车辆工程毕业设计56汽车卸胎器的设计与仿真.doc

车辆工程毕业设计56汽车卸胎器的设计与仿真

收藏

压缩包内文档预览:(预览前20页/共44页)
预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图
编号:541851    类型:共享资源    大小:1.33MB    格式:ZIP    上传时间:2015-11-28 上传人:QQ28****1120 IP属地:辽宁
6
积分
关 键 词:
车辆工程毕业设计论文
资源描述:
车辆工程毕业设计56汽车卸胎器的设计与仿真,车辆工程毕业设计论文
内容简介:
- 1 1 绪 论 1.1. 引言 人类文明的发展在进入二十一世纪的短短十年以来,随着各种新型学科如雨后春笋般出现而迅速发展起来。传统的机械制造也在不断创新,国产大型机械也在世界上占有越来越重要的地位,从而衍生出来的维修机械也急需改进和创新来满足市场的需求,随着社会的进步,汽车的产量更是越来越大,从而汽车维修产品的市场需求量也越来越大,在此基础上提出本课题 汽车卸胎器,卸胎器能够很好的解决一些大型汽车螺母的拆卸问题,特别是在野外,卸胎器具有质量轻、结构简单、易于携带、适应范围广、制造成本相对低廉等优点,一些像卡车这 样的机械在作业时因种种原因碰到种种问题而造成螺母松动或者要拆卸(安装)其轮胎时,卸胎器是一种十分有效的助手,因而倍受操作者青睐。卸胎器功能是省力拆卸大型螺母等紧固件,快速省力地拆卸像大型卡车这样的大型机械的螺母。目前,在国内,同类产品像力矩放大器只有在少数几个公司生产,使用量也很少,也没有实现规模产业化,大部分维修厂都使用像风炮这样的电动产品,这不仅消耗大量的电能,而且设备携带不方便,所以比该类产品质量更轻,输出力矩更大,操作更方便的产品更能能获得市场的认可。 本课题研究目标是设计一个实用性能优良的汽车卸胎 器的结构设计和仿真。使操作人员在使用本产品时更加便捷。 1.2. 国内发展概况 卸胎器的同类产品力矩放大器从 2003 年就有公司开始生产,到现在已经有很多公司在生产此类产品,但是成果都不是很理想,而这一块的市场是很广阔的,特别是广大农村(像农用拖拉机,卡车,收割机等),这就需要我们设计和改进这些产品,从而更好的满足市场的需求。 1.2.1. 研究现状及典型机构 现在市场的出售的一些增力帮手虽然较最初的的增力帮手有些改进,但是其结构和性能比都不是很好,下图是两种市场上销售的产品,见参考图 1 和参考图 2。 该类力矩放大器的特点是:结 构简单,可携带性好,是典型的可携带力矩nts 2 放大器的特点。 图 1 力矩扳手 图 2 力矩放大器 1.2.2. 存在的问题 目前市面上生产出来的产品都还停留在原来的技术层面,很少出现新材料的应用,这使得放大器本身笨重,这样一样,操作者在进行长时间操作时候就感觉很不方便。 nts 3 2 卸胎器的原理 2.1 卸胎器的简介 卸胎器 是一种动力传达机构,利用齿轮 机构将速度减 少 ,并得到较大转矩的机构。 卸胎器 降速同时提高输出扭矩,扭矩输出比例 的增大与角速度的减少比例相同 ,但要注意不能超出减速器额定扭矩。 降 速同时降低了负载的惯量,惯量的减少为减速比的平方 。 一般的 力矩放大机构 有 里面的行星齿轮机构有采用很多种 (包括平行轴斜齿轮、蜗轮、锥齿轮等等 )。 按传动级数主要分为:单级、二级、多级;按传动件类型又可分为:齿轮、蜗杆、齿轮 -蜗杆、蜗杆 -齿轮等。 行星减速器其优点是结构比较紧凑,回程间隙小、精度较高,使用寿命很长,额定输出扭矩可以做的很大。 2.2 卸胎器的传动原理 2.2.1 机构 原理 图 3 卸胎器工作原理图 a1 输入轴 .也是第一级太阳轮, a2 第二级太阳轮, a3 第三级太阳轮 c1 第一级行星轮, c2 第二级行星轮, c3 第三级行星轮 b1, b2, b3 第一,二,三级内齿轮 通过输入轴输入一定的转矩,再通过一,二, 三级行星齿轮机构减速且同时放大了转矩, 其中太阳轮和行星轮啮合,行星轮和内齿轮啮合,内齿轮 b是固定不动的(考文献【 1】 P6-4)。 nts 4 2.2.2 机构三维图拆分结构 图 4 机构拆分图 图 5 卸胎器剖视图 如图 3.2所示,整个机构拆分图,经过装配成如图 3.3所示装配体,就是工件的实际样子,通过上图我们能够很直观地看出该机构的结构,通过运动仿真可以更加直观地了解运动过程。 