軌道內(nèi)燃螺栓扳手設計

軌道內(nèi)燃螺栓扳手設計,軌道,內(nèi)燃,螺栓,扳手,設計 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：軌道內(nèi)燃螺栓扳手設計 系 別： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 2013 年 05 月 I 軌道內(nèi)燃螺栓扳手設計 摘 要 鐵路運輸是現(xiàn)代交通運輸中一種重要的方式。從 1997 年至 2007 年，我國 共實施了六次全路范圍既有線路大提速，極大地改變了鐵路運輸?shù)拿婷玻瑪U大 了鐵路運輸在運輸市場中的競爭力，取得了巨大的經(jīng)濟與社會效益。第六次鐵 路提速后鐵路在既有線上將不再提速，中國鐵路將著眼于建設高速客運專線， 使其最高速度達到三百五十公里每小時。為實現(xiàn)這一目標，并保證列車運行的 安全、正點，必須使鐵道線路保持良好狀態(tài)，這就是要按規(guī)定的計劃對鐵路線 路，包括橋涵和隧道，進行經(jīng)常的維修與保養(yǎng)，這項工作即為養(yǎng)路工作。其中， 松緊螺栓是鐵路工務部門的重要作業(yè)項目。鐵路上線路養(yǎng)護的主要任務是松緊 扣件螺栓、接頭螺栓和為螺栓涂油。線路扣件的主要作用是將鋼軌和軌枕聯(lián)結(jié) 成框架結(jié)構(gòu)，以抵抗鋼軌與軌枕在水平面內(nèi)發(fā)生轉(zhuǎn)動及鋼軌與鋼軌之間的竄動， 從而確?？蚣芙Y(jié)構(gòu)的整體性川。過去養(yǎng)路工作機械化程度低，勞動強度大，維 修工作的質(zhì)量差、效率低，不能適應日益增長的鐵路運輸任務的需要。工務上 傳統(tǒng)的松緊接頭螺栓也都是使用手動扳手，不僅效率低，而且扭力矩很難滿足 技術(shù)要求。因此一種帶離合分離裝置可實現(xiàn)兩種轉(zhuǎn)速、扭矩可控的雙頭內(nèi)燃螺 栓扳手成為研究必然。 關鍵詞：雙頭內(nèi)燃螺栓扳手；交通運輸；鐵路養(yǎng)護 II The design of rail internal combustion bolt wrench Abstract Railway 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 can't 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 III 目 錄 1 緒論 ........................................................................................................................1 1.1 題目背景 .........................................................................................................1 1.2 研究意義 .........................................................................................................1 1.3 國內(nèi)外相關研究情況 .....................................................................................2 1.4 課題研究的主要內(nèi)容 .....................................................................................2 1.5 課題擬采用的研究方案 .................................................................................3 1.6 課題研究的重點與難點 .................................................................................4 1.7 完成課題的工作方案及進度計劃 .................................................................4 2 總體計算 ..............................................................................................................5 2.1 工作方式的確定 .............................................................................................5 2.2 總體結(jié)構(gòu)設計 .................................................................................................5 2.3 工作原理 .........................................................................................................5 2.4 主要技術(shù)參數(shù)確定 .........................................................................................6 3 動力部分設計 .....................................................................................................7 3.1 離合器設計 ......................................................................................................7 