〔大学论文〕FT380L油箱隔板底边纵向点焊自动传动工装（含word文档） .pdf

目目目目录录录录 1 绪论1 2 工作状态描述2 3 传动方案拟定2 3.1 螺旋传动3 3.2 齿轮齿条传动4 4 电动机选择5 4.2 交流伺服电动机简析6 4.3 直流伺服电动机选择6 5 传动机构设计7 5.1 减速机构设计7 5.1.1 参数确定7 5.1.2 齿面接触疲劳强度校核8 5.1.3 齿根弯曲疲劳强度校核9 5.2 螺旋传动件设计10 5.2.1 参数确定10 5.2.2 螺杆强度校核11 5.2.3 螺母螺纹牙强度校核11 5.2.4 螺杆稳定性校核 .12 6 工作机构设计14 6.1 方案确定14 6.2 尺寸确定16 6.3 滚轮设计16 6.4 连接杆设计17 6.5 联接螺栓强度校核19 7 结束语21 谢辞21 参考文献22 1 1 1 1 1 绪论绪论绪论绪论 本设计是根据河南新乡三利机械集团股份有限公司实际的生产要求完成的。 该公司主要生产与重型汽车配套的油箱，而 ft380l 油箱就是其主要产品之一。 为了减轻在汽车行驶过程中油液对油箱的冲击力，油箱中需要加装隔板，并将其 用 dn-80 点焊机焊接在油箱内以增强油箱的总体刚度。但生产实践证明,dn-80 型点焊机在对 ft380l 油箱隔板底边进行焊接中由于自动化程度不高，没有与油 箱相配套的支撑和传递机构，而需要人工的协作，不但生产效率低下，而且焊接 后的焊点往往达不到相应的要求。 出现焊点强度不够或者严重偏离底板中心位置 等问题，造成油箱使用寿命大大缩短，质量难以满足用户的要求，给用户和企业 造成严重的经济损失。 为了提高产品的可靠性，提高生产效率，现给该型号点焊机加装与其配套的 支撑定位和自动传递油箱的装置，该装置可自动完成待加工的油箱的进给，并能 准确、平稳地将油箱传送到待焊接位置。该项目的顺利完成，还将极大的节省人 力，降低生产成本，给企业带来丰厚的利润。 早在上个世纪七八十年代， 与点焊机相配套的自动传送装置就已经开始在国 外进行研究并很快的投入到实际生产当中。 不过当时的传送装置只是针对具体的 点焊机进行的改装，功能比较单一，结构也相对简单。到目前为止，这种机构已 经有了非常大的发展，逐渐形成了一个体系，大多数都能根据需要实现非常复杂 的传送路线，精度和自动化程度非常高了。也有按工作机的实际情况研制生产的 专用传送机出现。 国内对这种装置的改进和研制是上世纪九十年代左右。 近年来， 随着国内工业水平的迅速发展，企业自动化程度的不断提高，传动装置的性能和 种类有了长足的发展。目前应用比较广泛的有齿轮，液力和静液压传动装置等三 种主要型式，现分别对其进行分析如下。 齿轮传动装置主要应用于使用要求不高，主机成本较低的部分铲土运输机 械，工程起重机械，压实机械和内燃叉车等产品的变速器，驱动桥主传动和轮边 减速器，齿轮变速器按其结构形式可以分为定轴式和行星式两类。而驱动桥则可 以按其功能分为刚性、转向和贯通式驱动桥。目前我国机械式齿轮传动装置技术 水平较低， 具有较大的发展空间。 应该大力推广优化设计方法， 改进齿轮， 轴类， 壳体等关键零件的材料与工艺，进一步提高使用寿命，减轻重量，缩小体积； 采 用先进的换挡元件和换挡方式，努力减轻司机的劳动强度，缩短动力中断时间， 提高工程机械的作业效率。国内已经引进的变速器的先进设计和零部件，应该大 力推广采用。 液力传动装置主要用于对使用和主机性能要求较高的铲土运输机械和内燃 叉车等产品， 其中液力变矩器和动力换挡变速器作为底盘动力传动中的无级变速 2 元件，可以使主机具有良好的自动适应性和操作性能。目前，提高国内液力机械 传动装置水平的一大关键问题是必须加快联合兼并的步代，引进先进技术，早日 在我国建成具有世界一流技术水平的竞争能力的专业化，只有这样，才能实现液 力机械产品的专业化、系列化与通用化，使该系列产品具有旺盛的生命力。 静液压传动装置主要用于液压挖掘机以及对主机性能要求较高的推土机， 装 载机，路面机械，压路机和内燃叉车等产品和静液压变速、转向系统和工作装置 上，使主机具有良好的无级变速和操作性能1。 2 2 2 2 工作状态描述工作状态描述工作状态描述工作状态描述 本自动传动工装主要是采用机械传动的型式， 现对本装置工作要求进行如下 分析： 该装置主要用于将油箱纵向传送到点焊机焊头的工作位置，其工作流程如 下：纵向焊接油箱隔板时，点焊机焊头位置固定，通过电机带动传动机构将油箱 传送到隔板 1 第一个焊点位置后停止，点焊机工作，该焊点完成后，伺服电机将 油箱传送到第二个焊点位置，点焊机继续工作，如此反复循环。