nts 5 3 传动系统的方案设计 3.1 传动方案的分析与拟定 3.1.1 对传动方案的要求 合理的传动方案,首先应满足工作机的功能要求,还要满足工作 可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。 3.1.2 拟定传动方案 任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要统筹兼顾,满足最主要的和最基本的要求。本设计实际上是一种增力机构,其中常见的增力机构有杠杆机构,液压机构,丝杆 螺母机构,行星齿轮机构等,其中杠杆机构所占空间大;液压机构对零件表面精度要求高,加工成本贵;丝杆 螺母机构操作不便捷;只有行星机构能弥补上面几种增力机构的缺陷。例如图 6所示为作者拟定的传动方案,适于在恶劣环境下长期连续工作。 图 6 拟定的方案简图 a 太阳轮, b 内齿轮, c 行星轮, x 行星架 3.2 轮胎拆装增力扳手 本产品服务对象:卡车、载重车、各类军车、集装箱卡车、槽车、大客车、矿车、自卸车、拖拉机、各种专用车辆。还可适用于各工厂企业,电厂、矿区、油田、码头、大桥、建 筑工地等。 nts 6 图 1, 2是市面上上常见的两种增力帮手,由于卡车等这一类重型机械在野外作业时,遇到故障不能及时找到专业师傅对轮胎等需要较大转矩才能拧松动的工具,这样车主可以自行对该部件进行装卸,针对这种实际需求,现将力矩放大器的工作过程等表述如下: 选用行星齿轮传动路线, NGW型的派生系列,这样得到的传动比较大,由于轴向尺寸较小,工艺性好,效率高,体积小,重量轻等特点,制造方便,结构简单,传动范围广,可用于各种工作条件,由于其单级传动比较小,但可串联几级使用。 3.3 低速级设计计算 3.3.1 齿数的选择 ( 1) 总比例的估算 其模型 选自齿轮手册上册的 NGW派生系列传动机构,因为每级传动比为 93i bax所以其总传动比为: )1)(1)(1(i332211b zzzzzzabababax +=( 1) ( 2) 齿轮的配齿的计算 1) 传动比及装配条件 cnzzpba ( c要为整数) ( 2) 2)同心条件 cab zz 2z ( 3) 对于要变位的齿轮采用 bccbacca azzazz c o s)(c o s)( 3)临界条件 )ppabnnzz 18 0s in (14-18 0s in (1(+( 4) 由( 1) (2)( 3)对齿轮齿数的选择 初步选定 11z a10bz31cz3.3.2 初步计算齿轮的主要参数 ( 1) 力学计算 根据力矩的传导方向是又右至左,所以首先设计的是低速级齿轮的传递,第三级齿轮 的受力分析图为: nts 7 图 7 机构受力分析 按照上述提示进行受力分析计算,则可得行星轮 c作用于中心轮 a的切向力为 apaa dnTdTF 20002000 1ca(N) ( 5) 而行星 c上所受的三个切向力分别如下 中心轮 a作用于行星轮 c的切向力为 apadnTFF 2000-caac(N) ( 6) 内齿轮 b作用于行星轮 c的切向力为 apadnTFF 2 0 00acbc(N) ( 7) 转臂 x作用于行星轮 c的切向力为 Ndn TFFapa 4000-2 acxc( 8) 转臂 x上所受的作用力为 Ndn TFFapa 4000-2 xccx( 9) 在转臂 x上所手的力矩为 mNrdTrFnT xaaxcxp 4x( 10) 在内齿轮 b 上所受的切向力为 Ndn TFFapacb 2000bc( 11) 按卡车螺母承受理论转矩 mN7500 计算,即 xT = mN7500 nts 8 mNmNTZZ ZT xbaa 3.196475003111 11a( 2) 齿轮的材料的选择及其热处理要求 表 1 齿轮材料性能及热处理要求 齿轮 材料 热处理 MpaHlim MpaFlim 加工精度 太阳轮 ) 20CrNi2Mo 渗碳( 57+4) HRC 1400 357 7 级 行星轮 20CrNi2Mo 渗碳( 57+4) HRC 1400 294 7 级 内齿轮 42CrMo 调质( 262293) HRC 780 255 8 级 ( 3) 初步设计计算模数和最小直径 1)根据齿轮接触强度计算小齿轮直径 321 1d32.2d HEaZuuKT( 12) 根据(参考文献【 2】)确定其主要参数如下: 选用载荷系数为: 4.1k 计算小齿轮的传递转矩为: 1T = m964.3N1 由表 10-7 选取齿宽系数为: d =0.5 由表 10-6 查得材料 的弹性系数影响系数 EZ = 2189.8MPa1 由图 10-21d 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限均用 Hlim = 400MPa1 ,采用调质的方式进行热处理 。 