畢業(yè)設計（論文）-一種集磨發(fā)動機氣門的設計(含全套CAD圖紙)

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優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763摘要磨氣門、搪氣門座孔和修磨氣門座孔是在發(fā)動機生產(chǎn)廠家的專用生產(chǎn)線上進行的。在發(fā)動機維修時，需要一種多用途的小型機械，以滿足以小代大，以少代多的方便快捷需求。本設計對現(xiàn)有產(chǎn)品進行適當改造，在提高產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)率的同時，使維修加工更加方便快捷。本文設計了一種小型的集磨發(fā)動機氣門，搪氣門座孔和修磨氣門座于一體的多用機械。首先對市場上現(xiàn)有產(chǎn)品進行調(diào)研提出自己的設計方案，接著對各部件進行了詳細設計與校核，最后用 CAD 軟件繪出了磨氣門機的裝配圖和零件圖。通過本次設計加深了對機械原理、機械設計、機械制圖、氣門磨削工藝等的理解對今后的學習和工作均有很大的價值。關鍵詞： 磨氣門 電機 傳動系 設計優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 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優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763目錄摘要 .1Abstract.2第一章 緒 論 .51.1 課題背景 .51.2 發(fā)動機氣門概述 .51.3 氣門研磨機研究現(xiàn)況 .61.4 設計要求 .71.4.1 設計內(nèi)容 .71.4.2 技術要求 .7第二章 氣門研磨機總體設計 .82.1 電機的選擇 .82.2 傳動系統(tǒng)方案的選擇 .82.3 研磨裝置方案確定 .92.4 總體方案確定 .102.4.1 總體方案確定 .102.4.2 原理說明 .112.5 總體動力參數(shù)計算 .11第三章 主要部件的設計 .133.1 傳動齒輪的設計 .133.1.1 齒數(shù)差的確定 .133.1.2 齒輪齒數(shù)的確定 .133.1.3 齒形角、螺旋角、齒頂高系數(shù) .133.1.4 外齒輪的變位系數(shù) .143.1.5 嚙合角與變位系數(shù)差 .153.1.6 齒輪幾何尺寸與主要參數(shù)的選用 .153.1.7 強度計算與校核 .203.2 傳動軸設計 .223.2.1 選擇軸的材料 .22優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633.2.2 低速軸（輸出軸）的設計 .233.2.3 高速軸（輸入軸、偏心軸）的設計 .283.3 箱體及其附件設計 .333.3.1 箱體簡介 .333.3.2 箱體材料和尺寸的確定 .333.3.3 附件的設計 .343.4 支撐板的設計 .343.5 支撐桿的桿的 .353.6 氣門夾緊裝置的設計 .36結(jié) 論 .37參考文獻 .38致 謝 .39優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763第一章 緒 論1.1 課題背景磨氣門、搪氣門座孔和修磨氣門座孔是在發(fā)動機生產(chǎn)廠家的專用生產(chǎn)線上進行的。在發(fā)動機維修時，需要一種多用途的小型機械，以滿足以小代大，以少代多的方便快捷需求。本設計對現(xiàn)有產(chǎn)品進行適當改造，在提高產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)率的同時，使維修加工更加方便快捷。1.2 發(fā)動機氣門概述氣門，valve，是發(fā)動機的一種重要部件。氣門的作用是專門負責向發(fā)動機內(nèi)輸入空氣并排出燃燒后的廢氣。 從發(fā)動機結(jié)構上，分為進氣門（inlet valve）和排氣門（exhaust valve） 。進氣門的作用是將空氣吸入發(fā)動機內(nèi)，與燃料混合燃燒；排氣門的作用是將燃燒后的廢氣排出并散熱。氣門的材質(zhì)在中國大陸通常分為 40Cr、4Cr9Si2、4Cr10Si2Mo、21-4N 和23-8N 共 5 種。 5Cr8Si2、4Cr9Si3、21-2N、21-12N 、23-8N、XB 等已在一些引進機型上大批量使用。