多缸搪瓦机主机部分设计毕业论文.docx

多缸搪瓦机主机部分设计毕业论文目录摘要IAbstractII第一章 绪论11.1设计的目的和意义11.2国内外现状11.3课题的研究内容2第二章 动力传动装置的设计32.1动力传动方案的拟定及说明32.2电动机的选择42.3传动比分配及运动和动力参数计算62.4传动零件设计82.4.1 V带设计82.4.2高速级齿轮设计112.4.3低速级齿轮设计152.4.4高速轴的设计计算192.4.5中间轴的设计计算232.4.6低速轴的设计计算272.4.7 箱体结构设计31第三章 进给系统设计343.1传导螺旋的设计计算343.2传导零件设计计算343.2.1差动进给的设计计算343.2.2齿轮设计353.2.3主轴丝杆设计363.2.4差动轴设计373.2.5箱体结构设计41第四章 机体机座设计42第五章结论与建议43参考文献44致谢452青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计第一章 绪论1.1设计的目的和意义本课题是要设计一种多缸搪瓦机（主机部分），主要用于各种机械使用的各种型号内燃机在维修时的镗瓦作业。目前，内燃机维修时使用的镗瓦方法主要有两种方式：一是手工刮瓦，作业时需要依靠有丰富作业经验的技工，否则难以可以保证加工精度，同时该法工作效率极低；二是机械镗瓦，但目前所使用的镗瓦机主机和夹具是分离的，安装时需通过垫木板的方式来调试高度，特别费力，又由于其结构简单、加工过程中振动很大，故加工精度低，无法满足比较严格的加工精度要求，同时加工范围窄，无法适应多型号机体加工。为了提高镗瓦作业的工作效率和质量要求，因此设计一种能够满足工作要求的新的镗瓦机显得尤为重要，这对于提高内燃机维修质量，延长维修后内燃机的使用寿命，提高维修效率，减轻工人劳动强度等有重要意义。1.2国内外现状目前在我国汽修行业中所选用的镗瓦机，大多是西安专用机床厂生产的JCS007型镗瓦机。这是一种低转速普通型镗瓦机，主机部分和夹具部分是分离的，无夹紧装置。据了解，在一些修配厂中，对这种型号的镗瓦机的使用方法不尽相同，尤其是工件定位方式。一种是按该机的使用要求，用校正套的方法进行对刀加工。即在缸体两端的座孔内装入校正套，装上轴瓦，这样就认为是达到了对刀的目的。但是，这种对刀方法远达不到精确校正的目的。原因是缸体在使用一定的时间后，轴承座孔会发生变形，校正套取出座孔后，镗杆未必能在座孔中心，达不到校正精度。还有，就我国现在的情况而言，生产的瓦片还不能达到标准化和系列化程度，一些修配厂，特别是规模较小的维修厂所使用的瓦片多是来自不同的厂家，瓦片的合金层厚度不一，若采用上述定位方法，会出现还未等瓦片镗圆，瓦片的部分部位已镗削至瓦底的情况，造成瓦片无法使用。另一种是采用试切的方法进行对刀。即把瓦片装入座孔后，先将镗杆装在大致的位置，再通过试切的方法，用木棒敲击缸体，逐渐将切痕调整至合适的深度。即认为达到定位的目的。这种方法效率低，也并不科学。在实习过程中，注意到该机机床刚度较低，在工作中会产生冲击和震动，又由于主机部分、夹具分离，因此影响加工精度，此外，该机采用附加支撑，加工至中间支撑时需卸刀，然后进给一段后再装刀，故产生二次误差，影响加工精度，同时降低生产效率。该机的转速调整采用更换皮带的方式，操作及其不便，同时镗杆上刀具安装简单，无长度调整装置，给对刀带来不便，影响对刀精度及作业效率。1.3课题的研究内容由此，参照相关资料及根据所学知识，且通过实际考察，拟设计一种镗瓦机要求，一、适应性好，可镗一、二、三、四、六缸多缸内燃机的主轴瓦，并可镗各种连杆瓦；二、可调转速，工作稳定性好，加工精度高。其主机部分主要采用齿轮传动，设计主机床头与工作台一体，并配合主用配套夹具，保证整机能够平稳的进行各种加工作业、调试方便、适应于维修作业的特点，青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计第二章 动力传动装置的设计2.1动力传动方案的拟定及说明该多缸搪瓦机用于加工一、二、三、四、六缸多缸内燃机的主轴瓦（1001500mm），并可搪各种连杆瓦，由于发动机体具有体积大，重量大的特点。动力传动装置的选择，应满足加工的要求，综合考虑传递动力的要求，有两种方案:方案一：电动机通过V带传递给主轴和减速器，再通过减速器齿轮传动，经联轴器传递给溜板箱进给加工。此方案调速不变，进给机构结构复杂，尺寸庞大，而且配合起来不是太方便。方案如图2-1：图2-1 方案一传动简图方案二：电动机通过V带带动两级圆柱齿轮减速达到传递动力和三级调速的目的，之后通过主轴进给机构进给加工。