轨道内燃螺栓扳手设计（机械CAD图纸）

本科毕业设计本科毕业设计( (论文论文) )题目：轨道内燃螺栓扳手设计题目：轨道内燃螺栓扳手设计系 别： 机电信息系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 学 生： 学 号： 指导教师： 2013 年 05 月轨道内燃螺栓扳手设计轨道内燃螺栓扳手设计摘摘 要要铁路运输是现代交通运输中一种重要的方式。从 1997 年至 2007 年，我国共实施了六次全路范围既有线路大提速，极大地改变了铁路运输的面貌，扩大了铁路运输在运输市场中的竞争力，取得了巨大的经济与社会效益。第六次铁路提速后铁路在既有线上将不再提速，中国铁路将着眼于建设高速客运专线，使其最高速度达到三百五十公里每小时。为实现这一目标，并保证列车运行的安全、正点，必须使铁道线路保持良好状态，这就是要按规定的计划对铁路线路，包括桥涵和隧道，进行经常的维修与保养，这项工作即为养路工作。其中，松紧螺栓是铁路工务部门的重要作业项目。铁路上线路养护的主要任务是松紧扣件螺栓、接头螺栓和为螺栓涂油。线路扣件的主要作用是将钢轨和轨枕联结成框架结构，以抵抗钢轨与轨枕在水平面内发生转动及钢轨与钢轨之间的窜动，从而确保框架结构的整体性川。过去养路工作机械化程度低，劳动强度大，维修工作的质量差、效率低，不能适应日益增长的铁路运输任务的需要。工务上传统的松紧接头螺栓也都是使用手动扳手，不仅效率低，而且扭力矩很难满足技术要求。因此一种带离合分离装置可实现两种转速、扭矩可控的双头内燃螺栓扳手成为研究必然。关键词：关键词：双头内燃螺栓扳手；交通运输；铁路养护 The design of rail internal combustion bolt wrenchAbstractRailway transport is an important way of modern transportation. From 1997 to 2007,China implemented six times the range of existing line speed, greatly changed the face of railway transportation. Expand the competitiveness of the railway transportation in transportation market. It has achieved great economic and social benefit. The sixth railway speed railway will no longer speed, China Railway will focus on the construction of high-speed passenger dedicated line, which reached a maximum speed of three hundred and fifty kilometers per hour. To achieve this goal, and ensure the safety of train operation, on the railway line, must be kept in good condition, it is to the railway line in accordance with the provisions of the plan, including bridges and tunnels, repair and maintenance of regular, this work is maintenance work. Among them, a tension bolt is an important project of railway department. The main task of railway line maintenance is elastic fastening bolts, bolts and bolt oiling. The main line of the fastener is connected into the rail and sleeper frame structure, to resist the rail and sleeper in the horizontal plane between the rotation and the rail and rail movement, so as to ensure that the frame structure of the whole Sichuan . The last track maintenance work low mechanization, high labor intensity, repair work of poor quality, low efficiency, which cant meet the needs of increasing railway transportation task. The elastic joint bolts are used the traditional manual wrench, not only the efficiency is low, and the torque is difficult to meet the technical requirements. Therefore, a clutch device can realize the double internal combustion bolt wrench two kinds of speed, torque controlled research has become inevitable.KeyWords: double-head internal combustion bolt wrench；railway maintenance； traffic目目 录录1 绪论绪论.1 1.1 题目背景.1 1.2 研究意义.1 1.3 国内外相关研究情况.2 1.4 课题研究的主要内容.2 1.5 课题拟采用的研究方案.3 1.6 课题研究的重点与难点.4 1.7 完成课题的工作方案及进度计划.42 