螺母拆装机设计

螺母拆装机设计新疆工业高等专科学校PAGE51PAGE50新疆工业高等专科学校毕业设计(论文)螺母拆装机系别：机械工程系专业班级：机械设备制造及自动化指导教师：薛风完成日期：2006年6月18日新疆工业高等专科学校毕业设计（论文）评定意见书设计（论文）题目：螺母拆装机专题：设计者：姓名张平安专业机械自动化班级03—18设计时间：年月日—年月日指导教师：姓名薛风职称单位新工专评阅人：姓名职称单位评定意见：评定成绩：指导教师（签名）：年月日评阅人（签名）：年月日答辩委员会主任（签名）：年月日新疆工业高等专科学校毕业设计（论文）任务书题目：螺母拆装机指导思想和目的：在现有的技术和数据下，结合实际，展开想象，尊重现实，充分发挥主观能动性，为东风汽车厂装配车间设计螺母拆装机。设计任务或主要技术指标：完成螺母拆装机的设计，首先要设计机械部分，主轴的设计，操作及控制系统的设计，校核载荷强度；在有就是设计电气部分，选择电机，设计控制电路图，总装图。设计进度与要求：在老师规定的时间内按期完成，完成所有的计算和校验，保证所选择的材料强度合适，电气图的设计要合理简单。主要参考书及参考资料：《机械设计实用手册》《机械零件课程设计手册》等专业班级：学生：指导教师：年月日教研室主任（签名）：系（部）主任（签名）：年月日目录TOC\o"1-3"\h\z第一章概述 2第二章螺母拆装机总体设计 3第一节工作原理确定 4第二节主要参数确定 5第三章螺母拆装机传动系统、执行系统设计 8一、方案1齿轮传动 8第一节电动机选型设计计算 8第二节齿轮减速器设计计算 9第三节主动块及横销设计计算 13第四节主轴设计计算 16第五节轴承选型计算 20第六节工作弹簧设计计算 23二、方案2皮带传动 27第一节电动机选型设计计算 27第二节三角皮带传动设计计算 28第三节主动块及横销设计计算 30第四节主轴设计计算 32第五节轴承选型计算 36第六节工作弹簧设计计算 39第四章螺母拆装机支撑系统设计 42第五章操作及控制系统设计 43第一节主动块和从动块牙嵌离合器选型 43第二节力矩调整器设计 45第三节工作机构离合器设计 46第三节控制系统 47皮带传动装配图 49齿轮传动装配图 50后记 51参考书目 52第一章概述人类创造了文明，也创造了汽车。汽车的诞生使人类逐步步入现代化的文明进程。110余年的汽车发展史在人类历史长河中仅是一瞬间，但汽车的诞生和发展却给人类社会带来了巨大而深刻的变化。汽车以惊人的数量、卓越的性能和广泛的用途渗透到人类活动的各个领域，成为21世纪现代文明的主要标志，人类不可缺少的生存和发展的伙伴。真正的汽车传入中国比较晚，由于当时清政府实行的是闭关锁国的政策，所以西方的工业革命对中国并没有产生多大的影响。汽车是我国道路运输主要组成部分，国民经济的繁荣给汽车事业荣来空前巨大的发展，汽车数量日益增长汽车的保养与维修的工作量越来越大虽然建国以来，我过的汽车保养与维修水平得到很大的提高，然而汽车维修行业的技术水平还是很薄弱的特别是近年来发展极其迅速的许多及类型的保修企业及个体户他们大部分仅有简单的笨重的手工操作。不但劳动强度很高，由于不采用技术手段良好的工作作风，使保修质量差保修费用成本高，性能得不到保证，使汽车的零件过早失效，汽车的动力性，经济性，可靠性等技术性下降，车辆的使用寿命下降。在过去的几年因为销售上的巨大利润使许多人只重视销售而把维修当成一个无关紧要的配套,许多4S店在选购设备时只求验收通过而又最省钱,许多设备只能看不能用；或是用了几年有的设备因多年末标定而已不准,检测出来的数据已不能采用；有些设备因耗品用完或某些零件损坏而不能用；还有些设备因人员的变动而不能正确使用，修理工不得不面对先进的设备而使用原始的方法检测维修汽车.劳动强度大,检测效果不准,造成维修质量差,严重影响公司信誉。许多发达国家十分重视汽车保修与维修的技术化，专业化，使拆装工作机械化，以提高汽车保修质量和减轻工人劳动强度，在拆装工作中轮胎拆装是拆装时经常性的工作，这是因为：汽车在运行中，驾驶不平稳，装载货物不均匀等因素造成轮胎的磨损老化，破裂，必须拆下旧的换上新的轮胎。轮胎由于手驱动的负荷的影响，前驱动磨损要小些，道路对轮胎影响，后轮双胎并拆时，内胎相对比外胎磨损大，为了控制轮胎的不均匀磨损，并延长其使用寿命轮胎要经常换位，必须拆装轮胎。3.汽车进行制动系保养时，要调整前后轮毂轴承时，调整或换所制动片时必须拆装轮胎。