300公斤手动焊接变位机的设计

1摘 要在我国，焊接变位机已成为制造业的一种不可缺少的设备，在焊接领域把他划为焊接辅机。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。使用焊接变位机械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。300 公斤手动焊接变位机正是当前众多焊接机械产品的一种，它通过一些机械传动机构，用来实现焊接工件的回转、倾斜，使得焊工操作的更加方便快捷，提高工作效率。在本次设计中，参照设计数据和相关资料，首先选择机构和传动方式，确定机构各个部分的传动功率、转矩和进行强度计算和校核，保证机构的合理性，使得设计出的装备能在给定年限内正常工作；然后对各个机构进行连接设计，画出结构简图；最后设计细节问题，画出总装图，保证产品的可生产性，便于规模化生产。本次设计的主要内容是一个倾斜机构，采用了涡轮蜗杆机构，用来减小尺寸和实现传动机构的自锁。整个机构简单可靠，操作方便。关键词：手动式焊接变位机；回转机构；倾斜机构；轴；齿轮；涡涡轮蜗杆2目 录1 引言 .11.1 开发焊接变位机的意义和目的 .11.2 焊接变位机目前的发展状况 .11.2.1 国内焊接变位机的产品简介 .11.2.2 国外焊接变位机的的产品简介 .22 手动焊接变位机总体方案设计 .32.1 设计方案的确定 .32.2 设计要求、技术要求 .32.3 回转机构的确定 .32.4 倾斜机构的确定 .32.5 机构预期寿命估算 .33 倾斜机构设计 .43.1 方案确定 .43.2 倾斜力矩的计算 .43.2.1 最大倾斜力矩 .43.2.2 计算传动功率，确定传动比 .43.2.3 传动比分配 .43.2.4 选材 .53.2.5 按齿面接触强度设计 .53.2.6 计算接触疲劳许用应力 .53.2.7 计算圆周速度 v.63.2.8 计算载荷系数 .63.2.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 .63.2.10 计算弯曲疲劳应力 .73.2.11 几何尺寸计算 .84 涡轮蜗杆机构设计 .84.1 选择蜗杆传动类型 .84.2 选择材料 .84.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 .834.3.1 确定作用在涡轮上的转矩 2T.84.3.2 确定载荷系数 K .84.3.3 确定弹性影响因素 EZ.94.3.4 确定接触系数 p.94.3.5 确定许用接触应力 H.94.3.6 计算中心距 .94.4 蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸 .94.4.1 蜗杆 .94.4.2 涡轮 .104.5 校核齿根圆弯曲疲劳强度 .105 倾斜轴的设计 .115.1 选取轴的材料 .115.2 初步估算轴的最小直径 .115.3 轴上结构设计 .115.3.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 .115.3.2 轴上零件的周向定位 .125.4 求轴上的载荷 .125.4.1 V 平面内倾斜轴轴受力分析 .135.4.2 按弯扭合成应力校核轴的强度 .155.4.3 校核倾斜轴的轴承 .165.4.4 倾斜轴上键的校核 .166 蜗轮轴的设计 .176.1 选取轴的材料 .1762 初步估算轴的最小直径 .176.3.轴上结构设计 .186.3.1 拟定轴上零件的装配方案 .186.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 .186.3.3 轴上零件的周向定位 .186.3.4 求轴上的载荷 .196.3.5 按弯扭合成应力校核轴的强度 .2146.3.6 校核倾斜轴的轴承 .216.3.7 倾斜轴上键的校核 .227 蜗杆轴的设计 .237.1 蜗杆轴结构设计及各部分尺寸 .237.1.1 蜗杆轴结构设计如图 .237.1.2 确定蜗杆轴各段轴尺寸 .237.2 蜗杆轴轴承的选择 .247.3 蜗杆轴键的选择 .247.4 蜗杆轴受力分析及校核 .247.4.1 蜗杆轴受力分析 .247.4.2 蜗杆轴强度校核 .277.4.3 按弯扭合成应力校核轴的强度 .287.4.4 蜗杆轴滑动轴承的选择 .297.4.5 蜗杆轴键的校核 .308 其它重要数据 .309 结语 .31参考文献 .32致 谢 .3311 引言1.1 开发焊接变位机的意义和目的在焊接生产中，经常会遇到焊接变位及选择合适的焊接位置的情况，针对这些实际需要，我们设计研制了焊接变位机，它可以通过工作台的回转和倾斜，使焊缝处于易焊位置。