螺母拆裝機設(shè)計新疆工業(yè)高等?？茖W(xué)校PAGE51PAGE50新疆工業(yè)高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(論文)螺母拆裝機系別：機械工程系專業(yè)班級：機械設(shè)備制造及自動化指導(dǎo)教師：薛風(fēng)完成日期：2006年6月18日新疆工業(yè)高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計（論文）評定意見書設(shè)計（論文）題目：螺母拆裝機專題：設(shè)計者：姓名張平安專業(yè)機械自動化班級03—18設(shè)計時間：年月日—年月日指導(dǎo)教師：姓名薛風(fēng)職稱單位新工專評閱人：姓名職稱單位評定意見：評定成績：指導(dǎo)教師（簽名）：年月日評閱人（簽名）：年月日答辯委員會主任（簽名）：年月日新疆工業(yè)高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書題目：螺母拆裝機指導(dǎo)思想和目的：在現(xiàn)有的技術(shù)和數(shù)據(jù)下，結(jié)合實際，展開想象，尊重現(xiàn)實，充分發(fā)揮主觀能動性，為東風(fēng)汽車廠裝配車間設(shè)計螺母拆裝機。設(shè)計任務(wù)或主要技術(shù)指標(biāo)：完成螺母拆裝機的設(shè)計，首先要設(shè)計機械部分，主軸的設(shè)計，操作及控制系統(tǒng)的設(shè)計，校核載荷強度；在有就是設(shè)計電氣部分，選擇電機，設(shè)計控制電路圖，總裝圖。設(shè)計進度與要求：在老師規(guī)定的時間內(nèi)按期完成，完成所有的計算和校驗，保證所選擇的材料強度合適，電氣圖的設(shè)計要合理簡單。主要參考書及參考資料：《機械設(shè)計實用手冊》《機械零件課程設(shè)計手冊》等專業(yè)班級：學(xué)生：指導(dǎo)教師：年月日教研室主任（簽名）：系（部）主任（簽名）：年月日目錄TOC\o"1-3"\h\z第一章概述 2第二章螺母拆裝機總體設(shè)計 3第一節(jié)工作原理確定 4第二節(jié)主要參數(shù)確定 5第三章螺母拆裝機傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)設(shè)計 8一、方案1齒輪傳動 8第一節(jié)電動機選型設(shè)計計算 8第二節(jié)齒輪減速器設(shè)計計算 9第三節(jié)主動塊及橫銷設(shè)計計算 13第四節(jié)主軸設(shè)計計算 16第五節(jié)軸承選型計算 20第六節(jié)工作彈簧設(shè)計計算 23二、方案2皮帶傳動 27第一節(jié)電動機選型設(shè)計計算 27第二節(jié)三角皮帶傳動設(shè)計計算 28第三節(jié)主動塊及橫銷設(shè)計計算 30第四節(jié)主軸設(shè)計計算 32第五節(jié)軸承選型計算 36第六節(jié)工作彈簧設(shè)計計算 39第四章螺母拆裝機支撐系統(tǒng)設(shè)計 42第五章操作及控制系統(tǒng)設(shè)計 43第一節(jié)主動塊和從動塊牙嵌離合器選型 43第二節(jié)力矩調(diào)整器設(shè)計 45第三節(jié)工作機構(gòu)離合器設(shè)計 46第三節(jié)控制系統(tǒng) 47皮帶傳動裝配圖 49齒輪傳動裝配圖 50后記 51參考書目 52第一章概述人類創(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)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(jì)現(xiàn)代文明的主要標(biāo)志，人類不可缺少的生存和發(fā)展的伙伴。真正的汽車傳入中國比較晚，由于當(dāng)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(fēng)，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。在過去的幾年因為銷售上的巨大利潤使許多人只重視銷售而把維修當(dāng)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(biāo)定而已不準(zhǔn),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(zhǔn),造成維修質(zhì)量差,嚴(yán)重影響公司信譽。許多發(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：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。