伸臂式焊接变位机设计--总体设计和旋转减速器设计

毕业设计（论文）任务书专业 机械设计制造及其自动化 班级 机械 052 姓名 栾旭光 下发日期 题目 0.5t 伸臂式焊接变位机设计专题 总体设计和旋转减速器设计主要内容及要求主要内容：伸臂式焊接变位机的总体设计和伸臂旋转运动机构的设计。编写设计说明书，绘制装配图及部分零件图。要求：必须以负责的态度对待自己所做的技术决定、数据和计算结果。在教师指导下，独立完成设计任务，培养较强的创新意识和学习能力，获得机械工程师的基本训练。整个设计在技术上是先进的，在经济上是合理的，在生产上是可行的。计算步骤清晰，计算结果正确；图面整洁，视图齐全，布局合理，线条、文字及尺寸标注符合国家标准；使用计算机设计、计算和绘图；设计说明书要求内容完整，文字通顺，语言简练，图示清晰，重要计算公式和数据应注明出处。设计说明书不少于 2 万字，查阅文献 15 篇以上，翻译与课题有关的英文资料 2 篇，译文字数不少于 5 千汉字，绘制图纸折合总量不少于 5 张 A1。主要技术参数载重量 500 kg，允许工件尺寸 3001500 mm，工作台回转速度 0.051 r/min，伸臂旋转速度 0.72 r/min，工作台最大回转力矩 750 Nm，伸臂最大旋转力矩1100Nm，伸臂旋转锥角 45进度及完成日期3 月 23 日 4 月 12 日（3 周）：课题调研，理解熟悉设计任务，借阅资料，翻译英文文献，制订设计计划。4 月 13 日 4 月 26 日（2 周）：方案设计，选择确定机器总体方案及部件方案。4 月 27 日 5 月 31 日（5 周）：技术设计，在草图的基础上完成装配图和零件图的绘制。6 月 1 日 6 月 14 日（2 周）： 技术文件编制，编写完成毕业设计说明书，打印图纸，上交说明书和图纸。6 月 15 日 6 月 21 日（1 周）：教师审阅毕业设计，学生准备答辩。教学院长签字 日 期 教研室主任签字 日 期 指导教师签字 日 期指 导 教 师 评 语指导教师: 年 月 日指 定 论 文 评 阅 人 评 语评阅人: 年 月 日答 辩 委 员 会 评 语指导教师给定成绩(30%)评阅人给定成绩(30%)答辩成绩（40%） 总 评答辩委员会主席签字评定成绩青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书I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，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：焊接变位机械；带传动；蜗轮蜗杆传动；减速器青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书IIAbstractThe 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 key 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 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 disserates 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 makes 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青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书III目录摘要 .IAbstract .II目录 .III前言 .1第 1 章 绪论 .21.1 课题研究现状及意义 .21.2 焊接变位机械概述 .21.3 论文主要研究内容 .4第 2 章 带传动的设计 .62.1.电动机的选择 .62.2.带传动的设计计算 .6第 3 章 旋转减速器设计 .103.1 传动比的分配 .103.2 二级蜗杆传动设计 .103.3 蜗杆轴的设计计算及校核 .183.4 轴承的选择及校核 .233.5 键的选择及校核 .28第 4 章 焊接变位机的总体设计 .314.1 伸臂梁的设计计算： .314.2 底座和箱体的简单设计 .32结论 .33参考 文献 .34致谢 .35附件 1 .36青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书IV附件 2 .46青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书1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 0.5t 伸臂式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。 青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书2第 1 章 绪论1.1 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、重心偏青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书3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，通常用于青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书4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，青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书5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。青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书6第 2 章 带传动的设计2.1.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 KwP5.2.2.带传动的设计计算（1）确定带轮的计算功率（2-1）PKAca式中： 工作情况系数：由资料1表 8-7 查得 =1.1；AK所需传递的额定功率即电动机的功率： 。P kw5.0（2-2）5.01caP6.（2）选择带的带型根据计算功率 和带轮转速 。.kwca605.min391rn选取普通 V 带的类型由资料1图 8-11 选择为 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 mbp/顶宽 /高度 mh/横截面积 A/楔角 Z 8.5 10.0 6.0 47 40（3）确定带轮的基准直径 并验算带速1d 初选小带轮的基准直径根据 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青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书7应使 ，这里取 。