爬管式管道相贯线切割机设计【机械毕业设计说明书论文CAD图纸】.zip
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!【包含文件如下】【机械类设计类】CAD图纸+word设计说明书.doc【需要咨询购买全套设计请企鹅97666224】.bat1.txt减速器装配图.dwg圆弧圆柱蜗杆.dwg大链轮.dwg弹性套.dwg柱销.DWG涡轮.dwg组装图.dwg联轴节.DWG设计说明书.docx摘要为适应大型管道事业的发展，加速我国管道切割修复技术的前进步伐，需要研发一种可以在大型油气管道、桁架、大直径单双层罐体上进行周向爬行切割的相贯线切割装置。首先对国内外的爬管式相贯线切割装置和切割技术进行分析研究，并根据设计的切割装置要实现的功能，工作环境和工作方式，进行传动机构的选型；传动机构在整个设计过程中占据重要地位，而传动类型却是各式各样的，通过设计要求，确定机构传动的较理想的方案；在此基础上确定切割装置的总体设计方案，设计切割装置的本体结构由轴向进给系统，周向爬行系统，机壳和固定装置四部分组成；分别对轴向进给系统、周向爬行系统进行详细的设计并进行关键零部件的校核。关键词：切割装置 传动系统 爬管装置 AbstractIn order to adapt to the development of large-scale pipeline industry and accelerate the pace of pipeline cutting and repair technology, we need to develop a cutting device for intersecting lines that can be crawled and cut on large oil and gas pipelines, trusses, large diameter single and double deck tanks.First of all domestic and foreign climbing tube type intersecting line cutting device and analysis technology of cutting, and to achieve the function of cutting device according to the design, working environment and working methods, selection of transmission mechanism; the transmission mechanism plays an important role in the whole process of design, and it is every kind of transmission type, through the design requirements sure, the ideal transmission scheme; based on the overall design of the cutting device, cutting device design body structure by axial feeding system, circumferential crawling system, chassis and fixing device is composed of four parts; check of axial feeding system, circumferential crawling system detailed design and key spare parts.Key words: cutting device, transmission system, pipe climbing device目 录摘要IAbstractII第1章绪 论11.1设计的背景及意义11.2切割技术发展现状21.2.1热切割21.2.2冷切割31.3研究对象及发展趋势61.4本次设计的主要内容6第2章 总体方案设计72.1 方案设计和选择72.1.1 方案172.1.2 方案282.1.3 方案392.1.4方案对比102.2 爬管式相贯线切割机具体结构设计10第3章轴向进给系统的设计123.1 减速器现状简介123.1.1行星减速器123.1.2摆线针轮减速器133.1.3蜗轮蜗杆减速器143.1.4齿轮减速器143.1.5带传动减速器153.2电动机选择163.3 联轴器设计计算173.4 总传动比及其分配183.5 第一级齿轮设计193.5.1选取材料193.5.2 齿轮设计193.6二级齿轮设计243.6.1选取材料243.6.2 齿轮设计243.7.2螺旋传动部件的设计29第4章 周向进给系统的设计314.1 CWU圆弧圆柱蜗杆的设计314.2 链传动减速器的设计324.2.1 链轮基本参数的确定334.2.2 中心距的确定344.3齿形链轮的设计354.4 行走轮及导轨的设计36结 论38致 谢39参考文献40摘要为适应大型管道事业的发展，加速我国管道切割修复技术的前进步伐，需要研发一种可以在大型油气管道、桁架、大直径单双层罐体上进行周向爬行切割的相贯线切割装置。首先对国内外的爬管式相贯线切割装置和切割技术进行分析研究，并根据设计的切割装置要实现的功能，工作环境和工作方式，进行传动机构的选型；传动机构在整个设计过程中占据重要地位，而传动类型却是各式各样的，通过设计要求，确定机构传动的较理想的方案；在此基础上确定切割装置的总体设计方案，设计切割装置的本体结构由轴向进给系统，周向爬行系统，机壳和固定装置四部分组成；分别对轴向进给系统、周向爬行系统进行详细的设计并进行关键零部件的校核。