发动机翻转拆装台设计-设计说明书.doc
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发动机翻转拆装台设计-设计说明书.doc
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本科毕业设计
题目名称:
发动机翻转拆装台设计
学院:
专业年级:
学生姓名:
班级学号:
指导教师:
二XXX年六月十日
摘要
摘要
现在学校汽车发动机拆装实习,是在简易的铁工作台上通过人力翻转对发动机进行拆装的,拆装起来费时、费力、效率低,发动机支承不稳还容易倾倒伤人,而且在拆装过程中观察发动机内部结构很不方便。
即不能保证工件、工具、油、水不落地,也达不到卫生清洁、安全、按时完成教学任务的基本要求,因此为保证教学质量而设计一台供同学拆装实习和维修的发动机拆装台是非常必要的。
目前市场的发动机翻转拆装台类型较多,但都不适于学校使用。
我设计的发动机翻转拆装台使用蜗轮蜗杆减速器控制的,减速器类型为ZA型阿基米德螺旋线的,蜗杆为单线型,传动比为1:
39,蜗杆输入转速20r/min,蜗轮输出转速180°/min。
在设计过程中严格依据以下标准:
《机械零件设计手册》JTGD60-2004
《机械设计基础》JTGD62-2004
《机械制图》JTGD62-2006
关键词:
蜗轮;蜗杆;减速器;拆装台。
-I-
Abstract
Abstract
Nowthecarenginedismantlingandinstallingisonthetableofironbyhumanoverturnedatschool.Itisawasteoftime,laboriousandinefficient.Itisalsoeasytodumpandwounpeopleifthesupportunstable.Itisunconvenientintheprocessofobservationoftheinternalstructureoftheengine.Thereisnoguaranteethattheworkpiece,tools,oilandwaterdonotfall,andcannotkeepclean,safe,timelycompletethetasksofthebasicteachingrequirements.Inordertoensurethequalityofteaching,itisverynecessarytodesignaoperatetableforstudentsdismantlingandinstallingengine.Therearemanytypesofoverturnedoperatetablesinthecurrentmarket.Itisunfitfortheschool.TheoverturnedoperatetablethatIdesignedcontroledbyWormGearReduceroftheZA-reducertypespiralofArchimedesforasingletypeofworm.Thetransmissionratiois1:
39,thewormenterSpeedis20r/min,Wormoutputspeedis180°/min.
Inthedesignprocessinstrictaccordancewiththefollowingcriteria:
"MechanicalpartsDesignManual"JTGD60-2004
"Mechanicaldesignbasis"JTGD62-2004
"Mechanicaldrawing"JTGD62-2006
Keywords:
wormwheelcylindricalwormreducerdismantlingandinstallingtable
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-29-
目录
目录
摘要 I
Abstract II
1概述 1
1.1课题来源与背景 1
1.2解决的主要问题 1
1.3国内外发展研究状况 2
1.4存在的问题及解决方案 2
