隔水管横焊缝自动对中装置的设计

毕业设计说明书设计题目隔水管横焊缝自动对中装置的设计（机械电气部分）专业数控技术及其应用班级数控一班目录目录1第一章隔水管横焊缝自动对中装置述的概3第二章总体方案的设计321设计任务322基本工作原理4第三章机械部分的设计631V型块的模型设计632导轨的设计733驱动轮装置的设计9331计算驱动轮所需的扭矩9332链传动的设计12333减速器的设计14334电动机的选用18335联轴器的选用19336轴的设计20337轴承的选用23338滚动轮的设计27339滚轮支承上盖的设计27第一章隔水管横焊缝自动对中装置的概述快速接头隔水管系列产品，是湛江市南油集团合众公司特有的为海洋石油配套的专用产品，多年来经过不断的开发和改进，已形成了完整配套的技术图纸、成熟的生产技术、工艺流程和加工制造装备，与之相应的业务熟练的工程技术队伍和技术工人队伍。新型快速接头系列产品有SR30、SR24、SR20、SR16、SR133/8系列产品。本毕业设计的目的是将合众公司原来的生产设备改为自动化的设备，并降低工人的劳动强度。本设计的主要要求设计出一种针对SR30、SR24、SR20、SR16、SR133/8系列产品制造中，对卷制成管状板材的内横、外横能进行自动对中的装置。要求能实现管的自动对中、自动找正、定位夹紧、纵向自动行走，行走速度在013M/IN之间，可以自动调节，动力为普通三相交流电动机，控制方式为随车控制形式，要求结构实用、重量轻、调节操作方便、技术优先价格合理。本设计的主要内容1、内外自动对中装置总体方案的确定。2、内外自动对中装置机架结构的设计。3、内外自动对中装置机械系统的设计。第二章总体方案的设计21设计任务设计一个装置，使两根长各55M的隔水管自动对中，并且使两管的对中精度达到两管的轴线同轴偏差3M。对中点后隔水管要实现转动。22方案的选定使两根隔水管自动对中的方法有很多，经过了对具体方案的工作原理及可行性的分析，本人决定采用V型装置，其大概形状如（图22）所示。图221、滚轮2、V型块3、导轨23基本工作原理231总体工作原理如图231所示，该装置由、两组V型块组成。组可以沿V型块下边的导轨直线移动，组固定，V型块下边有导轨，但是V型块与导轨相对固定不动。I组组图2311、滚动轮2、电动机3、减速器4、驱动轮、两组V型块均有8个滚轮和中间的一个驱动轮支承，组V型块下边的导轨可以实现隔水管的对接。232驱动轮装置的简要说明如图232所示，运动的传递顺序是电动机减速器链轮滚轮隔水管图23该图是驱动轮的安装图，大轴（上边）装滚轮与链轮，小轴装链轮，两装有圆锥滚子滚动轴承，运动由减速器接入小轴，再经过链传动传到滚轮。第三章机械部分的设计31V型块的模型设计参照V型底座的零件图。1、V型块的加工方法铸造成型2、V型块的材料铸钢3、V型块的加工要求，对装滚轮部分和下底面进行精加工，加工方法由厂家自己决定，使这两部分的平面度达到IT7级，粗糙度也达到IT7级。在加工装滚轮凹槽时要使4个凹槽的位置度达到IT7级，所有螺纹孔及销孔的位置度也要达到IT7级32导轨的设计一、导轨的选用由工作要求承载能力较大而且能够自动补偿磨损的要求，决定选用平面三角复合型滑动导轨，参照机械设计手册第三卷，表28112。其形状见图321。100图321尺寸见表2835，取A1000MM，B200MM，120。二、进行导轨的力学计算导轨的材料选用钒钛耐磨铸铁耐磨铸铁为导轨的材料。表面热处理在其粗加工后进行一次时效淬火处理，采用电接触加热的表面淬火，最后导轨还要进行磨削，使其表面的粗糙度达到预定的要求，取其值为08。硬度匹配为了保证导轨的寿命，加工结果应该保证导轨接合面的硬度不同，此取为100HBS，三、导轨的校核查表可得铸铁的许用压强为1MPA，已知导轨的外形如上图所示，取导轨滑座共承重8T，NG80010800则滑座每侧的承重为NG2004对三角形导轨设垂直斜向力为F，如图322所示，图322则有2FCOS302000032000030COS10000F11500N则左侧导轨承受的压强为MPAP205020210411MPA依图321易知导轨右边承受的压强明显小于左边。故此导轨符合要求。