汽车变速器翻转架的设计的副本

1、毕业设计任务书学生姓名分 院机电工程学院专业、班级指导教师姓名职称从事 专业汽车是否外聘是否题目名称汽车变速器翻转架的设计一、设计目的、意义1、设计目的本设计目是设计一种供汽车变速器拆装用的可翻转支架，该支架可以在作业过程中 对变速器进行轴向任意角度的翻转，以便于对变速器进行拆装作业。该设计成果可以应 用于汽车修理厂的变速器维修作业，也可以作为实验设备用于学院汽车结构实验室的结 构培训教学中。2、设计意义本设计的意义在于培养和训练学生的综合知识和技能，包括查阅文献资料、市场调 研、拟疋设计方案、机构设计、参数设计和优化设计等，从而熟悉和体验产品设计过程 并解决设计中的各种问题，并进一步提高机械

2、设计能力和熟练使用CAD制图的能力。本课题是实用性题目，其设计成果具有推广应用价值，设计方案优秀者或创新性设 计可考虑申请专利或开发成实际产品。二、设计内容、技术要求1、设计内容本设计涉及翻转架支架结构、翻转机构、锁止机构、行走机构等主要机构以及机械 强度的理论设计和结构设计。2、技术要求以普通小客车自动变速器为准设计， 修改连接装置可以适应安装不同类型的变速器, 翻转架以方便拆装作业为主设计，兼顾结构展示和教学用途，底部要有接油盘，防止拆 装变速器时油水污染地面，结构设计合理、优化，小型化，要体现产品的独创性、实用 性设计优势。三、设计完成后应提交的成果设计成果要达到学院规定的设计工作量，毕

3、业论文要求10000字以上，全部设计图纸采用CAD绘制，符合工程设计标准和技术要求。所提交的设计论文、图纸、文档资料 等必须符合学院的相关格式要求和质量要求，具体内容及要求以学院教务网上颁布的说 明、模板、规范为准。1、毕业设计论文一份，10000字以上；2、总体结构设计图一份，零号图纸一张；4、主要机构设计图一份，1-2号图纸2-3张；5、全部设计文档、图纸及相关设计资料电子版光盘一张。四、设计进度安排2016年11月09日一一11月27日：师生互选后，指导老师下达任务，学生收集资料， 撰写并提交开题报告，列出论文大纲。2016年11月30日一一12月20日：制定、论证可行方案，进行软硬件设

4、计。2017年02月29日一一03月31日：对设计进行验证、调试，撰写论文初稿，迎接其中 检查。2017年04月01日一一04月17日：解决问题，完成论文二稿。2017年04月18日05月13日：确定终稿，按规范对论文排版、输出和装订，准备论文答辩。五、主要参考资料1、市场调研和需求信息收集2、参考市场上同类产品，在现有结构和功能上有所创新3、借助互联网获取相关资料4、相关的设计手册或图书资料六、备注完成此项设计的学生要有独立思考和创新意识，有深入的学习和研究能力，设计方案优秀者或创新性 设计可考虑申请专利或开发成头际产品。指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日本文将设计一台汽车发动机以及

5、变速箱拆装翻转架，主要的功用就是搬运转移。首 先，本文将设计汽车发动机以及变速箱拆装翻转架的底座、升将台、旋转臂的结构，然 后选择合适的传动方式、驱动方式，搭建拆装翻转架的结构平台；在此基础上，本文将 设计该拆装翻转架的动力传输系统，包括蜗轮蜗杆的选择，重点加强传动部分的可靠性 和拆装翻转架运行过程的安全性，最终实现的目标包括：底座的转向和制动，拆装翻转 架的升降运动，拆装翻转架的角度旋转运动，能够应用于搬运与装配作业。关键词：拆装翻转架，蜗轮蜗杆传动，动力传输AbstractThis paper is to design a car engine and gearbox assembly,

6、the main function is to carry and move. First of all, this paper will design a car engine and gearbox assembly station, ascending, base, rotating arm structure, and then select the appropriate drive, driving mode, build disassemble bench structure platform; on this basis, the paper design of the dis

