螺母拆裝機的設(shè)計

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第一章 概述2</p><p>　　第二章 螺母拆裝機總體設(shè)計3</p><p>　　第一節(jié) 工作原理確定4</p><p>　　第二節(jié) 主要參數(shù)確定5</p><p>　　第三章 螺母拆裝機傳動系統(tǒng)、執(zhí)行

2、系統(tǒng)設(shè)計8</p><p>　　一、方案1 齒輪傳動8</p><p>　　第一節(jié) 電動機選型設(shè)計計算8</p><p>　　第二節(jié) 齒輪減速器設(shè)計計算9</p><p>　　第三節(jié) 主動塊及橫銷設(shè)計計算13</p><p>　　第四節(jié) 主軸設(shè)計計算16</p><p&g

3、t;　　第五節(jié) 軸承選型計算20</p><p>　　第六節(jié) 工作彈簧設(shè)計計算23</p><p>　　二、方案2 皮帶傳動27</p><p>　　第一節(jié) 電動機選型設(shè)計計算27</p><p>　　第二節(jié) 三角皮帶傳動設(shè)計計算28</p><p>　　第三節(jié) 主動塊及橫銷設(shè)計計算30

4、</p><p>　　第四節(jié) 主軸設(shè)計計算32</p><p>　　第五節(jié) 軸承選型計算36</p><p>　　第六節(jié) 工作彈簧設(shè)計計算39</p><p>　　第四章 螺母拆裝機支撐系統(tǒng)設(shè)計42</p><p>　　第五章 操作及控制系統(tǒng)設(shè)計43</p><p>　　

5、第一節(jié) 主動塊和從動塊牙嵌離合器選型43</p><p>　　第二節(jié) 力矩調(diào)整器設(shè)計45</p><p>　　第三節(jié) 工作機構(gòu)離合器設(shè)計46</p><p>　　第三節(jié) 控制系統(tǒng)47</p><p>　　皮帶傳動裝配圖49</p><p>　　齒輪傳動裝配圖50</p><p>

6、;<b>　　后 記51</b></p><p><b>　　參考書目52</b></p><p><b>　　第一章 概述</b></p><p>　　人類創(chuàng)造了文明，也創(chuàng)造了汽車。汽車的誕生使人類逐步步入現(xiàn)代化的文明進程。110余年的汽車發(fā)展史在人類歷史長河中僅是一瞬間，但汽車的誕生和發(fā)

7、展卻給人類社會帶來了巨大而深刻的變化。汽車以驚人的數(shù)量、卓越的性能和廣泛的用途滲透到人類活動的各個領(lǐng)域，成為21世紀現(xiàn)代文明的主要標志，人類不可缺少的生存和發(fā)展的伙伴。</p><p>　　真正的汽車傳入中國比較晚，由于當時清政府實行的是閉關(guān)鎖國的政策，所以西方的工業(yè)革命對中國并沒有產(chǎn)生多大的影響。汽車是我國道路運輸主要組成部分，國民經(jīng)濟的繁榮給汽車事業(yè)榮來空前巨大的發(fā)展，汽車數(shù)量日益增長汽車的保養(yǎng)與維修的工作量

8、越來越大雖然建國以來，我過的汽車保養(yǎng)與維修水平得到很大的提高，然而汽車維修行業(yè)的技術(shù)水平還是很薄弱的特別是近年來發(fā)展極其迅速的許多及類型的保修企業(yè)及個體戶他們大部分僅有簡單的笨重的手工操作。不但勞動強度很高，由于不采用技術(shù)手段良好的工作作風，使保修質(zhì)量差保修費用成本高，性能得不到保證，使汽車的零件過早失效，汽車的動力性，經(jīng)濟性，可靠性等技術(shù)性下降，車輛的使用壽命下降。</p><p>　　在過去的幾年因為銷售上的

9、巨大利潤使許多人只重視銷售而把維修當成一個無關(guān)緊要的配套,許多4S店在選購設(shè)備時只求驗收通過而又最省錢,許多設(shè)備只能看不能用；或是用了幾年有的設(shè)備因多年末標定而已不準,檢測出來的數(shù)據(jù)已不能采用；有些設(shè)備因耗品用完或某些零件損壞而不能用；還有些設(shè)備因人員的變動而不能正確使用，修理工不得不面對先進的設(shè)備而使用原始的方法檢測維修汽車.勞動強度大,檢測效果不準,造成維修質(zhì)量差,嚴重影響公司信譽。</p><p>　　許多

10、發(fā)達國家十分重視汽車保修與維修的技術(shù)化，專業(yè)化，使拆裝工作機械化，以提高汽車保修質(zhì)量和減輕工人勞動強度，在拆裝工作中輪胎拆裝是拆裝時經(jīng)常性的工作，這是因為：</p><p>　　汽車在運行中 ，駕駛不平穩(wěn)，裝載貨物不均勻等因素造成輪胎的磨損老化，破裂，必須拆下舊的換上新的輪胎。</p><p>　　輪胎由于手驅(qū)動的負荷的影響，前驅(qū)動磨損要小些，道路對輪胎影響，后輪雙胎并拆時，內(nèi)胎相對比外胎

11、磨損大，為了控制輪胎的不均勻磨損，并延長其使用壽命輪胎要經(jīng)常換位，必須拆裝輪胎。</p><p>　　3. 汽車進行制動系保養(yǎng)時，要調(diào)整前后輪轂軸承時，調(diào)整或換所制動片時必須拆裝輪胎。</p><p>　　由于輪胎是橡膠制品具有接地與地面接觸工作環(huán)境較快，其次輪胎本身自重較大，工作強度較大，除少數(shù)擁有保修工具，如輪胎螺母拆裝的大企業(yè)，大多采用不符合技術(shù)勞動強度，提高技術(shù)質(zhì)量水平的精神，