由图 10-19 选取接触疲劳系数 0.1HNK计算接触疲劳许用应力,去失效率为 10 ,安全系数为 S=1,则 M P aSK LHNH 140014000.1im mm9.1314008.1891.111.15.03.19644.132.21d32.2d32321HEaZuuKT2)按齿轮弯曲强度初算模数 m nts 9 3 22m F SaFa YYdzkT ( 13) 根据(参考文献【 2】)确定其主要参数如下: 由图 10-20c 查的太阳轮的弯曲疲劳强度极限 E =500MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 2.1FNK取弯曲疲劳系数 S=1.5 有式( 10-12)得 M P aM P aSK FEFNF 3.3835.1 50015.1 计算载荷系数 25.25.105.12.11 FFaVA KKKKK查齿形系数,由表 10-5 查得 11.3Fa Y查取应力校正系数,由表 10-5 查得 48.1SaY计算 FSaFaYY 012.03.383 48.111.3 F SaFa YY mm2.1012.0115.03.196425.222m 323 2 FSaFa YYdzKT考虑到轮廓的外观及其使用 选用模数 m=2.5 这样能够足够满足要求 第 三 级 齿 轮 太 阳 轮 , 若 取 m=2.5 则 太 阳 轮 的 分 度 圆 直 径mmmz 5.27115.2d 与接触强度初算的结果很接近,故初定 da=27.5mm进行接触和弯矩疲劳强度计算。 3.3.3 几何尺寸的计算 分度圆直径,节圆直径,基圆直径,齿顶圆直径,齿根圆计算结果如下表: 表 2 齿轮的几何尺寸 齿轮 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 太阳轮 ) 27.5 25.84 32.5 21.25 行星轮 25 23.49 30 18.75 内齿轮 77.5 72.84 79.83 83.75 注: (参考文献【 1】表 2.2-8) 外啮合计算公式: mzd cosddb mhmzhddaaa *22 mchzhdd aff * 222 nts 10 内啮合计算公式 aaa dhdd m2- *zbmda 1.15(仅对直齿而言) mchdd af *2 3.3.4 重合度的设计计算 ( 1) 外啮合重合度计算 40.395.27 25.21a r c c osa r c c os abc dda 34.375.32 84.25a r c c osa r c c os aba dda aazaaz cca t a nt a nt a nt a n2 1 a 2.163.120t a n40.39t a n1120t a n34.73t a n132 1 ( 2) 内啮合重合度计算 adzadz babbcacc t a nda r c c ost a nt a ndt a n a r c c os21 bb2.143.120t a n576.115 113.115a r c c ost a n3520t a n5.45 178.36t a n a r c c os112 1 重合度瞒足要求 3.3.5 啮合效率的计算 该级齿轮副为内齿轮固定,太阳轮为主动件,行星轮,转架为从动件,则转化机构效率为 xx -11 ( 14) 式中 x 行星架固定是传动机构中各齿轮副啮合损失系数只和: cbacix 045.0311101101111075.03.211113.2 bcca zzzz 所以 0 .9 5 5.0 4 50-11 x 式中 齿面摩擦因素, =0.050.1 nts 11 则行星传动啮合效率为 967.082.21 955.082.21-1-1 11 XabXXabii 82.21131 abXab zzi 3.3.6 齿面疲劳强度校核 【 1】 ( 1) 外啮合 1)齿面接触疲劳强度 计算接触应力 H ,计算接触强度安全系数 HS 。