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 畢業(yè)設計(論文)外文資料翻譯 系 別： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化專業(yè) 班 級： 姓 名： 學 號： 外文出處： 行星齒輪減速器設計方法研究 2008（09） 附 件： 1. 原文； 2. 譯文 2013年3月 采用表面微加工技術制造微型行星齒輪減速器 摘要：本文提出一個微型行星齒輪機構具有較高的齒輪減速比緊湊的尺寸。首腦會議采用V是被淘汰的制造方法，使組裝部件的冗余。其中的設計規(guī)則也被檢查。為了充分利用表面微機械加工的好處，行星式減速齒輪的設計，對使用的片上微引擎。計算預期的齒輪減速比，并與以往的鏈齒輪機構相比。本文介紹的微型行星齒輪機構，預計將有162:1的減速比利用更小的空間消耗。這是一個數(shù)量級高于先前報道的設計在一個單一的減速齒輪系。 關鍵詞：MEMS，行星齒輪，減速齒輪表面微機械，首腦會議的V過程。 1 什么是減速器 減速器是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將馬達的回轉數(shù)減速到所要的回轉數(shù)，并得到較大轉矩的機構。 1.1減速器的作用 降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。減速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。大家可以看一下一般電機都有一個慣量數(shù)值。 1.2減速器的種類 一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。 1.3常見減速器 1.3.1蝸輪蝸桿減速器 主要特點是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。 1.3.2諧波減速器 諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉速不能太高。 1.3.3行星減速器 其優(yōu)點是結構比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。但價格略貴一、對裝配前零件的要求：滾動軸承用汽油清洗，其他零件用煤油清洗。所有零件和箱體內(nèi)不許有任何雜質(zhì)存在。箱體內(nèi)壁和齒輪（蝸輪）等未加工表面先后涂兩次不被機油侵蝕的耐油漆，箱體外表面先后涂底漆和顏色油漆（按主機要求配色）；零件配合面洗凈后涂以潤滑油。 2 安裝和調(diào)整的要求　 2.1滾動軸承的安裝　　 滾動軸承安裝時軸承內(nèi)圈應緊貼軸肩，要求縫隙不得通過0.05mm 厚的塞尺。 2.2軸承軸向游隙　　 對游隙不可調(diào)整的軸承（如深溝球軸承），其軸向游隙為0.25~0.4mm；對游隙可調(diào)整的軸承軸向游隙數(shù)值見表。點擊查看圓錐滾子軸承軸向游隙；角接觸球軸承軸向游隙。 2.3齒輪（蝸輪）嚙合的齒側間隙 可用塞尺或壓鉛法。即將鉛絲放在齒槽上，然后轉動齒輪而壓扁鉛絲，測量兩齒側被壓扁鉛絲厚度之和即為齒側的大小。　 2.4齒面接觸斑點 圓柱齒輪齒面接觸斑點2-10-4；圓錐齒輪齒面接觸斑2-11-4；蝸桿傳動接觸斑點2-12-4。 3 密封要求　 箱體剖分面之間不允許填任何墊片，但可以涂密封膠或水玻璃以保證密封；裝配時，在擰緊箱體螺栓前，應使用0.05mm的塞尺檢查箱蓋和箱座結合面之間的密封性；軸伸密封處應涂以潤滑脂。各密封裝置應嚴格按要求安裝。 4 潤滑要求　 合理確定潤滑油和潤滑脂類型和牌號；軸承脂潤滑時，潤滑脂的填充量一般為可加脂空間的1/2-2/3；潤滑油應定期更換，新減速器第一次使用時，運轉7~14天后換油，以后可以根據(jù)情況每隔3到6個月?lián)Q一次油。 5 試驗要求　 在額定轉速下正、反運轉1-2小時；在額定轉速、額定負荷下運轉，至油溫平衡為止；對齒輪減速器，要求油池溫升不超過35oC,軸承溫升不超過40oC；對蝸桿減速器，要求油池溫升不超過60oC,軸承溫升不超過50oC；全部試驗過程中，要求運轉平穩(wěn)，噪聲小，聯(lián)接固定處不松動，各密封、結合處不松動。 6 包裝和運輸要求　 外伸軸及其附件應涂油包裝；搬運、起吊時不得使用吊環(huán)螺釘及吊耳以上技術要求不一定全部列出，有時還需另增項目，主要由設計的具體要求而定。 7 技術要求　 裝配前，所有零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，不許有任何雜物存在。內(nèi)壁涂上不被機油腐蝕的涂料兩次；嚙合側隙用鉛絲檢驗不小于0.16mm，鉛絲不得大于最小側隙的4倍；用涂色法檢驗斑點。按齒高接觸點不小于40%；按齒長接觸斑點不小于50%。必要時可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況；應調(diào)整軸承軸向間隙：φ40為0.05-0.1mm,φ55為0.08-0.15mm；檢驗減速器剖分面、各接觸面及密封處，均不許漏油。