机械设计课程设计-一级斜齿圆柱齿轮减速器设计F=2800 V=1.4 D=350

机械设计减速器设计说明书全套图纸加V信153893706或扣3346389411系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目录第一部分设计任务书4第二部分传动装置总体设计方案5第三部分电动机的选择53.1电动机的选择53.2确定传动装置的总传动比和分配传动比6第四部分计算传动装置的运动和动力参数7第五部分齿轮传动的设计8第六部分链传动和链轮的设计15第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计177.1输入轴的设计177.2输出轴的设计21第八部分键联接的选择及校核计算268.1输入轴键选择与校核268.2输出轴键选择与校核27第九部分轴承的选择及校核计算279.1输入轴的轴承计算与校核279.2输出轴的轴承计算与校核28第十部分联轴器的选择29第十一部分减速器的润滑和密封3011.1减速器的润滑3011.2减速器的密封30第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸31设计小结33参考文献34第一部分设计任务书一、初始数据设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=2800N，V=1.4m/s，D=350mm，设计年限（寿命）：8年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二.设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.齿轮传动的设计6.链传动和链轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、链轮、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：根据任务书要求，将链传动设置在低速级。选择传动方案为电动机-一级斜齿圆柱齿轮减速器-链传动-工作机。二.计算传动装置总效率a=0.99×0.992×0.97×0.95×0.96=0.8581为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮传动的效率,4为链传动的效率,5为工作机的效率。第三部分电动机的选择3.1电动机的选择圆周速度v:v=1.4m/s工作机的功率Pw:P电动机所需工作功率为:P工作机的转速为:n=经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比i1=2~5，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~30，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(6×30)×76.4=458.4~2292r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和链轮、减速器的传动比，选定型号为Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm475×315216×14012mm38×8010×333.2确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:i（2）分配传动装置传动比:i式中i0、i分别为链传动和减速器的传动比。为使链轮外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.5，则减速器传动比为:i=第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：n输出轴：n小链轮轴：n工作机轴：n（2)各轴输入功率:输入轴：P输出轴：P小链轮轴：P工作机轴：P则各轴的输出功率：输入轴：P输出轴：P小链轮轴：P(3)各轴输入转矩:电动机轴的输出转矩:T输入轴：T输出轴：T小链轮轴：T工作机轴：T输出转矩为：输入轴：T输出轴：T小链轮轴：T第五部分齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z1=26，大齿轮齿数Z2=26×5.39=140.14，取Z2=141。（4）初选螺旋角=14°。（5）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.44。⑤查表得材料的弹性影响系数Z⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：ααα端面重合度：ε轴向重合度：ε重合度系数：Z⑦由式可得螺旋角系数Z⑧计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：NN查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.86、KHN2=0.89。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:σσ取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2）试算小齿轮分度圆直径d（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv=②齿宽bb=2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1。②根据v=2.41m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.12。③齿轮的圆周力FK查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH=1.072。则载荷系数为：K=3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d及相应的齿轮模数m模数取为标准值mn=2mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=中心距圆整为a=170mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos即：=10°47′6″（3）计算大、小齿轮的分度圆直径dd（4）计算齿轮宽度b=取b2=53mm、b1=58mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件σ1）确定公式中各参数值①计算当量齿数ZZ②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y基圆螺旋角：β当量齿轮重合度：ε轴向重合度：ε重合度系数：Y③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.56YFa2=2.16YSa1=1.62YSa2=1.83⑤计