34t焊接滚轮架课程设计论文

34吨混合式焊件滚轮架的设计

一，焊接滚轮架分析

1.1课程设计题目分析

焊接滚轮架是借助主动滚轮与焊件之间的摩接力带动焊接旋转的变位机械。焊接滚轮架主要用于筒形焊件的装配与焊接。焊接滚轮架按结构形式分为两类：第一类是长轴式滚轮架，第二类是组合式滚轮架。本次设计的就是组合式滚轮架，它的主动滚轮架，从动滚轮架，混合式滚轮架都是的，使用时可根据焊件的重量和长度进行任意组合，其组合比例也不仅是1与1的组合。因此，使用方便灵活，对焊件的适应性很强。本次课程设计即是组合式滚轮架，草图如下

主要计算结果及参数

图1-1组合滚轮架草图

1.2 给定参数

吨位：34T

G=34×103×9.8=3.332×105N

焊接滚轮的圆周速度：V=6~60m/h范围内无级可调。 中心角：45~110

1

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二，方案的选择与确定

2.1滚轮驱动方案的拟定 为使焊接滚轮架的滚轮间距调节方便可靠，组合便利，采用主动轮 单独驱动的设计方案，即每个主动轮单独利用一台电动机和减速机构驱 动。不过要注意解决好各主动轮的同步问题，在选用电动机和减速机结

构上要尽量选用特性一致且经过实测的使用。

2.2 传动方案的确定

整个传动过程，实质上是一个减速过程，且总的传动比比较大，可

以采用三级减速：一级皮带轮减速；一级摆线针轮减速器减速；一级蜗

轮蜗杆减速。传动方案简图如下图所示

图2-1 传动方案简图

2.3滚轮的直径的确定 由表1可知本次设计的34t滚轮架选取滚轮直径Dr=500mm；工件 筒体直径Dmin=500mm，Dmxa=4000mm。 滚轮直径

当中心角的>130时支反力和圆周力急剧增大，相反，当角太小Dr=500mm

时，滚轮架上的筒体焊件放置有可能不稳定。因此在实际应用中为使焊

工件筒体直径

件在滚轮架上获得可靠的稳定性，并保证焊件可以平稳的转动应小于Dmin=500mm

Dmxa=4000mm

40度我国制定的焊接滚轮架行业标准（ZBJ/T33003-1990）中规定中心

滚轮的转速 角应在45度到110度之间。

(0.0637~0.637） 滚轮的转速

r/min 1000V/(Dr)1000(6~60)/(500)n===（0.0637~0.637）r/min 6060 式中Dr——mm

V——m/s

2

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表2-1 滚轮直径选

由中心角应在45度到110度之间。工件直径在250mm~1600mm之间，经过三角函数的关系得出：

当工件直径为500mm时，两滚轮间距在191.34mm~409mm之间适合。

当工件直径为4000mm时，两滚轮间距在706mm~1814mm之间适合。

因此两滚轮间距的调节范围选定为：700mm~1800mm之间。

2.4偏心系数的确定

esinsin22.50.383

2D/2式中D——mm 取ε=0.02

ε=

偏心系数 ε=0.02

三，计算与校核

3.1焊接滚轮架的设计计算

3.1.1 驱动圆周力和摩擦力的计算

3

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图3-1焊接滚轮架受力简图

1—焊件 2—主动滚轮 3—从动滚轮

图3所示为焊件滚轮架及焊件的受力简图，图中2为一列主动滚轮，3为一列从动滚轮。当重量为G、其偏心距e=0的筒体焊件1静置在主、从动滚轮座上时，则主、从动滚轮上的支反力相等，即

GDDr FfG222(DDr)L2cos2式中 —中心角； D—焊件直径； Dr—滚轮直径；

L—主、从动滚轮之间的横向距离； 当mxa即110时，Ffmxa Ffmxa3.3321052.905105N 2cos55

Ffmxa2.905105N

Ffmin1.803105NL110(DDr)sin55[(500~4000)500]sin55(819.15~3686.18)mm当min即45时，Ffmin Ffmin3.3321051.803105N 2cos22.5

4

L45(DDr)sin22.5[(500~4000)500]sin22.5(382.68~1722.075)mm当焊件的偏向距不为零时，在主动滚轮圆周力F1的作用下，逆时针转动，则焊件是受力情况如图2所示。图中F2是焊件借助摩擦力带动从动滚轮转动时，滚轮作用到焊件上的反力。此时

sinGcos2 (1) Ff112cossinbcossin2222sinG21 (2) Ff22cosbcossinsin2222sin2 (3) F1Gbsincos1