总体计算总体计算.5 2.1 工作方式的确定.5 2.2 总体结构设计.5 2.3 工作原理.5 2.4 主要技术参数确定.63 动力部分设计动力部分设计.7 3.1 离合器设计.74 传动部分设计传动部分设计.9 4.1 传动方式的选择.9 4.2 传动比的设计.9 4.3 传动齿轮设计计算.10 4.3.1 第一级齿轮计算.10 4.3.2 第二级齿轮计算.16 4.3.3 第三级齿轮计算.17 4.3.4 第四级齿轮计算.20 4.3.5 第五级齿轮计算.215 变速机构设计变速机构设计.226 换向机构的设计换向机构的设计.237 扭矩控制机构设计扭矩控制机构设计.248 扭矩误差分析扭矩误差分析.26 8.1 弹簧力的稳定性.26 8.2 摩擦系数的稳定性.26 8.3 斜面棱角.269 传动轴校核传动轴校核.27 9.1 高速轴设计.27 9.2 低速轴计算.29 9.2.1 确定各轴段直径.29 9.3 轴花键部位扭转计算.3110 总结总结.33参考文献参考文献.34致致 谢谢.35毕业设计（论文）知识产权声明毕业设计（论文）知识产权声明.36毕业设计（论文）独创性声明毕业设计（论文）独创性声明.371 绪论绪论1.1 题目背景题目背景在工务部门，松、紧螺栓是线路日常养护和维修中的一项繁重劳动，在螺栓涂油、钢轨应力放散、钢轨铺设、换轨及改道等作业中，均涉及此项作业。随着列车运行速度的不断提高、列车运行密度的不断加大，对线路扣件扣压力的要求不断提高，不但要求拧紧，而且要求扭矩一致，能够提供的天窗维修时间越来越短，传统冲击扳手已无法满足要求，因此研究一种安全、高效、可靠、扭矩可控、价格适中的螺栓扳手成为必然。目前国内外螺栓扳手的种类较多，从动力上分有电动、内燃及液压三种；从工作头数量上分有单头和双头两种。但目前运用的单头螺栓扳手均存在扭矩不可控的缺点，液压单头扳手虽然力矩可控，但价格较高，维修不便；双头扳手虽然实现了扭矩可控，但由于动力与传动装置之间没有离合装置，在工作过程中如出现卡帽现象，易发生憋车现象，下道不及，造成安全隐患；并且目前双头扳手转速仅为 100r/min 左右，不可调整，在拧紧过程中效率较低。我国于 1999 年研制成功的内燃螺栓扳手以安全、高效、可靠等特点深受铁路部门的欢迎，已累计销售 10 余年，在郑州、沈阳、上海、武汉、西安等局以及地方铁路得到了广泛应用。十余年来不断进行产品的技术改造，积累了大量的经验，但由于冲击工作原理无法实现扭矩可控，2009 年初，在路局科委、铁路处的大力支持下，我国致力于研制一种带离合分离装置可实现两种转速、扭矩可控的双头内燃螺栓扳手。1.2 研究意义研究意义传统的松紧螺栓依靠手工和单头作业方式，主要存在以下弊端:作业效率低一次只能紧松一颗螺栓，往往按“隔三卸一”，或“隔三紧一”的方法进行流水作业，由四名或三名工刀顿序前进。这种作业方式造成了大量劳动力的浪费，增加了人工成本。拧紧方式不合理手工或单头作业方式通常采用非对称式拧紧，对钢轨两侧的扣件分两次拧紧，拧紧程度难以保持一致。手工或单头作业方式都不能精确控制拧紧扭矩，使得扣压力差异很大，质量差，返工现象多，缩短了维修周期，难以确保线路框架结构的整体性、稳定性。铁路工务部门现使用的机动扳手由于设计、制造上的原因，机械零件配合精度差，机体构造、机件设置不合理，造成机件损坏频率高，检修难度大，配件昂贵。随着铁路技术的飞速发展，轨道重型化，列车高速重载是现代铁路发展的必然趋势。铁路调度提速的新战略给工务维修作业的时间间隔越来越少，而自无缝线路铺设使用以来，应力放散、轨距调整、螺栓涂油等作业项目需要反复松紧螺栓进行日常维修，工作量与日俱增，原有的作业方式，传统的维修手段主要依靠手工作业，劳动强度大、效率低，质量不高，已经很难满足线路质量的要求，远不能适应现代化铁路发展的要求。实现机械化养路，是提高铁路线桥维修质量提高生产率，确保列车安全正点，减轻工人劳动强度的一项重要措施。经过对线路上松紧螺栓工作现状的深入调研，发现要提高线路维修作业效率，提高铁道线路钢轨扣件和钢轨连接螺母的联结质量，适应轨道重型化、列车高速重载的发展要求，研制一种能够实现大扭矩同步拧紧，可以设定拧紧扭矩和自动控制扭矩的螺栓扳手，势在必行，对铁路线路的养护具有重大意义。1.3 国内外相关研究情况国内外相关研究情况螺栓扳手能旋紧或旋松各种大小力矩螺栓或锈蚀的螺纹紧固件。本论文所论述的是用于钢轨扣件和钢轨连接螺母旋紧或放松的轨枕用螺栓扳手，是铁路工务维修及抢修作业的必备工具。作为小型机械化养路设备，螺栓扳手在铁路工务维修及抢修作业中应用广泛。目前，国内铁道线路上应用的机动螺栓扳手多为单头形式，使用灵活，维护方便，拧紧力矩较易控制。自动轨道螺栓作业机采用计算机控制自动化程度得到明显提高，采用电传动方案，电动机带动套筒松紧螺栓，能实现同步拧紧，从相关参考文献资料来看，其不足之处是可调扭矩拧紧扭矩范围较小，必须配备专用发电设备，整机机构较复杂，操作界面单一，无法实时显示扭矩。国外已有单头螺栓扳手在铁路线路上投入使用。目前，单头内燃压螺栓扳手因其扭矩稳定，易于测量和控制，工作效率高，其研制工作引起了业界关注。国外由于修建无渣铁路的需要，内燃扳手的发展趋于大型化，自动化程度也较高。1.4 课题研究的主要内容课题研究的主要内容绘制装配图、绘制全部非标零件图、主要零件工艺规程编制、说明书。本设计的基本要求如下：(1) 不少于 3000 字的文献综述； (2) 分析并确定最佳设计方案；(3) 确定总体方案设计，绘制装配图；(4) 运用 Pro/E 或 AutoCAD 等工具软件；(5) 查阅和专业相关的英文资料，并按要求翻译成中文；(6) 按照要求的毕业设计说明书内容、格式及要求，撰写毕业设计说明书。1.5 课题拟采用的研究方案课题拟采用的研究方案图 1.1 装配图动力从内燃机经皮带传至二级减速器，将内燃机较高转速减至较低转速，最后带动冲击机构运作，冲击头靠其上的两个凸爪冲击冲击杆，在冲击力的作用下，冲击杆经过套筒带动螺栓转动。当螺栓的阻力矩超过主弹簧传递给冲击头的力矩时，冲击头在滚珠的限制下，沿芯轴的 V 型槽后退，使得冲击头的凸爪与冲击杆的凸肩脱扣。这时冲击头在电动机的带动下，继续转动，凸爪跨过凸肩，在主压力弹簧的作用下，产生附加角速度，凸爪冲击凸肩，产生冲击力矩，经套筒再传至螺栓或螺母，从而使螺栓或螺母转动一个角度，如此循环冲击，直至完成螺栓的装卸工作。传动装置完全封闭在铝制箱体内，润滑良好。