关键词：切割装置 传动系统 爬管装置 AbstractIn order to adapt to the development of large-scale pipeline industry and accelerate the pace of pipeline cutting and repair technology, we need to develop a cutting device for intersecting lines that can be crawled and cut on large oil and gas pipelines, trusses, large diameter single and double deck tanks.First of all domestic and foreign climbing tube type intersecting line cutting device and analysis technology of cutting, and to achieve the function of cutting device according to the design, working environment and working methods, selection of transmission mechanism; the transmission mechanism plays an important role in the whole process of design, and it is every kind of transmission type, through the design requirements sure, the ideal transmission scheme; based on the overall design of the cutting device, cutting device design body structure by axial feeding system, circumferential crawling system, chassis and fixing device is composed of four parts; check of axial feeding system, circumferential crawling system detailed design and key spare parts.Key words: cutting device, transmission system, pipe climbing device目 录摘要IABSTRACTII第1章绪 论11.1设计的背景及意义11.2切割技术发展现状21.2.1热切割21.2.2冷切割31.3研究对象及发展趋势61.4本次设计的主要内容6第2章 总体方案设计72.1 方案设计和选择72.1.1 方案172.1.2 方案282.1.3 方案392.1.4方案对比102.2 爬管式相贯线切割机具体结构设计10第3章轴向进给系统的设计123.1 减速器现状简介123.1.1行星减速器123.1.2摆线针轮减速器133.1.3蜗轮蜗杆减速器143.1.4齿轮减速器143.1.5带传动减速器153.2电动机选择163.3 联轴器设计计算173.4 总传动比及其分配183.5 第一级齿轮设计193.5.1选取材料193.5.2 齿轮设计193.6二级齿轮设计243.6.1选取材料243.6.2 齿轮设计243.7.2螺旋传动部件的设计29第4章 周向进给系统的设计314.1 CWU圆弧圆柱蜗杆的设计314.2 链传动减速器的设计324.2.1 链轮基本参数的确定334.2.2 中心距的确定344.3齿形链轮的设计354.4 行走轮及导轨的设计36结 论38致 谢39参考文献4041第1章绪 论1.1设计的背景及意义随着管道事业的发展，建造石油平台和铺设管道的基础大型输油管道、下水管道、导管架及类似管状截面的焊接桁架，包括巨形输油管道和普通管构成的钢结构被大量采用。在铺设过程中，由于需要长度不一的管道，就需要对管道进行截断切割；在使用过程中，由于来自外界腐蚀性物质的长期侵蚀或受到外来突然巨大压力，管道就会破损或爆裂，这就需要进行管道修复，进而需要对管道进行切割开破口。为了提高管道切割焊接及修复的生产效率和质量，关键是提高焊缝的焊接质量和焊接速率，也就是对管头在焊前进行坡口的精确切割和实现切口的自动焊接，而这两者又是紧密相连的。若管头切割质量不高、焊缝间隙和坡口准备不良、是很难实现自动焊接的，大大影响了维修质量和效率，进而影响社会生活及管道事业的发展1。随着海洋石油工业的发展，海洋工程结构建造将面对面大量的钢管相贯的加工。南海西部石油合众公司，主要以海上平台上部模块建造工程为主，而大型管材相贯是该海上平台加工制造过程中经常遇见的切割焊接结构。相贯焊接前，管端相贯线需要加工，相贯线上每一点的焊接坡口也需要加工。根据石油天然气行业标准(SY/T 4802-92)和美国石油协会标准(API PI 2A)，相贯线上每一点的焊接坡口取决于该点的局部两面角。不同形式的钢管相贯，相贯线上每一点的局部两面角各不相同，局部两面角沿相贯线在不断变化。多年来国内切割领域在这方面做了大量的研究和开发工作，引进和研制了系列化的切割、钻孔、打磨工具等。这些技术被广泛用于民用以及军用的管道作业系统，也为工程建设提供了重要手段，大大提高了工作效率和工作质量。虽然在切割技术方面取得了很大成就，但技术还不够完善，存在着局限性，比如：功能有限，不能满足大范围管道直径、管壁厚度的作业要求；切割的管道端面不平整，质量不高，极大影响了焊接速率和焊接质量；需要针对性开发的设备，专具专用，浪费人力物力等。为解决这一难题，使切割技术日臻完善，所设计的切割装置应该适用于不同直径、不同壁厚的管道，切割精度要高，效率要高，操作要简易3。目前我国管道及桁架的截断或焊接时的切割作业主要是采用手动热切割工具，但由于热切割要产生高热，对所切割管道处的材料性能产生很大影响，且切割端面不够平整，所以加工质量不高。若在特殊情况下，需要高精度的加工，则必须从国外进口或者租用国外公司的切割设备，费用十分昂贵，经济性差4。