此方案结构简单，而且布置合理占用面积也不大，便于与夹具组合，精确实现动力的传递，提高加工精度。鉴于此，定于所设计的多缸搪瓦机的主机传动方案为采用一台1.1KW的电动机通过皮带带动一个三级变速减速器，之后再通过皮带传递给主轴，主轴通过特殊的差速进给系统完成进给和切削运动。具体的传动方案如图2-2所示：图2-2 方案二传动简图2.2电动机的选择（1） 刀具设计工作条件：载荷平稳，空载启动，室内工作，无粉尘；工作寿命：10年，2班制， 所以，H=2810300=48000h;由于轴瓦材料为铅、锡等合金，质地较软，故选取刀具材料：通用型高速钢，硬度63-66HRC，牌号W18Cr4V；刀具角度见表2-1 （机械制造技术基础表3.2 ，表3.3，表3.4）:表2-1 镗刀角度值前角0后角0主偏角r副偏角r刃倾角sBHL1010455510mm10mm50mm据镗瓦直径，取镗杆直径d=50mm，材料选取45钢，刀具结构采用单刃镗刀（机械加工工艺师手册P652以下简称工艺师手册），如图2-3：图（2-3）镗刀尺寸及装夹示意图1-固定螺柱 2-镗杆 3-镗刀（2） 切削力、切削功率计算轴瓦最大最大直径100mm，最大加工余量为0.5mm，镗杆转速初定为nw=350r/min ，故取：切削直径d=100mm背吃刀量 ap=0.5mm进给量 f =0.1mm/r切削速度 vz=nwd/60=3503.1410060=1831.7mm/s1.83m/s由车削力计算公式（工艺师手册P885 表27-14） Fz=CFzapxFzfyFzvnFzkFz （2-1） Fy=CFvapxFvfyFvvnFvkFv （2-2） Fx=CFxapxFxfyFxvnFxkFx （2-3） 查表取：CFz=390xFz=1.0yFz=0.75nFz=0kFz=kTvkMFzksvkkvktvkgv=1.232.01.01.01.00.9=2.214径向力Fy、轴向力Fx忽略。 带入公式（2-1）得： Fz=3900.51.00.10.751.8302.21476.8N切削功率P=Fzvz=76.81.83=140.5W机械传动效率确定（机械设计课程设计手册P5 表1-7 以下简称 设计手册）齿轮传动效率齿=0.97轴承传动效率承=0.98皮带传动效率皮=0.96 联轴器效率 连=0.97 则：镗杆所需功率为 ： P镗=P/连承 （2-4）代入公式（2-4）得： P镗=140.5 /0.970.98=147.8W电动机所需功率为： P电=P镗/皮2齿2承3 （2-5）代入公式（2-5）得： P电=147.8/0.9620.9720.983=181.1W由电动机轴至卷镗杆的传动装置总效率：总=皮2齿2承4连=0.9620.9720.9840.97=0.776 电机同步转速选：1500；所以查表（设计手册P167 表12-1)，选取电机型号为：Y90S-4 电机参数：额定功率： P=1.1 Kw满载转速： nm1400 r/min电机轴直径：Dm=24-0.004+0.009 2.3传动比分配及运动和动力参数计算（1） 传动比分配传动装置总传动比：nw1=260r/minnw2=300r/minnw3=350 r/min故：i1= nm/nw1i2= nm/nw2i3= nm/nw3代入nm、 nw1、nw2、nw3得 i1= 1400/ 260=5.38i2= 1400/ 300=4.67i3= 1400/ 350=4.0取：i1=i皮1i11i2i皮2=1.52.511.431=5.38i2=i皮1i12i2i皮2=1.52.181.431=4.67i3=i皮1i13i2i皮2=1.51.861.431=4.0其中：为高速级传动比，为低速级传动比，取i11=1.8 i2， i12=1.5 i2 i13=1.3 i2则有： i11=2.51 i2=1.43 i12=2.18 i2=1.43 i13=1.86 i2=1.43（2） 传动装置的运动和动力参数计算1) 电机轴：Pm=P电=0.181kw；（因三速减速器，故以传动比最大i11=2.237计算） nm1400 r/min ； Tm=9550Pmnm=95500.1811400=1.23N.m；2) 高速轴：P1=Pm皮=0.1810.96=0.174kw; n1=nm/i皮1=1400/1.5=933r/min ； T1=9550P1n1=95500.174933=1.78N.m;3) 中间轴：P21=P1承齿=0.1740.980.97=0.165kw; n21=n1/i11=933/2.51=372r/min; T21=9550P21n21=95500.165372=4.24N.m;4) 