資料全套-手動變速器拆裝臺架設計【2張CAD圖紙】

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寧XX大學 設計(論文) 手動變速器拆裝臺架設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 摘 要 本文將設計一臺汽車發(fā)動機以及變速箱拆裝臺，主要的功用就是搬運轉移。首先，本文將設計汽車發(fā)動機以及變速箱拆裝臺的底座、升將臺、旋轉臂的結構，然后選擇合適的傳動方式、驅動方式，搭建拆裝臺的結構平臺；在此基礎上，本文將設計該拆裝臺的動力傳輸系統(tǒng)，包括蝸輪蝸桿的選擇，重點加強傳動部分的可靠性和拆裝臺運行過程的安全性，最終實現的目標包括：底座的轉向和制動，拆裝臺的升降運動，拆裝臺的角度旋轉運動，能夠應用于搬運與裝配作業(yè)。 關鍵詞：拆裝臺，蝸輪蝸桿傳動，動力傳輸 Abstract This paper is to design a car engine and gearbox assembly, the main function is to carry and move. First of all, this paper will design a car engine and gearbox assembly station, ascending, base, rotating arm structure, and then select the appropriate drive, driving mode, build disassemble bench structure platform; on this basis, the paper design of the disassemble bench power transmission system, including a worm gear selection, key strengthen the transmission reliability and disassembling operation process safety, the ultimate realization of the objectives include: the base of steering and braking, disassemble bench lifting motion, disassemble bench angle rotation motion, can be applied to the handling and assembly operations. Key Words: Disassemble bench， worm gear transmission, power transmission 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2? 拆裝臺的組成 1 1.2 拆裝臺的設計要求 2 1.3課題工作要求 2 第2章 機構總體方案設計 3 2.1基本技術參數確定 3 2.1.1自由度 3 2.1.2坐標形式的選擇 3 2.1.3規(guī)格參數 4 2.1.4有效負載 5 2.2 運動方式 5 第3章 蝸輪蝸桿傳動設計計算 6 3.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 6 3.2 確定蝸桿頭數Z及蝸輪齒數Z 6 3.3 傳動比 6 3.4 確定蝸桿蝸輪中心距a 6 3.5 蝸桿傳動幾何參數設計 7 3.6 環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算 9 3.7 軸的結構設計 11 3.7.1 蝸桿軸的設計 11 3.7.2 蝸輪軸的設計 12 3.8 滾動軸承的選擇及校核 13 3.8.1蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 13 3.8.2 蝸輪軸上軸承的校核 14 第4章 螺紋聯接設計 16 4.1 螺旋傳動的類型與特點 16 4.2滑動螺旋傳動的設計計算 17 第5章 機架的設計 20 5.1 機架的基本尺寸的確定 20 5.2 架子材料的選擇確定 20 5.3 主要梁的強度校核 21 致 謝 23 參考文獻 24 25 手動變速器拆裝臺架設計論文 第1章 緒論 1.1 概述 在設計自動變速器臺架前我們必須學習掌握汽車發(fā)動機與自動變速器的相關知識，以及了解自動變速器在汽車內部的裝配位置。