发动机拆装翻转架设计汇总

目录

摘要 (1)

1 绪论 (1)

1.1 研究此课题的目的及意义 (1)

1.2 发动机拆装翻转架的发展概况 (1)

1.3 研究内容 (1)

2 设计方案的选择 (2)

2.1 主要工作思路 (2)

2.2 常见传动方式的分析与比较 (2)

2.2.1 齿轮传动 (2)

2.2.2 蜗杆传动 (2)

2.2.3 带传动 (3)

2.2.4链传动 (3)

2.3蜗杆传动的选择与工作原理 (3)

3 翻转架的总体设计 (3)

3.1翻转架的设计 (3)

3.2蜗杆蜗轮减速机构的设计 (3)

3.2.1 蜗杆蜗轮设计 (4)

3.2.2 蜗杆轴的设计 (5)

3.2.3 蜗轮轴的设计 (7)

3.3台架的设计 (9)

3.3.1台架底座的尺寸确定及材料选择 (10)

3.3.2台架立柱的尺寸确定及材料选择 (10)

3.4箱体的设计 (11)

3.5翻转托盘的设计 (12)

3.6轴承的选用 (12)

3.7螺栓组合的选用 (13)

3.8总体装配结构设计 (14)

结论 (15)

致谢 (16)

参考文献 (16)

发动机拆装翻转架设计

作者：xx 指导老师：xx

xxx大学工学院 11机械设计制造及其自动化合肥 230036

下载须知：本文档是独立自主完成的毕业设计，只可用于学习交流，不可用于商业活动。另外：有需要电子档的同学可以加我2353118036，我保留着毕设的全套资料，旨在互相帮助，共同进步，建设社会主义和谐社会。

摘要；汽车发动机翻转架是一种汽车维修和保养常用的设备，其被广泛应用于轿车等小型车辆的维修和保养。目前看来，全国生产翻转架的厂家很多，生产的翻转架的形式也比较繁多，而本文介绍了汽车发动机翻转架在国内外的现状及其发展趋势，首先确定翻转架的设计方案，再设计说明翻转架的结构及其特点要求，同时对翻转架设计过程中所涉及到的工艺性问题进行补充说明。

本课题所设计的是蜗杆传动360°任意角翻转锁止的发动机翻转架。它的特点是：1、性能可靠，操作方便；2、结构简单；3、拖脚的最低位置低，扩大了对各种车辆的适应性；4、利用蜗杆传动可360°任意角度翻转锁止；5、价格低廉。

关键词：发动机；翻转架；机械结构设计；蜗杆传动

1、绪论

1.1 此课题的研究目的及意义

在汽修行业中，一个比较重要的分支是发动机的维修，发动机翻转架就是作为汽修行业中常见的一个辅助设备而出现的。发动机翻转架是发动机拆装修理的最基本工具，其具有结构简单，拆装方便的特点，不仅可以减轻劳动者的工作强度，而且提高了生产率。同时翻转架也是汽车专业学生拆装修理的专业工具。为了方便学校拆装发

动机，减轻学生的劳动强度，本文设计了一种针对该发动机的小型固定翻转架。

1.2 发动机翻转架的发展概况

发动机拆装翻转台架的发展趋势必然朝着更加人性化的方向发展。比如可以在翻转架上设置发动机的所有辅助设施，实现发动机大修、起动、故障设置及诊断、排除等功能。考虑到发动机内部有油的问题，在翻转架底部设置油盘，克服工件、工具、油、水落地的问题，保证了文明作业和安全生产。在修理中，为了节省更多的时间，获取更多的利益，人们将会生产出更为合理操作更为方便的拆装修理工具。设计和制造出更安全、更便捷、更合理的发动机拆装翻转台架是未来发展趋势。

1.3 研究内容

本课题主要研究了怎样使发动机实现任意回转和锁止，并使发动机可停留锁止在任何工作位置，以及怎样实现翻转架本身的移动和锁止，用什么来支撑发动机。

此次毕业设计主要是完成翻转架的所有零部件三维设计，以及翻转架总装配图，检查结构设计的问题等。

本文主要论述此次毕业设计中所需要的理论和工具软件，以及所有零件所用到的材料，一些重要部件的强度校核。本文系统介绍了设计中所提出的工作思路和方案，每个零部件所选择的依据，以及设计中所遇到的问题和解决这些问题的方法和过程。

