毕业设计（论文）零件专用翻转机构设计.doc

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1、目 录第一章 绪论11.1 引言11.2课题来源及研究的目的和意义11.3 同类设备目前的发展状况11.4 论文体系和主要内容21.5 论文主要内容2第二章 零件专用翻转机构的工作原理及主要组成42.1机械产品设计过程的概述42.2 机构的选择及各部分采用形式的确定52.2.1零件专用翻转机构52.2.2 提升机构72.3 翻转过程的运动和位置分析72.3.1提升过程72.3.2 翻转过程92.4小车附件的布置9第三章 零件专用翻转机构主要零件的设计计算及校核103.1齿轮的设计与校核103.1.1 确定传动装置的总传动比和各分配传动比103.1.2 传动零件的设计计算113.2 轴的校核及计

2、算153.3滚动轴承的选择及校核计算213.4 键连接的选择和计算233.5 联轴器的选取243.6箱体及其附件的设计243.7液压缸的设计计算及校核253.8 提升钩子的设计32第四章 零件专用翻转机构的三维建模及二维图纸334.1主要零件的三维建模334.2 零件专用翻转机构装配的三维建模过程及其模型384.2.1 减速器的三维建模过程384.2.2 小车的三维建模过程及其模型404.2.3零件专用翻转机构的整体三维建模过程及其模型404.3零件专用翻转机构的二维图纸 （见附录）40第五章 总结与展望415.1全文总结415.2本文的创新点415.3展望41致谢43参考文献44附录：45第

3、一章 绪论1.1 引言随着当今社会的发展，节能减排日益成为人们普遍关注的问题。节省能源减少垃圾废弃物的排放既符合社会发展的主题，也是一个国家竞争与世界之林的一项重要指标。零件专用翻转机构的设计是一个纯绿色的机械产品，采用手柄连接二级减速器，实现工件的翻转，通过减速器的减速，从而减少需要转动的力与力矩，使输出功率与负载的变化而变化，操作简单使用方便。可以减少工人手动的翻转工件，节约了人力物力，降低了工人的劳动强度。最重要的是零件专用翻转机构节约能源，符合当今社会发展的主题，随着能源的日益匮乏，加工制造的工艺水平的提高，相信零件专用翻转机构会应用的越来越广。1.2课题来源及研究的目的和意义随着经济

4、的发展，基础建设迅猛增长，各类工程机械的需求量大幅增加。工程机械制造中，车架等焊接结构件的生产占有很大的比重。在此设计中要求是工件翻转，以便于安装零部件。为了保证安装构件的安装质量，有必要大力发展能提高生产效率和生产质量的相应安装设备。在大型结构件的安装及机加工过程中，有些工件需180度翻转。一般的做法是用行车起吊，升高一端后移动再放下来翻转工件。对于大型结构件来说，这种操作相当危险，而且还受行车起吊高度的限制。另一种就是吊上翻转机进行翻转，但这种做法由于工件旋转半径大，装夹位置高，操作安全性差。还有一种做法就是像翻书一样的翻转，翻书形式翻身虽然操作位置低，但占有的空间非常大。如果先低位装夹，

5、再将工件上升到一定的高度后翻转，完成后再下降拆卸，则生产效率低，设备制造成本高。经调研发现，大型结构件翻身的生产安全隐患，在工程机械制造领域普遍存在。针对该情况，设计了零件专用翻转机构，适用于中小型工件的翻转，在使用操作过程中，安全可靠，操作简单。1.3 同类设备目前的发展状况对于零件专用翻转机构，现在已有很多的形式。如有框架式、头尾架式、链式、环式、推举式等。并已在实际生产中用于各种工件的翻转。目前国内还未对各种形式的翻转机制订出系列标准，但国内已有厂家生产头尾架式的翻转机，并成系列。另外，配合焊接机器人使用的框架式、头尾架式翻转机，国内外均有生产。它们都是点位控制，控制点数以使用要求而定，