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。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。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，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。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(yīng)好，銷售市場較為廣闊。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(fù)雜，所以要求本機修理車型較多。3.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。本設(shè)計的設(shè)計原則滿足工作強度，工作剛度的要求，具有一定的壽命。適用于大，中，小型企業(yè)和運輸業(yè)。制造方便，結(jié)構(gòu)簡單，成本低。使用可靠性強，維修簡單，使用安全。第二章螺母拆裝機總體設(shè)計在拆裝工作中，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。螺紋聯(lián)接拆裝設(shè)備種類很多，可按下述方法進行分類。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(fù)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。按其動力來源分，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。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。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。液動扳手的工作方便可靠，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(yīng)用較少。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。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)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(yīng)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(yīng)用。第一節(jié)工作原理確定輪胎螺母擰緊、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(dāng)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(fù)多次可達到所須擰緊力矩。旋松螺母過程同上。第二節(jié)主要參數(shù)確定中心高度的確定；列舉幾個國產(chǎn)螺母拆裝機：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。項目技術(shù)參數(shù)電機功率（KM）1.5額定電壓（v）380輸出軸扭矩（Nm）450輸出軸轉(zhuǎn)速（r/min）650中心高度（mm）510重量（Kg）98外形尺寸（mm）LCJ-300型輪胎螺母拆裝機項目技術(shù)參數(shù)最大扭矩（Nm）7300主軸轉(zhuǎn)速（r/min）280中心高度（mm）485電壓（v）380外形尺寸（mm）300×520×770重量（kg）120(3)LC2-510型輪胎螺母拆裝機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)參數(shù)。最大軸扭矩（vm）510.輸出軸轉(zhuǎn)速(r/min)538輸出軸中心高度（mm）480外形尺寸（mm）830×510×730重量（Kg）98（4）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。使用于東風(fēng)，解放，躍進，黃河等車形技術(shù)參數(shù)LCZ-40形輪胎螺母拆裝機型號LCZ-40最大沖擊扭矩不小于（Nm）400主軸轉(zhuǎn)速(r/min)280中心高度（mm）480電機功率(KV)1.1外形尺寸(mm)800×420×705重量（Kg）100由以上四螺母拆裝機（LCJ，LCJ-300LC2-510，LCZ-40）可確定中心高度中心高度H=480mm中心高度H=480mm主軸轉(zhuǎn)速n=350r/mm2.螺母拆裝機軸轉(zhuǎn)速確定根據(jù)以上四種、螺母拆裝機（LCJ，LCJ-300LC2-510，LCZ-40）可確定主軸轉(zhuǎn)速為=350r/mm.3螺母擰緊力矩MJ的確定。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。解放CA1090343～392Nm（P132_）