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2 (4)

bsincos1与主动滚轮轴搭配的轴承圆锥滚子轴承，故f=0.02，滚轮采用组合轮（钢轮与橡胶轮相结合），故μ=0.8~2.5，橡胶面和钢轮面各占一半，F2Gsin

f=0.02 μ=1.65

故取μ=1.65。

初定滚轮轴径 dr=85mm，则 bDrfd25000.028521.65100

r○

1当45时， Fsin1G2bsincos1 

3.3321050.02sin450.0223100sin45cos4518.56910NsinF2G2bsincos145

0.02sin3.3321052100sin45cos4511.9054103N

GsinFf1cos22cos1 2sin2bcos2sin2 =

1.80310510.02cos45sin22.50.02sin22.5100cos22.5sin22.51.744105NFf2Gsin122cosbcos2sin22sin21.80310510.020.02sin22.5sin22.5100cos22.5sin22.51.905105N

○2当110时，

5

初定滚轮轴径 dr=85mm

当45时

F318.56910NF21.9054103NFf11.744105NFf21.905105N

=

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sin2F1Gbsincos11100.02sin523.3321050.020.09710N100sin110cos1101

F2G2bsincos1sin

1100.02sin23.3321050.03105N100sin110cos1101sinGcos2 Ff112cossinbcossin22220.02cos1100.02sin555=2.90510512.97210N

sin55100cos55sin55Ff2sinG212cossinbcossin2222 0.020.02sin555=2.90510513.01910N

sin55100cos55sin55通过比较上述两组计算结果，可发现第○2组的计算结果较大，故后续计算应采用第○2组的计算结果进行计算。

3.1.2滚轮轴上的载荷的计算

由于同一列上的滚轮数量为2，即ip2，所以载荷作用不均匀系数

Kp1。则

ip2 Kp1

作用在一个主动滚轮上的载荷

P1Ff21F12ip2.97220.0972Kp1105N1.487105N

2

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作用在一个从动滚轮上的载荷 P2Ff22F22ip3.01920.032Kp1105N1.51105N

