大型罐体对接环焊工业装备设计

第4章升降机构设计方案的确定4.1传动设计方案该设计的重点是如何将电机的旋转运动输出转换为螺杆的线性运动。这也是整个传输系统设计的关键。根据机械设计等相关参考资料，有四种将旋转运动转换为线性运动的方法。（1）螺丝旋转，螺母移动（2）螺母旋转，螺丝移动（3）螺母已固定，螺丝旋转以移动（4）螺钉已固定，螺母旋转并移动需要举起重物，即举重部件和重物之间没有相对运动，并且重物之间没有相对运动，因此排除了解决方案（1）和（4），并输入了方案（3）由于对于传输方案的设计不方便，因此选择方案2作为提升部的传输方案。如图所示：4.2减速传动机构设计方案减速传动通常包括摩擦轮传动，齿轮传动，链条传动，皮带传动，蜗轮传动等。考虑到该设计所需的传动装置紧凑且传动装置相对较大，因此选择蜗轮驱动作为该设计的减速传动机构。蜗杆传动装置用于在锯齿形轴之间传递旋转运动。在大多数情况下，两个轴在空间上相互垂直，两轴相交成90度角。蜗轮蜗杆机构已经广泛应用在各行各业中，如机床工厂，汽车行业，重机械，船厂，冶金行业等传统的制造加工行业中，有大型减速机构最大传动功率可达七百五十千瓦[17]。蜗杆传动优越点不一，优点有稳定平稳且声噪小主要原因是它是线性工作，比齿轮刚性工作声噪要小的多，所以它的振幅也小，单级传动比大。另外紧凑的结构使其空间占用率小，与多齿传动相比，蜗杆传动具有零件少、结构紧凑、重量轻等优点。发射功率时，传输速率通常为8-100，常用值为5-50。在机床工作台上，传动比可以达到数百甚至布。但是缺点也很明显，这就需要单头蜗杆的导程角很小，这需要很高的技术要求才能制造出来，在加工精度和传动比相同的情况下，蜗轮传动的效率低于齿轮传动，它的传输效率非常低，并且只能在低功率下使用。现代机械制造业中，提高蜗杆的传动效率，多头蜗杆的传动效率已达到98%。并且蜗轮通常应由昂贵的减摩材料制成。4.3螺旋传动部分计算4.3.1螺杆直径的计算式（4.1）表4-1滑动螺旋副许用比压[P]螺杆材料螺母材料许用比压速度范围钢青铜18—25低速钢钢7.5—13低速钢铸铁13—18<2.4m/min钢青铜11—18<3.0m/min取钢—青铜螺旋副[p]=20Mpa，f=0.08~0.1，最大负载F=25000N，代入式（4.1）得:根据梯形螺纹国家标准，取螺纹为Tr其基本参数为：螺杆外径：，中径：，螺杆小径：，螺母小径：，螺母大径：，螺距：4.3.2螺纹部分强度计算梯形螺纹牙型角当量摩擦角将螺纹部分展开，其受力图如图4-1所示，图4-1螺纹部分受力图作用在螺母上的扭矩螺杆受力如图4-2所示，由图可知，螺杆上与螺母旋合处扭矩最大，且图4-2螺杆受力根据第四强度理论，得：螺杆危险截面的当量应力表4-2螺杆与螺纹牙强度项目许用应力Mpa螺杆强度为屈服极限螺纹牙强度材料剪切弯曲钢0.6（1~1.2）青铜30--4040—60铸铁4045—55耐磨铸铁4050—60蜗杆材料为45号钢，由表4-2可知，它的许用应力为==120~72Mpa，满足要求。自锁条件：<符合自锁条件。4.4电机的选择4.4.1电动机功率计算电动机所需工作功率为P=式中：为输送机主轴牵引力，公斤此处=2.5吨；v为起重速度，m/s此处v=0.5m/min；为电动机至工作机主运动端物体的总效率。4.4.2传动效率传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积，即=··…其中:分别为每一传动副,每对轴承,每个连轴器的效率.传动副的效率数值可按下列选取,轴承及连轴器效率的概略值为:滚动轴承0.98-0.995滑动轴承0.97-0.99弹性连轴器0.99-0.995齿轮连轴器0.99万向连轴器0.97-0.98图4-3螺旋起重机传动示意图该设计中根据要求选择滚子轴承效率=0.98；蜗轮蜗杆传动效率=0.97；联轴器传动效率=0.99；螺杆螺母传动效率：总效率为=···=电机功率为：=kw4.4.3确定电机转速螺母转速转/min蜗轮蜗杆减速器传动比为15~60，则，电机转速可选范围为=（15~60）83.3=1250~5000转/min具有相同功率的相同类型的电动机可以有几种同步速度可供选择。