1、理工学院毕业设计（论文）I30T 双立柱焊接变位机构设计摘 要随着焊接自动化的发展焊接变位机已经成为制造业的一种不可缺少的设备，在焊接领域把它划为焊接辅助机，其型式系列和品种规格约有十余个系列、百余个品种，正在形成一个新兴行业。本题目是设计能载重 30.0 吨工件，可进行全位置焊接的双立柱式变位机械。主要内容是关于焊接时工作台与工件回转倾斜的控制、电机选择、减速器的选择、各个轴和轴承的确定以及校核等等。本课题根据预定的载荷和要求的焊接速度确定设备所需要的电动机类型，在此基础上通过皮带轮传动达到过载要求，蜗杆传动达到较大传动比以及减速箱等，最终达到所需的传动。最后使用 CAD 软件绘制相关的零件
2、图、总装图。关键词：焊接变位机，减速器，电机类型，机械设计BLOCK-TYPE WELDING POSITIONER ROTARY MECHANISM DESIGN理工学院毕业设计（论文）IIABSTRACTWelding positioner has become indispensable manufacturing equipment, in the welding area it designated as welding auxiliary machines. Series and products specifications on the type of case, has be
3、en available, and nearly a dozen more series, more than one hundred varieties and specifications, is forming a new industry.This subject is designed to load 1.0t parts, for all position welding of Block Variable-bit machines. Mainly on the welding machine of the rotary turning the control, motor sel
4、ection, the choice of reducer, worm shaft and bearing all the determination and checking, and so on. The specific process design is based on pre-load and required welding speed to determine the equipment needed to motor types, including: motor speed, rated power, voltage and current, calculated on t
5、he basis of this axis and the corresponding parts of the model size, and its associated strength, service life can be checked. Fragment using CAD software, the relevant parts diagram, assembly drawing out. KEY WORDS: welding positioner, reducer, motor type, mechanical design目 录理工学院毕业设计（论文）III摘 要ABST
6、RACT目 录前 言1第一章 焊接变位机械性能及结构31.1 焊接变位机械31.2 焊接变位机械应具备的性能31.3 焊接变位机的功能及结构形式41.4 主自由度及全功能焊接变位机5第二章 焊接变位机方案设计62.1 焊接变位机整体方案设计62.1.1 座式焊接变位机的用途及结构形式62.1.2 焊接变位机的驱动系统72.1.3 设计方案简介72.2 回转机构的设计72.2.1 回转机构传动简图72.2.2 原始数据82.2.3 工作条件82.2.4 电动机的选择8第三章 回转机构减速器的设计93.1 总传动比93.2 总传动比的分配93.3 传动装置的运动和动力参数设计93.3.1 各轴的转
