湘潭大学毕业论文

湘潭大学函授毕业论文

题目：座式焊接变位机回转机构设计

函 授 站：常德华智函授站 院 （系）：继续教育学院 专 业：机械设计制造及自动化 学 号： 姓 名：曾利艳 指导老师：

完成日期：2012年2月15日

目 录

目 录……………………………………………………………………………1 摘要、关键词…………………………………………………………………………3 ABSTRACT……………………………………………………………………………4 第一章 焊接变位机械性能及结构……………………………………………5 §1.1 焊接变位机械………………………………………………………5 §1.2 焊接变位机械应具备的性能………………………………………5 §1.3 焊接变位机的功能及结构形式……………………………………6 §1.4 主自由度及全功能焊接变位机……………………………………7 第二章 焊接变位机方案设计……………………………………………………8 §2.1 焊接变位机整体方案设计…………………………………………………8 §2.1.1 座式焊接变位机的用途及结构形式………………………………8 §2.1.2焊接变位机的驱动系统……………………………………………8 §2.1.3 设计方案简介………………………………………………………9 §2.2 回转机构的设计………………………………………………………9 §2.2.1 回转机构传动简图…………………………………………………9 §2.2.2 原始数据……………………………………………………………10 §2.2.3 工作条件……………………………………………………………10 §2.2.4 电动机的选择………………………………………………………10 第三章 回转机构减速器的设计………………………………………………11 §3.1 总传动比………………………………………………………………11

§3.2 总传动比的分配……………………………………………………11 §3.3 传动装置的运动和动力参数设计…………………………………11

§3.3.1 各轴的转速……………………………………………………11 §3.3.2 各轴的功率……………………………………………………11 §3.3.3 各轴的转矩……………………………………………………12 §3.3.4 各数据汇总……………………………………………………12 §3.4 传动零件的设计……………………………………………………12

§3.4.1 同步带传动的设计……………………………………………12 §3.4.2 第一级蜗杆传动的设计………………………………………13 §3.4.3 第二级蜗杆传动的设计……………………………………17 §3.4.4 一级蜗杆轴的设计…………………………………………20 §3.4.5 二级蜗杆轴的设计…………………………………………21 §3.4.6 二级蜗轮轴的设计…………………………………………22 §3.4.7 轴的校核……………………………………………………23 §3.4.8 键的选择……………………………………………………25 总 论…………………………………………………………………………26 参考文献…………………………………………………………………………27 任务书……………………………………………………………………28 鉴定意见……………………………………………………………………29

座式焊接变位机回转机构设计

摘要：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1.0吨工件，可进行全位置焊接的座式变位机械。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。

设计的具体过程是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，包括：电动机的转速、额定功率、电压电流等，在此基础上计算第一级蜗杆传动轴的相关数据、第二级蜗杆传动轴的相关数据以及选择相应配件的型号，并且对其进行相关的强度、使用寿命等的校核。最后使用CAD软件绘制相关的零件图、总装图。

关键词：焊接变位机，减速器，电机类型，机械设计

Abstract

Welding 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 been 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 selection, 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 the 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.

Keywords: welding positioner, reducer, motor type, mechanical design

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（manipulator）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0.1~2mm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、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，倾斜轴通过扇形齿轮或液压缸，大都在110°~140°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0.5~50t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

图1-2 座式焊接变位机 图1-3 双座式焊接变位机

§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α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α/2，即变为船角焊位置。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 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。

座式焊接变位机（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110°~140°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0.5~50t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。

§ 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

1.回转工作台 2.倾斜轴

3.扇形齿轮 4.机座

图2-1 座式焊接变位机

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1t焊接变位机的回转机构进行设计，该设计要求焊接变位机的载重量为1000kg，最大回转力矩为1500N·m，最大倾斜力矩为1500N·m，工作台回转速度为0.1~0.6r/min，工作台倾斜速度为0.5r/min，工作台倾斜角度为0°~120°。

设计中，其回转系统由0.37KW直流电动机，通过同步带传动—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360~25600之间，无级可调。工作台的许用回转力矩为2606N·m。

