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畢業(yè)設計（論文）任務書 專業(yè) 班級 機械 姓名 下發(fā)日期 題目 1t 座式焊接變位機設計 專題 1t 座式焊接變位機設計 主 要 內 容 及 要 求 主要內容：完成 1t 座式焊接變位機設計。編寫設計說明書，繪制裝配圖及部分 零件圖。 要求：必須以負責的態(tài)度對待自己所做的技術決定、數據和計算結果。 在教師指導下，獨立完成設計任務，培養(yǎng)較強的創(chuàng)新意識和學習能力，獲得機械 工程師的基本訓練。整個設計在技術上是先進的，在經濟上是合理的，在生產上是可 行的。計算步驟清晰，計算結果正確；圖面整潔，視圖齊全，布局合理，線條、文字 及尺寸標注符合國家標準；使用計算機設計、計算和繪圖；設計說明書要求內容完整， 文字通順，語言簡練，圖示清晰，重要計算公式和數據應注明出處。 設計說明書不少于 2 萬字，查閱文獻 15 篇以上，翻譯與課題有關的英文資料 2 篇， 譯文字數不少于 5 千漢字，繪制圖紙折合總量不少于 5 張 A1。 主要技 術參數 載重量 1000kg，最大回轉力矩 1500Nm，最大傾斜力矩 1500Nm，工作臺回轉速 度 0.1～0.6 r/min，工作臺傾斜速度 0.5 r/min，工作臺傾斜角度 0°～120° 進 度 及 完 成 日 期 3 月 23 日 ~ 4 月 12 日（3 周）：課題調研，理解熟悉設計任務，借閱資料，翻譯 英文文獻，制訂設計計劃。 4 月 13 日 ~4 月 26 日（2 周）： 方案設計，選擇確定機器總體方案及部件方案。 4 月 27 日 ~ 5 月 31 日（5 周）： 技術設計，在草圖的基礎上完成裝配圖和零件圖 的繪制。 6 月 1 日 ~ 6 月 14 日（2 周）：技術文件編制，編寫完成畢業(yè)設計說明書，打印圖 紙，上交說明書和圖紙。 6 月 15 日 ~ 6 月 21 日（1 周）：教師審閱畢業(yè)設計，學生準備答辯。 教學院長簽字 日 期 教研室主任簽字 日 期 指導教師簽字 日 期 指 導 教 師 評 語 指導教師: 年 月 日 指 定 論 文 評 閱 人 評 語 評閱人: 年 月 日 答 辯 委 員 會 評 語 指導教師給定 成績(30%) 評閱人給定 成績(30%) 答辯成績 （40%） 總 評 答辯委員會主席 簽字 評 定 成 績 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 V 摘要 在我國，焊接變位機也已悄然成為制造業(yè)的一種不可缺少的設備。近十年來，這 一產品在我國工程機械行業(yè)，有了較大的發(fā)展，并獲得了廣泛的應用。使用焊接變位 機可縮短焊接輔助時間，提高勞動生產率，減輕工人勞動強度，保證和改善焊接質量， 并可充分發(fā)揮各種焊接方法的效能。隨著計算機技術不斷向智能化發(fā)展，自動控制和 信息技術在制造業(yè)中的廣泛應用，焊接變位機也朝著智能化、多功能化、大型化、集 成化、高精度、高可靠度方向發(fā)展。本文主要論述了焊接變位機的組成，結構及工作 原理。其中它的回轉機構和傾斜機構是本次設計的核心部分，直流電動機通過帶輪傳 動，渦輪蝸桿減速器傳動，使回轉工作臺達到要求回轉速度，傾斜機構則通過二級齒 輪傳動實現工作臺翻轉，主要涉及到齒輪傳動設計及軸的設計與校核等。 關鍵詞：焊接變位機械；回轉機構；減速器；傾斜機構 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 VI Abstract In our country, welding positioner has quietly become an indispensable manufacturing equipment. Over the past decade, the product has made significant development and access to a wide range of applications in the field of construction machinery industry in China. The application of welding positioner can reduce the time and raise labor productivity, reduce labor intensity of workers, to assure and improve the welding quality,and give full play to the performance of various welding methods. As computer technology continues to become intelligent, and a wide range of applications of automatic control and information technology in manufacturing Industry, welding positioner also towards to become intelligent, multi-functional, and large-scale, integrated, high-precision, high reliability . This article focuses on the composition, structure and working principle of the welding positioner.The design of turning gear and the tilting mechanism is the core.DC motor through the belt