当隔板 1 的 13 个焊点完成后，电机带动油箱返回至第一个焊点位置，点焊机焊头横向移动至第 二个隔板后工作。当第二个隔板的焊点完成后，点焊头升起，越过隔板并移动至 第三个隔板的焊点位置。电动机与点焊机交替工作，直至三个隔板的 39 个焊点 完成后， 电动机将油箱传送至起始位置。 油箱从夹具上被放下， 装上待加工油箱， 按下启动按钮，电机工作。油箱焊点位置见图 1。 图 1 隔板点焊位置 3 3 3 3 传动方案拟定传动方案拟定传动方案拟定传动方案拟定 3 机械传动装置的任务是根据机械的总体布置要求， 解决原动机与工作机之间 的运动联系及运动速度和运动方向变换，使它们之间的运动参数相匹配。 合理的传动方案首先应满足机器的工作要求，如所传递的功率及要求的转 速。此外，还应保证机器的工作性能和可靠性，具有高的传动效率、工艺性好、 结构简单、成本低廉、结构紧凑和使用维护方便等。但同时达到这些要求是不容 易的。因此在设计过程中，往往需要拟定多种方案以进行技术经济分析比较。 一 般来说，斜齿圆柱齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要 求传动平稳的闭式传动。开式齿轮传动的工作环境一般较差、润滑条件不好， 磨 损较严重，寿命较短，应布置在低速级。 机构的类型是拟定传动方案的重要一环，通常应考虑机器的动力、运动和其 它要求，再结合各种传动机构的特点和适用范围，分析比较，合理选择。根据具 体的要求， 选择相应的传动机构， 配置在驱动电机和工作机构之间， 以实现转矩、 转速的匹配。本装置中的工作机构由油箱及其夹具组成，预计总重量不会很大， 故所需要的驱动力矩不会很大。 要将电动机输出的回转运动转换为工作机构的往 复直线运动， 以终端输出形式分， 通常可选取螺旋传动和齿轮齿条传动二种结构， 下面分别进行分析。 3.13.13.13.1 螺旋传动螺旋传动螺旋传动螺旋传动 螺旋机构是由螺杆、螺母及机架组成，如图 2 所示。一般情况下，它是将螺 杆的旋转运动转换为螺母沿螺杆轴向的移动， 也可将螺母的移动转换为螺杆的转 动。螺旋传动具有摩擦阻力小，操作轻便灵活，运动平稳，精度高等优点，并且 能获得很大减速比和力的增益。但螺杆的制造周期较长，另外长度较长的螺杆本 身的自重引起的挠度较大，需要增加螺杆支撑机构等，将使结构变得复杂。故当 工作机构的传动平稳性要求比较高， 并且行程较短或者所选用的螺杆直径较大的 话，采用螺旋传动就比较合适。 图 2 螺母移动的螺旋传动 1.机架；2.螺杆；3.螺母 4 因螺旋传动的摩擦阻力小，故可选用传动比较小的减速器，甚至可以不设减 速机构而由电动机直接驱动螺杆，但是这就要选择更大驱动转矩的电动机。在实 际生产中应尽量避免采用2。 3 3 3 3.2 .2 .2 .2 齿轮齿条传动齿轮齿条传动齿轮齿条传动齿轮齿条传动 因为齿轮齿条之间的间隙在装配时比较难以消除， 故传动精度没有螺旋传动 高。但齿轮齿条传动可以不受长度限制，齿条可以根据长度需要拼接，相对螺杆 要增加支撑机构来说，在结构上可简单化。但采用齿轮齿条传动时，需要较大的 驱动力矩才能驱动油箱及其夹具，这就要选择传动比较大的减速器，并且对驱动 电机的选择也会产生一定的限制3。 由于传动部件直接影响着整体机构的稳定性和快速响应等特性，因此，应设 计和选择满足传动间隙小、精度较高、低摩擦、运动平稳、响应速度快传递转矩 大以及与伺服电动机等其他环节的动态性能相匹配的传动部件。本装置中，伺服 电动机是通过传动机构来控制油箱夹具在焊点和焊头对应点位置的启动、停止 的，因此要求传动机构既能实现运动的变换，又能实现动力的变换。由于在本装 置中油箱的往返行程仅有 420mm，如果采用螺旋传动可不必安装支撑机构，也 不会使整体结构显得过于复杂。 综上所述，拟定选用螺杆螺母作为传动机构。由于螺旋传动的摩擦阻力小， 故可选用传动比较小的减速装置，在选用减速装置时，根据所选择的电动机的输 出转速、功率、扭矩，结合工作机构所需要的工作速度以及功率、扭矩等选定合 适的减速装置传动比，进而选取减速装置。因为本装置的设计主要是对工业生产 设备的改造，考虑到成本等因素，现直接采用普通的圆柱齿轮作为减速装置。 圆 柱齿轮有直齿、斜齿、锥齿等多种。锥齿轮的加工比较困难,特别是大尺寸锥齿 轮。