伸臂式焊接变位机设计 毕业论文.doc

郑重声明 本人呈交的学位论文是在指导老师的指导下，独立进行研究工作所取得的 成果。所有数据、图片真实可靠。尽我所知，除文中已经注明应用的内容外， 本学位论文的研究成果不包含他人享有著作权的内容。对本论文所涉及的研究 工作做出贡献的其他个人和集体，均已在文中明确的方式标明。本学位论文的 知识产权归属于培养单位 本人签名： 时间： 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。伸臂式焊接变位机的主体部分是翻转机构、回转机构、 底座。本设计主要是设计翻转机构的减速装置、回转机构的减速装置、 。以及每 个部分和零件的个参数的选择。 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：伸臂式焊接变位机；伸臂式减速器；回转机构 abstract abstract is the welding dislodgement machine kinematic scheme design is the core content of the welds dislodgement machine plan design. but the welds dislodgement machine movement degree of freedom is the prerequisite situation. the key of welding dislodgement machine is the design of movement degree in the best position welding,such as plate or rotation design. stretching arm-the welding dislodgement machine is rotating and turning over the specimens, in order to set the welded joint to the horizontal and the hull shape position mechanism. stretching arm-welding dislodgement machine is one kind of the most applied widespread welding dislodgement machine, the load-carrying capacity generally does not surpass one ton. the stretching arm-welding dislodgement machine main body part is turning over the organization, rotation organization, foundation. this design is mainly the design of the decelerating device in the turning over organization and rotating organization, as well as part and components parameter choice. stretching arm- welding dislodgement machine is advantageous to the realization the best position welding process, improves the working efficiency, reduces the fatigue strength and achieves the good welded joint shape. key words : boom deflection type welding machine ; boom type gear reducer ； slewing mechanism 目录 第 1 章 绪 论 1 1.1 课题的目的、意义 .1 1.2 课题背景和文献综述 .2 1.2.1 课题背景 2 1.2.2 文献综述 2 1.3 主要研究内容 .7 第 2 章 伸臂式焊接变位机的工作原理及其技术性能 8 2.2 伸臂式焊接变位机的工作原理 8 2.3 焊接变位机的技术性能 8 第 3 章伸臂式焊接变位机的设计 10 3.1 伸臂旋转减速器的设计。 