焊接变位机的设计(全套图纸)

本次设计是以焊接变位机作为主要的研究对象。

在焊接变位机中采用全液压系统，使之重量减轻，自动化程度增强，变位机中的传动部分是由一个油泵机组分别驱动油马达和三组油缸带动工作台进行回转和倾斜，并使主，副臂产生俯仰动作调节工作台的高低。

本次设计对焊接变位机的传动机构的特点和组成都做了详细的介绍，对机构中的主要零部件做了具体的设计。

本次设计采取了独特的设计，使得产品更为先进、实用，设计后制造出来的焊接变位机主要应用在焊接行业上，这样可以缩短焊接辅助时间，提高工人的劳动生产率，减轻工人劳动强度，改善焊接质量，并充分发挥各种焊接方法的效能。

在焊接生产中，经常会遇到焊接变位以及选择合适的焊接位置的情况，针对这一实际需要，我们设计的焊接变位机，它可通过工作台的回转和倾斜，使焊缝处于易焊位置。

焊接变位机与焊接操作机配合使用，可实现焊接的机械化、自动化，提高了焊接的效率和焊接质量。

焊接变位机可应用于化工、锅炉、压力容器、电机电器、铁路交通、冶金等工业部门的自动焊接系统。

关键词：
焊接变位机；液压系统；回转；倾斜；
The design is subject to weld change site equipment .The weld change site equipment，which the hydraulic system been used to lighten its weight and achieve highly automatically. The transmission part of the equipment is powered by one group of oil pump，several hydraulic motor and three hydrocylinder drive the work table to achieve rotation, incline and vice-arm to adjust work table height. The detailed system feature and components have been introduced in this design to emphasis the cutting edge and reality feature, which been enhanced by the specialty design of its major component. Weld change site equipment is mainly for welding industry to reduce the welds the assistance period, enhance work efficiency, reduce utility of labour and improve quality of welding. Most importantly, weld change site equipment could enhance the effect of almost every sort of welding。

In the welding production, it can meet the welding frequently to transition and to choose the appropriate welding position the situation, in view of this actual demand. This design the Weld change site Equipment. It has been possible through the work table rotation and incline. It causes the welded joint to be in easily to weld the position. The weld change site equipment and the welding operation machine coordination use, can realize the welding mechanization, the automation, enhanced the welding efficiency and the welding quality. Weld change site equipment can be applied in the industrial section of the chemical engineering, boiler, pressure container, electrical engineering electric appliances, rail communication, metallurgy to weld system automatically.
Keywords：
weld change site equipment；hydraulic system；rotation；incline
引言 (3)
1焊接变位机的总体设计 (5)
1.1焊接变位机的类型 (5)
1.2焊接变位机械应具有的性能 (5)
1.3焊件变位机械的功能 (6)
2焊接变位机工作台运动方案的拟定和选择 (8)
2.1工作台回转运动方案的拟定和选择 (8)
2.2工作台倾斜运动方案的拟定和选择 (9)
3回转机构的设计与计算 (10)
3.1减速器的选择 (10)
3.2液压马达的选择 (10)
3.3齿轮的设计与计算 (12)
3.4软件校核齿轮的强度 (16)
3.5 回转轴的强度计算 (18)
3.6 联轴器的选取和校核 (22)
3.7轴承的选取和校核 (23)
3.8键的选取和校核 (23)
3.9 导电与导气装置 (24)
4倾斜机构的设计与计算 (25)
4.1 液压缸的设计计算 (25)
4.2活塞杆稳定性校核 (26)
4.3选用的回路 (27)
5结论 (28)
致谢 (29)
参考文献 (30)
引言
进入21世纪，我国的大部分企业还处在没有进入自动化焊接阶段，从调查资料中的115家各类企业的情况来看，总共只有焊接变位机750台，84%是国产的。

可见，变位机在我国企业中应用还不普遍，但是，在调查的企业中也发现了一些应用变位机好的典型，如厦门的林德叉车厂，每个焊接工都配备一台变位机，一台小电葫芦吊车和一台CO2气体保护焊机，这样就充分利用了我国劳动力成本低的优势，同时用比较低廉的设备解决了生产效率，焊接质量和劳动强度的问题。