6、但多为2点(每隔180)、4点（每隔90）、8点（每隔45）控制，翻转速度以恒速的为多，但也有 变速的。翻转机与机器人联机按程序动作，载重量多在203000Kg之间。例如我国汽车、摩托车等制造行业使用的弧焊机器人加工中心，已成功地采用了国产头尾架式和框架式的焊接翻转机，由于是恒速翻转，点位控制，并辅以电磁制动和汽缸锥销强制定位，所以多采用交流电动机驱动、普通齿轮副减速，机械传动系统的制造精度比轨迹控制的低1到2级，造价便宜。提升机构主要有机械式和液压式两种，且各种提升设备已形成标准系列。在这里就不在做详细的阐述。机械式与液压式起升机构的应用：主要介绍了机械式和液压式起升机构的基本分类，以及这两

7、种机构在实际工程中的应用。起升机构可分为机械式和液压式两种。机械式起升机构包括：（1）啮合式驱动装置a）用于主要为提升件货的绳索卷绕式起升机构b）用于双绳或四绳抓斗的绳索卷绕式起升机构c）链条卷绕式起升机构。d）螺杆或针齿条以及齿条起升机构（2）驱绳轮起升机构的摩擦式驱动装置液压式起升机构a) 压缸起升机构b) 压马达驱动的绳索卷绕起升机构1.4 论文体系和主要内容1.5 论文主要内容第一章：绪论，主要就零件专用翻转机构的研究现状、课题提出的来源、应用的前景等进行分析和阐述。第二章：介绍零件专用翻转机构的工作原理和主要组成，主要对机械产品设计进程进行理论概述，然后在理论基础上，应用到实际中去，

8、采用“演绎推理”的方法，导出零件专用翻转机构的工作原理和其主要机构组成。第三章：零件专用翻转机构的主要零部件的研究，从机械系统的四个组成部分：动力部分、传动部分、执行部分和控制部分对零件专用翻转机构进行详细的设计研究，为了更好的说明所设计研究的零部件，插入相关零部件的主要视图。第四章：通过proe软件对零件专用翻转机构每个零件进行三维建模，力求能够完整的表述整体结构，最后进行零件装配，能够对整个外形有个整体的了解，对选别机的装配过程进行详实的描述。最后一章：总结和展望，对整个研究课题进行总结，概括全文内容和主要工作；提出本文创新点，并对未来提出展望，确定进一步研究内容。第二章 零件专用翻转机构

9、的工作原理及主要组成2.1机械产品设计过程的概述人类在不同的阶段会提出不同的需求，一种需求满足后，又会在此基础上提出更新、更高的要求。设计的目的正是为了满足人类不断提高的需求，是人类征服自然、改造自然的基本活动之一。设计的过程指的是从接到设计任务、确定设计要求到完成整个设计工作的全过程。为了更好地完成设计任务，设计人员针对设计工作的具体步骤所制订的计划与安排，称为设计进程。机械产品设计进程通常为四段式， 即产品规划阶段、方案设计阶段、技术设计阶段和施工设计阶段，关系如图2-1所示。明确设计要求任务产品规划原理方案设计技术设计施工设计试验试制投产图2-1 机械产品设计进程产品规划阶段的主要任务是

10、通过市场调研、技术调研、社会环境调研来制订可行性研究报告和设计要求表，本篇的产品规划内容在第一章绪论作了详细说明。方案设计阶段是设计进程中一个十分重要的阶段，设计人员根据设计要求表的各项要求，运用自己所掌握的知识和经验以及在产品规划中所收集的全部资料，构思出满足设计要求的原理解答方案，原理解答方案是一种初步考虑结构形状并能完成所需功能的原理组合，本篇的原理解答方案在本章的第二节作详细的研究，技术设计阶段和施工设计阶段的工作成果有：参数尺寸计算、结构装配草图总体图和外形图、全部生产图纸技术文件，本篇的这两个阶段主要见第三章零件专用翻转机构的主要零部件设计，并且按机械系统的组成：动力部分、传动部分