高溫鎳基合金在高負荷發(fā)動機排氣門上也開始應用。 從氣門的成品結(jié)構上分類，通常分為整根氣門、雙金屬對焊氣門和空心充鈉氣門等。其作用是專門負責向發(fā)動機內(nèi)輸入燃料并排出廢氣，傳統(tǒng)發(fā)動機每個汽缸只有一個進氣門和一個排氣門，這種設計結(jié)構相對簡單，成本較低，維修方便，低速性能較好，缺點是功率很難提高，尤其是高轉(zhuǎn)速時充氣效率低、性能較弱。為了提高進排氣效率，現(xiàn)在多采用多氣門技術，常見的是每個汽缸布置有 4 個氣門（也有單缸 3 或 5 個氣門的設計，原理一樣，如奧迪 A6 的發(fā)動機） ，4 汽缸一共就是 16 個氣門，我們在汽車資料上經(jīng)?？吹降摹?6V ”就表示發(fā)動機共16 個氣門。這種多氣門結(jié)構容易形成緊湊型燃燒室，噴油器布置在中央，這樣可以令油氣混合氣燃燒更迅速、更均勻，各氣門的重量和開度適當?shù)販p小，使氣門開啟或閉合的速度更快。發(fā)動機進、排氣門是在發(fā)動機工作過程中密封燃燒室和控制發(fā)動機氣體交換的精密零件，是保證發(fā)動機動力性能、經(jīng)濟性能、可靠性、耐久性的重要零優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763件。氣門的工作條件惡劣，進氣門的工作溫度可達 300400，排氣門的工作溫度可達 700900。進氣門主要受反復沖擊的機械負荷，排氣門除受反復沖擊的機械負荷外，還受高溫氧化性氣體的腐蝕以及熱應力（即氣門盤部因溫度梯度產(chǎn)生的應力） 、錐面熱脹應力（即氣門的堆焊材料與基體材料膨脹系數(shù)不同產(chǎn)生的附加應力） 、和燃燒時氣體壓力等共同作用，氣門在落座時還承受由慣性引起的沖擊交變載荷及彈簧壓力、高溫腐蝕氣體的高速沖刷力等，所承受的機械應力圖如圖一所示。氣門在設計、材質(zhì)與制造合理的條件下，氣門的失效主要為磨損與疲勞斷裂，磨損主要在氣門與配氣機構中相關接觸件的磨損，它除了降低發(fā)動機的效率外，還因改變氣門與相關件的相互位置及受力狀態(tài)而間接促進氣門疲勞斷裂；氣門的疲勞斷裂主要是受到高頻率的張壓交變壓應力，沖擊交變應力、彎曲、冷熱、及燃氣腐蝕的單一或綜合作用造成的。如果發(fā)動機裝配、修理、使用方面不按技術規(guī)程要求進行，氣門配合的相關件質(zhì)量不合格，氣門很容易發(fā)生失效，并且主要發(fā)生在盤部單薄處、頸部及鎖夾槽等應用力集中處。、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 +、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、圖 1-1 氣門工作負載1.3 氣門研磨機研究現(xiàn)況電動氣門研磨機，國內(nèi)市場上最新型氣門研磨工具，其結(jié)構緊湊，制作精美，適用多種內(nèi)燃機缸蓋氣門口研磨，具有安全可靠、便于攜帶、效率高等優(yōu)點，與市場銷售 25 型電動、風動或氣動研磨機相比，配備了變壓整流裝置，可優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763直接使用 220V 交流電，其主要性能:研磨氣門最大重量為 0.5kg，使用電壓24V，額定功率為 33W，額定電流為 1.35A，工作行程 010mm，沖擊次數(shù)600700 次/min，工作轉(zhuǎn)速 300500r/min，機器重量 5kg，因此，電動氣門研磨機廣大內(nèi)燃機修理網(wǎng)點最適用修理工具之一。1.4 設計要求1.4.1 設計內(nèi)容（1）磨氣門機整機設計。（2）磨氣門機主要受力零部件的尺寸設計和強度校核。（3）磨氣門機傳動系統(tǒng)設計和電機等選擇。1.4.2 技術要求加工范圍：直徑：20-50mm錐度：30-50，RaYF2/FP2 按外齒輪校核，根據(jù)文獻11 表 18-12 取齒寬系數(shù) 。根據(jù)文獻1校核公式，0.25d取標準模數(shù)。