裝配圖車梁加工用翻轉臺的設計,裝配,圖車梁加,工用,轉臺,設計 南昌航空大學科技學院學士學位論文 1、 引言 1.選題的依據(jù)及意義： 隨著時代的進步，中國經(jīng)濟的迅速發(fā)展，建筑、采礦等對重型卡車的需求量也在不斷的提升，車架是汽車的最重要部件，同時縱梁也是車架的重要部件，在現(xiàn)在國內的各個重型卡車生產廠家，縱梁孔加工工藝是個非常頭疼的問題。提高縱梁的加工效率如今擁有很廣闊的市場。車身底盤縱梁是各種車輛的基本骨架，直接決定著整個車身的剛性和承受沖擊性能，對于車架而言,最基礎的部件就是縱梁.對于縱梁的加工,目前國內各大廠家主要采用的是單搖臂鉆床靠模加工,加工效率普遍低下,針對此現(xiàn)狀我對縱梁鉆孔翻轉系統(tǒng)的設計進行改進,能支持4臺搖臂轉床同時加工,并且通過大梁臺箱裝置的翻轉實現(xiàn)縱梁三面孔的加工,從而減小了由于反復拆卸,安裝,定位所引起的定位和加工誤差.采用縱梁鉆孔翻轉機不僅提高了國內整體廠家的加工效率,同時也能夠給重型車輛廠家?guī)砜捎^的經(jīng)濟收入。 2.國內外研究概況及發(fā)展趨勢： 機械加工過程中都會使用到夾具來固定工件使之占有正確的位置，以便加工和檢測。但是當工件太大而不方便調節(jié)位置，不能保證精度，而又有進行旋轉加工時，夾具不能滿足加工要求。這是我們必須選擇去它的夾具，譬如翻轉臺，翻轉臺可以進行360°翻轉，并能任意角度固定，符合加工要求。 翻轉臺因為減輕工人的勞動強度，提高生產率，縮短生產周期，保證加工精度，為企業(yè)帶來效益，所以得到快速的發(fā)展，現(xiàn)在已經(jīng)有焊接翻轉臺、變速箱翻轉臺、機體維修翻轉臺等等。 近日，安叉集團研制成功裝載機離合器組裝翻轉臺架，該新型翻轉臺架的研制成功，實現(xiàn)了裝載機離合器、大噸位離合器一次性裝夾完成全部工作的組裝，不僅翻轉和壓配實現(xiàn)了自動化，而且還降低了勞動強度，節(jié)約了人力資源，提高了裝配效率。隨著客戶的需求，安叉集團公司生產的裝載機產量在不斷的增加，然而，在裝配過程中，裝載機離合器的軸承和波形彈簧壓裝較為困難，翻轉也較為吃力、麻煩，現(xiàn)有裝配臺架已經(jīng)不能滿足生產需求。為了解決這一“瓶頸”，提高生產效率，減少工人勞動強度，直屬一金工車間和工藝科聯(lián)合商討制定，將整個組裝臺架由電機減速機、臺架和液壓系統(tǒng)組成，利用電機減速機帶動翻轉、液壓油缸壓裝軸承和波形彈簧，實現(xiàn)電動翻轉和電動壓裝功能，一次裝夾，并完成全部的組裝工作，同時附屬大噸位離合器的組裝。 隨著科技的進步，機械加工要求變的更高，加工工件變大，變得更為復雜，翻轉臺的人工翻轉已經(jīng)不能滿足要求，翻轉臺會向著自動化、數(shù)控化的方向發(fā)展，翻轉臺也會更復雜。 3. 研究內容 通過研究以前的車梁加工系統(tǒng)，得出車梁加工中的缺點，決定總體設計目的，進行總裝配的設計，通過計算確定所有零件的尺寸，校核所有零件的強度。 二、總體設計方案和安裝使用說明 2.1設計目的 機械加工過程中都會使用到夾具來固定工件使之占有正確的位置，以便加工和檢測。但是當工件太大而不方便調節(jié)位置，不能保證精度，而又有進行旋轉加工時，夾具不能滿足加工要求。以前，車梁在加工過程中需要使用行車進行多次翻轉和定位，才能完成車梁的上各基礎孔的鉆孔、鏜削。效率低，精度低。所以進行車梁加工翻轉臺的設計，翻轉臺的必須達到以下的要求： 1) 車梁可繞縱向軸線作正反360。慢轉，任何角度均可停止并自鎖，使各部面的鉆孔都可以轉成水平位置作平施工。 2) 車梁上各基礎孔的堆焊、鏜削均能方便進行，不受翻轉臺的擋礙。 3) 位置定心滾動。 2.2方案的選擇和主要參數(shù)： 根據(jù)車梁形狀和研制要求，曾提出兩種方案。它們都由首端和尾端兩部分組成。首基本相同，都是用來驅使車梁旋轉的動力。由自鎖電機、聯(lián)軸器、鏈輪、渦輪蝸桿減速器帶動主軸低速旋轉，固定在主軸一端的轉臂與車梁保險杠聯(lián)接，帶其轉動。為使不同車型的重心都能調到旋轉線上，轉臂上設有可調偏心的夾緊裝置。兩個方案的區(qū)別在于尾端結構不同：方案一，翻轉臺的尾端是由一件直徑2．