H型鋼焊接翻轉機構的設計含5張CAD圖
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H型鋼焊接翻轉機構的設計
摘 要
焊接裝備就是在焊接生產中與焊接工序相配合，有利于焊接生產實現(xiàn)機械化，自動化，有利于提高裝配焊接質量，促使焊接生產過程加速進行的各種輔助裝置和設備。焊接翻轉機是焊接變位機械的一種，是將工件繞水平軸轉動或傾斜，從而使之處于有利于裝焊位置的焊件變位機械，主要用于梁、柱、框架等結構的焊接。焊接翻轉機的種類較多，常見的有頭尾架式、框架式、轉環(huán)式、鏈條式、推拉式等。焊接翻轉機結構簡單，操作方便，工作效率高、工作質量好，可實現(xiàn)180度翻轉。因此，焊接翻轉機廣泛應用于化工、鐵路交通、冶金等工業(yè)部門的自動焊接系統(tǒng)。
本次設計題目是H型鋼翻轉機構，其頭架為驅動端，可單獨使用，利用安裝在頭架卡盤上的夾具，可為短小的工件翻轉變位。翻轉機尾架可在軌道上行走，便于根據工件的長度來調節(jié)與頭架的距離。
本次設計考慮了翻轉機的合理性和經濟性等因素。設計的主要內容包括：翻轉機頭架的機座、翻轉機構、工作臺等的機械設計、裝配圖和零件圖設計，減速箱和電機的選型等。該翻轉機結構簡單，操作方便，對焊件的適應性很強。
關鍵詞:焊接；翻轉機構；結構設計；H型鋼
i
ABSTRACT
Welding equipment is production and welding processes are matched in the welding, suitable for welding production mechanization, automation, there is conducive to the improvement of assembling and welding quality, prompting welding speed up the production process of various types of assistive devices and equipment. Reverse welding machine welding becomes a kind of mechanical is the workpiece around a horizontal axis to rotate or tilt, which is beneficial to the assembly and welding position welding positioner of machinery, is mainly used for welding of beams, columns, and frame structure. There are many kinds of welding tilter, a common end frame, frame type, ring type, chain type, push-pull type etc.. The welding machine has the advantages of simple structure, convenient operation, high work efficiency and good working quality, and can realize the 180 degree turning over. Therefore, the welding machine is widely used in the chemical industry, railway transportation, metallurgy and other industrial sectors of the automatic welding system.
This design topic is turning mechanism of H type steel and the headstock is driving end, can be used alone, the installed in the headstock chuck fixture, for short workpiece turnover displacement. The tail flip frame can walk on the track, and easy to adjust the frame distance according to the length of the workpiece.
The design considers the rationality and economy of the overturning machine and other factors. The main content of the design include: flip head frame frame, turnover mechanism, such as working platforms of mechanical design, assembly drawing and parts drawing design, deceleration box and a motor selection etc.. The turnover device has the advantages of simple structure, convenient operation, strong adaptability of welds.