2、设计的方案与论证

2.1 主要工作思路

本次设计的是汽车发动机翻转架设计，用于实现在汽车维修时方便发动机的翻转，以便对发动机进行360度全方位维修操作。此次设计的翻转架结构较为简单，主要部件是：底盘组件，立柱，箱体组件，手轮，托盘，还包括选择的涡轮蜗杆等设备。

本次设计的翻转架的传动装置是由涡轮蜗杆组成的。该翻转架利用蜗轮蜗杆的减速原理和自锁功能。发动机重力通过翻转架壳体形成力的平衡，保证了翻转架的稳定性。

本次设计的翻转架的主要性能参数为：额定负重500kg；传动结构传动比 1:60；台架高度1015mm；翻转角度360度；锁止位置任意角度。本次设计的技术要求：尽量全面搜集和分析相关资料，特别是国内外最新汽车发动机翻转台架信息；满足技术参数及工作性能的要求；设计结构紧凑合理，满足强度、刚度、寿命以及经济型、安全性方面的要求；设计应贯彻标准化，符合国家规范要求；计算方法应该尽可能的采用最新研究成果。

2.2 常见传动方式的分析与比较

2.2.1 齿轮传动

齿轮机构是现代机械中应用最广泛的传动机构，用于传递空间任意两轴或多轴之间的运动和动力。齿轮传动优点：轴可以平行，交叉或交错；转动平稳，其传动比恒

定，大多数齿轮的传动比是常数；适应范围广（传递速度、功率范围都大）；寿命长；效率高；结构紧凑等优点。齿轮传动缺点：制造几安装精度要求高，价格较贵，不宜用于两轴间距离较大的场合，刚性传动没有过载保护作用，振动和噪音等。

2.2.2 蜗杆传动

蜗杆传动是用来传递空间两交错轴之间的运动和动力的，它由蜗杆和蜗轮组成。两轴线的交错角可为任意值，一般采用90°。

蜗杆传动特点：

1.传动比大，结构紧凑，体积小、重量轻。

2.传动平稳，工作平稳，冲击、震动、噪音小。

3.具有自锁性。蜗杆的螺旋升角很小时，蜗杆只能带动蜗轮传动，而蜗轮不能带动蜗杆传动。

4.蜗杆传动效率低，一般认为蜗杆传动效率比齿轮传动低，尤其是具有自锁性的蜗杆传动，其效率在0.5以下，一般效率只有0.7～0.9。

5.发热量大，齿面容易磨损，成本高。

由于蜗杆蜗轮传动具有以上特点，故广泛用于两轴交错、传动比较大、传动功率

=2~4。不太大或间歇工作的场合。当要求传递较大功率时，为提高传动效率，常取z

1

此外，由于具有自锁性，故常用在一些起重机械中，起到安全保护作用。

2.2.3 带传动

带传动是利用张紧在带轮上的柔性带进行运动或动力传递的一种机械传动。

带传动的主要特点：优点：传动平稳、结构简单、成本低、使用维护方便、有良好的挠性和弹性、过载打滑。缺点：传动比不准确、带寿命低、轴上载荷较大、传动装置外部尺寸大、效率低。因此，带传动常适用于大中心距、中小功率、带速v =5～25m/s，i≤7的情况。

2.2.4 链传动

链传动是通过链条将具有特殊齿形的主动链轮的运动和动力传递到具有特殊齿形的从动链轮的一种传动方式。链传动有许多优点，与带传动相比，无弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确，工作可靠，效率高；传递功率大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小；所需张紧力小，作用于轴上的压力小；能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作。链传动的缺点主要有：仅能用于两平行轴间的传动；成本高，易磨损，易伸长，传动平稳性差，运转时会产生附加动载荷、振动、冲击和噪声，不宜用在急速反向的传动中。

2.3 蜗杆传动的选择与工作原理

本次设计考虑需要能满足360°任意角度翻转锁止以及需要较大的传动比等要求，带传动、链传动、齿轮传动都要求两轴在同一个平面内，空间交错两轴的运动和动力传动就不能使用上述方式，经过综合考虑比较分析选择使用蜗杆传动。