8m 的滾圈和四件滾輪組成，滾圈在滾輪上可作原位置定心滾動。不同型號車梁的尾部都可插入這個滾圈中．夾緊后隨圈一齊滾動。用兩個平臺將首尾端升高，讓過旋轉的車梁。方案二．翻轉臺尾端是由一根尾軸和支撐架組成。尾軸是車梁在尾部的旋轉中心，它和不同型號車梁的聯(lián)接．分別有專用鋼架完成。比較上述兩個方案，從不同車型裝夾的適應性、車梁裝夾時穩(wěn)定性和修理時人員的安全程度看，前一個方案較好。雖造價偏高，制造難度偏大，考慮到日后長時間修理工作的方便可靠．我們決定采用第一個方案。 傳動原理圖 翻轉臺的主要技術參數(shù)： 臺架外長12．8m 輸入功率7．5kW，臺架總寬4m 旋轉速度0．5r／rain，旋轉中心高2．8m ，最大扭矩58800Nm，滾圈外徑2．8m 偏心調節(jié)量0～1 000mm。 2.3 翻轉臺設計 2.3．1 車梁重心位置的確定 從車梁的形狀可以看出，車梁形狀以縱向軸線左右對稱．重心必然在軸對稱平面上，重心位置不能直觀定出．可由三種方法確定；計算法、作圖法和實測法。采用前二種方法必須先知道車梁各部位鋼板的厚度和輪廓曲線的方程或準確位置．這比較難做到。特別是進口車的車梁．由于形狀不規(guī)則，其計算或作圖過程復雜，而且最后結果也是個近似值。利用實測法能比較快地解決這個問題．而且不會出錯。（如圖1)取a b c三個點著力將車梁吊起．其中b c兩點用5噸手拉葫蘆代替鋼繩，調整手拉葫蘆的長短，使車梁的對稱軸平面d處于水平狀態(tài)。在主鉤轉動軸線的下方掛一重錘e，重錘尖端所指的點8即為車粱的重心位置。 圖1 2.3．2 主要尺寸參數(shù)的確定： 1　 偏心的調整范圍：(見圖1)根據(jù)每種車梁的長度和車梁中方便夾緊的部位，初步確定首端轉臂到尾端滾圈之間的距離為8m這可使不同車型都可靠夾緊又方便修理。在車梁軸平面d內，從車梁8m處的截面形心f過車梁重心g引一直線，并向保險杠一端延長，此線即為車梁在翻轉臺上轉動時的旋轉軸線。保險杠到旋轉軸線的垂直距離h就是該車型所要求調正的偏心大小。取不同車型中的最大距離1m，定為翻轉臺的可調偏心范圍。 ’ 2　 翻轉臺的旋轉中心高：車梁外形離旋轉軸線最遠的點到軸線的垂直距離為該車型旋轉時的中心高．取不同車型的最大距離加放200rmm，即2．8m定為翻轉臺的旋轉中心高 3　 滾圈內徑；車梁上離保險杠一端8m處．截面形狀的最大尺寸，加放吊裝時所需活動的范圍就是滾圈的內徑大小。取三種車型中的最大滾圈內徑即2．5m，定為翻轉臺的滾圈內徑(見圖2) 圖2 4　 首尾端間距離；根據(jù)車梁長度和方便夾緊的部位，在確定偏心范圍時已初定出首尾端的間距為8m。但每種車梁長度均長10m左右，將車梁吊裝入圈時，為不碰撞首端渦輪和轉臂，必須在垂直面內，縱向傾斜一個角度。首尾端間距越小，傾斜越多，要求滾圈的內徑也越大。在初定的8m間距下，滾圈內徑2．5m是否行，必須驗證。我仍通過吊裝模擬試驗來驗證(見圖3)。接比例將首端轉臂1o和尾端滾圈23的大小、位置作圖，用同樣比例將8m處截面尺寸最大的車梁制成硬紙板模型。模擬吊裝，傾斜移動，觀察車梁與滾圈，車梁與轉臂之間不碰撞的活動間距是否夠大。結果是，在2．3m 內徑的滾圈中可以順利吊裝出入。由于車梁尾部圓弧跨接段部位i處(見圖1)，經(jīng)常出現(xiàn)裂紋，必須補焊。這個部位正好靠近8m處的滾圈夾緊部位，為讓開補焊空間，我仍將首尾端間距從8m 增大到8．4m。 圖3 2.4 車梁的裝夾結構 1　 弧形滑板平臺：車梁尾部安放在滾圈內的小平臺上。在8．4m處和這小平臺接觸的車梁，三種車型的傾角都不同。為保證是面接觸而非線接觸，我們將小平臺設計成上下兩部分，它們之間是圓弧面連接。上半部可以隨車梁安放時的角度在下半部上作一定角度的滑動，直到車梁和小平臺的接觸面吻合為止。 2　 螺旋千斤頂夾緊：車梁在滾圈平面內兩個方向的自由度，我們采用四只螺旋千斤頂夾緊的方法來限制。水平方向一邊一只相對頂緊車梁，垂直方向兩只，將車梁同一截面的兩個部分壓緊在兩個弧形滑板平臺上。為裝夾快捷可靠，千斤頂采用燕尾槽滑嵌在滾圈內側，并使滑動方向與滾圈旋轉平面垂直，防止轉動時松脫。 