.Key words: welding; turning mechanism; structure design； H type steel
目錄
摘 要 i
ABSTRACT ii
緒論 1
第一章 翻轉機構整體方案設計 4
第一節(jié) 總體設計方案 4
一 設計目的 4
二 設計原理 4
三 對機器的要求 4
第二節(jié) 翻轉機構系統(tǒng)概述 6
一 翻轉機構系統(tǒng)組成 6
二 翻轉機構的工作原理 6
三 翻轉機構的功能要求 6
第二章 電動機的選擇 7
第一節(jié) 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 9
第二節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數 9
第三節(jié) 齒輪的設計 10
一 高速級齒輪傳動的設計計算 10
第四節(jié) 軸的設計及校核 17
一 高速軸(輸入軸)的設計計算 17
二 中間軸的設計計算 19
三 輸出軸的設計計算 21
第五節(jié) 滾動軸承的選擇和計算 25
第三章 翻轉機構鍵聯(lián)接的設計 29
第一節(jié) 高速軸與聯(lián)軸器聯(lián)接鍵的設計 29
第二節(jié) 中間軸與大齒輪聯(lián)接鍵的設計 30
第三節(jié) 低速軸和聯(lián)軸器聯(lián)接鍵的設計 30
一 選用圓頭普通平鍵（A型） 31
二 校核強度 31
第四節(jié) 低速軸和大齒輪聯(lián)接鍵的設計 31
一 選用圓頭普通平鍵（A型） 31
二 強度校核 31
第四章 聯(lián)軸器的設計和零件的潤滑 32
第一節(jié) 聯(lián)軸器的選擇和計算 32
一 聯(lián)軸器概述 32
二 聯(lián)軸器的選擇和計算 33
第二節(jié) 零件的潤滑 33
一 齒輪傳動的潤滑 33
二 軸承的潤滑 34
第三節(jié) 踏板、轉盤及手輪的設計 34
第四節(jié) 平衡塊的設計 35
第五章 標準件的選用 36
第一節(jié) 軸承的選擇 36
一 軸承的基本概念 36
二 滾動軸承的主要類型、比較和選擇 36
三 軸承型號的確定 40
四 軸承的壽命 42
第二節(jié) 其它標準件選用 43
一 軸承座的選用 43
二 軸套的選用 43
三 鍵的選用 45
第六章 翻轉機構的焊接與裝配 46
第一節(jié) 框架的焊接 46
一 選擇焊接方法 46
二 確定焊接的形狀、尺寸和下料方法 46
三 確定焊接接頭、坡口形式和坡口邊緣的加工方法 47
四 焊接方案的確定 47
第二節(jié) 零部件的裝配 48
一 機器裝配的基本概念 48
二 零件在裝配中連接種類 48
三 裝配方法 49
四 裝配方案的確定 50
第七章 箱體結構尺寸 52
第八章 電氣控制設計 54
第一節(jié) 電氣原理分析 54
第二節(jié) 電氣原理說明 54
一 正向啟動過程 55
二 停止過程 55
三 反向啟動過程 55
結束語 57
參考文獻 58
致 謝 59
v
緒論
技術進步的最重要和最有效的發(fā)轉方向之一就是實現(xiàn)生產的過程，其中包括焊接過程的全盤機械化和自動化。
在焊接過程中，焊接工作本身所占的工作量不會超過總工作量的25%~30%，剩余的工作就是裝配及其它的工作，其中包括運輸及其它輔助工作，如工件調試、修整、檢測等。在工件制作過程中，我們必須多次繞其水平軸翻轉工件，這個翻轉工作用翻轉臺來實現(xiàn)是最合理、最有效、最安全的。
運用焊接翻轉臺可以大大提高勞動生產率、縮短生產周期、確保得到高品質的產品。這是因為使用翻轉臺可以擴大自動焊的應用，可以使焊接工作總是在方便的位置下進行，甚至可以提高工作的安全性，因為翻轉臺能使最危險的操作—翻轉工件實現(xiàn)機械化。
H型鋼具有抗彎能力強，施工簡單和節(jié)約成本等優(yōu)點，已被廣泛應用于建筑，橋梁和網架等行業(yè)中作為建材使用，立體車庫行業(yè)中H型鋼作為主要的梁類構件，需要在H型鋼平行于腹板的平面上焊接長度為300-400mm的連接板，焊接時主要通過人工進行定位，采用人工擺放定位粗糙，一致性差，且占用較多的勞動力資源，增加了生產成本，并且生產率低。為了保證H型與連接板的焊接質量，在焊接時還需要將H型鋼進行翻轉，由于H型鋼體力，重量都非常大，因而在焊接時翻轉H型鋼特別困難，目前多采用人工方式來翻轉H型鋼，需要用吊車來進行操作，不但工作率低，而且安全性差，容易發(fā)送事故。
在H型鋼的生產過程中，用焊接方法制造更為有利。同時，在焊接生產加工中，當H型鋼完成組對并進行一面的焊接后，需要將其翻轉，以便焊接另一面。但由于H型鋼體體積大、重量重，人工很難翻轉，所以需要專用的設備，尤其是在大批量生產中，就更需要一種翻轉機構來完成這一操作，以提高生產效率。H型鋼翻轉機就是應用在這種場合下的設備。
對于翻轉機構，現(xiàn)在已有很多的形式。如有框架式、頭尾架式、鏈式、環(huán)式、推舉式等。并已在實際生產中用于各種工件的翻轉。目前國內還未對各種形式的翻轉機制訂出系列標準，但國內已有廠家生產頭尾架式的翻轉機，并成系列。
