伸臂式焊接变位机设计总体设计和旋转减速器毕业设计

1、 I / 50伸臂式焊接变位机设计伸臂式焊接变位机设计-总体设计和旋转减速器设计总体设计和旋转减速器设计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

2、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。关键词关键词：焊接变位机械；带传动；蜗轮蜗杆传动；减速器 II / 50AbstractAbstractThe design of the moving system of the welding positioner is the core content of the scheme design,

3、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 machineryand the base.The ar

4、m-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 positionersmake

5、up 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 ge

6、nerator and then the controller will adjust the speed makes sure of the high welding line quality.Weldingpositioner is in favor of the welding process to achieve the best possible position,improving efficiency,reducing the fatigue strength,and forming a good weld.K Ke ey y w wo or rd ds s: :welding

7、posioner,belt drive,worm drive,reducer III / 50目录目录摘要摘要 I IA AbstractbstractIIII目录目录 IIIIII前言前言 1 1第第 1 1 章绪论章绪论 2 21.1 课题研究现状与意义 21.2 焊接变位机械概述 21.3 论文主要研究容 4第第 2 2 章带传动的设计章带传动的设计 6 62.1.电动机的选择 62.2.带传动的设计计算 6第第 3 3 章旋转减速器设计章旋转减速器设计 10103.1 传动比的分配 103.2 二级蜗杆传动设计 103.3 蜗杆轴的设计计算与校核 183.4 轴承的选择与校核 233.

8、5 键的选择与校核 28第第 4 4 章焊接变位机的总体设计章焊接变位机的总体设计 31314.1 伸臂梁的设计计算：31 IV / 504.2 底座和箱体的简单设计 32结论结论 3333参考参考文文献献 3434致致 3535附件附件 1 13636附件附件 2 24646 1 / 50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

9、，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与其装配，重点介绍其中的回转机构的设计与其组装，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。 2 / 50第第 1 1 章章 绪论绪论1.11.1 课题研究现状与意义课题研究现状与意义国外大型结构件的焊接一般应用机械手，从国目前的工艺现状与设备投入情况，完全用焊接机器人代替手工焊

10、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，存在一定的安全隐患。因此，近年来人工焊接变位机得到国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与应用，对学生的综合能力进行的一次较为实质性的锻炼。1.21.2 焊接变位机械概述焊

11、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。1.2.11.2.1 焊接变位机械的结构与使用特点焊接变位机械的结构与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

12、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 3 / 50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，工作台的回转速度与倾翻速度应根据工件的几何尺寸与重量选择，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

13、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、链条式与油压千斤顶式。（1）头尾架式翻转机 这种翻转机由主动的头架与从动的尾架组成，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，

14、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 4 / 50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

15、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与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与装配作业。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。1.2.21.2.2 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

16、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围的倾斜，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。1.31.3 论文主要研究容论文主要研究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， 5 / 50回转机构，以与底座的总体设计，同时对机械当中的旋转减速机构进行了详细的设

17、计描述：包括电动机的选择，二级蜗轮蜗杆减速器的设计，带轮与其传动带的设计计算，箱体的设计等。 6 / 50第第 2 2 章章 带传动的设计带传动的设计2.1.2.1.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. 02.2.2.2.带传动的设计计算带传动的设计计算此处省略 NNNNNNNNNNNN 字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩 验算带速v根据资料1式 8-13 计算带的速度 （2-3）smsmnDv/55. 6/100060

18、13909010006011带速不宜过高或过低， （2-4）smvsm/30/5故带速合适。 计算大带轮的基准直径由可得12dddid （2-5）mmdd1809022其中 为大小带轮之间的传动比。i2i故取带轮直径。mmdd1802 7 / 50（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。208mma4000 计算相应的带长0dL02212100422addddaLddddd （2-6）40049018018090240022mm1229带的基准长度，根据由资料1表 8-2 选取，可得。dL0dLmmLd1250 计算中心距与其变动围:a传动的实际中心距近似为 （2

19、-7）2/0dodLLaamm)10400(mm410考虑到带轮的制造误差,带长误差，带的弹性以与因带的松弛而产生的补充紧的需要，常给出中心距的变动围。mm440390（5）验算小带轮上的包角1adddd3 .57180121410/3 .5790180180 （2-8）904 .167故满足小带轮的包角条件。（6）确定带的根数 Z.带的根数rcaPPZ/ （2-9）KKPPPKlA002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。 K 8 / 50（7）计算单根 V 带的初拉力的最小值()0Fmin由