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KF=1.4根据KH=1.072，结合b/h=11.78查图得KF则载荷系数为K⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82、KFN2=0.85取安全系数S=1.4，得σσ2）齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论齿数Z1=26、Z2=141，模数m=2mm，压力角=20°，螺旋角=10.785°=10°47′6″，中心距a=170mm，齿宽b1=58mm、b2=53mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z26141螺旋角β左10°47′6″右10°47′6″齿宽b58mm53mm分度圆直径d52.934mm287.066mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha2mm2mm齿根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2×ha56.934mm291.066mm齿根圆直径dfd-2×hf47.934mm282.066mm第六部分链传动和链轮的设计1.选择链轮齿数取小链轮齿轮Z1=21，大链轮的齿数为Z2.确定计算功率由表查得工况系数KA=1，由图查得主动链轮齿数系数KZ=1.22，单排链，则计算功率为P3.选择链条型号和节距根据Pca=5.29Kw，n3=267.16r/min，查图可选12A。查表链条节距为p=19.05mm。4.计算链节数和中心距初选中心距a取a0=800mm相应的链长节数为L取链长节数Lp=133。查表，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24484，则链传动的最大中心距为a5.计算链速v，确定润滑方式v=由v=1.78m/s和链号12A，查图可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6.计算压轴力Fp有效圆周力为：F链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为：F7.主要设计结论链条型号12A；链轮齿数z1=21，z2=74；链节数Lp=133，中心距a=800mm。第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=4.52KWn1=1440r/minT1=29.98Nm2.求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为:d1=52.934mm则:FFF3.初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0=112，得：d输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查表，考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则:T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，同时考虑电机轴直径38mm，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为32mm故取d12=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=36mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比联轴器毂孔长度L略短一些，现取l12=58mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=36mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40×80×19.75mm，故d34=d78=40mm，而l34=l78=19.75mm。轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=47mm。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=B=58mm，d56=d1=52.934mm4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，则l45=Δ+s=16+8=24mml67=Δ+s=24mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30208轴承查手册得a=16.9mm联轴器中点距左支点距离L1=60/2+50+16.9=96.9mm齿宽中点距左支点距离L2=58/2+19.75+24-16.9=55.8mm齿宽中点距右支点距离L3=58/2+24+19.75-16.9=55.8mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FF垂直面支反力（见图d）：FF3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M截面C处的垂直弯矩：MM分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：MM作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=4.34KWn2=267.16r/minT2=155.14Nm2.求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为:d2=287.066mm则:FFF3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得d输出轴的最小直径是安装小链轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12=30mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足小链轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=34mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm，现取l12=60mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=34mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T=35mm×72mm×18.25mm，故d34=d67=35mm；而l67=18.25mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d56=42mm。