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1、河南农业高校本科生毕业设计（论文）题目300公斤手动焊接变位机的设计学院机电工程学院专业班级机制07级2班学生姓名王悦茏指导老师李慧琴撰写日期：2011年5月10日摘要在我国，焊接变位机已成为制造业的一种不行缺少的设备，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。运用焊接变位机械可缩短焊接协助时间，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便利快捷，提高工作效率。在本
2、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；最终设计细微环节问题，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，采纳了涡轮蜗杆机构，用来减小尺寸和实现传动机构的自锁。整个机构简洁牢靠，操作便利。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TheDesignOf300KilogramsManualWeldingShiftsMachineAbstractWeldingposi
3、tionerhasbecomeanindispensabledeviceofmanufacturingfieldinourcountry.ItisdividedintoAuxiliarymachinery.ThisproducthasgainedlotsofprogressandbeenaccesstoawiderangeofapplicationsinConstructionmachineryfieldlastdecade.Itcannotonlyreduceauxiliarytimeinwelding,loutalsoimprovelaborproductivity.Theweldingp
4、ositionercanassureandimproveproductquality,andmakethemostofperformanceofvariousweldingmethods.300kgofmanualweldingpositioneriscurrentlyalargenumberofweldingmachineryproducts,whichbysomemechanicaldrivemechanismusedtoachievetheweldingoftheworkpiecerotation,tilt,makingtheweldingoperationfasterandmoreco
5、nvenient,improveworkefficiency.Inthisdesign,thereferencedesigndataandrelatedinformation,firstselecttheinstitutionsandthetransmissionmodetodeterminethebodypartsofthetransmissionpower,torqueandthestrengthcalculationandverificationtoensuretherationalityofinstitutionssothattheequipmentcanbedesignedinagi
6、venperiodofnormalwork;andthenconnectthevariousagenciesdesignedtodrawthestructurediagram;Thefinaldesigndetails,todrawthetotalpicture,toensureproductmanufacturability,easeofscaleproduction.Thedesignofthemaincontentisatiltmechanism,usingthewormbody,toreducethesizeandachieveself-lockingtransmission.Thee
7、ntireorganizationissimple,reliable,easytooperateKeywords:manualtypeweldingdisplacementsmachine;Rotaryorganization;Tiltinstitutions;Axis;Gear;wormgear1弓Is11.1开发焊接变位机的意义和目的11.2焊接变位机目前的发展状况1国内焊接变位机的产品简介1国外焊接变位机的的产品简介22手动焊接变位机总体方案设计32. 1设计方案的确定33. 2设计要求、技术要求34. 3回转机构的确定35. 4倾斜机构的确定36. 5机构预期寿命估算33倾斜机构设计4
8、7. 1方案确定43.2倾斜力矩的计算4最大倾斜力矩4计算传动功率，确定传动比4传动比安排4选材5按齿面接触强度设计5计算接触疲惫许用应力5计算圆周速度V6计算载荷系数6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径6计算弯曲疲惫应力7几何尺寸计算84涡轮蜗杆机构设计84.1 选择蜗杆传动类型84.2选择材料84. 3按齿面接触疲惫强度进行设计8确定作用在涡轮上的转矩7284. 3.2确定载荷系数K84. 3.3确定弹性影响因素ZE94. 3.4确定接触系数ZP94. 3.5确定许用接触应力U94. 3.6计算中心距94. 4蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸94. 4.1蜗杆98. 4.2涡轮104.5
9、校核齿根圆弯曲疲惫强度105倾斜轴的设计115. 1选取轴的材料115. 2初步估算轴的最小直径115. 3轴上结构设计11依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度H轴上零件的周向定位125. 4求轴上的载荷129. 4.1V平面内倾斜轴轴受力分析1310. 合成应力校核轴的强度1511. 斜轴的轴承1612. 上键的校核166蜗轮轴的设计171. 1选取轴的材料176. 2初步估算轴的最小直径176. 3.轴上结构设计18拟定轴上零件的装配方案18依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度18轴上零件的周向定位18求轴上的载荷19按弯扭合成应力校核轴的强度21校核倾斜轴的轴承21倾斜轴上键的校
10、核227蜗杆轴的设计237.1蜗杆轴结构设计及各部分尺寸23蜗杆轴结构设计如图23确定蜗杆轴各段轴尺寸237. 2蜗杆轴轴承的选择247. 3蜗杆轴键的选择247. 4蜗杆轴受力分析及校核24蜗杆轴受力分析24蜗杆轴强度校核27按弯扭合成应力校核轴的强度28蜗杆轴滑动轴承的选择29蜗杆轴键的校核308其它重要数据309结语31参考文献32致谢331引言1.1开发焊接变位机的意义和目的在焊接生产中，常常会遇到焊接变位及选择合适的焊接位置的状况，针对这些实际须要，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协作运用，可以实现焊接的机械化、自动，