4 傳動部分設計 .....................................................................................................9 4.1 傳動方式的選擇 .............................................................................................9 4.2 傳動比的設計 .................................................................................................9 4.3 傳動齒輪設計計算 .......................................................................................10 4.3.1 第一級齒輪計算 .................................................................................10 4.3.2 第二級齒輪計算 .................................................................................16 4.3.3 第三級齒輪計算 .................................................................................17 4.3.4 第四級齒輪計算 .................................................................................20 4.3.5 第五級齒輪計算 .................................................................................21 5 變速機構(gòu)設計 ...................................................................................................22 6 換向機構(gòu)的設計 ..............................................................................................23 7 扭矩控制機構(gòu)設計 ..........................................................................................24 8 扭矩誤差分析 ...................................................................................................26 8.1 彈簧力的穩(wěn)定性 ...........................................................................................26 8.2 摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性 .......................................................................................26 8.3 斜面棱角 .......................................................................................................26 9 傳動軸校核 ........................................................................................................27 IV 9.1 高速軸設計 ...................................................................................................27 9.2 低速軸計算 ...................................................................................................29 9.2.1 確定各軸段直徑 .................................................................................29 9.3 Ⅵ軸花鍵部位扭轉(zhuǎn)計算 ................................................................................31 10 總結(jié) ...................................................................................................................33 參考文獻 ...................................................................................................................34 致 謝 ........................................................................................................................35 畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權(quán)聲明 .....................................................................36 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 .........................................................................37 1 緒論 1 1 緒論 1.1 題目背景 在工務部門，松、緊螺栓是線路日常養(yǎng)護和維修中的一項繁重勞動，在螺 栓涂油、鋼軌應力放散、鋼軌鋪設、換軌及改道等作業(yè)中，均涉及此項作業(yè)。 