1.5设计的主要依据及指导思想 3
2发动机翻转拆状台设计任务书 4
2.1题目名称 4
2.2总体布置简图 4
2.3工作情况 4
2.4原始数据 4
2.5设计内容 5
2.6设计任务 5
2.7设计进度 5
3具体设计过程 6
3.1传动方案的拟定及选择 6
3.2蜗轮蜗杆减速器主要参数确定计算 7
3.3关键部件的设计计算和制作 9
3.4几何尺寸计算 10
3.5蜗轮蜗杆减速器关键部件的设计计算和制作 11
3.6精确校核轴的疲劳强度 14
3.7滚动轴承的选择及计算 17
3.8键连接的选择及校核计算 19
3.9失效形式和设计准则 19
3.10受力分析 20
3.11蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算 21
3.12蜗轮轴的弯曲强度 21
3.13蜗杆传动的效率和齿面间滑动速度 22
3.14蜗轮蜗杆减速器主要参数表 23
3.15架体强度校核 24
3.16脚轮的选择 25
结论 26
致谢 27
参考文献 28
具体设计过程
1概述
1.1课题来源与背景
1.1.1课题来源:
结合实验室建设由指导教师拟定的设计类课题。
1.1.2课题背景:
现在学校汽车发动机拆装实习,是在简易的铁工作台上通过人力翻转对发动机进行拆装的,拆装起来费时、费力、效率低,发动机支承不稳还容易倾倒伤人,而且在拆装过程中观察发动机内部结构很不方便。
即不能保证工件、工具、油、水不落地,也达不到卫生清洁、安全、按时完成教学任务的基本要求,因此为保证教学质量而设计一台供同学拆装实习和维修的发动机拆装台是非常必要的。
通过完成本课题也使我能够掌握设计的基本思路和流程,把学过的设计、绘图等知识得到了实际应用。
通过毕业设计可以使文献检索、调查研究、独立思考、解决问题的能力得到提高,也使我在思考问题的周全性和解决问题的发散思维得到一定的锻炼。
1.2解决的主要问题
1)适用于重量为500kg以下的发动机,设有多个托盘,可以接油、放置零部件和零部件清洗;
2)双侧蜗杆转动手轮,转动手轮便可轻松地操控发动机随蜗轮轴翻转,并且翻转到任何角度都可以可靠自锁。
3)结构紧凑,移动方便,工作中心低,便于操作,主机输出端联接盘可做360度回转,以适应发动机总成的分解与装配,便于从各角度观察发动机构造、拆装和修理;
4)发动机拆装翻转台转轴悬挂端尽量选择发动机部件较少的一侧,翻转时的重力平衡中心作为悬挂点。
发动机通过4支螺栓与转轴的连接板和连接导杆连接在一起;
1.3国内外发展研究状况
现有的发动机翻转台都是蜗轮蜗杆减速器控制型翻转操作,利用蜗轮蜗杆的自锁特性来控制发动机在任意角度自锁稳定,选用蜗轮蜗杆传动比大的减速器,其使用需要发动机经清洗处理,内外无积垢,可以手工转动360°,适应各种环境下的教学实训。
其使用要求发动机机体附件齐全,缸体及缸盖无碰撞、裂痕。
例如:
这款产自上海的FZTJ003型发动机翻转台,适用于东风康明斯发动机专用修理台:
适用于b系列、c系列发动机修理,可旋转0~360°,结构简单,使用方便,安全可靠。
但该发动机翻转台缺点很多,采用地面支撑连接,这样结构使设备无法移动或移动很不方便;与发动机连接方式为固定板式连接,适用机型比较单一,局限性很大,不可以移动,使用场合非常局限;无接油盘和托盘,放机油和工具的放置都很不方便,与发动机为板式连接,适用发动机类型单一和安拆不方便。
1.4存在的问题及解决方案
1.4.1存在的问题
发动机翻转台缺点很多,采用地面支撑连接,这样结构使设备无法移动或移动很不方便;与发动机连接方式为固定板式连接,适用机型比较单一,局限性很大,不可以移动,使用场合非常局限;无接油盘和托盘,放机油和工具的放置都很不方便,与发动机为板式连接,适用发动机类型单一和安拆不方便。
1.4.2解决方案
这款多功能新型发动机翻转架,适用于汽车教学和汽车维修领域。
其特征在于:
翻转架体、内设置蜗轮蜗杆减速机,发动机安装在翻转架体的悬臂上,蜗杆上设有一个或两个手轮,在翻转架体的两侧。
与现有技术相比发动机单点固定在悬臂上,具有发动机在任何角度范围任意翻转和随意锁止。
1.5设计的主要依据及指导思想
设计依据:
《机械零件设计手册》JTGD60-2004
《机械设计基础》JTGD62-2004