11、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行缺少的设备，其作用越来越突出。特殊是近十年来，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困难，尤其是各种机械的主要关键部位，其焊接质量的好坏干脆影响整机性能，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，加强平安文明生产，有利于现场管理。特殊是入世的冲击，机械市场竞争将会越来越激烈，国内企业必需适应形势，通过焊接变位机等基础设备投入达到生产
12、实力的革命。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行缺少的设备，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。在技术上有一般型的，有无隙传动私服限制型的，产品的额定负荷范围，达到O.IKN-18000KNo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
13、在国内外的发展状况作简要介绍：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，主要为一般型，用于手把焊，此外，还有调速型、联控型(P1.C、微机限制)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(不参加焊接)，如立式双工位、四工位、八工位变位机，双座单
14、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。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特别少见。德国SCVert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C1.OOS奥地利的IGM日本松下机器人公司等，都生产伺服限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
15、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1.CooS公司德国1.COOS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1.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
16、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，其承载实力范围为11Kg1810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一焊接变位机有12个系列。他们把传动装置、机座、夹详细等做成了标准模块，集合而成这些产品系列，按轴数和结构型式分类。2手动焊接变位机总体方案设计1.1 设计方案的确定1.2 2设计要求、技术要求表21设计要求、技术要求工作台回转工作台倾斜载重量/Kg回转速度/r/min倾斜速度/r/min工作台尺寸mm重心IWJ度mm偏心距mm工作台倾斜角
17、度/电机驱动手柄3000-10-16002001500-1351.3 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。1.4 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，故采纳人工手柄带动，采纳两级减速，蜗轮蜗杆减速及半圆齿轮机构，从而形成0。-12的调速范围。2. 5机构预期寿命估算机构预期运用寿命为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
18、天两班制J,全年工作300个工作日记则其运用寿命为5x300x2x8x50%=12000小时。依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22所示。图2-2手动焊接变位机简图3倾斜机构设计2.1 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3. 2倾斜力矩的计算最大倾斜力矩由力学学问分析知，最大倾斜力矩出现在=min,=90o时及=90,=0时Mtmax=Gh+e2=39.82002+1502=735000NM计算传动功率，确定传动比涡轮蜗杆传动，=043圆柱齿轮=97二级传动总效率：1.中午=.430.97=0.42竺T=735000
19、x1=0瓯卬传动功率：95509500x0.42传动比安排z=60总传动比1减速涡轮蜗杆R=32齿轮减速=2.53. 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Zl=24,大齿轮齿数Z2=24X2.5=604. 2.5按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kl=1.3计算小齿轮传递的转矩4,2.32.KT1d为二955xlM=955心。.18=6.876XIen2.5由表10-7选取齿宽系数由=0.5查表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由图10-21
20、d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限M=600MRZ；大齿轮的接触疲惫强度极限OHIim2=55UMPa由式10-13计算应力循环系数M=60山=60X1X3X12000=216000022.16106Nz=2.5=0.864IO6取接触疲惫寿命系数=1.5=1.343.2.6计算接触疲惫许用应力取失效概率为1%,平安系数S=1.由式（IO-12）得=(Tj2=Km=1.5x600=900MPaSKvQ2=134x550=750MRZS计算试算小齿轮分度圆直径dl,代入口中较小的值。J112.323,KtT“+I,Ze(u11lF.2.23J-36.87610-l518918255.98领
21、V0.52.57503.2.7计算圆周速度V11dt11V=601000嗡铲。叱计算齿宽8=ttdu=0.5l25.98=62.99mm计算齿宽与齿高之比2h加=生=%22=2.63模数Zl24齿高Zz=2.25力=2.254.166=5.905。b62.99h5.905计算载荷系数=10.66依据y=0.0165ms,七级精度，由图10-8查得动载系数K=I.02直齿轮,KHaKFa=1由表10-2查得运用系数K,，=1,由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时K”=1.328由1066,KW=1.328查图w3得为#=1421；故载荷系数K=KAKvKiiaKnp=l1.
