50型离合器轴压机的改进

1、 市地：年 月曰 专业 姓名 联系电话 准考证号 档案号 通讯地址 邮编 论文题目 论文 页数 指导教师 指 导 教 师 评 估 签名 评 审 .、几 意 见 签名 答 JlA亠 辩 评 估 签名 毕业考核成绩 主考院校签章 年月日 山东大学 毕业设计 设计题目： 50型变速箱离合器轴压机的改进 姓名：刘超工作领域：机械 学校导师姓名：职 称：（小三号楷体） 论文完成时间：2012-3-17答辩时间：（小三号楷体） 2012 年3 月17 日 Design Title: 50 tran smissi on clutch shaft presses improveme nts By Liu Ch

2、ao Under the Supervision of Prof. A Thesis Submitted to the University of Jinan In Partial Fulfillment of the Requirements For the Degree of * of Engineering University of Jinan Jinan, Shandong, P. R. China 轴压机是在生产环节过程中用来压装轴套和附件的重要机电设备。本课题研究的 目的就是为提高、改进压装轴套和其它附件的压装精度。 首先，对50型变速箱离合器轴压机的压装头进行总体方案的设计，主

3、要分为两 方面的设计：压装头的结构设计和动力系统的设计。 结构设计采用传统的设计方法，各部分结构在强度、稳定性等方面均达到要求。 动力系统的设计方面，由于液压系统动作易实现，且动作准确，因此本设计采用液压 传动系统来实现压装头的动作要求，在其设计中主要对液压系统、液压缸和液压站进 行了设计。 通过对液压系统的优化设计可以提高离合器轴压机的压装精度，从而提高了压装 的质量。由此可得，随着机械工业的发展，现代机电设备开始装备大量原件，包括电 器元件，液压元件和气动元件，其中元件的选择和质量是决定主机工作质量的重要因 素。 关键词：液压传动 准确 可靠 合理 ABSTRACT Axis press

4、is in the process of product ion processes used to press-fit sleeve and accessories, electrical and mecha ni cal equipme nt. The purpose of this research is to improve, improve the accuracy of press-fit bush ings and other press-fit attachme nt. First, the 50-type gearbox and clutch shaft presses th

5、e press-fit the head of the overall program desig n, the desig n is divided into two aspects: pressure moun ted head of structural desig n and power system desig n. Structural desig n using the traditi onal desig n methodology, the structural stre ngth, stability, etc. to meet the requirements. Powe

6、r system design, hydraulic system, action is easy to achieve, and accurate action, this desig n uses a hydraulic drive system to the action of press-fit head in their desig n, hydraulic systems, hydraulic cyli nders and hydraulic stati on desig n . Clutch shaft presses the press-fit accuracy can be

7、improved through optimizati on of design of the hydraulic system, thereby improving the quality of the press-fit. Thus available, with the developme nt of machi nery in dustry, the moder n mecha ni cal and electrical equipment equipped with a large number of originals, including electrical comp onen

8、 ts, hydraulic comp onents and pn eumatic comp onen ts, comp onent select ion and quality of which is an important factor in decision to host the quality of work. Keywords: Hydraulic tran smissi on Accurate Reliable Reas on able 第一章绪论 近几十年来，随着我国国民经济的高速发展，公路、铁路、建筑、水电、 港口、矿山等建设与装载机的功能矛盾日益突出，作为铲装土壤、 砂石

9、、石灰、 煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖的作业越来越广泛【卩。装 载机的发展方向是作业速度快，机动性好，操作轻便、大运量、大功率。因此， 开展高效装载机的理论与设计研究，已成为目前急需解决的课题【2】。 变速箱是装载机的主要组成部分，使用数量多，形式多样，价格昂贵。变 速箱加工合理，直接影响装载机初期投资，也将影响装载机的使用、维修，更 会影响装载机使用寿命【3】。因此变速箱的加工质量非常重要。本课题研究的 目的即为：改善变速箱的加工质量。 变速箱的加工工艺为（1 ）变速箱离合器轴的加工。包括轴的切断，铣两 端安装槽，加工中心孔，卡簧槽的加工及轴端倒角。（2）箱体的加工。箱体 的

10、加工，分为箱体内外铣面，一端端镗孔和四面钻孔三道工序，均在加工中心 实现。（3）离合器片的加工。（4）齿轮的加工。包括车削加工、滚、插齿、 剃齿。（5）箱盖、轴承盖的加工。包括铣面、钻孔。（6）变速箱的组装 【4】 变速箱离合器的组装在变速箱轴压机上进行，变速箱离合器的轴和离合器片加 工后，其组装基准已经确定，所以离合器轴与离合器片的装配质量，在很大程 度上决定了变速箱的组装质量，但在组装工艺中，还必须把好两个关口：一是 调定好轴压机行程，并做到组装附件如轴正确压装；二是压装后，要做好变速 箱轴向间隙的调整，确保合理的旋转阻力，使变速箱内部转动灵活、平稳【 本课题研究内容即为：50型变速箱离合

