C型搅拌摩擦焊机机械结构设计讲解

南昌航空大学科技学院毕业设计论文C型搅拌摩擦焊机机械结构设计前言一项新兴额金属加工技术自方法发明、原理验证、技术改进到工业化推广应用一般要经历几十年甚至更长的时间。焊接技术也是一样，如钎焊、电弧焊、激光焊、电子束焊等都精力了类似的过程。但是搅拌焊不同，1991年英国焊接研究所(TheweldingInstitute-TWI)发明了搅拌摩擦焊(FrictionStirWelding,简称FSW),伺候搅拌摩擦焊以任何一种焊接方法无可比拟的发展速度，迅速走出实验室，在国际工业制造领域(船舶、轨道列车、航空、航天、汽车、兵器电子电力等)得到大规模工程化应用。作为一项创新的固相连接方法，搅拌摩擦焊正在大步取代传统铝合金焊接方法，在铝合金结构制造及铝型材加工领域，迎来革命性的跨时代发展。南昌航空大学科技学院毕业设计论文.搅拌摩擦焊简介搅拌摩擦焊概述FSW是一种固体连接工艺。在该工艺中，带仿形细杆的割肩刀具插入材料两工件间的结合线中，在抗磨细杆和两工件之间产生摩擦热,将其相互对接在一起，并将抗磨细杆固定在托杆上。热量导致材料软化，没有达到熔点，使抗磨细杆能沿着接头移动。象这样，工具向前动动，材料被在旋转细杆前面的摩擦热增塑，并传递到背面，在这里，压实并冷却，形成固态焊缝。维持运转自动记录的接触面之足够向下力（图1—1）（图1—2）

南昌航空大学科技学院毕业设计论文使用搅拌摩擦焊接，可得到与熔焊相似的、极好的焊接质量。固相焊缝的压实、颤动和锻压作用，形成的焊缝有比基体材料更细密的显微组织。这些焊缝抗拉强度可达到基体材料的90%,且疲劳性能与基体材料相似，而具有代表性的熔焊接头疲劳性能只能达到基体材料的60%。搅拌摩擦焊接也可用于全位置（横、立、仰焊和轨迹焊） 。因为是固态焊接工艺，对人没有危险性的影响。搅拌摩擦焊机可买到下列组合的设备：多轴式、移动式龙门架、手提式和机器人。适合于搅拌摩擦焊接接头的几何形状有：a平板对接b对接和搭接组合c单层搭接d多层搭接e三件T形对接f两件T形对接g边缘对接h可以接受的拐角焊缝（图1-4匕〜h，）

南昌航空大学科技学院毕业设计论文（图1—5搅拌摩擦焊的工作情况）（图1—6由搅拌摩擦焊焊接的管类零件）搅拌摩擦焊的特点介绍1991年搅拌摩擦焊技术由英国焊接研究所（TheWeldingInstitute,TWI）发明，作为一种固相连接手段，它克服了以往熔焊的诸如气孔、裂纹、变形等缺点，更使得以往通过传统熔焊手段无法实现焊接的材料可以采用FSW实现焊接，被誉为继激光焊后又一革命性的焊接技术”。FSW主要由搅拌头的摩擦热和机械挤压的联合作用下形成接头， 其主要原理和特点如下：焊接时，欲搭接或者对接的工件相对放置在垫板上，为了防止在施焊时工件被搅拌头推开，应加以约束。施焊工具主要是搅拌头。焊接南昌航空大学科技学院毕业设计论文时旋转的搅拌头缓缓进入焊缝，在与工件表面接触时通过摩擦生热使得该处金属软化，在顶压力的作用下，指棒进入到工件内部，在高速旋转下使得搅拌头周围的一层金属塑性化。同时，在肩轴端面的包拢下搅拌头沿焊接方向移动形成焊缝。焊缝的深度由指棒的插入深度决定。在焊接过程中主要的产热体是指棒和轴肩。在焊接薄板时，轴肩和工件的摩擦是主要的热量来源。作为一种固相连接手段，搅拌摩擦焊除了可以焊接用普通熔焊方法难以焊接的材料外（例如可以实现用熔焊难以保证质量的裂纹敏感性强的7000、2000系列铝合金的高质量连接）,FSW还具有以下优点：温度低，所以变形小（即使是长焊缝也是如此）；接头机械性能好（包括疲劳、拉伸、弯曲），不产生类似熔焊接头的铸造组织缺陷，并且其组织由于塑性流动而细化。与其它焊接方法相比，焊接变形小，调整、返修频率低，某航空发动机FSW的缺陷发生率低，传统熔焊时每焊接8.4m,产生一个缺陷，而FSW时在焊接长度为76.2m时，才仅出现一个缺陷。由此可以使成本降低60%。焊前及焊后处理简单，焊接过程中的摩擦和搅拌可以有效去除焊件表面氧化膜及附着杂质。而且焊接过程中不需要保护气体、焊条及焊料。能够进行全位置的焊接；适应性好，效率高；操作简单；焊接过程中无烟尘、辐射、飞溅、噪音及弧光等有害物质产生，是一种环保型工艺方法。南昌航空大学科技学院毕业设计论文尤其值得指出的是，搅拌摩擦焊所具有适合于自动化和机器人操作的优点，诸如：不需要填丝、保护气（对于铝合金）、可以允许有薄的氧化膜、对于批量生产，不需要进行打磨、刮擦之类的表面处理非损耗的工具头、一个典型的工具头就可以用来焊接 6000系列的铝合金达1000米等.南昌航空大学科技学院毕业设计论文2. C型搅拌摩擦焊机机械结构设计机械系统设计分为四个部分：X-Y平台设计；(2)升降台设计；(3)主轴箱设计；(4)外形尺寸设计。(一)X-Y平台设计：X-Y平台外形尺寸及重量估算Y向拖板(上拖板)尺寸：长X宽X高 ：900X600X55重量：按重量=体积X材料比重估算2 3900M600M55父10父7.8父10定2.317M103N；X向拖板(下拖板)尺寸：1771X700X55重量:5.318M103N；导轨及滑块重量查表得：38.64kg380NJ;夹具及工件重量：约160N;步进电动机：15.8N;底座：1427X900X55重量5.51103N;X-Y平台总重量：约1.372X104N。搅拌头向下的压力及行走抗力的计算：(略)压力p=690N,行走抗力Ph=Pf=224N.平台导轨选用直线导轨型号BRHxxB&BRHxxBL南昌航空大学科技学院毕业设计论文图2—1经计算，选用BRH30B型直线导轨

南昌航空大学科技学院毕业设计论文滚珠丝杠的设计计算滚珠丝杠的负荷包括摩擦力及焊接行走抗力(1)最大动负荷Q的计算Q=VL5P查表得系数―=1,寿命…等查表得使用寿命时间T=1500h,初选丝杠螺距t=5mm的丝杠转速1C00Vmax

n1C00Vmax

n=

t10000.55=100(r/min)601001500所以L 6 =9010Y向丝杠牵引力:Py=PX21.44f当Gy=2241.440.01(2317160):260(N)X向丝杠牵引力：PX=PX21.44f当Gx=2241.440.01(13200-5510)：335(N)所以最大动负荷Y向Qy=伽黑2黑1黑260%2330例)X向Qx=痴父2父1父335Z3003例)查表，取滚珠丝杠公称直径d0=2.0,选用滚珠丝杠螺母副的型号为LL20X5-2.5-E2左(两只)，其额定动载荷为8630N,足够用。

