汽车U型螺母拆装机设计说明书

第1页共24页1前言随着科学技术的发展和加入WTO后给中国汽车行业的重大冲击，为了运行车辆有良好的技术状况，维修企业所面临的形势日趋严峻。因此，运用先进的科学技术让保修作业变得机械化、文明化，以提高劳动生产率及维修质量，延长车辆寿命，降低劳动强度已成为当务之急，为此，我选择了本次设计题目研究和设计适用于我国汽车维修企业特点的、体积小、重量轻、效率高、操作方便、结构简单、适用范围广的汽车U型螺栓螺母拆装机。同时随着现代工业的发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量减速器，并要求减速器的体积小、重量轻、传动比大、效率高、承载能力、大运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大、结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求，但其成本较高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。渐开线少齿差行星减速器是一种新型减速器，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器，并已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。目前，少齿差减速器在设计和制造过程中，还存在一些问题，如输出机构精度要求较高，对大功率减速器无实践经验，一些计算方法和图表还很不完善等等。有待今后将对以上问题进一步进行实验研究，以求改进和提高。由于时间和水平有限，设计书中错误和不妥之处在所难免，希望批评指正。第2页共24页2一、传动装置的总体设计11传动装置的总体设计任务确定传动方案，选择电动机型号，合理的分配传动比及计算传动装置的运动和动力参数，为设计计算各级传动零件准备条件。合理的传动方案，应能满足工作机的性能要求，工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，效率高和使用维护方便等。要同时满足这些要求比较困难，因此，应统筹兼顾，保证重点要求。12电机的选择由于一般生产单位均用三相电源，故无特殊要求时都采用三相交流电动机，一般选择三相异步Y系列电动机。电动机功率选择是关键，选择是否恰当，对电动机的工作和经济性能都有影响，功率过小不能保证工作机的正常工作，或电动机因超载而过早损坏，若功率过大，电动机的价格高，作用不能完全发挥，经常不在满载下工作，效率和功率因素较低，造成浪费。根据设计所给的原始数据，拆装机要求的输出转矩ME550NM,转速N24R/MINME9550P/NPMEN/955055024/9550138KWPRPW/式中PW工作机所需有效功率电动机到工作机的总效率根据目前的一般制造水平，少齿差减速器的效率可达085所以PRPW/138/0851062KW查表4121可选Y系列三相异步电动机Y100L14型。额定功率PO22KW额定转速N2000R/MIN额定电流I5A由表4122查得电动机中心高H100MM,外伸轴段DE28MM60MM第3页共24页3二、减速器结构形式的确定及原理根据使用情况和安装条件确定机座的结构形式，诸如采用卧式还是立式以及是否由电动机直接驱动等。由于汽车U型螺螺母拆装机要求移动方便，结构小巧，质量轻，所以应选择电机驱动。21根据传动比的大小确定结构的形式。少齿差减速器的结构型式较多，常见的型式可按输出的型式、减速器的级数、行星齿轮的数目、使用安装的型式分类。其中按输出型式可分为（1）销轴式这种减速器使用历史较长，应用范围较广，实践证明效率较高；在高速连续运转，功率较大或扭矩较大的使用场合下，可采用销轴式输出机构（2）十字滑块式这种结构形式较简单，加工方便，但是承载能力及效率较销轴式低，常用于小功率、只有一个行星齿轮的结构中。（3）浮动盘式这种结构形式较新颖，比销轴式容易加工，使用效果好。但对其效率和承载能力还缺乏测试数据。（4）零齿差式零齿差式输出机构的零件数量要少一些，结构紧凑、制造方便；（5）双曲柄式高速轴减速后带动行星齿轮，动负荷小。这种结构的轴向尺寸较大，加工精度要求高；综合以上资料和设计思路，我选择销轴式少齿差减速器。22减速器工作原理第一减速部分当电动机带动偏心轴转动时，由于内齿轮与机壳固定不动，迫使行星齿轮绕内齿轮作行星运动（即作公转又作自转）；又由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速自转运动。利用输出机构将行星轮的自转运动传递给输出轴，就可以达到减速的目的。第二输出部分从结构上保证行星轮上的销孔直径比销轴套的外径大二倍偏心距。