剖分面允許涂以密封油漆或水玻璃，不允許使用任何填料；機座內(nèi)裝N100潤滑油至規(guī)定高度。 8 下面介紹減速器的發(fā)展現(xiàn)狀 減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型減速器（500kw以上），多從國外（如丹麥、德國等）進口。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優(yōu)點?。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的"內(nèi)平動齒輪減速器"不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內(nèi)領先地位。國內(nèi)有少數(shù)高等學校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發(fā)表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。 平動齒輪減速器工作原理簡介,平動齒輪減速器是指一對齒輪傳動中，一個齒輪在平動發(fā)生器的驅動下作平面平行運動，通過齒廓間的嚙合，驅動另一個齒輪作定軸減速轉動，實現(xiàn)減速傳動的作用。平動發(fā)生器可采用平行四邊形機構，或正弦機構或十字滑塊機構。本成果采用平行四邊形機構作為平動發(fā)生器。平動發(fā)生器可以是虛擬的采用平行四邊形機構，也可以是實體的采用平行四邊形機構。有實用價值的平動齒輪機構為內(nèi)嚙合齒輪機構，因此又可以分為內(nèi)齒輪作平動運動和外齒輪作平動運動兩種情況。外平動齒輪減速器構，其內(nèi)齒輪作平動運動，驅動外齒輪并作減速轉動輸出。該機構亦稱三環(huán)（齒輪）減速器。由于內(nèi)齒輪作平動，兩曲柄中心設置在內(nèi)齒輪的齒圈外部，故其尺寸不緊湊，不能解決體積較大的問題。內(nèi)平動齒輪減速，其外齒輪作平動運動，驅動內(nèi)齒輪作減速轉動輸出。由于外齒輪作平動，兩曲柄中心能設置在外齒輪的齒圈內(nèi)部，大大減少了機構整體尺寸。由于內(nèi)平動齒輪機構傳動效率高、體積小、輸入輸出同軸線，故由廣泛的應用前景。 本項目的技術特點,本新型的"內(nèi)平動齒輪減速器"與國內(nèi)外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點： （1） 傳動比范圍大，自I=10起，最大可達幾千。若制作成大傳動比的減速器，則更顯示出本減速器的優(yōu)點。 （2） 傳遞功率范圍大：并可與電動機聯(lián)成一體制造。 （3） 結構簡單、體積小、重量輕。比現(xiàn)有的齒輪減速器減少1/3左右。 （4） 機械效率高。嚙合效率大于95%，整機效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。 （5） 本減速器的輸入軸和輸出軸是在同一軸線上。本減速器與其它減速器的性能比較見表1。因缺少數(shù)據(jù)，表中所列的各減速器的功率/重量比是最優(yōu)越的。各類減速器比較 型號 功率（kw） 減速比 質(zhì)量（kg） QI-450 93 31.5 1820 ZSY-250 95 31.5 540 NGW-92 88.1 31.5 577 SEW(德國) 90 28.61 1300 NP-100? 100 30 400 注：NP-100為內(nèi)平動齒輪減速器，SEW減速器的質(zhì)量含電機。2.本項目的關鍵技術。由圖2可知，"內(nèi)平動齒輪減速器"是由內(nèi)齒輪Z2、外齒輪Z1和平行四邊形機構組合而成的。它的傳動原理是：電機輸入旋轉運動，外齒輪作平行移動，其圓心的運動軌跡是一個圓，與之嚙合的內(nèi)齒輪則作定軸轉動。因為外齒輪作平行移動，所以稱謂平動齒輪機構。齒輪的平行移動需要有輔助機構幫助實現(xiàn)的，可采用（6~12副）銷軸、滾子作為虛擬輔助平動機構，也可以采用偏心軸作為實體輔助平動機構。內(nèi)平動齒輪減速器的關鍵技術和關鍵工藝是組成平行四邊形構件的尺寸計算及其要求的加工精度、輪齒主要參數(shù)的選擇。這些因數(shù)都將影響傳動的能力和傳動的質(zhì)量?？偟恼f，組成本減速器的各零部件都要求有較高的精度，它們將決定著減速器的整體傳動質(zhì)量。3.本項目的概況本項目已獲得中國實用新型專利，專利號：ZL95227767.0。 本項目自1995年試制出第一臺樣機（功率2.5kW，傳動比I=32）后，陸續(xù)與一些廠礦合作，設計了下面幾種不同功率、不同傳動比的減速器： （1） 電動推拉門用減速器，功率550W，傳動比I=26，與電機連成一體。 （2） 攪拌機用減速器，功率370W，傳動比I=17。 （3） 某軍品用的兩種減速器，一種功率370W，傳動比I=23.5；另一種功率370W，傳動比I=103的二級傳動減速器。 （4） 鋼廠大包回轉臺減速器，功率7.5kw，傳動比I=64。 （5）鋼廠輥道減速器，功率7.5kw，傳動I=11。在本專利的基礎上，已研制出一種新型超大型減速器，功率可達1000kw，目前正在研制超小型（外型尺寸為毫米級）的微型減速器。 