）工步 1：用两把三面刃铣刀分别粗铣两侧面；工步 2：用一把端铣刀粗铣结合面；工步 3：用两把三面刃铣刀分别精铣两侧面；工步 4：用一把端铣刀精铣结合面；此方案的优点是：每把刀具进行一个面的端刃切削，受力情况好，易于保证加工要求，刀刃磨损后便于调整，刀具寿命高，制造容易。机床布置成卧式，粗精铣合并在一台机床上进行。两个铣头（粗铣铣头和精铣铣头）固定安装在卧式床身两导轨间，由床身后面的主传动电机经传动装置、主传动轴和弹性联轴节带动两个铣头主轴旋转。减速器在传动装置中应用最广，故本设计中传动装置用减速器。减速器中的传动机构有圆柱齿轮传动、锥齿轮传动、蜗杆传动、带传动、链传动和开式齿轮传动。圆柱齿轮具有传动承载能力大、效率高、允许高转数、传动比准确、稳定、工作可靠性高,寿命长，制造精度高，成本高等特性，在传动装置中一般首先采用齿轮传动。斜齿传动的轮齿之间是渐出渐进传动，直齿轮传动是第一对齿离开后一段时间（非常短），下一对轮齿才啮合，重合度比斜齿轮小，直齿传动容易产生突然震动，不适宜重载情况。在传动的时候，斜齿轮传动能产生一定的轴向力，因此斜齿轮既能承受径向力，也能承受轴向力。然而直齿轮满足不了这一点，从承载和传动来讲，斜齿轮传动比直齿轮传动平稳，噪音低，能承受重载，能承受相当的轴向载荷，使用寿命长，传递能力比直齿轮强得多，又由于铣削过程产生轴向力，所以减速器中采用斜齿轮传动。蜗杆传动用于实现空间交错轴间的运动传递，一般交错角为90度。其特点是结构紧凑、传动比大、传动平稳、易自锁，所以适于中心功率的传动。考虑到铣头的结构，铣头中采用蜗杆传动。1.2主电机的选择1.2.1铣削力的计算在已知条件中，主轴转速、切削速度、进给速度一样，对切削力影响最大的就是切削深度：切削深度越大，所需切削力越大。故以下设计中以粗铣作为设计基础。查资料可知：汽缸体材料为灰铸铁HT200，硬度HBW=200HBS端铣刀材料为硬质合金，属于面铣刀，其主偏角kr=2575,取kr=75（径向分力大于轴向分力，切入切出较稳），前角=0，直径=138.5mm。三面刃铣刀的材料为高速钢，属于盘铣刀，其前角，取，无主偏角，直径。已知条件：主轴转速粗铣n=100r/min 切削速度Vc=4060m/min 切削深度粗铣a=6mm 进给速度V=125m/min，每齿进给量=0.08mm/z由VC=dn/1000及n=100r/min得端铣刀铣削速度43m/min=0.72m/s 三面刃铣刀铣削速度vc=37.8m/min=0.63m/s由Vf=fn=fzzn=125m/min及fz=0.08mm/z，n=100r/min得齿数z=15.6,取整为z=16，每转进给量f=fzz=1.28mm/r主铣削力Fz在切削合力中最大，消耗功率最多，约占总功率的95%，是决定机床主电机的功率、设计与校核主传动系统各零件以及夹具，刀具强度，刚度的重要依据。铣削力Fz的计算公式：硬质合金铣刀Fz=513ap0.9af0.74ae1.0Zd0-1.0kFZ 高速钢铣刀 Fz=cFZapaf0.65ae0.83d0-0.83ZkFZ式中cFZ：与工件材料和其他切削条件有关的系数ap：铣削深度af：每齿进给量ae：铣削宽度，指垂直于进给方向测量出的加工面宽度kFZ：修正系数，KFZ=KmFZKFZKFZ1.2.1.1端铣刀查表得：工件材料系数KmFZ=HB/190=200/190，前角系数KFZ=0.89，主偏角系数KFZ=1.06由以上可得：铣削力FZ1 =51360.90.080.74138.51.016138.5-1.02001900.891.06=6118.82N1.2.1.2三面刃铣刀查表得 cFZ=282，工件材料系数KmFZ=(HB/190)0.05=（200190）0.55，前角系数KFZ=1.08，无主偏角系数由以上可得：铣削力FZ2 =28260.080.74121.0119.6-0.8316（200190）0.551.08=853.74N因FZ1FZ2 ，故以端铣刀的铣削力FZ1为基础进行计算。1.2.2铣削功率及铣削扭矩的计算铣削功率PZ=FZvc/1000 =6116.820.72/1000 =4.41KW铣削扭矩T=FZd02103=14.410=423.73Nm1.2.3主电机的选择Y系列三相交流异步电机：效率高、节能、堵转转矩高，噪音低、振动小、运行安全可靠，结构简单，价格低廉，维护方便，适用于无特殊要求的机械上；YZ和YZR系列主要用于起重和冶金机械上。由铣削功率可得主电机所需功率PePz/=4.41/0.85 =5.19KW式中：机床传动效率，一般=0.750.85，取=0.85。由主电机所需功率Pe5.19KW,查表选择电机型号：Y132S4，其额定功率为5.5KW，满载转速1440r/min,机座中心高为132mm，外伸轴径为D=38mm，考虑到电机与传动装置的连接直接用电机的外伸轴，故选择安装方式为B3，即机座带地脚、端盖无凸缘的形式。1.3传动比的计算1.3.1总传动比由：总传动比i=nm/nw电机满载转速nm=1440r/min主轴转速nw=100 r/min得：总传动比i=14.41.3.2传动比的分配 传动比的分配是设计中的一个重要问题，分配的不合理会造成结构尺寸大、相关尺寸不协调、成本高、制造和安装不方便等问题。