焊接变位机的设计 毕业设计

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。 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。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。焊接 变位机的主体部分是翻转机构、回转机构、底座。本设计主要论述了焊接变位机械的 组成，工作原理，重点讲述了其中的旋转减速机构的设计，旋转减速机构通过电机驱 动，经过带传动，二级蜗杆蜗轮减速器的传动，起到减速和工作台的旋转运动的效果。 包括了电机的选择

2、，键的选择，轴承的选择等，还有带轮传动的计算，蜗轮蜗杆传动 的计算，蜗杆轴的校核，轴承的校核等一系列设计计算。 焊接变位机有利于实现最佳位置的焊接过程、提高工作效率、降低疲劳强度并达 到良好的焊缝成型。 关键词关键词：焊接变位机械；带传动；蜗轮蜗杆传动；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 k

3、ey part of the design of the welding positioner is 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

4、is less than one ton.the arm-extending welding positioner 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 dis

5、serates the design of the turning gear of the machine .the belt driving and two stage 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 make

6、s sure of the high welding line quality. welding positioner is in favor of the welding process to achieve the best possible position,improving efficiency,reducing the fatigue strength,and forming a good weld. key words:welding posioner,belt drive,worm drive,reducer 目录目录 摘要摘要.i abstract.ii 目录目录.iii 前

7、言前言 .1 第第 1 章章 绪论绪论 .2 1.1 课题研究现状及意义 .2 1.2 焊接变位机械概述 .2 1.3 论文主要研究内容.4 第第 2 章章 带传动的设计带传动的设计 .6 2.1.电动机的选择 .6 2.2.带传动的设计计算 .6 第第 3 章章 旋转减速器设计旋转减速器设计 .10 3.1 传动比的分配 .10 3.2 二级蜗杆传动设计 .10 3.3 蜗杆轴的设计计算及校核 .18 3.4 轴承的选择及校核 .23 3.5 键的选择及校核 .28 第第 4 章章 焊接变位机的总体设计焊接变位机的总体设计 .31 4.1 伸臂梁的设计计算：.31 4.2 底座和箱体的简单设

8、计 .32 结论结论 .33 参考参考文文献献 .34 致谢致谢 .35 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 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

9、接变位机则是满足其焊接工艺的重要基础。 本次论文主要介绍旋转焊接变位机的总体设计及其装配，重点介绍其中的回转机 构的设计及其组装，由于作者水平有限，时间仓促，错误再所难免，还请读者朋友们 批评指正。 第第 1 章章 绪论绪论 1.1 课题研究现状及意义课题研究现状及意义 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， 完全用焊接机器人代替手工焊接作业条件还不成熟。但是如果没有焊接变位机，对于 复杂结构件内的一些立焊缝、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。工人无法按焊接工艺执行，焊接质量也无法保证。 再者，工程机械大部分结构件很不规则，如装载机

10、的前车架、挖掘机的大臂等类 工件，焊缝复杂，外形大且重量较重，靠行车或其它吊装设备人工翻转，不仅频繁占 用吊装设备，焊接效率低，而且现场操作不规范，存在一定的安全隐患。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。 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。 1.2 焊接变位机械概述焊接变位机械概述 随着焊接产品在国防工业，船舶运输，机械化工中的广泛使用，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

11、用到其机械当中，发挥了越来 越大的作用。 1.2.1 焊接变位机械的结构及使用特点焊接变位机械的结构及使用特点 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 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）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

12、 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。 （3）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。 （4）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。 （5）批量生产定型工件时，可选用具有程序控制性能的变位机。 （6）变位机只能使工件回转、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 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

13、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，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

14、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 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

15、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半 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。 3、板结构肘臂式。 4、立柱式。 1.2.2 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四 十五度范围内

16、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。 1.3 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，同时对机械当中的旋转减速机构进行了详细的设计 描述：包括电动机的选择，二级蜗轮蜗杆减速器的设计，带轮及其传动带的设计计算， 箱体的设计等。 第第 2 章章 带传动的设计带传