另外，配合焊接機器人使用的框架式、頭尾架式翻轉機，國內外均有生產。它們都是點位控制，控制點數以使用要求而定，但多為2點(每隔180°)、4點（每隔90°）、8點（每隔45°）控制，翻轉速度以恒速的 為多，但也有 變速的。翻轉機與機器人聯(lián)機按程序動作，載重量多在20 ～3000Kg之間。例如我國汽車、摩托車等制造行業(yè)使用的弧焊機器人加工中心，已經成功的采用國產頭尾架式的焊接翻轉機，由于恒定速度的翻轉，點以電磁制動和汽缸錐銷強制定位，所以多采用交流電動機、普通齒輪副減速，機械傳動系統(tǒng)的制作精度比軌跡控制的低1到2級，造價便宜。
今天，隨著市場需求的增加，人們對制作更加通用的機械化工具的需求日益增長，前蘇聯(lián)重型機械制作工藝研究院科學生產聯(lián)合公司設計制造了帶兩個驅動支架、翻轉與焊接同步進行的雙支架翻轉臺，用于焊接非剛性金屬構件。杠桿—鏈式翻轉臺已經開始上市，這種翻轉臺能夠方便的安裝在生產長條形工件的流水線上。
在現(xiàn)在社會生產中，框架式翻轉臺、頭尾架式翻轉臺、鏈式翻轉臺、環(huán)式翻轉臺、推舉式翻轉臺等翻轉臺，已經較長時間地被用于機械制造工廠中，他們依然屬于世界先進水平，仍屬新的工藝過程。
本課題主要采用機械設計、理論力學和材料力學相互結合的研究方法，并結合實際工廠中在實際應用的產品和相關資料進行整體設計。具體實施方法如下：
（1）廣泛閱讀我國的翻轉機構的論文和期刊，參考國外的成形翻轉機構的設計方案
（2）分析研究H型鋼翻轉需要的條件、必要的自由度限制和整體支撐架材料的選擇
（3）系統(tǒng)總體方案設計、機構設計（對多種機構進行可行性選擇）
（4）對設計的機構件的強度進行校核
（5）總結
翻轉機構中能實現(xiàn)翻轉的部分是整個翻轉機構設計的核心部分，針對現(xiàn)在的加工工藝和材料的選擇主要考慮翻轉機構的生產、價格、生產率和翻轉的平穩(wěn)性。本課題的基本研究思路是采用夾具將H型鋼固定在平面上，利用支架兩端的軸的轉動帶動大平面的轉動來實現(xiàn)H型鋼的翻轉，在設計中對軸的強度進行校核，軸承的選擇來為翻轉功能的實現(xiàn)提動理論基礎。
實現(xiàn)了在焊接H型鋼的過程中，對于H型鋼的翻轉實現(xiàn)了機械化，使多次繞其水平軸翻轉工件，不用人工翻轉這個翻轉工作用翻轉機來實現(xiàn)是最合理、最有效、最安全的。運用焊接翻轉機可以大大提高勞動生產率、縮短生產周期、確保高品質的產品。使用翻轉機可以擴大自動焊的應用，可以使焊接工作總在方便的位置下進行，甚至可以提高工作的安全性，因為翻轉機能使最危險的操作——翻轉工件實現(xiàn)機械化。
1.根據用提和功能，查閱相關手冊，計算翻轉機構的最大扭矩和功率，選用電機。計算總速比，并分配速比。
2.繪制傳動系統(tǒng)圖。
3.傳動系統(tǒng)設計。
4.關鍵部件的剛度，強度校核。
5.電氣控制系統(tǒng)設計。
3
第一章 翻轉機構整體方案設計
第一節(jié) 總體設計方案
一 設計目的
工作時根據H型鋼的型號及需要焊接的連接板的位置，調節(jié)連接板定位裝置定位擺臂的長度和位置，及兩翻轉焊接成型裝置的距離，將H型鋼卡住并夾緊，調整連接板位置并將其固定進行電焊。之后將H型翻轉180度，再重復上述焊接工作。此時，整個焊接加工工序完成.
二 設計原理
設計一個H型鋼翻轉機，通過電動控制來控制焊裝夾具的翻轉，可以自行的調節(jié)所需翻轉的角度，實現(xiàn)焊接時的180度的變位，方便于焊接，可以達到定位可靠，焊接方便的最佳功效。
三 對機器的要求
設計機器的任務是在當前技術發(fā)展所能達到的條件下，根據生產及生活的需要提出的。不管機器的類型如何，一般來說，會對機器提出以下的基本要求。
1、使用功能要求
機器應該具有預訂的使用功能。這主要靠正確地選擇機器的工作原理，正確地設計或選用功能全面實現(xiàn)功能要求的執(zhí)行機構、傳動機構和原動機，以及合理地配置必要的輔助系統(tǒng)來實現(xiàn)。
2、經濟性要求
機器的經濟性體現(xiàn)在設計、制造和使用的全過程中，設計機器時就要全面綜合地進行考慮。設計制造的經濟性表現(xiàn)為機器的成本低；使用經濟性表現(xiàn)為高生產率，高效率，較少地消耗能源、原材料和輔助材料，以及低的管理和維護費用等。
提高設計和制造經濟性指標的主要途徑有：
1）采用先進的現(xiàn)代設計方法，使設計的參數最優(yōu)化，達到盡可能精確的設計計算結果，并保證機器足夠的可靠性。盡可能多地應用CAD技術，加快設計的進度，降低設計的成本。
2）最大限度地采用標準化、系列化及通用化的零部件。零件結構盡可能采用標準化結構及尺寸。
3）盡可能采用新技術、新工藝、新結構和新材料。
4）合理地組織設計和制造過程。
5）力求改善零件的結構工藝性，使其用料少、易加工、易裝配。
提高使用經濟性指標的主要途徑有：
1）合理地提高機器的機械化和自動化水平，以期提高機器的生產率和產品的質量。
2）選用高效率的傳動系統(tǒng)，盡可能減少傳動的中間環(huán)節(jié)，以期降低能源消耗和生產成本。
3）適當地采用防護（如閉式傳動、表面防護等）及潤滑等措施，以便于延長機器的使用壽命。
4）采用可靠的密封，減小或消除滲漏現(xiàn)象。
3、勞動保護和環(huán)境保護要求