由于轮胎是橡胶制品具有接地与地面接触工作环境较快，其次轮胎本身自重较大，工作强度较大，除少数拥有保修工具，如轮胎螺母拆装的大企业，大多采用不符合技术劳动强度，提高技术质量水平的精神，我设计轮胎螺母拆装机针对目前的实际情况进行设计。1.具有较高的商业销售价值，其生产成本降低使用效率高适应好，销售市场较为广阔。2.使用的车型较为广泛，我国的汽车种类较为繁多，大量进口车型比例较大，而占保修行业比量较大的小企业和个体修车行，修理的车型大都较为复杂，所以要求本机修理车型较多。3.针对小企业和个体修车行技术力量薄弱的忽然资金短缺的特点，要求本机价格较低，操作简便能实现自动控制按扭，具有较多的实用价值和通用性。本设计的设计原则满足工作强度，工作刚度的要求，具有一定的寿命。适用于大，中，小型企业和运输业。制造方便，结构简单，成本低。使用可靠性强，维修简单，使用安全。第二章螺母拆装机总体设计在拆装工作中，螺纹联接的拆装工作量约占拆装工作量的50-60%。而且汽车上有些螺纹联接件要求较大的拆装扭矩，仅依靠人力进行拆装是很困难的，必须采用拆装设备以保证拆装质量和拆装效率。螺纹联接拆装设备种类很多，可按下述方法进行分类。按结构分，可分为手持式和移动式，手持式设备小巧，使用方便，如机动扳手等，此类设备可拆装一般螺纹联接，移动式拆装设备主要用于拆装大扭矩的螺纹联接部分，其结构较复杂，体积大，一般都装脚轮，可在地面上移动，如轮胎螺母拆装机骑马螺栓拆装机等，此类设备大多为专用设备。按其动力来源分，又可分为人力式和机动式，机动式又可分为电动式、气动式和液动式。人力式拆装设备，如手动扳手，其结构简单易于接近拆装部分，使用方便。电动扳手工作可靠，效率较高（N=0.40-0.60），因驱动能源是采用电力保证工作安全，通常采用双重绝缘结构PIB系列电机作为驱动装置或者加设漏电保护装置。液动扳手的工作方便可靠，重量轻，工作时无噪音且效率高（N=0.7-0.8），但设备投资大，在我国目前的保修企业中应用较少。气动扳手的效率低，但结构简单。因此，在具备压缩空气网路的保修企业，采用气动扳手是解决机械化拆装螺纹联接的重要途径。按其扭矩作用方式，可分为冲击式和静扭式，冲击式由于冲击能力大，因此扩力比大使结构简单，但冲击噪音较大。近年来由于电子技术的不断发展，行星齿轮传动结构和少齿差行星齿轮传动结构得到广泛的应用，使静扭设备的结构尺寸大为减少，扩力比大为增加，静扭设备在汽车运输企业中也将逐步被广泛应用。第一节工作原理确定轮胎螺母拧紧、旋松力矩要求比较大，直接用电动机驱动时，电动机功率比较大，不经济。因采用力矩放大原理，可使电动机功率减小。而力矩放大可采用冲击原理将力矩放大。如上图所示。其工作原理为：横销固定在主动轴上，主轴旋转，通过横销带动主动块旋转，用较小的力矩将螺母拧紧后，横销与主动块接触斜面将产生一个轴向力，推动主动块压缩工作弹簧向右移动，主动块和从动块分离，此时从动块静止，主动块还在旋转。当转过一定角度时，主动块又重新和从动块接合，该过程既产生冲击力矩，如此重复多次可达到所须拧紧力矩。旋松螺母过程同上。第二节主要参数确定中心高度的确定；列举几个国产螺母拆装机：LCJ-型轮胎螺母电动拆装机是中国航空公司皖南机械厂工贸公司汽车设备厂的产品。项目技术参数电机功率（KM）1.5额定电压（v）380输出轴扭矩（Nm）450输出轴转速（r/min）650中心高度（mm）510重量（Kg）98外形尺寸（mm）LCJ-300型轮胎螺母拆装机项目技术参数最大扭矩（Nm）7300主轴转速（r/min）280中心高度（mm）485电压（v）380外形尺寸（mm）300×520×770重量（kg）120(3)LC2-510型轮胎螺母拆装机自江都市汽车保修设备厂制造用于汽车轮胎的装技术参数。最大轴扭矩（vm）510.输出轴转速(r/min)538输出轴中心高度（mm）480外形尺寸（mm）830×510×730重量（Kg）98（4）LCZ-40形轮胎螺母拆装机；上海航空设备厂的产品用于汽车轮胎螺母的拆卸与安装。使用于东风，解放，跃进，黄河等车形技术参数LCZ-40形轮胎螺母拆装机型号LCZ-40最大冲击扭矩不小于（Nm）400主轴转速(r/min)280中心高度（mm）480电机功率(KV)1.1外形尺寸(mm)800×420×705重量（Kg）100由以上四螺母拆装机（LCJ，LCJ-300LC2-510，LCZ-40）可确定中心高度中心高度H=480mm中心高度H=480mm主轴转速n=350r/mm2.螺母拆装机轴转速确定根据以上四种、螺母拆装机（LCJ，LCJ-300LC2-510，LCZ-40）可确定主轴转速为=350r/mm.3螺母拧紧力矩MJ的确定。查《汽维修常用调整数据手册》得各型载货车轮胎螺母拧紧力矩。解放CA1090343～392Nm（P132_）