min1dmd901 验算带速 v根据资料1式 8-13 计算带的速度（2-3）smsnDv /5.6/10639106带速不宜过高或过低，（2-4）smvs/3/5故带速合适。 计算大带轮的基准直径由 可得12ddi（2-5）md18092其中 为大小带轮之间的传动比 。i i故取带轮直径 。md1802（4）确定中心距 ，并选择带的基准长度adL 结合资料1式 ,初定中心距 。ma40 计算相应的带长 0dL021210 42addad （2-6）989042 m带的基准长度 ，根据 由资料1表 8-2 选取，可得 。dL0d Ld150 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）2/0doLm)104(4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 。39青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书8（5）验算小带轮上的包角 1ad 3.57801240/9（ 2-8）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 rcaPZ/（2-9）KKlA02式中：当包角不等于 180 度时的修正系数，参见资料1表 8-2；lK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。 （7）计算单根 V 带的初拉力的最小值( )0Fmin由资料1表 8-3 得 Z 型带的单位长度质量 ，所以Kgq/1.2min0)5.2()( vzPca（2-10）NN4.385.60.69.80 2应使带的实际初拉力 。min0)(F（8）计算压轴力 p压轴力的最小值为（2-11）NFzp 7.1524.67sin.382sin)(2)(1m0min （9）带轮选材大带轮的材料为 ，小带轮的材料为 Q235-A。HT青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书9基准直径 ，由于安装带轮的轴径为 20mm。md1802故带轮可采用腹板式（图 2-1） 。图 2-1 腹板式带轮青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书10第 3 章 旋转减速器设计3.1 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/69021rDn额故总传动比 ，初分高低速级传动比分配为 ，95872.06出ni 31581ii确定高速级传动比 ，低速级传动比 。31i 32i3.2 二级蜗杆传动设计3.2.1 高速级蜗杆传动设计电动机输入功率为 ，电机转速 ，传动比为 ，输出KwP5.01min/1390rn30i转速 设使用寿命为四年每年工作 300d，每天工作 8h，JC=40%。min/23/12rin（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 8CGB100891988，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aRm选用 20Cr。（2）选用蜗杆蜗轮的齿数青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书11传动比 30i参考资料2表 16.5-5，取 ，1z3012iz（3）确定许用应力（3-1）NvsHPZ由资料2表 16.5-14 查得 =220N/ ， ，按图 16.5-2 查得HP2m2/70mF，由图 16.5-3，采用浸油润滑，得 。smvs/5.1 98.vs轮齿应力循环次数（3-2）62 103.5430160 hLjnN查资料2图 16.5-4 得 ， 。8.1Z5.NY（3-3）2/89mNHP（3-4） 5.9.07NF（4）接触强度设计（3-5）2125KTzdmHP式中：载荷系数 K=1.2。蜗轮轴的转矩（3-6）mNnT17235.0950212（式中暂取 ） 。代入上式75.0=945 （3-7）172.30215dm3查资料2表 16.5-4，接近于 =945 的是 1000 ，相应1 3mm=5mm， =50mm。1d查表 16.5-6，按 i=30，m=5mm， =50mm，其 a=100mm， ， ，1d312z5.02x蜗轮分度圆直径 ，导程角 。mmz5352 7.5青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书12（5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率实际传动比 3112zimin/6.902rin蜗轮的圆周速度（3-8）sndv /18.062.156012 滑动速度（3-9）smndvs /8.17.5cos609cos601求传动的效率，按 321式中： 74.0271.5tantan1 v由资料2表 16.5-16 查得 ；v2取 。则98.0,.32（3-10）71.098.74.0321 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）HPvAEHKdTZ21940式中：查资料2表 16.5-11 得 =155 ；/mN按表 16.5-12 取 =0.9（间歇工作） ；取 =1.1；取 =1.1。AKv蜗轮传递的实际转矩青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书13（3-12）mNnPT 5.1672.059950212当 时，查资料2图 16.5-4 得 。svsm/8.1 vsZ（3-13）2/5.308.1970HP将上述诸值，代入公式（3-14）222 /./.1506794 mNmNHPH （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）FPFSvAFYmdKT216式中：按 及 ，查图 16.5-18 得 =3.3447.3.5cos332zv 5.0xFSY924.1.21Y/5.9mNFP将上述诸值，代入公式（3-16）22/5.9/97. 954.031501.6NNFPF（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smVs8.1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）SPt d/)1(00式中:周围空气的温度，常温情况下可取 20 C；t 蜗杆蜗轮的传动效率, ；75.0青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书14箱体的表面传热系数，可取 =(8.1517.45) ，当周围空气流动ddCmw2良好时 可取偏大值。这里取 ；15d输入功率， 。pKwp.020./.2t 9.45.6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89.65置。（10）几何尺寸计算已知：a=100mm， ， ， ， ， 。