摘 要
在我国，焊接变位机已成为制造业的一种不可缺少的设备，在焊接领域把他划为焊接辅机。近十年来，这一产品在我国工程机械行业，有了较大的发展，并获得了广泛的应用。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，保证和改善焊接质量，并可充分发挥各种焊接方法的效能。
300公斤手动焊接变位机正是当前众多焊接机械产品的一种，它通过一些机械传动机构，用来实现焊接工件的回转、倾斜，使得焊工操作的更加方便快捷，提高工作效率。在本次设计中，参照设计数据和相关资料，首先选择机构和传动方式，确定机构各个部分的传动功率、转矩和进行强度计算和校核，保证机构的合理性，使得设计出的装备能在给定年限内正常工作；然后对各个机构进行连接设计，画出结构简图；最后设计细节问题，画出总装图，保证产品的可生产性，便于规模化生产。
本次设计的主要内容是一个倾斜机构，采用了涡轮蜗杆机构，用来减小尺寸和实现传动机构的自锁。整个机构简单可靠，操作方便。
关键词：手动式焊接变位机；回转机构；倾斜机构；轴；齿轮；涡涡轮蜗杆
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目 录
1 引言 ............................................................. 1 1.1开发焊接变位机的意义和目的 ...................................... 1 1.2焊接变位机目前的发展状况 ........................................ 1 1.2.1国内焊接变位机的产品简介 ...................................... 1 1.2.2国外焊接变位机的的产品简介 .................................... 2 2 手动焊接变位机总体方案设计 ....................................... 3 2.1 设计方案的确定 ................................................. 3 2.2设计要求、技术要求 .............................................. 3 2.3回转机构的确定 .................................................. 3 2.4倾斜机构的确定 .................................................. 3 2.5机构预期寿命估算 ................................................ 3 3倾斜机构设计 ...................................................... 4 3.1方案确定 ........................................................ 4 3.2倾斜力矩的计算 .................................................. 4 3.2.1最大倾斜力矩 .................................................. 4 3.2.2计算传动功率，确定传动比 ...................................... 4 3.2.3传动比分配 .................................................... 4 3.2.4选材 .......................................................... 5 3.2.5按齿面接触强度设计 ............................................ 5 3.2.6计算接触疲劳许用应力 .......................................... 5 3.2.7计算圆周速度v ................................................ 6 3.2.8计算载荷系数 .................................................. 6 3.2.9按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ........................ 6 3.2.10计算弯曲疲劳应力 ............................................. 7 3.2.11几何尺寸计算 ................................................. 8 4 涡轮蜗杆机构设计 ................................................ 8 4.1选择蜗杆传动类型 ................................................ 8 4.2选择材料 ........................................................ 8 4.3按齿面接触疲劳强度进行设计 ...................................... 8
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4.3.1确定作用在涡轮上的转矩T2 ..................................... 8 4.3.2 确定载荷系数K ................................................ 8 4.3.3 确定弹性影响因素 ZE .......................................... 9 4.3.4 确定接触系数Zp ............................................... 9 4.3.5 确定许用接触应力??H? ......................................... 9