东风EQ1090E274～314Nm（P167）黄河JN11501103，JN1150109333～382Nm（P186） KM450日野2M440392～470Nm（P421，427，428）KB212日产TKL-20414～470。4Nm（P500）依发W50L，W50L／K，W50LA／K372～421。41Vm（P534）斯堪尼亚Lj110490Nm（P547）由以上数据可确定国产车螺母拧紧力矩为MJ=420Nm进口气螺母拧紧力矩为MJ=520Nm螺母旋松力矩MS的确定由经验公式MS=KMJ式中：MS－旋松力矩；MJ－拧紧力矩；K－超紧系数。不同的车辆，不同的使用条件，不同部位的螺纹联接件K值是不同的K=1.5～3。有时甚至使大些。对于工作环境较好，接确油脂，锈蚀现象较轻的螺纹联接件，可取小值，反之应取大值。对于轮胎螺母拆装机一般K取为1.5-2。国产车螺母旋松力矩确定。MS=KMJ=2×240=840Nm进口车螺母旋松力矩确定。MS=KMJ=2×520=1040Nm第三章螺母拆装机传动系统、执行系统设计一、方案1齿轮传动第一节电动机选型设计计算采用Y系列电动机①我国新设计的丫系列三相笼型电动机属于一般用途的全封闭子2扇空电动机，其结构简单工作可靠，价格低廉维护方便。适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性物体和无特殊要求的机械上由起动性能较好也适用于某些要求动焦距较高的机械电动机的功率选得合适与否对电动机的工作经济性能都有影响。1电动机选择初选输出轴功率Te=25N.mn=300r/minp=T×n/9.55=25×300/9.55=785.3W则实际电动机所需功率Pd=P/na带传动效率n1=0.96一对滚动轴承n2=0.99牙嵌离合器n3=0.98则电动机输出轴的传动总效率na=n1×n2×n3=0.96×0.99×0.98=0.93pd=p/na=785.3/0.93=844.4w=0.84kw选取电动机额定功率pd=1.1kw.方案电动机型号转速n额定功率堵转及矩1Y-90S-414001.12.2齿轮转动比=5螺母拆装机实际的主轴转速为n=1400/5=280r/min故选用Y-90S-4电动机电动机额定扭矩Me=95501.1/1400=7.5N.m电动机安装计算中心高安装尺寸外形尺寸轴伸尺寸平静尺寸H(mm)AB(mm)L(b1+b2)×h(mm)D×E(mm)F×Gd(mm)9014×100310×（155+90）×19024×508×7第二节齿轮减速器设计计算根据n1=1400r/min,n2=280r/min,确定齿轮传动比i=5,YFa1=2.80YSa1=1.57YFa2=2.18YSa2=1.79选择齿轮材料及精度考虑些对齿轮传动递的功率不大故大，小齿轮都选用硬齿面。小齿轮选用20cr,渗碳淬水齿面硬度为56-62HRC,大齿轮选用20Cr,渗碳淬水齿轮硬度为56-62HRC(表6-6)YFa1=2.80YSa1=1.57YFa2=2.18YSa2=1.79“机械设计基础“机械设计基础”表6-9P132齿宽系数选表6-10P138d=0.4“机械设计基础”表6-7K=1.8P128“机械设计基础”图6-35P136=300Mpa“机械设计基础”图6-36P137YNT1=0.85YNT2=0.9“机械零件设计计算实例”表10-16P160SF=1.25确定有关参数和系数。1)齿数Z齿宽系数取小齿轮齿数=20则2=IZ1=100。查齿形系数YFa和应力修正系数Ysa。YFa1=2.80YSa1=1.57YFa2=2.18YSa2=1.79先取齿宽系数d==0.4计算转矩T1。T1=9.55×10=9.55×10×=7.5N.m(1)载荷系数K取K=1.8许用弯曲应力由式，查，(2)计算应力循环次数NL使用寿命8年，（设每年工作300天每天3个小时工作）。