1t数控座式焊接变位机设计 毕业设计

1、摘要摘要 在我国，焊接变位机也已悄然成为制造业的一种不可缺少的设备。近十年来，这 一产品在我国工程机械行业，有了较大的发展，并获得了广泛的应用。使用焊接变位 机可缩短焊接辅助时间，提高劳动生产率，减轻工人劳动强度，保证和改善焊接质量， 并可充分发挥各种焊接方法的效能。随着计算机技术不断向智能化发展，自动控制和 信息技术在制造业中的广泛应用，焊接变位机也朝着智能化、多功能化、大型化、集 成化、高精度、高可靠度方向发展。本文主要论述了焊接变位机的组成，结构及工作 原理。其中它的回转机构和倾斜机构是本次设计的核心部分，直流电动机通过带轮传 动，涡轮蜗杆减速器传动，使回转工作台达到要求回转速度，倾斜机

2、构则通过二级齿 轮传动实现工作台翻转，主要涉及到齿轮传动设计及轴的设计与校核等。 关键词：关键词：焊接变位机械；回转机构；减速器；倾斜机构 abstract in our country, welding positioner has quietly become an indispensable manufacturing equipment. over the past decade, the product has made significant development and access to a wide range of applications in the field of

3、 construction machinery industry in china. the application of welding positioner can reduce the time and raise labor productivity, reduce labor intensity of workers, to assure and improve the welding quality,and give full play to the performance of various welding methods. as computer technology con

4、tinues to become intelligent, and a wide range of applications of automatic control and information technology in manufacturing industry, welding positioner also towards to become intelligent, multi-functional, and large-scale, integrated, high-precision, high reliability . this article focuses on t

5、he composition, structure and working principle of the welding positioner.the design of turning gear and the tilting mechanism is the core.dc motor through the belt driving, worm gear reducer to drive rotary table to meet the required speed.the tilted mechanism through the spur gear reducer to make

6、rotary table to flip, mainly related to the design of gear and shaft and its verification, etc. key words: welding posioner; turning gear; retarder;tilting mechanism 目录目录 摘要摘要 . abstract. 目录目录 . 第第 1 章章 绪论绪论 .1 1.1 课题研究的意义及现状.1 1.2 论文主要研究内容.1 第第 2 章章 焊接变位机械概述焊接变位机械概述 .2 2.1 焊接变位机械的分类.2 2.2 焊接变位机械的组成

7、.4 2.3 焊接变位机械的工作原理.4 2.4 焊接变位机国家行业标准.5 第第 3 章章 座式焊接变位机的设计座式焊接变位机的设计 .9 3.1 回转机构的设计.9 3.2 倾斜机构的设计.29 3.3 底座和箱体的简单设计.32 结论结论 .33 参考文献参考文献 .34 致谢致谢 .35 附件附件 1 .36 附件附件 2 .59 第第1 1章章 绪论绪论 1.11.1 课题研究的意义及现状课题研究的意义及现状 伸臂式、倾翻回转式和双立柱单回转式等普通焊机变位机械在我国已经广泛 应用，国外大型结构件的焊接一般应用机械手，从国内目前的工艺现状及设备投 入情况，全用焊接机器人代替手工焊接作

8、业条件还不成熟。但是如果没有焊接变 位机，对于复杂结件内的一些立焊缝、仰焊缝等单纯靠人工调整至容易焊接的平 焊或船焊位置是不可能的。人无法按焊接工艺执行，焊接质量也无法保证。因此， 近年来人工焊接变位机得到国内工程机械行业的广泛共识，都在加大这方面的投 入。而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。 1.21.2 论文主要研究内容论文主要研究内容 本论文主要对焊接变位机械的分类以及应用进行阐述，并从整体上对座式焊接变 位机进行设计。全文的主要内容包括以下几个方面： （1） 焊接变位机械分类 （2） 焊接变位机械的组成 （3）