東風(fēng)EQ1090E274～314Nm（P167）黃河JN11501103，JN1150109333～382Nm（P186） KM450日野2M440392～470Nm（P421，427，428）KB212日產(chǎn)TKL-20414～470。4Nm（P500）依發(fā)W50L，W50L／K，W50LA／K372～421。41Vm（P534）斯堪尼亞Lj110490Nm（P547）由以上數(shù)據(jù)可確定國產(chǎn)車螺母擰緊力矩為MJ=420Nm進口氣螺母擰緊力矩為MJ=520Nm螺母旋松力矩MS的確定由經(jīng)驗公式MS=KMJ式中：MS－旋松力矩；MJ－擰緊力矩；K－超緊系數(shù)。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(yīng)取大值。對于輪胎螺母拆裝機一般K取為1.5-2。國產(chǎn)車螺母旋松力矩確定。MS=KMJ=2×240=840Nm進口車螺母旋松力矩確定。MS=KMJ=2×520=1040Nm第三章螺母拆裝機傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)設(shè)計一、方案1齒輪傳動第一節(jié)電動機選型設(shè)計計算采用Y系列電動機①我國新設(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，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。1電動機選擇初選輸出軸功率Te=25N.mn=300r/minp=T×n/9.55=25×300/9.55=785.3W則實際電動機所需功率Pd=P/na帶傳動效率n1=0.96一對滾動軸承n2=0.99牙嵌離合器n3=0.98則電動機輸出軸的傳動總效率na=n1×n2×n3=0.96×0.99×0.98=0.93pd=p/na=785.3/0.93=844.4w=0.84kw選取電動機額定功率pd=1.1kw.方案電動機型號轉(zhuǎn)速n額定功率堵轉(zhuǎn)及矩1Y-90S-414001.12.2齒輪轉(zhuǎn)動比=5螺母拆裝機實際的主軸轉(zhuǎn)速為n=1400/5=280r/min故選用Y-90S-4電動機電動機額定扭矩Me=95501.1/1400=7.5N.m電動機安裝計算中心高安裝尺寸外形尺寸軸伸尺寸平靜尺寸H(mm)AB(mm)L(b1+b2)×h(mm)D×E(mm)F×Gd(mm)9014×100310×（155+90）×19024×508×7第二節(jié)齒輪減速器設(shè)計計算根據(jù)n1=1400r/min,n2=280r/min,確定齒輪傳動比i=5,YFa1=2.80YSa1=1.57YFa2=2.18YSa2=1.79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)YFa1=2.80YSa1=1.57YFa2=2.18YSa2=1.79“機械設(shè)計基礎(chǔ)“機械設(shè)計基礎(chǔ)”表6-9P132齒寬系數(shù)選表6-10P138d=0.4“機械設(shè)計基礎(chǔ)”表6-7K=1.8P128“機械設(shè)計基礎(chǔ)”圖6-35P136=300Mpa“機械設(shè)計基礎(chǔ)”圖6-36P137YNT1=0.85YNT2=0.9“機械零件設(shè)計計算實例”表10-16P160SF=1.25確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)。1)齒數(shù)Z齒寬系數(shù)取小齒輪齒數(shù)=20則2=IZ1=100。查齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)Ysa。YFa1=2.80YSa1=1.57YFa2=2.18YSa2=1.79先取齒寬系數(shù)d==0.4計算轉(zhuǎn)矩T1。T1=9.55×10=9.55×10×=7.5N.m(1)載荷系數(shù)K取K=1.8許用彎曲應(yīng)力由式，查，(2)計算應(yīng)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=6.1×108(3)彎曲疲勞壽命系數(shù)YNT。YNT1=0.85YNT2=0.9按一般可靠度要求取安全系SF=1.25，試驗齒輪的應(yīng)力修正數(shù)YST=2，所以。將代入設(shè)計公式得，“機械設(shè)計基礎(chǔ)”表6-1取P107m=6“機械設(shè)計基礎(chǔ)”表6-1取P107m=6“機械設(shè)計基礎(chǔ)”圖6-33（d）P134計算中心距：。