法向模數(shù)=321cosFSdn YZKTm m42.105.24.079631取標準模數(shù) .5n（2）幾何參數(shù)計算由表 2.4 確定：壓力角 20 嚙合角 51.20 模數(shù) m=1 算第一內(nèi)齒輪副幾何參數(shù)計算 1z=37， 2=39 中心距：優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763=1.993mm121()cos/1.5(397)cos20/45Amz取中心距 .0分度圓直徑： 1.dzm21.398.dzm齒頂高： 8512ahm齒輪寬度： 110.db取 12B23 第二內(nèi)齒輪副幾何參數(shù)計算 3z=24， 4=26中心距：=1.993mm243()cos/1.52(64)cos20/45Amz取中心距 2.0分度圓直徑： 3.3dzm41.2639dzm齒頂高： 8152ahm取 312B4齒輪詳細尺寸計算與驗算結(jié)果如下:計算第一內(nèi)齒輪副外齒輪齒數(shù) Z1: 37內(nèi)齒輪齒數(shù) Z2: 39法向模數(shù) Mn:1.5mm分圓法向壓力角 n:20分圓螺旋角 :0齒頂高系數(shù) ha*:0.8頂隙系數(shù) c*:0.25中心距 a:2mm齒寬 b:20mm優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763量棒直徑 dp:2.04mm內(nèi)插齒刀齒數(shù) Z02:25內(nèi)插齒刀齒頂高系數(shù) ha*02:1.25插齒刀刃磨刀原始齒形的距離 X02:0mm端面模數(shù) mt =1.5000mm嚙合角 w = 45.1891插內(nèi)齒輪時的嚙合角 02 =32.5094插內(nèi)齒輪時的中心距 a02 =11.7002mm總變位系數(shù)X =0.5578mm外齒輪變位系數(shù)：X1 =0.5000mm內(nèi)齒輪變位系數(shù)：X2 =1.0578mm分度圓直徑：d1=55.5000mm分度圓直徑：d2=58.5000mm齒根圓直徑：df1=53.8500mm齒根圓直徑：df2=64.6503mm齒頂圓直徑：da1 =59.9003mm齒頂圓直徑：da2 =58.6000mm 外齒輪齒頂壓力角 a1 =29.4643內(nèi)齒輪齒頂壓力角 a2 =20.2669插齒刀齒頂壓力角 a02 =31.3213 端面重合度 =1.3553軸向重合度 =0.0000校驗內(nèi)齒輪加工范成頂切: 判斷 z02/z2 =0.6410 是否大于等于 1-tanaa0/tana02 =0.4206校驗過渡曲線干涉: 外齒輪用滾刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw =12.3877 是否大于等于 z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a=11.6000校驗重疊干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.3293 是否大于等于 0校驗外齒輪齒頂厚度：判斷 sa1 =0.9880 是否大于 0.25m =0.3750優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763外齒輪固定弦齒厚：sc1 =2.5627mm內(nèi)齒輪固定弦齒厚：sc2=1.0607mm外齒輪固定弦齒高：hc1 =1.7338mm內(nèi)齒輪固定弦齒高：hc2=0.2365mm跨齒數(shù)：k =5外齒輪公法線長度：w=21.2172mm外齒輪跨棒距 M1 =58.4239內(nèi)齒輪跨棒距 M2 =59.5495 第二內(nèi)齒輪副幾何參數(shù)計算外齒輪齒數(shù) Z1: 24 內(nèi)齒輪齒數(shù) Z2: 26法向模數(shù) Mn:1.5mm分圓法向壓力角 n:20分圓螺旋角 :0齒頂高系數(shù) ha*:0.8頂隙系數(shù) c*:0.25中心距 a:2mm齒寬 b:20mm量棒直徑 dp:2.04mm內(nèi)插齒刀齒數(shù) Z02:25內(nèi)插齒刀齒頂高系數(shù) ha*02:1.25插齒刀刃磨刀原始齒形的距離 X02:0mm端面模數(shù) mt =1.5000mm嚙合角 w =45.1891 插內(nèi)齒輪時的嚙合角 02 =53.6026插內(nèi)齒輪時的中心距 a02 =1.1877mm總變位系數(shù) X =0.5578mm外齒輪變位系數(shù)：X1 =0.0000mm 內(nèi)齒輪變位系數(shù)：X2 =0.5578mm優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763分度圓直徑：d1 =36.0000mm 分度圓直徑：d2 =39.0000mm齒根圓直徑：df1=32.8500mm齒根圓直徑：df2 = 43.6254mm齒頂圓直徑：da1 =38.8754mm齒頂圓直徑：da2 =37.6000mm外齒輪齒頂壓力角 a1 =29.5195內(nèi)齒輪齒頂壓力角 a2 =12.9205插齒刀齒頂壓力角 a02 =31.3213 端面重合度 =1.5339軸向重合度 =0.0000校驗內(nèi)齒輪加工范成頂切: 判斷 z02/z2 =0.9615 是否大于等于 1-tanaa0/tana02 =0.8309校驗過渡曲線干涉：外齒輪用滾刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw =3.9514 是否大于等于 z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a =3.7570校驗重疊干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.2489 是否大于等于 0校驗外齒輪齒頂厚度：判斷 sa1=1.1408 是否大于 0.25m =0.3750外齒輪固定弦齒厚：sc1 =2.0806mm 內(nèi)齒輪固定弦齒厚：sc2=1.5428mm外齒輪固定弦齒高：hc1=1.0591mm 內(nèi)齒輪固定弦齒高： hc2= 0.4300mm跨齒數(shù)：k =3外齒輪公法線長度：w=11.5747mm外齒輪跨棒距 M1=37.4985內(nèi)齒輪跨棒距 M2=38.8449由上面的選取和計算得出雙聯(lián)齒輪各項數(shù)據(jù)見表 3.5 所示。表 3.5 行星齒輪幾何參數(shù)見 (長度單位： mm)第一內(nèi)齒輪副 第二內(nèi)齒輪副名稱 符號外齒輪 內(nèi)齒輪 外齒輪 內(nèi)齒輪優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763齒數(shù) z37 39 24 26模數(shù) m1.5齒形角 a20齒頂高系數(shù) h 0.8嚙合角 45.19變位系數(shù) 1x0.5 1.0578 0 0.5578嚙合中心距 A2.0分度圓直徑 d55.5 58.5 36 39齒頂圓直徑 a59.9 58.6 38.875 37.6齒根圓直徑 df 53.85 64.65 32.85 43.625齒輪寬度 B12 15 12 15驗算重合度 1.05齒廓重干涉驗算值 sG跨齒數(shù) k4 5 3 4測量柱直徑 pd1.73.1.7 強度計算與校核漸開線少齒差行星傳動為內(nèi)嚙合傳動，又采用正角度變位，其齒面接觸強度與齒根彎曲強度均提高，且齒面接觸強度遠遠大于齒根彎曲強度，同時又是多齒對嚙合，所以內(nèi)外齒輪的接觸強度可不進行驗算及滿足要求(參見文獻2第九章少齒差行星齒輪傳動第 6 節(jié)齒輪強度計算)。只計算齒根彎曲強度，其彎曲強度條件為： FP, 式(3.4）(/)FtAVFYbmKlimin(/)FPSTXRNY根據(jù) 型傳動計算方式得到式中： 2ZXHt-齒輪分度圓上的圓周力（N） 2340/025.864/3216.tFTzd N-齒形系數(shù)：參見文獻1表 10-5 齒形系數(shù)表得到 Y 2.37FY齒輪寬度： 式.7.db優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763(3.5）-使用系數(shù)：參見文獻2第 5 章行星傳動承載能力計算表 5-6 得到AK2.0-動載系數(shù)：參見參見文獻2第 5 章行星傳動承載能力計算圖 5-1 得到V1.4K-彎曲強度計算的齒間載荷分配系數(shù)：參見參見文獻2表 5-9 得F.2-彎曲強度計算的齒向載荷分配系數(shù)：查文獻1圖 10-13 FK 1.08FK-試驗齒輪的齒根彎曲極限應力。lim查參見文獻1圖 10-21 2lim490/FN-齒根彎曲強度的最小安全系數(shù):表 5-5 得 =1.60 minFS minFS-應力修正系數(shù)：一般試驗齒輪修正系數(shù)取 TY 2.0TY-尺寸系數(shù)：查文獻2圖 6-37 得 =0.9X XY-齒根表面狀況系數(shù)；查文獻2 圖 6-36 得 =1.28R R-彎曲強度的壽命系數(shù): 查文獻2圖 6-34 得 =2.4NY N于是計算出 (/)FtAVFYbmK1326.7/12.5)41.208.1426.95limin(/)(90693FPFSTXRN滿足 ，所以齒根彎曲強度滿足。齒輪尺寸設計滿足實際要求。