螺母拆装机设计

螺母拆装机设计内容摘要：

RRRrRRMP   =222223)()(K g m （假如设每次冲击螺母转过 52 角度）即角速度度 m in/ rn   查“普通物理学”有  2202  则角速度 222 3422522  S 再根据转动定律，冲击扭矩为 M= PI = 342= 大齿轮的冲击扭矩为 ，大于所须的拧紧力矩。 所以能拆下重型汽车螺母。 冲击后 冲击扭矩为 取 K= M/=KM= 1546= 选材料 20Cr “实用机械设计手册” 表 P77 22221 ）（ RRMI P  “简明机械设计手册” 表 112 P7  =螺母拆装机设计 14 传动套筒及斜槽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，由于套筒和斜槽传递扭矩时接触应力很大，所以选材料为 40Cr 钢，并进行质调处理。 1） 确定主动块冲击时总转角 查“理论力学”表 51， fs=， 则不自锁条件为， α （ 斜槽角度）  （摩擦角） 而  =arctgf/== 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 γ 1角为套筒在弹簧作用下复位时对销轴超前转角γ 1=γ α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 =L2γ 1 (L2 – 主动块移动距离 ) 002 1050 20251  rL  γ =γ 1=100 弹簧作用时，产生加速过程中总转角为： β =θ +γ +γ 1=720+ 10 + 10 =920 600β 1200 （每周冲击三次） 2） 轴向力的确定 “工程力学” 表 51 P114 fs=  = 新疆工业高等专科学校 15 旋紧时主动块作用下的切向力， NrM 84 0Ft 1  主动块作用下的轴向力， Fa1=Ft1tgα 1 旋松时主动块作用下的切向力 NrM S 1 6 8 0 4 0Ft 2  主动块作用的轴向力 Fa2=Ft2tgα 2 旋紧时和旋松时主动块作用的轴向力相等 1aF = 2aF 12 tgFt= 22 tgFt 8400 1tga =16800 1tga 1tga =2 2tga 取 α 1=200 则 2 =0 2  =0 （  自销角） 旋紧时主动块作用的轴向力 1Fa =Ft1tg 1 旋松时主动块作用的向力 螺母拆装机设计 16 2aF = 22 tgFt =168000=3057N aF = 1Fa = 2aF =3057N aF =3057N 为弹簧受套筒作用后移的压力，即为弹簧 作用力。 3） 主动块斜槽角的确定 1 = 20   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=650m Pa. 由表（ 10— 3）查得其许用 [ 1]=65Mpa 查表 10— 2 取  =40MPa 2)确定主动轴最小直径 ][  wpM ][ 3 dM mmmMd 1 5 46][ 3 63 31   因为 ，所以主动轴的最小直径 60mm 就 满足要求。 取 d1=60mm 3)确定从动轴最小直径 mmMd 48 866)(2..03 3 6   取 d=50mm 3) 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，“机械设计基础” P230 表（ 101）  B=650Mpa 表（ 103） [ 1]=65Mpa P236 表（ 1012） P235  =40MPa 新疆工业高等专科学校 17 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。 4） 确定主动轴各段直径和长度 从动块长度 0L =60mm 主动块长度 1L =220mm 弹簧工作行程 2L =30mm 力矩调整距离 3L =10mm 支承板厚度 4L =10mm 力矩调整离合器 5L =20mm 轴套长 6L =20mm 轴承宽度 B固定螺母 B‘ 轴套长 L L7=B+2B‘ +L=24+2 10+（ 10+2） =54mm 齿轮宽度 B1 8L = 1B － 2=452=43mm 9L =10mm 螺母拆装机设计 18 10L=10mm 11L =20mm 轴承宽度和固定螺母 B‘ 轴套长 L 7L =B+2B+L=20+210+(10+2)=52mm 从动轴的直径 d=50mm 主轴内径 D=35mm 从动轴前端直径 0d =40mm 第一段的直径 1d =60mm 第二段的直径 2d =70mm 第三段的直径 3d =80mm 第四段的直径 4d =90mm 第五段的直径 5d =80mm 第六段的直径 6d =70mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨矩 12L =97mm 1. 