1吨数控座式焊接变位机设计_毕业设计.doc

毕业设计 论文 说明书 I 1 吨数控座式焊接变位机设计吨数控座式焊接变位机设计 摘要摘要 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 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 随着计算机技术不断向智能化发展 自动控制和 信息技术在制造业中的广泛应用 焊接变位机也朝着智能化 多功能化 大型化 集 成化 高精度 高可靠度方向发展 本文主要论述了焊接变位机的组成 结构及工作 原理 其中它的回转机构和倾斜机构是本次设计的核心部分 直流电动机通过带轮传 动 涡轮蜗杆减速器传动 使回转工作台达到要求回转速度 倾斜机构则通过二级齿 轮传动实现工作台翻转 主要涉及到齿轮传动设计及轴的设计与校核等 关键词 关键词 焊接变位机械 回转机构 减速器 倾斜机构 毕业设计 论文 说明书 II Abstract In our country welding positioner has quietly become an indispensable manufacturing equipment Over the past decade the product has made significant development and access to a wide range of applications in the field of construction machinery industry in China The application of welding positioner can reduce the time and raise labor productivity reduce labor intensity of workers to assure and improve the welding quality and give full play to the performance of various welding methods As computer technology continues to become intelligent and a wide range of applications of automatic control and information technology in manufacturing Industry welding positioner also towards to become intelligent multi functional and large scale integrated high precision high reliability This article focuses on the composition structure and working principle of the welding positioner The design of turning gear and the tilting mechanism is the core DC motor through the belt driving worm gear reducer to drive rotary table to meet the required speed The tilted mechanism through the spur gear reducer to make rotary table to flip Mainly related to the design of gear and shaft and it s verification etc Key words welding posioner turning gear retarder tilting mechanism 毕业设计 论文 说明书 III 目录目录 摘要摘要 Abstract 目录目录 第第 1 章章 绪论绪论 1 1 1 课题研究的意义及现状 1 1 2 论文主要研究内容 1 第第 2 章章 焊接变位机械概述焊接变位机械概述 2 2 1 焊接变位机械的分类 2 2 2 焊接变位机械的组成 4 2 3 焊接变位机械的工作原理 4 2 4 焊接变位机国家行业标准 5 第第 3 章章 座式焊接变位机的设计座式焊接变位机的设计 9 3 1 回转机构的设计 9 3 2 倾斜机构的设计 29 3 3 底座和箱体的简单设计 32 结论结论 33 参考文献参考文献 34 致谢致谢 35 附件附件 1 36 附件附件 2 59 毕业设计 论文 说明书 1 第第1 1章章 绪论绪论 1 11 1 课题研究的意义及现状课题研究的意义及现状 伸臂式 倾翻回转式和双立柱单回转式等普通焊机变位机械在我国已经广泛 应用 国外大型结构件的焊接一般应用机械手 从国内目前的工艺现状及设备投 入情况 全用焊接机器人代替手工焊接作业条件还不成熟 但是如果没有焊接变 位机 对于复杂结件内的一些立焊缝 仰焊缝等单纯靠人工调整至容易焊接的平 焊或船焊位置是不可能的 人无法按焊接工艺执行 焊接质量也无法保证 因此 近年来人工焊接变位机得到国内工程机械行业的广泛共识 都在加大这方面的投 入 而本次论文处于对大学四年所学的知识进行的一次综合性的梳理及应用 对 