P3.2 傳動軸設計軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉(zhuǎn)運動的零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此軸的主要功用是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763軸的結(jié)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，合理地確定軸的結(jié)構形式和尺寸。軸的結(jié)構設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等。軸的工作能力計算指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只需對軸進行強度計算，以防止斷裂或塑性變形。3.2.1 選擇軸的材料軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，最常用的是 45 鋼。必須指出在一般工作溫度下（低于 200 攝氏度）各種碳鋼的彈性模量均相差不多，因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據(jù)的是強度和耐磨性，而不是軸的彎曲或者扭轉(zhuǎn)剛度，在既定的條件下，有時也可選擇較低的鋼材，而用適當增大軸的截面積的方法來提高軸的剛度。各種熱處理如高頻淬火、滲碳、氧化、氰化以及表面強化處理如噴丸、滾壓等對提高軸的抗疲勞都有著顯著的效果。應用于軸的材料種類很多，主要根據(jù)軸的使用條件。對軸的強度、剛度和其他機械性能等的要求，采用熱處理方式，同時考慮制造加工工藝，并力求經(jīng)濟合理，通過設計計算來選擇軸的材料。根據(jù)參考文獻5表 5-1-1 軸的材料及其主要力學性能選擇軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)熱處理。具體參數(shù)見表 4.1表 4.1 軸的常用材料及其主要力學性能材料 熱處理毛坯直徑mm硬度HB抗拉強度 b屈服點 s彎曲疲極限 1扭轉(zhuǎn)疲勞極限許用靜應力 p許用疲勞應力 p45鋼 調(diào)質(zhì) 200 217255 650 360 270 155 260 1802073.2.2 低速軸（輸出軸）的設計軸的結(jié)構設計是確定軸的合理外形和全部結(jié)構尺寸，為軸設計的重要步驟。它與軸上安裝的零件類型、尺寸及其位置、零件的固定方式，載荷的性質(zhì)、方優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763向、大小及分布情況，軸承的類型與尺寸，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝及運輸，對軸的變形等因素有關。（1）初步確定軸端直徑由前得輸出軸上 , ,Z2PW240/minr25.86mTKN求作用在齒輪上的力（2Z-X 型） （參見文獻413-453 受力分析與強度計算）齒輪分度圓直徑 36dZ分度圓切向力 12340/025.864/3216.tFTzd N徑向力 31387.123sincosr法向力 =40274.4N4/nz表 4.2 軸常用幾種材料的 及 值T0A軸的材料 /TMPa0A235Q1525 1491267、2035 13511245 2545 1261034035CrSiMn、3555 11297按表 4.2 選取 ，軸的輸入端直徑及軸的最小直徑：12A33min02/.8/4015.6dPm又因為此段開有鍵槽，對于直徑 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大d取，初選 mm。5%11d（2）低速軸的結(jié)構設計1）初步選擇滾動軸承，因軸承不受軸向力，故選擇深溝球軸承。最小直徑 右端用軸端擋圈定位，安裝軸承蓋。所以 mm120dm 120d根據(jù)軸肩的高度 (.70.1)hd2-3 處安裝軸承，2 處為安裝軸承預選軸承型號為 6005 尺寸為 25377，選 237Lm25d優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633-4 段為方便內(nèi)側(cè)軸承安裝取 3415Lm324d4-5 處安裝軸承，5 處為安裝軸肩 896.m預選軸承型號為 6005 尺寸為 25377，選 457425d， 5d為內(nèi)齒輪，具體尺寸見齒輪設計。