毕业设计论文座式焊接变位机设计

1、本 科 毕 业 设 计 (论 文)座式焊接变位机设计design of horizontal welding positioner学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 机械081 学生姓名： 学 号： 指导教师： ） 2012年6月毕业设计（论文）中文摘要座式焊接变位机设计摘 要：焊接变位机已经成为现代机械制造行业的一种不可或缺的设备，在焊接领域可以将它划分为焊接辅助机，其型式和品种规格约有十余个系列、百余个品种，正在逐步形成一个新兴行业。本设计题目是设计载重1000kg，可进行全位置焊接的座式焊接变位机械。主要内容是关于焊接时工作台与工件回转倾斜的控制、电机选择、减速器

2、的选择、各个轴和轴承的确定以及校核等等。设计的具体过程是根据任务书给定的载荷和焊接速度等参数来确定设备所需要的电动机类型，电动机参数，包括：电动机的转速、额定功率、电压电流等，在此基础上计算第一级蜗杆传动轴的相关数据、第二级蜗杆传动轴的相关数据以及选择相应配件的型号，并且对其进行相关的强度、使用寿命等的校核。最后使用cad软件绘制相关的零件图纸、装配图纸。关键词：焊接变位机；座式；机械设计毕业设计（论文）外文摘要design of horizontal welding positionerabstract: welding positioner has become indispensable

3、 manufacturing equipment, in the welding area it can be designated as welding auxiliary machines. the products specifications on the type of case, has been available, and nearly a dozen more series, more than one hundred varieties and specifications, and is forming a new industry. this subject is de

4、signed to load 1000kg, for all position welding of block variable-bit machines. mainly on the welding machine of the rotary turning the control, motor selection, the choice of reducer, worm shaft and bearing all the determination and checking, and so on. the specific process design is based on the c

5、ommitments, which gives load and welding speed to determine the motor types and motor parameters, which equipment needed to, including: motor speed, rated power, voltage and current, calculated on the basis of this axis and the corresponding parts of the model size, and its associated strength, serv

6、ice life can be checked. fragment using cad software, the relevant parts diagram, assembly drawing out.keywords: welding positioner；seater；mechanical design目 录1 绪论12 焊接变位机的性能及结构12.1焊接变位机12.2 焊接变位机应具备的性能22.3焊接变位机的功能及结构形式32.4 全功能焊接变位机及主自由度33 焊接变位机方案设计43.1焊接变位机整体方案设计43.2座式焊接变位机的用途及结构形式53.3焊接变位机的驱动系统53.

7、4设计方案简介54 回转机构的设计64.1回转机构传动简图64.2原始数据64.3工作条件64.4电动机的选择64.4.1倾斜机构电动机的选择74.4.2回转机构电动机的选择75 回转机构减速器的设计75.1总传动比75.2总传动比的分配85.3传动装置的运动和动力参数的设计85.3.1各轴的转速85.3.2各轴的功率85.3.3各轴的转矩85.3.4各数据汇总86 传动零件的设计86.1同步带传动的设计96.2第一级蜗杆传动的设计116.3第二级蜗杆传动的设计126.4第一级蜗杆轴的设计136.5第二级蜗杆轴的设计146.6第二级蜗轮轴的设计156.7轴的校核166.8键的选择17结论 19

8、致谢 20参考文献21附录221 绪论焊接技术自发明至今已有百余年的历史，工业生产中的一切重要产品，如航空、航天及核能工业中产品的生产制造都离不开焊接工艺,并且焊接质量的好坏直接影响产品质量的好坏以及整机性能。所以改进焊接技术，提高焊接质量对现代化工业有着重要的作用，其中提高焊接机械化、自动化水平，实现焊接工艺及装备的现代化是改进焊接质量的一个重要方面。一般来说，当焊件的质量较大或体积较大时，靠人工改变焊缝位置很不容易，且效率低下，在这样的焊接生产中，就会遇到焊接变位及选择合适的焊接位置的情况，针对这一实际需要，人们就设计制造了焊接变位机。合适的变位机能将被焊工件的焊缝转动到最佳位置,从而提高