20、资料1表 8-3 得 Z 型带的单位长度质量，所以mKgq/1 . 02min0)5 . 2(500)(qvzvKPKFca （2-10）NN4 .3855. 606. 055. 6298. 0605. 0)98. 05 . 2(5002应使带的实际初拉力。min00)(FF （8）计算压轴力pF压轴力的最小值为 （2-11）NNFzFp7 .15224 .167sin4 .38222sin)(2)(1min0min（9）带轮选材大带轮的材料为，小带轮的材料为 Q235-A。200HT基准直径，由于安装带轮的轴径为 20mm。mmdd1802故带轮可采用腹板式（图 2-1） 。图 2-1 腹板

21、式带轮 9 / 50第第 3 3 章章 旋转减速器设计旋转减速器设计3.13.1 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/69021rDDnn额故总传动比，初分高低速级传动比分配为，95872. 0690出nni3195821iii确定高速级传动比，低速级传动比。301i322i3.23.2 二级蜗杆传动设计二级蜗杆传动设计3.2.13.2.1 高速级蜗杆传动设计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KwP55. 01min/13901rn 30i转速设使用寿命为四年每年工作 300d，每天工作 8h，JC=40%。min

22、/23/12rinn（1）选择传动的类型，精度等级和材料 10 / 50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。蜗轮选aRm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，11z3013012 izz（3）确定许用应力 （3-1）NvsHPHPZZ由资料2表 16.5-14 查得=220N/，按图 16.5-2 查得HP2mm2/70mmNFP，由图 16.5-3，采用浸油润滑，得。sm

23、vs/5 . 198. 0vsZ轮齿应力循环次数 （3-2）62103 . 54 . 0843001236060hLjLnN查资料2图 16.5-4 得，。08. 1NZ85. 0NY （3-3）2/23308. 198. 0220mmNHP （3-4）2/5 .5985. 070mmNYNFPFP（4）接触强度设计 （3-5）2221215000KTzdmHP 11 / 50式中：载荷系数 K=1.2。蜗轮轴的转矩 （3-6）mNnPT1712375. 055. 095509550212（式中暂取） 。代入上式75. 0=945 （3-7）1712 . 13023315000212dm3mm

24、查资料2表 16.5-4，接近于=945的是 1000，相应12dm3mm3mmm=5mm，=50mm。1d查表 16.5-6，按 i=30，m=5mm，=50mm，其 a=100mm，蜗轮1d312z5 . 02x分度圆直径，导程角。mmmmmzd1553152271. 5（5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率实际传动比3113112zzimin/26.223169012rinn蜗轮的圆周速度 （3-8）smndv/18. 06000026.2215560000122滑动速度 （3-9）smndvs/88. 171. 5cos6000069050cos6000011求传动的效率，按321式中：7

25、4. 0271. 5tan71. 5tantantan1v 12 / 50由资料2表 16.5-16 查得；v2v取。则98. 0,98. 032 （3-10）71. 098. 098. 074. 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）HPvAEHKKKddTZ22129400式中：查资料2表 16.5-11 得=155；EZ2/mmN按表 16.5-12 取=0.9（间歇工作） ；取=1.1；取=1.1。AKvKK蜗轮传递的实际转矩 （3-12）mNnPT5 .16726.2271. 055. 09550

26、955022112当时，查资料2图 16.5-4 得。svsm/88. 197. 0vsZ （3-13）2/5 .23008. 197. 0220mmNHP将上述诸值，代入公式（3-14）222/5 .230/1851 . 11 . 19 . 0155505 .1679400155mmNmmNHPH（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）FPFSvAFYYmddKKKT212666式中：按与，查图 16.5-18 得=3.3447.3171. 5cos31cos3322zzv5 . 02xFSY9524. 012071. 511201Y2/5 .