1）要使所設計的機器符合勞動保護法規(guī)的要求。設計時要按照人機工程學（ergonomics）的觀點盡可能減少操作手柄的數量，操作手柄及按鈕等應放置在便于操作的位置，合理地規(guī)定操作時的驅動力，操作方式要符合人們的心理和習慣（例如汽車轉向盤向左打則汽車向左拐彎等）。同時，設置完善的安全防護及保安裝置、報警裝置、顯示裝置等，并根據工程美學的原則美化機器的外形及外部色彩。使操作者有一個安全、舒適的環(huán)境，不易產生疲勞。這也有助于提高勞動生產率和產品質量。
2）要把環(huán)境保護提高到一個重要的位置。改善機器及操作者周圍的環(huán)境條件，如降低機器運轉時的噪聲水平，防止有毒、有害介質的滲漏及對廢水、廢氣和廢液進行有效的治理等以滿足環(huán)境保護法規(guī)對生產環(huán)境提出的要求。
4、壽命與可靠性的要求
任何機器都要求能在一定的壽命下可靠地工作。隨著機器的功能愈來愈先進，結構愈來愈復雜，發(fā)生故障的可能環(huán)節(jié)也愈來愈多。機器工作的可靠性受到了愈來愈大的挑戰(zhàn)。在這種情況下，人們對機器除了習慣上對工作壽命的要求外，明確地對可靠性也提出要求是很自然的。機器可靠性的高低是用可靠度來衡量的。機器的可靠度R是指在規(guī)定的使用時間（壽命）內和預定環(huán)境條件下機器能夠正常工作的概率。機器不能正常工作，即機器由于某種故障而不能完成其預定的功能稱為失效。已有愈來愈多的機器設計和生產部門，特別是那些因機器失效將造成巨大損失的部門，例如航空、航天部門，都相繼規(guī)定了在設計時必須對其產品，包括零部件，進行可靠性分析與評估的要求，例如要求給出產品在工作壽命內可以安全工作的定量說明。在設計時對組成機器的每個零件的可靠性提出要求，采用備用系統(tǒng)和在使用中對機器加強維護和檢測可以提高機器的可靠性。
5、其他專用要求
對不同的機器，還有一些為該機器所特有的要求。例如：對機床有長期保持精度的要求；對飛機有質量小、飛行阻力小而運載能力大的要求；對流動使用的機器（如鉆探機械）有便于安裝和拆卸的要求；對大型機器有便于運輸的要求等。設計機器時，在滿足前述共同的基本要求的前提下，還應著重地滿足這些特殊要求，以提高機器的使用性能。
不言而喻，機器的各項要求的滿足，是以組成機器的機械零件的正確設計和制造為前提的。亦即零件設計的好壞，將對機器使用性能的優(yōu)劣起著決定性的作用。
第2節(jié) 翻轉機構系統(tǒng)概述
一 翻轉機構系統(tǒng)組成
翻轉機尾架由導軌、滾輪、支撐環(huán)等構成。主要是輔助工件的夾緊和翻轉，沒有動力驅動。導軌的長度可以由實際需要確定。
整體承重支架是作為一個大的支撐，用于實現(xiàn)對整個機構的支撐作用,主軸使翻轉臺能夠繞水平軸轉動。翻轉臺是作為大的承載平面，用來承H型鋼的（在翻轉臺上有H型鋼的夾具），軸承是為了和主軸配合保證轉動。
二 翻轉機構的工作原理
翻轉機構實現(xiàn)翻轉的功能的實現(xiàn)是通過翻轉機的右端的減速箱裝置，電機通過減速箱來帶動旋轉軸轉動，通過旋轉的轉動帶動中間的翻轉臺實現(xiàn)翻轉，而工件是通過夾具固定在翻轉臺上表面的，所以對翻轉臺的翻轉的實現(xiàn)就能夠實現(xiàn)對工件的翻轉，這就是翻轉機構實現(xiàn)基本翻轉功能的工作原理。
三 翻轉機構的功能要求
實現(xiàn)翻轉臺繞水平軸在180角度翻轉，實現(xiàn)對H型鋼的焊接。
54
第二章 電動機的選擇
在確定焊接翻轉機總體方案時，我們首先應該考慮其合理性和經濟性。選擇的夾具結構要能保證焊接工藝的實施，確定夾具定位方法、定位基準和夾緊機構方案，應當考慮焊件結構尺寸以及組成焊件坯料的制作工藝和制造精度[14]。除此之外，還應考慮經濟上的因素，使夾具的制造、使用費用最低而取得的經濟效益最大。確定夾具方案時要綜合考慮多方面的因素，才能制定出最佳的設計方案。本焊接翻轉機頭架和尾架構成，頭架為驅動端，可以單獨使用，主要用于工件的夾緊定位和翻轉，尾架可以在導軌上行走，能夠調節(jié)與頭架的距離，輔助工件的夾緊和翻轉。
翻轉機頭架由工作臺、回轉機構、機座、控制裝置和焊接導電裝置等組成。工作平臺主要用于工件的停放。由于頭尾架式翻轉機可以用于多種工件的焊接，工件的形狀尺寸不盡相同，完成工件翻轉和焊接的夾具也不相同，因此在工作臺表面開溝槽，用于固定工件的夾具的移動及固定，同時工作臺面表面經網格狀處理后增大了摩擦，便于工件在變位時位置的固定。此舉達到了一機多用的效果，使焊接翻轉機能夠得到最大的利用。
焊接時，強大的焊接電流通過工件和工作臺回轉軸，經導電裝置傳至工作臺，再由焊機機構返回到焊機負極，導電裝置提供了一個暢通的電流回路，有效地防止了焊接電流直接通過齒輪副和軸承。既保證足夠的焊接電流，又使上述回轉機構免遭電流損壞。焊接裝置由工作臺回轉控制系統(tǒng)和傾斜控制系統(tǒng)組成。
工作臺回轉機構，用于實現(xiàn)工作臺面上工件回轉運動的實現(xiàn)，該部分主要是傳動部分的設計。
頭尾架式翻轉機頭架為驅動端，由電動機驅動，電動機將動力通過減速箱傳至小齒輪，小齒輪通過與大齒輪嚙合將動力傳至大齒輪，大齒輪與工作臺通過螺釘固聯(lián)，帶動工作臺轉動。使工件能夠翻轉完成焊接。
工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求一般應選三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低，適用于不易燃，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合[3]。由于啟動性能較好，也適用于某些要求較高啟動轉矩的機械。