11、器轴压机的设计。其中设计环节要求 离合器轴和附件能够准确的压装到位。 通过参阅大量文献， 以往的变速箱轴压机， 均选用液压系统作为驱动装置， 电气控制作为操作装置，这与机械系统作为驱动系统相比较，可以使整台机电 设备更加轻便，成本降低，且动作实现平稳。 可见液压驱动和电器控制的优点。 关于轴压机的结构设计采用压装头与活塞杆的组装方式，这样有利于压装动作 的实现，这一设计十分巧妙 和电气控制系统存在着压装同步误差问题，需要进一步解决。而压装头的 结构设计仍然采用前人设计方案，只是一些重要零件和重要结构尺寸，需要重 新设计和计算。 此设计实现了轴类零件的准确压装，提高变速箱的加工质量，从而带动与

12、其相关产业的发展。 第二章50型变速箱离合器轴压机总体方案设计 经过调查和实习可得，50型变速箱轴压机的压装头的运动过程是依靠液 压系统来实现的。压装头装在活塞杆中，由液压油推动活塞杆，再由活塞杆带 动压装头运动，完成压装过程。对于50型变速箱轴压机的压装头的设计主要 分两部分：压装头的结构设计和压装头的动力系统设计。 压装头的结构主要由两部分组成：压装头的结构和液压缸的结构。由于压 装头是装在活塞杆里面，从而两部分的结构设计是分不开的，应首先设计出压 装头的结构，这样活塞杆的直径才能确定出来，从而才能将液压系统出来。因 此，在结构设计中应首先进行压装头的结构设计，在进行液压系统参数的计算。

13、装配流程设计注意事项，依照传装配流程，要首先进行零部件的装配，再 进行总体的装配，压装机装配的好坏直接影响压装的精度。 电气控制系统的设计，采用PLC控制，它的可靠性好，操作简单。结构 设计和动力系统的设计是不可分割的，因为动力系统的工作行程，将决定压装 头的结构，因此本设计的具体设计路线为：液压系统的设计一压装头的结构设 计一装配流程的设计一电器控制系统的设计。 第三章50型变速箱离合器轴压机液压系统的设计 3.1液压系统原理图的设计 (1) 技术要求 50型变速箱轴压机的压装头为立式布置，压装头的压装力拟采用液压传 动，最大压装力为60KN。要求通过电液控制实现的工作循环为：快进一压装 快

14、退停止。 变速箱压装头压装行程的计算： 要求加工的离合器轴的直径为 100220 mm,取离合器轴的直径为 150 mm。则从动片毂的内径为 = 100 5 X 2 = 140 mm。由机械设计课程 设计表11-1，选择轴承代号为 6306的深沟球轴承符求。 6306的参数为： d = 30 mm D = 72 mm B = 19 mm dam=37 mm D amax = 65 mm 由机械设计标准应用手册17.2-21得垫圈的基本宽度为b=7 ;由机 械设计课程设计表 10-18查得弹簧挡圈的厚度s=1.2; 由以上数据的离合器轴的压装行程L=68mm。 压装头的运动参数和动力参数表如表1

15、所列。 表1压装头的运动参数和动力参数 工况 行程/m m 速度/ 启动、制 动时间 t / s (ms J 时间/ s 运动部件 动力G/N 压装负载Fe /N 快进 10 0.01 t 1 1 0 0.2 压装 73 0.0017 t 2 40 250 60000 0.2 快退 83 0.01 t 3 6.8 0 0.2 (2) 工况分析 压装头液压缸外负载计算结果见表2 表2 压装头液压缸外负载计算结果 工况 计算公式 外负载/N 启动 x = G/gX0.01/0.2) 1.25 快进 等速 0 制动 1.25 初压 F. ： =X呂/加=25X 0.01/0.2- 0.2125 压装

16、 等速 60000 反向启动 =讯 j虻25X 0.01/0.2 11.25 快退 等速 0 制动 1.25 由表1和表2即可绘制出如图 1所示液压缸的 L- t图、v - t图、F- t图 (3) 确定主要参数，绘制工况图 3),并可绘制出其工况图(见图3) (4) 拟定液压系统原理图 选择液压回路 首先选择调速回路：由工况图可以看出，液压系统的功率并不大，而负 载在工作过程中变化较大，且压装过程要求平稳性高，故采用限压式变量泵和 调 图2所示液压缸的L-t图、v-t图、F-t图 表3液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率 工作阶 段 启 动 快等 进速 制 动 启 动 压加 装速 等 速

17、 反 快向 退启 动 负载 回油腔压工作腔腔压输入流量q输入功 计算公式 F/N 力 P2/MPa力 Pi/MPa /(L min ) 率 N/kW 1.250.7 0.7 1.250.6 00.7 1.250.7 6 x 0.6 104 1.250.7 p:,十 p.: A rem q =AVi+J 0.79.090.106 0.7 0.6 51.5480.129 0.7 p/w Ji q/CL mri) Ji p/MPtk I P q p 50 QL凸 01Q6 L 15.48 9.OL 40 图3 液压缸的工况图 速阀组成的节流调速回路；又因两液压缸执行器要求同步工作，选用分流集流 阀实