27、59mmNFP 13 / 50将上述诸值，代入公式 （3-16）22/5 .59/97. 99524. 034. 35155501 . 11 . 19 . 05 .167666mmNmmNFPF（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与其选用冷却装置 （3-17）SPttd/ )1 (10000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箱体的表面传热系数，可取=(8.1517.45)，当周围空气流ddCmw2动良好时可取偏大值。这里取；d15d输

28、入功率，。pKwp55. 020. 015/25. 055. 01000200t9 .45209 .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809 .65置。（10）几何尺寸计算已知：a=100mm，。11z312zmmd501mmd15525 . 02xmmmmmzbmmmmmddmmmmmddfa3 .4953106. 0806. 08382 . 0152502 . 0126052502211111取=50mm。1b 14 / 50mmmmddhcmmmcchmmmhhmmdbmmmmmdDmmddmmxmddmmmmxhamddfaaaaaawwfa11)38

29、60()()2 . 0(152 . 0) 1(54575. 0170)10160(21551387 . 152155)2 . 1 (21605 . 015215522111211*112222222*22一般取3.2.23.2.2 低速级蜗杆传动设计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KwKwPP4 . 071. 055. 012，输出转速设使用寿命为四年每年工作 300d，每天工min/26.221rn min/72. 02rn 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 GB1008919

30、88，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。蜗轮选aRm用 HT200 铸造。（2）选用蜗杆蜗轮的齿数传动比3172. 0/26.22/21nni 15 / 50参考资料2表 16.5-5，取，。11z3113112 izz（3）确定许用应力 （3-18）NvsHPHPZZ由资料2表 16.5-14 查得=220N/，。按图 16.5-2 查得HP2mm2/70mmNFP，由图 16.5-3 知，采用浸油润滑，得。smvs/5 . 01vsZ轮齿应力循环次数 （3-19）52107 . 14 . 0843

31、00172. 06060hLjLnN查资料2图 16.5-4 得，6 . 1NZ1NY （3-20）2/3526 . 11220mmNHP （3-21）2/70170mmNYNFPFP（4）接触强度设计 （3-22）2221215000KTzdmHP式中：载荷系数 K=1.2。蜗轮轴的转矩 （3-23）mNnPT382072. 07 . 04 . 095509550222（式中暂取） 。代入上式7 . 0=8662 （3-24）38202 . 13135215000212dm3mm查资料2表 16.5-4，接近于=8662的是 9000，相应12dm3mm3mmm=10mm，=90mm。查表

32、16.5-6，按 i=31，m=10mm，=90mm，其1d1da=200mm，蜗轮分度圆直径，导程角312z02xmmmmmzd310311022。34. 6（5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率 16 / 50蜗轮的圆周速度 （3-25）smndv/012. 06000072. 031060000122滑动速度 （3-26）smndvs/1 . 034. 6cos6000026.2290cos6000011求传动的效率，按321式中：58. 052. 434. 6tan34. 6tantantan1v由表 16.5-16 查得；v52. 4v取。则98. 0,99. 032 （3-27）56.

33、 098. 099. 058. 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）HPvAEHKKKddTZ22129400式中：查资料2表 16.5-11 得=155；EZ2/mmN按资料2表 16.5-12 取=0.9（间歇工作） ；取=1.1；取=1.1。AKvKK蜗轮传递的实际转矩 （3-29）mNnPT297172. 056. 04 . 09550955022112当时，查资料2图 16.5-4 得。svsm/1 . 01vsZ （3-30）2/3526 . 11220mmNHP将上述诸值，代入公式 （3-31）222/352/7 .

34、2901 . 11 . 19 . 03109029719400155mmNmmNHPH（7）蜗轮齿根弯曲强度校核 17 / 50按资料2表 16.5-10，齿根弯曲强度验算公式 （3-32）FPFSvAFYYmddKKKT212666式中：按与，查图 16.5-18 得=2.54。6 .3134. 6cos31cos3322zzv02xFSY947. 012034. 611201Y2/70mmNFP将上述诸值，代入公式 （3-33）22/70/6 .18947. 054. 210310901 . 11 . 19 . 02971666mmNmmNFPF（8）选取蜗杆传动的润滑方法根据蜗轮蜗杆的相

35、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与其选用冷却装置 （3-34）sPttda/ )1 (10000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dC17.45)w/m(8.152d动良好时可取偏大值。这里取；d15d输入功率，；pKwp4 . 020. 015/44. 04 . 01000200t582078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 18 / 50已知：a=200mm，。1

36、1z312zmmd901mmd310202xmmmmmzbmmmmmddmmmmmddfa6 .98103106. 0806. 08662 . 01102902 . 012110102902211111取=100mm。1bmmmmddhcmmmcchmmmhhmmdbmmmmmdDmmddmmxmddmmmmxhamddfaaaaaawwfa22)66110()()2 . 0(5102 . 0) 1(105 .8275. 0350)20330(23101862 . 1102310)2 . 1 (23300110231022111211*112222222*22一般取3.33.3 蜗杆轴的设计计