在微機電系統(tǒng)中的齒輪結構通常希望用來在微小的體積內(nèi)產(chǎn)生較大的扭矩。但是沒有較大重量的減速器，往往是很難達到這樣的目的。研究發(fā)現(xiàn)擁有微行星齒輪的減速機構能夠在狹小的空間內(nèi)增加扭矩，這好像有點自相矛盾。這是因為微行星齒輪系統(tǒng)能在每單位體積內(nèi)產(chǎn)生更大的傳動比。然而它的結構是如此的復雜，以至于我們很少嘗試將齒輪系統(tǒng)微型化。Suzumori以及他的小組成員曾經(jīng)用類似的行星齒輪結構來驅動一個機器人，并使它在直徑為一寸的鋼管里前后移動。他們利用一個馬達來驅動高傳動比的齒輪機構，通過微電線的放電加工技術能夠實現(xiàn)這種齒輪機構的精確加工。但是這些部件應該在裝配驅動馬達之前安裝在齒輪箱上。Takeuchi 等人也用這種技術制造了微行星齒輪。他們建議用特殊的含陶合金和高碳鋼作為最佳選擇材料。當這種齒輪系統(tǒng)的傳動比達到200的時候，才可以安裝馬達并使之驅動。為了實現(xiàn)用芯片的方法來實現(xiàn)行星齒輪的驅動，在研究中我們采用SUMMiT V方法來加工微行星齒輪。SUMMiT V過程是唯一可以實現(xiàn)對于總數(shù)為五層(其中一層為地平面)的硅中釋放四層的鑄造過程由于這個原因，它經(jīng)常被用來通過安裝在芯片上的電子執(zhí)行器來驅動復雜的齒輪機構。然而, 在許多情形,微電機不可能提供充足的轉力矩來驅動機械負荷,因為它們的靜電梳的典型驅動只產(chǎn)生幾十微牛頓的力。幸運的是,這些引擎能容易地達到每分鐘幾萬轉的速度。這就使將轉矩轉化為速度變成是可行的。羅杰等人設計了二個傳動比為12：1的雙重的水平齒輪。如此六個這樣的模組的傳輸集合在以占據(jù)極大的空間為代價的前提下可以達到2,985,984:1的傳動比。為了達到結構緊湊，同時達到高傳動比的目的少比, 行星齒輪系統(tǒng)將被作為研究對象。根據(jù)作者的認識，它將會是第一個使用表面微加工原理設計的行星齒輪結構。我們還將闡述行星齒輪的操作規(guī)則，加工過程和希望達到的行星齒輪系統(tǒng)的性能。 使用齒輪傳輸轉矩的其它可行的方法是將一個或者多個的齒輪,也就是, 行星齒輪,在另一個齒輪的外面旋轉,也就是太陽輪。按照傳統(tǒng)的尺寸設計的行星齒輪減速器是使整體結構緊湊的常用的傳輸系統(tǒng)。圖1是上述的行星齒輪的示意圖。自從用AutoCAD設計SUMMiT V以來,圖（1）可以通過軟件自動產(chǎn)生(附[1])。一個完整的行星齒輪系統(tǒng)是由六個齒輪組成的: 一個太陽齒輪 a，三個行星齒輪 b，一個固定的內(nèi)齒圈 c,一個旋轉的內(nèi)齒圈 d,和一個輸出齒輪 e。除了行星齒輪之外,每個齒輪的齒數(shù)都不相同。太陽齒輪 a是輸入齒輪，由與微引擎連接的機械手驅動。內(nèi)齒圈 d,被視為輸出齒輪。舉例來說,如果機械手驅動太陽輪按照順時針方向方向旋轉, 那么行星輪 b, 將繞著它們自己的軸按照逆時針方向宣戰(zhàn)，同時也將繞著太陽輪按照順時針方向的方向旋轉，這樣就形成了行星運動。 由于多個行星齒輪b和固定內(nèi)齒圈c之間的運動相似，所以旋轉的內(nèi)齒圈d將按照逆時針方向旋轉。這也被叫做3K行星齒輪。 加工過程和結構測試SUMMiT V程序的特征體現(xiàn)了硅層結構、電解聚乙烯, 以及傳統(tǒng)的集成電路處理等技術水平的四個層次。SUMMiT V技術尤其適應于齒輪機構。行星齒輪機構由芯片上的微引擎驅動，而且這也是采用SUMMiT V技術的另一個理由。因為桑迪亞程序是一款眾所周知的程序 ,所以我們只簡要的作些解釋。圖2是圖 1的截面視圖,也是由AutoCAD按照附錄[1]設計產(chǎn)生的，其中截面中的不連續(xù)的部分是為了鉆孔而設置的。聚乙烯1(灰色)用來制造輪轂以及固定的內(nèi)齒圈c,太陽齒輪a,旋轉的內(nèi)齒圈 c,而輸出齒輪是由聚乙烯2制造的。圖 1.是由SUMMiT V設計軟件產(chǎn)生的行星齒輪機構的視圖附錄 [2]是描述測試結構的圖形。因為這篇文章的主旨是介紹一種齒輪減速機構,所以我們將整個行星齒輪系統(tǒng)分解成各個組成部分，以檢測它的性能。第一個測試結構是驅動太陽齒輪的機械手,如前述，這個機械手是由芯片上的引擎驅動的，所以機械手的角速度是由引擎的輸出速度決定的。 第二個測試結構描述的是太陽輪和行星輪與固定的內(nèi)齒圈嚙合的點。因為事實上內(nèi)齒圈是固定的, 所以行星輪將太陽輪輸入的轉矩傳到固定的內(nèi)齒圈，因此這個過程并沒有經(jīng)過行星運動。也就是說，行星輪只繞它自己的軸轉動，而沒有繞太陽輪轉動。第三個測試結構是旋轉的內(nèi)齒圈，它安裝在固定的內(nèi)齒圈的頂端上，行星輪開始繞太陽輪旋轉，這樣就可以實現(xiàn)行星傳動。因此,一但輸出齒輪被安裝到旋轉的內(nèi)齒圈，也就是最后一個測試結構，整個減速系統(tǒng)完成。將行星齒輪成拆解成三個測試結構的過程中允許齒輪系統(tǒng)存在極微小的誤差。 畢業(yè)設計(論文)開題報告 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 姓 名 學 號 導 師 2012年12月20日 1．