18、现。 由于选用了容积-节流调速回路必选开式循环方式。 其次选择油源形式，因选用容积-节流联合调速，所以选择变量泵为动力 源。 再次选择换向与速度换接回路：系统的压装速度由调速阀设定，快进和快 退速度由变量泵直接调节实现。换向由一个三位四通电磁换向阀 （M型中位机 能）实现，并且由压力继电器联合电磁换向阀的中位机能实现系统的卸荷。 最后选择压力控制回路：在泵的出口并联一个溢流阀实现系统的定压溢 流，并且起到过载保护的作用，同时在系统回退时起到背压的作用。 在主回路初步选定的基础上，再增加一些辅助回路即可组成完整的液压系 统。如：在液压泵的进口设置一个滤油器，滤去油液中的杂质，以保护液压泵； 在液

19、压泵的出口安装一个单向阀以保护液压泵，免受液压冲击。 液压系统图如图 4 快进过程为：三位四通换向阀在左位，二位二通换向阀4.1在右位，4.2 在左位，4.3在右位，4.4在右位。液压油由油箱经液压泵，单向阀2,三位四通 换向阀3的左位，二位二通换向阀4.1，分流集流阀 5进入液压缸，推动液压 缸前进。液压油再由液压缸经二位二通换向阀4.4，三位四通换向阀 3回油缸。 压装过程为：当任一液压缸压下行程开关时，三位四通换向阀在左位，二位二 通换向阀4.1在左位，4.2在左位，4.3在右位，4.4在右位，快进过程结束。 液压油由油箱经液压泵，单向阀2,三位四通换向阀3的左位，调速阀 6,分 流集流

20、阀5进入液压缸，推动液压缸压装。液压油再由液压缸经溢流阀6.1， 三位四通换向阀3回油缸，当压装到位时，压力继电器8.1、8.2发出信号使系 统卸荷，压装结束。 快退过程为：三位四通换向阀在右位，二位二通换向阀4.1在右位，4.2 在左位，4.3在右位，4.4在右位。液压油由油缸经单向阀2，三位四通换向阀 的右位，溢流阀6.1进入油缸，推动液压缸快退。液压油由液压缸经分流集流阀 5,二位二通换向阀4.1，三位四通换向阀的右位回油箱。当快退到位时，压力 继电器8.1、8.2发出信号使系统卸荷，快退结束。 由于轴承之间存在着误差，使两个液压缸所承受的外载荷不一样，在压装 过程中会使两个液压缸的运动

21、不同步，因此可能会产生一个轴承压装到位而另 一轴承未压装到位的情况。为了消除同步误差，在回路中添加了二位二通换向 阀4.2、4.3，使其与压力继电器8.1、8.2共同作用。例如：假使左侧液压缸先 压装到位，那么压力继电器 8.1就会发出信号使二位二通换向阀4.3移到左位， 液压油就会通过二位二通换向阀4.3继续给右侧液压缸供油，使其压装到位， 压力继电器8.2再发出信号使整个液压系统卸荷。 3.2组成液压元、辅件设计 首先确定液压泵的最高工作压力：有液压泵的工况图1-3或表1-3可以查 得液压缸的最高工作压力出现在压装阶段，p! = 5MPa。此时缸的输入流量最 小，且进油路元件较少，故泵至缸

22、间的进油路压力损失估取为P=5MPa。 由液压泵的最高工作压力Pp Pi+P 式中 Pi P-1图中的最高工作压力（Pa）; P系统进油路上的总的压力损失。初算时可凭经验进行估取：简单系 统取 P= 0.2 0.55MPa ;复杂系统取刀 P= 0.51.5MPa。 得，Pp = 5+0.5 = 5.5MPa 然后确定液压泵的流量：液压泵的最大供油量qP按液压缸的最大输入流 量（9.09L min - i ）进行估算。 由液压泵的最大流量 q pK （：q） max 式中K系统的泄露因数，一般取 1.11.3 （大流量取小值，小流量取 大值）； （q） ma x同时动作的液压执行器的最大流量（

23、 L min -i）。 取泄露因数 K=1.1，贝 U，q p = 1.1 X 2 X 9.09 = 20L min-1 考虑到溢流阀的最小稳定流量为2L min - 1 ,则泵的流量至少应为22L min 由液压传动表 3.6-2各类液压泵的性能及应用，选用单作用叶片泵。 由液压系统设计简明手册表 5-9及表5-12选用YB-25叶片泵。其参 数为： 额定压力=6.35MPa，排量=025 m L/ r,额定转速= 6002500 r /min。 由工况图1-3知，最大功率出现在压装阶段，由液压传动表9-12选取泵 的总效率为n0.80，则所需电机功率为 Pp = Ppqp/np=( 0.1

24、29+0.5 ) X 22/0.80 = 17KW 由机械设计课程设计表 16-1选择丫180M-2电动机。 (2)液压控制阀和液压辅助元件 根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，由 液压系统设计简明手册查产品样本采用GE系列的阀。所选择的元件规格 如表4所示。 表4变速箱轴压机液压系统中控制阀和部分辅助元件的型号规格 序 号 名称 额定流量 q(L min 1 ) 额定压力P ( MPa) 型号 1 单作用叶片泵 37.5 40 YBX-25 2 单向阀 40 16 AF3-EA10B 三位四通电磁 3 60 16 34F3M-E10B 换向阀 二位二通换向 4 60