9、焊接质量及生产效率，更避免了立焊、仰焊等情况出现。变位机可以使工件上的接缝处于理想的船形位置或平焊位置，以方便进行焊接，是提高焊接效率和质量，降低劳动强度的有效工具。另外,选择合适的变位机能降低工人的劳动强度以及生产成本,加强安全文明生产,有利于现场管理。到如今，焊接变位机不仅仅是一种焊接辅助设备，它更是与与焊接操作机、焊接滚轮架并称为焊接辅助设备中三大机。本设计主要是针对载荷1000kg座式焊接变位机机构进行设计计算，了解其工作原理及内部结构，运用所学知识，设计出可实际应用的产品。焊接是制造业中最重要的工艺技术之一，它在机械制造、核工业、航空航天、能源交通、石油化工及建筑和电子等行业中的应用

10、越来越广泛。而随着如今科学技术的发展，焊接已从简单的构件连接方法和毛坯制造手段发展成为制造行业中一项基础工艺，以及一种生产尺寸精确的制造成品的生产手段。同时越来越多的焊接件被设计出来，人们对生产效率的要求也越来越高，传统的手工焊接已不能满足现代高科技产品对于质量和效率方面的要求。因此，保证焊接产品质量的稳定性、提高生产率和改善劳动条件已成为现代焊接制造工艺发展急需解决的问题。通过焊接变位机工作台的回转和倾斜，使焊缝处于易焊位置，再加上焊接变位与焊接操作机配合使用，实现焊接的机械化、自动化，提高焊接的效率和焊接质量是现代焊接工艺中必不可少的环节，而设计焊接变位机正是在这种情况下产生的。2 焊接变

11、位机的性能及结构2.1焊接变位机焊接变位机械是改变焊件、焊机或焊工位置来完成机械化、自动化焊接的各种机械装置。焊接变位机械可分为三大类：（1）焊件变位机械：焊接变位机、焊接滚轮架、焊接回转台和焊接翻转机。（2）焊机变位机械：焊接操作机和电渣焊立架。（3）焊工变位机械：焊工升降机等。焊接变位机是将工件回转、倾斜，使工件上的焊缝置于有利的焊接位置的焊件变位机械。它主要用于机架、机座、法兰、封头等非长形工件的翻转变位和焊接。 焊接滚轮架是借助主动滚轮与工件之间的摩擦力带动筒形工件旋转的焊件变位机械。它主要用于筒形工件的装配与焊接，是锅炉容器生产中的常用工艺装备。焊接回转台是一种简化的焊接变位机，它将

12、工件绕垂直轴回转或者固定某一角度倾斜回转，主要用于回转体工件的焊接、堆焊与切割。焊接翻转机是将工件绕水平轴转动或倾斜，使之处于有利的焊接位置的焊件变位机。它主要适用于梁柱、框架、椭圆容器等的焊接。焊接操作机的作用是将焊机机头准确地送到并保持在待焊位置，或以选定的焊接速度沿规定的轨迹移动焊机机头。焊接操作机与变位机、滚轮架等配合使用，可完成纵缝、环缝、螺旋缝的焊接，还可以用于自动堆焊、切割、探伤、打磨、喷漆等作业。2.2 焊接变位机应具备的性能一般来说，通用的焊接变位机械应具备的性能有以下几点：1 焊件变位机械和焊机变位机械要有较宽的调速范围，稳定的焊接运行速度，以及良好的结构刚度。2 对尺寸和

13、形状各异的焊件，要有一定的适用性。3 在传动链中，应具有一级反行程自锁传动，以免动力源突然切断时，焊件因重力作用而发生事故。4 与焊接机器人和精密焊接作业配合使用的焊件变位机械，视焊件大小和工艺方法的不同，其到位精度（点位控制）和运行轨迹精度（轮廓控制）应控制在0.12mm之间，最高精度应可达0.01mm。5 回程速度要快，但应避免产生冲击和振动。6 有良好的接电、接水、接气设施，以及导热和通风性能。7 整个结构要有良好的密闭性，以免焊接飞溅物的损伤，对散落在其上的焊渣、药皮等赃物，应易被清除。8 焊接变位机械要有联动控制接口和相应的自保护功能，以便集中控制和相互协调动作。9 工作台面上应刻有