driving, worm gear reducer to drive rotary table to meet the required speed.The tilted mechanism through the spur gear reducer to make rotary table to flip, Mainly related to the design of gear and shaft and it’s verification, etc. Key words: welding posioner; turning gear; retarder;tilting mechanism 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 VII 目錄 摘要 ..............................................................................................................Ⅰ Abstract ......................................................................................................Ⅱ 目錄 ..............................................................................................................Ⅲ 第 1 章 緒論 ................................................................................................1 1.1 課題研究的意義及現狀 .........................................................................................1 1.2 論文主要研究內容 .................................................................................................1 第 2 章 焊接變位機械概述 ........................................................................2 2.1 焊接變位機械的分類 ............................................................................................2 2.2 焊接變位機械的組成 ............................................................................................4 2.3 焊接變位機械的工作原理 ....................................................................................4 2.4 焊接變位機國家行業(yè)標準 ....................................................................................5 第 3 章 座式焊接變位機的設計 ................................................................9 3.1 回轉機構的設計 .....................................................................................................9 3.2 傾斜機構的設計 ...................................................................................................29 3.3 底座和箱體的簡單設計 .......................................................................................32 結論 ..............................................................................................................33 參考文獻 ......................................................................................................34 致謝 ..............................................................................................................35 附件 1 ...........................................................................................................36 附件 2 ...........................................................................................................59 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 1 第1章 緒論 1.1 課題研究的意義及現狀 伸臂式、傾翻回轉式和雙立柱單回轉式等普通焊機變位機械在我國已經廣泛 應用，國外大型結構件的焊接一般應用機械手，從國內目前的工藝現狀及設備投 入情況，全用焊接機器人代替手工焊接作業(yè)條件還不成熟。