因此，分配传动比时，每级传动比应在推荐值的范围内。特殊情况下，只要保证传动装置的尺寸协调，结构匀称，不发生干涉现象可根据实际情况进行设置。查表知，闭式蜗杆传动的传动比一般为i=1040。考虑到总传动比较小，故取i=10，则圆柱齿轮传动的传动比为i=14.410=1.44。查阅资料可知，通用圆柱齿轮减速器的传动比为：一级 i=1.257.1，二级 i=6.356，三级i=20315，则减速器确定为一级减速器。第二章 主传动系统的设计2.1传动装置2.1.1动力及运动参数计算由传动比i=1.44，电机所需功率Pe=5.19KW，额定功率为5.5KW，满载转速nw=1440r/min2.1.1.1各轴转速计算由电机转速nw=1440r/min，则轴转速n2=n1/i=1440/1.44=1000r/min2.1.1.2各轴输入功率计算计算各轴功率时，按电机所需功率来进行计算，这样可以使设计出的传动装置结构紧凑，尤其设计专用传动装置时，常用这种方法。查表可知联轴器的效率为1=0.99，闭式传动（假设齿轮精度为8级）的效率为2=0.97，滚动轴承的效率3=0.99，可得：轴输入功率P1=Pe1=5.190.99KW=5.1381KW轴输入功率P2=P123=5.13810.970.99=4.9341KW2.1.1.3各轴输入扭矩计算T1=9550Pen1=95505.13811440=34.0755NM=34075.5NmmT2=9550P2n2=95504.93411000=47.1206NM=47120.1Nmm2.1.2传动零件的设计计算2.1.2.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级用钢和铸铁制造的齿轮应常进行一些热处理，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7、8、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3050HBS，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4、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40Cr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。2.1.2.2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d1t32KtT1du+1u(ZHZEH)21试选载荷系数KtKt=1.21.4，取Kt=1.2；2 计算小齿轮转矩T1由前面计算可知：T1=34075.5Nmm；3 齿宽系数d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，经查表取齿轮相对轴承不对称布置时，d=0.61.2，当为斜齿轮和人字齿轮时取最大值，取d=1.0；4 齿数比uu = i = Z2Z1 =1.44；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Z1=2040。这里取Z1=35，Z2=uZ1=1.4435=50.4，取整为Z2=51，初选螺旋角 =16（=820），则可得斜齿轮传动的端面重合度=1.88-2(1Z1-1Z2)cos=1.88-2(135-151)cos16=1.659；6 区域系数ZH由 =16查图可得ZH=2.407弹性影响系数ZE查表可得弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2；8 许用接触应力H小齿轮材料为40Cr，查表可知接触疲劳极限Hlim1=600MPa；大齿轮材料为45钢调制，查表可知接触疲劳极限Hlim2=550MPa；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N1=60jn1LH=6011440(83005)=1.037109 N2=N1/u=1.037109/1.44=7.20108查图可知接触疲劳寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.05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SH=1.0，则H1=Hlim1ZN1SH=6001.01.0=600 MPaH2=Hlim1ZN1SH=5501.051.0=577.5 MPaH1H2取H=H2=577.5 MPa；9 初算小齿轮分度圆直径d1td1t32KtT1du+1u(ZHZEH)2=321.234075.521.01.6591.44+11.44(2.40189.8577.5)2 =37.32mm2.1.2.3确定传动尺寸1 