熟悉自動變速器構造是理解自動變速器理論和設計方法的重要基礎。我們設計制造這個自動變速器拆裝臺架就是為了方便同學們拆裝自動變速器，對自動變速器的內部構造有一個更加感性直觀的認識，有助于更深入地學習理論知識。自動變速器拆裝臺是進行拆裝自動變速器實訓的基礎設備。 我們將要設計的拆裝臺是可移動式的，其特點是：操作方便安全，整個試驗操作直觀明了，易于操作者進行操作，提高操作者感性認識。本試驗機架具有結構嚴謹，操作方便，制作成本低廉，實用等特點，適用于教學。 本課題制作除了著重介紹自動變速器拆裝翻轉架子、及其連接件的選擇安裝、架子受力最大梁的強度校核外，同時還簡單介紹了整個機架的協調布置，還有對自動變速器拆裝架保養(yǎng)修復的一些內容。最后對整個實驗拆裝架總結了使用說明 在指導老師的耐心指導與同組同學的共同努力下，該實驗臺順利完成。同時，XX等老師也給了我們很大的幫助，在此致以衷心的謝意！ 最后，期望老師對說明書中誤漏之處予以批評指正。 1.2? 拆裝臺的組成 拆裝臺主要由底座、升降機構和旋轉機構三大部分組成。其組成及相互關系如下圖： ?????????????????????????????? ?? ?圖1-1 1.2 拆裝臺的設計要求 本課題將要完成的主要任務如下: (1)拆裝臺為專用輔助工具，因此相對于通用輔助工具來說，它的適用面相對較窄。 (2)選取拆裝臺的座標型式和自由度。 (3)設計出拆裝臺的各執(zhí)行機構，包括:底座轉向輪，制動輪的設計。為了使通用性變強，底座設計轉向輪結構，不僅可以應用于拆裝汽車大型發(fā)動機，在工業(yè)需要的時候還可以用做其他重型機構的搬移。 (4)升降機構的設計 本課題將設計出拆裝臺的升降機構，包括螺旋元件的選取，傳動齒輪的的設計，并繪出升降原理圖。 (5)拆裝臺的旋轉機構的設計 本拆裝臺擬采用蝸輪蝸桿進行控制旋轉角度，本課題將要選取蝸輪蝸桿型號，可使拆裝臺實現任意角度的調整！ 1.3課題工作要求 技術要求 設計拆裝臺，要求能夠進行三自由度運動（轉臺旋轉、轉臺升降和整體位移），其結構設計合理、簡單、緊湊，動作要靈活，能夠應用于搬運與裝配作業(yè)。 拆裝臺可承受的發(fā)動機的重量為25kg。 ? 第2章 機構總體方案設計 本文的重要任務是完成拆裝臺的設計，本章內容是圍繞拆裝臺機構設計任務來展開，介紹拆裝臺執(zhí)行機構設計思路。 2.1基本技術參數確定 表示基本技術參數主要有自由度、坐標形式的選擇、 2.1.1自由度 自由度是指拆裝臺所具有的獨立坐標軸運動的數目，但是一般不包括手部（末端操作器）的開合自由度。自由度表示了拆裝臺靈活的尺度，在三維空間中描述一個物體的位置和姿態(tài)需要六個自由度。 拆裝臺的自由度越多，越接近人手的動作機能，其通用性就越好，但是結構也越復雜，自由度的增加也意味著拆裝臺整體重量的增加。輕型化與靈活性和抓取能力是一對矛盾，，此外還要考慮到由此帶來的整體結構剛性的降低，在靈活性和輕量化之間必須做出選擇。工業(yè)拆裝臺基于對定位精度和重復定位精度以及結構剛性的考慮，往往體積龐大，負荷能力與其自重相比往往非常小。一般通用拆裝臺有5～6個自由度即可滿足使用要求（其中臂部有3個自由度，腕部和行走裝置有2～3個自由度），專用拆裝臺有1～2個自由度即可滿足使用要求。此次拆裝臺設計要求的工作方向為兩個直線方向和一個旋轉方向。在控制器的作用下，它執(zhí)行將工件從一條流水線拿到另一條流水線這一簡單的動作。在滿足前提條件上盡量使結構簡單，所以我們這次選擇三自由度拆裝臺。 2.1.2坐標形式的選擇 拆裝臺的坐標形式主要可分為：直角坐標型、圓柱坐標型、球坐標型、關節(jié)坐標型另外還有比較復雜的SCARA型和并聯型。 1直角坐標型拆裝臺：這類拆裝臺就是如圖2-1(a)得直移型，其手部空間位置的改變通過沿三個互相垂直軸線的移動來實現，該形式拆裝臺具有位置精度高，控制無耦合、簡單，壁障性好等特點。但結構較龐大，動作范圍小，靈活性差，且移動軸的結構復雜，占地面積大。而且需架空線路。 