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：

图2-2 1.0吨座式焊接变位机传动简图

§ 2.2.2 原始数据

1 载重量 1000Kg 2 最大回转力矩 1500N·m 3 最大倾斜力矩 1500N·m 4 工作台回转速度 0.1~0.6r/min 5 工作台倾斜速度 0.5r/min 6 工作台倾斜角度 0°~120°

§2.2.3 工作条件

使用年限4年（设每年工作300天），每天工作10小时，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

如下表2-1所示：

第三章 回转机构减速器的设计

§ 3.1 总传动比：

i总=nm/nw=1410/0.6=2350,其中nm为电动机的满载转速，nw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ib<ig。可取ib=1.4,则

ig= i总/ib=2350/1.4=1687.57 又 ig=i1×i2 , ig=30~80 所以，取i1=42，i2=40。即

第一级蜗杆传动比i1=42，第二级蜗杆传动比i2=40。 § 3.3 计算传动装置的运动和动力参数 § 3.3.1 各轴的转速

n1=nm/ib=1410r/min / 1.4 =1007.14 r/min n2=n1/i1=1007.14r/min / 42 =23.98r/min n3=n2/i2=23.98r/min / 40 =0.60r/min nw=n3 =0.60r/min § 3.3.2 各轴的功率

P1= Pm b=0.37×0.98 KW=0.3626 KW

P2= P1 g r=0.3626×0.70×0.99 KW=0.2513 KW P3= P2 g r=0.2513×0.70×0.99 KW=0.1741 KW Pw= P3 r c=0.1741×0.99×0.95 KW=0.1638 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，各效率数据由附表（10-1）[1]查得。 § 3.3.3 各轴的转矩

T0=9550Pm/nm=9500×0.37/1410 N.m =2.51 N.m T1=9550 P1/n1 =9500×0.3626/1007.14 N.m =3.44 N.m T2=9550 P2/n2 =9500×0.2513/23.98 N.m =100.08 N.m T3=9550 P3/n3 =9500×0.1741/0.6 N.m =2771.09 N.m Tw=9550 Pw/nw =9500×0.1638/0.6 N.m =2606.78 N.m § 3.3.4 各数据汇总

§ 3.4 传动零件的设计

§ 3.4.1 同步带传动的设计及计算

1 设计功率Pd由表33.1-50[4]查得Ka=1.7

Pd=Ka·P=1.7×0.37Kw=0.629KW

2 选定带型和节距 根据Pd=0.629KW和nm=1410r/min,由图33.1-13[4]确定为L型带，pb=9.525mm

3 小带轮齿数Z1根据带型L和小带轮转速nm，由表33.1-51[4]查得小带轮的最小齿数z1min=14,此处取z1=20

4 小带轮节圆直径d1

d1=z1pb/3.14错误！未找到引用源。=20×9.525/3.14 错误！未找到

引用源。mm=60.7 mm

由表33.1-56[4]查得其外径da1=59.88 mm 5 大带轮齿数z2

z2=i·z1=1.4×20=28

6 大带轮节圆直径d2

d2=z2pb/3.14=28×9.525/3.14 mm=84.9 mm

由表33.1-56[4]查得其外径da2=84.13 mm 7 带速v

v=错误！未找到引用源。d1n1/60×1000=错误！未找到引用源。×60.7×1410/60×1000 m/s=4.48 m/s

由于带型为L型，所以 vmax=50m/s,故v<vmax，带速合适。 8 初定轴间距a0 由表33.1-49[4]查得 （3-1）

故101.92错误！未找到引用源。a0错误！未找到引用源。291.2，此处取a0=213 mm

0.7（d1+d2）错误！未找到引用源。a0错误！未找到引用源。2(d1+d2)

9 带长L0及其齿数z （3-2）

=655.28 mm

由表33.1-47[4]查得应选用带长代号为255的L型同步带，其节线长Lp=647.70mm，节线长上的齿数z=68

10 实际轴间距a 此结构轴间距可调整

a错误！未找到引用源。a0+（Lp—L0）/2 =[213+(647.7—633.08)/2] mm

错误！未找到引用源。210 mm 11 小带轮啮合齿数zm

zm =ent[z1/2-pbz1(z2-z1)/2错误！未找到引用源。]

