畢業論文汽車主減速器總成檢測機結構設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 連接與脫落。氣缸支架7通過螺釘聯接固定在中間豎直支撐鋼板1上。該實驗臺的翻轉機構安裝在中間豎直支撐安裝鋼板的上部，當工件被放置到工位定位夾緊之后，啟動電機將其翻轉180176。為了避免翻轉后被測工件松動或因慣性不能及時停下，在中間豎直支撐板上還設置了調整定位機構。當工件翻轉180176。后，通過調整調整螺栓將其固定，之后才進行有關項目的測試。該試驗臺的工作提升機構都是通過氣缸頂升桿的移動來實現的，在未進行檢測安裝之前，粗算出工作機構和其固定機構的重量以確定配重塊的重量和數目。工件定位之后，按下啟動按鈕，氣缸頂升桿開始移動，帶動伺服擰緊軸向上移動。當擰緊軸輸出端上的連接法蘭與主減速器輸入端剛接觸時，連接法蘭上的連接銷不可能一下就能和主減速器輸入端連接上，此時氣缸頂升桿繼續上移，擰緊軸內的彈簧被壓縮。當彈簧被壓縮到一定程度時（預設彈簧壓縮量為15mm）,氣缸停止上移，此時啟動工作機構電機，伺服擰緊軸開始轉動，帶動連接法蘭一起轉動。開始轉速較小，當連接銷轉到主減速器輸入端的連接孔時由于彈簧的作用力使連接銷快速插入孔中實現兩者之間的聯接。此后調整轉速進行檢測。頂升桿的行程是通過調整螺釘來實現的。圖31：實驗臺整體結構示意圖 19. 工作機構的設計 伺服系統伺服系統有交流伺服和直流伺服系統，交流伺服使用的是交流伺服電機，直流伺服使用的直流伺服電機。這兩種電機各有優缺點：⑴直流伺服電機的機械特性是線性的，轉矩隨著轉速的增加而均勻下降。而交流伺服電機的機械特性是非線性的，且特性的斜率隨著控制電壓的不同而變化。⑵直流伺服電機由于需要電刷和換向器，因而帶來不少如結構制造工藝復雜、容易發生故障等嚴重缺陷；交流伺服電機不需要電刷和換向器，因此結構簡單、運行可靠、沒有無線電干擾等優點。我們選用的是松下的伺服系統，型號是中容量小慣量的MSMA型，電機功率是2KW。其型號為MSMA202P1G,。它具有高性能，高精度，高響應，耐環境性的全數字化伺服控制系統，可進行精確。它具有以下特點：，由于采用了高性能的CPU，所以大大提高了機器響應性，具有多功能，高性能；，便于控制，可以準確控制其扭矩。頻繁起動性能好，適合大批量生產的要求。電機的整體全部密封設計，采用高熱傳導設計，澆鑄處理，達到緊湊外形設計和高散熱性，無須電扇散熱，從而延長馬達的壽命。高密度線圈，使最大轉矩可達額定值的400%； (17bit)； ，自動協調性能提高使用更為方便；，使用方便,結構緊湊，同時，控制性能大大提高；，穩定的轉矩特性，平穩的運行； ，使得操作方便；，可以進行絕對位置控制。 松下伺服電機MSMA202P1G額定功率kW額定轉速r/min額定扭矩Nm電機軸徑mm2300019 減速器的設計 在本次設計的試驗臺中，有兩處要用到減速器，一處是在翻轉機構中，一處工作機構中（擰緊軸）。在翻轉機構中我們選用的是臺灣聚盛減速機，該減速機具有如下特點：小型輕量化： 重量：～80kg 長度：～250mm。正整數比： 比數從3～1000比。低背隙、全系列單段≤6弧分。適用于各廠牌伺服、步進電機。密封式設計: 不必換油，安裝方便。高轉矩，低慣性矩 轉矩：～114/～1120kgf*m/Nm 低慣性矩：～*cm2減速比：從3~1000本次設計中選用的型號為：VGM行星減速器MF120S,減速比為25。在工作機構中所選用的是自己設計的二級行星齒輪減速器。：二級行星齒輪減速器結構示意圖 行星齒輪傳動基本尺寸計算 。圖33減速器傳動結構示意簡圖齒數選擇查機《械傳動設計手冊》得，由于齒輪齒面是硬齒面，所以。根據行星齒輪傳動所滿足的裝配條件、同心條件和鄰接條件，初選第一級小齒輪的齒數為，內齒輪齒數為，行星輪齒數。