所以应该在国内广泛的推广焊接变位机，这也是本课题设计的必要所在[1]。

在国际上，变位机的发展是非常全面的，包括各种功能的产品在内的有百余种系列，在技术上有普通型的，有无隙传动伺服控制型的，产品的额定负荷范围达到0.1KN~18000KN。

德国的Severt公司，美国Aroson公司，和我国的天津鼎盛工程机械有限公司是比较典型的生产焊接变位机的企业。

可以说我国焊接变位机发展的水平和国外发展水平相比较还是有差距的。

我国焊接行业的发展前景是非常好的，随着产品进入、资本进入、服务进入，将极大地增加我国的焊接行业的效益，扩大焊接市场，乃至机械行业。

目前，我国的焊接技术已达到世界先进领域，我国的焊接行业已经并且正在发生着日新月异的变化，而且多方面领先与其他国家，拥有着先进的焊接技术，拥有着世界上最大和最具潜力的市场。

无论是国外的厂家，还是国内的企业．进入中国的市场都要有更先进的焊接技术，因此研制新的全自动焊接机已成为焊接行业不可缺少的高新技术，如：德国、日本、美国等国正在进一步加大全自动焊接机的投入，不断的提高焊接技术。

21年来我国焊接业的
年平均增长速度为37%。

由于总额的基数加大，增长速度会放缓，但可以肯定的是中国的焊接行业在近千年之内会以两位数的百分比持续增长。

焊接行业是我国的古老行业，其规模和水平是有限的。

焊接公司是焊接行业的主体。

2002年我国共有焊接公司许多家，焊接产品的比重日益加大，其增长速度都是可观的，但是与外国焊接权威机构披露的外国大型焊接企业的年产品的数字相比，差距是极为巨大的。

我国焊接产品的年数量尚不及世界排名在前的外国厂家，还有一定的差距。

全自动焊接机的研制，以及技术的更新，取得了很明显的成果，焊接业发展的势头不断向前，并且趋向更合理和更符合长远发展要求，我国焊接业进入了正常的、高速的发展轨道，形成了不可限量的、持续发展的势头。

多种形式的焊接机促进了焊接行业的不断发展，焊接行业得到蓬勃发展，全面创造历史最好水平。

焊接业的发展，不仅表现在焊接机的创新研制和焊接技术的提高，而且表现在焊接行业已成为一个国家机械行业的先进与否的标志。

创新、设计、制作等方面的质的发展，都有了新突破，设计创新八仙过海，各显其能。

焊接公司开始树立起以市场为导向、设计为中心、效率第一、创优质的产品为目标。

焊接理论研究日益活跃，呈现出“百家争鸣”气象。

焊接的技术人员和从业人员纷纷从不同角度，借鉴国外及学科外其他理论来充实焊接理论，探索中国焊接行业的发展之路。

焊接市场风风火火，竞争日趋于激烈，然而企业家由投标时的狂热到后期的冷静，反映了中国焊接行业走向成熟与理智。

1焊接变位机的总体设计方案
1.1 焊接变位机的类型
焊接变位机是改变焊件、焊机或焊工的空间位置来完成机械化，自动化焊接的各种机械设备。

焊接变位机的分类和各类所属的设备如图1所示：
图1 焊接变位机的分类
各种焊接变位机械都可以单独使用，但在多数的场合是相互配合使用的，它们不仅用于焊接作业，也可用于装配、切割、检验、打磨、喷漆等作业。

1.2焊接变位机械应具有的性能
一般，通用的焊接变位机应具备的性能是：
1.焊件变位机械和焊机变位机械要有较宽的调速范围，稳定的焊接运行
速度，以及良好的结构刚度。

2.对尺寸和形状各异的焊件，要有一定的适用性。

3.在传动链中，应具有一级反行程自锁传动，以免动力源突然切断时，
焊件因自身重力作用而发生事故。

4.与焊接机器人和精密焊接作业配合使用的焊件变位机械，视焊件大小
和工艺方法的不同，其到位精度和运行轨迹精度应控制在0.1～2mm
之间，最高精度可达到0.01mm。