11、、执行部分和控制部分进行分析研究。2.2 机构的选择及各部分采用形式的确定根据对题目“翻转提升机构设计”可知，该机构主要有两部分组成，即翻转机构和提升机构，现分别对这两种机构进行讨论。2.2.1零件专用翻转机构零件专用翻转机构是将工件沿水平轴转动或倾斜，使之处于有利于加工位置的变位设置机构。最为常见的有框架式、头尾架式、链式、环式、推举式等零件专用翻转机构1链式零件专用翻转机构链式零件专用翻转机构结构形式如下图图2-2链式零件专用翻转机构由图可知，链式零件专用翻转机构结构比较简单，因为采用链条支撑，对箱形断面的角接焊缝也同样适用，其缺点是焊缝对中较费时，焊接是在自由状态下焊接，不便于用夹具控制

12、焊接变形。2推举式零件专用翻转机构推举式零件专用翻转机构结构如下图图2-3推举式零件专用翻转机构推举式零件专用翻转机构结构也比较简单，且能翻转的工件类型也较多，但这种结构一次最多只能翻转90，翻转后工作台需要复位。对于大角度的翻转效率低下。3小车式零件专用翻转机构小车式零件专用翻转机构如下图：图2-4 小车式零件专用翻转机构该零件专用翻转机构设计成为一个小车的形状，小车的推手是一个可以摇动的摆杆。在工作时首先将小车推到工件处，利用小车上的钩子将工件勾住，然后利用小车推手的摆动，推到液压机构的工作。液压部分是采用液压千斤顶的工作原理，利用摇杆将液压油压入到支撑油缸内，使整个小车基座提升，小车上装

13、有导轨，可以使得工件在勾住后，可以前后左右的移动。翻转过程主要是二级减速器的翻转，利用手柄与减速器连接，带动夹持工具夹持着工件进行翻转。之所以设计成二级减速，这样可以减小手柄的施力，通过设定一定的传动比，尽可能的减少力矩，从而降低劳动强度。根据以上三种机构的特点，考虑结构的复杂程度和工作效率，结合工件的形状和翻转的难易程度，选择小车式翻转比较实用。小车式零件专用翻转机构操作起来非常简单。2.2.2 提升机构提升机构分为机械式和液压式两种，现对这两种机构进行比较，以确定最终采用的机构形式。液压式提升机构是常用提升机构中的一种。它采用液压作为动力源。包括有使用液压马达，其执行提升的机构同机械式。还

14、有采用液压缸进行提升。由于液压缸的行程有限，对于较大行程的提升都设计有增加行程的装置，如X形的支架。因此，液压式提升机构多用于升降台、汽车翻斗等不需要很大行程，但却有较大载重的设备中。机械式提升机构通常是以省力的钢丝绳滑轮组作为执行构件的，所以可以有较大的提升范围，滑轮组一般使用定滑轮、定滑轮和动滑轮、双联滑轮组（四分支）、双联滑轮组（八分支）等 几种形式。另外在机械式提升机构中，也有采用齿轮和齿条进行提升。液压式提升机构的运行比较平稳，容易实现无级调速及过载保护，且装置的使用寿命较长。但液压提升机构中的油液较易受温度变化的影响，同时油液还有泄露的问题。另外，机械式提升机构大多都是采用提拉的方

15、式提升重物，而液压式提升机构主要采用推举的方式提升重物。考虑液压传动具有在同样的驱动功率下，液压装置的重量更轻、体积更小及耐冲击的特点。选用液压式提升机构作为工件的提升装置。由于系统不需要较大的提升行程，所以使用液压缸直接推动翻转架进行提升即可，这样做，虽然要使用较多的液压缸，但可以简化提升机构，所有翻转架的液压缸都由一个泵源提供动力，即可保证液压缸的同步动作，也可以减少空间的使用。2.3 翻转过程的运动和位置分析该零件专用翻转机构的工作过程包括工件的提升和翻转两步工序。2.3.1提升过程提升过程是翻转进行的第一步，先将小车推到工件的上方，然后放下钩子用钩子勾住工件的上沿处，然后摆动小车的推手

