1、本 科 畢 業 設 計 (論 文)座式焊接變位機設計Design of Horizontal Welding Positioner學 院： 機械工程學院 專業班級： 機械設計制造及其自動化 機械081 學生姓名： 陶鑫柯 學 號： 010817135 指導教師： 陳連（教授） 2012年6月畢業設計（論文）中文摘要座式焊接變位機設計摘 要：焊接變位機已經成為現代機械制造行業的一種不可或缺的設備，在焊接領域可以將它劃分為焊接輔助機，其型式和品種規格約有十余個系列、百余個品種，正在逐步形成一個新興行業。本設計題目是設計載重1000Kg，可進行全位置焊接的座式焊接變位機械。主要內容是關于焊接時工作臺

2、與工件回轉傾斜的控制、電機選擇、減速器的選擇、各個軸和軸承的確定以及校核等等。設計的具體過程是根據任務書給定的載荷和焊接速度等參數來確定設備所需要的電動機類型，電動機參數，包括：電動機的轉速、額定功率、電壓電流等，在此基礎上計算第一級蝸桿傳動軸的相關數據、第二級蝸桿傳動軸的相關數據以及選擇相應配件的型號，并且對其進行相關的強度、使用壽命等的校核。最后使用CAD軟件繪制相關的零件圖紙、裝配圖紙。關鍵詞：焊接變位機；座式；機械設計畢業設計（論文）外文摘要Design of Horizontal Welding PositionerAbstract: Welding positioner has b

3、ecome indispensable manufacturing equipment, in the welding area it can be designated as welding auxiliary machines. The products specifications on the type of case, has been available, and nearly a dozen more series, more than one hundred varieties and specifications, and is forming a new industry.

4、 This subject is designed to load 1000Kg, for all position welding of Block Variable-bit machines. Mainly on the welding machine of the rotary turning the control, motor selection, the choice of reducer, worm shaft and bearing all the determination and checking, and so on. The specific process desig

5、n is based on the commitments, which gives load and welding speed to determine the motor types and motor parameters, which equipment needed to, including: motor speed, rated power, voltage and current, calculated on the basis of this axis and the corresponding parts of the model size, and its associ

6、ated strength, service life can be checked. Fragment using CAD software, the relevant parts diagram, assembly drawing out.Keywords: welding positioner；seater；mechanical design目 錄1 緒論12 焊接變位機的性能及結構12.1焊接變位機12.2 焊接變位機應具備的性能22.3焊接變位機的功能及結構形式32.4 全功能焊接變位機及主自由度33 焊接變位機方案設計43.1焊接變位機整體方案設計43.2座式焊接變位機的用途及結構

7、形式53.3焊接變位機的驅動系統53.4設計方案簡介54 回轉機構的設計64.1回轉機構傳動簡圖64.2原始數據64.3工作條件64.4電動機的選擇6傾斜機構電動機的選擇7回轉機構電動機的選擇75 回轉機構減速器的設計75.1總傳動比75.2總傳動比的分配85.3傳動裝置的運動和動力參數的設計85.3.1各軸的轉速85.3.2各軸的功率85.3.3各軸的轉矩85.3.4各數據匯總86 傳動零件的設計86.1同步帶傳動的設計96.2第一級蝸桿傳動的設計116.3第二級蝸桿傳動的設計126.4第一級蝸桿軸的設計136.5第二級蝸桿軸的設計146.6第二級蝸輪軸的設計156.7軸的校核166.8鍵的

8、選擇17結論 19致謝 20參考文獻21附錄221 緒論焊接技術自發明至今已有百余年的歷史，工業生產中的一切重要產品，如航空、航天及核能工業中產品的生產制造都離不開焊接工藝,并且焊接質量的好壞直接影響產品質量的好壞以及整機性能。所以改進焊接技術，提高焊接質量對現代化工業有著重要的作用，其中提高焊接機械化、自動化水平，實現焊接工藝及裝備的現代化是改進焊接質量的一個重要方面。一般來說，當焊件的質量較大或體積較大時，靠人工改變焊縫位置很不容易，且效率低下，在這樣的焊接生產中，就會遇到焊接變位及選擇合適的焊接位置的情況，針對這一實際需要，人們就設計制造了焊接變位機。合適的變位機能將被焊工件的焊縫轉動到