9、焊接变位机械的工作原理 （4） 回转机构中减速器、转轴、轴承等的设计 （5） 倾斜机构中齿轮、滑动轴承等的设计 第第2 2章章 焊接变位机械概述焊接变位机械概述 2.12.1 焊接变位机械的分类焊接变位机械的分类 焊接变位机械是改变焊件、焊机或焊接空间位置来完成机械化、自动化焊接的各 种机械设备。 焊接变位机械的分类及各类所属设备如下： 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、焊接变位机 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、

10、机座、机壳等非长形工件。 二、焊接翻转机 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，常见的有框架式、头尾架式、链式、环式等。 三、滚轮架 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。主要应用于 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 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 自动焊及装配作业。其主要结构形式有： 1、管结构肘臂式。 2、管筒肘臂式。

11、3、板结构肘臂式。 4、立柱式。 图 2-1 伸臂式焊接变位机 2.22.2 焊接变位机械的组成焊接变位机械的组成 本次设计的座式焊接变位机由回转机构，倾斜机构及其机架三大部分组成。其中： 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； 倾斜机构由扇形齿轮，传递齿轮，小齿轮，带制动电动机的摆线针轮减速机等组成。 2.32.3 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达到和保持焊接位置的最佳状态，本次设计的座式焊接变位 机是通过改变焊件的位置达到相应要求，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

12、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。倾斜机构通过整个回转机构的倾斜实现回转工作台的倾斜。 座式焊接变位机的结构特点是工作台连同回转机构支承在两边的倾斜 轴上，工作台以焊速回转，倾斜轴通过机构传动或液压缸多在 140 范围内恒速倾斜， 此种变位机对生产的适应性较强，承载能力可达 50t，再焊接结构生产中应用最为广 泛。 2.42.4 焊接变位机（焊接变位机（positionerpositioner）国家行业标准）国家行业标准 2.4.12.4.1 范围 本标准规定了焊接变位机的型号、参数、技术要求、检验及验收规则、包装

13、及标 志等方面的内容。 本标准适用于各种类型的焊接变位机。 2.4.22.4.2 引用 标准列标准所包含的条文，通过在本标准中引用而构成为本标准的条文。本标准 出版时，所示版本均为有效。所有标准都会被修订，使用本标准的各方应探讨使用下 列标准最新版本的可能性。 gb/t 40641983 电气设备安全设计导则 2.4.32.4.3 术语 2.4.32.4.3.1 1 最大负荷 q 变位机所允许承载的工件最大重量，kg。 2.4.32.4.3.2 2 偏心距 a 工作台面处于铅垂位置时，最大负荷（工件）的重心距工作台回转轴线的距离，mm。 2.4.32.4.3.3 3 重心距 b 工作台面处于铅

14、垂位置时，最大负荷（工件）的重心距工作台面的距离，mm。 2.4.32.4.3.4 4 回转速度 n1 工作台绕其回转轴（图 1 中 z 轴）回转的速度，r/min。 2.4.32.4.3.5 5 倾斜速度 n2 工作台绕其倾斜转轴（图 2-2 中 y 轴）倾斜的速度，（）/min。 2.4.32.4.3.6 6 倾斜角度 工作台可倾斜的角度（见图 1），（）。 2.4.32.4.3.7 7 台面高度 h 工作台在最低水平位时，其台面距地面的距离（见图 1），mm。 2.4.42.4.4 型号与参数 2.4.42.4.4.1 1 型号表示方法 变位机型号用汉语拼音字母和阿拉伯数字表示： hb

15、hb 焊接变位机名称代号，h 和 b 分别为“焊”字和“变”字的汉语拼音第一个字母 最大负荷 q 值，kg 变位机工作台调高功能代号，用 1 或 2 表示。1 表示工作台高度固定，2 表示工 作台高度可调 标记示例：hb5002 表示最大负荷为 500kg、工作台高度可调的焊接变位机。 2.4.4.22.4.4.2 参数 焊接变位机的型号及参数要求如下： 表 2-1 焊接变位机的型号及参数 型号型号最大负最大负 荷荷 q(kg) 偏心距偏心距 a(mm) 重心距重心距 b(mm) 台面高台面高 度度 h(mm) 回转速度回转速度 n1(r/min) 焊接额焊接额 定电流定电流 a（ma ） 倾