畢業(yè)設計（論文）綜述（題目背景、研究意義及國內(nèi)外相關研究情況） 1.1題目背景 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)結成框架結構，以抵抗鋼軌與軌枕在水平面內(nèi)發(fā)生轉動及鋼軌與鋼軌之間的竄動，從而確?？蚣芙Y構的整體性川。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要求。 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: 1.2.1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。 1.2.2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，對鋼軌兩側的扣件分兩次擰緊，擰緊程度難以保持一致。 1.2.3不能精確控制擰緊扭矩。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構的整體性、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，研制一種能夠實現(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。 2．本課題研究的主要內(nèi)容和擬采用的研究方案、研究方法或措施。 2.1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： 2.1.1不少于3000字的文獻綜述； 2.1.2分析并確定最佳設計方案； 2.1.3確定總體方案設計，繪制裝配圖； 2.1.4運用Pro/E或AutoCAD等工具軟件輔助設計完成組合夾具整體結構 ； 2.1.5查閱和專業(yè)相關的英文資料，并按要求翻譯成中文； 2.1.6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。 2.2課題擬采用的研究方案 動力從內(nèi)燃機經(jīng)皮帶傳至二級減速器，將內(nèi)燃機960r/min的轉速減至十幾轉每分，最后帶動沖擊機構運作，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。機械換向進行倒順轉，并能使套筒靜止不動。效率高，并能單獨操縱。 2.3研究方法及措施 2.3.1對內(nèi)燃螺栓扳手工作原理進行分析，包括二級減速器、沖擊頭、雙向轉動等。 2.3.2分析課題中所涉及的機械原理、機械傳動和機構。 2.3.3在圖書館查閱相關的書籍、文獻、資料、論文等。 2.3.4尋求導師的指導和幫助。 3.本課題研究的重點及難點，前期已開展工作。 3.1重點及難點 本課題所研究的重點在于如何將內(nèi)燃機較高轉速轉換為雙向較低的工作轉速，并要求其結構設計合理, 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Auto CAD作圖工具來配合完成設計過程，裝配設計形象直觀。Auto CAD作為以CAD技術為內(nèi)核的輔助設計軟件，Auto CAD具備了CAD技術能夠實現(xiàn)的基本功能。作為一個通用的工種設計平臺，Auto CAD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。 3.2前期已展開工作 3.2.1查閱了相關專業(yè)資料為設計做好準備； 3.2.2完成和分析最佳方案、文獻綜述； 3.2.3分析課題中所涉及的機械原理、機械傳動和機構。 4.完成課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫） 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構，繪制零件結構草圖，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完成沖擊頭結構圖，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。 5.指導教師意見（對課題的深度、廣度及工作量的意見）。 指導教師： 年 月 日 6.所在系審查意見： 系主管領導： 年 月 日 參考文獻 [l] 陳漠臣.養(yǎng)路機械.北京:中國鐵道出版社，1980.4于80 [2] 張偉，何發(fā)明，周強，張洪波.液壓軌枕螺栓扳手.中國專利 [3] 董國興.自動軌道螺栓作業(yè)機.中國專利，E0lB29/28，CN2573550 [4l 張忠，董國興.GLz一ZA自動軌道螺栓作業(yè)機.中國鐵路，2005，2(2) [5] 鐵道部科學研究院養(yǎng)路機械化研究室編譯.國外線路機械.北京:中國鐵道出版社，1980.2 [6] 曾億山.工程機械中的機電液一體化技術.煤礦機械，2005，7 [7] 川田澤.嵌入式系統(tǒng)開發(fā)與應用.北京:北京航空航天大學出版社，2005.35一36 [8] 王田苗.