发动机翻转拆装台设计,设计说明书

1、本科毕业设计题目名称： 发动机翻转拆装台设计学 院：专业年级：学生姓名：班级学号：指导教师：二XXX年六月十日摘要现在学校汽车发动机拆装实习，是在简易的铁工作台上通过人力翻转对发动机进行拆装的，拆装起来费时、费力、效率低，发动机支承不稳还容易倾倒伤人，而且在拆装过程中观察发动机内部结构很不方便。即不能保证工件、工具、油、水不落地, 也达不到卫生清洁、安全、按时完成教学任务的基本要求, 因此为保证教学质量而设计一台供同学拆装实习和维修的发动机拆装台是非常必要的。目前市场的发动机翻转拆装台类型较多，但都不适于学校使用。我设计的发动机翻转拆装台使用蜗轮蜗杆减速器控制的，减速器类型为ZA 型阿基米德螺

2、旋线的，蜗杆为单线型，传动比为1： 39，蜗杆输入转速20r/min ，蜗轮输出转速180° /min 。在设计过程中严格依据以下标准：机械零件设计手册JTGD60 2004机械设计基础JTGD62 2004机械制图JTGD62 2006关键词 ：蜗轮；蜗杆；减速器；拆装台。AbstractNow the car engine dismantling and installing is on the table of iron by human overturned at school.It is a waste of time, laborious and inefficient.

3、 It is also easy to dump and woun people if the support unstable.It is unconvenient in the process of observation of the internal structure of the engine.There is no guarantee that the workpiece, tools, oil and water do not fall, and can not keep clean, safe, timely complete the tasks of the basic t

4、eaching requirements. In order to ensure the quality of teaching, it is very necessary to design a operate table for students dismantling and installing engine.There are many types of overturned operate tables in the current market. It is unfit for the school.The overturned operate table that I desi

5、gned controled by Worm Gear Reducer of the ZA-reducer type spiral of Archimedes for a single type of worm. The transmission ratio is 1:39, the worm enter Speed is 20 r / min, Worm output speed is 180 / m° in.In the design process in strict accordance with the following criteria: "Mechanica

6、l parts Design Manual" JTGD60-2004 "Mechanical design basis" JTGD62-2004 "Mechanical drawing" JTGD62-2006Key words: worm wheel cylindrical worm reducer dismantling and installing table摘 要 1AbstractII1 概述 11.1 课题来源与背景1.1.2 解决的主要问题1.1.3 国内外发展研究状况2.1.4 存在的问题及解决方案2.1.5 设计的主要依据及指

7、导思想3.2 发动机翻转拆状台设计任务书 4.2.1 题目名称42.2 总体布置简图4.2.3 工作情况 42.4 原始数据 42.5 设计内容 52.6 设计任务 52.7 设计进度 63 具体设计过程73.1 传动方案的拟定及选择 7.3.2 蜗轮蜗杆减速器主要参数确定计算 8.3.3 关键部件的设计计算和制作 1.0.3.4 几何尺寸计算1.1.3.5 蜗轮蜗杆减速器关键部件的设计计算和制作 1.23.6 精确校核轴的疲劳强度1.5.3.7 滚动轴承的选择及计算1.8.3.8 键连接的选择及校核计算 2.0.3.9 失效形式和设计准则2.0.3.10 受力分析 2.1.3.11 蜗轮齿根

8、弯曲疲劳强度计算 2.2.3.12 蜗轮轴的弯曲强度2.2.3.13 蜗杆传动的效率和齿面间滑动速度2.33.14 蜗轮蜗杆减速器主要参数表2.43.15 架体强度校核2.5.3.16 脚轮的选择2.6.结论 2.7.致 谢 2.8.参考文献2.9.1概 述1.1 课题来源与背景1.1.1 课题来源：结合实验室建设由指导教师拟定的设计类课题。1.1.2 课题背景：现在学校汽车发动机拆装实习，是在简易的铁工作台上通过人力翻转对发动机进行拆装的，拆装起来费时、费力、效率低，发动机支承不稳还容易倾倒伤人，而且在拆装过程中观察发动机内部结构很不方便。即不能保证工件、工具、油、水不落地 , 也达不到卫生