7、assemble bench power transmission system, including a worm gear selection, key strengthen the transmission reliability and disassembling operation process safety, the ultimate realization of the objectives include: the base of steering and braking, disassemble bench lifting motion, disassemble bench

8、 angle rotation motion, can be applied to the handling and assembly operations.Key Words: Disassemble bench， worm gear transmission, power transmission目录摘 要 I Abstract V目 录 V.I.第 1 章 绪论 11.1 概述 11.2 拆装翻转架的组成 1.1.2 拆装翻转架的设计要求 2.1.3 课题工作要求 2.第 2 章 机构总体方案设计 3.2.1 基本技术参数确定 3.2.1.1 自由度 3.2.1.2 坐标形式的选择 3.

9、2.1.3 规格参数 5.2.1.4 有效负载 5.2.2 运动方式 5第 3 章 蜗轮蜗杆传动设计计算 6.3.1 选择蜗杆、蜗轮材料 6.3.2 确定蜗杆头数 Z 1及蜗轮齿数 Z2 6.3.3 传动比 73.4 确定蜗杆蜗轮中心距 a 7.3.5 蜗杆传动几何参数设计 7.3.6 环面蜗轮蜗杆校核计算 1.0.3.7 轴的结构设计 1.2.3.7.1 蜗杆轴的设计 1.2.3.7.2 蜗轮轴的设计 1.2.3.8 滚动轴承的选择及校核 1.3.3.8.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核 1.33.8.2 蜗轮轴上轴承的校核 1.5第 4 章 螺纹联接设计 1.6.4.1 螺旋传动的类型与特点

10、 1.6.4.2 滑动螺旋传动的设计计算 1.7.第 5 章 机架的设计 2.0.5.1 机架的基本尺寸的确定 2.0.5.2 架子材料的选择确定 2.1.5.3 主要梁的强度校核 2.1.致 谢 错 误 !未定义书签。参考文献 2.4.第 1 章 绪论1.1 概述 在设计自动变速器台架前我们必须学习掌握汽车发动机与自动变速器的相关知识， 以及了解自动变速器在汽车内部的装配位置。 熟悉自动变速器构造是理解自动变速器理 论和设计方法的重要基础。 我们设计制造这个自动变速器拆装翻转架架就是为了方便同 学们拆装自动变速器，对自动变速器的内部构造有一个更加感性直观的认识，有助于更 深入地学习理论知识。

11、自动变速器拆装翻转架是进行拆装自动变速器实训的基础设备。我们将要设计的拆装翻转架是可移动式的，其特点是：操作方便安全，整个试验操 作直观明了，易于操作者进行操作，提高操作者感性认识。本试验机架具有结构严谨， 操作方便，制作成本低廉，实用等特点，适用于教学。本课题制作除了着重介绍自动变速器拆装翻转架子、及其连接件的选择安装、架子 受力最大梁的强度校核外，同时还简单介绍了整个机架的协调布置，还有对自动变速器 拆装架保养修复的一些内容。最后对整个实验拆装架总结了使用说明在指导老师的耐心指导与同组同学的共同努力下，该实验台顺利完成。同时，关双 城等老师也给了我们很大的帮助，在此致以衷心的谢意！最后，期

12、望老师对说明书中误漏之处予以批评指正。1.2 拆装翻转架的组成拆装翻转架主要由底座、升降机构和旋转机构三大部分组成。其组成及相互关系如下图：图 1-11.2 拆装翻转架的设计要求本课题将要完成的主要任务如下 :(1) 拆装翻转架为专用辅助工具，因此相对于通用辅助工具来说，它的适用面相对较 窄。(2) 选取拆装翻转架的座标型式和自由度。(3) 设计出拆装翻转架的各执行机构， 包括 :底座转向轮， 制动轮的设计。 为了使通用 性变强，底座设计转向轮结构，不仅可以应用于拆装汽车大型发动机，在工业需要的时 候还可以用做其他重型机构的搬移。(4) 升降机构的设计 本课题将设计出拆装翻转架的升降机构， 包