低速轴：P31=P21承齿=0.1650.980.97=0.156kw n31=n21/i2=372/1.43=260r/min; T31=9550P31n31=95500.156260=5.73N.m;5) 工作轴：P01=P31皮=0.1560.96=0.150kw; n01=n01/i皮2=260/1=260r/min; T01=9550P01n01=95500.150260=5.51N.m;6) 将以上算得的运动的动力参数列表如表2-2：表2-2 动力参数表 轴名参数电动机轴I轴（高速轴）II轴（中间轴）III轴（低速轴）主轴转速n(r/min)1400933372260260功率p(kw)0.1810.1740.1650.1560.150转矩T(Nm)1.231.784.245.735.51传动比i1.502.511.431.00效率0.960.8820.8820.962.4传动零件设计2.4.1 V带设计（1） 确定计算功率PcaPm=0.181kw P31=0.156kwnm1400 r/min n31=260r/mini皮1=1.5 i皮2=1查表得工作情况系数ka1=1.2 ka2=1.2（机械设计 P151 表8-6）。Pca1=ka1Pm=1.20.181=0.217kwPca2=ka2P31=1.20.156 =0.187kw（2） 选择V带带型据Pca1、nm、Pca2、n31 ，皮1选用Z型，皮2选用A型（机械设计表8-8）。（3） 确定带轮的基准直径dd1、dd2和dd3、dd41）、初选小带轮的基准直径dd1和dd3根据V带截型，选取dd1=71mm ，dd3=120mm （机械设计表8-3，表8-7）。 2）、验算带的速v由公式 V=dp1n1601000dd1n1601000 （2-6）得 V1=3.14711400601000=5.2m/sV3=3.14120260601000=1.63m/s因为5m/sV1=5.2m/s30 m/s ，故带速合适，但V3过小3）、计算从动轮的基准直径dd2和dd4dd2=i皮1dd1=1.571=106.5mmdd4=i皮2dd3=1120=120mm取dd2=106mm dd4=125mm（4） 确定中心距a和带的基准长度Ld由公式 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） （2-7） 0.7（dd3+dd4）a02（dd3+dd4） （2-8）得123.9mma01354mm175mma020.07d,取h=3mm，故d5=26mm、长度L5=5mm；六段：滑移段d6=20mm、L6=64mm；七段：该轴段安装高速小齿轮Z1，齿轮分度圆直径为31.3mm，可以判断e0.07d,取h=3mm，故d9=30mm、L9=5mm； 十段： 安装高速轴小齿轮Z3，右端采用螺母定位d10 =23mm、L10=33mm；十一段：因为要使用轴端螺母来定位，故该段要加工螺纹d11=20mm、L11=46mm；十二段：初选用30203型圆锥滚子轴承，其内径d=17mm,外径D=40 mm,宽度B=12mm，左端采用套筒定位，套筒直径d=23mm，故d12=17mm、L12=41mm。3）、轴上零件的周向定位皮带轮、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d一12mm、d四20mm、d十20mm由手册查得平键截面b1h1=4mm4mm、b2h2=b3h3=6mm6mm（GB/T1096-1990）,键槽用键槽铣刀加工，长为L1=12mm、L2=28mm、L3=28mm（GB/T1096-1990），同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样选择带轮与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表（机械设计表15-2）取轴端倒角为145，各轴肩初圆角见零件图（5） 求轴上的载荷 由手册查得a=10mm，作为简支梁的轴的跨距，轴的弯矩图及扭矩图2-5：图2-5高速轴弯扭图从图中可以看出齿轮处是轴的危险截面，计算出各参数如表2-4：表2-4 高速轴受力参数表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=68.2N，FNH2=45.5NFNV1=24.8N，FNV2=16.6N弯矩MMH=8.73N.MMV=3.17N.M总弯矩M=8.732+3.172=9.29N.M扭矩TT1=1.78N.M（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度据公式（2-20） ca=MW2+4T2W2=M2+T2W-1 （2-20）式中：ca轴的计算应力，单位MPa；M轴所受的弯矩，单位N.mm；T轴所受的扭矩，单位N.mm；W轴的抗弯截面系数，单位mm2， -1许用弯曲应力及上表数值，并取折合系数=0.6，轴的计算应力ca=M2+（T1）2W=9.29+（0.61.78）20.1203MPa=0.02MPa前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表（机械设计表15-1），查得-1=335MPa，因此caP2，所以按P1计算，Lh=10660n1（CP1）=10660933（20800130.7）3=7.2107hL=48000h故所选轴承可满足寿命要求。（8） 连接键强度校核键传动中最主要的失效形式是工作面被压溃，除非严重过载，一般不会出现键的剪断。按圆柱齿轮工作面上的挤压应力进行强度校核计算： p=2T103kldp （2-21）T传递的转矩T=1.78 Nm;K键与轮毂键槽的接触高度k=3mm; L键的工作采用长度，由圆柱齿轮的尺寸可得l=28 mm;d轴的直径 d = 20 mm; p为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，查表（机械设计表6-2）知 p=100MPa。代入公式（2-21）得：p=21.7810332820MPa=1.56MPa0.07d,取h=5mm 、故取d3=35m、 L3=10mm； 四段 : 该轴段安装中间轴齿轮，齿轮分度圆直径为31.3mm，可以判断e0.07d,取h=5mm ，故取d5=30mm、L5=6mm；六段：安装轴承，初选用32004型圆锥滚子轴承，其内径d=20mm,外径D=42 mm,宽度B=15mm，故取 d6=20mm、长度L6=20mm。3) 轴上零件的周向定位滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表（机械设计表15-2）取轴端倒角为145，各轴肩初圆角见零件图（5） 求轴上的载荷由手册查得a=10mm，作为简支梁的轴的跨距，轴的弯矩图及扭矩图如图2-7：图2-7中间轴弯扭图从图中可以看出截面 是轴的危险截面，计算出各参数如表2-5：表2-5 中间受力参数表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=83.8N，FNH2=159.5NFNV1=17.7N，FNV2=46.7N弯矩MMH1=10.7N.M, MH2=6.97N.MMV1=2.3N.M,MV2=1.1N.M总弯矩M1=10.72+2.3=10.9N.M,M2=6.972+1.12=7.1N.M扭矩TT1=4.24N.M（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度据公式（2-20） ca=MW2+4T2W2=M2+T2W-1 式中：ca轴的计算应力，单位MPa；M轴所受的弯矩，单位N.mm；T轴所受的扭矩，单位N.mm；W轴的抗弯截面系数，单位mm2， -1许用弯曲应力及上表数值，并取=0.6，轴的计算应力ca=M2+T212W=10.9+0.64.2420.13.14214+25-2125+21683225MPa=0.03MPa前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表（机械设计表15-1），查得-1=335MPa，因此caP1，所以按P2计算，Lh=10660n21（CP2）=10660372（25000299.2）3=2.6107hL=48000h故所选轴承可满足寿命要求。（8） 连接键强度校核键传动中最主要的失效形式是工作面被压溃，除非严重过载，一般不会出现键的剪断。按圆柱齿轮工作面上的挤压应力进行强度校核计算： p=2T103zhldmp （2-22）载荷分配不均系数，取=0.7Z花键齿数，Z=6T传递的转矩T=4.24 Nm;l齿的工作长度l=55mm; h花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h=（D-d）/2-2C=4mm;d花键的平均直径 d = 23 mm;p为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，查表（机械设计表6-3）知p=10MPa。代入公式（2-22）得：p=24.241030.7645523MPa=0.4MPap故此键强度满足要