9、清洁、安全、按时完成教学任务的基本要求, 因此为保证教学质量而设计一台供同学拆装实习和维修的发动机拆装台是非常必要的。通过完成本课题也使我能够掌握设计的基本思路和流程，把学过的设计、绘图等知识得到了实际应用。通过毕业设计可以使文献检索、调查研究、独立思考、解决问题的能力得到提高，也使我在思考问题的周全性和解决问题的发散思维得到一定的锻炼。1.2 解决的主要问题1）适用于重量为500kg 以下的发动机，设有多个托盘，可以接油、放置零部件和零部件清洗；2） 双侧蜗杆转动手轮，转动手轮便可轻松地操控发动机随蜗轮轴翻转，并且翻转到任何角度都可以可靠自锁。3）结构紧凑，移动方便，工作中心低，便于操作，主

10、机输出端联接盘可做360 度回转，以适应发动机总成的分解与装配，便于从各角度观察发动机构造、拆装和修理；4）发动机拆装翻转台转轴悬挂端尽量选择发动机部件较少的一侧，翻转时的重力平衡中心作为悬挂点。发动机通过4 支螺栓与转轴的连接板和连接导杆连接在一起；1.3 国内外发展研究状况现有的发动机翻转台都是蜗轮蜗杆减速器控制型翻转操作，利用蜗轮蜗杆的自锁特性来控制发动机在任意角度自锁稳定，选用蜗轮蜗杆传动比大的减速器，其使用需要发动机经清洗处理，内外无积垢，可以手工转动 360° ,适应各种环境下的教学 实训I。其使用要求发动机机体附件齐全，缸体及缸盖无碰撞、裂痕。例如：这款产自上海的 FZ

11、TJ003型发动机翻转台，适用于东风康明斯发动机专用修理台：适用于b系列、c系列发动机修理，可旋转0360。，结构简单，使用方便，安全可靠。但该发动机翻转台缺点很多，采用地面支撑连 接，这样结构使设备无法移动或移动很不方便；与发 动机连接方式为固定板式连接，适用机型比较单一， 局限性很大，不可以移动，使用场合非常局限；无接 油盘和托盘，放机油和工具的放置都很不方便，与发 动机为板式连接，适用发动机类型单一和安拆不方 便。1.4 存在的问题及解决方案1.4.1 存在的问题发动机翻转台缺点很多，采用地面支撑连接，这样结构使设备无法移动或移动 很不方便；与发动机连接方式为固定板式连接，适用机型比较单

12、一，局限性很大， 不可以移动，使用场合非常局限；无接油盘和托盘，放机油和工具的放置都很不方 便，与发动机为板式连接，适用发动机类型单一和安拆不方便。1.4.2 解决方案这款多功能新型发动机翻转架，适用于汽车教学和汽车维修领域。其特征在于: 翻转架体、内设置蜗轮蜗杆减速机，发动机安装在翻转架体的悬臂上，蜗杆上设有 一个或两个手轮，在翻转架体的两侧。与现有技术相比发动机单点固定在悬臂上，具有发动机在任何角度范围任意翻转和随意锁止。1.5 设计的主要依据及指导思想设计依据：机械零件设计手册JTGD60 2004机械设计基础JTGD62 2004机械制图JTGD62 20062发动机翻转拆状台设计任务

13、书2.1 题目名称发动机翻转拆装台设计2.2 总体布置简图蜗轮蜗杆减速器控制式发动机拆装台结构示意图1、发动机2、拆装台主架体3、蜗杆摇臂手柄4、蜗轮主轴5、蜗轮蜗杆减速器2.3 工作情况载荷平稳、双向旋转、每分钟启动次数小于 25次、工作环境为室内、环境清洁、不 需对轴承齿轮箱进行特殊密封处理。2.4 原始数据翻转重量：500Kg,翻转速度：180o/min,高度：1.1m2.5 设计内容1）发动机翻转拆装台的总体设计方案拟定确定发动机翻转拆装台的结构类型及其总体结构方案。2）发动机翻转拆装台结构设计和计算进行发动机翻转拆装台的总体结构设计和计算，主要结构和零件的受力分析和强度校核。3）绘制

14、设计图纸绘制发动机翻转拆装台总装配图，零件图。4）撰写设计计算说明书5）结合课题进行外文翻译2.6 设计任务1翻转台整体装配图一张2蜗轮零件图一张3蜗杆零件图一张4蜗轮轴零件图一张5蜗轮轴左轴承盖零件图一张6蜗轮轴右轴承盖零件图一张7蜗杆轴承盖零件图一张8发动机卡台零件图一张9发动机卡台连接臂零件图一张10 发动机卡台套筒零件图一张11 肋板零件图一张12 力臂连接板零件图一张13 蜗杆摇臂零件图一张14 蜗杆摇臂手柄蜗轮箱零件图一张15 设计说明书一份2.7 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

