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优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763摘要磨气门、搪气门座孔和修磨气门座孔是在发动机生产厂家的专用生产线上进行的。在发动机维修时，需要一种多用途的小型机械，以满足以小代大，以少代多的方便快捷需求。本设计对现有产品进行适当改造，在提高产品质量和生产率的同时，使维修加工更加方便快捷。本文设计了一种小型的集磨发动机气门，搪气门座孔和修磨气门座于一体的多用机械。首先对市场上现有产品进行调研提出自己的设计方案，接着对各部件进行了详细设计与校核，最后用 CAD 软件绘出了磨气门机的装配图和零件图。通过本次设计加深了对机械原理、机械设计、机械制图、气门磨削工艺等的理解对今后的学习和工作均有很大的价值。关键词： 磨气门 电机 传动系 设计优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763AbstractGrinding valves, valve seats boring holes and grinding the valve seat hole in the engine manufacturers dedicated production line. When engine maintenance, the need for a multi-purpose small machinery to meet the small generation of large, with less demand on behalf of more convenient. The design of appropriate transformation of existing products, improve product quality and productivity at the same time, make maintenance easier and faster processing. This paper presents a small set of grinding engine valves, valve seats boring holes and grinding the valve seat in one of the multi-purpose machinery. First, existing products on the market made its own research design, followed by the various components of the detailed design and verification, and finally with CAD software plots the valve grinding machine assembly drawings and part drawings. Through this design deepened the mechanical principles, mechanical design, mechanical drawing, valve grinding process such as understanding of the future learning and work are of great value. Keywords: grinding valve motor drive system design优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763目录摘要 .1Abstract.2第一章 绪 论 .51.1 课题背景 .51.2 发动机气门概述 .51.3 气门研磨机研究现况 .61.4 设计要求 .71.4.1 设计内容 .71.4.2 技术要求 .7第二章 气门研磨机总体设计 .82.1 电机的选择 .82.2 传动系统方案的选择 .82.3 研磨装置方案确定 .92.4 总体方案确定 .102.4.1 总体方案确定 .102.4.2 原理说明 .112.5 总体动力参数计算 .11第三章 主要部件的设计 .133.1 传动齿轮的设计 .133.1.1 齿数差的确定 .133.1.2 齿轮齿数的确定 .133.1.3 齿形角、螺旋角、齿顶高系数 .133.1.4 外齿轮的变位系数 .143.1.5 啮合角与变位系数差 .153.1.6 齿轮几何尺寸与主要参数的选用 .153.1.7 强度计算与校核 .203.2 传动轴设计 .223.2.1 选择轴的材料 .22优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397633.2.2 低速轴（输出轴）的设计 .233.2.3 高速轴（输入轴、偏心轴）的设计 .283.3 箱体及其附件设计 .333.3.1 箱体简介 .333.3.2 箱体材料和尺寸的确定 .333.3.3 附件的设计 .343.4 支撑板的设计 .343.5 支撑杆的杆的 .353.6 气门夹紧装置的设计 .36结 论 .37参考文献 .38致 谢 .39优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763第一章 绪 论1.1 课题背景磨气门、搪气门座孔和修磨气门座孔是在发动机生产厂家的专用生产线上进行的。