伸臂式焊接變位機設(shè)計--工作臺回轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計資料

1、本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書摘要焊接變位機運動系統(tǒng)的設(shè)計是焊接變位機方案設(shè)計的核心內(nèi)容，而焊接變位機運動自由度的確定是其前提條件。焊接變位機的關(guān)鍵是對變位機進行最佳位置焊接所需要的 運動自由度的設(shè)計，如平動或轉(zhuǎn)動的設(shè)計。伸臂式焊接變位機是將工件回轉(zhuǎn)，翻轉(zhuǎn)，以 便使工件上的焊縫置于水平和船形位置的機械裝置。伸臂式焊接變位機是應(yīng)用最廣泛的 一種焊接變位機，載重量一般不超過 1噸。其主體部分是翻轉(zhuǎn)機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、底座。 此次論文論述了焊接變位機械的組成，工作原理，重點講述了其中的回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計， 回轉(zhuǎn)機構(gòu)通過帶傳動，二級蝸桿蝸輪減速器的傳動，從而使工作臺得到預(yù)期的回轉(zhuǎn)速度。 回轉(zhuǎn)機構(gòu)中測速發(fā)電機的使用

2、，將其工作臺的瞬間速度反饋到電動機，從而調(diào)整電動機 的轉(zhuǎn)速，進而使工作臺的回轉(zhuǎn)速度穩(wěn)定在某個范圍內(nèi)，保證了焊縫質(zhì)量。關(guān)鍵詞：焊接變位機械；測速發(fā)電機；回轉(zhuǎn)機構(gòu)；減速器I本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書AbstractThe desig n of the moving system of the weld ing positi oner is the core content of the scheme desig n ,but the system depe nds on the movi ng freedoms certai nty.The key part of the desig n of t

3、he weld ing positi oner is the desig n of the moving freedom, according to the best welding position. The main parts of the welding positioner in clude overtur ning mach in ery, circumgyrati ng mach in ery,a nd the base.The arm-exte nding weld ing posi oner is used most widely ,the load is less tha

4、n one ton. The arm-extending welding positioner is the machine which makes the workpiece circumgyrate and overturn to make the welding line on the workpiece park the level direct ion and cymbate positi on. The weld ing positi on ers makeup and operat ing prin ciple make up of the paper ,which disser

5、ates the desig n of the turning gear of the machine .The belt driving and two stage worm - worm wheel retarder make the turning gear realize the mans anticipating speed.The use of the techogenerator which will feed back the instant speed to the generator and then the controller will adjust the speed

6、 makes sure of the high weldi ng line quality.Key words： weld ing positi oner; techoge nerator; turning gear; retarder3目錄摘要IAbstract II目錄ILL.前言1第1章緒論21.1伸臂式焊接變位機械概述 錯誤！未定義書簽。1.2課題研究的意義及現(xiàn)狀51.3論文主要研究內(nèi)容 5第2章 回轉(zhuǎn)機構(gòu)中非標(biāo)準(zhǔn)件的設(shè)計計算及校核 72.1回轉(zhuǎn)主軸的設(shè)計計算和校核 72.2減速器的設(shè)計計算 92.3帶傳動的設(shè)計計算 .26第3章 回轉(zhuǎn)機構(gòu)中標(biāo)準(zhǔn)件的選擇及校核 293.1軸承的選擇及校

7、核293.2鍵的選擇及校核343.3電動機螺紋緊固件密封圈的選擇及校核 36第4章焊接變位機械其它機構(gòu)的簡單設(shè)計概述 374.1伸臂梁的設(shè)計計算374.2傾斜機構(gòu)中減速器的設(shè)計計算 374.3底座和箱體的設(shè)計 37結(jié)論39參考文獻40致謝41附件142本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書53附件2#本科畢業(yè)設(shè)計(論文)說明書刖言隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展和焊接技術(shù)的不斷進步，焊接作為一種金屬連接的工藝方法。 在金屬結(jié)構(gòu)生產(chǎn)中已基本取代了鉚接連接工藝。許多傳統(tǒng)的鑄鍛制品也有焊接制品或鑄 -焊，鍛-焊制品所代替。焊接結(jié)構(gòu)廣泛用于是由于化工工業(yè)重型與礦山機械，起重與運輸設(shè)備，汽車與船舶 制造，航空航天技術(shù)，建筑結(jié)構(gòu)與