9、最佳位置,從而提高焊接質量及生產效率，更避免了立焊、仰焊等情況出現。變位機可以使工件上的接縫處于理想的船形位置或平焊位置，以方便進行焊接，是提高焊接效率和質量，降低勞動強度的有效工具。另外,選擇合適的變位機能降低工人的勞動強度以及生產成本,加強安全文明生產,有利于現場管理。到如今，焊接變位機不僅僅是一種焊接輔助設備，它更是與與焊接操作機、焊接滾輪架并稱為焊接輔助設備中三大機。本設計主要是針對載荷1000kg座式焊接變位機機構進行設計計算，了解其工作原理及內部結構，運用所學知識，設計出可實際應用的產品。焊接是制造業中最重要的工藝技術之一，它在機械制造、核工業、航空航天、能源交通、石油化工及建筑和

10、電子等行業中的應用越來越廣泛。而隨著如今科學技術的發展，焊接已從簡單的構件連接方法和毛坯制造手段發展成為制造行業中一項基礎工藝，以及一種生產尺寸精確的制造成品的生產手段。同時越來越多的焊接件被設計出來，人們對生產效率的要求也越來越高，傳統的手工焊接已不能滿足現代高科技產品對于質量和效率方面的要求。因此，保證焊接產品質量的穩定性、提高生產率和改善勞動條件已成為現代焊接制造工藝發展急需解決的問題。通過焊接變位機工作臺的回轉和傾斜，使焊縫處于易焊位置，再加上焊接變位與焊接操作機配合使用，實現焊接的機械化、自動化，提高焊接的效率和焊接質量是現代焊接工藝中必不可少的環節，而設計焊接變位機正是在這種情況下

11、產生的。2 焊接變位機的性能及結構2.1焊接變位機焊接變位機械是改變焊件、焊機或焊工位置來完成機械化、自動化焊接的各種機械裝置。焊接變位機械可分為三大類：（1）焊件變位機械：焊接變位機、焊接滾輪架、焊接回轉臺和焊接翻轉機。（2）焊機變位機械：焊接操作機和電渣焊立架。（3）焊工變位機械：焊工升降機等。焊接變位機是將工件回轉、傾斜，使工件上的焊縫置于有利的焊接位置的焊件變位機械。它主要用于機架、機座、法蘭、封頭等非長形工件的翻轉變位和焊接。 焊接滾輪架是借助主動滾輪與工件之間的摩擦力帶動筒形工件旋轉的焊件變位機械。它主要用于筒形工件的裝配與焊接，是鍋爐容器生產中的常用工藝裝備。焊接回轉臺是一種簡化

12、的焊接變位機，它將工件繞垂直軸回轉或者固定某一角度傾斜回轉，主要用于回轉體工件的焊接、堆焊與切割。焊接翻轉機是將工件繞水平軸轉動或傾斜，使之處于有利的焊接位置的焊件變位機。它主要適用于梁柱、框架、橢圓容器等的焊接。焊接操作機的作用是將焊機機頭準確地送到并保持在待焊位置，或以選定的焊接速度沿規定的軌跡移動焊機機頭。焊接操作機與變位機、滾輪架等配合使用，可完成縱縫、環縫、螺旋縫的焊接，還可以用于自動堆焊、切割、探傷、打磨、噴漆等作業。2.2 焊接變位機應具備的性能一般來說，通用的焊接變位機械應具備的性能有以下幾點：1 焊件變位機械和焊機變位機械要有較寬的調速范圍，穩定的焊接運行速度，以及良好的結構

13、剛度。2 對尺寸和形狀各異的焊件，要有一定的適用性。3 在傳動鏈中，應具有一級反行程自鎖傳動，以免動力源突然切斷時，焊件因重力作用而發生事故。4 與焊接機器人和精密焊接作業配合使用的焊件變位機械，視焊件大小和工藝方法的不同，其到位精度（點位控制）和運行軌跡精度（輪廓控制）應控制在0.12mm之間，最高精度應可達0.01mm。5 回程速度要快，但應避免產生沖擊和振動。6 有良好的接電、接水、接氣設施，以及導熱和通風性能。7 整個結構要有良好的密閉性，以免焊接飛濺物的損傷，對散落在其上的焊渣、藥皮等贓物，應易被清除。8 焊接變位機械要有聯動控制接口和相應的自保護功能，以便集中控制和相互協調動作。9