4.3.6 计算中心距 ................................................... 9 4.4 蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸 ................................ 9 4.4.1 蜗杆 ........................................................ 9 4.4.2 涡轮 ....................................................... 10 4.5 校核齿根圆弯曲疲劳强度 ....................................... 10 5倾斜轴的设计 ..................................................... 11 5.1选取轴的材料 ................................................... 11 5.2初步估算轴的最小直径 ........................................... 11 5.3轴上结构设计 ................................................... 11 5.3.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ..................... 11 5.3.2轴上零件的周向定位 ........................................... 12 5.4求轴上的载荷 ................................................... 12 5.4.1 V平面内倾斜轴轴受力分析 ..................................... 13 5.4.2按弯扭合成应力校核轴的强度 ................................... 15 5.4.3校核倾斜轴的轴承 ............................................. 16 5.4.4倾斜轴上键的校核 ............................................. 16 6蜗轮轴的设计 ..................................................... 17 6.1选取轴的材料 ................................................... 17 6．2初步估算轴的最小直径 .......................................... 17 6.3.轴上结构设计 .................................................. 18 6.3.1拟定轴上零件的装配方案 ....................................... 18 6.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ..................... 18 6.3.3轴上零件的周向定位 ........................................... 18 6.3.4求轴上的载荷 ................................................. 19
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6.3.5按弯扭合成应力校核轴的强度 ................................... 21 6.3.6校核倾斜轴的轴承 ............................................. 21 6.3.7倾斜轴上键的校核 ............................................. 22 7蜗杆轴的设计 ..................................................... 23 7.1蜗杆轴结构设计及各部分尺寸 ..................................... 23 7.1.1蜗杆轴结构设计如图 ........................................... 23 7.1.2确定蜗杆轴各段轴尺寸 ......................................... 23 7.2蜗杆轴轴承的选择 ............................................... 24 7.3蜗杆轴键的选择 ................................................. 24 7.4蜗杆轴受力分析及校核 ........................................... 24 7.4.1蜗杆轴受力分析 ............................................... 24 7.4.2蜗杆轴强度校核 ............................................... 27 7.4.3按弯扭合成应力校核轴的强度 ................................... 28 7.4.4蜗杆轴滑动轴承的选择 ......................................... 29 7.4.5蜗杆轴键的校核 ............................................... 30 8其它重要数据 ..................................................... 30 9 结语 ............................................................ 31 参考文献 .......................................................... 32 致 谢 ............................................................ 33
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1 引言
1.1开发焊接变位机的意义和目的
在焊接生产中，经常会遇到焊接变位及选择合适的焊接位置的情况，针对这些实际需要，我们设计研制了焊接变位机，它可以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，可以实现焊接的机械化、自动，提高了焊接的效率和焊接质量。焊接变位机可以应用于化工、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。
在现在加工和制造过程中，焊接变位机已悄然成为一种不可缺少的设备，其作用越来越突出。特别是近十年来，这一产品在我国工业机械行业有了很大的发展，获得了广泛的应用。各种机械产品和机械设备的结构件大多数都很复杂，尤其是各种机械的主要关键部位，其焊接质量的好坏直接影响整机性能，而选择合适的变位机能提高焊接质量和生产效率，降低工人的劳动强度和生产成本，加强安全文明生产，有利于现场管理。特别是入世的冲击，机械市场竞争将会越来越激烈，国内企业必须适应形势，通过焊接变位机等基础设备投入达到生产能力的革命。因此，近年来焊接变位机得到国内工程机械行业的广泛共识，对着方面的投入都在加大。
1.2焊接变位机目前的发展状况