但是如果沒有焊接變 位機，對于復雜結件內的一些立焊縫、仰焊縫等單純靠人工調整至容易焊接的平 焊或船焊位置是不可能的。人無法按焊接工藝執(zhí)行，焊接質量也無法保證。因此， 近年來人工焊接變位機得到國內工程機械行業(yè)的廣泛共識，都在加大這方面的投 入。而本次論文處于對大學四年所學的知識進行的一次綜合性的梳理及應用，對 學生的綜合能力進行的一次較為實質性的鍛煉。 1.2 論文主要研究內容 本論文主要對焊接變位機械的分類以及應用進行闡述，并從整體上對座式焊接變 位機進行設計。全文的主要內容包括以下幾個方面： （1） 焊接變位機械分類 （2） 焊接變位機械的組成 （3） 焊接變位機械的工作原理 （4） 回轉機構中減速器、轉軸、軸承等的設計 （5） 傾斜機構中齒輪、滑動軸承等的設計 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 2 第2章 焊接變位機械概述 2.1 焊接變位機械的分類 焊接變位機械是改變焊件、焊機或焊接空間位置來完成機械化、自動化焊接的各 種機械設備。 焊接變位機械的分類及各類所屬設備如下： 通常焊接變位機械可分為變位機、翻轉機、滾輪架、升降機等四大類： 一、焊接變位機 是通過工作臺的旋轉和翻轉運動，使工件所有焊縫處于最理想的位置進行焊接， 使焊縫質量的提高有了可靠的保證，它是焊接各種軸類、盤類、筒體等回轉體零件的 理想設備，同時也可用來焊接機架、機座、機殼等非長形工件。 二、焊接翻轉機 是將工件繞水平軸翻轉，使之處于有利施焊位置的機械，適用于梁、柱、框架、 橢圓容器等長形工件的裝配焊接。 焊接翻轉機種類繁多，常見的有框架式、頭尾架式、鏈式、環(huán)式等。 三、滾輪架 是借助焊件與主動滾輪間的摩擦力帶動圓筒形焊件旋轉的機械裝置。主要應用于 回轉體工件的裝配與焊接，其載重可從幾十千克到千噸以上。按其結構形式可分為三 大類： 1、自調式滾輪架 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 3 2、長軸式焊接滾輪架。 3、組合式焊接滾輪架。 四、升降機 是用來將工人及裝備升降到所需的高度的裝置，主要用于高大焊件的手工焊和 自動焊及裝配作業(yè)。其主要結構形式有： 1、管結構肘臂式。 2、管筒肘臂式。 3、板結構肘臂式。 4、立柱式。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 4 圖 2-1 伸臂式焊接變位機 2.2 焊接變位機械的組成 本次設計的座式焊接變位機由回轉機構，傾斜機構及其機架三大部分組成。其中： 回轉機構由工作臺，回轉主軸，二級蝸輪蝸桿減速器，帶輪，電動機，箱體等組成； 傾斜機構由扇形齒輪，傳遞齒輪，小齒輪，帶制動電動機的擺線針輪減速機等組成。 2.3 焊接變位機械的工作原理 焊接變位機械主要為達到和保持焊接位置的最佳狀態(tài)，本次設計的座式焊接變位 機是通過改變焊件的位置達到相應要求，其具體的實現過程是：回轉機構由電動機拖 動，電動機輸出一定的轉速，經過帶輪一次減速后，然后經過二級蝸輪蝸桿減速器兩 次減速，最后由回轉主軸，經過工作臺輸出焊件所需要的焊接速度，以期達到所需要 的焊縫要求。傾斜機構通過整個回轉機構的傾斜實現回轉工作臺的傾斜。 座式焊接變位機的結構特點是工作臺連同回轉機構支承在兩邊的傾斜 軸上，工作臺以焊速回轉，傾斜軸通過機構傳動或液壓缸多在 140 范圍內恒速傾斜，? 此種變位機對生產的適應性較強，承載能力可達 50t，再焊接結構生產中應用最為廣 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 5 泛。 2.4 焊接變位機（Positioner）國家行業(yè)標準 2.4.1 范圍 本標準規(guī)定了焊接變位機的型號、參數、技術要求、檢驗及驗收規(guī)則、包裝及標 志等方面的內容。 本標準適用于各種類型的焊接變位機。 2.4.2 引用 標準列標準所包含的條文，通過在本標準中引用而構成為本標準的條文。本標準 出版時，所示版本均為有效。所有標準都會被修訂，使用本標準的各方應探討使用下 列標準最新版本的可能性。 GB/T 4064—1983 電氣設備安全設計導則 2.4.3 術語 2.4.3.1 最大負荷 Q 變位機所允許承載的工件最大重量，kg。 2.4.3.2 偏心距 A 工作臺面處于鉛垂位置時，最大負荷（工件）的重心距工作臺回轉軸線的距離，mm。 2.4.3.3 重心距 B 工作臺面處于鉛垂位置時，最大負荷（工件）的重心距工作臺面的距離，mm。 2.4.3.4 回轉速度 n1 工作臺繞其回轉軸（圖 1 中 z 軸）回轉的速度，r/min。 2.4.3.5 傾斜速度 n2 工作臺繞其傾斜轉軸（圖 2-2 中 y 軸）傾斜的速度，（°）/min。 2.4.3.6 傾斜角度 α 工作臺可傾斜的角度（見圖 1），（°）。 2.4.3.7 臺面高度 H 工作臺在最低水平位時，其臺面距地面的距離（見圖 1），mm。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 6 2.4.4 型號與參數 2.4.4.1 型號表示方法 變位機型號用漢語拼音字母和阿拉伯數字表示： HB × – × HB 焊接變位機名稱代號，H 和 B 分別為“焊”字和“變”字的漢語拼音第一個字母 × 最大負荷 Q 值，kg × 變位機工作臺調高功能代號，用 1 或 2 表示。1 表示工作臺高度固定，2 表示工 作臺高度可調 標記示例：HB500–2 表示最大負荷為 500kg、工作臺高度可調的焊接變位機。 