2.5 翻轉臺的安裝精度 如果安裝精度不夠，在旋轉過程中，車梁定位就會被破壞(見圖3)，隨滾圈轉動，直線jK、jL長度會發(fā)生變化，由長變短然后又變長，促使夾緊松馳、車梁脫落造成事故，這是十分危險的。我們的安裝精度是： (1) 滾圈滾動平面的垂直度≤0．3mm／m。 (2) 滾圈的旋轉中心與首端主軸軸線的位置度≤lmm。 (3) 滾圈的滾動平面與首端主軸軸線在水平面內的垂直度≤lmm／全長。 我們采用的測量方法如下： (1)滾圈在車加工前，裝一根可拆卸的空心方梁跨過直徑。加工時保證滾圈外圓的圓柱度，外圓與方梁上孔}3的同軸度，外圓與滾圈基準端面的垂直度。 (2)用框式水平儀測量，使?jié)L圈安裝時基準端面的垂直度≤o．3mm／m，主軸軸線的水平度 ≤O．04mm／m。 (3)預先安首端主軸承座上前后兩只主軸孔配二塊厚6mm 的校正圓板，圓板中央各有一只 同軸小孔。校正前，吊下主軸，將兩塊圓板裝在主軸承座孔中。 (4)用}o．3鋼絲穿過三只 3孔，粗校主軸軸線與滾圈中心的位置度。 (5)在翻轉臺首尾端間中點放一水準儀，測量三只 3孔，使?jié)L圈中心與主軸軸線的位置度≤lmm。 (6)用 0．3mm鋼絲測量主軸承孔前面一塊校正圓板的 3孔中心到滾圈端面上水平直徑兩端點的距離差，調正滾圈平面取向，使之≤ lmm。 (7)因調整中的相互影響，需重復校正上述精度。 三、傳動部分的設計計算 3.1 自鎖電機功率和轉速： 聯(lián)軸器的工作效率：1 =0.99 齒輪傳動的效率(包括軸承效率)：2=0.97 開式滾子鏈傳動的效率：3=0.92 渦輪蝸桿減速器的工作效率(包括軸承效率):4=0.4 齒輪的傳動比為i′1=3—4，開式滾子鏈傳動的傳動比為i′2=1—8，渦輪蝸桿的傳動比i′3=5—80，則電機轉速可選擇的范圍為：nˊd=nwi′1i′2i′3=7.5—1280.可見同步轉速750、1000的電機符合，因為前者比后者的傳動比小，傳動結構尺寸較小，因此可選用同步轉速750滿載720的電機，選定的電機型號為Y160L-8。 傳動裝置總傳動比i= =1440，取齒輪減速器的傳動比為i1=4， 開式滾子鏈傳動的傳動比為i2=5，則渦輪蝸桿的傳動比為i3= =72。 3.2 各軸轉速和功率： 電動機軸為0軸，齒輪減速器的高速軸為1軸，低速軸為2軸,蝸桿的軸為3軸,渦輪的軸為4軸。 n0=n1=730r/min n2= =180r/min n3= =36r/min n4==0.5r/min 按電機額定功率Ped計算各軸輸入功率， P0=Ped=7.5KW P1=P0==7.425KW P2=P12=7.425=7.2KW P3=P2=7.2=6.63KW P4=P3=6.630.4=2.65KW 各軸轉矩： =99.48 因為T4，＜58800Nm 所以電機選用額定功率為11KW，同步轉速1000r/min,滿載轉速為730r/min,型號為Y180L-8. 傳動裝置總傳動比i= =1440，取齒輪減速器的傳動比為i1=4， 開式滾子鏈傳動的傳動比為i2=5，則渦輪蝸桿的傳動比為i3= =73。 電動機軸為0軸，齒輪減速器的高速軸為1軸，低速軸為2軸,蝸桿的軸為3軸,渦輪的軸為4軸。 n0=n1=730r/min n2= =182.5r/min n3= =36.5r/min n4= =0.5r/min 按電機額定功率Ped計算各軸輸入功率， P0=Ped=11KW P1=P0==10.89KW P2=P12=10.89=10.56KW P3=P2=10.56=9.72KW P4=P3=9.720.4=3.89KW 各軸轉矩： =143.9 3.3 圓柱齒輪的設計 3.3.1選擇齒輪材料及許用接觸應力計算 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40MnB調質，齒面硬度為241~286HBS，=730Mpa，=600 Mpa。大齒輪選用ZG35SiMn調質，齒面硬度241~269HBS，=620Mpa，=510Mpa。選用7級精度。SH =1.1，SF =1.25，材料的彈性影響系數(shù). 