焊接变位机与焊接操作机配合使用，可以实现焊接的机械化、自动，提高了焊接的效率和焊接质量。焊接变位机可以应用于化工、锅炉、压力容器、电机电器、铁路交通、冶金等工业部门的自动焊接系统。在现在加工和制造过程中，焊接变位机已悄然成为一种不可缺少的设备，其作用越来越突出。特别是近十年来，这一产品在我国工业机械行业有了很大的发展，获得了广泛的应用。各种机械产品和机械设备的结构件大多数都很复杂，尤其是各种机械的主要关键部位，其焊接质量的好坏直接影响整机性能，而选择合适的变位机能提高焊接质量和生产效率，降低工人的劳动强度和生产成本，加强安全文明生产，有利于现场管理。特别是入世的冲击，机械市场竞争将会越来越激烈，国内企业必须适应形势，通过焊接变位机等基础设备投入达到生产能力的革命。因此，近年来焊接变位机得到国内工程机械行业的广泛共识，对着方面的投入都在加大。1.2 焊接变位机目前的发展状况在我国，焊接变位机也已悄然成为制造业的一种不可缺少的设备，在焊接领域把他划为焊接辅机。近十年来，这一产品在我国工程机械行业有了较大的发展，获得了广泛的应用。就型式系列和品种规格而言，已问世的约有十余个系列，百余品种规格，正在形成一个小行业。在国际上，焊接变位机包括各种功能的产品在内，有百余系列。在技术上有普通型的，有无隙传动私服控制型的，产品的额定负荷范围，达到 0.1KN18000KN。可以说，焊接变位机是一个品种多，技术水平不低，中、小、大发展齐全的产品。下面对焊接变位机在国内外的发展状况作简要介绍：1.2.1 国内焊接变位机的产品简介现在我国生产焊接变位机的的厂家已经不少，大都不成规模。以变位机为主导产品发展起来的企业尚未形成。天津鼎盛工程机械有限公司、无锡市阳通机械设备有限公司、长沙海普公司、威达自动化焊接设备公司等单位生产的变位机在国内占有较大市场。到 2000 年，国内已开发的变位机产品约 70 余品种规格，以下简述这些变位机的基本型式，基本型产品发展了 17 个系列，主要为普通型，用于手把焊，2此外，还有调速型、联控型（PLC、微机控制）和机器人配套型产品。与机器人配套用的变位机，开发了十余个品种。包括工位变换变位机（不参与焊接） ，如立式双工位、四工位、八工位变位机，双座单回转式八工位和倾翻回转式双工位变位机等：与机器人配套焊接变位机（机器人外部轴） ，如倾翻-回转伺服传动式、双座单回转伺服传动式、多轴单回转伺服传动式等。1.2.2 国外焊接变位机的的产品简介一般来说，生产焊接操作机、滚轮架、焊接系统及其他焊接设备的厂家，大都生产焊接变位机；生产焊接机器人的厂家，大多生产与机器人配套的焊接变位机。但是，以焊接变位机为主导产品的企业非常少见。德国 Severt 公司，美国 Aroson公司，我国天津鼎盛工程机械有限公司等，算是比较典型的生产焊接变位机的企业。德国的 CLOOS、奥地利的 IGM、日本松下机器人公司等，都生产伺服控制与机器人配套的焊接变位机。以下仅就变位机型式、第一主参数等做些介绍。（1）德国 Severt 公司该公司主要生产 8 种类型的产品，其中 7 种是焊接变位机。每种型式的焊接变位机，按其功能讲，均包括基本型、调速型、CNC 程控型和机器人配套型等 4 种产品。（2）德国 LCOOS 公司德国 LCOOS 公司是国际上生产焊接设备的大型公司之一。生产焊接机器人、焊机等产品，也生产作为焊接机器人外部轴的焊接变位机。在我国，除可见到与焊接机器人系统配套进口的 L 型双回转式、倾翻-回转式和单回转式变位机外，还生产卧式单座单回转 WPV、立式单回转 RR502 以及各种多轴焊接机器人配套的变位机。（3）美国 Aroson 公司美国 Aroson 公司生产的焊接设备有焊接变位机、操作机、滚轮架等，可称世界之最。这个公司生产的焊接变位机主要类型为倾翻-回转式、倾翻-回转升降式、双座双回转式、双座单回转式和双座单回转升降式，其承载能力范围为 11Kg1810 吨。（4）日本松下（Panasonic）公司日本松下公司也是机器人制造公司。这个公司生产的机器人外部设备焊接变位机有 12 个系列。他们把传动装置、机座、夹具体等做成了标准模块，集合而成这些产品系列，按轴数和结构型式分类。32 手动焊接变位机总体方案设计2.1 设计方案的确定2.2 设计要求、技术要求表 2-1 设计要求、技术要求工作台回转工作台倾斜载重量/Kg回转速度/ r/min倾斜速度/ r/min工作台尺寸/mm重心高度/mm偏心距/mm工作台倾斜角度/电机驱动手柄 300 0-1 0-1 600 200 150 0-1352.3 回转机构的确定由于工作台回转速度低，额定功率低，故可取手柄传动；因传动比比较大，并要求有自锁功能，故选择蜗轮蜗杆传动，选用一级齿轮。