16、斜角倾斜角 度度 () hb25254063-0.5016.00315135 hb25255080-0.258.00500135 hb10010063100-0.103.15500135 hb25025016040010000.051.60630135 hb50050016040010000.051.601000135 hb1000100025040012500.051.601000135 hb2000200025040012500.031.001250135 hb3150315025040016000.031.001250135 hb4000400025040016000.031.00125

17、0135 hb5000500025040016000.0250.801250135 hb8000800020040016000.0250.801600135 hb1000 0 1000020040020000.0250.801600135 hb1600 0 1600020050020000.0160.501600120 hb2000 0 2000020063025000.0160.502000120 hb3150 0 3150020080025000.0160.502000120 hb4000 0 4000016080031500.0100.3152000105 hb5000 0 500001

18、60100031500.0100.3152000105 hb8000 0 80000160100031500.0100.3152000105 图 2-2 焊接变位机示意图 2.4.52.4.5 技术要求 2.4.5.12.4.5.1 回转驱动 2.4.5.1.12.4.5.1.1 回转驱动应实现无级调速，并可逆转。 2.4.5.1.22.4.5.1.2 在回转速度范围内，承受最大载荷时转速波动不超过 5%。 2.4.5.22.4.5.2 倾斜驱动 2.4.5.2.12.4.5.2.1 倾斜驱动应平稳，在最大负荷下不抖动，整机不得倾覆。最大负荷 q 超过 25kg 的，应具有动力驱动功能。 2.

19、4.5.2.22.4.5.2.2 应设有限位装置，控制倾斜角度，并有角度指示标志。 2.4.5.2.32.4.5.2.3 倾斜机构要具有自锁功能，在最大负荷下不滑动，安全可靠。 2.4.5.32.4.5.3 其他 2.4.5.3.12.4.5.3.1 变位机控制部分应设有供自动焊用的联动接口。 2.4.5.3.22.4.5.3.2 变位机应设有导电装置，以免焊接电流通过轴承、齿轮等传动部位。导电 装置的电阻不应超过 1m，其容量应满足焊接额定电流的要求。 2.4.5.3.32.4.5.3.3 电气设备应符合 gb/t 4064 的有关规定。 2.4.5.3.42.4.5.3.4 工作台的结构应

20、便于装卡工件或安装卡具，也可与用户协商确定其结构形 式。 2.4.5.3.52.4.5.3.5 最大负荷与偏心距及重心距之间的关系，应在变位机使用说明书中说明。 2.4.62.4.6 检验项目及验收规则 2.4.6.12.4.6.1 检测输出轴（工作台）转速，结果应符合表 2-1 和 2.4.5.1 的要求。 2.4.6.22.4.6.2 首次生产时，应进行变位机的空转及负荷试验，结果应符合表 2-1 及 2.4.5.1 和 2.4.5.2 的要求。 2.4.6.32.4.6.3 变位机应备有产品合格证书和使用说明书。 2.4.72.4.7 标志与包装 2.4.72.4.7.1 1 变位机应涂

21、敷防锈底漆及表层漆。涂层应牢固，其中表层涂漆色彩应协调美 观。 2.4.72.4.7.2 2 变位机应在标牌上标明名称、型号、最大负荷、工作电压、电机功率、出厂日 期、制造厂家等。 2.4.72.4.7.3 3 变位机的包装应牢固可靠，符合运输部门的有关规定。 第第 3 章章 座式焊接变位机的设计座式焊接变位机的设计 3.1 回转机构的设计回转机构的设计 3.1.1 工作台及其工件总质量，回转主轴的危险断面位于轴承处，所受的kgm1300 弯曲力矩为： 图 3-1 回转主轴受力分析示意图 （3-1） sincossin2cossin 2 2 2 2 hg ehmw 其中：综和质量g 偏心距e