第二級小齒輪的齒數為，內齒輪齒數為，行星輪齒數。輸出轉速：=減速器總傳動比為：由于第一級和第二級共用一個太陽箱體，其參數需綜合考慮。并且第二級相比第一級受到的扭矩較大。其模數初步計算如下： 初步計算齒輪的主要參數按彎曲強度的初算公式計算齒輪的模數m齒輪材料和熱處理的選擇：中心小齒輪和內齒輪材料均為40Cr，調質、齒部高頻淬火，齒面硬度為4852HRC，據《行星齒輪傳動設計》第六章圖614和圖629，取和，中心小齒輪和內齒輪的加工精度7級；行星輪采用40Cr，調質、齒部高頻淬火，齒面硬度為4852HRC。據圖614和圖629，取和，行星輪的加工精度7級。按彎曲強度的初算公式計算齒輪的模數為:確定公式內各計算數值現已知。 小齒輪的名義轉矩=——算式系數，對于直齒輪傳動=；由表65查取綜合系數，取=；按表66查取使用系數=；取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數=，由公式（712）可得=1+（1）=1+（）=；由圖622查得齒形系數==。則得齒輪模數為mm取齒輪模數=2。嚙合參數計算采用角度變位齒輪傳動，模數m=2,齒頂高系數，頂隙系數，壓力角。根據《機械設計手冊》圖1314得：齒輪外嚙合系=31時，=，取= 則=。外嚙合齒輪嚙合角：inv===則：實際中心距 中心距變動系數 齒頂高變動系數 基本尺寸計算：分度圓直徑： mmmm 節圓直徑： 齒頂高： mm mm齒根高： mmmm齒頂圓直徑： mmmm齒根圓直徑： mmmm齒頂圓壓力角：、輪傳動的重合度為：）] = )]=經綜合考慮，第一級齒輪傳動中模數同樣取為2mm，第一級齒輪參數計算如下：采用角度變位齒輪傳動，模數m=2,齒頂高系數，頂隙系數，壓力角。根據《機械設計手冊》圖1314得：齒輪外嚙合系=30時，=，取= 則=0。外嚙合齒輪嚙合角：inv===則：實際中心距 中心距變動系數 齒頂高變動系數 基本尺寸計算：分度圓直徑： mmmm 節圓直徑： 齒頂高： mm mm齒根高： mmmm齒頂圓直徑： mmmm齒根圓直徑： mmmm齒頂圓壓力角：、輪傳動的重合度為：）] = )]=傳動效率的計算傳動效率可按公式進行近似計算，取，已知，由可得則第一級行星齒輪傳動效率第二級行星齒輪傳動效率 行星齒輪傳動受力分析為了對行星齒輪傳動中的齒輪、軸和軸承等零件進行強度計算，便需要分析行星齒輪傳動中構件的受力情況。行星齒輪傳動的主要受力構件有中心輪、行星輪、轉臂、內齒輪和行星齒輪軸及軸承等。在進行受力分析時，首先假設行星齒輪傳動為等速旋轉，多個行星輪受載均勻，且不考慮摩擦力和構件自重的影響。因此，在輸入轉矩的作用下各構件處于平衡狀態，構件間的作用力等于反作用力。在此平衡狀態下，分析和計算各構件上所受的力和力矩。為了計算輪齒上的作用力，首先需要求得行星齒輪傳動中輸入件所傳遞的額定轉矩。在已知原動機（電動機等）的名義功率P和同步轉速n的條件下，其輸入件所傳遞的轉矩可按下式計算，即在行星齒輪傳動中，該輸入轉矩通常應取決于工作機所需的額定轉矩（或額定功率）。當工作機在變負荷下工作時，該額定轉矩是指在較繁重的連續的正常工作條件下使用的轉矩（或功率）。在行星齒輪傳動中，一個嚙合齒輪副的受力分析與計算與普通定軸齒輪是相同的。對于直齒園柱齒輪傳動，由于輪齒的螺旋角，法向壓力角，故其軸向力，則可得切向力在行星齒輪傳動中，由于其行星輪的數目通常都大于1，即，其均勻對稱地分布于中心輪之間；所以，在2ZX型行星傳動中，各基本構件（中心輪a、b和轉臂x）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設計在行星齒輪傳動受力分析之中不考慮各構件的徑向力的影響。在2ZX型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