14、安装基线，并设有安装槽孔，能方便地安装各种定位器和夹紧机构。10 兼做装配用的焊件变位机械，其工作台面要有较高的强度和抗冲击性能。11 用于电子束焊、等离子弧焊、激光焊和钎焊的焊件变位机械，应满足导电、隔磁、绝缘等方面的要求。2.3焊接变位机的功能及结构形式焊接变位机按结构形式可分为三种：1.伸臂式焊接变位机，如图2.3.1所示，其回转工作台安装在伸臂的一端并绕回转轴旋转，伸臂一般相对于某一转轴成角度回转，此转轴的位置多是固定的，但也有可在小于100°的范围内上下倾斜的。这两种运动都改变了工作台面回转轴的位置，从而使该变位机变位范围更大，作业适应性更好，但这种形式的变位机，整体稳定性

15、较差。伸臂式的焊接变位机在手工焊中应用较多。2.座式焊接变位机，如图2.3.2所示，其工作台连同回转机构通过倾斜轴支撑在机座上，工作台以焊速做回转运动，倾斜轴通过扇形齿轮或液压缸，大都在110°140°的范围内恒速或变速倾斜。该焊接变位机稳定性好，一般不用固定在地基上，搬移方便，适用于0.550t的焊件翻转变位。是目前产量最大、规格最全、应用最广的结构形式。常与伸缩臂式焊接操作机或弧焊机器人配合使用。3.双座式焊接变位机，如图2.3.3所示，该机不仅稳定性好，而且如果设计得当，可使焊件安放在工作台上后，随工作台倾斜的综合重心位于或接近倾斜机构的轴线，从而使倾斜驱动力矩大大减

16、小。因此，重型焊接变位机多采用这种结构。543211、回转工作台；2、伸臂；3、倾斜轴；4、转轴；5、机座 图2.3.1 伸臂式焊接变位机 图2.3.2 座式焊接变位机 图2.3.3 双座式焊接变位机2.4 全功能焊接变位机及主自由度如果一台变位机移动焊件，仅做直线运动，哪怕是三维的，也不可能改变焊缝的姿态，满足施焊要求。也就是说，变位运动是回转运动，称此回转运动为变位机的主自由度。还可以做这样一个假设：在x、y、z直角坐标系下，设有一空间直线焊缝，绕z轴可在360°范围内回转，且z轴连同这一焊缝又可绕x（或y）轴在180°范围内回转，那么，经此种变位的焊缝，便可变位至船角

17、焊位置进行作业。换言之，一个焊口由两个面的共线mn和夹角组成，在上述两个回转范围内，经恰当的回转，便可使其共线 mn 与水平面平行，且这两个面与水平面的夹角相等，各为/2，即变为船角焊位置。简单来说，任何复杂焊件，只要装在主自由度为一个全回转和一个半回转的焊接变位机上，即可实现船焊要求。我们称这种双回转式焊接变位机为全功能变位机。3 焊接变位机方案设计3.1焊接变位机整体方案设计焊接变位机是改变焊件、焊机或焊工位置来完成机械化、自动化焊接的机械装置。使用焊接变位机可缩短辅助焊接时间，提高劳动生产率，减轻工人劳动强度，改善焊接质量，并可充分发挥各种焊接方法的效能。本焊接变位机由工作平台、回转机构

18、、翻转机构、机座、控制装置和焊接导电装置组成。工作台用于工件的停放和固定。在台面上开沟槽，表面经网络状处理后增大了摩擦，一方面配合夹具固定工件，一方面也增大了表面的摩擦。回转机构用于实现工作台上工件的回转。其中有很多传动部分的设计。传动机构设计的一般原则：1、小功率传动 选择结构简单、标准化较高的类型。2、大功率传动 首要考虑因素是传动的效率，减低功率的损耗。3、易出现过载和载荷变化较大的传动 选择有过载保护和能起缓冲作用的传动机构。常见的如带传动。4、工作环境较差 选择封闭的齿轮和链传动。5、传动精度要求较高 选择蜗杆或者加工精度高的齿轮传动。在设计中，一般采用两个或者两个以上的传动机构，如