14、 工作臺面上應刻有安裝基線，并設有安裝槽孔，能方便地安裝各種定位器和夾緊機構。10 兼做裝配用的焊件變位機械，其工作臺面要有較高的強度和抗沖擊性能。11 用于電子束焊、等離子弧焊、激光焊和釬焊的焊件變位機械，應滿足導電、隔磁、絕緣等方面的要求。2.3焊接變位機的功能及結構形式焊接變位機按結構形式可分為三種：1.伸臂式焊接變位機，如圖所示，其回轉工作臺安裝在伸臂的一端并繞回轉軸旋轉，伸臂一般相對于某一轉軸成角度回轉，此轉軸的位置多是固定的，但也有可在小于100°的范圍內上下傾斜的。這兩種運動都改變了工作臺面回轉軸的位置，從而使該變位機變位范圍更大，作業適應性更好，但這種形式的變位機，整

15、體穩定性較差。伸臂式的焊接變位機在手工焊中應用較多。2.座式焊接變位機，如圖所示，其工作臺連同回轉機構通過傾斜軸支撐在機座上，工作臺以焊速做回轉運動，傾斜軸通過扇形齒輪或液壓缸，大都在110°140°的范圍內恒速或變速傾斜。該焊接變位機穩定性好，一般不用固定在地基上，搬移方便，適用于0.550t的焊件翻轉變位。是目前產量最大、規格最全、應用最廣的結構形式。常與伸縮臂式焊接操作機或弧焊機器人配合使用。3.雙座式焊接變位機，如圖所示，該機不僅穩定性好，而且如果設計得當，可使焊件安放在工作臺上后，隨工作臺傾斜的綜合重心位于或接近傾斜機構的軸線，從而使傾斜驅動力矩大大減小。因此，重

16、型焊接變位機多采用這種結構。543211、回轉工作臺；2、伸臂；3、傾斜軸；4、轉軸；5、機座 圖2.3.1 伸臂式焊接變位機 圖2.3.2 座式焊接變位機 圖2.3.3 雙座式焊接變位機2.4 全功能焊接變位機及主自由度如果一臺變位機移動焊件，僅做直線運動，哪怕是三維的，也不可能改變焊縫的姿態，滿足施焊要求。也就是說，變位運動是回轉運動，稱此回轉運動為變位機的主自由度。還可以做這樣一個假設：在X、Y、Z直角坐標系下，設有一空間直線焊縫，繞Z軸可在360°范圍內回轉，且Z軸連同這一焊縫又可繞X（或Y）軸在180°范圍內回轉，那么，經此種變位的焊縫，便可變位至船角焊位置進行作

17、業。換言之，一個焊口由兩個面的共線MN和夾角組成，在上述兩個回轉范圍內，經恰當的回轉，便可使其共線 MN 與水平面平行，且這兩個面與水平面的夾角相等，各為/2，即變為船角焊位置。簡單來說，任何復雜焊件，只要裝在主自由度為一個全回轉和一個半回轉的焊接變位機上，即可實現船焊要求。我們稱這種雙回轉式焊接變位機為全功能變位機。3 焊接變位機方案設計3.1焊接變位機整體方案設計焊接變位機是改變焊件、焊機或焊工位置來完成機械化、自動化焊接的機械裝置。使用焊接變位機可縮短輔助焊接時間，提高勞動生產率，減輕工人勞動強度，改善焊接質量，并可充分發揮各種焊接方法的效能。本焊接變位機由工作平臺、回轉機構、翻轉機構、

18、機座、控制裝置和焊接導電裝置組成。工作臺用于工件的停放和固定。在臺面上開溝槽，表面經網絡狀處理后增大了摩擦，一方面配合夾具固定工件，一方面也增大了表面的摩擦?；剞D機構用于實現工作臺上工件的回轉。其中有很多傳動部分的設計。傳動機構設計的一般原則：1、小功率傳動 選擇結構簡單、標準化較高的類型。2、大功率傳動 首要考慮因素是傳動的效率，減低功率的損耗。3、易出現過載和載荷變化較大的傳動 選擇有過載保護和能起緩沖作用的傳動機構。常見的如帶傳動。4、工作環境較差 選擇封閉的齒輪和鏈傳動。5、傳動精度要求較高 選擇蝸桿或者加工精度高的齒輪傳動。在設計中，一般采用兩個或者兩個以上的傳動機構，如兩級蝸桿傳動