NL1=60n.rt=60×1400(8×300×3=6.1×108(3)弯曲疲劳寿命系数YNT。YNT1=0.85YNT2=0.9按一般可靠度要求取安全系SF=1.25，试验齿轮的应力修正数YST=2，所以。将代入设计公式得，“机械设计基础”表6-1取P107m=6“机械设计基础”表6-1取P107m=6“机械设计基础”图6-33（d）P134计算中心距：。3．校核齿面接触疲劳强度确定有关参数和系数；<1>分度圆直径d1=mz1=6×20=120d2=mz2=6×100=600<2>齿宽bb1=dd1=0.4×120=48mm取b1=50通常使小齿轮的齿宽b1比大齿轮的齿宽b2大5-10mm取b2=45mm<3>齿数比uu=i=5<4>许用接触应力“机械设计基础”图6-34P135ZNT1=0.95“机械设计基础”图6-34P135ZNT1=0.95ZNT2=0.97接触疲劳强度寿命系数ZNT1=0.95ZNT2=0.97按一般可靠度选取安全系数SH=1.0所以有“机械设计基础”“机械设计基础”表6-8P129安全可用。“机械设计基础“机械设计基础”表6-11表6-12P138“机械设计基础”α=200ha*=1C*=0.25P108由表6-11，6-12可知可选用7级精度。计算齿轮的几何尺寸m=6mmi=5Z1=20Z2=100α=200ha*=1C*=0.25分度圆直径d1=mZ1=6×20=120mmd2=mZ2=6×100=600mm齿顶高ha=ha*m=1×6=6m基圆直径db1=d1cosα=120×cos200=112.8mmdb2=d2cosα=600×cos200=564mm齿根高hf=（ha*+C*）m=（1+0.25）×6=7.5mm全齿高h=（2ha*+C*）m=（2+0.25）×6=13.5mm顶隙C=C*m=0.25×6=1.5mm齿顶圆直径da1=m（Z1+2ha*）=132mmda2m（Z2×2ha*齿根圆直径df1=m(Z1-2ha*-2C*)=105mmdf2=m(Z2-2ha*-2C*)齿距P=πm=18.84mm齿厚齿槽宽基圆直径Pb=πmcosα=17.7mm标准中心距选材料20Cr“实用机械设计手册选材料20Cr“实用机械设计手册”表1.4-4P77“简明机械设计手册”表1-12P7=7.9g/cm31．冲击扭矩质量：转动惯量：=7.9g/cm3=7.9×103Kg/m 借鉴同类设计取大齿轮孔直径为d2=80mmR2==（假如设每次冲击螺母转过角度）即角速度度查“普通物理学”有则角速度再根据转动定律，冲击扭矩为M==4.52×342=1546N.m大齿轮的冲击扭矩为1546N.m，大于所须的拧紧力矩520N.m。所以能拆下重型汽车螺母。 冲击后冲击扭矩为取K=0.56M/=KM=0.56×1546=866N.m2.主动块及横销设计“工程力学”表5-1P114fs“工程力学”表5-1P114fs=0.15=8.530确定主动块冲击时总转角查“理论力学”表5-1，fs=0.15，则不自锁条件为，α（斜槽角度）>（摩擦角）而=arctgf/=arctg0.15=8.530槽销作用半径r=50mm,所以在传力套筒作用下斜槽的轴向距离。γ角为销轴在套筒两限位间转角γ1角为套筒在弹簧作用下复位时对销轴超前转角γ1=γα角为套筒斜面与主销平面夹角θ角为运动转角γ角的计算rγ=L2γ1(L2–主动块移动距离)γ=γ1=100弹簧作用时，产生加速过程中总转角为：β=θ+γ+γ1=720++=920600<β<1200（每周冲击三次）轴向力的确定旋紧时主动块作用下的切向力，主动块作用下的轴向力，Fa1=Ft1tgα1旋松时主动块作用下的切向力主动块作用的轴向力Fa2=Ft2tgα2旋紧时和旋松时主动块作用的轴向力相等==8400=16800=2取α1=200则=10.3140>=8.530（--自销角）旋紧时主动块作用的轴向力=Ft1tg旋松时主动块作用的向力==1680010.3140=3057N===3057N=3057N为弹簧受套筒作用后移的压力，即为弹簧作用力。“机械设计基础“机械设计基础”P230表（10-1）B=650Mpa表（10-3）[-1]=65MpaP236表（10-12）P235=40MPa=第四节主轴设计计算1）选择轴的材料确定许用压力本轴是转轴，既承受扭矩又承受湾矩，为装配方便及易定位，确定为价梯形式，为了保证有足够的工作能力选用45号钢调质处理由表（10—1）查的强度极限b=650mPa.