隨著列車運行速度的不斷提高、列車運行密度的不斷加大，對線路扣件扣壓力 的要求不斷提高，不但要求擰緊，而且要求扭矩一致，能夠提供的天窗維修時 間越來越短，傳統(tǒng)沖擊扳手已無法滿足要求，因此研究一種安全、高效、可靠、 扭矩可控、價格適中的螺栓扳手成為必然。目前國內(nèi)外螺栓扳手的種類較多， 從動力上分有電動、內(nèi)燃及液壓三種；從工作頭數(shù)量上分有單頭和雙頭兩種。 但目前運用的單頭螺栓扳手均存在扭矩不可控的缺點，液壓單頭扳手雖然力矩 可控，但價格較高，維修不便；雙頭扳手雖然實現(xiàn)了扭矩可控，但由于動力與 傳動裝置之間沒有離合裝置，在工作過程中如出現(xiàn)卡帽現(xiàn)象，易發(fā)生憋車現(xiàn)象， 下道不及，造成安全隱患；并且目前雙頭扳手轉(zhuǎn)速僅為 100r/min 左右，不可調(diào) 整，在擰緊過程中效率較低。 我國于 1999 年研制成功的內(nèi)燃螺栓扳手以安全、高效、可靠等特點深受鐵 路部門的歡迎，已累計銷售 10 余年，在鄭州、沈陽、上海、武漢、西安等局以 及地方鐵路得到了廣泛應用。十余年來不斷進行產(chǎn)品的技術(shù)改造，積累了大量 的經(jīng)驗，但由于沖擊工作原理無法實現(xiàn)扭矩可控，2009 年初，在路局科委、鐵 路處的大力支持下，我國致力于研制一種帶離合分離裝置可實現(xiàn)兩種轉(zhuǎn)速、扭 矩可控的雙頭內(nèi)燃螺栓扳手。 1.2 研究意義 傳統(tǒng)的松緊螺栓依靠手工和單頭作業(yè)方式，主要存在以下弊端:作業(yè)效率低 一次只能緊松一顆螺栓，往往按“隔三卸一” ，或“隔三緊一”的方法進行流水作 業(yè)，由四名或三名工刀頓序前進。這種作業(yè)方式造成了大量勞動力的浪費，增 加了人工成本。擰緊方式不合理手工或單頭作業(yè)方式通常采用非對稱式擰緊， 對鋼軌兩側(cè)的扣件分兩次擰緊，擰緊程度難以保持一致。 畢業(yè)設計（論文） 2 手工或單頭作業(yè)方式都不能精確控制擰緊扭矩，使得扣壓力差異很大，質(zhì) 量差，返工現(xiàn)象多，縮短了維修周期，難以確保線路框架結(jié)構(gòu)的整體性、穩(wěn)定 性。鐵路工務部門現(xiàn)使用的機動扳手由于設計、制造上的原因，機械零件配合 精度差，機體構(gòu)造、機件設置不合理，造成機件損壞頻率高，檢修難度大，配 件昂貴。隨著鐵路技術(shù)的飛速發(fā)展，軌道重型化，列車高速重載是現(xiàn)代鐵路發(fā) 展的必然趨勢。鐵路調(diào)度提速的新戰(zhàn)略給工務維修作業(yè)的時間間隔越來越少， 而自無縫線路鋪設使用以來，應力放散、軌距調(diào)整、螺栓涂油等作業(yè)項目需要 反復松緊螺栓進行日常維修，工作量與日俱增，原有的作業(yè)方式，傳統(tǒng)的維修 手段主要依靠手工作業(yè)，勞動強度大、效率低，質(zhì)量不高，已經(jīng)很難滿足線路 質(zhì)量的要求，遠不能適應現(xiàn)代化鐵路發(fā)展的要求。實現(xiàn)機械化養(yǎng)路，是提高鐵 路線橋維修質(zhì)量提高生產(chǎn)率，確保列車安全正點，減輕工人勞動強度的一項重 要措施。經(jīng)過對線路上松緊螺栓工作現(xiàn)狀的深入調(diào)研，發(fā)現(xiàn)要提高線路維修作 業(yè)效率，提高鐵道線路鋼軌扣件和鋼軌連接螺母的聯(lián)結(jié)質(zhì)量，適應軌道重型化、 列車高速重載的發(fā)展要求，研制一種能夠?qū)崿F(xiàn)大扭矩同步擰緊，可以設定擰緊 扭矩和自動控制扭矩的螺栓扳手，勢在必行，對鐵路線路的養(yǎng)護具有重大意義。 1.3 國內(nèi)外相關研究情況 螺栓扳手能旋緊或旋松各種大小力矩螺栓或銹蝕的螺紋緊固件。本論文所 論述的是用于鋼軌扣件和鋼軌連接螺母旋緊或放松的軌枕用螺栓扳手，是鐵路 工務維修及搶修作業(yè)的必備工具。作為小型機械化養(yǎng)路設備，螺栓扳手在鐵路 工務維修及搶修作業(yè)中應用廣泛。目前，國內(nèi)鐵道線路上應用的機動螺栓扳手 多為單頭形式，使用靈活，維護方便，擰緊力矩較易控制。 自動軌道螺栓作業(yè)機采用計算機控制自動化程度得到明顯提高，采用電傳 動方案，電動機帶動套筒松緊螺栓，能實現(xiàn)同步擰緊，從相關參考文獻資料來 看，其不足之處是可調(diào)扭矩擰緊扭矩范圍較小，必須配備專用發(fā)電設備，整機 機構(gòu)較復雜，操作界面單一，無法實時顯示扭矩。國外已有單頭螺栓扳手在鐵 路線路上投入使用。目前，單頭內(nèi)燃壓螺栓扳手因其扭矩穩(wěn)定，易于測量和控 制，工作效率高，其研制工作引起了業(yè)界關注。國外由于修建無渣鐵路的需要， 內(nèi)燃扳手的發(fā)展趨于大型化，自動化程度也較高。 1.4 課題研究的主要內(nèi)容 繪制裝配圖、繪制全部非標零件圖、主要零件工藝規(guī)程編制、說明書。 本設計的基本要求如下： 畢業(yè)設計（論文） 3 (1) 不少于 3000 字的文獻綜述； (2) 分析并確定最佳設計方案； (3) 確定總體方案設計，繪制裝配圖； (4) 運用 Pro/E 或 AutoCAD 等工具軟件； (5) 查閱和專業(yè)相關的英文資料，并按要求翻譯成中文； (6) 按照要求的畢業(yè)設計說明書內(nèi)容、格式及要求，撰寫畢業(yè)設計說明書。 