5.回程速度要快，但应避免产生冲击和振动。

6.有良好的接电，接水，接气设施，以免导热和通风的性能。

7.整个结构要有良好的密闭性，以免焊接飞溅物的损伤，对散落在其上
的焊渣，药皮等脏物，应易被清除。

8.焊接变位机械要有联动控制接口和相应的自保护功能，以便集中控制
和相互协调工作。

9.工作台面上刻有安装基线，并设有安装槽孔，能方便地安装各种定位
器件和夹紧机构。

10.兼作装配用地焊接变位机械，其工作台面要有较高地强度和抗冲击性
能。

11.用于电子束焊，等离子弧焊，激光焊，和钎焊的焊接变位机械，应满
足导电，隔磁，绝缘等方面的特殊要求。

1.3焊件变位机械的功能
焊件变位机械是在焊接过程中改变焊件空间位置，使其有利于焊接作业的各种机械设备。

焊件变位机按功能的不同，分为焊接变位机，焊接滚轮架，焊接回转台，焊接翻转机四类。

在手工焊作业中，经常使用各种焊件变位机械，但在多数场合，焊件变位机械是与焊机变位机械相互配合使用的，用来完成纵缝，横缝，环缝，空间曲线焊缝的重要组成部分。

在以弧焊机器人为中心的柔性加工单元(FMC)
和加工系统(FMS)中，焊件变位机也是组成的设备之一。

在复杂焊件焊接和要求施焊位置精度较高的焊接作业中，例如窄间隙焊接，空间曲面的带极堆焊等，都需要焊件变位机械的配合，才能完成其作业。

焊接变位机主要用于机架、机座、机壳、法兰、封头等非长形焊件的翻转变位。

焊接变位机按结构类型可分为三种：
⑴伸臂式焊接变位机：
其回转工作台绕回转轴旋转并安装在伸臂的一端，伸臂一般相对于某一转轴成角度回转，而此轴的位置多是固定的，但有的也可一在小于100°的范围内上下倾斜。

这两种运动都改变了工作台回转轴的位置，从而使该机变位范围变大，作业适应性好。

⑵座式焊接变位机：
其工作台连同回转机构通过倾斜轴支承在机座上，工作台以焊速回转，倾斜轴通过扇形齿轮或液压缸，多在110°～140°的范围内恒速或变速倾斜。

该机稳定性好，一般不用固定在地基上，搬移方便，使用于0.5～50t焊件的翻转变位。

是目前产量最大，规格最全，应用最广的结构形式。

常与伸缩臂式焊接操作机或弧焊机器人配合使用。

⑶双座式焊接变位机：
该机稳定性好，重型焊机变位机多采用这种结构。

双座式焊接变位机适用于50t以上大尺寸焊件的翻转变位。

在焊接作业中，常与大型门式焊接操作机或伸缩臂式焊接操作机配合使用。

本次设计的是第一种：伸臂式焊接变位机。

2 焊接变位机工作台运动方案的确定
2.1工作台回转运动方案的拟定
通过对现有的焊接变位机的观察和研究，在调查了大量的资料的前提下。

现对焊接变位机的回转部分分析如下：
焊接变位机工作台的回转运动是利用回转轴带动工作台进行回转运动的，其驱动方式可以用两种方案来实施。

方案一：采用直流电动机驱动，无级变速，如图2所示，当电动机工作时，发出的转速经带轮传递给蜗杆，然后蜗杆通过与蜗轮啮合，将转速传递给蜗轮，经蜗轮转向并使回转轴开始转动，从而达到使工作台进行回转运动的目的。