13、括螺旋元件的选取， 传动齿轮的的设计， 并绘出升降原理图。(5) 拆装翻转架的旋转机构的设计 本拆装翻转架拟采用蜗轮蜗杆进行控制旋转角度，本课题将要选取蜗轮蜗杆型号， 可使拆装翻转架实现任意角度的调整！1.3 课题工作要求技术要求 设计拆装翻转架，要求能够进行三自由度运动(转台旋转、转台升降和整体位移)其结构设计合理、简单、紧凑，动作要灵活，能够应用于搬运与装配作业拆装翻转架可承受的发动机的重量为 25kg。第 2 章 机构总体方案设计本文的重要任务是完成拆装翻转架的设计，本章内容是围绕拆装翻转架机构设计任 务来展开，介绍拆装翻转架执行机构设计思路。2.1 基本技术参数确定表示基本技术参数主要

14、有自由度、坐标形式的选择、2.1.1 自由度自由度是指拆装翻转架所具有的独立坐标轴运动的数目，但是一般不包括手部（末 端操作器）的开合自由度。自由度表示了拆装翻转架灵活的尺度，在三维空间中描述一 个物体的位置和姿态需要六个自由度。拆装翻转架的自由度越多，越接近人手的动作机能，其通用性就越好，但是结构也 越复杂，自由度的增加也意味着拆装翻转架整体重量的增加。轻型化与灵活性和抓取能 力是一对矛盾，此外还要考虑到由此带来的整体结构刚性的降低，在灵活性和轻量化 之间必须做出选择。 工业拆装翻转架基于对定位精度和重复定位精度以及结构刚性的考 虑，往往体积庞大，负荷能力与其自重相比往往非常小。一般通用拆装

15、翻转架有56个自由度即可满足使用要求（其中臂部有 3个自由度，腕部和行走装置有23个自由 度），专用拆装翻转架有 12个自由度即可满足使用要求。此次拆装翻转架设计要求的 工作方向为两个直线方向和一个旋转方向。在控制器的作用下，它执行将工件从一条流 水线拿到另一条流水线这一简单的动作。在满足前提条件上尽量使结构简单，所以我们 这次选择三自由度拆装翻转架。2.1.2 坐标形式的选择拆装翻转架的坐标形式主要可分为：直角坐标型、圆柱坐标型、球坐标型、关节坐 标型另外还有比较复杂的 SCARA 型和并联型。1直角坐标型拆装翻转架：这类拆装翻转架就是如图2-1（a）得直移型，其手部空间位置的改变通过沿三个

16、互相垂直轴线的移动来实现，该形式拆装翻转架具有位置精度高， 控制无耦合、简单，壁障性好等特点。但结构较庞大，动作范围小，灵活性差，且移动 轴的结构复杂，占地面积大。而且需架空线路。2圆柱坐标型拆装翻转架：这种拆装翻转架如图2-1 (b)的回转型拆装翻转架，通过两个移动和一个转动实现手部空间位置的改变，手臂的运动系由垂直立柱平面内的伸缩和沿立柱的升降两个直线运动及手臂绕立柱的转动复合而成。这种拆装翻转架，占地 面积小而活动范围较大，结构亦较简单，并能达到较高的定位精度，因而应用范围较广 泛。机身采用立柱式，拆装翻转架侧面行走，顺利完成上料、翻转、转位等功能。但是 结构也比较庞大，两个移动轴的设计

17、较为复杂。3球坐标型拆装翻转架： 这类拆装翻转架如图2-1( c)的俯仰型拆装翻转架，其手 臂沿X方向伸缩，绕丫轴俯仰和绕Z轴回转。这类拆装翻转架具有占地面积小、结构 紧凑、重量较轻、位置精度尚可等特点，能与其他拆装翻转架协调工作，但避障性差， 存在着平衡冋题，位置误差与臂长有关。4关节坐标型拆装翻转架：如图 2-1 (d)的屈伸型拆装翻转架，主要由立柱、前臂 和后臂组成。拆装翻转架的运动由前、后臂的俯仰及立柱的回转构成，其结构最紧凑， 灵活性大，占地面积最小，工作空间最大，能与其他拆装翻转架协调工作，避障性好，但是位置精度较低，存在平衡以及控制耦合的问题，故比较复杂c b ) W) M *1