在发动机维修时，需要一种多用途的小型机械，以满足以小代大，以少代多的方便快捷需求。本设计对现有产品进行适当改造，在提高产品质量和生产率的同时，使维修加工更加方便快捷。1.2 发动机气门概述气门，valve，是发动机的一种重要部件。气门的作用是专门负责向发动机内输入空气并排出燃烧后的废气。 从发动机结构上，分为进气门（inlet valve）和排气门（exhaust valve） 。进气门的作用是将空气吸入发动机内，与燃料混合燃烧；排气门的作用是将燃烧后的废气排出并散热。气门的材质在中国大陆通常分为 40Cr、4Cr9Si2、4Cr10Si2Mo、21-4N 和23-8N 共 5 种。 5Cr8Si2、4Cr9Si3、21-2N、21-12N 、23-8N、XB 等已在一些引进机型上大批量使用。高温镍基合金在高负荷发动机排气门上也开始应用。 从气门的成品结构上分类，通常分为整根气门、双金属对焊气门和空心充钠气门等。其作用是专门负责向发动机内输入燃料并排出废气，传统发动机每个汽缸只有一个进气门和一个排气门，这种设计结构相对简单，成本较低，维修方便，低速性能较好，缺点是功率很难提高，尤其是高转速时充气效率低、性能较弱。为了提高进排气效率，现在多采用多气门技术，常见的是每个汽缸布置有 4 个气门（也有单缸 3 或 5 个气门的设计，原理一样，如奥迪 A6 的发动机） ，4 汽缸一共就是 16 个气门，我们在汽车资料上经常看到的“16V ”就表示发动机共16 个气门。这种多气门结构容易形成紧凑型燃烧室，喷油器布置在中央，这样可以令油气混合气燃烧更迅速、更均匀，各气门的重量和开度适当地减小，使气门开启或闭合的速度更快。发动机进、排气门是在发动机工作过程中密封燃烧室和控制发动机气体交换的精密零件，是保证发动机动力性能、经济性能、可靠性、耐久性的重要零优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763件。气门的工作条件恶劣，进气门的工作温度可达 300400，排气门的工作温度可达 700900。进气门主要受反复冲击的机械负荷，排气门除受反复冲击的机械负荷外，还受高温氧化性气体的腐蚀以及热应力（即气门盘部因温度梯度产生的应力） 、锥面热胀应力（即气门的堆焊材料与基体材料膨胀系数不同产生的附加应力） 、和燃烧时气体压力等共同作用，气门在落座时还承受由惯性引起的冲击交变载荷及弹簧压力、高温腐蚀气体的高速冲刷力等，所承受的机械应力图如图一所示。气门在设计、材质与制造合理的条件下，气门的失效主要为磨损与疲劳断裂，磨损主要在气门与配气机构中相关接触件的磨损，它除了降低发动机的效率外，还因改变气门与相关件的相互位置及受力状态而间接促进气门疲劳断裂；气门的疲劳断裂主要是受到高频率的张压交变压应力，冲击交变应力、弯曲、冷热、及燃气腐蚀的单一或综合作用造成的。如果发动机装配、修理、使用方面不按技术规程要求进行，气门配合的相关件质量不合格，气门很容易发生失效，并且主要发生在盘部单薄处、颈部及锁夹槽等应用力集中处。、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 +、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、图 1-1 气门工作负载1.3 气门研磨机研究现况电动气门研磨机，国内市场上最新型气门研磨工具，其结构紧凑，制作精美，适用多种内燃机缸盖气门口研磨，具有安全可靠、便于携带、效率高等优点，与市场销售 25 型电动、风动或气动研磨机相比，配备了变压整流装置，可优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763直接使用 220V 交流电，其主要性能:研磨气门最大重量为 0.5kg，使用电压24V，额定功率为 33W，额定电流为 1.35A，工作行程 010mm，冲击次数600700 次/min，工作转速 300500r/min，机器重量 5kg，因此，电动气门研磨机广大内燃机修理网点最适用修理工具之一。1.4 设计要求1.4.1 设计内容（1）磨气门机整机设计。（2）磨气门机主要受力零部件的尺寸设计和强度校核。（3）磨气门机传动系统设计和电机等选择。1.4.2 技术要求加工范围：直径：20-50mm锥度：30-50，RaYF2/FP2 按外齿轮校核，根据文献11 表 18-12 取齿宽系数 。根据文献1校核公式，0.25d取标准模数。