其参数和取值如下: 接触应力基本值H0; uubdFZZZZ tEH11H0( 15) 节点区域系数 3.2HZ 弹性系数 9.188E Z 重合度系数 889.0363.1434 az 螺旋角系数 直齿 0 1z 分度圆上的切向力 NNn TF ap At 9.3 3 0 1 55.273 9.13612000d2000 齿数比 1011cazzu齿宽 mm75.135.275.0 aad db 取实际齿宽为 25mm 接触应力基本值 H0 ; uubdFZZZZ tEH11H0a1.111.15.27259.330 151889.09.1883.2 MPa3.3698 MP 太阳轮单对齿啮合下界点接触应力Hants 12 M Pa9.4 8 1 31.10.12 4 8.11.102.11.13.3 6 9 810Ha HPHHVAHB KKKKKZ 行星轮单对齿啮合下界点接触应力HcM Pa9.44651.10.11.117.103.11.13.369810Hc HPHHVAHD KKKKKZ 表 3 齿轮接触强度有关参数和系数 代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值 AK) 使用系数 1.10 1.10 1.10 vK动载系数 1.02 1.02 1.03 HK齿向在和分布系数 1.284 1.284 1.17 HaK齿载荷分配系数 1.0 1.0 1.1 HPK 行星轮间载荷不均匀系数 1.1 1.1 1.1 BZ 小齿轮单对齿啮合系数 1 1 1 注: 1.表中计算均以太阳轮为例 aaabaaaabaaaczadzadaM 21121t a n22221 3114.32163.1.1125.215.271114.32184.255.3220t a n2222=0.916 所以 取 M=1 太阳轮接触强度安全系数caHSHaXWRVLNTHHaHGaH ZZZZZZS l i ma 9.48 1303 8.1195.05.314 00 0037.1 行星轮接触强度安全系数cHSHaXWRVLNTHHaHGaH ZZZZZZS l i mca 9.44 6511.1196.05.314 00 169.1 根据以上计算结果,外啮合的接触强度是满足强度要求的。 nts 13 表 4 齿面接触强度有关参数和系数 代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值 NTZ) 寿命系数 3.5 3.5 3.5 VZ润滑系数 0.7 0.7 0.7 LZ 粗糙度系数 0.95 0.95 0.96 WZ工作硬化系数 1 1 1 XZ 尺寸系数 1.038 1.038 1 2) 齿根弯曲触疲劳强度 齿根弯曲疲劳应力用下列式子式进行计算,计算弯曲疲劳安全系数也一样计算,式中参数和取值见表 3,表 4。 太阳轮弯曲应力基本值FoaM P aYYYYbmF SaaF a atF o a 19.21551778.038.18.35.225 9.33015 行星轮弯曲应力基本值FocM P aYYYYbmF S a cF a ctF o c 9.21971778.04.182.35.225 9.33015 太阳轮的弯曲应力FaM P aKKKKK FPFaFVAF o aFa 74.3 2 8 915.11183.102.11.119.2 1 5 5 行星轮的弯曲应力FcM P aKKKKK FPFaFVAF o cF 84.3 3 5 315.11183.102.11.19.2 1 9 7c 太阳轮抗弯强度安全系数FaS1.174.3289196.06.15.2950l i m FaXrlTNTSTFFaF G aFa YYYYS 行星轮的抗弯强度安全系数FcS06.184.3 3 5 3196.06.15.2927l i m FaXrlTNTSTFFcF G cFc YYYYS 根据以上计算结果,外啮合的抗弯强度是满足要求的。 