毕业设计（论文）-车梁加工用翻转台的设计【全套图纸】.doc

南昌航空大学科技学院学士学位论文全套图纸，加1538937061、 引言1.选题的依据及意义：随着时代的进步，中国经济的迅速发展，建筑、采矿等对重型卡车的需求量也在不断的提升，车架是汽车的最重要部件，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，纵梁孔加工工艺是个非常头疼的问题。提高纵梁的加工效率如今拥有很广阔的市场。车身底盘纵梁是各种车辆的基本骨架，直接决定着整个车身的刚性和承受冲击性能，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。2.国内外研究概况及发展趋势：机械加工过程中都会使用到夹具来固定工件使之占有正确的位置，以便加工和检测。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。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。翻转台因为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，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、机体维修翻转台等等。近日，安叉集团研制成功装载机离合器组装翻转台架，该新型翻转台架的研制成功，实现了装载机离合器、大吨位离合器一次性装夹完成全部工作的组装，不仅翻转和压配实现了自动化，而且还降低了劳动强度，节约了人力资源，提高了装配效率。随着客户的需求，安叉集团公司生产的装载机产量在不断的增加，然而，在装配过程中，装载机离合器的轴承和波形弹簧压装较为困难，翻转也较为吃力、麻烦，现有装配台架已经不能满足生产需求。为了解决这一“瓶颈”，提高生产效率，减少工人劳动强度，直属一金工车间和工艺科联合商讨制定，将整个组装台架由电机减速机、台架和液压系统组成，利用电机减速机带动翻转、液压油缸压装轴承和波形弹簧，实现电动翻转和电动压装功能，一次装夹，并完成全部的组装工作，同时附属大吨位离合器的组装。 随着科技的进步，机械加工要求变的更高，加工工件变大，变得更为复杂，翻转台的人工翻转已经不能满足要求，翻转台会向着自动化、数控化的方向发展，翻转台也会更复杂。3. 研究内容 通过研究以前的车梁加工系统，得出车梁加工中的缺点，决定总体设计目的，进行总装配的设计，通过计算确定所有零件的尺寸，校核所有零件的强度。二、总体设计方案和安装使用说明 2.1设计目的 机械加工过程中都会使用到夹具来固定工件使之占有正确的位置，以便加工和检测。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) 车梁上各基础孔的堆焊、镗削均能方便进行，不受翻转台的挡碍。3) 位置定心滚动。2.2方案的选择和主要参数：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。由自锁电机、联轴器、链轮、涡轮蜗杆减速器带动主轴低速旋转，固定在主轴一端的转臂与车梁保险杠联接，带其转动。为使不同车型的重心都能调到旋转线上，转臂上设有可调偏心的夹紧装置。两个方案的区别在于尾端结构不同：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。虽造价偏高，制造难度偏大，考虑到日后长时间修理工作的方便可靠我们决定采用第一个方案。 传动原理图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05rrain，旋转中心高28m ，最大扭矩58800Nm，滚圈外径28m 偏心调节量01 000mm。2.3 翻转台设计2.31 车梁重心位置的确定 从车梁的形状可以看出，车梁形状以纵向轴线左右对称重心必然在轴对称平面上，重心位置不能直观定出可由三种方法确定；计算法、作图法和实测法。采用前二种方法必须先知道车梁各部位钢板的厚度和轮廓曲线的方程或准确位置这比较难做到。特别是进口车的车梁由于形状不规则，其计算或作图过程复杂，而且最后结果也是个近似值。利用实测法能比较快地解决这个问题而且不会出错。（如图1)取a b c三个点着力将车梁吊起其中b c两点用5吨手拉葫芦代替钢绳，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。在主钩转动轴线的下方挂一重锤e，重锤尖端所指的点8即为车粱的重心位置。 图12.32 主要尺寸参数的确定：1 偏心的调整范围：(见图1)根据每种车梁的长度和车梁中方便夹紧的部位，初步确定首端转臂到尾端滚圈之间的距离为8m这可使不同车型都可靠夹紧又方便修理。在车梁轴平面d内，从车梁8m处的截面形心f过车梁重心g引一直线，并向保险杠一端延长，此线即为车梁在翻转台上转动时的旋转轴线。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。取不同车型中的最大距离1m，定为翻转台的可调偏心范围。 2 翻转台的旋转中心高：车梁外形离旋转轴线最远的点到轴线的垂直距离为该车型旋转时的中心高取不同车型的最大距离加放200rmm，即28m定为翻转台的旋转中心高3 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(见图2) 图24 首尾端间距离；根据车梁长度和方便夹紧的部位，在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。在初定的8m间距下，滚圈内径25m是否行，必须验证。我仍通过吊装模拟试验来验证(见图3)。接比例将首端转臂1o和尾端滚圈23的大小、位置作图，用同样比例将8m处截面尺寸最大的车梁制成硬纸板模型。