57dm2）根據(jù) SJ 型雙內(nèi)嚙合行星減速器具體結(jié)構要求，設計的輸出軸與內(nèi)齒圈裝成一體。3）參考文獻1表 15-2 取軸端的倒角為 245軸肩上的圓角半徑 2 處取 3、4 處取.0Rm2.Rm（3）求低速軸上的載荷由前得輸出軸上 2PW2/inr25.86TN求作用在齒輪上的力（2Z-X 型） （參見文獻413-453 受力分析與強度計算）分度圓切向力 12340/0.4/3102.tFTzd徑向力 31387.123sincosr法向力 =40274.4N4/nz確定軸承的支撐點位置時，參看文獻1圖 15-23，對于所選軸承，查得， 。所以得到圖 4.2 的 , ,12.5a17. 12L67.532L從應力集中對軸的疲勞強度看，截面 2 和 3 處的過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載的情況來看，截面 2-3 中間受載荷最大，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 中間受力，但應力集中不大，不必校核。根據(jù)軸的結(jié)構圖和彎矩圖計算出軸受力分析的各個力，見表 4.3。表 4.3 軸受力分析載荷 垂直面 水平面支反力12NVF960169NHF5優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397631028VM彎矩 4753910295.HM1N總彎矩 20.扭矩 6Tm（4）按彎矩合成應力校核軸強度在進行校核時，通常只校核軸上承受對大彎矩和扭矩的截面即危險截面的強度。根據(jù)機械設計式 15-5 取 a=0.6 軸的計算應力（ ）22 21ca 3()108(.60)16.4MMpaW30.1Wd前已經(jīng)選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，參考文獻1表 15-1 查得 -1=60Pa，所以 ca，故安全。（5）精確校核軸的疲勞強度1)判斷軸的危險截面由軸分析可知，1-2 截面只受扭矩作用，雖然有鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑強度按扭轉(zhuǎn)強度較寬余考慮的，所以 1-2 段 6、7 截面無須校核。從應力集中對軸的疲勞強度看，截面 2 和 3 處的過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載的情況來看，截面 2-3 中間受載荷最大，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 中間受力，但應力集中不大，不必校核。2)校核截面 3 左側(cè)抗彎截面系數(shù) 式（4.3）33W=0.1d.80m抗扭截面系數(shù) 式T216（4.4）截面 6 右彎矩 M 為 式23048.25HVN（4.5）優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763截面 W 上扭矩 36570TNm截面上的彎矩應力 式b.Mpa（4.6）截面扭矩切應力 式2t65709.8T(4.7）軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 3.1 查得 ， ，Mpa270pa。15Mpa截面上由于軸肩形成的理論集中系數(shù) 及 ：a按參考文獻1附表 3-2 查取，因 ,2.03165rd25.0Dd可查得 ， 。2.0a1.3又參考文獻1附表 3-1 查得軸的材料的敏性系數(shù)為 。.82q.5故有效應力集中系數(shù)按參考文獻1表附 3-4 為:1()10.82(.1).82kqa535由參考文獻1附圖 3-2 得尺寸系數(shù) 。0.67由參考文獻1附圖 3-3 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 。r=82軸按磨削加工，由參考文獻1附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 。0.92軸未經(jīng)表面強化處理即 。q1按參考文獻1式（3-12）及（3-12a ）得綜合系數(shù)值為：2.80kK1.62rkK有由 3-1 及 3-2 得碳鋼的特性系數(shù)：，取 取 。