8、國防工業(yè)等領(lǐng)域中。許多產(chǎn)品，例如大型的超高壓容 器，除采用焊接工藝外，難以設(shè)想有更好的方法。在先進的工業(yè)國中，焊接產(chǎn)品的用鋼 量已達(dá)到總用鋼量的43%以上，為了制造如此龐大的焊接結(jié)構(gòu)產(chǎn)品， 需建立大量專門制 造焊接結(jié)構(gòu)的工廠，而其中焊接變位機則是滿足其焊接工藝的重要基礎(chǔ)。本次論文主要介紹0.5t伸臂式旋轉(zhuǎn)焊接變位機的總體設(shè)計及其裝配，其中包括回轉(zhuǎn) 機構(gòu)，傾斜機構(gòu)，箱體，底座的設(shè)計及其計算，重點介紹其中的回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計，回轉(zhuǎn) 機構(gòu)主要包括工作臺，回轉(zhuǎn)主軸，二級蝸輪蝸桿減速器，帶傳動部分，電動機等。經(jīng)過 設(shè)計計算及其校核各個主軸，所選零件的強度和壽命達(dá)到要求的標(biāo)準(zhǔn)。編者2009年6月第1章緒論1.

9、1伸臂式焊接變位機械概述隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展和焊接技術(shù)的不斷進步，焊接作為一種金屬連接的工藝方 法。在金屬結(jié)構(gòu)生產(chǎn)中已基本取代了鉚接連接工藝。許多傳統(tǒng)的鑄鍛制品也有焊接 制品或鑄-焊，鍛-焊制品所代替。焊接結(jié)構(gòu)廣泛用于是由于化工工業(yè)重型與礦山機械，起重與運輸設(shè)備，汽車與 船舶制造，航空航天技術(shù)，建筑結(jié)構(gòu)與國防工業(yè)等領(lǐng)域中。許多產(chǎn)品，例如大型的 超高壓容器，除采用焊接工藝外，難以設(shè)想有更好的方法。在先進的工業(yè)國中，焊 接產(chǎn)品的用鋼量已達(dá)到總用鋼量的 43%以上，為了制造如此龐大的焊接結(jié)構(gòu)產(chǎn)品， 需建立大量專門制造焊接結(jié)構(gòu)的工廠， 而其中焊接變位機則是滿足其焊接工藝的重 要基礎(chǔ)。近幾年來對焊接產(chǎn)品的

10、質(zhì)量要求也越來越高，傳統(tǒng)的手工定位已不能夠滿 足其精度要求，焊接變位機械便應(yīng)運產(chǎn)生使用，近幾年并隨著控制理論的成熟發(fā)展， 將其運用到其機械當(dāng)中，發(fā)揮了越來越大的作用。伸臂式焊接變位機械主要用于手 工焊和筒形工件的自動焊，為了防止側(cè)向傾覆以及不使整機機構(gòu)尺寸過大，其載重 量一般設(shè)計在1000千克，最大不超過3000千克。1.1.1焊接變位機械的組成分類及使用特點焊接變位機械是焊接工藝設(shè)備的一部分，焊接工藝設(shè)備的分類見圖2-1。概括地說焊接變位機械由回轉(zhuǎn)機構(gòu)，傾斜機構(gòu)及其底座三大部分組成：回轉(zhuǎn)機構(gòu)由工 作臺，回轉(zhuǎn)主軸，二級蝸輪蝸桿減速器，帶輪，電動機，箱體等組成；傾斜機構(gòu) 由伸臂梁，二級蝸輪蝸桿減