并且当锥齿轮的速度过高时，还应考虑能否达到制造精度及成本问题。而斜 齿圆柱齿轮在实际生产中最为普遍，且承载能力也比较强，斜齿圆柱齿轮传动的 平稳性也较直齿圆柱齿轮传动好。 现采用一对斜齿圆柱齿轮作为电动机与螺杆之 间的减速机构。 本装置的设计以经济实用为原则，依次对驱动系统，传动机构以及工作机构 进行选择分析，最终确定以下传动方案。现对其结构描述如下：由伺服电动机通 过传动机构将运动和动力传送至工作机构（油箱夹具） ，从而使油箱满足一定的 运动轨迹要求。传动件采用螺杆螺母，螺母与油箱夹具固接在一起，当螺杆的旋 转运动转变为螺母的直线运动后， 油箱夹具随着螺母在其轨道上完成直线往复运 动，完成油箱三个隔板底边的焊接。螺杆与电动机之间采用一对斜齿圆柱齿轮减 速，螺杆两端拟定采用一对轴承支撑，而轴承也固接在油箱支架的轨道上。其大 致结构如图 3 所示。 5 图 3 自动传动工装示意图 1.电动机；2.减速齿轮；3.螺杆；4.螺母； 5.轴承；6.支架；7.夹具；8.滚轮 4 4 4 4 电动机选择电动机选择电动机选择电动机选择 在本装置中，由于油箱的往复运动有一定的控制要求，并且电动机的启动、 停止比较频繁，因此所选电动机应能满足以下特点： （1）调速范围比较宽； （2）快速性好，即加速转矩大，频响特性好； （3）可靠性高、寿命长； （4）能适应频繁启、停的工作要求。 在控制系统的设计过程中要综合考虑控制要求、成本等多方面的因素，选用 适当的控制电机。综合考虑以上特点，拟选用伺服电动机。伺服电动机又叫执行 电动机，或叫控制电动机。在自动控制系统中，伺服电动机是一个执行元件， 它 的作用是把信号（控制电压或相位）变换成机械位移，也就是把接收到的电信号 变为电机的一定转速或角位移。伺服电动机有直流和交流之分，下面分别对其特 性进行简单的分析。 4.14.14.14.1 直流伺服电动机简析直流伺服电动机简析直流伺服电动机简析直流伺服电动机简析 6 伺服电动机有直流和交流两种形式。直流伺服电动机具有精度高、响应快、 调速范围宽等优点，广泛应用于半闭环或闭环伺服系统中。设计伺服系统时， 在 对工艺、负载、执行元件、伺服电动机特性等特点进行分析的基础上，选择直流 伺服电动机的型号4。直流伺服电动机的选择一般可根据以下三个方面来考虑： （1）负载的转矩和功率； （2）执行元件的质量； （3）伺服电动机的特性。 4.24.24.24.2 交流伺服电动机简析交流伺服电动机简析交流伺服电动机简析交流伺服电动机简析 直流伺服电动机有电刷和和换相片，需保养和定期清扫。交流伺服电动机是 无电刷电动机，无此项维护保养要求。电刷和换相片还限制了直流伺服电动机的 转速和功率的提高，而交流伺服电动机的转速和功率不受这种限制，有较宽的调 速（可达 1：100000）和功率范围。由于交流伺服电动机的的转子无绕组，转动 惯量小，故快速性好。交流伺服系统多为闭环控制，精度很高。交流伺服电动机 本身的结构简单，价格低，但变频装置比较复杂，价格昂贵。在一般情况下， 直 流伺服电动机适用的场合，应该避免采用交流伺服电动机5。 综上所述，直流伺服电动机和交流伺服电动机相比，它具有机械特性较硬、 输出功率较大、不自转，起动转矩大等优点。因此在本装置中选用直流伺服电动 机。 4.34.34.34.3 直流直流直流直流伺服电动机选择伺服电动机选择伺服电动机选择伺服电动机选择 首先将工作机构移动速度确定为 v=35mm/s，假设油箱夹具重 75kg，而已知 油箱自重为 32kg，则本装置中工作机构所需要的驱动力为： ()327510 0.1107 n fffn=+=（1） 上式中：查机械设计手册表 1-1-7 取 f=0.1。 工作机构所需要的驱动功率 10.735370pfvkgmm sw= （2） 按传动方案，查齿轮、滚动轴承、滑动螺旋传动的效率分别为 1 0.98=， 2 0.98=， 3 0.6=，则电动机输出功率 2 123 370 642 0.980.6 pw pw = 出 （3） 7 查伺服电动机产品手册， 选额定功率为 750w 的 8cc751c 型直流伺服电动机， 该电机参数尺寸如下表： 表 18cc751c 直流电机参数尺寸 型 1额定功率额定转速输出转矩外伸轴尺寸键槽尺寸 8cc751c0.75kw3000r/min2.386nm19 306 4 5 5 5 5 传动机构设计传动机构设计传动机构设计传动机构设计 5.15.15.15.1 减速减速减速减速机构机构机构机构设计设计设计设计 5.1.15.1.15.1.15.1.1 参数确定参数确定参数确定参数确定 （1）按传动方案减速机构为一对斜齿圆柱齿轮，由于工作机构运动速度不 高，故选用 7 级精度。