22、台面高度。h 回转轴倾斜角 回转轴转角 根据焊接变位机国家行业标准 mme250 mmh750 其中重心距取 600mm 其轴承处的扭矩： （3-2）cossineg mn 按第三强度理论折算的当量弯矩为： （3-3） 22 mmm nw xd 2 22 sincossincoseheg 该式在满足条件时才出现最大值。其值为:sin h e ctg （3-4） ehm g xd 22 max 对于指定的变位机：，该数据由文献10表 7-11 查得。33 . 0 h e （3-5） 74.71 1 min h e ctg （3-6） 74.1612 min 1 max h e ctg 因此回转主

23、轴的强度可选在的范围内任意位置进行计算。 minmax 主轴材料用 45 号钢（调制处理） = =61.1 （3-7） kn 1 5 . 15 . 1 2755 . 0 mpa d （3-8） mm 1 . 118 10 1 . 61 25 . 0 75 . 0 1274010ehg10 3 6 22 3 22 取 d=120mm，校验主轴： （3-9） mpa ehd ge d ehg 6 222 3 22 10 6 . 58 3 . 110 其中 mpa 1 . 61 初步确定主轴的结构尺寸如下图 图 3-2 主轴的结构与装配 3.1.2 减速器的设计减速器的设计 3.1.2.1 二级涡轮

24、蜗杆的设计二级涡轮蜗杆的设计 3.1.2.1.1 二级涡轮蜗杆尺寸的计算二级涡轮蜗杆尺寸的计算 总传动比：初选电机为满载转速 1440r/min 的直流电动机 工作台设计回转转速为0.10.6r/min =2400 （3-10） n n i m 总 6 . 0 1440 平均传动比：初选带传动的传动比1.4， 带 i = （3-11） 平均 i 4 . 41 4 . 1 2400 取实际蜗杆头数：z =1， 1 蜗轮齿数： z =z 41.4 （3-12） 21 平均 i 则 z =41 2 查文献3表蜗杆涡轮参数的匹配（gb10085-88） 取 z =41 =10 = 90 =0 22 m

25、 1 d 2 x 根据蜗轮蜗杆工作情况，选取蜗杆特性系数:q=9 蜗杆模数=10， 1 m 2 m 则蜗杆尺寸： =90 （3-12） 1 dqmmm =+2=90+20=110 （3-13） 1a d 1 d 1a hmm =-2=90-24=66 （3-14） 1f d 1 d 1f hmm 蜗轮尺寸： 分度圆直径 = z =10 41=410 （3-15） 2 dm 2 mm 齿顶圆直径 =d +2=430 （3-16） 2a d 2 mmm 齿根圆直径 d=-21.2=386 （3-17） 2f2 dmmm 涡轮齿宽 =0.75=82.5 （3-18）b 1a dmm 3.1.2.1.

26、2 蜗轮的齿面接触疲劳强度校核蜗轮的齿面接触疲劳强度校核 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 =. （3-19） 2 2 qzm a mm250 2 94110 ）（ 接触疲劳强度： =zz （3-20） h e 3 2 a tk z 材料的弹性影响系数。 e 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取 z =155 e mpa 2 1 z 两材料的接触系数，由文献1表 11-18 查得：z =2.6 k工作载荷系数， =， k a k k v k k 机械使用系数， a k 由文献1表 10-2 得：=1.15 a k ：齿面载荷分布系

27、数， k 由文献1表 10-4 得： k ：动载系数， v k 由文献1表 10-8 得：=1 v k ：齿间载荷分配系数系数， k 由文献1表 10-3 得：=1 k tan （3-21） 9 1 1 q z 得 6.34 =12740 （3-22） 2 tgemn.318525 . 0 滑动速度： （3-23）sm ndv vs/02 . 0 34 . 6 cos100060 411 . 09014 . 3 cos100060cos 211 查表蜗杆传动的当量摩擦角 6 . 5 v （3-24）53 . 0 )6 . 534 . 6 tan( 9 1 )tan( tan v （3-25）5

