发动机拆装翻转架 式中：Ft1——蜗杆所受圆周力，N； Fr1——蜗杆所受径向力，N； E——蜗杆的弹性模量，Mpa；
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I——蜗杆危险界面的弹性矩，I= πdf14/64，mm4，其中df1为蜗杆齿根圆直径，mm；
L’——蜗杆两端支承间的跨距，mm，视具体结构要求而定，初步计算时可取L
‘
=0.9d2，d2为蜗轮分度圆直径；
[y ]——许用最大挠度，[y ]=d1/1000，此处d1为蜗杆分度圆直径，mm。
9552?1390.372?453?0.00015??y??0.05，轴满足刚度要求。 所以y?348?210?10?102353.873.2.3 蜗轮轴的设计 (1) 蜗轮轴结构设计
考虑到翻转台尺寸不太大，工作温度变化较小，经比较蜗轮结构选用齿圈式，蜗
轮轴仍选择是阶梯轴，蜗轮与轴用键相连。由于蜗轮轴夹持发动机，承受的载荷较大，工作中承受的冲击较小，应选用40Cr。
查《机械设计》轴的直径为：
?ca?M???T?????4???W2W????222M2???T?????1?W，
2M2???T?????1??7030.1d，
d?345000002??0.6?382000??86.34mm7 。
2取轴的最小直径为90mm，轴为空心轴。结构如图3所示：
图3蜗轮轴结构示意图
(2)计算作用在蜗轮上的力
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发动机拆装翻转架 蜗杆上的转矩：T1?9.55?106第 9 页 共 17 页
P10.1?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：Ft2?2T22?382000??3820N d22002T12?23875??955N d150轴向力：Fa2?径向力：Fr2?Ft2tan??3820tan20??1390.37N（齿形角?查机械设计表11-3得
??20?）
(3)蜗轮轴上的轴承的支承反力
蜗轮轴外端夹持发动机等部件，重量为1000kg，假设部件中心到立柱的距离为450mm，此时该蜗轮轴可以看成是外伸梁外伸的部分长度为100mm。受力分析如图4所示
图4蜗轮轴受力分析图
由公式：?Fy?0；
?M?MAB?0； ?0。
得垂直面上的支承反力：FRA?Fr2?FRB?G；
G?450?Fr2?118?FRB?236?0； G?686?Fr2?118?FRA?236?0。 FVRA?28372.61N,FVRB?19762.98N 水平面上的支承反力：FHRA?FHRB?(4) 校核蜗轮轴的强度
前面计算蜗轮轴的直径时按照弯扭合成强度公式来计算的，所以其强度是一定满足条件的。
(5) 校核蜗轮轴的刚度
可以根据轴的扭转变形来进行校核，
Ft2?1910N 2??5.73?104T
GIP （3-6）
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发动机拆装翻转架 式中：T——轴所受的扭矩，N?mm； G——轴材料剪切弹性模量，MPa；
IP——轴截面极惯性矩，mm，对于圆轴，IP?4第 10 页 共 17 页
?d432
??5.73?104382000?0.042????4??90，所以满足刚度条件。 8.1?104?323.3台架的设计
台架的主要功能是，支撑发动机，并使任意角度翻转。台架能对发动机启动，发动机停止，紧急停止等进行手动控制。
根据发动机的外形尺寸，质量要求，零件位置来选择台架，台架与发动机之间需要进行设计，其特点有良好的稳定性和足够的强度来支撑发动机。台架只需支撑发动机和销，不需承受其他的外力所以只需满足其强度要求。台架的材料主要以方钢为主，其材料不低于原材料的强度。采用焊接和螺栓连接，以达到良好的稳定性和强度，采用橡胶轮，移动方便，同时还能减震。 3.3.1 台架底座的尺寸确定及材料选择
台架底座材料选择：根据发动机和零部件的重量，底座的总体尺寸为1000mm*800mm*100mm。在底座上加一接油盘，克服工件、工具、油、水落地的问题。如图5所示
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图5台架底座三维图
3.3.2 台架立柱的尺寸确定及材料选择
本次设计要求台架高度为1015mm,为符合工作需求及考虑到发动机的自身高度,由于底座高100mm，所以立柱尺寸定为910mm。根据发动机及零部件的重量定为260mm*260mm 壁厚为10mm的方形钢管。考虑到在立柱顶部要与箱体连接，做了箱体的下半部。立柱设计如图6所示
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