在运动过程中，销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触，从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴，以实现与输入轴方向相反的减速运动。第4页共24页4销轴式少齿差减速器工作原理图如下图11VHKV型行星机构图1K内齿轮；H偏心轴；V销轴输出机构3、齿轮的设计31分配传动比传动装置的总传动比可根据电动机的满载转速N和工作机的转速NW确定。由I总N/NW2000/2483据表429查取I锥18I少I总/I锥83/184632确定齿数差和齿轮齿数321齿数差的确定传动比I的绝对值等于行星轮齿数除以中心轮与行星轮的齿数差，齿数差愈小，则传动比I的绝对值愈大，因此为了得到较大的传动比，希望齿数差小，一般取齿数差为14，所以取齿数差为1。322齿轮齿数的确定由于内齿轮和外齿轮传动比I46,齿数差为1，用相对速度法计算外齿轮齿数，当内齿轮固定不动时，即W20的速比计算。第5页共24页5外齿轮的齿数Z1，由少齿差行星齿轮减速器的速比公式212121HNIZ求得，即Z1|IHI|46内齿轮的齿数Z2为，Z2Z114733模数的确定331行星轮转速N12116/4646R/MIN详细DWG图纸三二1爸爸五四0六全套资料低拾10快起332在偏心轴上安装两个行星轮，则一个行星轮上的转矩可由机械零件109页式（71）求得，并设输入滚动轴承效率098，故P1P则T1447600NMM61950PN333选择齿轮材料和确定许用齿跟弯曲应力。外齿轮选用45号钢，调质，硬度HBS217255。齿轮的由机械零件108页表71中，查得弯曲极限应力LIM1650MP。内齿轮选用45号调质后表面淬火，硬度HRC4050,查得齿轮的弯曲极限应力第6页共24页6LIM2850MP。334使用系数KA和动载荷系数KV使用系数KA，因原动机是电动机，工作机有振动，按表73以及图78查得使用系数KA125，动载荷KV142（取齿轮的传动平稳精度为8级）335计算模数因YF1/FP12347/650YF2/FP22346/850（YF为齿形系数）所以，按外齿轮校核，并由表78查得取齿宽系数D02。根据机械零件117页77校核公式MT1YFA1KAKV/DZ12FP21/3169所以取标准模数M2335计算圆周速度和验算动载荷系数圆周速度VMZ1|N1NH|/601000314546|462116|/60100026M/S由图815中查得KV142，与计算中采用的值接近，又因模数2，故尺寸系数也与计算中的值一致，所以以上计算的值不需调整。34渐开线少齿差内齿轮副的几何1模数M22原始齿行角20查表0363970第7页共24页73齿顶高系数080F4外齿轮齿数46滚齿1Z5外齿轮变为系数取1026啮合角取559898查表05593401484997内齿轮齿数47（插齿）2Z8内齿轮变位系数（05047850014904）102169329插齿刀齿数选用25（GR7060）CZ10插齿刀的变位系数取0计算11插齿刀和被切内齿轮的切削啮合角2C0014904（169740）/4725203639007106查表326712C12插齿刀和被切内齿轮之间的中心分离系数（1）127932C13标准中心距10A2Z114安装中心距A167515中心距分离系数0337516齿顶高减低系数第8页共24页80337512793102007822C117齿顶高外齿轮1010820782346EHFM内齿轮2219315C18分度圆外齿轮1146FRZ内齿轮27FM19齿顶圆半径外齿轮2146384936EERRFH内齿轮271520基圆半径外齿轮4609369343098801RF0COS内齿轮247936405721齿顶压力角外齿轮1E018COS0714936ERR129ETAN0564INV0050481E内齿轮024357COS09128ERR269ETAN04403INV0025552E第9页共24页922验算重合系数11122TANTTANT2EEZZ4605894703148910721符合要求23验算齿顶相碰021EEGRA481151675494836030640符合要求24验算齿廓重迭干涉1COS221EERA22248516749836082271803464414535625369弧1078892COS21EERA142082824798弧246（INV）（4746）INVINV0SG1E2Z2E4600504822536905047854700255492479817730符合要求25外齿轮跨测齿数1N0143098COS0162XERRFM25831X46057101取71N258301N26外齿轮公法线长度10101012TACOS5ZIVLM36974190434629367436410613第10页共24页1027内齿轮跨测齿数2K0224357COS0894816XERRFM25922X2K20518XZ2470526818X取7