17、动的设计 2.1.电动机的选择电动机的选择 根据设计需要，选择三相电动机 y8014，其相关数据如下： 额定转速min/1390rn 额定功率kwp55 . 0 2.2.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 （2-1）pkp aca 式中：工作情况系数：由资料1表 8-7 查得=1.1； a k a k 所需传递的额定功率即电动机的功率：。pkwp55 . 0 （2-2）55 . 0 1 . 1 ca pkw605 . 0 （2）选择带的带型 根据计算功率和带轮转速。.kwpca605 . 0 min1390 1 rn 选取普通 v 带的类型 由资料1图 8-11 选择为

18、 z 型带，其截面尺寸见表 2-1。 表 2-1 z 型带截面尺寸 普通 v 带的带型节宽 mmbp/ 顶宽 mmb/ 高度 mmh/ 横截面积 mma/ 楔角 z8.510.06.04740 （3）确定带轮的基准直径并验算带速 1d d 初选小带轮的基准直径 1d d 根据 v 带的带型，参考资料1表 8-6 和表 8-8 确定小袋轮的基准直径。 1d d 应使，这里取。 min1dd ddmmdd90 1 验算带速v 根据资料1式 8-13 计算带的速度 （2-3）smsm nd v/55 . 6 / 100060 139090 100060 11 带速不宜过高或过低， （2-4）smvs

19、m/30/5 故带速合适。 计算大带轮的基准直径 由可得 12dd did （2-5）mmdd180902 2 其中 为大小带轮之间的传动比。i2i 故取带轮直径。mmdd180 2 （4）确定中心距，并选择带的基准长度a d l 结合资料1式,初定中心距。208mma400 0 计算相应的带长 0d l 0 2 21 2100 4 22 a dd ddal dd ddd （2-6） 4004 90180 1809024002 2 mm1229 带的基准长度，根据由资料1表 8-2 选取，可得。 d l 0d lmmld1250 计算中心距及其变动范围:a 传动的实际中心距近似为 （2-7）2

20、/ 0dod llaamm)10400(mm410 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。mm440390 （5）验算小带轮上的包角 1 add dd 3 . 57180 121 410/ 3 . 5790180180 （2-8） 90 4 . 167 故满足小带轮的包角条件。 （6）确定带的根数 z. 带的根数 rca ppz/ （2-9） kkpppk la 00 2 式中： 当包角不等于 180 度时的修正系数，参见资料1表 8-2； l k 当带长不等于试验所规定的特定带长时的修正系数参见资料1表 8-2。 k （7）计

21、算单根 v 带的初拉力的最小值() 0 f min 由资料1表 8-3 得 z 型带的单位长度质量，所以mkgq/1 . 0 2 min0 )5 . 2( 500)(qv zvk pk f ca （2-10） n n 4 . 38 55 . 6 06 . 0 55 . 6 298 . 0 605 . 0 )98 . 0 5 . 2( 500 2 应使带的实际初拉力。 min00 )(ff （8）计算压轴力 p f 压轴力的最小值为 （2-11）nnfzfp 7 . 152 2 4 . 167 sin 4 . 3822 2 sin)(2)( 1 min0min （9）带轮选材 大带轮的材料为，小

22、带轮的材料为 q235-a。200ht 基准直径，由于安装带轮的轴径为 20mm。mmdd180 2 故带轮可采用腹板式（图 2-1） 。 图 2-1 腹板式带轮 第第 3 章章 旋转减速器设计旋转减速器设计 3.1 传动比的分配传动比的分配 由电动机经带轮传动后，输出功率为 0.55kw，输出速度，min/690 2 1 r d d nn 额 故总传动比，初分高低速级传动比分配为，958 72 . 0 690 出 n n i31958 21 iii 确定高速级传动比，低速级传动比。30 1 i32 2 i 3.2 二级蜗杆传动设计二级蜗杆传动设计 3.2.1 高速级蜗杆传动设计高速级蜗杆传动

23、设计 电动机输入功率为，电机转速，传动比为，输出kwp55 . 0 1 min/1390 1 rn 30i 转速设使用寿命为四年每年工作 300d，每天工作 8h，jc=40%。min/23/ 12 rinn （1）选择传动的类型，精度等级和材料 考虑到传递的功率不大，转速较低，选用 za 蜗杆传动，精度 8cgb10089 1988，其示意图见图 3-1。 图 3-1 高速级蜗杆传动示意图 蜗杆用 35crmo，表面淬火，硬度为 4550hrc；表面粗糙度1.6。蜗轮 a rm 选用 20cr。 （2）选用蜗杆蜗轮的齿数 传动比30i 参考资料2表 16.5-5，取，1 1 z30130 1