由表（10—3）查得其许用[-1]=65Mpa查表10—2取=40MPa2)确定主动轴最小直径因为1546N.m>1040N.m，所以主动轴的最小直径60mm就满足要求。取d1=60mm3)确定从动轴最小直径取d=50mm轴上零件的定位，固定和装配螺母拆装机中，可将齿轮安排在箱体中央，相对两个轴承对称，分布齿轮右面由轴肩定位左面用套轴向固定，轴向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合固定。左面用轴端挡圈轴向固定。平键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，右轴承从左面装入，齿轮套筒，左轴承和联轴器依次从左面装到轴上。确定主动轴各段直径和长度从动块长度=60mm主动块长度=220mm弹簧工作行程=30mm力矩调整距离=10mm支承板厚度=10mm力矩调整离合器=20mm轴套长=20mm轴承宽度B固定螺母B‘轴套长LL7=B+2B‘+L=24+2×10+（10+2）=54齿轮宽度B1=－2=45-2=43mm=10mm=10mm=20mm轴承宽度和固定螺母B‘轴套长=B+2B+L=20+2×10+(10+2)=52mm从动轴的直径d=50mm主轴内径D=35mm从动轴前端直径=40mm第一段的直径=60mm第二段的直径=70mm第三段的直径=80mm第四段的直径=90mm第五段的直径=80mm第六段的直径=70mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨矩=97mm轴的强度校核1）绘制轴受力简图(a)2)绘制垂直面湾矩图(b)轴承支反力Fr为齿径向力Fr=Fttg=45.51NFt为齿圆固力T2=9.55L为支承跨矩L=95计算弯矩载面C右侧弯矩=载面C左侧弯矩（3）绘制水平面弯矩图(c)轴承支反力：载面C处的弯矩（4）绘制合成弯矩图(d)（5）绘转矩图.(f)（6）绘制当量弯矩图(e)“机械设计基础”“机械设计基础”P235α=1“机械设计基础”附录表-3P308取α=1载面C处的当量弯矩为（7）校核危险载面C的强度强度足够。第五节轴承选型计算1．选择计算(1)因要承受征向及轴向负荷且转速较高，故选用争接触轴承7000(2)预选7014AC型轴承（轴承内卷d=70mm并由附表3查得其基本额定动负荷Cr=35.2KN基本额定静负荷Cor=31.8KN=3057N==45.51N2.计算内部轴向力由表11-12可得“7000AC”轴承的内部轴向力=0.63FR故有=0.63=0.6345.51=28.27NFS2=0.63=0.6345.51=28.27N3.计算轴向载荷因+=28.27+3057=3102.51＞FS2故可判定轴承2为压紧端，轴承为放松端。“机械设计基础“机械设计基础”P260-265=F=28.27N=F+=3102.51N4.求系数X，Y/=28.79/45.51=0.63,/=3102.5/45.51=68由表11-8查得/e时X1=0Y1=0而/＞e时X2=0.41Y2=0.87e=0.685.计算当量动载荷由表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.计算轴承寿命因＞取P==5435.69N又球轴承轴承预期寿命通常可取为5000-20000h取Lh=15000h轴承预期寿命通常可取为5000-20000h取Lh=15000h“机械设计基础”P264“机械设计基础”P287-290故该轴承满足预期寿命要求。7.从动块的轴承选择因主要承受径向载荷且转较低,故选用“深沟轴承”.预选用6210轴承内圈d＝50mm并由附录表２查得基本额定动负荷Cr=35.1KNC0r=23.2KN.8.轴的刚度校核轴受载后会产生弯曲和扭转变形，若变形过大，会影响轴上零件的正常工作。因此，对精密传动的轴及对刚度要求较高的轴，应进行刚度校核。实心轴空心轴光轴阶梯轴式中T——轴所传递的转矩，Nm；——轴受转矩作用的长度，mm；——轴的外径，mm；——空心轴的内径，mm；——第段轴所受转矩，Nm；、、——第段轴长度、直径和空心轴内径，mm； ——许用扭转角。