3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45=40mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B=53mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=51mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=18.25mm，则l34=T+s+Δ+2.5+2=18.25+8+16+2.5+2=46.75mml56=s+Δ+2.5=8+16+2.5=26.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30207轴承查手册得a=15.3mm小链轮中点距左支点距离L1=60/2+50+15.3=95.3mm齿宽中点距左支点距离L2=53/2-2+46.75-15.3=56mm齿宽中点距右支点距离L3=53/2+26.5+18.25-15.3=56mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FF垂直面支反力（见图d）：FF3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M截面C处的垂直弯矩：MM分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：MM作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分键联接的选择及校核计算8.1输入轴键选择与校核校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接触长度:l'=50-10=40mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T1，故键满足强度要求。8.2输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=12mm×8mm×45mm，接触长度:l'=45-12=33mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T2，故键满足强度要求。2）输出轴与小链轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=8mm×7mm×50mm，接触长度:l'=50-8=42mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T2，故键满足强度要求。第九部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：LhL9.1输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:30208轴承，Cr=63KN，由课本式11-3有：L所以轴承预期寿命足够。9.2输出轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:30207轴承，Cr=54.2KN，由课本式11-3有：L所以轴承预期寿命足够。第十部分联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：T=由表查得KA=1.3，故得计算转矩为：T2.型号选择选用LT5型联轴器，联轴器许用转矩为T=125Nm，许用最大转速为n=4600r/min，轴孔直径为32mm，轴孔长度为60mm。Tn联轴器满足要求，故合用。第十一部分减速器的润滑和密封11.1减速器的润滑1）齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h=4.5mm≤10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=30+10=40mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118cSt。2）轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v=2.41m/s＞2m/s，所以采用油润滑。这是闭式齿轮传动装置中的轴承常用的润滑方法，即利用齿轮的转动把润滑齿轮的油甩到四周壁面上，然后通过适当的沟槽把油引入轴承中去。11.2减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v＜3m/s，输出轴与轴承盖间v＜3m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸12.1减速器附件的设计与选取1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：查辅导书手册得具体尺寸如下：L1=120；L2=105；b1=90；b2=75；d=7；R=5；h=42.放油螺塞放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：3.油标（油尺）油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：4.通气器通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：5.起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：吊孔尺寸计算：b≈(1.8-2.5)δ1=(1.8-2.5)×8=16mmd=b=16mmR≈(1-1.2)d=(1-1.2)×16=16mm吊耳尺寸计算：K=C1+C2=16+14=30mmH=0.8×K=0.8×30=24mmh=0.5×H=0.5×24=12mmr=0.25×K=0.25×30=8mmb=(1.8-2.5)δ=(1.8-2.5)×8=16mm6.起盖螺钉为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。起盖螺钉钉头部位应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：7.定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。