伸臂式焊接变位机设计工作台回转机构设计毕业设计论文

1、摘要摘要 焊接变位机运动系统的设计是焊接变位机方案设计的核心内容，而焊接变位机运 动自由度的确定是其前提条件。焊接变位机的关键是对变位机进行最佳位置焊接所需 要的运动自由度的设计，如平动或转动的设计。伸臂式焊接变位机是将工件回转，翻 转，以便使工件上的焊缝置于水平和船形位置的机械装置。伸臂式焊接变位机是应用 最广泛的一种焊接变位机，载重量一般不超过 1 吨。其主体部分是翻转机构、回转机 构、底座。 此次论文论述了焊接变位机械的组成，工作原理，重点讲述了其中的回转机构的设计， 回转机构通过带传动，二级蜗杆蜗轮减速器的传动，从而使工作台得到预期的回转速 度。回转机构中测速发电机的使用，将其工作台的

2、瞬间速度反馈到电动机，从而调整 电动机的转速，进而使工作台的回转速度稳定在某个范围内，保证了焊缝质量。 关键词关键词：焊接变位机械；测速发电机；回转机构；减速器 abstract the design of the moving system of the welding positioner is the core content of the scheme design ,but the system depends on the moving freedoms certainty.the key part of the design of the welding positioner i

3、s the design of the moving freedom, according to the best welding position. the main parts of the welding positioner include overturning machinery, circumgyrating machinery,and the base.the arm- extending welding posioner is used most widely ,the load is less than one ton.the arm-extending welding p

4、ositioner is the machine which makes the workpiece circumgyrate and overturn to make the welding line on the workpiece park the level direction and cymbate position. the welding positioners makeup and operating principle make up of the paper ,which disserates the design of the turning gear of the ma

5、chine .the belt driving and two stage worm worm wheel retarder make the turning gear realize the mans anticipating speed.the use of the techogenerator which will feed back the instant speed to the generator and then the controller will adjust the speed makes sure of the high welding line quality. ke

6、y words: welding positioner; techogenerator; turning gear; retarder 目录目录 摘要摘要.i abstract.ii 目录目录 . 前言前言 .1 第第 1 章章 绪论绪论 .2 1.1 伸臂式焊接变位机械概述 .2 1.2 课题研究的意义及现状.5 1.3 论文主要研究内容.5 第第 2 章章 回转机构中非标准件的设计计算及校核回转机构中非标准件的设计计算及校核 .7 2.1 回转主轴的设计计算和校核.7 2.2 减速器的设计计算.9 2.3 带传动的设计计算.26 第第 3 章章 回转机构中标准件的选择及校核回转机构中标准件

7、的选择及校核 .29 3.1 轴承的选择及校核.29 3.2 键的选择及校核.34 3.3 电动机螺纹紧固件密封圈的选择及校核.36 第第 4 章章 焊接变位机械其它机构的简单设计概述焊接变位机械其它机构的简单设计概述 .37 4.1 伸臂梁的设计计算.37 4.2 倾斜机构中减速器的设计计算.37 4.3 底座和箱体的设计.37 结论结论 .39 参考文献参考文献 .40 致谢致谢 .41 附件附件 1 .42 附件附件 2 .53 前言前言 随着现代工业的发展和焊接技术的不断进步，焊接作为一种金属连接的工艺方法。 在金属结构生产中已基本取代了铆接连接工艺。许多传统的铸锻制品也有焊接制品或

8、铸-焊，锻-焊制品所代替。 焊接结构广泛用于是由于化工工业重型与矿山机械，起重与运输设备，汽车与船 舶制造，航空航天技术，建筑结构与国防工业等领域中。许多产品，例如大型的超高 压容器，除采用焊接工艺外，难以设想有更好的方法。在先进的工业国中，焊接产品 的用钢量已达到总用钢量的 43%以上，为了制造如此庞大的焊接结构产品，需建立大 量专门制造焊接结构的工厂，而其中焊接变位机则是满足其焊接工艺的重要基础。 本次论文主要介绍 0.5t 伸臂式旋转焊接变位机的总体设计及其装配，其中包括回 转机构，倾斜机构，箱体，底座的设计及其计算，重点介绍其中的回转机构的设计， 回转机构主要包括工作台，回转主轴，二级

9、蜗轮蜗杆减速器，带传动部分，电动机等。 经过设计计算及其校核各个主轴，所选零件的强度和寿命达到要求的标准。 编者 2009 年 6 月 第第 1 章章绪论绪论 1.1 伸臂式焊接变位机械概述伸臂式焊接变位机械概述 随着现代工业的发展和焊接技术的不断进步，焊接作为一种金属连接的工艺 方法。在金属结构生产中已基本取代了铆接连接工艺。许多传统的铸锻制品也有 焊接制品或铸-焊，锻-焊制品所代替。 焊接结构广泛用于是由于化工工业重型与矿山机械，起重与运输设备，汽车 与船舶制造，航空航天技术，建筑结构与国防工业等领域中。许多产品，例如大 型的超高压容器，除采用焊接工艺外，难以设想有更好的方法。在先进的工业

