【正文】 3]：d≥C(P/n)1/3=102(20/2)1/3=219mm () 已知P=20Kw ， n=2 r/min取d=220 mm翻轉(zhuǎn)的角度在180度以內(nèi)，用扇形齒輪能夠滿足要求且減少了不必要的重量和體積。 設(shè)計成一開式標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，輸入功率為20KW，轉(zhuǎn)速為2 r/min，傳動比為I=。 [σH]2103 b=+［1+（360/360）2］（360/360）2+103360=載荷系數(shù)K= KA KV KHαKHβ=K =彈性系數(shù)ZE= Mpa1/2節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=接觸最小安全系數(shù)SHmin=應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，估計106NL 108接觸壽命系數(shù)ZN1=許用接觸應(yīng)力[σH1]=σHlim1 ZN1 / SHlim=1200[σH2]=σHlim2 ZN2 / SHlim=1150 /[σH1]= Mpa[σH2]= 驗算σH= ZE ZH Zε[ 2K T1 / bd12 注：①表中圖和表查看參考書[3]。傾斜軸在其軸頸處僅受支反力和彎曲力矩。）最大。β=0176。該梁在兩個對稱布置的扇形齒輪帶動下使工作臺作傾斜運動，其受彎矩和扭矩作用。=11875tan20176。d=220 mm小齒輪的分度圓直徑d1=360 mm 230 mm ，所以采用齒軸式。Fr =105N畫出軸受力(b)計算支承反力水平,垂直面反力計算略水平面受力圖 (c)垂直面受力圖 (d)畫軸彎矩圖水平面彎矩圖 (e)垂直面彎矩圖 (f) 續(xù)表45合成彎矩圖見圖，合成彎矩 (g)畫軸轉(zhuǎn)矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩T= T1 106 Nmm校核軸徑齒根直徑df1=d12(ha+c)m=3602(1+)15df1= 315㎜軸徑dI= (MI/［σ1b］)1/3=(106/) 1/3dv=(Mv/［σ1b］)1/3=(106/) 1/3dI =181㎜dv =㎜ 小齒輪軸的結(jié)構(gòu)和受力分析 聯(lián)軸器的選用計算在傾斜機(jī)構(gòu)中連接兩軸端的聯(lián)軸器是少不了，選用的聯(lián)軸器要有緩沖和減振作用。9550P/n=955030/60= N9550P/n=955020/2=143250 N 雙列圓錐滾子軸承圖已計算知Fr1=337750N， Fr2=144750N， Ft1=92750N, Ft2=39750N 左端雙列軸承受力比右端大，所以只校核左端雙列軸承。 2L10h =85868 80000 h靜載荷計算當(dāng)量靜載荷P0r= X Fr1+Y Fa1=1337750＋2P0r =105N安全系數(shù)正常使用滾子軸承。（2）特性檢測：a、 空載運行檢測：① 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)運轉(zhuǎn)靈活，無異聲及抖動現(xiàn)象；② 翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)運轉(zhuǎn)靈活，無異聲及卡阻現(xiàn)象；③ 電氣系統(tǒng)工作正常，指示準(zhǔn)確，電機(jī)無過熱現(xiàn)象；b、 裝載運行檢測： ① 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)運轉(zhuǎn)靈活，轉(zhuǎn)動平穩(wěn)，無異聲，無抖動，調(diào)速性能可靠； ② 翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)運轉(zhuǎn)靈活，傳動平穩(wěn)，無異聲，無抖動，翻轉(zhuǎn)角度達(dá)到設(shè)計要求； ③ 電氣系統(tǒng)工作正常，指示準(zhǔn)確，電機(jī)無過熱，無異響。對于復(fù)雜結(jié)構(gòu)件內(nèi)的一些立焊縫、仰焊縫等都要調(diào)整至容易焊接的平焊或船焊位置。在傾斜機(jī)構(gòu)中必須確保安全，用了多重自鎖。首先，我要對我的指導(dǎo)老師——尤麗華導(dǎo)師百事由衷的感謝，她對我進(jìn)行了無私的指導(dǎo)和幫助，提出了很多寶貴的建議，并不厭其煩的幫助我進(jìn)行設(shè)計的修改和改進(jìn)，極大改進(jìn)和完善了我的設(shè)計成果。 參考文獻(xiàn)　　 [1] 王政．焊接工裝夾具及變位機(jī)械——性能、設(shè)計、選用[M] ．機(jī)械工業(yè)出版社，2002: 127128. [2] 王政．焊接工裝夾具及變位機(jī)械圖冊[M] ．甘肅工業(yè)大學(xué)出版社，2000: 6776. [3] 邱宣環(huán),郭可謙等．機(jī)械設(shè)計，第四版[M]．高等教育出版社，1996: 215270, 314315. [4] 機(jī)械設(shè)計手冊編委會．機(jī)械設(shè)計手冊新版[M]．機(jī)械工業(yè)出版社, 1622, 453456. [5] 吳宗澤，羅圣國．機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊[M]．高等教育出版社，1998: 5667. [6] 易純生，王俊，付云貴．30噸焊接變位機(jī)設(shè)計[J]．《機(jī)械》2000年第27卷增刊, 2326. [7] 鄭永強(qiáng)．焊接變位機(jī)型式與系列的論述[M]．中國焊接協(xié)會網(wǎng)站，2004: 5658. [8] 吳林等．我國焊接行業(yè)的應(yīng)用狀況和發(fā)展趨勢[M]．