【正文】 桿幾何尺寸的計算 蝸桿齒頂圓直徑：蝸桿齒根圓直徑： 蝸桿齒寬： ； 蝸輪吼圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸輪齒寬： ，蝸輪咽喉母圓半徑：， 低速級蝸輪蝸桿設計：（1） 材料選擇：由于是伸臂旋轉減速機構較為重要，選蝸桿材料20Cr,表面淬火，硬度45～50HRC；選蝸輪材料ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造。（2） 確定許用應力： 應力循環(huán)次數(shù)：， 查工具書得，則 （3） 選擇齒數(shù) ：參考工具書＝1，則。（4）按齒面接觸疲勞強度設計：查工具書得： 查工具書得：載荷系數(shù)K＝查工具書得：。由于 較低，估計取 由于載荷平穩(wěn)，通過跑合可以改善偏載程度，所以取所以載荷系數(shù)K＝， 而，查得＝ ，則 按照接觸強度要求： 查工具書可選出m＝6mm，＝72mm，q＝12。 則 中心距。（5） 驗算處設參數(shù)： 原估計，選合適。（6） 驗算齒根彎曲疲勞強度： 查工具書得： 蝸輪當量齒數(shù)，于是查得齒形系數(shù)＝， 而，帶入計算式可得 滿足彎曲疲勞強度的要求，所以傳動件選擇合適。（7） 蝸輪蝸桿幾何尺寸的計算 蝸桿齒頂圓直徑：蝸桿齒根圓直徑： 蝸桿齒寬： ； 蝸輪吼圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸輪齒寬： ，蝸輪咽喉母圓半徑：， 軸的校核：由上述計算可知對于伸臂旋轉減速器的三根軸來說，輸出軸3軸承受的扭矩最大，而1軸和2軸所承受的扭矩遠遠小于3軸所承受的扭矩。所以，在軸的校核過程中只需校核3軸。設：為圓周力，為徑向力，為軸向力。則查工具書得公式： 其中： 代入公式得：3軸受力如圖：其中：單獨考慮作用：對B點取矩建立平衡方程： 解得：對A點取矩建立平衡方程： 解得：驗算、：彎矩圖如圖：單獨考慮作用：對B點取矩建立平衡方程： 解得：對A點取矩建立平衡方程： 解得：驗算、：彎矩圖如圖：由以上各圖可知：危險截面處的最大彎矩：根據(jù)第四強度理論得：。其中：為抗彎截面系數(shù)。對于空心軸，其中代入公式得：所以3軸安全。 軸承壽命的計算由于減速機構采用了蝸輪、蝸桿機構，所以軸承得能夠承受一定的軸向力，選用圓錐滾子軸承。（1）求軸承內(nèi)部的派生力如圖所示：求派生力的公式為：S=R/（2Y），由設計手冊查得: Y1=，e1=，Y2=，e2=所以 （2）求軸承的軸向載荷：因為所以說軸承1放松=，軸承2壓緊=所以動量載荷（3）計算軸承壽命：所以軸承壽命足夠。 較核軸上的鍵的強度：在整個減速器的傳動軸中，只有3軸受的扭矩最大，所以只需要校核此軸上的鍵的強度就足夠了，此軸的軸徑為85mm，鍵的規(guī)格為，鍵的受力如下圖所示：首先校核鍵槽的剪切強度。將平鍵眼nn截面分成兩部分，并把nn以下部分和軸作為一個整體來考慮如圖所示，因為假設在nn截面上的剪切力均勻分布，所以nn截面上的剪切力為:對軸心取矩，由平衡方程:得:所以有 由此可見平鍵滿足剪切強度。其次校核鍵的擠壓強度。考慮鍵在nn截面以上部分的平衡，在nn截面上的剪力為：，投影水平方向，由平衡方程得：因此求得：不滿足擠壓強度條件, 所以在此處用雙鍵以增加強度。 工作臺回轉機構的設計： 總體傳動方案簡圖： 選擇電機：對于長期連續(xù)運行的機械，要求所選電動機的額定功率應該大于等于電動機所需要的功率，即。電動機所需的輸出功率為：為工作機要求的輸入功率，KW，為有電動機至工作機的總效率。根據(jù)要求工作臺回轉速度為，工作臺最大回轉力矩為。 由公式得：。由電動機至工作機的總效率按照下式計算：其中：——帶傳動的效率?！S承的效率?！谝患壩佪單仐U傳動的效率?！诙壩佪單仐U傳動的效率。所以： 所以：查機械設計手冊第五卷選的電動機，其額定功率，額定轉速1500r/min。 確定傳動比：根據(jù)電動機滿載轉速和工作機轉速即可確定傳動裝置的總傳動比：接下來我們面臨的問題就是如何合理的分配各級傳動比。