1t数控座式焊接变位机设计【说明书+CAD】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共43页)
编号：120930518
类型：共享资源
大小：1.02MB
格式：ZIP
上传时间：2021-04-11
上传人：221589****qq.com
认证信息
个人认证
李**（实名认证）
湖南
IP属地：湖南
40
积分
- 关 键 词：
-
数控
焊接
变位
设计
说明书
CAD
- 资源描述：
-
1t数控座式焊接变位机设计【说明书+CAD】,数控,焊接,变位,设计,说明书,CAD
- 内容简介：
-
毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）任务书专业 班级 机械 姓名 下发日期 题目题目 1t 座式焊接变位机设计专题专题 1t 座式焊接变位机设计主主要要内内容容及及要要求求主要内容：完成 1t 座式焊接变位机设计。编写设计说明书，绘制装配图及部分零件图。要求：必须以负责的态度对待自己所做的技术决定、数据和计算结果。在教师指导下，独立完成设计任务，培养较强的创新意识和学习能力，获得机械工程师的基本训练。整个设计在技术上是先进的，在经济上是合理的，在生产上是可行的。计算步骤清晰，计算结果正确；图面整洁，视图齐全，布局合理，线条、文字及尺寸标注符合国家标准；使用计算机设计、计算和绘图；设计说明书要求内容完整，文字通顺，语言简练，图示清晰，重要计算公式和数据应注明出处。设计说明书不少于 2 万字，查阅文献 15 篇以上，翻译与课题有关的英文资料 2 篇，译文字数不少于 5 千汉字，绘制图纸折合总量不少于 5 张 A1。主要技主要技术参数术参数载重量 1000kg，最大回转力矩 1500Nm，最大倾斜力矩 1500Nm，工作台回转速度 0.10.6 r/min，工作台倾斜速度 0.5 r/min，工作台倾斜角度 0120进进度度及及完完成成日日期期3 月 23 日 4 月 12 日（3 周）：课题调研，理解熟悉设计任务，借阅资料，翻译英文文献，制订设计计划。4 月 13 日 4 月 26 日（2 周）： 方案设计，选择确定机器总体方案及部件方案。4 月 27 日 5 月 31 日（5 周）： 技术设计，在草图的基础上完成装配图和零件图的绘制。6 月 1 日 6 月 14 日（2 周）：技术文件编制，编写完成毕业设计说明书，打印图纸，上交说明书和图纸。6 月 15 日 6 月 21 日（1 周）：教师审阅毕业设计，学生准备答辩。教学院长签字日 期教研室主任签字日 期指导教师签字日 期指 导 教 师 评 语 指导教师: 年 月 日指 定 论 文 评 阅 人 评 语 评阅人: 年 月 日答 辩 委 员 会 评 语指导教师给定成绩(30%)评阅人给定成绩(30%)答辩成绩（40%）总 评答辩委员会主席签字评定成绩青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书 V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；倾斜机构青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书 VIAbstract 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 its verification, etc.Key words: welding posioner; turning gear; retarder;tilting mechanism青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书 VII目录目录摘要摘要 .Abstract.目录目录 .第第 1 章章 绪论绪论 .11.1 课题研究的意义及现状.11.2 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 .22.1 焊接变位机械的分类.22.2 焊接变位机械的组成.42.3 焊接变位机械的工作原理.42.4 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 .93.1 回转机构的设计.93.2 倾斜机构的设计.293.3 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青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书0 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 青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书1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、自调式滚轮架青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书22、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。青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书3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青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书4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 40641983 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。青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书52.4.42.4.4 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：HB5002 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 ()HB25254063-0.5016.00315135HB25255080-0.258.00500135HB10010063100-0.103.15500135HB25025016040010000.051.60630135HB50050016040010000.051.601000135HB1000100025040012500.051.601000135HB2000200025040012500.031.001250135HB3150315025040016000.031.001250135HB4000400025040016000.031.001250135HB5000500025040016000.0250.801250135HB8000800020040016000.0250.801600135青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书6HB100001000020040020000.0250.801600135HB160001600020050020000.0160.501600120HB200002000020063025000.0160.502000120HB315003150020080025000.0160.502000120HB400004000016080031500.0100.3152000105HB5000050000160100031500.0100.3152000105HB8000080000160100031500.0100.3152000105 图 2-2 焊接变位机示意图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 超过青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书725kg 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。