小齿轮与电动机轴键联接，故小齿轮转速 1 3000minnr=， 考虑到传动比的减小会使传动装置外廓尺寸紧凑， 查 机械设计课程设计指导书 表 1 初定传动比i=3.2。 （2）材料选择。按机械设计表 10-1 选小齿轮材料为40 r c（调质） ，硬 度为 280hbs；大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs。 （3）齿数比 u=i=3.2。 （4）查机械设计手册图 14-2-23 和 14-1-52 按 mq 级质量要求取值， 得 齿轮接触疲劳强度极限 2 lim1 750 h n mm=， 2 lim2 650 h n mm=；轮齿弯曲疲劳 强度极限 2 lim1 305 f n mm=， 2 lim2 230 f n mm=。 （5）查表 14-1-75 取齿面接触强度系数值483 a a=，按齿轮悬挂配置，中等 速度，冲击载荷较小，取载荷系数 k=2.0。 （6）查表 14-1-79 选齿宽系数最大值0.8 d =，则0.38 a =，查表 14-1-77 圆整取齿宽系数0.35 a =。 （7）许用接触应力 2 lim 0.90.9 650585 hph n mm= （4） （8）小齿轮传递转矩 1 1 95499549 0.75 2.3 3000 p tn m n =（5） （9）中心距 ()() 1 3 3 22 2.0 2.3 14833.2 156.5 0.35 3.2 585 a ahp kt aaumm u +=+= （6） 8 （10）考虑到中心距过小会使模数减小，进而影响到轮齿的大小，现将其适 当放大并圆整，取 a=70mm。则法面模数0.021.4 n mamm=，查标准模数系列 表 14-1-2，取1.5 n mmm=。由下式 ()() 1 22 70 22.2 11.51 3.2 n a z mu = + （7） 取 1 22z=，则 21 3.2 2270.4ziz=，取 2 70z=。 （11）实际传动比 2 1 3.18 z i z =（8） （12）螺旋角 ()() 12 1.52270 arccosarccos9.7 22 70 n mzz a + = 。 （9） （13）齿宽0.35 7024.5 a bamm=，圆整取 1 25bmm=， 2 20bmm=。 （14）小齿轮分度圆直径 1 1 1.5 2.2 33.48 coscos9.7 n m z dmm = 。 （10） 大齿轮分度圆直径 2 2 1.5 70 106.52 coscos9.7 n m z dmm = 。 （11） 分别对 1 d， 2 d圆整，取 1 35dmm=， 2 105dmm=。 5 5 5 5. . . .1.21.21.21.2 齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度校核 （1）分度圆上切向力 1 1 20002000 2.3 131.4 35 t t fn d =（12） （2）因原动机为电动机，运动均匀平稳，工作有较小冲击，查表 14-1-81， 取使用系数1.25 a k=。 （3）齿轮线速度 11 3.14 35 3000 5.5 60 100060 1000 d n vm s = （13） 查图 14-1-98，取动载系数1.15 v k=。 （4）按齿轮装配时检验调整，查表 14-1-98，则齿向载荷分布系数 9 22 3 11 1 11 1.120.18 1 6.70.23 10 hp bb kb dd =+ （14） 22 3 2525 1.120.181 6.70.23 1025 3535 =+ =1.22 （5）由 1 1.25 131.4 6.57 25 at kf n mm b =查表 14-1-102 取1.2 h k =。 则动载荷系数 1.25 1.15 1.2 1.222.1 av kk k k k =（15） （6）查表 14-1-105 得弹性系数： 2 189.8 e zn mm= （7）齿面接触疲劳强度许用应力计算 1）按齿面硬度查机械设计图 10-21d 得： 小齿轮接触疲劳强度极限 lim1 600 ha mp=； 大齿轮接触疲劳强度极限 lim2 550 ha mp=。 