法向模数=321cosFSdn YZKTm m42.105.24.079631取标准模数 .5n（2）几何参数计算由表 2.4 确定：压力角 20 啮合角 51.20 模数 m=1 算第一内齿轮副几何参数计算 1z=37， 2=39 中心距：优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763=1.993mm121()cos/1.5(397)cos20/45Amz取中心距 .0分度圆直径： 1.dzm21.398.dzm齿顶高： 8512ahm齿轮宽度： 110.db取 12B23 第二内齿轮副几何参数计算 3z=24， 4=26中心距：=1.993mm243()cos/1.52(64)cos20/45Amz取中心距 2.0分度圆直径： 3.3dzm41.2639dzm齿顶高： 8152ahm取 312B4齿轮详细尺寸计算与验算结果如下:计算第一内齿轮副外齿轮齿数 Z1: 37内齿轮齿数 Z2: 39法向模数 Mn:1.5mm分圆法向压力角 n:20分圆螺旋角 :0齿顶高系数 ha*:0.8顶隙系数 c*:0.25中心距 a:2mm齿宽 b:20mm优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763量棒直径 dp:2.04mm内插齿刀齿数 Z02:25内插齿刀齿顶高系数 ha*02:1.25插齿刀刃磨刀原始齿形的距离 X02:0mm端面模数 mt =1.5000mm啮合角 w = 45.1891插内齿轮时的啮合角 02 =32.5094插内齿轮时的中心距 a02 =11.7002mm总变位系数X =0.5578mm外齿轮变位系数：X1 =0.5000mm内齿轮变位系数：X2 =1.0578mm分度圆直径：d1=55.5000mm分度圆直径：d2=58.5000mm齿根圆直径：df1=53.8500mm齿根圆直径：df2=64.6503mm齿顶圆直径：da1 =59.9003mm齿顶圆直径：da2 =58.6000mm 外齿轮齿顶压力角 a1 =29.4643内齿轮齿顶压力角 a2 =20.2669插齿刀齿顶压力角 a02 =31.3213 端面重合度 =1.3553轴向重合度 =0.0000校验内齿轮加工范成顶切: 判断 z02/z2 =0.6410 是否大于等于 1-tanaa0/tana02 =0.4206校验过渡曲线干涉: 外齿轮用滚刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw =12.3877 是否大于等于 z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a=11.6000校验重叠干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.3293 是否大于等于 0校验外齿轮齿顶厚度：判断 sa1 =0.9880 是否大于 0.25m =0.3750优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763外齿轮固定弦齿厚：sc1 =2.5627mm内齿轮固定弦齿厚：sc2=1.0607mm外齿轮固定弦齿高：hc1 =1.7338mm内齿轮固定弦齿高：hc2=0.2365mm跨齿数：k =5外齿轮公法线长度：w=21.2172mm外齿轮跨棒距 M1 =58.4239内齿轮跨棒距 M2 =59.5495 第二内齿轮副几何参数计算外齿轮齿数 Z1: 24 内齿轮齿数 Z2: 26法向模数 Mn:1.5mm分圆法向压力角 n:20分圆螺旋角 :0齿顶高系数 ha*:0.8顶隙系数 c*:0.25中心距 a:2mm齿宽 b:20mm量棒直径 dp:2.04mm内插齿刀齿数 Z02:25内插齿刀齿顶高系数 ha*02:1.25插齿刀刃磨刀原始齿形的距离 X02:0mm端面模数 mt =1.5000mm啮合角 w =45.1891 插内齿轮时的啮合角 02 =53.6026插内齿轮时的中心距 a02 =1.1877mm总变位系数 X =0.5578mm外齿轮变位系数：X1 =0.0000mm 内齿轮变位系数：X2 =0.5578mm优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763分度圆直径：d1 =36.0000mm 分度圆直径：d2 =39.0000mm齿根圆直径：df1=32.8500mm齿根圆直径：df2 = 43.6254mm齿顶圆直径：da1 =38.8754mm齿顶圆直径：da2 =37.6000mm外齿轮齿顶压力角 a1 =29.5195内齿轮齿顶压力角 a2 =12.9205插齿刀齿顶压力角 a02 =31.3213 端面重合度 =1.5339轴向重合度 =0.0000校验内齿轮加工范成顶切: 判断 z02/z2 =0.9615 是否大于等于 1-tanaa0/tana02 =0.8309校验过渡曲线干涉：外齿轮用滚刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw =3.9514 是否大于等于 z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a =3.7570校验重叠干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.2489 是否大于等于 0校验外齿轮齿顶厚度：判断 sa1=1.1408 是否大于 0.25m =0.3750外齿轮固定弦齿厚：sc1 =2.0806mm 内齿轮固定弦齿厚：sc2=1.5428mm外齿轮固定弦齿高：hc1=1.0591mm 内齿轮固定弦齿高： hc2= 0.4300mm跨齿数：k =3外齿轮公法线长度：w=11.5747mm外齿轮跨棒距 M1=37.4985内齿轮跨棒距 M2=38.8449由上面的选取和计算得出双联齿轮各项数据见表 3.5 所示。表 3.5 行星齿轮几何参数见 (长度单位： mm)第一内齿轮副 第二内齿轮副名称 符号外齿轮 内齿轮 外齿轮 内齿轮优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763齿数 z37 39 24 26模数 m1.5齿形角 a20齿顶高系数 h 0.8啮合角 45.19变位系数 1x0.5 1.0578 0 0.5578啮合中心距 A2.0分度圆直径 d55.5 58.5 36 39齿顶圆直径 a59.9 58.6 38.875 37.6齿根圆直径 df 53.85 64.65 32.85 43.625齿轮宽度 B12 15 12 15验算重合度 1.05齿廓重干涉验算值 sG跨齿数 k4 5 3 4测量柱直径 pd1.73.1.7 强度计算与校核渐开线少齿差行星传动为内啮合传动，又采用正角度变位，其齿面接触强度与齿根弯曲强度均提高，且齿面接触强度远远大于齿根弯曲强度，同时又是多齿对啮合，所以内外齿轮的接触强度可不进行验算及满足要求(参见文献2第九章少齿差行星齿轮传动第 6 节齿轮强度计算)。只计算齿根弯曲强度，其弯曲强度条件为： FP, 式(3.4）(/)FtAVFYbmKlimin(/)FPSTXRNY根据 型传动计算方式得到式中： 2ZXHt-齿轮分度圆上的圆周力（N） 2340/025.864/3216.tFTzd N-齿形系数：参见文献1表 10-5 齿形系数表得到 Y 2.37FY齿轮宽度： 式.7.db优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763(3.5）-使用系数：参见文献2第 5 章行星传动承载能力计算表 5-6 得到AK2.0-动载系数：参见参见文献2第 5 章行星传动承载能力计算图 5-1 得到V1.4K-弯曲强度计算的齿间载荷分配系数：参见参见文献2表 5-9 得F.2-弯曲强度计算的齿向载荷分配系数：查文献1图 10-13 FK 1.08FK-试验齿轮的齿根弯曲极限应力。lim查参见文献1图 10-21 2lim490/FN-齿根弯曲强度的最小安全系数:表 5-5 得 =1.60 minFS minFS-应力修正系数：一般试验齿轮修正系数取 TY 2.0TY-尺寸系数：查文献2图 6-37 得 =0.9X XY-齿根表面状况系数；查文献2 图 6-36 得 =1.28R R-弯曲强度的寿命系数: 查文献2图 6-34 得 =2.4NY N于是计算出 (/)FtAVFYbmK1326.7/12.5)41.208.1426.95limin(/)(90693FPFSTXRN满足 ，所以齿根弯曲强度满足。齿轮尺寸设计满足实际要求。P3.2 传动轴设计轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763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，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。3.2.1 选择轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中敏感性较低，同时也可以用热处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，最常用的是 45 钢。必须指出在一般工作温度下（低于 200 摄氏度）各种碳钢的弹性模量均相差不多，因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度和耐磨性，而不是轴的弯曲或者扭转刚度，在既定的条件下，有时也可选择较低的钢材，而用适当增大轴的截面积的方法来提高轴的刚度。各种热处理如高频淬火、渗碳、氧化、氰化以及表面强化处理如喷丸、滚压等对提高轴的抗疲劳都有着显著的效果。应用于轴的材料种类很多，主要根据轴的使用条件。对轴的强度、刚度和其他机械性能等的要求，采用热处理方式，同时考虑制造加工工艺，并力求经济合理，通过设计计算来选择轴的材料。