高转速电机数量少、体积小、重量轻、价格低，但传动装置的总传动比和体积大增加了减速器的成本和制造成本。低速电机正好相反，所以我们应该综合分析比较它的优缺点，合理选择它的功率。电动机的转速通常采用同步转速为1500r/min和1000r/min左右的电动机，没有特殊说明，不选用低于750r/min的电动机。在此，自己综合考虑，选用1390r/min的电动机。由查表可以看出，Y2-802-4型三相异步电动机符合自己的需要，因此就选用该电动机。Y2-802-4型三相异步电动机的参数见表4-3、4-4。表4-3Y2-802-4型三相异步电动机的参数电动机型号额定功率kw转速r/min最大转矩额定转矩最小转矩额定转矩效率Y2-802-40.7513902.31.675%表4-4Y2-802-4型三相异步电动机的尺寸参数中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD80285×232.5×170125×1001019×408×27图4-4三相异步电动机结构示意图4.5减速机构的设计4.5.1材料的选择在本设计中选择蜗轮材料为减磨性较好的铸铝青铜，蜗杆材料为45号钢。4.5.2蜗轮蜗杆传动基本尺寸螺母转速=蜗轮转速，即转/min，蜗杆转速=电机转速，即转/min，要求传动比

表4-5钢蜗杆和青铜蜗轮间的当量摩擦系数及当量摩擦角Vs(m/s)Vs(m/s)0.010.10~0.125°41’~6°51’1.50.04~0.052°20’~2°500.10.08~0.094°30’~5°102.00.035~0.0452°00’~2°300.250.065~0.0753°40’~4°202.50.03~0.041°40~2°20’0.50.055~0.0653°10’~3°403.00.028~0.0351°30~2°00’1.00.045~0.0552°20’~3°104.00.023~0.031°20~1°40’当量摩擦系数设，查表4-5，取大值，在参考[1]图13.11的线上选取一点，查得：，且设定，蜗轮转矩：，使用系数：查表4-6得：，表4-6使用系数KA动力机工作特性工作机工作特性均匀平稳轻微冲击中等冲击严重冲击均匀平稳1.001.251.501.75轻微冲击1.101.351.601.85中等冲击1.251.501.752.0严重冲击1.501.752.0>=2.25转速系数：，弹性系数：根据蜗轮副材料查表4-7得，寿命系数：设机器使用寿命，则寿命系数接触系数：由参考[1]图13.12I线查得接触疲劳极限：查参考表4-7得表4-7蜗轮材料力学性能和设计数据蜗轮材料力学性能设计数据HBMpaMpa%MpaMpaMpam/s铸锡青铜22013080388.31472651151233017090488.314742519026铸锡青铜240120701298.11523501651227014080798.115243019026铸铝青铜49018010013122.61642504001054020011015122.616426550010铸铝青铜63025015716122.61645502701070030016013122.616466037710铸铝青铜67031016718122.6164250402107504001855122.616426550210注：表中每项第一行为砂型铸造，第二项为离心铸造。