25、16 22F3-E10B 阀 5 分流集流阀 40 32 FJL-10BH 6 溢流阀 63 6.3 YF3-10L 7 滤油器 25 WU-25 X 180 8 压力继电器 5 HED40H15 9 调速阀 6.3 6.3 QF3-E6aB 57倍来确 的油箱：BEX-100 。 :BEX-250 。 管件的尺寸由选定的标准件油口尺寸确定。 3.3计算液压系统技术性能 (1)验算系统压力损失 已知液压系统中进、回油管道的内径均为10mm，各段管道的长度大约为： 进油管道长为 5m，回油管道长也为5m。选用L-HL32液压油，考虑到油的最 低温度为15 C,查得15 C时，该液压油的运动粘度v

26、 = 150cst= 1.5cm 2 /s，油 的密度 p = 920kg/m 3。 由液压传动与控制表9-16查得工作循环中进、回油管道中通过的最 本设计为中、低压系统，液压油箱的有效容积按泵的流量的 定。 L =（ 57）X 22= 110154L 由液压系统设计简明手册表4-1，选用容量为210L 在以下设计液压站过程中，此油箱不符合设计要求 以此改选 大流量q= 2 X 9.09 = 18.18L/min，发生在快进，快退阶段。由此计算得雷诺数 3 X Re =v d/ v = 4q/ n d v = 4X 18.18 X 10/ 3.14 X 60X 10 X 1.5 X 10 X

27、10 =385.987 v 2300，故可推论：各工况下进回油路中的液流均为层流。 将适用于层流的沿程阻力因数入=75/Re = 75 n d v /4q和管道中的液体流速 P=入 l p V /2d 在管道具体结构未二确定情况下，管道局部压力损失P,常按以下经验公 式计算： Pe = 0.1 Px 各工况下的阀类元件的局部压力损失按Pv= Ps (q/qs) 2计算 q阀的实际流量； qs阀的额定流量； Ps 阀在额定流量qs下的压力损失。 进、回油路中沿程压力损失为： Px = 75 X 4 X 4n d v l p q /4 X 2qd n =4X 75 X 920X 1.5 X 10_

28、4 X 5q/2 X 3.14 X (10 X 104 o =32.9 X 10 q 进、回油路中管道局部压力损失为 ： o Pe = 3.29 X 10 q 有以上三式计算出各工况下进回油路管道的沿程、局部和阀类元件的压力损 失，见表5。 快进时： 工作进给时进油路压力损失 32.9 X 108 X 0.0001515 = 4.99 X 105 Pa A55 0.1 X 4.99 X 10 = 0.499 X 10 Pa Pv2= 0.2X(18/40)2X 106 =0.41X 105Pa Pv3= 0.3X(18/60)2X 10 6 =0.27X 105Pa Pv4.i = 0.3 X

29、( 18/60)2 X 106= 0.27 X 105 Pa Pv5= 0.3X(18/40)2X 10 6 =0.61X 105Pa Pi = 4.99 X 105 + 0.499 X 105 + 0.41 X 105 + 0.27 X 105 + 0.61 X 105 + 0.27 X 105 =7.01 X 105 Pa 工作进给时回油路压力损失 85 Px = 32,9 X 10 X 0.00001515 = 4.99 X 10 Pa Pe = 0.1 X 4.99 X 105 = 0.499 X 105 Pa Pv 4. 4 = 0.3 X( 18/60) X 10 = 0.27 X

30、 10 Pa Pv 3 = 0.3 X( 18/60) 2 X 106 = 0.27 X 105 Pa P2 = 4.99 X 105 + 0.499 X 105 + 0.27 X 105 + 0.27 X 105 =6.03 x 105 Pa 压装时： 工作进给时进油路压力损失 人85 Px = 32.9 x 10 x 0.000258 = 0.85 x 10 Pa Pe = 0.1 x 0.85 x 105 = 0.089 x 105 Pa Pv2= 0.2x(3/40 ) 2 x 10 丄 0.01 x 105 Pa Pv3= 0.3x(3/60 2 x 106 = 0.0075 x 1

31、05 Pa Pv9= 0.3x(3/6.3 ) 2 x 106 = 0.68 x 105 Pa Pi= 0.85x 105 + 0.085 x 105 + 0.01 x 105 +0.0075 x 105 + 0.68 x 105 =1.63 x 105 Pa 工作进给时回油路压力损失 Px = 32.9 x 108 x 0.0000258 = 0.85 x 105 Pa Pe = 0.1 x 0.85 x 105 = 0.085 x 105 Pa Pv6. i = 0.3 x( 3/63 ) x 10 = 0.0068 x 10 Pa Pv3= 0.3 x( 3/60 ) x 10 = 0.

32、0075 x 10 Pa P2 = 0.85 x 105 + 0.085 x 105 + 0.0068 x 105 + 0.75 x 105 =0.95 x 105 Pa 快退时： 工作进给时进油路压力损失 P= 32.9 X 10 8 X 0.0001515 = 4.99 X 105 Pa 0.1 X 4.99 X 105 = 0.499 X 105 Pa 人/、265 Pv2 = 0.2X( 18/40 )X 10 = 0.41X10Pa Pv3 = 0.3X( 18/60 )2X 10 6 = 0.27X105Pa R4 = 0.3 X( 18/60)2 X 106 = 0.27X 10