青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书8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：青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书9 图 3-1 回转主轴受力分析示意图 （3-1） sincossin2cossin2222hGehMw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 mme250mmh750其中重心距取 600mm其轴承处的扭矩： （3-2）cossineGMn按第三强度理论折算的当量弯矩为： （3-3）22MMMnwxd222sincossincoseheG该式在满足条件时才出现最大值。其值为:sinhectg （3-4）ehMGxd22max对于指定的变位机：，该数据由文献10表 7-11 查得。33. 0he （3-5）74.711minhectg （3-6）74.1612min1maxhectg因此回转主轴的强度可选在的范围内任意位置进行计算。minmax 主轴材料用 45 号钢（调制处理） = =61.1 （3-7）Kn15 . 15 . 12755 . 0Mpa青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书10 d （3-8） mm1 .118101 .6125. 075. 01274010ehG103622322 取 d=120mm，校验主轴： （3-9） MpaehdGedehG6222322106 .583 . 110 其中 Mpa1 .61 初步确定主轴的结构尺寸如下图 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0.10.6r/min=2400 （3-10）nnim总6 . 01440平均传动比：初选带传动的传动比1.4，带i = （3-11）平均i4 .414 . 12400青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书11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 =412查文献3表蜗杆涡轮参数的匹配（GB10085-88）取 Z =41 =10 = 90 =022m1d2x根据蜗轮蜗杆工作情况，选取蜗杆特性系数:q=9蜗杆模数=10，1m2m则蜗杆尺寸：=90 （3-12）1dqmmm=+2=90+20=110 （3-13）1ad1d1ahmm =-2=90-24=66 （3-14）1fd1d1fhmm蜗轮尺寸： 分度圆直径 = Z =10 41=410 （3-15）2dm2mm 齿顶圆直径 =d +2=430 （3-16）2ad2mmm 齿根圆直径 d=-21.2=386 （3-17）2f2dmmm 涡轮齿宽 =0.75=82.5 （3-18）B1admm3.1.2.1.2 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）22qZmamm250294110）（青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书12接触疲劳强度：=ZZ （3-20）HE32aTK 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 =155EMpa21Z 两材料的接触系数，由文献1表 11-18 查得：Z =2.6K工作载荷系数，=， KAKKVKK机械使用系数，AK由文献1表 10-2 得：=1.15AK：齿面载荷分布系数，K由文献1表 10-4 得：K：动载系数，VK由文献1表 10-8 得：=1VK：齿间载荷分配系数系数，K由文献1表 10-3 得：=1Ktan （3-21）911qZ得 6.34=12740 （3-22）2TGemN.318525. 0滑动速度： （3-23）smndVVs/02. 034. 6cos100060411 . 09014. 3cos100060cos211查表蜗杆传动的当量摩擦角 青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书136 . 5v （3-24）53. 0)6 . 534. 6tan(91)tan(tanv （3-25）51. 099. 098. 056. 0总其中轴承效率 0.99 搅油效率 0.98 （3-26）NiTT3 .15251. 041318521总所以接触疲劳强度 （3-27）MpaMpaH2681 .19525. 099. 098. 0/31851115. 16 . 21015533其中 蜗杆螺旋面硬度 268Mpa3.1.2.1.3 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）FFaFYYmddKT221253. 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=2.42FaY 螺旋角影响系数，=1-=1-=0.955 （3-29）Y14014034. 6 =() 2.4 0.955=3.59 （3-30）F1041. 009. 099. 098. 0318515. 153. 1410Mpa= =1.37 56=76.72 （3-31）FFNKHMpa其中可由文献1表 11-8 查得: =56HHMpa青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书14为寿命系数: FNKN 为应力循环系数：N=60 j nL =60 1 0.6 21900=788400 （3-32） 2h 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;22nmin/rL :工作寿命, hL =365 6 10=21900 （3-33）h h=1.37 （3-34）FNK8710N,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。F F3.1.2.1.4 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 yLEIFFrt212148其中y蜗杆材料许用的最大挠度。 = （3-36）y10001d100090mm09. 0其中 d 为蜗杆分度圆直径。1E 蜗杆材料的弹性模量。 E=2.07Mpa510I 蜗杆危险截面的惯性矩。 （3-37）I6441fd其中 d为蜗杆的齿根圆直径。1f青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书15 d= 66mm1f=5.958 10 （3-38）I646647L 蜗杆两端支撑点间的跨距。 L0.9=0.9=369 （3-39）2d410mm 蜗杆所受的圆周力。1tF=3384.4 （3-40）1tF112dT09. 03 .1522N 蜗杆所受的径向力。