10、国 中，焊接产品的用钢量已达到总用钢量的 43%以上，为了制造如此庞大的焊接结 构产品，需建立大量专门制造焊接结构的工厂，而其中焊接变位机则是满足其焊 接工艺的重要基础。近几年来对焊接产品的质量要求也越来越高，传统的手工定 位已不能够满足其精度要求，焊接变位机械便应运产生使用，近几年并随着控制 理论的成熟发展，将其运用到其机械当中，发挥了越来越大的作用。伸臂式焊接 变位机械主要用于手工焊和筒形工件的自动焊，为了防止侧向倾覆以及不使整机 机构尺寸过大，其载重量一般设计在 1000 千克，最大不超过 3000 千克。 1.1.1焊接变位机械的组成分类及使用特点焊接变位机械的组成分类及使用特点 焊接

11、变位机械是焊接工艺设备的一部分，焊接工艺设备的分类见图 2-1。概 括地说焊接变位机械由回转机构，倾斜机构及其底座三大部分组成：回转机构由 工作台，回转主轴，二级蜗轮蜗杆减速器，带轮，电动机，箱体等组成；倾斜机 构由伸臂梁，二级蜗轮蜗杆减速器，带轮，电动机，箱体等组成。 通常焊接变位机械可分为变位机、翻转机、滚轮架、升降机等四大类： 一、变位机 变位机是通过工作台的旋转和翻转运动，使工件所有焊缝处于最理想的位置 进行焊接，使焊缝质量的提高有了可靠的保证，它是焊接各种轴类、盘类、筒体 等回转体零件 的理想设备，同时也可用来焊接机架、机座、机壳等非长形工件。 选用变位机时应注意以下几点: (1)

12、应根据工件的质量、固定在工作台上的工件重心至台面的重心高度、重心 偏心距来选用适当吨位的变位机。 (2) 要在变位机上焊接圆形焊缝时，应根据工件直径与焊接速度计算出工作台的 回转速度；如变位机仅用于工件的变位，工作台的回转速度及倾翻速度应根据工 件的几何尺寸及重量选择，对大型、重型工件速度应慢些。工作台的倾翻速度一 般是不能调节的，如在倾翻时要进行焊接工作，应对变位机提出特殊要求。 (3) 工作台应有联接焊接地线的位置，且不受工作台回转的影响。不允许将焊接 地线接在变位机机架上，从而使焊接电流通过轴承的转动零件。 (4) 批量生产定型工件时，可选用具有程序控制性能的变位机。 (5) 变位机只能

13、使工件回转、翻动，要使焊接过程自动化、机械化，还应考虑用 相应的焊接操作机械。 二、翻转机 它是将工件绕水平轴翻转，使之处于有利施焊位置的机械，适用于梁、柱、 框架、椭圆容器等长形工件的装配焊接。焊接翻转机种类繁多，常见的有头架式、 头尾架式、框架式、转环式、链条式及油压千斤顶式。 (1) 头尾架式翻转机 这种翻转机由主动的头架及从动的尾架组成，它们之间的 距离可根据所支撑的工件长度调节。当工作较重时应考虑将头尾架固定在基础上， 防止倾倒。头尾架式翻转机的缺点是工件由两端支承，翻转时头架端要施加扭转 力，因而不适用于刚性小，易挠曲的工件；另外，当设备安装不当，头尾架的两 根枢轴不在同一轴线上时

14、，工件会受到过大的扭转力矩使翻转困难，甚至造成工 件扭坏或枢轴因发生超负荷而扭断。对于短工件可以不考虑两端支撑，可仅将工 件固定在头架上进行反转，而不用尾架。 (2) 框架式翻转机 用一根横梁连接在头尾架的枢轴上或工作台上，可构成框架 式翻转机。工作时工件固定在横梁上有横梁带动工件一起翻转。为减小驱动力矩， 应使横梁工件合成的纵向重心线尽可能与枢轴的轴线相重合。 (3) 转环式翻转机 这类翻转机使用于长度和重量均较大，截面又多变化的工件 翻转。 (4) 液压千斤顶式翻转机 液压千斤顶式翻转机结构简单，载重量大，通常用于 将工件作的翻转。 9045 三、滚轮架 图 2-1 焊接生产工艺装备的分类

15、 它是借助焊件与主动滚轮间的摩擦力带动圆筒形焊件旋转的机械装置。主 要用于回转体工件的装配与焊接，其载重可从几十千克到千吨以上。按其结构 形式可分为三大类： 1、自调式滚轮架 2、长轴式焊接滚轮架。 3、组合式焊接滚轮架。 四、升降机 它是用来将工人及装备升降到所需的高度的装置，主要用于高大焊件的手 工焊和半自动焊及装配作业。其主要结构形式有： 1、管结构肘臂式。 焊接生产工艺装备 装配用工艺装备 焊接用工艺装备 装配焊接组 合工艺装备 装配焊接组 合辅助装备 检查用工艺装备 定位器及定位装置 推拉装置 压夹器及装配装置 装配台架 焊件操作机械 焊接机械 焊工操作机械 焊接辅助装置 焊接变位机