计算圆周速度vV=d1tn1601000=3.1437.321440601000=2.81m/s查表可知8级斜齿圆柱齿轮圆周速度v12m/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KA=1；由v=2.81m/s，查图中8级精度曲线，得动载系数KV=1.15；查表得齿间载荷分配系数K=1.2；查图得齿向载荷分布系数K=1.08；则：K=KAKVKK=11.151.21.08=1.493 对d1t进行修正d1t=d1t3KKt=37.3231.491.2=40.112mm4 确定模数mn mn=d1cosZ1=40.112cos1635=1.10mm取标准模数为mn=2mm5 计算中心距aa=mn(Z1+Z2)2cos=2(35+51)2cos16=89.466mm圆整为a=90mm6 精算螺旋角 =arccosmn(Z1+Z2)2a=arccos2(35+51)290=17.146因为值与所选值相差较小，所以与相关的数据无需修正。7 精算分度圆直径dd1=mnZ1cos=235cos17.146=73.256mm (d140.112mm合适)d2=mnZ2cos=251cos17.146=106.744mm8 计算齿宽b b= dd1=1.073.256=73.256mm，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b2=b，小齿轮齿宽b1=b2+（510）=80mm2.1.2.4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，按齿根弯曲强度校核，其校核公式是F=2KT1bd1mnYFaYSaYF式中各参数如下：1 K、T1、b、d1、mn、值同前；2由当量齿数Zv1=Z1COS3=35COS317.146=40.11Zv2=Z2COS3=51COS317.146=58.45由Zv查表用插值法求得YFa1=2.40，YFa2=2.29 YSa1=1.67，YSa2=1.723 螺旋角影响系数Y斜齿轮纵向重合度=0.318dZ1tan=0.3181.035tan17.146=3.434则查图可得Y=0.854 许用弯曲应力F，即按F=FlimYstYNSF计算查图得弯曲疲劳强度Flim1=200MPa，Flim2=160MPa；查图得弯曲疲劳强度YN1=YN2=1.0；取应力修正系数Yst=2.0；对于安全系数，一旦发生事故，后果往往比较严重。取SF=1.5，故F1=Flim1YstYN1SF=3002.01.01.5=400MPaF2=Flim2YstYN2SF=2302.01.01.5=307MPa5 校核齿根弯曲疲劳强度FF1=2KT1bd1mnYFa1YSa1Y =21.5234075.57473.25621.6592.401.670.85 =19.48MPaF1F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=19.482.291.722.401.67=19.14MPaF2满足齿根弯曲疲劳强度。2.12.5结构设计齿轮1：由于其e2mt，所以做成齿轮轴。齿轮2：由于齿顶圆直径da160mm，所以做成实心式齿轮结构。2.1.3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：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；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；按安全系数法进行校核计算，是考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T1=34075.5Nmm低速轴所受的转矩T2=47120.1NmmT1T2,所以以输出轴为标准进行计算。2.1.3.1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b=640MPa，弯曲疲劳强度-1=275MPa，剪切疲劳强度-1=155MPa。2.1.3.2输出轴的功率P2、转速及扭矩T2由前面计算可知：P2=4.9341KW，n2=1000r/min，T2=34075.5Nmm2.1.3.3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dmin =C3P2n2 =11034.93411000=18.73mm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dmin=1.0518.73=19.67mm。