23.1.3滚轮轴径大小的计算

设主动滚轮轴上两轴承中点间的距离L=360mm，则在P1的作用下，主动滚轮轴的弯曲力矩

5PL1.48710360Nm133.8105Nmm Mw144

Mw133.8105NmmMn15.842105NmmMxd134.73105Nmm由于是驱动的主动滚轮，所以每一轮轴所承受的扭矩

DMnF1r2KpdfrFf21F122ip 500851 0.097105(0.021.65)2.97220.097210515.842105Nmm222

所以主动滚轮所受的当量弯矩

22MxdMwMn133.8215.8422105Nmm134.73105Nmm主动

滚轮轴的计算直径

10Mxd310134.73105d3mm82.9mm

196.67

（该主动滚轮轴采用45钢制造，查《机械设计》P354其590MPa 安主动滚轮轴的

b计算直径

d82.9mm b236MPa） 全系数取nb2.5，则[]ddr85mm nb因为ddr85mm，所以试设计成功。

为了维修的方便，及简化设计工作，从动滚轮的轴径也取同一数值，即

d、=85mm。

3.1.4附着力验算

为了保证焊件在主动滚轮上不打滑，焊件在滚轮上的有效摩擦因数f应满足

f

7

FtF1fp FnFf1武汉理工大学《专业课程设计》说明书

式中 f—焊件在滚轮上的有效摩擦因数；

fp0.5~0.7， fp—焊件在滚轮上的许用摩擦因数，采用钢轮时，

取fp=0.5。

F10.097105因为f0.033fp0.5，故实际的附着力满足设计 5Ff12.97210

要求

3.2焊接滚轮架的电动机驱动功率的确定及型号选择

3.2.1焊接滚轮架的电动机驱动功率的确定 焊接滚轮架的电动机驱动功率

Mnn15840.637kw0.2kw N 955095500.4

式中 N—每个主动滚轮电动机的驱动功率（kw）；

Mn—主动滚轮轴的传递扭矩（N·m）；

n—主动滚轮的转速，即许用最高转速（r/min）；

—传动机构的总效率，因为机构中有一级蜗轮蜗杆传动，故

=0.4。

3.2.2电动机型号的确定 上面计算的电动机功率为0.2kw，但根据目前厂家生产的34T滚轮电动机型号

Z4-100-1

架的实际产品，电动机功率应进行放大。这是因为滚轮或工件不能做到额定功率 绝对的平滑，尤其是许多筒状工件都有横向焊缝，当横向焊缝通过滚轮P=1.5kw

额定转速

是会产生很大的附加力矩。由于滚轮的转速很低，且减速机构只有三级，n0=955r/min

所以不宜选用转速过大的电动机，考虑上诉因素功率应留足够余量才能

使滚轮架稳定工作。另外1990年颁布了焊接滚轮架的行业标准

（ZBJ/T33003-1990）中规定了不同吨位的焊接滚轮架的电动机最小功率：

表3-1 电动机功率

根据上诉情况电动机功率应放大数倍，电动机决定选用

功率：P=1.5KW ，转数：N=955转， 型号：Z4-100-1直流电动机作

为该焊件滚轮架的驱动力源。

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3.3传动比的分配及外购减速器型号的选择 总的传动比 n09551499.2 n0.637整个传动过程，分三级进行减速，传动比的分配如下：第一级采用i皮带轮减速机进行减速，传动比为i12，第二级采用摆线针轮减速机进行减速，传动比为i135，所选的减速器型号为 ZW 1.5-4A-35； 表3-2 ZW 1.5-4A-35摆线针轮减速器的主要参数 输入转输出功中心高 输入轴轴径 输出轴轴径 mm 速r/min 率 kw mm mm 955 1.27 125 22 30 第三级采用蜗轮蜗杆减速，传动比为i221。 因为 i1i2i3235211470i1499.2，且相差不是很大，故可以满足设计使用的要求。

摆线针轮减速器型号： ZW1.5-4A-35

i135

3.4滚轮架滚轮的设计 滚轮架的滚轮结构主要有四种类型，其特点和使用范围见表4。 表3-3滚轮形式选择 类型 钢轮 胶轮 组合轮 履带轮 大面积履带和焊件接触，有利于防止薄用于轻型，薄壁大直径的焊件及有色钢轮外包橡胶，摩擦力大，传动平稳但橡胶易压坏 钢轮与橡胶轮相结合，承载能力比橡胶轮高，传动平稳 承载能力强，制造简单 一般用于重型焊件和需预热处理的焊件以及额定在和大于60t的滚轮架 一般用于10t以下的焊件和有色金属容器 一般多用于10~~60t的焊件 特点 使用范围

壁工件的变形，传动平稳但结构较复杂。 金属容器

由于滚轮架的额定载荷是34t，所以选用组合轮结构。

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图3-4

如图3—4所示。滚轮直径为500mm，宽260mm。滚轮中间采用橡胶来增大摩擦力，作为驱动，宽130mm；两边采用钢轮，作为承重，宽65mm

3.5主动滚轮轴的设计与计算

主动滚轮轴与轴承配合处的尺寸在前面已经计算：d=85mm，这里就不在重复计算，主动滚轮轴与蜗轮和圆螺母配合处的最小轴径计算：

d10M31015.842105min3n236mm40.6mm（该主动滚轮轴采用

45钢制造，其许用

b590MPa 安全系数取nb2.5，则

[]bn236MPa）；这就是说只要主动滚轮轴的最小轴径大于40.6mm，

b即可满足使用要求，该轴的其它尺寸根据经验设计，主动滚轮轴的尺寸

如下图所示：

图 3-5

由于该轴在设计时是按强度进行设计的，这里可不必重新校核轴的

10

dmin40.6mm

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强度了。由于轴承是标准件，在设计轴的同时，需根据与轴承配合的轴径（d=85mm）选对应的轴承型号，选用圆锥滚子轴承，型号为：滚动轴承 302187GB/T297—1994。 滚动轴承 302187GB/T297—1994。

3.6蜗杆轴的设计与计算

蜗杆与十字滑块联轴器配合处的轴径最小，为便于联轴器的安装，取蜗杆的最小轴径与摆线针轮减速器的输出轴径相等，即实际的最小轴径dmin38mm，与轴承配合的轴径及轴肩的尺寸可根据经验进行设计，设计尺寸如下图所示：