12、我設(shè)計輪胎螺母拆裝機針對目前的實際情況進行設(shè)計。</p><p>　　1. 具有較高的商業(yè)銷售價值，其生產(chǎn)成本降低使用效率高適應好，銷售市場較為廣闊。</p><p>　　2. 使用的車型較為廣泛，我國的汽車種類較為繁多，大量進口車型比例較大，而占保修行業(yè)比量較大的小企業(yè)和個體修車行，修理的車型大都較為復雜，所以要求本機修理車型較多。</p><p>　　3

13、. 針對小企業(yè)和個體修車行技術(shù)力量薄弱的忽然資金短缺的特點，要求本機價格較低，操作簡便能實現(xiàn)自動控制按扭，具有較多的實用價值和通用性。</p><p><b>　　本設(shè)計的設(shè)計原則</b></p><p>　　滿足工作強度，工作剛度的要求，具有一定的壽命。</p><p>　　適用于大，中，小型企業(yè)和運輸業(yè)。</p><

14、p>　　制造方便，結(jié)構(gòu)簡單，成本低。</p><p>　　使用可靠性強，維修簡單，使用安全。</p><p>　　第二章 螺母拆裝機總體設(shè)計</p><p>　　在拆裝工作中，螺紋聯(lián)接的拆裝工作量約占拆裝工作量 的50-60%。而且汽車上有些螺紋聯(lián)接件要求較大的拆裝扭矩，僅依靠人力進行拆裝是很困難的，必須采用拆裝設(shè)備以保證拆裝質(zhì)量和拆裝效率。</p>

15、;<p>　　螺紋聯(lián)接拆裝設(shè)備種類很多，可按下述方法進行分類。</p><p>　　按結(jié)構(gòu)分，可分為手持式和移動式，手持式設(shè)備小巧，使用方便，如機動扳手等，此類設(shè)備可拆裝一般螺紋聯(lián)接，移動式拆裝設(shè)備主要用于拆裝大扭矩的螺紋聯(lián)接部分，其結(jié)構(gòu)較復雜，體積大，一般都裝腳輪，可在地面上移動，如輪胎螺母拆裝機騎馬螺栓拆裝機等，此類設(shè)備大多為專用設(shè)備。</p><p>　　按其動力來源分

16、，又可分為人力式和機動式，機動式又可分為電動式、氣動式和液動式。</p><p>　　人力式拆裝設(shè)備，如手動扳手，其結(jié)構(gòu)簡單易于接近拆裝部分，使用方便。</p><p>　　電動扳手工作可靠，效率較高（N=0.40-0.60），因驅(qū)動能源是采用電力保證工作安全，通常采用雙重絕緣結(jié)構(gòu)PIB系列電機作為驅(qū)動裝置或者加設(shè)漏電保護裝置。</p><p>　　液動扳手的工作方

17、便可靠，重量輕，工作時無噪音且效率高（N=0.7-0.8），但設(shè)備投資大，在我國目前的保修企業(yè)中應用較少。</p><p>　　氣動扳手的效率低，但結(jié)構(gòu)簡單。因此，在具備壓縮空氣網(wǎng)路的保修企業(yè)，采用氣動扳手是解決機械化拆裝螺紋聯(lián)接的重要途徑。</p><p>　　按其扭矩作用方式，可分為沖擊式和靜扭式，沖擊式由于沖擊能力大，因此擴力比大使結(jié)構(gòu)簡單，但沖擊噪音較大。近年來由于電子技術(shù)的不斷發(fā)

18、展，行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)和少齒差行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)得到廣泛的應用，使靜扭設(shè)備的結(jié)構(gòu)尺寸大為減少，擴力比大為增加，靜扭設(shè)備在汽車運輸企業(yè)中也將逐步被廣泛應用。</p><p>　　第一節(jié) 工作原理確定</p><p>　　輪胎螺母擰緊、旋松力矩要求比較大，直接用電動機驅(qū)動時，電動機功率比較大，不經(jīng)濟。因采用力矩放大原理，可使電動機功率減小。而力矩放大可采用沖擊原理將力矩放大。如上圖所示。其工作原

19、理為：橫銷固定在主動軸上，主軸旋轉(zhuǎn)，通過橫銷帶動主動塊旋轉(zhuǎn)，用較小的力矩將螺母擰緊后，橫銷與主動塊接觸斜面將產(chǎn)生一個軸向力，推動主動塊壓縮工作彈簧向右移動，主動塊和從動塊分離，此時從動塊靜止，主動塊還在旋轉(zhuǎn)。當轉(zhuǎn)過一定角度時，主動塊又重新和從動塊接合，該過程既產(chǎn)生沖擊力矩，如此重復多次可達到所須擰緊力矩。旋松螺母過程同上。</p><p>　　第二節(jié) 主要參數(shù)確定</p><p>&l

20、t;b>　　中心高度的確定；</b></p><p>　　列舉幾個國產(chǎn)螺母拆裝機：</p><p>　　LCJ-型輪胎螺母電動拆裝機是中國航空公司皖南機械廠工貿(mào)公司汽車設(shè)備廠的產(chǎn)品。</p><p>　　項目 技術(shù)參數(shù)</p><p>　　電機功率 （KM） 1.5</p&

21、gt;<p>　　額定電壓 （v） 380</p><p>　　輸出軸扭矩（Nm） 450</p><p>　　輸出軸轉(zhuǎn)速（r/min） 650</p><p>　　中心高度 （mm） 510</p><p>　　重量 （Kg） 98</p>

22、;<p>　　外形尺寸（mm） </p><p>　　LCJ-300型輪胎螺母拆裝機</p><p>　　項目 技術(shù)參數(shù)</p><p>　　最大扭矩（Nm） 7300</p><p>　　主軸轉(zhuǎn)速（r/min） 280</p><p&g

23、t;　　中心高度 （mm） 485</p><p>　　電壓 （v） 380</p><p>　　外形尺寸（mm） 300×520×770</p><p>　　重量 （kg） 120</p><p>　　(3) LC2-510型輪胎螺母拆裝機</p&