2.4.4.2 參數 焊接變位機的型號及參數要求如下： 表 2-1 焊接變位機的型號及參數 型號 最大負 荷 Q(KG) 偏心距 A(MM) 重心距 B(MM) 臺面高 度 H(MM) 回轉速度 N1(R/MIN) 焊接額 定電流 A（MA ） 傾斜角 度 Α(°) HB25 25 40?63 - 0.50~16.00 315 135? HB25 25 50 80 - 0.25~8.00 500 135 HB100 100 63 100 - 0.10~3.15 500 135 HB250 250 160?400 1000?0.05~1.60 630 135? HB500 500 160 400 1000 0.05~1.60 1000 135 HB1000 1000 250 400 1250 0.05~1.60 1000 135 HB2000 2000 250?400 1250?0.03~1.00 1250 135? HB3150 3150 250 400 1600 0.03~1.00 1250 135 HB4000 4000 250 400 1600 0.03~1.00 1250 135 HB5000 5000 250?400 1600?0.025~0.80 1250 135? HB8000 8000 200 400 1600 0.025~0.80 1600 135 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 7 HB1000 0 10000 200?400 2000?0.025~0.80 1600 135? HB1600 0 16000 200 500 2000 0.016~0.50 1600 120 HB2000 0 20000 200?630 2500?0.016~0.50 2000 120? HB3150 0 31500 200 800 2500 0.016~0.50 2000 120 HB4000 0 40000 160?800 3150?0.010~0.315 2000 105? HB5000 0 50000 160 1000 3150 0.010~0.315 2000 105 HB8000 0 80000 160?1000 3150?0.010~0.315 2000 105? 圖 2-2 焊接變位機示意圖 2.4.5 技術要求 2.4.5.1 回轉驅動 2.4.5.1.1 回轉驅動應實現無級調速，并可逆轉。 2.4.5.1.2 在回轉速度范圍內，承受最大載荷時轉速波動不超過 5%。 2.4.5.2 傾斜驅動 2.4.5.2.1 傾斜驅動應平穩(wěn)，在最大負荷下不抖動，整機不得傾覆。最大負荷 Q 超過 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 8 25kg 的，應具有動力驅動功能。 2.4.5.2.2 應設有限位裝置，控制傾斜角度，并有角度指示標志。 2.4.5.2.3 傾斜機構要具有自鎖功能，在最大負荷下不滑動，安全可靠。 2.4.5.3 其他 2.4.5.3.1 變位機控制部分應設有供自動焊用的聯動接口。 2.4.5.3.2 變位機應設有導電裝置，以免焊接電流通過軸承、齒輪等傳動部位。導電 裝置的電阻不應超過 1mΩ，其容量應滿足焊接額定電流的要求。 2.4.5.3.3 電氣設備應符合 GB/T 4064 的有關規(guī)定。 2.4.5.3.4 工作臺的結構應便于裝卡工件或安裝卡具，也可與用戶協商確定其結構形 式。 2.4.5.3.5 最大負荷與偏心距及重心距之間的關系，應在變位機使用說明書中說明。 2.4.6 檢驗項目及驗收規(guī)則 2.4.6.1 檢測輸出軸（工作臺）轉速，結果應符合表 2-1 和 2.4.5.1 的要求。 2.4.6.2 首次生產時，應進行變位機的空轉及負荷試驗，結果應符合表 2-1 及 2.4.5.1 和 2.4.5.2 的要求。 2.4.6.3 變位機應備有產品合格證書和使用說明書。 2.4.7 標志與包裝 2.4.7.1 變位機應涂敷防銹底漆及表層漆。涂層應牢固，其中表層涂漆色彩應協調美 觀。 2.4.7.2 變位機應在標牌上標明名稱、型號、最大負荷、工作電壓、電機功率、出廠日 期、制造廠家等。 2.4.7.3 變位機的包裝應牢固可靠，符合運輸部門的有關規(guī)定。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 9 第 3 章 座式焊接變位機的設計 3.1 回轉機構的設計 3.1.1 工作臺及其工件總質量 ，回轉主軸的危險斷面位于軸承處，所受的Kgm130? 彎曲力矩為： βα 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 10 圖 3-1 回轉主軸受力分析示意圖 （3-1） ???sincosi2cosin22hGehMw?? 其中： ——綜和質量 ——偏心距e ——臺面高度。h ——回轉軸傾斜角? ——回轉軸轉角? 根據焊接變位機國家行業(yè)標準 me250?h7 其中重心距取 600 其軸承處的扭矩： （3-2）??cosin??eGMn 按第三強度理論折算的當量彎矩為： （3-3）2nwxd????22sincosi??eh? 該式在滿足 條件時才出現最大值。其值為:??sinhectg （3-4）Gxd2ma?? 對于指定的變位機： ，該數據由文獻[10]表 7-11 查得。3.0?e （3-5）?74.1in?hectg （3-6）?.62min1max??????????t 因此回轉主軸的強度可選在 ～ 的范圍內任意位置進行計算。inax 主軸材料用 45 號鋼（調制處理） [ ]= = =61.1 （3-7）?Kn1??5.270?Mpa 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 11 d> （3-8）?? m1.810.625.72410ehG103632 ?????? 