19、两级蜗杆传动。这种情况下要考虑传动机构的布置，因为这对整个传动机构的平稳和效率都有影响，并且还影响机械的外形和尺寸。传动机构布置的原则：带传动：承载能力小，在传动相同功率时，效率相比齿轮和蜗轮蜗杆要低，但是它的传动稳定性较好，并且缓冲好，故一般将其布置在传动的高速级。齿轮传动：传动效率高，又分为斜齿轮、圆柱齿轮、圆锥齿轮等，传动平稳性和均匀性逐个升高，故布置时也有低速级到高速级。链传动：传动不均匀，布置在低速级，在这次设计中并没有使用到链传动。蜗杆传动：承载能力比齿轮低，一般布置在高速级。改变运动形式的传动，如：连杆传动、凸轮传动、螺旋传动等，一般布置在传动机构的最后一级。3.2座式焊接变位机

20、的用途及结构形式焊接变位机，是在焊接作业中将焊件回转并倾斜，将焊缝置于有利施焊位置的焊件变位机械。1座式焊接变位机是焊接变位机的一种，如图3.2.1，其工作台连同回转机构通过倾斜轴支撑在机座上，工作台以焊速回转，倾斜轴通过扇形齿或液压缸，多在110°140°的范围内恒速或变速倾斜。该机稳定性好，一般不用固定在地基上，搬移方便，适用于0.550t焊件的翻转变位。4321、回转工作台；2、倾斜轴；3、扇形齿轮；4、基座 图3.2.1 座式焊接变位机结构简图3.3焊接变位机的驱动系统焊接变位机工作台的回转运动，采用交流电动机驱动。工作台的倾斜运动有两种驱动方式：一种是电动机经减速

21、器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜或通过螺旋副使工作台倾斜；另一种是采用液压缸直接推动工作台倾斜。这两种驱动方式都有应用，在小型变位机上以电动机驱动为多，本次设计由于为1000kg的小型变位机，因此采用第一种倾斜方式，即电动机经减速器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜。工作台的倾斜速度为恒定。另外，在驱动系统的控制回路中，有行程保护、过载保护、断电保护及工作台倾斜角度指示等功能。3.4设计方案简介本设计主要针对1000kg焊接变位机进行设计，该设计要求焊接变位机的载重量为1000kg，最大回转力矩为1500n·m，最大倾斜力矩为1500n·m，工作台回转速度为0.10.6r/

22、min，工作台倾斜速度为0.5r/min，工作台倾斜角度为0°120°。设计中，其回转系统由0.37kw直流电动机，通过同步带传动第一级蜗杆减速第二级蜗杆减速后，带动工作台回转，该系统总传动比在36025600之间。工作台的许用回转力矩为2606n·m。设备要求交流220v供电、有足够的光照及通风换气条件、工作场地，环境温度应不超过40，相对湿度90%以下，海拔不超过1000m。工作时间为3年，每天按8小时工作制计算。4 回转机构的设计4.1回转机构传动简图图4.1.1 1000kg座式焊接变位机回转机构传动简图4.2原始数据本设计主要针对1000kg焊接变位机进

23、行设计，该设计的要求如下：1、 额定载重量：1000kg2、 最大回转力矩：1500nm3、 最大倾斜力矩：1500nm4、 工作台回转速度：0.10.6r/min5、 工作台倾斜速度：0.5r/min6、 工作台倾斜角度：0120°4.3工作条件设备要求交流220v供电、有足够的光照及通风换气条件、工作场地，环境温度应不超过40，相对湿度90%以下，海拔不超过1000m。工作时间为3年，每天按8小时工作制计算。4.4电动机的选择4.4.1倾斜机构电动机的选择由公式计算得pw=0.079kw，故选择直流电动机z2-31，额定电压为220v，额定转速为1500r/min。选用带制动电动

24、机的摆线针轮减速机，该减速机为外购件，型号为bwed 130-473-0.75。其中摆线针状减速器的传动效率一般在0.95左右。在减速器外连接的三个圆柱齿轮的传动效率在0.960.99之间，为计算方便，都取0.98，还有两个滑动轴承，传动效率取0.96，故，翻转机构的总传动效率为0.86。4.4.2回转机构电动机的选择电动机所需的输出功率为：其中：pw为工作机要求的输入功率，kw，为由电动机至工作机的总效率。根据要求，工作台回转速度为0.10.6r/min，最大回转力矩为1500nm由公式得：由电动机至工作机的总效率按照下式计算： 其中：1带传动的效率。2轴承的效率。3第一级蜗轮蜗杆传动的效率