学生的综合能力进行的一次较为实质性的锻炼 1 21 2 论文主要研究内容论文主要研究内容 本论文主要对焊接变位机械的分类以及应用进行阐述 并从整体上对座式焊接变 位机进行设计 全文的主要内容包括以下几个方面 1 焊接变位机械分类 2 焊接变位机械的组成 3 焊接变位机械的工作原理 4 回转机构中减速器 转轴 轴承等的设计 5 倾斜机构中齿轮 滑动轴承等的设计 毕业设计 论文 说明书 2 第第2 2章章 焊接变位机械概述焊接变位机械概述 2 12 1 焊接变位机械的分类焊接变位机械的分类 焊接变位机械是改变焊件 焊机或焊接空间位置来完成机械化 自动化焊接的各 种机械设备 焊接变位机械的分类及各类所属设备如下 通常焊接变位机械可分为变位机 翻转机 滚轮架 升降机等四大类 一 焊接变位机 是通过工作台的旋转和翻转运动 使工件所有焊缝处于最理想的位置进行焊接 使焊缝质量的提高有了可靠的保证 它是焊接各种轴类 盘类 筒体等回转体零件的 理想设备 同时也可用来焊接机架 机座 机壳等非长形工件 二 焊接翻转机 是将工件绕水平轴翻转 使之处于有利施焊位置的机械 适用于梁 柱 框架 椭圆容器等长形工件的装配焊接 焊接翻转机种类繁多 常见的有框架式 头尾架式 链式 环式等 三 滚轮架 是借助焊件与主动滚轮间的摩擦力带动圆筒形焊件旋转的机械装置 主要应用于 回转体工件的装配与焊接 其载重可从几十千克到千吨以上 按其结构形式可分为三 大类 1 自调式滚轮架 毕业设计 论文 说明书 3 2 长轴式焊接滚轮架 3 组合式焊接滚轮架 四 升降机 是用来将工人及装备升降到所需的高度的装置 主要用于高大焊件的手工焊和 自动焊及装配作业 其主要结构形式有 1 管结构肘臂式 2 管筒肘臂式 3 板结构肘臂式 4 立柱式 毕业设计 论文 说明书 4 图 2 1 伸臂式焊接变位机 2 22 2 焊接变位机械的组成焊接变位机械的组成 本次设计的座式焊接变位机由回转机构 倾斜机构及其机架三大部分组成 其中 回转机构由工作台 回转主轴 二级蜗轮蜗杆减速器 带轮 电动机 箱体等组成 倾斜机构由扇形齿轮 传递齿轮 小齿轮 带制动电动机的摆线针轮减速机等组成 2 32 3 焊接变位机械的工作原理焊接变位机械的工作原理 焊接变位机械主要为达到和保持焊接位置的最佳状态 本次设计的座式焊接变位 机是通过改变焊件的位置达到相应要求 其具体的实现过程是 回转机构由电动机拖 动 电动机输出一定的转速 经过带轮一次减速后 然后经过二级蜗轮蜗杆减速器两 次减速 最后由回转主轴 经过工作台输出焊件所需要的焊接速度 以期达到所需要 的焊缝要求 倾斜机构通过整个回转机构的倾斜实现回转工作台的倾斜 座式焊接变位机的结构特点是工作台连同回转机构支承在两边的倾斜 轴上 工作台以焊速回转 倾斜轴通过机构传动或液压缸多在 140 范围内恒速倾斜 此种变位机对生产的适应性较强 承载能力可达 50t 再焊接结构生产中应用最为广 毕业设计 论文 说明书 5 泛 2 42 4 焊接变位机 焊接变位机 PositionerPositioner 国家行业标准 国家行业标准 2 4 12 4 1 范围 本标准规定了焊接变位机的型号 参数 技术要求 检验及验收规则 包装及标 志等方面的内容 本标准适用于各种类型的焊接变位机 2 4 22 4 2 引用 标准列标准所包含的条文 通过在本标准中引用而构成为本标准的条文 本标准 出版时 所示版本均为有效 所有标准都会被修订 使用本标准的各方应探讨使用下 列标准最新版本的可能性 GB T 4064 1983 电气设备安全设计导则 2 4 32 4 3 术语 2 4 32 4 3 1 1 最大负荷 Q 变位机所允许承载的工件最大重量 kg 2 4 32 4 3 2 2 偏心距 A 工作台面处于铅垂位置时 最大负荷 工件 的重心距工作台回转轴线的距离 mm 2 4 32 4 3 3 3 重心距 B 工作台面处于铅垂位置时 最大负荷 工件 的重心距工作台面的距离 mm 2 4 32 4 3 4 4 回转速度 n1 工作台绕其回转轴 图 1 中 z 轴 回转的速度 r min 2 4 32 4 3 5 5 倾斜速度 n2 工作台绕其倾斜转轴 图 2 2 中 y 轴 倾斜的速度 min 2 4 32 4 3 6 6 倾斜角度 工作台可倾斜的角度 见图 1 2 4 32 4 3 7 7 台面高度 H 工作台在最低水平位时 其台面距地面的距离 见图 1 mm 毕业设计 论文 说明书 6 2 4 42 4 4 型号与参数 2 4 42 4 4 1 1 型号表示方法 变位机型号用汉语拼音字母和阿拉伯数字表示 HB HB 焊接变位机名称代号 H 和 B 分别为 焊 字和 变 字的汉语拼音第一个字母 最大负荷 Q 值 kg 变位机工作台调高功能代号 用 1 或 2 表示 1 表示工作台高度固定 2 表示工 作台高度可调 标记示例 HB500 2 表示最大负荷为 500kg 工作台高度可调的焊接变位机 2 4 4 22 4 4 2 参数 焊接变位机的型号及参数要求如下 表 2 1 焊接变位机的型号及参数 型号型号最大负最大负 荷荷 Q KG 偏心距偏心距 A MM 重心距重心距 B MM 台面高台面高 度度 H MM 回转速度回转速度 N1 R MIN 焊接额焊接额 定电流定电流 A MA 倾斜角倾斜角 度度 HB252540 63 0 50 16 00315135 HB252550 80 0 25 8 00500135 