在我国，焊接变位机也已悄然成为制造业的一种不可缺少的设备，在焊接领域把他划为焊接辅机。近十年来，这一产品在我国工程机械行业有了较大的发展，获得了广泛的应用。就型式系列和品种规格而言，已问世的约有十余个系列，百余品种规格，正在形成一个小行业。在国际上，焊接变位机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，有无隙传动私服控制型的，产品的额定负荷范围，达到0.1KN～18000KN。可以说，焊接变位机是一个品种多，技术水平不低，中、小、大发展齐全的产品。下面对焊接变位机在国内外的发展状况作简要介绍： 1.2.1国内焊接变位机的产品简介
现在我国生产焊接变位机的的厂家已经不少，大都不成规模。以变位机为主导产品发展起来的企业尚未形成。天津鼎盛工程机械有限公司、无锡市阳通机械设备有限公司、长沙海普公司、威达自动化焊接设备公司等单位生产的变位机在国内占有较大市场。到2000年，国内已开发的变位机产品约70余品种规格，以下简述这些变位机的基本型式，基本型产品发展了17个系列，主要为普通型，用于手把焊，此外，还
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有调速型、联控型（PLC、微机控制）和机器人配套型产品。与机器人配套用的变位机，开发了十余个品种。包括工位变换变位机（不参与焊接），如立式双工位、四工位、八工位变位机，双座单回转式八工位和倾翻回转式双工位变位机等：与机器人配套焊接变位机（机器人外部轴），如倾翻-回转伺服传动式、双座单回转伺服传动式、多轴单回转伺服传动式等。 1.2.2国外焊接变位机的的产品简介
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；生产焊接机器人的厂家，大多生产与机器人配套的焊接变位机。但是，以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，我国天津鼎盛工程机械有限公司等，算是比较典型的生产焊接变位机的企业。德国的CLOOS、奥地利的IGM、日本松下机器人公司等，都生产伺服控制与机器人配套的焊接变位机。以下仅就变位机型式、第一主参数等做些介绍。
（1）德国Severt公司
该公司主要生产8种类型的产品，其中7种是焊接变位机。每种型式的焊接变位机，按其功能讲，均包括基本型、调速型、CNC程控型和机器人配套型等4种产品。
（2）德国LCOOS公司
德国LCOOS公司是国际上生产焊接设备的大型公司之一。生产焊接机器人、焊机等产品，也生产作为焊接机器人外部轴的焊接变位机。在我国，除可见到与焊接机器人系统配套进口的L型双回转式、倾翻-回转式和单回转式变位机外，还生产卧式单座单回转WPV、立式单回转RR502以及各种多轴焊接机器人配套的变位机。
（3）美国Aroson公司
美国Aroson公司生产的焊接设备有焊接变位机、操作机、滚轮架等，可称世界之最。这个公司生产的焊接变位机主要类型为倾翻-回转式、倾翻-回转升降式、双座双回转式、双座单回转式和双座单回转升降式，其承载能力范围为11Kg～1810吨。
（4）日本松下（Panasonic）公司
日本松下公司也是机器人制造公司。这个公司生产的机器人外部设备—焊接变位机有12个系列。他们把传动装置、机座、夹具体等做成了标准模块，集合而成这些产品系列，按轴数和结构型式分类。
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2 手动焊接变位机总体方案设计
2.1 设计方案的确定
图2-1 焊接变位机结构示意
2.2设计要求、技术要求
表2-1 设计要求、技术要求 工作台工作台载重量 回转速倾斜速工作台重心高偏心距 工作台回转 倾斜 /Kg 度 度 尺寸 度 /mm 倾斜角/ r/min / r/min /mm /mm 度/° 电机驱手柄 300 0-1 0-1 φ600 200 150 0-135 动 2.3回转机构的确定
由于工作台回转速度低，额定功率低，故可取手柄传动；因传动比比较大，并要求有自锁功能，故选择蜗轮蜗杆传动，选用一级齿轮。
2.4倾斜机构的确定
工作台的倾斜是为了使工件定位，其倾斜运动一般是电动机经减速器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜。因此次设计的载重量不是很大，故采用人工手柄带动，采用两级减速，蜗轮蜗杆减速及半圆齿轮机构，从而形成0??120?的调速范围。
2.5机构预期寿命估算
机构预期使用寿命为5年，由于变位机上面焊件不总是在全自动化条件下焊接及安装和取放，即不是连续工作，则按运行时间按工作时间的50%计算。以每天两班制，
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全年工作300个工作日记则其使用寿命为5?300?2?8?50%?12000小时。
根据《焊接工装夹具及变位机械图册》初步设计焊接变位机简图，如图2-2所示。
3倾斜机构设计
3.1方案确定
倾斜机构是手柄经涡轮蜗杆减速器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜。 减速器+扇形齿轮
图2-2 手动焊接变位机简图
3.2倾斜力矩的计算
3.2.1最大倾斜力矩
由力学知识分析知，最大倾斜力矩出现在?= ?min，?=90°时及?= 90°，?=0°时
MTmax=Gh1?e2?300?9.8?2002?1502?735000N?mm 3.2.2计算传动功率，确定传动比
涡轮蜗杆传动，
?2?0.43 圆柱齿轮?3?0.97
二级传动总效率： ???1??2?0.43?0.97?0.42
p?MTmax?n735000?1??0.18Kw9550?9500?0.42
传动功率：
3.2.3传动比分配
i总=60=601
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总传动比
减速涡轮蜗杆i1?32 齿轮减速i2?2.5 3.2.4选材
因为翻转速度不高，选用7级精度
大小齿轮均选用40Cr（调质），火焰表面淬火，硬度为280HRC 选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24X2.5=60 3.2.5按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行计算，即
2KT1u?1?ZE??? d1t?2.32????du???H??确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3 计算小齿轮传递的转矩
95.5?105P195.5?105?0.18T1???6.876?105N?mmn12.5
由表10-7选取齿宽系数?d=0.5
查表10-6得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa；大齿轮的接
触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa
12由式10-13计算应力循环系数
N1?60n1jLh?60?1?3?12000?2160000
2.16?106N2??0.864?1062.5