24、gt;<p>　　自江都市汽車保修設(shè)備廠制造用于汽車輪胎的裝技術(shù)參</p><p><b>　　數(shù)。</b></p><p>　　最大軸扭矩（vm） 510.</p><p>　　輸出軸轉(zhuǎn)速 (r/min) 538</p><p>　　輸出軸中心高度（mm）

25、480</p><p>　　外形尺寸 （mm） 830×510×730</p><p>　　重量 （Kg ） 98</p><p>　?。?） LCZ-40形輪胎螺母拆裝機；上海航空設(shè)備廠的產(chǎn)品用于汽車輪胎螺母的拆卸與安裝。</p><p>　　使用于東風，解放，躍進，黃河等車形&

26、lt;/p><p><b>　　技術(shù)參數(shù)</b></p><p>　　LCZ-40形輪胎螺母拆裝機</p><p>　　型號 LCZ-40</p><p>　　最大沖擊扭矩不小于（Nm） 400</p><p>

27、　　主軸轉(zhuǎn)速 (r/min) 280</p><p>　　中心高度 （mm ） 480</p><p>　　電機功率 (KV ) 1.1</p><p>　　外形尺寸 (mm ) 800

28、15;420×705</p><p>　　重量 （Kg ） 100</p><p>　　由以上四螺母拆裝機（LCJ，LCJ-300 LC2-510，LCZ-40）</p><p><b>　　可確定中心高度</b></p><p><b>　　H=48

29、0mm</b></p><p>　　2.螺母拆裝機軸轉(zhuǎn)速確定根據(jù)以上四種、螺母拆裝機</p><p>　　（LCJ，LCJ-300 LC2-510，LCZ-40）可確定主軸轉(zhuǎn)速為 </p><p><b>　　=350r/mm.</b></p><p>　　3螺母擰緊力矩MJ的確定。</p>

30、<p>　　查《汽維修常用調(diào)整數(shù)據(jù)手冊》得各型載貨車輪胎螺母擰緊力矩。</p><p>　　解放 CA1090 343～392Nm （P132_）東風 EQ1090E 274～ 314Nm （P167）</p><p>　　黃河 JN11501103，JN1150109 333～382Nm（P186）

31、 KM450</p><p>　　日野 2M440 392～470Nm （P421，427，428）</p><p><b>　　KB212</b></p><p>　　日產(chǎn) TKL-20 414～470。4Nm（P500）</p><p

32、>　　依發(fā) W50L， W50L／K，W50LA／K 372～421。41Vm（P534）</p><p>　　斯堪尼亞 Lj110 490Nm （P547）</p><p>　　由以上數(shù)據(jù)可確定國產(chǎn)車螺母擰緊力矩為</p><p><b>　　MJ=420Nm</b>&l

33、t;/p><p>　　進口氣螺母擰緊力矩為 </p><p><b>　　MJ=520Nm</b></p><p>　　螺母旋松力矩 MS 的確定由經(jīng)驗公式</p><p><b>　　MS=KMJ</b></p><p>　　式中：MS－旋松力矩；</p>

34、<p><b>　　MJ－擰緊力矩；</b></p><p><b>　　K－超緊系數(shù)。</b></p><p>　　不同的車輛，不同的使用條件，不同部位的螺紋聯(lián)接件K值是不同的K=1.5～3。有時甚至使大些。對于工作環(huán)境較好，接確油脂，銹蝕現(xiàn)象較輕的螺紋聯(lián)接件，可取小值，反之應取大值。</p><p>　　對于

35、輪胎螺母拆裝機一般K取為1.5-2。</p><p>　　國產(chǎn)車螺母旋松力矩確定。</p><p>　　MS=KMJ=2×240=840Nm</p><p>　　進口車螺母旋松力矩確定。</p><p>　　MS=KMJ=2×520=1040Nm </p><p>　　第三章 螺母拆裝機傳

36、動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)設(shè)計 </p><p>　　一、方案1 齒輪傳動</p><p>　　第一節(jié) 電動機選型設(shè)計計算</p><p><b>　　采用Y系列電動機</b></p><p>　?、傥覈略O(shè)計的丫系列三相籠型電動機屬于一般用途的全封閉子2扇空電動機，其結(jié)構(gòu)簡單工作可靠，

37、價格低廉維護方便。適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性物體和無特殊要求的機械上由起動性能較好也適用于某些要求動焦距較高的機械電動機的功率選得合適與否對電動機的工作經(jīng)濟性能都有影響。</p><p><b>　　1電動機選擇</b></p><p>　　初選輸出軸功率Te=25N.m n=300r/min</p><p>　　p=T×n/9.

38、55=25×300/9.55=785.3W </p><p>　　則實際電動機所需功率Pd=P/na 帶傳動效率n1=0.96</p><p>　　一對滾動軸承n2=0.99牙嵌離合器n3 =0.98 </p><p>　　則電動機輸出軸的傳動總效率na=n1×n2×n3=0.96×0.99×0.98=0.93<

39、;/p><p>　　pd=p/na=785.3/0.93=844.4w=0.84kw選取電動機額定功率pd=1.1kw.</p><p>　　齒輪轉(zhuǎn)動比=5 螺母拆裝機實際的主軸轉(zhuǎn)速為</p><p>　　n=1400/5=280r/min 故選用Y-90S-4電動機</p><p>　　電動機額定扭矩 Me=95501.1/1400=7.