3．校核齒面接觸疲勞強度確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)；<1>分度圓直徑d1=mz1=6×20=120d2=mz2=6×100=600<2>齒寬bb1=dd1=0.4×120=48mm取b1=50通常使小齒輪的齒寬b1比大齒輪的齒寬b2大5-10mm取b2=45mm<3>齒數(shù)比uu=i=5<4>許用接觸應(yīng)力“機械設(shè)計基礎(chǔ)”圖6-34P135ZNT1=0.95“機械設(shè)計基礎(chǔ)”圖6-34P135ZNT1=0.95ZNT2=0.97接觸疲勞強度壽命系數(shù)ZNT1=0.95ZNT2=0.97按一般可靠度選取安全系數(shù)SH=1.0所以有“機械設(shè)計基礎(chǔ)”“機械設(shè)計基礎(chǔ)”表6-8P129安全可用?！皺C械設(shè)計基礎(chǔ)“機械設(shè)計基礎(chǔ)”表6-11表6-12P138“機械設(shè)計基礎(chǔ)”α=200ha*=1C*=0.25P108由表6-11，6-12可知可選用7級精度。計算齒輪的幾何尺寸m=6mmi=5Z1=20Z2=100α=200ha*=1C*=0.25分度圓直徑d1=mZ1=6×20=120mmd2=mZ2=6×100=600mm齒頂高ha=ha*m=1×6=6m基圓直徑db1=d1cosα=120×cos200=112.8mmdb2=d2cosα=600×cos200=564mm齒根高hf=（ha*+C*）m=（1+0.25）×6=7.5mm全齒高h=（2ha*+C*）m=（2+0.25）×6=13.5mm頂隙C=C*m=0.25×6=1.5mm齒頂圓直徑da1=m（Z1+2ha*）=132mmda2m（Z2×2ha*齒根圓直徑df1=m(Z1-2ha*-2C*)=105mmdf2=m(Z2-2ha*-2C*)齒距P=πm=18.84mm齒厚齒槽寬基圓直徑Pb=πmcosα=17.7mm標(biāo)準(zhǔn)中心距選材料20Cr“實用機械設(shè)計手冊選材料20Cr“實用機械設(shè)計手冊”表1.4-4P77“簡明機械設(shè)計手冊”表1-12P7=7.9g/cm31．沖擊扭矩質(zhì)量：轉(zhuǎn)動慣量：=7.9g/cm3=7.9×103Kg/m 借鑒同類設(shè)計取大齒輪孔直徑為d2=80mmR2==（假如設(shè)每次沖擊螺母轉(zhuǎn)過角度）即角速度度查“普通物理學(xué)”有則角速度再根據(jù)轉(zhuǎn)動定律，沖擊扭矩為M==4.52×342=1546N.m大齒輪的沖擊扭矩為1546N.m，大于所須的擰緊力矩520N.m。所以能拆下重型汽車螺母。 沖擊后沖擊扭矩為取K=0.56M/=KM=0.56×1546=866N.m2.主動塊及橫銷設(shè)計“工程力學(xué)”表5-1P114fs“工程力學(xué)”表5-1P114fs=0.15=8.530確定主動塊沖擊時總轉(zhuǎn)角查“理論力學(xué)”表5-1，fs=0.15，則不自鎖條件為，α（斜槽角度）>（摩擦角）而=arctgf/=arctg0.15=8.530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。γ角為銷軸在套筒兩限位間轉(zhuǎn)角γ1角為套筒在彈簧作用下復(fù)位時對銷軸超前轉(zhuǎn)角γ1=γα角為套筒斜面與主銷平面夾角θ角為運動轉(zhuǎn)角γ角的計算rγ=L2γ1(L2–主動塊移動距離)γ=γ1=100彈簧作用時，產(chǎn)生加速過程中總轉(zhuǎn)角為：β=θ+γ+γ1=720++=920600<β<1200（每周沖擊三次）軸向力的確定旋緊時主動塊作用下的切向力，主動塊作用下的軸向力，F(xiàn)a1=Ft1tgα1旋松時主動塊作用下的切向力主動塊作用的軸向力Fa2=Ft2tgα2旋緊時和旋松時主動塊作用的軸向力相等==8400=16800=2取α1=200則=10.3140>=8.530（--自銷角）旋緊時主動塊作用的軸向力=Ft1tg旋松時主動塊作用的向力==1680010.3140=3057N===3057N=3057N為彈簧受套筒作用后移的壓力，即為彈簧作用力?！皺C械設(shè)計基礎(chǔ)“機械設(shè)計基礎(chǔ)”P230表（10-1）B=650Mpa表（10-3）[-1]=65MpaP236表（10-12）P235=40MPa=第四節(jié)主軸設(shè)計計算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=650mPa.由表（10—3）查得其許用[-1]=65Mpa查表10—2取=40MPa2)確定主動軸最小直徑因為1546N.m>1040N.m，所以主動軸的最小直徑60mm就滿足要求。