焊接变位机的设计毕业设计

1、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。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。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。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

2、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。The 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 de

3、sign 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 ARM-EXTENDING WELDING POSIONER IS USED MOST WIDELY ,THE LOAD IS LESS THAN ONE TON.THE ARM-EXTENDING WELDING POSITIONER I

4、S THE MACHINE WHICH MAKES THE WORKPIECE CIRCUMGYRATE AND OVERTURN TO MAKE THE WELDING LINE ON THE WORKPIECE PARK THE LEVEL DIRECTION AND CYMBATE POSITION. IMPROVING EFFICIENCYEDUCING THE FATIGUE STRENGTH,AND FORMING A GOOD WELDELT DRIVE,WORM DRIVE,REDUCER摘要IABSTRACTII目录III前言1第1章绪论2课题研究现状及意义2焊接变位机械概述

5、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10传动比的分配10二级蜗杆传动设计10蜗杆轴的设计计算及校核18轴承的选择及校核23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：31底座和箱体的简单设计32结论33参考文献34致谢35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

6、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。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。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

7、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。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

8、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

9、、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

10、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，通常用于将工件作的翻转。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

11、构肘臂式。4、立柱式。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

12、中起到抗振，平衡的作用。1.3 论文主要研究内容（1）确定带轮的计算功率（2-1）式中：工作情况系数：由资料1表8-7查得=1.1；所需传递的额定功率即电动机的功率：。（2-2）（2）选择带的带型根据计算功率和带轮转速。.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带的带型节宽顶宽高度横截面积楔角Z4740（3）确定带轮的基准直径并验算带速 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。应使，这里取。 验算带速根据资料1式8-13计算带的速度（2-3）带速不宜过高或过低，（2-4）故带速合适。 计

13、算大带轮的基准直径由可得（2-5）其中为大小带轮之间的传动比。故取带轮直径。（4）确定中心距，并选择带的基准长度 结合资料1式,初定中心距。 计算相应的带长（2-6）带的基准长度，根据由资料1表8-2选取，可得。 计算中心距及其变动范围:传动的实际中心距近似为（2-7）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。（5）验算小带轮上的包角（2-8）故满足小带轮的包角条件。（6）确定带的根数Z.带的根数（2-9）式中：当包角不等于180度时的修正系数，参见资料1表8-2；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）

14、计算单根V带的初拉力的最小值()由资料1表8-3得Z型带的单位长度质量，所以（2-10）应使带的实际初拉力。（8）计算压轴力压轴力的最小值为（2-11）（9）带轮选材大带轮的材料为，小带轮的材料为Q235-A。基准直径，由于安装带轮的轴径为20mm。故带轮可采用腹板式（图2-1）。图2-1 腹板式带轮由电动机经带轮传动后，输出功率为0.55Kw，输出速度，故总传动比，初分高低速级传动比分配为，确定高速级传动比，低速级传动比。电动机输入功率为，电机转速，传动比为，输出转速设使用寿命为四年每年工作300d，每天工作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

15、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。蜗轮选用20Cr。（2）选用蜗杆蜗轮的齿数传动比参考资料表，取，（3）确定许用应力（3-1）由资料表查得=220N/，按图查得，由图，采用浸油润滑，得。轮齿应力循环次数（3-2）查资料图得，。（3-3）（3-4）（4）接触强度设计（3-5）式中：载荷系数。蜗轮轴的转矩（3-6）（式中暂取）。代入上式=945（3-7）查资料表，接近于=945的是1000，相应m=5mm，=50mm。查表，按i=30，m=5mm，=50mm，其a=

16、100mm，蜗轮分度圆直径，导程角。（5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率实际传动比蜗轮的圆周速度（3-8）滑动速度（3-9）求传动的效率，按式中：由资料表查得；取。则（3-10）与暂取值接近。（6）校核蜗轮齿面的接触强度按资料表，齿面接触强度验算公式为（3-11）式中：查资料表得=155；按表取（间歇工作）；取；取。蜗轮传递的实际转矩（3-12）当时，查资料图得。（3-13）将上述诸值，代入公式（3-14）（7）蜗轮齿根弯曲强度校核按资料表，齿根弯曲强度验算公式（3-15）式中：按及，查图得将上述诸值，代入公式（3-16）（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

17、，故可采用油池润滑。（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）式中:周围空气的温度，常温情况下可取20C；蜗杆蜗轮的传动效率,；箱体的表面传热系数，可取=17.45)，当周围空气流动良好时可取偏大值。这里取；输入功率，。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。（10）几何尺寸计算已知：a=100mm，。取=50mm。经高速级传动后输入功率为，输入轴转速，输出转速设使用寿命为四年每年工作300d，每天工作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