HB10010063 100 0 10 3 15500135 HB250250160 400 1000 0 05 1 60630135 HB500500160 400 1000 0 05 1 601000135 HB10001000250 400 1250 0 05 1 601000135 HB20002000250 400 1250 0 03 1 001250135 HB31503150250 400 1600 0 03 1 001250135 HB40004000250 400 1600 0 03 1 001250135 HB50005000250 400 1600 0 025 0 801250135 HB80008000200 400 1600 0 025 0 801600135 毕业设计 论文 说明书 7 HB1000 0 10000200 400 2000 0 025 0 801600135 HB1600 0 16000200 500 2000 0 016 0 501600120 HB2000 0 20000200 630 2500 0 016 0 502000120 HB3150 0 31500200 800 2500 0 016 0 502000120 HB4000 0 40000160 800 3150 0 010 0 3152000105 HB5000 0 50000160 1000 3150 0 010 0 3152000105 HB8000 0 80000160 1000 3150 0 010 0 3152000105 图 2 2 焊接变位机示意图 此处省略 NNNNNNNNNNNN 字 如需要完整说明书和设计图纸等 请 联系 扣扣 九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载 该论文已经通过答辩 毕业设计 论文 说明书 8 2 4 52 4 5 技术要求 2 4 5 12 4 5 1 回转驱动 2 4 5 1 12 4 5 1 1 回转驱动应实现无级调速 并可逆转 2 4 5 1 22 4 5 1 2 在回转速度范围内 承受最大载荷时转速波动不超过 5 2 4 5 22 4 5 2 倾斜驱动 2 4 5 2 12 4 5 2 1 倾斜驱动应平稳 在最大负荷下不抖动 整机不得倾覆 最大负荷 Q 超过 25kg 的 应具有动力驱动功能 2 4 5 2 22 4 5 2 2 应设有限位装置 控制倾斜角度 并有角度指示标志 2 4 5 2 32 4 5 2 3 倾斜机构要具有自锁功能 在最大负荷下不滑动 安全可靠 2 4 5 32 4 5 3 其他 2 4 5 3 12 4 5 3 1 变位机控制部分应设有供自动焊用的联动接口 2 4 5 3 22 4 5 3 2 变位机应设有导电装置 以免焊接电流通过轴承 齿轮等传动部位 导电 装置的电阻不应超过 1m 其容量应满足焊接额定电流的要求 2 4 5 3 32 4 5 3 3 电气设备应符合 GB T 4064 的有关规定 2 4 5 3 42 4 5 3 4 工作台的结构应便于装卡工件或安装卡具 也可与用户协商确定其结构形 式 2 4 5 3 52 4 5 3 5 最大负荷与偏心距及重心距之间的关系 应在变位机使用说明书中说明 2 4 62 4 6 检验项目及验收规则 2 4 6 12 4 6 1 检测输出轴 工作台 转速 结果应符合表 2 1 和 2 4 5 1 的要求 2 4 6 22 4 6 2 首次生产时 应进行变位机的空转及负荷试验 结果应符合表 2 1 及 2 4 5 1 和 2 4 5 2 的要求 2 4 6 32 4 6 3 变位机应备有产品合格证书和使用说明书 2 4 72 4 7 标志与包装 2 4 72 4 7 1 1 变位机应涂敷防锈底漆及表层漆 涂层应牢固 其中表层涂漆色彩应协调美 观 2 4 72 4 7 2 2 变位机应在标牌上标明名称 型号 最大负荷 工作电压 电机功率 出厂日 毕业设计 论文 说明书 9 期 制造厂家等 2 4 72 4 7 3 3 变位机的包装应牢固可靠 符合运输部门的有关规定 第第 3 章章 座式焊接变位机的设计座式焊接变位机的设计 3 1 回转机构的设计回转机构的设计 毕业设计 论文 说明书 10 3 1 1 工作台及其工件总质量 回转主轴的危险断面位于轴承处 所受的Kgm1300 弯曲力矩为 图 3 1 回转主轴受力分析示意图 3 1 sincossin2cossin 2 2 2 2 hG ehMw 其中 综和质量G 偏心距e 台面高度 h 回转轴倾斜角 回转轴转角 根据焊接变位机国家行业标准 mme250 mmh750 其中重心距取 600mm 其轴承处的扭矩 毕业设计 论文 说明书 11 3 2 cossin eG Mn 按第三强度理论折算的当量弯矩为 3 3 22 MMM nw xd 2 22 sincossincos eheG 该式在满足条件时才出现最大值 其值为 sin h e ctg 3 4 ehM G xd 22 max 对于指定的变位机 该数据由文献 10 表 7 11 查得 33 0 h e 3 5 74 71 1 min h e ctg 3 6 74 1612 min 1 max h e ctg 因此回转主轴的强度可选在 的范围内任意位置进行计算 min max 主轴材料用 45 号钢 调制处理 61 1 3 7 Kn 1 5 15 