16、 焊接滚轮架 焊接翻转机 横臂式焊接机 单轨式焊接机 悬架式焊接机 门架式焊接机 爬行式焊接机 电渣焊焊接机 焊接机器人 焊丝处理装置 焊剂回收装置 焊剂垫 2、管筒肘臂式。 3、板结构肘臂式。 4、立柱式。 1.1.2 伸臂式伸臂式焊接变位机械的工作原理焊接变位机械的工作原理 焊接变位机械主要为焊接工艺提供合适的工作焊点，其具体的实现过程是：回转机 构由电动机拖动，电动机输出一定的转速，经过带轮一次减速后，然后经过二级蜗轮蜗 杆减速器两次减速，最后由回转主轴，经过工作台输出焊件所需要的焊接速度，以期达 到所需要的焊缝要求； 倾斜机构主要实现工件在空间上的倾斜，本次论文所要研究的是倾斜机构空间

17、四 十五度范围内的倾斜，其具体的实现过程：整个倾斜机构由电动机拖动，电动机输出 一定的转速，经过带轮一次减速后，然后经过二级蜗轮蜗杆减速器两次减速，最后其 输出轴与锥角四十五度的伸臂梁相连接，伸臂梁与回转机构相连从而实现工作台在空 间上的四十五度倾斜。底座在整个机械工作过程中起到抗振，平衡的作用。 1.2 课题研究意义及现状课题研究意义及现状 当前焊接变位机械的研究在国内已经比较成熟，有普通的焊接变位机械，如伸臂 式焊接变位机械,座式焊接变位机械等等。伸臂式焊接变位机械与座式焊接变位机械的 区别是：伸臂旋转时在空间的轨迹为一锥面。因此在改变工件倾斜位置的同时，将伴 随有工件的升高和下降。其中，

18、有些焊接变位机械将液压系统应用到回转机构和倾斜 机构中，实现了比较好的工作效果。本次论文处于对大学四年所学的知识进行的一次 综合性的梳理及应用，对学生的综合能力进行的一次较为实质性的锻炼。 1.3 论文主要研究内容论文主要研究内容 本次论文从整体上对焊接变位机械进行设计，它包括焊接机械当中的倾斜机构， 回转机构，以及底座的总体设计，同时对机械当中的回转机构进行了详细的设计描述： 从工作台的设计到回转主轴，二级蜗轮蜗杆减速器，带轮及其传动带的设计计算，电 动机的选择，箱体的设计等。该次论文中回转机构采用了测速发电机（测速发电机 是 输出电动势与转速成比例的微特电机。测速发电机的绕组和磁路经精确设

19、计，其输 出电动势 e 和转速 n 成线性关系，即 e=kn,k 是常数。改变旋转方向时输出电动势 的极性即相应改变。在被测机构与测速发电机同轴联接时，只要检测出输出电动势， 就能获得被测机构的转速，故又称速度传感器 ）和导电装置，其目的是利用控制理 论即将工作台的即时速度反馈给电动机，从而实现工作台的精确回转，保证焊接质量， 获得优良的焊缝成型，导电装置可防止焊接电流通过轴承，齿轮等传动零件时起弧， 产生 “咬伤”零件的现象 第第 2 章章 回转机构中非标准件的设计计算和校核回转机构中非标准件的设计计算和校核 2.1.回转主轴的设计计算及校核回转主轴的设计计算及校核 工作台及其工件总质量，回

20、转主轴的危险断面位于轴承处，所受的弯曲 kg m700 力矩为： 图 2-1 回转主轴受力分析示意图 （2-1）sincossin2cossin 2222 hg ehmw 其中：综和质量，g 偏心距，这里取emme160 台面高度，这里取。hmmh370 这里 ，的取值参见下表 2-1。eh 回转轴倾斜角。 回转轴转角。 表 2-1 焊接变位机械的型号及参数 型号 最大负荷 q(kg) 偏心距 e (mm) 重心距 b(mm) 台面高度 h (mm) 回转速度 n1(r/min) 焊接额定 电流 a（ma） 倾斜角度 () hb2525 40 63 -0.5016.00315 135 hb25

21、25 50 80 -0.258.00500 135 hb100100 63 100 -0.103.15500 135 hb250250 160 400 1000 0.051.60630 135 hb500500 160 400 1000 0.051.601000 135 hb10001000 250 400 1250 0.051.601000 135 hb20002000 250 400 1250 0.031.001250 135 hb31503150 250 400 1600 0.031.001250 135 hb40004000 250 400 1600 0.031.001250 135

22、hb50005000 250 400 1600 0.0250.801250 135 hb80008000 200 400 1600 0.0250.801600 135 hb1000010000 200 400 2000 0.0250.801600 135 hb1600016000 200 500 2000 0.0160.501600 120 hb2000020000 200 630 2500 0.0160.502000 120 hb3150031500 200 800 2500 0.0160.502000 120 hb4000040000 160 800 3150 0.0100.3152000