28、1 . 0 99 . 0 98 . 0 56 . 0 总 其中轴承效率 0.99 搅油效率 0.98 （3-26）n i t t3 .152 51 . 0 41 3185 2 1 总 所以接触疲劳强度 （3-27）mpampa h 268 1 . 195 25 . 0 99 . 0 98 . 0 /31851115 . 1 6 . 210155 3 3 其中 蜗杆螺旋面硬度 268mpa 3.1.2.1.3 蜗轮的齿根弯曲疲劳强度校核蜗轮的齿根弯曲疲劳强度校核 根据公式： （3-28） ffaf yy mdd kt 2 21 2 53. 1 其中： y蜗轮齿形系数， 2fa 可由蜗轮的当量齿数

29、 z 及蜗轮变位系数 x 决定。 2v2 可由文献1图 11-19 查得 y=2.4 2fa y 螺旋角影响系数， =1-=1-=0.955 （3-29） y 140 140 34. 6 =() 2.4 0.955=3.59 （3-30） f 1041 . 0 09 . 0 99 . 0 98 . 0 3185 15 . 1 53 . 1 4 10mpa = =1.37 56=76.72 （3-31） f fn k h mpa 其中可由文献1表 11-8 查得: =56 h h mpa 为寿命系数: fn k n 为应力循环系数： n=60 j nl =60 1 0.6 21900=78840

30、0 （3-32） 2 h j:蜗轮每转一次，每个轮齿的啮合次数. 这里取 j=1; n :蜗轮转速, =0.6; 22 nmin/r l :工作寿命, h l =365 6 10=21900 （3-33） h h =1.37 （3-34） fn k 8 7 10 n ,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。 f f 3.1.2.1.4 蜗杆的刚度校核蜗杆的刚度校核 蜗杆受力后如产生过得变形，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： = （3-35）y yl ei ff rt 2 1 2 1 48 其中y蜗杆材料许用的最大挠度。 = （3-

31、36）y 1000 1 d 1000 90 mm09 . 0 其中 d 为蜗杆分度圆直径。 1 e 蜗杆材料的弹性模量。 e=2.07mpa 5 10 i 蜗杆危险截面的惯性矩。 （3-37）i 64 4 1f d 其中 d为蜗杆的齿根圆直径。 1f d= 66mm 1f =5.958 10 （3-38）i 64 664 7 l 蜗杆两端支撑点间的跨距。 l0.9=0.9=369 （3-39） 2 d410mm 蜗杆所受的圆周力。 1t f =3384.4 （3-40） 1t f 1 1 2 d t 09 . 0 3 . 1522 n 蜗杆所受的径向力。 1r f =tan20 =5828.5

32、 （3-41） 1r f 2t f tantan 2 2 2 d t 41 . 0 99 . 0 98 . 0 3185 2 n 其中为蜗轮齿形角。 =20 0.369 =0.073 （3-42） 64 66 . 0 14 . 3 1007 . 2 48 5 . 5828 4 . 3384 4 5 22 y 3 y=0.0730.09=y蜗杆的刚度满足使用条件。 3.1.2.1.5 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 v =0.02/s， s 载荷类型为重型载荷，故可采用油池润滑。 3.1.2.1.6 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

33、蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 =+1000(1-)/s （3-43） 0 t a tp d 其中周围空气的温度，常温情况下可取。 a t 蜗杆蜗轮的传动效率。 0.53 箱体的表面传热系数，可取=(8.1517.45),w/(m.)， d d 当周围空气流动良好时 可取偏大值。这里取 17 dd p输入功率。 =157 41=0.404kw （3-44）pwt 2 60 26 . 0 t。=20+=20+53.2=73.2 （3-45） 6 . 035 . 0 17 53 . 0 1404 . 0 ）（ 73.280 其中 80为其临界温度。 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。