16、，根据小车与液压缸组成的摇杆滑块机构，滑块即相当于液压缸中的活塞杆，通过摇杆的前后摆动，带动着活塞杆做往复的运动，从而不断的将液压油压入到工作液压缸中，推动着整个小车机构的提升。图2-5液压升降车零件专用翻转机构的设计就是基于图2-5的液压升降小车的基础上进行设计的。在小车推手和底部有一动力液压缸相连接。对小车进行改造，工作原理图即如图2-6。图2-6液压千斤顶的工作原理如图2-6,图中1即代表小车的推手，3是动力液压缸，4、5则分别为单向阀，9为卸载阀，6为工作液压缸。整个零件专用翻转机构由3个液压缸组成，一个动力液压缸安装在小车的尾部，另外两个装在小车的前方起到支撑和提升的作用。1杆的上下

17、往复摆动带动活塞杆2经液压油源源不断的压入到工作液压缸6中，在此过程中，在缸体中液压油压力的作用下，8重物开始提升。当需要工件下降时挨冻卸载阀9使液压油在重物重力的作用下，流回油池，从而工件下降。单向阀4的作用是保证在1杆压油时液压油压入液压缸中，而液压油不会流回油池。单向阀5是保证杆1在抽油时只能从油池中抽油，而液压缸中的油也不会流入工作液压缸中。利用摇杆1的往复运动将液压油源源不断的压入油缸从而完成工件的提升过程。2.3.2 翻转过程图2-7二级减速器零件专用翻转机构翻转过程是利用二级减速器来实现的。如图2-7所示，通过手柄1与二级减速器相连接，摇动手柄带动二级减速器的运动，从而带动装夹工

18、具2的转动。在第一步提升过程后，利用小车支架上的轨道将工件移至装夹工具处，因要翻转的工件是两边较粗中间细的形状，所以利用2可将工件固定在装夹工具上，为了防止工件翻转不稳定，可以在装夹工具2的开口处上下加一挡板，将工件稳定的控制在装夹工具上。通过一定的传动比，可以重物较大的转矩转化为施加于手柄很小的力矩。这样当翻转工件时只需很小的力矩即可使工件翻转，可以极大的节省人力及物力。2.4小车附件的布置提升钩子的材料取为橡胶制成。两个钩子均匀的布置在纵向支撑架上，小车横梁加工成导轨形式，横向支撑架可以在导轨上前后移动，纵向支撑架可以在横向制成架上左右移动。这样，当钩子钩住工件后，可以在导轨上前后移动，也

19、可以在工型制成架上左右移动。由此可是避免装夹工件时的不便，由钩子直接将工件安置在装夹工具上进行翻转。第三章 零件专用翻转机构主要零件的设计计算及校核3.1齿轮的设计与校核3.1.1 确定传动装置的总传动比和各分配传动比1. 各级传动效率联轴器效率1 =0.99滚动轴承效率2 =0.980.980.98=0.941闭式齿数传动效率3 =0.970.97=0.941零件专用翻转机构效率4 =0.96传动装置的总效率总应为组成传动装置的各部分运动副效率的乘积，即：总 =0,990.9410.9410.96=0.841负载功率Pw=FV/1000=20.1=0.2kw输入功率Pd =Pw/总=0.2/

20、0.841=0.24kw2. 确定总的传动比i总 =10分配传动装置传动比i总=i1 i2 取定i1=4，i2=23. 计算各轴的动力和动力参数 各轴的转速 轴：n4=/2=9.55/1=9.55r/min 轴：n3= n4=9.55 r/min 轴：n2=n3i2=9.552.5=23.875 r/min 轴：n1=n2i1=23.8754=95.5 r/min各轴的输入功率轴：P1=Pd1 =0.240.99=0.2376 kw轴：P2=P123=0.23760.980.97=0.2259 kw轴：P3=P223=0.22590.980.97=0.2147 kw轴：P4=P324=0.21