2.4 倾斜机构的确定工作台的倾斜是为了使工件定位，其倾斜运动一般是电动机经减速器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜。因此次设计的载重量不是很大，故采用人工手柄带动，采用两级减速，蜗轮蜗杆减速及半圆齿轮机构，从而形成 的调速范围。1202.5 机构预期寿命估算机构预期使用寿命为 5 年，由于变位机上面焊件不总是在全自动化条件下焊接及安装和取放，即不是连续工作，则按运行时间按工作时间的 50%计算。以每天两图 2-1 焊接变位机结构示意图4班制，全年工作 300 个工作日记则其使用寿命为 小时。120%582305根据焊接工装夹具及变位机械图册初步设计焊接变位机简图，如图 2-2 所示。3 倾斜机构设计3.1 方案确定倾斜机构是手柄经涡轮蜗杆减速器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜。减速器+扇形齿轮3.2 倾斜力矩的计算3.2.1 最大倾斜力矩由力学知识分析知，最大倾斜力矩出现在 = min，=90时及 = 90，=0 时22max1=h309.8015730TMGe Nm3.2.2 计算传动功率，确定传动比涡轮蜗杆传动， 圆柱齿轮2.43.二级传动总效率： 120.4972传动功率：max75.189.TMnpKw3.2.3 传动比分配总传动比 60=1i总图 2-2 手动焊接变位机简图5减速涡轮蜗杆 齿轮减速132i2.5i3.2.4 选材因为翻转速度不高，选用 7 级精度大小齿轮均选用 40Cr（调质） ，火焰表面淬火，硬度为 280HRC选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数 Z2=24X2.5=603.2.5 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即 21132. HEdt ZuKTd确定公式内的各计算数值试选载荷系数 =1.3tK计算小齿轮传递的转矩 551 519.09.0.186.702PT Nmn由表 10-7 选取齿宽系数 =0.5d查表 10-6 得材料的弹性影响系数 21a8.9MPZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的lim160HMPa接触疲劳强度极限 lim250HPa由式 10-13 计算应力循环系数 161320hNnjL662.845取接触疲劳寿命系数 =1.5 =1.341HNK2HN3.2.6 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得1lim.5609HNMPaS2li347K计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。t1dH52 2313 1.68703.189.2.() ()5.870tEtdKTuZd m63.2.7 计算圆周速度 v 19.12.5066060tdnms计算齿宽 1.52.8.dtbm计算齿宽与齿高之比 h模数16.92.34ttmZ齿高 2.515.90thm.90b3.2.8 计算载荷系数根据 ，七级精度，由图 10-8 查得动载系数 直齿轮，.165vms 1.02vKFHK由表 10-2 查得使用系数 ,由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承1AK悬臂布置时 由 ， 查图 10-13 得 ；故载荷.328H0.6bh1.328H1.42FK系数 1.5AKv3.2.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得 3311.25.9827.3tKdm计算模数 m 1.4dmZ按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 3a21dFSYKT确定公式内的各计算数值由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限a501MPFE2380FEMPa由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 ，1.FNK2.N73.2.10 计算弯曲疲劳应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式(10-12)得1.65041.29FNEKMPaS238.