=ent9.637 =9 12 工作能力验算

基本额定功率： P0=（Ta-m错误！未找到引用源。）v/1000 （3-3）

由表33.1-53查得，Ta=244.46N，m=0.095Kg/m，将上值带入式（3-3）得， P0=1.086KW>Pd，即额定功率大于设计功率，故带传动能力足够。

13 所需带宽 bs

bs=bs0 (Pd/KzP0)1/1.14

（3-4）

由表33.1-48[4]查得，L型带bs0=25.4mm，zm=9，Kz=1，带入式（3-4）中得，bs=15.73mm，由表33.1-48[4]选取标准带宽bs=19.1mm。

14 带轮结构和尺寸

传动选用的同步带为225L075；

小带轮：z1=20，d1=60.64 mm，da1=59.88 mm 大带轮：z2=28，d2=84.89 mm，da2=84.13 mm 带轮材料可按GB9439规定选用HT200。 § 3.4.2 第一级蜗杆传动设计

1 选择蜗轮、蜗杆材料

蜗杆材料用45钢，轮齿表面淬火，硬度错误！未找到引用源。45HRC，蜗杆材料用ZCuSn5Pb5Zn5，金属模铸造，估计vs=2.5m/s，由表7-4[2]查得，蜗轮许

[4]

L0 =2a0+错误！未找到引用源。/2(d1+d2)+（d2－d1）2 /4a0

用接触应力[ 错误！未找到引用源。H]=150MPa，以下设计计算按接触疲劳强度设计方法进行。

2 选择蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2

根据i=42，查表7-2[2]得，蜗杆头数z1=1，则蜗轮齿数z2=i·z1=42×1=42，z2在30~83之间，故合乎要求。

3 确定蜗杆传递的转矩T2 估计效率：根据z1=1，取 =0.7 蜗轮传递转矩

T2=T1·i· =3.44×42×0.7N·m=101.09 N·m 4 确定模数m和蜗杆分度圆直径d1

因载荷平稳，取载荷系数KA=1.1，按公式（7-12）[2]可得

m2d1 KA T2（500/z2[ H]）2错误！未找到引用源。 （3-5）

=1.1×101090×(500/42×150)2 mm3 =700.42 mm3

由表7-1[2]查得，m=4mm，直径系数q=12.50，蜗杆分度圆直径d1=50mm 5 计算主要尺寸

蜗轮分度圆直径 d2=z2·m=42×4 mm=168 mm 蜗杆导程角

=arctanz1/q=arctan(1/12.5)=4.67°

中心距 a=m（q+z2）/2=4×（12.50+42）/2 mm=109 mm 6 验算相对滑动速度vs和传动效率 蜗杆分度圆速度

v1=错误！未找到引用源。d1n1/60×1000 =3.14×50×1007.14/60×1000m/s =2.64m/s

齿面相对滑动速度

vs = v1/错误！未找到引用源。=2.64/错误！未找到引用

源。m/s

错误！未找到引用源。2.644m/s ，可用油池润滑

与原估计值相近。

蜗杆传动效率：按vs=2.644m/s，硬度错误！未找到引用源。45HRC，蜗轮材料为锡青铜，查表7-6[2]得，fv=0.029，错误！未找到引用源。v=1.69°，则 =（0.95~0.97）tan错误！未找到引用源。/tan(错误！未找到引用源。v) （3-6）

=（0.95~0.97）×tan4.67°错误！未找到引用源。/tan(错

误！未找到引用源。)

=0.696~0.711 ，与原估计值 =0.7相近。

7 齿面接触疲劳强度校核 齿面接触疲劳强度校核公式为

错误！未找到引用源。H=500（KAT2/d1d2）1/2错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。[错误！未找到引用源。H] （3-7）

