焊接变位机的设计 毕业设计

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：焊接变位机械；带传动；蜗轮蜗杆传动；减速器
Abstract
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 freedom`s 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 machinery and the base.The arm-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 positioner`s makeup 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 man`s anticipating speed.The use of the techogenerator which will feed back the instant speed to the generator and then the controller will adjust the speed makes sure of the high welding line quality.
Welding positioner is in favor of the welding process to achieve the best possible position,improving efficiency,reducing the fatigue
strength,and forming a good weld.
Key words:welding posioner,belt drive,worm drive,reducer
目录
摘要 (I)
ABSTRACT (II)
目录.............................................................................................................. I II 前言.. (1)
第1章绪论 (2)
1.1课题研究现状及意义 (2)
1.2焊接变位机械概述 (2)
1.3论文主要研究内容 (4)
第2章带传动的设计 (6)
2.1.电动机的选择 (6)
2.2.带传动的设计计算 (6)
第3章旋转减速器设计 (10)
3.1传动比的分配 (10)
3.2二级蜗杆传动设计 (10)
3.3蜗杆轴的设计计算及校核 (18)
3.4轴承的选择及校核 (23)
3.5键的选择及校核 (28)
第4章焊接变位机的总体设计 (31)
4.1伸臂梁的设计计算： (31)
4.2底座和箱体的简单设计 (32)
结论 (33)
参考文献 (34)
致谢 (35)
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，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。

第1章绪论
1.1课题研究现状及意义
国外大型结构件的焊接一般应用机械手，从国内目前的工艺现状及设备投入情况，完全用焊接机器人代替手工焊接作业条件还不成熟。

但是如果没有焊接变位机，对于复杂结构件内的一些立焊缝、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，而且现场操作不规范，存在一定的安全隐患。

因此，近年来人工焊接变位机得到国内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及应用，对学生的综合能力进行的一次较为实质性的锻炼。

1.2焊接变位机械概述
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。

1.2.1 焊接变位机械的结构及使用特点
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、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、链条式及油压千斤顶式。

（1）头尾架式翻转机这种翻转机由主动的头架及从动的尾架组成，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，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，通常用于将工件作
90~45 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、板结构肘臂式。

4、立柱式。

1.2.2 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中起到抗振，平衡的作用。

1.3 论文主要研究内容
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，
回转机构，以及底座的总体设计，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，带轮及其传动带的设计计算，箱体的设计等。

第2章 带传动的设计
2.1.电动机的选择
根据设计需要，选择三相电动机Y801—4，其相关数据如下： 额定转速min /1390r n = 额定功率Kw P 55.0=
2.2.带传动的设计计算
（1）确定带轮的计算功率
P K P A ca ⨯= （2-1）
式中：A K ——工作情况系数：由资料[1]表8-7查得A K =1.1；
P ——所需传递的额定功率即电动机的功率：kw P 55.0=。

55.01.1⨯=ca P kw 605.0= （2-2）
（2）选择带的带型
根据计算功率kw P ca 605.0=和带轮转速m in 13901r n =。

. 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
（3）确定带轮的基准直径1d d 并验算带速 ① 初选小带轮的基准直径1d d
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1d d 。

应使min 1d d d d >，这里取mm d d 901=。

② 验算带速v
根据资料[1]式8-13计算带的速度
s m s m n D v /55.6/1000
601390
901000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ （2-3）
带速不宜过高或过低，
s m v s m /30/5<< （2-4）
故带速合适。

③ 计算大带轮的基准直径 由12d d d i d ⨯=可得
mm d d 1809022=⨯= （2-5）
其中i 为大小带轮之间的传动比2=i 。

故取带轮直径mm d d 1802=。

（4）确定中心距a ，并选择带的基准长度d L ① 结合资料[1]式208-,初定中心距mm a 4000=。

② 计算相应的带长0d L
()()0
2
212100422a d d d d a L d d d d d -+
+⨯+≈π
()()400
49018018090240022
⨯-+
+⨯+⨯=π
mm 1229= （2-6）
带的基准长度d L ，根据0d L 由资料[1]表8-2选取，可得mm L d 1250=。

③ 计算中心距a 及其变动范围: 传动的实际中心距近似为
()2/0do d L L a a -+≈mm )10400(+=mm 410= （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mm 440~390。