10 3.1.1 伸臂旋转减速器的传动方案简图： 10 3.1.2 选择电动机： 10 3.1.3 确定传动比： 11 3.1.4 计算传动装置的运动和动力参数： 12 3.1.5 v 带轮的设计计算: 13 3.1.6 高速级蜗轮蜗杆设计： 15 3.1.7 低速级蜗轮蜗杆设计： 16 3.1.8 轴的校核： 17 3.1.9 轴承寿命的计算 19 3.1.10 较核轴上的键的强度： 20 3.2 伸臂式焊接变位机工作台回转机构的设计 21 3.2.1 总体传动方案简图： 21 3.2.2 选择电机： 21 3.2.3 确定传动比： 22 3.2.4 计算传动装置的运动和动力参数： 23 3.2.5 v 带轮的设计计算: .23 3.2.6 高速级蜗轮蜗杆设计： 25 3.2.7 低速级蜗轮蜗杆设计： 27 3.2.8 轴的校核： 28 结论 33 参考文献 34 鸣谢 35 1 第 1 章 绪 论 1.1 课题的目的、意义 为了适应快速变化的市场需求 ,增强市场竞争力 ,频繁更换产品的品种和 批量 ,这就对生产设备的自动化程度和柔性化程度提出了很高的要求。弧焊机 器人柔性加工单元正是一种具有柔性化特点的高度自动化焊接设备。它不仅能 提高焊接生产率、产品的焊接质量和可靠性、加工柔性和制造精度 ,而且还能 改善工人的劳动环境 ,降低劳动强度 ,提高经济效益 。焊接生产系统柔性化的 发展方向是以弧焊机器人为主体 ,配合多自由度变位机及相关的焊接传感控制 器件 ,在中央计算机的综合控制之下实现对复杂工件焊接路径的离线编程与图 形仿真、空间焊缝的实时精确跟踪及焊缝参数的在线调整 。 焊接结构产品在机械制造业中占很大的比重，要实现焊接结构产品生产的 机械自动化，必须使用大量焊接操作机、焊接变位机等焊接生产机械。焊接结 构产品多种多样，就要求焊接变位机来帮工人实现最佳位置的焊接。对复杂工 件焊接，由于焊缝在工件各个面上都可能存在，如果工件较大且转位较为复杂 时、工人劳动强度较大、生产效率较低。针对这种情况，我们研制了通过工作 台升降回转和翻转运动，使工件处于最佳焊接或装配位置的焊接变位机。 从功能角度分析，焊接变位机可以分为主要功能部分、辅助功能部分、控制 功能部分。 焊接变位机的主要功能部分包括以下两方面： 对焊接结构件进行装夹定位； 能够将待焊点沿着一定的轨迹移动到最佳位置。目前已有成形的焊接变 位机如滚轮架、翻转机等焊接设备。 上面所说的最佳焊接位置是指最有利于施焊并且能保证焊接质量的位置，即 通常所指的水平焊或船形焊位置（图 1.1） 。平焊缝的最佳焊接位置是指待焊点 的外法向矢量方向同重力作用方向相反；角焊缝的最佳焊接位置是指待焊点处 工件的夹角平分线外法向方向同重力作用方向相反。 待焊道是对焊缝形状轨迹的一种抽象描述，它可以是参数方程描述的规则形 状，也可以是由离散点组成复杂轨迹。待焊点是指位于待焊道上，处于焊枪下 即将进行焊接的位置，待焊点随着焊枪与待焊道的相对位置和焊接时间的变化 2 而变化。 焊接变位机的辅助功能是保证其他部分正常运做必须的辅助部分，例如焊接 时焊接电流的传导部分、埋弧焊的焊剂垫和系统的支撑部分等。 1.2 课题背景和文献综述 1.2.1 课题背景 焊接作为一种制造技术, 在机械制造工业中有着广泛的应用 。而焊接机械 装备就是为保证焊接质量, 提高焊接生产率, 改善工人作业条件, 为实现机械 化、自动化焊接生产过程的各种辅助装置和设备。其中焊件变位机械是在焊接 过程中改变焊件空间位置, 使其有利于手工操作者或机器人作业的各种机械设 备; 它在生产中的作用是其他焊接机械 如焊接操作机等 不可替代的。焊件变 位机械已成为机械化、自动化焊接生产线上的重要组成部分。 焊件变位机按功能不同, 通常分为变位机、滚轮架、回转台、翻转机四类。 但由于焊接结构产品形式多样, 因此对变位机的需求也必然多种多样, 传统现 有的变位机结构简单、功能单一, 显然不能满足实际焊接生产的需要, 设计多 功能、多种类的焊接变位机已势在必行。本文是根据现代生产方式下焊接变位 机的功能、作用, 结合自动化装配生产线中的焊件变位机械进行设计、分析, 给出了一种不同于一般变位机械, 具有更多功能、更多自由度, 更为灵活的变 位机械装置。 1.2.2 文献综述 现代化的工业生产，要求生产效率高，劳动强度低，产品质量优，价格低廉， 图 1.1 最佳焊接位置示意图 3 有竞争力。焊接结构的生产，同样应具有这些特性，在整个生产过程中，充分 应用工艺装备，实现生产的机械化，自动化。在焊接结构生产中，焊接时间占 全部时间的 1030%。其余为备料、装配、及辅助工作时间。节约每一工序时 间对缩短生产周期具有重要作用。另外，焊接产品质量的好坏，不仅取决于焊 接工艺质量与其他工序的质量也有密切关系。因此，不论焊接产品的质量要求 和批量的大小，均应考虑采用生产工艺装备。 采用工艺装备并不以为要选用机构复杂、价格昂贵的设备，许多情况下对一 些简单的定位器、压紧器或现有设备稍加改装，即可收到明显的技术和经济效 益。 一、焊接结构生产工艺装备功能为： 1、减轻下料、画线、零部件安装的工作量。 2、制品的几何尺寸一致，提高了精度和互换性。 3、降低对装配、焊接二人技术水平的要求。 4、减少搬运翻转时间，提高设备利用率和劳动生产率。 5、使焊接工作处于最有利位置，提高焊接速度和焊接质量。 6、减少焊接变形，免除或减少焊后矫正，为便于在焊接生产中使用工艺装 备。