2.1.3.4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Tca=KAT=1.534075.5Nmm式中：KA 工况系数，查表知KA=1.5 T 工称转矩，由前面计算可知T=34075.5Nmm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LT6JA3860JA3260：主动端为J型轴孔，A型键槽，d1=38mm，L1=60mm 从动端为J型轴孔，A型键槽，d2=32mm，L1=60mm因结构原因，输出轴的最小轴径选为d=36mm。2.1.3.5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）。2.1.3.6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。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d2=106.744mm，分度圆螺旋角 =17.146，标准齿轮的法向压力角n=20，齿宽b2=74mm，转矩T2=47120.1Nmm则圆周力 Ft =2T2d2=247120.1106.744=882.86N 径向力 Fr =Fttanncos=882.86tan20cos17.146=336.28N轴向力 Fa =Fttan=882.86tan17.146=272.38N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）RHA=F1L2L1+L2=882.867072+70=435.21NRHC=F1L2L1+L2=882.867272+70=447.65Nb 垂直面上的支反力，见图（d）RVA = FrL2-Fad22L1+L2 = 336.2870-272.38106.44272+70 =63.67NRVC = FrL2+Fad22L1+L2 = 336.2872+272.38106.44272+70=272.60N3 画弯矩图截面B处的弯矩a 水平面上的弯矩图，见图（c）MHB =RHCL2=447.6570=31335.5Nmmb 垂直面上的弯矩图，见图（e） MVB1 =RVAL2=63.6770=4456.9NmmMVB2 =RVCL1=272.6072=19627.2Nmmc 合成弯矩图，见图（f）MB1 =MHB2+MVB12=31335.52+4456.92=31650.87 NmmMB2 =MHB2+MVB22=31335.52+19627.22=36974.86 Nmm4 画扭矩图，见图（g）T=47120.1 Nmm5 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=-1b0b0.6，则截处的当量弯矩为Me1=MB12+(T)2=31650.872+(0.647120.1)2=42439.21 NmmMe2=MB2=36974.86 Nmm6 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e=Me1W=42439.210.1523=3.02MPa式中：W抗弯模量，W=d3/320.1d3，其中d为装齿轮的轴径。查表得许用弯曲应力-1b=60MPa。因eS故安全-2.1.4键的选用键常用于轴上零件与轴的周向定位和固定，利用键作为连接过渡零件传动力和运动。其中，平键连接是结构最简单的一种，它能传递较大的扭矩，且易加工，装拆方便，应用广泛。本次设计选用A型平键连接。根据装齿轮段的轴径选用圆头普通平键A型：bh=1492.1.5滚动轴承的选用及计算2.1.5.1滚动轴承的选用滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件之间的滚动接触来支承转动零件的，具有摩擦力小、启动灵活、效率高、润滑方便和互换性好等优点。根据轴的结构及受力情况输入轴装轴承处的轴径为d=35mm，则选轴承型号为30207，输出轴中装轴承处的轴径d=45mm,则选轴承型号为30209。2.1.5.2轴承的校核为保证轴承的正常工作，应对其重要的失效形式进行计算，对一般转动的轴承，疲劳点蚀是主要的失效形式，故应进行寿命计算。由前面计算可知，轴的齿轮分度圆d1=73.256，转速n=1440r/min，转矩T1=34075.5Nmm则可得齿轮受圆周力Ft=2T1d1=234075.573.256=930.31N径向力Fr=Fttanncos=930.31tan20cos17.146=354.35N轴向力Fa=Fttan=930.31tan17.146=287.02N由前面计算可知，轴中轴承所受的圆周力圆周力Ft=882.86N，径向力Fr=336.28N，轴向力Fa=272.38N，由此：轴中轴承所受的力比轴所受的力大，故校核轴承30209。按公式Lh=10660n(CP)进行校核。查表可知30209轴承Cr=67800N，e=0.4，Y=1.5。（1）求轴承的轴向载荷FA。 