許用接觸應力計算如下： 3.3.2按齒面接觸疲勞強度設計 由于載荷平穩(wěn)故取載荷系數(shù)K=1 齒寬系數(shù) 小齒輪上的轉矩 T1=142.47N·m 由d1≥ = =62.8mm 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=4 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=4×20=80 實際傳動比I0=80/20=6 傳動比誤差：i-i0/I=4-4/4=0%<2.5% 可用 齒數(shù)比：u=i0=4 模數(shù)：m=d1/Z1=62.8/20=3.14mm 根據(jù)手冊取標準模數(shù)：m=4mm 確定有關參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=4×20mm=80mm d2=mZ2=4×80mm=320mm 齒寬：b=φdd1=1×62.8mm=62.8mm 取b2=65mm b1=70mm 3.3.3按輪齒彎曲疲勞強度校核 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=80由手冊得: YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.22 YSa2=1.73 =59.5Mpa< =52.7< 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 3.3.4計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=4/2(20+80)=200mm (5)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/(60×1000)=3.14×80×730/（60×1000）=3.06m/s 3.4 鏈傳動設計 （1） 取小鏈輪齒數(shù) ， 取，此鏈傳動采用單排鏈查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)Km=1 根據(jù)鏈傳動的計算功率PC和小鏈輪的轉速n1， 選取鏈號為10A ，其節(jié)距P=15.875㎜ 10A 滾之鏈在額定功率曲線高峰值對應的小鏈輪的轉速大約是=1600r/min ∵>n1=182.5r/min,說明全面按照鏈板疲勞強度計算來確定小鏈輪的齒數(shù)是合理的. 初選中心距a0=(30~50)p 鏈節(jié)數(shù)Lp 鏈節(jié)數(shù)應 圓整數(shù)，并最好取偶數(shù)。 實際中心距： 松邊垂度 f=(0.01~0.02)a 鏈節(jié)距p=15.875㎜ 選擇用彈簧卡固定的鏈 中心距不宜過小，過小鏈在小鏈輪的包角也小減小鏈輪齒數(shù)的嚙合這樣傳動效率也會減小 若中心距過大則結構不緊湊，鏈條易發(fā)生抖動增加運動的不均勻性 則選取Lp=140㎜ 鏈長L=2223㎜ a=629㎜ f=6.29～12.58㎜ 驗算鏈速v : 采用滴油潤滑。 （2） 計算鏈的有效拉力F： 計算作用軸上的壓力FQ FQ=1.2F=1.2×11478.3 =13773.96N 根據(jù)鏈速為低速，傳動平穩(wěn)，可選取45鋼，50鋼和ZG310-570滾之鏈的牌號為： 10A—1—140 GB1243—1997 小鏈輪的主要幾何尺寸： 大鏈輪的主要幾何尺寸： 3.5 輸入軸的設計計算 3.5.1 輸入軸的選材及軸徑設計 選用45#鋼，調質，硬度217~255HBS，按扭矩初算直徑d，公式如下： ，式中A僅決定于材料許用剪應力的系數(shù)，由設計手冊取A=110，n為輸入軸的轉速，P為輸入軸的功率。 代入數(shù)據(jù)可得計算如下： 其上應開有鍵槽，應適當增大直徑，增大5%，則，取值30mm,與聯(lián)軸器的孔徑相適應,。聯(lián)軸器的計算轉矩 查表選用HL3彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉矩630000，半聯(lián)軸器的孔徑 3.5.2 軸的結構設計 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定。 