1z32md501d1525.02x mzbmdfa 3.495306.806.8 8.211 取 =50mm。1 mdhcmchbdDxmhafaaaawfa 1)3860()( )2.152.047. 170)6(1538.522. 1602121 *1122*2 一 般 取3.2.2 低速级蜗杆传动设计经高速级传动后输入功率为 ，输入轴转速KwP4.071.5012 ，输出转速 设使用寿命为四年每年工作 300d，每天工min/26.1rnmin/7.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 GB100891988，其示意图见图 3-2。青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书15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aRm选用 HT200 铸造。（2）选用蜗杆蜗轮的齿数传动比 3172.0/6/21ni参考资料2表 16.5-5，取 ， 。ziz（3）确定许用应力（3-18）NvsHPZ由资料2表 16.5-14 查得 =220N/ ， 。按图 16.5-2 查得HP 2m2/70mF，由图 16.5-3 知，采用浸油润滑，得 。smvs/5.0 1vs轮齿应力循环次数（3-19）52 107.483072.60hLjnN查资料2图 16.5-4 得 ，.1ZNY（3-20）2/5.1mHP（3-21） 70NNF（4）接触强度设计（3-22）2125KTzdmHP青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书16式中：载荷系数 K=1.2。蜗轮轴的转矩（3-23）mNnPT38207.4095022（式中暂取 ） 。代入上式7.0=8662 （3-24）3820.1352012dm3查资料2表 16.5-4，接近于 =8662 的是 9000 ，相应1m3m=10mm， =90mm。查表 16.5-6，按 i=31，m=10mm， =90mm，其 a=200mm，1d 1d， ，蜗轮分度圆直径 ，导程角 。32z02x mzd3002 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）sndv /012.67.31012滑动速度（3-26）smvs /.34.cos069cos61求传动的效率，按 321式中： 58.02.43.6tantan1 v由表 16.5-16 查得 ；v52.4v取 。则98.0,.32（3-27）56.098.0321 （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）HPvAEHKdTZ21940青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书17式中：查资料2表 16.5-11 得 =155 ；EZ2/mN按资料2表 16.5-12 取 =0.9（间歇工作） ；取 =1.1；取 =1.1。AKvK蜗轮传递的实际转矩（3-29）mNnPT 2971.05649950212当 时，查资料 2图 16.5-4 得 。svm/1.0vsZ（3-30）2/356.10HP将上述诸值，代入公式（3-31）222 /35/7.9.9.3109745 mNmNHPH （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）FPSvAFYmdKT216式中：按 及 ，查图 16.5-18 得 =2.54。.34.6cos332zv 0xFSY947.123.61Y/70mNFP将上述诸值，代入公式（3-33）22/70/6.18 947.05.139.NNFPF（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.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）sPt da /)1(00青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书18式中:周围空气的温度，常温情况下可取 20 C；at 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(8.2d动良好时 可取偏大值。这里取 ；1d输入功率， ；pKwp4.020.5/4.2t 587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。87（10）几何尺寸计算已知：a=200mm， ， ， ， ， 。1z32md901d31022x mzbmdfa 6.98036.0806.8.211 取 =100mm。1 mdhcmchbdDxmhafaaaawfa 2)610()( ).52.0.87. 350)3(101862.12. 302121 *1122*2 一 般 取3.3 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 T1P11青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书19mNnPTrKW6.76905.950mi/6.111（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：MPaEsb510.2736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）mnPAd6.1095.133mi 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青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书20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2d，所以轴 e-f 直径为 30mm，而长度为 50mm。mTDd17530 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1d，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6hb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 。4525）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。ma1.3 轴传递的转矩（3-36）mNT5.16726.95071.02蜗杆所受的圆周力（3-37）dFt 250.1蜗杆所受的径向力 tan2tan20tan121 diTdTFr N81320tan157.36. （3-38）蜗杆所受的轴向力（3-39）NFta231带轮的切向力（3-40）NZFr 7.1524.67sin.82sin)(21m0 青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书21式中：Z 为 V 带的根数；为单根 V 带的初拉力最小值；min0F为带轮上的包角。