19、。這種情況下要考慮傳動機構的布置，因為這對整個傳動機構的平穩和效率都有影響，并且還影響機械的外形和尺寸。傳動機構布置的原則：帶傳動：承載能力小，在傳動相同功率時，效率相比齒輪和蝸輪蝸桿要低，但是它的傳動穩定性較好，并且緩沖好，故一般將其布置在傳動的高速級。齒輪傳動：傳動效率高，又分為斜齒輪、圓柱齒輪、圓錐齒輪等，傳動平穩性和均勻性逐個升高，故布置時也有低速級到高速級。鏈傳動：傳動不均勻，布置在低速級，在這次設計中并沒有使用到鏈傳動。蝸桿傳動：承載能力比齒輪低，一般布置在高速級。改變運動形式的傳動，如：連桿傳動、凸輪傳動、螺旋傳動等，一般布置在傳動機構的最后一級。3.2座式焊接變位機的用途及結構

20、形式焊接變位機，是在焊接作業中將焊件回轉并傾斜，將焊縫置于有利施焊位置的焊件變位機械。1座式焊接變位機是焊接變位機的一種，如圖，其工作臺連同回轉機構通過傾斜軸支撐在機座上，工作臺以焊速回轉，傾斜軸通過扇形齒或液壓缸，多在110°140°的范圍內恒速或變速傾斜。該機穩定性好，一般不用固定在地基上，搬移方便，適用于0.550t焊件的翻轉變位。4321、回轉工作臺；2、傾斜軸；3、扇形齒輪；4、基座 圖3.2.1 座式焊接變位機結構簡圖3.3焊接變位機的驅動系統焊接變位機工作臺的回轉運動，采用交流電動機驅動。工作臺的傾斜運動有兩種驅動方式：一種是電動機經減速器減速后通過扇形齒輪帶

21、動工作臺傾斜或通過螺旋副使工作臺傾斜；另一種是采用液壓缸直接推動工作臺傾斜。這兩種驅動方式都有應用，在小型變位機上以電動機驅動為多，本次設計由于為1000Kg的小型變位機，因此采用第一種傾斜方式，即電動機經減速器減速后通過扇形齒輪帶動工作臺傾斜。工作臺的傾斜速度為恒定。另外，在驅動系統的控制回路中，有行程保護、過載保護、斷電保護及工作臺傾斜角度指示等功能。3.4設計方案簡介本設計主要針對1000kg焊接變位機進行設計，該設計要求焊接變位機的載重量為1000kg，最大回轉力矩為1500N·m，最大傾斜力矩為1500N·m，工作臺回轉速度為0.10.6r/min，工作臺傾斜速度

22、為0.5r/min，工作臺傾斜角度為0°120°。設計中，其回轉系統由0.37kW直流電動機，通過同步帶傳動第一級蝸桿減速第二級蝸桿減速后，帶動工作臺回轉，該系統總傳動比在36025600之間。工作臺的許用回轉力矩為2606N·m。設備要求交流220V供電、有足夠的光照及通風換氣條件、工作場地，環境溫度應不超過40，相對濕度90%以下，海拔不超過1000m。工作時間為3年，每天按8小時工作制計算。4 回轉機構的設計4.1回轉機構傳動簡圖圖4.1.1 1000kg座式焊接變位機回轉機構傳動簡圖4.2原始數據本設計主要針對1000Kg焊接變位機進行設計，該設計的要求如

23、下：1、 額定載重量：1000Kg2、 最大回轉力矩：1500Nm3、 最大傾斜力矩：1500Nm4、 工作臺回轉速度：0.10.6r/min5、 工作臺傾斜速度：0.5r/min6、 工作臺傾斜角度：0120°4.3工作條件設備要求交流220V供電、有足夠的光照及通風換氣條件、工作場地，環境溫度應不超過40，相對濕度90%以下，海拔不超過1000m。工作時間為3年，每天按8小時工作制計算。4.4電動機的選擇4.4.1傾斜機構電動機的選擇由公式計算得PW=0.079kW，故選擇直流電動機Z2-31，額定電壓為220V，額定轉速為1500r/min。選用帶制動電動機的擺線針輪減速機，該