南昌航空大学科技学院毕业设计论文名称符号计算公式和结果(mm)螺纹滚道公称直往do20螺距t5接触角P45钢球直径da3.175螺纹滚道法面半径RR=0.52da=1.615偏心距ee=(R—da/2)sinP=0.0449螺纹开角r==arctg =433nd。螺杆螺纹外径dD=d0—(0.2〜0.25)da=19.302螺纹内径dtdt=d0+2e—2R=16.79螺杆接触直径dzdz=d0—dacosP=17.76螺母螺母螺纹外径DD=d0-2e+2R=23.21螺母内径(外循环)DiD1=d0+(0.2〜0.25)da=20.7(2)滚珠丝杠副的几何参数计算见下表：表2—3(3)传动效率计算tg 4d33“=—fa=tg 4d33“=—fa= =0.96tg』)tg4+33 10)10南昌航空大学科技学院毕业设计论文(4)刚度计算PL0EFX向牵引力大，故应用X向参数计算，P=335(N),L0=0.5(cm),E=20.6xi06(N/cm2)(材料为钢)F=7：R2=3.14-R2(1^679)2=2.213(cm2)3350.5 上lL\= 6 =3.67410(cm)20.61062.213丝杠因受扭矩而引起的导程变化量AL2很小，可以忽略。所以导程误差100 6100 ।.：=.L——=2.54410——=5.09(」m/m)L0 0.5查表知E级精度的丝杠允许误差为15Nm,故刚度足够。(5)稳定性验算由于丝杠两端采用止推轴承，故不需要稳定性验算。步进电机的选用(1)步进电机的步距角斗取系统脉冲当量6P=0.01mm/step,初选步进电机步距角为=1.5"(2)步进电机起动力矩的计算设步进电机等效负载力矩为T,负载力为P,根据能量守恒原理，电机所做的功与负载力做的功有如下关系T=PS式中：P—电机转角；S—移动部件的相应位移；“一机械传动效率若取中=耳，则S=6p,且P=Pi+N(G+Pz),所以11南昌航空大学科技学院毕业设计论文36>[口口(GPz)]I二 21b(Ncnj)式中：R—移动部件负载（N）;G—移动部彳^重量（N）;Pz—与重力方向一致的作用在移动部件上的负载力 （N）;N—36>[口口(GPz)]I二 21b(Ncnj)式中：R—移动部件负载（N）;G—移动部彳^重量（N）;Pz—与重力方向一致的作用在移动部件上的负载力 （N）;N—导轨摩擦系数；0b—步进电机步距角（rad）;T—电机轴负载力矩（Ncm）。取N=0.03（淬火钢珠导轨的摩擦系数）,刈=0.96,g为丝杠牵引力，Pz=R=335N考虑到重力的影响，X向电机负载较大，因此取G=Gy=7690N所1=36"01〉[335+0.03,7690] =22.52(Ncm)2二1.50.96若不考虑启动时运动部件惯性的影响，则起动力矩Tq一0.3~0.5安全系数为0.3,则Tq=25—=7507 (Ncnj)q03（3）步进电机的最高效率1000Vmax 10000.5fmax 吧 一=833.3(Hz)max60p600.01p查表选两个75BF003II型步进电动机。电机的有关参数见表2—4。2.1.5X-Y平台传动齿轮的设计、确定齿轮传动比因为步进电机步距角4=1.5,滚珠丝杠螺距t=5mm要实现脉冲当量=0.01mm/step,在传动系统中应加一对齿轮降速传动。传动比12南昌航空大学科技学院毕业设计论文,Zip360* 0,01360」=」=- = =0.48Z2 1.55 1.55一、涉及公式：d=mZ,d0=d+2mdf=d-2x1.25m,b=(3~6)m,传递功率P=0.30160(kW)传递转矩T=119,99910(N.m)齿轮1转速n1=24(r/min)齿轮2转速n2=50.00000(r/min)传动比i=0.48000原动机载荷特性$5=均匀平稳工作机载荷特性WF寸匀匀平稳预定寿命H=10000(小时)三、布置与结构结构形式ConS=HS；齿轮1布置形式ConS14寸称布置齿轮2布置形式ConS24寸称布置四、材料及热处理齿面啮合类型GFace虫齿面热处理质量级别Q=ML齿轮1材料及热处理Met1=45＜表面淬火＞齿轮1硬度取值范围HBSP1=45-50齿轮1硬度HBS1=4813南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿轮1材料类别MetN1=0齿轮1极限应力类别MetType1=11齿轮2材料及热处理Met2=45＜表面淬火＞齿轮2硬度取值范围HBSP2=45-50齿轮2硬度HBS2=48齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=11五、齿轮精度齿轮1第I组精度JD11=7齿轮1第II组精度JD12=7齿轮1第m组精度JD13=7齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2第I组精度JD21=7齿轮2第II组精度JD22=7齿轮2第m组精度JD23=7齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L六、齿轮基本参数模数（法面模数）Mn=2端面模数Mt=2.00000螺旋角B=0.0000000（度）基圆柱螺旋角Bb=0.0000000（度）14南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿轮1齿数Z1=50齿轮1变位系数X1=0.00000齿轮1齿宽B1=14.58319(mm)齿轮1齿宽系数①d1=0.29166齿轮2齿数Z2=24齿轮2变位系数X2=0.00000齿轮2齿宽B2=14.58319(mm)齿轮2齿宽系数①d2=0.60763总变位系数Xsum=0.00000标准中心距A0=74.00000(mm)实际中心距A=74.00000(mm)齿数比U=0.48000端面重合度ea=1.67829纵向重合度e0=0.00000总重合度e=1.67829齿轮1分度圆直径d1=100.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=104.