21、470.960.98=0.2083 kw到轴的输出功率分别为输出功率乘以轴承的效率0.98 各轴转矩 轴：T1=9550Pd/n1=95500.24/95.5=24 Nm 轴：T2=T1i123=2440.980.97=91.26 Nm轴：T3=T2i223=91.262.50.980.97=216.87 Nm 轴：T4=T324=216.870.960.98=210.41 Nm到轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘以轴承效率0.98.3.1.2 传动零件的设计计算1. 材料选择齿轮 初选大小齿轮的材料均为45钢，经调质处理，其硬度在48-55HRC，齿轮的等级精度为8级。由于减速器要求传动平

22、稳，所以用圆柱斜齿轮，初选=。2. 计算高速级齿轮 . 查取教材可得：KA=1.35，KV=1.11，K=1.2,K=1.1;K= KAKVKK=1.351.111.21.1=1.978 (3-1)式中，为使用系数，为动载系数，为齿间载荷分配系数，为齿向载荷分配系数。传动比i=4由查表可得各数据如下： ZH=2.47，ZE=189.8，Z=0.88，取=10，则Z=0.99接触疲劳施加应力查图可知：=600Mpa；=1.1则应力循环次数：N1=60n1jlh=6095.5158250=5.73108N2=N1/i=5.73108/4=1.44107又查表可知：1 则：=600/1.2=500

23、(3-2)式中，为应力循环次数影响的系数，S为疲劳强度安全系数，为齿面接触疲劳强度极限，为齿面接触疲劳应力。计算小齿轮的最小直径，取尺宽系数=1.2d1 (3-3)=37.50mm式中，为弹性影响系数，为尺宽系数。确定中心距aa=37.5/2=108.75mm应尽量圆整成尾数为0或5，以便于制造和测量，又由于所计算尺寸太小，适当的放大中心距，故取中心距a=200mm。选定模数mn、齿数z1、z2和螺旋角a=一般取z1=17-30，=8。-11。，初选z1=30，=10。，则z2=iz1=430=120mn=2200/150=2.62 由标准模数取mn=3mm，则z1+z2=131.3取z1+z

24、2=131则z1=26.2取z1=26z2=131-26=104齿数：z2/z1=101/26=3.85可用，于是=10.74 满足要求计算齿轮的分度圆直径小齿轮d1=82.44mm大齿轮d2=332.8mm齿轮宽度b=1.282.44=98.9mm圆整取大齿轮宽度b2=100mm取小齿轮宽度b2=105mm校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：=275Mpa根据z1、z2查表则有： 则=70.95Mpa (3-4)式中，为齿形系数，为应力修正系数，为重合度系数。 所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度满足要求，此设计合理。3.计算低速级齿轮查取教材可得：传动比i=2.5由查表可得各数据如下：取，则.接触疲劳施

25、用应力查表可知：；则应力循环次数： 又查图可知： 则：计算小齿轮的最小半径，取尺宽系数d1=63.91mm取定中心距aa=63.913.5/2=111.8mm应尽量圆整成尾数为0或5，以便于制造和测量，又由于所计算尺寸太小，适当的放大中心距，故取中心距a=240mm。选定模数mn、齿数z1、z2和螺旋角a=一般取z1=17-30，=8。-15。，初选z1=25，=10。，则z2=iz1=2.525=62.5=62mn=2240/87=5.43mm由标准模数取mn=6mm，则z1+z2=78.8=79取z1+z2=79则z1=23取z1=23z2=79-23=56齿数：z2/z1=56/23=2

26、.43可用，于是=9.068。满足要求计算齿轮的分度圆直径小齿轮d1=139.75mm大齿轮d2=340.25mm齿轮宽度b=1.2139.75=167.7mm圆整取大齿轮宽度b2=170mm取小齿轮宽度b2=175mm校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知： ; ;根据z1、z2查表则有： 则=39.2Mpa所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度满足要求，此设计合理。3.2 轴的校核及计算1 计算轴的直径计算轴的最小直径（查表可知取C=110）轴：最小直径为 (3-5)式中，p为轴传递的功率，n为轴的转速。考虑到手柄，取最小直径为16mm轴：最小直径为考虑到深沟球轴承的直径，取最小直径为25mm轴：最小直径为考