嵌入式系統(tǒng)設計與實例開發(fā).北京:清華大學出版社，2002.5一8 [9」桑楠.嵌入式系統(tǒng)原理及應用開發(fā)技術.北京:北京航空航天大學出版社 [10] 凌志浩.智能儀表原理與設計技術.上海:華東理工大學出版社，2003.1 [11] 方彥軍，孫健.智能儀器技術及其應用.北京:化學工業(yè)出版社 [12] 宋冬芳.組合夾具CAD技術的研究進展.應用研究.太原科技 [13] Diana M Pelinescu，Michael Yu Wang .Multi-objective Optimal Fixture Layout Design[J]. 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Qualitative Analysis and Quantitative Evaluation of Fixturing [J].Robotics and Computer Integrated Manufacturing， 2002 畢業(yè)設計(論文)中期報告 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 姓 名 學 號 導 師 2013年3月18日 1.設計（論文）進展狀況： 1.1通過查閱書籍資料，根據(jù)內(nèi)燃機的轉速和工作頭轉速的要求，計算出了減速器部分的具體數(shù)據(jù)(圖1)，并繪制其裝配CAD圖(圖2)。 圖1 1.2完成2級減速器中高速級大齒輪的零件圖（圖3）。 1.3完成換向器結構設計（圖4）。 1.4完成一篇外文翻譯。 2. 存在問題及解決措施： 2.1沖擊頭工作原理及內(nèi)部結構不是很清楚。 解決措施：準備在中國知網(wǎng)查取相關文獻，并通過與老師交流解決該問題。 2.2無法實現(xiàn)雙向轉動。 解決措施：綜合分析比較后，采用滑移牙嵌式換向器，該結構簡單穩(wěn)定，方便操作。 3.后期工作安排： 3.1完成沖擊頭的設計計算，并完成所有零件圖的繪制工作。 3.2完成零件的設計計算并進行相關校核計算，撰寫畢業(yè)論文。 指導教師簽字： 年 月 日 圖2減速器裝配圖 圖3高速級大齒輪零件圖 圖4換向器結構設計 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?，擴大 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 成框架結構，以抵抗鋼軌與軌枕在水平面內(nèi)發(fā)生轉動及鋼軌與鋼軌之間的竄動， 從而確?？蚣芙Y構的整體性川。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 技術要求。因此一種帶離合分離裝置可實現(xiàn)兩種轉速、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 總體結構設計 .................................................................................................5 2.3 工作原理 .........................................................................................................5 2.4 主要技術參數(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 變速機構設計 ...................................................................................................22 6 換向機構的設計 ..............................................................................................23 7 扭矩控制機構設計 ..........................................................................................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軸花鍵部位扭轉計算 ................................................................................31 10 總結 ...................................................................................................................33 參考文獻 ...................................................................................................................34 致 謝 ........................................................................................................................35 畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明 .....................................................................