25、。4第二级蜗轮蜗杆传动的效率。所以： 所以： 查机械设计手册选得电动机z3-12，其额定功率0.37kw，额定转速1500r/min，满载转速1410r/min。5 回转机构减速器的设计5.1总传动比i总=nm/nw=1410/0.6=2350,其中nm为电动机的满载转速，nw为工作台的回转速度，故选用二级减速器。5.2总传动比的分配为使带传动尺寸不致过大，其中ib是带传动的传动比，ig是蜗杆传动的传动比，满足ib<ig。可取ib=1.4，则ig=i总/ib=2350/1.4=1687.57又ig=i1×i2，ig=3080所以，取i1=42，i2=40。即第一级蜗杆传动比i1

26、=42，第二级蜗杆传动比i2=40。5.3传动装置的运动和动力参数的设计传动装置的运动和动力参数，主要是指各轴的转速、输入功率和输入转矩。他们是进行传动设计的重要依据。5.3.1各轴的转速 n1=nm/ib=1410r/min/1.4 =1007.14 r/minn2=n1/i1=1007.14r/min/42 =23.98r/minn3=n2/i2=23.98r/min/40 =0.60r/minnw=n3=0.60r/min5.3.2各轴的功率p1=pmb=0.37×0.98 kw=0.3626 kw p2=p1gr=0.3626×0.70×0.99 kw=0

27、.2513 kwp3=p2gr=0.2513×0.70×0.99 kw=0.1741 kw pw=p3r=0.1741×0.99=0.1724kw其中，b是同步传送带的效率，g是蜗杆传动的效率，r是一对滚动球轴承的传动效率。5.3.3各轴的转矩t0=9550pm/nm=9550×0.37/1410 n.m =2.51 n.mt1=9550p1/n1 =9550×0.3626/1007.14 n.m =3.44 n.mt2=9550p2/n2 =9550×0.2513/23.98 n.m =100.08 n.mt3=9550p3/n3

28、=9550×0.1741/0.6 n.m =2771.09 n.m tw=9550pw/nw =9550×0.1724/0.6 n.m =2744.03 n.m5.3.4各数据汇总 表5.3.4 传动机构各轴数据汇总表参数电动机轴1轴2轴3轴工作台转速/r/min14101007.1423.980.60.6功率/kw0.370.36260.25130.17410.1724转矩/n·m2.513.44100.082771.092744.03传动比1.442401效率0.980.6930.6930.996 传动零件的设计6.1同步带传动的设计确定设计功率pd： pd=

29、1.3×0.37=0.481kw选择v带型号对结构尺寸无严格要求，可选普通v带。根据pd和n1，查工具书选择z型v带。选择带轮直径d1，d2有工具书查得z型v带最小直径dmin=50mm，应使d1>dmin，考虑小带轮转速不是很高，结构尺寸有没有特别限制，取d1=70mm。 验算带速v=d1n1/60×1000=5.5m/s>5m/s，所以：d2=i1d1=1.4×70=98mm，d2选100mm，符合工具书推荐的基准直径，故带轮选择合适。确定中心距a和带长ld：初选中心距a0。由式0.7（d1+d2）a02（d1+d2）得119a0340。初选a0=

30、160mm，则带长 l'd=588.3mm查工具书圆整ld=630mm于是中心距a=a0+（ld+l'd）/2=160+（630-588）/2=181mma的调整范围：amin=a-0.015ld=171.55mmamax=a+0.03ld=199.9mm验算小带轮包角1：1=180°-（d2-d1）/a×57.3°=170.50°120°，所以中心距选择合适。确定v带根数 查工具书得： 查工具书得：p0=0.37kw， 查工具书得：kb=0.1734×10-3,，ki=1.1373， 则p0=0.0314kw。 查工