電動機的結構型式，按安裝位置不同，有臥式和立式兩類；按防護方式不同有開啟式、防護式（防滴式）、封閉式及防爆式等?？筛鶕惭b需要和防護要求選擇電動機結構型式。常用結構型式為臥式封閉型電動機。
電動機所需的輸出功率為：
其中：為工作機要求的輸入功率（kW），η為由電動機至工作機的總效率。根據要求，工作臺回轉速度為1/min，最大回轉力矩為2000N·m
工作機的有效功率為
（2-1）
從電動機到工作機間的總效率為
ηΣ=η12*η22η33
式中η1η2η3聯(lián)軸器、齒輪傳動、軸承的傳動效率。
由參考資料[1]中表9.1取η1=0.99、η2=0.97、η3=0.99，則
ηΣ=0.9920.9720.993=0.895
所以電動機所需工作效率為
Pd=Pw/ηΣ=16.86/0.895=18.84kW （2-2）
（2-3）
符合這一范圍的同步轉速為1500r/min,1000r/min.
根據容量和轉速，由有機械手冊查出有兩種適合的電機型號，因此有兩種傳動方案，如下頁表2.1。
表2.1
方案
電動機型號
額定功率kw
電機轉速r/min
同步轉速
滿載轉速
1
Y200L2-6
22
1000
970
2
Y180L-4
22
1500
1470
綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸，重量，價格，減速器的傳動比，可見第2中方案比較合理，因此選擇電機型號Y180L-4,其主要性能表2.2。
表2-2
型號
額定功率
KW
同步轉速
r/min
滿載轉速
r/min
堵轉轉矩
額定轉矩
最大轉矩
額定轉矩
Y180L-4
22KW
1500
1470
2.0
2.2
由參考資料[1]表15.1及相關數據，確定電動機型號為Y180L-4,其滿載轉速為n=1470r/min。
第1節(jié) 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可得傳動裝置總傳動比為 iΣ＝nm/nw＝1470/115＝12.78 （2-4）
（2）分配傳動裝置傳動比
iΣ＝i1×i2 （2-5）
式中i1、i2分別為高速級和低速級的傳動比。
考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取i1=1.4i2，故
i1=4.23，i2=3.02
第2節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數
（1）各軸轉速
＝nm＝1470r/min （2-6）
＝＝1470/4.23＝347.5r/min （2-7）
＝?/?＝347.5/3.02=115 r/min （2-8）
則工作機的轉速為115r/min，在允許誤差范圍內。
（2）各軸輸入功率
＝×＝18.84×0.99＝18.65kW （2-9）
＝×η2×＝18.65×0.97×0.99＝17.91kW （2-10） ＝×η2×＝17.91×0.97×0.99＝17.2kW （2-11）
3.各軸輸入轉矩
電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550000×18.86/1470= 122525.9N·mm （2-12）
所以: ＝× =122525.9×0.99=121300.6 N·mm （2-13）
＝××*η3=121300.6×4.23×0.97×0.99=492731.4N·mm （2-14）
＝×××=492731.4×3.02×0.97×0.99=1428973.3N·mm （2-15）
運動和動力參數結果如下2.3表
表2.3
軸名
功率P/kW
轉矩T/N·mm
轉速n/(r/min)
傳動比i
效率η/%
電動機軸
18.84
122525.9
1470
1
0.99
1軸
18.65
121300.6
1470
4.23
0.97
2軸
17.91
492731.4
347.5
3.02
0.97
3軸
17.2
1428973.3
115
第三節(jié) 齒輪的設計
一 高速級齒輪傳動的設計計算
1，選定齒輪精度等級、材料及齒數
1）零件輸運設備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度等級即可
2）材料選擇及確定許用應力
小齒輪的材料為40（調質），硬度為280HBS，σHlim1=700MPa，σFE1=600MPa；大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，σHlim2=600MPa，σFE2=450MPa《參考資料[2]表11-1》
由參考資料[2]表11-5取SF=1.25,SH=1.0
由參考資料[2]表11-4取ZE=189.8
對于標準齒輪，取ZH=2.5
[σF1]=0.7σFE1/SF=336MPa[σF2]=0.7σFE2/SF=252MPa
[σH1]=σHlim1/SH=700MPa[σH2]=σHlim2/SH=600MPa
3）取小齒輪=20，則=，=204.23=84.6，取=85，并初步選定β＝15°
2，按齒面接觸強度設計
按式試算，即 （2-16）
（1）確定公式內的各計算值
１）確定公式內的各計算數值
（１）試選
（２）根據《機械設計》圖10-30，選取區(qū)域系數
（３）由《機械設計》圖10-26查得