第八界全國焊接年會論文集，1997（1）: 78. [9] 鄭永強(qiáng)，嚴(yán)哲明．BZ2——800雙回轉(zhuǎn)式焊接變位機(jī)[M]．機(jī)械部天津工程機(jī)械研究所: 2330. [10] 王舟如，展英等．大型焊接件移位翻轉(zhuǎn)機(jī)械[M]．天津工程機(jī)械研究所: 89102. [11] Hindhede I, Uffe. Machine Design Fundamentals[M] : A Practical. New York: Wiley, 1983: 58. [12] Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering[M]. Katson Publ. House, 1985: 3440. [13] Orlov P. Fundamentals of Machine Design[M]. Moscow: Mir Pub. ,1987: 5466. [14] Sors L. Fatigue Design Of Machine Components[M]. Oxford: Pergamon Press, 1971: 3439. [15] Mechanical Drive( Reference Issue)[M]. Machine Design, 52(14), 1980: 5665.33 。最后，我要感謝幫助過我的同學(xué)和朋友，在我心情煩躁的時候，是他們陪我度過，當(dāng)我在設(shè)計上碰到困難的時候，也是他們幫助我度過的。不足之處是沒有電子方面的自鎖，提高了成本而且還不能減少傳動功率和重量，使其不能大批量生產(chǎn)。所以焊接變位機(jī)能較好的提高焊接效率。6 結(jié)論與展望 先進(jìn)制造技術(shù)和焊接生產(chǎn)機(jī)械化自動化的發(fā)展，大型結(jié)構(gòu)件的焊接一般都要應(yīng)用機(jī)械手和焊接輔機(jī)。但應(yīng)注意須將該機(jī)放置于平坦堅實的地面上，且機(jī)器放置于地面的不水平度不得大于5mm。計算結(jié)果及步驟如下： 表46軸承的校核計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果壽命計算軸承軸向力Fa1=Fr1/2Y1=Fr1=337750/ 2/2Fa1=XFa1/ Fr1= e ，X1=1當(dāng)量動載荷P=fd(X Fr1+Y Fa1)=(1337750＋2)P =105N軸承組壽命L10h=16670(Cr/P)10/3247。m，許用轉(zhuǎn)速=1100r/min。m，許用轉(zhuǎn)速=1500r/min[4]。 減速器與減速器之間的聯(lián)軸器 選用彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，具有傳遞轉(zhuǎn)矩大、體積小、重量輕、軸徑范圍大、結(jié)構(gòu)簡單、使用壽命長、不用潤滑等優(yōu)點。mm當(dāng)量彎矩在小齒輪中間截面處MI=（M2＋αT 2）1/2=0+106在軸承1中間處M2=（M2＋αT 2）1/2MI=106 Nmm圓周力Ft=2106/360Ft =105N徑向力Fr= Ft tan20176。mm 轉(zhuǎn)矩圖 (h)判斷危險截面截面半徑全一樣對稱循環(huán)疲勞極限材料選用40 Cr,σB =981 Mpa，：σ1b==981τ1==981σ1b = Mpaτ1= Mpa脈動循環(huán)疲勞極限σ0b= =τ0==σ0b =73 4 Mpaτ0=470 Mpa等效系數(shù)ψσ=(2σ1b－σ0b)/σ0b=(2432－734)/734ψτ=(2τ1－τ0) /σ0b =(2295－470)/734ψσ=ψτ=截面上的應(yīng)力彎矩MI=622650＋1710812MI =2333462 Nσ=(σω2+3τ2) 1/2=(+) 1/2≈241 Mpa 校核翻轉(zhuǎn)軸用安全系數(shù)法校核軸的強(qiáng)度 翻轉(zhuǎn)軸的結(jié)構(gòu)和受力分析表44校核翻轉(zhuǎn)軸計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果計算齒輪受力轉(zhuǎn)矩T2= T1/i=106/106 N時（） Fc1=G (R1+(h2+ e2)1/2) / R1 =103 (+( + )1/2) =103 N 取Fc1大值，計算彎矩如下： 計算翻轉(zhuǎn)軸的最大當(dāng)量彎矩Mω==103=103 N時，因工件重心偏離機(jī)座中心線使兩軸頸處的載荷 傾斜軸的受力圖不等，也可能出現(xiàn)最大值。Mω= （）L1—軸頸與齒輪接觸部分的長度, L1=270mmFc1—C1處的支反力作用在C1和C2的支反力，以回轉(zhuǎn)軸在傾斜位置時（即α=90176?！?0176。(+1)/ ]1/2計算表明，接觸疲勞強(qiáng)度較為合適。 11502 表43扇形齒輪傳動設(shè)計計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算初步計算轉(zhuǎn)矩T1 =106P/n=10620/2T1=106 N30247。+ 176。16247。vs =當(dāng)量摩擦系數(shù), ρv = 176。140= 176。30+1）－1/8Zn=彈性系數(shù)根據(jù)蝸輪副材料查表P260，ZE=164（MPa）1/2壽命系數(shù)Zh=接觸系數(shù) I 線查出Zρ= 接觸疲勞極限σHlim=660 Mpa接觸疲勞最小安全系數(shù)SHlim= 續(xù)表42 中心距a =[KAT2(ZE Zρ/ Zn ZhSHlim /σHlim)2]1/3=[106(164247。（Z=1），η=中心距計算蝸輪轉(zhuǎn)矩T 2=T1iη=10630/6030106 N 蝸桿減速器圖 蝸桿和蝸輪的設(shè)計材料選用 蝸桿采用40Cr