24、減速機為外購件，型號為BWED 130-473-0.75。其中擺線針狀減速器的傳動效率一般在0.95左右。在減速器外連接的三個圓柱齒輪的傳動效率在0.960.99之間，為計算方便，都取0.98，還有兩個滑動軸承，傳動效率取0.96，故，翻轉機構的總傳動效率為0.86。4.4.2回轉機構電動機的選擇電動機所需的輸出功率為：其中：PW為工作機要求的輸入功率，kW，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0.10.6r/min，最大回轉力矩為1500Nm由公式得：由電動機至工作機的總效率按照下式計算： 其中：1帶傳動的效率。2軸承的效率。3第一級蝸輪蝸桿傳動的效率。4第二級蝸輪蝸桿傳動

25、的效率。所以： 所以： 查機械設計手冊選得電動機Z3-12，其額定功率0.37kW，額定轉速1500r/min，滿載轉速1410r/min。5 回轉機構減速器的設計5.1總傳動比i總=nm/nw=1410/0.6=2350,其中nm為電動機的滿載轉速，nw為工作臺的回轉速度，故選用二級減速器。5.2總傳動比的分配為使帶傳動尺寸不致過大，其中ib是帶傳動的傳動比，ig是蝸桿傳動的傳動比，滿足ib<ig?？扇b=1.4，則ig=i總/ib=2350/1.4=1687.57又ig=i1×i2，ig=3080所以，取i1=42，i2=40。即第一級蝸桿傳動比i1=42，第二級蝸桿傳動

26、比i2=40。5.3傳動裝置的運動和動力參數的設計傳動裝置的運動和動力參數，主要是指各軸的轉速、輸入功率和輸入轉矩。他們是進行傳動設計的重要依據。5.3.1各軸的轉速 n1=nm/ib=1410r/min/1.4 =1007.14 r/minn2=n1/i1=1007.14r/min/42 =23.98r/minn3=n2/i2=23.98r/min/40 =0.60r/minnw=n3=0.60r/min5.3.2各軸的功率P1=Pmb=0.37×0.98 kW=0.3626 kW P2=P1gr=0.3626×0.70×0.99 kW=0.2513 kWP3=

27、P2gr=0.2513×0.70×0.99 kW=0.1741 kW PW=P3r=0.1741×0.99=0.1724kW其中，b是同步傳送帶的效率，g是蝸桿傳動的效率，r是一對滾動球軸承的傳動效率。5.3.3各軸的轉矩T0=9550Pm/nm=9550×0.37/1410 N.m =2.51 N.mT1=9550P1/n1 =9550×0.3626/1007.14 N.m =3.44 N.mT2=9550P2/n2 =9550×0.2513/23.98 N.m =100.08 N.mT3=9550P3/n3 =9550×

28、0.1741/0.6 N.m =2771.09 N.m Tw=9550Pw/nw =9550×0.1724/0.6 N.m =2744.03 N.m5.3.4各數據匯總 表5.3.4 傳動機構各軸數據匯總表參數電動機軸1軸2軸3軸工作臺轉速/r/min14101007.1423.980.60.6功率/kW0.370.36260.25130.17410.1724轉矩/N·m2.513.44100.082771.092744.03傳動比1.442401效率0.980.6930.6930.996 傳動零件的設計6.1同步帶傳動的設計確定設計功率Pd： Pd=1.3×0.

29、37=0.481kW選擇V帶型號對結構尺寸無嚴格要求，可選普通V帶。根據Pd和n1，查工具書選擇Z型V帶。選擇帶輪直徑D1，D2有工具書查得Z型V帶最小直徑Dmin=50mm，應使D1>Dmin，考慮小帶輪轉速不是很高，結構尺寸有沒有特別限制，取D1=70mm。 驗算帶速v=D1n1/60×1000=5.5m/s>5m/s，所以：D2=i1D1=1.4×70=98mm，D2選100mm，符合工具書推薦的基準直徑，故帶輪選擇合適。確定中心距a和帶長Ld：初選中心距a0。由式0.7（d1+d2）a02（d1+d2）得119a0340。初選a0=160mm，則帶長 L

30、'd=588.3mm查工具書圓整Ld=630mm于是中心距a=a0+（Ld+L'd）/2=160+（630-588）/2=181mma的調整范圍：amin=a-0.015Ld=171.55mmamax=a+0.03Ld=199.9mm驗算小帶輪包角1：1=180°-（D2-D1）/a×57.3°=170.50°120°，所以中心距選擇合適。確定V帶根數 查工具書得： 查工具書得：P0=0.37kW， 查工具書得：kb=0.1734×10-3,，ki=1.1373， 則P0=0.0314kW。 查工具書得：ka=0.96