模拟吊装，倾斜移动，观察车梁与滚圈，车梁与转臂之间不碰撞的活动间距是否够大。结果是，在23m 内径的滚圈中可以顺利吊装出入。由于车梁尾部圆弧跨接段部位i处(见图1)，经常出现裂纹，必须补焊。这个部位正好靠近8m处的滚圈夹紧部位，为让开补焊空间，我仍将首尾端间距从8m 增大到84m。 图32.4 车梁的装夹结构1 弧形滑板平台：车梁尾部安放在滚圈内的小平台上。在84m处和这小平台接触的车梁，三种车型的倾角都不同。为保证是面接触而非线接触，我们将小平台设计成上下两部分，它们之间是圆弧面连接。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，直到车梁和小平台的接触面吻合为止。2 螺旋千斤顶夹紧：车梁在滚圈平面内两个方向的自由度，我们采用四只螺旋千斤顶夹紧的方法来限制。水平方向一边一只相对顶紧车梁，垂直方向两只，将车梁同一截面的两个部分压紧在两个弧形滑板平台上。为装夹快捷可靠，千斤顶采用燕尾槽滑嵌在滚圈内侧，并使滑动方向与滚圈旋转平面垂直，防止转动时松脱。2.5 翻转台的安装精度 如果安装精度不够，在旋转过程中，车梁定位就会被破坏(见图3)，随滚圈转动，直线jK、jL长度会发生变化，由长变短然后又变长，促使夹紧松驰、车梁脱落造成事故，这是十分危险的。我们的安装精度是：(1) 滚圈滚动平面的垂直度03mmm。(2) 滚圈的旋转中心与首端主轴轴线的位置度lmm。(3) 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。我们采用的测量方法如下：(1)滚圈在车加工前，装一根可拆卸的空心方梁跨过直径。加工时保证滚圈外圆的圆柱度，外圆与方梁上孔3的同轴度，外圆与滚圈基准端面的垂直度。(2)用框式水平仪测量，使滚圈安装时基准端面的垂直度o3mmm，主轴轴线的水平度 O04mmm。(3)预先安首端主轴承座上前后两只主轴孔配二块厚6mm 的校正圆板，圆板中央各有一只 同轴小孔。校正前，吊下主轴，将两块圆板装在主轴承座孔中。(4)用o3钢丝穿过三只 3孔，粗校主轴轴线与滚圈中心的位置度。(5)在翻转台首尾端间中点放一水准仪，测量三只 3孔，使滚圈中心与主轴轴线的位置度lmm。(6)用 03mm钢丝测量主轴承孔前面一块校正圆板的 3孔中心到滚圈端面上水平直径两端点的距离差，调正滚圈平面取向，使之 lmm。(7)因调整中的相互影响，需重复校正上述精度。三、传动部分的设计计算3.1 自锁电机功率和转速：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 涡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i1=34，开式滚子链传动的传动比为i2=18，涡轮蜗杆的传动比i3=580，则电机转速可选择的范围为：nd=nwi1i2i3=7.51280.可见同步转速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，因此可选用同步转速750满载720的电机，选定的电机型号为Y160L-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，则涡轮蜗杆的传动比为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,涡轮的轴为4轴。 n0=n1=730r/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： =99.48 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，则涡轮蜗杆的传动比为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： =143.9 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，=730Mpa，=600 Mpa。大齿轮选用ZG35SiMn调质，齿面硬度241269HBS，=620Mpa，=510Mpa。选用7级精度。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：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 = =62.8mm确定有关参数如下：传动比i齿=4 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=6传动比误差：i-i0/I=4-4/4=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=4模数：m=d1/Z1=62.8/20=3.14mm根据手册取标准模数：m=4mm确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=420mm=80mmd2=mZ2=480mm=320mm齿宽：b=dd1=162.8mm=62.8mm取b2=65mm b1=70mm3.3.3按轮齿弯曲疲劳强度校核 根据齿数Z1=20,Z2=80由手册得: YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.22 YSa2=1.73 =59.5Mpa =52.7n1=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 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则选取Lp=140 链长L=2223 a=629 f=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根据链速为低速，传动平稳，可选取45钢，50钢和ZG310-570滚之链的牌号为： 10A1140 GB12431997小链轮的主要几何尺寸： 大链轮的主要几何尺寸：3.5 输入轴的设计计算3.5.1 输入轴的选材及轴径设计选用45#钢，调质，硬度217255HBS，按扭矩初算直径d，公式如下： ，式中A仅决定于材料许用剪应力的系数，由设计手册取A=110，n为输入轴的转速，P为输入轴的功率。