（2-17）
（４）計算小齒輪傳遞的轉矩
＝× =122525.9×0.99=121300.6 N·mm （2-18）
（５）由《機械設計》表10-7選取齒寬系數
（６）由《機械設計》表10-－6查得材料的彈性影響系數
（７）由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限
（８）由<機械設計書>式10-13計算應力循環(huán)次數
（2-19）
（j為齒輪轉一圈，同一齒面嚙合次數；為工作壽命二班制，3年大修，工作12年）
（2-20）
（９）由《機械設計書》圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數
（１０）計算接觸疲勞強度許用應力
取失效概率為１%，安全系數為S=1，由《機械設計》式10-12得：
（2-21）
（2-22）
（2-23）
２）計算
（１）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得
（2-24）
（２）計算圓周速度
（2-25）
（2-26）
計算齒寬b及模數
（2-27）
（2-28）
（４）計算縱向重合度
（2-29）
（５）計算載荷系數K
已知使用系數
根據，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數
由《機械制造及其基礎》表10-4查得
（2-30）
由《機械制造及其基礎》圖10-13查得
假定，由《機械制造及其基礎》表10-3查得
故載荷系數 （2-31）
（６）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由<機械制造及其基礎>式10-10a得
（2-32）
（７）計算模數
（2-33）
3，按齒根彎曲強度設計
按齒根彎曲強度設計
m≥ （2-34）
１） 確定計算參數
（１）計算載荷系數
（２）根據縱向重合度，從《機械制造及其基礎》圖10-28查得螺旋角影響系數
（３）計算當量齒數
（2-35）
（４）查取齒形系數
取失效概率為１%，安全系數為S=1，由《機械制造及其基礎》式10-12得：
（2-36）
２）計算
（１）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得
（2-37）
（２）計算圓周速度
（2-38）
計算齒寬b及模數
（2-39）
（４）計算縱向重合度
（2-40）
（５）計算載荷系數K
已知使用系數
根據，7級精度，由《機械制造及其基礎》圖10-8查得動載荷系數
由《機械制造及其基礎》表10-4查得
（2-41）
由《機械制造及其基礎》圖10-13查得
假定，由《機械制造及其基礎》表10-3查得
故載荷系數
（６）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由《機械制造及其基礎》式10-10a得
（2-42）
（７）計算模數
（2-43）
3，按齒根彎曲強度設計
按齒根彎曲強度設計
m≥ （2-44）
２） 確定計算參數
（１）計算載荷系數
（2-45）
（２）根據縱向重合度，從《機械制造及其基礎》圖10-28查得螺旋角影響系數
（３）計算當量齒數
（2-46）
（４）查取齒形系數
d3≥95.5mm
模數 m=d3cosβ/z3=95.5*0.966/25=3.69
齒寬 b=φdd1=1.0*95.5=95.5mm,取b2=1000mm,b1=105mm
由參考資料[2]表4-1取m=4mm，實際d1=m*z1/cosβ=4*25/0.966=103.5mm,
d2=4*76/0.966=314.7mm （2-47）
圓周速度
v=πd3n2/(60*1000)=3.14*103.5*347.5/(60*1000)=1.88m/s
參照參考資料[2]表11-2，選8級制造精度是合宜的。
3，按齒根彎曲強度設計
按齒根彎曲強度設計
m≥ （2-48）
（1）確定公式內的各計算值
1)由參考資料[2]表11-3試選載荷系數K=1.1
2)由參考資料[2]表11-6取φd=1.0
3)齒形系數zv1=25/cos315=27.8,zv2=76/cos315=84.4
由參考資料[2]圖11-8得YFa1=2.65，YFa2=2.24
由參考資料[2]圖11-9得YSa1=1.61，YSa2=1.78
因YFa1YSa1/[σF1]=2.65*1.61/336=0.0127＜YFa2YSa2/[σF2]=2.24*1.78/252=0.0158
故應對大齒輪進行彎曲強度計算
（2)計算
法向模數mn≥2.95mm
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=4mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=95.5來計算應有的齒數.
則小齒輪的齒數z1=95.5*cos15/4=23.06,取z1=23
則z2=23*3.04=69.9,取z2=70
4．幾何尺寸計算
① 計算中心距 （2-49）
將中心距圓整為190mm
２）按圓整后的中心距修正螺旋角
（2-50）
因值改變不多，故參數、、等不必修正。
３） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
（2-51）
４） 計算齒輪寬度
（2-52）
圓整后?。?