31、，kL=1.11， 帶入計算公式得：z=1.77，選z=2。確定初拉力F0： 查工具書得： 查工具書得：q=0.06kg/m，帶入公式得：F0=53.95N作用于軸上的壓力Q：查工具書得：帶入數據得：Q=213.3N帶輪結構設計：以小帶輪為例設計如圖6.1.1：圖6.1.1小帶輪根據選擇V帶的類型（Z型）查工具書得以下參數（見表）： 表6.1.2 Z型V帶計算參數表項目符號參數值基準寬度（節寬）bp8.5基準線上槽深ha min2.0基準線下槽深hf min7.0槽間距e12±0.3第一槽對稱面至端面的距離8±1最小輪緣厚min5.5帶輪寬BB=(z-1）e+2外徑DWDW

32、=D+2ha輪槽角34°帶輪材料可按GB9439規定選用HT200。6.2第一級蝸桿傳動的設計選擇蝸輪、蝸桿材料蝸桿材料用45鋼，輪齒表面淬火，硬度45HRC；蝸輪材料選用ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造。采用接觸疲勞強度設計方法進行設計計算。假設工作時間為3年，每天工作8小時。接觸疲勞強度設計計算公式： 應力循環次數： N=5.2×108次 KHN=0.61由此得出H=268MPa×0.61=163.48MPa查工具書得,得出K=1.1選擇蝸桿頭數z1和蝸輪齒數z2根據i=42，查工具書得，蝸桿頭數z1=1，則蝸輪齒數z2=i·z1=42×1

33、=42，z2在2982之間，合乎要求。確定蝸桿傳遞的轉矩T2估計效率：根據z1=1，取 =0.7 T2=T1i =3.44×42×0.7=101.12Nm由接觸疲勞強度設計計算公式得,中心距a109mm，由蝸輪彎曲疲勞強度計算公式計算得出m2d1=700.42mm3由工具書查得m=4mm，直徑系數q=12.50，蝸桿分度圓直徑d1=50mm，z1=1，z2=42，=4°4012，則d2=mz2=4×42=168mm，中心距a=109mm驗算初設參數：v2=d2n2/60×1000=2.642.5m/s，所以Kv=1.1合適。驗算齒根彎曲疲勞強度

34、：蝸輪當量齒數zv2=41.2，查得齒形系數YFa2=2.43，Y=0.97，代入計算公式得F=6.27MPa27.95MPa=F。滿足彎曲疲勞強度的要求，所以傳動件選擇合適。蝸輪蝸桿幾何尺寸的計算 蝸桿齒頂圓 da1=d1+2ha1=58mm 蝸桿齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=40.4mm 蝸桿齒寬 b1=2.5m(z2+1)0.5=60mm 蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=176mm 蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=184mm 蝸輪齒寬 b2=d1sin(/2)=40mm 蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=a-da2/2=21mm6.3第二級蝸桿傳動的設計選擇蝸輪、蝸桿材料蝸桿

35、材料用45鋼，輪齒表面淬火，硬度45HRC；蝸輪材料選用ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造。采用接觸疲勞強度設計方法進行設計計算。假設工作時間為3年，每天工作8小時。接觸疲勞強度設計計算公式： 應力循環次數： N=5.2×108次 KHN=0.61由此得出H=268MPa×0.61=163.48MPa查工具書得,得出K=1.1選擇蝸桿頭數z1和蝸輪齒數z2根據i=40，查工具書得，蝸桿頭數z1=1，則蝸輪齒數z2=i·z1=40×1=40，z2在2982之間，合乎要求。確定蝸桿傳遞的轉矩T2估計效率：根據z1=1，因選用的蝸桿均為自鎖蝸桿，所以取 =0.4

36、8， T2=T1i =3.44×40×0.48=160.128Nm由接觸疲勞強度設計計算公式得,中心距a125mm，由蝸輪彎曲疲勞強度計算公式計算得出m2d1=1223.2mm3由工具書查得m=5mm，直徑系數q=10.00，蝸桿分度圓直徑d1=50mm，z1=1，z2=40，=4°4012，則d2=mz2=5×40=200mm，中心距a=125mm驗算初設參數：v2=d2n2/60×1000=2.66312.5m/s，所以Kv=1.1合適。驗算齒根彎曲疲勞強度：蝸輪當量齒數zv2=40.19，查得齒形系數YFa2=2.43，Y=0.98，代入