取接触疲劳寿命系数KHN1=1.5 KHN2=1.34 3.2.6计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 KHN1?lim1?1.5?600?900MPa??H?1?S KHN2?lim2?H2??1.34?550?750MPa??S
计算
试算小齿轮分度圆直径d1t，代入??H?中较小的值。
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5KtT1u?1ZE21.3?6.876?103.5189.82d1t?2.323?()?2.233??()?125.98mm?du??H?0.52.5750
3.2.7计算圆周速度v
v??d1tn160?1000???99.991?2.560?1000?0.0165ms
计算齿宽b??d?d1t?0.5?125.98?62.99mm 计算齿宽与齿高之比
mt?b h模数
d1t62.99??2.63Z124
齿高h?2.25mt?2.25?4.166?5.905mm
b62.99??10.66h5.905
3.2.8计算载荷系数
5s，七级精度，由图10-8查得动载系数Kv?1.02直齿轮，根据v?0.016mKH??KF??1
由表10-2查得使用系数KA?1,由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承
b?10.66?1.328由h，KH??1.328查图10-13得KF??1.421；故载荷
悬臂布置时KH?系数
K?KAKvKH?KH??1?1.02?1?1.328?1.335 3.2.9按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式（10-10a）得
d1?d1t3计算模数m
K1.355?125.98?3?127.73mmKt1.3
m?d1127.73??5.32Z124
按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
m?32KT1?YFaYSa??? 2???dZ1???F??确定公式内的各计算数值
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由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa大齿轮的弯曲强度极限
?FE2?380MPa
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?1.16，KFN2?1.11 3.2.10计算弯曲疲劳应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得
KFN1?FE11.16?500??414.29MPa??F?1?S1.4 KFN2?FE21.11?380??301.29MPa??F?2?S1.4
计算载荷系数K
K?KAKvKF?KF??1?1.12?1?1.42?1.5904
查取齿形系数
由表10-5查得YFa1?2.65；YFa2?2.236 查取应力校正系数
由表10-5查得YSa1?1.58；YSa2?1.754 计算大、小齿轮的
YFaYSa??F?并加以比较
YFa1YSa1??F?1YFa2YSa2?2.65?1.58?0.01011414.29
??F?2大齿轮的数值大
?2.263?1.754?0.01302301.29
52?1.5904?6.876?10m?3?0.01302?3.67mm21?24设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模
数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数5按接触强度算得的分度圆直径d1?127.73mm
Z1?d1127.73??25m5
大齿轮齿数Z2?2.5?25?62
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，
并做到结构紧凑，避免浪费。
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3.2.11几何尺寸计算
计算分度圆直径d1?Z1m?25?5?125mm
d2?Z2m?62?5?310mm
计算中心距
a?d1?d2125?310??217.5mm22
计算齿轮宽度
b??dd1?0.5?125?62.5mm
取B1?62.5mm，B2?67.5mm
4 涡轮蜗杆机构设计
蜗杆转速 80r/min ，传动比 i = 32 ，使用寿命为12000小时。
4.1选择蜗杆传动类型
根据 GB/T 10085 – 1988 的推荐，采用渐开线蜗杆。
4.2选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度很低，故蜗杆用45钢；因希望效率高写，耐磨性
好些。故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC，涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。
4.3按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12）传动中心距
a?3KT（2ZEZP??H?)
4.3.1确定作用在涡轮上的转矩T2 按z1=1,传动效率 ? =0.43则
T2?9.55?1064.3.2 确定载荷系数K
P?0.18?0.43?32=9.55?106?=295668N.mmn180n12
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数K??1;由表11-5 选取使用系数
KA?1;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV?1.05；则
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K?KAK?KV?1?1?1.05?1.05
4.3.3 确定弹性影响因素 ZE
因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故 ZE?160MPa 4.3.4 确定接触系数Zp
d1?0.35 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值a，从图11-18可查得
ZP?2.9。
124.3.5 确定许用接触应力??H?
根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬
?H??=268MPa?度>45HRC，可从表11-7中查得涡轮的基本许用应力。 应力循环次数
N?60jn2Lh?60?1?80?12000?1.8?10632
寿命系数
710KHN?8?1.23911.8?106
?HA?KH?N???H?1.239?1??则
4.3.6 计算中心距
2M6P8?a33M2.P0a7
?160?2.9?a?31.05?295668???mm?84.64mm?332.07?