计算载荷系数 K 1.421590AvF查取齿形系数由表 10-5 查得 ；65.21aFY2.36a查取应力校正系数由表 10-5 查得 ；8.1Sa21.74Sa计算大、小齿轮的 并加以比较FYa12.6580.149aSF2.3.7.32aSFY大齿轮的数值大设计计算53221.59046.8710.32.67mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 5 按接触强度算得的分度圆直径 127.3d127.35dZ大齿轮齿数 2.62Z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.2.11 几何尺寸计算计算分度圆直径 1251dm265310dZm计算中心距 12307.a计算齿轮宽度 10.56.dbm8取 ，162.5Bm267.54 涡轮蜗杆机构设计蜗杆转速 80r/min ，传动比 i = 32 ，使用寿命为 12000 小时。4.1 选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085 1988 的推荐，采用渐开线蜗杆。4.2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度很低，故蜗杆用 45 钢；因希望效率高写，耐磨性好些。故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC，涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12）传动中心距 23a)EPHZKT（4.3.1 确定作用在涡轮上的转矩 2按 =1,传动效率 =0.43 则1z662120.184329.50=9.5=9568.nPT Nm4.3.2 确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 ;由表 11-5 选取使用系数K;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 ；则1AK 1.05V.AV4.3.3 确定弹性影响因素 EZ因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故 1260aEZMP4.3.4 确定接触系数 p先假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距 的比值 ，从图 11-18 可查得1da1.35d。2.9PZ4.3.5 确定许用接触应力 H根据蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度945HRC，可从表 11-7 中查得涡轮的基本许用应力 。a=268HMP应力循环次数 628060j121.03hNnL寿命系数 786.91.0HNK则 .23932.HANaaMPA4.3.6 计算中心距 23160.91.05884.637am故取中心距 mm，从表 11-2 中取模数 mm，蜗杆分度圆直径25mm。这时 。从图 11-18 中可查得接触系数 ,因为150d1.45da 2.64Z，因此以上计算结果可用。Z4.4 蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸4.4.1 蜗杆轴向齿距 mm；15.70aPm直径系数 ；q齿顶圆直径 mm;126aadh齿根圆直径 mm;138fn分度圆导程角 ；54r蜗杆轴向齿厚 mm7.832asm4.4.2 涡轮涡轮齿数 ；231Z涡轮分度圆直径 mm；2531d涡轮喉圆直径 mm；65aah涡轮齿根圆直径 mm；.2143ff涡轮咽喉圆半径 mm2207.gar104.5 校核齿根圆弯曲疲劳强度 21.53FFaFKTYdm当量齿数 233.487cos5.vz根据 ， ，从图 11-19 中可查得齿形系数 。20.5x23.487vz 23.FaY螺旋角系数 .110.904BY许用弯曲应力 FFNK从表 11-8 中可查得由 ZCuSn10P1 制造的涡轮的基本许用弯曲应力 56aFMP。寿命系数 6910.937.8FVK50.2.47aFMP1.26839536.18F所以弯曲强度是满足的。5 倾斜轴的设计5.1 选取轴的材料选 45 钢调质处理，由表 15-1 可查取如下参数：硬度：HBS=220；抗拉强度极限： =650 M Pa；弯曲疲劳极限： =275 M Pa；B1屈服极限强度： =355 M Pa；剪切疲劳强度： =155 M Pa；许用弯曲应力：01I=60 M Pa。