精度传动=0.25～0.5（）/m一般传动=0.5～1（）/m精度要求不高的传动（）/m轴传递的转矩T=1546Nm；轴受作用转距的长度L==220+30+10+10+20+20=310mm；轴的外径d=60mm；实心轴光轴；阶梯轴；通过计算轴的转动符合一般传动。空心轴光轴一般传动=0.5～1（）/m即通过计算mm阶梯轴一般传动=0.5～1（）/m即通过计算mm所以通过刚度校核后主轴内径取35mm，外径取60mm。第六节工作弹簧设计计算在冲击套筒采用四根弹簧，则每根受力弹簧作用力弹簧工作行程力矩调整距离弹簧工作总行程1.选材料并确定许用应力（1）选用碳素弹簧钢丝（D）（2）试选钢丝直径d=3.5mm由表13-2取由表13-3查取Ⅱ类载荷许用应力“机械设计基础”P287-291 =0.45×1660=“机械设计基础”P287-2912.计算钢丝直径（1）参照表13-5取C=5 （2）由式（13-3）得曲度系数由式（13-4）得钢丝直径由表13-6取标准直d=3.5mm.与试选d相等3.计算工作圈数n（1）因为等节距圆柱螺旋压缩弹簧，故查表13-1G=79×163Mpa（2）工作圈数n申式（13-6）求得按表13-6取系列值n=15圈。弹簧钢度K1相应为 相应改变为 4．计算弹簧的几何尺寸中径：D2=cd=5×3.5=17.5mm取标准系列值D2=18内径：D1=D2-d=18-3.5=14.5mm外径：D=D2+d=18+3.5=21.5mmn1=n+n2=17(端部圈数n2取)节距自由高度螺旋升角簧丝展开长度5．稳定性验合算高径比不满足要求所以保持弹簧的稳定性在弹簧内放置导杆6．绘制弹簧零图为画出弹簧的特性线，要求出及由表13-3由式（13-1）并取K=1，得极限载荷当工作圈数圆整为n圈后为保持工作行程h大小不变则最小工作在F1应调整为二、方案2皮带传动第一节电动机选型设计计算1.采用Y系列电动机（1）我国新设计的Y系列三相笼型电动机属于一般用途的全封闭子2扇空电动机，其结构简单工作可靠，价格低廉维护方便。适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性个体和无特殊要求的机械。容量小于工作要求就不能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏容量，过大则电动机价格高能力又不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因数都较低增加电能消耗造成很大浪费。（2）拆装机在电机稳定过程中具有较大的转角，此时输出扭矩较低一般为10~40N.m,而在冲击过程中，此时转角较小，才要求输出较大的扭矩，大约在200~500N.m，假设我们取稳定运转时的扭矩作为进取电动机的依据设电动机的扭矩参数为稳定运转矩为Te=40Nm2．设计计算电机的选择引零件课程设计指导书第12页η3=引零件课程设计指导书第12页η3=0.98Pd=1576(W)则实际电动机所需功率Pd=P/带传动效率η1=0.96一对滚动轴承η2=0.99牙嵌离合器η3=0.98则电动机输出轴的传动总效率=η1×η2×η3=0.96×0.99×0.98=0.93Pd=PdP/=1466/0.93=1576(W)选取电动机额定功率=2.2（）方案电动机型号电机转速额定功率堵转转速电机轴直径1Y90S-414302.22.228mm转动比ί=4.1实用机械设计手册902页表15-14转动比ί=4.1实用机械设计手册902页表15-14额定扭矩Me=14.70N.mί=4.1螺母拆装机实际主轴转速为；n=430/ί=1430/4.1=350r/min故选用Y90S-4型电动机电动机额定扭矩Me=9550×2.2/1430=14.70N.m电动机安装计算中心高安装尺寸外形尺寸轴伸尺寸平键尺寸H（mm）A×B(mm)L×(b1+b2)×h(mm)D×E(mm)F×GD(mm)100140×100380×(180+105)×10028×608×7第二节三角皮带传动设计计算1）已知；电动机功率P=2.1（KW）n=1430r/minPCA=P×K=2.2×1.1=2.42（KW）K=1.12）选取三角胶带型号根据“机械设计基础；图5-13由PCA和h参数电动机功率P=2.1（KW）dd1=120mmdd电动机功率P=2.1（KW）dd1=120mmdd2=490mmn=1430r/min带速υ=9m/s选A型带推荐小皮带轮