綜合考慮前面介紹的五點內(nèi)容選帶傳動的傳動比。對于兩級蝸桿減速器，為了使結構緊湊，應使，這時可取。所以取第一級蝸輪蝸桿的傳動比為17，第二級蝸輪蝸桿的傳動比為48。傳動裝置的實際傳動比由于受到各種因素的影響，因而與要求的傳動比常有一定的誤差，一般情況下，所選用的傳動比應使工作機的實際轉速與要求的轉速的相對誤差在范圍內(nèi)即可。設帶傳動的傳動比為，第一級蝸輪蝸桿的傳動比為，第二級蝸輪蝸桿的傳動比為。則工作機的實際轉速而： 所以該傳動比選擇合適。 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：傳動裝置的運動和動力參數(shù)，主要是指各軸的轉速、輸入功率和輸入轉矩。它們是進行傳動設計的重要依據(jù)。 （1）傳動系統(tǒng)中各軸轉速n（r/min）： （2）各軸輸入功率P（kW）： （3）各軸轉矩T（N）： ； V帶輪的設計計算:（1）確定設計功率: 查工具書可知,則。（2）選擇V帶型號：對結構尺寸無嚴格要求，可選普通V帶。根據(jù)和，查工具書選擇Z型V帶。（3）選擇帶輪直徑：由工具書查得Z型V帶最小直徑，應使，考慮小帶輪轉速不是很高，結構尺寸又沒有特別限制，取。 驗算帶速，帶輪擇合適。 所以：（4）確定中心距和帶長L： 設計條件中沒有限制中心距，故可初選中心距。由式 得 初選＝160mm，則帶長查工具書圓整于是中心距a＝+，A的調(diào)整范圍：。（5） 驗算小帶輪包角： ，所以中心距選擇合適。（6） 確定V帶根數(shù)z： 查工具書得： 查工具書得：＝，, 查工具書得：＝，＝，則：＝。 查工具書得：＝， ＝， 帶入計算公式得：，選z＝2， 又因為有測速發(fā)電機，所以選z＝3，符合推薦輪槽數(shù)。（7） 確定初拉力： 查工具書得：查工具書得：q＝,帶入公式得：（8） 作用于軸上的壓力：查工具書得：。（9）帶輪結構設計根據(jù)選擇V帶的類型（Z型）查工具書的以下參數(shù)：項目符號參數(shù)值基準寬度（節(jié)寬）基準線上槽深基準線下槽深槽間距第一槽對稱面至端面的距離最小輪緣厚帶輪寬外徑輪槽角以小帶輪為例設計如圖： 高速級蝸輪蝸桿設計：（1） 材料選擇：由于是伸臂旋轉減速機構較為重要，選蝸桿材料20Cr，表面淬火，硬度45～50HRC；選蝸輪材料ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造。（2） 確定許用應力： 應力循環(huán)次數(shù)：， 查工具書得，則 （3） 選擇齒數(shù) ：根據(jù)傳動比參考工具書＝2，則。（4） 按齒面接觸疲勞強度設計：查工具書得： 查工具書得：載荷系數(shù)K＝查工具書得：。由于 較低，估計取 由于載荷平穩(wěn)，通過跑合可以改善偏載程度，所以取所以載荷系數(shù)K＝， 而，查得＝ ，則按照接觸強度要求： 查工具書可選出m＝3mm，＝36mm，q＝12。 則 中心距。（5） 驗算處設參數(shù)： 原估計，選合適。（6） 驗算齒根彎曲疲勞強度： 查工具書得： 蝸輪當量齒數(shù)，于是查得齒形系數(shù)＝， 而，帶入計算式可得 滿足彎曲疲勞強度的要求，所以傳動件選擇合適。（7） 蝸輪蝸桿幾何尺寸的計算 蝸桿齒頂圓直徑： 蝸桿齒根圓直徑： 蝸桿齒寬： ； 蝸輪吼圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸輪齒寬： ，蝸輪咽喉母圓半徑： ， 低速級蝸輪蝸桿設計：（1） 材料選擇：由于是伸臂旋轉減速機構較為重要，選蝸桿材料20Cr，表面淬火，硬度45～50HRC；選蝸輪材料ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造。（2） 確定許用應力： 應力循環(huán)次數(shù)：， 查工具書得，則 （3） 選擇齒數(shù) ：根據(jù)傳動比參考工具書＝1，則。取，實際傳動比（4） 按齒面接觸疲勞強度設計：查工具書得： 查工具書得：載荷系數(shù)K＝查工具書得：。