1.5 課題擬采用的研究方案 圖 1.1 裝配圖 動力從內(nèi)燃機經(jīng)皮帶傳至二級減速器，將內(nèi)燃機較高轉(zhuǎn)速減至較低轉(zhuǎn)速， 最后帶動沖擊機構(gòu)運作，沖擊頭靠其上的兩個凸爪沖擊沖擊桿，在沖擊力的作 用下，沖擊桿經(jīng)過套筒帶動螺栓轉(zhuǎn)動。當螺栓的阻力矩超過主彈簧傳遞給沖擊 頭的力矩時，沖擊頭在滾珠的限制下，沿芯軸的 V 型槽后退，使得沖擊頭的凸 爪與沖擊桿的凸肩脫扣。這時沖擊頭在電動機的帶動下，繼續(xù)轉(zhuǎn)動，凸爪跨過 凸肩，在主壓力彈簧的作用下，產(chǎn)生附加角速度，凸爪沖擊凸肩，產(chǎn)生沖擊力 矩，經(jīng)套筒再傳至螺栓或螺母，從而使螺栓或螺母轉(zhuǎn)動一個角度，如此循環(huán)沖 擊，直至完成螺栓的裝卸工作。傳動裝置完全封閉在鋁制箱體內(nèi)，潤滑良好。 畢業(yè)設計（論文） 4 機械換向進行倒順轉(zhuǎn)，并能使套筒靜止不動。效率高，并能單獨操縱。 1.6 課題研究的重點與難點 本課題所研究的重點在于如何將內(nèi)燃機較高轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)換為雙向較低的工作轉(zhuǎn) 速，并要求其結(jié)構(gòu)設計合理，性能優(yōu)良，滿足工藝要求，通用性強，應用范圍 廣。難點在于沖擊頭的設計，必須確保其工作時能與螺栓接觸完全，所產(chǎn)生扭 矩能達到工作標準。同時我們還需要 AutoCAD 作圖工具來配合完成設計過程， 裝配設計形象直觀。AutoCAD 作為以 CAD 技術(shù)為內(nèi)核的輔助設計軟件， AutoCAD 具備了 CAD 技術(shù)能夠?qū)崿F(xiàn)的基本功能。作為一個通用的工種設計平 臺，AutoCAD 還擁有強大的人機交互能力和簡便的操作方法，十分方便廣大普 通用戶。 1.7 完成課題的工作方案及進度計劃 1~2 周：熟悉課題，根據(jù)老師給的資料運用 AutoCAD 等軟件繪制零件圖， 翻譯外文資料。 3~4 周：確定螺栓扳手類型及結(jié)構(gòu)，繪制零件結(jié)構(gòu)草圖，準備開題答辯。 5~8 周：對部分零件尺寸及公差進行設計計算，并運用 Auto CAD 輔助設 計完成二級減速器設計，準備中期答辯。 9~14 周：運用 Auto CAD 完成沖擊頭結(jié)構(gòu)圖，計算沖擊頭的工作載荷、裝 配圖及零件圖的繪制等工作。 15~17 周：對所有圖紙進行校核，編寫設計說明書，所有資料提請指導教 師檢查，準備畢業(yè)答辯。 2 總體計算 5 2 總體計算 2.1 工作方式的確定 螺栓扳手按工作方式可分為兩類：第一類為沖擊式扳手，第二類為靜扭矩 扳手。前者具有效率高、結(jié)構(gòu)簡單的優(yōu)點，但扭矩不可控，震動較大；后者具 有扭矩可控可靠性高的優(yōu)點，但結(jié)構(gòu)復雜，所需功率較大。 經(jīng)過以上兩種工作方式對比，在考察了國內(nèi)外一些螺栓扳手同時結(jié)合目前 線路維修的實際情況，我們決定雙頭內(nèi)燃螺栓扳手采用靜扭工作方式。 2.2 總體結(jié)構(gòu)設計 雙頭內(nèi)燃螺栓扳手由汽油機、離合器、變速箱、變速機構(gòu)、換向機構(gòu)、扭 矩控制機構(gòu)、套筒操縱機構(gòu)、機架等部分組成。其傳動路線如圖： 圖 2.1 傳動路線圖 2.3 工作原理 動力輸出通過離合器和變速箱連接，將動力傳給變速箱，離合器可實現(xiàn)動 力的傳遞及切斷；變速箱內(nèi)采用齒輪傳動，可實現(xiàn)轉(zhuǎn)速的變換，并通過錐齒輪 將水平旋轉(zhuǎn)運動變換為垂直旋轉(zhuǎn)運動，通過換向機構(gòu)改變輸出軸的旋轉(zhuǎn)方向， 換向機構(gòu)設置正、反、中間三個檔位。當反向旋松螺母時，離合器上下牙嵌的 嚙合面為垂直平面，扭矩不可調(diào)整，當正向擰緊螺母時，上下離合器嚙合齒面 畢業(yè)設計（論文） 6 為斜齒面，通過調(diào)整彈簧的預緊力來改變輸出扭矩的大小，實現(xiàn)扭矩的控制。 2.4 主要技術(shù)參數(shù)確定 經(jīng)過廣泛調(diào)研，根據(jù)線路實際情況，確定雙頭內(nèi)燃螺栓扳手的主要技術(shù)參 數(shù)如下： 汽油機：6.5PS/3600r/min 轉(zhuǎn)速：100r/min~150r/min 擰緊扭矩(可調(diào)) ：80~170N.m 扭矩控制精度：10% 旋松扭矩：大于 2×300N.m 3 動力部分設計 7 3 動力部分設計 作為一種線路維修設備，由于作業(yè)距離較長，設備搬運不便，對動力的選 型較為嚴格。一是保證足夠的功率，二是保證重量較低?；谝陨蟽牲c，確定 采用內(nèi)燃機作為動力。由于柴油機的重量、噪音較大，盡管其擁有價格低、使 用經(jīng)濟性較好、維修方便的優(yōu)點，仍不宜采用。汽油機具有重量輕、噪音低的 突出特點，隨著汽油機的國產(chǎn)化，其采購價得到了降低，目前已得到了廣泛應 用，決定采用汽油機。 最終套筒需要的擰松扭矩為單頭 300N·m,轉(zhuǎn)速 100~150rpm，需要功率 N=T×n/9550=3.14kw。考慮到傳動效率問題，選用 GX200 汽油機。該汽油機的 功率為 4.8KW，轉(zhuǎn)速為 3600rpm，輸出扭矩為 12.9N.m，重量為 16kg。 3.1 離合器設計 在汽油機與變速箱之間設置離合器主要有兩個目的：一是為了在啟動汽油 機時負載與汽油機分離，實現(xiàn)無負載啟動；二是在負載過大時，負載與汽油機 分離，保護汽油機。 根據(jù)上述作用，結(jié)合雙頭螺栓扳手的結(jié)構(gòu)情況，要求所選離合器必須具有 結(jié)構(gòu)簡單、外形尺寸小、傳動平穩(wěn)可靠、可直接與汽油機連接、適應高轉(zhuǎn)速等 特點。經(jīng)對比選擇，確定選用離心式離合器。