图2 电机驱动简图
方案二：采用液压驱动工作台进行回转运动，如图3所示，液压马达首先通过减速器，再通过齿轮传动带动工作台进行回转运动。

图3 液压驱动简图
由于第二种方案采用液压传动，使得传动系统的重量减轻，结构也更为紧凑，惯性小，调速范围宽，并且运动平稳，所以本次设计回转部分采用第二种方案。

2.2工作台倾斜运动方案的拟定
焊接变位机的倾斜机构也有两种驱动方案，
方案一：电动机经过减速器减速后，通过扇形齿轮带动工作台倾斜，或通过螺旋副使工作台倾斜。

方案二：采用液压缸直接推动工作台倾斜。

由于其回转机构以确定为液压驱动，为了使整机的驱动方式更加合理，可靠，其倾斜机构采用方案二，即采用液压缸直接推动工作台进行倾斜，如图4所示。

图4 倾斜机构简图
本次设计的具体参数：
最大的工作载1000N;工作台的回转速度为0.2r/min;回转角度为360°；工作台倾斜速度为0.5r/min，倾斜角度为120°。

工作台回转轴的转矩为200N·m。

3回转机构的设计与计算
3.1减速器的选择
根据工作台的驱动阻力矩，并考虑到功率，选取FGM 系列行星齿轮减速机，其传动比为i=500.
3.2 液压马达的选择
3.2.1选定系统压力
根据液压马达输出轴的最大扭矩并综合考虑系统性，可靠性，安全性等条件，初步选定液压系统最高工作压力为10MPa 。

3.2.2马达的选取及功率，扭矩校核
由减速机的选取可知
max n n n i =⨯=0.2×500×5＝500r/min
3
9.5510p
T n
=⨯ （3­1） 由于
T=200 N ·m ，所以P=
332000.2
4.188109.5510T n kw -⨯⨯⨯⨯⨯回3
＝＝9.5510
P η⨯马达总=P 总，35.5110Kw ⨯－马达P ＝
33
3 5.51109.55109.55100.105500
P T n -⨯⨯=⨯⨯=马达＝ N ·m 由公式
m a x m a x
6.28/m m q M
p η=∆ （3­2）
式中： max m n 是马达最大的输出转速，单位：r/min
max M 是马达的最大输出扭矩，单位：N ·m max m q 是马达的最大排量, 单位：ml/r
p ∆ 是马达的进出口压差，即所选的系统压力
单位：MPa
m η 是马达的机械效率, m η=0.9
max max 6.28/m m q M p η=∆=6.28×0.105／0.9×10=0.073ml/r
根据以上计算的数据，可以选取1QJM001-0.08液压马达，排量为
0.083ml/r ，最高转速为500r/min 。

马达的功率校核：
()/600P t p Q D N =⨯⨯ （3­3）
式中 Q 为输入流量，单位为: L/min p D 为马达压降, 单位为: MPa Nt 为总效率 Nt=0.9
()/600P t p Q D N =⨯⨯＝（0.083×500×100×0.9）／600＝6.15w
马达的扭矩校核：
(1.59)/100(1.590.083100.9)/1000.118g p mh M V D N =⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=N
·m
确定系统实际工作压力：
由公式max max 6.28/m m q M p η=∆得△p=8.35MPa 3.2.3传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 0轴（液压马达轴） 0P =5.51w 0n =500r/min
3
000
5.5110955095500.105
500
P T N m n -⨯==
⨯=
⋅ 1轴（减速器高速轴） 10p p η=⨯联=5.51×0.99=5.45w
1500/min o n n r ==
31
11 5.4510955095500.104500
P T N m n -⨯==⨯=⋅
2轴（减速器低速轴） 21P =P =4.142w η减
12n 500n =
1/min i 500
r 减＝＝ 210.10450052T T i N m ==⨯=⋅减
3轴（回转轴）
32 4.1420.97 4.01P P w η==⨯=齿
231
0.2/min 5
n n r i =
==齿 325250.80208T T i N m η==⨯⨯=⋅齿齿
3.3齿轮的设计与计算
齿轮机构可以用于传递两轴间的运动和动力，其特点是：传动准确可靠；效率高；可传递较高的扭矩。