接触疲劳最小安全系数：取中心距：代入数据得：，取标准值蜗杆头数：，取蜗轮齿数：，取模数：，取蜗杆分度圆直径：，取标准值蜗轮分度圆直径：蜗杆导程角：蜗轮宽度：，取蜗杆圆周速度：蜗杆尺寸：齿顶圆直径齿根圆直径蜗杆螺纹长度，取蜗轮尺寸：齿顶圆直径齿根圆直径通过计算得出如下图所示的蜗轮蜗杆尺寸图：图4-5蜗轮图图4-6蜗杆图4.5.3强度校核（1）齿面接触疲劳强度验算许用接触应力：最大接触应力：满足条件（2）轮齿弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限弯曲疲劳最小安全系数许用弯曲疲劳应力轮齿最大弯曲应力满足条件。4.5.4蜗轮蜗杆传动中的作用力分析蜗杆传动中作用在齿面上的法向压力仍可分解为圆周力、径向力和轴向力。显然，作用在蜗杆上的轴向力等于作用在蜗轮上的圆周力，作用在蜗轮上的圆周力等于作用在蜗轮上的轴向力；蜗杆上的径向力等于蜗轮上的径向力。这些力是相等的，方向彼此相反。如图4-5所示。图4-7蜗轮蜗杆受力图蜗轮上作用力4.5.5实际传动动力参数由于蜗轮蜗杆各基本尺寸需圆整为标准值，传动比最终确定为且蜗轮蜗杆传动效率与估计值略有差别，因此，实际传动、动力参数如下：（1）各轴实际转矩：螺母：N·mm蜗轮：=54059/0.98=55162N·mm蜗杆：N·mm电机轴：N·mm（2）各轴实际转速蜗杆：r/min蜗轮：r/min螺母：r/min螺杆：m/min（3）电机实际功率KW<Pe电机满足使用要求。（4）总效率本电动螺旋起重机实际效率第5章辅助装置的设计5.1轴承的选择5.1.2轴承的型号确定（1）自制螺母处轴承的选择如图所示：图5-1自制螺母图中红色部分19是自制螺母，15,20是推力轴承。结合自制螺母的受力特点与箱体运动的关系，此处选用平面推力轴承。分析传动示意图不难发现，本系统中自制螺母下端的轴承几乎承受所有的轴向载荷，而其上端的轴承只需承受上端盖和螺母的预警力。载荷查参考资料可知，51111型平面推力轴承的基本额定载荷>F，满足条件，因此下端轴承选用51111型[18]。上端轴承受力比较小，因此只需考虑安装问题，结合自制螺母的直径，选用51108型平面推力轴承。（2）蜗杆轴承的选择如图所示：图5-2蜗杆图图中4是圆锥滚子轴承。根据蜗杆的受力图可知，蜗杆牙部分除受径向力外还受轴向力的作用，因此选用轴承时考虑优先选用能同时承受径向力和轴向力的圆锥滚子轴承，型号：30205。5.1.3轴承校验（1）计算圆锥滚子轴承寿命图5-2蜗杆及轴承受力分析已求得：蜗杆所受径向力,轴向力。查手册30205轴承主要性能参数：Cr=32.2KN，=37KN，=7000r/min，e=0.37，Y=1.6，=0.9，a=12.5°所以，附加轴向力；因为，所以，右端轴承被压紧，则：轴承轴向力,，取=1，=0；，取=0.4，=0.4cot12.5°=1.8考虑平稳运转，冲击载荷系数=1,当量动载荷因为P1<P2，只需计算右端轴承寿命，（2）静载荷计算：=0.5，=0.22cot12.5=0.99当量静载荷：两式取大值：；两式取大值：，只需计算右端轴承。计算额度静载荷：由表4-1，取=2.5，合格。表5-1轴承静载荷安全系数S0(旋转轴承)使用要求或载荷性质球轴承滚子轴承对旋转精度及平稳性要求较高，或承受冲击载荷1.5~22.5~4正常使用0.5~21~3.5对旋转精度及平稳性要求较低，没有冲击和振动0.5~21~3（3）许用转速验算载荷系数查得，查得，载荷分布系数查得：查得许用转速许用转速均大于工作转速1390r/min。综上所述：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。5.2键的选择（1）螺母与蜗轮联接处键的选择参考轮毂及轴径，选择为的键，取键长L=30mm；由剪切强度条件：许用扭矩=>T1（54059）（2）螺杆与联轴器处键的选择参考轮毂及轴径，选择为的键，取键长L=25mm；许用转矩=>T3(4352)合格5.3联轴器的设计与计算在本设计中，选择联轴器的基本决定因素是联轴器所受扭矩的大小。