取 d=120mm，校驗主軸： （3-9）?????MpaehdGeh62232 .583.10 其中 ??Mpa.6?? 初步確定主軸的結構尺寸如下圖 圖 3-2 主軸的結構與裝配 3.1.2 減速器的設計 3.1.2.1 二級渦輪蝸桿的設計 3.1.2.1.1 二級渦輪蝸桿尺寸的計算 總傳動比：初選電機為滿載轉速 1440r/min 的直流電動機 工作臺設計回轉轉速為 0.1~0.6r/min = =2400 （3-10）nim?總 6.014 平均傳動比：初選帶傳動的傳動比 1.4，帶i = （3-11）?平 均i4.1.2 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 12 取實際蝸桿頭數：Z =1，1 蝸輪齒數： Z =Z 41.4 （3-12）21??平 均i 則 Z =412 查文獻[3]表蝸桿渦輪參數的匹配（GB10085-88） 取 Z =41 =10 = 90 =022m1d2x 根據蝸輪蝸桿工作情況，選取蝸桿特性系數:q=9 蝸桿模數 = =10，12 則蝸桿尺寸： = =90 （3-12）1dqm = +2 =90+20=110 （3-13）aah = -2 =90-24=66 （3-14）1f1f 蝸輪尺寸： 分度圓直徑 = Z =10 41=410 （3-15）2dm?2m 齒頂圓直徑 =d +2 =430 （3-16）2a 齒根圓直徑 d = -2 1.2=386 （3-17）2fm? 渦輪齒寬 =0.75 =82.5 （3-18）B1a 3.1.2.1.2 蝸輪的齒面接觸疲勞強度校核 蝸輪蝸桿材料選用： 蝸輪選用鑄造錫青銅：zCuSn10P1; 蝸桿選用 20Cr. 蝸輪蝸桿中心矩 = . （3-19）??2qZma??m2509410??）（ 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 13 接觸疲勞強度： =Z Z （3-20）H?E??32aTK Z ——材料的彈性影響系數。E 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 Z =155EMpa21 Z ——兩材料的接觸系數，由文獻[1]表 11-18 查得：Z =2.6? ? K——工作載荷系數， = ， A??VK? ——機械使用系數，A 由文獻[1]表 10-2 得： =1.15A ：齒面載荷分布系數，?K 由文獻[1]表 10-4 得： ＝１?K ：動載系數，V 由文獻[1]表 10-8 得： =1V ：齒間載荷分配系數系數，?K 由文獻[1]表 10-3 得： =1?K tan （3-21）91?qZ? 得 6.34??? = =12740 （3-22）2TGemN.31852.0? 滑動速度： （3-23）sndVs /02.34.6cos10694.cos106co21 ????????? 查表蝸桿傳動的當量摩擦角 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 14 ??6.5v? （3-24）53.0)6.34.tan(91)tan(????v??? （3-25）8056.?總 其中軸承效率 0.99 攪油效率 0.98 （3-26）NiT3.152.04321???總? 所以接觸疲勞強度 （3-27）MpaH 2681.9525.0.8/3.6.21053 ????? 其中 蝸桿螺旋面硬度 268Mpa 3.1.2.1.3 蝸輪的齒根彎曲疲勞強度校核 根據公式： （3-28）??FFaFYmdKT?????2153. 其中： Y ——蝸輪齒形系數，2Fa 可由蝸輪的當量齒數 Z 及蝸輪變位系數 X 決定。2V2 可由文獻[1]圖 11-19 查得 Y =2.4Fa Y ——螺旋角影響系數，? =1- =1- =0.955 （3-29）??140??3.6 ∴ =( ) 2.4 0.955=3.59 （3-30）F?.099.8355.1??410Mpa [ ]= [ ]′=1.37 56=76.72 （3-31）FNKH? 其中[ ]′可由文獻 [1]表 11-8 查得: [ ]′=56H pa 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 15 為壽命系數: FNK N 為應力循環(huán)系數： N=60 j n L =60 1 0.6 21900=788400 （3-32）?2h? J:蝸輪每轉一次，每個輪齒的嚙合次數. 這里取 j=1; n :蝸輪轉速, =0.6 ;22nmi/r L :工作壽命, h L =365 6 10=21900 （3-33）h?h ∴ = 1.37 （3-34）FNK?8710 < ,∴蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。?F??? 3.1.2.1.4 蝸桿的剛度校核 蝸桿受力后如產生過得變形，就會造成輪齒上的載荷集中，影響蝸輪與蝸桿的正確嚙 合。所以需進行蝸桿的剛度校核，其校核剛度條件為： = （3-35）y??yLEIFrt??'2148 其中[y]——蝸桿材料許用的最大撓度。 [ ]= = = （3-36）y10d9m0. 其中 d 為蝸桿分度圓直徑。1 E—— 蝸桿材料的彈性模量。 E=2.07 Mpa50? I—— 蝸桿危險截面的慣性矩。 （3-37）?I641fd?? 其中 d 為蝸桿的齒根圓直徑。1f 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 16 d = 66mm1f =5.958 10 （3-38）?I64??7 L′—— 蝸桿兩端支撐點間的跨距。 L′ 0.9 =0.9 =369 （3-39）?2d10m —— 蝸桿所受的圓周力。