228内齿轮公法线长度2020202TANCOS5ZIVLMK169374193146093736229圆棒直径20220TANTANPXIVZ31469367048694157425P208PINV20222TAPPDRINVIZ3146930674357924837574取2PD30跨棒距22020TANPPDINVIZR314693674902467435728PINV2COS01P2SIN98P第11页共24页1102229COSPPRMDZ403579415684131全齿高外齿轮10280239GHFM内齿轮23746C35齿轮宽度的确定一般圆柱齿轮的宽度按式BDD计算外齿轮B1DD1029220MM内齿轮B2DD2029620MM四、直齿圆锥齿轮的设计41根据接触疲劳强度确定齿轮主要尺寸1选择齿轮材料并确定许用应力大小齿轮选用同样的材料45号钢，经正火处理硬度HB162217,128公斤毫米2许用接触正应力为JC1721172284816公斤毫米2许用弯曲应力为OU141/NK1428/1415186公斤毫米2第12页共24页122确定节锥母线长度LF取I18NT46R/MINN125马力L1/3KO15LF3250I211/2NKO/NTI2JC21/31303确定齿轮模数取小齿轮齿数Z120则大齿轮齿数Z2IZ12452036查表得F122F2902268最大模数按下式确定M2LFSINF1/Z12130SIN22/20228MM按JB11060规定取M25MM实际节锥母线长度为LFMZ1/2SINF12520/2SIN227394MM4确定其它尺寸小齿轮分度圆直径DF1MZ1252050MM齿顶圆直径DE1DF12MCOSF150225COS205532MM齿跟圆直径DI1DF125MCOSF1502525COS204335MM锥距RMZ1/2SINF150/2SIN2074MM大齿轮分度圆直径DF2MZ2253690MM齿顶圆直径DE2DF22MCOSF290225COS689188MM齿跟圆直径DI2DF225MCOSF2902525COS688766MM锥距RMZ2/2SINF290/2SIN684839MM第13页共24页13齿顶角RE1RE2ARCTGM/LFARCTG55/1455210齿跟角RI1RI2ARCTGHI/LFARCTG12555/1455242齿宽BLLF1/373942467MM圆整后取B25MM42核算齿的弯曲疲劳强度1）确定引用齿数和齿形系数引用齿数ZY1Z1/COSF120/COS2222ZY2Z2/COSF236/COS6896齿形系数查表77）Y128Y22442核算小齿轮的弯曲强度确定齿的弯曲应力U1PUKO/R1BMCPCOSFMCPM1B/2LF55136/21455482MM因为VMZ1N1MCP/601000464M/S所以PU75N/VM75125/464202公斤故得U1PUKO/R1BMCPCOSF20215/（0407364575COS20482公斤/毫米2112上述结果表明，实际载荷系数比原定载荷系数大，应核算接触疲劳强度。44核算接触疲劳强度确定接触正应力由式212赫兹应力公式得JC89500NKOI213/2/NTB1/2IL05B/43公斤/毫米2JC447公斤/毫米2由此可见，接触疲劳强度也是够的，所以，所设计的直齿圆锥齿轮符合要求。45直齿圆锥齿轮的强化可以通过改善齿轮结构，选择强度较高的材料以及采用最合理的机械加工和热处理工艺等方法来提高齿轮的强度和寿命，此处还可以采用强化热处理法使齿轮工作表面获得所需要的机械性能，从而大大提高齿轮的使用特性和某些强度特性。五、轴的设计51轴直径的确定511初步估计减速器高速轴外伸段轴径D0810D电机08102822428MM512选择联轴器，确定减速器外伸段轴径根据传动装置的的工作条件拟选用TL型弹性套柱销联轴器GB432385,计算转矩TC为第15页共24页15TCKT15148222NM式中T联轴器所传递的名义转矩T9550P/N955022/2000105NMK工作情况系数，由文献1中表111查得K12515，本设计取K15。查TL6联轴器，公称转矩TN250NMTC222NM,许用转速N3300R/MINNO2000R/MIN,轴孔D1515MM,电动机D1414MM,所以TL6联轴器能满足要求。513低速轴外伸轴段轴径的计算低速轴外伸轴段轴径按式DA0P/N1/3计算。式中A0与轴的材料有关的许用扭剪应力系数，有表93选取轴的选用的材料为40CR其A010790。材料好，估计轴伸处弯矩较小时取小值，反之取大值，本设计取A090P轴传递的功率，KWN轴的转速，R/MIN低速轴外伸段轴径DA0P/N1/39022/241/3231故输出轴直径D大于23MM都符合强度要求。