（5）验算小带轮上的包角1
α
()a d d d d 3.57180121⨯--=α
()410/3.5790180180 ⨯--=
904.167>= （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
r ca P P Z /=
()αK K P P P K l A ⨯∆+⨯=002= （2-9）
式中：
l K ——当包角不等于180度时的修正系数，参见资料[1]表8-2；
αK ——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）计算单根V 带的初拉力的最小值(0F )m in
由资料[1]表8-3得Z 型带的单位长度质量m Kg q /1.0=，所以
2min 0)5.2(500
)(qv zv
K P K F ca
+-=αα
N
N
4.38]5
5.60
6.055
.6298.0605
.0)98.05.2(500[2=⨯+⨯⨯⨯-⨯= （2-10） 应使带的实际初拉力min 00)(F F >。

（8）计算压轴力p F 压轴力的最小值为
N N F z F p 7.1522
4.167sin 4.38222sin )(2)(1
min 0min
=⨯⨯⨯==
α （2-11）
（9）带轮选材
大带轮的材料为200HT ，小带轮的材料为Q235-A 。

基准直径mm d d 1802=，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
第3章 旋转减速器设计
3.1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 /6902
1
r D D n n ==额
， 故总传动比95872
.0690===
出n n i ，初分高低速级传动比分配为3195821≈==≈i i i ， 确定高速级传动比301=i ，低速级传动比322=i 。

3.2二级蜗杆传动设计
3.2.1高速级蜗杆传动设计
电动机输入功率为Kw P 55.01=，电机转速m in /13901r n =，传动比为30=i ，输出转速m in /23/12r i n n ==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8CGB10089—1988，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45~50HRC ；表面粗糙度≤a R 1.6m μ。

蜗轮选用20Cr 。

（2）选用蜗杆蜗轮的齿数
传动比30=i
参考资料[2]表16.5-5，取11=z ，3013012=⨯==iz z （3）确定许用应力
N vs HP HP Z Z 'σσ= （3-1）
由资料[2]表16.5-14查得HP 'σ=220N/2mm ，2'
/70mm N FP =σ，按图16.5-2查得
s m v s /5.1≈，由图16.5-3，采用浸油润滑，得98.0≈vs Z 。

轮齿应力循环次数
62103.54.0843001236060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h L jL n N （3-2）
查资料[2]图16.5-4得08.1=N Z ，85.0=N Y 。

2/23308.198.0220mm N HP =⨯⨯=σ （3-3）
2'/5.5985.070mm N Y N FP FP =⨯==σσ （3-4）
（4）接触强度设计
22
21215000KT z d m HP ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥σ （3-5）
式中：载荷系数K=1.2。

蜗轮轴的转矩
m N n P T ⋅=⨯==17123
75
.055.095509550
212η （3-6） （式中暂取75.0=η）。

代入上式
1712.130233150002
12⨯⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯≥d m =9453
mm （3-7）
查资料[2]表16.5-4，接近于12d m =9453mm 的是10003mm ，相应m=5mm ，
1d =50mm 。

查表16.5-6，按i=30，m=5mm ，1d =50mm ，其a=100mm ，312=z ，5.02-=x ，蜗轮分度圆直径mm mm mz d 15531522=⨯==，导程角 71.5=γ。

（5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率
实际传动比
311
3112===
z z i min /26.2231
69012r i n n ===
蜗轮的圆周速度
s m n d v /18.060000
26
.2215560000
1
22=⨯⨯=
=
ππ （3-8）
滑动速度
s m n d v s /88.171
.5cos 60000690
50cos 600001
1=⨯⨯⨯=
=
πγ
π （3-9）
求传动的效率，按321ηηηη= 式中：
()()
74.02
71.5tan 71.5tan tan tan 1=+=+=
v ργγη v ρ由资料[2]表16.5-16查得 2=v ρ； 取98.0,98.032==ηη。

则
71.098.098.074.0321=⨯⨯==ηηηη （3-10）
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
HP v A E
H K K K d d T Z σσβ≤=2
2
12
9400 （3-11） 式中：查资料[2]表16.5-11得E Z =1552/mm N ；
按表16.5-12取A K =0.9（间歇工作）；取v K =1.1；取βK =1.1。