0.12:.1.50.1:.5于是計算安全系數(shù)值，按參考文獻1式（15-6） （15-8）則得：優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763275/(.8046.10)2.mSK（由軸向力 引起的壓縮應力在此處作為 計算，因其甚小，故予忽略）aFm1510.627.487.48.620.mS2229.5.1.ca S :3)截面 3 右側(cè)按參考文獻1表 15-4 中公式計算，抗彎截面系數(shù) W= 330.1.2516.d3m抗扭截面系數(shù) TW由前知彎矩 M 及彎曲切應力為 10489.25mNb1048.25.3Mpa扭矩及扭矩切應力 3657mTN36720.41TpaW過盈配合處 值，由參考文獻1附表 3-8 查出，取 0.8kq 3.6k。2.8kq軸按磨削加工，由參考文獻1附表 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù) 0.90。故綜合系數(shù)為 =3.71 =2.99。1kK1rkK所以軸在截面 3 右側(cè)安全系數(shù)為：36.16t mS16.34優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976314.89 2caS:1.5S因軸無大大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可忽略靜強度的校核。至此，根據(jù)以上計算及校核結(jié)果，低速軸（輸出軸）設計安全可靠。3.2.3 高速軸（輸入軸、偏心軸）的設計（1）初步確定軸端直徑由前得輸入軸上 125PW150minnr10.796TNm求作用在齒輪上的力，參見文獻413-453 受力分析與強度計算。齒輪分度圓直徑 2m8.dZ分度圓切向力 11340/20.7963/58.92.tFTz N徑向力 3sincosr N法向力 142/.5nzd按表 4.4 選取 ，軸的輸入端直徑及軸的最小直徑：0A33min0/.2/0.9dPm又因為此段開有鍵槽，對于直徑 的軸有一個鍵槽時軸徑增大1d取 為配合電機花鍵孔該處取 。5%7in4.9.10md（2）高速軸的結(jié)構設計軸的結(jié)構設計是確定軸的合理外形和全部結(jié)構尺寸，為軸設計的重要步驟。它與軸上安裝的零件類型、尺寸及其位置、零件的固定方式，載荷的性質(zhì)、方向、大小及分布情況，軸承的類型與尺寸，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝及運輸，對軸的變形等因素有關。1）軸肩的高度 得到(0.7.1)hd:又因為此段開有鍵槽，對于直徑 的2302dm 10dm軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 =10.2mm 5%2310.2預選軸承型號為 6002 尺寸為初選 d235L優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633-4 段為偏心軸段，和齒輪裝配。查齒輪數(shù)據(jù)得到雙聯(lián)齒輪厚度軸肩的高度 (0.7.1)hd:120.34.24m考慮偏心軸力矩要求 ,由輸出軸聯(lián)接的內(nèi)齒圈選取軸端4m5L5-6 上軸承為 6004 尺寸為: 初步確定 30mmD76517d56L2）根據(jù) SJ 型雙內(nèi)嚙合行星減速器具體結(jié)構要求，設計的輸入軸為偏心軸。3）軸上零件的周向定位，齒輪和半連軸器的周向定位都采用平鍵聯(lián)結(jié)，按 2-3直徑查手冊得平鍵截面尺寸為 用鍵槽銑刀加工，同時為了保650bhL證齒輪與輪轂配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6。4）參考機械設計表 15-2 取軸端的倒角為 。24軸肩上的圓角半徑 2 處取 3、4 處取1.6Rm.5Rm（3）求高速軸上的載荷圖 4.5 軸受力簡圖由前得輸入軸上 125PW150minnr10.796TNm求作用在齒輪上的力（2Z-X 型） （參考文獻413-453 受力分析與強度計算）齒輪分度圓直徑 2m8.dZ分度圓切向力 1120/0.7963/58.92.tFTz N徑向力 26.7N334sincosr優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763法向力 =33.5N13420/cosnFTzd確定軸承的支撐點位置時，參見文獻1圖 15-23，對于所選軸承，查得， ， 。