確定軸各段直徑和長度 軸結構草圖如下： 從左到又依次為1.2.3.4.5段 d1=30mm，長度L1取L1=58mm d2=40mm，長度L2取L2=55mm 初選用7309c型角接觸球軸承，其內徑為45mm寬度為25mm，外徑為100mm。 故d3=45mm，考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁有一定的距離，再考慮留有一定的長度的套筒長，故取L3=25mm+15.5mm=40.5mm 由于小齒輪的齒根圓直徑和軸的直徑相差很小，故將小齒輪和軸做出一體，即做成齒輪軸。小齒輪的齒根圓直徑為70mm，寬度為70mm，故可選取第四段的直徑為d4=60mm，長度為L4=100mm，齒輪中心位于第四段軸的中心。第五段選取和第三段一樣的尺寸。 軸的總長度Lin=58+50+40.5+100+40.5=289mm 3.5.3 對輸入軸進行校核： 齒輪分度圓直徑：d1=80mm 扭矩：T1=142.47N·m 求圓周力：Ft， 求徑向力：Fr， 繪制該軸的受力簡圖，直面彎矩圖，水平面彎矩圖，扭矩圖如下： L=140mm 判定危險截面為第四段軸的中心面 該軸單向旋轉，軸為45鋼，調質處理，根據(jù)設計手冊有，查得。則折算系數(shù)為： 驗算危險截面強度 比較計算結果和結構設計C截面直徑，滿足強度要求。 3.6 輸出軸的設計計算 3.6.1輸出軸的選材及軸徑設計 輸出軸選用45#調質鋼，硬度217~255HBS 。 由公式求出軸的最小直徑: 考慮其上開有鍵槽，直徑應適當增加，增加5%，則直徑為 ，最后取最小直徑為30mm。 3.6.2 軸的結構設計 大齒輪置于箱體中間，兩軸承對稱分布。齒輪右側用軸肩固定，左側用套筒固定。軸承采用角接觸軸承，型號為7309c，基本參數(shù)如下：內徑d=45mm，外徑D=100mm，B=25mm。 圖為大軸的草圖，可分為七段，從左到右標號依次為1，2，3，4，5，6，7。各段直徑分別為：30，36，45，50，56，50，40，單位mm。長度分別為：32，50，，43，61，10，56，23，單位mm。 因為大齒輪的分度圓的直徑為320 mm，故將大齒輪做成輔板式結構，其草圖如下，具體的參數(shù)已經(jīng)在齒輪設計部分給出。 輸出軸的長度為Lout=32+50+45+61+10+25+56=279mm 3.6.3輸出軸的校核 按彎扭復合強度計算 軸的受力簡圖如下： ， 彎矩扭矩圖如下： 各數(shù)據(jù)如下： 根據(jù)受力圖和彎矩扭矩圖，判斷O處為危險截面，下面進行驗算： 該軸單向旋轉，軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)設計手冊得，查得，則折算系數(shù)為： 驗算危險截面強度： 比較計算結果與結構設計O截面直徑，滿足強度要求。 3.6.4 軸承的選擇： （1） 輸入軸軸承選擇 對于輸入軸的軸承選擇，首先考慮角接觸軸承。選用7309c型角接觸軸承，其基本尺寸如下： 內徑：45mm；外徑：100mm；寬度：25mm。 （2） 輸出軸軸承選擇 對于輸出軸的軸承選擇，考慮角接觸軸承，選用7309c型角接觸軸承，其基本尺寸如下： 內徑：45mm；外徑：100mm；寬度：25mm。 （3） 求作用在齒輪上的力 齒輪分度圓的直徑為 圓周力 徑向力 軸向力 求兩軸承的計算軸向力 查手冊得 軸承派生軸向力，e為判斷系數(shù)，其值由的大小來決定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，取e=0.42. ，軸承2放松，軸承1壓緊 X1=0.4 Y1=1.4 X2=1 Y2=0 因為中等沖擊，所以 P1>P2 轉換成年數(shù)，可用5年，故5年檢修更換。 3.6.5 鍵的選擇： （1） 鍵聯(lián)接選擇平鍵聯(lián)接， 輸出軸齒輪所在段的鍵的選擇，其所在軸段的直徑為50mm，選用鍵1445GB/T1096-2003。