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構的整體性、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，研制一種能夠實現(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)燃機較高轉速減至較低轉速， 最后帶動沖擊機構運作，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，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)燃機較高轉速轉換為雙向較低的工作轉 速，并要求其結構設計合理，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 技術為內(nèi)核的輔助設計軟件， AutoCAD 具備了 CAD 技術能夠實現(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構，繪制零件結構草圖，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 完成沖擊頭結構圖，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、結構簡單的優(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，但結構復雜，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 總體結構設計 雙頭內(nèi)燃螺栓扳手由汽油機、離合器、變速箱、變速機構、換向機構、扭 矩控制機構、套筒操縱機構、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)轉速的變換，并通過錐齒輪 將水平旋轉運動變換為垂直旋轉運動，通過換向機構改變輸出軸的旋轉方向， 換向機構設置正、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參 數(shù)如下： 汽油機：6.5PS/3600r/min 轉速：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，結合雙頭螺栓扳手的結構情況，要求所選離合器必須具有 結構簡單、外形尺寸小、傳動平穩(wěn)可靠、可直接與汽油機連接、適應高轉速等 特點。經(jīng)對比選擇，確定選用離心式離合器。其結構簡圖如圖所示： 圖 3.1 離心式離合器結構示意圖 計算轉矩 Tc=βTt (3.1) 傳遞轉矩所需離心力 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—正常工作轉速，r/min； n0—開始結合轉速，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果如下： 計算轉矩 Tc=1935N·cm 傳遞轉矩所需離心力 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)第三部分設計結果選用 GX200 汽油機，其工作轉速為 3600r/min，根 據(jù)第二部分技術參數(shù)需要輸出低速 100r/min 和高速 150r/min 兩種轉速，由此可 得：低速總傳動比=3600/100=36，高速總傳動比=3600/150=24。 齒輪結構布置見圖 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 速 178.6 86.7 84.3轉 速 高速轉 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) 傳遞轉矩 T=12.9(N.m) 齒輪 1 轉速 n1=3600(r/min) 齒輪 2 轉速 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) 布置與結構 結構形式 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，計算結果如下： 傳遞功率(Kw) N =4.86 最低轉速(r/min) n=781.3 額定轉矩(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