本次设计的意义是通过借鉴国内外现有技术，经过自主设计，开发出一种新型的爬管式管道相贯线切割装置，用于实现油气管道、大型罐体、大直径桁架的精确割提高管道切口的切割质量和效率，以提高我国的管道建设及修复的技术水平，为我国管道事业的发展尽绵薄之力。1.2切割技术发展现状切割技术同焊接一样，是现代工业生产中的重要加工工艺，在桥梁、造船、化工、建筑、机械制造和国防工业等许多部门都有广泛应用。经过多年的发展，切割领域已取得了巨大的成就，为适应管道及其它工程的建造，提高切割速度和质量，以及适应特殊环境、特殊结构，相继开发了各式各样切割方法和设备。根据切割原理和切割状态的不同，可以分为冷、热两类切割方法5。1.2.1热切割热切割:利用热能对金属进行加热，使金属熔化并采取某种措施将某种金属或熔渣去除而形成切口的切割方法。热切割可按物理现象、加工方法、能源进行分类6。(1) 气割利用预热火焰加热切割区并送进高纯度切割氧流，借助氧与铁（或金属）的反应使金属迅速氧化，同时用高速切割氧流的动量将熔渣排除，从而形成割缝的切割方法。(2) 氧熔剂切割利用热源对待切割的金属预热使其熔化，然后供氧使金属熔化，并将燃烧产生的熔渣及剩余的熔化金属吹掉而形成切口的切割方法，如水下电弧氧切割、热切割矛切割和热切割缆切割等。(3) 空气碳弧切割利用碳极电弧的热量使金属局部熔化，借助于压缩空气流将熔化金属吹除，从而形成槽道或割缝的切割方法。(4) 激光切割利用聚集成后直径很小的激光束照射切割区，是被切割材料迅速地升华和熔化，从而形成割缝的切割方法。(5) 另外还有电弧氧切割，等离子切割，熔化极气体保护电弧切割等等。1.2.2冷切割冷切割:利用某种器具或某种高能量，在金属处于固态状态下直接破坏分子间的结合而形成切口的切割方法，如机械切割和高压水射流切割等7。1.机械式切割国内外在发展其它热切割技术的同时，也发展了机械式的切割手段，设计了机械式的切割装置，这些切割装置首先经过一系列实验，然后试用，最后定型生产。由于其加工精度高，所以常用于管件与罐体的端面加工与切割，而且在加工精度要求不断增长的情况下，这种机械切割方法完全能满足管件斜切的日益增长的精确性要求，因此应用范围正在逐步扩大，机械式切割方法主要分为三种:第一种是铣削型的切割机，它用的是齿形链式旋转环绕管件进行周向铣削。有品种各异的切割刀具，以适用于加工简单的直线形以及复杂的斜角形的切割要求。传动方式可以是气动的，也可以是液压传动的。液压传动型的机械本体与动力源分离，广泛用于各种场合下的机械切割，即切割机可以完全裸露于水中也可用于干式环境切割。这类铣削切割机己被广泛的用于干式舱，特别适合于截割一定长度的管段，加工管端为焊接做准备，然后嵌入整个管道的切割和开坡口。它由液压驱动，可以在管道水平或者垂直方向作业，可以在壕沟和180米深水下作业。它可以在带高压的管道或者罐体上进行冷切割和坡口加工，加工精度高，安全防爆，特别适合恶劣环境(风沙、污泥、水下)工作，适合海上钻井、铺管及各种水上安装工程。瓦奇公司的T-L-C 剪裁适当的管段等场合。如图1.1是北京赛诺静远科技发展有限公司开发的液压爬管式切割机，它是一种便携式铣削机，它可以在所有压力等级及材料的管道或者罐体上进行冷切割和坡口加工。它通过链条将机体固定在管道上，驱动链轮使机体带着旋转的切割刀具和坡口刀沿管道爬行一周，完成对切割机工作原理与北京赛诺的产品基本相同，如图1.2所示。 图1.1国产液压开坡口切割机 图1.2瓦奇TLC型切割机第二种机械切割用的机具是锯割式切割机，它将切割机固定于被切物体上，用锯割的方式工作，刀具为专用锯条，设备可以是气动的，也可以是液压传动的。不受能见度影响，但不能用于切斜角。第三种机械切割用的切割机是车床式切割机，它用一种桥式切割装置工作时环绕管子进行旋转切割，原理与车床相同，刀具装在桥头上。它也适用于直切或各种斜切。如图1.3为内卡式坡口机，如图1.4为管端坡口车床8。 图1.3内卡式切割机 图1.4管端坡口机2.高压水射流切割 高压水射流切割是近20年来迅速发展起来的一种新型的冷切割方法，它可以用来切割其它热切割方法不能胜任或难以切割的材料，应用于各种金属及非金属的切割。其基本原理是以水为工作介质，将水增至超高压(100-400MPa)后，经截流小孔喷射出，使水势能转变成水射流的动能，借助高速高密度水射流的巨大冲击作用来进行切割9。 高压水射流切割优点很多，但最大的特点是利用非热源的高能量水射流束对材料进行加工，切割无过热过程，避免切割对象的热变形，故可以切割几乎任何金属及非金属材料。由于水的冷却作用，被切割工件的温升特别小，这样不会影响材料的力学性能。切割速度快，质量高、没有毛刺、飞边，切割平面平整、垂直、光洁度高、切口小、确保切口品质，可以在工件的任何位置进行切割和终止切割、不会产生有毒害的气体，可保环境清洁，无污染。高压水射流切割有着其它切割技术无可比拟的优点，因此被广泛应用于高精密加工方面，同时也是水下切割的一个重要研究方向10。国内机械切割技术起步较晚，而且现有的切割装置大多属于专项专用，所见到的产品还有电动小直径内外卡式管端切割机。另外还有很多其它的切割方式，但大都未形成产品投向市场，只有少量的文献叙述。高压水射流技术也取得了很大进步，但技术还不是很成熟11。以上是作者通过查阅资料，对国内外现有的切割方法及切割装置进行的简单介绍，根据本次设计的要求，结合我国切割技术的发展现状，迫切需要研制出一种全新的切割作业装置，来提升我国管道切割修复的能力。1.3研究对象及发展趋势主要针对管径在3000mm范围内的油气输送管道、下水道及大口径桁架，研究适用管道高度高效率切割修复的一套技术和装置，实现管道快速切割。虽然国内外在切割领域取得了很大发展，我国的切割技术也获得了长足的进步，但在科技日新月异的今天，机械切割/开坡口技术对机械切割行业提出了许多新的更高的要求:如加工精度、材料强度、防腐技术等技术需要更高的发展，并且要求加强远程自动控制，作业高精度、高可靠性、结构简单等相关技术的研发设计。1.4本次设计的主要内容(1) 分析了解国内外切割装置的发展现状，掌握切割装置的工作原理。