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=95.00000(mm)齿轮1齿顶高ha1=2.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=2.50000(mm)齿轮1全齿高h1=4.50000(mm)齿轮1齿顶压力角aat1=25.371225(度)15南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿轮2分度圆直径d2=48.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=52.00000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=43.00000(mm)齿轮2齿顶高ha2=2.00000(mm)齿轮2齿根高hf2=2.50000(mm)齿轮2全齿高h2=4.50000(mm)齿轮2齿顶压力角aat2=29.841119(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=3.14108(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=2.02467(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=2.77410(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=1.49511(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=6齿轮1公法线长度Wk1=33.87400(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=3.13935(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=2.05139(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=2.77410(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=1.49511(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=3齿轮2公法线长度Wk2=15.43292(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角a*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.2500016南昌航空大学科技学院毕业设计论文端面压力角a*t=20.0000000(度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.05349齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.03940齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.03160齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.01525齿轮1齿形公差ff1=0.01125齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.01590齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.02163齿轮1齿向公差FB1=0.01107齿轮1切向综合公差Fi'1=0.06474齿轮1径向综合公差Fi''1=0.05516齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.01433齿轮1螺旋线波度公差ffB1=0.01590齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.01107齿轮1齿向公差Fb1=0.01107齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.01107齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.00554齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.06100齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.24400齿轮2齿距累积公差Fp2=0.03983齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.03338齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.02785齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.01456齿轮2齿形公差ff2=0.0106017南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.01510齿轮2—齿径向综合公差fi”2=0.02067齿轮2齿向公差FB2=0.00630齿轮2切向综合公差Fi'2=0.05043齿轮2径向综合公差Fi''2=0.04673齿轮2基节极限偏差fpb(±)2=0.01368齿轮2螺旋线波度公差ff02=0.01510齿轮2轴向齿距极限偏差Fpx(±)2=0.00630齿轮2齿向公差Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.05824齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.23294中心距极限偏差fa(±)=0.02230八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 (rHlim1=960.