所以得到圖 4.5 的 , , ,19a238.5a198L2430L34根據(jù)軸的結(jié)構圖和彎矩圖計算出軸受力分析的各個力，見表 4.5。表 4.5 軸受力分析載荷 垂直面 水平面1327NVF186NH支反力 6523010VM彎矩 24719.5H136.N總彎矩 28扭矩 .Tm（4）按彎矩合成應力校核軸強度在進行校核時，通常只校核軸上承受對大彎矩和扭矩的截面即危險截面的強度。根據(jù)機械設計15-5 取 a=0.6 軸的計算應力（ ）22 21ca 3()146.(01.).067MMpaW30.1Wd前已經(jīng)選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻1表 15-1 查得 -1=60Pa，因為 ca，故安全。（5）精確校核軸的疲勞強度1）判斷軸的危險截面由軸分析可知，1-2 截面只受扭矩作用，雖然有鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑強度按扭轉(zhuǎn)強度較寬余考慮的，所以 1-2 段 6、7 截面無須校核。從應力集中對軸的疲勞強度看，截面 2 和 3 處的過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載的情況來看，截面 2-3 中間受載荷最大，優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 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 中間受力，但應力集中不大，不必校核。2）校核截面 3 左側(cè)抗彎截面系數(shù) 33W=0.1d.10m抗扭截面系數(shù) T22截面上的彎矩應力 b.Mpa截面扭矩切應力 2t5.8TW軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 3.1 查得 ， ，Mpa270pa。15Mpa截面上由于軸肩形成的理論集中系數(shù) 及a按參考文獻1附表 3-2 查取，因 ,2.03165rd2.0Dd可查得 ， ，2.0a1.3又由參考文獻1附表 3-1 查得軸的材料的敏性系數(shù)為。.8q.5故有效應力集中系數(shù)按參考文獻1表附 3-4 為 。1()10.82(.1).82ka536q由附圖 3-2 得尺寸系數(shù) .7由附圖 3-3 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) r=082軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92軸未經(jīng)表面強化處理即 q1按參考文獻1式（3-12）及（3-12a ）得綜合系數(shù)值為12.80kK 1.62rkK優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763有由 3-1 及 3-2 得碳鋼的特性系數(shù)，取 取0.12:0.10.5.1:0.5于是計算安全系數(shù)值，按參考文獻1式（15-6） （15-8）則得75/(2.846.)2.mSK（由軸向力 引起的壓縮應力在此處作為 計算，因其甚小，故予忽略）aFm1510.627.487.48.620.mS2229.5.1.ca S :3）截面 3-4按參考文獻1表 15-4 中公式計算，抗彎截面系數(shù) W= 330.1.217.8d3m抗扭截面系數(shù) 456TW由前知彎矩 M 及彎曲切應力為b1.02pa扭矩及扭矩切應力 3.mTN34.1TMpaW過盈配合處 值，由參考文獻1附表 3-8 查出，取 0.8kq 3.60k2.8kq軸按磨削加工，由附表 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù) 0.90故綜合系數(shù)為 =3.25 =2.621kK1rkK所以軸在截面 3 右側(cè)安全系數(shù)為：21.75t mS優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397638.29mS7.75 2ca:1.5S因軸無大大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可忽略靜強度的校核。至此，根據(jù)以上計算及校核結(jié)果，高速軸（輸入軸）設計安全可靠。3.3 箱體及其附件設計3.3.1 箱體簡介減 速 器