31、具书得：ka=0.96，kl=1.11， 带入计算公式得：z=1.77，选z=2。确定初拉力f0： 查工具书得： 查工具书得：q=0.06kg/m，带入公式得：f0=53.95n作用于轴上的压力q：查工具书得：带入数据得：q=213.3n带轮结构设计：以小带轮为例设计如图6.1.1：图6.1.1小带轮根据选择v带的类型（z型）查工具书得以下参数（见表6.1.2）： 表6.1.2 z型v带计算参数表项目符号参数值基准宽度（节宽）bp8.5基准线上槽深ha min2.0基准线下槽深hf min7.0槽间距e12±0.3第一槽对称面至端面的距离8±1最小轮缘厚min5.5带轮宽b

32、b=(z-1）e+2外径dwdw=d+2ha轮槽角34°带轮材料可按gb9439规定选用ht200。6.2第一级蜗杆传动的设计选择蜗轮、蜗杆材料蜗杆材料用45钢，轮齿表面淬火，硬度45hrc；蜗轮材料选用zcusn10pb1，金属模铸造。采用接触疲劳强度设计方法进行设计计算。假设工作时间为3年，每天工作8小时。接触疲劳强度设计计算公式： 应力循环次数： n=5.2×108次 khn=0.61由此得出h=268mpa×0.61=163.48mpa查工具书得,得出k=1.1选择蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2根据i=42，查工具书得，蜗杆头数z1=1，则蜗轮齿数z2=i&#

33、183;z1=42×1=42，z2在2982之间，合乎要求。确定蜗杆传递的转矩t2估计效率：根据z1=1，取 =0.7 t2=t1i =3.44×42×0.7=101.12nm由接触疲劳强度设计计算公式得,中心距a109mm，由蜗轮弯曲疲劳强度计算公式计算得出m2d1=700.42mm3由工具书查得m=4mm，直径系数q=12.50，蜗杆分度圆直径d1=50mm，z1=1，z2=42，=4°4012，则d2=mz2=4×42=168mm，中心距a=109mm验算初设参数：v2=d2n2/60×1000=2.642.5m/s，所以kv=

34、1.1合适。验算齿根弯曲疲劳强度：蜗轮当量齿数zv2=41.2，查得齿形系数yfa2=2.43，y=0.97，代入计算公式得f=6.27mpa27.95mpa=f。满足弯曲疲劳强度的要求，所以传动件选择合适。蜗轮蜗杆几何尺寸的计算 蜗杆齿顶圆 da1=d1+2ha1=58mm 蜗杆齿根圆直径 df1=d1-2hf1=40.4mm 蜗杆齿宽 b1=2.5m(z2+1)0.5=60mm 蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=176mm 蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=184mm 蜗轮齿宽 b2=d1sin(/2)=40mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a-da2/2=21mm6.3第二级蜗杆

35、传动的设计选择蜗轮、蜗杆材料蜗杆材料用45钢，轮齿表面淬火，硬度45hrc；蜗轮材料选用zcusn10pb1，金属模铸造。采用接触疲劳强度设计方法进行设计计算。假设工作时间为3年，每天工作8小时。接触疲劳强度设计计算公式： 应力循环次数： n=5.2×108次 khn=0.61由此得出h=268mpa×0.61=163.48mpa查工具书得,得出k=1.1选择蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2根据i=40，查工具书得，蜗杆头数z1=1，则蜗轮齿数z2=i·z1=40×1=40，z2在2982之间，合乎要求。确定蜗杆传递的转矩t2估计效率：根据z1=1，因选用的蜗

36、杆均为自锁蜗杆，所以取 =0.48， t2=t1i =3.44×40×0.48=160.128nm由接触疲劳强度设计计算公式得,中心距a125mm，由蜗轮弯曲疲劳强度计算公式计算得出m2d1=1223.2mm3由工具书查得m=5mm，直径系数q=10.00，蜗杆分度圆直径d1=50mm，z1=1，z2=40，=4°4012，则d2=mz2=5×40=200mm，中心距a=125mm验算初设参数：v2=d2n2/60×1000=2.66312.5m/s，所以kv=1.1合适。验算齿根弯曲疲劳强度：蜗轮当量齿数zv2=40.19，查得齿形系数yfa