7、速93.3.2 各轴的功率93.3.3 各轴的转矩103.3.4 各数据汇总103.4 传动零件的设计103.4.1 同步带传动的设计103.4.2 第一级蜗杆传动的设计123.4.3 第二级蜗杆传动的设计16理工学院毕业设计（论文）IV3.4.4 一级蜗杆轴的设计193.4.5 二级蜗杆轴的设计203.4.6 二级蜗轮轴的设计213.4.7 轴的校核223.4.8 键的选择24第四章 翻转机构的设计94.1 翻转机构简图134.2 原始数据144.3 电动机的选择 144.4 总传动比94.5 总传动比的分配94.6 传动装置的运动和动力参数设计94.6.1 各轴的转速94.6.2 各轴的功
8、率94.6.3 各轴的转矩104.6.4 各数据汇总104.7 传动零件的设计104.7.1 同步带传动的设计104.7.2 第一级蜗杆传动的设计124.7.3 第二级蜗杆传动的设计164.7.4 一级蜗杆轴的设计194.7.5 二级蜗杆轴的设计204.7.6 二级蜗轮轴的设计214.7.7 连接轴的设计214.7.8 轴的校核224.7.9 键的选择24结 论25致 谢26参考文献27外文资料翻译28理工学院毕业设计（论文）5前 言在我国，乃至世界范围内，有关焊接变位机的基本概念、型式与分类、主要技术参数等存在不统一的问题，甚至存在某些量纲混淆问题。在人们的眼里，可能认为焊接变位机是一个无足
9、轻重的产品。然而，在国际上，包括各种功能的产品在内，有百余系列。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 0.1kN18000 kN。可以说，焊接变位机是一个品种多，技术水平高，小、中、大发展齐全的产品。关于焊接变位机型号编制方法，由于企业之间的竞争，很多企业对产品的法定代号给淡漠了。把企业名称代号冠以产品代号上，强化了商标意识。一般来说，生产焊接操作机、滚轮架、焊接系统及其他焊接设备的厂家，大都生产焊接变位机；生产焊接滚轮架的厂家，大都生产机器人配套的焊接变位机。但是，易焊接变位机为主导产品的企业，非常少见。德国 Severt 公司，美国 Aroson 公司，我国
10、天津鼎盛工程机械有限公司等，算是比较典型的生产焊接滚轮架的企业。德国的 CLOOS、奥地利的 IGM、日本松下机器人公司等，都生产伺服控制和机器人配套的焊接变位机。现在我国生产焊接变位机的厂家已经不少，大都不成规模。以焊接滚轮架为主导产品发展起来的企业，尚未形成。天津鼎盛公司工程机械有限公司、无锡市阳通机械设备有限公司、长沙海普公司、威达自动化焊接滚轮架设备公司等单位生产的变位机在国内占有较大市场。我国焊接变位机的发展和应用，近十年来，工程机械行业带了一个头。首先是大型企业和外资企业应用，外资企业达到了不落地焊接。目前，在股份制企业的技术改造中，逐渐向外资企业看齐，展望未来，我国焊接变位机会得
11、到健康的发展。本课题主要是针对 30.0 吨双立柱式焊接变位机机构进行设计计算，了解其工作原理及内部结构，运用所学知识，设计出实际可用的产品。焊接是制造业中最重要的工艺技术之一。它在机械制造、核工业、航空航天、能源交通、石油化工及建筑和电子等行业中的应用越来越广泛。随着科学技术的 发展，焊接已从简单的构件连接方法和毛坯制造手段发展成为制造行业中一项基础工艺和生产尺寸精确的制成品的生产手段。同时焊接件的设计越来越大，对生产效率的要求也越来越高。传统的手工焊接已不能满足现代高技术产品制造的质量、效率要求。因此，保证焊接产品质量的稳定性、提高生产率和改善劳动条件已成为现代焊接制造工艺发展亟待解决的问