37、算与校核蜗杆轴的设计计算与校核（1）利用已知条件求蜗杆上的功率，转速 n 和转矩 T1P11mNmmNnPTrnKWP6 . 769055. 095509550min/69055. 011111（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：MPaEMPaMPaMPaMPasb5111015. 2155270360650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 19 / 50 （3-35）mmnPAd66.1069055. 01153311min因最小直径显然是带轮的径

38、，所选的轴径与带轮的径相适应，故最小轴径为20mm。（3）轴的结构设计与校核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。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

39、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 20 / 505）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。mma1 .13轴传递的转矩 （3-36）mNmNT

40、5 .16726.22955071. 055. 02蜗杆所受的圆周力 （3-37）NNdTFt216506 . 720002000111蜗杆所受的径向力tan2000tan2000tan212221diTdTFFtrN81320tan15571. 0316 . 72000（3-38）蜗杆所受的轴向力 （3-39）NFFta223321带轮的切向力 （3-40）NNFZFr7 .15224 .167sin4 .38222sin)(21min0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0AM02111dFaFbaRar

41、Bz02522339 .1088138 .217BzRNRBz2 .150由得 0z 21 / 50NRRBzAz8 .6628132）在垂直平面的支反力，0BM （3-41）0cFbFbaRrtAy01 .737 .1529 .1082168 .217AyRNRAy25.159NRBy45.20925.1597 .1522166）作弯矩图和扭矩图在水平平面的弯矩图mNmNaRMAzDz18.721089. 08 .662mNdFMMaDzDz35.16025. 0223318.72211在垂直平面的弯矩图mNaRMAyDy34.171089. 025.159mNcFMrEy16.110731

42、. 07 .152合成弯矩计算： （3-42）mNmNMMMDyDzD11234.1718.782222 （3-43）mNmNMMMDyDzD8 .1916.1135.162222作弯扭矩图见图 3-4 22 / 50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6 . 0 （3-44） MPaTMDca98.42301 . 0106 . 76 . 0105 .19043232322又因轴的材料为 45 钢，调质处理，查手册得 23 / 50MPaca601轴的强度符合要求。3.43.4

43、轴承的选择与校核轴承的选择与校核3.4.13.4.1 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；KNCr1250径为；mmd50外径为；mmD85计算系数为。5 . 141. 0Ye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与竖直方向得力：NFbh1697NFeh2669NFbv7010NFev6 .778其中:NFNFNFatr19168,2133,6976111NFNFNFatr216,2233,813222 24 / 50图 3-5

44、 轴承受力力学模型B,E 处所受总的力大小为： （3-45）22bvbhbFFFN7212 （3-46）22eveheFFFN2780（2）求两轴承的计算轴向力：由派生的轴向力rFdF （3-47）NNYFFrd9275 . 122780211 （3-48）NNYFFrd24049 . 127212222轴向受力分析如下图 3-6：图 3-6 轴承轴向受力图NFNNFFFddaa240420311)73221619168(2121可见 B 轴承压紧，E 轴承放松。两轴承轴向力分别是：NFFda73211NFFFFdaaa203111212 25 / 50（3）求轴承的当量动载荷21P,P （3

45、-49）eFFra26. 0278073211 （3-50）eFFra8 . 272122031122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 . 011YX对于轴承 E：。0, 122YX由资料1表 13-6，取。8 . 12 . 1pf2 . 1pf （3-51）NFYFXfParp333611111 （3-52）NFYFXfParp400222222221PP 按照轴承 B 的受力大小与寿命进行校核： （3-53）hPCnLk10000601016可知满足其寿命要求。3.4.23.4.2 对高速级轴轴承进行校核对高速级轴轴承

46、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；KNCr8 .460径为；mmd30外径为；mmD55计算系数为。4 . 143. 0Ye将受力其简化为力学模型见图 3-7。 26 / 50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与竖直方向的力NFNFbvav127686NFFFtbhah1085 . 0其中：NFNFNFaetr2233,216,813A，B 处所受总的力大小为：22bvbhbFFFN16722avahaFFFN694（2）求两轴承的计算轴向力由派生的轴向力rFdFNNYFFrd60

47、4 . 12167211NNYFFrd2484 . 12694222轴向受力分析如下图 3-8。 27 / 50图 3-8 轴承轴向受力图NFNNFFddae2482293)602233(21可见 A 轴承压紧，B 轴承放松。两轴承轴向力分别是：NFFda6011NFFFdaea229312（3）求轴承的当量动载荷21,PP （3-54）eFFra36. 01676011 （3-55）eFFra3 . 3694229322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, 111YX对于轴承 A：。4 . 1,40. 022YX由资料1表 13-6，取