輸出軸與小鏈輪相連的軸段采用鍵828 GB/T1096-2003。 鍵的類型和尺寸 （2） 校核鍵的強度 查表得 取平均值 輸出軸齒輪所在段的鍵 鍵的工作長度 L=l-b/2=38mm 鍵與輪轂的接觸長度 k=0.5h=4.5mm 輸出軸與小鏈輪相連的軸段 鍵的工作長度 L=l-b/2=24mm 鍵與輪轂的接觸長度 k=0.5h=3.5mm 可見鍵的強度合格。 3.6.6 減速器箱體尺寸確定 箱座壁厚 根據(jù)公式0.04a+18mm，a=200mm，故取整11mm。 箱蓋壁厚 根據(jù)蝸桿在下0.85，取為10mm。 箱座凸緣厚度b 。 箱蓋凸緣厚度 。 箱座底凸緣厚度 地腳螺栓直徑 ，選用20mm。 地腳螺栓數(shù)目n=8 軸承旁連接螺栓直徑 取整為15mm，派生16mm。 箱蓋與箱座連接螺栓直徑 軸承端蓋螺釘直徑 ，取為8mm。 視孔蓋螺釘直徑 ，取為8mm。 定位銷直徑d ，取為8mm。 軸承旁凸臺半徑 。 外箱壁至軸承座端蓋面距離 ，取為37mm。 蝸輪頂圓與內機壁距離，取為11mm。 渦輪端面與內機壁距離，取為11mm。 箱蓋、箱座肋厚 ，取為8.5mm，取為9.35mm。 凸緣式端蓋 ，取為140mm。 嵌入式端蓋 ，取為135mm。 3.7蝸輪蝸桿的設計計算 3.7.1選擇材料 采用單線漸開線蝸桿（ZI），蝸桿傳動功率不大，速度低，故蝸桿用45鋼。因希望耐磨性好，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 1　 2　 彈性系數(shù) 3　 接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值得 . 3.7.2蝸輪的許用應力 渦輪的基本許用應力 ,取中心距a=650mm,因i=73,取模數(shù)m=15，蝸桿分度圓直徑這時， 查得接觸系數(shù)，因此以上計算結果可用。 3.7.3蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1) 蝸桿 軸向齒距，直徑系數(shù)q=18，齒頂圓直徑，齒根圓直徑，分度圓導程角，蝸桿軸向齒厚。 2) 渦輪 變位系數(shù)，渦輪分度圓直徑，齒根圓直徑，渦輪喉圓直徑，齒輪咽喉母圓半徑。 3) 校核齒根彎曲疲勞強度 查得 螺旋角系數(shù) , 許用彎曲應力 查得基本許用彎曲應力 壽命系數(shù) 彎曲強度是滿足的。 3.7.4蝸桿軸的設計計算 ，這根是低速軸，采用齒輪軸，因為蝸桿分度圓直徑為270mm，齒根圓為234mm，第一段軸徑為35mm，長30mm，第二段軸徑為40mm，長170mm，第三段軸徑為70mm，長100mm，第四段為有齒段軸徑為200mm，長為235mm，第五段軸徑為306mm，長為230mm，第六段軸徑為200mm，長為235mm，第七段軸徑為70mm，長為100mm。軸承座外端面距離外箱壁6mm，因為是內伸入式軸承座，又必須保證內部斜面與蝸輪距離大約在一個箱壁厚度左右，渦輪齒兩側到各段軸承各有55mm，軸端倒角為。鏈輪與軸連接的鍵的基本尺寸為。 3.7.5蝸桿軸的疲勞強度和扭矩強度校核 故安全 1) 危險截面的左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩M為M= 截面上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理，查表得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)查表得 材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 尺寸系數(shù) 扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，得表面質量系數(shù)為 而且 得綜合系數(shù)值為 碳鋼的特性系數(shù)取 計算安全系數(shù) 故安全， 2) 危險截面的右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩M為M= 截面上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理，查表得 過影配合出的 ，插入法求出并取，得 軸按磨削加工， 得表面質量系數(shù)為 而且 得綜合系數(shù)值為 碳鋼的特性系數(shù)取 計算安全系數(shù) 故安全 軸的設計校核完畢，設計符合要求。 