要求焊接制品具有以下特征： （） 制品外形集合形状尽可能规则、形式简单，易于备料及实现机械化 焊接。 （） 制品品种应尽可能少，同一制品几何尺寸应规格化、模数化和系列 化 二、焊接生产工艺装备的分类： 焊接产品种类繁多，形状尺寸各异，但焊接生产工艺装备一般包括以下三 种： 1 保持工件正确位置的； 2 防止热变形的； 3 改善焊接操作相对位置的。 习惯上，将定位、压夹、推拉等工艺装备称为夹具。装配、焊接台架，焊接 变位机等称为胎架或装置，但在实际生产中，他们的功能往往不是单一的。并 往往配合使用，成为专用焊接机床或生产流水线。 4 按照工艺装备的功能有如下分类： 装配用工艺装备：这类工装的主要任务的按产品图纸和工艺上的要求， 把焊件中各零件或部件的相对位置，能准确的固定下来。 主要包括：定位器及定位装置、推拉装置、压夹器及装配装置、装配台架。 焊接工艺装备：已点固好的焊件放在这类工装完成新有焊缝的焊接。它 的主要任务是防止焊接变形，并使处在各种位置的焊缝尽可能调到最利于施焊 的位置。主要包括： （1） 焊件操作机械（焊接变位机、焊接滚轮架、焊接翻转机） ； （2） 焊接机械（各种焊接机及焊接机器人） ； （3） 焊工操作机械； （4） 焊接辅助装置（焊丝处理装置、焊剂回收装置、焊剂垫） 。 装配焊接组合工艺装备：在其上能完成整个焊件的装配和焊接工作，它 兼具上述两种工装的性能； 装配焊接辅助装备 主要包括水压、气压试验台，运行试验台 检验用工艺装备： 按应用范围分 通用夹具：又称万能夹具，这类工装无需调整或稍加调整就能适用不同 工件的装配或焊接工作 专用工装：只适用于某一工件的装配或焊接，产品变换后，该工装即不 能再用。 按动力来源分类 手动：靠人力推紧、夹紧机构，以及达到夹紧工件的目的。 气动：又叫风动，利用压缩空气做动力推动夹紧机构，夹紧工件。 电动：利用电、磁为动力来夹持带动工件。 按结构形式分类： 伸臂式焊接变位机：适用于轻小焊件的翻转变位，载重量一般不超过 1t ( 图 1.2a) 座式焊接变位机：是应用最光的一种焊接变位机，载重量一般为 1 至 50 t ( 图 1. 2b ) 5 双座式焊接变位机：有较高的稳定性，使用于大型和重型工件的翻转变 位，栽重量一般都在 50 t 以上。( 图 1. 2c ) 三、焊接变位机 变位机是焊接用工艺装备中的焊件操作机械，是一种最常见的支撑并带 动工件改变位置的工艺装备。变位机一般可以实现两种基本的动作： （1） 工作台带动工件绕工作台的旋转轴作正反 360 度的旋转； （2） 工作台面可以倾斜，有时工作台的高度还可以升降，得到最佳的 焊接高度。变位机的夹持工件用的平面卡盘有各种运动方案。他们的 共同特点是即能绕自身轴线回转，又能绕另一轴线回转。常用的有如 下三种： 图 1.3a 是两根转轴互相垂直，并在一个平面内，本设计是采用此运动方案。 图 1.3b 的两根转轴也在一个平面内，但相互不垂直，卡盘在较大的空间中 转动。 图 1.3c 中两根转轴相互垂直，但不在一个平面内，卡盘可以在两个互相垂 直的平面上回转。 图 1.2 三种不同结构形式的变位机 a b c 图 1.3 变位机的三种运动方案 a b c 6 变位机的结构比较简单，工作可靠，占地面积小，而且可以移动。使用变 位机可以焊简体法兰及各种开头的框架、壳体、支架等开头复杂，焊缝位置各 异，在其他胎架上施焊困难的零部件，从而可以大大提高劳动生产率和焊缝的 质量。短焊缝多而且位置复杂的焊件，在变位机上施焊也十分有利。也可以在 变位机从事分割、堆焊、喷涂等作业，配以支承架，还可以当做翻转机，焊接 重量及长度较大的梁柱，构架及筒节等。大型变位机的承载能可达 2000 吨，而 最小的只有几公斤，适用范围最广。 变位机的工作台一般是用电动机来驱动回转并能调节速度，以便适用不同焊 接方法与焊接参数，近年来，变位机中已有用液压马达来回转工作台的，小型 变位机可以用人力来驱动，但不易得到稳定的转速，不利于圆形焊缝的自动焊。 翻转机构可使焊缝处于俯焊或船形焊的位置，工作台一般是圆形的，上有沟 槽，可以用螺栓及压板来固定工件。大型变位机的工作台为减轻自重常采用正 方形的，特殊需要时也可以设计成十字开头或其他形状。 选用变位机应注意以下几点： （1）应根据工件质量，固定在工作台上时重心的高度、重心的偏心距来选择 适当吨位的变位机。 （2）在变位机上焊接圆环焊缝时，应根据工件直径和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，工作台回转速度，如变位机仅用 于工件的变位，工作台回转速度及翻转速度应根据工件的几何尺寸和重量选 择，对大重型的工件速度应慢些。 （3）工作台的翻转速度一般不能调节，如倾翻时要进行焊接工作，应对变位 机提出特殊的要求。 （4）工作台上应该有连接焊接地线的装置，且不受工作台回转的影响，不允 许焊接地线接在变位机架上，从而使焊接电流通过轴承等转动零件。 （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 虑配用相应的焊接操作机械。 