33、5 P Pi= 4.99X 105 + 0.499X 105 + 0.41X105+ 0.27 X 105 + 0.27 X 105 =6.44 X 105 Pa 工作进给时回油路压力损失 Px = 32.9 X 108 X 0.0001515 = 4.99 X 105 Pa R = 0.1 X 4.99 X 105 = 0.499 X 105 Pa Pv 5 = 0.3 X( 18/40 ) 2 X 10 6 = 0.61 X 105 Pa Pv 4.i = 0.3 X( 18/60 ) 2 X 106 = 0.27 X 105 Pa P2 = 4.99 X 105 + 0.499 X 10

34、5 + 0.61 X 105 + 0.27 X 105 =6.37 X 105 Pa 尽管上述计算与估取值不同，但不会使系统的工作压力超过其能达到的最高压 力，所以无需修改原设计。 (2)确定系统调整压力 工况 压力损失 管道 (Pa) 快进 压装 快退 Px 4 . 9X10 5 9 9X 0 .0 8 5X 进油管道 Pe Pv P .4 4 6 .0 1 1 3 1 X 1 7 X X .6 0 0 回油管道 Px Pe 5X 4X Pv 6. 3X1 X1 表5 各工况下进回油路管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失 根据上述计算可知，液压泵也即溢流阀的调整压力应为压装阶段液压缸工 作腔

35、压力和进油路压力损失之和，即Pp 5 + 0.163 = 5.163MPa (3)估算系统效率、发热和温升 由1-1的数据可以看到，本液压系统在整个工作循环持续的时间中，压装占 85 %，所以系统效率、发热和温升可概括的用工进时的数值来表示。 由n c二刀Pi q 1/E Pp q p，可算出压装阶段的回路效率。 各执行器的负载压力和负载流量(输入流量)的乘积的总和; 刀 Ppq p各个液压泵供油压力和输入流量乘积的总和 n c = 2 X 5 X 0.000258 X 60/5.5 X 37.5 X 10 3 = 0.75 前已知液压泵的总效率n p = 0.80，现取液压泵的总效率 n c

36、m = n a = 0.9，由 n = n p n c n a，可算得液压系统的效率。 液压泵的总效率; n a液压执行器的总效率; 液压回路的效率 n = 0.80 X 0.75 X 0.9 = 0.54 压装时液压系统的压力损失主要是由于溢流损失和节流损失造成的 压装时液压泵的输入功率为 人一 3 Ppi= Pp q p/ n p = 5.5 X 10 X 37.5 X 10/60 X 0.8 = 4296.9 W 根据系统发热量计算公式H = Pp i （1 n）可算的压装时的发热功率 H = 4296.9 X（ 1 0.54 ）= 1796.574 W 按式H/0.065K 可算得系统

37、温升。 K 散热系数（W/（mC），计算时可选用推荐值：当通风很差（空气 不流通）时，K = 8，当通风良好（空气流速为 1m/s）时，K = 1420/（mC）, 当风扇冷却时，K= 2025W /（mC），当用循环水冷却时， K = 110175 W/（mC）; 取 K = 25,则1796.574/0.065 X 25U匸=31 C。 第四章50型变速箱离合器轴压机装配的合理性 机械制造业是制造业的核心，是制造如农业机械、动力机械、运输机械和 矿山机械等机械产品的工业部门，也是为国民经济各部门提供如冶金设备、化 工设备和工作母机等设备的部门。机械装配就是其中的核心。而机械装配的合 理性更

38、是核心中的重点 9 的过程称为装配。而机器的装配是机器制造过程中最后一个环节，它包括 机器装配、调整、检验和试验等工作。机械装配就是按照设计的技术要求实现 机械零件或部件的连接，把机械零件或部件组合成机器。 机械装配是机械制造中最后决定机械产品质量的重要工艺过程。既使是全 部合格的零件，如果装配不当，往往也不能形成质量合格的产品。简单的产品 可由零件直接装配而成。复杂的产品则须先将若干零件装配成部件，称为部件 装配；然后将若干部件和另外一些零件装配成完整的产品，称为总装配。产品 装配完成后需要进行各种检验和试验，以保证其装配质量和使用性能；有些重 要的部件装配完成后还要进行测试。 4. 2基本

39、内容 常用的装配工艺有：清洗、平衡、螺纹联接、过盈配合联接、校正等。此 外，还可应用其他装配工艺，如焊接、铆接和浇铸联接等，来满足各种不同产 品结构的需要。 4.2 . 1清洗 应用清洗液和清洗设备对装配前的零件进行清洗，去除表面残存油污，使 零件达到规定的清洁度。常用的清洗方法有浸洗、喷洗、气相清洗和超声波清 洗等。浸洗是将零件浸渍于清洗液中晃动或静置，清洗时间较长；喷洗是靠压 件表面冷凝而将油污洗净；超声波清洗是利用超声波清洗装置使清洗液产生空 化效应，以清除零件表面的油污。 4.2. 2平衡 对旋转零部件应用平衡试验机或平衡试验装置进行静平衡或动平衡，测量 出不平衡量的大小和相位，用去重