1 2755 0 Mpa d 3 8 mm 1 118 10 1 61 25 0 75 0 1274010ehG10 3 6 22 3 22 取 d 120mm 校验主轴 3 9 Mpa ehd Ge d ehG 6 222 3 22 10 6 58 3 110 其中 Mpa 1 61 初步确定主轴的结构尺寸如下图 毕业设计 论文 说明书 12 图 3 2 主轴的结构与装配 3 1 2 减速器的设计减速器的设计 3 1 2 1 二级涡轮蜗杆的设计二级涡轮蜗杆的设计 3 1 2 1 1 二级涡轮蜗杆尺寸的计算二级涡轮蜗杆尺寸的计算 总传动比 初选电机为满载转速 1440r min 的直流电动机 工作台设计回转转速为0 1 0 6r min 2400 3 10 n n i m 总 6 0 1440 平均传动比 初选带传动的传动比1 4 带 i 3 11 平均 i 4 41 4 1 2400 取实际蜗杆头数 Z 1 1 蜗轮齿数 Z Z 41 4 3 12 21 平均 i 则 Z 41 2 查文献 3 表蜗杆涡轮参数的匹配 GB10085 88 取 Z 41 10 90 0 22 m 1 d 2 x 毕业设计 论文 说明书 13 根据蜗轮蜗杆工作情况 选取蜗杆特性系数 q 9 蜗杆模数 10 1 m 2 m 则蜗杆尺寸 90 3 12 1 dqmmm 2 90 20 110 3 13 1a d 1 d 1a hmm 2 90 24 66 3 14 1f d 1 d 1f hmm 蜗轮尺寸 分度圆直径 Z 10 41 410 3 15 2 dm 2 mm 齿顶圆直径 d 2 430 3 16 2a d 2 mmm 齿根圆直径 d 21 2 386 3 17 2f2 dm mm 涡轮齿宽 0 75 82 5 3 18 B 1a dmm 3 1 2 1 2 蜗轮的齿面接触疲劳强度校核蜗轮的齿面接触疲劳强度校核 蜗轮蜗杆材料选用 蜗轮选用铸造锡青铜 zCuSn10P1 蜗杆选用 20Cr 蜗轮蜗杆中心矩 3 19 2 2 qZm a mm250 2 94110 接触疲劳强度 ZZ 3 20 H E 3 2 a TK Z 材料的弹性影响系数 E 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取 Z 155 E Mpa 2 1 Z 两材料的接触系数 由文献 1 表 11 18 查得 Z 2 6 毕业设计 论文 说明书 14 K 工作载荷系数 K A K K V K K 机械使用系数 A K 由文献 1 表 10 2 得 1 15 A K 齿面载荷分布系数 K 由文献 1 表 10 4 得 K 动载系数 V K 由文献 1 表 10 8 得 1 V K 齿间载荷分配系数系数 K 由文献 1 表 10 3 得 1 K tan 3 21 9 1 1 q Z 得 6 34 12740 3 22 2 TGemN 318525 0 滑动速度 3 23 sm ndV Vs 02 0 34 6 cos100060 411 09014 3 cos100060cos 211 查表蜗杆传动的当量摩擦角 6 5 v 3 24 53 0 6 534 6 tan 9 1 tan tan v 3 25 51 0 99 0 98 0 56 0 总 其中轴承效率 0 99 搅油效率 0 98 毕业设计 论文 说明书 15 3 26 N i T T3 152 51 0 41 3185 2 1 总 所以接触疲劳强度 3 27 MpaMpa H 268 1 195 25 0 99 0 98 0 31851115 1 6 210155 3 3 其中 蜗杆螺旋面硬度 268Mpa 3 1 2 1 3 蜗轮的齿根弯曲疲劳强度校核蜗轮的齿根弯曲疲劳强度校核 根据公式 3 28 FFaF YY mdd KT 2 21 2 53 1 其中 Y 蜗轮齿形系数 2Fa 可由蜗轮的当量齿数 Z 及蜗轮变位系数 X 决定 2V2 可由文献 1 图 11 19 查得 Y 2 4 2Fa Y 螺旋角影响系数 1 1 0 955 3 29 Y 140 140 34 6 2 4 0 955 3 59 3 30 F 1041 0 09 0 99 0 98 0 3185 15 1 53 1 4 10 Mpa 1 37 56 76 72 3 31 F FN K H Mpa 其中 可由文献 1 表 11 8 查得 56 H H Mpa 为寿命系数 FN K N 为应力循环系数 N 60 j nL 60 1 0 6 21900 788400 3 32 2 h J 蜗轮每转一次 每个轮齿的啮合次数 这里取 j 1 n 蜗轮转速 0 6 22 nmin r 毕业设计 论文 说明书 16 L 工作寿命 h L 365 6 10 21900 3 33 h h 1 37 3 34 FN K 8 7 10 N 蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件 F F 3 1 2 1 4 蜗杆的刚度校核蜗杆的刚度校核 蜗杆受力后如产生过得变形 就会造成轮齿上的载荷集中 影响蜗轮与蜗杆的正确啮 合 所以需进行蜗杆的刚度校核 其校核刚度条件为 3 35 y yL EI FF rt 2 1 2 1 48 其中 y 蜗杆材料许用的最大挠度 3 36 y 1000 1 d 1000 90 mm09 0 其中 d 为蜗杆分度圆直径 1 E 