图3-6 蜗杆轴的强度校核计算

蜗杆材料为45钢，调质处理，查《机械设计》P354其590MPa

b安全系数取nb2.5，则[]bnb236MPa，蜗杆最小轴径可根据蜗杆所

受的扭矩进行校核计算，蜗轮的工作扭矩为T2Mn15.84105Nmm， 蜗杆为单头，故0.7，设蜗杆的工作扭矩为T1,则

T1T215.84101.077105Nmm i210.75

dmin50mm

故

dmin310T15101.077103mm16mmdmin50mm，满足设计使

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滚动轴承 30217 GB/T297—1994

用要求。

由于轴承为标准件，在设计轴径的同时，需根据轴径选择所需轴承的型号。这里由于所受轴向力向里，考虑到设计的经济性，这里决定选用圆锥滚子轴承；根据蜗杆轴与轴承配合处的轴径为d=85mm，可确定出所需轴承的型号为：滚动轴承 30217 GB/T297—1994。

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3.7蜗轮蜗杆传动的设计与计算

3.7.1蜗杆功率与材料的选择

蜗杆的输入功率

p2p带轮121.50.950.0.991.256kw 式中 带轮—V 带传动的效率，带轮0.95；

1—摆线针轮减速机的传动效率，10.； 2—联轴器的传动效率，20.99 ； 蜗杆的转速

n95513.6r/min n20i1235n213.6r/min

Z12

Z242

蜗杆采用45钢，表面高频淬火，硬度为45~55HRC；蜗轮齿圈材料采用ZCuSn10P1，金属模铸造，内圈采用45钢制成。

3.7.2主要参数的计算

根据传动比i221，查《机械设计》表12-2，取Z12，

Z2i2Z121142

ZN1

采用蜗轮的工作转矩Mn进行设计计算，则

T2Mn15.84105Nmm

查《机械设计》表12-5得基本许用接触应力HP220MPa，设计使用期限为10年（th=24000h），则应力循环次数 N60n3th60寿命系数 ZN55240009.354105（次）

235217101081.341，取ZN1 5N9.35107故许用应力HPZNHP1220MPa220MPa 由于是钢蜗杆与铜蜗轮配对使用，故ZE160MPa 确定中心距a m8a(qZ2)(1042)mm208mm

22

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a 208mm

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表3-4 蜗轮及蜗杆的尺寸参数表 名称 符号 计算公式及结果 mm a m中心距 a(qZ2)208mm 2蜗轮轮缘宽度 B B0.75da172，取B=45 蜗杆的螺纹部分长度 蜗杆轴向模数 蜗杆头数 蜗轮齿数 传动比 蜗杆直径系数 齿顶高系数 蜗杆轴向齿距 蜗杆导程 L m Z1 Z2 i q * ha

L(110.06Z2)m108.16，取L=110 8 2 42 21 10 1 Pxm25.12 PzZ1Px50.24 20 Px Pz

蜗杆轴截面齿  廓压力角 顶隙 C 蜗杆齿顶高 蜗杆齿根高 蜗杆齿高 蜗杆分度圆直径 蜗杆齿顶圆直径 蜗杆齿根圆直径 蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮外径 ha1

c(0.2~0.3)m1.6~2.4，取c=2.4 *ha1ham8 hf1 hf1hmc9.6~10.4，取hf1=10.4 h1 d1 *a

h1=ha1+hf1=17.6~18.4，取h1=18.4 80 *a da1 da1d12hm96 * df1 df1d12ham2c59.2~60.8，取df1=60

d2 da2 de2 d2=Z2*m=336 da2(Z22h)m352 de2da21.5m3，取de2=360 R10.5da1c49.6~50.4，取R1=50 *a

蜗轮齿根圆弧 R1 面半径

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蜗轮齿顶圆弧 R2 面半径 R20.5df1c61.6~62.4，取R2=62

3.8V带传动设计与计算 电动机与摆线针轮减速器之间同V带传动来传递扭矩，带传动比i=2。根据电动机额定功率P=1.5kw，额定转速n0=955r/min，设计该V带传动。V带传动的设计计算过程如下表3所示。 表3 -5 V传动设计计算 设计计设计计算依据 计算结果算项目 （长度单位为mm） 查《机械设计》表13-10 1.0 工况系数KA 计算功率Pc/kw 选V带型号 小轮直径d1 验算带速/(m/s) 大轮直径d2 从动轮转速n2/（r/min） 从动轮转速误差 PcKAP 1.5kw 查《机械设计》图13-7、图13-8 查《机械设计》表13-14及推荐标准值 选用Z型 71 7m/s 142 475r/min

d1n1/60000，一般为5~25m/s d2d1n1/n2，一般应取标准值 'n2n1d1/d2 n'2n2/n2，应不超过0.05 0 210

初定中心距a0 推荐a0(0.75~0.80)(d1d2)，同时考电动机和减速器的结构尺寸，以防干涉 初算带长Lc Lc2a0(d1d2)/2(d2d1)2/(4a0) 831 900