40、、加重或调整零件位置的方法，使之达到规 定的平衡精度。大型汽轮发电机组和高速柴油机等机组往往要进行整机平衡， 以保证机组运转时的平稳性。 4.2 . 3螺纹联接 用扳手或电动、气动、液压等拧转工具紧固各种螺纹联接件，以达到一定 的紧固力矩。 4.2 . 4过盈配合联接 应用压合、热胀（外联接件）、冷缩（内联接件）和液压锥度套合等方法，使 配合面的尺寸公差为过盈配合的联接件能得到紧密的结合。 4.2. 5校正 装配过程中应用长度测量工具测量出零部件间各种配合面的形状精度如 直线度和平面度等，以及零部件间的位置精度如垂直度、平行度、同轴度和对 称度等，并通过调整、修配等方法达到规定的装配精度。校正

41、是保证装配质量 4.3配合方法 根据产品的装配要求和生产批量，零件的装配有修配、调整、互换和选配 4种配合方法。10 4.3. 1修配法 装配中应用锉、磨和刮削等工艺方法改变个别零件的尺寸、形状和位置， 使配合达到规定的精度，装配效率低，适用于单件小批生产，在大型、重型和 精密机械装配中应用较多。修配法依靠手工操作，要求装配工人具有较高的技 术水平和熟练程度。 4.3 . 2调整法 装配中调整个别零件的位置或加入补偿件，以达到装配精度。常用的调整 件有螺纹件、斜面件和偏心件等；补偿件有垫片和定位圈等。这种方法适用于 单件和中小批生产的结构较复杂的产品，成批生产中也少量应用。 4.3 . 3互换

42、法 所装配的同一种零件能互换装入，装配时可以不加选择，不进行调整和修 配。这类零件的加公差要求严格，它与配合件公差之和应符合装配精度要求 这种配合方法主要适用于生产批量大的产品，如汽车、拖拉机的某些部件的装 配。 对于成批、大量生产的高精度部件如滚动轴承等，为了提高加工经济性， 通常将精度高的零件的加工公差放宽，然后按照实际尺寸的大小分成若干组， 使各对应的组内相互配合的零件仍能按配合要求实现互换装配。 4.4装配过程 为保证有效地进行装配工作，通常将机器划分为若干能进行独立装配的装 配单元。 零件：是组成机器的最小单元，由整块金属或其它材料制成的。 套件（合件）：是在一个基准零件上，装上一个

43、或若干个零件构成的。是最小的 装配单元。 组件：是在一个基准零件上，装上若干套件及零件而构成的。如，主轴组 件。 部件：是在一个基准零件上，装上若干组件、套件和零件而构成的。如， 车床的主轴箱。 部件的特征：是在机器中能完成一定的、完整的功能。 4.5装配精度 4.5. 1装配精度 为了使机器具有正常工作性能，必须保证其装配精度。机器的装配精度通 (1) 相互位置精度：指产品中相关零部件之间的距离精度和相互位置精度。 如平行度、垂直 度和同轴度等。 (2) 相对运动精度：指产品中有相对运动的零部件之间在运动方向和相对运 动速度上的精度。如传动精度、回转精度等。 (3) 相互配合精度：指配合表面

44、间的配合质量和接触质量。 4.5 . 2装配尺寸链 (1) 装配尺寸链的定义：在机器的装配关系中，由相关零件的尺寸或相互位 置关系所组成的一个封闭的尺寸系统，称为装配尺寸链。 (2) 装配尺寸链的分类： 1) 直线尺寸链：由长度尺寸组成，且各环尺寸相互平行的装配尺寸链； 2) 角度尺寸链：由角度、平行度、垂直度等组成的装配尺寸链； 3) 平面尺寸链：由成角度关系布置的长度尺寸构成的装配尺寸链。 (3) 装配尺寸链的建立方法 1) 确定装配结构中的圭寸闭环； 2) 确定组成环：从封闭环的一端出发，按顺序逐步追踪相关零件的尺寸， 直至圭寸闭环的另一端为止，而形成一个圭寸闭的尺寸系统，即构成一个装配

45、尺寸 链； 3）装配尺寸链的计算：主要有两种计算方法：极值法和统计法。 4.5 . 3保证装配精度的四种装配方法 保证装配精度的方法可归纳为：互换装配法、选择装配法、修配装配法和 调整装配法四大类。 采用互换法装配时，被装配的每一个零件不需作任何挑选、修配和调整就 能达到规定的装配精度要求。用互换法装配，其装配精度主要取决于零件的制 造精度。根据零件的互换程度，互换装配法可分为完全互换装配法和不完全互 换装配法。 4.6工艺规程 4.6 . 1制定装配工艺过程的基本原则 保证产品的装配质量，以延长产品的使用寿命；合理安排装配顺序和工序， 尽量减少钳工手工劳动量，缩短装配周期，提高装配效率；尽量

46、减少装配占地 面积；尽量减少装配工作的成本。11 4.6 . 2制订装配工艺规程的步骤 研究产品的装配图及验收技术条件；确定装配方法与组织形式；划分装配 单元，确定装配顺序；划分装配工序；编制装配工艺文件。 4.7总结 在，少不了设备的装配。随着社会、科技的不断发展，机械装配的作于更加明 显的体现出来了。 变速箱轴压机由两个压装头组成，固定压装头和缓冲压装头。固定压装头 固定在机电设备上不动；缓冲压装头放在溜板箱上，随溜板移动，来调整工件 的位置。以下将对两个压装头分别进行设计。 5.1固定压装头 参照以往轴压机的结构，大部分轴压机的固定压装头的主要部分均由调整 螺杆，可换顶尖，缓冲弹簧，压装