34、 3.1.2.2 一级蜗轮蜗杆的设计一级蜗轮蜗杆的设计 3.1.2.2.1 一级涡轮蜗杆尺寸的计算一级涡轮蜗杆尺寸的计算 选取实际蜗杆头数：z =1，蜗轮齿数： 1 z =i z （3-46） 2 1 z =41 2 查文献3表蜗杆涡轮参数的匹配（gb10085-88） 选取=5 =10 x =-0.5mq 2 则蜗杆尺寸： =50 （3-47） 1 dqmmm =+2=50+10=60 （3-48） 1a d 1 d 1a hmm d=-2=50-12=38 （3-49） 1f1 d 1f hmm 蜗轮尺寸：分度圆直径 =z =5 41=205 （3-50） 2 dm 2 mm 齿顶圆直径

35、=+2（1+x）=205+2=210 （3-51 2a d 2 dm）（5 . 015mm ） 齿根圆直径 =-2(1.2-x)=205-2=188 （3-52） 2f h 2 dm）（5 . 02 . 15mm 涡轮齿宽 =0.75=45 (3-53)b 1a dmm 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. 3.1.2.2.2 蜗轮的齿面接触疲劳强度校核蜗轮的齿面接触疲劳强度校核 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 a=125 （3-54） 2 2 21

36、 xmdd 2 5 . 05220550 mm 根据接触疲劳强度公式： =z （3-55） h e z 3 2 a tk z 材料的弹性影响系数，单位是 mpa . e 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取=155 。 e zmpa 2 1 两材料的接触系数： z 由文献1表 11-18 查得：z =2.5 工作载荷系数，k = （3-56）k a k k v k k 其中： 机械使用系数， a k 由文献1表 10-2 得：=1.15 a k 齿面载荷分布系数 k 由文献1表 10-4 得： k 动载系数， v k 由文献1图 10-8 得：=1 v k 齿间载荷分配系数， k 由文献1表 1

37、0-3 得：=1 k tan （3-57） 10 1 1 q z 得：5.71 = （3-58） 2 t157 99 . 0 98 . 0 3 . 152 mn 滑动速度： vs= （3-59）sm ndv /44 . 0 71 . 5 cos100060 41411 . 05014 . 3 cos100060cos 111 查文献1表 11-18 蜗杆传动的当量摩擦角 25 . 3 v （3-60）634 . 0 )25 . 3 71 . 5 tan( 10 1 )tan( tan v （3-61）615 . 0 99 . 0 98 . 0 634 . 0 总 其中轴承效率 0.99 搅油效

38、率 0.98 （3-62） 1 tn i t 04 . 6 634 . 0 41 157 2 总 所以接触疲劳强度 155 （3-63） h mpa 8 . 117 125 . 0 1571115 . 1 5 . 210 3 3 其中蜗杆螺旋面强度 268mpa :铸造锡青铜蜗轮的基本许用应力。由文献1表 11-7 查得： h = 268， h mpa =k=0.86 268=231.4 （3-64） h fn h mpa 其中蜗轮蜗杆工作寿命系数， fn k n 为应力循环系数： n=60 j nl =60 1 0.6 41 21900=32324400 （3-65） 2 h j:蜗轮每转一

39、次，每个轮齿的啮合次数. 这里取 j=1; n :蜗轮转速, n =24.6; 22 min/r l :工作寿命, h =365 6 10=21900h （3-66） h l =0.86 （3-67） fn k 8 7 10 n ,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。 f f 3.1.2.2.3 蜗轮的齿面弯曲疲劳强度校核蜗轮的齿面弯曲疲劳强度校核 根据公式： = （3-68） f ffa yy mdd kt 2 21 2 53 . 1 其中： y蜗轮齿形系数， 2fa 可由蜗轮的当量齿数 z 及蜗轮变位系数 x 决定。 2v2 可由文献1图 11-19 查得 y=3.0 2fa y 螺旋角影