nts 14 表 5 齿轮接触强度有关参数和系数 代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值 FK) 齿向载荷分布系数 1.183 1.183 1.27 FaK齿间载荷分布系数 1 1 1.1 FPK 行星轮间载荷分配不均匀系数 1.15 1.15 1.15 FaY齿形系数 3.8 3.82 2.63 SaY应力修正系数 1.38 1.40 4.57 Y重合度系数 0.778 0.778 0.587 NTY弯曲寿命系数 1.6 1.6 1.5 STY试验齿轮修正系数 2 2 2 rrlTY齿根圆角敏感系数 1 1 1.03 lTYRe尺寸系数 0.96 0.96 0.96 XY 螺旋角度数 1 1 1 Y小齿轮单对齿啮合系数 1 1 1 ( 2) 内啮合 1) 齿面接触疲劳强度 这里计算内齿轮,计算公式同前,其计算用参数和系数取值见表 内齿轮的接触应力基本值HobM P abdFZZZZatEHH o b06.13751.311.35.77259.330151343.149.1885.21内齿轮的接触应力HbM P aM P aKKKKK HPHHVAH o bHb49.1 7 4 11.11.117.103.11.106.1 3 7 5 内齿轮的接触强度安全系数HbS784.249.17410.111.16.15.3780l i mM P aZZZZZZS HbXWRVLNTHHbHGHb 根据以上计算结果,内齿轮的接触强度是满足要 求的 2) 齿根抗弯强度 这里之计算内齿轮,计算公式同前,其计算用参数和系数见表 5 内齿轮的弯曲应力基本值Fobnts 15 M P aYYYYbmF SaFatF o b 02.4131587.057.163.25.25.77 9.33015 内齿轮的弯曲应力FbM P aKKKKK FPFaFVAF o bF 14.66715.11183.102.11.102.413b 内齿轮的弯曲强度安全系数FbS07.114.667103.196.06.10.2255l i m FbXrlTNTSTFFbF G bFb YYYYS 根据以上计算结果,内齿轮的弯曲强度能满足要求 3.4 第二级设计计算 3.4.1 力学计算 mNmNTzzT Xbaaa 46.5143.19643111 11z由于第三级齿轮所以承受的力比第二级齿轮所承受的力要大得多,所以可以直接确定第二级齿轮的模数,考虑到力矩放大器的轮廓和加工过程的方便,就采用和第三级相同的模数相同。 1) 取模数 m=2.5 这样第二级太阳轮的直径 5.27115.2d aa zmmm 与接触强度初算的结果很接近,故定 mm5.27d amm5.2m 进行接触强度和弯曲强度疲劳计算 3.4.2 齿轮的几何尺寸计算结果如下 表 6 齿轮的几何尺寸 齿轮 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 太阳轮 ) 27.5 25.84 32.5 21.25 行星轮 25 23.49 30 18.75 内齿轮 77.5 72.84 79.83 83.75 3.4.3 重合度计算 【 1】 ( 1)外啮合重合度计算 40.395.27 25.21a r c c osa r c c os abc dda 34.375.32 84.25a r c c osa r c c os aba dda nts 16 aazaaz cca t a nt a nt a nt a n2 1 a 2.163.120t a n40.39t a n1120t a n34.73t a n132 1 ( 2)内啮合重合度计算 adzadz babbcacc t a nda r c c ost a nt a ndt a n a r c c os21 bb2.143.120t a n576.115 113.115a r c c ost a n3520t a n5.45 178.36t a n a r c c os112 1 重合度瞒足要求 3.4.4 啮合效率的计算 该级齿轮副为内齿轮固定,太阳轮为主动件, 行星轮,转架为从动件,则转化机构效率为 xx -11 ( 16) 式中 x 行星架固定是传动机构中各齿轮副啮合损失系数只和: cbacix 045.0311101101111075.03.211113.2 bcca zzzz 所以 0 .9 5 5.0 4 50-11 x 式中 齿面摩 擦因素, =0.050.1 则行星传动啮合效率为 967.082.21 955.082.21-1-1 11 XabXXabii 82.21131 abXab zzi 3.4.5 齿面疲劳强度校核 ( 1) 外啮合 