23、 105 hb5000050000 160 1000 3150 0.0100.3152000 105 hb8000080000 160 1000 3150 0.0100.3152000 105 其轴承处的扭矩： ， （2-2）cossineg mn 按第三强度理论折算的当量弯矩为： （2-3） 22 mmm nwxd 2 22 sincossincoseheg 该式在满足条件时才出现最大值。sin h e ctg 其值为: , （2- ehm g xd 22 max 4） 对于指定的变位机：，该数据由文献10表 7-11 查得。33 . 0 h e 从而得出 74.71 1 min h e c

24、tg 74.1612 min 1 max h e ctg 因此回转主轴的强度可选在的范围内任意位置进行计算。 minmax 其值： （2- 3 22 min 10 ehg d 5） 式中：基本许用应力，且， nk 1 其中：比例因子，5 . 0 应力集中系数，6 . 1k 安全系数，7 . 1n 对称疲劳极限根据材料确定，取回转主轴材料为 45 钢，正火处理。所对应 1 的 mpa 255 1 mpa 88.46 7 . 16 . 1 2555 . 0 代入上式可得：mm d 8 . 93 88.46 2 . 053 . 0 70010 3 22 min 在这里取。mmd94 2.2.减速器的

25、设计计算减速器的设计计算 此处省略 nnnnnnnnnnnn 字。如需要完整说明书和设计图纸等.请 联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！ 该论文已经通过答辩 2.校核蜗轮的齿面接触疲劳强度校核蜗轮的齿面接触疲劳强度 蜗轮蜗杆材料选用： 蜗轮选用铸造锡青铜：zcusn10p1; 蜗杆选用: 20cr. 蜗轮蜗杆中心矩: （2-qma z 2 2 11） 839821amm190 接触疲劳强度： （2- hehatkzz 3 2/ 12） 材料的弹性影响系数。单位是 ze mpa 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取=160。 ze mpa 两材料的接触系数， z 由文献11

26、表 11-18 查得：=2.9 z 工作载荷系数， k （2- kkkk va 13） 机械使用系数， ka 由文献11表 10-2 得：1 ka 齿面载荷分布系数 k 由文献11表 10-4 得： 1 k 动载系数， kv 由文献11表 10-8 得：1 kv 由于蜗轮圆周速度: （2-302/ / 22 nv d 14） 30/14 . 3 156 . 0 sm017 . 0 蜗轮的公称转矩： t2 mt nmax2 eg16. 07008 . 9mn 1097 铸造锡青铜蜗轮的基本许用应力。 h 由文献11表 11-7 查得： ， h mpa 268 （2-15） hfnhk 26829

27、 . 1 mpa 7 . 345 其中：蜗轮蜗杆工作寿命系数， kfn （2-16） 9 6 10 n kfn 应力循环系数：n （2-17）lj nn h 2 60 2190011601314000 蜗轮每转一次，每个轮齿的啮合次数.j 这里取1j 蜗轮转速,； n2 min/1 2 r n 工作寿命, h l 106365 lh h21900 219001160n1314000 29 . 1 kfn 9 . 2160 h mpa 8 . 185 mpahh 7 . 345 故蜗轮的齿面接触疲劳强度满足使用条件。 3.校核蜗轮的齿根弯曲疲劳强度校核蜗轮的齿根弯曲疲劳强度 根据文献11公式：

28、（2- yydtk faf m 222 53 . 1 18） 其中要求： ff 其中： 蜗轮齿形系数， yfa2 可由蜗轮的当量齿数： （2- r z zv cos 3 2 2 19） 及蜗轮变位系数 x2 决定： （2-mma ddx 2/ 212 20） 82312648190 5 . 2375.23mm25 . 0 可由文献11图 11-19 查得： 24. 2 2 yfa 螺旋角影响系数， y （2-21）1401r y 1401 . 7195 . 0 95. 024. 28312641000000097 . 1 53 . 1 f mpa 4 . 22 ffnfk （222） 5629

29、 . 1 mpa 2 . 72 其中可由文献11表 11-8 查得 f mpa f 56 其中：蜗轮蜗杆工作寿命系数， kfn （223） 9 6 10 n kfn 为应力循环系数：n （224）lj nn h 2 60 2190011601314000 蜗轮每转一次，每个轮齿的啮合次数.这里取j1j 蜗轮转速,； n2 min/1 2 r n 工作寿命, lh 106365 lh h21900 219001160n1314000 29 . 1 kfn （225） ffnfk 5629 . 1 mpa 2 . 72 ff 蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。 4.蜗杆的刚度校核计算蜗杆的刚度校