蜗轮传递的实际转矩
m N n P T ⋅=⨯==5.16726
.2271.055.095509550
2211
2ηη （3-12）
当=s v s m /88.1时，查资料[2]图16.5-4得97.0≈vs Z 。

2/5.23008.197.0220mm N HP =⨯⨯=σ （3-13）
将上述诸值，代入公式
222
/5.230/1851.11.19.0155
505
.1679400155
mm N mm N HP H =≤=⨯⨯⨯⨯⨯=σσ（3-14） （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
FP FS v A F Y Y m
d d K K K T σσββ
≤=
212666 （3-15）
式中：按47.3171.5cos 31
cos 3322===
γz z v 及5.02-=x ，查图16.5-18得FS Y =3.34 9524.0120
71.511201=-=-=
γ
βY 2/5.59mm N FP =σ
将上述诸值，代入公式
2
2/5.59/97.99524
.034.35155501
.11.19.05.167666mm N mm N FP F =≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σσ （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s m V s 88.1=，载荷类型为重型载荷，故可采用油池润滑。

（9）高速级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置
S P t t d ⨯-⨯⨯+=αηα/)1(10000 （3-17）
式中:
αt ——周围空气的温度，常温情况下可取20 C ；
η——蜗杆蜗轮的传动效率,75.0=η；
d α——箱体的表面传热系数，可取d α=(8.15~17.45)C m w ⨯2，当周围空气流动
良好时
d α可取偏大值。

这里取 15=d α；
p ——输入功率，Kw p 55.0=。

20.015/25.055.01000200⨯⨯⨯+=t 9.4520+=9.65=
由于809.65<,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 ，11=z ，312=z ，mm d 501=，mm d 1552=，5.02-=x 。

()()()[]()()mm
mm m z b mm mm m d d mm
mm m d d f a 3.4953106.0806.08382.0152502.0126052502211111=⨯⨯+=+≥=+⨯-=+-==⨯+=+= 取1b =50mm 。

()
()[]mm
mm d d h c mm m c c h mm m h h mm d b mm mm m d D mm
d d mm x m d d mm mm x ha m d d f a a a a a a w w f a 11)3860()()
2.0(152.0)
1(54575.0170)10160(21551387.152155)2.1(21605.0152155221
11211***
*
112222222*22=-=-==⨯======≤=+=+≤===⨯⨯-=--==-⨯+=++=一般取
3.2.2低速级蜗杆传动设计
经高速级传动后输入功率为Kw Kw P P 4.071.055.012=⨯==η，输入轴转速
m in /26.221r n =，输出转速m in /72.02r n =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 GB10089—1988，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45~50HRC ；表面粗糙度≤a R 1.6m μ。

蜗轮选用HT200铸造。

（2）选用蜗杆蜗轮的齿数 传动比
3172.0/26.22/21===n n i
参考资料[2]表16.5-5，取11=z ，3113112=⨯==iz z 。

（3）确定许用应力
N vs HP HP Z Z 'σσ= （3-18）
由资料[2]表16.5-14查得HP 'σ=220N/2mm ，2'
/70mm N FP =σ。

按图16.5-2查得
s m v s /5.0≈，由图16.5-3知，采用浸油润滑，得1=vs Z 。

轮齿应力循环次数
52107.14.084300172.06060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h L jL n N （3-19）
查资料[2]图16.5-4得6.1=N Z ，1=N Y
2/3526.11220mm N HP =⨯⨯=σ （3-20）
2'/70170mm N Y N FP FP =⨯==σσ （3-21）
（4）接触强度设计
22
21215000KT z d m HP ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥σ （3-22）
式中：载荷系数K=1.2。

蜗轮轴的转矩
m N n P T ⋅=⨯==382072
.07
.04.095509550
222η （3-23） （式中暂取7.0=η）。

代入上式
38202.131352150002
12
⨯⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯≥d m =86623
mm （3-24）
查资料[2]表16.5-4，接近于12d m =86623mm 的是90003mm ，相应m=10mm ，
1d =90mm 。

查表16.5-6，按i=31，m=10mm ，1d =90mm ，其a=200mm ，312=z ，02=x ，
蜗轮分度圆直径mm mm mz d 310311022=⨯==，导程角 34.6=γ。