1tF = = =3384.4 （3-40）1tFdT09.35?N —— 蝸桿所受的徑向力。1rF = = = tan20 =5828.5 （3-41）1r2tF??ant2dT41.09835??N 其中 為蝸輪齒形角。? =20? ∴ 0.369 =0.073 （3-42）64.01307.2485825????y 3 ∵y=0.073<0.09=[y]∴蝸桿的剛度滿足使用條件。 3.1.2.1.5 選取蝸桿傳動的潤滑方法 根據蝸輪蝸桿的相對滑動速度 V =0.02/s，s 載荷類型為重型載荷，故可采用油池潤滑。 3.1.2.1.6 二級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置 = +1000 (1-η)/ s （3-43）0ta?P?d? 其中 ——周圍空氣的溫度，常溫情況下可?。玻啊妗t ——蝸桿蝸輪的傳動效率。? ＝0.53 ——箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?，可?=(8.15~17.45),w/(m2.℃)，d?d? 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 17 當周圍空氣流動良好時 α 可取偏大值。這里取 α ＝ 17d d P——輸入功率。 =157 41 =0.404kw （3-44）?PwT?2602.?? ∴t。=20℃ + =20℃+53.2℃=73.2℃ （3-45）.350174.?）（ ∵73.2℃<80℃ 其中 80℃為其臨界溫度。 故在通風良好的情況下，不需要加散熱裝置。 3.1.2.2 一級蝸輪蝸桿的設計 3.1.2.2.1 一級渦輪蝸桿尺寸的計算 選取實際蝸桿頭數：Z =1，蝸輪齒數：1 Z =i Z （3-46）2?1 ∴Z =412 查文獻[3]表蝸桿渦輪參數的匹配（GB10085-88） 選取 =5 =10 x =-0.5mq2 則蝸桿尺寸： = =50 （3-47）1dqm = +2 =50+10=60 （3-48）aah d = -2 =50-12=38 （3-49）1f1f 蝸輪尺寸：分度圓直徑 = Z =5 41=205 （3-50）2m?2m 齒頂圓直徑 = +2 （1+x）=205+2 =210 （3-512ad ）（ 5.01?? ） 齒根圓直徑 = -2 (1.2-x)=205-2 =188 （3-52）2fhdm?）（ 5.021??m 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 18 渦輪齒寬 =0.75 =45 (3-53)B?1adm 校核蝸輪的齒面接觸疲勞強度： 蝸輪蝸桿材料選用： 蝸輪選用鑄造錫青銅：zCuSn10P1; 蝸桿選用 20Cr. 3.1.2.2.2 蝸輪的齒面接觸疲勞強度校核 首先蝸輪蝸桿材料選用：蝸輪選用鑄造錫青銅：zCuSn10P1; 蝸桿選用 20Cr. 蝸輪蝸桿中心矩 a= = =125 （3-54）21xmd?25.050??m 根據接觸疲勞強度公式： = Z （3-55）H?E??32aTK Z ——材料的彈性影響系數，單位是 Mpa? .E 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 =155 。EZMpa21 ——兩材料的接觸系數：? 由文獻[1]表 11-18 查得：Z =2.5? ——工作載荷系數，K = （3-56）KA??V?K 其中： ——機械使用系數，A 由文獻[1]表 10-2 得： =1.15AK ——齒面載荷分布系數?K 由文獻[1]表 10-4 得： ＝１? ——動載系數，V 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 19 由文獻[1]圖 10-8 得： =1VK ——齒間載荷分配系數，?K 由文獻[1]表 10-3 得： =1? tan （3-57）10?qZ? 得： 5.71??? = （3-58）?2T579.803?mN? 滑動速度： Vs= （3-59）sndV /4.071.5cos1064.cos16cos1 ?????? 查文獻[1]表 11-18 蝸桿傳動的當量摩擦角 ??25.3v? （3-60）634.0)25.71tan()tan( ????v??? （3-61）98.0634.?總 其中軸承效率 0.99 攪油效率 0.98 （3-62）?1TNi04.63.41572??總? 所以接觸疲勞強度 155 （3-63）?H?Mpa8.1725.015.21033 ?? 其中蝸桿螺旋面強度 268Mpa [ ]′:鑄造錫青銅蝸輪的基本許用應力。由文獻 [1]表 11-7 查得：H? [ ]′= 268 ，pa [ ]=K [ ]′=0.86 268=231.4 （3-64）H?FN?HMpa 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 20 其中 ——蝸輪蝸桿工作壽命系數， FNK N 為應力循環(huán)系數： N=60 j n L =60 1 0.6 41 21900=32324400 （3-65）?2h? J:蝸輪每轉一次，每個輪齒的嚙合次數. 這里取 j=1; n :蝸輪轉速, n =24.6 ;22min/r L :工作壽命,h =365 6 10=21900h （3-66）hL? ∴ = 0.86 （3-67）FNK?8710 < ,蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。F??? 3.1.2.2.3 蝸輪的齒面彎曲疲勞強度校核 根據公式： = （3-68）F???FFaYmdKT???2153. 其中： Y ——蝸輪齒形系數，2Fa 可由蝸輪的當量齒數 Z 及蝸輪變位系數 X 決定。