12、题。通过焊接变位机工作台的回转和倾斜，使焊缝处于易焊位置。焊接变位与焊接操作机配合使用，实现焊接的机械化、自动化，提高焊接的效率和焊接质量。而设计焊接变位机正是相对于此产生的。理工学院毕业设计（论文）6第一章 焊接变位机械的性能及结构1.1 焊接变位机械焊接变位机械是改变焊件、焊机或焊工位置来完成机械化、自动化焊接的各种机械装置。焊接变位机械可分为三大类：（1）焊件变位机械：包括焊接变位机、 焊接滚轮架、焊接回转台和焊接翻转机。 （ 2）焊机变位机械：包括焊接操作机和电渣焊立架。 （3）焊工变位机械：包括焊工升降机等。焊接变位机（positioner）是将工件回转、倾斜，使工件上的焊缝置于有利
13、施焊位置的焊件变位机械。它主要用于机架、机座、法兰、封头等非长形工件的翻转变位和焊接，也可用于装配、切割、检验等。焊接滚轮架（turning rolls） 是借助主动滚轮与工件之间的摩擦力带动筒形工件旋转的焊件变位机械。它主要用于筒形工件的装配与焊接，是锅炉容器生产中的常用工艺装备。焊接回转台（welding turntable）是一种简化的变位机，它将工件绕垂直轴回转或者固定某一角度倾斜回转，主要用于回转体工件的焊接、堆焊与切割。焊接翻转机（welding tilter）是将工件绕水平轴转动或倾斜，使之处于有利装焊位置的焊件变位机。它主要适用于梁柱、框架、椭圆容器等的焊接。焊接操作机（man
14、ipulator ）的作用是将焊机机头准确地送到并保持在待焊位置，或以选定的焊接速度沿规定的轨迹移动焊机机头。焊接操作机与变位机、滚轮架等配合使用，可完成纵缝、环缝、螺旋缝的焊接，还可以用于自动堆焊、切割、探伤、打磨、喷漆等作业。1.2 焊接变位机械应具备的性能一般，通用的焊接变位机械应具备的性能是：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
15、法的不同，其到位精度（点位控制）和运行轨迹精度（轮廓控制）应控制在 0.12mm 之间，最高精度应可达 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，以及导热和通风性能。7 整个结构要有良好的密闭性，以免焊接飞溅物的损伤，对散落在其上的理工学院毕业设计（论文）712345焊渣、药皮等赃物，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动作。 9 工作台面上应刻有安装基线，并设有安装槽孔，能方便地安装各种定位器和夹紧机构。 10 兼做装配用的焊件变位机械，其工作台面要有较高的强度和抗冲击性能。11 用于电子束焊
16、、等离子弧焊、激光焊和钎焊的焊件变位机械，应满足导电、隔磁、绝缘等方面的要求。1.3 焊接变位机功能及结构形式焊接变位机按结构形式可分为三种：1.伸臂式焊接变位机，如图 1-1 所示，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，此转轴的位置多是固定的，但有的也可在小于 100的范围内上下倾斜。这两种运动都改变了工作台面回转轴的位置，从而使该机变位范围大，作业适应性好，但这种形式的变位机，整体稳定性较差。伸臂式的焊接变位机在手工焊中应用较多。 2.座式焊接变位机，如图 1-2 所示，其工作台连同回转机构通过倾斜轴支撑在机座上，工作台以焊速做回转运动，倾斜轴通过扇
17、形齿轮或液压缸，大都在 110140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，适用于 0.550t 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。 3.双座式焊接变位机，如图 1-3 所示，该机不仅稳定性好，而且如果设计得当，可使焊件安放在工作台上后，随工作台倾斜的综合重心位于或接近倾斜机构的轴线，从而使倾斜驱动力矩大大减小。因此，重型焊接变位机多采用这种结构。1回转工作台 2伸臂 3倾斜轴 4转轴 5机座图 1-1 伸臂式焊接变位机理工学院毕业设计（论文）8图 1-2 座式焊接变位机 图 1-3 双座式焊