2圓柱坐標型拆裝臺：這種拆裝臺如圖2-1（b）的回轉型拆裝臺，通過兩個移動和一個轉動實現手部空間位置的改變，手臂的運動系由垂直立柱平面內的伸縮和沿立柱的升降兩個直線運動及手臂繞立柱的轉動復合而成。這種拆裝臺，占地面積小而活動范圍較大，結構亦較簡單，并能達到較高的定位精度，因而應用范圍較廣泛。機身采用立柱式，拆裝臺側面行走，順利完成上料、翻轉、轉位等功能。但是結構也比較龐大，兩個移動軸的設計較為復雜。 3球坐標型拆裝臺： 這類拆裝臺如圖2-1（c）的俯仰型拆裝臺，其手臂沿X方向伸縮，繞Y軸俯仰和繞Z軸回轉。這類拆裝臺具有占地面積小、結構緊湊、重量較輕、位置精度尚可等特點，能與其他拆裝臺協調工作，但避障性差，存在著平衡問題，位置誤差與臂長有關。 4關節(jié)坐標型拆裝臺：如圖2-1（d）的屈伸型拆裝臺，主要由立柱、前臂和后臂組成。拆裝臺的運動由前、后臂的俯仰及立柱的回轉構成，其結構最緊湊，靈活性大，占地面積最小，工作空間最大，能與其他拆裝臺協調工作，避障性好，但是位置精度較低，存在平衡以及控制耦合的問題，故比較復雜。 圖2- 1拆裝臺的坐標形式 本次設計的三自由度拆裝臺主要用來運輸流水線的零件，這就要求拆裝臺結構簡單緊湊,定位精度較高,占地面積小。根據上面4種坐標形式，我選擇了圓柱坐標形式，這種形式比較符合這次設計的需要。圖2-2是拆裝臺搬運物品示意圖。圖中拆裝臺的任務是將傳送帶A上的物品搬運到傳送帶B。 2.1.3規(guī)格參數 用途：手動變速器拆裝 重量：25 kg 自由度：3個自由度 坐標形式：坐標形式 2.1.4有效負載 有效負載是指拆裝臺操作臂在工作時臂端可能搬運的物體重量或所能承受的力或力矩，它表示了拆裝臺的負載能力。拆裝臺的載荷不僅僅取決于負載的質量，還與拆裝臺運動的速度和加速度的大小及方向有關。為了安全起見，有效負載是指運行時的有效負載。 2.2 運動方式 根據主要的運動參數選擇運動形式是結構設計的基礎。常見的拆裝臺的運動形式有五種:直角坐標型、圓柱坐標型、極坐標型、關節(jié)型和SCARA型。同一種運動形式為適應不同生產工藝的需要，可采用不同的結構。具體選用哪種形式，必須根據作業(yè)要求、工作現場、位置以及搬運前后工件中心線方向的變化等情況，分析比較并擇優(yōu)選取。 考慮到拆裝臺的作業(yè)特點，即要求其動作靈活、有較大的工作空間、且要求結構緊湊、占用空間小等特點，故選用關節(jié)型拆裝臺。這類拆裝臺一般由2個肩關節(jié)和1個肘關節(jié)進行定位，由2個或3個腕關節(jié)進行定向。其中，一個肩關節(jié)繞鉛直軸旋轉，另一個肩關節(jié)實現俯仰。這兩個肩關節(jié)軸線正交。肘關節(jié)平行于第二個肩關節(jié)軸線，如圖所示。這種構形動作靈活、工作空間大、在作業(yè)時空間內手臂的干涉最小、結構緊湊、占地面積小、關節(jié)上相對運動部位容易密封防塵。但是這類拆裝臺運動學比較復雜，運動學的反解比較困難;確定末端桿件的姿態(tài)不夠直觀，且在進行控制時，計算量比較大。 運動結構：旋轉工件采用手動搖動蝸桿，蝸桿帶動蝸輪帶動支架旋轉，帶動手動變速器拆裝臺旋轉。上下采用大小齒輪傳動帶動一副螺紋傳動，實現上升或下降。 第3章 蝸輪蝸桿傳動設計計算 3.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 1.選擇蝸桿傳動的類型 采用準平行環(huán)面蝸桿傳動. 2.選擇蝸桿、蝸輪材料，確定許用應力 考慮蝸桿傳動中，傳遞的功率不大，速度只是中等，根據《機械零件課程設計》表5－2，蝸桿選用40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蝸桿螺旋齒面要求：調質HB265285.蝸輪選用鑄錫磷青銅ZQSn10-1，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用錫磷青銅制造，輪芯用灰鑄鐵HT100制造 由《機械零件課程設計》表5－3查得蝸輪材料的許用接觸應力 [] =190 由《機械零件課程設計》表5－5查得蝸輪材料的許用彎 曲應力 []=44 3.2 確定蝸桿頭數Z及蝸輪齒數Z 由《機械零件課程設計》表5－6， 選取Z＝1 則Z＝Z·i＝1×50＝50 故取Z＝50 3.3 傳動比 實際傳動比i＝50/1 3.4 確定蝸桿蝸輪中心距a 1.