（5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率 蜗轮的圆周速度
s m n d v /012.060000
72
.031060000
1
22=⨯⨯=
=
ππ （3-25）
滑动速度
s m n d v s /1.034
.6cos 6000026
.2290cos 600001
1=⨯⨯⨯=
=
πγ
π （3-26）
求传动的效率，按321ηηηη= 式中：
()()
58.052.434.6tan 34.6tan tan tan 1=+=+=
v ργγη
v ρ由表16.5-16查得 52.4=v ρ； 取98.0,99.032==ηη。

则
56.098.099.058.0321=⨯⨯==ηηηη （3-27）
（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
HP v A E
H K K K d d T Z σσβ≤=2
2
12
9400 （3-28）
式中：查资料[2]表16.5-11得E Z =1552/mm N ；
按资料[2]表16.5-12取A K =0.9（间歇工作）；取v K =1.1；取βK =1.1。

蜗轮传递的实际转矩
m N n P T ⋅=⨯==297172
.056.04.095509550
2211
2ηη （3-29） 当=s v s m /1.0时，查资料[2]图16.5-4得1=vs Z 。

2/3526.11220mm N HP =⨯⨯=σ （3-30）
将上述诸值，代入公式
2
22
/352/7.2901.11.19.0310
9029719400155
mm N mm N HP H =≤=⨯⨯⨯⨯⨯=σσ （3-31） （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
FP FS v A F Y Y m
d d K K K T σσββ
≤=
212666 （3-32）
式中：按6.3134
.6cos 31
cos 3322===
γz z v 及02=x ，查图16.5-18得FS Y =2.54。

947.012034.611201=-=-=
γ
βY
2/70mm N FP =σ
将上述诸值，代入公式
2
2/70/6.18947
.054.210310901
.11.19.02971666mm N mm N FP F =≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σσ （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s m V s 1.0=，载荷类型为重型载荷，故可采用油池润滑。

（9）高速级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置
s P t t d a ⨯-⨯⨯+=αη/)1(10000 （3-34）
式中:
a t ——周围空气的温度，常温情况下可取20 C ；
η——蜗杆蜗轮的传动效率,56.0=η；
d α——箱体的表面传热系数，可取:C 17.45)w/m ~(8.152 ⨯=d α，当周围空气流动良好时d α可取偏大值。

这里取 15=d α；
p ——输入功率，Kw p 4.0=；
20.015/44.04.01000200⨯⨯⨯+=t 5820+=78=
由于8078<,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 ，11=z ，312=z ，mm d 901=，mm d 3102=，02=x 。

()()()[]()()mm
mm m z b mm mm m d d mm
mm m d d f a 6.98103106.0806.08662.01102902.012110102902211111=⨯⨯+=+≥=+⨯-=+-==⨯+=+= 取1b =100mm 。

()
()[]mm
mm d d h c mm m c c h mm m h h mm d b mm mm m d D mm
d d mm x m d d mm mm x ha m d d f a a a a a a w w f a 22)66110()()
2.0(5102.0)
1(105.8275.0350)20330(23101862.1102310)2.1(233001102310221
11211***
*
112222222*22=-=-==⨯======≤=+=+≤===⨯⨯-=--==-⨯+=++=一般取
3.3蜗杆轴的设计计算及校核
（1）利用已知条件求蜗杆上的功率1P ，转速n 1和转矩T 1
m N mm N n P T r n KW P ⋅=⋅⨯====6.7690
55.095509550
min /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：
MPa
E MPa
MPa MPa MPa s b 5111015.2155270360650⨯=====--τσσσ
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
mm n P A d 66.10690
55.011533
11min =⨯== （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
① 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 。

② 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
2
d ，确定选用32006型轴承，其尺寸为
mm mm mm T D d 175530⨯⨯=⨯⨯，所以轴e-f 直径为30mm ，而长度为
50mm 。

③
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 。

④
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1d 查资料[3]可得平键截面尺寸
66⨯=⨯h b ，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 452⨯。

5）求轴上的载荷 ①
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mm a 1.13=，因此，作为简支梁的支撑跨距为317mm 。

