300公斤手动焊接变位机的设计(机械CAD图纸).pdf

本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 1 河南农业大学河南农业大学 本科生毕业设计（论文）本科生毕业设计（论文）题 目 300300 公斤手动焊接变位机的设计公斤手动焊接变位机的设计 学 院 机电工程学院 专业班级 学生姓名 指导老师 撰写日期：2013 年 5 月 10 日 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 2 摘摘 要要 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 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 3 The Design Of 300 Kilograms Manual Welding Shifts Machine Abstract Welding positioner has become an indispensable device of manufacturing field in our country.It is divided into Auxiliary machinery.This product has gained lots of progress and been access to a wide range of applications in Construction machinery field last decade.It can not only reduce auxiliary time in welding,lout also improve labor productivity.The welding positioner can assure and improve product quality,and make the most of performance of various welding methods.300 kg of manual welding positioner is currently a large number of welding machinery products,which by some mechanical drive mechanism used to achieve the welding of the work piece rotation,tilt,making the welding operation faster and more convenient,improve work efficiency.In this design,the reference design data and related information,first select the institutions and the transmission mode to determine the body parts of the transmission power,torque and the strength calculation and verification to ensure the rationality of institutions so that the equipment can be designed in a given period of normal work;and then connect the various agencies designed to draw the structure diagram;The final design details,to draw the total picture,to ensure product manufacturability,ease of scale production.The design of the main content is a tilt mechanism,using the worm body,to reduce the size and achieve self-locking transmission.The entire organization is simple,reliable,easy to operate Keywords:manual type welding displacements machine;Rotary organization;Tilt institutions;Axis;Gear;worm gear 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 4 目目 录录 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 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 5 4.3.1 确定作用在涡轮上的转矩2T.8 4.3.2 确定载荷系数 K.8 4.3.3 确定弹性影响因素 EZ.9 4.3.4 确定接触系数pZ.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 62 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 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 6 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 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 1 1 1 引言引言 1.11.1 开发焊接变位机的意义和目的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。1.21.2 焊接变位机目前的发展状况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 0.1KN18000KN。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：1.2.11.2.1 国内焊接变位机的产品简介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，本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 2 此外，还有调速型、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。1.2.21.2.2 国外焊接变位机的的产品简介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 1）德国）德国 SevertSevert 公司公司 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 2）德国）德国 LCOOSLCOOS 公司公司 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 3）美国）美国 ArosonAroson 公司公司 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 11Kg1810吨。（4 4）日本松下（）日本松下（PanasonicPanasonic）公司）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。