3、翻转架的总体设计

3.1 翻转架的设计 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n 2=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 []322???? ??≥H P E Z Z KT a σ （3-1）

① 确定作用在蜗轮上的转矩：取蜗杆齿数z 1=2，传动比i=20，估取效率η=0.8

mm N mm N T P T ?=????=?=38200028.01.01055.91055.962262

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K β取1；由《机械设计》表11—5使用系数K A 取1；因为这里蜗杆转速低，冲击小，动

载系数Kv 取1；则K=K βxK A xKv=1

③ 确定弹性影响系数Z E ：因为这里蜗杆的材料为45钢，蜗轮材料为HT200，故Z E 取160

。 ④ 确定接触系数

：假设d1/a 的比值为0.35，从《机械设计》图11—18中可知接触系数取2.9。 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：

mm mm 88.1232089.216038200013=??

? ?????= 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d 1=50mm 。这时d 1/a=0.4，查《机械设计》得接触系数’为2.72，因为'< ，所以以上计算结果可用。

(2)蜗杆与蜗轮的几何尺寸 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p a 为15.708mm ，齿根圆直径d f1为38mm ，齿顶圆直径d a1为60mm ，蜗杆轴向齿厚s a 为7.854mm ，分度圆导程角γ为11°18'36"。

② 蜗轮：

蜗轮齿数z 2=41；查表得变位系数x 2为-0.5；

这时传动比i=z 2/z 1=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：mm mz d 20541522=?==

蜗轮喉圆直径：mm h d d a a 21052052222=+=+=

蜗轮齿根圆直径：mm h d d f f 188172052222=-=-=

蜗轮咽喉母圆半径：mm d a r a g 20105125222=-=-

=

(3)校核齿根弯曲疲劳强度 弯曲疲劳强度[]F F F Y Y m d d KT a σσβ≤=

221253.1 （3-2）

当量齿数：

因为x 2=-0.5,z v2=43.48，查《机械设计》图11-19，所以蜗轮齿形系数：Y Fa2=2.87。螺旋角系数：92.014031.1111401=-=-=

γβY 蜗轮许用弯曲应力 [σ]F =[σ]F ′·K FN

1440000120002160602=???==h L jn N ；K FN =0.96 查《机械设计》表11-8得[σ]F ′=48 Mpa ，所以[σ]F =46.08 Mpa 。

[]F F F Mpa Y Y m d d KT a σσβ≤=??????==86.3092.087.25

20050382000153.153.12212 ， 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。

查《机械设计》可知轴的最小直径可按扭转强度计算

[]T T T d n P W T ττ≤≈=32.09550000 （3-3）

由此公式可得轴的直径：[]mm n P d T 84.1640

252.01.095500002.0955000033=???=≥τ， 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：mm N mm N n P T ?=???=?=2387540

1.01055.91055.961161 蜗轮上的转矩：mm N mm N n P T ?=????=?=38200028.01.01055.91055.96226

2 圆周力：N d T F t 95550

2387522111=?== 轴向力：N d T F a 382020038200022221=?==

径向力：N F F t r 37.139020tan 3820tan 21=?==α（齿形角α查机械设计表11-3得 20=α）

(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：

图2蜗杆轴受力分析图

由公式： 00=-=∑l F Fb M RA B ，

00=-=∑Fa l F M

RB A ， 求得支座约束力为：l Fa F l Fb F RB RA ==， 垂直面上的支承反力：N F F F r VRB VRA 18.69521==

=（因为1r F 作用在中心位置，所以a=b ）

水平面上的支承反力：N F F F t HRB HRA 5.4772

1''==

= (4) 校核蜗杆轴的强度 校核轴的强度时，按照公式224τσσ+=ca 来计算，因为两者循环特性不同，引入折合系数α，则公示变为()224ατσσ+=ca ，又 W M =σ,W

T W T T 2==τ，查《机械设计》 则()()Mpa d W T M W T W M ca 91.171.0238756.052.992432

22222=?+=+=??? ??+??? ??=αασ []Mpa 551=≤-σ （3-4） 式中：ca σ——轴计算应力，Mpa ；

M ——轴所受弯矩，mm N ?；

T ——轴所受的扭矩，mm N ?；

W ——轴的抗弯截面系数，3mm ；

[]1-σ——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 L EI F F y r t ≤+=3'21