2故取中心距a?125mm，从表11-2中取模数m?5mm，蜗杆分度圆直径d1?50mm。
d150??0.4这时a125。从图11-18中可查得接触系数Z???2.64,因为Z???Z?，因此
以上计算结果可用。
4.4 蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸
4.4.1 蜗杆
轴向齿距Pa??m?15.705mm； 直径系数q?10；
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齿顶圆直径da1?d1?2ha?m?60mm;
齿根圆直径dn?d1?2hf1?38mm; 分度圆导程角r?542?38??；
sa1蜗杆轴向齿厚?2?m?7.8538mm
4.4.2 涡轮 涡轮齿数Z2?31；
涡轮分度圆直径d2?mZ2?5?31?155mm； 涡轮喉圆直径da2?d2?2ha2?155?2?5?165mm； 涡轮齿根圆直径df2?d2?2hf2?155?2?1.2?5?143mm；
涡轮咽喉圆半径rg2?a?112da2?100?2?165?17.5mm
4.5 校核齿根圆弯曲疲劳强度
?F?1.53KT2ddYFa2Y?????F??12m当量齿数
zv2?z2cos3?32?32.487?cos35.71
根据x2??0.5，zv2?32.487，从图11-19中可查得齿形系数YFa2?3.27。
?5.71螺旋角系数 YB?1?140?1?140?0.95
92许用弯曲应力
??F????F???KF
N从表11-8中可查得由ZCuSn10P1制造的涡轮的基本许用弯曲应力 ??F???56MPa6KFV?910寿命系数
1.8?106?0.937
??F??56?0.937?52.472MPa
?F?1.53?1.05?29566850?165?5?3.27?0.9592?36.118MPa
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。
所以弯曲强度是满足的。
5倾斜轴的设计
5.1选取轴的材料
选45钢调质处理，由表15-1可查取如下参数：
硬度：HBS=220；抗拉强度极限：?B=650 M Pa；弯曲疲劳极限：??1=275 M Pa； 屈服极限强度：?0=355 M Pa；剪切疲劳强度：I1=155 M Pa；许用弯曲应力：
???1?=60 M Pa。
5.2初步估算轴的最小直径
由前面计算可知n=1r/min，P=0.075Kw。查表15-3可取A0?115。
dmin?A03若考虑键槽直径应增加15%，则
P0.075?115?3?48.5mmn1
dmin?48.5??1?15%??55.8mm
5.3轴上结构设计
拟定轴上零件的装配方案如图（5-1）
5.3.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
为了满足齿轮的轴向定位要求，齿轮的右端应制出一段轴肩，故取齿轮右端的轴
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图5-1 零件的装配方案
肩为h=2.5，左端用垫圈和螺栓定位
初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力，所以选用深沟球轴承，选用0组基本游隙组，初步选取深沟球轴承6213，其尺寸为d?D?B:65?120?23。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得深沟球轴承6213的轴肩为h=4.5 轴承端盖的总宽度为20mm取轴与箱体连接部分的长度为68 至此。轴的各段直径和长度已确定。 5.3.2轴上零件的周向定位
扇形齿轮与轴的连接和轴与箱体的连接均采用圆头平键连接。扇形齿轮与轴的连接的间的尺寸为b?h?14?9，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了扇形齿轮
H7，同样轴与箱体的连接的键h6H7的尺寸b?h?18?11，键槽用铣刀加工。轴与箱体的配合为，滚动轴承与轴的配
k6和轴有很好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为
合定位是由过度配合来确定的，此处选轴的直径公差为m6 确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为2?45，各轴肩处的圆角半径r=2
5.4求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时应从手册查取
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图5-2 倾斜轴的简图
5.4.1 V平面内倾斜轴轴受力分析 (1)垂直平面内受力分析如下图
图5-3 轴的受力分析图
图5-4 垂直面受力分析图
（2）做出倾斜轴在V面内的弯矩图
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（3）对倾斜轴在H面内进行受力分析
图5-5 倾斜轴在V面内的弯矩图
（4）做出倾斜轴在H面内的弯矩图
图5-6 倾斜轴在H面的受力分析
图5-6 倾斜轴在H面的弯矩（5）将倾斜轴在V面和H面内的弯矩进行合成，并做出弯矩图如下图
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图5-7 倾斜轴弯矩合成图
（6）做出倾斜轴的扭矩图
图5-8 倾斜轴的扭矩图
5.4.2按弯扭合成应力校核轴的强度
轴双向旋转，扭转切应力为对称循环应力取?=1，轴的计算应力
?M???T??ca=???4????W??2W?22M2???T?W2
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得???1?=60MPa。因此?ca????1?，故安全。
15
5.4.3校核倾斜轴的轴承 （1）求比值
Fa0??0 ?e Fr5901（2）初步计算动载荷 根据式(13-8a)P?fp?XFr?YFa? 按照表13-6，fp=1.0~1.2，取fp=1.2
按照表13-5，X=0.56，Y值需在已知型号和基本静载荷C0后才能求出。由于初选轴承为6211深沟球轴承，此轴承的基本额定静载荷C0?29200N 求当量动载荷P
P?fp?XFr?YFa??0.56?5901?3304N
（3）验算轴承的寿命
106?C?106?43200?7根据式(13-5)Lh????3.7?10?Lh ????60n?P?60?2?5793.2?'?3所以轴承选择符合要求。 5.4.4倾斜轴上键的校核
由《机械设计》P106，可得键连接强度校核公式(6-1)
2T?103?P????P?