37、2=2.43，y=0.98，代入计算公式得f=19.08mpa27.95mpa=f。满足弯曲疲劳强度的要求，所以传动件选择合适。蜗轮蜗杆几何尺寸的计算 蜗杆齿顶圆 da1=d1+2ha1=60mm 蜗杆齿根圆直径 df1=d1-2hf1=38mm 蜗杆齿宽 b1=2.5m(z2+1)0.5=80mm 蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=210mm 蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=62mm 蜗轮齿宽 b2=d1sin(/2)=45mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a-da2/2=20mm6.4第一级蜗杆轴的设计选择轴的材料并确定许用应力选用45钢，经调质处理，由工具书查得，其许用弯曲应力

38、b=60mpa，由工具书查得，其强度极限 b=650mpa。初步确定轴的直径按扭转强度估计轴的直径，由工具书查得，c=115，则 dmin=c(p/n)1/3=115×(0.3626/1007.14)1/3mm=8.2mm因轴端需连接大带轮，故轴端有键槽，将直径增大5%，则dmin=8.2×（1+5%）mm=8.61mm，与轴配合部分取22mm，配合轴径取20mm。轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配轴上的蜗杆与轴为一体锻造，左右两侧轴承型号为7206ac，b=16mm，d=30mm，用轴肩轴向定位，过渡配合或过盈配合周向定位。安装带轮的轴外伸端，用轴肩轴向定位，平键周向

39、定位。确定轴各段直径和长度第1段即外伸端直径与带轮配合，取d1=20mm，其长度应比带轮轴孔的长度稍长一些，取l1=20mm。第2段要安装轴承端盖、毡圈油封和轴承7206ac，故直径由轴承内圈直径决定，取d2=30mm，由于轴径圆周速度v>4m/s，轴承可采用油润滑方式，不需安装甩油环，故l2=b+m+c1，其中b为轴承宽度，b=16mm，m为轴承盖宽度，查工具书得，l座=+c1+c2+(38) =10+14+12+7=43mm，87654321 图6.4.1 第一级蜗杆轴示意图m=l座-b=43-16=27mm；c1为扳手空间，查工具书得，c1=14mm。故l2=（16+27+14）m

40、m=57mm,可取l2=60mm。3和7为定位轴肩，轴肩高度h=5mm，所以，d3=d7=d2+2h=（30+2×5）mm=40mm，取l3=20mm，l7=10mm。5为蜗杆，与二级蜗杆轴上的蜗轮相啮合。蜗轮外圆与减速箱内壁间距l1.2， 为壁厚，=0.04a+38，故可取=10mm，则l12mm，且de2184mm，故取轴中心线距内壁距离104mm。蜗杆齿宽60mm，故l5=60mm，l4=46mm，l6=41mm。8处安装7206ac轴承，轴长要比轴承宽度稍短，故取d8=30mm，l8=14mm。综上所述，一级蜗杆轴总长为261mm。6.5第二级蜗杆轴的设计选择轴的材料并确定许

41、用应力选用45钢，经调质处理，由工具书查得，其许用弯曲应力b=60mpa，由工具书查得，其强度极限b=650mpa。初步确定轴的直径按扭转强度估计轴的直径，由工具书查得，c=115，则dmin=c(p/n)1/3=115×(0.2513/23.98)1/3 mm=25.2 mm轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配蜗杆与轴是一体锻造的，左右两侧的轴承选用7206ac，b=16mm，d=30mm，靠轴套和轴肩轴向定位，过渡配合或过盈配合周向定位，一级蜗轮用轴套和轴肩轴向定位，平键周向定位。确定轴各段长度和直径7654321图6.5.1 第二级蜗杆轴示意图1处因需要安装7206ac轴承，

42、故d1=30mm。1处长度由轴承和蜗轮两者的安装尺寸确定，由工具书查得，蜗轮轮毂端面与箱内壁距离2=15mm，故l1=b+2+2=（16+15+2）mm=29mm。2处安装一级蜗轮，轴肩高度h=3mm，则d2=d1+2h=36mm，则由工具书查得，l=（1.21.8）d2b，齿宽b=40mm，故l=43.264.8mm，取l=47mm，轴长比孔的长度短，故l2=45mm。3处为定位轴肩，轴肩高度h=5mm，则d3=d2+2h=46mm，取l3=10mm。5为二级蜗杆，要与二级蜗轮相配合。蜗轮外径距箱内壁11.2，112mm，取1=40mm，故二级蜗杆轴中心线距后箱板距离为150mm。蜗杆齿宽b