1)齿面接触疲劳强度 计算接触应力 H ,接触强度安全系数 HS 用下列各式,各式中的参数和取值如下 接触应力基本值H0; uubdFZZZZ tEH11H0( 17) nts 17 节点区域系数 3.2HZ 弹性系数 9.188E Z 重合度系数 889.0363.1434 az 螺旋角系数 直齿 0 1z 分度圆上的切向力 NNn TF ap At 76.124715.273 46.5142000d2000 齿数比 1.1ca zzu齿宽 mm75.135.275.0 aad db 取实际齿宽为 15.5mm 接触应力基本值 H0 ; uubdFZZZZ tEH11H0a1.111.15.272576.124711889.09.1883.2 MPa73.2886 MP 太阳轮单对齿啮合下界点接触应力HaM Pa53.37571.10.1248.11.102.11.173.288610Ha HPHHVAHB KKKKKZ 行星轮单对齿啮合下界点接触应力Hc表 7 齿轮接触强度有关参数和系数 代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值 AK) 使用系数 1.10 1.10 1.10 vK动载系数 1.02 1.02 1.03 HK齿向在和分布系数 1.244 1.244 1.17 HaK齿载荷分配系数 1.0 1.0 1.1 HPK 行星轮间载荷不均匀系数 1.1 1.1 1.1 BZ 小齿轮单对齿啮合系数 1.086 1.086 1 太阳轮接触强度安全系数caHSM Pa0.36561.10.11.117.103.11.173.288610Hc HPHHVAHD KKKKKZ nts 18 HaXWRVLNTHHaHGaH ZZZZZZS l i ma 29.153.3757038.1195.05.31400 行星轮接触强度安全系数cHSHaXWRVLNTHHaHGaH ZZZZZZS l i mca 0.36 5611.1196.05.314 00 43.1 根据以上计算结果,外啮合的接触强度是满足强度要求的 2) 齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳应力,弯曲疲劳安全系数用下列各式计算,式中各参数和取值见表3,表 4,表 5。 太阳轮弯曲应力基本值FoaM P aYYYYbmF SaaF a atF o a 10.13131778.038.18.35.25.15 76.12471 行星轮弯曲应力基本值FocM P aYYYYbmF SacF a ctF o c 14.13391778.04.182.35.25.15 76.12471 太阳轮的弯曲应力FaM PaKKKKK FPFaFVAF o aFa 98.1 9 6 815.11183.102.11.110.1 3 1 3 行星轮的弯曲应力FcM P aKKKKK FPFaFVAF o cF 02.2 0 0 415.111 8 3.102.11.114.1 3 3 9c 太阳轮抗弯强度安全系数FaS22.198.1968196.06.10.2780l i m FaXrlTNTSTFFaF G aFa YYYYS 行星轮的抗弯强度安全系数FcS165.102.2004196.06.10.2760l i m FaXr l TNTSTFFcF G cFc YYYYS 根据以上计算结果,外啮合的抗弯强度是满足要求的。 ( 2) 内啮合 1)齿面接触疲劳强度 这里计算内齿轮,计算公式同前,其计算用参数和系数取值见表 8 内齿轮的接触应力基本值Hobnts 19 M P abdFZZZZatEHH o b32.10731.311.35.775.1576.124711343.149.1885.21内齿轮的接触应力HbM P aM P aKKKKK HPHHVAH o bHb40.13391.11.117.103.11.132.1073 内齿轮的接触强度安全系数HbS32.240.13390.111.16.15.2780l i mM P aZZZZZZS HbXWRVLNTHHbHGHb 根据以上计 算结果,内齿轮的接触强度是满足要求的 3) 齿根抗弯强度 这里之计算内齿轮,计算公式同前,其计算用参数和系数见表 7 内齿轮的弯曲应力基本值FobM P aYYYYbmF SaFatF o b 02.1561587.057.163.25.25.77 76.12471 内齿轮的弯曲应力FbM P aKKKKK FPFaFVAF o bF 15.2 3 815.111 8 3.102.11.102.1 5 6b 内齿轮的弯曲强度安全系数FbS95.215.238103.186.06.10.2255l i m FbXrlTNTSTFFbF G bFb YYYYS 根据以上计算结果,内齿轮的弯曲强度能满足要求 所以第 二级和第三级齿轮的结构和尺寸都已经得出,现在只需要对第一级的齿轮的尺寸和齿数确定其数目和值。