（也即电机轴的扭矩）求得，电机轴的扭矩由于联轴器已标准化，只需根据其所受最大扭矩及轴径大小选择联轴器，因此，综合考虑，选择YL1型凸缘联轴器，其基本参数见表5-2。表5-2YL1型凸缘联轴器基本参数公称扭矩Tn许用转速nr/min轴孔直径mmLmmDmm1mm螺栓L0mm重量kg数量直径10810019307133M6640.94图5-2YL1型凸缘联轴器。第六章焊接机设计6.1外环缝焊接操作机设计方案论证将操作机焊接机头安装在伸缩臂的一端，通过滑鞍可将伸缩臂直接安装在立柱上。伸缩臂可沿立柱随意升降，而立柱直接固定在底座上，司服电动机可驱动伸缩臂进行进给运动，其伸缩速度在15～40m/h并且无级可调。如图所示：图6-1焊接机6.2环缝焊接操作机设计与计算1.伸缩臂的行程因焊接台的行程间距可调，初步计算伸缩臂长L＞2780/2=1890mm，所以设计伸缩臂行程为2000～3500mm。2.升降机构的升程由于摆轮中心高600mm，所以焊点的最低尺寸应为600+800=1400mm，选取1200mm，由于滚轮架高1169mm所以焊点的最高尺寸为1169+1600=2769mm，又因为伸缩臂有一定的厚度，所以选取追高行程为3200mm，所以升降机的升程为1200mm～3200mm。3.伸缩臂的材料及尺寸的选择选取的材料为45钢的箱形钢，其尺寸分别为5000*250*100mm且厚度为10mm。4.立柱的材料及尺寸的选择选取的材料为45钢的箱形钢，其尺寸分别为3500*300mm且厚度为20mm。5.结构形式选择螺旋传动形式时，司服电动机通过丝杠驱动螺母运动以带动伸缩臂升降，丝杠下端为悬垂状态，恒速或变速升降。司服电动机通过齿轮驱动固定在伸缩臂上的齿条，从而带动伸缩臂在滑块上伸缩。图6-2示意图6、强度计算（1）伸缩臂的重量G0=mg=ρVg=7800（250*100-230*80）*5000*10*9.8=2522.52=2523N当伸缩臂伸出的距离最长时，长端的重量为G2=2523*3500/5000=1766N短端的重量为G1=2523-1766=767N所以将提升时的滑套与立柱之间的压力设为N1、焊车重为G3，取h=510mm，此时有N1h+G1L1=G2L2+G3L3N1*510+767*750=1766*1750+25*3500*9.8N1=6613N由[5]P189可以计算出立柱与滑块之间的摩擦力为F=N1*f=6613*0.1=662N所以提升力P为P=G0+G3+F=2523+25*9.8+662=3430N（2）验算伸缩臂外伸至极点而滑套与立柱间不发涩的条件把G1，G2，G3等效成G2时的作用点为G2L2+G3L3-G1L1=G2L0L0=（1766*1750+25*3500*9.8-767*750）/1766=1909.8=1910mm取L4=210mm所以有h/（L2+L4）=510/（1910+210）=0.241由[1]P1892fKa=2*0.1*1.2=0.24＜0.241所以不会发涩（3）提升机构的功率丝杠传动η1=0.5，摩擦传动η2=0.88，滚动轴承η3=0.99所以总传动η=η1*η2*η3=0.5*0.88*0.99=0.4356由得选取最大提升速度v=3000mm/min=3m/h所以功率N=Pv/60000η=3430*3/60000*0.4356=0.3937KW（4）选取电动机选取电动机型号为130SZ04转距为19500转速为3000功率为600W电枢电压220V励磁电压220V电枢电流3.8A励磁电流0.18A7.