18、接变位机1.4 主自由度及全功能焊接变位机如果一台变位机拖动焊件，仅做直线运动，哪怕是三维的，也不可能改变焊缝的姿态，满足施焊要求。也就是说，变位运动是回转运动，称此回转运动为变位机的主自由度。还可以做这样一个假设：在 X、Y 、Z 直角坐标系下，设有一空间直线焊缝，绕 Z 轴可在 360范围内回转，且这个 Z 轴连同这一焊缝又可绕 X（或 Y）轴在180 范围内回转，那么，经此变位的焊缝，便可变到船角焊位置进行施焊作业。换言之，一个焊口由两个面的共线 MN 和夹角 组成，在上述两个回转范围内，经恰当的回转，便可使其共线 MN 与水平面平行，且这两个面与水平面的夹角相等，各为 /2，即变为船角
19、焊位置。这个假设是说，任何复杂焊件，只要装在主自由度为一个全回转和一个半回转的焊接变位机上，即可实现船焊要求。我们称这种双回转式焊接变位机为全功能变位机。第二章 焊接变位机方案设计焊接变位机械是改变焊件、焊机或焊工位置来完成机械化、自动化焊接的各种机械装置。使用焊接变位机械可缩短焊接辅助时间，提高劳动生产率，减轻工人劳动强度，改善焊接质量，并可充分发挥各种焊接方法的效能。2.1 焊接变位机整体方案设计2.1.1 双立柱式焊接变位机的用途及结构形式2.1.1 双座式焊接变位机的用途及结构形式焊接变位机，是在焊接作业中将焊件回转并倾斜，是焊件上的焊缝置于有利施焊位置的焊件变为机械。双座式焊接变位机
20、（如图 2-1）是焊接变位机的一种，其工作台连同回转机构通过倾斜轴支撑在机座上，工作台以焊速回转，倾斜轴通过扇形齿或液压缸，多在 110140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，适用于 0.550t 焊件的翻转变位。常与伸缩臂式焊接操作机或弧焊机器人配合使用。理工学院毕业设计（论文）9图 2-1 双座式焊接变位机 2.1.2 焊接变位机的驱动系统焊接变位机工作台的回转运动，多采用直流电动机驱动，无级变速工作台的倾斜运动有两种驱动方式：一种是电动机经减速器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜（图 2-1）或通过螺旋副使工作台倾斜（应用不多） ；另一种是采用液压缸直接
21、推动工作台倾斜。这两种驱动方式都有应用，在小型变位机上以电动机驱动为多。工作台的倾斜速度多为恒定的，但对应用于空间曲线焊接及空间曲面堆焊的变位机，则是无级调速的。另外，在驱动系统的控制回路中，应有行程保护、过载保护、断电保护及工作台倾斜角度指示等功能。工作台的回转运动应具有较宽的调速范围，国产变位机的调速比一般为1:33 左右；国外产品一般为 1:40，有的甚至达 1:200。工作台回转时，速度应平稳均匀，在最大载荷下的速度波动不得超过 5% 。另外，工作台倾斜时，特别是向上倾斜时，运动应自如，即使在最大载荷下，也不应产生抖动。2.1.3 方案简介本设计主要针对 30t 焊接变位机机构进行设计
22、，该设计要求焊接变位机的载重量为 30000kg，最大回转力矩为 80000Nm，最大倾斜力矩为 80000Nm，工作台回转速度为 0.10.4r/min，工作台倾斜速度为 0.1r/min，工作台倾斜角度为 0120。设计中，其回转系统由 4KW 直流电动机，通过带传动第一级蜗杆减速第二级蜗杆减速后，带动工作台回转，该系统总传动比在 96001000 之间，无级可调。设备要求直流 200V 供电、有足够的光照及通风换气条件、工作场地，环境温度应不超过 40，相对湿度 90%以下，海拔不超过 1000m。2.2 回转机构的设计 2.2.1 回转机构传动简图回转机构传动简图如图 2-2 所示：理
