毕业设计（论文）-车梁加工用翻转台的设计.doc

南昌航空大学学士学位论文 毕业设计（论文）全套图纸加扣3012250582 题 目： 车梁加工用翻转台的设计 学 院： 航空制造工程学院专业名称： 机械设计制造及其自动化班级学号： 学生姓名： 指导教师： 二O一五 年 六 月 毕业设计（论文）任务书I、毕业设计(论文)题目：车梁加工用翻转台的设计II、毕 业设计(论文)使用的原始资料(数据)及设计技术要求： 本课题旨在设计用于给卡车大梁加工的翻转台的传动系统。此翻转台主要针对长10m左右，宽2m-2.5m的大型纵梁式卡车车梁。车梁在钻孔过程中需要用起重机吊翻几次进行各个面的钻孔，工效低，钻孔精度不易保证，所以提出研制车梁翻转台来改变这种状况。要求技术参数：输入功率7.5kW，旋转速度0.5r/min，最大扭矩58800Nm，车梁可绕纵向轴线正反360o慢转，任何角度均可停止并自锁。需要设计内容如下：（1） 翻转台方案设计；（2）传动部份的设计计算；（3）各主要零件的强度计算；（4）总装图设计；（5）主要零件设计。III、毕 业设计(论文)工作内容及完成时间：1. 查阅相关资料，翻译外文资料（6000字符以上），撰写开题报告 3周2. 整体方案设计 2周3. 传动部份的设计计算 3周4. 绘制装配图及其各零件工作图 3周5. 编制设计说明书 1周6. 撰写毕业论文 3周7. 毕业设计审查、毕业答辩 2周 、主 要参考资料：1.机械设计实用手册编委会编. 机械设计实用手册M. 北京: 机械工业出版社, 2009.2.吴宗泽主编. 机械设计师手册M. 北京: 机械工业出版社, 2009.3.李红波. 箱体焊接万向翻转台研制J. 矿山机械，2008（10）：36-38. 4.唐美健，占金林. 154吨自卸车车梁翻转台的研制J. 矿用汽车，1996（4）：10-13.5.Mechanical design and systems handbook. New York:McGraw-Hill Book Co., 1985航空制造工程 学院（系）机械设计制造及其自动化 专业类 110315 班学生（签名）：赖弥兴（11031517） 日期： 自 2015 年 3 月 1 日至 2015 年 6 月 19 日指导教师（签名）： 助理指导教师(并指出所负责的部分)：机械设计制造及其自动化 系（室）主任（签名）：附注:任务书应该附在已完成的毕业设计说明书首页。8 学士学位论文原创性声明本人声明，所呈交的论文是本人在导师的指导下独立完成的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含法律意义上已属于他人的任何形式的研究成果,也不包含本人已用于其他学位申请的论文或成果。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期：学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权南昌航空大学可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 作者签名： 日期：导师签名： 日期： 车梁加工用翻转台的设计摘要：随着我国生产现代化的深入，我国需要大量的重型卡车，重型卡车对于很多行业都具有重要意义，比如矿场、建筑工程现场等。重型卡车的质量直接受车架质量的影响，与此同时，整个车身的刚性和承受冲击性能取决于底盘纵梁的性能，对于车架而言,最基础的部件就是纵梁.对于纵梁的加工,目前国内各大厂家主要采用的是单摇臂钻床靠模加工,加工效率普遍低下,而当下，我国车梁的研究加工生产很落后，满足不了我国生产现代化的要求。所以，车梁的加工生产影响着我国的现代化发展。基于此，我们对现在国内车梁加工的问题进行分析。试图改善单摇臂钻床靠模加工的缺点，对车梁加工翻转系统进行了改进。通过减速、装夹、偏心调制等装置的改进，减少装卸次数，提高安装精度，从而把了因反复装卸和定位所引起的定位和加工误差降到最低。