(2) 确定切割装置的总体设计方案，通过对切割装置的机构选型进行评价，确定较理想的机构传动方案。(3) 对切割装置的主运动系统，径向进给系统，周向进给系统，机壳和固定装置进行结构设计和关键零部件的校核。第2章 总体方案设计本章主要根据切割装置的技术要求，确定其工作原理；进行切割装置功能的综合分析，在功能分析的基础上进行传动机构的选型；2.1 方案设计和选择2.1.1 方案1总体方案设计的机体通过柔性齿形链条固定在被修复的管道上，由驱动轮在链条上作周向爬行，切割刀具作自转运动的同时随机体绕管道作公转运动，爬行一周即可完成切割任务。根据切割装置要实现的功能，可以确定切割装置主要有五大组件组成： (1) 主运动系统，主要实现刀具对切割对象的旋转切割。(2) 径向进给系统，主要实现对切割对象的径向进给切割。(3) 周向进给系统，主要实现切割装置沿切割对象进行周向切割。(4) 机壳和固定装置，是前三大系统的支撑装置和定位装置。切割装置的功能是切割管道。由于采用圆盘刀具切割的方式，切割装置必须完成以下工艺动作：(1) 圆盘刀具旋转。(2) 刀具沿管道径向运动。(3) 刀具沿管道圆周运动，完成对全部管壁的加工。切割机圆盘刀具旋转、刀具径向运动和刀具沿管道圆周运动的执行元件均采用电机。所以，机构设计条件为：(1) 圆盘刀具旋转：旋转运动 旋转运动(2) 刀具沿管道径向运动：旋转运动 单向直线运动(3) 刀具沿管道圆周运动：旋转运动 单向直线运动传动机构在整个装置的设计过程中占据重要地位，本次设计确定切割装置的总体方案：(1) 主运动系统，主要实现刀具对切割对象的旋转切割，主要通过圆弧圆柱蜗杆减速器传递动力。(2) 径向进给系统，主要实现对切割对象的径向进给切割，主要通过丝杠螺旋传动来传递动力。(3) 周向进给系统，主要实现切割装置沿切割对象进行周向切割，主要通过圆弧圆柱蜗杆减速器和链传动减速器传递动力。本方案的方案简图如下图所示：1切割器，2.减速器，3.电机，4.电机，5.齿形链条，6.减速器，7.电机图2.1切割机方案简图2.1.2 方案2总体方案设计的机体通过柔性齿形链条固定在被修复的管道上，由驱动轮在链条上作周向爬行，采用火焰切割的方式，对管道实现切割作自转运动的同时随机体绕管道作公转运动，爬行一周即可完成切割任务。根据切割装置要实现的功能，可以确定切割装置主要有五大组件组成： (1) 周向进给系统，主要实现切割装置沿切割对象进行周向切割。(2) 机壳和固定装置，是前三大系统的支撑装置和定位装置。进而对切割机的功能进行分解如下(1) 火焰切割功能。(2) 火焰切割器沿着管路轴向运动。(3) 火焰切割器沿着管路环向运动。机构设计条件为：(1) 切割器沿着管路轴向运动：旋转运动 单向直线运动(2) 火焰刀具沿管道环向运动：旋转运动 单向直线运动传动机构在整个装置的设计过程中占据重要地位，本次设计确定切割装置的总体方案：(1)轴向进给系统，主要实现对切割对象的轴向进给切割，主要通过丝杠螺旋传动来传递动力。(3) 周向进给系统，主要实现切割装置沿切割对象进行周向切割，主要通过圆弧圆柱蜗杆减速器和链传动减速器传递动力。图2.2 方案2简图2.1.3 方案3本方案和方案二的工作原理相同，采用火焰切割方式执行动作，对其实现高效切割，能够将方案3的功能分解成火焰切割功能、火焰切割器沿着管路轴向运动及火焰切割器沿着管路环向运动。本次设计确定切割装置的总体方案：轴向进给系统，主要实现对切割对象的轴向进给切割，主采用齿轮齿条机构。具体方案如下图所示。图2.3 方案3简图2.1.4方案对比方案1采用铣刀切削方式，具有结构简单，无需外接外部气源等优点，但是由于铣刀切割效率有限，切割和轴向的运动协调性较差，切割质量并不理想。方案3采用火焰切割方式，通过齿轮齿条驱动的方式，承载力大，传动精度较高，可无限长度对接延续，传动速度可以很高，但是对加工精度和安装精度要求较高，若加工安装精度差，传动噪音大，磨损大。方案2采用火焰切割方式，通过丝杆驱动方式完成轴向运动，运动稳定性更高，可以自锁，传动效率高，精度高，噪音低，适合高速往返传动，适用于数控切割机，因此选用方案2为最终方案。2.2 爬管式相贯线切割机具体结构设计本论文设计的爬管式管道相贯线及坡口切割机，包括安装在管道上的轨道，在轨道上运动的爬管小车、与爬管小车连接的横移机构以及控制系统，横向移动机构的一段有用于切割管的坡口切割机构，坡口切割机构的坡口角度可以调整，能够根据现场是用户要求，将坡口角度在45之间进行调整。整体结构采用链条轨道和车体式爬管结构，设备轻便高度较低，可同时实现相贯线及坡口切割，且模型可扩展，整体结构如下图所示。图2.4 设计方案机构装配图第3章轴向进给系统的设计轴向进给系统包括轴向进给电机，锥齿轮减速器，一根进给丝杠，一个进给螺母，四根导向光杠，四个导向套，四组缓冲弹簧。其中固装在整机壳体顶部外侧的轴向液压马达与旋入进给螺母的进给丝杠的上端相连，而进给螺母固装在减速箱方形体的一侧，四根固装在整机壳体内壁上的导向光杠穿过固装在上述减速器方形体的四个导向套，这样，当轴向进给液压马达带动进给丝杠旋转时借助进给螺母，就可拖动整个减速器连同圆盘刀具沿导向光杠实现进给或退刀，四组弹簧置于导向光杠的根部，起缓冲作用。 3.1 减速器现状简介3.1.1行星减速器行星减速器是较为常用的一种减速器，它的运动原理是通过太阳轮作为输入轴端，行星轮作为输出轴端完成的一种减速增扭传动机构，行星减速器的行星轮数量一般为3个，如果尺寸较大的行星减速器，可以根据设计要求增加行星轮数量，以便满足高功率的传递要求。行星减速器是在上世纪80年代被美国公司首先研发出来，之后经过的多年的发展改进，目前，已经在各行各业得到了广泛应用，行星减速器最大的优点是作为一个普遍在工业领域中应用的行星减速器，其性能能够达到其他种类减速器军品级别的性能要求，而其价格也比其他那种军品类减速器低廉很多，所以在其性能得到完善之后，迅速得到了广泛的应用。