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值(TFE1=480.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值[(rH]1=1043.3(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值[(rF]1=342.9(MPa)齿轮2接触强度极限应力 (THlim2=960.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值(TFE2=480.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值[(tH]2=1043.3(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值[(TF]2=342.9(MPa)18南昌航空大学科技学院毕业设计论文接触强度用安全系数SHmin=1.00弯曲强度用安全系数SFmin=1.40接触强度计算应力(7H=986.3(MPa)接触疲劳强度校核ctHK[(7H]=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 (7F1=253.3(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 (TF2=269.0(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核(rF1<[(TF]1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核(rF2<[(TF]2=满足九、强度校核相关系数齿形做特殊处理Zps=特殊处理齿面经表面硬化Zas=不硬化齿形Zp=一般润滑油粘度V50=120(mmA2/s)有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz<6仙m(Ra<1m)载荷类型Wtype=双向转动齿轮齿根表面粗糙度ZFR=Rz<16^m(Ra<2.6mm)刀具基本轮廓尺寸HMn=Hao/Mn1.25,Pao/Mn=0.38圆周力Ft=2399.98200(N)齿轮线速度V=0.12566(m/s)使用系数Ka=1.10000动载系数Kv=1.00455齿向载荷分布系数KH0=1.00000综合变形对载荷分布的影响KBs=1.0000019南昌航空大学科技学院毕业设计论文安装精度对载荷分布的影响KBm=0.00000齿间载荷分布系数KHa=1.00000节点区域系数Zh=2.49457材料的弹性系数ZE=189.80000接触强度重合度系数Z£=0.87972接触强度螺旋角系数Z0=1.00000重合、螺旋角系数Z£B=0.87972接触疲劳寿命系数Zn=1.12036润滑油膜影响系数Zlvr=0.97000工作硬化系数Zw=1.00000接触强度尺寸系数Zx=1.00000齿向载荷分布系数KF0=1.00000齿间载荷分布系数KFa=1.00000抗弯强度重合度系数Ye=0.69688抗弯强度螺旋角系数Y0=1.00000抗弯强度重合、螺旋角系数YeB=0.69688寿命系数Yn=1.00000齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000齿根表面状况系数Yrr=1.00000尺寸系数Yx=1.00000齿轮1复合齿形系数Yfs1=3.99695齿轮1应力校正系数Ysa1=1.71210齿轮2复合齿形系数Yfs2=4.24540齿轮2应力校正系数Ysa2=1.578322.1.6步进电机惯性负载的计算20

南昌航空大学科技学院毕业设计论文根据等效转动惯量的计算公式，得Jd=JJd=J0+J1+{—1}2(J2-J3)MZ22Bp_180由式中：Jd—折算到电机轴上的惯性负载（kg•cm2）;J。一步进电机转轴的转动惯量（kg-cm2）;Ji—齿轮Z1的转动惯量（kg-cm2）;—J2齿轮Z2的转动惯量（kg•cm2）;J3—转动惯量滚珠丝杠的转动惯量（kg•cm2）;M-移动部件的质量（kg）。对材料为钢的圆柱零件转动惯量可按下式估算J=0.78X10&XD4L(kg•cm2)式中：D—圆柱零彳^直径(cm);L—零件长度(cnj)o所以 Ji=0.78父10,父10.44父1.46=13.322 (kgcM)J2=0.7810,5.241.46=0.833 (kg加)J3=0.78父10f1.46=0.374 (kgcM)电机轴转动惯量很小，可以忽略，则2,.24,2 上工 0.001 2Jd=13.322+{—}(0.833+0.374)+769—— =14.723(kgcm)50 J314Ml5-180 -121

南昌航空大学科技学院毕业设计论文2.2（二）升降台的设计升降台采用涡轮蜗杆传动，可以实现自锁。详见升降外形尺寸为：长x宽x高 900X700X975的半封闭箱体,详见升降台设计图纸。涡轮蜗杆的设计普通圆柱蜗杆传动设计结果报一、普通蜗杆设计输入参数传递功率P蜗杆转矩T1蜗轮转矩T2蜗杆转速n1蜗轮转速n2理论传动比i实际传动比i,传动比误差预定寿命H原动机类别工作机载荷特性润滑方式蜗杆类型受载侧面二、材料及热处理蜗杆材料牌号蜗杆热处理0.01(kW)0.06(N.m)1.24(N.m)1460.00(r/min)58.40(r/min)25.0025.000.00( %)4800( 小时)电动机平稳浸油阿基米德蜗杆一侧45（ 调质）调质22南昌航空大学科技学院毕业设计论文蜗杆材料硬度蜗杆材料齿面粗糙度蜗轮材料牌号及铸造方法蜗轮材料许用接触应力［蜗轮材料许用接触应力［蜗轮材料许用弯曲应力［蜗轮材料许用弯曲应力［三、蜗杆蜗轮基本参数（mm）蜗杆头数z1蜗轮齿数z2模数m法面模数Mn蜗杆分度圆直径di中心距A蜗杆导程角y蜗轮当量齿数Zv2蜗轮变位系数x2轴向齿形角ax法向齿形角an齿顶高系数ha*顶隙系数c*蜗杆齿宽b1>蜗轮齿宽b2<是否磨削加工<270HB6.3( 仙m)ZCuSn10P1(金属模)(r]H' 