40、5N.m</p><p><b>　　電動機安裝計算</b></p><p>　　第二節(jié) 齒輪減速器設(shè)計計算</p><p>　　根據(jù)n1=1400r/min ,n2=280r/min , 確定齒輪傳動比</p><p><b>　　i=5 ,</b></p><p>　　

41、選擇齒輪材料及精度考慮些對齒輪傳動遞的功率不大故大，小齒輪都選用硬齒面。小齒輪選用20cr,滲碳淬水齒面硬度為56-62HRC,大齒輪選用20Cr,滲碳淬水齒輪硬度為56-62HRC(表6-6)（看機械設(shè)計基礎(chǔ)）因是選7級精度要求齒面粗糙度Ra1.6～3.2mm.。</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度計算。</p><p>　　確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)。</p><p>

42、;　　1)齒數(shù)Z齒寬系數(shù) 取小齒輪齒數(shù)=20則2=IZ1=100。</p><p>　　查齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)Ysa。 YFa1=2.80 YSa1=1.57</p><p>　　YFa2=2.18 YSa2=1.79 先取齒寬系數(shù)d==0.4</p><p>　　計算轉(zhuǎn)矩T1。T1=9.55×10=9.55×10

43、×=7.5N.m</p><p>　　(1) 載荷系數(shù)K取K=1.8 許用彎曲應力 由式</p><p><b>　　，查 ，</b></p><p>　　(2) 計算應力循環(huán)次數(shù)NL使用壽命8年，（設(shè)每年工作300天每天3個小時工作）。NL1=60n.rt=60×1400(8×300×3=6.1

44、5;108 </p><p><b>　　(3) </b></p><p>　　彎曲疲勞壽命系數(shù)YNT。</p><p>　　YNT1=0.85 YNT2=0.9</p><p>　　按一般可靠度要求取安全系SF=1.25，試驗齒輪的應力修正數(shù)YST=2，所以</p><p>　　。將

45、代入設(shè)計公式得，</p><p><b>　　，m=6。</b></p><p><b>　　計算中心距：</b></p><p><b>　　。</b></p><p>　　3．校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)；</p

46、><p><b>　　<1>分度圓直徑</b></p><p>　　d1= mz1=6×20 =120mm</p><p>　　d2= mz2=6×100 = 600mm</p><p><b>　　<2>齒寬b</b></p><p>

47、;　　b1=dd1=0.4×120 = 48mm 取b1=50mm</p><p>　　通常使小齒輪的齒寬 b1 比大齒輪的齒寬b2大5-10mm取b2=45mm</p><p>　　<3>齒數(shù)比u u=i=5</p><p><b>　　<4>許用接觸應力</b></p>&

48、lt;p>　　應力循環(huán)次數(shù)=6.1×108 </p><p>　　接觸疲勞強度壽命系數(shù)</p><p>　　ZNT1=0.95 ZNT2=0.97</p><p>　　按一般可靠度選取安全系數(shù)SH=1.0所以有 </p><p><b>　　安全可用。</b></p>&l

49、t;p><b>　　齒輪的圓周速度</b></p><p>　　由表6-11， 6-12可知可選用7級精度。</p><p><b>　　計算齒輪的幾何尺寸</b></p><p>　　m=6mm i=5 Z1=20 Z2=100 α=200</p><p>　　ha*

50、=1 C*=0.25</p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p>　　d1=mZ1=6×20=120mm d2=mZ2=6×100=600mm</p><p>　　齒頂高 ha= ha*m=1×6=6m</p><p>　　基圓直徑

51、 db1=d1 cosα=120×cos200=112.8mm</p><p>　　db2=d2 cosα=600× cos200=564mm</p><p>　　齒根高 hf=（ha*+ C*）m=（1+0.25）×6=7.5mm</p><p>　　全齒高 h=（2 ha*+C

52、*）m=（2+0.25）×6=13.5mm</p><p>　　頂隙 C= C*m=0.25×6=1.5mm</p><p>　　齒頂圓直徑 da1=m（Z1+2 ha*）=132mm</p><p>　　da2m（Z2×2 ha*）=612mm</p><p>　　齒根圓

53、直徑 df1=m(Z1-2 ha*-2C*)=105mm</p><p>　　df2=m(Z2- 2ha*-2C*)=585mm</p><p>　　齒距 P=πm=18.84mm</p><p>　　齒厚 </p><p>　　齒槽寬

54、 </p><p>　　基圓直徑 Pb=πmcosα=17.7mm</p><p>　　標準中心距 </p><p>　　第三節(jié) 主動塊及橫銷設(shè)計計算</p><p><b>　　1．沖擊扭矩</b></p><p><b>　　質(zhì)量： <

55、/b></p><p><b>　　轉(zhuǎn)動慣量：</b></p><p>　　=7.9g/cm3=7.9×103Kg/m3</p><p>　　借鑒同類設(shè)計取大齒輪孔直徑為 d2=80mm </p><p><b>　　R2=</b></p><p><

56、b>　　=</b></p><p>　?。偃缭O(shè)每次沖擊螺母轉(zhuǎn)過角度）即角速度度</p><p>　　查“普通物理學”有 則角速度</p><p>　　再根據(jù)轉(zhuǎn)動定律，沖擊扭矩為</p><p>　　M= =4.52×342=1546N.m</p><p>　　大齒輪的沖擊扭矩為1546N.

57、m ，大于所須的擰緊力矩520N.m。所以能拆下重型汽車螺母。</p><p><b>　　沖擊后沖擊扭矩為</b></p><p><b>　　取K=0.56</b></p><p>　　M/=KM=0.56×1546=866N.m</p><p>　　2.主動塊及橫銷設(shè)計</p&

58、gt;<p>　　傳動套筒及斜槽滑套是傳遞主軸至輸出軸之間扭矩的關(guān)鍵零件，同時也是起 “自動限扭”的直接性零件，由于套筒和斜槽傳遞扭矩時接觸應力很大，所以選材料為40Cr鋼，并進行質(zhì)調(diào)處理。</p><p>　　確定主動塊沖擊時總轉(zhuǎn)角</p><p>　　查“理論力學”表5-1，fs=0.15，則不自鎖條件為，</p><p>　　α（斜槽角度）>

59、; （摩擦角）</p><p>　　而 =arctgf/=arctg0.15=8.530</p><p>　　槽銷作用半徑 r=50mm ,所以在傳力套筒作用下斜槽的軸向距離。 </p><p>　　γ角為銷軸在套筒兩限位間轉(zhuǎn)角</p><p>　　γ1角為套筒在彈簧作用下復位時對銷軸超前轉(zhuǎn)角γ1=γ</p><p>