齒輪參數表 表2-5
名 稱
計 算 公 式
結 果 /mm
模數
m
4
齒數
Z1
23
Z2
70
壓力角
n
分度圓直徑
d1
94
d2
286
齒頂圓直徑`
齒根圓直徑
中心距
190
齒 寬
第四節(jié) 軸的設計及校核
一 高速軸(輸入軸)的設計計算
一,求作用在齒輪上的力
高速級小齒輪分度圓直徑為d1=62.1mm
則圓周力Ft=2T1/d1=3906.6N
徑向力Fr=Fttanαn/cosβ=1471.9N （2-53）
軸向力Fa=Fttanβ=992.2N
二,初步確定軸的最小直徑
選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取
于是初步估算軸的最小直徑
dmin=27.1mm （2-54）
由于軸截面上開有鍵槽,則d=28mm
高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，d=30mm
1.高速軸結構布置及受力圖2.4
圖2.4
2、首先確定個段直徑
A段：=30mm有最小直徑算出
B段：=32mm，根據油封標準，選擇氈圈孔徑為31mm的32FZ/T 92010-1991[資料1]表14.4
C段：=35mm，與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合，取軸承內徑
D段：=38mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm
E段：=mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸
G段， =35mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合，取軸承內徑
F段：=mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm
3、確定各段軸的長度
A段：=1.6*28=44.8mm,圓整取=45mm
B段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mm
C段：=29mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合,加上擋油盤長度
G段：=29mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合,加上擋油盤長度
F段：L6=8mm
E段：L5=68mm，齒輪的齒寬B1=70mm
D段：=150mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離
軸總長L=383mm,兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=250mm
二 中間軸的設計計算
一、求作用在齒輪上的力
高速級小齒輪分度圓直徑為d3=94.166mm
則圓周力Ft=2T2/d3=10465.2N
徑向力Fr=Fttanαn/cosβ=3890.9N
軸向力Fa=Fttanβ=2181.9N
二,初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為40Cr,調質處理,取A0=100[參考資料[2]表14-2]
Dmin≥37.2mm
根據減速器的結構，軸Ⅱ的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選角接觸球軸承7208AC，故取=40mm
1、軸Ⅱ結構布置及受力圖2.5如下：
圖2.5
2，確定各段的直徑
A段:=40mm,與軸承（角接觸球軸承7208AC）配合
F段：=40mm，與軸承（角接觸球軸承7208AC）配合
E段：=43mm，
B段：=46mm
C段：=mm,
D段：=mm, 定位軸肩
3、然后確定各段距離：
A段： =30mm, 考慮軸承（角接觸球軸承7208AC）寬度與擋油盤的長度
B段：=15mm,套筒及齒輪定位
C段：=97mm,根據齒輪軸上齒輪的齒寬
E段：=63mm, 根據高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）
F段：=40mm，考慮了軸承長度、密封件厚度與箱體內壁到齒輪齒面的距離
D段：=5mm,由軸Ⅰ得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm減去已知長度 得出
三 輸出軸的設計計算
一、初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為40Cr,調質處理,取A0=100[參考資料[2]表14-2]
Dmin≥53.08mm
由于軸截面上開有鍵槽,則d=54.67mm
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，d=55mm
1、軸Ⅲ設計圖 如下圖2.6：
圖2.6
A段臺階：輸出軸的外伸段選用彈性聯(lián)軸器，故此外伸段LA= 84 mm。
B段臺階：考慮軸承透蓋的軸向尺寸和透蓋左端面與聯(lián)軸器右端面有一定的間隔，取該段長度為 66 mm。
C段臺階：查手冊[1]左右兩段軸頸上安裝圓錐滾子軸承d=60mm ，T≈18mm ，a≈17mm，軸承右端面箱體內壁之間間隔 5 mm，箱體內壁至齒輪端面為15 mm，故需加20mm寬的套筒，綜合取LC=40 mm
D段臺階：由于D段臺階是與低速級大齒輪配合，根據[機械制造裝備與技術] [3]，外圓長度，要比齒寬略小些因此取LD= 83mm
G段臺階：由于軸承配合，因此取軸承寬為長度LG= 18mm
E段和F段由于沒有配合，長度就要與中間軸相比較，取其長度，中間軸從左端到右端的距離為190 mm，經計算得出E段和F段長度為85 mm，取E段為15 mm，F(xiàn)段為70 mm
兩軸承支點的距離為(a—圓錐滾子軸承的支座反力偏距a= 17mm)
按彎矩合成力校核軸的強度
(1) 繪出軸的受力簡圖
計算斜齒輪的圓周力徑向力和軸向力如圖2.7
Fr=1095N
Ft=2916N
Fa=738N
C
B
A
圖3.7
64.5mm 127.5mm
圖2.7
圓周力
徑向力
軸向力
水平面計算 如圖2.8 Ft=2916N
C
A
B
64.5mm 127.5mm
RAH=1936.4N
RBH=979.6N
圖2.8
力矩平衡公式
RBH=Ft-RAH=2916-1936.4=979.6N （2-53）
水平彎矩：
垂直面計算如圖 如圖2.9
Fa=738N
B
A
Fr =1095N
64.5mm 127.5mm
RBV=1106 N
RAV=-11N
圖2.9
力矩平衡公式：
RAV=-11N
垂直彎矩
在集中力偶作用的C處，彎矩圖發(fā)生突變，突變值為: -=141724N·M
集中力偶為：Fa2×d2/2=738×384.2/2=141770N·M （2-54）
故垂直面計算正確。
計算C處左右兩側的合成彎矩
可見C處右側的合成彎矩M”c較大.