由于 較低，估計取 由于載荷平穩(wěn)，通過跑合可以改善偏載程度，所以取所以載荷系數(shù)K＝，而，查得＝ ，則按照接觸強度要求：查工具書可選出m＝5mm，＝60mm，q＝12。則： 中心距。（5） 驗算處設參數(shù)： 原估計，選合適。（6） 驗算齒根彎曲疲勞強度： 查工具書得： 蝸輪當量齒數(shù)，于是查得齒形系數(shù)＝， 而，帶入計算式可得 滿足彎曲疲勞強度的要求，所以傳動件選擇合適。（7）蝸輪蝸桿幾何尺寸的計算 蝸桿齒頂圓直徑： 蝸桿齒根圓直徑： 蝸桿齒寬： ； 蝸輪吼圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸輪齒寬： ，蝸輪咽喉母圓半徑： ， 軸的校核： 由上述計算可知對于工作臺回轉機構的三根軸來說，輸出軸3承受的扭矩最大，而1軸和2軸所承受的扭矩遠遠小于3軸所承受的扭矩。所以，在軸的校核過程中只需校核3軸。設：為圓周力，為徑向力，為軸向力。則查工具書得公式：其中： 代入公式得：3軸受力如圖：其中：單獨考慮作用：對B點取矩建立平衡方程： 解得：對A點取矩建立平衡方程： 解得：驗算、：彎矩圖如圖：單獨考慮作用：對B點取矩建立平衡方程： 解得：對A點取矩建立平衡方程： 解得：驗算、：彎矩圖如圖：由以上各圖可知：危險截面處的最大彎矩：根據(jù)第四強度理論得：。其中：為抗彎截面系數(shù)。對于實心軸，其中代入公式得：所以3軸安全。 軸承壽命的計算由于減速機構采用了蝸輪、蝸桿機構，所以軸承得能夠承受一定的軸向力，選用圓錐滾子軸承。（1） 求軸承內(nèi)部的派生力如圖所示：求派生力的公式為：S=R/（2Y），由設計手冊查得: Y1=，e1=，Y2=，e2=所以 （2） 求軸承的軸向載荷：因為所以說軸承1放松=570N，軸承2壓緊=3307N所以動量載荷計算軸承壽命： 所以軸承壽命足夠。 校核軸上的鍵的強度：在整個件速器的傳動軸中，只有3軸受的扭矩最大，所以只需要校核此軸上的鍵的強度就足夠了，此軸的軸徑為60mm，鍵的規(guī)格為，鍵的受力如下圖所示：首先校核鍵槽的剪切強度。將平鍵眼nn截面分成兩部分，并把nn以下部分和軸作為一個整體來考慮如圖所示，因為假設在nn截面上的剪切力均勻分布，所以nn截面上的剪切力為:對軸心取矩，由平衡方程:得:所以有 由此可見平鍵滿足剪切強度。其次校核鍵的擠壓強度?？紤]鍵在nn截面以上部分的平衡，在nn截面上的剪力為：投影水平方向，由平衡方程得：因此求得：滿足擠壓強度條件. 結 論我設計的伸臂式焊接變位機具有如下功能1． 焊接工件尺寸為Φ300～1500mm。2．工作臺可任意角度回轉或以焊接速度回轉，～1。3．伸臂旋轉時，其空間軌跡為圓錐，與回轉臺配合可將工件調(diào)整到水平或船形焊的位置。 致謝本論文在指導老師謝哲東的精心指導和關懷下順利完成。謝哲東老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，博大精深的學識以及對科學的遠見卓識，使我終身受益。從選題、開展設計到論文修改，無不凝聚著謝哲東導師悉心的指導和關懷，謝哲東老師勤奮兢業(yè)的精神、淵博的知識和嚴于利己、寬以待人的為人處世方面都對我產(chǎn)生了深遠的影響。謝哲東老師在設計過程中對我無私的指導和幫助，以及他敏銳的科研思維和為人和善的作風，作者深表敬意。在此，謹向恩師表示深深的敬意和由衷的感謝。 參考文獻[1] 林尚揚，焊接過程的低成本自動化背景、現(xiàn)狀、問題、措施．．見：焊接學會二十周年紀念文集，1992．4857[2] 路文濤．焊接胎夾具設計．焊接技術，1則，1：4041[3] 孫桓，第4版．北京：高等教育出版社，1989[4] 國內(nèi)焊接變位機械產(chǎn)品樣本，1999[5] 王政．劉萍．焊接工裝夾兵及變位機械圖冊．北京：機械工業(yè)出版社，1992[6] 機械設計手冊．北京有色金屑設計研究總院．第3版．北京：化學工業(yè)出版 1993[7] 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