本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 3 2 2 手动焊接变位机总体方案设计手动焊接变位机总体方案设计 2.12.1 设计方案的确定设计方案的确定 2.22.2 设计要求、技术要求设计要求、技术要求 表 2-1 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 重心高度/mm 偏心距/mm 工作台倾斜角度/电机驱动 手柄 300 0-1 0-1 600 200 150 0-135 2.32.3 回转机构的确定回转机构的确定 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。2.42.4 倾斜机构的确定倾斜机构的确定 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，从而形成的调速范1200围。2.52.5 机构预期寿命估算机构预期寿命估算 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图 2-1 焊接变位机结构示意图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 4 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，全年工作 300 个工作日记则其使用寿命为小时。12000%50823005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 3 倾斜机构设计倾斜机构设计 3.13.1 方案确定方案确定 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 3.23.2 倾斜力矩的计算倾斜力矩的计算 3.2.13.2.1 最大倾斜力矩最大倾斜力矩 由力学知识分析知，最大倾斜力矩出现在=min，=90时及=90，=0时 222max1=h300 9.8200150735000TMGeN mm3.2.23.2.2 计算传动功率，确定传动比计算传动功率，确定传动比 涡轮蜗杆传动，圆柱齿轮 20.4330.97二级传动总效率：120.43 0.970.42 传动功率：max735000 10.1895509500 0.42TMnpKw图 2-2 手动焊接变位机简图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 5 3.2.33.2.3 传动比分配传动比分配 总传动比 60=601i总减速涡轮蜗杆 齿轮减速 132i 22.5i 3.2.43.2.4 选材选材 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 3.2.53.2.5 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行计算，即 211132.2HEdtZuuKTd确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1.3 tK计算小齿轮传递的转矩 55151195.5 1095.5 100.186.876 102.5PTN mmn由表 10-7 选取齿宽系数=0.5=0.5 d查表 10-6 得材料的弹性影响系数 21a8.189 MPZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的lim1600HMPa接触疲劳强度极限 lim 2550HMPa由式 10-13 计算应力循环系数 116060 1 3 120002160000hNn jL 6622.16 100.864 102.5N取接触疲劳寿命系数=1.5=1.34 1HNK2HNK3.2.63.2.6 计算接触疲劳许用应力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 1lim111.5 600900HNHKMPaS本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 6 2lim 221.34 550750HNHKMPaS计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。t 1dH 512231311.3 6.876 103.5189.82.32()2.23()125.980.52.5750tEtdHKTuZdmmu3.2.73.2.7 计算圆周速度计算圆周速度 v v 1199.991 2.50.016560 100060 1000td nmvs计算齿宽 10.5 125.9862.99dtbdmm计算齿宽与齿高之比 hb模数 1162.992.6324ttdmZ齿高 2.252.25 4.1665.905thmmm 62.9910.665.905bh3.2.83.2.8 计算载荷系数计算载荷系数 根 据，七 级 精 度，由 图 10-8 查 得 动 载 系 数直 齿 轮，0.0165vm s1.02vK 1FHKK由表 10-2 查得使用系数,由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承1AK悬臂布置时由，查图 10-13 得；故载荷1.328HK10.66bh1.328HK1.421FK系数 1 1.02 1 1.3281.335AHHKK KvKK 3.2.93.2.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式（10-10a）得 33111.355125.98127.731.3ttKddmmK计算模数 m 11127.735.3224dmZ按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 7 3aa21d12mFSFYYZKT确定公式内的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限a5001MPFE 2380FEMPa由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，11.16FNK21.11FNK3.2.103.2.10 计算弯曲疲劳应力计算弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式(10-12)得 1111.16 500414.291.4FNFEFKMPaS 2221.11 380301.291.4FNFEFKMPaS计算载荷系数 K 1 1.12 1 1.421.5904AvFFKK K KK 查取齿形系数 由表 10-5 查得；65.21aFY22.236FaY查取应力校正系数 由表 10-5 查得；58.11SaY21.754SaY计算大、小齿轮的并加以比较 FSFYYaa 1112.65 1.580.01011414.29FaSaFYY 2222.263 1.7540.01302301.29FaSaFYY大齿轮的数值大 设计计算 5322 1.5904 6.876 100.013023.671 24mmm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 1127.73dmm 11127.73255dZm大齿轮齿数 22.5 2562Z 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 8 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。