随着现代化科技的不断应用，焊接变位机目前已经发展到了一个比较高级的 阶段，焊接变位机已从简单的手动、发展到现在的机电一体化自动设备以及全 7 液压的变位机，使变位机的适用性，精度、稳定性和操作的方便灵活有了很大 的提高，从而得到了广泛的应有和，变位机可以配合各种自动焊、半自动焊和 手工电焊，通过其稳定的运转，精确的调速和方便灵活的操作，使工作台实现 各种预定动作，从而使焊缝处于最佳位置进行焊接，可以大大提高焊缝质量， 减轻劳动强度，提高生产率，使许多原本施焊十分困难的焊缝，现在变得轻而 易举。 1.3 主要研究内容 1、伸臂式焊接变位机的机构设计 2、伸臂式焊接变位机的翻转减速器的设计，其中包括：减速机构的设计 和参数的选择、电动机型号的选择 3、伸臂式焊接变位机回转机构的设计，其中包括：减速机构的设计和参 数的选择。 8 第 2 章 伸臂式焊接变位机的工作原理及其技术性能 2.2 伸臂式焊接变位机的工作原理 本变位机可以实现两种预定动作，即工作台的回转和工作台的翻转，而且 要求能够自锁，所以在变位机翻转机构和回转机构中都加了蜗轮蜗杆机构以达 自锁的目的 翻转机构的工作原理：电机转动时，通过皮带轮传到二级蜗轮蜗杆减速器， 经减速后，再经过三级蜗轮蜗杆速器。三级蜗轮所在的轴也就是翻转机构的最 后输出轴。从而使工作台翻转，由于采用了三级蜗轮蜗杆减速器，以实现机构 的自锁。 工作台的回转工作原理如下： 电动机转动，经过 o 型三角皮带传动，带动蜗杆，蜗轮转动（此蜗轮蜗杆 传动兼有减速和自锁两种作用） ，从而达到二级减速。再经过一对蜗轮蜗杆减速 （三级减速） ，最后输出轴连接回转平台，回转台完成回转工作。工作台的转速 是可调的，其调节是通过测速发电机调节电动机的转速度来实现的。 2.3 焊接变位机的技术性能 变位机为伸臂式焊接自动变位机，机器的自重为 0. 563 吨，允许工件的重 量是 0. 5 吨，载物台是为边长为 0.7 米的正方形载物台，所以可以承载工件尺 寸 3001500 mm，重量不超 0. 5 吨的工件。 变位机的承载能力与工件重心至工作台台面的距离，回转轴线的偏心距有 着密切关系，在变位机的设计额定载重量技术数据为： 工作台回转速度 0.0341.03 转/分 工作台倾斜速度 0.051 转/分 工作台最大回转力矩 750 nm 机重 0.563 kg 伸臂旋转锥角 45 伸臂旋转最大旋转力矩 1100 nm 伸臂旋转速度 0.72 转/分 载重量 500 kg 9 10工作台面最大高度 1297 m m 注： 伸臂式焊接变位机的臂旋转时在空间的轨迹为一锥面，因此，在改 变工件倾斜位置时，将伴随有工件的升高或下降。 为了防止侧向倾覆以及不使整个机构尺寸过大，伸臂式焊接变位机主要 用于手工焊和筒形工件的环缝自动焊。 该焊接变位机在工作台回转机构中有测速发电机和导电装置，前者可 进行速度反馈，使工作台能以稳定的焊速回转，以便获得优良的焊缝成型，后 者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。 在本设计的变位中，工作台的回转机构采用了三级蜗轮蜗杆减速，整体结 构较为紧凑，并装有测速发电机和导电装置，有利于获得优良焊缝成型，保证 设备的精度和使用寿命，在工作台倾斜机构上，装有两个行程开关，当工作台 超过倾斜极限位置时，可以立即停机，以免发生事故。无论是回转机构还是翻 转机构，都装有皮带传动和蜗杆传动，它们除可以减速外，皮带传动还有减震 和过载保护的作用，蜗杆传动有自锁作用，这对保证变位机运转速度和平稳和 安全作业都很有利。该变位机的回转总成布局合理，在工作台上未安放工件时 其重心位于倾斜轴线的一侧，安放工件后，综合重心将移近或移到倾斜轴线的 另一侧，使工作台无论在有载还是无载的情况下，重心新形成的倾斜力矩变化 不大，因此可以减小倾斜机构的驱动功率。 10 第 3 章伸臂式焊接变位机的设计 3.1 伸臂旋转减速器的设计。 3.1.1 伸臂旋转减速器的传动方案简图： 图 3.1 伸臂旋转减速器传动方案 3.1.2 选择电动机： 在电动机的选择过程中，主要考虑电动机的容量（额定功率） 。电动机的 容量（额定功率）选的合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小 于工作要求，则不能保证机器正常工作，或使电动机长期过载、发热而过早损 坏。容量过大则电动机价格高，能力有不能充分利用。由于经常不在满载下运 行，效率和功率因数都很低，造成很大浪费。 电动机的容量主要根据运行是发热条件决定，额定功率是连续运转下电动 机发热不超过许用温度的最大功率。满载转速是指负荷相当于额定功率时的电 机转速。同一类型的电动机按照额定功率和转速的不同，具有一系列型号。对 于长期连续运行的机械，要求所选电动机的额定功率 edp应该大于等于电动机 所需要的功率 dp，即 de。