机械换向进行倒顺转，并能使套筒静止不动。效率高，并能单独操纵。1.61.6 课题研究的重点与难点课题研究的重点与难点本课题所研究的重点在于如何将内燃机较高转速转换为双向较低的工作转速，并要求其结构设计合理，性能优良，满足工艺要求，通用性强，应用范围广。难点在于冲击头的设计，必须确保其工作时能与螺栓接触完全，所产生扭矩能达到工作标准。同时我们还需要 AutoCAD 作图工具来配合完成设计过程，装配设计形象直观。AutoCAD 作为以 CAD 技术为内核的辅助设计软件，AutoCAD 具备了 CAD 技术能够实现的基本功能。作为一个通用的工种设计平台，AutoCAD 还拥有强大的人机交互能力和简便的操作方法，十分方便广大普通用户。1.7 完成课题的工作方案及进度计划完成课题的工作方案及进度计划12 周：熟悉课题，根据老师给的资料运用 AutoCAD 等软件绘制零件图，翻译外文资料。34 周：确定螺栓扳手类型及结构，绘制零件结构草图，准备开题答辩。58 周：对部分零件尺寸及公差进行设计计算，并运用 Auto CAD 辅助设计完成二级减速器设计，准备中期答辩。914 周：运用 Auto CAD 完成冲击头结构图，计算冲击头的工作载荷、装配图及零件图的绘制等工作。1517 周：对所有图纸进行校核，编写设计说明书，所有资料提请指导教师检查，准备毕业答辩。2 总体计算总体计算2.1 工作方式的确定工作方式的确定螺栓扳手按工作方式可分为两类：第一类为冲击式扳手，第二类为静扭矩扳手。前者具有效率高、结构简单的优点，但扭矩不可控，震动较大；后者具有扭矩可控可靠性高的优点，但结构复杂，所需功率较大。经过以上两种工作方式对比，在考察了国内外一些螺栓扳手同时结合目前线路维修的实际情况，我们决定双头内燃螺栓扳手采用静扭工作方式。2.2 总体结构设计总体结构设计双头内燃螺栓扳手由汽油机、离合器、变速箱、变速机构、换向机构、扭矩控制机构、套筒操纵机构、机架等部分组成。其传动路线如图：图 2.1 传动路线图2.3 工作原理工作原理动力输出通过离合器和变速箱连接，将动力传给变速箱，离合器可实现动力的传递及切断；变速箱内采用齿轮传动，可实现转速的变换，并通过锥齿轮将水平旋转运动变换为垂直旋转运动，通过换向机构改变输出轴的旋转方向，换向机构设置正、反、中间三个档位。当反向旋松螺母时，离合器上下牙嵌的啮合面为垂直平面，扭矩不可调整，当正向拧紧螺母时，上下离合器啮合齿面为斜齿面，通过调整弹簧的预紧力来改变输出扭矩的大小，实现扭矩的控制。2.4 主要技术参数确定主要技术参数确定经过广泛调研，根据线路实际情况，确定双头内燃螺栓扳手的主要技术参数如下：汽油机：6.5PS/3600r/min转速：100r/min150r/min拧紧扭矩(可调)：80170N.m扭矩控制精度：10%旋松扭矩：大于 2300N.m3 动力部分设计动力部分设计作为一种线路维修设备，由于作业距离较长，设备搬运不便，对动力的选型较为严格。一是保证足够的功率，二是保证重量较低。基于以上两点，确定采用内燃机作为动力。由于柴油机的重量、噪音较大，尽管其拥有价格低、使用经济性较好、维修方便的优点，仍不宜采用。汽油机具有重量轻、噪音低的突出特点，随着汽油机的国产化，其采购价得到了降低，目前已得到了广泛应用，决定采用汽油机。最终套筒需要的拧松扭矩为单头 300Nm,转速 100150rpm，需要功率N=Tn/9550=3.14kw。考虑到传动效率问题，选用 GX200 汽油机。该汽油机的功率为 4.8KW，转速为 3600rpm，输出扭矩为 12.9N.m，重量为 16kg。3.1 离合器设计离合器设计在汽油机与变速箱之间设置离合器主要有两个目的：一是为了在启动汽油机时负载与汽油机分离，实现无负载启动；二是在负载过大时，负载与汽油机分离，保护汽油机。 根据上述作用，结合双头螺栓扳手的结构情况，要求所选离合器必须具有结构简单、外形尺寸小、传动平稳可靠、可直接与汽油机连接、适应高转速等特点。经对比选择，确定选用离心式离合器。其结构简图如图所示： 图 3.1 离心式离合器结构示意图计算转矩 Tc=Tt (3.1) 传递转矩所需离心力 Qj=Tc/(Rz) (3.2) 闸块有效离心力 Q=mr2(n2-n02)/90000Qj (3.3) 摩擦面压强 P=Tc/(R2bz)Pp (3.4) 预定弹簧力 T=mr2n02/90000 (3.5)其中：工作储备系数，一般取 1.52；Tt需传递的扭矩，Ncm；R闸块外半径，cm；z闸块数量；b闸块宽度，取（12）d，cm；d主动轴直径，cm；n正常工作转速，r/min；n0开始结合转速，r/min,一般取 n0=（0.70.8）n；m单个闸块质量，kg；摩擦面摩擦系数；Pp摩擦面许用压强，N/cm2；闸块所对角度，rad。经计算，NLB600 型双头螺栓扳手所采用的离心式离合器的计算结果如下：计算转矩 Tc=1935Ncm传递转矩所需离心力 Qj=310.10N闸块有效离心力 Q=374.14NQj=310.10N摩擦面压强 P=21.1N/cm2Pp=200N/cm2预定弹簧力 T=mr2n02/90000=203.70N由上述公式可以看出，所选离心式离合器符合要求。4 传动部分设计传动部分设计4.1 传动方式的选择传动方式的选择可以实现动力传递的方式有齿轮传动、皮带传动、链传动等。根据双头螺栓扳手的使用状况及现场情况，要求在较小的空间实现较大传动比，并实现传动方向的改变，传动比稳定可靠。基于以上几点，决定采用齿轮传动。4.2 传动比的设计传动比的设计根据第三部分设计结果选用 GX200 汽油机，其工作转速为 3600r/min，根据第二部分技术参数需要输出低速 100r/min 和高速 150r/min 两种转速，由此可得：低速总传动比=3600/100=36，高速总传动比=3600/150=24。齿轮结构布置见图 1 所示，分为五级传动，各级传动设计见表 4.1：表 4.1 各级传动比第二级第一级第二级高速第二级低速第三级第四级第五级模数222 433主动轮齿数24241781735被动轮齿数404047353536传动比1.671.672.764.382.061.03低速扭矩260.06535.41550.71扭矩高速扭矩21.5035.8359.44156.77322.76331.99低速转速178.686.784.3转速高速转速2160.01296.0781.3296.2143.9139.9实际总传动比 i高=1.67 1.67 4.38 2.06 1.03=25.74i低=1.67 2.76 4.38 2.06 1.03=42.69实际输出转速 n高=3600/25.74=139.9n低=3600/42.69=84.3实际输出扭矩 T高=129 25.74=331.99T低=3600/42.69=550.714.3 传动齿轮设计计算传动齿轮设计计算4.3.1 第一级齿轮计算第一级齿轮计算a.a.