24、2 izz （3）确定许用应力 （3-1） nvs hp hp zz 由资料2表 16.5-14 查得=220n/，按图 16.5-2 查得hp 2 mm 2 /70mmn fp ，由图 16.5-3，采用浸油润滑，得。smvs/5 . 198 . 0 vs z 轮齿应力循环次数 （3-2） 6 2 103 . 54 . 0843001236060 hl jlnn 查资料2图 16.5-4 得，。08 . 1 n z85 . 0 n y （3-3） 2 /23308 . 1 98 . 0 220mmn hp （3-4） 2 / 5 . 5985 . 0 70mmnynfp fp （4）接触强度

25、设计 （3-5） 2 2 2 1 2 15000 kt z dm hp 式中：载荷系数 k=1.2。 蜗轮轴的转矩 （3-6）mn n p t 171 23 75 . 0 55 . 0 95509550 2 1 2 （式中暂取） 。代入上式75 . 0 =945 （3-7）1712 . 1 30233 15000 2 1 2 dm 3 mm 查资料2表 16.5-4，接近于=945的是 1000，相应 1 2d m 3 mm 3 mm m=5mm，=50mm。 1 d 查表 16.5-6，按 i=30，m=5mm，=50mm，其 a=100mm， 1 d31 2 z5 . 0 2 x 蜗轮分度

26、圆直径，导程角。mmmmmzd155315 22 71 . 5 （5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率 实际传动比 31 1 31 1 2 z z i min/26.22 31 690 1 2 r i n n 蜗轮的圆周速度 （3-8）sm nd v/18 . 0 60000 26.22155 60000 12 2 滑动速度 （3-9）sm nd vs/88. 1 71. 5cos60000 69050 cos60000 11 求传动的效率，按 321 式中： 74 . 0 271 . 5 tan 71 . 5 tan tan tan 1 v 由资料2表 16.5-16 查得； v 2 v 取。则

27、98. 0,98 . 0 32 （3-10）71 . 0 98 . 0 98 . 0 74 . 0 321 与暂取值 0.75 接近。 （6）校核蜗轮齿面的接触强度 按资料2表 16.5-10，齿面接触强度验算公式为 （3-11） hpvaeh kkk dd t z 2 21 2 9400 式中：查资料2表 16.5-11 得=155； e z 2 /mmn 按表 16.5-12 取=0.9（间歇工作） ；取=1.1；取=1.1。 a k v k k 蜗轮传递的实际转矩 （3-12）mn n p t 5 .167 26.22 71 . 0 55. 0 95509550 2 211 2 当时，查

28、资料2图 16.5-4 得。 s vsm/88 . 1 97 . 0 vs z （3-13） 2 / 5 . 23008 . 1 97 . 0 220mmn hp 将上述诸值，代入公式 （3-14） 22 2 / 5 . 230/1851 . 11 . 19 . 0 15550 5 . 1679400 155mmnmmn hph （7）蜗轮齿根弯曲强度校核 按资料2表 16.5-10，齿根弯曲强度验算公式 （3-15） fpfs va f yy mdd kkkt 21 2 666 式中：按及，查图 16.5-18 得=3.3447.31 71 . 5 cos 31 cos 33 2 2 z z

29、v5 . 0 2 x fs y 9524 . 0 120 71. 5 1 120 1 y 2 /5 .59mmn fp 将上述诸值，代入公式 （3-16） 22 / 5 . 59/97 . 9 9524 . 0 34 . 3 515550 1 . 11 . 19 . 0 5 . 167666 mmnmmn fp f （8）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，故可采用油池smvs88 . 1 润滑。 （9）高速级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 （3-17）sptt d / )1 (1000 0 式中: 周围空气的温度，常温情况下可取 20 c； t