2148 （3-5）

式中：F t1——蜗杆所受圆周力，N ；

F r1——蜗杆所受径向力，N ；

E ——蜗杆的弹性模量，Mpa ； I ——蜗杆危险界面的弹性矩，I= πd f14/64，mm 4，其中d f1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 ‘=0.9d 2，d 2为蜗轮分度圆直径；

[y ]——许用最大挠度，[y ]=d 1/1000，此处d 1为蜗杆分度圆直径，mm 。 所以[]05.000015.04587

.102353102104837.1390955332

2=<=????+=y y ，轴满足刚度要求。 3.2.3 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40r C 。

查《机械设计》轴的直径为： ()[]1222224-≤+=??

? ??+??? ??=σαασW T M W T W M ca ， ()[]701.01322=≤+-σαd T M ， ()mm d 34.8673820006.0450000032

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

蜗杆上的转矩：mm N mm N n P T ?=???=?=2387540

1.01055.91055.961161 蜗轮上的转矩：mm N mm N n P T ?=????=?=38200028.01.01055.91055.96226

2 圆周力：N d T F t 3820200

38200022222=?== 轴向力：N d T F a 955502387522112=?==

径向力：N F F t r 37.139020tan 3820tan 22=?==α（齿形角α查机械设计表11-3得 20=α）

(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：0=∑y F ；

0=∑A

M

； 0=∑B M 。

得垂直面上的支承反力：G F F F RB r RA +=+2；

023********=?-?+?RB r F F G ；

023********=?-?-?RA r F F G 。

N F VRA 61.28372=,N F VRB 98.19762= 水平面上的支承反力：N F F F t HRB HRA 19102

2==

= (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， P GI T 41073.5?=? （3-6）

式中：T ——轴所受的扭矩，mm N ?；

G ——轴材料剪切弹性模量，MPa ；

P I ——轴截面极惯性矩，4mm ，对于圆轴，324

d I P π=

[]?π?≤=????=042.032

90101.83820001073.5444，所以满足刚度条件。 3.3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

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

图6立柱三维图

3.4箱体的设计

为了满足设计强度要求，箱体选取45钢来制作，定长度为280mm,宽度为280mm,高度为40mm,箱体要与立柱连接，如图7所示

图7箱体三维图

3.5 翻转托盘的设计

为了使发动机固定稳定，受其重量限制，选取长为300mm 宽为200mm 厚度为20mm 的钢板来制作托盘。为了使托盘固定发动机，在托盘上打上四个圆形槽用来安装插销固定发动机，在托盘后面添加一个孔槽固定连接与蜗轮连接的转动轴，使其能与蜗轮同步运动，如图8所示

图8翻转托盘三维图

3.6 轴承的选用

当人摇动手柄带动发动机旋转时，内部蜗轮蜗杆减速器的两轴要承受较大的径向载荷和较小的轴向载荷，所以轴承应选用深沟球轴承。深沟球轴承价格低廉，生产量很大，成本低。

轴承是标准件，轴承的尺寸要根据轴承安装部分轴的直径来选取，蜗杆轴上有两个轴承，安装轴承部分轴的直径为25mm，查《机械设计课程设计手册》表6-1，选用内径为25mm的轴承，轴承代号为6006；蜗轮轴上也有两个轴承，安装轴承部分轴的直径为95mm，查表6-1，选用内径为95mm的轴承，轴承代号为6019。

轴承6006：

图9轴承6006

轴承6019：

图10轴承6019

3.7 螺栓组合的选用

在这个发动机拆装翻转架，有三处用到螺栓，第一处是立柱和底座相连接以及蜗轮蜗杆减速器上下箱体的连接，这里的螺栓主要受到拉伸力的作用；第二处是蜗杆两端轴承端盖的紧固。

底座螺栓：螺栓危险截面的拉伸强度条件为

[]σπ

σ≤=21243.1d F ca （3-7）

考虑发动机拆装翻转台工作中的安全性和稳定性，底座螺栓应选用M16的螺栓组合，螺栓材料为Q235。

垫圈采用标准型弹簧垫圈，进行防松。

轴承端盖螺栓只提供紧固作用，承受的载荷较小，选用M8的螺栓，螺栓材料为Q235.