確定蝸桿的計算功率 估算功率，由于載重25kg,P=GV=1.5KW 以等于或略大于蝸桿計算功率所對應的中心距作為合理的選取值根據《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2·5－22a，選取蝸桿的中心距：a＝100mm. a＝100mm由于準平行二次包絡環(huán)面蝸桿為新型得蝸桿,它的優(yōu)點是:接觸面大,導程角,它的值穩(wěn)定且一定,則潤滑好,接觸面大應直接根據“原始型”傳動蝸桿設計參數。 3.5 蝸桿傳動幾何參數設計 準平行二次包絡環(huán)面蝸桿的幾何參數和尺寸計算表 1.中心距：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 標準選取a=100mm 2.齒數比：u＝＝50 3.蝸輪齒數：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 選取 4.蝸桿頭數：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 選取 5.蝸桿齒頂圓直徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取 =45mm 6.蝸輪輪緣寬度：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取b=28mm 7.蝸輪齒距角：＝ 8.蝸桿包容蝸輪齒數：K＝=5 9.蝸輪齒寬包角之半：＝0.5（K－0.45）= 10.蝸桿齒寬：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取 =53mm 11.蝸桿螺紋部分長度：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－ 16，選取=59mm 12.蝸桿齒頂圓弧半徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－ 16，選取R=82mm 13.成形圓半徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取=65mm 14.蝸桿齒頂圓最大直徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表 2.5－16，選取=53.8mm 15.蝸輪端面模數：m＝=mm 16.徑向間隙：=0.5104mm 17.齒頂高：h=0.75 m=2.233mm 18.齒根高：h= h+ C=2.7434mm 19.全齒高：h= h+ h=4.9764mm 20.蝸桿分度圓直徑：＝（0.624＋）a ＝40.534mm 21.蝸輪分度圓直徑：＝2a－＝159.466mm 22.蝸輪齒根圓直徑：d＝－2 h=153.9792mm 23.蝸桿齒根圓直徑：d＝－2 h=35.05， 判斷：因為=28.12mm,滿足要求 24.蝸輪喉圓直徑：d＝＋2 h=163.932mm 25.蝸輪齒根圓弧半徑：=82.475mm 26.蝸桿螺紋包角之半： == 27.蝸輪喉母圓半徑：= = =25.88mm 28.蝸輪外緣直徑：由作圖可得=164.95mm 29.蝸桿分度圓導程角：＝ = 30.蝸桿平均導程角：＝ 31.分度圓壓力角：= 32.蝸桿外徑處肩帶寬度： 取3mm 33.蝸桿螺紋兩端連接處直徑：=35mm 34.蝸輪分度圓齒厚： 數據帶入公式得 5.508mm 35.齒側隙：查表4-2-6得 36.蝸桿分度圓齒厚：=4.2984 37.蝸桿分度圓法向齒厚：=4.285 38.蝸輪分度圓法向齒厚：=5.49 39.蝸輪齒冠圓弧半徑：=19.2775 40.蝸桿測量齒頂高： =2.2035 41.蝸桿測量齒頂高： =2.185 3.6 環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算 環(huán)面蝸桿傳動承載能力主要受蝸桿齒面膠合和蝸輪齒根剪切強度的限制。因而若許用傳動功率確定中心距，則然后校核蝸輪齒根剪切強度。由于軸承變形增加了蝸桿軸向位移，使蝸輪承受的載荷集中在2－3個齒上。而且，由于蝸輪輪齒的變形，造成卸載，引起載荷沿齒高方向分布不均，使合力作用點向齒根方向偏移。 