11、速器，帶輪，電動機，箱體等組成。通常焊接變位機械可分為變位機、翻轉(zhuǎn)機、滾輪架、升降機等四大類：一、變位機變位機是通過工作臺的旋轉(zhuǎn)和翻轉(zhuǎn)運動，使工件所有焊縫處于最理想的位置 進行焊接，使焊縫質(zhì)量的提高有了可靠的保證，它是焊接各種軸類、盤類、筒體 等回轉(zhuǎn)體零件 的理想設(shè)備，同時也可用來焊接機架、機座、機殼等非長形工件。 選用變位機時應(yīng)注意以下幾點：(1) 應(yīng)根據(jù)工件的質(zhì)量、固定在工作臺上的工件重心至臺面的重心高度、重心偏心距來選用適當(dāng)噸位的變位機。(2) 要在變位機上焊接圓形焊縫時，應(yīng)根據(jù)工件直徑與焊接速度計算出工作臺的 回轉(zhuǎn)速度；如變位機僅用于工件的變位，工作臺的回轉(zhuǎn)速度及傾翻速度應(yīng)根據(jù)工件 的

12、幾何尺寸及重量選擇，對大型、重型工件速度應(yīng)慢些。工作臺的傾翻速度一般是 不能調(diào)節(jié)的，如在傾翻時要進行焊接工作，應(yīng)對變位機提出特殊要求。(3) 工作臺應(yīng)有聯(lián)接焊接地線的位置，且不受工作臺回轉(zhuǎn)的影響。不允許將焊接地線接在變位機機架上，從而使焊接電流通過軸承的轉(zhuǎn)動零件。(4) 批量生產(chǎn)定型工件時，可選用具有程序控制性能的變位機。(5) 變位機只能使工件回轉(zhuǎn)、翻動，要使焊接過程自動化、機械化，還應(yīng)考慮用 相應(yīng)的焊接操作機械。二、翻轉(zhuǎn)機它是將工件繞水平軸翻轉(zhuǎn)，使之處于有利施焊位置的機械，適用于梁、柱、框 架、橢圓容器等長形工件的裝配焊接。焊接翻轉(zhuǎn)機種類繁多，常見的有頭架式、頭尾架式、框架式、轉(zhuǎn)環(huán)式、鏈條

13、式及油壓千斤頂式。(1) 頭尾架式翻轉(zhuǎn)機 這種翻轉(zhuǎn)機由主動的頭架及從動的尾架組成，它們之間的 距離可根據(jù)所支撐的工件長度調(diào)節(jié)。當(dāng)工作較重時應(yīng)考慮將頭尾架固定在基礎(chǔ)上， 防止傾倒。頭尾架式翻轉(zhuǎn)機的缺點是工件由兩端支承，翻轉(zhuǎn)時頭架端要施加扭轉(zhuǎn)力， 因而不適用于剛性小，易撓曲的工件；另外，當(dāng)設(shè)備安裝不當(dāng)，頭尾架的兩根樞軸 不在同一軸線上時，工件會受到過大的扭轉(zhuǎn)力矩使翻轉(zhuǎn)困難， 甚至造成工件扭壞或 樞軸因發(fā)生超負(fù)荷而扭斷。對于短工件可以不考慮兩端支撐，可僅將工件固定在頭 架上進行反轉(zhuǎn)，而不用尾架。(2) 框架式翻轉(zhuǎn)機用一根橫梁連接在頭尾架的樞軸上或工作臺上，可構(gòu)成框架式翻轉(zhuǎn)機。工作時工件固定在橫梁上有

14、橫梁帶動工件一起翻轉(zhuǎn)。為減小驅(qū)動力矩，應(yīng) 使橫梁一工件合成的縱向重心線盡可能與樞軸的軸線相重合。(3) 轉(zhuǎn)環(huán)式翻轉(zhuǎn)機這類翻轉(zhuǎn)機使用于長度和重量均較大，截面又多變化的工件翻 轉(zhuǎn)。(4) 液壓千斤頂式翻轉(zhuǎn)機 液壓千斤頂式翻轉(zhuǎn)機結(jié)構(gòu)簡單，載重量大，通常用于將工件作一 45 90的翻轉(zhuǎn)。三、滾輪架3本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書裝配用工藝裝備一疋位器及疋位裝置 壓夾器及裝配裝置 一 推拉裝置裝配臺架焊件操作機械焊接生產(chǎn)工藝裝備焊接機械焊接用工藝裝備焊工操作機械焊接輔助裝置I焊接變位機焊接滾輪架焊接翻轉(zhuǎn)機橫臂式焊接機 單軌式焊接機 懸架式焊接機 門架式焊接機爬行式焊接機 電渣焊焊接機 焊接機器人 焊絲處理裝