23、工学院毕业设计（论文）10图 2-2 30.0 吨双立柱焊接变位机传动简图 2.2.2 原始数据1 载重量 30t2 回转电机功率 4-5kw3 工作台回转速度 0.040.4r/min4 最大偏心距 20mm5 立柱间距 4200mm6 回转盘直径 3000mm2.2.3 工作条件每天工作 6 小时，环境温度 30 度，一年工作 200 天使用寿命 15 年，JC=30%，载荷平稳，环境清洁，有较好的通风条件。2.2.4 电动机的选择Pw 为工作是的所需功率，kw ；工作时的总效率表 2-1 电动机型号堵转转矩 最大转矩电动机型号额定功率（ kw）满载转速（r/min）同步转速（r/min）
24、等级 额定转矩 额定转矩重量（Kg）Y132M16 4 960 10006级 2.02.0 73第三章 回转机构减速器的设计 3.1 总传动比：i 总 =nm/nw=960/0.42400,其中 nm 为电动机的满载转速，n w 为工作台的回转速度，故选用二级减速器。 3.2 总传动比的分配为使带传动尺寸不致过大，其中 ib 是带传动的传动比， ig 是蜗杆传动的传动比，满足 ib4m/s,轴承可采用油润滑方式，不需安装甩油环，故 l2B+m+c1，其中 B 为轴承宽度，B=22mm；m 为轴承盖宽度，查表 5-1 1得，l 座 = +c1+c2+(38)=10+14+12+7=43mm，1
25、2 3 4 5 6 7 8理工学院毕业设计（论文）20图 3-1 一级蜗杆轴示意图m=l 座-B=43-22=21mm ；c 1 为扳手空间，查表 5-1 1得，c1=14mm。故l2 （16+275+14）mm=55mm,可取 l2=60mm。第 3 段和第 7 段为定位轴肩，轴肩高度 h=5mm，所以，d3=d 7=d2+2h=（80+25）mm=90mm，取l3=20mm，l7 =10mm。第 5 段为蜗杆，与二级蜗杆轴上的蜗轮相啮合，又蜗轮外圆与箱内壁间距离 1 1.2 ， 为壁厚， =0.04a+3 8，故可取 =10mm，则1 12mm，且 de2 344mm，故可取轴中心线距内壁
26、距离为 300mm，又蜗杆齿宽 130mm，故 l5=130mm，l4=60mm ，l 6=62mm。第 8 段安装 7016AC 轴承，轴长要比轴承宽度稍短一些，故取 d8=30mm，l8=20mm。一级蜗杆轴总长为410mm。 3.4.5 二级蜗杆轴的设计1 选择轴的材料并确定许用应力选用 40Gr 钢，经调质处理，由表 38.1-1查得，其许用弯曲应力 -1b=70MPa，由表 38.1-1 查得，其强度极限 b=700MPa。2 初步确定轴的直径按扭转强度估计轴的直径，由表 10-22查得，取 C=115，则得dmin=A(P/n)1/3=115(2.72/15.16)1/3 mm=5
27、0 mm3 轴的结构设计（1） 轴上零件的定位、固定和装配轴上的蜗杆与轴是一体锻造的，左右两侧的轴承选用7224AC，B=28mm ，d=120mm，靠轴套和轴肩轴向定位，过渡配合或过盈配合周向定位，一级蜗轮用轴套和轴肩轴向定位，平键周向定位。（2） 确定轴各段长度和直径1 2 3 4 5 6 7图 3-2 二级蜗杆轴示意图第 1 段安装 7224AC 轴承，故 d1=120mm。第 1 段长度由轴承和蜗轮安装理工学院毕业设计（论文）21尺寸确定，由表 5-1 1得，蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 2=15mm，故l1=B+ 2+2=（ 28+15+2）mm=45mm。第 2 段安装一级蜗轮，轴肩高
28、度h=5mm，则 d2=d1+2h=130mm，则由表 5-1 1得， l=（1.21.8）d2 b，又齿宽b=70mm，故 l=210233mm，取 l=200mm，轴长要比孔的长度短一些，故l2=200mm。第 3 段为定位轴肩，轴肩高度 h=10mm，则 d3=d2+2h=150mm，取l3=20mm。第 5 段为二级蜗杆，其位置要与二级蜗轮相配合。蜗轮外径距箱内壁 1 1.2 ， 1 12mm，取 1=40mm，故二级蜗杆轴中心线距后箱板距离为150mm，又蜗杆齿宽 b=354mm，故d5=250mm， l5=380mm，l4=100mm，d4=d6=100mm，取 l6=110mm。