②
轴传递的转矩
m N m N T ⋅=⋅⨯⨯=
5.16726
.229550
71.055.02 （3-36）
蜗杆所受的圆周力
N N d T F t 21650
6
.720002000111=⨯==
（3-37） 蜗杆所受的径向力
αηααtan 2000tan 2000tan 212221d i T d T F F t r ==
=N 81320tan 155
71.0316.72000=⨯⨯⨯= （3-38）
蜗杆所受的轴向力
N F F t a 223321== （3-39）
带轮的切向力
N N F Z F r 7.1522
4.167sin
4.38222
sin
)(21
min 0=︒
⨯⨯⨯==α （3-40）
式中：Z 为V 带的根数；
()m in 0F 为单根V 带的初拉力最小值；
1α为带轮上的包角。

③
求支反力
1）在水平平面的支反力，由0=A M
()02
1
1
1=+-+d F a F b a R a r Bz 02522339.1088138.217=⨯+⨯-⨯Bz R
N R Bz 2.150=
由
∑=0z 得
N R R Bz Az 8.662813=-=
2）在垂直平面内的支反力，0=B M
()0=+++-c F b F b a R r t Ay （3-41）
01.737.1529.1082168.217=⨯+⨯+⨯-Ay R
N R Ay 25.159=
N R By 45.20925.1597.152216=-+=
6）作弯矩图和扭矩图 ①
在水平平面的弯矩图
m N m N a R M Az Dz ⋅=⋅⨯==18.721089.08.662
m N d F M M a Dz Dz
⋅=⨯-=-='35.16025.0223318.722
1
1 ②
在垂直平面内的弯矩图
m N a R M Ay Dy ⋅=⨯==34.171089.025.159 m N c F M r Ey ⋅=⨯==16.110731.07.152
③
合成弯矩计算：
m N m N M M M Dy Dz D ⋅=⋅+=+=11234.1718.78222
2 （3-42） m N m N M M M Dy Dz D ⋅=⋅+=+'='8.1916.1135.16222
2 （3-43）
④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。

①
按弯扭合成应力校核轴的强度
取6.0=α，轴的计算应力
()
()()
MPa T M D ca 98.4230
1.0106.76.0105.19043
2
32
32
2=⨯⨯⨯+⨯=
+=
ω
ασ （3-44）
又因轴的材料为45钢，调质处理，查手册得
[]MPa ca 601=<-σσ
轴的强度符合要求。

3.4轴承的选择及校核
3.4.1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KN C r 2.89=； 基本额定静载荷为KN C r 1250=； 内径为mm d 50=； 外径为mm D 85=； 计算系数为
5
.141
.0==Y e 。

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：
N F bh 1697=
N F eh 2669=
N F bv 7010= N F ev 6.778=
其中:N F N F N F a t r 19168,2133,6976111===
N F N F N F a t r 216,2233,813222===
图3-5 轴承受力力学模型
B,E 处所受总的力大小为：
2
2bv
bh b F F F +=N 7212= （3-45）
2
2
ev eh e F F F +=N 2780= （3-46）
（2）求两轴承的计算轴向力： 由r F 派生的轴向力d F
N N Y F F r d 9275
.122780
211=⨯==
（3-47） N N Y F F r d 24049
.127212
222=⨯==
（3-48） 轴向受力分析如下图3-6：
图3-6 轴承轴向受力图
N
F N N F F F d d a a 240420311)73221619168(2121=>=++=++
可见B 轴承压紧，E 轴承放松。

两轴承轴向力分别是：
N F F d a 73211== N F F F F d a a a 203111212=++=
（3）求轴承的当量动载荷21P ,P
e F F r a <==26.02780
732
11 （3-49） e F F r a >==8.27212
20311
22 （3-50） 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 ：5.1,4.011==Y X ； 对于轴承E ：0,122==Y X 。

由资料[1]表13-6，8.12.1-=p f ，取2.1=p f 。

()N F Y F X f P a r p 333611111=+= （3-51） ()N F Y F X f P a r p 4002222222=+= （3-52）
21P P <
按照轴承B 的受力大小及寿命进行校核：
h P C n L k 10000601016
=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=
ε
（3-53） 可知满足其寿命要求。

3.4.2 对高速级轴轴承进行校核
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KN C r 8.35=； 基本额定静载荷为KN C r 8.460=； 内径为mm d 30=；
外径为mm D 55=； 计算系数为
4
.143
.0==Y e 。