3.7.6 蝸輪軸的設計計算 這是低速軸，所以選擇HL型彈性柱銷聯(lián)軸器。，選擇HL5.考慮到安全，即選擇軸孔直徑為75mm，軸長為150mm。第二段軸徑為80mm，長為80mm，第三段軸徑為85mm，長為204mm，第四段軸徑為90mm，長為10mm，第五段軸徑為85mm，長為31mm，第六段軸徑為80mm，長為39mm。軸的兩端軸承選取型號6316的軸承。 （1）蝸輪軸的疲勞強度和扭矩強度校核 故安全， 1) 危險截面的左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩M為M= 截面上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理，查表得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)查表得 材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 尺寸系數(shù) 扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，得表面質量系數(shù)為 而且 得綜合系數(shù)值為 碳鋼的特性系數(shù)取 計算安全系數(shù) 故安全， 2) 危險截面的右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩M為M= 截面上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理，查表得 過影配合出的，插入法求出并取，得 軸按磨削加工，得表面質量系數(shù)為 而且 得綜合系數(shù)值為 碳鋼的特性系數(shù)取 計算安全系數(shù) 故安全 軸的設計校核完畢，設計符合要求。 （2）蝸輪的鍵 鍵的類型和尺寸 鍵的基本尺寸 校核鍵的強度 查表得 取平均值 鍵的工作長度 L=l-b/2=189mm 鍵與輪轂的接觸長度 k=0.5h=7mm 可見鍵的強度合格。 3.7.7減速器箱體尺寸確定 箱座壁厚 根據(jù)公式0.04a+38mm，a=650mm，故取整11mm。 箱蓋壁厚 根據(jù)蝸桿在下0.85，取為10mm。 箱座凸緣厚度b 。 箱蓋凸緣厚度 。 箱座底凸緣厚度 地腳螺栓直徑 ，選用24mm。 地腳螺栓數(shù)目n=8 軸承旁連接螺栓直徑 取整為17mm，派生18mm。 箱蓋與箱座連接螺栓直徑 軸承端蓋螺釘直徑 ，取為9mm。 視孔蓋螺釘直徑 ，取為8mm。 定位銷直徑d ，取為8mm。 軸承旁凸臺半徑 。 外箱壁至軸承座端蓋面距離 ，取為47mm。 蝸輪頂圓與內機壁距離，取為11mm。 渦輪端面與內機壁距離，取為11mm。 箱蓋、箱座肋厚 ，取為8.5mm，取為9.35mm。 凸緣式端蓋 ，取為160mm。 嵌入式端蓋 ，取為120mm。 3.7.8求作用在蝸輪上的力 蝸輪分度圓的直徑為 圓周力 徑向力 軸向力 求兩軸承的計算軸向力 查手冊得 軸承派生軸向力，e為判斷系數(shù)，其值由的大小來決定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，取e=0.42. ，軸承2放松，軸承1壓緊 X1=0.4 Y1=1.4 X2=1 Y2=0 因為中等沖擊，所以 P1>P2 轉換成年數(shù)，可用5年，故5年檢修更換。 三、設計總結 走的最快的總是時間，來不及感嘆，大學生活已近尾聲，四年多的努力與付出，隨著本次論文的完成，將要劃下完美的句號。 經(jīng)過堪比考試還艱難的幾十天完成了這次畢業(yè)設計，體力透支是肯定的。