因而，蝸輪斷齒主要由于齒根剪切強度不足造成的 校核： 其中 —— 作用于蝸輪齒面上的及摩擦力影響的載荷; —— 蝸輪包容齒數 —— 蝸桿與蝸輪嚙合齒間載荷分配系數; ——蝸輪齒根受剪面積; 公式中各參數的計算 1.的計算 = ——作用在蝸輪輪齒上的圓周力， ——蝸桿喉部螺旋升角 ，4.5 —— 當量齒厚， 滑動速度 = =2.01m/s 根據滑動速度查機械設計手冊3－3－9得 將數據帶入公式得 =N 2.計算得 = 5 3.蝸輪齒根受剪面積 —— 蝸輪齒根圓齒厚； 由上可知 —— 蝸輪端面周節(jié)； —— 蝸輪理論半包角； —— 蝸輪分度圓齒厚所對中心角。 數據帶入公式得 =7.03mm 由上可得 對于錫青銅齒圈 取 查手冊取鑄錫磷青銅，砂模鑄造，抗拉強度=225MPa ， 則 < 3.7 軸的結構設計 3.7.1 蝸桿軸的設計 1.軸的材料選擇 由《機械零件課程設計》表6－1選用45號鋼，調質。 2.最小軸徑的初步計算 由《機械零件課程設計》表6－2，取 ＝105，根據 公式 ㎜ 其中 —— 軸的轉速 ，940r/min —— 軸傳遞的功率 , 1.47kw —— 計算截面處的軸的直徑， mm 將數據代入公式得 =12.2mm 輸出軸的最小直徑是按照聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑 與聯軸器的孔徑相適. 3.7.2 蝸輪軸的設計 1. 軸的材料選擇 由《機械零件課程設計》表6－1選用45號鋼，調質 =650 2.軸徑的初步計算 由《機械零件課程設計》表6－2，取A＝112，根據公式 ， 其中 —— 軸的轉速 ，18.8r/min —— 軸傳遞的功率 , 0.97kw —— 計算截面處的軸的直徑， mm 將數據代入公式得 mm 3.8 滾動軸承的選擇及校核 3.8.1蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 1．軸承的徑向載荷的計算 2．派生軸向力的計算 查手冊得，圓錐滾子軸承30207型的 α=14o02，10，， 查表d=35mm時，e=0.37，y=1.6； 故 所以，軸承2受壓 則： 3．求當量動載荷 所以，對于軸承1 x=1 ， y=0 對于軸承2 x=0.4 ， y=1.6 4．校核軸承的壽命 查手冊得c=51.5KN ε=10/3 n=940r/min 故 此軸承的壽命滿足要求 3.8.2 蝸輪軸上軸承的校核 1．求徑向載荷 2．計算派生軸向力 查手冊得，圓錐滾子軸承30212型的 ， y=1.5 故 則：軸承2受壓 所以， 3．求當量動載荷 所以，對于軸承1：x=1 ，y=0 對于軸承2：x=1 ，y=0 4．校核軸承的壽命 查手冊 c=97.8KN ，ε=10/3 ，n=18.8r/min 故此軸承壽命滿足要求。 第4章 螺紋聯接設計 螺栓聯接強度計算的目的，主要是根據聯接的結構形式、材料性質和載荷狀態(tài)等條件，分析螺栓的受力和失效形式，然后按相應的計算準則計算螺紋小徑d1，再按照標準選定螺紋公稱直徑d和螺距P等。螺栓其余部分尺寸及螺母、墊圈等，一般都可根據公稱直徑d直接從標準中選定，因為制定標準時，已經考慮了螺栓、螺母的各部分及墊圈的等強度和制造、裝配等要求。 螺旋傳動由螺桿、螺母和機架組成，主要用于把回轉運動變?yōu)橹本€運動，同時傳遞運動和動力。其應用廣泛，如螺旋千斤頂、螺旋絲杠、螺旋壓力機等。 4.1 螺旋傳動的類型與特點 根據用途，螺旋傳動可分為三種類型： （1）傳力螺旋 以傳遞動力為主，要求用較小的力矩轉動螺桿（或螺母）而使螺母（或螺桿）產生軸向運動和較大的軸向力，這個力可以用來完成起重和加壓等工作，如螺旋千斤頂和螺旋壓力機等。 （2）傳導螺旋 以傳遞運動為主，并要求有較高的運動精度，速度較高且能較長時間連續(xù)工作，如機床進的給螺旋機構。 （3）調整螺旋 用于調整并固定零、部件之間的相互位置，如機床卡盤，壓力機的調整螺旋。調整螺旋不經常轉動。 根據螺旋副的摩擦情況，可分為滑動螺旋、滾動螺旋和靜壓螺旋?；瑒勇菪Y構簡單、加工方便、易于自鎖，運轉平穩(wěn)無噪聲，所以應用最廣。它的缺點是工作時滑動摩擦阻力大，傳動效率低（一般為30%～40%），螺紋表面磨損快，傳動精度低，低速時有爬行現象。