43、=80mm，d5=60mm，l5=80mm，l4=83mm，d4=d6=40mm，取l6=107mm。7处安装轴承7206ac，故d7=30mm，l7要比b稍长一些，故l7=18mm。综上所述，二级蜗杆轴总长为369mm。6.6第二级蜗轮轴的设计选择轴的材料并确定许用应力选用45钢，经调质处理，由工具书查得，其许用弯曲应力b =60mpa，由工具书查得，其强度极限b=650mpa。初步确定轴的直径按扭转强度估计轴的直径，由工具书查得，c=115，则得dmin=c(p/n)1/3=115×(0.1741/0.6)1/3mm=53.4mm考虑轴输出端要开键槽，轴径增大5%，故dmin=5

44、5mm。 轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配轴承选用7213ac，b=23mm，d=65mm，轴肩和轴套轴向定位，过渡配合或过盈配合周向定位。二级蜗轮用轴肩和轴套轴向定位，平键周向定位。输出端安装工作台，配合长度为112mm，孔径56mm。确定轴各段长度和直径645321图6.6.1 第二级涡轮轴示意图1处安装7213ac轴承，故d1=65mm，轴的长度应比b稍长一些，2处上安装的轴套也应比蜗轮轮毂稍长一些，所以l1=23mm。2处尺寸由二级蜗轮的装配位置决定，由工具书查得，1=10mm，取1=30mm，l21，故可取l2=60mm，轴肩高度h=1.5mm，d2=d1+2h，故d2=68m

45、m。3处安装二级蜗轮，轴肩高度h=2mm，d3=d2+2h，故d3=72mm，则l=（1.21.3）d3=86.493.6mm，取l=92mm，轴长l3应比l稍短，故l3=90mm。4处为定位轴肩，轴肩高度h=4mm，则d4=d3+2h，故d4=80mm，根据110mm，取l4=70mm。5处安装轴承7213ac、轴承端盖和毡圈油封，故d5=65mm，l5=b+m+c1，轴承座宽度l座=+c1+c2+(38)d3=（10+22+20+2）mm=55mm，故m=l座-b=22mm，l5（23+22+22）mm=67mm，取l5=70mm。6处安装工作台，d6=56mm，轴的长度应比孔的长度稍长一

46、些，l6=110mm。综上所述，二级蜗轮轴总长度为423mm。6.7轴的校核以第二级蜗轮轴的校核为例进行轴的校核：第二级蜗轮轴的受力如图6.7.1所示，已知条件有：作用在蜗杆上的转矩t1=100.08nm，作用在蜗轮上的转矩t2=160.128nm，轴承支承距离l=244mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm，蜗轮分度圆直径d2=200mm，蜗轮内径d=72mm，齿形角=20°，轴承内径d=65mm，最大回转力矩为t=1500 nm。校核如下：图6.7.1 涡轮受力分析图蜗轮受力情况分析蜗轮圆周力 ft=2t2/d2=2×160.128/0.2 n=1601.28 n蜗轮轴向力

47、 fa=2t1/d1=2×100.08/0.05n=4003.2n蜗轮径向力 fr= fttan =1601.28×tan20°n=582.82n计算蜗轮垂直面弯矩轴承支反力 frav=241.803 n frbv=fr+ frav =824.623 n计算弯矩：截面c右侧弯矩 mcv= frbv·l/2=824.623×0.244/2 n·m=100.604 n·m截面c左侧弯矩 m´cv= frav·l/2=241.803×0.244/2 n·m=29.500 n·m计算蜗轮水平面弯矩轴承支反力 frah= frbh=ft/2=1601.28/2 n=800.64 n截面c处的弯矩： mch= frah·l/2=800.64×0.244/2 n·m=97.68 n·m计算合成弯矩 mc=（m2cv+ m2ch）1/2=(100.6042+97.682)1/2 n·m=140.22 n·m m´c=( m´cv)2+ m2ch1/2=(29.5002+97.682)1/2 n·m=102.0