60、　　α角為套筒斜面與主銷平面夾角</p><p><b>　　θ角為運動轉(zhuǎn)角</b></p><p><b>　　γ角的計算</b></p><p>　　rγ=L2γ1 (L2 –主動塊移動距離)</p><p><b>　　γ=γ1=100</b></

61、p><p>　　彈簧作用時，產(chǎn)生加速過程中總轉(zhuǎn)角為：</p><p>　　β=θ+γ+γ1=720++=920</p><p>　　600<β<1200 （每周沖擊三次）</p><p><b>　　軸向力的確定</b></p><p>　　旋緊時主動塊作用下的切向力，</p>

62、<p>　　主動塊作用下的軸向力，</p><p>　　Fa1=Ft1tgα1</p><p>　　旋松時主動塊作用下的切向力</p><p><b>　　主動塊作用的軸向力</b></p><p>　　Fa2=Ft2tgα2</p><p>　　旋緊時和旋松時主動塊作用的軸向力相等

63、</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　8400=16800 </p><p><b>　　=2</b></p><p>　　取 α1=200 則</p><p

64、>　　=10.3140 >=8.530 （--自銷角）</p><p>　　旋緊時主動塊作用的軸向力</p><p><b>　　=Ft1tg</b></p><p>　　旋松時主動塊作用的向力</p><p>　　==1680010.3140=3057N</p><p><

65、;b>　　===3057N</b></p><p>　　=3057N為彈簧受套筒作用后移的壓力，即為彈簧作用力。</p><p><b>　　主動塊斜槽角的確定</b></p><p>　　= </p><p>　　第四節(jié) 主軸設(shè)計計算</p><p>

66、　　1）選擇軸的材料確定許用壓力本軸是轉(zhuǎn)軸，既承受扭矩又承受灣矩，為裝配方便及易定位，確定為價梯形式，為了保證有足夠的工作能力選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理由表（10—1）查的強度極限b=650m Pa.</p><p>　　由表（10—3）查得其許用[-1]=65Mpa</p><p>　　查表10—2 取 =40MPa</p><p>　　2)確定主動軸最小直徑 &l

67、t;/p><p>　　因為1546N.m>1040N.m，所以主動軸的最小直徑60mm就</p><p><b>　　滿足要求。 </b></p><p>　　取 d1=60mm</p><p>　　3)確定從動軸最小直徑</p><p>　　取d=50mm </p>

68、<p>　　軸上零件的定位，固定和裝配</p><p>　　螺母拆裝機中，可將齒輪安排在箱體中央，相對兩個軸承對稱，分布齒輪右面由軸肩定位左面用套軸向固定，軸向固定靠平鍵和過渡配合。兩軸承分別以軸肩和套筒定位，周向則采用過渡配合或過盈配合固定。左面用軸端擋圈軸向固定。平鍵聯(lián)接作軸向固定。軸做成階梯形，右軸承從左面裝入，齒輪套筒，左軸承和聯(lián)軸器依次從左面裝到軸上。</p><p>

69、　　確定主動軸各段直徑和長度</p><p>　　從動塊長度 =60mm</p><p>　　主動塊長度 =220mm</p><p>　　彈簧工作行程 =30mm</p><p>　　力矩調(diào)整距離 =10mm</p&

70、gt;<p>　　支承板厚度 =10mm</p><p>　　力矩調(diào)整離合器 =20mm</p><p>　　軸套長 =20mm</p><p>　　軸承寬度B固定螺母B‘軸套長 L</p><p>　　L7=B+2B‘+L=24+2&

71、#215;10+（10+2）=54mm</p><p>　　齒輪寬度B1 =－2=45-2=43mm</p><p><b>　　=10mm</b></p><p><b>　　=10mm</b></p><p><b>　　=20

72、mm</b></p><p>　　軸承寬度和固定螺母B‘軸套長</p><p>　　=B+2B+L=20+2×10+(10+2)=52mm</p><p>　　從動軸的直徑 d=50mm</p><p>　　主軸內(nèi)徑 D=35mm</p>

73、<p>　　從動軸前端直徑 =40mm</p><p>　　第一段的直徑 =60mm</p><p>　　第二段的直徑 =70mm</p><p>　　第三段的直徑 =80mm</p><p>　　第四段的

74、直徑 =90mm</p><p>　　第五段的直徑 =80mm</p><p>　　第六段的直徑 =70mm</p><p>　　由上述軸各段長度可算得軸支承跨矩=97mm</p><p><b>　　軸的強度校核</b>&l

75、t;/p><p>　　1）繪制軸受力簡圖 (a)</p><p>　　2) 繪制垂直面灣矩圖 (b)</p><p><b>　　軸承支反力</b></p><p>　　Fr為齒徑向力 Fr=Fttg=45.51N</p><p><b>　　Ft為齒圓固力 </b>&

76、lt;/p><p>　　T2=9.55 L為支承跨矩L=95mm</p><p><b>　　計算彎矩</b></p><p>　　載面C右側(cè)彎矩=載面C左側(cè)彎矩</p><p>　?。?）繪制水平面彎矩圖 (c)</p><p>　　軸承支反力：

77、 </p><p><b>　　載面C處的彎矩</b></p><p>　　（4）繪制合成彎矩圖 (d)</p><p>　?。?）繪轉(zhuǎn)矩圖. (f) </p><p>　　（6）繪制當量彎矩圖 (e) </p><p>　　轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應力按脈動循環(huán)變換

78、</p><p>　　取 α=1 載面C處的當量彎矩為</p><p>　?。?）校核危險載面 C 的強度</p><p><b>　　強度足夠。</b></p><p>　　第五節(jié) 軸承選型計算</p><p><b>　　1．選擇計算</b></p>

79、;<p>　　(1)因要承受征向及軸向負荷且轉(zhuǎn)速較高，故選用爭接觸軸承7000AC</p><p>　　(2)預選7014AC型軸承（軸承內(nèi)卷d=70mm）</p><p>　　并由附表3查得其基本額定動負荷Cr=35.2 KN</p><p>　　基本額定靜負荷Cor=31.8 KN =3057N ==45.51N</p>

80、<p>　　2.計算內(nèi)部軸向力 </p><p>　　由表11-12可得 “7000AC”軸承的內(nèi)部軸向力</p><p><b>　　=0.63FR故有</b></p><p>　　=0.63=0.6345.51=28.27N</p><p>　　FS2=0.63=0.6345.51=28.