故齿轮成为机械中应用最广泛的一种传动机构。

选择常用的材料以及热处理。

小齿轮，45钢，调质，1HB =235；大齿轮，45钢，正火，2HB =190，12HB HB -=235-190=45合适。

选出齿轮精度等级为8级精度，GB10095—88。

初选小齿轮齿数为1Z =20，大齿轮齿数为2121Z i Z ⨯==4.859×20=97.18，圆整齿数取2Z =100，实际齿数比2100
5120
Z u Z =
== （1）按齿面接触疲劳强度设计
1t d ≥ mm （3­4）
①确定计算参数
665111
5.459.55109.55101.1310500
P
T n =⨯
⨯=⨯⨯=
⨯
N m
m ⋅ 按齿数1Z =20, 2Z =80得
1αε=0.735，2αε=0.946，则αε=12ααεε+=0.735+0.946=1.681
因是直齿轮，βε=0，故r ϕεε==1.681
k α=1.16
因为载荷平衡， A K =1
不对称布置，取齿数宽系数d ψ=0.5 查得K β=1.08 查试选vt
K =0.9 节点区域系数
H Z =
（3­5）
标准直齿圆柱齿轮，α=20°，H Z =2.5 查得
E Z 查得：
lim 1H σ=570Mpa
lim 2H σ=460Mpa
计算应力循环次数
911h N =60n jL =605001(2830016)=2.310⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯次
9
912 2.3100.46105
N N u ⨯==
=⨯次 1N Z =1，2N Z =1.05，（允许一定量的点蚀）
取H S =1，W Z =1 许用接触应力 []l i m 11
1H N W
H H Z Z S σσ⨯⨯=
=
57011
1
⨯⨯=570MPa （3­6）
[]lim 222H N W H H Z Z S σσ⨯⨯=
=460 1.051
1
⨯⨯=480MPa
取最小值[]2H σ代入 查得Z ε=0.87。

式中A v K K K K K βα=⨯⨯⨯ ②计算
1t d ≥ （3­7）
= =67.19mm
圆周速度
11
60000t d n V π=
=
3.1467.19500
60000⨯⨯=1.758m s （3­8）
1100VZ =1.75820
100
⨯=0.35
查得v K =0.81，与假设v K =0.9相符合，不需要修正，1d =67.19mm 模数 11d m Z =
=67.19
20
=3.359mm 取标准值 m =4mm
11d mZ ==4×20=80mm 22d mZ ==4×100=400mm 1d b d ψ==0.5×80=40mm
圆整取，2b =40mm ，1b =45mm （2）校核齿根弯曲疲劳强度
[]1
12F F a S a F
KT Y Y Y bd m εσσ=
≤ （3­9）
取1
Fa Y =2.80，2
Fa Y =2.18
取1
Sa Y =1.55，2
Sa Y =1.79
[]l i m H N X
F F
Y Y
S σσ=
（3­10）
m ＜6取F S =1，X Y =1
取lim 1F σ=430MPa ，lim 2F σ=370MPa 取1N Y =1.0，2N Y =1.0，
[]1F σ=430MPa ，[]2F σ=370MPa
[]11
1
Fa Sa F
Y Y σ==
2.8 1.55
430
⨯0.010093
[]22
2
Fa Sa F
Y Y σ=
2.18 1.79
370
⨯=0.01054
比较
∴大齿轮弱，应按大齿轮校核弯曲疲劳强度，查文献[3]图7-25得，
Y ε=0.69 5
1212210.9 1.08 1.16 1.1310 2.18 1.790.6940804
F Fa Sa KT Y Y Y b d m εσ⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=⨯⨯⨯⨯⨯ =53.602MPa ＜[]2
F σ=370MPa
∴弯曲疲劳强度足够 （4）主要设计结果 中心距：12
12
d d a +=
=240mm 模数：m =4mm
齿数：1Z =20 2Z =100
分度圆直径：1d =80mm 2d =400mm 齿顶圆直径：1
12a d d m =+=80+2×4=88mm
2
22a d d m =+=400+2×4=408mm
齿根圆直径：1
1 2.5f d d m =-=80-2.5×4=70mm
2
22.5f d d m =-=400－2.5×4=390mm
齿宽： 1b =40mm 2b =45mm 3.4使用计算机软件验算齿轮的强度校核：
计算圆柱齿轮传动装置 (带有直齿和螺旋齿) 的尺寸。