15、4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写3具体设计过程3.1传动方案的拟定及选择发动机翻转拆装台的核心机构是翻转装置，由翻转装置来控制发动机的翻转和在任意角度锁止，每分钟使发动机旋转180° ,根据这个基本工作要求有一下几种机构供我们选择1、同轴摇臂加锁止螺栓（简图如下），该机构结构简单操作方便。但控制比较困难，拆装发动机时紧定螺钉容易松动，所以安全性可靠性都不高。故不可选用此类机构控制o同轴摇臂加锁止螺栓控制式发动机拆装台结构示意图1、发动机2、拆装台主架体3、控制摇臂手柄4、控制摇臂5、锁止螺钉2、蜗轮蜗杆减速器控制式发动机翻转拆装台（简图如下）特点是传动比大，传动

16、平稳可靠安全无噪声，结构紧凑，便于操作，主机输出端联接盘可做360度回转，以适应发动机总成的分解与装配，便于从各角度观察发动机构造、拆装和修理;轮蜗杆减速器控制式发动机拆装台结构示意图1、发动机2、拆装台主架体3、蜗杆摇臂手柄4、蜗轮主轴5、蜗轮蜗杆减速器由发动机拆装台结构示意图可知主要控制装置，所知传动机构类型为：交叉轴 式蜗轮蜗杆减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，传动比大传动平稳可自锁等优 点。结构较复杂，蜗轮轴向尺寸小，蜗轮轴受力较复杂、刚度差，所以重点设计计3.2蜗轮蜗杆减速器主要参数确定计算3.2.1 主要参数1、模数和压力角模数：m =

17、4压力角：- =202、正确啮合条件：(1) mxi = mt2 = m =3.15mxi :蜗杆轴面模数叫2：蜗轮端面模数m :蜗杆轴面压力角(2)外=«x2 = 3 = 20«x1 :蜗杆轴面压力角0(x2 :蜗轮端面蜗轮端面压力角u :压力角3、蜗杆导程角Y与蜗轮螺旋角B之关系2=90° 时：T = P =5 416",且旋向相同丫 ：蜗杆导程角B :蜗轮螺旋角4、蜗杆直径系数q及分度圆直径didi标准系列值，限制蜗轮滚刀数量，便于刀具标准化蜗杆直径系数：q = d1 / m - d1= m qq与导程角r之关系：PzZiPzi Zi 二 m 41

18、tg =乜二 mq q 12.55、蜗杆头数z i、蜗轮齿数z 2及传动比ii = n 1/n2 = z2/z1 * d 2/ d 1 =39z1= 1 4但z 1少，效率低;z 1过多，制造困难。重载时取z1 > 1要求自锁z1 = 1故取蜗杆齿数z1=1z2 = 28 80常取 z2 = 32 63所以取z2 =396、齿面间相对滑动速度vsvs = v1= -v2 =0.05m/scos sin由此可见，vs > v 1、v2所以蜗杆传动摩擦损失大，效率低，传动效率为0.75.3.3 关键部件的设计计算和制作1）蜗轮蜗杆减速器：该减速器传动比为39: 1,可以达到180

19、76; /min的要求，减速器为架体内置式，双侧手轮控制，采用圆柱蜗轮蜗杆、蜗轮蜗杆传动精度公差7级、圆柱蜗杆为ZA型（阿基米德螺线圆柱蜗杆）、蜗轮蜗杆材料为45号钢、经调制处理、铸造方式为沙模、润滑脂润滑、手动控制；2)转轴与轴套配合的选择；3)转轴的受力计算(工作时转轴主要受弯矩作用)和直径d的选择；4)基本框架的结合方式以焊接为主，需要拆装维护部分和便于运输方面考虑用螺栓 方式固定。3.4 几何尺寸计算1、中心距 a =(d 1+z2)/2 = m(q+z 2 )/2=(35.5+122.85)/2=79.1752、普通圆柱蜗杆传动与齿轮传动的区别：参数齿轮传动蜗杆传动传动比ii = d