200 (N/mmA2)(t]H 200(N/mmA2)(r]F' 70(N/mmA2)(t]F 53(N/mmA2)2505.00(mm)4.85(mm)40.00(mm)160.00(mm)TOC\o"1-5"\h\z14.036 054.763.0020.000 019.448 01.000.2086.00(mm)30.00(mm)否23南昌航空大学科技学院毕业设计论文蜗杆轴向齿距px蜗杆轴向齿距px蜗杆齿顶高ha1蜗杆顶隙cl蜗杆齿根高hf1蜗杆齿高h1蜗杆齿顶圆直径da1蜗杆齿根圆直径df1蜗轮分度圆直径d2蜗轮喉圆直径da2蜗轮齿根圆直径df2蜗轮齿顶高ha2蜗轮齿根高hf2蜗轮齿高h2蜗轮外圆直径de2<蜗轮齿顶圆弧半径Ra2蜗轮齿根圆弧半径Rf2蜗杆轴向齿厚sx1蜗杆法向齿厚sn1蜗轮分度圆齿厚s2蜗杆齿厚测量高度ha1'蜗杆节圆直径d1'蜗轮节圆直径d2'四、蜗杆蜗轮精度15.71(mm)5.00(mm)1.00(mm)6.00(mm)11.00(mm)50.00(mm)28.00(mm)250.00(mm)290.00(mm)268.00(mm)20.00(mm)-9.00(mm)11.00(mm)297.50(mm)15.00(mm)26.00(mm)7.85(mm)7.62(mm)18.77(mm)5.00(mm)70.00(mm)250.00(mm)2424南昌航空大学科技学院毕业设计论文项目名称1.第一组精度772.第二组精度773.第三组精度774.侧隙ff五、强度刚度校核结果和参数1.许用接触应力200.00(N/mmA2)2.计算接触应力11.46(N/mmA2)满足3.许用弯曲应力52.50(N/mmA2)4.计算弯曲应力0.07(N/mmA2)满足5.许用挠度值0.0600(N/mmA2)6.计算挠度值0.0001(N/mmA2)25南昌航空大学科技学院毕业设计论文满足3.00(N)-8.86(N)-3.23(N)3.00(N)-8.86(N)-3.23(N)8.86(N)-3.00(N)3.23(N)-9.69(N)蜗杆轴向力Fx1蜗杆径向力Fr1蜗轮圆周力Ft2蜗轮轴向力Fx2蜗轮径向力Fr2蜗轮法向力Fn2.000滑动速度Vs 3.15(m/s)2.00010.蜗杆传动效率刀0.8311.蜗杆的啮合效率7]10.8712.搅油损耗220.9713.滚动轴承效率330.989.蜗杆传动当量摩擦角pvTOC\o"1-5"\h\z使用系数Ka 1.02动载荷系数Kv 1.15载荷分布系数KB 1.00材料的弹性系数ZE 155.00滑动速度影响系数Zvs 0.920.953.570.950.953.570.9530171.86(mmA4)207000.00(N/mmA2)齿形系数Yfs导程角系数YB蜗杆截面惯性矩I弹性模量E24. 蜗杆两端支承点的跨度L180.00(mm)26南昌航空大学科技学院毕业设计论文六、自然通风散热计算热导率k六、自然通风散热计算热导率k散热的计算面积A冷却的箱壳表面积A1补充的箱壳表面积A2润滑油温度t1周围空气温度t2损耗的功率Ps能散出的功率Pc足.2步进电机的选用查表选个90BF003型步进电动机。(W/mA2 C)0.02(mA2)0.02(mA2)0.00(mA2)40( C)20( C)0.00(kW)0.00 (kW)满电机的有关参数见表 2-5。2.2.3丝杠螺母的设计计算2.2.3丝杠螺母的设计计算耐磨性的计算由耐磨性决定决定丝杠中径d2的公式为:(mm)(mm)式中：p—丝杠所受的最大轴向力（kgf）；中一螺母长径比，上，d2L为螺母的长度（mm,一股中取1.2〜4,但螺母的螺纹圈数一般不超过10,因为圈数越多，载荷分布愈不均，第10圈以后的螺纹，实际上起不到分担载荷的作用。耐磨性核算公式为：p=64—P--[p]df'-丝杠-螺母的材料为：钢（不淬硬）-铸铁 精度等级7级许用27南昌航空大学科技学院毕业设计论文2单包压力p为20kgf/cm。取长径比中=2;经计算解得p=150020kgf/cm2丝杠中径d2=40mmL=80mm稳定性核算丝杠具有良好稳定性时的最大允许轴向压缩载荷 吗=工■旦L2K丝杠采用两端均为简支的支承方式，支承系数 fs=1;s式中：E—材料弹性,K量，钢为2.1104kgfmrri；4I—丝杠内径的断面惯性矩，I" （mm4）；d1为内径；64L—支承距离（mm；K—安全系数，一般取3。当K=3,并代入常数时，上式化简为：Pa=340；了43）刚度的计算：可在丝杠轴向拉伸压缩变形图中求得（略）。强度计算：丝杠拉压应力灯的计算公式为：二=p.11.6（：）2H二］（kgf）A\ d1式中：P—丝杠所受的最大的轴向力（kgf）；-d2A—丝杠内径白断面积（mrn）,F=---；4d1—丝杠的内径（mm；n —丝杠的传动效率；［。］—许用拉压应力（kgf/mn2）,由于螺纹所引起的应力集中系数不能确定，因此，取2］=六瓦，%为材料的屈服点28南昌航空大学科技学院毕业设计论文2(kgf/mm)。丝杠参数见表2—6。2.3(三)主轴箱的设计采用渐开线圆柱齿轮传动，变频调速电机，主轴箱和电机轴采用TL6型弹性套筒联轴器。联轴器的选择TL6型弹性套筒联轴器参数见表2-7。变频调速电动机的选择由南京特种电机有限责任公司生产的变频调速电机信息和参数如下：YTP(YVP)系列变频调速三相异步电机YTP(YVP)系列变频调速三相异步电动机是一种交流、高效、节能调速电动机，与变频器配合使用，是机电一体化的调速新产品。其具有以下的优点。效率高，节能效果明显。调频范围广，能在5Hz~100Hz甚至更宽的范围内平滑无极调速。噪音低、振动小。起动力矩大，低频起动对负载冲击小。结构简单，运行稳定(尤其在低频时)、使用可靠，维护方便。体积小、重量轻，除风罩比Y系列异步电动机稍长外，其它外形及安装尺寸皆相同。便于安装。起动电流小，无须附加起动设备。单独装有轴流风机，在不同转速下均有较好的冷却效果。29