22、02l1.328=1.335按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式(IO-IOa)得d=dA=125.98X=121.13mmYKV1.3计算模数mT=S=5.32Zi24按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限。痔=5（X）MPa大齿轮的弯曲强度极限bs=38OMP4由图IoT8查得弯曲疲惫寿命系数Kw=1.16,Km2=1.11计算弯曲疲惫应力取弯曲疲惫平安系数S=1.4,由式（IOT2）得45HRC,可从表11-7中查得涡轮的基本许用应力二268MR。应力循环次数QQV=6021.=601-12000=
23、1.8106寿命系数则aHA=1.239126SMPa=332.07MR计算中心距aJl.05X295668X(160*如=84.6411nVI332.07)故取中心距。=125mm,从表11-2中取模数m=5rnm,蜗杆分度圆直径,二50mm。=04这时。125。从图U/8中可查得接触系数Z。=2.64,因为Z7VZj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蜗杆轴向齿距Pa-11m-15.705rnm;直径系数4=10;齿顶圆直径dai=小+2him=60rnm;齿根圆直径加=4-2加=3811im;分度圆导程角=54238；Sa=7w=7.8538蜗杆轴向齿厚2mm涡轮
24、涡轮齿数Z2=31；涡轮分度圆直径小=，位2=5x31=155rnm;涡轮喉圆直径dn=由+2小2=I55+25=165mm.涡轮齿根圆直径42=比一2%=155-2l.25=143mm;2=-2=100-165=17.5涡轮咽喉圆半径22mm4.5 校核齿根圆弯曲疲惫强度6=1.53仃2力2咏0日dd21n当量齿数Z2322v2=cos3/cos35.71=32.487依据X2=-O5,Zv2=32.487,从图11-19中可查得齿形系数以2=3.27。571Yb=X-=1-=0.9592螺旋角系数140140许用弯曲应力F=pKfn从表11-8中可查得由ZCuSnlOPl制造的涡轮的基本许
25、用弯曲应力=56MPaI而-Kfv=A=0.937寿命系数V1.8106卬=56X0.937=52.472MPaCTF=1.531.052956683.270.9592=36.118MPa所以弯曲强度是满意的。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：=650MPa；弯曲疲惫极限：cr-=275MPa；屈服极限强度：o=355MPa；剪切疲惫强度：=155MPa；许用弯曲应力：t,J=60MPao5.2初步估算轴的最小直径由前面计算可知=lrmin,P=0.075Kwo查表15-3可取Ao=Il5。若考虑键槽直径应增加15
26、%,则dni11=48.5(1+15%)=55.8w115.3轴上结构设计拟定轴上零件的装配方案如图(5-1)依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满意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O组基本游隙组,初步选取深沟球轴承6213,其尺寸为1x0x8:65x120x23。右端深沟球轴承采纳轴肩进行轴向定位，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。轴上零件的周向定位扇形齿轮与轴
27、的连接和轴与箱体的连接均采纳圆头平键连接。扇形齿轮与轴的连接的间的尺寸为人z=149,键槽用键槽铳刀加工，长为80mm,同时为了扇形齿轮和轴有很好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的协作为力，同样轴与箱体的连接的键46的尺寸/?x/2=18xll,键槽用铳刀加工。轴与箱体的协作为坦，滚动轴承与轴的协k6作定位是由过度协作来确定的，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2x45,各轴肩处的圆角半径厂25.4求轴上的载荷首先依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5-2倾斜轴的简图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Mv口IfnviABe