行星减速器优点主要表现在以下几个方面：1）单级减速比最大为10，这个减速比和摆线针轮等大传动比的减速机相比，还有一定的差距，但与传统的齿轮减速机相比，行星减速器的减速比超过了同尺寸的齿轮减速机；2）结构紧凑，行星减速机是采用同轴传递的原理，并采用多级行星轮分担扭矩，所以整体尺寸能够做到很紧凑，尺寸远小于普通的齿轮减速机，因此机器适用于结构紧凑的需求场所；3）承载能力强，行星减速器采用功率分流原理，多个行星轮同时啮合，传递平稳，承载能力强；4）使用寿命高，由于行星减速器多齿轮同时啮合，在设计合理的前提下，并保证在行星齿轮减速器使用过程中，对其及时润滑，行星齿轮减速器的使用寿命会达到很长，超过传统使用寿命。3.1.2摆线针轮减速器摆线针轮减速器是采用KHV传动原理理论研究出来的减速传动机构，其结构具有创新性，它不同于传统的齿轮型减速机，单独依靠齿数比进行减速传动，其结构采用新颖的少齿差结构，外圆和内圆采用偏心原理，同时外圆的齿比内圆的齿数多一个，行程一种减速传动的机构。目前，摆线针轮减速机已经广泛用于建筑、化工、市政等各种机械上，其采用的是类似于行星齿轮传动的方式进行驱动，其结构包括驱动轮、偏心轴、执行轮等几个部分，采用巧妙的设计将其结合在一起，并且执行轮比外面的针轮齿圈少一个齿，利用差齿配合传动原理，在驱动轮转动一圈的时候，执行轮只转过了一个齿，通过这种运行方式，实现了大幅减速的目的25。摆线针轮减速机自从面世以来，就收到了各行各业设备的青睐，这是以后几点优点：1.大减速比：目前摆线针轮减速机的最大减速比能够做到87，仅次于谐波齿轮结构，是目前单级减速比较大的减速机；2.结构紧凑，由于摆线针轮减速机的输出轴和输入轴的同轴性，整体结构紧凑，能够满足各种狭小空间的使用要求；3.运行平稳，啮合机构是整个机构完整受力，受力性能优良，力学性能好，使用可靠性高。3.1.3蜗轮蜗杆减速器在很多工业场合还在使用蜗轮蜗杆减速器，蜗轮蜗杆传动是采用蜗轮和蜗杆传动原理的一种减速器，也是常用的减速器中的一种，但技术相对落后，一些场合被这些技术所替代，蜗轮减速器的特点较为明显，减速比高，标准型蜗轮蜗杆传动减速器能够达到减速比63，同时蜗轮蜗杆减速器两个轴都是垂直布置，蜗轮蜗杆减速器的传递效率较低，国产的蜗轮蜗杆减速器的传动比约为65%。蜗轮蜗杆减速器采用蜗杆输入，蜗轮输出的方式，整体外壳材质为Q235，蜗杆的材质是45#钢，整体结构设计紧凑，蜗杆的两端通过两个深沟球轴承拖起，根据蜗杆尺寸，选取标准的深沟球轴承进行配合，蜗轮的两端也是通过深沟球轴承对其实现对中和固定，蜗轮为实现减重，在其圆周方向上钻几个减重孔，实现对其减重。壳体分为上壳体和下壳体两部分，上下壳体通过螺栓连接实现固定。在蜗轮上方钻有注油孔，可以在注油孔中加入润滑油，润滑油主要是由润滑和冷却两个功能，使得蜗轮蜗杆运动副在良好的工作条件下实现运转。3.1.4齿轮减速器齿轮减速箱是最古老的一种，其采用两种齿形相同，齿数不同的圆锥齿轮对其实现传递扭矩的运动，齿轮减速器目前依然是使用种类最多的减速器，按照其结构又可以分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器。这两种减速器的最大区别在于两个轴是否在一个平面上，但一般轴线并不相同，根据客户的定制要求，也可以做成同轴线的圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器采用两个圆锥齿轮相互啮合，其输入轴和输出轴并不在一个截面上，两个轴相互垂直，所以主要用于需要改变两个轴方向的场合。在1990年以后，以SEW为代表的一批国际巨头齿轮企业进军到中国市场，我国上千家齿轮减速箱生产企业，但我国的齿轮减速箱企业还处于低端。齿轮传动的优缺点都比较明显，分别为以下几类：1效率高：齿轮传动是采用与其他传动系统不相同，齿轮传动由于其传动的特性，传动效率较高。普通的齿轮传动，传动效率能够做到99%，就是因为齿轮传动效率的高效性，齿轮传动被广发使用；2)结构紧凑：传统的齿轮箱的结构采用平行轴，在两个轴之间可以采用多级齿轮传动，能够极大地节约空间；3)工作可靠、寿命长：齿轮结构是采用多个轮齿交替啮合完成动力传递的情况，在载荷设计合理的前提下，整体工作较为平稳，使用寿命可靠，一般使用寿命能够达到20年左右，稳定的可靠性能够保证系统性能，在维护性不好的场所，这点事很关键的，因此齿轮传动机构在煤矿、航空领域被广泛应用；4)传动比稳定：齿轮采用啮合原理，传动比能够保证在一个较为稳定的范围内，适合用于对传动比要求较高的场合。3.1.5带传动减速器带传动是采用摩擦传动原理实现的传动运动，结构主要是由三部分组成，皮带、大皮带轮和小皮带轮，大皮带轮一般都固定于低速输出端，小皮带轮一般固定于高速输入端，通过两个皮带轮尺寸的不同，由于皮带运动的速度是等于两个皮带轮圆周的线速度，所以带传动传动的减速比等于两个皮带轮直径的反比。皮带轮开始的过程是有电动机驱动小皮带轮进行运转，通过皮带轮和皮带之间的啮合或者摩擦，进而带动大皮带轮的运动。同步带传动，是一种啮合式的传动方式，他是利用皮带和带轮做出类似于齿轮的轮齿，利用皮带和带轮啮合运动实现的带传动，它客服传统带传统的传动比准确率低的问题，这种同步带传动机构能够保持稳定的传动比，不会造成滚轮产生滑动等，将带轮的优点和链传动的优点两个皮带轮，同时，同步带传动的皮带是采用氟丁橡胶及其他相似橡胶材料制作而成，有着良好的延展性，并适应高速端运转的情况，带传动一般都接在电机的高速端，作为电机的首次减速装置，同步带的减速比最大可以做到10，整体传送效率也较高，传动的噪声较小，由于皮带是较软材料，所以能够有效地减小传递噪声，远小于齿轮、链传动。但是同步带对安装精度要求极高，由于皮带轮两个轮需要和皮带的齿完全啮合上，所以对安装精度要求特别高。3.2电动机选择电动机是是轴向移动的工作母机，其提供能量驱动各个螺杆的运转和运行，本方案的设计经过轴线移动的所需的功率最大为150W，因此，对本方案的电机进行选型设计。本项目的减速器,采用2级减速，蜗轮蜗杆减速的效率初选为0.7，齿轮减速器的效率初选为0.89，联轴器的传递功率为0.99，因此计算电机的输入功率P输入。 查表，考虑到驱动还存在一定的损耗，并留有一定的安全系数，故选择1台直流电动机型号为Z4-100-1，功率为3KW，额定转速为955r/min。