取d1=60mm3)確定從動軸最小直徑取d=50mm軸上零件的定位，固定和裝配螺母拆裝機中，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。確定主動軸各段直徑和長度從動塊長度=60mm主動塊長度=220mm彈簧工作行程=30mm力矩調(diào)整距離=10mm支承板厚度=10mm力矩調(diào)整離合器=20mm軸套長=20mm軸承寬度B固定螺母B‘軸套長LL7=B+2B‘+L=24+2×10+（10+2）=54齒輪寬度B1=－2=45-2=43mm=10mm=10mm=20mm軸承寬度和固定螺母B‘軸套長=B+2B+L=20+2×10+(10+2)=52mm從動軸的直徑d=50mm主軸內(nèi)徑D=35mm從動軸前端直徑=40mm第一段的直徑=60mm第二段的直徑=70mm第三段的直徑=80mm第四段的直徑=90mm第五段的直徑=80mm第六段的直徑=70mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨矩=97mm軸的強度校核1）繪制軸受力簡圖(a)2)繪制垂直面灣矩圖(b)軸承支反力Fr為齒徑向力Fr=Fttg=45.51NFt為齒圓固力T2=9.55L為支承跨矩L=95計算彎矩載面C右側(cè)彎矩=載面C左側(cè)彎矩（3）繪制水平面彎矩圖(c)軸承支反力：載面C處的彎矩（4）繪制合成彎矩圖(d)（5）繪轉(zhuǎn)矩圖.(f)（6）繪制當(dāng)量彎矩圖(e)“機械設(shè)計基礎(chǔ)”“機械設(shè)計基礎(chǔ)”P235α=1“機械設(shè)計基礎(chǔ)”附錄表-3P308取α=1載面C處的當(dāng)量彎矩為（7）校核危險載面C的強度強度足夠。第五節(jié)軸承選型計算1．選擇計算(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7000(2)預(yù)選7014AC型軸承（軸承內(nèi)卷d=70mm并由附表3查得其基本額定動負荷Cr=35.2KN基本額定靜負荷Cor=31.8KN=3057N==45.51N2.計算內(nèi)部軸向力由表11-12可得“7000AC”軸承的內(nèi)部軸向力=0.63FR故有=0.63=0.6345.51=28.27NFS2=0.63=0.6345.51=28.27N3.計算軸向載荷因+=28.27+3057=3102.51＞FS2故可判定軸承2為壓緊端，軸承為放松端?！皺C械設(shè)計基礎(chǔ)“機械設(shè)計基礎(chǔ)”P260-265=F=28.27N=F+=3102.51N4.求系數(shù)X，Y/=28.79/45.51=0.63,/=3102.5/45.51=68由表11-8查得/e時X1=0Y1=0而/＞e時X2=0.41Y2=0.87e=0.685.計算當(dāng)量動載荷由表11-9取fp=2由式（11-6）=fP(X1FR1+Y1FA1)=2×(1×45.51+0×28.27)=91N=fP(X2FR2+Y2FA2)=2×(0.41×45.51+0.87×3102.51)=5435.69N6.計算軸承壽命因＞取P==5435.69N又球軸承軸承預(yù)期壽命通?？扇?000-20000h取Lh=15000h軸承預(yù)期壽命通?？扇?000-20000h取Lh=15000h“機械設(shè)計基礎(chǔ)”P264“機械設(shè)計基礎(chǔ)”P287-290故該軸承滿足預(yù)期壽命要求。7.從動塊的軸承選擇因主要承受徑向載荷且轉(zhuǎn)較低,故選用“深溝軸承”.預(yù)選用6210軸承內(nèi)圈d＝50mm并由附錄表２查得基本額定動負荷Cr=35.1KNC0r=23.2KN.8.軸的剛度校核軸受載后會產(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，對精密傳動的軸及對剛度要求較高的軸，應(yīng)進行剛度校核。實心軸空心軸光軸階梯軸式中T——軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；——軸受轉(zhuǎn)矩作用的長度，mm；——軸的外徑，mm；——空心軸的內(nèi)徑，mm；——第段軸所受轉(zhuǎn)矩，Nm；、、——第段軸長度、直徑和空心軸內(nèi)徑，mm； ——許用扭轉(zhuǎn)角。精度傳動=0.25～0.5（）/m一般傳動=0.5～1（）/m精度要求不高的傳動（）/m軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1546Nm；軸受作用轉(zhuǎn)距的長度L==220+30+10+10+20+20=310mm；軸的外徑d=60mm；實心軸光軸；階梯軸；通過計算軸的轉(zhuǎn)動符合一般傳動。空心軸光軸一般傳動=0.5～1（）/m即通過計算mm階梯軸一般傳動=0.5～1（）/m即通過計算mm所以通過剛度校核后主軸內(nèi)徑取35mm，外徑取60mm。