轴承受力情况如图所示经计算轴承所受径向力FR1=252.59N FR2=90.85N轴承内部轴向力FS1=FR1/(2Y)=84.20N FS2=FR2/(2Y)=30.28N轴承的轴向载荷：因FS2+Fa=30.28+287.02=317.30NFS1=84.20N，故轴承“放松”，轴承1“压紧”，则FA1=FS2+Fa=317.30NFA2=FS2=30.28N由轴承 FA1 FR1=317.30252.59=1.26e=0.37查表得径向载荷系数X=0.4，Y=1.6，查表得载荷系数fp=1.5则可得P1=fp(XFR1+YFA1)=1.5(0.4252.59+1.6317.30)=913.07N由轴承FA2 FR2=30.2890.85=0.33P2，故应以P1作为轴承寿命计算依据。（3）求轴承的实际寿命已知滚子轴承寿命指数=10/3Lh=10660n(CP)=106601440(67800913.07)103=19917660.46h实际寿命比预期寿命达，故所选轴承合适。2.1.5.3轴承的组合设计1 支承结构本设计中轴承跨距较小，工作温度不高，可采用两段固定结构。单个支撑点对轴系进行一个轴向的固定，合在一起就限制了轴的双向移动。2 配合轴承内圈与轴的配合采用基孔制，外圈与座孔的配合采用基轴制。2.1.6润滑及密封2.1.6.1齿轮的润滑由齿轮材料、齿面硬度以及齿轮的圆周速度，查表得齿轮传动中润滑油的黏度为82mm2/s。根据黏度，选用AN150号全损耗系统用油。由于齿轮的圆周速度v=2.84m/s45HRC，查表可得涡轮的基本许用接触应力H =268MPa应力循环次数N=60jn2Lh=601100(83005)=7.2107寿命系数 KHN=8107N=81077.2107=0.7813则 H= KHNH =0.7813268=209.39MPa 计算中心距aa31.042373(1602.60209.39)2=55.10mm则蜗杆分度圆直径d10.68a0.875=0.6855.100.875=22.70mmm=2a-d1z2=255.10-22.7020=4.375mm，查表取标准模数m=5mm，分度圆直径d1=35.5mm，中心距a=63mm则可得直径系数q=d1/m=7.1，d1/a=0.56。查图可得Z=2.55Z=2.60，故以上结果可用。4 蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸名称代号公式及说明中心距aa=(d1+d2+2m)/2,按标准取a=63mm蜗杆头数z1按规定选取，通常为1,2,4,6。这里取2涡轮齿数z220传动比i10齿形角20模数m4.5涡轮变位系数X20蜗杆直径系数q7.889蜗杆轴向齿距pa1413蜗杆导程p228.26蜗杆导程角14.23蜗杆、涡轮齿顶高ha4.5蜗杆、涡轮齿根高hf5.625蜗杆、涡轮齿高h10.125顶隙c1.125蜗杆、涡轮分度圆直径d35.5 90蜗杆、涡轮节圆直径d35.5 90蜗杆、涡轮齿顶圆直径da44.5 99蜗杆、涡轮齿根圆直径df24.25 78.75蜗杆齿宽b158.5蜗杆轴向齿厚sa7.065蜗杆法向齿厚sn6.848涡轮齿宽b229.16蜗杆圆周速度vc1 = d2n1601000 = 3.1435.51000601000 = 1.86m/s涡轮圆周速度vc2 = d2n2601000 = 3.14901000601000 = 0.47m/s滑动速度v=vc12+vc22=1.862+0.472=1.92m/s5 校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53KT2d1d2mcosYFa2YF当量齿数zV2 = z2cos3 = 20cos315.73 =22.50,从图7-15中可查得齿形系数YFa2=2.40螺旋角系数Y=1-120=0.87许用弯曲应力F= FKFN从表7-11中查得由ZCuSn10Pb1制造的涡轮的基本许用弯曲应力F=56MPa寿命系数KFN=9106N=91067.2107=0.62F = 560.62 =34.72MPaF=1.531.04237335.51005cos15.732.400.87=7.49MPa F弯曲强度满足要求。6 精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械，从GB/T10089-1998圆柱蜗杆、涡轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T10089-1998。然后由有关手册确定公差项目及表面粗糙度。7 热平衡计算因为箱体面积很小而且蜗轮蜗杆发热量大，所以需要在传动箱内加装循环冷却管。3.2.1.2 人字齿轮由于人字齿轮可看做是两个斜齿轮组成的，所以计算参照斜齿轮计算。1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级用钢和铸铁制造的齿轮应常进行一些热处理，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7、8、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3050HBS，通常采用调制的小齿轮与调制