为了方便制造,外筒采用模数为 2 的齿轮,其具体计算过程就从略 3.5 高速级传功的设计计算 设计计算方法和步骤与高速级相同,选材也是一样的,此处从略,仅给出主要数据计算结果。 ( 1) 配齿数 11az10cz31Bz ( 2) 传动比 82.311311i 2 所以整个传动比为 67.5511311i 3 nts 20 4 行星齿轮传动主要构建设计与计算 4.1 齿轮传动的结构设计计算 【 1】 4.1.1 太阳轮 ( 1) 太阳轮的结构设计 因其传动类型不同而采用不同的浮动方式,其第二,三级太阳轮采用与前一级行星架连为一体的方式,由于第一级太阳轮是输入转矩的,所以单独作为一体。由于整个组件对于制造和使用精度不是很高,为了减少制造成本,不采用浮动机构也能满足要求的前提下,所以选用不采用浮动机构,其结构视图如下: 图 8 卸胎器结构图 在行星的传动中,通常是采用三个或三个以上 的行星轮对称布置,太阳轮上的横向和力基本上是平衡的,即 1K P ,所以不需要校核太阳轮的弯曲强度。 4.1.2 内齿轮 ( 1) 结构设计 内齿轮的结构设计,随其是否旋转和浮动的方式不同而不同。本设计采用的是套筒式,即第一级和第二级在同一圆柱面内,之所以采用这种形式,是为了方便加工,即第二,三级内齿轮在一次加工冲击完成。内齿轮不采用旋转方式,即在使用过程中,内齿轮是固定不动的。但必须得考虑插齿时的退刀槽和插齿刀最小外径 d 所需要的空间尺寸。 nts 21 行星结构设计轮做成中空齿轮,这样采用把行星轮用销轴固定在行星架上,如下图形式: 图 9 行星齿轮安装式样 ( 2) 太阳轮的,内齿轮轮缘疲劳强度校核 行星传动中的齿轮轮缘内外侧任意一点上的应力都在最大应力和最小应力之间变动,且为交变应力,故其强度计算以校核疲劳安全系数为宜,对于中心轮,一般只进行弯曲强度校核,当齿轮传递转矩在轮缘内产生很大应力时,同时进行转矩疲劳强度校核,其安全系数S和S分别按下式计算: bbMNSYS 11 ( 18) SYSbMN11 ( 19) 式中各符号代表的意义见参考文献【 2】 其中 b,b 齿轮材料的抗拉强度和抗切强度,对于近似计算,可取bb 68.01 , 1 齿轮材料的弯曲和扭矩对称循环疲劳极限,一般取b1 43.0 , 11 6.054.0 ; a,a 正应力和切应力的应力幅值; m , m 正应力和切应力的平均应力; minmaxm 21 , am , 材料的对称循环极限应力对实际轮缘的折算系数,按下式计算: SXRYY YY 1( 20) nts 22 SXRYY YY 1( 21) Y,Y 弯曲和扭转的有效应力集中系数,当齿轮材料的MPa750b 时,取 0 YY , 0Y 由图 7.5-43 和图 7.5-44确定。 NY 寿命系数。与材料种类,硬度和应力循环次数 LN 有关, 当齿面硬度 350HBS 时, 66104LN NY 当齿面硬度 350HBS 时, 96104LN NY 总安全系数 SSS SSS 22 一般取 26.1S 经计算 S =1.58 满足要求 ( 3) 行星架的结构设计与计算 行星架是行星传动中结构比较复杂而重要的构件,当行星架作为基本构建时,它是机构中承受外力矩最大的零件。因此,行星架的机构设计和制造质量对各行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力 .噪声和振动有重大影响。 1) 行星架的结构设计 行星架的常见结构形式有双臂整体式(见参考文献【 1】图 7.5-45 和图 7.5-46);双臂装配式(见参考文献【 1】图 7.5-48)和单臂式(见参考文献【 1】图 7.5-49)三种。在制造工艺上又有铸造,锻造和焊接等不同。本设计采用的是双臂式整体行星 架,因为双臂式整体行星架的架构刚性比较好,采用铸造和焊接的方法,可得到与成品尺寸相近的毛胚,加工量小。