40、响系数， y =1-=1-=0.959 （3-69） 140 140 71 . 5 =() 3.0 0.959=1.55 （3-70） f 5205 . 0 05 . 0 15715 . 1 53 . 1 4 10mpa =0.86 56=48.16 （3-71） f fn k h mpa 其中可由文献1表 11-8 查得: =56 h h mpa 为寿命系数: fn k ,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。 f f 3.1.2.2.4 蜗杆的刚度校核蜗杆的刚度校核 蜗杆受力后如产生过得变形，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：

41、= （3-72）y yl ei ff rt 2 1 2 1 48 其中y蜗杆材料许用的最大挠度。 =0.05 （3-73）y 1000 1 d 1000 50 mm 其中 d 为蜗杆分度圆直径。 1 e 蜗杆材料的弹性模量。 e=2.07 5 10mpa i 蜗杆危险截面的惯性矩。 （3-74）i 64 4 1f d 其中 d为蜗杆的齿根圆直径。 1f d=38mm 1f =1.02 10 （3-75）i 64 384 5 l 蜗杆两端支撑点间的跨距。 l0.9d =0.9=184.5 （3-76） 2 205mm 蜗杆所受的圆周力。 1t f =241.6 （3-78） 1t f 1 1 2

42、 d t 05. 0 04 . 6 2 n 蜗杆所受的径向力。 1r f =tan20 =557.5 （3-79） 1r f 2t f tantan 2 2 2 d t 205 . 0 1572 n 其中 为蜗轮齿形角。 =20 184.5 =0.00375 （3-80） 64 3814 . 3 1007 . 2 48 5 . 557 6 . 241 4 5 22 y 3 0.003750.05=,蜗杆的刚度满足使用条件。yy 3.1.2.2.5 蜗杆传动的润滑方法蜗杆传动的润滑方法 根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度 v =0.44， s sm/ 载荷类型为重型载荷，故可采用油池润滑。 3.1.2.

43、2.6 一级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置一级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 =+ （3-81） 0 t a t s p d 11000 其中周围空气的温度，常温情况下可取 20。 a t 蜗杆蜗轮的传动效率。 0.634 箱体的表面传热系数，可取=(8.1517.45),w/(m.)， d d 当周围空气流动良好时可取偏大值。这里取17 d d p输入功率。 =6.04 41 41=0.637 （3-82）pwt 2 60 26 . 0 kw =20+=20+43=63 （3-83） 0 t 26 . 035 . 0 17 634 . 0 1637 . 0 ）（ 63

44、80 其中 80为其临界温度。 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。 3.1.2.2.7 一级涡轮蜗杆传动涡轮轴的校核一级涡轮蜗杆传动涡轮轴的校核 图 3-3 轴的结构与装配 按扭转强度条件计算 1 t 2t f 2a f 1r f 1t f 1a f 59 228 1 r 2 r (a) 2t f 1r f 59228 1 r 2 r 220.4n.m h m 59228 1 r 2 r 1t f m 132.6n.m 482.0n.m v m t 图 3-4 轴的载荷分析图 3.1.3.2 键的选择与校核键的选择与校核 2r f 2r f 826.4n.m (b) (c) (d) 10

45、7.9n.m 3.1.3.2.1 一级涡轮蜗杆传动： 依据轴颈查文献1表 6-1 取l=2263bh14mm 校核： =11.7=120150（3-101） p kld t 3 2 102 852263145 . 0 101572 3 mpa p mpa 符合条件 3.1.3.2.2 二级涡轮蜗杆传动 依据轴颈查文献1表 6-1 取l=3280bh18mm 校核 =95.3=120150（3-102） p kld t 3 2 102 1282280185 . 0 1031852 3 mpa p mpa 符合条件 3.2 倾斜机构的设计倾斜机构的设计 3.2.1 倾斜轴的设计倾斜轴的设计 3.2.1.1 倾斜轴尺寸计算倾斜轴尺寸计算 估计回转工作台及回转机构的总重量=20009.8=19600gkg n 其对倾斜轴的最大倾覆力矩 =19600=15484