3.3 联轴器设计计算联轴器在实验台设备中起到了连接各轴径的作用，同时也传递轴的转矩，为保证设备的安全运转，联轴器强度设计的合理性尤为关键15。电机输出功率为0.3kw，采用多级转速驱动，减速比最大为60，电机的输出转速为15r/min，针对这种情况，对联轴器进行设计计算。轴所承受的最大扭矩为：联轴器的转矩计算： 式中，-载荷系数，按下表查得，取=1.1。表3-1 载荷系数表载荷性质无冲击平稳转动一般运动有冲击和振动运转11.21.21.51.52.5-硬度系数，按下表查得，取=1.0。表3-2 硬度系数表滚道实际硬度HRC58555045401.01.111.562.43.85-精度系数，按下表查得，取=1.0。表3-3 精度系数表精度系数C、DE、FGH1.01.11.251.43因此，计算得出，联轴器转矩为1194N.M。选取联轴节时，需选取公称转矩大于实际工作转矩的联轴节，根据机械设计手册，查表得出，选取公称转矩为1200N.M的弹性联轴器，这种联轴器是在平时应用较多的一种联轴器，其具有结构简单，制作方便，整体性能可靠，易拆装，易维护等多方面优点。3.4 总传动比及其分配根据设计要求，选取的丝杆的导程是2mm，设计丝杆平移速度为145mm/min，则计算丝杆转速为 由于选取电机转速为955r/min，计算总传动比为 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，本方案采用二级齿轮减速，减速比为13，能够满足使用要求。 减速器为二级圆柱齿轮减速器，故，取则 ，3.5 第一级齿轮设计3.5.1选取材料（1）选用直齿圆柱齿轮传动。（2）选用7级精度（GB10095-88）。（3）由书表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，而这材料硬度差为40HBS。3.5.2 齿轮设计（1）选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=4.1120=82.2，取82（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t2.323KT1du+1uZEH21) 确定公式内的各计算数值1 试选载荷系数Kt=1.32 小齿轮传递的转矩T1=2.97Nm3 由表10-7选取齿宽系数d=14 由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5 由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550 MPa。6 由式10-13计算应力循环次数。 N1为输入转速1440r/min，j为齿轮转一圈的啮合次数，为1，Lh为工作时长（2班制，10年寿命，每班8小时，每年350天）Lh=2*10*350*8*60=3.36*106N1=60n1jLh=5109N2=1.7861083.87=11097 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.98； KHN2=18 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H1=KHN1Hlim1S=0.98600 MPa=588 MPaH2=KHN2Hlim2S=1550 MPa=550 MPa2) 计算1试算小齿轮分度圆直径d1t,带入H中较小的值。d1t2.323KT1du1uZEH2=18.48mm2计算圆周速度v。v=d1tn1601000=0.92ms3计算齿宽b。b=dd1t=18.48mm4计算齿宽与齿高之比 bh。模数 mt=d1tz1=0.92mm齿高 h=2.25mt=2.08mmbh=8.895计算载荷系数。根据7级精度，小齿轮转速转速，由图10-8查得动载系数Kv=1.1；查表10-3，直齿轮表面硬化， KH= KF=1.2；由表10-2查得使用系数 KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.12+0.18*1+0.6d2d2+0.23*10-3b=1.41由 bh=15.56， KH=1.41查图10-13得KF=1.35；故载荷系数 K= KAKvKHKH=1.11.21.21.42=1.874 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=20.8mm（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m32KT1Y1Y2cos2dZv12YFaYSaF1） 确定公式内的各计算数值1 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa；大齿轮的弯曲强度极限 FE1=380 MPa2 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN1=0.88；3 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.855001.4 MPa=303.57 MPaF2=KFN2FE2S=0.883801.4 MPa=238.86 MPa4 计算载荷系数K。K= KAKvKFKF=1.782。5 查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.8；YFa2=2.22。6 查取应力校正系数。由表10-6查得 YSa1=1.55；YSa2=1.77。7 计算大、小齿轮的 YFaYSaF并加以比较。YFa1YSa1F1=2.621.59303.57=0.0143YFa2YSa2F2=2.1861.787238.860.0165大齿轮的数值大。