kld式中：T——传递的转矩，N?mm；
k——键与轮毂键槽的接触高度，mm； l——键的工作长度，mm； d——轴的直径，mm。 （1）倾斜轴与扇形齿轮键的校核
已知T?T2?716994.9N?mm； 键的工作长度l=L-b=54-18=36mm；
键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5?11=5.5mm 由式（6-1）得
16
?P?2?716994.5?107.3MPa5.5?36?58
查《机械设计》表6-2，得??P??100～120MPa
因?P???P?,所以满足强度要求。
（2）倾斜轴与箱体键的校核
已知T?T2?716994.9N?mm 键的工作长度l=L-b=72-20=52mm
键与箱体键槽的接触高度k=0.5h=0.5?12=6mm 由式（6-1）得
?P?2?716994.5?65.7MPa6?52?70
查《机械设计》表6-2，得??P??100～120MPa
因?P???P?,所以满足强度要求
6蜗轮轴的设计
6.1选取轴的材料
选45钢。调质处理，由P365表15-1查得参数如下，硬度为HBS=220抗拉强度极限
?B?650，弯曲疲劳极限??1?275MPa屈服极限强度?0?355MPa剪切疲劳极限
I1?155MPa许用弯曲应力???1??60MPa
6．2初步估算轴的最小直径
A0?115
d?A03p0.22?0.43?1153?115?0.362?41.6mmh2
考虑有键槽，直径增大12%
dmin?d?1?12%??45mm所以取为45mm
17
6.3.轴上结构设计
6.3.1拟定轴上零件的装配方案
6.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
为了满足齿轮的轴向定位要求，齿轮的右端应制出一段轴肩，故取齿轮右端的轴肩为h=2.5，左端用垫圈和螺栓定位
初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力，所以选用深沟球轴承，选用0组基本游隙组，选用的深沟球轴承6210，其尺寸为d?D?B?50?90?20右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得深沟球轴承6210的轴肩为h=3.5 轴承端盖的总宽度为20
至此。轴的各段直径和长度已确定。 6.3.3轴上零件的周向定位
扇形齿轮与轴的连接和轴与箱体的连接均采用圆头平键连接。扇形齿轮与轴的连接的间的尺寸为b?h?14?9，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了扇形齿轮和
H7轴有很好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h6，同样轴与涡轮的连接的键的
图6-1 涡轮轴的装配方案
尺寸b?h?14?9，长为63，同时为了保持涡轮和轴的对中性，选择齿轮轮毂与轴的
H7配合为h6键槽用铣刀加工。滚动轴承与轴的配合定位是由过度配合来确定的，此处
选轴的直径公差为m6 确定轴上圆角和倒角尺寸
18
取轴端倒角为2?45，各轴肩处的圆角半径r=1 6.3.4求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时应从手册查取
图6-3 涡轮轴的受力分析 图6-2 涡轮轴的简图
（1）蜗轮轴在V面内进行受力分析
图6-4 涡轮轴在V面的受力分析图
（2）做出蜗轮轴在V面内的弯矩图
19
图6-5 涡轮轴在V面的弯矩图
3）蜗轮轴在H面内进行受力分析 4）列出静平衡方程，并对图6-6 涡轮轴在B点取弯矩H面的受力分析
图6-7 倾斜轴B点的弯矩图
20
（
（
（5）做出涡轮轴的扭矩图
6.3.5按弯扭合成应力校核轴的强度 轴双向旋转，扭转切应力为对称循环应力
取?=1，轴的计算应
图6-8 涡轮轴的扭矩图
?M???T??ca=???4???W2W????22M2???T?W2
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得???1?=60MPa。因此?ca????1?，故安全。
6.3.6校核倾斜轴的轴承 求比值
Fa778??0.07?eFr10345
初步计算动载荷根据式(13-8a)
P?fp?XFr?YFa?按照表13-6，
fp=1.0~1.2，取
fp=1.2
按照表13-5，X=0.56，Y值需在已知型号和基本静载荷C0后才能求出。由于初选轴承为6210深沟球轴承，此轴承的基本额定静载荷C0?23200N 求当量动载荷P
P?fp?XFr?YFa??0.56?10345?5793.2N
21
验算轴承的寿命根据式(13-5)
106?C?106?35000?6Lh????????1.8?10?Lh60n?P?60?2?5793.2?