47、弹簧，套筒组成。因此初步确定压装头的结 构如图5所示。 1调整螺杆 2缓沖禅簧*活塞杆祕 4一压装弹簧5锁紧螺母6套筒F可换顶尖 图5 固定压装头的结构图 通过调整调整螺杆在活塞杆中的位置可以控制压装行程；缓冲弹簧始终处 于压缩状态，这样当压装到位时可以避免刚性冲击；压装弹簧有两个作用，其 一为压装时给变速箱轴一个支持力，使变速箱在压装过程中不因自身重力而滑 落，另一个作用为当压装完毕，由压装弹簧的弹簧力使可换顶尖恢复原位；锁 紧螺母将套筒和活塞杆连接在一起，使所有的零件连接成以整体，从而完成动 作要求。注意到锁紧螺母使缓冲弹簧有一个很小的压缩范围，即为上述所说的 缓冲范围。 （1）各部分尺寸

48、的确定 此压装头有四个重要的尺寸需要确定：顶尖的伸出距离；压装弹簧的自由 高度，缓冲弹簧压缩后的高度（两者均需通过计算，选取合理的弹簧，在计算 出所需高度）；套筒第一个台肩；这四者确定以后就可以基本确定可换顶尖和 套筒的长度。 顶尖伸出长度的确定：顶尖的伸出长度与压装件的总长度和压装行程有 关，由前述压装头的压装行程的确定，可知压装件（轴承与其两端的密封装置） 的总长度大概为 45mm，因此顶尖的伸出长度不可小于45mm。因压缩弹簧初 始状态为常态，为使弹簧在压装时对变速箱有足够大的支持力，在开始压装之 前，弹簧须有一定的预压缩量，这也是液压系统中的快进过程，初定此过程为 15mm。则可确定顶

49、尖的伸出长度为60mm。 压装弹簧尺寸的确定：要确定压装弹簧的尺寸，首先需对顶尖进行受力分 变速箱质量的估算：M = m 1+ 2m 2 + m 3 + 2m 4 + m 5 M变速箱的质量（kg）; m 1离合器轴的质量（kg）; m 2轴承的质量（kg）; m 3变速箱轴的质量（kg）; m 4离合器片质量（kg ）; m 5其余质量（kg ） 0 离合器轴质量计算：由机械设计师手册上册表 3-3.16可查得，当 变速箱轴直径 = 152mm时，从动轮毂壁厚为 S = 5mm离合器轴理论质量为， 18.13kg m 1。由此，可算得：m 1= 18.13 X 1.5 = 27.2kg。 轴

50、承质量计算： m2 = 0.349kg。由机械设计师手册上册表 5.1-38查得 变速箱轴质量计算：m 3 = p V = p l n r2 32 =7.6 X 10 X 3.14 X 2.6 X（ 0.03/2 ） =8.05kg 离合器片质量计算：m 4 = p V =7.6 X 103 X（ 3.14 X 0.036 + 3.14 X 0.072 X 0.051 ） X 0.005 = 0.59kg 。 其余质量估取为0.5kg 贝U, M = 27.2 + 2 X 0.349 + 8.05 + 2 X 0.59 + 0.5 = 37.63kg。 重力 G = Mg = 37.63 X

51、9.8 = 368,75N 对变速箱轴受力分析如图6所示: Fn i = Fn 2 , G = Fn i sin30 0 + Fn 2 sin30 = G = Fn i 对顶尖进行受力分析，如图7所示： 由此可知，当弹簧被压缩 15mm,时，弹簧力至少应为 319N，才能将变速箱 支撑住。贝所需弹簧刚度至少为K = 319/15 = 21N/m。由机械设计师手册 上册表4.1-7选取簧丝直径 d = 8mm，弹簧中径 D = 50mm，有效圈数为14.5 的弹簧，刚度为 22.34N/mm，符合要求。 选用标准螺旋压缩弹簧： 初始条件：最小工作载荷 F0 最大工作载荷F n = 1817.47

52、N 弹簧工作行程h = 88mm 弹簧端部结构形式及支承圈数nz,由机械设计师手册上册表 4.1 6选择弹簧两端并紧，磨平， nz = 2.5 依据初始条件及弹簧的特征，试验（极限）载荷与最小最大工作载荷的关 系推算出极限载荷值等参数。 试验（极限）载荷F n = 0.8F s = F s = 1.35F n =1.25 X 1817.47 =2271.84N 试验（极限）载荷作用下弹簧试验（极限）变形量f s = h/0.6 =88/0.6 由表4.1-7选出最接近F s的弹簧，其尺寸和参数如下： 试验载荷F s = 2369N 弹簧中径D = 50mm 弹簧直径d = 58mm 节距 t

53、= 15.3mm 试验载荷作用下的变形量f s = 7.31 n 工作圈数n = f s /10.9 = 14.5m 刚度 K = 324/n = 324/14.5 = 22.34N/mm 支撑圈数n z = 2.5 弹簧内径Di = D d = 50 8 = 42 弹簧外径D 2 = D + d = 50 + 8 = 58 弹簧自由高度 H。二nt +( nz 0.5) d =14.5 X 15.3 + 2X 8 = 237.85mm 由上列尺寸推算所选弹簧的其余尺寸： 并压高度H b=( n i 0.5) d =( 14.5 0.5) X 8 = 112mm 最小工作载荷下弹簧高度H 1