27、虑到夹持工具的尺寸，取最小直径为35mm2 校核对轴进行校核选材为45钢，调质处理，其机械性能由教材可查知，轴3的结构尺寸如下图 图3-1 轴的结构尺寸图. 求作用在齿轮上的力：d=90mm， (3-6)式中，为法向压力角，为节圆压力角。图3-2 轴的受力简图求作用在轴上的支反力A水平支反力： 得垂直支反力：得 B.做出弯矩图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯矩：，总弯矩 (3-7)得. 作出扭矩图作出计算弯矩图 (3-8)式中，为折合系数。校核轴的强度，故安全作出受力图，弯矩图，扭矩图精确校核轴的疲劳强度 截面左侧抗弯截面模量按教材的公式计算可知抗弯界面模量 图3-3受力图

28、，弯矩图，扭矩图截面左侧的弯矩抗弯截面扭矩截面上的弯曲应力 (3-9)式中，M为弯矩，W为轴的抗弯截面模量。截面上的扭转切应力 (3-10)式中，为轴的抗扭截面模量。因 由查表计算可知，理论应力集中系数又查表查得轴的材料敏性系数为q=0.6故应力集中系数为 (3-11)式中，q为材料敏性系数，为理论应力集中系数。查表得弯曲尺寸系数， 扭转尺寸系数轴按磨削加工，得变现质量系数为轴未经表面强化处理，即 计算综合系数值为 (3-12)式中，、分别为应力集中系数，、分别为弯曲尺寸系数及扭转尺寸系数，、分别为质量系数。材料特性系数计算安全系数 (3-13)S=1.5式中，为计算安全系数，为仅受弯矩作用时

29、的安全系数，为仅受扭矩作用时的安全系数。故可知其安全. 截面右侧抗弯截面模量可由教材公式可知抗扭截面模量弯矩M=1.86截面上的扭矩T=截面上弯曲切应力截面上扭转切应力 过盈配合处的/值，由手册可查之， 于是得轴按磨削加工，得变现质量系数为 轴在截面的安全系数S=1.5故该轴的强度也是足够的，又因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性，故可略去静强度的校核。3.3滚动轴承的选择及校核计算由条件知，减速器工作期限十年，两班制工作，则轴承的预计寿命为选择轴承轴承1 深沟球轴承6009 GB/T276-1994轴承2 深沟球轴承6012 GB/T276-1994轴承3 深沟球轴承6004 GB/

30、T276-1994校核轴承（轴3）深沟球轴承6009 查设计手册得 查教材表格可知=1.0 得 故1边为紧边，所以计算当量载荷，轴承受力如图：图3-4轴承的受力图轴承1： 由教材可知e1，由教材可知 （3-14）式中，为载荷系数，x、y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数。 轴承寿命= （3-15）式中，n为轴的转速，C为额定动载荷，p为轴承所受的动载荷，为球轴承的寿命系数。故轴承的选择合乎要求校核轴承深沟球轴承6004，查设计手册可知， 得，图3-5轴承的受力图故轴承1为紧边，所以计算当量动载荷轴承1：，查教材可知，由表可知，轴承寿命=寿命选用合乎要求。校核轴承深沟球轴承6012，查设计手册

31、可知，图3-6轴承的受力图，得 ， 由图可知1边为紧边，所以计算当量动载荷轴承1：，查教材可知，由表可知，轴承寿命=寿命选用合乎要求。3.4 键连接的选择和计算根据轴的各个阶梯的直径和长度选取键的长度，查取机械设计手册，此零件专用翻转机构中的减速器有轻度的冲击载荷，选择键如下：联轴器：1键108 GB1096-79 A型齿轮1：2键2012 GB1096-79 A型齿轮2：3键2514 GB1096-79 A型查表钢的静连接在使用时的许用应力校核键1 （3-16）校核键2 校核键1 式中，T为传动的转矩，d为轴的直径，h为键的高度，l为键的工作长度。经计算可知，所选取的键合乎设计的要求，可用。