《机械制图》JTGD62-2006
2发动机翻转拆状台设计任务书
2.1题目名称
发动机翻转拆装台设计
2.2总体布置简图
蜗轮蜗杆减速器控制式发动机拆装台结构示意图
1、发动机2、拆装台主架体3、蜗杆摇臂手柄4、蜗轮主轴5、蜗轮蜗杆减速器
2.3工作情况
载荷平稳、双向旋转、每分钟启动次数小于25次、工作环境为室内、环境清洁、不需对轴承齿轮箱进行特殊密封处理。
2.4原始数据
翻转重量:
500Kg,翻转速度:
180º/min,高度:
1.1m。
2.5设计内容
1)发动机翻转拆装台的总体设计方案拟定
确定发动机翻转拆装台的结构类型及其总体结构方案。
2)发动机翻转拆装台结构设计和计算
进行发动机翻转拆装台的总体结构设计和计算,主要结构和零件的受力分析和强度校核。
3)绘制设计图纸
绘制发动机翻转拆装台总装配图,零件图。
4)撰写设计计算说明书
5)结合课题进行外文翻译
2.6设计任务
1.翻转台整体装配图一张
2.蜗轮零件图一张
3.蜗杆零件图一张
4.蜗轮轴零件图一张
5.蜗轮轴左轴承盖零件图一张
6.蜗轮轴右轴承盖零件图一张
7.蜗杆轴承盖零件图一张
8.发动机卡台零件图一张
9.发动机卡台连接臂零件图一张
10.发动机卡台套筒零件图一张
11.肋板零件图一张
12.力臂连接板零件图一张
13.蜗杆摇臂零件图一张
14.蜗杆摇臂手柄蜗轮箱零件图一张
15.设计说明书一份
2.7设计进度
1、第一阶段:
总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段:
轴与轴系零件的设计
3、第三阶段:
轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段:
装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
3具体设计过程
3.1传动方案的拟定及选择
发动机翻转拆装台的核心机构是翻转装置,由翻转装置来控制发动机的翻转和在任意角度锁止,每分钟使发动机旋转180°,根据这个基本工作要求有一下几种机构供我们选择
1、同轴摇臂加锁止螺栓(简图如下),该机构结构简单操作方便。
但控制比较困难,拆装发动机时紧定螺钉容易松动,所以安全性可靠性都不高。
故不可选用此类机构控制。
同轴摇臂加锁止螺栓控制式发动机拆装台结构示意图
1、发动机2、拆装台主架体3、控制摇臂手柄4、控制摇臂5、锁止螺钉
2、蜗轮蜗杆减速器控制式发动机翻转拆装台(简图如下)特点是传动比大,传动平稳可靠安全无噪声,结构紧凑,便于操作,主机输出端联接盘可做360度回转,以适应发动机总成的分解与装配,便于从各角度观察发动机构造、拆装和修理;
蜗轮蜗杆减速器控制式发动机拆装台结构示意图
1、发动机2、拆装台主架体3、蜗杆摇臂手柄4、蜗轮主轴5、蜗轮蜗杆减速器
由发动机拆装台结构示意图可知主要控制装置,所知传动机构类型为:
交叉轴式蜗轮蜗杆减速器。
故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:
减速器横向尺寸较小,传动比大传动平稳可自锁等优点。
结构较复杂,蜗轮轴向尺寸小,蜗轮轴受力较复杂、刚度差,所以重点设计计算。
3.2蜗轮蜗杆减速器主要参数确定计算
3.2.1主要参数
1、模数和压力角
模数:
压力角:
2、正确啮合条件:
(1)===3.15
:
蜗杆轴面模数
:
蜗轮端面模数
:
蜗杆轴面压力角
(2)===20°
:
蜗杆轴面压力角
:
蜗轮端面蜗轮端面压力角
:
压力角
3、蜗杆导程角γ与蜗轮螺旋角β之关系
γ
β
Σ=90°时:
γ=β=,且旋向相同
γ:
蜗杆导程角
β:
蜗轮螺旋角
4、蜗杆直径系数q及分度圆直径
标准系列值,限制蜗轮滚刀数量,便于刀具标准化
蜗杆直径系数:
q=/m→=mq
q与导程角γ之关系:
=
5、蜗杆头数z、蜗轮齿数z及传动比i
i=n/n=z/z≠d/d=39
z=1~4但z少,效率低;z过多,制造困难。
重载时取z>1要求自锁z=1
故取蜗杆齿数z=1
z=28~80常取z=32~63
所以取z=39
6、齿面间相对滑动速度vs
=0.05m/s
由此可见,vs>v、v
所以蜗杆传动摩擦损失大,效率低,传动效率为0.75.