包括基于已转换的输出功率的模块设计。

允许使用各种类型的更正，包括位移补偿更正。

因为可以计算从动齿轮，所以将得到精确的轴距。

可以执行强度检查。

图 5 选择齿轮的类型 图6 选择制作级别
图7 输入选择齿轮的传动类型图8 输入齿轮传动装置尺寸
图9 输入材料类别图10 外部系数对齿轮的影响
图11 输入齿轮设计参数
图12 输入校核信息 图13 校核合格 3.5 回转轴的强度计算
3.5.1轴的结构设计
(1)在回转轴上的功率为1p ，转速为1n ，转矩为1T 。

参考3.2.3的数据得
32 4.1420.97 4.01P P w η==⨯=齿
2310.2/min 5
n n r i ===齿 （3­11） 325250.80208T T i N m η==⨯⨯=⋅齿齿
(2)求作用在齿轮上的力：
已知大齿轮的分度圆直径为
2d =400mm
圆周力： 3222208 1.04400
t T F KN d ⨯=== 径向力： 1.0420 1.040.360.374r t F Ftg tg N KN α==⨯︒=⨯=
法向力： 1.04 1.106cos cos 20t n F F KN α===︒
（3）轴的结构设计：
拟定轴的零件的装配方案见图14,由于回转轴的转速太小，并不适用最小轴径的计算公式，所以依照经验，和与同类设计的参数为依据，定最小轴径为65mm 。

图14 回转轴
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

70,86,90,100,90.,d mm d mm d mm d mm d mm I II III IV V
===== L 70,L 52,30,167,34I II mm mm L mm L mm L mm III IV V
===== 轴的总长L=353mm
3.5.2 回转轴的强度校核
变位机的回转轴的受力状态如图7所示，其中a)图是回转轴倾斜角为α时，b)回转轴倾斜角为αmin 时，c)回转轴倾斜角为90°时。

在焊件和夹具的综合重量作用下，回转轴的危险断面在轴承A 处，在A 点垂直回转轴轴线的截面上受有弯曲力矩Mw 和扭矩Mn 。

而Mw 是绕x 轴和y 轴的两个弯矩Mx 和My 合成的。

图15 焊接变位机回转机构的受力状态
12sin Mx G h G e β=+
2cos My G e β=
考虑到1sin G G α=，2cos G G α=，则A 点所受的弯矩为：
Mw == 式中 G ：综合重量
h ：综合重心高，即离回转支承点A 截面的距离
α：回转轴倾斜角，即相对于机座中垂线的夹角。

e ：综合重心的偏心矩，即偏离工作台回转中心的距离。

β：回转轴转角。

A 点截面受的扭矩为：
1cos sin cos Mn G e Ge βαβ==
（3­13）
按第三强度理论折算的当量弯矩为：
X M d == (3-13)
由式(3-13)得知，当量弯矩Mxd 是α，β的二次函数，其值是变化的，Mxd 的最大值是式(3-13)导数为零所求的极值，若令N 等于式(3-13)根号中的内容，即
222cos (sin cos sin )N e h e βααβ=++ (3-14)
对式(3-14)求偏导数并令其结果为零得：
2(sin cos sin )(cos sin sin )0N h e h e ααβαβαα
∂=+-=∂
22cos (sin )2(sin sin cos )cos cos 0N e h e e ββαβααββ
∂=-++=∂ 计算分析后得到，当α与β满足
cot sin e h
αβ= ( 3-15) 当量弯矩出现最大值Mxdmax=
由式(3-15)得知，当β在0～360°
范围内变化时，对于任意指定的焊接变位机，
e h
为定值，故α随β变化的曲线即可作出。

焊接变位机的h=1.108m ，e=0.36m ，则在e h =0.33情况下α随β变化的曲线，只要α和β满足该曲线，就会出现最大当量弯矩。

当α=75°时，则
图16 α随β变化的曲线
在β=54°和β=126°时出现最大当量弯矩值。

由式得知，当sin β=±1时，α有一对极值出现，αmin=acrcot e h ，αmax=acrcot(-e h
)，其关系为αmax=180-αmin ，显然，当回转轴倾斜角在αmin ～αmax 范围内才会出现最大当量弯矩，在此范围之外，不会出现当量弯矩的最大值。