不仅简化了加工过程、提高了加工效率，而且还大大增加了生产厂家的经济效率。 关键词：卡车车梁 翻转系统 指导老师签名：A Design of The Rollover Platform of Truck Beams Processing Abstract：With the deepening of the modernization of production of our country, our country needs a lot of heavy-duty truck and heavy truck quality directly affected by the quality of the frame. At the same time, car beam for frame is the basic foundation. Therefore, the processing and production of the vehicle beam influences the development of our countrys modernization. Based on this, we analyze the problem of the current domestic car beam processing. To improve the modeling single radial drilling machineprocessing faults, the car turning beam processing system was improved. Through the improvement of the device such as reduction, loading, etc., the number of loading and unloading is reduced, and the installation precision is improved, so the error of positioning and machining caused by repeated loading and unloading is reduced to the lowest. It not only simplifies the process of machining, but also increases the efficiency of production, and also increases the economic efficiency of the manufacturer.Keywords: Truck beam Rollover system Signature of Supervisor:目 录1. 引言11.选题的依据及意义11.2国内外研究概况及发展趋势11.3研究内容以及设计目的12.总体设计方案选择和主要参数32.1车梁重心位置的确定32.2主要尺寸参数的确定42.3车梁的装夹结构52.4 翻转台的安装精度53.传动部分的设计计算63.1 电机功率和转速63.2 各轴转速和功率63.3 圆柱齿轮的设计83.3.1选择齿轮材料及许用接触应力计算83.3.2按齿面接触疲劳强度设计93.3.3按轮齿弯曲疲劳强度校核103.3.4计算齿轮传动的中心矩a103.4 输入轴的设计计算103.4.1 输入轴的选材及轴径设计103.4.2输入轴 轴的结构设计103.4.3 对输入轴进行校核113.5输出轴的设计计算133.5.1输出轴的选材及轴径设计133.5.2输出轴的结构设计133.5.3对输出轴的校核143.5.4单级齿轮减速器箱体尺寸确定173.6 链传动设计183.7 轴承的选择203.8键的选择223.9蜗轮蜗杆的设计计算233.9.1选择材料233.9.2蜗轮的许用应力233.9.