計算危險截面的當量彎矩，由當量彎矩圖可見，C處是危險截面（其上的內力最大），按照式（14-3）計算該處的當量彎矩（對一般轉軸可視其扭矩為脈動循環(huán)性質，取扭矩校正系數a=0.6）
計算C處所需要軸徑查手冊[1]表14-1和表14-4得到45鋼調質的軸在對稱循環(huán)狀態(tài)下的許用彎曲應力[δ-1]w=54Mpa。
按照查手冊[1]式（14-5）有
由于C處開有一個鍵槽（安裝斜齒輪），故直徑增大5%后得dc= 44mm它小于該處實際直徑65 mm，故軸的彎矩扭矩組合強度足夠。如圖2.10
圖2.10
按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
==
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查《機械制造及其基礎》表15-1得[]=60MP
〈 []此軸合理安全
第5節(jié) 滾動軸承的選擇和計算
由于本減速器承受載荷較輕，確有一定的軸向力，因此選擇角接觸球軸承。本著節(jié)約材料的目的，在特輕系列中選擇7200C 系列。再根據軸徑，查參考書【1】第P122頁最終選擇軸承類型。本減速器中所選三對軸承分別為,7208C,7212C.現(xiàn)在只對7208C軸承的使用壽命系數進行計算，其他軸承類似。
查參考書【1】第P122頁可知7208C的動載荷系數，靜載荷系數為,按《機械制造及其基礎》【2】P318頁取軸承預期壽命。
圖4-1軸承的受力情況
1.求兩軸承所受到的徑向載荷,.
由前面I軸的計算可知
,，,，由此可得
（2-56）
2.求兩軸承的計算軸向力,
對于7000C型軸承，按《機械制造及其基礎》表13-7查得軸承派生軸向力，其中e為《機械制造及其基礎》表13-5中的判斷系數，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初選e=0.46,因此可估算，
（2-57）
按《機械制造及其基礎》式（13-11）得
（2-58）
由《機械制造及其基礎》表13-5仿例題13-1進行插值計算，得
再計算
（2-59）
與同組其他數據相比較，兩次計算結果的值相差較小，因此確定
，
3.計算軸承的當量動載荷和
因為
（2-60）
由《機械制造及其基礎》表13-5分別進行查表或插值計算的徑向載荷系數和軸向載荷系數為
對軸承A ，
對軸承B ，
因軸承運轉有輕微沖擊載荷，按《機械制造及其基礎》表13-6，，取，則
）
（2-61）
1. 驗算軸承壽命
因為，所以按軸承A的受力大小驗算，n=576r/min
（2-62）
所選軸承滿足壽命要求
減速器的工作壽命為五年，其總工作時間為，取得較小，因此在一到兩年就必須的更換一次軸承。
（2-63）
第三章 翻轉機構鍵聯(lián)接的設計
鍵聯(lián)接是最常見的軸、轂聯(lián)接方式，屬于可拆聯(lián)接，主要其周向固定作用。軸與回轉零件（如：齒輪、帶輪等）的輪轂之間用鍵聯(lián)接后，使它們一起轉動，并且可以傳遞轉矩。
第1節(jié) 高速軸與聯(lián)軸器聯(lián)接鍵的設計
鍵聯(lián)接有多種類型，而且都是標準件，有相應的國家標準。機械設計中，我們只要按使用要求選用適當的類型和尺寸即可，必要時驗算其強度。
鍵聯(lián)接有普通平鍵、半圓鍵、楔鍵（斜鍵）、切向鍵等，根據功能需要選用普通平鍵。
普通平鍵工作時，鍵的側面是工作面（是承受載荷的面），靠鍵的工作面與鍵槽的側面相擠壓傳遞轉矩。
特點：
一 選用圓頭普通平鍵（A型）
按軸徑d=28mm查《機械制造及其基礎》表[3]表3-1選擇鍵A8×78（GB1095-1990）用輪轂長B=44mm，參考《機械制造及其基礎》表3-1確定鍵的長度：L= 34 mm0-10=50mm。
二 強度校核
零件強度計算的內容，都是根據工作中可能的失效形式擬定的。
平鍵聯(lián)接的失效形式
雖然，鍵工作中受剪切，但實際上鍵的剪斷極為罕見。因此，靜聯(lián)接只需進行擠壓強度校核。
鍵的材料選用45鋼，聯(lián)軸器材料為45鋼，查[3]表16-1，鍵聯(lián)接的許用
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