蜗杆材料的弹性模量 E 2 07Mpa 5 10 I 蜗杆危险截面的惯性矩 3 37 I 64 4 1f d 其中 d为蜗杆的齿根圆直径 1f d 66mm 1f 5 958 10 3 38 I 64 664 7 L 蜗杆两端支撑点间的跨距 L 0 9 0 9 369 3 39 2 d410 mm 蜗杆所受的圆周力 1t F 毕业设计 论文 说明书 17 3384 4 3 40 1t F 1 1 2 d T 09 0 3 1522 N 蜗杆所受的径向力 1r F tan20 5828 5 3 41 1r F 2t F tan tan 2 2 2 d T 41 0 99 0 98 0 3185 2 N 其中为蜗轮齿形角 20 0 369 0 073 3 42 64 66 0 14 3 1007 2 48 5 5828 4 3384 4 5 22 y 3 y 0 073 0 09 y 蜗杆的刚度满足使用条件 3 1 2 1 5 选取蜗杆传动的润滑方法选取蜗杆传动的润滑方法 根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度 V 0 02 s s 载荷类型为重型载荷 故可采用油池润滑 3 1 2 1 6 二级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置二级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 1000 1 s 3 43 0 t a t P d 其中 周围空气的温度 常温情况下可取 a t 蜗杆蜗轮的传动效率 0 53 箱体的表面传热系数 可取 8 15 17 45 w m d d 当周围空气流动良好时 可取偏大值 这里取 17 dd P 输入功率 157 41 0 404kw 3 44 PwT 2 60 26 0 t 20 20 53 2 73 2 3 45 6 035 0 17 53 0 1404 0 73 2 80 其中 80 为其临界温度 毕业设计 论文 说明书 18 故在通风良好的情况下 不需要加散热装置 3 1 2 2 一级蜗轮蜗杆的设计一级蜗轮蜗杆的设计 3 1 2 2 1 一级涡轮蜗杆尺寸的计算一级涡轮蜗杆尺寸的计算 选取实际蜗杆头数 Z 1 蜗轮齿数 1 Z i Z 3 46 2 1 Z 41 2 查文献 3 表蜗杆涡轮参数的匹配 GB10085 88 选取 5 10 x 0 5mq 2 则蜗杆尺寸 50 3 47 1 dqmmm 2 50 10 60 3 48 1a d 1 d 1a hmm d 2 50 12 38 3 49 1f1 d 1f hmm 蜗轮尺寸 分度圆直径 Z 5 41 205 3 50 2 dm 2 mm 齿顶圆直径 2 1 x 205 2 210 3 51 2a d 2 dm 5 015 mm 齿根圆直径 2 1 2 x 205 2 188 3 52 2f h 2 dm 5 02 15 mm 涡轮齿宽 0 75 45 3 53 B 1a dmm 校核蜗轮的齿面接触疲劳强度 蜗轮蜗杆材料选用 蜗轮选用铸造锡青铜 zCuSn10P1 蜗杆选用 20Cr 3 1 2 2 2 蜗轮的齿面接触疲劳强度校核蜗轮的齿面接触疲劳强度校核 首先蜗轮蜗杆材料选用 蜗轮选用铸造锡青铜 zCuSn10P1 毕业设计 论文 说明书 19 蜗杆选用 20Cr 蜗轮蜗杆中心矩 a 125 3 54 2 2 21 xmdd 2 5 05220550 mm 根据接触疲劳强度公式 Z 3 55 H E Z 3 2 a TK Z 材料的弹性影响系数 单位是 Mpa E 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取 155 E ZMpa 2 1 两材料的接触系数 Z 由文献 1 表 11 18 查得 Z 2 5 工作载荷系数 K 3 56 K A K K V K K 其中 机械使用系数 A K 由文献 1 表 10 2 得 1 15 A K 齿面载荷分布系数 K 由文献 1 表 10 4 得 K 动载系数 V K 由文献 1 图 10 8 得 1 V K 齿间载荷分配系数 K 由文献 1 表 10 3 得 1 K tan 3 57 10 1 1 q Z 得 5 71 毕业设计 论文 说明书 20 3 58 2 T157 99 0 98 0 3 152 mN 滑动速度 Vs 3 59 sm ndV 44 0 71 5 cos100060 41411 05014 3 cos100060cos 111 查文献 1 表 11 18 蜗杆传动的当量摩擦角 25 3 v 3 60 634 0 25 3 71 5 tan 10 1 tan tan v 3 61 615 0 99 0 98 0 634 0 总 其中轴承效率 0 99 搅油效率 0 98 3 62 1 TN i T 04 6 634 0 41 157 2 总 所以接触疲劳强度 155 3 63 H Mpa 8 117 125 0 1571115 1 5 210 3 3 其中蜗杆螺旋面强度 268Mpa 铸造锡青铜蜗轮的基本许用应力 由文献 1 表 11 7 查得 H 268 H Mpa K 0 86 268 231 4 3 64 H FN H Mpa 其中 蜗轮蜗杆工作寿命系数 FN K N 为应力循环系数 N 60 j nL 60 1 0 6 