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸233.9.4蜗杆轴的设计计算243.9.5蜗轮轴的设计计算243.9.6 蜗轮的键的选择243.9.7蜗杆减速器箱体尺寸确定24总结26参考文献27致 谢281. 引言1.选题的依据及意义中国工业的迅速发展，各个行业对重型卡车的需求量也在不断的提升，车架是汽车的十分重要的部件，与此同时纵梁也是车架的重要部件，在现在国内的各个重型卡车生产厂家，对于纵梁的加工工艺是个非常棘手的问题。提高纵梁的加工效率如今拥有非常广阔的市场。车身的底盘纵梁是各种车辆的基本骨架，整个车身的刚性和承受冲击性能取决于底盘纵梁的性能，对于车架而言,最基础的部件就是纵梁.对于纵梁的加工,目前国内各大厂家主要采用的是单摇臂钻床靠模加工,加工效率普遍低下,针对此现状我对纵梁钻孔翻转系统的设计进行改进,能支持4台摇臂转床同时加工,并且通过大梁台箱装置的翻转实现纵梁三面孔的加工,从而减小了由于反复拆卸,安装,定位所引起的定位和加工误差.采用纵梁钻孔翻转机不仅提高了国内整体厂家的加工效率,同时也能够给重型车辆厂家带来可观的经济收入。1.2国内外研究概况及发展趋势使用夹具来固定要加工的的部件，以便加工和检测。有的工件太大而不方便调节位置，不能保证精度，而且又有进行旋转加工时，夹具不能满足加工要求。这是我们必须选择去它的夹具，譬如翻转台，翻转台可以进行360翻转，并能任意角度固定，符合加工要求。翻转台不仅可以减轻工人的劳动强度，提高生产率，缩短生产周期，保证加工精度，还可以为企业带来效益，所以得到快速的发展，现在已经有焊接翻转台、变速箱翻转台、机体维修翻转台等。 科技的快速发展，所需要的机械也会变得更加的复杂，对于机械的要求变的更高，加工工件变大，变得更为更加精细化，用人力进行机械加工时的翻转已经凸显了落后的生产力，不能满足要求现代化加工的要求，翻转台也一样面临更新换代。1.3研究内容以及设计目的 通过研究以前的车梁加工系统，总结出以前车梁加工系统中的缺点，研究出新的方案，从而达到总体设计目的，进行总装配的设计，通过计算确定零件的尺寸，校核零件的强度。一个工件的加工必须要夹具来固定，从而使之停留在一个位置便于加工。但是当工件太大而不方便调节位置，不能保证精度，而又有进行旋转加工时，夹具不能满足加工要求。以前，车梁在加工过程中需要使用行车进行多次翻转和定位，才能完成车梁的上各基础孔的钻孔、镗削。效率低，精度低。所以进行车梁加工翻转台的设计，翻转台的必须达到以下的要求：1) 车梁可绕纵向轴线作正反360。慢转，任何角度均可停止并自锁，使各部面的钻孔都可以转成水平位置作平施工。2)在加工车梁的时候翻转台一定要确保各基础孔的堆焊、镗削可以方便进行。3)位置定心滚动。2.总体设计方案选择和主要参数 根据车梁形状和研制要求，曾提出两种方案。它们都由首端和尾端两部分组成。首基本相同，都是用来驱使车梁旋转的动力。由电动机、联轴器、链轮、蜗轮蜗杆减速器带动主轴低速旋转，主轴的末端装有转臂，其可与车梁的保险杆联接，带其转动。因为车梁是不规则的，所以在加工过程中不同的车型车梁的重心是在不同的位置上的，此时必须在主轴末端转臂上设置可调偏心的夹紧装置。为此准备了两个方案：方案一，翻转台的尾端是由一件直径28m 的滚圈和四件滚轮组成，滚圈在滚轮上可作原位置定心滚动。不同型号车梁的尾部都可插入这个滚圈中夹紧后随圈一齐滚动。用两个平台将首尾端升高，让过旋转的车梁。方案二翻转台尾端是由一根尾轴和支撑架组成。尾轴是车梁在尾部的旋转中心，它和不同型号车梁的联接分别有专用钢架完成。比较上述两个方案，从不同车型装夹的适应性、车梁装夹时稳定性和修理时人员的安全程度看，前一个方案较好。此方案在制造成本高、制造复杂但是考虑到长期的维修成本。我们决定采用第一个方案。翻转台的主要技术参数：台架外长128m 输入功率75kW，台架总宽4m 旋转速度05rmin，旋转中心高28m ，最大扭矩58800Nm，滚圈外径28m 偏心调节量01 000mm。2.1车梁重心位置的确定 从图一可以大致看出车梁的形状，虽然车梁形状以纵向轴线左右对称，但其并不是一根轴。