30、核计算 蜗杆受力后如产生过度变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗轮与蜗杆 的正确啮合。所以需进行蜗杆的刚度校核，其校核刚度条件为： （226） y ei y l ffrt 3 22 48 11 其中蜗杆材料许用的最大挠度。 y 1000/ 1d y 1000/64064 . 0 其中：蜗杆分度圆直径。 d1 蜗杆材料的弹性模量。e mpa e 5 1007 . 2 蜗杆危险截面的惯性矩。i （227） 64/ 1 4 df i 其中为蜗杆的齿根圆直径。 df1 （228）mc hdd af 2 11 ，mm461864 i 4 2 . 219675 mm 蜗杆两端支撑点间的跨距。 l （22

31、9） d l 2 9 . 0 3129 . 0mm281 蜗杆所受的圆周力。 ft1 （230） dtft 111 /2 n144164/461122 蜗杆所受的径向力。 fr1 （231） 0 2 2 21 20tan 2 tan d t ff tr n 5 . 256620tan 312 10097 . 1 2 0 6 其中，见其图 2-2 ft1fr1 其中为蜗轮齿形角。 . 0 20 图 2-2 蜗轮蜗杆啮合受力示意图 （232）i tt 12 其中:蜗杆的公称转矩； t1 蜗轮的公称转矩。 t2 i tt / 21 mmn *4611261 . 0 3910097 . 1 6 其中:

32、二级蜗轮蜗杆的传动效率； （233） v tan tan 95 . 0 传动导程角, 1 . 7 当量摩擦角； v 可根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度由文献11表 11-18 查得. vs cos 1v vs cos100060 11 nd sm132 . 0 由文献11表 11-18 查得当量摩擦角. 5 . 4 v 5 . 41 . 7tan 1 . 7tan 95 . 0 61 . 0 21 . 0 135. 0 95. 0 3 5 22 281 2 . 2196751007 . 2 48 25661441 y0299 . 0 yy064 . 0 0299 . 0 蜗杆的刚度满足使用条件。 5

33、.二级蜗杆轴的强度校核二级蜗杆轴的强度校核 鉴于二级蜗杆多处承受疲劳载荷，应对其疲劳强度进行校核，其轴径为 64mm 校核如下，蜗杆轴力学模型简化如图 2-1 所示， 图 2-3 二级蜗杆结构示意图 c 点处受力分析如下： （2- 10 2 3 2 2 2 145 462 d t ft 34） n634 ，向其轴心处简化其弯矩为: n t d fa 130 2 1 1 2 mnm*6 . 2 20tan634tan 22 ff tr n231 d 点处受力分析如下：有前面相关数据可得： n ft 1441 1 n d t fa 7032 2 2 1 2 （235） n ff tr 5 . 25

34、6620tan634tan 21 整个蜗杆轴所受的扭矩为：。mn t *46 分别计算轴承处的水平力及竖直平面的受力： 水平面： ffff rt2121 （236） 0m b （237） 代入数据求得： .n f 4690 1 n f 1490 2 竖直平面： ffff tr2121 （238） . 0m b （239） 代入数据求得： .n f 820 1 n f 851 2 由弯扭矩图可得危险截面出现在 d 处，则总的力矩为： mnm mmvh *763 22 根据轴的弯扭合成强度条件为： caca t m 22 （240） 其中：折合系数，取6 . 0 轴的抗弯截面系数，257231 .

35、 0 3 d 总的弯矩；m 计算得：， 。 mpaca 6 . 29 mpaca 60 ，故蜗杆轴满足其疲劳强度条件。 caca 6.选取蜗杆传动的润滑方法选取蜗杆传动的润滑方法 根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度:载荷类型为重型载荷，故可采用油sm vs 132 . 0 池润滑。 7.二级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置二级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 s p ttd a / )1 (1000 0 （241） 其中: 周围空气的温度，常温情况下可取20。 ta 蜗杆蜗轮的传动效率, 61 . 0 箱体的文献11面传热系数，可取 d =(8.1517.45) d cw m 2

36、当周围空气流动良好时可取偏大值。这里取. d 15 d 输入功率。p 2 tp （242） 30/1000097 . 1 pkw11 . 0 075 . 0 15/11 . 0 39 . 0 100020to 3820 ,其中 80为其临界温度。8058 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。 2.2.2 一级蜗轮蜗杆参数的计算一级蜗轮蜗杆参数的计算 1. .蜗轮蜗杆的尺寸确定蜗轮蜗杆的尺寸确定 选取实际蜗杆头数：1 1z 蜗轮齿数： zz i 12 （243） 考虑到电机的输出转速及带轮的传动比，这里取29i 圆整蜗轮齿数：129 2 z 29 2 z 根据蜗轮蜗杆工作情况，选取蜗杆特性系

37、数: 8 1 mq d （244） 蜗杆模数和蜗轮模数相等， m1m2 5 21 mm 取 则蜗杆分度圆直径： q md 11 （245） 58 1 dmm40 hdd aa111 （246） 1640 1 damm56 蜗轮的分度圆直径： zmd 222 （247） 。295 2 dmm145 2. 校核蜗轮的齿面接触疲劳强度校核蜗轮的齿面接触疲劳强度 首先蜗轮蜗杆材料选用： 蜗轮选用铸造锡青铜：zcusn10p1，蜗杆选用: 20cr. 蜗轮蜗杆中心矩: qma z 2 2 （248） 829521amm 5 . 92 圆整其中心距：mm aw 100 根据公式： hehatkzz 3 2