焊接一般使用在单件生产的大型行星传动结构中。本力矩放大器采用的是铸造的方式。 图 10 双臂整体式行星架 nts 23 双臂整体式行星架的两个臂是通过中间的连接板连接在一起,两侧板的壁厚,当不装轴承时 ,可采用经验公式选取; ac 3.025.01 , ac 25.02.02 ,尺寸cL应比行星轮外径大 10mm 以上,连接板内侧半径 nR 按比值 RRn 5.085.0 确定 。 行星架的外径CdaD 8.02 ,式中 a 为中心距,Cd为行星轮分度圆直径。 表 8 第一,二,三级行星架的参数 符号 1c 2c D CLnRa 第一级计算取值范围 5.56.6 4.45.5 17.2529.325 22 第一级 取值 9 6 55 30 25 22 第二级取值范围 6.567.88 5.256.56 16.87528.69 26.25 第二级取值 7 5.5 67.5 35 26.25 26.25 第三级取值范围 6.567.88 5.256.56 16.87528.69 26.25 第三级取值 8 6 67.5 35 26.25 26.25 2)基本构件和行星轮支承结构设计 由于该行星架转速较低,不必考虑行星轮的离心力对行星架空的影响 4) 机体结构 机体结构应根据制造工艺,安装使用维修要求及经济性来考虑,根据制造工艺不同,通常有铸造机体和焊接机体, 根据本工件的使用及制造过程,可以选用铸造的方式来加工毛胚,因为外套 体积小,结构紧凑,简单,轴向尺寸小,可用于大批生产。 nts 24 5 主要零件的技术条件 5.1 齿轮精度及技术条件 5.1.1 精度等级 太阳轮和行星轮的精度为 7 级,内齿轮的精度为 8 级(参考【 1】第 6 章)确定以下参数。 表 9 圆柱齿轮精度等级与圆周速度的关系 精 度 等 级 4 5 6 7 8 圆 周 速 度 smvX / 直 齿 轮 斜 齿 轮 35 70 20 40 15 30 10 30 6 12 注 :1.齿轮精度的检验项目及极限偏差数值应符合渐开线圆柱齿轮精度 GB10095-88 的规定。 2. 一般低速重载行星传动的齿轮精度推荐不低于 7 级;高速级行星传动中,太阳轮和行星轮的精度推荐不低于 5 级,内齿轮精度不低于 6 级。 5.1.2 对行星轮的要求 行星轮的偏心对传动质量的影响很大,对其齿圈径向跳动公差应从严要求。为了使行星轮间载荷均匀分配,同传动中各行星轮的齿厚(或公法线)实际尺寸应尽量相等。在加工时应进行严格控制,如采用具有砂轮自动修整和补偿机构的磨齿机进行磨齿,保证砂轮和被磨齿轮的相对位置不变,即可控制个行星
温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
提示  人人文库网所有资源均是用户自行上传分享,仅供网友学习交流,未经上传用户书面授权,请勿作他用。
关于本文
本文标题:车辆工程毕业设计56汽车卸胎器的设计与仿真
链接地址:https://www.renrendoc.com/p-541851.html

官方联系方式

2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载   
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器   
4:下载后的文档和图纸-无水印   
5:文档经过压缩,下载后原文更清晰   
关于我们 - 网站声明 - 网站地图 - 资源地图 - 友情链接 - 网站客服 - 联系我们

网站客服QQ:2881952447     

copyright@ 2020-2025  renrendoc.com 人人文库版权所有   联系电话:400-852-1180

备案号:蜀ICP备2022000484号-2       经营许可证: 川B2-20220663       公网安备川公网安备: 51019002004831号

本站为文档C2C交易模式,即用户上传的文档直接被用户下载,本站只是中间服务平台,本站所有文档下载所得的收益归上传人(含作者)所有。人人文库网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对上载内容本身不做任何修改或编辑。若文档所含内容侵犯了您的版权或隐私,请立即通知人人文库网,我们立即给予删除!