3.3关键部件的设计计算和制作
1)蜗轮蜗杆减速器:
该减速器传动比为39:
1,可以达到180°/min的要求,减速器为架体内置式,双侧手轮控制,采用圆柱蜗轮蜗杆、蜗轮蜗杆传动精度公差7级、圆柱蜗杆为ZA型(阿基米德螺线圆柱蜗杆)、蜗轮蜗杆材料为45号钢、经调制处理、铸造方式为沙模、润滑脂润滑、手动控制;
2)转轴与轴套配合的选择;
3)转轴的受力计算(工作时转轴主要受弯矩作用)和直径d的选择;
4)基本框架的结合方式以焊接为主,需要拆装维护部分和便于运输方面考虑用螺栓方式固定。
3.4几何尺寸计算
1、中心距a=(d+z)/2=m(q+z)/2=(35.5+122.85)/2=79.175
2、普通圆柱蜗杆传动与齿轮传动的区别:
参数
齿轮传动
蜗杆传动
传动比i
i=d/d
i≠d/d
m、α
法面为标准值
中间平面为标准值
β
β=-β
γ=β,旋向相同
=mnz/cosβ
=mq,且为标准值
3、材料要求:
减摩性好、耐摩、抗胶合、足够的强度
蜗杆可供选择材料:
碳钢—45号钢调质或淬火
合金钢—20Cr、20CrMnTi、40Cr
蜗轮可供选择材料
减摩性好:
铸锡青铜ZCuSn10P1—适合高速
铸铝青铜ZCuAl9Fe3—低速重载
灰铸铁HT200—低速轻载
蜗轮轴可供选择材料
碳钢—45号钢调质或淬火
合金钢—20Cr、20CrMnTi、40Cr
结合加工工艺和设备费用等因素考虑作如下选择
蜗杆结构:
碳钢—45号钢表面调质处理
蜗轮结构:
碳钢—45号钢表面调质处理
蜗轮轴结构:
碳钢—45号钢表面调质处理
3.5蜗轮蜗杆减速器关键部件的设计计算和制作
1、蜗轮蜗杆减速器
根据翻转重量:
500Kg,翻转速度:
180º/min,高度:
1.1m的要求选择传动比1:
39的ZA型阿基米德螺旋线蜗轮蜗杆减速器,下面对蜗轮轴蜗杆轴的弯矩和扭矩的设计和校荷。
(1)蜗轮蜗杆减速器的要求选择传动比1:
39的ZA型阿基米德螺旋线蜗轮蜗杆减速器
(2)转轴和轴承的选择。
根据设备承受载荷比较大,要求精度高所以采用圆锥滚子轴承,轴采用45号钢车削制造,表面调质处理
(3)转轴的受力计算(工作时转轴主要受弯矩M作用)和直径d的选择。
转轴选用45号钢,经表面调制,[б]=120MPa,发动机质量为m=400kg,发动机与立柱之间距离L=340mm,所以
Mmax=mLg=550×500×9.8=2.695×
弯曲强度计算
根据弯曲强度计算公式:
=Mmax/W≤[],其中
所以蜗轮轴直径:
,
考虑到转轴与发动机连接端有键槽,以及发动机拆装时如上螺丝时会额外增加一些负载和安全系数,所以选最小直径d=68mm。
蜗杆轴直径:
考虑蜗杆轴最小截面中心有轴向定位孔和安全系数,所以最小轴径取25mm。
2、蜗轮轴受力分析求轴上的载荷
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承32914的Y值为1.9
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故:
Fa1=638N
Fa2=189N
3.6精确校核轴的疲劳强度
3.6.1判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面
1)截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr,调质处理,所以
,,。
([2]P355表15-1)
a)综合系数的计算
由,经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为,,
([2]P38附表3-2经直线插入)
轴的材料敏感系数为,,
([2]P37附图3-1)
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为,扭转尺寸系数为,
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)
轴采用磨削加工,表面质量系数为,
([2]P40附图3-4)
轴表面未经强化处理,即,则综合系数值为
b)碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为,
c)安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
3.6.2按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为,又由于轴受的载荷为脉动的,所以。
3.6.3轴的结构设计
轴上零件的装配方案
据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II
II-IV
IV-V
V-VI
VI-VII
直径
68
70
76
82
70
长度
103