'?3所以轴承选择符合要求。 6.3.7倾斜轴上键的校核
由《机械设计》P106，可得键连接强度校核公式(6-1)
2T?103?P????P?kld
式中：T——传递的转矩，N?mm；
k——键与轮毂键槽的接触高度，mm； l——键的工作长度，mm； d——轴的直径，mm。 （1）涡轮轴与小齿轮的键的校核
已知T?T1?6.876?10N?mm 键的工作长度l=L-b=70.5-14=56.5mm
键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5?9=4.5mm 由式（6-1）得
52?6.876?105?P??97.9MPa4.5?56.5?45
查《机械设计》表6-2，得??P??100～120MPa
因?P???P?,所以满足强度要求
（2）涡轮轴与涡轮键的校核
已知T?T1?6.876?10N?mm
22
5
键的工作长度l=L-b=68-14=54mm
键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5?9=4.5mm 由式（6-1）得
2?6.876?105?P??102.9MPa4.5?54?45
查《机械设计》表6-2，得??P??100～120MPa
因?P???P?,所以满足强度要求
7蜗杆轴的设计
7.1蜗杆轴结构设计及各部分尺寸
7.1.1蜗杆轴结构设计如图
7.1.2确定蜗杆轴各段轴尺寸
图7-1 蜗杆轴结构图
径向尺寸 轴向尺寸 d1?50mm d2?da1?120mm d3?50mm d4?44mm
23
l1?97mm l2?90?4?94mm
l3?253mm l4?28mm
7.2蜗杆轴轴承的选择
查《机械零件手册》，选择滑动轴承，滑动轴承座型号为HZ050，其各部分参数为
d?50mm，D?60mm，R?45mm，B?75mm。
7.3蜗杆轴键的选择
根据4轴段d4?44mm，l4?28mm，查《机械零件手册》选择圆头普通平键，公称直径b?h?12mm?8mm，键长取l?22mm。
7.4蜗杆轴受力分析及校核
7.4.1蜗杆轴受力分析 蜗杆轴受力如图
图7-2 蜗杆轴受力分析图
(1)H平面内蜗杆轴受力分析 水平面内蜗杆轴受力如图
24
根据蜗杆轴结构和各个轴段尺寸可得lAB?lBC?108mm，故lAC?216mm。 已知Ft1?38.32N，因各个力对A点弯矩之和为零得
图7-3 蜗杆轴H平面内受力图
Ft1?lAB?FNH2?lAC?0
则 FNH2??Ft1?lAB38.32?108????19.16N lAC216因 FNH1?Ft1?FNH2?0
故 FNH1??Ft1?FNH2??38.32???19.16???19.16N B截面处得弯矩MH?FNH1?lAB???19.16??108??2069.28N?mm 则水平面内蜗杆轴弯矩图如图
图7-4 蜗杆轴H平面内弯矩图
(2)V平面内蜗杆轴受力分析 水平面内蜗杆轴受力如图
25
已知Fa1?482.8N Fr1?176N 则M??因各个力对B点弯矩之和为零可得
Fa1?d1482.8?108??26071.2N?mm 22图7-5 蜗杆轴V平面内受力图
FNV1?lAB?M??FNV2?lBC?0 即FNV1?108?26071.2?FNV2?108?0 又因轴受力应该平衡，得FNV1?Fr1?FNV2?0 即 FNV1?176?FNV2?0 计算可得FNV1??208.7N FNV2?32.7N B截面处所受弯矩
MV1?FNV1?lAB???208.7??108??22539.6N?mm MV2?FNV2?lBC?32.7?108?3531.6N?mm
则垂直平面内蜗杆轴弯矩图如图
图7-6 蜗杆轴V平面内弯矩图
26
(3)合成弯矩图 B截面处
22M1?MH?MV1?2??2069.28?2???22539.6??22634.39N?mm
22M2?MH?MV2???2069.28?2?3531.62?4093.18N?mm
则蜗杆轴合成弯矩图如图
因T?T1?2069.17N?mm,则蜗杆轴所受扭矩图如图
图7-7 蜗杆轴合成弯矩图
7.4.2蜗杆轴强度校核 按弯扭合成应力校核轴的强度
根据《机械设计》P373，可得回转轴强度校核公式
图7-8 蜗杆轴弯矩图
?ca?M2???T?????1?
W2式中：?ca——轴的计算应力，MPa； M——轴所受的弯矩，N?mm；
27
T——轴所受的扭矩，N?mm； W——轴的抗弯截面系数，mm3。
轴上承受最大弯矩和扭矩的截面是B面，因扭转切应力为脉动循环变应力，故取
??0.6。 已知d?50mm
则根据《机械设计》表15-4得 抗弯截面系数
3.14?503W???12265.6mm3
3232?d3 因此
?ca22634.392??0.6?2069.17???1.85MPa
12265.62轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得???1??60MPa，因?ca????1?，故满足强度要求。
7.4.3按弯扭合成应力校核轴的强度
根据《机械设计》P373，可得回转轴强度校核公式 ?ca?M2???T?????1?
