圆柱体相贯线焊接专机工作台设计【7张CAD图纸+毕业论文】【答辩优秀】

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专机工作台设计计算说明书

一 圆柱齿轮设计

1.1电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机，设定皮带拉力F=1000N，速度V=2.0m/s

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η涡轮×η4轴承×η齿轮×η联轴器×η锥齿轮

=0.96×0.984×0.97×0.99×0.96

=0.85

(2)电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=1000×2/1000×0.85

=2.4KW

1.2确定电动机转速

计算工作台工作转速：

n工作台=1.5r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速传动比范围I’a=3~6。考虑到电机转速太小，将会造成设计成本加高，因而添加V带传动，取V带传动比I’1=2~4，则总传动比范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n工作台=（6~24）×1.5=9~36r/min，加上V带减速，取减速比为5，那么n’d=45~180r/min

符合这一范围的同步转速有60、100、和150r/min。由于工作台n工作台=1.5r/min，圆锥齿轮传动比1:1，蜗轮蜗杆传动比10，齿轮传动比2，V带传动比5，因而选择电机转速150r/min。

1.3 确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能：额定功率：3KW，额定转速150r/min，额定转矩2.0。质量10kg。

1.4 计算总传动比及分配各级的伟动比

1、总传动比：i总=n电动/n工作台=150/1.5=100

2、分配各级传动比

1）取齿轮i齿轮=2（单级减速器i=2~6合理）；

2）圆锥齿轮传动比1:1，

3）蜗轮蜗杆传动比10，

4） V带传动比5，

1.5 运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=n电机/5=150/5=30r/min

nII=nI/i齿轮=30/2=15(r/min)

nIII=nII/i涡轮=15/10=1.5(r/min)

n工作= nIII=1.5(r/min)

2、计算各轴的功率（KW）

PI=P工作=2.4KW

PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96

=2.168KW

PIV=PIII×η轴承×η涡轮=2.168×0.98×0.96

=2.039 KW

3、计算各轴扭矩（N·mm）

TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/150

=152800N·mm

TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×2.304/30

=733440N·mm

TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/15

=138029N·mm

TIV=9.55×106PIV/nIV=9.55×106×2.039/1.5

=12985799N·mm

1.6 齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=2

取小齿轮齿数Z1=10。则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=2×10=20

实际传动比I0=20/2=10

传动比误差：i-i0/I=2-2/2=0%<2.5% 可用

齿数比：u=i0=2

由课本P138表6-10取φd=0.9

(3)转矩TII

TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×2.304/30

=733440N·mm

(4)载荷系数k

由课本P128表6-7取k=1

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：

σHlimZ1=570Mpa   σHlimZ2=350Mpa

由课本P133式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×30×1×(16×365×8)

=8.4×107

NL2=NL1/i=8.4×107/2=4.2×107

由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92   ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得：

d1≥30(k TII (u+1)/φdu[σH]2)1/3

=30[1×733440×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm

=50mm

模数：m=d1/Z1=50/10=5mm

根据课本P107表6-1取标准模数：m=5mm

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P132（6-48）式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=5×10mm=50mm

d2=mZ2=5×20mm=100mm

齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm

取b=45mm   b1=50mm

(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=10,Z2=20由表6-9相得

YFa1=2.80     YSa1=1.55

YFa2=2.14     YSa2=1.83

(8)许用弯曲应力[σF]

根据课本P136（6-53）式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF

由课本图6-35C查得：

σFlim1=290Mpa  σFlim2 =210Mpa

由图6-36查得：YNT1=0.88   YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1

=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa

=77.2Mpa< [σF]1

σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1

=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa

=11.6Mpa< [σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000

=1.2m/s

1.7 轴1的设计计算

1.7.1输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115

d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=19.7×(1+5%)mm=20.69

∴选d=22mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=22mm   长度取L1=50mm

∵h=2c    c=1.5mm

II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

III段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：c=1.5   h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.  长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=50mm

②求转矩：已知T2=50021.8N·mm

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=182.05N

FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m

(3)绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

1.7.2涡杆轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115

d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。