38、/ （249） 材料的弹性影响系数。单位是 ze mpa 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取=160。 ze mpa 两材料的接触系数，由文献11表 11-18 查得：=2.9 zz 工作载荷系数， k kkkk va （250） 机械使用系数,由文献11表 10-2 得： ka 1 ka 齿面载荷分布系数,由文献11表 10-4 得： k 1 k 动载系数，由文献11表 10-8 得： kv 1 kv 由于蜗轮圆周速度: 302 / 22 ndv （251） 30/14 . 3 390725 . 0 sm3 . 0 蜗轮的公称转矩： t2 轴承 t t 12 （252） 99 . 0 112

39、.46mn 46 这里轴承的效率取为:99 . 0 轴承 铸造锡青铜蜗轮的基本许用应力,由文献11表 11-7 查得： h ， h mpa 268 hfnhk （253） 26829 . 1 mpa 7 . 345 其中：蜗轮蜗杆工作寿命系数， kfn 9 6 10 n kfn （254） 为应力循环系数：n lj nn h 2 60 （255） 2190011601314000 蜗轮每转一次，每个轮齿的啮合次数,这里取.j1j 蜗轮转速,； n2 min/1 2 r n 工作寿命, lh 106365 lh h21900 219001160n1314000 29 . 1 kfn mpa h

40、65.92 100 1046 7 . 2160 3 3 mpahh 7 . 345 故蜗轮的齿面接触疲劳强度满足使用条件。 3.校核蜗轮的齿根弯曲疲劳强度校核蜗轮的齿根弯曲疲劳强度 根据公式： yydtk faf m 222 53 . 1 （256） 其中要求： ff （257） 其中：蜗轮齿形系数，由蜗轮的当量齿数： yfa2 r z zv cos 3 2 2 （258） 及蜗轮变位系数 x2 决定： mma ddx 2/ 212 （259） 52/145405100 5 . 1820mm5 . 1 可由文献11图 11-19 查得：95 . 1 2 yfa 螺旋角影响系数， y 1401r

41、 y 1401 . 7195 . 0 （260） 95 . 0 95 . 1 5145401000000097 . 1 53 . 1 f mpa 8 . 2 ffnfk 5629 . 1 mpa 2 . 72 （261） 其中可由文献11表 11-8 查得: f mpa f 56 其中：蜗轮蜗杆工作寿命系数， kfn 9 6 10 n kfn （262） 应力循环系数：n lj nn h 2 60219001160 （263） 1314000 蜗轮每转一次，每个轮齿的啮合次数,这里取j1j 蜗轮转速,； n2 min/1 2 r n 工作寿命, lh 106365 lh h21900 2190

42、01160n1314000 29 . 1 kfn ffnfk 5629 . 1 mpa 2 . 72 ff 蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。 4. 蜗杆的刚度校核计算蜗杆的刚度校核计算 蜗杆产生过度变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗轮与蜗杆的正确啮合。 所以需进行蜗杆的刚度校核， 其校核刚度条件为： y ei y l ffrt 3 22 48 11 （264） 其中蜗杆材料许用的最大挠度。 y 1000/ 1d y 1000/4004 . 0 其中：蜗杆分度圆直径。 1 d 蜗杆材料的弹性模量 ,e mpa e07 . 2 蜗杆危险截面的惯性矩。i （265）64/ 1 4 df i

43、其中为蜗杆的齿根圆直径。 df1 mc hdd af 2 11 （266）mm 8 . 20 2 . 1940 64 1 4 df i 4 2 . 219675 mm 蜗杆两端支撑点间的跨距。 l d l 2 9 . 01459 . 0mm 5 . 130 蜗杆所受的圆周力。 ft1 （267） dtft 111 /2n13064/26002 蜗杆所受的径向力。 fr1 （268）tan 21 f f tr n8 .471 其中为蜗轮齿形角，. 0 20 （269）i tt 12 其中: 蜗杆的公称转矩； t1 蜗轮的公称转矩。 t2 i tt / 21 mmn 193061 . 0 2946

44、 其中:二级蜗轮蜗杆的传动效率； （270） v tan tan 95 . 0 传动导程角, 1 . 7 当量摩擦角。 v 可根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度由文献11表 11-18 查得。 vs （271） cos 1v vs cos100060 11 nd sm4 . 2 由文献11表 11-18 查得当量摩擦角. 401 v 7 . 11 . 7tan 1 . 7tan 95 . 0 8 . 0 155 . 0 135 . 0 95 . 0 5 . 130 4 . 146931007 . 2 48 471130 5 22 y0074 . 0 yy04 . 0 0074 . 0 蜗杆的刚度满足使