37、計算公式得F=19.08MPa27.95MPa=F。滿足彎曲疲勞強度的要求，所以傳動件選擇合適。蝸輪蝸桿幾何尺寸的計算 蝸桿齒頂圓 da1=d1+2ha1=60mm 蝸桿齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=38mm 蝸桿齒寬 b1=2.5m(z2+1)0.5=80mm 蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=210mm 蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=62mm 蝸輪齒寬 b2=d1sin(/2)=45mm 蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=a-da2/2=20mm6.4第一級蝸桿軸的設計選擇軸的材料并確定許用應力選用45鋼，經調質處理，由工具書查得，其許用彎曲應力b=60MPa，由工具書查得，其

38、強度極限 b=650MPa。初步確定軸的直徑按扭轉強度估計軸的直徑，由工具書查得，C=115，則 dmin=C(P/n)1/3=115×(0.3626/1007.14)1/3mm=8.2mm因軸端需連接大帶輪，故軸端有鍵槽，將直徑增大5%，則dmin=8.2×（1+5%）mm=8.61mm，與軸配合部分取22mm，配合軸徑取20mm。軸的結構設計軸上零件的定位、固定和裝配軸上的蝸桿與軸為一體鍛造，左右兩側軸承型號為7206AC，B=16mm，d=30mm，用軸肩軸向定位，過渡配合或過盈配合周向定位。安裝帶輪的軸外伸端，用軸肩軸向定位，平鍵周向定位。確定軸各段直徑和長度第1段

39、即外伸端直徑與帶輪配合，取d1=20mm，其長度應比帶輪軸孔的長度稍長一些，取L1=20mm。第2段要安裝軸承端蓋、氈圈油封和軸承7206AC，故直徑由軸承內圈直徑決定，取d2=30mm，由于軸徑圓周速度v>4m/s，軸承可采用油潤滑方式，不需安裝甩油環，故L2=B+m+c1，其中B為軸承寬度，B=16mm，m為軸承蓋寬度，查工具書得，L座=+c1+c2+(38) =10+14+12+7=43mm，87654321 圖6.4.1 第一級蝸桿軸示意圖m=L座-B=43-16=27mm；c1為扳手空間，查工具書得，c1=14mm。故L2=（16+27+14）mm=57mm,可取L2=60mm

40、。3和7為定位軸肩，軸肩高度h=5mm，所以，d3=d7=d2+2h=（30+2×5）mm=40mm，取L3=20mm，L7=10mm。5為蝸桿，與二級蝸桿軸上的蝸輪相嚙合。蝸輪外圓與減速箱內壁間距L1.2， 為壁厚，=0.04a+38，故可取=10mm，則L12mm，且de2184mm，故取軸中心線距內壁距離104mm。蝸桿齒寬60mm，故L5=60mm，L4=46mm，L6=41mm。8處安裝7206AC軸承，軸長要比軸承寬度稍短，故取d8=30mm，L8=14mm。綜上所述，一級蝸桿軸總長為261mm。6.5第二級蝸桿軸的設計選擇軸的材料并確定許用應力選用45鋼，經調質處理，由

41、工具書查得，其許用彎曲應力b=60MPa，由工具書查得，其強度極限b=650MPa。初步確定軸的直徑按扭轉強度估計軸的直徑，由工具書查得，C=115，則dmin=C(P/n)1/3=115×(0.2513/23.98)1/3 mm=25.2 mm軸的結構設計軸上零件的定位、固定和裝配蝸桿與軸是一體鍛造的，左右兩側的軸承選用7206AC，B=16mm，d=30mm，靠軸套和軸肩軸向定位，過渡配合或過盈配合周向定位，一級蝸輪用軸套和軸肩軸向定位，平鍵周向定位。確定軸各段長度和直徑7654321圖6.5.1 第二級蝸桿軸示意圖1處因需要安裝7206AC軸承，故d1=30mm。1處長度由軸承

42、和蝸輪兩者的安裝尺寸確定，由工具書查得，蝸輪輪轂端面與箱內壁距離2=15mm，故L1=B+2+2=（16+15+2）mm=29mm。2處安裝一級蝸輪，軸肩高度h=3mm，則d2=d1+2h=36mm，則由工具書查得，L=（1.21.8）d2b，齒寬b=40mm，故L=43.264.8mm，取L=47mm，軸長比孔的長度短，故L2=45mm。3處為定位軸肩，軸肩高度h=5mm，則d3=d2+2h=46mm，取L3=10mm。5為二級蝸桿，要與二級蝸輪相配合。蝸輪外徑距箱內壁11.2，112mm，取1=40mm，故二級蝸桿軸中心線距后箱板距離為150mm。蝸桿齒寬b=80mm，d5=60mm，L5