30、 蜗杆蜗轮的传动效率,；75 . 0 箱体的表面传热系数，可取=(8.1517.45)，当周围空气流动 d d cmw 2 良好时可取偏大值。这里取； d 15 d 输入功率，。pkwp55 . 0 20 . 0 15/25 . 0 55 . 0 100020 0 t 9 . 4520 9 . 65 由于,其中 80为临界温度，故在通风良好的情况下，不需要加散热装80 9 . 65 置。 （10）几何尺寸计算 已知：a=100mm，。1 1 z31 2 zmmd50 1 mmd155 2 5 . 0 2 x mmmmmzb mmmmmdd mmmmmdd f a 3 . 4953106 . 0

31、 806 . 0 8 382 . 0152502 . 012 6052502 21 11 11 取=50mm。 1 b mmmmddh cmmmcc hmmmhh mmdb mmmmmdd mmdd mmxmdd mmmmxhamdd fa aaa a aw w f a 11)3860()( )2 . 0(152 . 0 ) 1(5 4575 . 0 170)10160(2 155 1387 . 152155)2 . 1 (2 1605 . 01521552 2 1 112 1 1 * * 1 12 2 22 22 2 * 22 一般取 3.2.2 低速级蜗杆传动设计低速级蜗杆传动设计 经高速

32、级传动后输入功率为，输入轴转速kwkwpp4 . 071 . 0 55 . 0 12 ，输出转速设使用寿命为四年每年工作 300d，每天工min/26.22 1 rn min/72 . 0 2 rn 作 8h，jc=40%。 （1）选择传动的类型，精度等级和材料 考虑到传递的功率不大，转速较低，选用 za 蜗杆传动，精度 8 c gb10089 1988，其示意图见图 3-2。 图 3-2 低速级蜗杆传动示意图 蜗杆用 35crmo，表面淬火，硬度为 4550hrc；表面粗糙度1.6。蜗轮 a rm 选用 ht200 铸造。 （2）选用蜗杆蜗轮的齿数 传动比 3172 . 0 /26.22/

33、21 nni 参考资料2表 16.5-5，取，。1 1 z31131 12 izz （3）确定许用应力 （3-18） nvs hp hp zz 由资料2表 16.5-14 查得=220n/，。按图 16.5-2 查得hp 2 mm 2 /70mmn fp ，由图 16.5-3 知，采用浸油润滑，得。smvs/5 . 01 vs z 轮齿应力循环次数 （3-19） 5 2 107 . 14 . 084300172 . 0 6060 hl jlnn 查资料2图 16.5-4 得，6 . 1 n z1 n y （3-20） 2 /3526 . 11220mmn hp （3-21） 2 /70170m

34、mnynfp fp （4）接触强度设计 （3-22） 2 2 2 1 2 15000 kt z dm hp 式中：载荷系数 k=1.2。 蜗轮轴的转矩 （3-23）mn n p t 3820 72 . 0 7 . 04 . 0 95509550 2 2 2 （式中暂取） 。代入上式7 . 0 =8662 （3-24）38202 . 1 31352 15000 2 1 2 dm 3 mm 查资料2表 16.5-4，接近于=8662的是 9000，相应 1 2d m 3 mm 3 mm m=10mm，=90mm。查表 16.5-6，按 i=31，m=10mm，=90mm，其 a=200mm， 1

35、d 1 d ，蜗轮分度圆直径，导程角。31 2 z0 2 xmmmmmzd3103110 22 34 . 6 （5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率 蜗轮的圆周速度 （3-25）sm nd v/012 . 0 60000 72 . 0 310 60000 12 2 滑动速度 （3-26） sm nd vs/1 . 0 34 . 6 cos60000 26.2290 cos60000 11 求传动的效率，按 321 式中： 58 . 0 52 . 4 34 . 6 tan 34 . 6 tan tan tan 1 v 由表 16.5-16 查得； v 52 . 4 v 取。则98 . 0 ,99 .