48、。8 . 12 . 1pf2 . 1pf （3-56）NFYFXfParp4 .20011111 （3-57）NFYFXfParp36.41852222212PP 按照轴承 A 的受力大小与寿命进行校核： （3-58）hPCnLk300000601016可知满足其寿命要求。 28 / 503.53.5 键的选择与校核键的选择与校核3.5.13.5.1 大带轮处的键选择与校核大带轮处的键选择与校核根据资料3由带轮处的直径选择键，其型号GB1096 -79(90)，相关尺寸：6306mmtmmLmmhmmb5 . 33066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）dkl

49、Mc/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，。lmmbLl24245 . 220/6 . 22000cMpaMpaca365 . 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/200024620/6 . 22000 MpaMpap128 . 1式中：轴直径,；dmmd20 29 / 50键的工作长度；l输入扭矩；MmN 键的宽度，。bmmb6故其挤压强度满足强度要求。3.5.23.5.2 低速级涡轮轴上的键选择与校核低速级涡轮轴上的键选择与校核根据资料3由轴径选择键，其型号为GB1096 -

50、79(90) ，其相关尺寸：761422mmtmmLmmhmmb9761422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/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）54580/962000cMpaMpaca369 . 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/2000541480/962000 MpaMpa122 . 3p 30 / 50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

51、挤压强度满足强度要求。 31 / 50第第 4 4 章章 焊接变位机的总体设计焊接变位机的总体设计4.14.1 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：Kgm5001Kgm5002。Kgme1000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：，NFFyx10000, 0 （4-1）LGMmax （4-2）323dW （4-3） （4-4）gmGe （4-5）63max1010032dmglWM （4-6）3531014. 3108 . 932ld

52、当时，mml850mml931014. 3108 . 932353mmd93这里取。mmd108 32 / 504.24.2 底座和箱体的简单设计底座和箱体的简单设计底座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗振性能；当同时用作滑道时，滑道部分还应具有足够的耐磨性。此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。底座和箱体的结构尺寸和大小，决定于安装在它的部或外部的零件和部件的形状和尺寸与其相互配置，受力与运动情况等。设计时应使所装的零件和部件便于装拆与操作。底座和箱体的一些结构和尺寸，如壁厚，凸缘宽度，肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力，材料消耗，质量和成本，均有

53、重大的影响。但是由于这些部位的形状不规则和应力的分布复杂性，基本上按照经验公式，经验数据，或比照现用的类似机件进行设计，而略去强度和刚度等的分析与校核。此次论文设计采用的机座和箱体的设计采用经验公式和比照的方法进行设计。 33 / 50结论结论本论文全面介绍了伸臂式焊接变位机械的综合设计，包括回转机构，倾斜机构与底座等几部分的设计计算，其中回转机构和倾斜机构的减速器均采用二级蜗轮蜗杆减速器，从而得到了较低而又平稳的工作转速，在回转机构中测速发电机的使用将其工作台的速度与时反馈到电动机的控制装置，进而调节电动机的转速以适应工作台的速度，将其稳定在某个围，保证其焊缝质量。 34 / 50参考文献参

54、考文献1濮良贵,纪名刚. 机械设计(第八版)M.:高等教育,2006.2机械设计手册(新版 3)M.:机械工业,2004.3 朱龙根. 简明机械零件设计手册M.:机械工业,1997.4 周寿森. 焊接机构生产与装备M.:机械工业,1999.5 中国机械工程学会,焊接学会. 焊接手册M.:机械工业,1992.6 焦馥杰. 焊接结构分析基础M.:科学技术文献,1991.7 曾乐. 焊接工程学M.:新时代,1986.8 世瑶. 焊接方法与设备M.:机械工业,1982.9 船舶工业设计研究院,机械工业部第五设计研究院,船舶工程第五设计研究所. 焊接设备选用手册M.:机械工业,1984.10 美国焊接学

55、会,鸿硕,桂清. 焊接新技术M.:宇航,1981.11 薛迪目. 焊接概论M.:机械工业,1987.12 机械设计手册(第二版)M.:机械工业,2004.13 鸿文. 材料力学M.:高等教育,2006.14 海根. 机电传动控制M.:高等教育,2001.15 于萍,周兆元. 互换性与测量技术基础M.:机械工业,2007.16庆芬,朱世,其廉.机电工程专业英语M.:工程大学,2007.17Dimarogonas,A.D. Machine DesignM.John Wiley & Sons,2000.18Cross,N. Engineering Design MethodsM.John Wiley