伸缩机构计算（1）伸缩阻力的计算图6-3示意图取L4=600mmL5=450mm则有Q2*L4+G1（L1+L4/2）=G2（L2-L4/2）+G3（L3-L4/2）即Q2*600+767*（750+300）=1766*（1750-300）+25*9.8*（3500-300）Q2=4232.25N则Q1=Q2+G1+G2+G3=4232.25+767+1766+25*9.8=7010.25N所以摩擦力为Ws1=Q1f=7010.25*0.1=701.025NWS2=Q2f=4232.25*0.1=423.225N所以WS=WS1+WS2=1124.25N（2）伸缩机构功率的计算速度v由题中已经给出为v=15～40m/h=0.25～0.667m/min取v=0.667m/min伸缩机构总传动效率摩擦传动η1=0.88齿条传动η2=0.90圆锥齿轮η3=0.90所以伸缩机构总传动效率为η=η1*η2*η3=0.88*0.90*0.90=0.7128所以功率为N=WSv/60000η=1124.25*0.667/60000*0.7128=0.0175KW=17.5W（4）选择电动机选取电动机型号为55SZ04转距为660转速为3000功率为20W电枢电110V励磁电压110V电枢电流0.34A励磁电流0.09A8.承载结构计算.图6-4示意图（1）伸缩臂上最大弯距的计算MW1=（Gh+0.5Gb）*L=（25*9.8+0.5*1776）*3500=3948Nm伸缩臂上最大应力的计算伸缩臂抗弯截面系数Wbs=b1h1²/6-b2h2²/6=（0.1*0.25*0.25-0.08*0.23*0.23）/6=0.336*10Nm伸缩臂上最大弯曲应力为δ=Mw1/Wbs=3948/0.336*10=11.75MPa（2）立柱上最大弯距的计算MW1=（Gh+0.5Gb）*L-0.5GA*L1=（25*9.8+0.5*1766）*350-0.5*767*1500=3372.75Nm立柱上最大弯曲应力的计算立柱抗弯截面系数Wbs=π（D³-d³）/32=3.14（0.3³-0.26³）/32=0.925*10立柱上最大弯曲应力为δ=Mw2/Wbs=3372.75/0.925*10=3.646MPa（3）伸缩臂和立柱的刚度计算图6-5示意图立柱惯性距的计算JZ=π（D-d）/64=0.173*10伸缩臂的惯性距的计算Jb=b1h1³/12-b2h2³/12=0.049*10由[1]附录C5E取210*10f1=Mw2*H²/2EJZ=3372.75*3.5*3.5/2*210*10*0.173*10=0.569*10f2=f1φ1=MwH/EJZ=3372.75*3.5/2*210*10*0.173*10=0.162*10f3=φ1*L=0.162*10*3.5=0.569*10φ2=GhL²/2EJb+GbL²/6EJb-GaL²/6EJb=0.332*10f3=Gh*L³/3EJb+Gb*L³/8EJb-Ga*L³/8EJb=0.92*10（4）焊丝末端位移的计算垂直位移Δ1=f3+f4=0.569*10+0.92*10=1.489*10m水平位移Δ2=f2-（φ1+φ2）=0.569*10-（0.162*10+0.332*10）=-1.743*10根据第二刚度条件（L+H）/2000=（3.5+3.5）/2000=3.5*10＞Δ1=1.489*10m（L+H）/3000=2.33*10＞Δ2=1.174*10m9.