41 21900 32324400 3 65 2 h J 蜗轮每转一次 每个轮齿的啮合次数 这里取 j 1 n 蜗轮转速 n 24 6 22 min r 毕业设计 论文 说明书 21 L 工作寿命 h 365 6 10 21900h 3 66 h L 0 86 3 67 FN K 8 7 10 N 蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件 F F 3 1 2 2 3 蜗轮的齿面弯曲疲劳强度校核蜗轮的齿面弯曲疲劳强度校核 根据公式 3 68 F FFa YY mdd KT 2 21 2 53 1 其中 Y 蜗轮齿形系数 2Fa 可由蜗轮的当量齿数 Z 及蜗轮变位系数 X 决定 2V2 可由文献 1 图 11 19 查得 Y 3 0 2Fa Y 螺旋角影响系数 Y 1 1 0 959 3 69 140 140 71 5 3 0 0 959 1 55 3 70 F 5205 0 05 0 15715 1 53 1 4 10 Mpa 0 86 56 48 16 3 71 F FN K H Mpa 其中 可由文献 1 表 11 8 查得 56 H H Mpa 为寿命系数 FN K 蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件 F F 3 1 2 2 4 蜗杆的刚度校核蜗杆的刚度校核 蜗杆受力后如产生过得变形 就会造成轮齿上的载荷集中 影响蜗轮与蜗杆的正确啮 合 所以需进行蜗杆的刚度校核 其校核刚度条件为 3 72 y yL EI FF rt 2 1 2 1 48 毕业设计 论文 说明书 22 其中 y 蜗杆材料许用的最大挠度 0 05 3 73 y 1000 1 d 1000 50 mm 其中 d 为蜗杆分度圆直径 1 E 蜗杆材料的弹性模量 E 2 07 5 10 Mpa I 蜗杆危险截面的惯性矩 3 74 I 64 4 1f d 其中 d为蜗杆的齿根圆直径 1f d 38mm 1f 1 02 10 3 75 I 64 384 5 L 蜗杆两端支撑点间的跨距 L 0 9d 0 9 184 5 3 76 2 205 mm 蜗杆所受的圆周力 1t F 241 6 3 78 1t F 1 1 2 d T 05 0 04 6 2 N 蜗杆所受的径向力 1r F tan20 557 5 3 79 1r F 2t F tan tan 2 2 2 d T 205 0 1572 N 其中 为蜗轮齿形角 20 184 5 0 00375 3 80 64 3814 3 1007 2 48 5 557 6 241 4 5 22 y 3 0 00375 0 05 蜗杆的刚度满足使用条件 yy 毕业设计 论文 说明书 23 3 1 2 2 5 蜗杆传动的润滑方法蜗杆传动的润滑方法 根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度 V 0 44 s sm 载荷类型为重型载荷 故可采用油池润滑 3 1 2 2 6 一级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置一级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 3 81 0 t a t s P d 11000 其中 周围空气的温度 常温情况下可取 20 a t 蜗杆蜗轮的传动效率 0 634 箱体的表面传热系数 可取 8 15 17 45 w m d d 当周围空气流动良好时可取偏大值 这里取 17 d d P 输入功率 6 04 41 41 0 637 3 82 PwT 2 60 26 0 kw 20 20 43 63 3 83 0 t 26 035 0 17 634 0 1637 0 63 80 其中 80 为其临界温度 故在通风良好的情况下 不需要加散热装置 3 1 2 2 7 一级涡轮蜗杆传动涡轮轴的校核一级涡轮蜗杆传动涡轮轴的校核 图 3 3 轴的结构与装配 按扭转强度条件计算 毕业设计 论文 说明书 24 1 T 2t F 2a F 1r F 1t F 1a F 59 228 1 R 2 R a 2t F 1r F 59228 1 R 2 R 220 4N m H M 59228 1 R 2 R 1t F M 132 6N m 482 0N m V M T 2r F 2r F 826 4N m b c d 107 9N m 毕业设计 论文 说明书 25 图 3 4 轴的载荷分析图 其中 3384 4 5828 5 1531 7 1t FN 1r FN 1a F 2t FN 1531 7 3 84 2t F 2 2 2 d T N 557 5 3 85 2r F 2t F tan N 956 7 3 86 2 2 2 1 MMM 22 482 4 826 mN 131 1 ca 22 2 4 W T W M W TM 2 2 3 22 901 0 10001573 01000 7 956 14 取 Z 20 Z 1 4 20 28 则 9 525 min12 b Pmm 3 1 2 3 计算带轮节圆直径 60 67 3 89 1 1 ZP d b 20525 9 mm 84 94 3 90 2 d 2 ZPb 28525 9 mm 3 1 2 4 计算带长 L 2 a cos 3 91 p 0 2 