根据参考文献5表 5-1-1 轴的材料及其主要力学性能选择轴的材料为 45 钢，调质热处理。具体参数见表 4.1表 4.1 轴的常用材料及其主要力学性能材料 热处理毛坯直径mm硬度HB抗拉强度 b屈服点 s弯曲疲极限 1扭转疲劳极限许用静应力 p许用疲劳应力 p45钢 调质 200 217255 650 360 270 155 260 1802073.2.2 低速轴（输出轴）的设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。（1）初步确定轴端直径由前得输出轴上 , ,Z2PW240/minr25.86mTKN求作用在齿轮上的力（2Z-X 型） （参见文献413-453 受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径 36dZ分度圆切向力 12340/025.864/3216.tFTzd N径向力 31387.123sincosr法向力 =40274.4N4/nz表 4.2 轴常用几种材料的 及 值T0A轴的材料 /TMPa0A235Q1525 1491267、2035 13511245 2545 1261034035CrSiMn、3555 11297按表 4.2 选取 ，轴的输入端直径及轴的最小直径：12A33min02/.8/4015.6dPm又因为此段开有键槽，对于直径 的轴，有一个键槽时，轴径增大d取，初选 mm。5%11d（2）低速轴的结构设计1）初步选择滚动轴承，因轴承不受轴向力，故选择深沟球轴承。最小直径 右端用轴端挡圈定位，安装轴承盖。所以 mm120dm 120d根据轴肩的高度 (.70.1)hd2-3 处安装轴承，2 处为安装轴承预选轴承型号为 6005 尺寸为 25377，选 237Lm25d优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397633-4 段为方便内侧轴承安装取 3415Lm324d4-5 处安装轴承，5 处为安装轴肩 896.m预选轴承型号为 6005 尺寸为 25377，选 457425d， 5d为内齿轮，具体尺寸见齿轮设计。57dm2）根据 SJ 型双内啮合行星减速器具体结构要求，设计的输出轴与内齿圈装成一体。3）参考文献1表 15-2 取轴端的倒角为 245轴肩上的圆角半径 2 处取 3、4 处取.0Rm2.Rm（3）求低速轴上的载荷由前得输出轴上 2PW2/inr25.86TN求作用在齿轮上的力（2Z-X 型） （参见文献413-453 受力分析与强度计算）分度圆切向力 12340/0.4/3102.tFTzd径向力 31387.123sincosr法向力 =40274.4N4/nz确定轴承的支撑点位置时，参看文献1图 15-23，对于所选轴承，查得， 。所以得到图 4.2 的 , ,12.5a17. 12L67.532L从应力集中对轴的疲劳强度看，截面 2 和 3 处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面 2-3 中间受载荷最大，截面 2、3 相近，但截面3 受扭矩，所以 2 截面不必校核，截面 2-3 中间受力，但应力集中不大，不必校核。根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力，见表 4.3。表 4.3 轴受力分析载荷 垂直面 水平面支反力12NVF960169NHF5优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397631028VM弯矩 4753910295.HM1N总弯矩 20.扭矩 6Tm（4）按弯矩合成应力校核轴强度在进行校核时，通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强度。根据机械设计式 15-5 取 a=0.6 轴的计算应力（ ）22 21ca 3()108(.60)16.4MMpaW30.1Wd前已经选定轴的材料为 45 钢，调质处理，参考文献1表 15-1 查得 -1=60Pa，所以 ca，故安全。（5）精确校核轴的疲劳强度1)判断轴的危险截面由轴分析可知，1-2 截面只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径强度按扭转强度较宽余考虑的，所以 1-2 段 6、7 截面无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度看，截面 2 和 3 处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面 2-3 中间受载荷最大，截面 2、3 相近，但截面 3 受扭矩，所以 2 截面不必校核，截面 2-3 中间受力，但应力集中不大，不必校核。