45、用条件。 5.选取蜗杆传动的润滑方法选取蜗杆传动的润滑方法 根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度载荷类型为重型载荷，故可采用油sm vs 4 . 2 池润滑。 6.二级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置二级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 s p ttd a / )1 (1000 0 （272） 其中:周围空气的温度，常温情况下可取 20。 ta 蜗杆蜗轮的传动效率, 8 . 0 箱体的表面传热系数，可取:=(8.1517.45) d d cw m 2 当周围空气流动良好时可取偏大值。这里取. d 15 d 输入功率。 （273）ptp 2 30/11316 . 2pkw31 . 0

46、10 . 0 15/31 . 0 2 . 0100020to 3 . 4120 3 . 61 , 其中 80为临界温度。80 3 . 61 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。 2.3 带传动的设计计算带传动的设计计算 1.确定带轮的计算功率确定带轮的计算功率 （274）p kp aca 工作情况系数：由文献11表 87 查得=1.1 kaka 所需传递的额定功率即电动机的功率： p kwp6 . 0 6 . 01 . 1 pcakw66 . 0 2.选择带的带型选择带的带型 根据计算功率和带轮转速 .kw pca 66 . 0 min1500 1 r n 选取普通 v 带的类型.由文献1

47、1图 8-11 选择为 z 型带. 3. 确定带轮的基准直径确定带轮的基准直径并验算带速并验算带速 d1 初选小带轮的基准直径初选小带轮的基准直径 dd1 根据 v 带的带型，参考文献11表 8-6 和文献11表 8-8 确定小袋轮的基准直径. dd1 应使 这里取 （275） dd ddmin1 mm dd 71 1 验算带速验算带速 v 根据文献11公式 8-13 计算带的速度，带速不宜过高或过低，一般应使 v=525m/s ，最高不宜超过 30m/s. 计算大带轮的基准直径计算大带轮的基准直径 由 可得 dd dd i 12 713 . 1 2 dd mm92 （276） 其中 为大小带

48、轮之间的传动比:，由文献11公式 8-8 加以圆整,取带i3 . 111511500i 轮直径.mm dd 100 2 4. 确定中心距确定中心距，并选择带的基准长度，并选择带的基准长度.a ld 结合式结合式,初定中心距初定中心距208 a0 （277） ddadd ddodd2121 27 . 0 mmmm ao 342119 取mm ao 200 计算相应的带长计算相应的带长 . ldo a dd ddal o dd ddodo 4 22 2 22 21 2004 7192 1007122002 2 mm669 （278） 根据由文献11表 8-2 选取，可得 。 ldo mm ld 7

49、10 计算中心距计算中心距及其变动范围及其变动范围a 传动的实际中心距近似为： （2-79）2/ 00lladd a .20200mm220 考虑到带轮的制造误差,带长误差，带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的 需要，常给出中心距的变动范围： （2-80） la d a015 . 0 min 710015 . 0 200mm 4 . 209 （2-81） la d a03 . 0 max 71003 . 0 200mm 3 . 241 5. 验算小带轮上的包角验算小带轮上的包角. . 1 （2-82）a dd dd 0 12 0 1 3 . 57180 .200/ 3 . 57711001

50、80 00 00 9072.171 故满足小带轮的包角条件。 6. 确定带的根数确定带的根数 z. 带的根数 （2- ppz rca/ kkppk loa p 0 2 83） 其中：当包角不等于 180 度时的修正系数，参见文献11表 8-2。 kl 当带长不等于试验所规定的特定带长时的修正系数参见文献11表 8-2。 k 7. 带轮选材带轮选材 大带轮的材料为,小带轮的材料为 q235-a。200ht 基准直径 ，由于安装带轮的轴径为 31 mm 。mm dd 100 2 故带轮可采用腹板式 。 第第 3 章章 回转机构中标准件的选择和校核回转机构中标准件的选择和校核 3.1 轴承的选择及校

51、核（部分轴承）轴承的选择及校核（部分轴承） 3.1.1 对二级蜗杆轴轴承进行校核对二级蜗杆轴轴承进行校核 由所选轴承的型号 7011c 可知，其基本额定动载荷为：27.1,基本额定静载荷为：kn 23.4.将其简化为受力模型如下:kn 1.根据静力学公式可求得轴承处的水平及竖直方向的力： n fbh 820n feh 851 n fbv 4690n fev 1490 b,e 处所受总的力大小为： （31） fffbvbhb 22 n4761 （32） fffevehe 22 n1716 2.求两轴承的计算轴向力： 由 （33） ff rd e 为判断系数，其值由的大小决定但现在轴承轴向力未知，

52、故先初取可估e c f o a 5 . 0e 算：,n ff bd 23815 . 0 1 （34）n ff ed 8585 . 0 2 n fff aaae 6902 12 （35） fff daed21 故 b 端压紧，e 端放松。 （36）n fff daea 7760 21 n ff da 858 22 332 . 0 23400 7760 1 c f o a （37）037 . 0 23400 858 2 c f o a 从而确定： 402 . 0 552 . 0 2 1 e e 进一步确定: n fef rd 2628 111 （38）n fef rd 690 222 n fff