28、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Mv（3）对倾斜轴在H面内进行受力分析MhFiMHlB14,做出修科相仕H回内则与圮因Mh（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=l,轴的计算应力1M丫JaTYyM2+(aT)2寸御+(而J=W前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得.J=60MPa,因此。,1,故平安。校核倾斜轴的轴承(1)求比值(2)初步计算动载荷依据式(13-8a)P=fp(XFr+YFa)依据表1
29、3-6,p=1.01.2,取p=1.2由于初选轴依据表13-5,X=O.56,Y值需在已知型号和基本静载荷Co后才能求出。承为6211深沟球轴承，此轴承的基本额定静载荷G)=292()()N求当量动载荷PP=(XE.+次)=0.565901=3304N(3)验算轴承的寿命6sgC，10*CYIO61.h60/7VP60215793.2J所以轴承选择符合要求。倾斜轴上键的校核由机械设计Pl06,可得键连接强度校核公式(6-1)式中：T传递的转矩，Nmm；k键与轮毂键槽的接触高度，I一一键的工作长度，mn；d轴的直径，mmo(1)倾斜轴与扇形齿轮键的校核已知T=72=716994.9Nmm；键的工
30、作长度I=1.b=5418=36mm.键与轮毂键槽的接触高度k=O.5h=O.5xll=5.5mm由式(6-1)得=107.3M2716994.5p=5.53658查机械设计表6-2,得匕p=I（X）12OMP4因口/,所以满意强度要求。（2）倾斜轴与箱体键的校核已知T=T2=716994.9Nmm键的工作长度I=1.-b=72-20=52mm键与箱体键槽的接触高度k=5h=O.5l2=6mm由式（6-1）得=65.7MPa2x716994.5OP=65270查机械设计表6-2,得口=100120MP4因Obp,所以满意强度要求6蜗轮轴的设计6.1 选取轴的材料选45钢。调质处理，由65表15
31、-1查得参数如下，硬度为HBS=220抗拉强度极限4=650,弯曲疲惫极限*=275M为屈服极限强度0=355MRz剪切疲惫极限1=155MPa许用弯曲应力qJ=60MPa6. 2初步估算轴的最小直径A）=II5.pIlU.220.43IIU八C,-.1，dAog亍=115J=1150.362=41.6rnnj考虑有键槽，直径增大12%Jinin=d(1+12%)=45mm所以取为45mm6. 3.轴上结构设计拟定轴上零件的装配方案图6-1涡轮轴的装配方案依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满意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
32、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O组基本游隙组,选用的深沟球轴承6210,其尺寸为dx0x4=50x9020右端深沟球轴承采纳轴肩进行轴向定位，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。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纳圆头平键连接。扇形齿轮与轴的连接的间的尺寸为匕x0=14x9,键槽用键槽铳刀加工，长为80mm,同时为了扇形齿轮和Hl轴有很好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的协作为正，同样轴与涡轮的连接的键的尺寸力z=149,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
33、的Hl协作为7*键槽用铳刀加工。滚动轴承与轴的协作定位是由过度协作来确定的，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2x45,各轴肩处的圆角半径厂1求轴上的载荷首先依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CD图6-2涡轮轴的简图图6-3涡轮轴的受力分析(1)蜗轮轴在V面内进行受力分析B百：Ic：Mv小屋图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(3)蜗轮轴在H面内进行受力分析Mh(4)列出静平衡W图6一6涡轮轴在H面的受力分析Mhi图6-7倾斜轴B点的弯矩图（5）做出涡轮轴的扭矩图图6-8涡轮轴的扭矩图按弯扭合成应力校核轴的强度