43、=80mm，L4=83mm，d4=d6=40mm，取L6=107mm。7處安裝軸承7206AC，故d7=30mm，L7要比B稍長一些，故L7=18mm。綜上所述，二級蝸桿軸總長為369mm。6.6第二級蝸輪軸的設計選擇軸的材料并確定許用應力選用45鋼，經調質處理，由工具書查得，其許用彎曲應力b =60MPa，由工具書查得，其強度極限b=650MPa。初步確定軸的直徑按扭轉強度估計軸的直徑，由工具書查得，C=115，則得dmin=C(P/n)1/3=115×(0.1741/0.6)1/3mm=53.4mm考慮軸輸出端要開鍵槽，軸徑增大5%，故dmin=55mm。 軸的結構設計軸上零件的

44、定位、固定和裝配軸承選用7213AC，B=23mm，d=65mm，軸肩和軸套軸向定位，過渡配合或過盈配合周向定位。二級蝸輪用軸肩和軸套軸向定位，平鍵周向定位。輸出端安裝工作臺，配合長度為112mm，孔徑56mm。確定軸各段長度和直徑645321圖6.6.1 第二級渦輪軸示意圖1處安裝7213AC軸承，故d1=65mm，軸的長度應比B稍長一些，2處上安裝的軸套也應比蝸輪輪轂稍長一些，所以L1=23mm。2處尺寸由二級蝸輪的裝配位置決定，由工具書查得，1=10mm，取1=30mm，L21，故可取L2=60mm，軸肩高度h=1.5mm，d2=d1+2h，故d2=68mm。3處安裝二級蝸輪，軸肩高度h

45、=2mm，d3=d2+2h，故d3=72mm，則L=（1.21.3）d3=86.493.6mm，取L=92mm，軸長L3應比L稍短，故L3=90mm。4處為定位軸肩，軸肩高度h=4mm，則d4=d3+2h，故d4=80mm，根據110mm，取L4=70mm。5處安裝軸承7213AC、軸承端蓋和氈圈油封，故d5=65mm，L5=B+m+c1，軸承座寬度L座=+c1+c2+(38)d3=（10+22+20+2）mm=55mm，故m=L座-B=22mm，L5（23+22+22）mm=67mm，取L5=70mm。6處安裝工作臺，d6=56mm，軸的長度應比孔的長度稍長一些，L6=110mm。綜上所述，

46、二級蝸輪軸總長度為423mm。6.7軸的校核以第二級蝸輪軸的校核為例進行軸的校核：第二級蝸輪軸的受力如圖所示，已知條件有：作用在蝸桿上的轉矩T1=100.08Nm，作用在蝸輪上的轉矩T2=160.128Nm，軸承支承距離L=244mm，蝸桿分度圓直徑d1=50mm，蝸輪分度圓直徑d2=200mm，蝸輪內徑d=72mm，齒形角=20°，軸承內徑D=65mm，最大回轉力矩為T=1500 Nm。校核如下：圖6.7.1 渦輪受力分析圖蝸輪受力情況分析蝸輪圓周力 Ft=2T2/d2=2×160.128/0.2 N=1601.28 N蝸輪軸向力 Fa=2T1/d1=2×100

47、.08/0.05N=4003.2N蝸輪徑向力 Fr= Fttan =1601.28×tan20°N=582.82N計算蝸輪垂直面彎矩軸承支反力 FRAV=241.803 N FRBV=Fr+ FRAV =824.623 N計算彎矩：截面C右側彎矩 MCV= FRBV·L/2=824.623×0.244/2 N·m=100.604 N·m截面C左側彎矩 M´CV= FRAV·L/2=241.803×0.244/2 N·m=29.500 N·m計算蝸輪水平面彎矩軸承支反力 FRAH= FRBH=Ft/2=1601.28/2 N=800.64 N截面C處的彎矩： MCH= FRAH·L/2=800.64×0.244/2 N·m=97.68 N·m計算合成彎矩 MC=（M2CV+ M2CH）1/2=(100.6042+97.682)1/2 N·m=140.22 N·m M´C=( M´CV)2+ M2CH1/2=(29.5002+97.682)1/2 N·m=102.04