18、9图2- 1拆装翻转架的坐标形式本次设计的三自由度拆装翻转架主要用来运输流水线的零件，这就要求拆装翻转架结构简单紧凑，定位精度较高，占地面积小。根据上面4种坐标形式，我选择了圆柱坐标形式，这种形式比较符合这次设计的需要。图 2-2是拆装翻转架搬运物品示意图。图中拆装翻转架的任务是将传送带A上的物品搬运到传送带B2.1.3 规格参数用途：手动变速器拆装重量：25 kg自由度： 3个自由度坐标形式：坐标形式2.1.4 有效负载有效负载是指拆装翻转架操作臂在工作时臂端可能搬运的物体重量或所能承受的 力或力矩，它表示了拆装翻转架的负载能力。拆装翻转架的载荷不仅仅取决于负载的质 量，还与拆装翻转架运动的

19、速度和加速度的大小及方向有关。为了安全起见，有效负载 是指运行时的有效负载。2.2 运动方式根据主要的运动参数选择运动形式是结构设计的基础。常见的拆装翻转架的运动形 式有五种:直角坐标型、圆柱坐标型、极坐标型、关节型和 SCARA 型。同一种运动形式 为适应不同生产工艺的需要，可采用不同的结构。具体选用哪种形式，必须根据作业要 求、工作现场、 位置以及搬运前后工件中心线方向的变化等情况， 分析比较并择优选取。考虑到拆装翻转架的作业特点，即要求其动作灵活、有较大的工作空间、且要求结 构紧凑、占用空间小等特点，故选用关节型拆装翻转架。这类拆装翻转架一般由 2 个肩 关节和 1 个肘关节进行定位，由

20、 2 个或 3 个腕关节进行定向。其中，一个肩关节绕铅直 轴旋转，另一个肩关节实现俯仰。这两个肩关节轴线正交。肘关节平行于第二个肩关节 轴线，如图所示。这种构形动作灵活、工作空间大、在作业时空间内手臂的干涉最小、 结构紧凑、占地面积小、关节上相对运动部位容易密封防尘。但是这类拆装翻转架运动 学比较复杂，运动学的反解比较困难 ;确定末端杆件的姿态不够直观，且在进行控制时， 计算量比较大。运动结构：旋转工件采用手动摇动蜗杆，蜗杆带动蜗轮带动支架旋转，带动手动变 速器拆装翻转架旋转。上下采用大小齿轮传动带动一副螺纹传动，实现上升或下降第3章蜗轮蜗杆传动设计计算3.1选择蜗杆、蜗轮材料1选择蜗杆传动的

21、类型米用准平行环面蜗杆传动.2. 选择蜗杆、蜗轮材料，确定许用应力考虑蜗杆传动中，传递的功率不大，速度只是中等，根据机械零件课程设计表5- 2,蜗杆选用40Cr,因希望效率高些，耐磨性好故蜗杆螺旋齿面要求：调质HB265”285. 蜗轮选用铸锡磷青铜 ZQSn10-1,金属模铸造，为了节约贵重有色金属，仅齿圈用锡磷 青铜制造，轮芯用灰铸铁 HT100制造由机械零件课程设计表5-3查得蜗轮材料的许用接触应力h =190 N / mm2由机械零件课程设计表5-5查得蜗轮材料的许用弯曲应力F=44 N / mm23.2确定蜗杆头数乙及蜗轮齿数J由机械零件课程设计表5- 6，选取乙=1则乙=乙 i =