2）应力循环次数 9 11 6060 3000 1 100001.8 10 h nn jl= =（16） 99 21 1.8 10 3.180.57 10nn i=（17） 上式中 h l为齿轮工作寿命， 取 10000 小时，j为齿轮每转一周同一齿面啮合次数， 在此为 1。 3）查图 10-19 得接触疲劳强度寿命系数 1 0.85 hn k=， 2 0.9 hn k=。则齿面接 触疲劳强度许用应力 1lim1 1 0.85 600510 hnh ha k mp s =（18） 2lim2 2 0.9 550495 hnh ha k mp s =（19） 式中 s 为疲劳强度安全系数取 1。 （8）则当齿轮外啮合时齿面接触疲劳强度 11 1131.43.2 1 2.52.5 189.8305.3 353.2 t heah kfu zmp bdu + =（20） 所以该齿轮满足齿面接触疲劳强度极限条件。 10 5 5 5 5.1.3.1.3.1.3.1.3 齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度校核 （1）查图 10-20c 得小齿轮弯曲疲劳强度极限 1 500 fea mp=，大齿轮弯曲疲 劳强度极限 2 380 fea mp=。 （2）查图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 1 0.85 fn k=， 2 0.88 fn k=。取弯曲疲 劳安全系数 s=1.4，则许用应力 11 1 0.85 500 303.6 1.4 fnfe fa k mp s =（21） 22 2 0.88 380 238.9 1.4 fnfe fa k mp s =（22） （3）查表 10-3 得0.11 f k =，按图 10-13 取1.3 f k =，则载荷系数 1.25 1.15 1.1 1.32.1 avff kk k kk =（23） （4）查表 10-5 得齿形系数 1 2.72 fa y=，应力校正系数 1 1.57 sa y=。 则 11 1 2.1 131.4 2.72 1.57 30 25 1.5 tsafa fh n kfy y bm = （24） 所以该齿轮满足齿根弯曲疲劳强度极限条件。 小齿轮结构如图 4 所示。 图 4 小齿轮 5 5 5 5.2 .2 .2 .2 螺旋传动件设计螺旋传动件设计螺旋传动件设计螺旋传动件设计 滚动螺旋传动精度虽然很高，但结构复杂，且价格昂贵，因此本结构拟定采 用滑动螺旋传动，单线梯形螺纹，查相关手册，按一般工作要求，将螺杆螺母材 11 料分别选为 45 钢（调质） ，青铜 zcual10fe3。以下对其尺寸参数进行计算。 5 5 5 5.2.1.2.1.2.1.2.1 参数确定参数确定参数确定参数确定 查手册得螺杆中径计算如下： 2 107 0.80.88 1.2 1 f dmm p = （25） 上式中：f螺杆所受的轴向力，n； 取值范围为 1.23.5，在此选用整体式螺母，取=1.2； p为滑动螺旋副材料的许用压力， a mp，参考滑动螺旋副材料的许用压 力表，此时p=12，取p=1。 根据公式算得螺纹中径 d2 后，应按国家标准选取相应的公称直径 d 及螺距 p。螺纹工作圈数不宜过多。 由此得出的螺纹中径较小，由于此螺杆跨度相对较大，则参见机械设计课 程设计手册表 3-7，将其初定为 2 d=31mm。则螺母高度 2 1.2 3137.2hdmm=（26） 按表 3-8，螺距 p=6，大径 d=34mm，小径 3 d=27mm，牙顶间隙0.5 c amm=， 齿根宽 b=0.65p=3.9mm， 螺纹牙高0.53.5 c hpa=+=。 5 5 5 5.2.2.2.2.2.2.2.2 螺杆强度校核螺杆强度校核螺杆强度校核螺杆强度校核 受力较大的螺杆需进行强度计算。在本装置中，螺杆工作时既承受轴向压力 又承受拉力的作用，以及扭矩的作用。螺杆危险截面上既有压缩、拉伸应力； 又 有切应力。则查手册，得螺杆强度校核公式如下所示： 2 2 3 14 3 ca t f ad =+ （27） （1）查机械设计手册表 5-13，螺杆材料为 45 号钢时， ()35 s =， 号钢的屈服极限355 sa mp=，且载荷稳定，取较小值。则355 3118 sa mp=。 （2）螺杆螺纹段危险截面积 222 3 43.14 274572admm=（28） （3）查机械设计基础式 7-3 3 0.20.2 107 27577.8 t tfdn mm=（29） 2 2 14 577.8 10731.2 57235 ca =+ = （30） 即螺杆满足强度条件。 12 5.2.35.2.35.2.35.2.3 螺母螺纹牙强度校核螺母螺纹牙强度校核螺母螺纹牙强度校核螺母螺纹牙强度校核 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核 螺母螺纹牙的强度。 螺母螺纹牙受力情况如图 5 所示， 该图表明当在螺旋机构中， 随螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺 母螺纹牙的强度。螺母螺纹牙受力情况如图 5 所示，该图表明在螺旋机构中， 随 着螺杆螺母的啮合传动，螺母螺纹牙将受到与其牙型中面相垂直的作用力。则螺 纹牙必然受到剪切、弯曲的双重作用力，以下分别对所设计计算得到的螺母进行 强度校核。 图 5 螺母螺纹牙受力图 查机械设计手册表 7.9 得螺母螺纹牙许用弯曲强度40 ba mp=，螺母 螺纹牙许用剪切强度 30 a mp=。 （1）螺母螺纹牙弯曲强度校核 22 2 33 107 3.5 0.76 3.14 31 3.91 bb fh d b z = （31） （2）螺母螺纹牙剪切强度校核 2 3 107 3.5 0.97 3.14 31 3.9 a f mp d bz = （32） 式中 b 为螺纹牙齿根宽度，z 为螺纹线数。 该螺母螺纹牙满足强度条件。 5 5 5 5.2.4.2.4.2.4.2.4 螺螺螺螺杆杆杆杆稳定性校核稳定性校核稳定性校核稳定性校核 对于长径比较大的受压螺杆，当轴向压力大于某一临界值时，螺杆就会突然 发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力必须小 于临界载荷。 本装置中螺杆采用两端滚动轴承支承，并有径向和轴向的约束，取两支点间 13 的距离作为工作长度 l。查表 7-11，取螺杆长度系数=0.5；螺杆工作长度取 450mm（略大于 420mm） ；螺杆危险截面半径 3 46.75idmm=（33） 则螺杆柔度 450 0.5 6.7533.6l i=（34） 查表 710，因小于 40，可不必进行稳定性校核。 （1）螺杆传递的功率、转速、转矩 12 750 0.98 0.987200.72ppwkw = 额 （35） 2 943minnnr=（36） 2 0.72 954995497.29 943 p tn m n =（37） （2）大齿轮上的作用力 3 2 2 22 7.29 10 140 105 t t fn d =（38） tan140 tan2051 rt ffn= 。 （39） tan140 tan9.7 at ffn= 。 24（40） （3）结构设计 图 6 螺杆 1） 计算螺杆最小直径 螺杆材料采用 45 号钢，且弯矩相对转矩较小，查表 122 取 c=110。则螺 杆最小直径 33 min0 1100.72 94310.3dc p nmm=（41） 该段轴有键槽与大齿轮联接，则 () min1min1 1 5%1.05 10.310.8ddmm=+=（42） 14 2）拟定螺杆上零件的装配方案 与螺杆配合的零件较少，仅有一个大齿轮和一对轴承。按轴上零件的对称配 置原则，如图 6 所示 12 轴段与齿轮配合，34，56 轴段与轴承配合。 3）确定螺杆各段直径和长度 1螺杆螺纹的大径 d=34mm，则如图 6 所示即 45 34dmm=。其两端需制出螺 纹退刀槽，查手册得其直径 d 和宽度 b 分别为26mm，2mm。 2初步选择滚动轴承。轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆 锥滚子轴承。根据 45 34dmm=，且阶梯轴各段直径一般相差 5 至 10mm，查手册 初选单列圆锥滚子轴承 320/28，其尺寸内径外径宽=285216mm，故定 3456 28ddmm=， 3456 16llmm=。 3轴承端盖总宽度为 10mm（由端盖结构设计而定） ，根据端盖的装拆及便 于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖左端面与齿轮右端面的间距 b=10mm，故取 23 20lmm=，初定 23 25dmm=。 