32、3.5 联轴器的选取在此零件专用翻转机构中，联轴器用于手柄与减速箱的连接。故采用弹性柱销联轴器连接，由于弹性柱销联轴器结构简单，更换柱销方便，缓和冲击，吸收振动，故选用弹性柱销联轴器。求计算转矩轴III转矩为由机械设计基础（第五版）查得工作机为输送机时，工作情况系数，故计算转矩为=1.5216.87=325.3 （3-17） 式中，为工作情况系数。确定型号 由机械设计、机械设计基础课程设计表17-4查得符合轴直径为50mm的联轴器选取型号为HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩，轴材料为钢时，许用转速为4000r/min，允许的轴孔直径在之间，故能满足工作机与减速器联接工作需要，从而确定联轴器型号为

33、HL4联轴器 GB5014-853.6箱体及其附件的设计1齿轮传动的润滑此减速器中，齿轮传动属于闭式齿轮传动。因为在设计的减速器中，大齿轮的圆周速度小于12m/s，故可以采用油池润滑。在箱体内注入润滑油，使大齿轮浸入油池一定深度，在齿轮运转时，借助大齿轮把润滑油带到啮合区进行润滑。油浸高度约为六分之一大齿轮半径，约为40mm。2.滚动轴承的润滑对滚动轴承采用油润滑，由于此减速器轴承的润滑属于低、中速轴承的润滑，故采用油润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承采用同种润滑油比较便利，考虑该装置用于小型设备，选用一般工业用润滑油。4.密封方法的选取选用嵌入式轴承端盖易于结构紧凑重量轻，采用闷盖安装骨架式旋

34、转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为B045065，B032052。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。3.7液压缸的设计计算及校核在零件专用翻转机构中，液压缸将小车的底盘提升，工作原理同液压千斤顶类似。其工作原理图如下：图3-7液压千斤顶的工作原理1杆为小车的推手，将推手上下摆动，通过铰接带动液压缸的活塞杆，由活塞杆的上下移动，反复的将液压油压入工作活塞钢里。动力液压缸通过单向阀与油池和工作液压缸连接。当要求提升重物时，推手1向上抬起，带动活塞将油从油池中压入液压缸3中，1向下压时，将液压油压入到工作液压缸中，利用液压油的压力，将重物提升。单向阀的作用是在抽油时保证

35、工作液压缸的油量不变从油池中抽油。压油时保证油不会流回油池，只能压入工作液压缸中。工作液压缸和油池间有一卸载阀，当需要将工件放下时，可以按动卸载阀，工作在液压缸中的液压油将在重物重力的作用下流回油池。此液压缸设计结构简单，操作方便。在此设计中，共需要两个工作液压缸，分别放置在小车的两侧，一个动力液压缸，安置在小车的后轮上，通过小车的推手前后摆动从而工作。液压缸是将液压能转变为机械能的、做直线往复运动（或摆动运动）的液压执行元件。它结构简单、工作可靠。用它来实现往复运动时，可免去减速装置，并且没有传动间隙，运动平稳。在此零件专用翻转机构中，用液压千斤顶来提升减速箱和工件，为工件的翻转做准备。在本

36、设计中液压缸采用单杆活塞式液压缸。单活塞杆液压缸只有一端有活塞杆。如图所示是一种单活塞液压缸。其两端进出口油口A和B都可通压力油或回油，以实现双向运动，故称为双作用缸。图3-8 单活塞液压缸的结构简图1. 设计提要、液压油缸主要参数给定在设计要求中已经提到的参数这里就不再赘述，下面只给出此次设计中液压油缸主要部件的其他参数：缸内径：D=50mm； 缸外径：=60mm；壁厚：=5mm； 极限推力：=30162N；速比：=2； 活塞杆直径：=30mm；活塞外推流量：=0.5L/s 法兰厚：h=8mm；图3-9法兰盘式安装、法兰安装方式选择后端法兰安装方式，因为是推力，所以选用如图3-9形式。、缓冲