81、27N</p><p>　　3.計算軸向載荷 </p><p>　　因+=28.27+3057=3102.51＞FS2</p><p>　　故可判定軸承2為壓緊端，軸承為放松端。</p><p>　　兩端軸承的軸向載荷分別為：</p><p><b>　　=F=28.27N</b><

82、;/p><p>　　=F+=3102.51N</p><p>　　4.求系數(shù) X ， Y</p><p>　　/=28.79/45.51=0.63 , /=3102.5/45.51=68</p><p>　　由表11-8查得 /e時 X1 = 0 Y1=0</p><p>　　而 /＞e時

83、 X2=0.41 Y2=0.87 e=0.68</p><p>　　5.計算當量動載荷 </p><p>　　由表11-9 取fp=2 由式（11-6）</p><p>　　=fP(X1FR1+Y1FA1)=2×(1×45.51+0×28.27)=91N</p><p

84、>　　=fP(X2FR2+Y2FA2)=2×(0.41×45.51+0.87×3102.51)</p><p><b>　　=5435.69N</b></p><p><b>　　6.計算軸承壽命</b></p><p>　　因＞ 取P==5435.69N 又球軸承</p&g

85、t;<p>　　E=3 Cr=35200N </p><p>　　故該軸承滿足預期壽命要求。</p><p>　　7.從動塊的軸承選擇</p><p>　　因主要承受徑向載荷且轉(zhuǎn)較低,故選用</p><p><b>　　“深溝軸承”.</b></p><p>　　預選用

86、6210軸承內(nèi)圈d＝50mm</p><p>　　并由附錄表２查得基本額定動負荷</p><p>　　Cr=35.1KN C0r=23.2KN.</p><p><b>　　8. 軸的剛度校核</b></p><p>　　軸受載后會產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，若變形過大，會影響軸上零件的正常工作。因此，對精

87、密傳動的軸及對剛度要求較高的軸，應進行剛度校核。</p><p>　　式中 T——軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；</p><p>　　——軸受轉(zhuǎn)矩作用的長度，mm；</p><p>　　——軸的外徑，mm；</p><p>　　——空心軸的內(nèi)徑，mm；</p><p>　　——第段軸所受轉(zhuǎn)矩，N m；</p>

88、<p>　　、、——第段軸長度、直徑和空心軸內(nèi)徑，mm；</p><p><b>　　——許用扭轉(zhuǎn)角。</b></p><p>　　軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=1546N m；</p><p><b>　　軸受作用轉(zhuǎn)距的長度</b></p><p><b>　　L=</b>

89、;</p><p>　　=220+30+10+10+20+20 =310mm；</p><p>　　軸的外徑 d=60mm；</p><p><b>　　實心軸</b></p><p>　　光軸 ；</p><p>　　階梯軸 ；</p>&l

90、t;p>　　通過計算軸的轉(zhuǎn)動符合一般傳動。</p><p><b>　　空心軸 </b></p><p>　　光軸 一般傳動=0.5～1（）/m </p><p>　　即 通過計算</p><p><b>　　mm</b></p><p>

91、　　階梯軸 一般傳動=0.5～1（）/m</p><p>　　即 通過計算</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　所以通過剛度校核后主軸內(nèi)徑取35mm，外徑取60mm。</p><p>　　第六節(jié) 工作彈簧設(shè)計計算 <

92、;/p><p>　　在沖擊套筒采用四根彈簧，則每根受力</p><p><b>　　彈簧作用力</b></p><p><b>　　彈簧工作行程 </b></p><p>　　力矩調(diào)整距離 </p><p><b>　　彈簧工作總行程</b><

93、;/p><p>　　1.選材料并確定許用應力</p><p>　　（1）選用碳素彈簧鋼絲（D）</p><p>　?。?）試選鋼絲直徑 d=3.5mm</p><p>　　由表13-2取 </p><p>　　由表13-3查?、蝾愝d荷許用應力</p><p>　　=0.45×1660

94、=747Mpa</p><p><b>　　2. 計算鋼絲直徑</b></p><p>　?。?）參照表13-5 取 C=5</p><p>　　（2）由式（13-3） 得曲度系數(shù)</p><p>　　由式（13-4） 得鋼絲直徑</p><p>　　由表13-6取標準直 d=3.5mm.

95、 與試選d相等 </p><p><b>　　3.計算工作圈數(shù)n</b></p><p>　　（1）因為等節(jié)距圓柱螺旋壓縮彈簧，故</p><p>　　查表13-1 G=79×163Mpa</p><p>　　（2）工作圈數(shù)n 申式（13-6）求得</p><

96、;p>　　按表13-6取系列值n=15圈。</p><p><b>　　彈簧鋼度K1相應為</b></p><p><b>　　相應改變?yōu)?lt;/b></p><p>　　4．計算彈簧的幾何尺寸</p><p>　　中徑：D2=cd=5×3.5=17.5mm 取標準系列值D2=18mm

97、</p><p>　　內(nèi)徑 ：D1= D2-d=18-3.5=14.5mm</p><p>　　外徑 ：D= D2+d=18+3.5=21.5mm</p><p>　　n1=n+n2=17 (端部圈數(shù)n2取)</p><p><b>　　節(jié)距 </b></p><p><b>

98、　　自由高度 </b></p><p><b>　　螺旋升角 </b></p><p><b>　　簧絲展開長度 </b></p><p><b>　　5． 穩(wěn)定性驗合算</b></p><p><b>　　高徑比 </b></p&