52轴的结构设计520轴的径向尺寸的确定查表461464偏心轴取D121MM,D222MM,D330MM,D445MM,D530MM，D620MM输出轴取D184MM,D264MM,D344MM,D432MM，D430521轴的轴向尺寸的确定轴上安装零件的各轴段长度，由其上安装的零件宽度及其他结构要求确定。根据设计所需取偏心轴L130MM,L220MM,L320MM,L45MM,L520MM，L620输出轴L17MM,L215MM,L316MM,L492MM53轴承型号和材料的选择第16页共24页16531轴承型号的选择初选滚动轴承型号，根据以上具体尺寸，查表461，选择滚动轴承6209GB/T27694532轴承材料的选择轴材料的选择主要根据工作条件并考虑制造因素而确定，本设计轴选用45钢、正火、调质处理54轴的外伸长度的确定轴的外伸长度与外接零件及轴承盖的结构有关，一般取510MM，根据设计尺寸和要求，取轴的外伸长度为10MM55轴的强度计算及校核对于只承受转矩作用或主要承受转矩作用的传动轴，其强度条件为T/WTMP式中轴的扭剪应力，MPT轴传递的转矩，NMMWT轴的扭截面模量，MM3轴材料的许用扭剪应力，MPWTD3/1602D3高速轴WT0226335152MM3148103/35152423040MP低速轴WT024513183468MM3550103/18346829983040MP上述表明轴的强度足够。56轴承的寿命计算预计轴承的寿命为L10H2000H计算公式L10H106C/P/60N,H式中P当量动载荷，N寿命指数，滚子轴承取10/3第17页共24页17N轴的转速，R/MINC基本额定动载荷，N查手册，60129轴承的C24500N,C017500,确定当量动载荷PPFMXRYA式中FM力矩载荷系数，取FM2X径向系数Y轴向系数R径向载荷,NA轴向载荷,N由齿轮减速器输入轴可算得A530N,R1700NA/C0003查表96E022A/R031E由表96查得X056Y199P205617001995304013L10H10624500/401310/326686HL10H2000H轴6029适用。六、转臂轴承的设计61初步估计行星轮内安装转臂轴承的孔径DB和宽度BB根据式845得DB（04055）D1（045055）246414506MM根据式846得BBB20第18页共24页1862计算转臂轴承上的动载荷C齿轮上承受的法向力FN由式82计算得FNT1/RB1189457/572COS203508N作用在齿轮上节点处的圆周力FT，由式（83）得FTFNCOS350806262196N作用在齿轮节点处的径向力FR，由式（84）得FRFNSIA350807792733N销轴作用在行星轮上平均合力QIM,由式（81）计算QIM4T1/RW式中RW值尚未确定，在计算销轴作用力的合力时，可近似地取RW075RB107557543MM则QIM4189457/435612N轴承上的载荷由式（812）计算，即FBFT2FRQIM21/28629N当量动载荷FFDFB,根据资料1得FD13转臂轴承所承受的动载荷C，根据式（847）计算并暂取轴承寿命LH4000小时，采取滚子轴承（E10/3），则CF60NLH/1061/E78519N63按DB初，B初及C计选择轴承型号据资料1选用单列同心短圆柱滚子轴承N211E型，其主要参数为额定动载荷为C572KN轴外径DB104MM内径D56MM第19页共24页19轴承宽度BB20MM64计算轴承寿命由式（842）得LH106/60NC/F10/37289小时七、减速器的其他附件71检查孔及其盖板为了检查传动零件的啮合情况，接触斑点，侧隙并向箱体内注入润滑油，在箱体能直接观察到齿轮啮合部位的位置设置检查孔，其大小应允许将手伸人箱内，以便检查齿轮啮合情况。第20页共24页2072通气器减速器工作时，箱内温度升高，气体膨胀，压力增大。为使箱内受热膨胀的气体能自由地排出，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。73轴承盖和密封装置为了固定轴系部的轴向位置并承受轴承载荷，轴承座孔两端轴和盖封闭，在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。74定位销为了精确地加工轴承座孔。并保证每次拆装后轴承的上下半孔始终保持加工时的位置精度，在精加工轴承座孔前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上配装定位销。75油面指示器为了检查减速器内油池油面的高度，以保证油池内有适当的油量，在箱体便于观察，油面较稳定的部位装设油面指示器。76放油螺塞换油时，为了排出污油和清洗剂，在箱体底部，油池的最低位置处，开设放油孔，平时放油孔用带有细牙螺纹的螺塞堵住，放油螺塞和箱体接合面加防漏用的垫圈。八、电路工作原理的设计81电机正转、反转当合上三相刀开关QS，电流继电器KA得电，常开触头KA1闭合，再