代入数据可得计算如下：其上应开有键槽，应适当增大直径，增大5%，则，取值30mm,与联轴器的孔径相适应,。联轴器的计算转矩查表选用HL3弹性柱销联轴器,其公称转矩630000，半联轴器的孔径3.5.2 轴的结构设计 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。确定轴各段直径和长度轴结构草图如下：从左到又依次为1.2.3.4.5段d1=30mm，长度L1取L1=58mmd2=40mm，长度L2取L2=55mm初选用7309c型角接触球轴承，其内径为45mm宽度为25mm，外径为100mm。故d3=45mm，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁有一定的距离，再考虑留有一定的长度的套筒长，故取L3=25mm+15.5mm=40.5mm由于小齿轮的齿根圆直径和轴的直径相差很小，故将小齿轮和轴做出一体，即做成齿轮轴。小齿轮的齿根圆直径为70mm，宽度为70mm，故可选取第四段的直径为d4=60mm，长度为L4=100mm，齿轮中心位于第四段轴的中心。第五段选取和第三段一样的尺寸。轴的总长度Lin=58+50+40.5+100+40.5=289mm3.5.3 对输入轴进行校核： 齿轮分度圆直径：d1=80mm扭矩：T1=142.47Nm求圆周力：Ft，求径向力：Fr，绘制该轴的受力简图，直面弯矩图，水平面弯矩图，扭矩图如下：L=140mm 判定危险截面为第四段轴的中心面该轴单向旋转，轴为45钢，调质处理，根据设计手册有，查得。则折算系数为：验算危险截面强度比较计算结果和结构设计C截面直径，满足强度要求。3.6 输出轴的设计计算3.6.1输出轴的选材及轴径设计输出轴选用45#调质钢，硬度217255HBS 。由公式求出轴的最小直径:考虑其上开有键槽，直径应适当增加，增加5%，则直径为，最后取最小直径为30mm。3.6.2 轴的结构设计大齿轮置于箱体中间，两轴承对称分布。齿轮右侧用轴肩固定，左侧用套筒固定。轴承采用角接触轴承，型号为7309c，基本参数如下：内径d=45mm，外径D=100mm，B=25mm。图为大轴的草图，可分为七段，从左到右标号依次为1，2，3，4，5，6，7。各段直径分别为：30，36，45，50，56，50，40，单位mm。长度分别为：32，50，43，61，10，56，23，单位mm。因为大齿轮的分度圆的直径为320 mm，故将大齿轮做成辅板式结构，其草图如下，具体的参数已经在齿轮设计部分给出。输出轴的长度为Lout=32+50+45+61+10+25+56=279mm3.6.3输出轴的校核 按弯扭复合强度计算轴的受力简图如下：，弯矩扭矩图如下：各数据如下：根据受力图和弯矩扭矩图，判断O处为危险截面，下面进行验算：该轴单向旋转，轴的材料为45钢，调质处理，根据设计手册得，查得，则折算系数为：验算危险截面强度：比较计算结果与结构设计O截面直径，满足强度要求。3.6.4 轴承的选择：（1） 输入轴轴承选择 对于输入轴的轴承选择，首先考虑角接触轴承。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。（2） 输出轴轴承选择 对于输出轴的轴承选择，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，但现轴承轴向力未知，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P1P2 转换成年数，可用5年，故5年检修更换。 3.6.5 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1445GB/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=3.5mm 可见键的强度合格。3.6.6 减速器箱体尺寸确定 箱座壁厚 根据公式0.04a+18mm，a=200mm，故取整11mm。 箱盖壁厚 根据蜗杆在下0.85，取为10mm。 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20mm。 地脚螺栓数目n=8 轴承旁连接螺栓直径 取整为15mm，派生16mm。 箱盖与箱座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 ，取为8mm。 视孔盖螺钉直径 ，取为8mm。 定位销直径d ，取为8mm。 轴承旁凸台半径 。 外箱壁至轴承座端盖面距离 ，取为37mm。 蜗轮顶圆与内机壁距离，取为11mm。 涡轮端面与内机壁距离，取为11mm。 箱盖、箱座肋厚 ，取为8.5mm，取为9.35mm。 凸缘式端盖 ，取为140mm。 嵌入式端盖 ，取为135mm。3.7蜗轮蜗杆的设计计算3.7.1选择材料 采用单线渐开线蜗杆（ZI），蜗杆传动功率不大，速度低，故蜗杆用45钢。因希望耐磨性好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，轮芯用灰铸铁HT100制造。