因而其受力状态是安全的。

3.6 联轴器的选取和校核
联轴器是机械传动中的常用部件，主要用来联接轴和轴，以传递运动和扭矩，有时也可以作为安全装置。

根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被安装两部件的精度等，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器的类型。

1、类型的选择
由于两轴对中性要求很高，要求没有位移发生，并且要求构造简单，成本低，可传递较大转矩，为此选用凸缘联轴器。

2、载荷计算
公称转矩 695509550114.6500
P
T N m n ===⋅ 由表查得A K =2.3，所以计算转矩得
1.5114.6171.9ca T K T N m A ==⨯=⋅
3、型号选择
从GB4323-84中查得GT 凸缘联轴器的许用转矩为350N ⋅m ，许用最大转速为7000r/min ，轴径为32～40mm 之间，故合用。

3.7 轴承的选取和校核
滚动轴承是现代化机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的，选择滚动轴承的理由是：它起动及运转时摩擦力矩较小；起动灵敏；效率高；润滑方便；易于互换。

按承载较大的滚动轴承选择其型号。

轴承类型选择为深沟球轴承，预期寿命10000h L h =
根据已知条件，选择深沟球轴承为所选轴承，并初定型号为6218。

求轴承受到的径向载荷1r F 和 2r F
121806423r r F N F N ==
====
（3-16）
其中 Fa ＝1622N Fr =1854N
查表得C 和0C 的值 C=94000N, 0C =79000N
计算0/Fa C 0/Fa C =1622/79000=0.021
查表得e 的值 e ＝0.22
计算比值 /1622/18540
F a F r == 0.87>0.22 查表得X,Y 的值 X=0.56 Y=2.0
查得 1.5p f =
计算当量动载荷
()p P f XFr YFa =+=6423N
（3-17）
计算轴承寿命 33668101094000 2.61060600.26423r h C L h n p ⎛⎫⎛⎫===⨯ ⎪ ⎪⨯⎝⎭⎝⎭16000h > 结论： 选取深沟球轴承6218合适。

3.8键的选取和校核
由前计算知：轴的工作转矩3200000T Nmm =
选A 型普通平键d=70，L=70,初选键46×80 GB/T 1096—2003：b=20mm ，h=12mm ，L=63mm ，l=43mm 。

键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[]110p MPa σ=，[]90MPa τ=。

分别验算键的挤压强度和剪切强度
2214420000018.98701243
p T d hl σ⨯===⨯⨯＜[]p σMPa 22122200000 6.64702043
T d bl τ⨯===⨯⨯＜[]τMPa 键的挤压强度和剪切强度满足要求。

3.9 导电与导气装置
焊接变位机作为焊接电源的二次回路的组成部分，必须设有导电装置。

目前，在焊接变位机上主要采用电刷式的导电装置，它由电刷，电刷盒，刷袈等组成，结构形式多样。

焊接变位机也可以利用自身导电，但必须采取如下措施：使用带有石墨成分的润滑脂，在轴向力的作用下，各传动副之间，轴承内外圈之间须接触紧密。

自身导电虽然省去了专用的导电装置，但对变位机各传动副的装配间隙要求较严，使用中又需经常检查和调整。

4 倾斜机构的设计与计算
4.1 液压缸的设计计算
图17 倾斜机构液压原理图 根据设计目的及要求：工作台的倾斜速度是0.5r/min ，倾斜角度是120°，进行分析计算确定缸结构尺寸。

4.1.1工作负载：N N F F G L 1050)501000(=+=+
4.1.2液压缸主要参数的确定
初选工作压力：
根据分析此设备负载不大，为适应今后发展改良，扩展使用范围，故选用工作压力为16MPa 液压泵。