18、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。蜗轮选用HT200铸造。（2）选用蜗杆蜗轮的齿数传动比参考资料表，取，。（3）确定许用应力（3-18）由资料表查得=220N/，。按图查得，由图知，采用浸油润滑，得。轮齿应力循环次数（3-19）查资料图得，（3-20）（3-21）（4）接触强度设计（3-22）式中：载荷系数。蜗轮轴的转矩（3-23）（式中暂取）。代入上式=8662（3-24）查资料表，接近于=8662的是9000，相应m=10mm，=90mm。查表，按i=31，m=10mm，=90mm，其a=200mm，蜗轮分度圆直

19、径，导程角。（5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率蜗轮的圆周速度（3-25）滑动速度（3-26）求传动的效率，按式中：由表查得；取。则（3-27）（6）校核蜗轮齿面的接触强度按资料表，齿面接触强度验算公式为（3-28）式中：查资料表得=155；按资料表取（间歇工作）；取；取。蜗轮传递的实际转矩（3-29）当时，查资料图得。（3-30）将上述诸值，代入公式（3-31）（7）蜗轮齿根弯曲强度校核按资料表，齿根弯曲强度验算公式（3-32）式中：按及，查图得。将上述诸值，代入公式（3-33）（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，故可采用油池润滑。（9）高速级蜗杆蜗轮传

20、动热平衡计算校核及其选用冷却装置（3-34）式中:周围空气的温度，常温情况下可取20C；蜗杆蜗轮的传动效率,；箱体的表面传热系数，可取:，当周围空气流动良好时可取偏大值。这里取；输入功率，；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。（10）几何尺寸计算已知：a=200mm，。取=100mm。（1）利用已知条件求蜗杆上的功率，转速n和转矩T（2）初步估算直径选择轴的材料为45钢，经调质处理，由资料表查得材料力学性能数据为：根据表公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由资料表，选取A=115，则得（3-35）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

21、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，所以轴e-f直径为30mm，而长度为50mm。 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

22、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，按查资料可得平键截面尺寸，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。5）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。 轴传递的转矩（3-36）蜗杆所受的圆周力（3-37）蜗杆所受的径向力（3-38）蜗杆所受的轴向力（3-39）带轮的切向力（3-40）式中：Z为V带的根数；为单根V带的初拉力最小值；为带轮上的包角。 求支反力1）在

23、水平平面的支反力，由由得2）在垂直平面内的支反力，（3-41）6）作弯矩图和扭矩图 在水平平面的弯矩图 在垂直平面内的弯矩图 合成弯矩计算：（3-42）（3-43）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取，轴的计算应力（3-44）又因轴的材料为45钢，调质处理，查手册得轴的强度符合要求。由资料选单列圆锥滚子轴承的型号33110可知：基本额定动载荷为；基本额定静载荷为；内径为；外径为；计算系数为。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：其

24、中:图3-5 轴承受力力学模型B,E处所受总的力大小为：（3-45）（3-46）（2）求两轴承的计算轴向力：由派生的轴向力（3-47）（3-48）轴向受力分析如下图3-6：图3-6 轴承轴向受力图可见B轴承压紧，E轴承放松。两轴承轴向力分别是：（3）求轴承的当量动载荷（3-49）（3-50）由资料表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：；对于轴承E：。由资料表13-6，取。（3-51）（3-52）按照轴承B的受力大小及寿命进行校核：（3-53）可知满足其寿命要求。根据资料选单列圆锥滚子轴承的型号32006可知：基本额定动载荷为；基本额定静载荷为；内径为；外径为；

25、计算系数为。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其中：A，B 处所受总的力大小为：（2）求两轴承的计算轴向力由派生的轴向力轴向受力分析如下图3-8。图3-8 轴承轴向受力图可见A轴承压紧，B轴承放松。两轴承轴向力分别是：（3）求轴承的当量动载荷（3-54）（3-55）由资料表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：；对于轴承A：。由资料表13-6，取。（3-56）（3-57）按照轴承A的受力大小及寿命进行校核：（3-58）可知满足其寿命要求。根据资料由带轮处的直径选择键，其型号GB1096

26、 -79(90)，相关尺寸：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）式中：输入转矩；轴直径，；键与轮毂的接触高度，；键的工作长度，。故其挤压强度满足强度要求。（2）剪切强度根据公式：（3-60）式中：轴直径,；键的工作长度；输入扭矩；键的宽度，。故其挤压强度满足强度要求。根据资料由轴径选择键，其型号为GB1096 -79(90) ，其相关尺寸：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）式中：输入转矩；轴直径,；键与轮毂的接触高度，；键的工作长度，。（3-62）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）式中：轴直径,；键

27、的工作长度；输入转矩；键的宽度，。故其挤压强度满足强度要求。整个回转机构的重量，载重，机身重，则：。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：，（4-1）（4-2）（4-3）（4-4）（4-5）（4-6）当时，这里取。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，决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置，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