电动机所需的输出功率为： kwp 其中： w为工作机要求的输入功率，kw， 为有电动机至工作机的总效率。 根据要求伸臂旋转速度为 min/72.0r，伸臂最大回转力矩为 mn.10。 11 由公式得： 。 由电动机至工作机的总效率 按照下式计算： 4321 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。4 第二级蜗轮蜗杆传动的效率。 所以： 所以： 查机械设计手册第五卷选得电动机 4801y，其额定功率 kw5.0，额定转速 1500r/min，满载转速 1380r/min。 3.1.3 确定传动比： 根据电动机满载转速 mn和工作机转速 wn即可确定传动装置的总传动 比 接下来面临的问题就是如何合理的分配各级传动比。合理分配传动比，是 传动装置设计中的一个重要问题，它将直接影响到传动装置的外廓尺寸、重量、 润滑以及减速器的中心距等很多方面。分配传动比主要考虑以下几点： 1、各级传动的传动比最好在推荐范围内选取，不应超过其允许的最大值。 2、应充分发挥各级传动比的承载能力，注意使各级传动件尺寸协调、结构均匀 合理，避免各零件的干涉及安装不便。 3、应考虑带传动的传动比大小对总体结构的影响，如果传动比过大则大带轮直 径过大与减速器总体尺寸相比不协调，甚至与机座相干涉。 4、应使传动装置的外廓尺寸尽可能紧凑。 5、传动比分配还要考虑载荷性质。 综合考虑以上各因素，选带传动的传动比 2i。 kwrmnpw083.950in/7.knt950kwp d .7.30197i/72.0138riw. 0.59853421 12 对于两级蜗杆减速器，为了使结构紧凑，应使 12a，这时可取 ii21。 所以取第一级蜗轮蜗杆的传动比为 20.5，第二级蜗轮蜗杆的传动比为 48。 传动装置的实际传动比由于受到各种因素的影响，因而与要求的传动比常 有一定的误差，一般情况下，所选用的传动比应使工作机的实际转速与要求的 转速的相对误差在 %5范围内即可。设带传动的传动比为 1i，第一级（高速级） 蜗轮蜗杆的传动比为 2i，第二级（低速级）蜗轮蜗杆的传动比为 3。 则工作机的实际转速 而： 所以此传动比选择合适。 3.1.4 计算传动装置的运动和动力参数： 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。 它们是进行传动设计的重要依据。 （1）传动系统中各轴转速 n（r/min）： 3nw （2）各轴输入功率 p（kw）： kwkd 51.098.05.211 37632 276.423pw （3）各轴转矩 t（n m）： ； min/7.0485.2i/1321 rriinm%6.0i/72.0.mnr min/6902i/13801 rrim i/.5.i/69 12i in/7.048i/23 rrimnrkn.7in/69051.950 11 w.06i/.322rnpt.547in/7.0295033 13 3tw 3.1.5 v 带轮的设计计算: （1） 确定设计功率 dp: kad 查工具书可知 3.1ak,则 kwpd715.0.。 （2） 选择 v 带型号： 对结构尺寸无严格要求，可选普通 v 带。根据 d和 1n，查工具书选择 z 型 v 带。 （3） 选择带轮直径 21,d： 由工具书查得 z 型 v 带最小直径 m50in，应使 min1d，考虑小带 轮转速不是很高，结构尺寸又没有特别限制，取 71。 验算带速， 所以： di1407212， 2d符合工具书推荐的基准直径，故： 带轮选择合适。 （4） 确定中心距 a和带长 l d： 设计条件中没有限制中心距，故可初选中心距 0a。 由式 )(2)d(7.02d1021 得 4217 初选 a370mm，则带长： 查工具书圆整 mld120 于是中心距 a +， a 的调整范围： （5） 验算小带轮包角 1： 1208.693.57)(8021ad 所以中心距选择合适。 srnv /5/.6i/3861 )(10733704)1()02( 22210 adld m5.39210737d ld40.,.maxin 14 （6） 确定 v 带根数 z： 查工具书得： 查工具书得： 0p0.3kw， )1(0ibknp, 查工具书得： bk0.1734 10 3， i 1.1373，则 0p0.03kw。 查工具书得： 0.96， lk1.11， 带入计算公式得：， 选 z2， 符合推荐轮槽数。 （7） 确定初拉力 0f： 查工具书得： 2dqv)1k5.(zvp 查工具书得：q0.06kg/m, 带入公式得： （8） 作用于轴上的压力 q： 查工具书得：。 （9） 带轮结构设计 根据选择 v 带的类型（z 型）查工具书的得以下参数： 表 3.1 项目 符号 1 基准宽度（节宽） pb8.5 基准线上槽深 minah2.0 基准线下槽深 f 7.0 槽间距 e3.012 第一槽对称面 至端面的距离 f 8 最小轮缘厚 min5.5 带轮宽 bfezb2)1( 外径 wdawhd 轮槽角 o34 以大带轮结构如图 3.2： ld)(4.21.960)2.0(75zn581.506)9.