选定基准长度查《机械设计》表13-7、表13-8 Ld 定中心距a aa0(LdLc)/2 amina0.015Ld amaxa0.03Ld 246 232.5 273 163.4 o

amin amax 验算包角1 (dd)11802157.3120 a14

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单根V带基本额查《机械设计》表13-4 定功率P0/kw 传动比i 功率增量P0/kw 长度系数KL 包角系数K 单根V带许用功率P0/kw V带根数z 查《机械设计》表13-7、表13-8 查《机械设计》表13-9 1.69kw

id2/d1 查《机械设计》表13-5、表13-6 2 0

0.86 1 1.45kw

P0(P0P)KLK ZPc/P0，考虑传动的可靠性，且不宜

4

超过《机械设计》表13-11推荐的轮槽数 V带单位长度质查《机械设计》表13-1 0.17kg/m 量q/（kg/m） 单根V带的初拉30.9N F0500Pc(2.5K)/(Kzv)qv2 力F0/N 轴上的压力FQ/N

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FQ2zF0sin12237N 武汉理工大学《专业课程设计》说明书

四，滚轮架零部件结构的设计与选择

4.1轴承端盖的设计

首先，根据轴承座孔（外圈）直径100mm由《机械设计课程设计》表14—1查得轴承端盖螺钉直径为d3=10mm，螺钉数目为4个。 如图4—1所示首先，根据轴承座孔（外圈）直径100mm由《机械设计课程设计》表4—6查得轴承端盖螺钉直径为d3=10mm，螺钉数目为4个。如图2—4所示，由《机械设计课程设计》P133页可知， D4=D-(10~15mm) 得D4=85mm D0=D+2.5D3 D0=125 e=1.2d3 e=12 D2=D0+2.5D3 D2=150

轴承端盖、轴承透盖都是按照此尺寸设计。

图2—4 轴承端盖

4.2键及联轴器的选择

4.2.1主动滚轮轴上键的选择及型号确定

键的链接采用普通平键联接，这种键应用最广，普通平键按照键的端部形状分为：圆头、方头、和单圆头三种。为了减小轴在加工过程中所引起的应力集中，这里决定选用A型键。根据与键配合的轴径

d97mm及轴长L250mm，查《机械设计课程设计》P107页可得所需键的型号，与滚轮配合处的键的型号为：键28220GB/T10962003；与蜗轮配合处的轴径d80mm，轴长L70mm，查《机械设计课程设

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计》P107页可确定该处所用的键型号为：键2250GB/T10962003。 键

4.2.2蜗轮轴上键的选择及型号确定 蜗杆轴与十字滑块联轴器配合处需用一个键，为了减小轴在加工过程中所引起的应力集中，这里也选用A型键。根据与键配合的轴径d38mm及轴长L70mm，查《机械设计课程设计》P107页可得该处所用的键的型号为：键1050GB/T10962003。 2250GB/T10962003键

1050GB/T10962003

4.2.3联轴器的选择 蜗杆与摆线针轮减速器之间是通过联轴器来传动扭矩的，可移式刚性联轴器可以通过两半联轴器间的相对运动来补偿被联接两轴的相对位移。该焊接滚轮架传动特点要求所选用的联轴器具有较好的刚性，由表4-1，再考虑到经济性，这里设计选用价格相对便宜而又具有较好刚性的十字滑块联轴器，联轴器的尺寸大小可根据摆线针轮减速器输出轴的轴径大小查《机械设计课程设计》进行确定。 表4—1 联轴器选择 名称 公称扭矩范围 凸缘连轴器 NZ挠性爪型联轴器 十字滑块联轴器 120~20000 结构紧凑，尺寸小，寿命长。但制造比较复杂 25~600 15~65 10~20000 轴径范围 最大转速范围 经常用于荷载平稳有轻度冲击的条件下，链接低速和刚性不大的两轴。 用于小功率，高转速，没用急剧冲击载荷的情况下 无较大冲击，转速不高的，存在两轴径向相对位移时采用 特点 应用条件 结构简单，成本低可传动较大扭距， 但不等消除冲击。10~180 1400~13000 对所连两轴间的偏移缺乏补偿能力 外形尺寸小，飞轮