3.8 总体装配结构设计

组装前严格检查并清除零件加工时残留的锐角、毛刺和异物。保证密封件装入时不被擦伤。零件在装配前必须清理和清洗干净，不得有毛刺、飞边、氧化皮、锈蚀、切屑、油污、着色剂和灰尘等。装配过程中零件不允许磕、碰、划伤和锈蚀。螺钉、螺栓和螺母紧固时，严禁打击或使用不合适的旋具和扳手。紧固后螺钉槽、螺母和螺钉、螺栓头部不得损坏。同一零件用多件螺钉（螺栓）紧固时，各螺钉（螺栓）需交叉、对称、逐步、均匀拧紧。花键装配同时接触的齿面数不少于2/3，接触率在键齿的长度和高度方向不得低于50%。如图11所示

图11装配组件三维图

本文首先对所有的汽车发动机翻转台架的情况进行了简单的阐述，并介绍了各类翻转台架的特点，对发动机翻转台架有了初步认识。然后根据各类发动机翻转架的各种使用要求，结合前人设计的翻转架的各种结构，按照自己所要设计的翻转台架的要求对翻转台架进行了结构方面的设计。

结论

使用发动机翻转架，可以方便地检测、诊断、排除发动机的各种故障，并能在教学中设置发动机故障和各种异响。这种新型发动机翻转架保留了传统固定式和移动式翻转架的优点，克服了其弊端，增加了翻转架的功能，能够完成发动机的全部实训课题。

在本次毕业设计中，应用了CATIA,CAD,WORD等绘图软件，绘制了翻转架的装配总体，以及部分零件图，翻译了相关专业英文资料，完成了毕业设计论文。

通过本次毕业设计，我重点学习了蜗轮蜗杆传动的相关知识，并将其运用到毕业设计中，深入了解了蜗杆传动的工作原理，通过计算及校核过程是自己在机械设计与制造方面有了更进一步的认识，同时也总结了大学四年来所学习到的各种知识与经验。在毕业设计的过程中对涉及国家标准部分的知识也有了一定的认识，通过绘制图纸，发现了自己知识的空缺以及经验的不足。

总之，通过本次毕业设计，我得到了很大的锻炼，培养了自己用于探索的创新精神，严肃认真的科学态度和严谨求实的工作作风。提高了自己在资料信息的获取分析，方案分析比较，使用网络和计算机以及撰写报告等方面的能力。

致谢

首先感谢我的指导老师—许伟老师，本次的毕业设计是在老师的细心指导下完成的。从开题报告到草图设计到毕业论文的撰写，每一步的设计工作都离不开老师的谆谆教导，正是在老师不厌其烦的讲解下，我才能完成此次的毕业设计。在次，我要向指导我完成此次毕业设计的老师致以崇高的敬意和衷心的感谢。

感谢学院给了我们全体毕业生一次独立设计的机会，它让我们可以将自己四年来的所学运用到实际的生产实际当中去。让我们可以学以致用，为将来在实际的生产生活中的工作学习打下坚实的基础。

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Title Multifunctional engine disassembly turning

frame design

Abstract

Automobile engine rotating frame is a kind of commonly used car repair and maintenance of equipment, it is widely used in cars and other small vehicles repair and maintenance. So far, many national manufacturer of reverse rack, in the form of production of flip is various, and this paper introduces the present situation of the automobile engine rotating frame at home and abroad and its development trend, determine the design scheme of the turning frame, to design the structure of frame and its characteristic, at the same time involved in the process of turning frame design manufacturability problems were added.

This topic is designed by the worm drive, 360 ° turn tilting of arbitrary Angle of the engine. Its characteristic is: 1, reliable performance, convenient operation; 2, simple structure; 3, drag the feet of the lowest low position, expand the adaptability to various kinds of vehicles; 4, the use of worm drive can be 360 ° tilting; at any Angle 5, price is low.

Key words: the engine; Turn over; The mechanical structure design; Worm drive