1rF=tan20 =5828.5 （3-41）1rF2tFtantan222dT41. 099. 098. 031852N其中为蜗轮齿形角。=200.369 =0.073 （3-42）6466. 014. 31007. 2485 .58284 .33844522y3y=0.0730.09=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）0tatPd其中周围空气的温度，常温情况下可取。at蜗杆蜗轮的传动效率。 0.53箱体的表面传热系数，可取=(8.1517.45),w/(m.)，dd青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书16当周围空气流动良好时 可取偏大值。这里取 17ddP输入功率。 =157 41=0.404kw （3-44）PwT 26026 . 0t。=20+=20+53.2=73.2 （3-45）6 . 035. 01753. 01404. 0）（73.280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 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：1Z =i Z （3-46）21Z =412查文献3表蜗杆涡轮参数的匹配（GB10085-88）选取=5 =10 x =-0.5mq2则蜗杆尺寸：=50 （3-47）1dqmmm=+2=50+10=60 （3-48）1ad1d1ahmm d=-2=50-12=38 （3-49）1f1d1fhmm蜗轮尺寸：分度圆直径 =Z =5 41=205 （3-50）2dm2mm 齿顶圆直径 =+2（1+x）=205+2=210 （3-512ad2dm）（5 . 015mm） 齿根圆直径 =-2(1.2-x)=205-2=188 （3-52）2fh2dm）（5 . 02 . 15mm青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书17 涡轮齿宽 =0.75=45 (3-53)B1admm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;蜗杆选用 20Cr.蜗轮蜗杆中心矩a=125 （3-54）2221xmdd25 . 05220550mm根据接触疲劳强度公式：=Z （3-55）HEZ32aTK 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 。EZMpa21两材料的接触系数：Z由文献1表 11-18 查得：Z =2.5工作载荷系数，K= （3-56）KAKKVKK其中：机械使用系数，AK由文献1表 10-2 得：=1.15AK齿面载荷分布系数K由文献1表 10-4 得：K动载系数，VK青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书18由文献1图 10-8 得：=1VK齿间载荷分配系数，K 由文献1表 10-3 得：=1Ktan （3-57）1011qZ得：5.71= （3-58）2T15799. 098. 03 .152mN 滑动速度：Vs= （3-59）smndV/44. 071. 5cos10006041411 . 05014. 3cos100060cos111查文献1表 11-18 蜗杆传动的当量摩擦角 25. 3v （3-60）634. 0)25. 371. 5tan(101)tan(tanv （3-61）615. 099. 098. 0634. 0总其中轴承效率 0.99 搅油效率 0.98 （3-62）1TNiT04. 6634. 0411572总所以接触疲劳强度155 （3-63）HMpa8 .117125. 01571115. 15 . 21033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，HMpa=K=0.86 268=231.4 （3-64）HFNHMpa青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书19其中蜗轮蜗杆工作寿命系数， FNKN 为应力循环系数：N=60 j nL =60 1 0.6 41 21900=32324400 （3-65） 2h 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;22min/rL :工作寿命,h=365 6 10=21900h （3-66）hL =0.86 （3-67）FNK8710N,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。F F3.1.2.2.3 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）FFFaYYmddKT221253. 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=3.02FaY 螺旋角影响系数，Y =1-=1-=0.959 （3-69）14014071. 5 =() 3.0 0.959=1.55 （3-70）F5205. 005. 015715. 153. 1410Mpa=0.86 56=48.16 （3-71）FFNKHMpa其中可由文献1表 11-8 查得: =56HHMpa青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书20为寿命系数: FNK,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。FF3.1.2.2.4 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 yLEIFFrt212148其中y蜗杆材料许用的最大挠度。 =0.05 （3-73）y10001d100050mm其中 d 为蜗杆分度圆直径。1E 蜗杆材料的弹性模量。 E=2.07510MpaI 蜗杆危险截面的惯性矩。 （3-74）I6441fd其中 d为蜗杆的齿根圆直径。1f d=38mm1f =1.02 10 （3-75）I643845L 蜗杆两端支撑点间的跨距。 L0.9d =0.9=184.5 （3-76）2205mm 蜗杆所受的圆周力。1tF=241.6 （3-78）1tF112dT05. 004. 62N 蜗杆所受的径向力。1rF青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书21=tan20 =557.5 （3-79）1rF2tFtantan222dT205. 01572N其中 为蜗轮齿形角。=20184.5 =0.00375 （3-80）643814. 31007. 2485 .5576 .2414522y30.003750.05=,蜗杆的刚度满足使用条件。yy3.1.2.2.5 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，ssm/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）0tatsPd11000其中周围空气的温度，常温情况下可取 20。at蜗杆蜗轮的传动效率。0.634箱体的表面传热系数，可取=(8.1517.45),w/(m.)，dd当周围空气流动良好时可取偏大值。这里取17ddP输入功率。 =6.04 41 41=0.637 （3-82）PwT 26026 . 0kw=20+=20+43=63 （3-83）0t26 . 035. 017634. 01637. 