1/2

则 错误！未找到引用源。H=500×（1.1×101.09/50×1682）MPa

错误！未找到引用源。

=4.44MPa错误！未找到引用源。150MPa 故齿面接触疲劳强度够用。 8 热平衡计算 箱体散热面积

A =0.33（a/100）1.75错误！未找到引用源。 =0.33×（109/100）1.75m2错误！未找到引用源。 =0.38错误！未找到引用源。

室温t0：通常取为20错误！未找到引用源。。

散热系数ks：通风散热条件好，故取ks=17W/(错误！未找到引用源。·错误！未找到引用源。)。

油温t1:由式（7-16）[2]得

t1 =1000(1- )P1/ksA+t0 （3-8） =[1000×（1-0.7）×0.3626/17×0.38+20]错误！未找到引用源。

=36.84错误！未找到引用源。 故油温t1<70~90错误！未找到引用源。，符合要求。 9 几何尺寸计算 (1) 变位系数x2

x2=a/m-(d1+d2)/2m 则 x2 =109/4-(50+168)/2×4

=0

(2) 蜗杆齿顶圆直径da1

da1=d1+2ha*m 又ha*=1 则 da1 =（50+2×4）mm

(3) 蜗杆齿根圆直径df1

df1=d1-2m（ha*+c*） 又c*=0.2 则 df1 =[50-2×4×（1+0.2）] mm

=40.4 mm

(4) 蜗杆齿宽b1

b1错误！未找到引用源。（11+0.06z2）m =（11+0.06×42）×4 mm =44.48 mm ，取b1=60 mm (5) 蜗轮喉圆直径da2

da2=d2+2m（ha*+x2） =[168+2×4×（1+0）] mm =176 mm (6) 蜗轮顶圆直径de2

当z1=1时， de2 错误！未找到引用源。da2+2m

=（176+2×4）mm =184 mm

此处取 de2=184 mm (7) 蜗轮齿宽b2

当z1错误！未找到引用源。3时， b2错误！未找到引用源。0.75da1

=0.75×58mm =43.5mm

此处取 b2=40mm

(8) 蜗轮齿顶圆弧半径Ra2 Ra2 =d1/2-m

=(50/2-4) mm =21 mm

(9) 蜗轮齿根圆弧半径Rf2 Rf2 =da1/2+c*m

=(58/2+0.2×4) mm =29.8 mm

(10) 蜗杆轴向齿厚Sx1

Sx1 =0.5m错误！未找到引用源。

=0.5×4×3.14 mm

(11) 蜗杆法向齿厚Sn1

Sn1 =Sx1错误！未找到引用源。

=6.28×错误！未找到引用源。 mm =6.26 mm

(12) 蜗杆分度圆齿厚S2

S2=（0.5错误！未找到引用源。+2x2错误！未找到引用源。）m

ZA型蜗杆副传动齿形角 错误！未找到引用源。=20°

则 S2 =（0.5×3.14+2×0×错误！未找到引用源。）×4 mm =6.28 mm

(13) 蜗杆齿厚测量高度错误！未找到引用源。a1 错误！未找到引用源。a1=m=4 mm

§ 3.4.3 第二级蜗杆传动设计

1 选择蜗轮、蜗杆材料

蜗杆材料用45钢，轮齿表面淬火，硬度错误！未找到引用源。45HRC，蜗杆材料用ZCuSn5Pb5Zn5，金属模铸造，估计vs错误！未找到引用源。12m/s，由表7-4查得，蜗轮许用接触应力[错误！未找到引用源。H]=150MPa，以下设计计算按接触疲劳强度设计方法进行。

2 选择蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2

根据i=42，查表7-2[2]得，蜗杆头数z1=1，则蜗轮齿数z2=i·z1=40×1=42，z2在30~83之间，故合乎要求。

3 确定蜗杆传递的转矩T2

估计效率：根据z1=1，且要求有自锁性能，取 =0.48 蜗轮传递转矩

T2=T1·i· =3.44×40×0.48N·m=160.128N·m 4 确定模数m和蜗杆分度圆直径d1

因载荷平稳，取载荷系数KA=1.1，按公式（7-12）[2]可得

m2d1错误！未找到引用源。KA T2（500/z2[错误！未找到引用源。H]）2

=1.1×160.128×1000×(500/40×150)2 mm3错误！未找到引用

源。

=1223.2 mm3错误！未找到引用源。

[2]