2V2 可由文獻[1]圖 11-19 查得 Y =3.0Fa Y ——螺旋角影響系數，? Y =1- =1- =0.959 （3-69）??140??7.5 =( ) 3.0 0.959=1.55 （3-70）F?25.03.1?410?Mpa [ ]= [ ]′=0.86 56=48.16 （3-71）FNKH? 其中[ ]′可由文獻[1] 表 11-8 查得: [ ]′=56H?pa 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 21 為壽命系數: FNK <[ ],蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。? 3.1.2.2.4 蝸桿的剛度校核 蝸桿受力后如產生過得變形，就會造成輪齒上的載荷集中，影響蝸輪與蝸桿的正確嚙 合。所以需進行蝸桿的剛度校核，其校核剛度條件為： = （3-72）y??yLEIFrt??'2148 其中[y]——蝸桿材料許用的最大撓度。 [ ]= = =0.05 （3-73）y10d5m 其中 d 為蝸桿分度圓直徑。1 E—— 蝸桿材料的彈性模量。 E=2.07 50?Mpa I—— 蝸桿危險截面的慣性矩。 （3-74）?I641fd?? 其中 d 為蝸桿的齒根圓直徑。1f d =38mmf =1.02 10 （3-75）?I6438??5 L′—— 蝸桿兩端支撐點間的跨距。 L′ 0.9d =0.9 =184.5 （3-76）?205m —— 蝸桿所受的圓周力。1tF = = =241.6 （3-78）1tFdT05.46?N —— 蝸桿所受的徑向力。1rF 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 22 = = = tan20 =557.5 （3-79）1rF2t??ant2dT05.17??N 其中 α 為蝸輪齒形角。 α=20 ? ∴ 184.5 =0.00375 （3-80）64381.07.2485 2????y 3 0.00375<0.05=[ ],蝸桿的剛度滿足使用條件。?y 3.1.2.2.5 蝸桿傳動的潤滑方法 根據蝸輪蝸桿的相對滑動速度 V =0.44 ，ssm/ 載荷類型為重型載荷，故可采用油池潤滑。 3.1.2.2.6 一級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置 = + （3-81）0ta??sPd????1 其中 ——周圍空氣的溫度，常溫情況下可取 20℃。at ——蝸桿蝸輪的傳動效率。? ＝0.634 ——箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂担扇?=(8.15~17.45),w/(m2.℃)，d?d? 當周圍空氣流動良好時 可取偏大值。這里取 ＝17d d P——輸入功率。 =6.04 41 41 =0.637 （3-82）?PwT?2?602.?kw ∴ =20℃+ =20℃+43℃=63℃ （3-83）0t .3501746.?）（ 63℃<80℃ 其中 80℃為其臨界溫度。 故在通風良好的情況下，不需要加散熱裝置。 3.1.2.2.7 一級渦輪蝸桿傳動渦輪軸的校核 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 23 圖 3-3 軸的結構與裝配 按扭轉強度條件計算 1T2tF2a1rFt1a 59 2281 R 2R (a)2tF1rF 59 2281 R 2R 220.4N.m HM 59 2281 R 2R1tF M 2r r 826.4N.m (b) (c) 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 24 132.6N.m 482.0N.m VM T 圖 3-4 軸的載荷分析圖 其中 =3384.4 =5828.5 = =1531.71tFN1rF1a2tFN = 1531.7 （3-84）2t?dT = =557.5 （3-85）2rt?an? = =956.7 （3-86）1M??248.6?mN. = = = =131.1ca?224??????????????WTM???T22 ???32901.1057795? 14, 取 Z =20 Z =1.4 20=28 則 =9.525mi12?bPm 3.1.2.3 計算帶輪節(jié)圓直徑 = =60.67 （3-89）?11Zdb?205.9? = = =84.94 （3-90）22Pb8.m 3.1.2.4 計算帶長 L =2 a ?cos?+ + （3-91）p0??21d????18012d???? 要求： 0.7 （3-92）??21d?0a??21d 即 102m0a?2.91m 取 a =2000 =arcsin =3.48 （3-93）?ad21?? 則 L =2 +3.14 /2+3.14 /180 p98.02???94.867.0???67.094.8.3?? =629.3m inv = =3.14 =14.92 （3-94）?12Zb???2086? 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 26 ??5.86? 