21 dd 180 12 dd 要求 0 7 3 92 21 dd 0 a 21 2dd 即 102mm 0 a 2 291 mm 取 a 200 0 mm arcsin 3 48 3 93 a dd 2 12 则 L 2 3 14 2 3 14 180 p 998 0 200 94 8467 60 67 6094 8448 3 629 3mm inv 3 14 14 92 3 94 12 2 ZZ ZZb 2028 2866 5 86 实际中心距 198 8 3 95 cos2 12 0 ZZP a b mm 3 1 2 5 带轮传动额定功率 3 96 Z KP 0 PKW 1 1 3 97 Z K W K 14 1 0 s s b b 毕业设计 论文 说明书 27 b 25 4mm b 估计为 25 4mm 0ss 3 1 2 6 轮宽 b 25 4 24 42 98 s b 0s 14 1 1 0 PK P Z d 14 1 1 15 1 1 1 1 mm 所以可取为 25 4 s bmm 3 1 3 回转机构中标准件的校核回转机构中标准件的校核 3 1 3 1 轴承校核轴承校核 3 1 3 1 1 一级涡轮蜗杆传动蜗杆轴轴承校核一级涡轮蜗杆传动蜗杆轴轴承校核 选取 7009AC 角接触球轴承正装 241 6 557 5 1531 7 1t FN 1r FN 1a FN 1r F 1t F 1a F 图 3 5 轴承受力图 求的轴承处支反力 303 8 1 R 2 R 22 2 5 557 2 6 241 N 轴向力 F 1531 7 ae N 派生轴向力 0 68 206 6 1d F 1 RN 0 68 206 6 2d F 2 RN F 1d F 1a2d F 毕业设计 论文 说明书 28 所以轴承 1 放松 轴承 2 压紧 轴向力 206 6 1a F 1d FN F 1738 3 2a F 1d F ae N 0 68 0 7 1 1 R Fa 8 303 6 206 则当量动载荷 206 6 1r P 1 RN 2 2 R Fa 7 0 8 303 3 1738 则当量动载荷 0 41 0 85 0 41 1602 28 2r P 2 R 2a F 5 173885 0 8 303 N 所以 2d F ae F 1a F 所以轴承 1 压紧 轴承 2 放松 轴向力 F 1290 1 2853 3 4143 4 1a F 2d F ae N 2853 3 2a F 2d FN 0 966 0 7 总1 1 R Fa 8 4158 4 4143 则当量动载荷 0 41 0 85 5185 4 1r P 1 R 1a FN 总2 2 R Fa 7 068 0 1 4196 3 2853 则当量动载荷 4196 1 2r P 总2 RN 所以 校核轴承 1 1r P 2r P 毕业设计 论文 说明书 30 3 9 3 100 n L n60 106 P C 3 6 04160 106 4 5185 1000 2 43 35 10 h 符合要求 3 1 3 2 键的选择与校核键的选择与校核 3 1 3 2 1 一级涡轮蜗杆传动 依据轴颈查文献 1 表 6 1 取l 2263b h 14mm 校核 11 7 120 150 3 101 p kld T 3 2 102 852263145 0 101572 3 Mpa p Mpa 符合条件 3 1 3 2 2 二级涡轮蜗杆传动 依据轴颈查文献 1 表 6 1 取l 3280b h 18mm 校核 95 3 120 150 3 102 p kld T 3 2 102 1282280185 0 1031852 3 Mpa p Mpa 符合条件 3 2 倾斜机构的设计倾斜机构的设计 3 2 1 倾斜轴的设计倾斜轴的设计 3 2 1 1 倾斜轴尺寸计算倾斜轴尺寸计算 估计回转工作台及回转机构的总重量 20009 8 19600GKg N 其对倾斜轴的最大倾覆力矩 19600 15484 3 103 T MG 22 eh 22 25 075 0 mN 预估滑动轴承处轴颈 120mm 则 1 1 0 5 120 2 400 1 0225 3 104 f K R fd 2 主轴在 90 0 时 支反力 1 C 3 14 0 19600 9 04 0 25 03 15 0 0225 1 45092 3N 毕业设计 论文 说明书 31 主轴在 90 时 K 支反力K 21 CC 1 2R G 22 1 ehR f 019 1 4 0 4 02 19600 22 eh 33305 9N C 取大值 1 所以实心轴颈 76 7 3 105 d 3 11 5 lC 3 6 1060 12 0 3 450925 mm 取 120mm 符合条件d 3 2 1 2 倾斜轴的强度校核倾斜轴的强度校核 倾斜轴强度校核 37 1 22 2 2 1 2 2 3 4tF eh W LG 4 19600 22 22 3 2 01 0 204 0 25 0 9 0 3 12 0 1 0 3 1 Mpa 3 106 倾斜轴选用 45 号钢调质 60 Mpa 3 2 2 齿轮设计齿轮设计 扇形大齿轮选取 8 101mZ 传递齿轮选取 8 67mZ 小齿轮选取 8 17mZ 倾斜机构齿轮为开式传动 按齿根弯曲疲劳强度校核 倾斜机构的齿轮为开式传动 校核其齿根弯曲疲劳强度 公式为 3 107 F bm YYKF SaFat F 扇形大齿轮 