33驱动轮装置的设计331计算驱动轮所需的扭矩如图331，所示。图331一、每组V型装置共有8个支承滚轮（若加上驱动轮则为9个），每个轮上的支承反力应为（2/2G）/4（按照8个支承点算），即82GF每根管的质量约为M25T2500KG即NG245089250则NF43312450082考虑到管的外圆柱面的制造误差，有可能8个支承点存在某些支承点与管子不接触，故F应该乘以一个安全系数S，取S15，则NFS649651431二、计算使管子转动所需的扭矩1、机械传动部分的总传动比50I2、所用电动机的转速为MIN750RN3、滚轮的运动参数507501WMINR15MINR901RMM4、管子的运动参数（按最大管计算）3812RMM54338190152112RRWWMINR5、管子的线速度5260901511222RRVWWSMM此速度即就是管子自动的速度。6、计算滚轮使管子转动所需的扭矩T计算在1S内使管子的转动的线速度达到1032522VSM由本设计可知，T1SKGM250000V要求出滚轮使管子转动所需的扭矩T，可以采用动量矩定理00TDTMVDMM由动量矩定理可得RVRVMMTT2022RVMTT221381522250010103322TMTRV215MN即滚轮使管子转动所需的扭矩T215MN。三、对T进行校核查“机械设计手册软件版R20”，可知钢钢的摩擦系数为150M则最大静摩擦力NFF259989250022150MAX相应最大摩擦力矩99038125991032RFTFFMN而T215MNTF故滚轮与管子不会产生相对滑动的现象。所以T符合设计的要求。332链传动的设计用机械设计手册软件版R20可以轻松完成链传动的设计，下面是设计的过程。1、初始条件传递功率002KW小链轮的转速15R/MIN平均传动比1可大或小05大链轮的转速15R/MIN传动种类水平传动传动速度低速传动V3M/S润滑条件由设计结果决定中心距条件可调载荷性质平稳载荷原动机种类电动机润滑方式人工定期润滑2、设计结果1选择链轮齿数Z1,Z2假定链速V3M/S,由表98选取小链轮齿数Z117从动链齿数Z2IZ1117172计算功率PCA由表99查得工作情况系数KA13,故PCAKAP130020006KW3确定链条节数LP初定中心距A040P,则链节数为LPPA0221ZZ0APP212ZZ2PP40221717PP40P21717297节,取LP97节4确定链条的节距P由图913按小链轮转速估计,链工作在功率曲率顶点左侧时,可能出现链板疲劳破坏。由表910查得小链轮齿数系数KZ191Z0811917081088KL100PL2601097260099选取单排链，由表91查得多排链系数KP10,故得所需传递的功率为P0KPKKPCALZ19080060KW0007KW根据小链轮转速N115R/MIN及功率P00007KW，由图913选链号08A单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。再由表91查得链节距P1270M。5确定链长L及中心距AL1000PLP100701297M123MA4PLP221ZZ212221282PZZZZLP260MM中心距减少量DA（00020004）A（00020004）260MM052104MM实际中心距AADA260M（052104）M2594825896MM取A255MM6验算链速V1006011PZN100607121715M/S0053M/S与原假设相符。7验算链轮毂孔DK由表94查的小链轮毂孔许用最大直径DMAXK34M，大于电动机轴径D30MM,故合适。8作用在轴上的轴力FPKFPFE有效圆周力FE1000VP10000530020N37736N377N按水平布置取压轴力系数KFP115,故FP115377N434N3、链传动的尺寸参数如图332所示，名称符号小链轮数值大链轮数值单位排距PT14381438MM分度圆直径D69126912MM齿顶圆最大直径DAMA77047704MM齿顶圆最小直径DAMI72677267MM分度圆最大弦齿高HAMA456456MM分度圆最小弦齿高HAMI237237MM齿根圆直径DF61176117MM最大齿根距离LX60876087M图332333减速器的选用考虑到负载较大，传动比也相当大，所以选用单级普通圆柱蜗杆减速器，其简图如图333所示。