56、 & Sons,2000.致致本次论文是在终结大学四年学习的情况下进行的，力求对大学之所学能够来一次 35 / 50集中巩固与其创新利用。它涵盖面很广，涉与了机械的所有容，是培养高级工程技术人才的一次综合训练。经过论文的选材，开题，构思，设计等一系列的训练，相信自己对设计有了进一步的认识，在计算能力，英文文献阅读翻译，查找相关信息等多种能力得到了一次深刻的锻炼，在整个过程中，可以说完成了工程师基本训练和逐步具有从事科学研究的工作能力，受益匪浅，相信对以后的学习工作会有很大帮助。论文是在琨明老师与其院里老师的悉心帮助，指导下完成的，在此给予衷心的感！ 36 / 50附件附件 1 1外文资料翻译

57、37 / 50外文资料翻译 1关于焊接遥控操作遥控机器人系统的多模态人机交互界面关于焊接遥控操作遥控机器人系统的多模态人机交互界面海超，高洪明，吴林，广军摘要摘要在焊接遥控操作遥控机器人系统中，人机界面是提高生产力和生产效率的一个最重要的因素，该论文提出了关于焊接遥控操作系统人机界面的设计：焊接多模态人机界面。人机界面综合几个共同控制的控制模式，电教、远程监控和地方自主控制。空间鼠标，全景摄像头和图形仿真系统还融入了焊接遥控操作的人机界面最后，焊缝跟踪和焊接实验的马蹄形焊缝都是由这些模式分别控制，结果表明，该系统在人机交互和复杂环境的焊接时具有更好的性能。关键词：多模态界面，控制模式，遥控机器

58、人系统，焊接遥控操作0 0 绪论绪论远程遥控焊接吸引了很多关注的核电厂，水下工程施工焊接遥控系统由人类操作员(HO)，人机交互界面(HMI)，焊接遥控操作机器人系统和通信连接装置。一般来说，HMI对HO来说是整个系统的一个界面。目前，遥控机器人的HMI有以下问题：信息反馈的系统状态是不够的； HO的信息无确预计到偏远焊接环境；高级别接口如虚拟的不能提高系统效率多模态界面利用HO采用多通道并行互动，这是基于视觉再现，声音识别, 手动命令输入，视觉反馈和图形仿真技术，制图仿真技术。 Zaatri提出的概念，多式联运执行者界面，早期的遥控焊接研究在远端环境信息反馈上停留在宏观的二维视觉反馈上。如加拿

59、大Douglus Point核电站的核反应堆泄漏事故中进行的修补工作。此工程中使用双机械臂远程遥控焊接修补泄漏处，负责任务执行的机械臂一个装载焊枪，另一个载有7台摄像机从不同的视角进行监控_2 J。宏观视频监控只能反馈二维视觉信息，操作者不能获得深度信息，由于有多个视频监控系统，操作者在操作远端的机器人时，易“迷失自我” ，不易掌握摄像机、焊枪、工件三者之间的位姿关系，不易控制焊枪的移动轨迹和姿态调整，增大了操作难度，易与环境发生碰撞。一般来说，在机器人遥操作领域发展了视觉临场感技术，其核心是立体视觉显示技术，通过两幅不同角度的图像进行交替显示的方法来获得远端环境的深度感觉，立体视觉显示技术在

60、焊缝跟踪中具有重要作用。焊接操作中，操作者的注意力集中在电 38 / 50弧周围的一个小区域中，视觉空间沿着焊接方向随着焊枪一起移动，立体视觉在此过程中提供给操作者具有深度感的信息，操作者可以随时调整焊枪的运动姿态与跟踪焊缝的横向偏差，保持一定适当速度导引焊枪跟踪焊缝，控制过程更加直观有效，防止工具与环境发生碰撞。焊接机器人遥操作系统要求具有较高的轨迹跟踪精度和焊接过程中的平稳性。在开发焊接机器人遥操作系统时，合理的控制方法和控制策略能够提高操作的灵活性。本文在焊接机器人柔性加工单元的基础上进行深层次改造，采用我们自行开发的基于页面交换模式的桌面式立体视觉系统对远端的焊接环境进行显示，空间鼠标