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖所示： 圖 3.1 離心式離合器結(jié)構(gòu)示意圖 計算轉(zhuǎn)矩 Tc=βTt (3.1) 傳遞轉(zhuǎn)矩所需離心力 Qj=Tc/(Rμz) (3.2) 閘塊有效離心力 Q=mr∏2(n2-n02)/90000≥Qj (3.3) 摩擦面壓強 P=Tc/(R2bψμz)≤Pp (3.4) 畢業(yè)設計（論文） 8 預定彈簧力 T=mr∏2n02/90000 (3.5) 其中：β—工作儲備系數(shù)，一般取 1.5~2； Tt—需傳遞的扭矩， N·cm； R—閘塊外半徑，cm； z—閘塊數(shù)量； b—閘塊寬度，?。?~2 ）d，cm ； d—主動軸直徑，cm； n—正常工作轉(zhuǎn)速，r/min； n0—開始結(jié)合轉(zhuǎn)速，r/min,一般取 n0=（0.7~0.8 ）n； m—單個閘塊質(zhì)量，kg ； μ—摩擦面摩擦系數(shù)； Pp—摩擦面許用壓強，N/cm 2； ψ—閘塊所對角度，rad。 經(jīng)計算，NLB600 型雙頭螺栓扳手所采用的離心式離合器的計算結(jié)果如下： 計算轉(zhuǎn)矩 Tc=1935N·cm 傳遞轉(zhuǎn)矩所需離心力 Qj=310.10N 閘塊有效離心力 Q=374.14N≥Qj=310.10N 摩擦面壓強 P=21.1N/cm2≤Pp=200N/cm2 預定彈簧力 T=mr∏2n02/90000=203.70N 由上述公式可以看出，所選離心式離合器符合要求。 4 傳動部分設計 9 4 傳動部分設計 4.1 傳動方式的選擇 可以實現(xiàn)動力傳遞的方式有齒輪傳動、皮帶傳動、鏈傳動等。根據(jù)雙頭螺 栓扳手的使用狀況及現(xiàn)場情況，要求在較小的空間實現(xiàn)較大傳動比，并實現(xiàn)傳 動方向的改變，傳動比穩(wěn)定可靠?；谝陨蠋c，決定采用齒輪傳動。 4.2 傳動比的設計 根據(jù)第三部分設計結(jié)果選用 GX200 汽油機，其工作轉(zhuǎn)速為 3600r/min，根 據(jù)第二部分技術(shù)參數(shù)需要輸出低速 100r/min 和高速 150r/min 兩種轉(zhuǎn)速，由此可 得：低速總傳動比=3600/100=36，高速總傳動比=3600/150=24。 齒輪結(jié)構(gòu)布置見圖 1 所示，分為五級傳動，各級傳動設計見表 4.1： 表 4.1 各級傳動比 第二級 第一級 第二級 高速 第二級 低速 第三級 第四級 第五級 模數(shù) 2 2 2 4 3 3 主動輪齒數(shù) 24 24 17 8 17 35 被動輪齒數(shù) 40 40 47 35 35 36 傳動比 1.67 1.67 2.76 4.38 2.06 1.03 低速扭 矩 260.06 535.41 550.71扭 矩 高速扭 矩 21.50 35.83 59.44 156.77 322.76 331.99 低速轉(zhuǎn) 速 178.6 86.7 84.3轉(zhuǎn) 速 高速轉(zhuǎn) 速 2160.0 1296.0 781.3 296.2 143.9 139.9 實際總傳動比 i 高 =1.67 1.67 4.38 2.06 1.03=25.74?? i 低 =1.67 2.76 4.38 2.06 1.03=42.69 實際輸出轉(zhuǎn)速 n 高 =3600/25.74=139.9 n 低 =3600/42.69=84.3 實際輸出扭矩 T 高 =129 25.74=331.99? T 低 =3600/42.69=550.71 畢業(yè)設計（論文） 10 4.3 傳動齒輪設計計算 4.3.1 第一級齒輪計算 a.大小齒輪的設計 材料：高速級小齒輪選用 45?鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 250HBS。高速級大齒輪選用 45?鋼正火，齒面硬度為 220HBS。 查《機械設計基礎》第 166 頁表 11-7 得： (4.1))(0.12limMpaH?? )(1682limMpaH?? 第 165 頁表 11-4 得： ， 。 3S5.1FS ， 。 ??aH..51li1???)(2.30.li2S (4.2) 查《機械設計課程設計手冊》第 168 頁表 11-10C 圖得： ， 。MpaF591lim?MpaF482lim?? 故 ， 。 (4.3)??SF3.570.1li???MpaSF6.4805.12lim?? 按齒面接觸強度設計：9 級精度制造，查《機械設計課程設計手冊》第 164 頁表 11-3 得：載荷系數(shù) .2K?，取齒寬系數(shù) 計算中心距：由《機械設.a? 計課程設計指導書》課本第 165 頁式 11-5 得： 。 (4.4)??????4.6379.14502.131379. ???? ?????????????????aHT 考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取 ， ,取?2m Z1=24，Z 2=40。 實際傳動比： (4.5)6.140? 傳動比誤差： 。 (4.6)%5.33.79??? 齒寬： 取8?ab?)(821mb 高速級大齒輪 ， ； 高速級小齒輪 ， 。)(2?40??)(18mb?241?? 驗算輪齒彎曲強度：查《機械設計課程設計手冊》第 167 頁表 11-9 得： 1.6FY ， 2.F 按最小齒寬 計算：18b (4.7)??12 321 84106.9. FMpamKT??????? (4.8)??217.FFFpaY??? 所以安全。 齒輪線速度： 畢業(yè)設計（論文） 11 (4.9))/(0479.1063.259sm????? b.