图333为了正确选用该普通圆柱蜗杆减速器，有必要对该减速器里边所用的蜗轮蜗杆传动进行设计，采用机械设计手册软件版R20进行设计，普通圆柱蜗杆传动设计结果报告一、普通蜗杆设计输入参数1传递功率P002KW2蜗杆转矩T1010NM3蜗轮转矩T2339NM4蜗杆转速N175000R/MIN5蜗轮转速N21500R/MIN6理论传动比I50007实际传动比I50008传动比误差0009预定寿命H4800小时10原动机类别电动机11工作机载荷特性中等冲击12润滑方式浸油13蜗杆类型渐开线蜗杆14受载侧面一侧二、材料及热处理1蜗杆材料牌号45表面淬火2蜗杆热处理表面淬火3蜗杆材料硬度HRC45554蜗杆材料齿面粗糙度1608M5蜗轮材料牌号及铸造方法ZCUSN10P1砂模6蜗轮材料许用接触应力H200N/MM27H225N/MM28蜗轮材料许用弯曲应力F51N/MM29F45N/MM2三、蜗杆蜗轮基本参数设计M1选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）2选择材料根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为了4555HRC。蜗杆用铸锡磷青铜ZCUSN10P1,金属模铸造。3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距322HEZZKTASR1）确定载荷系数K因工作载荷不均、冲击大，系数BK120；查表115选取使用系数AK120；由于转速不高，冲击力不大，可取动载系数VK105；则KAKBKVK12012010515122）确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮杆相配，故EZ160M2/1AP。3）确定接触系数RZ先假设蜗杆分度圆直径1D和传动中心距A的比值1D/A025，查表的RZ34。4）确定许用接触应力HS根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCUSN10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，查表得蜗轮的基本许用应力HS268MPA应力循环次数N60J2NHL60X1X50750X48000432X710寿命系数HNK877104320101111则HSHNKHS1111268MPA298MPA5）计算中心距A7525MM取中心距A80MM,因I50MM,故从表112中取模数M4MM,蜗杆分度圆直径D140MM这时D1/A05,从图1118Z中可查得接触系数ZR265,因为ZRZR因此以上计算结果可用。3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆轴向齿数PA1256MM,直径系数Q10；齿顶圆直径D1A48M；齿根圆直径D1F3040MM；分度圆导程角G30O5750“；蜗杆轴向齿厚SA628MM。2）蜗轮蜗轮齿数Z250；变位系数X2075；验算传动比I12ZZ15050，这时传动比误差为5050500，没有误差。蜗轮分度圆直径D2MZ2504200MM蜗轮喉圆直径D2AD22H2A2002（36）128MM蜗轮齿根圆直径D2FD22H2F200244811040MM蜗轮咽喉母圆直半径R2GA21D2A802112816MM4校核齿根弯曲疲劳强度FS3512212FFAYYMDDKTSB当量齿数Z2VG32COSZ5075根据X2075，Z2V5075，从图1119中可查得齿形系数Y2FA25螺旋角系数YB1O140G07786许用弯曲应力FSFSKFN从表118中查得由ZCUSN10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力FS56MPA寿命系数YFN9761043201008499FS5608499MPA47596MPAFS8490524204039051215310521MPA弯曲强度是满足的四、蜗杆蜗轮精度项目名称蜗杆蜗轮1第一组精度772第二组精度773第三组精度774侧隙FF根据所得的结果来选用普通圆柱蜗杆减速器，查机械传动设计手册P1257表731。