计算液压缸的尺寸：
根据设计要求，依据机械设计手册选择范围选取液压缸主体外径mm d mm D 50,100==
则液压缸有效面积为： 无杆腔面积：cm cm D A 222215.78104
41=⨯==π
π （4-1）
有杆腔面积：012A A A -= （4-2）
cm cm d A 2220625.195441=⨯==π
π 所以 ： cm cm cm A 222259625.195.78=-=
4.2活塞杆稳定性校核
因为活塞杆总行程为mm 350,而活塞杆直径为mm 50，最大起重载荷为N 1162，材料为45钢 ,稳定安全系数2.3=w n 。

弹性模量GPa 206=E ，MPa p 200=σ。

4.2.1压杆的柔度
644d I π=Z (4-3)
42d A π=
(4-4) 则惯性半径 4
d A I i z == (4-5) 该杆为一端固定另一端自由，故2=μ。

代入柔度计算公式得565
.123502=⨯==
i l μλ 因为123=<c λλ，故选用 经验抛物线公式计算临界应力
MPa lj 214)56006688.0235(00668.023522=⨯-=-=λσ 4.2.2校核压杆稳定性
因为 MPa Pa A F 6.0104
5011626
2=⨯∙==-πσ， 2.33206
.0192=>===w lj g n n σσ 所以 压杆满足稳定性条件
4.2.3求液压缸的最大流量
m in 5.161075.21035105.78343341L s m s m V A Q =⨯=⨯⨯⨯=⋅=上上
m in 96.151066.210451059343342L s m s m V A Q =⨯=⨯⨯⨯==⋅下下
4.3应用的回路
4.3.1换向回路
如图17所示，可以采用二位四通或三位四通电磁换向阀，都可以使执行元件换向。

采用电磁换向阀最为方便，本设计的液压系统图中就采用三位四通电磁换向阀，因为电磁换向阀动作快，换向有冲击力 。

换向回路可以变更供油方向来实现液压马达的换向。

4.3.2紧锁回路
紧锁回路的功能是通过切断执行元件的进油，出油通道来使它停在任意位置，并防止停止运动后因外界因素而发生窜动。

使液压缸紧锁的最简单的方法是利用三位换向阀的M 型或O 型中位机能来封闭液压缸的两腔，使活塞在行程范围内任意位置停止。

但由于滑阀的的泄漏，不能长时间的保持停止位置不动，锁紧度不高。

最常用的方法是采用液控单向阀做锁紧元件，在液压缸的两侧油路上都串连一液控单向阀，活塞可以在行程位置上长期锁紧，不会因为外界原因而窜动，其锁紧精度只受液压缸的泄漏和油液压缩性的影响。

为了保证锁紧迅速，准确，换向阀应采用H 型或Y 型中位机能。

通过以上的设计和计算，比较圆满的达到了设计要求：工作台的倾斜运动能都达到运动灵活自如，工作台无论高速回转，还是低速回转，其转速都比较平稳，均匀。

而且，两主臂液压缸，两倾斜液压缸在工作时能构较好的达到同步。

本次设计的全液压伸臂式焊接变位机的特点是：机构紧凑，重量较轻，传动刚性好，运行平稳，可以实现大范围无级调速，并有很好的防过载能力。

由于在实际的设计中遇到了许多困难，同时也出现了一些错误，特别是实际经验的缺乏，使自己在设计上走了很多不必要的弯路。

本次设计的焊接变位机的缺陷是它对液压元件的质量要求较高，否则易产生渗漏，污染场地和工件，这对保证焊接质量和进行安全操作是很不利的。

这次毕业设计中，自己的实践动手、分析能力得到锻炼，增强了即将跨入社会去竞争，去创造的自信心；为工作时候的产品开发、改进打下基础；掌握文献检索、资料查询的基本方法以及获取新知识的能力。

毕业设计培养了严肃认真和实事求是的科学态度。

而且培养了吃苦耐劳的精神以及相对应的工程意识，同学之间的友谊互助也充分的在毕业设计当中体现出来了。

在这半年的毕业设计期间，我非常感谢我的指导教师吴洁老师以及其他帮助我的老师，宗振奇老师和王冠五老师，我们的师生之间已经建立了深厚的友谊，他们对我的毕业设计进行严格认真的指导，交给我的不仅仅是科学文化知识，还有做人的道理和原则，在此我对他们表示忠心的感谢。