22、 1X 50= 50故取乙=503.3传动比实际传动比i = 50/13.4确定蜗杆蜗轮中心距a1. 确定蜗杆的计算功率Pci估算功率，由于载重25kg,P=GV=1.5KW以等于或略大于蜗杆计算功率 Pci所对应的中心距作为合理的选取值根据机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2 5- 22a,选取蜗杆的中心距：a= 100mm. a 二100mm由于准平行二次包络环面蜗杆为新型得蜗杆，它的优点是：接触面大,导程角 它的值稳定且 一定,则润滑好,接触面大应直接根据“原始型”传动蜗杆设计参数。3.5蜗杆传动几何参数设计准平行二次包络环面蜗杆的几何参数和尺寸计算表1. 中心距：由机械工程手册/传动

23、设计卷（第二版）标准选取a=100mm2. 齿数比：u=召=50Z3. 蜗轮齿数：由机械工程手册/传动设计卷（第二版）选取z2504. 蜗杆头数：由机械工程手册/传动设计卷（第二版）选取z115. 蜗杆齿顶圆直径：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.5 - 16选取 da1 =45mm6. 蜗轮轮缘宽度：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.5 - 16选取 b2 =28mm7. 蜗轮齿距角：二360 7.2Z28. 蜗杆包容蜗轮齿数：K=互=5109.蜗轮齿宽包角之半:=0.5(K- 0.45 ) =16.3811.12.13.14.15.16.17.18.19.20.21.22.23

24、.24.25.26.表 2.5 - 1610.蜗杆齿宽：机械工程手册/传动设计卷（第二版）选取 bi =53mm蜗杆螺纹部分长度：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516,选取 L =59mm蜗杆齿顶圆弧半径：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516,选取 Ra1=82mm成形圆半径：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.5 - 16选取 db =65mm蜗杆齿顶圆最大直径：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.5 16,选取 de1=53.8mm蜗轮端面模数：叫二2a da* =但 3.18mmZ2 2ha 48.6径向间隙：C 0.16mt =0.5104mm齿顶高：ha

25、=0.75 m t =2.233mm齿根高：hf = h a + C=2.7434mm全齿高：h= h a + h f =4.9764mm蜗杆分度圆直径：d1 =( 0.624 + 2.02 ) a0.875 = 40.534mmi蜗轮分度圆直径：d2 = 2a d1 = 159.466mm蜗轮齿根圆直径：d f2 = d2 2 h f =153.9792mm蜗杆齿根圆直径：d f 1 d1 2 h f =35.05 ,判断：因为df10.875a=28.12m m满足要求2蜗轮喉圆直径：da2 = d2 + 2 h a=163.932mm蜗轮齿根圆弧半径：Rf1 a 0.5df1 =82.4

26、75mm蜗杆螺纹包角之半:arcta n0.5La 0.5de129 5-= arcta n 292 =21.97773.127.28.29.30.31.32.33.34.35.36.37.38.39.40.41.蜗轮喉母圆半径:a 0.5da2 cosg2 -cos= 100 0.5 163.93 0.92730.9273=25.88mm蜗轮外缘直径：由作图可得 de2=164.95mm蜗杆分度圆导程角：m = arcta n(电)ud!d2=arctan()4.50ud!蜗杆平均导程角：w = arcta n( d2 ) 4.09K ud,、i i,d$分度圆压力角：arc sin(=24

27、d2蜗杆外径处肩带宽度：mt 3.189取3mm蜗杆螺纹两端连接处直径：DiT Dfi =35mm蜗轮分度圆齿厚：S2 0.55 Pd2Z23.14 159.4655010.014数据带入公式得 S2 5.508mm齿侧隙：查表4-2-6得jn 0.208 蜗杆分度圆齿厚：S1 F2 S2 j =4.2984 蜗杆分度圆法向齿厚：Sn1 S| cosrm =4.285蜗轮分度圆法向齿厚：Sn2 S2 cosrm=5.49蜗轮齿冠圆弧半径：农2 0.55df =19.2775蜗杆测量齿顶高：ha1 ha 0.5d2 1 cosarcs in§ d2=2.2035蜗杆测量齿顶高：ha2