37、机构的选用一般承压在10MP以上应当选用缓冲机构，本次设计中，工作压力为4MP，因此缓冲机构从略。、密封装置选用选用Yx型密封圈，聚氨酯（PU）和聚四氟乙烯（PTFE）材料联合使用，达到良好的密封效果。、工作介质的选用因为工作在常温下，所以选用普通的是油型液压油即可。、液压缸的装配装配前必须对各零件仔细清洗；要正确安装各处的密封装置：安装形密封圈时，要注意其安装方向，避免因装反而漏油，其唇边应对着有压力的油腔。此外，因为是Yx形密封圈，所以还要注意区分是轴用还是孔用，不要装错；由于密封装置与滑动表面配合，装配时应涂以适量的液压油； 螺纹联接件拧紧时应使用专用扳手，扭力矩应符合标准要求；活塞与活

38、塞杆装配后，须设法测量其同轴度和在全长上的直线度是否超差；装配完毕后活塞组件移动时应无阻滞感和阻力大小不匀等现象。2.各零部件的设计及验算缸筒设计缸筒结构的选择连接方式如下图：图3-10缸筒的连接方式选取法兰式连接，并且法兰和缸筒用焊接方式连接。其优点是结构简单，易选取、易装卸；缺点是外径较大，比螺纹连接的重量大。缸筒的要求有足够强度，能够承受动态工作压力，长时间工作不会变形；有足够刚度，承受活塞侧向力和安装反作用力时不会弯曲；内表面和导向件与密封件之间摩擦少，可以保证长期使用；缸筒和法兰要良好焊接，不产生裂纹。缸筒经常使用无缝钢管来加工，在本设计中，钢管材料选用45钢。查取设计手册可以得到，

39、钢管材料的屈服强度，钢管材料的抗拉强度，现在利用屈服强度来引申出：钢管材料的许用应力其中n=5是选取的安全系数。缸筒的计算 液压缸的效率油缸的效率由以下三种效率组成：（A） 机械效率，由各个运动件摩擦损失所造成，在额定的压力下，通常可取=0.9（B） 容积效率，由各个密封件泄露所造成，通常容积效率为：装弹性体密封圈时=1装活塞环时=0.98（C） 作用力效率，由出油口背压所产生的作用力而造成 （3-18）所以总效率为0.8 液压缸缸径的计算内径D可按下列公式初步计算：液压缸的负载为推力D= （m） （3-19）液压缸的负载为拉力 （m）双活塞杆液压缸其缸筒内径D可由公式计算式中为实际液压缸使用

40、的推力拉力（N）；为液压缸的负载率，一般取为0.50.7；为液压缸的总效率，一般取为0.70.9；P为液压缸的供油压力，一般为系统压力；d为活塞杆的直径。，本次设计中液压缸负载为推力，根据公式可以得到内径：D=49.5mm，缸径取为50mm。 流量的计算液压钢的流量根据下式计算：当活塞杆外推时 当活塞杆内拉时 （3-20）式中A1、A2分别为活塞无杆测及有杆侧有效面积（m2），Vm为活塞杆的平均线速度设计中给定了活塞的平均速度：=6m/min=0.1m/s而活塞的面积：=50.27容积效率：=1根据公式得到活塞杆外推时的流量：=0.5L/s因为只使用外推方向，所以回程方向的流量从略缸筒壁厚的计

41、算缸筒壁厚可以使用下式进行计算：当时 （m）Pmax为最高允许压力（Mpa）；为缸筒材料的许用压力根据缸径查取手册可预设=3，/D=3/80=0.0375根据缸径查手册预取=3此时/D=3/80=0.03750.08满足使用薄壁缸筒计算式的要求，下面利用上式来计算：最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数P=4MP，所以：=41.5=6MP许用应力在选取材料的时候给出：=/n=360/5=72MP根据公式得到壁厚：=3.33mm为保证安全，取壁厚为5mm。法兰设计（缸筒端部）法兰厚度计算法兰厚度根据下式进行计算取法兰厚度为9mm。、（缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算螺纹处的拉应力 （Mpa）螺纹处的剪应力 （Mpa） （3-21）式中，F为所受工作拉力，为螺栓危险截面的直径，为螺栓所受的工作剪力，为螺栓剪切面的直径合成应力 （Mpa）最大推力