0）（6380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青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书22图 3-3 轴的结构与装配按扭转强度条件计算1T2tF2aF1rF1tF1aF592281R2R(a)2tF1rF592281R2R220.4N.mHM592281R2R1tFM2rF2rF826.4N.m(b)(c)青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书23 132.6N.m482.0N.mVMT 图 3-4 轴的载荷分析图其中=3384.4 =5828.5 =1531.71tFN1rFN1aF2tFN =1531.7 （3-84）2tF222dTN = =557.5 （3-85）2rF2tFtanN=956.7 （3-86）2221MMM224824 .826mN.=131.1ca2224WTWMWTM22322901 . 010001573 . 010007 .95614, 取 Z =20 Z =1.4 20=28 则=9.525min12bPmm3.1.2.3 计算带轮节圆直径=60.67 （3-89）11ZPdb20525. 9mm=84.94 （3-90）2d2ZPb28525. 9mm3.1.2.4 计算带长L =2 acos+ （3-91）p0221dd 18012dd 要求：0.7 （3-92）21dd 0a212dd 即 102mm0a2 .291mm取 a =2000mm=arcsin=3.48 （3-93）add212则 L =2+3.14/2+3.14/180 p998. 020094.8467.6067.6094.8448. 3 =629.3mminv=3.14=14.92 （3-94）122ZZZZb20282866青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书255 .86实际中心距=198.8 （3-95）cos2120ZZPabmm3.1.2.5 带轮传动额定功率 （3-96）ZKP 0PKW=1 =1 （3-97）ZKWK14. 10ssbbb=25.4mm b 估计为 25.4mm0ss3.1.2.6 轮宽b=25.4=24.42 （98）sb0s14. 110PKPZd14. 1115. 111 . 1mm所以可取为 25.4.sbmm3.1.3 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 =1531.71tFN1rFN1aFN 1rF1tF1aF图 3-5 轴承受力图青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书26求的轴承处支反力 =303.81R2R2225 .55726 .241N轴向力 F=1531.7aeN派生轴向力=0.68=206.61dF1RN =0.68=206.62dF2RN+F1dF1a2dF所以轴承 1 放松，轴承 2 压紧轴向力=206.61aF1dFN = +F=1738.32aF1dFaeN=0.680.711RFa8 .3036 .206则当量动载荷=206.61rP1RN22RFa7 . 08 .3033 .1738则当量动载荷=0.41+0.85=0.41=1602.282rP2R2aF5 .173885. 08 .303N所以2dFaeF1aF所以轴承 1 压紧，轴承 2 放松青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书28轴向力= + F=1290.1+2853.3=4143.41aF2dFaeN =2853.32aF2dFN=0.9660.7总11RFa8 .41584 .4143则当量动载荷=0.41+0.85=5185.41rP1R1aFN总22RFa7 . 068. 01 .41963 .2853则当量动载荷=4196.12rP总2RN所以,校核轴承 11rP2rP=3.9 （3-100）nLn60106PC36 . 041601064 .518510002 .433510h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=2263bh14mm校核： =11.7=120150（3-101）pkldT32102852263145 . 01015723MpapMpa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=3280bh18mm校核=95.3=120150（3-102）pkldT321021282280185 . 010318523MpapMpa符合条件3.2 倾斜机构的设计倾斜机构的设计青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书293.2.1 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=19600GKgN其对倾斜轴的最大倾覆力矩=19600=15484 （3-103）TMG22eh 2225. 075. 0mN 预估滑动轴承处轴颈 120mm 则=1+=1+0.5 120/2 400=1.0225 （3-104）fKRfd2主轴在=90 =0 时支反力=1C3 . 14 . 0196009 . 04 . 025. 03 . 15 . 00225. 1 =45092.3N主轴在= =90 时K支反力K21CC12RG221ehRf =019. 14 . 04 . 021960022eh =33305.9N C 取大值1所以实心轴颈=76.7 （3-105）d 3115lC 36106012. 03 .450925mm取=120mm 符合条件d3.2.1.2 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 222212234tFehWLG41960022223201. 0204. 025. 09 . 0312. 01 . 03 . 1Mpa （3-106） 倾斜轴选用 45 号钢调质=60 Mpa青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书303.2.2 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）FbmYYKFSaFat F扇形大齿轮： =38326.7tFdT2808. 0154842N =1.0=1.518KVAKKKK38. 11 . 10 . 1 =2.18FaY =1.79SaY =70bmm =8mmm 则=405.4F61087079. 118. 27 .38326518. 1Mpa=489.2 （3-108） FSKNlim3 . 15302 . 1Mpa 符合要求F F传递齿轮： =38326.7tFdT2808. 0154842N =1.0=1.529KVAKKKK39. 11 . 10 . 1 =2.25FaY =1.74SaY =87bmm青岛理工大学本科毕业设计（论文）说明书31 =8mmm 则=329.6F61088774. 125. 27 .38326529. 1Mpa=486.9 FSKNlim25. 153015. 1Mpa 符合要求F F小齿轮：=38326.7tFdT2136. 02 .26062N =1.0=2.244KAKKVKK04. 21 . 10 . 1 =2.97FaY =1.52SaY b=110mm m=8mm 则=441.2F610
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号