29、第 7 段安装轴承 7206AC，故 d7=120mm，l7 要比 B 稍长一些，故 l7=30mm。二级蜗杆轴总长为 885mm。 3.4.6 二级蜗轮轴的设计1 选择轴的材料并确定许用应力选用 45 钢，经调质处理，由表 10-32查得，其许用弯曲应力 -1b=60MPa，由表 10-12查得，其强度极限 b=650MPa。2 初步确定轴的直径按扭转强度估计轴的直径，由表 10-22查得，取 C=115，则得dmin=C(P/n)1/3=115(1.89/0.4)1/3mm=220mm考虑轴输出端要开键槽，轴径增大 5%，故 dmin=231mm。3 轴的结构设计（1） 轴上零件的定位、固
30、定和装配轴左右两端轴承选用圆锥形滚子轴承 32056X2，B=82mm，d=280mm ，靠轴肩和轴套轴向定位，过渡配合或过盈配合周向定位。二级蜗轮靠轴肩和轴套轴向定位，平键周向定位。输出端安装工作台，配合长度为 112mm，孔径56mm。（2） 确定轴各段长度和直径1 2 3 4 5 6图 3-3 二级蜗轮轴示意图理工学院毕业设计（论文）22第 1 段安装 32056X2 轴承，故 d1=280mm，轴长度应比 B 稍长一些，又第2 段上安装的轴套也应比蜗轮轮毂稍长一些，故 l1=90mm。第 2 段的尺寸由二级蜗轮的装配位置决定，由表 5-1 1得， 1 =10mm，取 1=30mm，l
31、2 1，故可取 l2=100mm，轴肩高度 h=5mm，d2=d 1+2h，故 d2=290mm。第 3 段安装二级蜗轮，取轴肩高度 h=5mm，则 d3=d2+2h，故 d3=300mm，则 l=（1.21.3）d3=360390mm，取 l=380mm，轴的长度 l3 应比 l 稍短一些，故 l3=370mm。第4 段为定位轴肩，取轴肩高度 h=5mm，则 d4=d3+2h，故 d4=310mm，根据1 10mm，取 l4=100mm。第 5 段安装 32056X2 轴承轴承端盖和毡圈油封，故d5=2 m，l5 =B+m+c1，轴承座宽度 l 座= +c1+c2+(38)=（10+22+2
32、0+2）mm=55mm，故 m=l 座 -B=22mm，l5 （23+22+22）mm=67mm，取 l5=100mm。第 6 段安装工作台，故 d6=260mm，轴的长度应比孔的长度稍长一些，故l6=200mm。故二级蜗轮轴总长度为 900mm。3.4.7 轴的校核第二级蜗轮轴的受力简图如图 3-4 所示，已知条件有：作用在蜗杆上的转矩 T1=1711Nm，作用在蜗轮上的转矩 T2=44947.075Nm，轴承支承距离L=588mm，蜗杆分度圆直径 d1=200mm，蜗轮分度圆直径 d2=775mm，蜗轮内径 d=300mm，齿形角 =20，轴承内径 D=280mm，最大回转力矩为T=800
33、00Nm。校核如下：FaFt TFrA C B132 150588图 3-4 蜗轮受力分析图1 蜗轮受力情况分析蜗轮圆周力 Ft=2T2/d2=244947/775 N=116.1N蜗轮轴向力 Fa=2T1/d1=21711/200N=17.1N蜗轮径向力 Fr= Fttan =116.1tan20N=42.2N2 计算蜗轮垂直面弯矩轴承支反力 FRAV=(FaD/2FrL/2)/L （3-理工学院毕业设计（论文）239）=（17.1280/242.2588/2）/588 N=17 NmmFRBV=Fr+FRAV （3-10）=(42.2+17) N=59.2Nmm计算弯矩：截面 C 右侧弯矩