为便于装拆，定位销长度应大于连接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：12.2减速器箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚δ0.025a+3=0.025×170+3=5.2取8mm箱盖壁厚δ10.02a+3=0.02×170+3=4.4取8mm箱盖凸缘厚度b11.5δ1=1.5×8=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5δ=1.5×8=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5δ=2.5×8=20取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036×170+12=18.1取M20地脚螺钉数目na≤250时，取n=4取4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.75×20=15取M16盖与座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×20=10-12取M10连接螺栓d2的间距l150-200取150轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×20=8-10取M8视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×20=6-8取M6定位销直径d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取26、22、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取24、20、14轴承旁凸台半径R1=20取20凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10)取47大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ1＞1.2δ=1.2×8=9.6取12齿轮端面与内箱壁距离Δ＞δ=8取16箱盖、箱座肋厚m1、m≈0.85δ=0.85×8=6.8取7设计小结这次关于减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献[1]濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.05[2]陈立德.机械设计课程设计指导书[3]龚桂义.机械设计课程设计图册[4]机械设计手册委员会.机械设计手册(新版).北京机械工业出版社，2004附录高速切削加工的发展及需求高速切削加工是当代先进制造技术的重要组成部分，拥有高效率、高精度及高表面质量等特征。本文介绍此技术的定义、发展现状、适用领域以及中国的需求情况。高速切削加工是面向21世纪的一项高新技术，它以高效率、高精度和高表面质量为基本特征，在汽车工业、航空航天、模具制造和仪器仪表等行业中获得了愈来愈广泛的应用，并已取得了重大的技术经济效益，是当代先进制造技术的重要组成部分。高速切削是实现高效率制造的核心技术，工序的集约化和设备的通用化使之具有很高的生产效率。可以说，高速切削加工是一种不增加设备数量而大幅度提高加工效率所必不可少的技术。高速切削加工的优点主要在于：提高生产效率、提高加工精度及降低切削阻力。有关高速切削加工的含义，目前尚无统一的认识，通常有如下几种观点：切削速度很高，通常认为其速度超过普通切削的5-10倍；机床主轴转速很高，一般将主轴转速在10000-20000r/min以上定为高速切削；进给速度很高，通常达15-50m/min，最高可达90m/min；对于不同的切削材料和所釆用的刀具材料，高速切削的含义也不尽相同；切削过程中，刀刃的通过频率(ToothPassingFrequency)接近于“机床－刀具－工件”系统的主导自然频率(DominantNaturalFrequency)时，可认为是高速切削。可见高速切削加工是一个综合的概念。1992年，德国Darmstadt工业大学的H.Schulz教授在CIRP上提出了高速切削加工的概念及其涵盖的范围，如图1所示。认为对于不同的切削对象，图中所示的过渡区(Transition)即为通常所谓的高速切削範围，这也是当时金属切削工艺相关的技术人员所期待或者可望实现的切削速度。高速切削加工对机床、刀具和切削工艺等方面都有一些具体的要求。下面分别从这几个方面阐述高速切削加工技术的发展现状和趋势。现阶段，为了实现高速切削加工，一般釆用高柔性的高速数控机床、加工中心，也有釆用专用的高速铣、钻床。这些设备的共同之处是：必须同时具有高速主轴系统和高速进给系统，才能实现材料切削过程的高速化。高速切削与传统切削最大的区别是，“机床－刀具－工件”系统的动态特性对切削性能有更强的影响力。在该系统中，机床主轴的刚度、刀柄形式、刀长设定、主轴拉刀力、刀具扭力设定等，都是影响高速切削性能的重要因素。在高速切削中，材料去除率(MetalRemovalRate，MRR)，即单位时间内材料被切除的体积，通常受限于“机床-刀具-工件”工艺系统是否出现“颤振”。因此，为了满足高速切削加工的需求，首先要提高机床动静刚度尤其是主轴的刚度特性。现阶段高速切削之所以能够成功，一个很关键的因素在于对系统动态特性问题的掌握和处理能力。为了更好地描述机床主轴的刚度特性，工程上提出新的无量纲参数—DN值，用以评价机床的主轴结构对高速切削加工的适应性。所谓DN值即“主轴直径与每分钟转速之积”。新近开发的加工中心主轴DN值大都已超过100万。为了减轻轴承的重量，还釆用了比钢制品要轻得多的陶瓷球轴承；轴承润滑方式大都釆用油气混合润滑方式。在高速切削加工领域，目前已开发空气轴承和磁轴承以及由磁轴承和空气轴承合并构成的磁气/空气混合主轴。在机床进给机构方面，高速切削加工所用的进给驱动机构通常都为大导程、多头高速滚珠丝槓，滚珠釆用小直径氮化硅（Si3N4）陶瓷球，以减少其离心力和陀螺力矩；釆用空心强冷技术来减少高速滚珠丝槓运转时由于摩擦产生温升而造成的丝槓热变形。近几年来，用直线电机驱动的高速进给系统问世，这种进给方式取消了从电动机到工作台溜板之间的一切中间机械传动环节，实现了机床进给系统的零传动。由于直线电机没有任何旋转元件，不受离心力的作用，可以大大提高进给速度。直线电机的另一大优点是行程不受限制。直线电机的次极是一段一段连续铺在机床的床身上。次极铺到哪里，初极工作台就可运动到哪里，而且对整个进给系统的刚度没有任何影响。釆用高速丝槓或直线电机，能够大大提高机床进给系统的快速响应。直线电机最高加速度可达2-10G(G为重力加速度)，最大进给速度可达60-200m/min或更高。2002年举世瞩目的上海浦东磁悬浮列车工程中的磁浮轨道钢梁加工，釆用沈阳机床控股有限公司集团中捷友谊公司厂生产的超长进给系统高速大型加工中心实现。该机床的进给系统为直线导轨和齿轮齿条传动，工作台最大进给速度60m/min，快速行程100m/min，加速度2g，主轴最高转速20000r/min，主电机功率80kW。其X轴的行程长达30m，切削25m长的磁浮轨道钢梁误差小于0.15mm，为磁悬浮列车工程的顺利竣工提供了有力的技术保证。此外，机床的运动性能也将直接影响加工效率和加工精度。在模具及自由曲面的高速切削加工中，主要釆用小切深大进给的加工方法。要求机床在大进给速度条件下，应具有高精度定位功能和高精度插补功能，特别是圆弧高精度插补。圆弧加工是釆用立铣刀或螺纹刀具加工零部件或模具时，必不可少的加工方法。刀具材料的发展：高速切削技术发展的历史，也就是刀具材料不断进步的历史。高速切削的代表性刀具材料是立方氮化硼（CBN）。端面铣削使用CBN刀具时，其切削速度可高达5000m/min，主要用于灰口铸铁的切削加工。