大小齿轮的设计大小齿轮的设计 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为 220HBS。查机械设计基础第 166 页表 11-7 得： (4.1)(0 .12501limMpaH)(11682limMpaH第 165 页表 11-4 得：，。 03. 1HS05. 1FS，。 MpaMpaSHHH5 .121203. 112501lim1)(2 .113303. 111682lim2MpaSHHH(4.2)查机械设计课程设计手册第 168 页表 11-10C 图得：，。MpaF5911limMpaF4822lim故，。 (4.3) MpaSFFF3 .57405. 15911lim1MpaSFFF6 .46805. 14822lim2按齿面接触强度设计：9 级精度制造，查机械设计课程设计手册第 164页表 11-3 得：载荷系数1.2K ，取齿宽系数计算中心距：由机械设45. 0a计课程设计指导书课本第 165 页式 11-5 得：。 (4.4) 4.6379.145.010069.12.12152311132.113335179.1335aHKT考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取，,取642mZ1=24，Z2=40。实际传动比： (4.5)66. 1244012ZZ传动比误差：。 (4.6)%5%5 . 3%10063. 163. 179. 1齿宽：取18aba)(1821mmbb高速级大齿轮，；高速级小齿轮，。)(182mmb 402)(181mmb 241验算轮齿弯曲强度：查机械设计课程设计手册第 167 页表 11-9 得： 12.6FY ，22.2FY 按最小齿宽计算：18b (4.7) 123121118824218106 . 29 .1062 . 1221FFFMpabmYKT (4.8) 21127 .1782FFFFFMpaYY所以安全。齿轮线速度： (4.9)/(04779.9100060103.25.2293smb.b.具体参数如下所示：具体参数如下所示：(1) 设计参数传递功率 P=4.86000(kW)传递转矩 T=12.9(N.m)齿轮 1 转速 n1=3600(r/min)齿轮 2 转速 n2=2160(r/min)传动比 i=1.66667原动机载荷特性 SF=均匀平稳工作机载荷特性 WF=轻微振动预定寿命 H=2000(小时)(2) 布置与结构结构形式 ConS=闭式齿轮 1 布置形式 ConS1=悬臂布置齿轮 2 布置形式 ConS2=悬臂布置(3) 材料及热处理齿面啮合类型 GFace=硬齿面热处理质量级别 Q=MQ齿轮 1 材料及热处理 Met1=20CrMnTi齿轮 1 硬度取值范围 HBSP1=50-55齿轮 2 材料及热处理 Met2=45齿轮 2 硬度取值范围 HBSP2=45-50(4) 齿轮精度齿轮 1 第组精度 JD11=7齿轮 1 第组精度 JD12=7齿轮 1 第组精度 JD13=7齿轮 1 齿厚上偏差 JDU1=F齿轮 1 齿厚下偏差 JDD1=L齿轮 2 第组精度 JD21=7齿轮 2 第组精度 JD22=7齿轮 2 第组精度 JD23=7齿轮 2 齿厚上偏差 JDU2=F齿轮 2 齿厚下偏差 JDD2=L(5) 齿轮基本参数模数(法面模数)Mn=2端面模数 Mt=2.00000螺旋角 =0.000000(度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度)齿轮 1 齿数 Z1=24齿轮 1 变位系数 X1=0.00齿轮 1 齿宽 B1=18.00(mm)齿轮 1 齿宽系数 d1=0.75000齿轮 2 齿数 Z2=40齿轮 2 变位系数 X2=0.00齿轮 2 齿宽 B2=18.00(mm)齿轮 2 齿宽系数 d2=0.45000总变位系数 Xsum=0.00000标准中心距 A0=64.00000(mm)实际中心距 A=64.00000(mm)齿数比 U=1.66667端面重合度 =1.65772纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.65772齿轮 1 分度圆直径 d1=48.00000(mm)齿轮 1 齿顶圆直径 da1=52.00000(mm)齿轮 1 齿根圆直径 df1=43.00000(mm)齿轮 1 齿顶高 ha1=2.00000(mm)齿轮 1 齿根高 hf1=2.50000(mm)齿轮 1 全齿高 h1=4.50000(mm)齿轮 1 齿顶压力角 at1=29.841119(度)齿轮 2 分度圆直径 d2=80.00000(mm)齿轮 2 齿顶圆直径 da2=84.00000(mm)齿轮 2 齿根圆直径 df2=75.00000(mm)齿轮 2 齿顶高 ha2=2.00000(mm)齿轮 2 齿根高 hf2=2.50000(mm)齿轮 2 全齿高 h2=4.50000(mm)齿轮 2 齿顶压力角 at2=26.498589(度)齿轮 1 分度圆弦齿厚 sh1=3.13935(mm)齿轮 1 分度圆弦齿高 hh1=2.05139(mm)齿轮 1 固定弦齿厚 sch1=2.77410(mm)齿轮 1 固定弦齿高 hch1=1.49511(mm)齿轮 1 公法线跨齿数 K1=3齿轮 1 公法线长度 Wk1=15.43292(mm)齿轮 2 分度圆弦齿厚 sh2=3.14079(mm)齿轮 2 分度圆弦齿高 hh2=2.03084(mm)齿轮 2 固定弦齿厚 sch2=2.77410(mm)齿轮 2 固定弦齿高 hch2=1.49511(mm)齿轮 2 公法线跨齿数 K2=4齿轮 2 公法线长度 