28、ha 0.5d2 1 cosarcs in' d2=2.1853.6环面蜗轮蜗杆校核计算环面蜗杆传动承载能力主要受蜗杆齿面胶合和蜗轮齿根剪切强度的限制。因而若许用传动功率确定中心距，则然后校核蜗轮齿根剪切强度。由于轴承变形增 加了蜗杆轴向位移，使蜗轮承受的载荷集中在 2-3个齿上。而且，由于蜗轮轮 齿的变形，造成卸载，引起载荷沿齿高方向分布不均，使合力作用点向齿根方向偏移。因而，蜗轮断齿主要由于齿根剪切强度不足造成的校核：Fc z'Afkp其中Fc作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载何；z'蜗轮包容齿数Af 蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数；kp蜗轮齿根受剪面积公式中各参数

29、的计算F2 tan (rm1. Fc的计算2')F2 作用在蜗轮轮齿上的圆周力，2d2rm蜗杆喉部螺旋升角，4.5P'当量齿厚，滑动速度Vsd1n119100cos rm=40.5 94019100 cos4.498，=2.01m/s根据滑动速度Vs查机械设计手册3-3-9得'2'58'将数据带入公式得Fc 6.18 103,1 tan2(4.52.58 )= 6.2275 103N2. 计算得z'= 53. 蜗轮齿根受剪面积AfSf 2cosrmSf2蜗轮齿根圆齿厚；PxSf2cosrm 2hf2ta n(a02)2由上可知巳 蜗轮端面周节；P

30、x 10.01ao蜗轮理论半包角；24、蜗轮分度圆齿厚所对中心角7.23.6数据带入公式得10.01Sf2cos4.522 2.7434 tan(243.6 )=7.03mm由上可得Af7.0328cos4.52197.45mm312.616MPa6.2275 105 0.5 197.45对于锡青铜齿圈取0.5 b查手册取铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度b=225MPa0.5b 112.5MPa，3.7轴的结构设计 蜗杆轴的设计1. 轴的材料选择由机械零件课程设计表 6- 1选用45号钢，调质。2. 最小轴径的初步计算由机械零件课程设计表 6-2,取 A = 105,根据 公式dmin A0 膚

31、、1 mm其中n1轴的转速，940r/minP 轴传递的功率，1.47kwdmin计算截面处的轴的直径， mm将数据代入公式得=12.2mm输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径 d12，为了使所选的轴的直径 di n 与联轴器的孔径相适.蜗轮轴的设计1. 轴的材料选择由机械零件课程设计表 6- 1选用45号钢，调质 b=650Nmm22. 轴径的初步计算由机械零件课程设计表 6- 2,取A= 112,根据公式dmin Ao，其中 n2轴的转速，18.8r/mi nF2 轴传递的功率，0.97kwmmdmin 计算截面处的轴的直径， 将数据代入公式得dminA03'：112 3：8；

32、41.7mm3.8滚动轴承的选择及校核蜗杆轴滚动轴承的选择及校核1 轴承的径向载荷的计算F rA,Fnh12F NV1.368.335" 2016.38"F rB2NH 22049.75N2NV2.368.335 735.08：822.2N2 派生轴向力的计算查手册得，圆锥滚子轴承30207型的a =14o02, 10，e 1.5tg0.375查表 d=35mm 时，e=0.37, y=1.6;Fd1F rA2 1.62049.752 1.6640.55NFd2FrB2 1.6822.22 1.6256.94 NFd1Fae 640.55 6179.88 6820.43Fd

33、：所以，轴承2受压则：Fai Fdi 640.55NFa2 Fae Fdi6179.88 640.55 6820.43N3 求当量动载荷FrA640.552049.750.3125 e电咤8.295 eFrB822.2所以，对于轴承1x=1, y=0R FrA 2049.75N对于轴承2x=0.4, y=1.6巳 0.4 FrB 1.6Fa20.4 822.2 1.6 6820.4311241.568N4 校核轴承的寿命查手册得 c=51.5KN£ =10/3 n=940r/minL106h60討R)6310(51.5 10 )10/360 940 (11241.568)2831h故