由表7-1[2]查得，m=5mm，直径系数q=10，蜗杆分度圆直径d1=50mm 5 计算主要尺寸

蜗轮分度圆直径 d2=z2·m=40×5 mm=200 mm

蜗杆导程角 错误！未找到引用源。=arctan z1/q= arctan 1/10=3.18°<3.28°（有自锁性能）

中心距 a=m（q+z2）/2=5×（10+40）/2 mm=125 mm 6 验算相对滑动速度vs和传动效率 蜗杆分度圆速度

v1 =错误！未找到引用源。d1n1/60×1000 =3.14×50×23.98/60×1000 m/s =0.063 m/s

齿面相对滑动速度

vs = v1/错误！未找到引用源。 =0.063/错误！未找到引用源。m/s

=错误！未找到引用源。0.0631 m/s ，可用油池润滑。

与原估计值相近。

蜗杆传动效率：按vs=0.0631m/s，硬度错误！未找到引用源。45HRC，蜗轮材料为锡青铜，查表7-6[2]得，fv=0.0923，错误！未找到引用源。v=4.50°，则

=（0.95~0.97）tan错误！未找到引用源。/tan(错误！未找到引用源。v)

=（0.95~0.97）tan错误！未找到引用源。/tan(错误！未找到引用

源。)

=0.43~0.49 ，与原估计值 =0.48相近。

7 齿面接触疲劳强度校核

齿面接触疲劳强度校核公式为 错误！未找到引用源。H=500（KAT2/d1d22）1/2 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。[错误！未找到引用源。H]，则

错误！未找到引用源。H =500×（1.1×160.128/50×200）

误！未找到引用源。

=4.69 MPa错误！未找到引用源。150 MPa 故齿面接触疲劳强度够用。 8 热平衡计算 箱体散热面积

A =0.33（a/100）1.75错误！未找到引用源。

2

1/2

MPa错

=0.33×（125/100）1.75 m2错误！未找到引用源。 =0.49 m2

室温t0：通常取为20错误！未找到引用源。。

散热系数ks：通风散热条件好，故取ks=17W/(错误！未找到引用源。·错误！未找到引用源。)。

油温t1:由式（3-8）得： t1 =1000(1- )P1/ksA+t0

=[1000×（1-0.48）×0.2513/17×0.49+20]错误！未找到引用源。 =30.56错误！未找到引用源。

故油温t1<70~90错误！未找到引用源。，符合要求。 9 几何尺寸计算 (1) 变位系数x2 x2 =a/m-(d1+d2)/2m 则 x2 =125/4-(50+200)/2×4

=0

(2) 蜗杆齿顶圆直径da1

da1=d1+2ha*m 又ha*=1 则 da1 =（50+2×5）mm

=60mm

(3) 蜗杆齿根圆直径df1

Df1=d1-2m（ha*+c*） 又c*=0.2 则 df1 =[50-2×5×（1+0.2）] mm

=38 mm

(4) 蜗杆齿宽b1

b1错误！未找到引用源。（11+0.06z2）m =（11+0.06×40）×5 mm =67mm ，取b1=80 mm (5) 蜗轮喉圆直径da2

da2 =d2+2m（ha*+x2） =[200+2×5×（1+0）] mm =210 mm (6) 蜗轮顶圆直径de2

当z1=1时，de2 错误！未找到引用源。da2+2m

=（210+2×5）mm

=220 mm

此处取 de2=220 mm (7) 蜗轮齿宽b2

当z1错误！未找到引用源。3时，b2 错误！未找到引用源。0.75da1

=0.75×60mm =45mm

此处取 b2=40mm

(8) 蜗轮齿顶圆弧半径Ra2 Ra2 =d1/2-m

=(50/2-4) mm =21 mm

(9) 蜗轮齿根圆弧半径Rf2 Rf2 =da1/2+c*m

=(60/2+0.2×5)mm =31mm

(10) 蜗杆轴向齿厚Sx1

Sx1 =0.5m错误！未找到引用源。

=0.5×5×3.14 mm =7.85 mm

(11) 蜗杆法向齿厚Sn1

Sn1 =Sx1错误！未找到引用源。

=7.85×错误！未找到引用源。 mm =7.81 mm

(12) 蜗杆分度圆齿厚S2

S2=（0.5错误！未找到引用源。+2x2错误！未找到引用源。）m ZA型蜗杆副传动齿形角 错误！未找到引用源。=20°

则 S2=（0.5×3.14+2×0×错误！未找到引用源。）×5 mm =7.85 mm

(13) 蜗杆齿厚测量高度错误！未找到引用源。a1 错误！未找到引用源。a1=m=5 mm

§ 3.4.4 一级蜗杆轴的设计

1 选择轴的材料并确定许用应力

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