Wk2=21.78536(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)(6) 检查项目参数齿轮 1 齿距累积公差 Fp1=0.03983齿轮 1 齿圈径向跳动公差 Fr1=0.03338齿轮 1 公法线长度变动公差 Fw1=0.02785齿轮 1 齿距极限偏差 fpt()1=0.01456齿轮 1 齿形公差 ff1=0.01060齿轮 1 齿切向综合公差 fi1=0.01510齿轮 1 齿径向综合公差 fi1=0.02067齿轮 1 齿向公差 F1=0.01160齿轮 1 切向综合公差 Fi1=0.05043齿轮 1 径向综合公差 Fi1=0.04673齿轮 1 基节极限偏差 fpb()1=0.01368齿轮 1 螺旋线波度公差 ff1=0.01510齿轮 1 轴向齿距极限偏差 Fpx()1=0.01160齿轮 1 齿向公差 Fb1=0.01160齿轮 1x 方向轴向平行度公差 fx1=0.01160齿轮 1y 方向轴向平行度公差 fy1=0.00580齿轮 1 齿厚上偏差 Eup1=-0.05824齿轮 1 齿厚下偏差 Edn1=-0.23294齿轮 2 齿距累积公差 Fp2=0.04880齿轮 2 齿圈径向跳动公差 Fr2=0.03733齿轮 2 公法线长度变动公差 Fw2=0.03031齿轮 2 齿距极限偏差 fpt()2=0.01501齿轮 2 齿形公差 ff2=0.01100齿轮 2 齿切向综合公差 fi2=0.01561齿轮 2 齿径向综合公差 fi2=0.02130齿轮 2 齿向公差 F2=0.00630齿轮 2 切向综合公差 Fi2=0.05980齿轮 2 径向综合公差 Fi2=0.05226齿轮 2 基节极限偏差 fpb()2=0.01411齿轮 2 螺旋线波度公差 ff2=0.01561齿轮 2 轴向齿距极限偏差 Fpx()2=0.00630齿轮 2 齿向公差 Fb2=0.00630齿轮 2x 方向轴向平行度公差 fx2=0.00630齿轮 2y 方向轴向平行度公差 fy2=0.00315齿轮 2 齿厚上偏差 Eup2=-0.06005齿轮 2 齿厚下偏差 Edn2=-0.24020中心距极限偏差 fa()=0.02113(7) 强度校核数据齿轮 1 接触强度极限应力 Hlim1=1250(MPa)齿轮 1 抗弯疲劳基本值 FE1=804 (MPa)齿轮 1 接触疲劳强度许用值H1=1212.5 (MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值F1=574.3(MPa)齿轮 2 接触强度极限应力 Hlim2=1168.2(MPa)齿轮 2 抗弯疲劳基本值 FE2=656.0(MPa)齿轮 2 接触疲劳强度许用值H2=1133.2(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值F2=468.6(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=813.5(MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 F1=188.0(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 F2=178.7(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足(8) 强度校核相关系数齿面经表面硬化 Zas=表面硬化齿形 Zp= 一般润滑油粘度 V50=120(mm2/s)有一定量点馈 Us=允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)载荷类型 Wtype=静强度齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m(Ra2.6m )刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn1.25，Pao/Mn0.38圆周力 Ft=537.13125(N)齿轮线速度 V=9.04779(m/s)使用系数 Ka=1.25000动载系数 Kv=2.37427齿向载荷分布系数 KH=1.00000综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.00000安装精度对载荷分布的影响 Km=0.00000齿间载荷分布系数 KH=1.28079节点区域系数 Zh=2.49457材料的弹性系数 ZE=189.80000接触强度重合度系数 Z=0.88361接触强度螺旋角系数 Z=1.00000重合、螺旋角系数 Z=0.88361接触疲劳寿命系数 Zn=1.00000润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000工作硬化系数 Zw=1.00000接触强度尺寸系数 Zx=1.00000齿向载荷分布系数 KF=1.00000齿间载荷分布系数 KF=1.42363抗弯强度重合度系数 Y=0.70243抗弯强度螺旋角系数 Y=1.00000抗弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.70243寿命系 Yn=1.00000齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000齿根表面状况系数 Yrr=1.00000尺寸系数 Yx=1.00000齿轮 1 复合齿形系数 Yfs1=4.24540齿轮 1 应力校正系数 Ysa1=1.57832齿轮 2 复合齿形系数 Yfs2=4.03486齿轮 2 应力校正系数 Ysa2=1.67353由以上计算可知，齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均满足要求，合格。