第六節(jié)工作彈簧設(shè)計計算在沖擊套筒采用四根彈簧，則每根受力彈簧作用力彈簧工作行程力矩調(diào)整距離彈簧工作總行程1.選材料并確定許用應(yīng)力（1）選用碳素彈簧鋼絲（D）（2）試選鋼絲直徑d=3.5mm由表13-2取由表13-3查取Ⅱ類載荷許用應(yīng)力“機械設(shè)計基礎(chǔ)”P287-291 =0.45×1660=“機械設(shè)計基礎(chǔ)”P287-2912.計算鋼絲直徑（1）參照表13-5取C=5 （2）由式（13-3）得曲度系數(shù)由式（13-4）得鋼絲直徑由表13-6取標(biāo)準(zhǔn)直d=3.5mm.與試選d相等3.計算工作圈數(shù)n（1）因為等節(jié)距圓柱螺旋壓縮彈簧，故查表13-1G=79×163Mpa（2）工作圈數(shù)n申式（13-6）求得按表13-6取系列值n=15圈。彈簧鋼度K1相應(yīng)為 相應(yīng)改變?yōu)?4．計算彈簧的幾何尺寸中徑：D2=cd=5×3.5=17.5mm取標(biāo)準(zhǔn)系列值D2=18內(nèi)徑：D1=D2-d=18-3.5=14.5mm外徑：D=D2+d=18+3.5=21.5mmn1=n+n2=17(端部圈數(shù)n2取)節(jié)距自由高度螺旋升角簧絲展開長度5．穩(wěn)定性驗合算高徑比不滿足要求所以保持彈簧的穩(wěn)定性在彈簧內(nèi)放置導(dǎo)桿6．繪制彈簧零圖為畫出彈簧的特性線，要求出及由表13-3由式（13-1）并取K=1，得極限載荷當(dāng)工作圈數(shù)圓整為n圈后為保持工作行程h大小不變則最小工作在F1應(yīng)調(diào)整為二、方案2皮帶傳動第一節(jié)電動機選型設(shè)計計算1.采用Y系列電動機（1）我國新設(shè)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。（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=40Nm2．設(shè)計計算電機的選擇引零件課程設(shè)計指導(dǎo)書第12頁η3=引零件課程設(shè)計指導(dǎo)書第12頁η3=0.98Pd=1576(W)則實際電動機所需功率Pd=P/帶傳動效率η1=0.96一對滾動軸承η2=0.99牙嵌離合器η3=0.98則電動機輸出軸的傳動總效率=η1×η2×η3=0.96×0.99×0.98=0.93Pd=PdP/=1466/0.93=1576(W)選取電動機額定功率=2.2（）方案電動機型號電機轉(zhuǎn)速額定功率堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速電機軸直徑1Y90S-414302.22.228mm轉(zhuǎn)動比?=4.1實用機械設(shè)計手冊902頁表15-14轉(zhuǎn)動比?=4.1實用機械設(shè)計手冊902頁表15-14額定扭矩Me=14.70N.m?=4.1螺母拆裝機實際主軸轉(zhuǎn)速為；n=430/?=1430/4.1=350r/min故選用Y90S-4型電動機電動機額定扭矩Me=9550×2.2/1430=14.70N.m電動機安裝計算中心高安裝尺寸外形尺寸軸伸尺寸平鍵尺寸H（mm）A×B(mm)L×(b1+b2)×h(mm)D×E(mm)F×GD(mm)100140×100380×(180+105)×10028×608×7第二節(jié)三角皮帶傳動設(shè)計計算1）已知；電動機功率P=2.1（KW）n=1430r/minPCA=P×K=2.2×1.1=2.42（KW）K=1.12）選取三角膠帶型號根據(jù)“機械設(shè)計基礎(chǔ)；圖5-13由PCA和h參數(shù)電動機功率P=2.1（KW）dd1=120mmdd電動機功率P=2.1（KW）dd1=120mmdd2=490mmn=1430r/min帶速υ=9m/s選A型帶推薦小皮帶輪直徑為75~180mm選取dd1=120mm故由表5-5取dd2=490mm實際從動輪轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差n1=n2-n1/n2=350-560/350=-0.6<0.05允許帶速υ=π×dd1×n1/60×1000=9m/s符合5~25m/s范圍內(nèi)在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適3）帶長和中心距由（5-14）0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）0.7(120+490)≤a0≤2(120+490)Ld=2500mma=Ld=2500mma=745mm機械設(shè)計基礎(chǔ)82頁選取Z=3根軸上壓力1096NF0=188.3NFQ=1096N初取a0=650由（5-15）L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×650+1.57(120+490)+(490-120)/4×650=1300+957.7+52.7=2310m由表（5-8）取Ld=2500mm由a=a0+Ld-L0/2=650+(2500-2310)/2=745mm4）驗算小皮帶輪包角由（5-17）α=1800-(dd2-dd1)/a×57.30a0=1800-(490-120)/745×57.301520>1200得，小皮帶輪包角合適5）確定帶的根數(shù)由表5-5查得P1=1.80Kw由表5-6查得△P=0.17（?