實際中心距 =198.8 （3-95）????cos210ZPab???m 3.1.2.5 帶輪傳動額定功率 （3-96）ZK0W =1 = =1 （3-97） 14.0??????sb b =25.4mm b 估計為 25.4mm0ss 3.1.2.6 輪寬 b =25.4 =24.42 （98）s?0?14.0??????PKZd 14.5???????m 所以 可取為 25.4 .sbm 3.1.3 回轉機構中標準件的校核 3.1.3.1 軸承校核 3.1.3.1.1 一級渦輪蝸桿傳動蝸桿軸軸承校核 選取 7009AC 角接觸球軸承正裝 =241.6 =557.5 =1531.71tFN1r1aFN 1rF1tF1a 圖 3-5 軸承受力圖 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 27 求的軸承處支反力 = = =303.81R2 225.76.41?????????????N 軸向力 F =1531.7aeN 派生軸向力 =0.68 =206.61d?1R =0.68 =206.622 +F >1dFad 所以軸承 1 放松，軸承 2 壓緊 軸向力 = =206.6adN = +F =1738.32F1ae = =0.68<0.71Ra8.306 則當量動載荷 = =206.61rPRN?2RFa7.083? 則當量動載荷 =0.41 +0.85 =0.41 =1602.282rP?22aF5.1738.083??N 所以 2dFae1 所以軸承 1 壓緊，軸承 2 放松 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 29 軸向力 = + F =1290.1+2853.3=4143.41a2dae N = =2853.3 N = =0.966>0.7總1RFa8.453 則當量動載荷 =0.41 +0.85 =5185.41rP?1R1aFN?總2RFa 7.068.493? 則當量動載荷 = =4196.12rP總 N 所以 > ,校核軸承 11r2 = = =3.9 （3-100）nL60??????PC36.04???????4.5180233510?h 符合要求 3.1.3.2 鍵的選擇與校核 3.1.3.2.1 一級渦輪蝸桿傳動： 依據軸頸查文獻[1]表 6-1 取 l=22 63b?h14m 校核： = = =11.7 <[ ]=120~150 （3-101）p?kldT3210???8526345.07?Mpa?Mpa 符合條件 3.1.3.2.2 二級渦輪蝸桿傳動 依據軸頸查文獻[1]表 6-1 取 l=32 80b?h18m 校核 = = =95.3 <[ ]=120~150 （3-102）p?kldT3210???128085.23??Mpa?Mpa 符合條件 3.2 傾斜機構的設計 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 30 3.2.1 傾斜軸的設計 3.2.1.1 傾斜軸尺寸計算 估計回轉工作臺及回轉機構的總重量 =2000 9.8=19600GKg?N 其對傾斜軸的最大傾覆力矩 = =19600 =15484 （3-103）TM2eh?225.07.?m? 預估滑動軸承處軸頸 120mm 則 =1+ =1+0.5 120/2 400=1.0225 （3-104）fKRd2? 主軸在 =90 =0 時???? 支反力 =1C3.4096???9.0????5.031.?2. =45092.3 N 主軸在 = =90 時?K?? 支反力 K?21C1RG???2eh?f = 019.4.0962? =33305.9 N C 取大值1 所以實心軸頸 = =76.7 （3-105）d???315?lC?36102.459?m 取 =120mm 符合條件d 3.2.1.2 傾斜軸的強度校核 傾斜軸強度校核 = =37.1 < ??21234tFehWLG??4960??223201.4.591.???Mpa??? （3-106） 傾斜軸選用 45 號鋼調質 =60???Mpa 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 31 3.2.2 齒輪設計 扇形大齒輪選取 =8 =101mZ 傳遞齒輪選取 =8 =67 小齒輪選取 =8 =17 傾斜機構齒輪為開式傳動，按齒根彎曲疲勞強度校核 傾斜機構的齒輪為開式傳動，校核其齒根彎曲疲勞強度： 公式為 = （3-107）F?bmYKSat??F?? 扇形大齒輪： = = =38326.7tFdT?280.154N = =1.0 =1.518KVA??38.1.? =2.18FaY =1.79S =70bm =8 則 = =405.4F?6108779.2.35.1??Mpa = = =489.2 （3-108）??F?SKNlim3.1502?pa < 符合要求?F??? 傳遞齒輪： = = =38326.7tdT?280.154N = =1.0 =1.529KVA??39.1.? =2.25FaY =1.74S =87bm 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 32 =8m 則 = =329.6F?6108774.25.3529.1??Mpa = = =486.9??SKNlim. < 符合要求?F? 小齒輪： = = =38326.7tdT?2136.02N = =1.0 =2.244KA?V?K04.21.? =2.97FaY =1.52S b=110m m=8 則 = =441.2F?610852.97.324.??Mpa = = =530.8??SKNlim. < 符合要求?F? 3.2 底座和箱體的簡單設計 底座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，其次是強度和抗振性能；當同時 用作滑道時，滑道部分還應具有足夠的耐磨性。此外，對具體的機械，還應滿足特殊 的要求，并力求具有良好的工藝性。 底座和箱體的結構尺寸和大小，決定于安裝在它的內部或外部的零件和部件的形狀和 尺寸及其相互配置，受力與運動情況等。設計時應使所裝的零件和部件便于裝拆與操 作。 底座和箱體的一些結構和尺寸，如壁厚，凸緣寬度，肋板厚度等，對機座和箱體的工 作能力，材料消耗，質量和成本，均有重大的影響。但是由于這些部位的形狀不規(guī)則 和應力的分布復雜性，基本上按照經驗公式，經驗數據，或比照現用的類似機件進行 設計，而略去強度和剛