4齿轮安装在 12 d段，其右端面采用轴肩轴向定位，轴肩高 23 0.082admm=（43） 则 12 21dmm=，取该段轴长 122 20lbmm=。齿轮左端采用轴端挡圈定位， 所选择的轴端挡圈见零件图所示。 4）螺杆上零件的周向定位 1螺杆与齿轮的周向定位采用平键。按 12 d查手册得平键截面尺寸 6 6bhmm=，键槽用键槽铣刀加工，长为 15mm。同时为保证齿轮与螺杆配 合有良好的对中性，故选齿轮内孔的配合为 h7/k6。滚动轴承与螺杆的周向定位 以过渡配合来保证，选螺杆轴部的直径尺寸公差为 k6。 2确定圆角和倒角尺寸 参考手册，取螺杆端部倒角为1 45 。 。圆角半径见零件图。 6 6 6 6 工作机构设计工作机构设计工作机构设计工作机构设计 按所设定的传动方案，本装置的工作机构主要是由两部分组成，一是支承并 确定油箱位置的支架，二是能使油箱支架实现往复运动的导轨。两部分之间通过 四个滚轮传递运动和动力。 下面对油箱支架及其导轨的主材料和结构进行分析确 定。 6.16.16.16.1 方案确定方案确定方案确定方案确定 由于油箱自身的重量（32kg）以及油箱夹具自身的重量（75kg）作用,并且 机构的传送速度较慢，因此工作机构在运动、停止过程中对油箱产生的惯性力很 15 小。当工作机构向与点焊机焊头相对应的位置移动的过程中，油箱不会受惯性力 作用的影响而产生滑移，造成焊点位置过大的偏差。因此本装置采用在油箱支架 上焊接定位支撑板来定位油箱，该支撑板与油箱底部轮廓配合，即可定位油箱， 为增大摩擦力也可考虑在支撑板上衬上一层橡皮垫。这也就是说，本装置设计开 始所设想的油箱夹具实际上是油箱支架及定位支承板的组合体。 定位支承板结构 见图 7 所示。10 号槽钢的结构尺寸见图 8 所示。 图 7 定位支承板图 810 号槽钢 在实际的生产中，对于工作机构的位置精度要求比较高的装置大多采用如果 希望得到更高的传动精度，可选用直线导轨，因为其价格比较昂贵，并且对其配 套设备的要求也比较高，在此不便采用。考虑到设备改造的成本问题，并且油箱 隔板底边相对较宽，对焊点的位置精度要求也不是非常严格。因此该工作机构的 导轨部分拟定采用槽钢联接而成。该工厂现存储一批 10 号槽钢，在此即选做工 作机构主材料。为方便材料的选择购置以及设计的方便，工作机构的油箱支架部 分也由 10 号槽钢联接制成，并焊接上定位支承板，以确保油箱位置的固定。支 架上安装滚轮从而实现与导轨的相对运动。 16 图 9 联接角铁 通过实际测量所得到的 ft380l 油箱的轮廓尺寸如下：底面长 970mm，宽 650mm，高 330mm，底面和侧面的圆角均为 r80。鉴于油箱的外部结构，可用 简单的钢结构支架通过角铁联接并用螺栓固定作为油箱的支架部分。 联接角铁的 设计按照10号的结构尺寸通过 caxa电子图板辅助设计完成， 其尺寸见零件图， 结构外形如图 9 所示。联接角铁的联接螺栓初选为8 16m，待整体结构确定后 再作校核。 6.26.26.26.2 尺寸确定尺寸确定尺寸确定尺寸确定 （1）支架 根据油箱外轮廓尺寸以及槽钢的尺寸即可确定油箱支架所需要的槽钢长度， 即长为 650mm 的槽钢两根作为支架的宽度尺寸，1066mm 的槽钢两根作为支架 的长度尺寸。 查手册得 10 号槽钢截面积为 232 12.741.274 10cmm =，则由四根槽钢组成的 油箱支架重量 () 33 1.274 101.066 1.652 7.8 1034.1mkg =+ =（44） 则在本设计初所假设的油箱支架重量是合理的，本设计中的数据可以采用， 所确定的零件尺寸足够。 （2）导轨 由于油箱隔板两端焊点间距为 420mm，即油箱支架的往返行程为 420mm， 则通过计算可得导轨的长度至少应为 10650420 101130mm+=（45） 式中 10mm 为支架两边与导轨联接槽钢的间距。 为方便导轨的安装， 现将导轨两 端也采用槽钢通过角铁联接，那么连接油箱导轨的槽钢长度应为 ()1066+2 1048 =1182mm+（46） 上式中 10mm 为油箱支架与导轨的间距，48mm 为槽钢的宽度。则将联接角铁所 占用的导轨长度考虑在内，现取作为导轨的槽钢长度为 1250mm。 6.36.36.36.3 滚轮设计滚轮设计滚轮设计滚轮设计 滚轮是在由槽钢联接而成的导轨内滚动，因此其外形应与槽钢内槽形状相 同，形成一定的配合关系，而其尺寸可按照 10 槽钢内槽尺寸来确定。