≠1）Z=Pd/（P1+△P）×Ka·KL=2.1/(1.80+0.17)×0.93×0.91=2.32取Z=3根6．計算單根皮帶的軸壓力由表5-1查得q=0.1106+1.7+8.1=188.3N作用在軸上的壓力6×188.3×0.97=1096N7）確定三角帶帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸a.主動輪結(jié)構(gòu)設(shè)計D1=120mmd1=28mmB=35mm簡明機械設(shè)計手冊284頁表9-17r=N/m簡明機械設(shè)計手冊284頁表9-17r=N/m3D=490mmB=35mm借鑒同類設(shè)計取大皮帶輪孔直徑為d2=60mmL=60mm第三節(jié)主動塊及橫銷設(shè)計計算沖擊扭矩如假設(shè)每次沖擊使螺母轉(zhuǎn)過彎角度，即叫速度：“查普通物理”由再根據(jù)轉(zhuǎn)動定律≈1266Nm查“理論力學(xué)”得K=0.56沖擊后大皮帶輪的沖擊扭矩為188.76Nm大于所須的擰緊為矩420Nm所以拆下重型汽車螺母其沖擊能量有余。

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(yīng)力很大，所以套間選材料為40Cr鋼并行調(diào)質(zhì)處理。

確定斜開槽角度應(yīng)及開隙距離套間在斜開槽內(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(xué)”表5-1。f=0.15則不自鎖條件。斜槽角度a>摩擦角（2）槽鎖作用半徑所以在傳力套間作用下斜槽的軸向距離。（應(yīng)該 L≥14m,因此取L=17mm）第四節(jié)主軸設(shè)計計算確定最小直徑和選擇軸的材料，利用許用應(yīng)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。 角的計算(L2-主動塊移動距離)每周沖擊四次.旋緊時主動塊作用的切向力主動塊作用軸向力旋松主動塊作用的切向力主動塊作用的軸向力旋緊時和旋松時主動塊作用的=8.53=8.53α2＞=8.53（折鎖角）旋緊時，主動塊作用的軸向力 旋松時，主動塊作用的軸向力取Fa=3057N此處求出的F就為彈簧受套筒作用后移的壓力：2確定主動軸最小直徑。查機械設(shè)計P表10-2得=35mpa因為1266所以取d3>確定從動軸最小直徑取d=50mm.4>軸上零件的定位固定和裝配。5>確定主動軸各段直徑和長度從動塊長度L=60mm主動塊長度L=220mm彈簧工作行程L2=30mm力矩調(diào)整距離L3=10mm支承板厚度L4=10mm力矩調(diào)整離合器L5=20mm軸套長L6=20mm軸承寬度B固螺母B/軸套長L：機械設(shè)計手冊304頁L7=B+2B/+L=24+210+（10+2）=56mm軸承寬度B=機械設(shè)計手冊304頁皮帶輪寬度B1L8=B1-2=45-2=43mmL9=1L10=1軸承寬度和固定螺母B1L11=2B/=210=20mm從動軸前端直徑d0=40mm從動軸直徑d=50mm從動軸內(nèi)徑D=43mm第1段的直徑d1=60mm第2段的直徑d2=70mm第3段的直徑d3=80mm第4段的直徑d4=90mm第5段的直徑d5=80mm第6段的直徑d6=70mm由上述軸各段長度可算支承跨距L12=97mm軸承的支反力：FQ大皮帶輪軸上的壓力。繪制彎矩圖：L=L8+L9+L10+15+B=43+10+10+30+24=117mm載面C右側(cè)彎矩：載面C左側(cè)彎矩：旋松螺母扭矩M=1266Nm當(dāng)量彎矩：對于頻繁正反轉(zhuǎn)的軸，扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力可視為對稱循環(huán)變應(yīng)力，a=1校核危險載面c的強度強度足夠第五節(jié)軸承選型計算主動塊的軸承選擇及計算簡明機械設(shè)計手冊304頁表10-22機械設(shè)計基礎(chǔ)265頁表11-12受徑向及軸向負荷轉(zhuǎn)速較高故選用接觸軸承簡明機械設(shè)計手冊304頁表10-22機械設(shè)計基礎(chǔ)265頁表11-12（2）預(yù)選7214AC型軸承（軸承內(nèi)圈d=70mm）并由附表查得其基本額定動負荷基本額定靜負荷2）計算內(nèi)部軸向力算軸向載荷因為所以D軸承B為壓緊端軸承A為放松端，兩端軸承的軸向載荷機械設(shè)計基礎(chǔ)263頁表11-8機械設(shè)計基263頁表11-9機械設(shè)計基礎(chǔ)263頁表11-8機械設(shè)計基263頁表11-94）求系數(shù)YX所以5）計算當(dāng)量動載荷取6>計算軸承壽命Lh因P2>P1取P=P2=7642.6N機械設(shè)計基礎(chǔ)264頁表11-11又球軸承7014AC軸承的Cr=35.2KN機械設(shè)計基礎(chǔ)264頁表11-11故該對軸承滿足預(yù)期壽命要求。