考虑到安装与润滑的方便，本设计选用普通圆柱蜗杆减速器的型号是WD8AJB/ZQ439086该减速器的具体参数为中心距A80MM传动比I50蜗杆头数Z11蜗轮齿数Z250模数M4许用功率P1KW传动效率H072质量M28KG减速器的具体尺寸参照零件图。334电动机的选用（JB307482）查机械零件设计手册P1363选用电动机的型号是Y132S8该电机的具体参数是电机名称Y系列三相异步电动机类别代号Y型号规格Y132S8防护等级IP44安装形式B3极数8额定功率22KW转速730MINR额定电压380V额定电流55A满载效率081同步转速750MINR满载功率因素COSJ071堵塞转矩20MN额定转矩20MN净重17KG标准JB307482电动机的简图如图334所示。图334335联轴器的选用联轴器的选用主要依据许用扭矩，还有所用轴的大小。本设计的电动机输出轴的大小为F38，变速器的输入轴大小为F24，输出轴大小为F38。驱动轮输入轴的大小为F20。本人选用联轴器所用的资料是机械零件设计手册P870和AUTOCADMECHANICAL2001。电动机与变速器的联接采用凸缘联轴器YL4，变速器与驱动轮输入轴的联接采用凸缘联轴器YL5，其具体参数为型号许用扭矩DLDD1M螺栓数目L0MYL440MN25/2862100808312825KGYL563MN30/328210585841683KG凸缘联轴器YL型的简图如图335图335336轴的设计参照简明机械设计手册P367轴设计的步骤为第一，根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布置和装配方案。第二，选择轴的材料第三，初步估算轴的材料第四，进行轴系零、部件的结构设计第五，进行强度计算第六，进行刚度计算第七，校核键的联接强度第八，验算轴承第九，根据计算结果修改设计第十，绘制零件图一、轴强度的计算轴直径的计算公式34612055910NPDTGG4311NPAMMP轴传递的功率NMINRT轴材料许用扭应力（MMN2），见表1413A与轴材料及相应许用扭应力有关的系数，见表1413注意对于10DMM，开一个键槽，轴颈就增大57。P001KWN15MINR45TMPAA10297150101023DMM486DDMM考虑到此设计的传动轴与滚轮的配合，取20MINDM二按照弯矩合成强度计算1求滚轮上作用力的大小,方向作用在滚轮上的转距为T2215NM圆周力F2T222DT2905210478N径向力F2RBACOSTAN2TF0176N周向力F2AF2TTANB0068N2轴承的支反力水平面的支反力RARBF2T/20239N垂直面的支反力RAF2AD2/2F2R30/601332NRBF2AD2/2F2R30/605004N3画弯距图水平面的弯距MCRA3000717NM垂直面的弯距M1CRA303996NM,M2CRB30F2AD2/25007NM合成弯距M1C212CCMM3996NMM2C222CCMM5007NM4画弯距图TF2TD2/202145NM当量弯矩的计算公式TMMCCA222A轴在危险截面的弯矩轴在危险截面的扭矩393TMN（减速器的输出扭矩）扭矩校正系数30A（对于稳定不变的转矩）故轴在危险截面的合成弯矩201710075MCA452MN三、校核轴的强度（按照第三强度理论）校核公式SSWAW122TMMCACA查机械设计P366表151，轴的材料选用40CR相应的弯曲疲劳极限S1355MPA轴在危险截面的抗弯模量W的计算公式参照简明机械设计手册P370之表1416，对于开键槽的轴，DBTWTDD23223P20DMM6BMM53TM2025363214353202023W8230MM3MMMMMNWCACA33823045210S129MPA351SMPA故20MINDM，符合要求。所用到的三根轴的具体形状参照零件图。三、校核轴的强度（按照第三强度理论）校核公式SSWA