重心必然在轴对称平面上，重心位置不能直观定出，特别是进口车的车梁因为各个车型的车梁是不同且不规则，很难精确的知道它的重心位置。利用实测法能比较快地解决这个问题，而且不会出错。取a b c三个点着力将车梁吊起。调整手拉葫芦的长短，使车梁的对称轴平面d处于水平状态。利用重锤e，重锤尖端延长线所指的位置即为车梁重心的位置。 图2-1车梁重心2.2主要尺寸参数的确定1 偏心的调整范围：(见图1)考虑到各个车型车梁的长度、大小以及车梁中便于夹具用来夹紧的部位，经过初步判断，暂定尾端滚圈到首端转臂之间的距离为8m这样不但方便修理而且可使不同车型都可靠夹紧。在车梁轴平面内，保险杠到旋转轴线的垂直距离h就是该车型所要求调正的偏心大小。不同的车型要求的高度也不同，其中的最大距离为1m，所以把一米定为翻转台的可调偏心范围。2 翻转台的旋转中心高：机械加工车梁时，必须保证一定的距离才能够使车梁的旋转顺利进行，车梁外形离旋转轴线最远的点必须小于该车型旋转时的中心轴线，取不同车型的最大距离加放200mm，即翻转台的旋转中心高定位2.8m3 滚圈内径；车梁上离保险杠一端8m处，截面形状的最大尺寸，加放吊装时所需活动的范围就是滚圈的内径大小。取三种车型中的最大滚圈内径即25m，定为翻转台的滚圈内径。4 首尾端间距离；在初步估算过程中，确定偏心范围时已初定出首尾端的间距为8m。但每种车梁长度均长10m左右，将车梁吊装入圈时，为不碰撞首端涡轮和转臂，必须在垂直面内，纵向倾斜一个角度。首尾端间距越小，倾斜越多，要求滚圈的内径也越大。间距，滚圈内径是否可行，必须验证。按比例将其制成硬纸板模型。模拟整个装夹、旋转过程，同时测试车梁与滚圈，车梁与转臂之间是否碰撞，活动间距是否够大。实验后得出结论在2.3m 内径的滚圈中车梁就已经可以顺利吊装出入转臂于滚圈之间。但是因为车梁尾部圆弧跨接段部位很容易破损，必须补焊。而这个部位正好靠近8m处的滚圈夹紧部位，所以必须避开这个部位，所以我仍然将首尾端间距从8m 增大到84m。 2.3车梁的装夹结构1 弧形滑板平台：不同的车型车梁尾部安放在滚圈内时需要不同的安放角度。在84m处和这小平台接触的车梁，每种车型的倾角都不同。为了保证尾部与小平台的接触是面接触而非线接触，我可以将小平台设计成上下两部分，并且使它们之间是圆弧面连接。小平台的上半部可以随车梁安放时的角度在下半部上作一定角度的滑动，使小平台与车梁的接触面吻合为止。2 螺旋千斤顶夹紧：不同的车梁可都在滚圈平面内朝上下左右四个方向移动，为此，根据要求采用四只螺旋千斤顶夹紧的方法来限制车梁的移动。左右各一只用来在水平方向顶紧车梁，垂直方向两只，将车梁的同一截面的上下两个方向压紧在两个弧形滑板平台上。为了方便装夹，千斤顶采用燕尾槽滑嵌在滚圈内侧，同时为了防止转动时松脱，滑动方向与滚圈旋转平面必须垂直。2.4 翻转台的安装精度在安装的过程中必须保证一定的安装精度，如果没有一定的安装精度，车梁定位就会在旋转过程中被破坏，造成车梁脱落事故，这是十分危险的。我们的安装精度是：(1) 滚圈的滚动平面与首端主轴轴线在水平面内的垂直度lmm全长。因调整中的相互影响，需重复校正上述精度。(2) 滚圈滚动平面的垂直度03mmm。(3) 滚圈的旋转中心与首端主轴轴线的位置度lmm。3.传动部分的设计计算 图3-1 减速传动原理图3.1 电机功率和转速传动原理图如图3-1各个传动之处的传动效率如下：联轴器的工作效率：1 =0.99; 齿轮传动的效率(包括轴承效率)：2=0.97; 开式滚子链传动的效率：3=0.92; 蜗轮蜗杆减速器的工作效率(包括轴承效率):4=0.4;齿轮的传动比为i=3-4，开式滚子链传动的传动比为i2=1-8，蜗轮蜗杆的传动比i3=5-80，则电机转速可选择的范围为：nd=nwi1i2i3=7.5-1280.可见电机转速750、1000的电机符合，因为前者比后者的传动比小，传动结构尺寸较小，因此可选用转速750满载720的电机。