99、gt;<p>　　不滿足要求所以保持彈簧的穩(wěn)定性在彈簧內(nèi)放置導桿</p><p><b>　　6．繪制彈簧零圖 </b></p><p>　　為畫出彈簧的特性線，要求出 及</p><p><b>　　由表13-3</b></p><p>　　由式（13-1） 并取K=1，得極限

100、載荷</p><p>　　當工作圈數(shù)圓整為n圈后為保持工作行程h 大小不變</p><p>　　則最小工作在F1應調(diào)整為</p><p>　　二、方案2 皮帶傳動</p><p>　　第一節(jié) 電動機選型設(shè)計計算</p><p>　　1.采用Y系列電動機</p><p>　?。?）我國新設(shè)

101、計的Y系列三相籠型電動機屬于一般用途的全封閉子2扇空電動機，其結(jié)構(gòu)簡單工作可靠，價格低廉維護方便。適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性個體和無特殊要求的機械。容量小于工作要求就不能保證工作機的正常工作或使電動機長期過載而過早損壞容量，過大則電動機價格高能力又不能充分利用，由于經(jīng)常不滿載運行，效率和功率因數(shù)都較低增加電能消耗造成很大浪費。</p><p>　　（2）拆裝機在電機穩(wěn)定過程中具有較大的轉(zhuǎn)角，此時輸出扭矩較低一

102、般為10~40N.m ,而在沖擊過程中，此時轉(zhuǎn)角較小，才要求輸出較大的扭矩，大約在200~500N.m，假設(shè)我們?nèi)》€(wěn)定運轉(zhuǎn)時的扭矩作為進取電動機的依據(jù)設(shè)電動機的扭矩參數(shù)為穩(wěn)定運轉(zhuǎn)矩為Te=40Nm</p><p><b>　　2．設(shè)計計算</b></p><p><b>　　電機的選擇</b></p><p>　　初選輸出

103、軸轉(zhuǎn)距為 Te=40Nm n=350r/min</p><p>　　則實際電動機所需功率Pd=P/</p><p>　　帶傳動效率η?1=0.96 一對滾動軸承η2=0.99</p><p>　　牙嵌離合器η3=0.98</p><p>　　則電動機輸出軸的傳動總效率</p><p>　　=η1×η2&

104、#215;η3=0.96 × 0.99 × 0.98=0.93</p><p>　　Pd= Pd P/=1466/0.93=1576(W)</p><p>　　選取電動機額定功率=2.2（）</p><p>　　三角帶傳動比?=1430/350=4.1</p><p><b>　　?=4.1</b>&

105、lt;/p><p>　　螺母拆裝機實際主軸轉(zhuǎn)速為；</p><p>　　n =430/? =1430/4.1 =350r/min</p><p>　　故選用Y90S-4 型電動機</p><p>　　電動機額定扭矩Me=9550×2.2/1430 =14.70N.m</p><p><b>　　電動機安

106、裝計算</b></p><p>　　第二節(jié) 三角皮帶傳動設(shè)計計算</p><p>　　1）已知；電動機功率P=2.1（KW） n=1430r/min</p><p>　　PCA=P×K=2.2×1.1=2.42（KW） K=1.1</p><p>　　2）選取三角膠帶型號</p>&l

107、t;p>　　根據(jù)“機械設(shè)計基礎(chǔ)；圖5-13由 PCA和 h 參數(shù)</p><p>　　選取V型膠帶 PCA=2.31（KW） n=1430r/min</p><p>　　選A 型帶 推薦小皮帶輪直徑為75~180mm</p><p>　　選取dd1=120mm</p><p>　　故

108、 </p><p>　　由表5-5取dd2=490mm</p><p><b>　　實際從動輪轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　轉(zhuǎn)速誤差n1=n2-n1/n2=350-560/350=-0.6<0.05允許</p><p>　　帶速υ =π×dd1×n1/60

109、×1000=9m/s</p><p>　　符合5~25 m/s范圍內(nèi)</p><p>　　在5~25 m/s范圍內(nèi)，帶速合適</p><p><b>　　3）帶長和中心距</b></p><p>　　由（5-14） 0.7（dd1+ dd2）≤a0≤2（dd1+ dd2）</p><p>

110、;　　0.7(120+490) ≤a0≤2(120+490)</p><p>　　427≤a0≤1220</p><p><b>　　初取a0=650</b></p><p>　　由（5-15） L0= 2a0+1.57(dd1+ dd2)+( dd2- dd1)/4a0</p><p>　　= 2×650+1

111、.57(120+490)+(490-120)/ 4×650</p><p>　　= 1300+957.7+52.7=2310m</p><p>　　由表（5-8）取Ld=2500mm</p><p>　　由 a=a0+Ld- L0/2=650+(2500-2310)/2=745mm</p><p>　　4） 驗算小皮帶輪包角&

112、lt;/p><p>　　由（5-17）α=1800-( dd2- dd1)/a×57.30</p><p>　　a0=1800-( 490-120)/745×57.30</p><p>　　1520 >1200</p><p>　　得，小皮帶輪包角合適</p><p><b>　　5）確

113、定帶的根數(shù)</b></p><p>　　由表5-5查得P1=1.80Kw </p><p>　　由表5-6查得△P=0.17 （?≠1）</p><p>　　Z= Pd/（P1+△P）×Ka·KL</p><p>　　=2.1/(1.80+0.17)×0.93×0.91=2.32</p

114、><p><b>　　取Z=3根</b></p><p>　　6．計算單根皮帶的軸壓力</p><p>　　由表5-1查得q=0.1</p><p>　　106+1.7+8.1=188.3N</p><p><b>　　作用在軸上的壓力</b></p><p&

115、gt;　　6×188.3×0.97=1096N</p><p>　　7）確定三角帶帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　　a. 主動輪結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　D1=120mm d1=28mm B=35mm</p><p>　　b. 從動輪結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　D=490mm