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
N
F N F bv av 127686==
N F F F t bh ah 1085.0===
其中：N F N F N F ae t r 2233,216,813=== A ，B 处所受总的力大小为：
2
2
bv bh b F F F +=N 167= 2
2
av ah a F F F +=N 694=
（2）求两轴承的计算轴向力 由r F 派生的轴向力d
F
N N Y F F r d 604.12167
211=⨯==
N N Y F F r d 2484.12694222=⨯==
轴向受力分析如下图3-8。

图3-8 轴承轴向受力图
N F N N F F d d ae 2482293)602233(21=>=+=+
可见A 轴承压紧，B 轴承放松。

两轴承轴向力分别是：
N F F d a 6011== N F F F d ae a 229312=+=
（3）求轴承的当量动载荷21,P P
e F F r a <==36.0167
60
11 （3-54） e F F r a >==3.3694
2293
22 （3-55） 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 ：0,111==Y X ； 对于轴承A ：4.1,40.022==Y X 。

由资料[1]表13-6，8.12.1-=p f ，取2.1=p f 。

()N F Y F X f P a r p 4.20011111=+= （3-56） ()N F Y F X f P a r p 36.418522222=+= （3-57）
12P P >
按照轴承A 的受力大小及寿命进行校核：
h P C n L k 300000601016=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=ε
（3-58） 可知满足其寿命要求。

3.5键的选择及校核
3.5.1大带轮处的键选择及校核
根据资料[3]由带轮处的直径选择键，其型号6306⨯⨯GB1096 -79(90)，相关尺
寸：mm
t mm L mm h mm b 5.33066====
分别校核键的挤压强度和剪切强度 （1）挤压强度 根据公式：
dkl M c /2000=σ （3-59）
式中：
M ——输入转矩m N ⋅； d ——轴直径，mm d 20=；
k ——键与轮毂的接触高度，mm t h k 5.2=-=； l ——键的工作长度，mm b L l 24=-=。

245.220/6.22000⨯⨯⨯=c σ
[]Mpa Mpa ca 365.4=<=σ
故其挤压强度满足强度要求。

（2）剪切强度 根据公式：
l b d M ⨯⨯⨯=/2000τ （3-60） 24620/6.22000⨯⨯⨯=τ
[]Mpa
Mpa p 128.1=<=τ
d ——轴直径,mm d 20=； l ——键的工作长度；
M ——输入扭矩m N ⋅；
b ——键的宽度，mm b 6=。

故其挤压强度满足强度要求。

3.5.2低速级涡轮轴上的键选择及校核
根据资料[3]由轴径选择键，其型号为761422⨯⨯GB1096 -79(90) ，其相关尺
寸：mm
t mm L mm h mm b 9761422====
分别校核键的挤压强度和剪切强度 （1）挤压强度 根据公式：
dkl M c /2000=σ （3-61）
式中：
M ——输入转矩m N ⋅；
d ——轴直径,mm d 80=；
k ——键与轮毂的接触高度，mm t h k 5=-=； l ——键的工作长度，mm b L l 54=-=。

54580/962000⨯⨯⨯=c σ[]Mpa Mpa ca 369.8=<=σ （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：
l b d M ⨯⨯⨯=/2000τ （3-63）
541480/962000⨯⨯⨯=τ
[]Mpa
Mpa 122.3p =<=τ
d——轴直径,mm
=；
d80 l——键的工作长度；
N⋅；M——输入转矩m b——键的宽度，mm
=。

b14
故其挤压强度满足强度要求。

第4章 焊接变位机的总体设计
4.1 伸臂梁的设计计算
整个回转机构的重量，载重Kg m 5001=，机身重Kg m 5002=，则：
Kg m e 1000=。

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：N F F y x 10000,0==，
L G M ⨯=max （4-1）
323
d W π= （4-2）
[]σσ≤ （4-3）
g m G e = （4-4）
63m ax 1010032
⨯≤==d mgl W M πσ （4-5） 35310
14.3108.932⨯⨯⨯⨯≥-l d （4-6） 当mm l 850=时，
mm l 9310
14.3108.932353=⨯⨯⨯⨯- mm d 93≥
这里取mm d 108=。

4.2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箱体的设计采用经验公式和比照的方法进行设计。

结论
本论文全面介绍了焊接变位机械的综合设计，包括回转机构，倾斜机构及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及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，将其稳定在某个范围内，保证其焊缝质量。

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