20、 2 / d 1i wd2 / d 1m a法面为标准值中间平面为标准值BB 1= - 0 2Y = B ,旋向相同d1d1= mnz1/cos Bd1二mq,且为标准值3、材料要求：减摩性好、耐摩、抗胶合、足够的强度蜗杆可供选择材料：3.5 45号钢调质或淬火合金钢一20Cr、20CrMnTi、40Cr蜗轮可供选择材料减摩性好：铸锡青铜ZCuSn10P1 适合高速铸铝青铜ZCuAl 9Fe3 一低速重载灰铸铁HT200 一低速轻载蜗轮轴可供选择材料碳钢一45号钢调质或淬火合金钢一20Cr、20CrMnTi、40Cr结合加工工艺和设备费用等因素考虑作如下选择蜗杆结构：碳 钢一45号钢 表面调质

21、处理蜗轮结构：碳 钢一45号钢 表面调质处理 蜗轮轴结构：碳钢一45号钢表面调质处理3.5蜗轮蜗杆减速器关键部件的设计计算和制作1、蜗轮蜗杆减速器根据翻转重量：500Kg,翻转速度：180o/min,高度：1.1m的要求选择传动比1: 39 的ZA型阿基米德螺旋线蜗轮蜗杆减速器，下面对蜗轮轴蜗杆轴的弯矩和扭矩的设计 和校荷。(1)蜗轮蜗杆减速器的要求选择传动比 1: 39的ZA型阿基米德螺旋线蜗轮蜗杆减速器(2)转轴和轴承的选择。根据设备承受载荷比较大，要求精度高所以采用圆锥滚子轴承，轴采用45号钢车削制造，表面调质处理(3)转轴的受力计算(工作时转轴主要受弯矩 M作用)和直径d的选择。转轴选

22、 用45号钢，经表面调制，6= 120 MPa ,发动机质量为m = 400 k g, 发动机 与立柱之间距离L = 340 mm,所以Mmax=mLg= 550X 500 义 9.8=2.695 X 106 N mm仃=M max / W 0 仃，其中 W=n d3/32所以蜗轮轴直径：1186240000N mm%I =61.1691742647971353.14M120MPa )考虑到转轴与发动机连接端有键槽，以及发动机拆装时如上螺丝时会额外增加一些负载和安全系数，所以选最小直径 d =68mm蜗杆轴直径：'32M max3l =16.36 b J 考虑蜗杆轴最小截面中心有轴向定

23、位孔和安全系数，所以最小轴径取25mm 2、蜗轮轴受力分析求轴上的载荷AFK 113aFtFaI Fr1a L/253L 106FaFA=Fa'rFaMavF2VFivrlTTl叶仃仃上口F2HI FtMh-Ell 11 川口 IFih*F2FMfMaTTTtt而 nilTTMe皿/(M'GFr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承32914的Y值为1.9Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N3.6精确校核轴的疲劳强度3.6.1 判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面1）截面IV右侧的

24、0b = Mm =17.5M P a W截面上的转切应力为T - T2 =7.64MPa WTt 15.98b = m 二二二 7.99MPa22由于轴选用40cr,调质处理，所以oB=735MPa,仃=386MPa,工工=260MPa。（2P355 表 15-1）a）综合系数的计算由匚= 2=0.045, D=1.6经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为d 55d = 2.23, '=1.81,（2P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为qb = 0.85, q - 0.87,（2P37 附图 3-1）故有效应力集中系数为 "=1 q；/-1)=2.05 k .

25、 =1 q .G:1) =1.70查得尺寸系数为 % =。72,扭转尺寸系数为 = 0.76,（2P37 附图 3-2） （2P39 附图 3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为 日仃=01=0.92,（2P40 附图 3-4）轴表面未经强化处理，即 以=1,则综合系数值为k _1K - -1 =2.93cr crK =k1 %1-1 =2.111b）碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为 =0.1, 1 =0.05c）安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为二二K，a产1=6.92m=24.66Sea - S、S. _ 6.66 1.5 = S ca . S2- s2故轴的选用安全。3.6.2 按弯扭合

26、成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为仃p = 275MPa,又由于轴受的载荷为脉动的，所以 口=0.6。Mm m）2= 43MPa 二；:p3.6.3 轴的结构设计轴上零件的装配方案据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VII直径6870768270长度 _1034231546Mm=316767N.mmT=925200N.mm求轴上的载荷弯扭校核333W=0.1d =0.1 60 =21600mmMl (1)= 51.2MPa "二 p3.6.4 发动机连板螺栓的校核转轴连接板与发动机连接端螺孔分布设