查手册得 10 号槽钢尺寸为：100 48h bmm=；8.5tmm=；5.3dmm=。并且其内槽壁有 1：10 的斜度，则按尺寸作图可测得其角度约为95。由此可得知滚轮的外廓为 圆锥台形状。且其大端直径为 17 1002 8.5380dmm= =（47） 式中 3mm 为滚轮与槽钢上壁的间隙。 滚轮的动力由与油箱支架螺栓联接的短轴传递， 为保证滚轮与支架的相对运 动，短轴一端应安装轴承，并且滚轮应制出相应尺寸的内孔与轴承配合。综合考 虑滚轮的外径尺寸与轴承所受到的载荷， 查手册选型号为 02 尺寸系列的 6205 深 沟球轴承，该轴承的基本尺寸如下：内径外径宽=25 52 15mm。为保证滚轮 与轴承的配合，其内孔直径应等于轴承外径25mm，内孔深度应至少为 15mm。 考虑到滚轮在导轨内滚动时受力应该尽量均匀，现取滚轮内孔深度为 25mm，并 且为了使轴承安装的方便，内孔没有和轴承配合的部分直径应稍大一些，取 56mm。则滚轮的结构形状可确定如图 9 所示。 图 10 滚轮 6. 6. 6. 6.4 4 4 4 连接杆连接杆连接杆连接杆设计设计设计设计 图 11 连接杆 连接杆的主要作用是将从油箱支架传递过来的动力通过轴承传递给滚轮， 使 滚轮在导轨槽钢槽内运动。 其中连接杆 a 段与轴承配合， 因此其直径25 a dmm=， 长度15 a lmm=；轴承右端应有轴向定位，在此采用轴肩定位，则查手册取轴肩高 度 0.082 a admm=（48） 18 1.53bamm=（49） 因为滚轮是在支架槽钢和导轨槽钢之间传递动力的， 因此其总长度可由以下 计算得出： 12 2222 48 102 5.3 132.480 g lbbdtbmm=+=+ =（50） 上式中：b 为槽钢宽度； 1 b为支架槽钢和导轨槽钢的间距，取为 10mm；d 为槽 钢侧壁厚； g t为滚轮的轴向厚度； 2 b为导轨槽钢与连接杆左端的间距，根据实际 情况取 2.4mm。 连接杆与油箱支架采用螺栓联接，则相联接的一端应制出螺纹孔，为使所选 用的螺栓能承受油箱重量，螺栓直径应尽量选的大些，因 c 段连接杆直径应尽量 大些，现初定 c 段直径27 c dmm=。查手册选 m1430 六角头全螺纹螺栓，则 可确定相应螺纹孔的尺寸。考虑到该螺栓受到的一定剪切力的作用，需要对其进 行校核,校核计算见 6.5。 则根据以上分析计算，即可确定连接杆的结构如图 11 所示。其详细尺寸见 零件图。 连接杆结构尺寸确定以后，就可以根据滚轮与连接杆以及所选用的 02 尺寸 系列的 6205 深沟球轴承组合为滚轮组合件。 则滚轮组合件的组合结构如图 12 所 示。 图 12 滚轮组件 19 在工作机构中，定位支承板上应加装一层橡皮垫，以增加摩擦力，避免油箱 出现偶然滑动的现象。而定位支承板与油箱夹具焊接在一起，其尺寸位置见工作 机构装配图，则本装置中最终确定的整体工作机构见图 13 所示，该机构的具体 尺寸可参见图纸。 图 13 工作机构 6.56.56.56.5 联接螺栓强度校核联接螺栓强度校核联接螺栓强度校核联接螺栓强度校核 按照以上的分析，工作机构所获得的驱动力是由螺母传递给油箱支架，而油 箱支架通过与其螺栓联接连接杆带动滚轮进而实现工作机构的往复直线运动。 因 此连接杆的联接螺栓和油箱支架联接角铁的螺栓都将受到剪切和挤压力的作用， 现对其进行剪切和挤压强度校核是很有必要的。 查手册得螺栓的许用剪切应力为 80 a mp=，许用挤压强度200 jya mp = 。 联接螺栓受力如图 14 所示。 图 14 联接螺栓受力图 （1）剪切强度校核 20 连接杆联接螺栓有 4 个，油箱支架联接螺栓有 2 个，已知螺栓受到的拉力为 油箱及支架的重力，即 ()3234.19.8647.78pmgn=+=（51） 则每根螺栓所承受的剪切力应为 max 2qp=，按公式 q a =（52） 即 2 2p d =（53） 则 22 647.78 3.5 3.14 80 p dmm = （54） （2）挤压强度校核 已知挤压力 p=647.78n，且 jy atd=（55） 上式中，t 为螺栓所联接钢板的厚度，分别为 5.3mm，8mm。则 1 1 1048.6 10.8200 5.3 14 jyajya jy p mpmp a = （56） 2 2 1048.6 16.4200 8