2）设计计算m32KT1Y1Y2cos2dZv12YFaYSaF=0.76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，可取由弯曲强度酸的的模数0.76并就近圆整为标准值m=1mm，按照接触强度算得的分度圆直径d1=20.8 mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=20.8，取21大齿轮齿数z2=iz1=86.3，取 z2=87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。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m= 21mmd2=z2m=87mm2）计算中心距a=d1+d22=54mm3）计算齿轮宽度b=dd1=21mm取 B2=21mm，B1=23mm。（5）齿轮结构设计小齿轮外径较小，齿根圆到键槽底部的距离e2m,做成齿轮轴形式。图3.1 小齿轮结构大齿轮齿顶圆半径d160mm，做成腹板式结构。图3.2大齿轮结构3.6二级齿轮设计3.6.1选取材料（1）选用直齿圆柱齿轮传动。（2）选用7级精度（GB10095-88）。（3）由书表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，而这材料硬度差为40HBS。3.6.2 齿轮设计（1）选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=3.1620=63.2，取63（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t2.323KT1du+1uZEH23) 确定公式内的各计算数值8 试选载荷系数Kt=1.39 小齿轮传递的转矩T1=9.48Nm10 由表10-7选取齿宽系数d=111 由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12 由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550 MPa。13 由式10-13计算应力循环次数。 N1为输入转速1440r/min，j为齿轮转一圈的啮合次数，为1，Lh为工作时长（2班制，10年寿命，每班8小时，每年350天）Lh=2*10*350*8*60=3.36*106N1=60n1jLh=5109N2=1.7861083.87=110914 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.98； KHN2=18 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H1=KHN1Hlim1S=0.98600 MPa=588 MPaH2=KHN2Hlim2S=1550 MPa=550 MPa4) 计算1试算小齿轮分度圆直径d1t,带入H中较小的值。d1t2.323KT1du1uZEH2=27.27mm2计算圆周速度v。v=d1tn1601000=0.43ms3计算齿宽b。b=dd1t=27.3mm4计算齿宽与齿高之比 bh。模数 mt=d1tz1=1.36mm齿高 h=2.25mt=3.07mmbh=8.895计算载荷系数。根据7级精度，小齿轮转速转速，由图10-8查得动载系数Kv=1.05；查表10-3，直齿轮表面硬化， KH= KF=1.2；由表10-2查得使用系数 KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.12+0.18*1+0.6d2d2+0.23*10-3b=1.42由 bh=8.89， KH=1.42查图10-13得KF=1.35；故载荷系数 K= KAKvKHKH=1.795 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=27.27mm（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m32KT1Y1Y2cos2dZv12YFaYSaF2） 确定公式内的各计算数值1 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa；大齿轮的弯曲强度极限 FE1=380 MPa2 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN1=0.88；3 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.855001.4 MPa=303.57 MPaF2=KFN2FE2S=0.883801.4 MPa=238.86 MPa8 计算载荷系数K。K= KAKvKFKF=1.701。9 查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.8；YFa2=2.22。10 查取应力校正系数。由表10-6查得 YSa1=1.55；YSa2=1.77。11 计算大、小齿轮的 YFaYSaF并加以比较。YFa1YSa1F1=2.621.59303.57=0.0143YFa2YSa2F2=2.1861.787238.860.0165大齿轮的数值大。2）设计计算m32KT1Y1Y2cos2dZv12YFaYSaF=1.08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，可取由弯曲强度酸的的模数1.08，并就近圆整为标准值m=1 mm，按照接触强度算得的分度圆直径d1=27.27mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=27.2727大齿轮齿数z2=iz1=85.3，取 z2=85。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。