34、此轴承的寿命满足要求蜗轮轴上轴承的校核1 求径向载荷FrA, FNH 1F 2NV1.2634.92673.55N452.472FrB, FNH 2F 2NV2、3544.9222298.994225.12N2 计算派生轴向力查手册得，圆锥滚子轴承30212型的e 1.5tg15 06 34e 1.5tg,y=1.5故FrA2673.55Fd1891.18N2y2 1.5FrB4225.12Fd21408.37N2y2 1.5Fdi Fae 891.18 736.67 1627.85N Fd2则：轴承2受压所以，Fa1 Fd1 891.18NFa2 1627.85N3 求当量动载荷Fa1891

35、.180.33 eF rA2673.55Fa21627.85-0.4 eFrB4225.12所以，对于轴承1: x=1 , y=0对于轴承2: x=1 , y=0P FrA 2673.55NF2 FrB 4225.12N4 校核轴承的寿命查手册 c=97.8KN , £ =10/3 , n=18.8r/min106| C60n"p6310(97.8 10 严60 18.8 ( 4225.12 )31334559h故此轴承寿命满足要求。第4章螺纹联接设计螺栓联接强度计算的目的，主要是根据联接的结构形式、材料性质和载荷状态等条 件，分析螺栓的受力和失效形式，然后按相应的计算准则

36、计算螺纹小径 d1,再按照标准 选定螺纹公称直径d和螺距P等。螺栓其余部分尺寸及螺母、垫圈等，一般都可根据公 称直径d直接从标准中选定，因为制定标准时，已经考虑了螺栓、螺母的各部分及垫圈 的等强度和制造、装配等要求。螺旋传动由螺杆、螺母和机架组成，主要用于把回转运动变为直线运动，同时传递 运动和动力。其应用广泛，如螺旋千斤顶、螺旋丝杠、螺旋压力机等。4.1螺旋传动的类型与特点根据用途，螺旋传动可分为三种类型:（1）传力螺旋 以传递动力为主，要求用较小的力矩转动螺杆（或螺母）而使螺母（或 螺杆）产生轴向运动和较大的轴向力，这个力可以用来完成起重和加压等工作，如螺旋 千斤顶和螺旋压力机等。（2 ）

37、传导螺旋 以传递运动为主，并要求有较高的运动精度，速度较高且能较长时间 连续工作，如机床进的给螺旋机构。（3 ）调整螺旋 用于调整并固定零、部件之间的相互位置，如机床卡盘，压力机的调 整螺旋。调整螺旋不经常转动。根据螺旋副的摩擦情况，可分为滑动螺旋、滚动螺旋和静压螺旋。滑动螺旋结构简 单、加工方便、易于自锁，运转平稳无噪声，所以应用最广。它的缺点是工作时滑动摩 擦阻力大，传动效率低（一般为 30%- 40%,螺纹表面磨损快，传动精度低，低速时有 爬行现象。滚动螺旋和静压螺旋的摩擦阻力小， 传动效率高，但结构较复杂，制造困难， 成本高，加工不方便，只有在高精度、高效率的机械中才宜采用。本节主要介

38、绍滑动螺 旋。4.2滑动螺旋传动的设计计算1. 选择螺杆、螺母的材料螺杆采用45#调制钢，由参考文献2表10.2查得抗拉强度b 600 MPa，s 355 MPa。螺母材料用铝黄铜ZCu25AI6Fe3Mn3。2. 耐磨性计算螺杆选用45#钢，螺母选用铸造铝黄铜ZCu25Al6Fe3Mn3，由参考文献1表5.8查得p=1825MPa从表5.8的注释中可以查得，人力驱动时p值可以加大20%贝Up=21.630MPa取p25 MPa。d2按耐磨性条件设计螺纹中径d2，选用梯形螺纹，则(1)由参考文献1查得，对于整体式螺母系数W =1.2 2.5d2 0巴爲0.8 30000. 2 25mm19.6