54、= H。 F! /k = 237.85mm 最大工作载荷下弹簧高度H n = H。 F n /k =237.85 2369/222.34 =131.98mm 实际工作行程h= H i H n = 105.86mm 余隙(在F 作用下，弹簧各圈不接触应保持的距离)Si0.1d = 0.8mm 螺旋升角a = arctan (t/D n ) 13 =arctan(15.3/3.14 x 50) = 5.5660 簧丝长度 L = n dn i/ cos a = 3.14 x 8 x 17/cos5.566 0= 429mm 由计算可确定压装弹簧的长度为H o = 238mm。 压装弹簧的校核：验算

55、稳定性 对于压缩弹簧，如其长度较大时，则受力后容易失去稳定性，这在工作中 是不允许的。为了便于制造既避免失稳现象，建议一般压缩弹簧的长细比b二 Ho/D按下列情况选取：当两端固定时，取b V 5.3 ;当一端固定，另一端自有 转动时，取 bv 3.7 ;当两端自由转动时，取bv 2.6【9】。 当b大于上述数值时，要进行稳定性计算，并满足 F cCu k F Ho F m a x 式中F c稳定时的临界载荷； Fm a x弹簧的最大工作载荷; k F弹簧刚度。 b = 238/8 = 29.75，因弹簧两端自有转动，所以需进行稳定性计算 k f = Gcf/8D3 n G弹簧材料的切变模量；由

56、机械设计表 16-2查得弹簧的切变模 量为 80000GPa n弹簧的有效圈数； C 簧丝直径； D弹簧中径。 k F =80000 X 1060.008 4/ S X 0.05 3X 14.5 = 2.26 X 104 N/mm Ho = 237.85mm Fc = 0.2 X 2.26 X 104 X 0.238 = 964376N 由前计算得弹簧的最大工作载荷Fma x = 1817.47N 满足Fc Fma x所以弹簧满足稳定性要求，不需要再重新选参数。 疲劳强度和静应力强度的验算 对与循环次数较多、在变应力下工作的重要弹簧，还应该进一步对弹簧 的疲劳强度和静应力强度进行验算（如果变载

57、荷的作用次数N Sf 式中：弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，按变载荷作用次数N,由 机械设计表16-8选取。 Sf -弹簧疲劳强度的设计安全系数，取Sf为1.3。 Se a = ( T 0+0.75 T min )/ T max = 0.45 X 1667+0.75 X 0/560.6 = 1.34 1.3 静应力强度验算：静应力强安全系数计算值Ssca的计算公式及强度条件为 Ssca = T s/ T maxSs 式中：T s弹簧材料的剪切屈服极限； Ss安全系数，其值与Sf相同。 Ssca= 1667/560 = 2.97 1.3 弹簧满足静强度要求。 缓冲弹簧尺寸的确定：因弹簧有一定的预

58、压缩量，起缓冲作用，由经验选取弹 簧的预紧力为 800N，缓冲弹簧的选取过程同压装弹簧的选取过程，由机械 设计师手册下册表 4.2-7选取弹簧直径 d = 10mm，弹簧中径 D = 65mm， 有效圈数n = 5.5的弹簧。 弹簧的自有高度H。二nt+ (nz 0.5) d =19.5 X 5.5 +( 2.5 0.5) X 10 =127.25mm 弹簧刚度 K = 360/5.5 = 65N/mm，当弹簧的预紧力为800N时，压缩量L = 800/K =13mm，所以缓冲弹簧的长度为114mm。 套筒第一个台肩长度的计算：变速箱在压装过程中，套筒的台肩会于离合 器片接触，同时也起到对压装

59、导向的辅助作用。由此可确定台肩的直径应为离 其长度至少为 68mm，取L = 80mm。 由以上计算，基本可确定可换顶尖和套筒的长度。 调整螺杆长度的确定：调整螺杆的长度与压装行程有关，压装行程为68mm， 调整螺杆在活塞杆中还需要一定的导向，考虑到压装其他大号轴承时压装行程 会加大，因此初定调整螺杆的长度为245mm。 压装头其他零件的尺寸由经验确定，但对零件的薄弱环节需要进行校核。 套筒台肩的校核 套筒台肩处，由于活塞杆的推力而受剪应力和压应力，需对剪应力和压应 力分别进行校核。 压应力校核 对台肩处受力分析如下图8所示 F 图8台肩受力分析 压力 F=60000N =3.14 X( 0.

60、09 2 0.079 2) 14 =0.0154m 2 压应力(T c = F/S = 60000/0.0154 = 3.9 MPa 剪应力的校核 剪力 F s = 60000N 受剪面积 A = n dl = 3.14 X 0.079 X 0.015 = 0.003m 2 则，剪应力F s/ A = 60000/0.0037 = 16.21MPa 由机械设计师手册上册表 3.2-1可查的45钢的c 600MPa，所以 套筒的台肩不会被压裂和剪断。 可换顶尖的校核 可换顶尖由于受弹簧力的作用，受压应力和剪应力，且台肩较薄，因此也应对 其进行校核。 可换顶尖受力如图9所示。 F耳 r U 1 V