W2式中：?ca——轴的计算应力，MPa； M——轴所受的弯矩，N?mm； T——轴所受的扭矩，N?mm； W——轴的抗弯截面系数，mm3。
轴上承受最大弯矩和扭矩的截面是B面，因扭转切应力为脉动循环变应力，故取
??0.6。 已知d?50mm
则根据《机械设计》表15-4得 抗弯截面系数
28
3.14?503W???12265.6mm3
3232?d3 因此
?ca22634.392??0.6?2069.17???1.85MPa
12265.62轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得???1??60MPa，因?ca????1?，故满足强度要求。
7.4.4蜗杆轴滑动轴承的选择 A处轴承所受径向力
22Fr1?FNH?F1NV1???19.16?2???208.7?2??19.16?2?32.72?209.58N
C处轴承所受径向力
22Fr2?FNH2?FNV2??37.9N
A处受力大，故只需满足A处轴承的要求就可以满足C处轴承要求。 (1)选择轴承宽径比
根据机床轴承常用的宽径比范围，取宽径比为1。 (2)计算轴承宽度 已知d?50mm
B?B?d??d?1?0.05?0.05mm
(3)计算轴颈圆周速度
V??dn60?1000?3.14?50?60?0.157m/s
60?1000(4)计算轴承工作压力
P?
F209.58??83832Pa?0.084MPa dB0.05?0.0529
(5)选择轴瓦材料
查《机械设计》表12-2，在保证P??P?,V??V?,PV??PV?条件下，选定轴承材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1。 7.4.5蜗杆轴键的校核
由《机械设计》P106，可得键连接强度校核公式
2T?103?P????P?
kld式中：T——传递的转矩，N?mm；
k——键与轮毂键槽的接触高度，mm； l——键的工作长度，mm； d——轴的直径，mm。 已知
T?T1?2069.17N?mm?2.07N?mm，l?L?b?22?12?10mm，
k?0.5h?0.5?8?4mm，d?d4?44mm
2?2069.17?10?3?103?2.35MPa 故?P?4?10?44查《机械设计》表6-2，得??P??100～120MPa， 因?P???P?,所以满足强度要求。
8其它重要数据
工作台面厚度H?5mm 肋板厚度S1?14mm 轴承端盖螺钉为M8 轴端固定螺钉为M10 手柄厚度S2?15mm 滑动轴承座螺栓为M20
焊接变位机总体结构布局如图8-1
30
图8-1 手动焊接变位机总体布局图
9 结语
本次毕业设计的课题是300公斤手动焊接变位机，它通过一些机械传动机构，用来实现焊接工件的回转、倾斜，使得焊工操作的更加方便快捷，提高工作效率。它主要由两部分组成，倾斜机构和回转机构。倾斜机构使得工件在合适的位置，便于焊接；回转机构使得工件以一定转速随工作台旋转，便于提高焊接效率和焊接质量。
这次设计的是一个纯机械产品，所以对机械设计和机械原理的基础知识要求较高，我在认真分析所选课题和手头资料后，从传动方案的设计入手。进行运动学和动力学设计，主要是设计倾斜机构；然后再进行传动件的计算设计，主要是齿轮、涡轮蜗杆机构的设计；最后画出装配图和零件图。
通过本次毕业设计，使我对过去所学知识进行了系统的回顾，并且独立地完成了倾斜机构的设计。初步具备了设计简单机械的能力，设计的焊接变位机因为生产效率高，加工精度稳定，设计研制周期较短，所以特别适用于大批量生产。由于技术水平有限，加上时间仓促，设计中存在着一些不足之处，还有待于改进。
31
参考文献
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[15] 葛志祺.简明机械零件设计手册.北京：冶金工业出版社，1985：14～16，113～115
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致 谢
大学四年的学习生活即将结束，在此，我要感谢所有曾经教导过我的老师和关心过我的同学，他们在我成长过程中给予了我很大的帮助。本文能够成功的完成，要特别感谢我的导师李慧琴老师的关怀和教导,她严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。在我基础不好的前提下，李老师不厌其烦的指导我，解答我的各种问题，在我懒惰的时候，还是李老师经常催促，激励我，让我能够按时完成这大学期间的最后一个任务，使我的大学生活圆满的结束，没有留下遗憾。在这里同时还要感谢各位任课老师的教导，是在你们的关怀和帮助下，引导我们走完了这大学四年的生活，有开心，有快乐，也有遗憾，但总体来说，这四年还是让我们深深的怀念的，是你们让我成长，是你们让我学会了很多知识，是你们让我懂得了团结互助，在此，我向帮助过我的老师和同学以及答辩小组的各位老师表示深深的感谢！
在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意!最后我还要感谢培养我长大含辛茹苦的父母，谢谢你们!
33
指导教师评语（主要评价论文的工作量、试验数据的可靠性、论文的主要内容与特点、写作水平等）： 签 名 年 月 日 答辩委员会评语及论文成绩（主要评价论文的性质、难度、质量、综合训练、答辩情况、不足等。评定论文成绩）： 主任委员签名： 年 月 日 34