具體參數(shù)如下所示： (1) 設計參數(shù) 傳遞功率 P=4.86000(kW) 傳遞轉(zhuǎn)矩 T=12.9(N.m) 齒輪 1 轉(zhuǎn)速 n1=3600(r/min) 齒輪 2 轉(zhuǎn)速 n2=2160(r/min) 傳動比 i=1.66667 原動機載荷特性 SF=均勻平穩(wěn) 工作機載荷特性 WF=輕微振動 預定壽命 H=2000(小時) (2) 布置與結(jié)構(gòu) 結(jié)構(gòu)形式 ConS=閉式 齒輪 1 布置形式 ConS1=懸臂布置 齒輪 2 布置形式 ConS2=懸臂布置 (3) 材料及熱處理 齒面嚙合類型 GFace=硬齒面 熱處理質(zhì)量級別 Q=MQ 齒輪 1 材料及熱處理 Met1=20CrMnTi 齒輪 1 硬度取值范圍 HBSP1=50-55 齒輪 2 材料及熱處理 Met2=45 齒輪 2 硬度取值范圍 HBSP2=45-50 (4) 齒輪精度 齒輪 1 第Ⅰ組精度 JD11=7 齒輪 1 第Ⅱ組精度 JD12=7 齒輪 1 第Ⅲ組精度 JD13=7 齒輪 1 齒厚上偏差 JDU1=F 齒輪 1 齒厚下偏差 JDD1=L 齒輪 2 第Ⅰ組精度 JD21=7 齒輪 2 第Ⅱ組精度 JD22=7 齒輪 2 第Ⅲ組精度 JD23=7 齒輪 2 齒厚上偏差 JDU2=F 畢業(yè)設計（論文） 12 齒輪 2 齒厚下偏差 JDD2=L (5) 齒輪基本參數(shù) 模數(shù)(法面模數(shù))Mn=2 端面模數(shù) Mt=2.00000 螺旋角 β=0.000000(度) 基圓柱螺旋角 βb=0.0000000(度) 齒輪 1 齒數(shù) Z1=24 齒輪 1 變位系數(shù) X1=0.00 齒輪 1 齒寬 B1=18.00(mm) 齒輪 1 齒寬系數(shù) Φd1=0.75000 齒輪 2 齒數(shù) Z2=40 齒輪 2 變位系數(shù) X2=0.00 齒輪 2 齒寬 B2=18.00(mm) 齒輪 2 齒寬系數(shù) Φd2=0.45000 總變位系數(shù) Xsum=0.00000 標準中心距 A0=64.00000(mm) 實際中心距 A=64.00000(mm) 齒數(shù)比 U=1.66667 端面重合度 εα=1.65772 縱向重合度 εβ=0.00000 總重合度 ε=1.65772 齒輪 1 分度圓直徑 d1=48.00000(mm) 齒輪 1 齒頂圓直徑 da1=52.00000(mm) 齒輪 1 齒根圓直徑 df1=43.00000(mm) 齒輪 1 齒頂高 ha1=2.00000(mm) 齒輪 1 齒根高 hf1=2.50000(mm) 齒輪 1 全齒高 h1=4.50000(mm) 齒輪 1 齒頂壓力角 αat1=29.841119(度) 齒輪 2 分度圓直徑 d2=80.00000(mm) 齒輪 2 齒頂圓直徑 da2=84.00000(mm) 齒輪 2 齒根圓直徑 df2=75.00000(mm) 齒輪 2 齒頂高 ha2=2.00000(mm) 齒輪 2 齒根高 hf2=2.50000(mm) 齒輪 2 全齒高 h2=4.50000(mm) 畢業(yè)設計（論文） 13 齒輪 2 齒頂壓力角 αat2=26.498589(度) 齒輪 1 分度圓弦齒厚 sh1=3.13935(mm) 齒輪 1 分度圓弦齒高 hh1=2.05139(mm) 齒輪 1 固定弦齒厚 sch1=2.77410(mm) 齒輪 1 固定弦齒高 hch1=1.49511(mm) 齒輪 1 公法線跨齒數(shù) K1=3 齒輪 1 公法線長度 Wk1=15.43292(mm) 齒輪 2 分度圓弦齒厚 sh2=3.14079(mm) 齒輪 2 分度圓弦齒高 hh2=2.03084(mm) 齒輪 2 固定弦齒厚 sch2=2.77410(mm) 齒輪 2 固定弦齒高 hch2=1.49511(mm) 齒輪 2 公法線跨齒數(shù) K2=4 齒輪 2 公法線長度 Wk2=21.78536(mm) 齒頂高系數(shù) ha*=1.00 頂隙系數(shù) c*=0.25 壓力角 α*=20(度) 端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.00000 端面頂隙系數(shù) c*t=0.25000 端面壓力角 α*t=20.0000000(度) (6) 檢查項目參數(shù) 齒輪 1 齒距累積公差 Fp1=0.03983 齒輪 1 齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.03338 齒輪 1 公法線長度變動公差 Fw1=0.02785 齒輪 1 齒距極限偏差 fpt(±)1=0.01456 齒輪 1 齒形公差 ff1=0.01060 齒輪 1 齒切向綜合公差 fi'1=0.01510 齒輪 1 齒徑向綜合公差 fi''1=0.02067 齒輪 1 齒向公差 Fβ1=0.01160 齒輪 1 切向綜合公差 Fi'1=0.05043 齒輪 1 徑向綜合公差 Fi''1=0.04673 齒輪 1 基節(jié)極限偏差 fpb(±)1=0.01368 齒輪 1 螺旋線波度公差 ffβ1=0.01510 齒輪 1 軸向齒距極限偏差 Fpx(±)1=0.01160 齒輪 1 齒向公差 Fb1=0.01160 畢業(yè)設計（論文） 14 齒輪 1x 方向軸向平行度公差 fx1=0.01160 齒輪 1y 方向軸向平行度公差 fy1=0.00580 齒輪 1 齒厚上偏差 Eup1=-0.05824 齒輪 1 齒厚下偏差 Edn1=-0.23294 齒輪 2 齒距累積公差 Fp2=0.04880 齒輪 2 齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.03733 齒輪 2 公法線長度變動公差 Fw2=0.03031 齒輪 2 齒距極限偏差 fpt(±)2=0.01501 齒輪 2 齒形公差 ff2=0.01100 齒輪 2 齒切向綜合公差 fi'2=0.01561 齒輪 2 齒徑向綜合公差 fi''2=0.02130 齒輪 2 齒向公差 Fβ2=0.00630 齒輪 2 切向綜合公差 Fi'2=0.05980 齒輪 2 徑向綜合公差 Fi''2=0.05226 齒輪 2 基節(jié)極限偏差 fpb(±)2=0.01411 齒輪 2 螺旋線波度公差 ffβ2=0.01561 齒輪 2 軸向齒距極限偏差 Fpx(±)2=0.00630 齒輪 2 齒向公差 Fb2=0.00630 齒輪 2x 方向軸向平行度公差 fx2=0.00630 齒輪 2y 方向軸向平行度公差 fy2=0.00315 齒輪 2 齒厚上偏差 Eup2=-0.06005 齒輪 2 齒厚下偏差 Edn2=-0.24020 