15.2 初步估算轴的最小直径由前面计算可知 =1r/min，P=0.075Kw。查表 15-3 可取 115。n 0A33min00.75148.PdAm若考虑键槽直径应增加 15%，则 in48.5%.115.3 轴上结构设计拟定轴上零件的装配方案如图（5-1）5.3.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足齿轮的轴向定位要求，齿轮的右端应制出一段轴肩，故取齿轮右端的轴肩为 h=2.5，左端用垫圈和螺栓定位初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力，所以选用深沟球轴承，选用 0 组基本游隙组，初步选取深沟球轴承 6213，其尺寸为 。右端深沟球轴承:65123dDB采用轴肩进行轴向定位，由手册查得深沟球轴承 6213 的轴肩为 h=4.5轴承端盖的总宽度为 20mm 取轴与箱体连接部分的长度为 68至此。轴的各段直径和长度已确定。5.3.2 轴上零件的周向定位扇形齿轮与轴的连接和轴与箱体的连接均采用圆头平键连接。扇形齿轮与轴的连接的间的尺寸为 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 80mm，同时为了扇形149bh齿轮和轴有很好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ，同样轴与箱体的连76Hh接的键的尺寸 ，键槽用铣刀加工。轴与箱体的配合为 ，滚动轴承与8 k轴的配合定位是由过度配合来确定的，此处选轴的直径公差为 m6确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径 r=2245图 5-1 零件的装配方案125.4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时应从手册查取图 5-2 倾斜轴的简图图 5-3 轴的受力分析图135.4.1 V 平面内倾斜轴轴受力分析(1)垂直平面内受力分析如下图（2）做出倾斜轴在 V 面内的弯矩图（3）对倾斜轴在 H 面内进行受力分析图 5-4 垂直面受力分析图图 5-5 倾斜轴在 V 面内的弯矩图图 5-6 倾斜轴在 H 面的受力分析14（4）做出倾斜轴在 H 面内的弯矩图（5）将倾斜轴在 V 面和 H 面内的弯矩进行合成，并做出弯矩图如下图图 5-6 倾斜轴在 H 面的弯矩图图 5-7 倾斜轴弯矩合成图15（6）做出倾斜轴的扭矩图5.4.2 按弯扭合成应力校核轴的强度轴双向旋转，扭转切应力为对称循环应力取 ，轴的计算应力=12222ca=4MTTWW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 。因此1=60aP，故安全。ca15.4.3 校核倾斜轴的轴承（1）求比值 0591arFe（2）初步计算动载荷根据式(13-8a) praPfXY按照表 13-6， =1.01.2，取 =1.2pf按照表 13-5，X=0.56，Y 值需在已知型号和基本静载荷 后才能求出。由于初选轴0C承为 6211 深沟球轴承，此轴承的基本额定静载荷 29N求当量动载荷 P 0.561304prafXFY图 5-8 倾斜轴的扭矩图16（3）验算轴承的寿命根据式(13-5)366 7101042.10579.h hCL LnP所以轴承选择符合要求。5.4.4 倾斜轴上键的校核由机械设计 ，可得键连接强度校核公式(6-1)106PPkldT3102式中：T传递的转矩， ；mNk键与轮毂键槽的接触高度， ；键的工作长度， ；ld轴的直径， 。（1）倾斜轴与扇形齿轮键的校核已知 ；27694.mTN键的工作长度 ；l=L-b5183键与轮毂键槽的接触高度 k0.h=51.由式（6-1）得 2769407.3.38PMPa查机械设计表 6-2，得 10因 ,所以满足强度要求。P（2）倾斜轴与箱体键的校核已知 71694.mTN键的工作长度 l=L-b205键与箱体键槽的接触高度 k.h=126由式（6-1）得 794.5.70PMPa查机械设计表 6-2，得 12因 ,所以满足强度要求P176 蜗轮轴的设计6.1 选取轴的材料选 45 钢。调质处理，由 表 15-1 查得参数如下，硬度为 HBS=220 抗拉强度极365P限，弯曲疲劳极限 屈服极限强度 剪切疲劳极限650B127Ma035MPa许用弯曲应力1IMPa6062 初步估算轴的最小直径05A330.2041515.36241.pdAmh考虑有键槽，直径增大 12% min2%d所以取为 45mm6.3.