27、计如图，采用4支螺栓将发动机经连接板和 蜗轮轴连接。因螺栓主要受剪力 Q作用，所以螺栓直径d可只按许用剪切算 出。由于 = 6/ 2.5= 32 MPa , Q= m g/ 4 = 980 N ,r = 4Q/nd2所以dq4Q/nf】之6.24mm。在实际使用中,考虑到螺栓受多重因素的影响（如发动机拆装过程中会有拉伸力和冲击载荷等）和需要足够的可靠性，所以选理论直径6.24父安全系数1.5=9.36mm,故取直彳相当的M10螺栓完全满足使用要求。J3.7滚动轴承的选择及计算3.7.1 蜗轮轴：1 .求两轴承受到的径向载荷 轴承32914的校核1）径向力Fr =；下京Fv2 =168.52）派

28、生力FdA =FA =52.7N , FdB=52.7N2Y2Y3）轴向力由于 Fa1 +FdB = 223 + 52.7 = 275.7N > FdA ,所以轴向力为FaA =223, FaB =52.74）当量载荷由于 FA =1.32>e , FB=0.31<e, FrAFrB所以XA=0.4, Ya=1.6, Xb=1, Yb=0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp =1.2,故当量载荷为Pa = fp（XAFrA YaFha） =509.04N Pb = fp（XBFrB YbF,b） = 202.225）轴承寿命的校核1卜二"（03.98 107 h 2

29、4000h60ni Pa3.7.2 蜗杆轴：轴承329/28的校核1）径向力FrA = . FH21 - F；1 -1418.5NFrb = %；2 FV22 =603.5N2）派生力FdA rA 443 N , FdB 一旦=189N2Y2Y1）轴向力由于 Fa1 + FdB =892 + 189 = 1081N > FdA ,所以轴向力为FaA =638N , FaB =189N2）当量载荷由于 FA=0.45Ae& = 0.312FrAFrB所以 Xa=0.4, Ya =1.6, Xb=1, Yb=0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp=1.2,故当量载荷为Pa = fp（

30、XAFrA YaF,a） =1905.84N Pb = fp（XBFrB YbF,b） = 724.2N3）轴承寿命的校核106 Cr7Lh（一）' -1.50 107h 24000h60n Pa3.8 键连接的选择及校核计算键连接参数选择表代号直径(mm)工作长度 (mm)工作局度 (mm)转矩(N m )极限应力 (MPa)蜗轮轴与 蜗轮5X9X22(半月键)6821.62.339.87.32蜗轮轴和 。日5X9X21.6 (半月键)6821.62.339.87.32由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为Op=110MPa,所以上述键皆安全。3.9 失效形式和设计准则齿面点

31、蚀一蜗轮材料为铸锡青铜时(此种材料强度稍低齿面胶合一蜗轮材料为铸铝青铜或铸铁时齿面磨损一开式传动或润滑油不清洁轮齿折断一蜗轮齿数过多或强烈冲击载荷由于蜗轮材料强度低，失效通常发生在蜗轮轮齿上对于大多数蜗杆传动，其承载能力主要取决于接触强度设计准则：闭式蜗杆传动，按齿面接触强度设计，Z2 > 80或强烈冲击载荷时校核弯曲强度3.10受力分析各力关系：F1=-Fa2Fai =52Fri - -Fr2F ri = Fr2 = Ft2tg。：Fn = Ft2/ COS-：COS=6=in2各力大小：Fti =Fa2 =200CTi/diFai =Ft2 =2000T2/d2T2 9550 P2/

32、n2P1n1T19550 P1/n1P1n2则一T2 =4 i T1计算载荷：K T2 = " i K T1K = 11.4载荷平稳、vs03m/s时，取小值KT蜗轮齿面接触强度条件 :入=15000 22 HP MPa m Z2 di2:64卡2 . F 15000 /73攻计式m d1 > KT2 mmZ2 仃 HP /说明：计算蜗轮齿面强度，且效率低，故用蜗轮转矩，T2 =4i T1设计时，m d1均未知，故计算 m2d1,m2d1求出后，查表6-1选择合适的m、d13.11 蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算 按斜齿轮的方法计算 但蜗轮齿形、载荷分布复杂，只能得出近似解弯曲强度条