2)校核截面 3 左侧抗弯截面系数 式（4.3）33W=0.1d.80m抗扭截面系数 式T216（4.4）截面 6 右弯矩 M 为 式23048.25HVN（4.5）优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763截面 W 上扭矩 36570TNm截面上的弯矩应力 式b.Mpa（4.6）截面扭矩切应力 式2t65709.8T(4.7）轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 3.1 查得 ， ，Mpa270pa。15Mpa截面上由于轴肩形成的理论集中系数 及 ：a按参考文献1附表 3-2 查取，因 ,2.03165rd25.0Dd可查得 ， 。2.0a1.3又参考文献1附表 3-1 查得轴的材料的敏性系数为 。.82q.5故有效应力集中系数按参考文献1表附 3-4 为:1()10.82(.1).82kqa535由参考文献1附图 3-2 得尺寸系数 。0.67由参考文献1附图 3-3 得扭转尺寸系数 。r=82轴按磨削加工，由参考文献1附图 3-4 得表面质量系数为 。0.92轴未经表面强化处理即 。q1按参考文献1式（3-12）及（3-12a ）得综合系数值为：2.80kK1.62rkK有由 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数：，取 取 。0.12:.1.50.1:.5于是计算安全系数值，按参考文献1式（15-6） （15-8）则得：优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763275/(.8046.10)2.mSK（由轴向力 引起的压缩应力在此处作为 计算，因其甚小，故予忽略）aFm1510.627.487.48.620.mS2229.5.1.ca S :3)截面 3 右侧按参考文献1表 15-4 中公式计算，抗弯截面系数 W= 330.1.2516.d3m抗扭截面系数 TW由前知弯矩 M 及弯曲切应力为 10489.25mNb1048.25.3Mpa扭矩及扭矩切应力 3657mTN36720.41TpaW过盈配合处 值，由参考文献1附表 3-8 查出，取 0.8kq 3.6k。2.8kq轴按磨削加工，由参考文献1附表 3-4 得表面质量系数 0.90。故综合系数为 =3.71 =2.99。1kK1rkK所以轴在截面 3 右侧安全系数为：36.16t mS16.34优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976314.89 2caS:1.5S因轴无大大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略静强度的校核。至此，根据以上计算及校核结果，低速轴（输出轴）设计安全可靠。3.2.3 高速轴（输入轴、偏心轴）的设计（1）初步确定轴端直径由前得输入轴上 125PW150minnr10.796TNm求作用在齿轮上的力，参见文献413-453 受力分析与强度计算。齿轮分度圆直径 2m8.dZ分度圆切向力 11340/20.7963/58.92.tFTz N径向力 3sincosr N法向力 142/.5nzd按表 4.4 选取 ，轴的输入端直径及轴的最小直径：0A33min0/.2/0.9dPm又因为此段开有键槽，对于直径 的轴有一个键槽时轴径增大1d取 为配合电机花键孔该处取 。5%7in4.9.10md（2）高速轴的结构设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。1）轴肩的高度 得到(0.7.1)hd:又因为此段开有键槽，对于直径 的2302dm 10dm轴，有一个键槽时，轴径增大 =10.2mm 5%2310.2预选轴承型号为 6002 尺寸为初选 d235L优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397633-4 段为偏心轴段，和齿轮装配。查齿轮数据得到双联齿轮厚度轴肩的高度 (0.7.1)hd:120.34.24m考虑偏心轴力矩要求 ,由输出轴联接的内齿圈选取轴端4m5L5-6 上轴承为 6004 尺寸为: 初步确定 30mmD76517d56L2）根据 SJ 型双内啮合行星减速器具体结构要求，设计的输入轴为偏心轴。3）轴上零件的周向定位，齿轮和半连轴器的周向定位都采用平键联结，按 2-3直径查手册得平键截面尺寸为 用键槽铣刀加工，同时为了保650bhL证齿轮与轮毂配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。4）参考机械设计表 15-2 取轴端的倒角为 。