轴上结构设计6.3.1 拟定轴上零件的装配方案6.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足齿轮的轴向定位要求，齿轮的右端应制出一段轴肩，故取齿轮右端的轴肩为 h=2.5，左端用垫圈和螺栓定位初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力，所以选用深沟球轴承，选用 0 组基本游隙图 6-1 涡轮轴的装配方案18组，选用的深沟球轴承 6210，其尺寸为 右端深沟球轴承采用5092dDB轴肩进行轴向定位，由手册查得深沟球轴承 6210 的轴肩为 h=3.5轴承端盖的总宽度为 20至此。轴的各段直径和长度已确定。6.3.3 轴上零件的周向定位扇形齿轮与轴的连接和轴与箱体的连接均采用圆头平键连接。扇形齿轮与轴的连接的间的尺寸为 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 80mm，同时为了扇形齿149bh轮和轴有很好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ，同样轴与涡轮的连接76Hh的键的尺寸 ，长为 63，同时为了保持涡轮和轴的对中性，选择齿轮轮149bh毂与轴的配合为 键槽用铣刀加工。滚动轴承与轴的配合定位是由过度配合来确76H定的，此处选轴的直径公差为 m6确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径 r=12456.3.4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时应从手册查取图 6-2 涡轮轴的简图图 6-3 涡轮轴的受力分析19（1）蜗轮轴在 V 面内进行受力分析（2）做出蜗轮轴在 V 面内的弯矩图（3）蜗轮轴在 H 面内进行受力分析图 6-4 涡轮轴在 V 面的受力分析图图 6-5 涡轮轴在 V 面的弯矩图图 6-6 涡轮轴在 H 面的受力分析20（4）列出静平衡方程，并对 B 点取弯矩（5）做出涡轮轴的扭矩图6.3.5 按弯扭合成应力校核轴的强度轴双向旋转，扭转切应力为对称循环应力取 =1，轴的计算应 2222ca=4MTTWW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 。因此1=60aP，故安全。ca1图 6-7 倾斜轴 B 点的弯矩图图 6-8 涡轮轴的扭矩图216.3.6 校核倾斜轴的轴承求比值 780.1345arFe初步计算动载荷根据式(13-8a) praPfXYF按照表 13-6， =1.01.2，取 =1.2pf按照表 13-5，X=0.56，Y 值需在已知型号和基本静载荷 后才能求出。由于初选轴0C承为 6210 深沟球轴承，此轴承的基本额定静载荷 23N求当量动载荷 P 0.561479.prafXFY验算轴承的寿命根据式(13-5) 366 610.802579.h hCL LnP所以轴承选择符合要求。6.3.7 倾斜轴上键的校核由机械设计 ，可得键连接强度校核公式(6-1)106PPkldT3102式中：T传递的转矩， ；mNk键与轮毂键槽的接触高度， ；键的工作长度， ；ld轴的直径， 。（1）涡轮轴与小齿轮的键的校核已知 516.870mTN22键的工作长度 l=L-b70.5146.m键与轮毂键槽的接触高度 kh=94.5由式（6-1）得 2.87109.6PMPa查机械设计表 6-2，得 因 ,所以满足强度要求P（2）涡轮轴与涡轮键的校核已知 516.870mTN键的工作长度 l=L-b14键与轮毂键槽的接触高度 k.h=94.5由式（6-1）得 26.87102.9PMPa查机械设计表 6-2，得 因 ,所以满足强度要求P7 蜗杆轴的设计7.1 蜗杆轴结构设计及各部分尺寸7.1.1 蜗杆轴结构设计如图图 7-1 蜗杆轴结构图237.1.2 确定蜗杆轴各段轴尺寸径向尺寸 轴向尺寸md501 ml971a22 4023 l53md4 m847.2 蜗杆轴轴承的选择查机械零件手册 ，选择滑动轴承，滑动轴承座型号为 HZ050，其各部分参数为 ， ， ， 。d50D60mR45B757.3 蜗杆轴键的选择根据 4 轴段 ， ，查机械零件手册选择圆头普通平键，d4l284公称直径 ，键长取 。hb12l7.4 蜗杆轴受力分析及校核7.4.1 蜗杆轴受力分析蜗杆轴受力如图图 7-2 蜗杆轴受力分析图24(1)H 平面内蜗杆轴受力分析水平面内蜗杆轴受力如图根据蜗杆轴结构和各个轴段尺寸可得 ，故 。