42
31
5
46
求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
弯扭校核
3.6.4发动机连板螺栓的校核
转轴连接板与发动机连接端螺孔分布设计如图,采用4支螺栓将发动机经连接板和蜗轮轴连接。
因螺栓主要受剪力Q作用,所以螺栓直径d可只按许用剪切[τ]算出。
由于[τ]=[б]/2.5=32MPa,Q=mg/4=980N,τ=,所以d≥。
在实际使用中,考虑到螺栓受多重因素的影响(如发动机拆装过程中会有拉伸力和冲击载荷等)和需要足够的可靠性,所以选理论直径6.24安全系数1.5=9.36mm,故取直径相当的M10螺栓完全满足使用要求。
3.7滚动轴承的选择及计算
3.7.1蜗轮轴:
1.求两轴承受到的径向载荷
轴承32914的校核
1)径向力
2)派生力
,
3)轴向力
由于,
所以轴向力为,
4)当量载荷
由于,,
所以,,,。
由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为
5)轴承寿命的校核
3.7.2蜗杆轴:
轴承329/28的校核
1)径向力
2)派生力
,
1)轴向力
由于,
所以轴向力为,
2)当量载荷
由于,,
所以,,,。
由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为
3)轴承寿命的校核
3.8键连接的选择及校核计算
键连接参数选择表
代号
直径
(mm)
工作长度
(mm)
工作高度
(mm)
转矩
(N·m)
极限应力
(MPa)
蜗轮轴与蜗轮
5×9×22
(半月键)
68
21.6
2.3
39.8
7.32
蜗轮轴和卡台
5×9×21.6
(半月键)
68
21.6
2.3
39.8
7.32
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为,所以上述键皆安全。
3.9失效形式和设计准则
齿面点蚀—蜗轮材料为铸锡青铜时(此种材料强度稍低
齿面胶合—蜗轮材料为铸铝青铜或铸铁时
齿面磨损—开式传动或润滑油不清洁
轮齿折断—蜗轮齿数过多或强烈冲击载荷
由于蜗轮材料强度低,失效通常发生在蜗轮轮齿上
对于大多数蜗杆传动,其承载能力主要取决于接触强度
设计准则:
闭式蜗杆传动,按齿面接触强度设计,z>80或强烈冲击载荷时校核弯曲强度
3.10受力分析
各力关系:
各力大小:
则—T2=ηiT1
计算载荷:
KT2=ηiKT1
K=1~1.4
载荷平稳、vs≤3m/s时,取小值
蜗轮齿面接触强度条件——
设计式——
说明:
计算蜗轮齿面强度,且效率低,故用蜗轮转矩, T2=ηiT1
设计时,m、d1均未知,故计算m2d1,
m2d1求出后,查表6-1选择合适的m、d1
3.11蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算
按斜齿轮的方法计算
但蜗轮齿形、载荷分布复杂,只能得出近似解
弯曲强度条件—
设计式—
YFa—蜗轮齿形系数按当量齿数zv=z2/cos3γ查表6-3
由于齿形的原因,通常蜗轮轮齿的弯曲强度比接触强度大得多,所以只是在受强烈冲击、z2特多或开式传动中计算弯曲强度才有意义。
3.12蜗轮轴的弯曲强度
蜗轮材料的许用应力许用应力与蜗轮材料有关,见表6-4
蜗轮材料为铸锡青铜时主要失效形式是疲劳点蚀,σHP与vs无关
蜗轮材料为铸铝青铜或灰铸铁时:
主要失效形式是齿面胶合,σHP与应考虑胶合的影响胶合失效与vs有关,vs↑→σHP↓
估算vs:
设计后需验算vs,若与估算值相差太远,则重选vs再设计
3.13蜗杆传动的效率和齿面间滑动速度
传动效率
与齿轮传动相同:
η=ηηη
ηη≈0.95~0.96
啮合效率类似于螺旋副:
故:
由此可知,
z1↑→γ↑→η↑
设计之初η未知,按z初选:
z=1时,η=0.7~0.75
自锁时
η<0.5
齿面间相对滑动速度vs
=0.05m/s
滑动速度分析图
3.14蜗轮蜗杆减速器主要参数表
蜗轮蜗杆减速器主要参数表
速比
1:
39
Q
12.5
39
输入扭矩
9.8N
输出扭矩
298.8
输入转速
20/min
输出转速
0.513/min
传动效率
0.78
滑动速度
0.05m/s
变为系数
蜗轮外缘
175mm
接促强度
弯曲强度
3.15架体强度校核
架体受力分析图
;
由平衡方程可得:
;
。
有弯矩图知,B截面为危险截面,最大弯矩为:
;
架体材料为45钢,弯曲许用应力为[σ]=100MPa。
由公式:
;
查《机械设计手册》选用厚壁槽钢(GB/T707-1988-8)知:
W=110.6cm3,A=34.98cm2。
选定后,同时考虑轴力及弯矩的影响,再进行强度校核。
在危险
截面B的上边缘各点上
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