每天就在數(shù)學的計算和力學的校核，以及空間的統(tǒng)籌中。 本次我進行的翻轉臺的設計，從對它不知所云到整個結構都刻入腦海中，我花的心思與精力只有我自己才能體會到。計算是一個很枯燥的工作，數(shù)據(jù)繁雜，計算量很大，布置復雜，即使是再小的疏忽也會導致所有的工作前功盡棄。計算中我不敢疏忽，所有的答案都是自己經(jīng)過嚴謹計算得出的。并且得出了正確答案。 　　從課題選擇到具體的寫作過程，無不凝聚著老師的心血和汗水。老師要指導很多同學的論文，加上本來就有的教學任務和科研項目，工作量之大可想而知，她還在百忙之中抽出大量的時間來指導我們。她的循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪，她的淵博的專業(yè)知識，精益求精的工作作風，嚴以律己、寬以待人的崇高風范，將一直是我工作、學習中的榜樣。在我的畢業(yè)論文寫作期間，老師為我提供了種種專業(yè)知識上的指導和一些富于創(chuàng)造性的建議，沒有這樣的幫助和關懷，我不會這么順利的完成畢業(yè)論文。在此向劉萍老師表示深深的感謝和崇高的敬意。 　　同時，論文的順利完成，離不開其它各位老師、同學和朋友的關心和幫助。在整個的論文寫作中，各位老師、同學和朋友積極的幫助我查資料和提供有利于論文寫作的建議和意見，讓我把握了畢業(yè)論文答辯怎么寫。在在他們的幫助下，論文得以不斷的完善，終極幫助我完整的寫完了整個論文。 　　最后，也是最重要的，我要感謝我的父母，如果沒有他們，就沒有現(xiàn)在站在這里的我，是他們賜與我生命，賜與我大學的機會，是他們創(chuàng)就今天的我。對于你們，我充滿無窮的感激。 參考文獻 1.機械設計實用手冊編委會編. 機械設計實用手冊. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2009 2.吳宗澤主編. 機械設計師手冊. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2009 3.李紅波. 箱體焊接萬向翻轉臺研制[J]. 礦山機械，2008（10）：36-38 4.唐美健，占金林. 154噸自卸車車梁翻轉臺的研制[J]. 礦用汽車，1996（4）：10-13 5.Mechanical design and systems handbook. New York:?McGraw-Hill Book Co., 1985 6.紀名剛.機械設計.高等教育出版社，2001 7.鄧星鐘.機電傳動控制. 第3版.華中科技大學出版社，2001 8.林崗.機械制造自動化技術.機械工業(yè)出版社，2001 9.陸玉.機械設計課程設計. 第3版.機械工業(yè)出版社，2000 10.機械設計手冊編委會.《機械設計手冊》. 北京. 機械工業(yè)出版社.2007年2月 11.陳立德.《機械設計基礎》.高等教育出版社.2007年8月 12.盧耀祖.機械結構設計.同濟大學出版社，2004 13.胡家秀主編：《簡明機械零件設計實用手冊》，機械工業(yè)出版社，2006年1月第一版 14.程志紅、唐大放編著：《機械設計課程上機與設計》，東南大學出版社，2006 15.《機械原理》（第六版）孫桓、陳作模主編，高等教育出版 2001年6月 致 謝 在論文完成之際，我要特別感謝我的指導老師的熱情關懷和悉心指導。許老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，程序調試等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是許老師仍然細心地糾正程序中的錯誤。除了敬佩老師的專業(yè)水平外，她的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。同時也要感謝和我一組的同學們，在論文的寫作過程中，正是有了他們的幫助和指導，才使得我的畢業(yè)論文能夠快速順利的完成。 然后還要感謝所有關心、支持、幫助過我的良師益友。 最后，向在百忙中抽出時間對本文進行評審并提出寶貴意見的各位老師表示衷心地感謝！ 35