丝杠的选择及计算由GB5796.4-86选取公称直径d=50mmL=3450mmp=10耐磨性验算d2=ε=0.8=1.58＜＜50mm螺母高度H=φ*d=2*50=100mm旋合数Z=H/P=100/10=10＜12螺纹工作高度h=0.5P=5mm工作压强P=F/πdbZ=2523/3.14*50*5*10=0.32MPa验算自锁λ=arctgs/πd=arctg10/3.14*50=3.6°＜4.5°螺杆强度由[1]附录E，二δs=355Mpδ=4F/πd²=4*2523/3.14*50²=1.25＜＜355Mp螺纹牙强度由GB5796.1-86得b=0.65P=6.5螺杆剪切强度由[1]附录E，二δs=355Mp[δ]=δs/5=355/5=71Mp[τ]=0.6[δ]=42.6Mpτ=F/πdbZ=2523/3.14*50*6.5*10=0.25Mp＜42.6Mp弯曲强度计算δb=3Fh/πd²bZ=3*2523*5/3.14*50*6.5*6.5*10得=0.57＜＜71Mp=[δ]螺母剪切强度由[1]附录E，二δs=355Mp[δ]=δs/5=355/5=71Mp[τ]=0.6[δ]=42.6Mpτ=F/πdbZ=2523/3.14*50*6.5*10=0.25Mp＜42.6Mp弯曲强度计算δb=3Fh/πd²bZ=3*2523*5/3.14*50*6.5*6.5*10故=0.57＜＜71Mp=[δ]所以此丝杠及螺母符合要求10.齿轮与齿条传动的几何尺寸计算选取m=2压力角a=20齿顶高系数ha=1径向间隙系数C=0.25得出如下齿轮齿条的参数取齿数Z=30＞17分度圆直径d=Zm=30*2=60mm基圆直径db=dcosa=60*cos20=56.3816mm周节P=πm=3.14*2=6.28齿顶高ha=ha*m=1*2=2齿根高hf=（ha+C）*m=（2+0.25）*2=4.5顶圆直径da=d+2ha=60+2*2=64齿条的长度取4m宽度取30mm11.底座的选择及计算材料选择为45钢的钢板和工字钢形状如后图图中a为工字钢b为钢板厚度δ=20mm其中L1=1500mmL2=1000mmL3=1000mmL4=400mm图6-6示意图L5=200mm稳定性验算由前面已经算出G1=25*9.8=245NG2=1766NG4=767NG3=mg=ρgv=7800*9.8*3.14*（0.3*0.3-0.26*0.26）*3.5/4=5993N由图可知，操作机以A为支点时的逆时针的扭矩为G1（L3+L4）+G2*L3=245*3.5+1776*1.75=3948Nm顺时针的扭矩为（G1+G2+G3+G4）L1+G4*L5=（1766+245+767+5993）*1+767*0.75=9346.25＞＞3948所以此操作机稳定，操作机如图所示：图6-6焊接架第七章结论本次设计中机床旋转式焊接操作台的零部件需要以标准元件为定位元件，并且熟悉旋转式焊接操作台定位误差的分析；当夹紧待焊接的工件时，选择一个合理的定位元件，计算出所需要的切削力和夹紧力，通过机床旋转式焊接操作台设计手册，熟悉旋转式焊接台中常见的设计流程，熟练使用装配图的方法和主要零件图的设计能力。因此，设计一套可行的和适当的旋转式焊接操作台技术方案是保证产品质量的关键因素，这是一个重要的旋转式焊接操作台设计因素。在充分对车床拨叉知识和理解的基础上，进行研究和分析，这是一个综合的设计过程，要充分满足符合加工生产需求，要保证质量。图纸绘制中自己不断摸索，经装配图开始，查阅相关法规标准，一点一线的绘制，整个过程虽然枯燥无味但是学到了很多东西，同样也是老师帮我一次次的修改错误，让我不断的完善自己的图纸，自己的设计工作，装配图才有了雏形，为我们指导学习，使我们有了设计的资本，老师渊博的知识，以及对设计，对教学严谨的态度，使我们学到颇多，在本次设计中同样要感谢帮我指导答疑的各学科老师，正是他们的无私的教诲才能完成本次设计。参考文献[1]朱耀祥.计算机辅助组合旋转式焊接台设计系统的研究[J].机械工程学报.2004,(5)：32-33.[2]王凤鲜.浅谈组合旋转式焊接台的重要作用[J].科技情报开发与经济.2008,(13)：16-18.[3]张亚明.机床旋转式焊接台分类与构成[J].科技资讯.2008,46(5)：2-5.[4]机械工程基础与通用