4.3.2 第二级齿轮计算第二级齿轮计算计算方法同第一级，计算结果如下：高速级：齿轮 1 接触强度极限应力 Hlim1=1186.4(MPa)齿轮 1 抗弯疲劳基本值 FE1=672.0(MPa)齿轮 1 接触疲劳强度许用值H1=1273.5(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值F1=480.0(MPa)齿轮 2 接触强度极限应力 Hlim2=1150.0(MPa)齿轮 2 抗弯疲劳基本值 FE2=640.0(MPa)齿轮 2 接触疲劳强度许用值H2=1234.4(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值F2=457.1(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=870.5(MPa)接触疲劳强度校核 HH，满足齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 F1=215.2(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 F2=204.6(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1F1，满足齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2F2，满足由以上计算可知，齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均满足要求，合格。低速级：齿轮 1 接触强度极限应力 Hlim1=1186.4(MPa)齿轮 1 抗弯疲劳基本值 FE1=672.0(MPa)齿轮 1 接触疲劳强度许用值H1=1273.5(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值F1=480.0(MPa)齿轮 2 接触强度极限应力 Hlim2=1150.0(MPa)齿轮 2 抗弯疲劳基本值 FE2=640.0(MPa)齿轮 2 接触疲劳强度许用值H2=1234.4(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值F2=457.1(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=1022.2(MPa)接触疲劳强度校核 HH，满足齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 F1=263.8(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 F2=233.1(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1F1，满足齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2F2，满足由以上计算可知，齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均满足要求，合格。4.3.3 第三级齿轮计算第三级齿轮计算只按低速进行计算，计算结果如下：传递功率(Kw) N =4.86最低转速(r/min) n=781.3额定转矩(N.m) T=59.4中点分度圆的切向力(N) Ft=4421.25齿宽系数 a=0.306动载荷系数 Kv=1.01使用情况系数 KA =1.25齿向载荷分布系数 KHB =1.880齿间载荷分配系数 KH=1.10节点区域系数 ZH=2.130材料弹性系数 ZE=189.80接触强度重合度及螺旋角系数 Z=0.89弯曲强度重合度及螺旋角系数 Y=0.69齿轮轴向重合度 =1.220锥齿轮系数 Zk=1.00润滑油膜影响系数 Zlvr=0.94工作硬化系数 Zw=1.00接触强度计算的尺寸系数 Zx=1.000弯曲强度计算的尺寸系数 Yx=1.000小齿轮参数：大端法向模数 mn=4.0齿形角 =20齿顶高系数 ha*=0.85齿宽中点螺旋角() =35小齿轮分锥角() 1=125230小齿轮径向变位系数 Xn=0.000小齿轮切向变位系数 Xt =0.000传动比 u=4.38外锥距(mm) R =71.805小齿轮齿数 Z1=8小齿轮当量齿数 Z1v=14.9小齿轮螺旋方向 左旋小齿轮端面重合度 =0.97小齿轮复合齿形系数 YFS=4.47小齿轮接触强度寿命系数 Zn=1.000小齿轮弯曲强度寿命系数 Yn=1.000小齿轮相对齿根圆角敏感系数 YrelT=1.000小齿轮相对齿根表面状况系数 YRrelT=1.000小齿轮大端分度圆(mm) d1=32小齿轮齿顶圆(mm) da1=42.68小齿轮齿根圆(mm) df1=25.61小齿轮齿宽(mm) b1=22小齿轮齿圈径向跳动公差(mm) Fr1=0.036小齿轮齿坯母线跳动公差(mm) mx_Fr1=0.030小齿轮基准端面跳动公差(mm) dm_Fr1=0.010小齿轮齿距累积公差(mm) fp1=0.036小齿轮顶锥角极限偏差上偏差(mm) td1=8.000小齿轮顶锥角极限偏差下偏差(mm) bd =0.000小齿轮齿形相对误差的公差(mm) fc1=0.008小齿轮切向综合公差(mm) Fi=0.045小齿轮齿距极限偏差(mm) fpt=0.014小齿轮一齿切向综合公差(mm) fi=0.019齿轮副轴交角综合公差(mm) Fi=0.047齿轮副一齿轴交角综合公差(mm) fi= 0.020最小法向侧隙(mm) jn=0.052中点分度圆弦齿厚(mm) sm=6.205中点分度圆弦齿高(mm) ham=4.213小齿轮接触疲劳极限(MPa) Hlim=1400.00小齿轮接触强度许用应力(MPa) HP=1316.00小齿轮接触强度计算应力(MPa) H=1259.20小齿轮接触疲劳强度校核安全系数 sh=1.04小齿轮弯曲疲劳极限(MPa) FE=640.00小齿轮弯曲强度许用应力(MPa) FP=640.00小齿轮弯曲强度计算应力(MPa) F=476.57小齿轮弯曲疲劳强度校核安全系数 sf=1.39大齿轮参数：大端法向模数 mn=4.0齿形角 =20齿顶高系数 ha*=0.85齿宽中点螺旋角() =3500大齿轮分锥角() 2=77730大齿轮径向变位系数 Xn=0.000大齿轮切向变位系数 Xt=0.000传动比 u=4.38外锥距(mm) R=71.805大齿轮齿数 Z2=35大齿轮当量齿数 Z2v=285.8大齿轮螺旋方向 右旋大齿轮端面重合度 =0.49大齿轮复合齿形系数 YFS=4.950大齿轮接触强度寿命系数 Zn=1.000大齿轮弯曲强度寿命系数 Yn=1.000大齿轮相对齿根圆角敏感系数 YrelT=1.000大齿轮相对齿根表面状况系数 YRrelT=1.000大齿轮大端分度圆(mm) d2=140大齿轮齿顶圆(mm) da2=141.12大齿轮齿根圆(mm) df2=137.22大齿轮齿宽(mm) b2=22大齿轮齿圈径向跳动公差(mm) Fr1=0.025大齿轮齿坯母线跳动公差(mm) mx_Fr1=0.050大齿轮基准端面跳动公差(mm) dm_Fr1=0.012大齿轮齿距累积公差(mm) fp1 = 0.063大齿轮顶锥角极限偏差上偏差(mm) td1=8.000大齿轮顶锥角极限偏差下偏差(mm) bd1=0.000大齿轮齿形相对误差的公差(mm) fc1=0.009大齿轮切向综合公差(mm) Fi=0.073大齿轮齿距极限偏差(mm) fpt=0.016大齿轮一齿切向综合公差(mm) fi =0.021齿轮副轴交角综合公差(mm) Fi=0.070齿轮副一齿轴交角综合公差(mm) fi=0.022最小法向侧隙(mm) jn=0.052中点分度圆弦齿厚(mm) sm=4.072中点分度圆弦齿高(mm) ham=1.534大齿轮接触疲劳极限(MPa) Hlim=1300.00大齿轮接触强度许用应力(MPa) HP=1222.00大齿轮接触强度计算应力(MPa) H=1120.20大齿轮接触疲劳强度校核安全系数 sh=1.09大齿轮弯曲疲劳极限(MPa) FE=600.00大齿轮弯曲强度许用应力(MPa) FP=600.00大齿轮弯曲强度计算应力(MPa) F=382.04大齿轮弯曲疲劳强度校核安全系数 sf=1.57由以上计算可知，齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均满足要求，合格。4.3.4 第四级齿轮计算第四级齿轮计算只按低速进行计算，计算结果如下：齿轮 1 接触强度极限应力 Hlim1=1250.0(MPa)齿轮 1 抗弯疲劳基本值 FE1=804.0(MPa)齿轮 1 接触疲劳强度许用值H1=1212.5(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值F1=804.0(MPa)齿轮 2 接触强度极限应力 Hlim2=1168.2(MPa)齿轮 2 抗弯疲劳基本值 FE2=656.0(MPa)齿轮 2 接触疲劳强度许用值H2=1133.2(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值F2=656.0(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.0接触强度计算应力 H=1095.7(MPa)接触疲劳强度校核 HH，满足齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 F1=529.4(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 F2=475.3(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1F1，满足齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2F2，满足由以上计算可知，齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均满足要求，合格。4.3.5 第五级齿轮计算第五级齿轮计算只按低速进行计算，计算结果如下：齿轮 1 接触强度极限应力 Hlim1=1250.0(MPa)齿轮 1 抗弯疲劳基本值 FE1=804.0 (MPa)齿轮 1 接触疲劳强度许用值H1=1212.5(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值F1=574.3(MPa)齿轮 2 接触强度极限应力 Hlim2=1168.2(MPa)齿轮 2 抗弯疲劳基本值 FE2=656.0(MPa)齿轮 2 接触疲劳强度许用值H2=1133.2(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值F2=468.6(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=1120.5(MPa)接触疲劳强度校核 HH，满足齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 F1=541.6(MPa)齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 F2=452.8(MPa)齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1F1，满足齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2F2，满足5 变速机构设计变速机构设计线路作业扭紧扭矩为 80150Nm，旋松扭矩不小于 300N.m 的要求，对于汽油机，其输出功率基本稳定，转速设计时必须按照最大扭矩设计，导致拧紧作业时转速较低，效率较低。为提高作业效率，我们设计了变速机构，可根据作业不同及线路状态的不同提供高低两种转速及扭矩。变速机构采用固定齿轮及滑移牙嵌的方式实现，结构简图见图 5.1：图 5.1 变速机构示意图变速结合子牙齿外径 D=62mm牙齿内径 D1=38mm牙齿平均直径 Dp=50mm牙齿宽度 b=12mm牙齿高度 h=6mm传递转矩 Tt=60N.m牙的承压面积 A=360mm2牙齿工作面的挤压应力 p=0.025N/mm2牙齿许用挤压应力 p=40N/mm2pp，合格。6 换向机构的设计换向机构的设计换向机构主要承担两项功能，第一，实现输出的正反转；第二，实现较大的传动变速。基于以上两点，决定采用滑移牙嵌+螺旋锥齿轮传动设计，滑移牙嵌可实现可靠换向，结构紧凑，操作方便；螺旋锥齿轮具有模数大，最小齿数可以低至 7 齿，极端可以达到 3 齿，因此易于实现大传动比、大扭矩的传动，同时具有较小的结构尺寸；因此，在设计中采用该方案。