发动机拆装翻转架 3、翻转架的总体设计
3.1 翻转架的设计
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翻转架的设计包括台架的设计以及箱体的设计和蜗轮蜗杆的选择。翻转架的设计要充分考虑台架质量分布均匀度，台架稳定性及运动件和固定件是否发生干涉等因素，下面对整个设计过程进行剖析。
尺寸的确定主要依据发动机的外形尺寸，根据发动机的放置位置，放置方向，发动机上主要器件拆卸，能自锁的销的放置位置，放置方向这些因素来初步确定台架的外廓尺寸。在布置时先确定销的位置，通过确定销的位置初步确定发动机的大体位置。当确定了发动机和销的位置，就可以确定放置销的台架的大小和所需的刚度和强度，确定了各个器件的位置，然后再确定台架的尺寸和连接方式。
3.2 蜗杆蜗轮减速机构的设计
3.2.1 蜗轮蜗杆设计
根据实践情况假定手轮输入功率100W，蜗轮输出转速n2=2r/min。经过比较，选
用渐开线蜗杆（ZI）最为合适。根据这里的条件，蜗杆的材料最好采用45钢，并进行淬火处理，硬度为45～55HRC；蜗轮的材料用灰铸铁HT200，采用砂型铸造。考虑到蜗轮会变形，对蜗轮要进行时效处理。 (1) 按齿面接触疲劳强度进行设计
根据公式，传动中心距
?ZEZPa?3KT2?????H????? （3-1）
2① 确定作用在蜗轮上的转矩：取蜗杆齿数z1=2，传动比i=20，估取效率η=0.8
P20.1?0.8?9.55?106?N?mm?382000N?mmT22 T2?9.55?106
② 确定载荷系数K：因为这里蜗杆工作是载荷比较稳定，所以齿向载荷分布系数Kβ取1；由《机械设计》表11—5使用系数KA取1；因为这里蜗杆转速低，冲击小，动载系数Kv取1；则K=KβxKAxKv=1
③ 确定弹性影响系数ZE：因为这里蜗杆的材料为45钢，蜗轮材料为HT200，故ZE取160触系数
。
：假设d1/a的比值为0.35，从《机械设计》图11—18中可知接
取2.9。
④ 确定接触系数
⑤ 确定许用接触应力[σ]H：因为蜗轮材料是灰铸铁，[σ]H的大小不考虑应力循环次数N，从《机械设计》表11—6中查得[σ]H=208 Mpa。 ⑥ 计算和中心距：
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发动机拆装翻转架
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?160?2.9??31?382000???mm?123.88mm ?208? 中心距取a=125mm，传动比i=20，查《普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配表》，所以模数m取5mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm。这时d1/a=0.4，查《机械设计》得接触系数’为2.72，因为
(2)蜗杆与蜗轮的几何尺寸
'<
，所以以上计算结果可用。
① 蜗杆：蜗杆其他几何尺寸都可通过查表可知：直径系数q为10，轴向齿距pa为15.708mm，齿根圆直径df1为38mm，齿顶圆直径da1为60mm，蜗杆轴向齿厚sa为7.854mm，分度圆导程角γ为11°18'36\ ② 蜗轮：
蜗轮齿数z2=41；查表得变位系数x2为-0.5；
这时传动比i=z2/z1=41/2=20.5，误差为(20.5-20)/20=0.025=2.5%，符合标准。 蜗轮分度圆直径：d2?mz2?5?41?205mm 蜗轮喉圆直径：da2?d2?2ha2?205?5?210mm 蜗轮齿根圆直径：df2?d2?2hf2?205?17?188mm 蜗轮咽喉母圆半径：rg2?a?(3)校核齿根弯曲疲劳强度
da2?125?105?20mm2
?F? 弯曲疲劳强度
1.53KT2YFa2Y????F?d1d2m
（3-2）
当量齿数：
因为x2=-0.5,zv2=43.48，查《机械设计》图11-19，所以蜗轮齿形系数：YFa2=2.87。
??11.31?1??0.92 螺旋角系数：Y??1?140?140?蜗轮许用弯曲应力 [σ]F=[σ]F′·KFN
N?60jn2Lh?60?1?2?12000?1440000；KFN=0.96
查《机械设计》表11-8得[σ]F′=48 Mpa，所以[σ]F=46.08 Mpa。
?F?1.53KT21.53?1?382000YFa2Y???2.87?0.92?30.86Mpa???F? ，
d1d2m50?200?5弯曲强度是满足的。 3.2.2 蜗杆轴的设计 (1) 蜗杆轴结构设计
由于蜗杆齿顶圆直径不大，将蜗杆和轴做成一体的，即蜗杆轴。材料选用45钢。
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发动机拆装翻转架 查《机械设计》可知轴的最小直径可按扭转强度计算
T?WT95500000.2d3第 6 页 共 17 页
?T?Pn????T
（3-3）
由此公式可得轴的直径：d?39550000P39550000?0.1??16.84mm，
0.2??T?n0.2?25?40取蜗杆轴最小直径为20mm。蜗杆轴整体是阶梯轴，每段直径递增5mm。 结构示意图如图1所示：
图1蜗杆轴结构示意图
(2)计算作用在蜗杆上的力 蜗杆上的转矩：T1?9.55?106P10.1?9.55?106?N?mm?23875N?mm n140P20.1?0.8?9.55?106?N?mm?382000N?mm n22蜗轮上的转矩：T2?9.55?106圆周力：Ft1?2T12?23875??955N d1502T22?382000??3820Nd2200轴向力：Fa1?
Fr1?Ft2tan??3820tan20??1390.37N（齿形角?查机械设计表11-3得??20?）径向力：
(3)蜗杆轴上的轴承的支承反力
由于蜗杆外端连接的是手动摇柄，手作用在蜗杆的力很小，可忽略不计，所以可以把蜗杆看成是简支梁。受力分析如图2所示：
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图2蜗杆轴受力分析图
由公式： ?MB?0，Fb?FRAl?0
?0，FRBl?Fa?0
FbFa求得支座约束力为：FRA? ，FRB?llA?M垂直面上的支承反力：FVRA?FVRB?a=b）
水平面上的支承反力：FHRA?FHRB?(4) 校核蜗杆轴的强度
''Fr1?695.18N（因为Fr1作用在中心位置，所以2Ft1?477.5N 2校核轴的强度时，按照公式?ca??2?4?2来计算，因为两者循环特性不同，引入折合系数?，则公示变为?ca??2?4????，又
2??MTT?,??，查《机械设计》
WWT2W则?ca?M???T?????4????W??2W?22M2???T?99.522??0.6?23875???17.91Mpa 3W0.1d22????1??55Mpa （3-4） 式中：?ca——轴计算应力，Mpa； M——轴所受弯矩，N?mm； T——轴所受的扭矩，N?mm； W——轴的抗弯截面系数，mm3；
???1?——对称循环变应力时轴许用弯曲应力。 所以轴满足强度要求。 (5)校核蜗杆轴的刚度
校核蜗杆的刚度时，就是校核蜗杆的弯曲刚度，可用挠度y来进行计算，按下式
进行计算
y?2Ft1?Fr2148EIL'??y?3
（3-5）
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