聚晶金刚石（PCD）刀具被称之为21世纪的刀具，它特别适用于切削含有SiO2的铝合金材料，而这种金属材料重量轻、强度高，广泛地应用于汽车、摩托车发动机、电子装置的壳体、底座等方面。目前，用聚晶金刚石刀具端面铣削铝合金时，5000m/min的切削速度已达到实用化水平，此外陶瓷刀具也适用于灰口铸铁的高速切削加工；涂层刀具：CBN和金刚石刀具尽管具有很好的高速切削性能，但成本相对较高。釆用涂层技术能够使切削刀具既价格低廉，又具有优异性能，可有效降低加工成本。现在高速加工用的立铣刀，大都釆用TiAIN系的复合多层涂镀技术进行处理，如目前在对铝合金或有色金属材料进行干式切削时，DLC（DiamondLikeCarbon）涂层刀具就受到极大的关注，预计其巿场前景十分可观；刀具夹持系统：刀具的夹持系统是支撑高速切削的重要技术，目前使用最为广泛的是两面夹紧式工具系统。已作为商品正式投放巿场的两面夹紧式工具系统主要有：HSK、KM、Bigplus、NC5、AHO等系统。在高速切削的情况下，刀具与夹具回转平衡性能的优劣，不仅影响加工精度和刀具寿命，而且也会影响机床的使用寿命。因此，在选择工具系统时，应尽量选用平衡性能良好的产品。高速加工的切削速度为常规切速的10倍左右。为了使刀具每齿进给量基本保持不变，以保证零件的加工精度、表面质量和刀具的耐用度，则进给量也必须相应提高10倍左右，达到60m/min以上，有的甚至高达120m/min。因此，高速切削加工通常是釆用高转速、大进给和小切深的切削工艺参数。由于高速切削的切削余量往往很小，所形成的切屑很薄很轻，把切削时产生的热量很快带走；若釆用全新耐热性更好的刀具材料和涂层，釆用干切削工艺也是高速切削加工的理想工艺方案。用高速加工中心组成高效率的柔性生产线(FTL或FML)，具有小型化、柔性突出以及易于变更加工内容等显着特点。图2为上汽集团某发动机公司利用该生产线加工发动机机体、汽缸盖、滤清器座等工件的实例。为了尽快适应新车型的需要，汽车车身覆盖件模具和树脂防冲挡的成形模具等，均必须缩短制作周期和降低生产成本，因此，必须下大力推进模具生产高速化的进程。上汽集团所属各公司认为：与过去的精加工相比，进一步实现高精度化；同时必须满足表面粗糙度、弯曲度的精度要求，为此应施以适当的手工精修加工，由于切削速度的极大提高，与过去的精加工工序相比，加工周期应大幅度缩短。为了发挥以车削加工中心和镗铣类加工中心为代表的高速切削加工技术和自动换刀功能的优势，提高加工效率，对复杂零件的加工应尽可能釆用集中工序的原则，即要求在一次装夹中实现多道工序的集中加工，淡化传统的车、铣、镗、螺纹加工等不同切削工艺的界限，充分发挥设备和刀具的高速切削功能，是当前提高数控机床效率、加快产品开发的有效途径。为此，对刀具提出了多功能的新要求，要求一种刀具能完成零件不同工序的加工，减少换刀次数，节省换刀时间，以减少刀具的数量和库存量，有利于管理和降低制造成本。较常用的有多功能车刀、铣刀、镗铣刀、钻铣刀、钻－铣螺纹－倒角等刀具。与此同时，在批量生产线上，使用针对工艺需要开发的专用刀具、复合刀具或智能刀具，可以提高加工效率和精度，减少投资。在高速切削条件下，有的专用刀具可将零件的加工时间降至原来的1/10以下，效果十分显着。高速切削具有相当多的好处，例如：有大量材料需要切除的工件，具有超细、薄结构的工件，传统上需要花相当长的机动工时加工的工件以及设计变更快速、产品周期短的工件，均能显示出高速切削所带来的优点。CuttingMachineMechanicaldesignmeansthedesignofthingsandsystemsofamechanicalnature—machines,products,structures,devices,andinstruments.Forthemostpartmechanicaldesignutilizesmathematics,thematerialssciences,andtheengineering-mechanicssciences.Machinedesignistheapplicationofscienceandtechnologytodeviseneworimprovedproductsforthepurposeofsatisfyinghumanneeds.Itisavastfieldofengineeringtechnologywhichnotonlyconcernsitselfwiththeoriginalconceptionoftheproductintermsoftermsofitssize,shapeandconstructiondetails,butalsoconsidersthevariousfactorsinvolvedinthemanufacture,marketinganduseoftheproduct.Peoplewhoperformthevariousfunctionsofmachinedesignaretypicallycalleddesigners,ordesignengineers.Machinedesignisbasicallyacreativeactivity.However,inadditiontobeinginnovative,adesignengineermustalsohaveasoildbackgroundintheareasofmechanicaldrawing,kinematics,dynamics,materialsengineering,strengthofmaterialsandmanufacturingprocesses.TheapplicationoftheCuttingMachineinthecontinuouscastingmachineContinuouscastingisanadvancedcastingmethods,theprincipleistomoltenmetal,continuouslypouredintoamoldcalledthespecialmold,thesolidification(crust)ofthecasting,continuousfromtheothersideofmoldout,itwillbeofarbitrarylengthofthecasting.ContinuousCastingathomeandabroadhavebeenwidelyused,suchascontinuousingot(ingotsteelornon-ferrousmetals),suchascontinuouscastpipe.Continuouscastingandgeneralcastongmethodhasthefollowingadvantages:Becauseofthemetalbyrapidlycooling,thecrystallizationofdense,homogeneous.goodmechanicalproperties;Continuouscasting,thecastinggatingsystemisnotontheriser,socontinuousingotrollingatthefirstgo,whennotcuttail,savedthemetal,improvetheyield;Simplifiedtheprocess,removetheformsandotherprocesses,thusreducingthelaborintensity;requiredfortheproductionareahasbeengreatlyreduced;Easytoachievecontinuouscastingproductionmechanizationandautomation,whentheingotcastingandrollingcanachievesignificantlyimprovedproductionefficiency.Castingrodlinecuttingcontinuouscastingmachineatwork,itishandledbythePLCcontrolsolenoidvalve,sothatthesolenoidvalvecontrolcylinderbycylinderdriveconnectedcomponents,implementationofaccuratecastingrodsfixed-lengthcutting,cuttingreturntoinitialpositionautomatically.Acuttingmachinecuttingtwoseparately-castrods,theincisiondepthof35mm,thenbybreakingmachineisbreaking.Castingrodisalinecuttingmachinecaneffectivelyenhancetheproductivity,butalsointermsofpriceandusethevastnumbersofuserscanbeacceptedbyanewtypeofautomaticcuttingmachine.BythePLC-controlledpneumaticcuttingmachinecastingrod,oneoftheconvergenceofairpressureautomaticcontrol,robotictechnologyandPLCcontroltechnology.PLCcontrolofallpneumaticsolenoiddirectionalvalve,cylinderdrivemachinerybyhandtocompletetheorderofcuttingprocess,implementationofmechanicaldesign,electricalcontrolandeffectiveintegrationofpneumaticcontrol.Thiscuttingmachinehasaconvenientcontrol,stableperformance,simplestructure.Regulation,maintenanceconvenience,highproductivity,hasbroadapplicationprospects.ThechoiceofshaftAshaftisarotatingorstationarymember,usuallyofcircularcrosssection,havingmounteduponitsuchelementsasgears,pulleys,flywheels,cranks,sprockets,andotherpower-transmissionelements.Shaftmaybesubjectedtobending,tension,compression,ortorsionalloads,actingsinglyorincombinationwithoneanother.Whentheyarecombined,onemayexpecttofindbothstaticandfatiguestrengthtobeimportantdesignconsiderations,sinceasingleshaftmaybesubjectedtostaticstresses,completelyreversed,andrepeatedstresses,allactingatthesametime.Theword"shaft"coversnumerousvariations,suchasaxlesandspindles.Anaxleisashaft,witherstationaryorrotating,norsubjectedtotorsionload.Ashirtrotatingshaftisoftencalledaspindle.Wheneitherthelateralorthetorsionaldeflectionofashaftmustbeheldtocloselimits,theshaftmustbesizedonthebasisofdeflectionbeforeanalyzingthestresses.Thereasonforthisisthat,iftheshaftismadestiffenoughsothatthedeflectionisnottoolarge,itisprobablethattheresultingstresseswillbesafe.Butbynomeansshouldthedesignerassumethattheyaresafe;itisalmostalwaysnecessarytocalculatethemsothatheknowstheyarewithinacceptablelimits.Wheneverpossible,thepower-transmissionelements,suchasgearsorpullets,shouldbelocatedclosetothesupportingbearings,Thisreducesthebendingmoment,andhencethedeflectionandbendingstress.AlthoughthevonMises-Hencky-Goodmanmethodisdifficulttouseindesignofshaft,itprobablycomesclosesttopredictingactualfailure.Thusitisagoodwayofcheckingashaftthathasalreadybeendesignedorofdiscoveringwhyaparticularshafthasfailedinservice.Furthermore,thereareaconsiderablenumberofshaft-designproblemsinwhichthedimensionareprettywelllimitedbyotherconsiderations,suchasrigidity,anditisonlynecessaryforthedesignertodiscoversomethingaboutthefilletsizes,heat-treatment,andsurfacefinishandwhetherornotshotpeeningisnecessaryinordertoachievetherequiredlifeandreliability.Becauseofthesimilarityoftheirfunctions,clutchesandbrakesaretreatedtogether.Inasimplifieddynamicrepresentationofafrictionclutch,orbrake,twoinertiasI1andI2travelingattherespectiveangularvelocitiesW1andW2,oneofwhichmaybezerointhecaseofbrake,aretobebroughttothesamespeedbyengagingtheclutchorbrake.Slippageoccursbecausethetwoelementsarerunningatdifferentspeedsandenergyisdissipatedduringactuation,resultinginatemperaturerise.Inanalyzingtheperformanceofthesedevicesweshallbeinterestedintheactuatingforce,thetorquetransmitted,theenergylossandthetemperaturerise.Thetorquetransmittedisrelatedtotheactuatingforce,thecoefficientoffriction,andthegeometryoftheclutchorbrake.Thisisprobleminstatic,whichwillhavetobestudiedseparatelyforeathgeometricconfiguration.However,temperatureriseisrelatedtoenergylossandcanbestudiedwithoutregardtothetypeofbrakeorclutchbecausethegeometryofinterestistheheat-dissipatingsurfaces.Thevarioustypesofclutchesandbrakesmaybeclassifiedasfollows:1.Rimtypewithinternallyexpandingshoes2.Rimtypewithexternallycontractingshoes3.Bandtype4.Diskoraxialtype5.Conetype6.MiscellaneoustypeTheanalysisofalltypeoffrictionclutchesandbrakesusethesamegeneralprocedure.Thefollowingsteparenecessary:1.Assumeordeterminethedistributionofpressureonthefrictionalsurfaces.2.Findarelationbetweenthemaximumpressureandthepressureatanypoint3.Applytheconditionofstaticalequilibriumtofind(a)theactuatingforce,(b)thetorque,and(c)thesupportreactions.Miscellaneousclutchesincludeseveraltypes,suchasthepositive-contactclutches,overload-releaseclutches,overrunningclutches,magneticfluidclutches,andothers.Apositive-contactclutchconsistsofashiftleverandtwojaws.Thegreatestdifferencesbetweenthevarioustypesofpositiveclutchesareconcernedwiththedesignofthejaws.Toprovidealongerperiodoftimeforshiftactionduringengagement,thejawsmayberatchet-shaped,orgear-tooth-shaped.Sometimesagreatmanyteethorjawsareused,andtheymaybecuteithercircumferentially,sothattheyengagebycylindricalmating,oronthefacesofthematingelements.Althoughpositiveclutchesarenotusedtotheextentofthefrictional-contacttype,theydohaveimportantapplicationswheresynchronousoperationisrequired.Devicessuchaslineardrivesormotor-operatedscrewdriversmustruntodefinitelimitandthencometoastop.Anoverload-releasetypeofclutchisrequiredfortheseapplications.Theseclutchesareusuallyspring-loadedsoastoreleaseatapredeterminedtoque.Theclickingsoundwhichisheardwhentheoverloadpointisreachedisconsideredtobeadesirablesignal.Anoverrunningclutchorcouplingpermitsthedrivenmemberofamachineto"freewheel"or"overrun"becausethedriverisstoppedorbecauseanothersourceofpowerincreasethespeedofthedriven.Thistypeofclutchusuallyusesrollersorballsmountedbetweenanoutersleeveandaninnermemberhavingflatsmachinedaroundtheperiphery.Drivingactionisobtainedbywedgingtherollersbetweenthesleeveandtheflats.Theclutchisthereforeequivalenttoapawlandratchetwithaninfinitenumberofteeth.Magneticfluidclutchorbrakeisarelativelynewdevelopmentwhichhastwoparallelmagneticplates.Betweentheseplatesisalubricatedmagneticpowdermixture.Anelectromagneticcoilisinsertedsomewhereinthemagneticcircuit.Byvaryingtheexcitationtothiscoil,theshearingstrengthofthemagneticfluidmixtur