12 弹性系数3 接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值得 .3.7.2蜗轮的许用应力 涡轮的基本许用应力,取中心距a=650mm,因i=73,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。3.7.3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) 涡轮变位系数，涡轮分度圆直径，齿根圆直径，涡轮喉圆直径，齿轮咽喉母圆半径。3) 校核齿根弯曲疲劳强度查得螺旋角系数,许用弯曲应力 查得基本许用弯曲应力寿命系数 弯曲强度是满足的。3.7.4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35mm，长30mm，第二段轴径为40mm，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。3.7.5蜗杆轴的疲劳强度和扭矩强度校核 故安全1) 危险截面的左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为M=截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查表得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数查表得材料的敏性系数为故有效应力集中系数为 尺寸系数扭转尺寸系数轴按磨削加工，得表面质量系数为而且得综合系数值为碳钢的特性系数取 计算安全系数 故安全，2) 危险截面的右侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为M=截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查表得 过影配合出的 ，插入法求出并取，得 轴按磨削加工， 得表面质量系数为而且得综合系数值为碳钢的特性系数取 计算安全系数 故安全轴的设计校核完毕，设计符合要求。3.7.6 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。轴的两端轴承选取型号6316的轴承。（1）蜗轮轴的疲劳强度和扭矩强度校核 故安全，1) 危险截面的左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩M为M= 截面上的扭矩 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查表得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数查表得材料的敏性系数为故有效应力集中系数为尺寸系数扭转尺寸系数轴按磨削加工，得表面质量系数为而且得综合系数值为碳钢的特性系数取 计算安全系数 故安全，2) 危险截面的右侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为M=截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查表得 过影配合出的，插入法求出并取，得 轴按磨削加工，得表面质量系数为而且得综合系数值为碳钢的特性系数取 计算安全系数 故安全轴的设计校核完毕，设计符合要求。（2）蜗轮的键 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。3.7.7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11mm。 箱盖壁厚 根据蜗杆在下0.85，取为10mm。 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24mm。 地脚螺栓数目n=8 轴承旁连接螺栓直径 取整为17mm，派生18mm。 箱盖与箱座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 ，取为9mm。 视孔盖螺钉直径 ，取为8mm。 定位销直径d ，取为8mm。 轴承旁凸台半径 。 外箱壁至轴承座端盖面距离 ，取为47mm。 蜗轮顶圆与内机壁距离，取为11mm。 涡轮端面与内机壁距离，取为11mm。 箱盖、箱座肋厚 ，取为8.5mm，取为9.35mm。 凸缘式端盖 ，取为160mm。 嵌入式端盖 ，取为120mm。3.7.8求作用在蜗轮上的力 蜗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，但现轴承轴向力未知，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P1P2 转换成年数，可用5年，故5年检修更换。三、设计总结 走的最快的总是时间，来不及感叹，大学生活已近尾声，四年多的努力与付出，随着本次论文的完成，将要划下完美的句号。经过堪比考试还艰难的几十天完成了这次毕业设计，体力透支是肯定的。每天就在数学的计算和力学的校核，以及空间的统筹中。本次我进行的翻转台的设计，从对它不知所云到整个结构都刻入脑海中，我花的心思与精力只有我自己才能体会到。计算是一个很枯燥的工作，数据繁杂，计算量很大，布置复杂，即使是再小的疏忽也会导致所有的工作前功尽弃。计算中我不敢疏忽，所有的答案都是自己经过严谨计算得出的。并且得出了正确答案。从课题选择到具体的写作过程，无不凝聚着老师的心血和汗水。老师要指导很多同学的论文，加上本来就有的教学任务和科研项目，工作量之大可想而知，她还在百忙之中抽出大量的时间来指导我们。她的循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪，她的渊博的专业知识，精益求精的工作作风，严以律己、宽以待人的崇高风范，将一直是我工作、学习中的榜样。在我的毕业论文写作期间，老师