南昌航空大学科技学院毕业设计论文・应有范围广，可以作包转矩(50Hz以下)、包功率(50Hz以上)或递减转矩负载机械无级调速之用，基本可以取代任何一种调速产品。・型号说明YTP100L1-4变频调速电动机」中心高 机座长度代用 铁心长度代号- 极数 图2—2•使用条件(1)最高环境温度不超过40C(2)海拔不超过1000m(3)电动机防护等级IP44(或IP55)(4)电网电压：380V(220V)±10%,频率50Hz±2%(5)相对湿度：不超过90%(20C以下时)(6)工作制：SI(连续)调速系统的特性‘电压I转矩(静)‘电压I转矩(静)图2—3注：1、系统运行时应选择比较合理的V-F特性2、要求大于1:10恒转矩调频和大于1:2恒功率调频电机请在定货时说明。参数见表2—8。选用YTP132M1—4型变频调速电机。30南昌航空大学科技学院毕业设计论文图2—431312.3.3一级齿轮变速箱的齿轮设计一、设计信息渐开线圆柱齿轮传动设计二、设计参数传递功率P=7.50000(kW)传递转矩T=47.74500(N.m)齿轮1转速n1=1500(r/min)齿轮2转速n2=3000(r/min)传动比i=0.50000原动机载荷特性$5=轻微振动工作机载荷特性亚5=均匀平稳预定寿命H=10000(小时)三、布置与结构结构形式ConS=开式齿轮1布置形式ConS1=对称布置齿轮2布置形式ConS2=对称布置四、材料及热处理南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿面啮合类型GFace砌齿面热处理质量级别Q=ML齿轮1材料及热处理Met1=45＜表面淬火＞齿轮1硬度取值范围HBSP1=45-50齿轮1硬度HBS1=46齿轮1材料类别MetN1=0齿轮1极限应力类别MetType1=11齿轮2材料及热处理Met2=45＜表面淬火＞齿轮2硬度取值范围HBSP2=45-50齿轮2硬度HBS2=48齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=11五、齿轮精度齿轮1第I组精度JD11=7齿轮1第II组精度JD12=7齿轮1第m组精度JD13=7齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2第I组精度JD21=7齿轮2第II组精度JD22=7齿轮2第m组精度JD23=7齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L32南昌航空大学科技学院毕业设计论文六、齿轮基本参数模数(法面模数)Mn=3端面模数Mt=3.00000螺旋角B=0.0000000(度)基圆柱螺旋角Bb=0.0000000(度)齿轮1齿数Z1=60齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=15(mm)齿轮1齿宽系数①d1=0.16667齿轮2齿数Z2=30齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=15(mm)齿轮2齿宽系数①d2=0.33333总变位系数Xsum=0.00000标准中心距A0=135.00000(mm)实际中心距A=135.00000(mm)齿数比U=0.50000端面重合度ca=1.71911纵向重合度e0=0.00000总重合度£=1.71911齿轮1分度圆直径d1=180.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=186.00000(mm)33南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿轮1齿根圆直径df1=172.50000(mm)齿轮1齿顶高ha1=3.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=3.75000(mm)齿轮1全齿高h1=6.75000(mm)齿轮1齿顶压力角aat1=24.580194(度)齿轮2分度圆直径d2=90.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=96.00000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=82.50000(mm)齿轮2齿顶高ha2=3.00000(mm)齿轮2齿根高hf2=3.75000(mm)齿轮2全齿高h2=6.75000(mm)齿轮2齿顶压力角aat2=28.241393(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=4.71185(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=3.03084(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=4.16114(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=2.24267(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=7齿轮1公法线长度Wk1=60.08756(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=4.71024(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=3.06167(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=4.16114(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=2.24267(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=3齿轮2公法线长度Wk2=23.40148(mm)34南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角a*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角a*t=20.0000000(度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.06869齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