(27.020 nzf o328.sin5sin10 15 图 3.2 大带轮结构 3.1.6 高速级蜗轮蜗杆设计： （1） 材料选择：由于是伸臂旋转减速机构较为重要，选蜗杆材料 20cr. 表面淬火，硬度 4550hrc；选蜗轮材料 zcusn10pb1，金属模铸造。 （2） 确定许用应力： 应力循环次数： 72 1023.160.360hlnn， 查工具书得 mpa4,paofoh，则 （3） 选择齿数 21z, ： 根据传动比 49.0ni参考工具书 1z2，则 98.4012iz。 取 42z，实际传动比 （4） 按齿面接触疲劳强度设计： 查工具书得： 查工具书得：载荷系数 k va 查工具书得： 1.a。 由于 2n较低，估计 smn/32取 ,1. 由于载荷平稳，通过磨合可以改善偏载程度，所以取 ,2.1k 所以载荷系数 k 2va， 而 nt7.1062，查得 ez mpa5 ，则 按照接触强度要求: 查工具书可选出 m3mm， 1d37mm， 2z1，q12.3， 412z，6381 。 则 zd22 中心距 ma80)(22。 （5） 验算初设参数： 原估计 smn/32，选 ,1.kv合适。 （6） 验算齿根弯曲疲劳强度： anyzofofnfh6.70 ,91692785.i 2he212)z(t9d 337)94(07.9sv /7.06.310622 16 查工具书得： 蜗轮当量齿数 43cos2zv，于是查得齿形系数 2fay2.38， 而， 带入计算式可得 满足弯曲疲劳强度的要求，所以传动件选择合适。 （7） 蜗轮蜗杆几何尺寸的计算 蜗杆齿顶圆直径： ，mhdaa43211 蜗杆齿根圆直径： ff 8.9 蜗杆齿宽： zb75.21 ； 蜗轮顶圆直径： ，aa2 蜗轮齿根圆直径： hdff .152 蜗轮齿宽： m48sin12， 蜗轮喉圆半径： rag.， 3.1.7 低速级蜗轮蜗杆设计： （1） 材料选择：由于是伸臂旋转减速机构较为重要，选蜗杆材料 20cr, 表面淬火，硬度 4550hrc；选蜗轮材料 zcusn10pb1，金属模铸造。 （2） 确定许用应力： 应力循环次数： 52 1072.6107.60hlnn， 查工具书得 mpa4,paofoh，则 （3） 选择齿数 21z, ： 参考工具书 1，则 481iz。 （4）按齿面接触疲劳强度设计： 查工具书得： 2he212)z(kt9dm 查工具书得：载荷系数 k va 查工具书得： .ak。 由于 2n较低，估计 sn/32取 ,1. 由于载荷平稳，通过磨合可以改善偏载程度，所以取 ,2.1k 所以载荷系数 k 2va， f12fafdmykt6.ff mpa4.243799.081062. .y anyzofofnfhh 2.730 ,81269278 17 mdb52sin12 而 mnt35472，查得 ez mpa15 ，则 按照接触强度要求： 查工具书可选出 m6mm， 1d72mm， 2z1，q12， 482z，6381 。 则 zd22 中心距 ma80)(2。 （5） 验算处设参数： 原估计 smn/32，选 ,1.kv合适。 （6） 验算齿根弯曲疲劳强度： 查工具书得： 蜗轮当量齿数 50cos32zv，于是查得齿形系数 2fay2.33， 而， 带入计算式可得 满足弯曲疲劳强度的要求，所以传动件选择合适。 （7） 蜗轮蜗杆几何尺寸的计算 蜗杆齿顶圆直径： ，mhdaa84211 蜗杆齿根圆直径： ff 6.57 蜗杆齿宽： z0.21 ； 蜗轮顶圆直径： ，aa32 蜗轮齿根圆直径： hff . 蜗轮齿宽： ， 蜗轮喉圆半径：， 3.1.8 轴的校核： 由上述计算可知对于伸臂旋转减速器的三根轴来说，输出轴 3 轴承受的扭 矩最大，而 1 轴和 2 轴所承受的扭矩远远小于 3 轴所承受的扭矩。所以，在轴 的校核过程中只需校核 3 轴。 设： tf为圆周力， r为径向力， af为轴向力。则查工具书得公式： 其中： mnt.7106 t.35472 mnd.721 d.28 o20 3329.45)048(.9sv /060781602f12fafdyt. ff mpa5.64769.1. 9.0yrag36 12dta 212tt tgfr212 18 代入公式得： 3 轴受力如图： (a) 其中： 单独考虑 2rf作用： (b) 对 b 点取矩建立平衡方程： mknmf10695.83601 解得：knf645.21 对 a 点取矩建立平衡方程： 24.2 解得：3.2 验算 1、 2： f96.8315.64.21 弯矩图如图： knmdtfta 96.27.106212 at .48.35212 tgtgfor 95.8206.12 mnknmmx.246896.3547 19 (c) 单独考虑 m作用： (d) 对 b 点取矩建立平衡方程： mnf.246301 解得： knf184. 