53、daea 7592 21 n ff da 690 22 324 . 0 23400 7592 1 c f o a 0259 . 0 23400 690 2 c f o a 两式计算的值相差不大，因此可以确定： c f o a 402 . 0 552 . 0 2 1 e e .n fa 7592 1 n fa 690 2 3.求轴承的当量动载荷. pp 21, （39） e f f r a 1 1 1 595 . 1 4761 7592 （310） e f f r a 2 2 2 402 . 0 1716 690 由文献11表 13-15 分别查表和插值计算得径向载荷系数或轴承载荷系数。 对于轴

54、承 b:.018 . 1 ,44 . 0 11 yx 对于轴承 e:.0, 1 22 yx 由文献11表 13-6， 取 ，, 8 . 12 . 1f p 5 . 1f p （311）n fyfx f p ar p 5 . 14735 11111 .n fyfx f p ar p 2574 22222 pp 21 按照轴承 b 的受力大小及寿命进行校核： h c n p lh 26580 60 10 1 6 可知满足其寿命要求。 3.1.2 对一级轴轴承进行校核对一级轴轴承进行校核 有所选轴承的型号 7007c 可知，其基本额定动载荷为：14.5,基本额定静载荷为：kn 10 .8.将其简化为

55、受力模型如下:kn 1.根据静力学公式可求得轴承处的水平及竖直方向得力： （312）n fff tahbh 655 . 0 （313）n fff ravbv 9 . 2255 . 0 其中:nnn ffff taetr 5 . 634,130, 8 . 471 2 b,e 处所受总的力大小为： （314） ffffbvbhab 22 n235 2.求两轴承的计算轴向力： 由 ， （315） ff rd e 为判断系数，其值由的大小决定但现在轴承轴向力未知，故先初取可估e c f o a 4 . 0e 算： ,n fff bdd 944 . 0 21 n fae 5 . 634 ， （316）

56、fff daed12 故 b 端压紧，a 端放松。 （317）n fff daea 728 12 n ff da 94 11 008 . 0 10800 94 1 c f o a 067 . 0 10800 728 2 c f o a 从而确定： 266 . 0 12 . 0 2 1 e e 进一步确定: n fef rd 2 . 28 111 n fef rd 5 . 62 222 （318）n fff daea 7 . 662 12 n ff da 2 . 28 11 003 . 0 1 c f o a 062 . 0 10800 7 . 662 2 c f o a 两式计算的值相差不大,

57、故可对进行相应校正，因此可以确定： c f o a e1 062 . 0 18 . 0 2 1 e e .n fa 2 . 28 1 n fa 7 . 662 2 3.求轴承的当量动载荷. pp 21, e f f r a 1 1 1 12 . 0 235 2 . 28 e f f r a 2 2 2 8 . 2 235 7 . 662 由文献11表 13-15 分别查表和插值计算得径向载荷系数或轴承载荷系数。 对于轴承 a:.3 . 2,56 . 0 11 yx 对于轴承 b:.4,56 . 0 22 yx 由文献11表 13-6， 取，, 8 . 12 . 1f p 3 . 1f p （3

58、19）n fyfx f p ar p 5 . 196 11111 .n fyfx f p ar p 3163 22222 pp 12 按照轴承 b 的受力大小及寿命进行校核： ，可知满足其寿命要求。h c n p lh 94500 60 10 1 6 3.2 键的选择及校核（部分键）键的选择及校核（部分键） 3.2.1 二级蜗杆轴上的键选择及校核二级蜗杆轴上的键选择及校核 由轴径选择其键：型号为：18 *7*50 gb1567 -79(90) 其相关尺寸：b=18 mm, h =7 mm, l = 50 mm, 分别校核键的挤压强度和剪切强度： (1). 挤压强度挤压强度 根据公式： （320

59、）dklm c /2000 其中：输入扭矩 mmn * 轴直径, dmmd64 键与轮毂的接触高度， 。kmmthk3 键的工作长度，。lmmbll18 32364/462000 c mm pacapa 3697.14 故其挤压强度满足强度要求。 （2）校核其剪切强度）校核其剪切强度 根据公式： （3-21）lbdm/2000 501864/462000 mm pappa 1256 . 0 其中：轴直径,dmmd64 键的工作长度，l 输入扭矩 n*mm 键的宽度， b=18 mm，故其挤压强度满足强度要求。b 3.2.2 大带轮处的键选择及校核大带轮处的键选择及校核 由带轮处的直径选择键:其

60、型号为：10 *40*8 gb1096 -79(90)： 相关尺寸：b=10 mm, h =8 mm, l = 40 mm, t = 5 mm. 分别校核键的挤压强度和剪切强度： （1）挤压强度）挤压强度 根据公式： （3-22）dklm c /2000 其中：输入扭矩 mmn * 轴直径, dmmd31 键与轮毂的接触高度， .kmmthk3 键的工作长度，.lmmbll30 30331/6 . 22000 c mm pacapa 3686 . 1 故其挤压强度满足强度要求。 （2）剪切强度）剪切强度 根据公式： （3-23）lbdm/2000 301031/6 . 22000 mm pap