7>軸的剛度校核軸受載后會產(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，對精密傳動的軸及對剛度要求較高的軸，應(yīng)進行剛度校核。實心軸空心軸光軸階梯軸式中T——軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；——軸受轉(zhuǎn)矩作用的長度，mm；——軸的外徑，mm；——空心軸的內(nèi)徑，mm；——第段軸所受轉(zhuǎn)矩，Nm；、、——第段軸長度、直徑和空心軸內(nèi)徑，mm； ——許用扭轉(zhuǎn)角。精度傳動=0.25～0.5（）/m一般傳動=0.5～1（）/m精度要求不高的傳動（）/m軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1266Nm；軸受轉(zhuǎn)矩作用的長度L==220+30+10+10+20+20=310mm；軸的外徑d=60mm；實心軸光軸；階梯軸；通過計算軸的轉(zhuǎn)動符合一般傳動?？招妮S光軸一般傳動=0.5～1（）/m即通過計算mm階梯軸一般傳動=0.5～1（）/m即通過計算mm所以通過剛度校核后主軸內(nèi)徑取43mm，外徑取60mm。第六節(jié)工作彈簧設(shè)計計算在沖擊套筒中采用四根彈簧，則每根受力為：彈簧作用力最大直=1209N最小直=764.25NFa沖=Ft沖tg=14180×彈簧作用力最大直=1209N最小直=764.25N彈簧作用力：彈簧工作行程L2=25mm力矩調(diào)整距離L3=10mm彈簧工程總行程h=L2+L3=35mm

選用材料并確定許用應(yīng)力

選用碳素彈簧鋼絲（D級）

試選鋼絲直徑d=6mm由表13-2取б0=1760Mpa由表13-3查多得Ⅱ類載荷許用應(yīng)力[ι]=0.4б0=704“機械設(shè)計基礎(chǔ)“機械設(shè)計基礎(chǔ)”P287-291叁照表13-5取C=6

由試13-3得曲系數(shù)由試（13-4）得鋼絲直徑由表13-6取標(biāo)準(zhǔn)直徑d=6mm，與試選d相等3．計算工作卷數(shù)n因為等節(jié)距圓柱螺旋壓縮彈簧，故2）查表13-1Q=79×103Mpa3）工作圈數(shù)n由試13-6求得取n=18圈彈簧鋼度K/相應(yīng)力

4．計算彈簧的中經(jīng)D2=Cd=6×6=36mm彈簧外徑：D=D2+d=36+6=42mm彈簧內(nèi)徑：D1=D2-d=36-6=30mm總?cè)?shù)n1=n+2=18+2=20mm節(jié)距t=（0.28~0.5）D2=0.3536=12.6mm自由高度H0=nt+（n1-n-0.5）d=1812.6+（20-18-0.5）6=235.8mm螺旋角度：彈簧絲展開長度：5.穩(wěn)定性驗算：因為：不滿足要求，所以要保持彈簧的穩(wěn)定性，須在彈簧內(nèi)放置導(dǎo)桿。導(dǎo)桿長度計算：Hb=（n1-0.5）d=（20-0.5）×6=117mmFb=H0-Hb=235.8-117=11118.8-35=83.8mm導(dǎo)桿長度為取75mm6.繪制彈簧零件圖由表13-3由式13-1并取，得極限載荷由式13-7當(dāng)工作圈數(shù)圓整為n=10.5圈后，為保持工作行程h大小不變，則在最小工作下F1應(yīng)調(diào)整為：按照設(shè)計計算結(jié)果繪制的彈簧工作圖如圖a所示。第四章螺母拆裝機支撐系統(tǒng)設(shè)計機座及箱體是任何機器所不可缺少的組成部分。它直接或間接地支撐著機器的全部其他零部件，將整機的重量及所承受的機器工作時的各種作用力傳遞給基礎(chǔ)，并使機器穩(wěn)定在基礎(chǔ)上。機座及箱體的重量約占機器總重量的70%~90%。螺母拆裝機主軸有2個軸承座，從動軸有1個軸承座兩軸距地面高度H=480mm,須用焊接構(gòu)架將3個軸承座支承起來，所以軸承軸材料選用45號剛，支架材料選用角鐵，用焊接方式將他們與車底板連成一體。如圖所示）其中與離合器相聯(lián)的支承橫桿采用圓型斷面，以使離合器滑套1和滑套2在其上能左右移動。第五章操作及控制系統(tǒng)設(shè)計第一節(jié)主動塊和從動塊牙嵌離合器選型牙嵌式離合器常用的牙型有：矩形、梯形、鋸齒型和三角型。矩形牙不易接合和分離，且有沖擊，