34、轴双向旋转，扭转切应力为对称循环应力取=l,轴的计算应caYIWJ2W）W前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得b=6MPa。因此t-J,故平安。校核倾斜轴的轴承求比值F778八Crj=0.07eF110345初步计算动载荷依据式（13-8a）P=MXFr+YFj依据表13-6,力=1.01.2,取力二1.2依据表13-5,X=O.56,Y值需在已知型号和基本静教荷C。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。=232OoN求当量动载荷PP=flXXf7r+YFa)=0.5610345=5793.2/V验算轴承的寿命依据式(13-5)IO6(C3500
35、01.所以轴承选择符合要求。倾斜轴上键的校核由机械设计0。6,可得键连接强度校核公式(6-1)式中：T传递的转矩，Nmk键与轮毂键槽的接触高度，即；1键的工作长度，小d轴的直径，所。(1)涡轮轴与小齿轮的键的校核己知了=为=6.876x1Nmm键的工作长度I=1.-b=70.5-14=56.5mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm由式(6-1)得26.876IO5p=4.556.545查机械设计表6-2,得口=100120MP4因bpbp,所以满意强度要求(2)涡轮轴与涡轮键的校核已知T=Ti=6.876x1()5Nmm键的工作长度l=1.-b=68-l4=54mm键与轮
36、毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5x9=4.5mm由式（6-1）得26.876IO51（JP=14.55445查机械设计表6-2,得bp=100120MPa因O口J所以满意强度要求7蜗杆轴的设计7.1蜗杆轴结构设计及各部分尺寸蜗杆轴结构设计如图图7-1蜗杆轴结构图确定蜗杆轴各段轴尺寸径向尺寸轴向尺寸dl=50nvn1=97m/nd2=dai=120力1.=90+4=94di=50mm=253mtnd4=44wnI4=28zn117. 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=50mmD=60mmR=5nmB=75mmy77o7. 3蜗杆轴键
37、的选择依据4轴段乙=44帆入4=28/7,查机械零件手册选择圆头一般平键，公称直径bh=2mmSnm,键长取I=22mm。7. 4蜗杆轴受力分析及校核蜗杆轴受力分析蜗杆轴受力如图(I)H平面内蜗杆轴受力分析水平面内蜗杆轴受力如图BCDER1FnH2图7-3蜗杆轴H平面内受力图依据蜗杆轴结构和各个轴段尺寸可得乙3=IBC=108澳，故=216O已知F11=38.32N,因各个力对A点弯矩之和为零得F，/AB+FNH2，IAC=则FM，2=-4如=-若誉=T9.16NIAC216因fNHI+l+FNH2=0故7=-71-Fw2=-38.32-(-19.16)=-19.16B截面处得弯矩M=%“力8
38、=(T9.16)x108=-2069.28N5几图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图7-5蜗杆轴V平面内受力图已知工I=482.8NFri=176N则Ar=啜=生牛W?=26071.2Nma因各个力对B点弯矩之和为零可得FNVl+M,Fnv2IBC=即FnvxX108+26()71.2-Fnv2X108=O又因轴受力应当平衡，得用+F+Ew2=0即Fwi+176+Fv2=0计算可得Ew=-208.7NFnv2=32.7NB截而处所受弯矩Mvi=FwiIb=(-208.7)108=-22539.6NnnMv2=Fnv2Ibc=32.7108=3531.
39、6Nmm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(3)合成弯矩图B截面处M1=JMj+M=(-2069.28)2+(-22539.6)2=22634.39NmmM2=yMi+M=7(-2069.28)2+3531.62=4093.18N加利则蜗杆轴合成弯矩图如图图7-7蜗杆轴合成弯矩图因T=7；=2069.17NM,则蜗杆轴所受扭矩图如图图7-8蜗杆轴弯矩图蜗杆轴强度校核按弯扭合成应力校核轴的强度依据机械设计P373,可得回转轴强度校核公式=J+(F.CaWl式中：ffl轴的计算应力，MPa；M轴所受的弯矩，Nmtn；T轴所受的扭矩，Nmm;W轴的抗弯截面系数，如,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ct0.6o已知d=50mm则依据机械设计表15-4得抗弯截面系数3.14X5()332=12265.6rut3因此=1.85MPa22634.392+(0.62069.17)2