mlBCA108mlAC216已知 ，因各个力对 A 点弯矩之和为零得NFt32.810ACHABt ll则 NlFACBtNH 16.9216083.12 因 1NHt故 FtNH 16.9.13.82 B 截面处得弯矩 mNlMAB 280691则水平面内蜗杆轴弯矩图如图图 7-3 蜗杆轴 H 平面内受力图图 7-4 蜗杆轴 H 平面内弯矩图25(2)V 平面内蜗杆轴受力分析水平面内蜗杆轴受力如图已知 则NFa8.421Fr176 mNdFMa 2.607128.41因各个力对 B 点弯矩之和为零可得 021BCNVANVlMl即 18.67082FF又因轴受力应该平衡，得 02NVrNV即 61计算可得 FNV7.2081FNV7.32B 截面处所受弯矩 mNlMABNV 6.2539108.1mlFBCNV 6.35087.22图 7-5 蜗杆轴 V 平面内受力图26则垂直平面内蜗杆轴弯矩图如图(3)合成弯矩图B 截面处 mNMVH 39.264.53928.069211 18022则蜗杆轴合成弯矩图如图因 ,则蜗杆轴所受扭矩图如图mNT17.20691图 7-6 蜗杆轴 V 平面内弯矩图图 7-7 蜗杆轴合成弯矩图图 7-8 蜗杆轴弯矩图277.4.2 蜗杆轴强度校核按弯扭合成应力校核轴的强度根据机械设计 ，可得回转轴强度校核公式37P122WTMca式中： 轴的计算应力， ；ca轴所受的弯矩， ；MmN轴所受的扭矩， ；T轴的抗弯截面系数， 。W3轴上承受最大弯矩和扭矩的截面是 B 面，因扭转切应力为脉动循环变应力，故取。6.0已知 md5则根据机械设计表 15-4 得抗弯截面系数 3336.12504.2mdW因此 MPaca 85.16.1257.0939.642轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1 查得 ，因601，故满足强度要求。1ca7.4.3 按弯扭合成应力校核轴的强度根据机械设计 ，可得回转轴强度校核公式37P122WTMca28式中： 轴的计算应力， ；caMPa轴所受的弯矩， ；MmN轴所受的扭矩， ；T轴的抗弯截面系数， 。W3轴上承受最大弯矩和扭矩的截面是 B 面，因扭转切应力为脉动循环变应力，故取。6.0已知 md5则根据机械设计表 15-4 得抗弯截面系数 3336.12504.2mdW因此 MPaca 85.16.1257.0939.642轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1 查得 ，因601，故满足强度要求。1ca7.4.4 蜗杆轴滑动轴承的选择A 处轴承所受径向力 NFNVHr 58.2097.816.92211 C 处轴承所受径向力 NVHr .3.2222A 处受力大，故只需满足 A 处轴承的要求就可以满足 C 处轴承要求。(1)选择轴承宽径比根据机床轴承常用的宽径比范围，取宽径比为 1。29(2)计算轴承宽度已知 md50mdB05.1(3)计算轴颈圆周速度 sdnV/157.0614.306(4)计算轴承工作压力 MPadBFP084.83205.29(5)选择轴瓦材料查机械设计表 12-2，在保证 , , 条件下，选定轴承材料PVP为铸锡磷青铜 。10PZCuSn7.4.5 蜗杆轴键的校核由机械设计 ，可得键连接强度校核公式6PPkldT3102式中：T传递的转矩， ；mNk键与轮毂键槽的接触高度， ；键的工作长度， ；ld轴的直径， 。已知， ，mNT07.217.20691 mbLl102，hk485.d4故 MPaP 35.210.330查机械设计表 6-2，得 ，10PMPa2因 ,所以满足强度要求。P8 其它重要数据工作台面厚度 mH5肋板厚度 S14轴承端盖螺钉为 8M轴端固定螺钉为 0手柄厚度 mS152滑动轴承座螺栓为焊接变位机总体结构布局如图 8-1图 8-1 手动焊接变位机总体布局图319 结语本次毕业设计的课题是 300 公斤手动焊接变位机，它通过一些机械传动机构，用来实现焊接工件的回转、倾斜，使得焊工操作的更加方便快捷，提高工作效率。它主要由两部分组成，倾斜机构和回转机构。倾斜机构使得工件在合适的位置，便于焊接；回转机构使得工件以一定转速随工作台旋转，便于提高焊接效率和焊接质量。这次设计的是一个纯机械产品，所以对机械设计和机械原理的基础知识要求较高，我在认真分析所选课题和手头资料后，从传动方案的设计入手。进行运动学和动力学设计，主要是设计倾斜机构；然后再进行传动件的计算设计，主要是齿轮、涡轮蜗杆