33、件 一j fe15e20KT2YFa Mfp MPa m d1z2设计式一m2d1之竺也也mm3 z2'- FPYFa 一蜗轮齿形系数按当量齿数zv = z2/cos3 T查表6-3由于齿形的原因，通常蜗轮轮齿的弯曲强度比接触强度大得多，所以只是在受强烈 冲击、z2特多或开式传动中计算弯曲强度才有意义。3.12 蜗轮轴的弯曲强度蜗轮材料的许用应力许用应力与蜗轮材料有关，见表6-4蜗轮材料为铸锡青铜时主要失效形式是疲劳点蚀，6HP与vs无关蜗轮材料为铸铝青铜或灰铸铁时：vs主要失效形式是齿面胶合，6HP与应考虑胶合的影响 胶合失效与vs有关,2(THPJ估算 vs :vs 定1 Rn：

34、m/s4045 1设计后需验算vs ,若与估算值相差太远，则重选 vs再设计3.13 蜗杆传动的效率和齿面间滑动速度 传动效率与齿轮传动相同：刀二刀1刀2刀3刀 2 刀 3=0.950.96啮合效率类似于螺旋副：1tg故： (0.95 0.96)tgtg( .:v)由此可知,z1T丫分4?设计之初“未知，按z 1初选：z1 = 1 时，4=0.70.75自锁时7 < 0.5齿面间相对滑动速度vsv1V2Vs = =0.05m/scossin滑动速度分析图3.14蜗轮蜗杆减速器主要参数表蜗轮蜗杆减速器主要参数表速比1:39Q12.5乙=1Z29=3输入扭矩9.8N输出扭矩298.8d1二5

35、0d2= 156输入转速20/min输出转速0.513/minda1=58da2=122.8传动效率0.78滑动速度0.05m/ sdn=4().4df2 =150.4变为系数蜗轮外缘接促仃 H =234弯曲仃 F2 = 43x2 =0.5175m m强度仃 hp =266强度仃 FP2 503.15架体强度校核剪力图v架体受力分析图由平衡方程可得:Fx +Q2 = F2n Fx = F2 -Q2 =32.513.9= 18.6KN ;Fy +Qi =Fi = Fy =E -Qi =56.3-14.4 = 41.9KN。有弯矩图知，B截面为危险截面，最大弯矩为：Mmax = Fy * AB =

36、 41.9M 0.25 = 10.5KN ,m;架体材料为45钢，弯曲许用应力为打=100 MPa。由公式:max 10.5 103 N*m100 106 Pa= 10.5x10-m3 = 105cm3 ；查机械设计手册选用厚壁槽钢(GB/T707-1988-8)知：W=110.6cm3,A=34.98cm2。选定后，同时考虑轴力及弯矩的影响，再进行强度校核。在危险截面B的上边缘各点上发生最大拉应力，且为:、-maxFxM maxA W3318,6 10 N 10.5 10 N m34,98 10“m2110.6 10-6m3= 100,3x106 Pa =100.3MPa ;结果表明，最大拉

37、应力与许用应力接近相等，故无需重新选择截面型号3.16脚轮的选择参考同类产品以及实际情况选择车轮直径80mm,轮物宽30mm,金属本体,通用橡胶轮胎，具有滚针轴承，额定载荷为 D级的万向平板型脚轮：工业脚轮 WP13D-80 30 GB/T 14688。由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也 很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的 设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设 备。对整体设计过程及制图制作过程中的各环节的熟练程度有很大的提高。通过完 成本课题也使我能够掌握设计的基本思路和流程，把学过的设计

38、、绘图等知识得到 了实际应用。通过毕业设计可以使文献检索、调查研究、独立思考、解决问题的能 力得到提高，也使我在思考问题的周全性和解决问题的发散思维得到一定的锻炼。本设计是在张恩元老师的精心指导下完成的，从课题的拟定到具体的方案出 台，以及设计过程中的种种疑问，老师都给以了莫大的帮助和教导。老师孜孜不倦 的育人精神和一丝不苟的工作态度，在我的心中刻下了深深的烙印，使我获益终 生，在以后的人生道路上，我将铭记老师的教诲，在此再次向老师表示深深的感谢 和崇高的敬意。感谢交通建筑工程学院诸位老师对我的精心栽培。感谢陪我一起走过大学四年的同学们。参考文献1 黄雄醒著. 蜗轮蜗杆操控式发动机拆装翻转台设计与制作.广东农机.2002 年第3 期 .J2 梅尔 . 库兹 . 材料选用手册. 化学工业出版社，19823 吴宗泽 . 机械设计实用手册. 化学工业出版社，19854 机械设计手册编委会. 机械设计手册新版 . 机械工业出版社，19835 邓文英