.04750齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.03577齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.01692齿轮1齿形公差ff1=0.01325齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.01810齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.02394齿轮1齿向公差F01=0.01114齿轮1切向综合公差Fi'1=0.08194齿轮1径向综合公差Fi''1=0.06649齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.01590齿轮1螺旋线波度公差ffB1=0.01810齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.01114齿轮1齿向公差Fb1=0.01114齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.01114齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.00557齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.0676735南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.27070齿轮2齿距累积公差Fp2=0.05121齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.03979齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.03097齿轮2齿距极限偏差fpt(土)2=0.01603齿轮2齿形公差ff2=0.01213齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.01690齿轮2—齿径向综合公差fi”2=0.02271齿轮2齿向公差FB2=0.00630齿轮2切向综合公差Fi'2=0.06333齿轮2径向综合公差Fi''2=0.05571齿轮2基节极限偏差fpb(土)2=0.01507齿轮2螺旋线波度公差ffB2=0.01690齿轮2轴向齿距极限偏差Fpx(土)2=0.00630齿轮2齿向公差Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.06414齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.25655中心距极限偏差fa(土)=0.02813八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 (rHlim1=960.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值(TFE1=480.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值[(7H]1=931.2(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值[(7F]1=342.9(MPa)36南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿轮2接触强度极限应力 (THlim2=960.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值(TFE2=480.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值[(7H]2=931.2(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值[(7F]2=342.9(MPa)接触强度用安全系数SHmin=1.00弯曲强度用安全系数SFmin=1.40接触强度计算应力(TH=742.7(MPa)接触疲劳强度校核6H&[bH]=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 (rF1=195.9(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 (7F2=203.1(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核(rF1<[(TF]1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核(7F2<[(TF]2=满足九、强度校核相关系数齿形做特殊处理Zps=特殊处理齿面经表面硬化Zas=不硬化齿形Zp=一般润滑油粘度V50=120(mmA2/s)有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz<6仙m(Raw1仙m)载荷类型Wtype=静强度齿根表面粗糙度ZFR=Rz<16仙m(Ra<2.6Nm)刀具基本轮廓尺寸HMn=Hao/Mn=1.25,Pao/Mn=0.38圆周力Ft=530.50000(N)齿轮线速度V=14.13717(m/s)37南昌航空大学科技学院毕业设计论文使用系数Ka=1.21000动载系数Kv=3.44976齿向载荷分布系数KHB=1.00000综合变形对载荷分布的影响KBs=1.00000安装精度对载荷分布的影响KBm=0.00000齿间载荷分布系数KHa=1.31528节点区域系数Zh=2.49457材料的弹性系数ZE=189.80000接触强度重合度系数Z£=0.87195接触强度螺旋角系数ZB=1.00000重合、螺旋角系数Ze0=0.87195接触疲劳寿命系数Zn=1.00000润滑油膜影响系数Zlvr=0.97000工作硬化系