中心距極限偏差 fa(±)=0.02113 (7) 強度校核數(shù)據(jù) 齒輪 1 接觸強度極限應力 σHlim1=1250(MPa) 齒輪 1 抗彎疲勞基本值 σFE1=804 (MPa) 齒輪 1 接觸疲勞強度許用值[σ H]1=1212.5 (MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值[σ F]1=574.3(MPa) 齒輪 2 接觸強度極限應力 σHlim2=1168.2(MPa) 齒輪 2 抗彎疲勞基本值 σFE2=656.0(MPa) 齒輪 2 接觸疲勞強度許用值[σ H]2=1133.2(MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值[σ F]2=468.6(MPa) 接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00 彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40 畢業(yè)設計（論文） 15 接觸強度計算應力 σH=813.5(MPa) 接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]=滿足 齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 σF1=188.0(MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 σF2=178.7(MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1=滿足 齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2=滿足 (8) 強度校核相關系數(shù) 齒面經(jīng)表面硬化 Zas=表面硬化 齒形 Zp= 一般 潤滑油粘度 V50=120(mm^2/s) 有一定量點饋 Us=允許 小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm(Ra≤1μm) 載荷類型 Wtype=靜強度 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm(Ra≤2.6μm ) 刀具基本輪廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25，Pao/Mn＝0.38 圓周力 Ft=537.13125(N) 齒輪線速度 V=9.04779(m/s) 使用系數(shù) Ka=1.25000 動載系數(shù) Kv=2.37427 齒向載荷分布系數(shù) KHβ=1.00000 綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=1.00000 安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=0.00000 齒間載荷分布系數(shù) KHα=1.28079 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.49457 材料的彈性系數(shù) ZE=189.80000 接觸強度重合度系數(shù) Zε=0.88361 接觸強度螺旋角系數(shù) Zβ=1.00000 重合、螺旋角系數(shù) Zεβ=0.88361 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=1.00000 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.97000 工作硬化系數(shù) Zw=1.00000 接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.00000 齒向載荷分布系數(shù) KFβ=1.00000 齒間載荷分布系數(shù) KFα=1.42363 畢業(yè)設計（論文） 16 抗彎強度重合度系數(shù) Yε=0.70243 抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ=1.00000 抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=0.70243 壽命系 Yn=1.00000 齒根圓角敏感系數(shù) Ydr=1.00000 齒根表面狀況系數(shù) Yrr=1.00000 尺寸系數(shù) Yx=1.00000 齒輪 1 復合齒形系數(shù) Yfs1=4.24540 齒輪 1 應力校正系數(shù) Ysa1=1.57832 齒輪 2 復合齒形系數(shù) Yfs2=4.03486 齒輪 2 應力校正系數(shù) Ysa2=1.67353 由以上計算可知，齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足要求，合格。 4.3.2 第二級齒輪計算 計算方法同第一級，計算結(jié)果如下： 高速級： 齒輪 1 接觸強度極限應力 σHlim1=1186.4(MPa) 齒輪 1 抗彎疲勞基本值 σFE1=672.0(MPa) 齒輪 1 接觸疲勞強度許用值[σ H]1=1273.5(MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值[σ F]1=480.0(MPa) 齒輪 2 接觸強度極限應力 σHlim2=1150.0(MPa) 齒輪 2 抗彎疲勞基本值 σFE2=640.0(MPa) 齒輪 2 接觸疲勞強度許用值[σ H]2=1234.4(MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值[σ F]2=457.1(MPa) 接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00 彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40 接觸強度計算應力 σH=870.5(MPa) 接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]，滿足 齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 σF1=215.2(MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 σF2=204.6(MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1，滿足 齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2，滿足 由以上計算可知，齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足要求，合格。 低速級： 齒輪 1 接觸強度極限應力 σHlim1=1186.4(MPa) 畢業(yè)設計（論文） 17 齒輪 1 抗彎疲勞基本值 σFE1=672.0(MPa) 齒輪 1 接觸疲勞強度許用值[σ H]1=1273.5(MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值[σ F]1=480.0(MPa) 齒輪 2 接觸強度極限應力 σHlim2=1150.0(MPa) 齒輪 2 抗彎疲勞基本值 σFE2=640.0(MPa) 齒輪 2 接觸疲勞強度許用值[σ H]2=1234.4(MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值[σ F]2=457.1(MPa) 接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00 彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40 接觸強度計算應力 σH=1022.2(MPa) 接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]，滿足 齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 σF1=263.8(MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 σF2=233.1(MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1，滿足 齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2，滿足 由以上計算可知，齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足要求，合格。 4.3.3 第三級齒輪計算 只按低速進行計算，計算結(jié)果如下： 傳遞功率(Kw) N =4.86 最低轉(zhuǎn)速(r/min) n=781.3 額定轉(zhuǎn)矩(N.m) T=59.4 中點分度圓的切向力(N) Ft=4421.25 齒寬系數(shù) φa=0.306 動載荷系數(shù) Kv=1.01 使用情況系數(shù) KA =1.25 齒向載荷分布系數(shù) KHB =1.880 齒間載荷分配系數(shù) KHα=1.10 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.130 材料彈性系數(shù) ZE=189.80 接觸強度重合度及螺旋角系數(shù) Zεβ=0.89 彎曲強度重合度及螺旋角系數(shù) Yεβ=0.69 齒輪軸向重合度 εβ=1.220 錐齒輪系數(shù) Zk=1.00 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.94 畢業(yè)設計（論文） 18 工作硬化系數(shù) Zw=1.00 接觸強度計算的尺寸系數(shù) Zx=1.000 彎曲強度計算的尺寸系數(shù) Yx=1.000 小齒輪參數(shù)： 大端法向模數(shù) mn=4.0 齒形角 α=20° 齒頂高系數(shù) ha*=0.85 齒寬中點螺旋角(°) β=35° 小齒輪分錐角(°) δ1=12°52′30″ 小齒輪徑向變位系數(shù) Xn=0.000 小齒輪切向變位系數(shù) Xt =0.000 傳動比 u=4.38 外錐距(mm) R =71.805 小齒輪齒數(shù) Z1=8 小齒輪當量齒數(shù) Z1v=14.9 小齒輪螺旋方向 左旋 小齒輪端面重合度 εα=0.97 小齒輪復合齒形系數(shù) YFS=4.47 小齒輪接觸強度壽命系數(shù) Zn=1.000 小齒輪彎曲強度壽命系數(shù) Yn=1.000 小齒輪相對齒根圓角敏感系數(shù) YδrelT=1.000 小齒輪相對齒根表面狀況系數(shù) YRrelT=1.000 小齒輪大端分度圓(mm) d1=32 小齒輪齒頂圓(mm) da1=42.68 小齒輪齒根圓(mm) df1=25.61 小齒輪齒寬(mm) b1=22 小齒輪齒圈徑向跳動公差(mm) Fr1=0.036 小齒輪齒坯母線跳動公差(mm) mx_Fr1=0.030 小齒輪基準端面跳動公差(mm) dm_Fr1=0.010 小齒輪齒距累積公差(mm) fp1=±0.036 小齒輪頂錐角極限偏差上偏差(mm) td1=8.000 小齒輪頂錐角極限偏差下偏差(mm) bd =0.000 小齒輪齒形相對誤差的公差(mm) fc1=0.008 小齒輪切向綜合公差(mm) Fi'=0.045 畢業(yè)設計（論文） 19 小齒輪齒距極限偏差(mm) fpt=±0.014 小齒輪一齒切向綜合公差(mm) fi'=0.019 齒輪副軸交角綜合公差(mm) Fi″=0.047 齒輪副一齒軸交角綜合公差(mm) fi″= 0.020 最小法向側(cè)隙(mm) jn=0.052 中點分度圓弦齒厚(mm) sm=6.205 中點分度圓弦齒高(mm) ham=4.213