3.2.113.2.11 几何尺寸计算几何尺寸计算 计算分度圆直径 1125 5125dZ mmm 2262 5310dZ mmm计算中心距 12125310217.522ddamm计算齿轮宽度 10.5 12562.5dbdmm取，162.5Bmm267.5Bmm4 4 涡轮蜗杆机构设计涡轮蜗杆机构设计 蜗杆转速 80r/min，传动比 i=32，使用寿命为 12000 小时。4.14.1 选择蜗杆传动类型选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085 1988 的推荐，采用渐开线蜗杆。4.24.2 选择材料选择材料 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。4.34.3 按齿面接触疲劳强度进行设计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 23a)EPHZ ZKT（4.3.14.3.1 确定作用在涡轮上的转矩确定作用在涡轮上的转矩 2T 按=1,传动效率 =0.43 则 1z 6621120.18 0.43 329.55 10=9.55 10=295668.n80nPTN mm4.3.24.3.2 确定载荷系数确定载荷系数 K K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数;由表 11-5 选取使用系数1K本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 9;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数；则 1AK 1.05VK 1 1 1.051.05AVKK K K 4.3.34.3.3 确定弹性影响因素确定弹性影响因素 EZ 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故 12160aEZMP4.3.44.3.4 确定接触系数确定接触系数 pZ 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从图 11-18 可查得1da10.35da。2.9PZ 4.3.54.3.5 确定许用接触应力确定许用接触应力 H 根据蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表 11-7 中查得涡轮的基本许用应力。a=268HMP应力循环次数 628060j60 1120001.8 1032hNn L 寿命系数 786101.23911.8 10HNK则 1.2391 268332.07HAHNHaaKMPMPA4.3.64.3.6 计算中心距计算中心距 23160 2.91.05 29566884.64332.07ammmm故取中心距mm，从表 11-2 中取模数mm，蜗杆分度圆直径125a 5m 150d mm。这时。从图 11-18 中可查得接触系数,因为1500.4125da2.64Z ZZ，因此以上计算结果可用。4.44.4 蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸 4.4.14.4.1 蜗杆蜗杆 轴向齿距mm；15.705aPm本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 10 直径系数；10q 齿顶圆直径mm;11260aaddh m齿根圆直径mm;11238fdndh分度圆导程角；5 42 38r蜗杆轴向齿厚mm 17.85382asm4.4.24.4.2 涡轮涡轮 涡轮齿数；231Z 涡轮分度圆直径mm；225 31155dmZ 涡轮喉圆直径mm；22221552 5165aaddh 涡轮齿根圆直径mm；22221552 1.2 5143ffddh 涡轮咽喉圆半径mm 221110016517.522garad4.54.5 校核齿根圆弯曲疲劳强度校核齿根圆弯曲疲劳强度 22121.53FFaFKTYYd d m当量齿数 22333232.487coscos 5.71vzz根据，从图 11-19 中可查得齿形系数。20.5x 232.487vz23.27FaY螺旋角系数 5.71110.9592140140BY 许用弯曲应力 FFFNK从表 11-8 中可查得由 ZCuSn10P1 制造的涡轮的基本许用弯曲应力 56aFMP。寿命系数 696100.9371.8 10FVK本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 11 56 0.93752.472aFMP 1.53 1.05 2956683.27 0.959236.118a50 165 5FMP所以弯曲强度是满足的。5 5 倾斜轴的设计倾斜轴的设计 5.15.1 选取轴的材料选取轴的材料 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：=650 M Pa；弯曲疲劳极限：=275 M Pa；B1屈服极限强度：=355 M Pa；剪切疲劳强度：=155 M Pa；许用弯曲应力：01I=60 M Pa。15.25.2 初步估算轴的最小直径初步估算轴的最小直径 由前面计算可知=1r/min，P=0.075Kw。查表 15-3 可取115。n0A 33min00.07511548.51PdAmmn若考虑键槽直径应增加 15%，则 min48.51 15%55.8dmm5.35.3 轴上结构设计轴上结构设计 拟定轴上零件的装配方案如图（5-1）图 5-1 零件的装配方案本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 12 5.3.15.3.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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，初步选取深沟球轴承 6213，其尺寸为。右端深沟球轴承:65 120 23dDB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。5.3.25.3.2 轴上零件的周向定位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，键槽用键槽铣刀加工，长为 80mm，同时为了扇形149bh齿轮和轴有很好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样轴与箱体的连76Hh接的键的尺寸，键槽用铣刀加工。