38326 7 t F d T 2 808 0 154842 N 1 0 1 518K VAK K K K38 1 1 10 1 毕业设计 论文 说明书 32 2 18 Fa Y 1 79 Sa Y 70bmm 8mmm 则 405 4 F 6 10870 79 1 18 2 7 38326518 1 Mpa 489 2 3 108 F S KN lim 3 1 5302 1 Mpa 符合要求 F F 传递齿轮 38326 7 t F d T 2 808 0 154842 N 1 0 1 529K VAK K K K39 1 1 10 1 2 25 Fa Y 1 74 Sa Y 87bmm 8mmm 则 329 6 F 6 10887 74 1 25 2 7 38326529 1 Mpa 486 9 F S KN lim 25 1 53015 1 Mpa 符合要求 F F 小齿轮 38326 7 t F d T 2 136 0 2 26062 N 1 0 2 244K A K K V K K04 2 1 10 1 2 97 Fa Y 1 52 Sa Y b 110mm 毕业设计 论文 说明书 33 m 8mm 则 441 2 F 6 108110 52 1 97 2 7 38326244 2 Mpa 530 8 F S KN lim 3 1 60015 1 Mpa 符合要求 F F 3 2 底座和箱体的简单设计底座和箱体的简单设计 底座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度 其次是强度和抗振性能 当同时 用作滑道时 滑道部分还应具有足够的耐磨性 此外 对具体的机械 还应满足特殊 的要求 并力求具有良好的工艺性 底座和箱体的结构尺寸和大小 决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和 尺寸及其相互配置 受力与运动情况等 设计时应使所装的零件和部件便于装拆与操 作 底座和箱体的一些结构和尺寸 如壁厚 凸缘宽度 肋板厚度等 对机座和箱体的工 作能力 材料消耗 质量和成本 均有重大的影响 但是由于这些部位的形状不规则 和应力的分布复杂性 基本上按照经验公式 经验数据 或比照现用的类似机件进行 设计 而略去强度和刚度等的分析与校核 此次论文设计采用的机座和箱体的设计采用经验公式和比照的方法进行设计 毕业设计 论文 说明书 34 结论结论 本论文结合 1t 座式焊接变位机的基本要求和特点 对焊接变位机的设计进行了阐 述以及计算 所做的工作主要有以下几个方面 1 焊接变位机械的分类 2 座式焊接变位机的组成 3 座式焊接变位机的工作原理 4 回转机构中减速器 转轴 轴承等的设计 5 倾斜机构中齿轮 滑动轴承等的设计 6 回转机构装配图的绘制 7 座式焊接变位机装配图的绘制 8 回转机构箱体零件的绘制 毕业设计 论文 说明书 35 参考文献参考文献 1 濮良贵 纪名刚 机械设计 第八版 M 北京 高等教育出版社 2006 2 机械设计手册 新版 3 M 北京 机械工业出版社 2004 3 朱龙根 简明机械零件设计手册 M 北京 机械工业出版社 1997 4 周寿森 焊接机构生产及装备 M 北京 机械工业出版社 1999 5 中国机械工程学会 焊接学会 焊接手册 M 北京 机械工业出版社 1992 6 焦馥杰 焊接结构分析基础 M 上海 上海科学技术文献出版社 1991 7 曾乐 焊接工程学 M 北京 新时代出版社 1986 8 沈世瑶 焊接方法及设备 M 北京 机械工业出版社 1982 9 上海船舶工业设计研究院 机械工业部第五设计研究院 北京船舶工程第五设计 研究所 焊接设备选用手册 M 北京 机械工业出版社 1984 10 美国焊接学会 韩鸿硕 张桂清 焊接新技术 M 北京 宇航出版社 1981 11 薛迪目 焊接概论 M 北京 机械工业出版社 1987 12 机械设计手册 第二版 M 北京 机械工业出版社 2004 13 刘鸿文 材料力学 M 北京 高等教育出版社 2006 14 张海根 机电传动控制 M 北京 高等教育出版社 2001 15 陈于萍 周兆元 互换性与测量技术基础 M 北京 机械工业出版社 2007 16 李庆芬 朱世范 陈其廉 机电工程专业英语 M 哈尔滨 哈尔滨工程大学出版社 2007 毕业设计 论文 说明书 36 致谢致谢 本次论文是在终结大学四年学习的情况下进行的 力求对大学之所学能够来一次 集中巩固及其创新利用 它涵盖面很广 涉及了机械的所有内容 是培养高级工程技 术人才的一次综合训练 经过论文的选材 开题 构思 设计等一系列的训练 相信 自己对设计有了进一步的认识 在计算能力 英文文献阅读翻译 查找相关信息等多 种能力得到了一次深刻的锻炼 在整个过程中 可以说完成了工程师基本训练和逐步 具有从事科学研究的工作能力 受益匪浅 相信对以后的学习工作会有很大帮助 本论文是在刘琨明老师及其院里老师的悉心帮助 指导下完成的 在此表示真诚 的谢意 毕业设计 论文 说明书 37 附件附件 1 外文资料翻译 毕业设计 论文 说明书 38 外文资料翻译 1 高精度数控焊接变位机控制系统设计与实现高精度数控焊接变位机控制系统设计与实现 石 圩 樊 丁 陈 剑 虹 摘摘 要要 研制弧焊机器人用数控焊接变位机对弧焊机器人柔性加工单元 WE MC 的设 计具有重要的意义 作者以基于数字信号处理器 DSP 的研华多轴