直径为75~180mm选取dd1=120mm故由表5-5取dd2=490mm实际从动轮转速转速误差n1=n2-n1/n2=350-560/350=-0.6<0.05允许带速υ=π×dd1×n1/60×1000=9m/s符合5~25m/s范围内在5~25m/s范围内，带速合适3）带长和中心距由（5-14）0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）0.7(120+490)≤a0≤2(120+490)Ld=2500mma=Ld=2500mma=745mm机械设计基础82页选取Z=3根轴上压力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）验算小皮带轮包角由（5-17）α=1800-(dd2-dd1)/a×57.30a0=1800-(490-120)/745×57.301520>1200得，小皮带轮包角合适5）确定带的根数由表5-5查得P1=1.80Kw由表5-6查得△P=0.17（ί≠1）Z=Pd/（P1+△P）×Ka·KL=2.1/(1.80+0.17)×0.93×0.91=2.32取Z=3根6．计算单根皮带的轴压力由表5-1查得q=0.1106+1.7+8.1=188.3N作用在轴上的压力6×188.3×0.97=1096N7）确定三角带带轮的结构尺寸a.主动轮结构设计D1=120mmd1=28mmB=35mm简明机械设计手册284页表9-17r=N/m简明机械设计手册284页表9-17r=N/m3D=490mmB=35mm借鉴同类设计取大皮带轮孔直径为d2=60mmL=60mm第三节主动块及横销设计计算冲击扭矩如假设每次冲击使螺母转过弯角度，即叫速度：“查普通物理”由再根据转动定律≈1266Nm查“理论力学”得K=0.56冲击后大皮带轮的冲击扭矩为188.76Nm大于所须的拧紧为矩420Nm所以拆下重型汽车螺母其冲击能量有余。

传动套筒及斜滑套是传递主轴至输出轴之间扭矩的关键零件，同时也是起“自动限扭”的直接性零件，由于套简与斜槽传递扭矩时接触应力很大，所以套间选材料为40Cr钢并行调质处理。

确定斜开槽角度应及开隙距离套间在斜开槽内是作滑转运动，滚动阻力很小。这里忽略不计只考虑动滑转磨擦查“理论力学”表5-1。f=0.15则不自锁条件。斜槽角度a>摩擦角（2）槽锁作用半径所以在传力套间作用下斜槽的轴向距离。（应该 L≥14m,因此取L=17mm）第四节主轴设计计算确定最小直径和选择轴的材料，利用许用应力来确定本轴是转轴，现承受扭矩又承受弯矩，为装配方便易定位且保证有足够的工作能力使用45号钢。 角的计算(L2-主动块移动距离)每周冲击四次.旋紧时主动块作用的切向力主动块作用轴向力旋松主动块作用的切向力主动块作用的轴向力旋紧时和旋松时主动块作用的=8.53=8.53α2＞=8.53（折锁角）旋紧时，主动块作用的轴向力 旋松时，主动块作用的轴向力取Fa=3057N此处求出的F就为弹簧受套筒作用后移的压力：2确定主动轴最小直径。查机械设计P表10-2得=35mpa因为1266所以取d3>确定从动轴最小直径取d=50mm.4>轴上零件的定位固定和装配。5>确定主动轴各段直径和长度从动块长度L=60mm主动块长度L=220mm弹簧工作行程L2=30mm力矩调整距离L3=10mm支承板厚度L4=10mm力矩调整离合器L5=20mm轴套长L6=20mm轴承宽度B固螺母B/轴套长L：机械设计手册304页L7=B+2B/+L=24+210+（10+2）=56mm轴承宽度B=机械设计手册304页皮带轮宽度B1L8=B1-2=45-2=43mmL9=1L10=1轴承宽度和固定螺母B1L11=2B/=210=20mm从动轴前端直径d0=40mm从动轴直径d=50mm从动轴内径D=43mm第1段的直径d1=60mm第2段的直径d2=70mm第3段的直径d3=80mm第4段的直径d4=90mm第5段的直径d5=80mm第6段的直径d6=70mm由上述轴各段长度可算支承跨距L12=97mm轴承的支反力：FQ大皮带轮轴上的压力。