滾動螺旋和靜壓螺旋的摩擦阻力小，傳動效率高，但結構較復雜，制造困難，成本高，加工不方便，只有在高精度、高效率的機械中才宜采用。本節(jié)主要介紹滑動螺旋。 4.2滑動螺旋傳動的設計計算 1. 選擇螺桿、螺母的材料 螺桿采用45#調制鋼，由參考文獻[2]表10.2查得抗拉強度，。 螺母材料用鋁黃銅。 2. 耐磨性計算 螺桿選用45# 鋼，螺母選用鑄造鋁黃銅，由參考文獻[1]表 5.8 查得 [p]=18~25MPa 從表 5.8 的注釋中可以查得，人力驅動時值可以加大20%，則 [p]=21.6~30MPa 取。 按耐磨性條件設計螺紋中徑，選用梯形螺紋，則 (1) 由參考文獻[1]查得，對于整體式螺母系數 Ψ=1.2 – 2.5 取。 則 式中：－－－－－軸向載荷，N； －－－－－螺紋中徑，mm； －－－－－許用壓強，MPa； 查參考文獻[2]表11.5取公稱直徑mm，螺距mm，中徑mm，小徑mm，內螺紋大徑mm，。 3. 螺桿強度校核 螺桿危險截面的強度條件為 (2) 式中：－－－－－軸向載荷，N； －－－－－螺紋小徑，mm； －－－－－螺紋副摩擦力矩，； －－－－－螺桿材料的許用應力，。 其中螺紋副摩擦力矩 (3) 式中：－－－－－軸向載荷，N； －－－－－螺紋升角，； －－－－－螺紋副當量摩擦角，度； －－－－－螺紋中徑，mm。 查參考文獻[1]表5.10得鋼對青銅的當量摩擦因數，螺紋副當量摩擦角，?。ㄓ杀?.10的注釋知，大值用于啟動時，人力驅動屬于間歇式，故應取用大值）。把數據代入(3)式中，得 把數據代入(2)式中，得 由參考文獻[1]表5.9可以查得螺桿材料的許用應力 （4） 其中，則 取。 顯然，，螺桿滿足強度條件。 4. 螺母螺牙是我強度校核 螺母螺紋牙根部的剪切強度條件為 （5） 式中：－－－－－軸向載荷，N； －－－－－螺母螺紋大徑，mm； －－－－－螺紋旋合圈數，?。? －－－－－螺紋牙根部厚度，梯形螺紋； －－－－－螺母材料的許用切應力。 代入數據計算得 查參考文獻[1]表5.9螺母材料的許用切應力，顯然。 螺紋牙根部的彎曲強度條件為 （6） 式中：－－－－－軸向載荷，N； －－－－－彎曲力臂，； －－－－－螺母螺紋大徑，mm； －－－－－螺紋旋合圈數，??； －－－－－螺紋牙根部厚度，mm； －－－－－螺母材料的許用彎曲應力。 數據代入式（6）得 查參考文獻[1]表5.9螺母材料的許用切應力。 顯然，即滿足螺紋牙的強度條件。 5. 自鎖條件 因螺紋升角，螺紋副當量摩擦角 所以滿足自鎖條件。 6. 螺母外徑及凸緣設計 由經驗公式知， 螺紋外徑 螺紋凸緣外徑。 第5章 機架的設計 5.1 機架的基本尺寸的確定 機架是支撐及其自動變速器所有附件的可移動機構。要保證拆裝自動變速器方便、安全；重量要輕，便于移動；架子要有足夠的空間安裝。而且自動變速器每個總成之間要考慮它們之間的協調關系?？紤]到這些方面的因素后要確定的一些自動變速器尺寸根據這些數據，大概確定架子的長高。這樣架子的地面的結構就確定了。支撐自動變速器的部件是支撐板，支撐板固定在支承軸上，支承軸安裝在機架上。 為了使機架能夠方便移動，須在架子上裝輪子，因此在架子的4個側面通過螺栓各連接兩個輪子，使得架子和輪子連接牢固?？拷D盤這端安裝有鎖止裝置，使得架子在任何位置都能停止固定。 5.2 架子材料的選擇確定 架子的結構確定后，就需要準備材料，買材料時要考慮鋼材的性能，同時也要考慮成本，再者還要考慮到其美觀，通過到市場調查分析后，臺架選用60㎜×60㎜的方鋼和50×50的角鋼組合制作。其規(guī)格如表一所示。 受力比較小的底架就用50㎜的角鋼制作，其他的受力大的轉架就用60㎜的方鋼制作。在轉架與支撐板的固定處需要用軸連接。 表一 鋼材的尺寸 規(guī)格 60㎜×60㎜ 50㎜×50㎜ 橫截面圖 長度 500㎜ 567㎜ 材料 Q235 Q235 5.3 主要梁的強度校核 自動變速器的質量為25㎏（250N），考慮到一些外在壓力，按照重量為600N進行校核。支承軸160㎜，查機械工程材料 P105頁表5-2得，Q235鋼材的屈服強度σ b =375～460MPa，取σ b=375 MP a 解：和軸一樣建立如圖所示的坐標系。 以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖6.1所示的平面直角坐標系。 