1 求支反力1）在水平平面的支反力，由 0AM0211dFabRrBz 539.083.217z NBz5由 得0z RBzAz 8.628132）在垂直平面内的支反力， 0BM（3-41）0cFbaRrtAy 01.73.529.1826.7NAyRBy 4.56）作弯矩图和扭矩图 在水平平面的弯矩图 mNaRMAzDz 18.721089.62dFazz 35.6.3.71 在垂直平面内的弯矩图 mNRAyDy 4.17089.25.1cFMrE 637 合成弯矩计算：青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书22（3-42）mNMDyzD 1234.178.222（3-43）z 8.965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青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书23取 ，轴的计算应力6.0（3-44）MPaTMDca 98.42301.16.75.9043222 又因轴的材料为 45 钢，调质处理，查手册得 MPaca61轴的强度符合要求。3.4 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 ；r150内径为 ；md5外径为 ；D8计算系数为 。5.140Ye将受力其简化为力学模型见下图 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： NFbh1697e2bv0NFe6.78其中: FNatr 19,23,69711atr 21,238青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书24图 3-5 轴承受力力学模型B,E 处所受总的力大小为：（3-45）2bvhbFN71（3-46）2eee 80（2）求两轴承的计算轴向力：由 派生的轴向力rFdF（3-47）NYrd9275.18021（3-48）Frd 4.72轴向受力分析如下图 3-6：图 3-6 轴承轴向受力图 NFNFdda 2402031)721698(121 青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书25可见 B 轴承压紧，E 轴承放松。两轴承轴向力分别是： NFda7321012（3）求轴承的当量动载荷 1P,（3-49）eFra26.07831（3-50）ra.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： ；5.1,4.01YX对于轴承 E： 。2由资料1表 13-6， ，取 。8.pf 2.1pf（3-51）NFYXPar361（3-52）frp402221按照轴承 B 的受力大小及寿命进行校核：（3-53）hPCnLk0601可知满足其寿命要求。3.4.2 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 ；r460内径为 ；md3青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书26外径为 ；mD5计算系数为 。4.130Ye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 NFbva12768tha05.其中： FNetr 3,216,83A，B 处所受总的力大小为： 2bvhbFN167aa94（2）求两轴承的计算轴向力由 派生的轴向力rFdF青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书27NYFrd604.1271r892轴向受力分析如下图 3-8。图 3-8 轴承轴向受力图 NFNFddae 248293)6023(1 可见 A 轴承压紧，B 轴承放松。两轴承轴向力分别是： da601NFe2932（3）求轴承的当量动载荷 1,P（3-54）eFra36.071（3-55）ra.942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： ；0,1YX对于轴承 A： 。4.22由资料1表 13-6， ，取 。8pf 2.1pf（3-56）NFYXPar4.01（3-57）frp 36852221P按照轴承 A 的受力大小及寿命进行校核：青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书28（3-58）hPCnLk306011可知满足其寿命要求。3.5 键的选择及校核3.5.1 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：630mtLhb5.36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）dklMc/20式中：输入转矩 ；MmN轴直径， ；dd20键与轮毂的接触高度， ；k mthk5.2键的工作长度， 。l bLl424.0/6.cMpapac35.故其挤压强度满足强度要求。（2）剪切强度根据公式：（3-60）lbd/20246.青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书29Mpapa128.1式中：轴直径, ；dmd20键的工作长度；l输入扭矩 ；MN键的宽度， 。bmb6故其挤压强度满足强度要求。3.5.2 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：76142mtLhb9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）dklMc/20式中：输入转矩 ；MmN轴直径, ；dd80键与轮毂的接触高度， ；k mthk5键的工作长度， 。l bLl4（3-62）80/962cMpapac369.故其挤压强度满足强度要求。（2）校核其剪切强度青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书30根据公式：（3-63）lbdM/20541896papa2.3式中：轴直径, ；dmd80键的工作长度；l输入转矩 ；MN键的宽度， 。bmb14故其挤压强度满足强度要求。青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书31第 4 章 焊接变位机的总体设计4.1 伸臂梁的设计计算整个回转机构的重量，载重 ，机身重 ，则：Kgm501Kgm502。Kgme10由工作情况可知，臂梁所承受的最大弯矩发生在当回转机构处于水平位置时，整个臂梁可视作悬臂梁，其力学模型简化如下图 4-1：图 4-1 伸臂梁力学模型则计算其相关力有： ，NFyx10,（4-1）LGMmax（4-2）32dW（4-3）（4-4）gmGe（4-5）6