39、mm式中：Fq轴向载荷，N;d2螺纹中径，mmp许用压强，MPa 查参考文献2表11.5取公称直径d 28mm螺距P 3mm中径d2 26.5 mm小径 d3 24.5 mm 内螺纹大径 D4 28.5 mm。3. 螺杆强度校核螺杆危险截面的强度条件为e3216T1da式中：Fq轴向载荷，N;d3螺纹小径，mmT螺纹副摩擦力矩，Nmm ；螺杆材料的许用应力，MPade'）煮2np1 3,arcta narctan1.7933 ；d230.5其中螺纹副摩擦力矩T1 Fq tan（式中：Fq轴向载荷，N；螺纹升角，螺纹副当量摩擦角，度;d2螺纹中径， mm查参考文献1表5.10得钢对青铜的

40、当量摩擦因数f ' 0.08 0.10，螺纹副当量摩擦角'arcta nf' arcta n0.08arcta n0.104.5739 5.7106，取 '5.710& （由表 5.10 的注释知，大值用于启动时，人力驱动属于间歇式，故应取用大值）。把数据代入（3）式中,30000 芳tan(2.06375.1427 )50261N把数据代入（2）式中，得(420000)23(165026224.5324.5370.4MPa由参考文献1表5.9可以查得螺杆材料的许用应力S35(4)其中s 355 MPa，贝U71118 MPa取80 MPa显然，e ，螺

41、杆满足强度条件。4.螺母螺牙是我强度校核螺母螺纹牙根部的剪切强度条件为FqZ Dqb(5)式中：Fq轴向载荷，N；D4螺母螺纹大径，mmZ螺纹旋合圈数，取Z 10 ；b螺纹牙根部厚度，梯形螺纹 b 0.65 p 0.65 3 mm螺母材料的许用切应力。代入数据计算得30000MPa 17.2MPa1028.5 19.5查参考文献1表5.9螺母材料的许用切应力3040 MPa，显然螺纹牙根部的弯曲强度条件为1.95 mm ;3FqIDqZb2bo(6)式中：Fq轴向载荷，N;,D4 d228.5 26.5,l mm 1mml弯曲力臂，22D4螺母螺纹大径，mmZ螺纹旋合圈数，取Z 10 ;b螺纹

42、牙根部厚度，mmb螺母材料的许用弯曲应力。数据代入式（6）得b 3 3°°°° 1 2 MPa 26.435MPa 1028.5 1.95查参考文献1表5.9螺母材料的许用切应力b 40 60 MPa显然b b，即满足螺纹牙的强度条件。5. 自锁条件因螺纹升角2.0637，螺纹副当量摩擦角'5.1427所以满足自锁条件。6. 螺母外径及凸缘设计由经验公式知，螺纹外径 D21.5d1.5 2mm 42mm螺纹凸缘外径 D3 1.4D21.4 42mm 58.8mm,取 D3 60mm。第5章机架的设计5.1机架的基本尺寸的确定机架是支撑及其自动变速

43、器所有附件的可移动机构。要保证拆装自动变速器方便、安全；重量要轻，便于移动；架子要有足够的空间安装。而且自动变速器每个总成之间 要考虑它们之间的协调关系。考虑到这些方面的因素后要确定的一些自动变速器尺寸根 据这些数据，大概确定架子的长高。这样架子的地面的结构就确定了。支撑自动变速器 的部件是支撑板，支撑板固定在支承轴上，支承轴安装在机架上。为了使机架能够方便移动，须在架子上装轮子，因此在架子的4个侧面通过螺栓各连接两个轮子，使得架子和轮子连接牢固。靠近转盘这端安装有锁止装置，使得架子在 任何位置都能停止固定5.2架子材料的选择确定架子的结构确定后，就需要准备材料，买材料时要考虑钢材的性能，同时也要考虑成本，再者还要考虑到其美观，通过到市场调查分析后，台架选用60 mmX 60 mm的方钢和50 X 50的角钢组合制作。其规格如表一所示。受力比较小的底架就用50伽的角钢制作，其他的受力大的转架就用60伽的方钢制 作。在转架与支撑板的固定处需要用轴连接。表一钢材的尺寸规格60 mX 60 m50 mX 50 m横截面图1长度500 m567 m材料Q235Q2355.3主要梁的强度校核自