3800~10000 力矩小 15~150 100~250

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4.3机架的设计

机架零件支撑着机器中的全部零件，保证组成机器的各零件处于正确的工作位置，承受各零件的作用力，并传递到基础上。

每台机器都有各自的特殊功能，因而，为满足这些特殊要求，机架零件具有各自的结构形状。常见的机架结构形状可以分为以下几类机座类，如各种机床的机身；⑦底座类，如由电动机、减速器和卷筒组成的电动绞车的底座；②箱体类，如速器的机体。

由于机架零件形状复杂，一般多采用铸件。铸铁因具有铸造性能好、价廉、吸收振动能力强及刚度高等特点，在机架零件中应用最广。受载情况严重的机架零件，可用铸钢。

对于结构简单、生产批量不大的大中型机架，常用由型钢和钢板焊接成的焊接件。它质量小，生产工期短，不同部件可用不同牌号的钢材。焊接的机架零件质量比铸造的可减轻40％左右。为提高强度和刚度在接头处常焊以加强板和加强筋。为减少机械加工，应在机架上安装各部件的支承面处焊有钢板，以便区分加工面。焊后应热处理消除内应力。

由于结构简单，生产批量不大，所以34吨焊接滚轮架的机架部分采用工字钢和钢板焊接而成。

4.4表面粗糙度

在规定表面粗糙度参数的允许值时，应考虑如下原则：

1)在满足零件功能和外观要求的前提下，尽量取大的粗糙度参数值。 2)同一零件上，工作表面的粗糙度值应小于非工作表面。 3)摩擦表面的粗糙度值应小于非摩擦表面；滚动摩擦表面的粗糙度值应小于滑动摩擦表面；运动速度高、单位压力大的摩擦表面的粗糙度值应小于运动速度低、单位压力小的摩擦表面。

4)对承受变动载荷的零件表面，以及最容易产生应力集中的部位，例如零件的团角、沟槽处，粗糙度值应较小。

5)配合性质要求高的结合面、密封面以及要求联接可靠、受重载的过盈配合表面和配合间隙小的间隙配合都应方小的粗糙度值。 6)同一公差等级的零件，小尺寸比大尺寸、轴比孔的租糙度值要求小。

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7)要求耐腐蚀的零件表面，粗糙度值应较小。

8)表面粗粮度要求应与尺寸及形状公差相协调，一般来说，尺寸及形状公差要求较高时，粗糙度值应较小。

[3]

根据以上原则标注了个零件的表面粗糙度，在机架上采用了12.5的表面粗糙度。

除此之外，在设计过程中还要处理好公差配合的问题，加工出来的焊接滚轮架才能正常平稳的运行。

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五，小结

本次34T焊接滚轮架的机械设计的过程中由于在设计方面我们没有经验，理论基础知识把握得不牢固，在设计中难免会出现这样那样的题目，如：在选择计算标准件的时候可能会出现误差，假如是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够正确，再次，在轴的设计方面也比较薄弱，联轴器的选择，轴的受力分析等方面都碰到了困难，在同学的帮助下逐步解决了。这些都暴露出了前期我在这些方面知识的欠缺和经验的不足。

对于我来说，收获最大的是方法和能力；那些分析和解决题目的能力。在整个课程设计的过程中，我发现我们学生在经验方面十分缺乏，空有理论知识，没有理性的知识；有些东西可能与实际脱节。总体来说，我觉得像课程设计这种类型的作业对我们的帮助还是很大的，它需要我们将学过的相关知识系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进！

通过本次焊接滚轮架的设计，可知本焊接滚轮架中心距可调，可适用于直径500—4000mm的筒形工件焊接。额定载荷为34T,主要应用于薄壁轻型筒形工件的焊接，也可用于工件的装配，及焊接检验等工作。这次焊接滚轮架多采用标准件制造，机架多采用标准型钢制造，工艺简单，成本低廉，便于维护和保养，使用寿命长。而且具有结构简单，操作简易，运转稳定，并且可以根据焊件的特点任意组合等优点。

通过本次的课程设计，培养了我综合应用所学课程的理论知识和理论联系实际，应用生产实际知识解决工程实际题目的能力。

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六，参考文献：

《焊接工装夹具及变位机械性能.设计.选用》 《焊接工装夹具及变位机械图册》 《机械原理》 《机械设计》

《工程制图及公差互换》 《机械设计手册》 《理论力学》 《材料力学》

《焊接工装设计》

《焊接结构生产及装备》 标准：《机械工程手册补充本》（一）中有关焊接滚轮架的受力分析及驱动功率的计算

焊接滚轮架的行业标准（ZBJ/T 33003-1990） 《机械设计课程设计》

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