数Zw=1.00000接触强度尺寸系数Zx=1.00000齿向载荷分布系数KFB=1.00000齿间载荷分布系数KFa=1.45715抗弯强度重合度系数Ye=0.68627抗弯强度螺旋角系数YB=1.00000抗弯强度重合、螺旋角系数Y£B=0.68627寿命系数Yn=1.00000齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000齿根表面状况系数Yrr=1.00000尺寸系数Yx=1.00000齿轮1复合齿形系数Yfs1=3.9800038南昌航空大学科技学院毕业设计论文齿轮1应力校正系数Ysa1=1.74000齿轮2复合齿形系数Yfs2=4.12722齿轮2应力校正系数Ysa2=1.620002.4(四)键和轴承、圆柱销的设计总变位系数Xsum=0.00000标准中心距A0=74.00000(mm)实际中心距A=74.00000(mm)齿数比U=0.48000端面重合度ea=1.67829纵向重合度e0=0.00000总重合度e=1.67829齿轮1分度圆直径d1=100.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=104.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=95.00000(mm)齿轮1齿顶高ha1=2.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=2.50000(mm)齿轮1全齿高h1=4.50000(mm)齿轮1齿顶压力角aat1=25.371225(度)名称=普通平键型式与尺寸标准=摘自GB/T1096-1979(1990年确认有效)单位=(mm)d=>12〜17键(公称尺寸)\b(h9)=5键(公称尺寸)\h(h11)=539南昌航空大学科技学院毕业设计论文键(公称尺寸)\c或r=0.25〜0.4键(公称尺寸)\L(h14)=10〜56B型键每100mm重量(kg)==0.02A型每个键应减去的重量(g)==0.21C型每个键应减去的重量(g)==0.105名称=深沟球轴承60000型图2—4标准=GB/T276-1994轴承代号=6302基本尺寸\d(mm)=15基本尺寸\D(mm)=42基本尺寸\B(mm)=13安装尺寸\damin(mm)=21安装尺寸\Damax(mm)=36安装尺寸\rasmax(mm)=1基本额定载荷\Cr(kN)=11.540

南昌航空大学科技学院毕业设计论文基本额定载荷\Cor(kN)=5.42极限转速脂(r/min)=16000极限转速油(r/min)=20000重量(kg)=0.08轴承类型：深沟球轴承轴承代号：6302轴承参数：轴承内径:轴承外径:轴承宽度:额定动载荷:额定静载荷:极限转速:润滑方式:工作参数：径向载荷：轴向载荷：使用寿命：工作转速：接触角：载荷系数：计算结果：当量动载荷:当量静载荷:1542131542138800540020000脂润滑50035001000100601.14158.002255.00158041南昌航空大学科技学院毕业设计论文名称=单向推力轴承（50000型）轴承代号=51104尺寸\d=20尺寸\D=35尺寸\T=10尺寸\da(min)=29尺寸\Da(max)=26尺寸\ra(max)=0.3重量(kg)==0.036轴承类型：单向推力球轴承（50000）轴承代号：51104图2—5标准=摘自GB/T301-1995参照ISO104-1979单位=(mm)42南昌航空大学科技学院毕业设计论文轴承参数：轴承内径：20轴承外径：35轴承宽度：10额定动载荷：11000额定静载荷：19800极限转速：6700润滑方式：脂润滑工作参数：径向载荷：500轴向载荷：3500使用寿命：1000工作转速：100接触角：90载荷系数：1.1计算结果：当量动载荷：3850.00当量静载荷：3850.00计算寿命：388743南昌航空大学科技学院毕业设计论文名称=双向推力球轴承(50000型)图2—6标准=摘自GB/T301-1994参照ISO104-1979轴承代号=52205尺寸\d=20尺寸\D=47尺寸\T1=28尺寸\d1(min)=27尺寸\D2(max)=47尺寸\B=7尺寸\rs(min)=0.6尺寸\Us(min)=0.3重量(kg)==0.23轴承类型：双向推力球轴承(50000)轴承代号：52205轴承参数：轴承内径：20轴承外径：4744南昌航空大学科技学院毕业设计论文轴承宽度：28额定动载荷：21300额定静载荷：40200极限转速：4800润滑方式：脂润滑工作参数：径向载荷：500轴向载荷：3500使用寿命：1000工作转速：100接触角：90载荷系数：1.1计算结果：当量动载荷：3850.00当量静载荷：3850.00计算寿命：2822445南昌航空大学科技学院毕业设计论文螺纹圆柱销图2—7（摘自GB/T878-1986）—标记示例：公称直径d=10mm、长度l=30mm、材料为35钢、热处理硬度（28〜38）HRC,表面氧化处理的螺纹圆柱销：销GB/T878—198610X30d（公称）h1346810121620d1M4M6M8M10M12M16M20bmax4.46.68.81113.217.622n（公称尺寸）0.611.21.622.53tmax2.052.93.64.254.85.56.8xmax1.422.533.545c=0.611.21.5222.5l（商品规格范围）10〜1412〜2014〜2818〜3522〜4024〜5030〜60100mm长重量/kg=46南昌航空大学科技学院毕业设计论文0.0120.0220.0380.060.090.150.2l系列（公称尺寸）10,12,14,18,20,22,24,26,28,30,32,35,40,45,50,55,60注：技术条件：螺纹按GB/T196〜197—1981规定的6g级制造，其他按GB/T121—1986规定。2.5整体外形尺寸设计联系搅拌摩擦焊机各零部件进行整体外形尺寸设计，详见总装配图。47南昌航空大学科技学院毕业设计论文3.结论总论经过了16周的调研，分析，设计，最终完成了C型搅拌摩擦焊机机械系统设计。最终的成果基本上能让人满意，有其闪亮的部分，