绘制弯矩图：L=L8+L9+L10+15+B=43+10+10+30+24=117mm载面C右侧弯矩：载面C左侧弯矩：旋松螺母扭矩M=1266Nm当量弯矩：对于频繁正反转的轴，扭转剪应力可视为对称循环变应力，a=1校核危险载面c的强度强度足够第五节轴承选型计算主动块的轴承选择及计算简明机械设计手册304页表10-22机械设计基础265页表11-12受径向及轴向负荷转速较高故选用接触轴承简明机械设计手册304页表10-22机械设计基础265页表11-12（2）预选7214AC型轴承（轴承内圈d=70mm）并由附表查得其基本额定动负荷基本额定静负荷2）计算内部轴向力算轴向载荷因为所以D轴承B为压紧端轴承A为放松端，两端轴承的轴向载荷机械设计基础263页表11-8机械设计基263页表11-9机械设计基础263页表11-8机械设计基263页表11-94）求系数YX所以5）计算当量动载荷取6>计算轴承寿命Lh因P2>P1取P=P2=7642.6N机械设计基础264页表11-11又球轴承7014AC轴承的Cr=35.2KN机械设计基础264页表11-11故该对轴承满足预期寿命要求。7>轴的刚度校核轴受载后会产生弯曲和扭转变形，若变形过大，会影响轴上零件的正常工作。因此，对精密传动的轴及对刚度要求较高的轴，应进行刚度校核。实心轴空心轴光轴阶梯轴式中T——轴所传递的转矩，Nm；——轴受转矩作用的长度，mm；——轴的外径，mm；——空心轴的内径，mm；——第段轴所受转矩，Nm；、、——第段轴长度、直径和空心轴内径，mm； ——许用扭转角。精度传动=0.25～0.5（）/m一般传动=0.5～1（）/m精度要求不高的传动（）/m轴传递的转矩T=1266Nm；轴受转矩作用的长度L==220+30+10+10+20+20=310mm；轴的外径d=60mm；实心轴光轴；阶梯轴；通过计算轴的转动符合一般传动。空心轴光轴一般传动=0.5～1（）/m即通过计算mm阶梯轴一般传动=0.5～1（）/m即通过计算mm所以通过刚度校核后主轴内径取43mm，外径取60mm。第六节工作弹簧设计计算在冲击套筒中采用四根弹簧，则每根受力为：弹簧作用力最大直=1209N最小直=764.25NFa冲=Ft冲tg=14180×弹簧作用力最大直=1209N最小直=764.25N弹簧作用力：弹簧工作行程L2=25mm力矩调整距离L3=10mm弹簧工程总行程h=L2+L3=35mm

选用材料并确定许用应力

选用碳素弹簧钢丝（D级）

试选钢丝直径d=6mm由表13-2取б0=1760Mpa由表13-3查多得Ⅱ类载荷许用应力[ι]=0.4б0=704“机械设计基础“机械设计基础”P287-291叁照表13-5取C=6

由试13-3得曲系数由试（13-4）得钢丝直径由表13-6取标准直径d=6mm，与试选d相等3．计算工作卷数n因为等节距圆柱螺旋压缩弹簧，故2）查表13-1Q=79×103Mpa3）工作圈数n由试13-6求得取n=18圈弹簧钢度K/相应力

4．计算弹簧的中经D2=Cd=6×6=36mm弹簧外径：D=D2+d=36+6=42mm弹簧内径：D1=D2-d=36-6=30mm总圈数n1=n+2=18+2=20mm节距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：弹簧丝展开长度：5.稳定性验算：因为：不满足要求，所以要保持弹簧的稳定性，须在弹簧内放置导杆。导杆长度计算：Hb=（n1-0.5）d=（20-0.5）×6=117mmFb=H0-Hb=235.8-117=11118.8-35=83.8mm导杆长度为取75mm6.绘制弹簧零件图由表13-3由式13-1并取，得极限载荷由式13-7当工作圈数圆整为n=10.5圈后，为保持工作行程h大小不变，则在最小工作下F1应调整为：按照设计计算结果绘制的弹簧工作图如图a所示。第四章螺母拆装机支撑系统设计机座及箱体是任何机器所不可缺少的组成部分。它直接或间接地支撑着机器的全部其他零部件，将整机的重量及所承受的机器工作时的各种作用力传递给基础，并使机器稳定在基础上。机座及箱体的重量约占机器总重量的70%~90%。螺母拆装机主轴有2个轴承座，从动轴有1个轴承座两轴距地面高度H=480mm,须用焊接构架将3个轴承座支承起来，所以轴承轴材料选用45号刚，支架材料选用角铁，用焊接方式将他们与车底板连成一体。如图所示）其中与离合器相联的支承横杆采用圆型断面，以使离合器滑套1和滑套2在其上能左右移动。第五章操作及控制系统设计第一节主动块和从动块牙嵌离合器选型牙嵌式离合器常用的牙型有：矩形、梯形、锯齿型和三角型。矩形牙不易接合和分离，且有冲击，