36、 0 32 （3-27）56 . 0 98 . 0 99 . 0 58 . 0 321 （6）校核蜗轮齿面的接触强度 按资料2表 16.5-10，齿面接触强度验算公式为 （3-28） hpvaeh kkk dd t z 2 21 2 9400 式中：查资料2表 16.5-11 得=155； e z 2 /mmn 按资料2表 16.5-12 取=0.9（间歇工作） ；取=1.1；取=1.1。 a k v k k 蜗轮传递的实际转矩 （3-29）mn n p t 2971 72 . 0 56 . 0 4 . 0 95509550 2 211 2 当时，查资料2图 16.5-4 得。 s vsm/1

37、 . 01 vs z （3-30） 2 /3526 . 11220mmn hp 将上述诸值，代入公式 （3-31） 22 2 /352/ 7 . 2901 . 11 . 19 . 0 31090 29719400 155mmnmmn hph （7）蜗轮齿根弯曲强度校核 按资料2表 16.5-10，齿根弯曲强度验算公式 （3-32） fpfs va f yy mdd kkkt 21 2 666 式中：按及，查图 16.5-18 得=2.54。6 .31 34 . 6 cos 31 cos 33 2 2 z zv0 2 x fs y 947. 0 120 34 . 6 1 120 1 y 2 /7

38、0mmn fp 将上述诸值，代入公式 （3-33） 22 /70/ 6 . 18 947 . 0 54 . 2 1031090 1 . 11 . 19 . 02971666 mmnmmn fp f （8）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，故可采用油池smvs1 . 0 润滑。 （9）高速级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 （3-34）sptt da / )1 (1000 0 式中: 周围空气的温度，常温情况下可取 20 c； a t 蜗杆蜗轮的传动效率,；56 . 0 箱体的表面传热系数，可取:，当周围空气流 d c17.45)w/m(8.15

39、2 d 动良好时可取偏大值。这里取； d 15 d 输入功率，；pkwp4 . 0 20. 015/44 . 0 4 . 0100020 0 t582078 由于,其中 80为临界温度，故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。8078 （10）几何尺寸计算 已知：a=200mm，。1 1 z31 2 zmmd90 1 mmd310 2 0 2 x mmmmmzb mmmmmdd mmmmmdd f a 6 . 98103106 . 0 806 . 0 8 662 . 01102902 . 012 110102902 21 11 11 取=100mm。 1 b mmmmddh cmmmcc hm

40、mmhh mmdb mmmmmdd mmdd mmxmdd mmmmxhamdd fa aaa a aw w f a 22)66110()( )2 . 0(5102 . 0 ) 1(10 5 . 8275 . 0 350)20330(2 310 1862 . 1102310)2 . 1 (2 330011023102 2 1 112 1 1 * * 1 12 2 22 22 2 * 22 一般取 3.3 蜗杆轴的设计计算及校核蜗杆轴的设计计算及校核 （1）利用已知条件求蜗杆上的功率，转速 n 和转矩 t 1 p 11 mnmmn n p t rn kwp 6 . 7 690 55 . 0 95

41、509550 min/690 55 . 0 1 1 1 1 1 （2）初步估算直径 选择轴的材料为 45 钢，经调质处理，由资料2表 19.1-1 查得材料力学性能数据为： mpae mpa mpa mpa mpa s b 5 1 1 1015. 2 155 270 360 650 根据表 19.3-1 公式初步计算轴径，由于材料为 45 钢，由资料2表 19.3-2，选取 a=115，则得 （3-35）mm n p ad66.10 690 55 . 0 115 3 3 1 1 min 因最小直径显然是带轮的内径，所选的轴径与带轮的内径相适应，故最小轴径为 20mm。 （3）轴的结构设计及校核

42、 1）拟定装配方案见图 3-3 图 3-3 轴装配尺寸方案图 2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 为了满足带轮的轴向定位要求轴段 f 处有一定位轴肩，故轴 g-f 的直径为 20mm，轴长为 40mm。 初步确定滚动轴承，因此轴为蜗杆轴，应考虑轴向力，从而选用能承受轴向 力的单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，确定选用 32006 型轴承，其尺寸为 2 d ，所以轴 e-f 直径为 30mm，而长度为 50mm。mmmmmmtdd175530 因轴段 c-d 为蜗杆轮齿部分，其分度圆直径为 50mm，全齿宽为 50mm，考 虑与其配合的蜗轮外圆直径为 170mm，取轴 b-e 的

43、轴径为 36mm，长度为 210mm。 轴 a-b 长度为轴承宽度，故轴长度为 17mm，轴径为 30mm。 3）轴向零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接，按查资料3可得平键截面尺寸 1 d ，键长 30mm，采用公差配合为 h7/k6，滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡66hb 配合来保证的，此处轴的直径公差为 m6。 4）确定轴上倒角 轴上倒角为。 452 5）求轴上的载荷 做出轴的简图，在确定轴的支点位置时，应从资料2中查取轴承压力中心偏 离值，因此，作为简支梁的支撑跨距为 317mm。mma 1 . 13 轴传递的转矩 （3-36）mnmnt 5 . 167 26.22 955