对 a 点取矩建立平衡方程： 2 解得： 2 验算 1f、 2： kkn8.4.21 弯矩图如图： (e) 由以上各图可知： 危险截面处的最大弯矩： mnmnm.947.5412.69 根据第四强度理论得： 。 其中： w为抗弯截面系数。 对于空心轴， 其中 代入公式得： 所以 3 轴安全。 75.0122xw3)(dddd50,87.29347.)94.()508(275.01 2322 mpamx 20 3.1.9 轴承寿命的计算 由于减速机构采用了蜗轮、蜗杆机构，所以轴承得能够承受一定的轴向力， 选用圆锥滚子轴承。 （1）求轴承内部的附加力 如图所示： 求附加力的公式为：s=r/ （2y） ， 由设计手册查得: y1=1.4，e1=0.42，y2=1.7 ，e2=0.35 所以 （2）求轴承的轴向载荷： 因为 nnsfa 5.20.34782960.518 所以说轴承 1 放松=518.2n ，轴承 2 压紧=3478.2n 所以动量载荷 84.173).1(.)( ayaxrfpp （3）计算轴承寿命： 所以轴承寿命足够。 3.1.10 较核轴上的键的强度： 在整个减速器的传动轴中，只有 3 轴受的扭矩最大，所以只需要校核此轴 上的键的强度就足够了，此轴的轴径为 85mm，键的规格为 80142，键的 受力如下图所示： ,1451yr ,.7.1492yrshcnlh 31066 62.84.79.00 21 图 3.4 键的强度校核 首先校核键的剪切强度。将平键沿 n-n 截面分成两部分，并把 n-n 以下部 分和轴作为一个整体来考虑如图所示，因为假设在 n-n 截面上的剪切力均匀分 布，所以 n-n 截面上的剪切力为: blafq 对轴心取矩，由平衡方程: 0om得: 所以有 由此可见平键满足剪切强度。 其次校核键的挤压强度。考虑键在 n-n 截面以上部分的平衡，在 n-n 截面 上的剪力为： sbsbslhaf2 ， 投影水平方向，由平衡方程得： 因此求得： 149.72bsbs mpah 不满足挤压强度条件, 所以在此处用双键以增加强度。 3.2 伸臂式焊接变位机工作台回转机构的设计 3.2.1 总体传动方案简图： 图 3.5 总体传动方案简图 bsbsql或 eqmdl242.7185239 pablde 22 3.2.2 选择电机： 对于长期连续运行的机械，要求所选电动机的额定功率 edp应该大 于等于电动机所需要的功率 dp，即 de。电动机所需的输出功率为：kwwp 为工作机要求的输入功率，kw， 为有电动机至工作机的总效率。 根据要求工作台回转速度为 min/105.r，工作台最大回转力矩为 mn.750。 由公式得： 。 由电动机至工作机的总效率 按照下式计算： 4321 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。4 第二级蜗轮蜗杆传动的效率。 所以： 7.070.59853421 所以： 查机械设计手册第五卷选的电动机 12z，其额定功率 kw6.0，额定转速 1500r/min。 3.2.3 确定传动比： 根据电动机满载转速 mn和工作机转速 wn即可确定传动装置的总传动比： 150i/150ri 选带传动的传动比 8.。 对于两级蜗杆减速器，为了使结构紧凑，应使 12a，这时可取ii21 。所以取第一级蜗轮蜗杆的传动比为 17，第二级蜗轮蜗杆的传动比 为 48。 传动装置的实际传动比由于受到各种因素的影响，因而与要求的传动比常 有一定的误差，一般情况下，所选用的传动比应使工作机的实际转速与要求的 转速的相对误差在 %5范围内即可。设带传动的传动比为 1i，第一级蜗轮蜗杆 的传动比为 2i，第二级蜗轮蜗杆的传动比为 3i。 则工作机的实际转速 min/9.048175.n/321 rriinm kwrnpw9.950in/1.7ntw9kp wd 6. 23 而： %510min/19.0r 所以该传动比选择合适。 3.2.4 计算传动装置的运动和动力参数： 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。 它们是进行传动设计的重要依据。 （1）传动系统中各轴转速 n（r/min）： 3nw （2）各轴输入功率 p（kw）： kwkpd 56.098.06.211 417532 24.233pw （3）各轴转矩 t（n m）： ； 3tw 3.2.5 v 带轮的设计计算: （1）确定设计功率 dp: kad 查工具书可知 3.1ak,则 kwpd78.06.。 （2）选择 v 带型号： 对结构尺寸无严格要求，可选普通 v 带。根据 d和 1n，查工具书选择 z 型 v 带。 （3）选择带轮直径 21,d： 由工具书查得 z 型 v 带最小直径 m50in，应使 min1d，考虑小带轮转 速不是很高，结构尺寸又没有特别限制，取 721。 