116、B=35mm</p><p>　　借鑒同類設(shè)計 取大皮帶輪孔直徑為d2=60mm L=60mm</p><p>　　第三節(jié) 主動塊及橫銷設(shè)計計算</p><p><b>　　沖擊扭矩</b></p><p>　　如假設(shè)每次沖擊使螺母轉(zhuǎn)過彎角度，即叫速度：</p><p><b>

117、　　“查普通物理”由</b></p><p><b>　　再根據(jù)轉(zhuǎn)動定律</b></p><p><b>　　≈1266Nm</b></p><p>　　查“理論力學”得K=0.56</p><p><b>　　沖擊后</b></p><p>

118、;　　大皮帶輪的沖擊扭矩為188.76Nm大于所須的擰緊為矩420Nm所以拆下重型汽車</p><p>　　螺母其沖擊能量有余。</p><p>　　傳動套筒及斜滑套是傳遞主軸至輸出軸之間扭矩的關(guān)鍵零件，同時也是起“自動限扭”的直接性零件，由于套簡與斜槽傳遞扭矩時接觸應力很大，所以套間選材料為40Cr鋼并行調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　確定斜開槽角度應及開隙距離&

119、lt;/p><p>　　套間在斜開槽內(nèi)是作滑轉(zhuǎn)運動，滾動阻力很小。這里忽略不計只考慮動滑轉(zhuǎn)磨擦查“理論力學”表5-1。f=0.15則不自鎖條件。斜槽角度a>摩擦角</p><p>　?。?）槽鎖作用半徑所以在傳力套間作用下斜槽的軸向距離。（應該L≥14m,因此取L=17mm）</p><p>　　第四節(jié) 主軸設(shè)計計算</p><p>

120、　　確定最小直徑和選擇軸的材料，利用許用應力來確定本軸是轉(zhuǎn)軸，現(xiàn)承受扭矩又承受彎矩，為裝配方便易定位且保證有足夠的工作能力使用45號鋼。</p><p><b>　　角的計算</b></p><p>　　(L2-主動塊移動距離)</p><p><b>　　每周沖擊四次.</b></p><p>　

121、　旋緊時主動塊作用的切向力</p><p><b>　　主動塊作用軸向力</b></p><p>　　旋松主動塊作用的切向力</p><p>　　主動塊 作用的軸向力 </p><p>　　旋緊時和旋松時主動塊作用的</p><p>　　α2＞=8.53（折鎖角）</p><

122、p>　　旋緊時，主動塊作用的軸向力</p><p>　　旋松時，主動塊作用的軸向力</p><p>　　取Fa=3057N 此處求出的F就為彈簧受套筒作用后移的壓力：</p><p>　　2確定主動軸最小直徑。</p><p>　　查機械設(shè)計P表10-2得 =35mpa</p><p>　　因為1266所以取

123、d</p><p>　　3>確定從動軸最小直徑</p><p><b>　　取 d=50mm.</b></p><p>　　4>軸上零件的定位固定和裝配。</p><p>　　5>確定主動軸各段直徑和長度</p><p>　　從動塊長度 L=60mm</

124、p><p>　　主動塊長度 L=220mm</p><p>　　彈簧工作行程 L2=30mm</p><p>　　力矩調(diào)整距離 L3=10mm</p><p>　　支承板厚度 L4=10mm</p><p>　　力矩調(diào)整離合器 L5=20m

125、m</p><p>　　軸套長 L6=20mm</p><p>　　軸承寬度B固螺母B/軸套長L：</p><p>　　L7=B+2B/+L=24+210+（10+2）=56mm 軸承寬度B=24mm</p><p>　　皮帶輪寬度B1 L8= B1-2=45-2=43mm</p>&

126、lt;p><b>　　L9=10mm</b></p><p><b>　　L10=10mm</b></p><p>　　軸承寬度和固定螺母B1</p><p>　　L11=2 B/=210=20mm</p><p>　　從動軸前端直徑 d0=40mm</p><p&g

127、t;　　從動軸直徑 d=50mm</p><p>　　從動軸內(nèi)徑 D=43mm</p><p>　　第1段的直徑 d1=60mm</p><p>　　第2段的直徑 d2=70mm</p><p>　　第3段的直徑 d3=80mm</p><p>　　第4段的直徑

128、 d4=90mm</p><p>　　第5段的直徑 d5=80mm</p><p>　　第6段的直徑 d6=70mm</p><p>　　由上述軸各段長度可算支承跨距L12=97mm</p><p><b>　　軸承的支反力：</b></p><p>　　FQ大皮帶輪

129、軸上的壓力。</p><p><b>　　繪制彎矩圖：</b></p><p>　　L=L8+L9+L10+15+B=43+10+10+30+24=117mm=0.117m</p><p><b>　　載面C右側(cè)彎矩：</b></p><p><b>　　載面C左側(cè)彎矩：</b>

130、;</p><p>　　旋松螺母扭矩 M=1266Nm</p><p><b>　　當量彎矩：</b></p><p>　　對于頻繁正反轉(zhuǎn)的軸，扭轉(zhuǎn)剪應力可視為對稱循環(huán)變應力，a=1</p><p>　　校核危險載面c的強度</p><p><b>　　強度足夠</b>&l

131、t;/p><p>　　第五節(jié) 軸承選型計算</p><p>　　主動塊的軸承選擇及計算</p><p>　　受徑向及軸向負荷轉(zhuǎn)速較高故選用接觸軸承70000AC.</p><p>　?。?）預選7214AC型軸承（軸承內(nèi)圈d=70mm）并由附表查</p><p><b>　　得其基本額定動負荷</b&g

132、t;</p><p>　　基本額定靜負荷 </p><p>　　2）計算內(nèi)部軸向力 </p><p><b>　　算軸向載荷</b></p><p><b>　　因為</b></p><p>　　所以D軸承B為壓緊端軸承A為放松端，兩端軸承的軸向載荷</p&