44、071 . 0 55 . 0 2 蜗杆所受的圆周力 （3-37）nn d t ft216 50 6 . 720002000 1 1 1 蜗杆所受的径向力 tan 2000 tan 2000 tan 2 1 2 2 21 d it d t ff tr n81320tan 155 71 . 0 316 . 72000 （3-38） 蜗杆所受的轴向力 （3-39）nff ta 2233 21 带轮的切向力 （3-40）nnfzfr 7 . 152 2 4 . 167 sin 4 . 3822 2 sin)(2 1 min0 式中：z 为 v 带的根数； 为单根 v 带的初拉力最小值； min 0 f

45、 为带轮上的包角。 1 求支反力 1）在水平平面的支反力，由0 a m 0 2 1 11 d fafbar arbz 0252233 9 . 108813 8 . 217 bz r nrbz2 .150 由得 0z nrr bzaz 8 . 662813 2）在垂直平面内的支反力，0 b m （3-41）0cfbfbar rtay 0 1 . 73 7 . 152 9 . 108216 8 . 217 ay r nray25.159 nrby45.20925.159 7 . 152216 6）作弯矩图和扭矩图 在水平平面的弯矩图 mnmnarm azdz 18.721089. 0 8 . 66

46、2 mn d fmm adzdz 35.16025. 0223318.72 2 1 1 在垂直平面内的弯矩图 mnarm aydy 34.171089 . 0 25.159 mncfm rey 16.110731 . 0 7 .152 合成弯矩计算： （3-42）mnmnmmm dydzd 11234.1718.78 2222 （3-43）mnmnmmm dydzd 8 . 1916.1135.16 2222 作弯扭矩图见图 3-4 图 3-4 弯扭矩图 7）轴的强度校核 确定危险截面 截面 e 处弯矩最大，属危险截面，现对 e 截面进行强度校核。 按弯扭合成应力校核轴的强度 取，轴的计算应力

47、6 . 0 （3-44） mpa tmd ca 98.42 301 . 0 106 . 76 . 010 5 . 1904 3 2 3 2 3 2 2 又因轴的材料为 45 钢，调质处理，查手册得 mpa ca 60 1 轴的强度符合要求。 3.4 轴承的选择及校核轴承的选择及校核 3.4.1 对低速级蜗杆轴轴承进行选择校核对低速级蜗杆轴轴承进行选择校核 由资料2选单列圆锥滚子轴承的型号 33110 可知： 基本额定动载荷为；kncr2 .89 基本额定静载荷为；knc r 125 0 内径为；mmd50 外径为；mmd85 计算系数为。 5 . 1 41 . 0 y e 将受力其简化为力学模

48、型见下图 3-5。 （1）根据静力学公式可求得轴承处的水平及竖直方向得力： nfbh1697 nfeh2669 nfbv7010 nfev 6 . 778 其中:nfnfnf atr 19168,2133,6976 111 nfnfnf atr 216,2233,813 222 图 3-5 轴承受力力学模型 b,e 处所受总的力大小为： （3-45） 22 bvbhb fffn7212 （3-46） 22 evehe fffn2780 （2）求两轴承的计算轴向力： 由派生的轴向力 r f d f （3-47）nn y f f r d 927 5 . 12 2780 2 1 1 （3-48）nn

49、 y f f r d 2404 9 . 12 7212 2 2 2 轴向受力分析如下图 3-6： 图 3-6 轴承轴向受力图 nfnnfff ddaa 240420311)73221619168( 2121 可见 b 轴承压紧，e 轴承放松。 两轴承轴向力分别是： nff da 732 11 nffff daaa 20311 1212 （3）求轴承的当量动载荷 21 p,p （3-49）e f f r a 26 . 0 2780 732 1 1 （3-50）e f f r a 8 . 2 7212 20311 2 2 由资料1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