验算带速， srv /5/6.6/160 mnrkn.6in/815.095011 w.182i/7.422rn.0in/9.0590 min/815.i/101 rrim7.4812 i/in/.7rri 24 选择合适。 所以： mdi137285.12 （4）确定中心距 a和带长 l d： 设计条件中没有限制中心距，故可初选中心距 0a。 由式 )()d(7.02d1021 得 415. 初选 a160mm，则带长 查工具书圆整 mld710 于是中心距 a +， a 的调整范围： （5） 验算小带轮包角 1： 所以中心距选择合适。 （6） 确定 v 带根数 z： 查工具书得： 查工具书得： 0p0.38kw ， )1(0ibknp, 查工具书得： bk0.1734 10 3， i 1.1373， 则： 0p0.0314kw。 查工具书得： 0.96， lk1.11， 带入计算公式得：， 选 z2， 又因为有测速发电机，所以选 z3，符合推荐轮槽数。 （7） 确定初拉力 0f： 查工具书得： 2dqv)1k5.(vp0 查工具书得：q0.06kg/m 带入公式得： lad3.90.,58mxin n8.365.)96.02(5.702 7.1.960)2.0(715zld)( m16927062d 1203.59.7)(821ad)(91604)723()72(1602 d 25 （8） 作用于轴上的压力 q： 查工具得：。 （9）带轮结构设计 根据选择 v 带的类型（z 型）查工具书的以下参数： 项目 符号 参数值 基准宽度（节宽） pb8.5 基准线上槽深 minah2.0 基准线下槽深 f 7.0 槽间距 e3.012 第一槽对称面至端 面的距离 f 8 最小轮缘厚 min5.5 带轮宽 bfezb2)1( 外径 wdawhd 轮槽角 o34 以小带轮结构如图： 图 3.6 小带轮结构 3.2.6 高速级蜗轮蜗杆设计： （1） 材料选择：由于是伸臂旋转减速机构较为重要，选蜗杆材料 20cr，表面 淬火，硬度 4550hrc；选蜗轮材料 zcusn10pb1，金属模铸造。 （2） 确定许用应力： 应力循环次数： 72 1058.41607.460hlnn， 查工具书得 mpa,paofoh，则 nzfo293.15sin8.32sin210 panyzofofnfh76.4510 ,182269278 26 （3） 选择齿数 21z, ： 根据传动比 7ni参考工具书 1z2，则 3412iz。 （4） 按齿面接触疲劳强度设计： 查工具书得： h2e12)(kt9dm 查工具书得：载荷系数 k va 查工具书得： .ak。 由于 2n较低，估计 sn/32取 ,1. 由于载荷平稳，通过磨合可以改善偏载程度，所以取 ,2.1k 所以载荷系数 k 2va， 而 mnt1.82，查得 ez mpa5 ，则 按照接触强度要求： 查工具书可选出 m3mm， 1d36mm， 2z1，q12， 342z，6381 。 则 zd022 中心距。 （5） 验算处设参数： 原估计 smn/32，选 ,1.kv合适。 （6） 验算齿根弯曲疲劳强度： 查工具书得： 蜗轮当量齿数， 于是查得齿形系数 2fay 2.43， 而，带入计算式可得 满足弯曲疲劳强度的要求，所以传动件选择合适。 （7） 蜗轮蜗杆几何尺寸的计算 蜗杆齿顶圆直径： ，mhdaa4211 蜗杆齿根圆直径： ff 8. ff mpa6.3134699.081.1 2smv /250674162a69)(f21fafzdyt. 3312 7)834(20.9md37cos2zv 27 蜗杆齿宽： mzb415.221； 蜗轮顶圆直径： ，hdaa08 蜗轮齿根圆直径： ff .922 蜗轮齿宽： 67sin1， 蜗轮喉圆半径： ， 3.2.7 低速级蜗轮蜗杆设计： （1） 材料选择： 由于是伸臂旋转减速机构较为重要，选蜗杆材料 20cr，表面淬火，硬度 4550hrc；选蜗轮材料 zcusn10pb1，金属模铸造。 （2） 确定许用应力： 应力循环次数： 52 10.916.06hlnn， 查工具书得 mpa4,pa0ofoh，则 （3） 选择齿数 21z, ： 根据传动比 .48ni参考工具书 1z1，则 2.4812iz。 取 482z，实际传动比 i （4） 按齿面接触疲劳强度设计： 查工具书得： 查工具书得：载荷系数 k va 查工具书得： 1.ak。 由于 2n较低，估计 smn/32取 ,1. 由于载荷平稳，通过磨合可以改善偏载程度，所以取 ,2.1k 所以载荷系数 k 2va， 而 nt7012，查得 ez mpa15 ，则 按照接触强度要求： 查工具书可选出 m5mm， 1d60mm， 1z，q12， 482z， 631。 则： zd2402 中心距。 （5） 验算初设参数： 原估计 sn/32，选 ,1.kv合适。 312 .9)9548(270.9 mma0)(2sv /0694162 anyzofo