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=27mmd2=z2m=85mm2）计算中心距a=d1+d22=56mm3）计算齿轮宽度b=dd1=27mm取 B2=27mm，B1=30 mm。两个齿轮齿顶圆半径d160mm，做成实心式结构。图3.3大齿轮结构3.7.2螺旋传动部件的设计螺旋传动主要是将螺旋运动变成直线运动，同时进行能量和力的传递，或者调整零件的相互位置，也有将直线运动转换为螺旋运动的，本次设计螺旋传动的目的是将螺旋传动转换为直线运动。根据螺纹摩擦性质的不同，可分为滑动螺旋，滚动螺旋和静压螺旋；根据其用途，可分为传力螺旋，传动螺旋和调整螺旋。根据各自的特点和本设计的要实现的功能及参照表3.1，决定选用结构简单，加工方便，运转平稳的滑动传动螺旋，即丝杠传动10。马达的动力通过丝杠传递给减速器，丝杠可选用牙型角为30度，螺纹工艺性好的梯形螺纹，内外螺纹以锥面结合，对中性好，能传递较大力矩，使用寿命长。第4章 周向进给系统的设计周向进给系统包括装在这机壳内部的周向进给电机，联轴器，CWU减速器，链传动减速器，周向行走轮，齿形链导链轮和整机行走轮等等。电机通过联轴节与CWU减速器的主轴相连，其输出经链传动减速器降速后拖动固装在大链轮轴上的驱动链轮，闭合的齿形链绕过待加工的管道驱动齿形链，张紧齿形链，而机壳底部的两套周向行走轮从齿形链外侧压紧之，使得齿形链与管道之间有较大的包角。人工旋转拉紧螺杆，使张紧链齿轮沿导轨外移，使齿形链与管道紧密接触。此处的驱动链轮还是整机沿管道周向运动的主动轮，它转动时，由于齿形链已牢牢箍在管道的外壁上，便可在它的限定下拖动整机沿管道圆周运动。4.1 CWU圆弧圆柱蜗杆的设计1.选择蜗杆传动类型由于要求结构紧凑，减速比较高，根据GB10085-88DE推荐，选择承载能力高，传动效率高，使用寿命长的圆弧圆柱蜗杆。2.选材料因蜗杆传动功率大，故蜗杆采用45号钢，效率要求高，耐磨性好，则蜗杆螺旋面要求淬火，硬度为45-55HRC，蜗轮用锡青铜。3.蜗轮蜗杆的具体设计查圆弧圆柱蜗杆功率曲线图知，当CWU圆弧圆柱蜗杆减速器、中心距=80mm、减速比为=8、转速=400r/min时，输入的最大功率为2kW，又液压马达的最大输出功率为1.67kW。所以选中心矩=80mm,又根据圆弧圆柱减速参数匹配表知：蜗杆头数: =4, =33, =35.4mm, =0.806mm通过计算得：蜗杆齿顶圆直径：=35.4+23.6=42.6mm蜗杆齿根圆直径：=35.42.43.6=26.76mm蜗轮分度圆直径：=3.633=118.8mm蜗轮齿顶圆直径：=118.8+23.6=126mm蜗轮顶圆直径：=93.6+3.6=97.2mm，取整后为97mm蜗轮齿根圆直径（中间平面）：=118.82.43.6=110.2mm蜗轮宽度：=0.6842.6=28.96mm，圆整后取29mm蜗轮齿根圆弧半径： =0.5110.2+0.23.6=55.8mm蜗轮齿顶圆弧直径： =0.5126+0.23.6=63.7mm4.2 链传动减速器的设计链传动是应用较广的一种机械传动，它是由链条和主从链轮所组成，链轮上有特殊的齿，依靠链轮与链节的啮合来传递运动和动力。它属于带有中间挠性件的啮合传动，链传动无弹性滑动和打滑现象，能保持准确的平均传动比，传动效率高，作用于轴上的径向压力较小，结构较为紧凑，制造安装精度要求低，成本低廉，可以大中心距传动。4.2.1 链轮基本参数的确定第一级圆弧圆柱蜗杆减速器减速比=8,则小链轮的转速为15r/min，假设液压马达上的功率不损失的传到链轮上1.8kW,则链传动的设计功率为1.8kW，根据查滚子链的额定功率曲线图，选用链号为20B系列，链节距=31.75mm，查表得滚子链直径=19.05mm。链传动推荐传动比在2.53.5之间，取=3，本设计要求结构紧凑，体积要小，在链传动中，当链传动线速度很小时，链轮齿数可以取得很小，查设计手册链传动部分，最小齿数可取9，所以本次设计就按最小齿数来计算，小链轮=9，则大链轮。小链轮的分度圆直径：齿顶圆直径：=92.83+1.2531.7519.05=113.47mm =d+(11.6/z1)pd1=92.83+（11.6/9）=102.66mm则取=107mm大链轮=27，则其分度圆直径：=273.5+1.2531.7519.05=294.14mm =d+(11.6/z2)pd1=273.5+（11.6/27）=284.32mm则取=（294.14+284.32）/2=289.32mm取整后为290mm齿根圆直径=273.519.05=254.45mm4.2.2 中心距的确定 1.确定链条链节数初定中心距=300mm，则链节数为 =18.89+18+0.87=37.75 节 取整38节2.确定链条长度及中心距 =303.8mm因为链条在安装时应有一个垂度，所以中心距应该有一个减小量：=（0.0020.004）=（0.0020.004）303.8 =0.61.21mm实际中心距mm取=303mm3.链条速度4.作用在轴上的压轴力 作用在轴上的有效圆周力：=7042N按水平布置轴，取压轴力系数=1.15，故=1.157042=9313N5.验算小链轮彀空查得小链轮的彀孔的许用最大直径=50mm大于所设计轴径=40mm，所以小链轮彀孔直径选择合适。第一级蜗杆蜗轮减速器减速比为=8，第二级链传动减速比为=3，则整个切割装置沿管道爬行的总减速比为24，则由液压马达输出转速为120r/min可算得大链轮的最小转速为5r/min。4.3齿形链轮的设计周向进给系统保证整机在齿形链的限定下沿管道圆周运动的同时完成对全部管道的切割加工，齿形链传动平稳准确，振动噪声小，强度高，承受冲击性好，传动效率高，工作可靠。齿形链又称无声链，它是由一组带有连个齿的链板左右交错并列铰接而成，链外侧是直边，工作时链齿外侧边与链轮轮齿相啮合来实现传动，齿形链上设有导
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