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 新疆工业高等专科学校 19 NFr 2 BVAV  Fr为齿径向力 Fr=Fttg = Ft为齿圆固力 NdT 1 2 22  T2=9.55mN .  L为支承跨矩L=95mm 计算弯矩 载面 C右侧弯矩= 载面 C左侧弯矩 mNLF AV . cvCV  （ 3）绘制水平面弯矩图 (c) 螺母拆装机设计 20 轴承支反力： NF t 2 52FF BHAH  载面 C 处的弯矩 mNL . AHCH  （ 4）绘制合成弯矩图 (d) mNMM CHCV .=M= M 2222Cc  （ 5）绘转矩图 . (f) mN nP. 2 80 .55T 33 （ 6）绘制当量弯矩图 (e) 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变换 取 α =1 载面 C 处的当量弯矩为 mNatM C .)()(M 222CC  （ 7） 校核危险载面 C 的强度 6 5 M p 3 323   M P adM Cee 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 7000AC (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= KN 基本额定静负荷 Cor= KN aF =3057N 1RF = 2RF = 1SF 2SF 由表 1112 可得 “ 7000AC” 轴承的内部轴向力 SF = 2SF = 1RF == “机械设计基础” P235 α =1 “机械设计基础”附录表 3 P308 新疆工业高等专科学校 21 FS2= 2RF == 1AF 2AF 因 1SF + 2SF =+3057= ＞ FS2 故可判定轴承 2为压紧端，轴承为放松端。 两端轴承的轴向载荷分别为： 1AF =F1S = 2AF =F1S + aF = X ， Y 1AF / 2RF =, 1AF / 2RF =由表 118 查得 1AF / 1RF  e 时 X1 = 0 Y1=0 而 2AF / 2RF ＞ e时 X2= Y2= e= 1P 2P 由表 119 取 fp=2 由式（ 116） 1P =fP(X1FR1+Y1FA1)=2 (1 +0 )=91N 2P =fP(X2FR2+Y2FA2)=2 ( + ) = nL 因 2P ＞ 1R 取 P= 2P = 又球轴承 E=3 Cr=35200N 15000?16167)(28016670)(16670 3  Erh pCnL 故该轴承满足预期寿命要求。 （１） 因主要承受径向载荷且转较低 ,故选用 “机械设计基础” P260265 轴承预期寿命通常可取为500020200h 取 Lh=15000h “机械设计基础” P264 螺母拆装机设计 22 “深沟轴承” . （２） 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= C0r=. 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    473 50 d      4047350 ddT 阶梯轴     47 3 5 0 i iid lTl       4047 3 5 0 ii ii dd lTl 式中 T—— 轴所传递的转矩， N m； l —— 轴受转矩作用的长度， mm； d —— 轴的外径， mm； 0d —— 空心轴的内径， mm； iT —— 第 i 段轴所受转矩， N m； il 、 id 、 id0 —— 第 i 段轴长度、直径和空心轴内径， mm；  —— 许用扭转角。 精度传动  =～ （  ） /m 一般传动  =～ 1（  ） /m 精度要求不高的传动  1 （  ） /m 轴传递的转矩 T=1546N m； 轴受作用转距的长度 L= 654321 LLLLLL  =220+30+10+10+20+20 =310mm； 轴的外径 d=60mm； 新疆工业高等专科学校 23 实心轴 光轴 8 28 601 54 67 35 07 35 0 44  dT； 阶梯轴 8 2 8 60 3101 5 4 63107 3 5 07 3 5 0 44   i iid dTl； 通过计算轴的转动符合一般传动。 空心轴 光轴    4047350 dd T 一般传动  =～ 1（  ） /m 即 160 404  d 通过计算 159690040 d d mm 阶梯轴     4047 3 5 0 ii ii dd l。