24轴肩上的圆角半径 2 处取 3、4 处取1.6Rm.5Rm（3）求高速轴上的载荷图 4.5 轴受力简图由前得输入轴上 125PW150minnr10.796TNm求作用在齿轮上的力（2Z-X 型） （参考文献413-453 受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径 2m8.dZ分度圆切向力 1120/0.7963/58.92.tFTz N径向力 26.7N334sincosr优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763法向力 =33.5N13420/cosnFTzd确定轴承的支撑点位置时，参见文献1图 15-23，对于所选轴承，查得， ， 。所以得到图 4.5 的 , , ,19a238.5a198L2430L34根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力，见表 4.5。表 4.5 轴受力分析载荷 垂直面 水平面1327NVF186NH支反力 6523010VM弯矩 24719.5H136.N总弯矩 28扭矩 .Tm（4）按弯矩合成应力校核轴强度在进行校核时，通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强度。根据机械设计15-5 取 a=0.6 轴的计算应力（ ）22 21ca 3()146.(01.).067MMpaW30.1Wd前已经选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由参考文献1表 15-1 查得 -1=60Pa，因为 ca，故安全。（5）精确校核轴的疲劳强度1）判断轴的危险截面由轴分析可知，1-2 截面只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径强度按扭转强度较宽余考虑的，所以 1-2 段 6、7 截面无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度看，截面 2 和 3 处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面 2-3 中间受载荷最大，优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763截面 2、3 相近，但截面 3 受扭矩，所以 2 截面不必校核，截面 2-3 中间受力，但应力集中不大，不必校核。2）校核截面 3 左侧抗弯截面系数 33W=0.1d.10m抗扭截面系数 T22截面上的弯矩应力 b.Mpa截面扭矩切应力 2t5.8TW轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 3.1 查得 ， ，Mpa270pa。15Mpa截面上由于轴肩形成的理论集中系数 及a按参考文献1附表 3-2 查取，因 ,2.03165rd2.0Dd可查得 ， ，2.0a1.3又由参考文献1附表 3-1 查得轴的材料的敏性系数为。.8q.5故有效应力集中系数按参考文献1表附 3-4 为 。1()10.82(.1).82ka536q由附图 3-2 得尺寸系数 .7由附图 3-3 得扭转尺寸系数 r=082轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 0.92轴未经表面强化处理即 q1按参考文献1式（3-12）及（3-12a ）得综合系数值为12.80kK 1.62rkK优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763有由 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数，取 取0.12:0.10.5.1:0.5于是计算安全系数值，按参考文献1式（15-6） （15-8）则得75/(2.846.)2.mSK（由轴向力 引起的压缩应力在此处作为 计算，因其甚小，故予忽略）aFm1510.627.487.48.620.mS2229.5.1.ca S :3）截面 3-4按参考文献1表 15-4 中公式计算，抗弯截面系数 W= 330.1.217.8d3m抗扭截面系数 456TW由前知弯矩 M 及弯曲切应力为b1.02pa扭矩及扭矩切应力 3.mTN34.1TMpaW过盈配合处 值，由参考文献1附表 3-8 查出，取 0.8kq 3.60k2.8kq轴按磨削加工，由附表 3-4 得表面质量系数 0.90故综合系数为 =3.25 =2.621kK1rkK所以轴在截面 3 右侧安全系数为：21.75t mS优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397638.29mS7.75 2ca:1.5S因轴无大大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略静强度的校核。至此，根据以上计算及校核结果，高速轴（输入轴）设计安全可靠。3.3 箱体及其附件设计3.3.1 箱体简介减 速 器
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