结构简图见图 6.1：图 6.1 换向机构示意图换向结合子牙齿外径 D=72mm牙齿内径 D1=44mm牙齿平均直径 Dp=58mm牙齿宽度 b=14mm牙齿高度 h=6mm传递转矩 Tt=260N.m牙的承压面积 A=420mm2牙齿工作面的挤压应力 p=0.07N/mm2牙齿许用挤压应力 p=40N/mm2pp，合格。7 扭矩控制机构设计扭矩控制机构设计扭矩控制方案可以选用多盘液压离合器及安全牙嵌式离合器。多盘液压离合器通过液压压力的变化控制各摩擦盘的轴向压力，当传递的扭矩大于摩擦盘的摩擦力矩时，出现打滑，实现过载保护，该方案控制精度较高，结构复杂，故障率较高。安全牙嵌式离合器的工作原理是利用牙嵌工作面的角度产生一个轴向力，在拧紧作业时，当传递的扭矩产生的轴向力大于弹簧的压力时，牙嵌脱离，从而实现保护，在旋松作业时，牙嵌工作面为 900直面，牙嵌离合器不控制扭矩。其结构见图 7.1：图 7.1 扭矩控制机构图安全牙嵌式离合器计算：计算转矩：Tc=Tt (7.1)弹簧终压紧力：Q2=Tctan(-)-2Rm/d/Rm (7.2)弹簧初压紧力：Q1=（0.850.9）Q2 (7.3)牙面挤压应力：p=Tc/100/Ap/Rm/zj (7.4)其中：Tt需传递的扭矩，Ncm；工作储备系数，一般取 1.52；Rm牙面平均半径，cm；牙面工作倾角，=45；工作面摩擦角， （） ，一般取 56；摩擦面摩擦系数，0.1；d主动轴直径，cm；Ap牙面挤压面积，cm2；zj计算牙数， （1/21/3）z；pp许用挤压应力，N/mm2。 计算结果：计算转矩：Tc=Tt=20400Ncm弹簧终压紧力：Q2=Tctan(-)-2Rm/d/Rm=4820.8N弹簧初压紧力：Q1=（0.850.9）Q2=4242.3N牙面挤压应力：p=Tc/100/Ap/Rm/zj=41.4N/mm2pp=55N/mm2因此合格。8 扭矩误差分析扭矩误差分析扭矩控制是该项目的技术关键，扭矩控制误差的大小决定着扳手能否达到铁标的要求，项目组经过多次试验改进，最终拧紧扭矩误差满足铁标不大于10的要求。现将影响扭矩控制误差的原因分析如下。8.1 弹簧力的稳定性弹簧力的稳定性扭矩控制机构采用弹簧和安全牙嵌式离合器控制扭矩，通过调整弹簧力的大小实现对扭矩大小的控制，因此弹簧力的稳定性直接影响扭矩控制的精度。为此，经多次试验，选用特殊材料，改进热处理工艺，提高加工精度。目前弹簧力稳定性已满足扭矩控制精度要求。8.2 摩擦系数的稳定性摩擦系数的稳定性安全牙嵌式离合器通过控制上、下牙嵌斜面分离的摩擦力的大小来控制扭矩，因此摩擦系数的稳定性直接影响扭矩控制的精度。上、下牙嵌离合器斜面之间的摩擦系数主要取决于表面的光洁度和润滑状态。为此在设计中将牙嵌式离合器置于变速箱内部，采用油浸式牙嵌式离合器，极大地改善了润滑条件，减小了离合器的磨损，稳定了摩擦系数。8.3 斜面棱角斜面棱角安全牙嵌式离合器上、下牙嵌分离时斜面与上平面形成的棱角会造成分离力的不稳定而影响扭矩控制的精度。为此通过多次试验调整棱角的结构，最终将棱角倒成圆滑过渡的圆弧，保证了牙嵌分离力的稳定性，确保扭矩控制精度满足要求。9 传动轴校核传动轴校核9.1 高速轴设计高速轴设计(1) 材料：选用 45 号钢调质处理。查机械设计课程设计手册第 230 页表 14-2 取 35Mpa C=100。各轴段直径的确定：根据其第 230 页式 14-2 得：1min1333.5210022.4314.8PdCn (9.1)查机械设计课程设计手册第 9 页表 1-16 取136d ，L1=1.75d1-3=60。240d 因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈。由机械设计课程设计手册85 页表 7-12 取240d ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。 (9.2)查其 62 页表 6-1 取345d 。选用 6009 轴承。L3=B+3+2=16+10+2=28。 (9.3)4d段主要是定位轴承，取450d 。L4根据箱体内壁线确定后在确定。5d装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴。412.52fddetm (9.4) 查其 51 页表 4-1 得：13.3tmm，得：e=5.96.25。6d段装配轴承所以6345dd，L6=L3=28。(2) 校核该轴和轴承L1=73，L2=211，L3=96 (9.5)作用在齿轮上的圆周力为：31122 106.9 102948292.5tTFNd 径向力为2984201073rtFFtgtgN (9.6)作用在轴 1 带轮上的外力：1132.8QFFN (9.7)求垂直面的支反力：2112211107380073211rVl FFNll 211073 800273VrVFFFN 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：322273 211 1057.6 .avvMF lN m 311800 73 1057.4 .avvMF lN m求水平面的支承力：由1122()HtFllFl得：21122112948219773211HtlFFllN (9.8)2129482197751HtHFFFN 求并绘制水平面弯矩图：3112197 73 10158.2 .aHHMF lN m 322751 211 10158.4 .aHHMF lN m求 F 在支点产生的反力：311296 1132.8384.373211Fl FFNll (9.9)21384.3 1132.81517.1FFFFFN 求并绘制 F 力产生的弯矩图：3231132.8 96 10108.7FMFlN311384.3 73 1027.7aFFMF lNF 在 a 处产生的弯矩：311384.3 73 1027.7aFFMF lNm 求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把aFM与22avaHMM直接相加。222227.757.6158.2196.1 .aaFaVaHMMMMN m222227.757.4158.4196.2 .aaFaVaHMMMMN m求危险截