50、于轴承 b：；5 . 1, 4 . 0 11 yx 对于轴承 e：。0, 1 22 yx 由资料1表 13-6，取。8 . 12 . 1 p f2 . 1 p f （3-51）nfyfxfp arp 3336 11111 （3-52）nfyfxfp arp 40022 22222 21 pp 按照轴承 b 的受力大小及寿命进行校核： （3-53） h p c n lk10000 60 10 1 6 可知满足其寿命要求。 3.4.2 对高速级轴轴承进行校核对高速级轴轴承进行校核 根据资料2选单列圆锥滚子轴承的型号 32006 可知： 基本额定动载荷为；kncr8 .35 基本额定静载荷为；knc

51、 r 8 . 46 0 内径为；mmd30 外径为；mmd55 计算系数为。 4 . 1 43 . 0 y e 将受力其简化为力学模型见图 3-7。 图 3-7 轴承受力力学模型 （1）根据静力学公式可求得轴承处的水平及竖直方向的力 nf nf bv av 127 686 nfff tbhah 1085 . 0 其中：nfnfnf aetr 2233,216,813 a，b 处所受总的力大小为： 22 bvbhb fffn167 22 avaha fffn694 （2）求两轴承的计算轴向力 由派生的轴向力 r f d f nn y f f r d 60 4 . 12 167 2 1 1 nn

52、y f f r d 248 4 . 12 694 2 2 2 轴向受力分析如下图 3-8。 图 3-8 轴承轴向受力图 nfnnff ddae 2482293)602233( 21 可见 a 轴承压紧，b 轴承放松。 两轴承轴向力分别是： nff da 60 11 nfff daea 2293 12 （3）求轴承的当量动载荷 21,p p （3-54）e f f r a 36. 0 167 60 1 1 （3-55）e f f r a 3 . 3 694 2293 2 2 由资料1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 b：；0, 1 11 yx 对于轴承

53、a：。4 . 1,40 . 0 22 yx 由资料1表 13-6，取。8 . 12 . 1 p f2 . 1 p f （3-56）nfyfxfp arp 4 . 200 11111 （3-57）nfyfxfp arp 36.4185 22222 12 pp 按照轴承 a 的受力大小及寿命进行校核： （3-58） h p c n lk300000 60 10 1 6 可知满足其寿命要求。 3.5 键的选择及校核键的选择及校核 3.5.1 大带轮处的键选择及校核大带轮处的键选择及校核 根据资料3由带轮处的直径选择键，其型号gb1096 -79(90)，相关尺寸：6306 mmt mml mmh m

54、mb 5 . 3 30 6 6 分别校核键的挤压强度和剪切强度 （1）挤压强度 根据公式： （3-59）dklm c /2000 式中： 输入转矩；mmn 轴直径，；dmmd20 键与轮毂的接触高度，；kmmthk5 . 2 键的工作长度，。lmmbll24 245 . 220/6 . 22000 c mpampa ca 365 . 4 故其挤压强度满足强度要求。 （2）剪切强度 根据公式： （3-60）lbdm/2000 24620/6 . 22000 mpampa p 128 . 1 式中： 轴直径,；dmmd20 键的工作长度；l 输入扭矩；mmn 键的宽度，。bmmb6 故其挤压强度满

55、足强度要求。 3.5.2 低速级涡轮轴上的键选择及校核低速级涡轮轴上的键选择及校核 根据资料3由轴径选择键，其型号为gb1096 -79(90) ，其相关尺寸：761422 mmt mml mmh mmb 9 76 14 22 分别校核键的挤压强度和剪切强度 （1）挤压强度 根据公式： （3-61）dklm c /2000 式中： 输入转矩；mmn 轴直径,；dmmd80 键与轮毂的接触高度，；kmmthk5 键的工作长度，。lmmbll54 （3-62）54580/962000 c mpampa ca 369 . 8 故其挤压强度满足强度要求。 （2）校核其剪切强度 根据公式： （3-63）lbdm/2000 541480/962000 mpampa122 . 3 p 式中： 轴直径,；dmmd80 键的工作长度；l 输入转矩；mmn 键的宽度，。bmmb14 故其挤压强度满足强度要求。 第第 4 章章 焊接变位机的总体设计焊接变位机的总体设计 4.1 伸臂梁的设计计算伸臂梁的设计计算 整个回转机构的重量，载重，机身重，则：kgm