传动装置总传动比i= =1440，取齿轮减速器的传动比为i1=4， 开式滚子链传动的传动比为i2=5，则蜗轮蜗杆的传动比为i3=72。3.2 各轴转速和功率 电动机轴为0轴，齿轮减速器的高速轴为1轴，低速轴为2轴,蜗杆的轴为3轴,蜗轮的轴为4轴。 n0=n1=720r/min n2=180r/min n3= =36r/min n4=0.5r/min按电机额定功率Ped计算各轴输入功率， 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各轴转矩：因为T4，58800Nm所以电机选用额定功率为11KW，同步转速1000r/min,满载转速为730r/min,型号为Y180L-8.传动装置总传动比i=1440，取齿轮减速器的传动比为i1=4，开式滚子链传动的传动比为i2=5，则蜗轮蜗杆的传动比为i3=73。电动机轴为0轴，齿轮减速器的高速轴为1轴，低速轴为2轴,蜗杆的轴为3轴,涡轮的轴为4轴。 n0=n1=730r/min n2=182.5r/min n3=36.5r/min n4=0.5r/min 按电机额定功率Ped计算各轴输入功率， 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各轴转矩：74299Nm58800Nm,所以符合3.3 圆柱齿轮的设计3.3.1选择齿轮材料及许用接触应力计算考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为241286HBS，由机械设计课本查得小齿轮接触疲劳极限为=730Mpa，小齿轮的弯曲疲劳极限=600 Mpa。大齿轮选用ZG35SiMn调质，齿面硬度241269HBS，大齿轮的接触疲劳极限=620Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限=510Mpa。选用7级精度。安全系数SH =1.1，SF =1.25，材料的弹性影响系数.许用接触应力计算如下：小齿轮接触疲劳许用力：大齿轮接触疲劳许用力：小齿轮许用弯曲应力：大齿轮许用弯曲应力：3.3.2按齿面接触疲劳强度设计 由于载荷平稳故取载荷系数K=1齿宽系数小齿轮上的转矩T1=142.47Nm 由d1 ZE:材料弹性系数 ZH:节点区域系数 = 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=420=80 实际传动比I0=80/20=4传动比误差：i-i0/I=4-4/4=0%n1=182.5r/min,说明全面按照链板疲劳强度计算来确定小链轮的齿数是合理的。初选中心距a0=(3050)p链节数Lp链节数应取圆整数，并最好取偶数。实际中心距：松边垂度 f=(0.010.02)a链节距p=15.875 选择用弹簧卡固定的链中心距不宜过小，过小链在小链轮的包角也小减小链轮齿数的啮合这样传动效率也会减小若中心距过大则结构不紧凑，链条易发生抖动增加运动的不均匀性因为则选取Lp=140 链长L=2223 a=629 f=（0.010.02）629=6.2912.58验算链速v : 采用滴油润滑。（2）计算链的有效拉力F： 计算作用轴上的压力FQFQ=1.2F=1.211478.3=13773.96N KFp:压轴力系数根据链速为低速，传动平稳，可选取45钢，50钢和ZG310-570滚子链的牌号为： 10A1140 GB1243199710A:链号 1：单排链 140：链节数 小链轮的主要几何尺寸： 大链轮的主要几何尺寸：3.7 轴承的选择（1） 输入轴轴承选择 输入轴的选择要考虑多方面的原因，因为输入轴不但要承受径向载荷还要承受轴向载荷，有时候还必须单独承受轴向载荷。所以综合考虑一下最后选择角接触球轴承，选用7309c型角接触轴承，其基本尺寸如下：内径：45mm；外径：100mm；宽度：25mm；（2） 输出轴轴承选择 同理，对于输出轴的轴承选择，也考虑角接触轴承，选用7309c型角接触轴承，其基本尺寸如下：内径：45mm；外径：100mm；宽度：25mm。