34、MCV= FRBVL/2=17588/2 Nmm=4998Nmm截面 C 左侧弯矩MCV= FRAVL/2=59.2588/2 Nmm=17404.8 Nmm3 计算蜗轮水平面弯矩轴承支反力FRAH= FRBH=Ft/2=116.1/2 N=58.05 N截面 C 处的弯矩：MCH= FRAHL/2=58.05588/2 Nmm=17066.7 Nmm4 计算合成弯矩MC=（M 2CV+ M2CH） 1/2=(49982+17066.72)1/2 Nmm=17783.5NmmMC=( MCV)2+ M2CH1/2=(17404.82+17066.72)1/2 Nmm=24376.2 Nmm5
35、计算当量弯矩转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取 =1，截面 C 处的当量弯矩为MeC=MC2+（ T） 21/2=17783.52+（180000） 2 1/2Nmm=81800.2Nmm6 校核危险截面 C 的强度由式（10-3 ） 2e= MeC/0.1d3 （3-11）=81800.2/0.13003MPa=3MPa60MPa 故轴的强度足够。 3.4.8 键的选择1 第一级蜗杆轴上的键，由轴径 d=80mm，按表 4-11选 b hl=251456 ，A 型平键。2 第二级蜗杆轴上的键，由轴径 d=200mm，按表 4-11选 bhl=502880，A 型平键。3 第二级蜗轮轴上安装
36、蜗轮处的键，由轴径 d=280mm，按表 4-11选 bhl=6332160，A 型平键。4 第二级蜗轮轴上安装工作台处的键，由轴径 d=260mm，按表 4-11 选 bhl=6332140，A 型平键。理工学院毕业设计（论文）24第四章 翻转机构的设计4.1 翻转机构简图 大带轮电机蜗轮减速器小带轮图 4-1 翻转机构结构简图 4.2 原始数据1 翻转电机功率 11kw2 工作台倾斜速度 0.1r/min理工学院毕业设计（论文）253 工作台倾斜角度 01204 最大偏心距 20mm5 立柱间距 4200mm6 回转盘直径 3000mm7 当倾角为 90时回转直径 4200mm4.3 电动
37、机的选择Pw 为工作是的所需功率，kw ；工作时的总效率电机选择表 2-1 电动机型号堵转转矩 最大转矩电动机型号额定功率（ kw）满载转速（r/min）同步转速（r/min）等级 额定转矩 额定转矩重量（Kg）Y160L6 11 970 10006级 2.02.0 1474.4 传动比的分配i 总 =nm/nw=970/0.19700,其中 nm 为电动机的满载转速，n w 为工作台的回转速度，故选用二级减速器。 为使带传动尺寸不致过大，其中 ib 是带传动的传动比， ig 是蜗杆传动的传动比，ih 为齿轮传动比，满足 ibig。可取 ib=2 则ig= i 总 /ib=9700/2=485
38、0又 ig=i 1i2ih , ig=3080 所以，取 i1=41，i 2=39，i h=3。即第一级蜗杆传动比 i1=41，第二级蜗杆传动比 i2=39，i h=3。 4.5 计算传动装置的运动和动力参数 4.5.1 各轴的转速n1=nm/ib=970r/min / 2 =485 r/minn2=n1/i1=485r/min / 41 =11.83r/minn3=n2/i2=11.83r/min / 39 =0.3r/minn4=n3/i3=0.3min / 3 =0.1r/minnw=n4 =0.10r/min 4.5.2 各轴的功率P1= Pm b=110.98 KW=10.78 KW
39、理工学院毕业设计（论文）26P2= P1 g r=10.780.700.99 KW=7.47 KWP3= P2 g r=7.470.700.99 KW=5.18KWP4= P3 b r=5.180.980.99 KW=5.03KWPw= P4 r c=5.0260.990.95 KW=4.73 KW其中， b 是同步带传动的效率， g 是蜗杆传动的效率， r 是一对滚动球轴承的传动效率， c 是联轴器的效率， b 为齿轮传动的效率，各效率数据由附表（10-1） 1查得。 4.5.3 各轴的转矩T0=9550Pm/nm=955011/970 Nm =108.3NmT1=9550 P1/n1 =9