因為：FRD =600N ，把RDE從D點移到E后的受力情況如圖6.1所示。 圖6.1 得到一個F和一個力矩M=Fab×Lbe=600×0.300N·M=180 N·m 計算軸的集慣性矩Ip和抗彎截面系數Wz，因為材料和軸的是一樣的， 所以σ b=375 MP a , Ip=∫y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.6884×10--6m3 所以 σ max= M max / W=180/（6773.69×10--6）P a=0.26MP a 也設安全系數：K=5 故：K×σ max=5×0.26MP a=1.5 MP a﹤σ b=375 MP a 因此：也可以做出結論轉架在安全系數為5的情況下也是安全的。 所以可以進行制作。解：以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖2.2.1所示的平面直角坐標系。軸的受力分析。軸的軸心受力簡圖如圖2.2.1-b所示。通過受力圖可以明顯看出軸的最大彎矩是在BE點之間。 把F從C點移到B 后的受力情況如圖2.2.1- b 所示。 得到一個F和一個力矩M=F×Lbe=600×0.3N·M=180 N·m 因為：Fba+Fde=2F=1200N 由于軸的受力完全對稱，故Fba=Fde=F=600N B點和F點的彎矩為：MB=WF=Fba×Lde+M=600×0.01+180 N·m=601.8N·m 受力情況如圖2.2.1所示. 計算軸的極慣性矩Ip 和抗彎截面系數Wz因為材料和軸的是一樣的，所以σ b=375 MP a , Ip=∫y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.6884×10--6m3 所以 σ max= M max / W=305/（6773.69×10--6）P a=0.45MP a 也設安全系數：K=5 故：K×σ max=5×0.45 MP a=2.25 MP a﹤σ b=375 MP a 因此：也可以做出結論轉架在安全系數為5的情況下也是安全的。 所以可以進行制作。 手動變速器拆裝臺架設計論文 致 謝 感謝我的指導老師XX老師，他嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣；循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪。導師淵博的專業(yè)知識，嚴謹的治學態(tài)度，精益求精的工作作風，誨人不倦的高尚師德，嚴以律己、寬以待人的崇高風范，樸實無華、平易近人的人格魅力對我影響深遠。不僅使我樹立了遠大的學術目標、掌握了基本的研究方法，還使我明白了許多待人接物與為人處世的道理。在此，謹向導師表示崇高的敬意和衷心的感謝！ “師恩難忘，友誼長存!”本論文的順利完成，離不開各位老師、同學和朋友的關心和幫助。在此，向曾經幫助我的老師和同學表示衷心的感謝。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意！ 參考文獻 1.《機械工程手冊》第二版（傳動設計卷） 機械工業(yè)出版社 2000 2.《實用機械設計手冊》 吳相憲 王正為 黃玉堂 主編 中國礦業(yè)大學出版社 2001 3.《機械設計》 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社 1996 4.《機械制造工藝學》趙志修 主編 北京： 機械工業(yè)出版社 1984.2 5.《機械制造工藝及專用夾具設計指導》孫麗媛 主編 北京：冶金工業(yè)出版社 2002 6.《機械加工工藝手冊》李洪 主編 北京： 北京出版社 1990，12 7.《金屬工藝學》鄧文英 主編 北京： 高等教育出版社 2000 8.《機械設計課程設計》 華中理工大學 王昆 同濟大學 高等教育出版社1986 9.《齒輪手冊》 機械工業(yè)出版社 2002 10.《機械加工余量與公差手冊》 馬賢智 北京：中國標準出版社，1994 11.《高等學校畢業(yè)設計指導》[M]，周永強，北京：中國建材工業(yè)出版社，2002 12. 《機械制造工藝學習題集》 李益民 主編 黑龍江： 哈兒濱工業(yè)大學出版社 1984,