（3） 求作用在齿轮上的力 齿轮分度圆的直径为圆周力径向力轴向力求两轴承的计算轴向力查手册得轴承派生轴向力，e为判断系数，其值由的大小来决定，但现轴向力未知，取e=0.42.，轴承2放松，轴承1压紧 X1=0.4 Y1=1.4 X2=1 Y2=0因为中等冲击，所以载荷系数 P1P2,因为是角接触球轴承，所以转换成年数，可用5年，故5年检修更换。3.8键的选择（1） 键联接选择平键联接， 输出轴齿轮所在段的键的选择，其所在轴段的直径为50mm，选用键1445 GB/T1096-2003。输出轴与小链轮相连的轴段采用键828 GB/T1096-2003。 键的类型和尺寸（2） 校核键的强度 查表得 取平均值 输出轴齿轮所在段的键键的工作长度 L=l-b/2=38mm键与轮毂的接触长度 k=0.5h=4.5mm 输出轴与小链轮相连的轴段键的工作长度 L=l-b/2=24mm键与轮毂的接触长度 k=0.5h=3.5mm45HRC,查表可得，蜗轮的基本许用应力 取中心距a=650mm,a=因i=72,取模数m=15，蜗杆分度圆直径这时， 查得接触系数，因此以上计算结果可用。3.9.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1) 蜗杆 轴向齿距，直径系数q=18，齿顶圆直径，齿根圆直径，分度圆导程角，蜗杆轴向齿厚。2) 蜗轮变位系数，蜗轮分度圆直径，齿根圆直径，蜗轮喉圆直径，齿轮咽喉母圆半径。3.9.4蜗杆轴的设计计算 ，这根是低速轴，采用齿轮轴，因为蜗杆分度圆直径为270mm，齿根圆为234mm，第一段轴径为45mm，长30mm，第二段轴径为55mm，长170mm，第三段轴径为70mm，长100mm，第四段为有齿段轴径为200mm，长为235mm，第五段轴径为306mm，长为230mm，第六段轴径为200mm，长为235mm，第七段轴径为70mm，长为100mm。轴承座外端面距离外箱壁6mm，因为是内伸入式轴承座，又必须保证内部斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右，涡轮齿两侧到各段轴承各有55mm，轴端倒角为。链轮与轴连接的键的基本尺寸为。3.9.5蜗轮轴的设计计算 这是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。，选择HL5.考虑到安全，即选择轴孔直径为75mm，轴长为150mm。第二段轴径为80mm，长为80mm，第三段轴径为85mm，长为204mm，第四段轴径为90mm，长为10mm，第五段轴径为85mm，长为31mm，第六段轴径为80mm，长为39mm。3.9.6 蜗轮的键的选择 键的类型和尺寸键的基本尺寸校核键的强度 查表得 取平均值键的工作长度 L=l-b/2=189mm键与轮毂的接触长度 k=0.5h=7mm 可见键的强度合格。3.9.7蜗杆减速器箱体尺寸确定 箱座壁厚 根据公式0.04a+38mm，a=650mm，故取整30mm。 箱盖壁厚 根据蜗杆在下方，取为27mm。 箱座凸缘厚度b 。 箱盖凸缘厚度 。 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 ，选用36mm。 地脚螺栓数目n=8 轴承旁连接螺栓直径 派生27mm。 箱盖与箱座连接螺栓直径 观察孔盖螺钉直径 ，取为15mm。 轴承旁凸台半径 。 外箱壁至轴承座端盖面距离 ，取为47mm 总结 这次设计的车梁加工用翻转台与传统的有很大的区别。通过单级齿轮减速器、链传动、蜗杆传动将电动机的转矩传递到加工车梁。加工效率、精度都有了很大的改善，有效的减少了浪费。在加工的过程中，不要需要多次装卸，可以方便的调整角度来配合加工。在装夹的过程中设置有偏心调整，大大减少了误差，提高了加工精度。对于翻转台的设计。这次毕设过程中让我对机械有了新的认识。减速器是我这次设计的重点。单级齿轮减速器单级减速机由齿轮或者