40、55010.78/485.00 N.m =212.27N.mT2=9550 P2/n2 =95507.47/11.83 N.m =6030.3 N.mT3=9550 P3/n3 =95505.18/0.3N.m =164896.67 NmT3=9550 P4/n4 =95505.026/0.1N.m =479983 NmTw=9550 Pw/nw =95504.73/0.1 N.m =451715 N.m 4.5.4 各数据汇总表 4-2 各轴参数轴名称参数 电动机轴 1 轴 轴 2 3 轴 4 轴 翻转工作台转速/r/min 970 485 11.83 0.30.10.1功率/kw 11 1
41、0.78 7.47 5.18 5.03 4.73转矩/Nm 108.3 212.2 6030.3 164896.67 479983 451715传动比 2 41 39 3 1效率 0.98 0.693 0.693 0.97 0.94 4.6 传动零件的设计 4.6.1 带传动的设计及计算1 设计功率 Pd 由表 33.1-124查得 Ka=1.4Pd=KaP=1.411Kw=15.4KW2 选定带型根据 Pd=15.4KW 和 nm=970r/min,由图 33.1-44确定为 B 型带3 小带轮基准直径 由表 33.1-184查得小带轮的基准直径为 D1200mm大带轮的基准直径 D22*2
42、00400 所以由 33.1-18 选 D2400mm理工学院毕业设计（论文）27实际传动比 i24 验算带速从动轮的转速为 N29702485rmin误差 ：n 2所以=0v= d1n1/601000= 200970/601000 m/s=10.2m/svV max 普通 V 带 Vmax 在 25 倒 30 之间 v 不得小于 5 m/s5 确定带的基准长度和传动中心距初定轴间距 a0由表 33.1-494查得0.7（d1+d2） a0 2(d1+d2) 故 420 a0 1200，此处取 a0= 1000mm6 确定中心距带长 L0L0 =2a0+ /2(d1+d2)+（d 2d 1）
43、2 /4a0 （3-2）=2000+2942+10=4950mm由表 33.1-474查得Ld=5080mm7 实际中心距 a此结构中心距距可调整a a0+（L dL0）/2 =1000+(50804950)/2 mm1130mm8 演算小带轮包角a1=1731209 计算带的根数Z由 D1=200mm n1=970 r/min 的查 33.1-17P0=3.77 查 33.1-13 和 33.1-15 的 Ka=0.98 Kl=1.18Z=3.3 所以 z 取四根10 带的预紧力和对轴的压力单根 v 带的预紧力 F0=M 为没跟带的重量查 33.1-14 的 m=0.17F0=310.4N理
44、工学院毕业设计（论文）28轴上作用力 F1=2478.6N10 带轮结构尺寸8 带轮结构尺寸小带轮基准直径 D1=200 mm 实心轮。大带轮基准直径 D2=400 mm，采用孔板，取轮缘宽度 B=（1.82）d0=60mm 轴孔径 d0 =60 mm轮缘外径 da=D2+2ha ha=2.7 取 ha=3则 da=406 mm基准下槽深 hlim=8.7 ，取 h=9轮缘厚 =10mm腹板厚 s=18mm带轮材料可按 GB9439 规定选用 HT200。 4.6.2 第一级蜗杆传动设计1 选择蜗轮、蜗杆材料蜗杆材料用合金钢，轮齿表面淬火，硬度 45HRC，蜗杆材料用ZCuA110fe3，金属模铸造，估计 vs=0.5m/s，由表 33。5-14 2查得， Hp=250MPa， fp=70 以下设计计算按接触疲劳强度设计方法进行。浸油润滑 Zvs=0.9循环次数 Nl=60n2jLh=60*11.83*200*10*6*0.3=2.5查 35.5-4 Zn=1.16 Yn=0.95 H= Hp ZvsZn=2