轴与箱体的配合为，滚动轴承与18 11bh76Hk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 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径 r=2 2455.45.4 求轴上的载荷求轴上的载荷 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 5-2 倾斜轴的简图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 13 5.4.15.4.1 V V 平面内倾斜轴轴受力分析平面内倾斜轴轴受力分析(1)(1)垂直平面内受力分析如下图垂直平面内受力分析如下图 （2 2）做出倾斜轴在）做出倾斜轴在 V V 面内的弯矩图面内的弯矩图 图 5-3 轴的受力分析图图 5-4 垂直面受力分析图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 14 （3 3）对倾斜轴在）对倾斜轴在 H H 面内进行受力分析面内进行受力分析 （4 4）做出倾斜轴在）做出倾斜轴在 H H 面内的弯矩图面内的弯矩图 图 5-5 倾斜轴在 V 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 面的弯矩图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 15（5 5）将倾斜轴在）将倾斜轴在 V V 面和面和 H H 面内的弯矩进行合成，并做出弯矩图如下图面内的弯矩进行合成，并做出弯矩图如下图 （6 6）做出倾斜轴的扭矩图）做出倾斜轴的扭矩图 5.4.25.4.2 按弯扭合成应力校核轴的强度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，轴的计算应力=1 2222ca=42MTMTWWW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得。因此1=60aMP，故安全。ca1图 5-7 倾斜轴弯矩合成图图 5-8 倾斜轴的扭矩图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 16 5.4.35.4.3 校核倾斜轴的轴承校核倾斜轴的轴承（1 1）求比值）求比值 005901arFeF（2 2）初步计算动载荷）初步计算动载荷 根据式(13-8a)praPfXFYF按照表 13-6，=1.01.2，取=1.2 pfpf按照表 13-5，X=0.56，Y 值需在已知型号和基本静载荷后才能求出。由于初选轴0C承为 6211 深沟球轴承，此轴承的基本额定静载荷 029200CN求当量动载荷 P 0.5659013304praPfXFYFN（3 3）验算轴承的寿命）验算轴承的寿命 根据式(13-5)36671010432003.7 10606025793.2hhCLLnP所以轴承选择符合要求。5.4.45.4.4 倾斜轴上键的校核倾斜轴上键的校核 由机械设计，可得键连接强度校核公式(6-1)106P PPkldT3102式中：T传递的转矩，；mmN k键与轮毂键槽的接触高度，；mm 键的工作长度，；lmm d轴的直径，。mm（1 1）倾斜轴与扇形齿轮键的校核）倾斜轴与扇形齿轮键的校核 已知；2716994.9mmTTN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 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 17 2 716994.5107.35.5 36 58PMPa查机械设计表 6-2，得 100PMPa120因,所以满足强度要求。PP（2 2）倾斜轴与箱体键的校核）倾斜轴与箱体键的校核 已知 2716994.9mmTTN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 2 716994.565.76 52 70PMPa查机械设计表 6-2，得 100PMPa120因,所以满足强度要求 PP6 6 蜗轮轴的设计蜗轮轴的设计 6.16.1 选取轴的材料选取轴的材料 选 45 钢。调质处理，由表 15-1 查得参数如下，硬度为 HBS=220 抗拉强度极365P限，弯曲疲劳极限屈服极限强度剪切疲劳极限 650B1275MPa0355MPa许用弯曲应力 1155IMPa160MPa6 62 2 初步估算轴的最小直径初步估算轴的最小直径 0115A 3300.220.43115115 0.36241.62pdAmmh考虑有键槽，直径增大 12%min1 12%45ddmm本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 18 所以取为 45mm 6.3.6.3.轴上结构设计轴上结构设计 6.3.16.3.1 拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案 6.3.26.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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，其尺寸为右端深沟球轴承采用509020dDB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。6.3.36.3.3 轴上零件的周向定位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，键槽用键槽铣刀加工，长为 80mm，同时为了扇形齿149bh轮和轴有很好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样轴与涡轮的连接76Hh的键的尺寸，长为 63，同时为了保持涡轮和轴的对中性，选择齿轮轮149bh毂与轴的配合为键槽用铣刀加工。滚动轴承与轴的配合定位是由过度配合来确76Hh定的，此处选轴的直径公差为 m6 确定轴上圆角和倒角尺寸 图 6-1 涡轮轴的装配方案本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 19 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径 r=1 2456.3.46.3.4 求轴上的载荷求轴上的载荷 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 （1 1）蜗轮轴在）蜗轮轴在 V V 面内进行受力分析面内进行受力分析 （2 2）做出蜗轮轴在）做出蜗轮轴在 V V 面内的弯矩图面内的弯矩图 图 6-2 涡轮轴的简图图 6-3 涡轮轴的受力分析图 6-4 涡轮轴在 V 面的受力分析图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 20 （3 3）蜗轮轴在）蜗轮轴在 H H 面内进行受力分析面内进行受力分析 （4 4）列出静平衡方程，并对）列出静平衡方程，并对 B B 点取弯矩点取弯矩 图 6-5 涡轮轴在 V 面的弯矩图图 6-6 涡轮轴在 H 面的受力分析图 6-7 倾斜轴 B 点的弯矩图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 21（5 5）做出涡轮轴的扭矩图）做出涡轮轴的扭矩图 6.3.56.3.5 按弯扭合成应力校核轴的强度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 2222ca=42MTMTWWW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得。因此1=60aMP，故安全。ca16.3.66.3.6 校核倾斜轴的轴承校核倾斜轴的轴承 求比值 7780.0710345arFeF初步计算动载荷根据式(13-8a)praPfXFYF按照表 13-6，=1.01.2，取=1.2 pfpf按照表 13-5，X=0.56，Y 值需在已知型号和基本静载荷后才能求出。由于初选轴0C承为 6210 深沟球轴承，此轴承的基本额定静载荷 023200CN求当量动载荷 P 0.56 103455793.2praPfXFYFN图 6-8 涡轮轴的扭矩图本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 QQ 401339828 22 验算轴承的寿命根据式(13-5)36661010350001.8 10606025793.2hhCLLnP所以轴承选择符合要求。6.3.76.3.7 倾