15、置 焊劑回收裝置 焊劑墊檢查用工藝裝備圖2-1焊接生產(chǎn)工藝裝備的分類它是借助焊件與主動滾輪間的摩擦力帶動圓筒形焊件旋轉(zhuǎn)的機械裝置。主要用于回轉(zhuǎn)體工件的裝配與焊接，其載重可從幾十千克到千噸以上。按其結(jié)構(gòu)形式 可分為三大類：1、自調(diào)式滾輪架2、長軸式焊接滾輪架。3、組合式焊接滾輪架。四、升降機它是用來將工人及裝備升降到所需的高度的裝置，主要用于高大焊件的手工 焊和半自動焊及裝配作業(yè)。其主要結(jié)構(gòu)形式有：1、管結(jié)構(gòu)肘臂式。2、管筒肘臂式。3、板結(jié)構(gòu)肘臂式。4、立柱式。1.1.2伸臂式焊接變位機械的工作原理焊接變位機械主要為焊接工藝提供合適的工作焊點，其具體的實現(xiàn)過程是：回轉(zhuǎn)機 構(gòu)由電動機拖動，電動機輸

16、出一定的轉(zhuǎn)速，經(jīng)過帶輪一次減速后，然后經(jīng)過二級蝸輪蝸 桿減速器兩次減速，最后由回轉(zhuǎn)主軸，經(jīng)過工作臺輸出焊件所需要的焊接速度，以期達(dá) 到所需要的焊縫要求；傾斜機構(gòu)主要實現(xiàn)工件在空間上的傾斜， 本次論文所要研究的是傾斜機構(gòu)空間四十 五度范圍內(nèi)的傾斜，其具體的實現(xiàn)過程：整個傾斜機構(gòu)由電動機拖動，電動機輸出一定 的轉(zhuǎn)速，經(jīng)過帶輪一次減速后，然后經(jīng)過二級蝸輪蝸桿減速器兩次減速，最后其輸出軸 與錐角四十五度的伸臂梁相連接，伸臂梁與回轉(zhuǎn)機構(gòu)相連從而實現(xiàn)工作臺在空間上的四 十五度傾斜。底座在整個機械工作過程中起到抗振，平衡的作用。12課題研究意義及現(xiàn)狀當(dāng)前焊接變位機械的研究在國內(nèi)已經(jīng)比較成熟，有普通的焊接變位

17、機械，如伸臂式 焊接變位機械，座式焊接變位機械等等。伸臂式焊接變位機械與座式焊接變位機械的區(qū)別 是：伸臂旋轉(zhuǎn)時在空間的軌跡為一錐面。因此在改變工件傾斜位置的同時，將伴隨有工 件的升高和下降。其中，有些焊接變位機械將液壓系統(tǒng)應(yīng)用到回轉(zhuǎn)機構(gòu)和傾斜機構(gòu)中， 實現(xiàn)了比較好的工作效果。本次論文處于對大學(xué)四年所學(xué)的知識進行的一次綜合性的梳 理及應(yīng)用，對學(xué)生的綜合能力進行的一次較為實質(zhì)性的鍛煉。13論文主要研究內(nèi)容本次論文從整體上對焊接變位機械進行設(shè)計，它包括焊接機械當(dāng)中的傾斜機構(gòu)，回 轉(zhuǎn)機構(gòu)，以及底座的總體設(shè)計，同時對機械當(dāng)中的回轉(zhuǎn)機構(gòu)進行了詳細(xì)的設(shè)計描述：從 工作臺的設(shè)計到回轉(zhuǎn)主軸，二級蝸輪蝸桿減速器，

18、帶輪及其傳動帶的設(shè)計計算，電動機 的選擇，箱體的設(shè)計等。該次論文中回轉(zhuǎn)機構(gòu)采用了測速發(fā)電機（測速發(fā)電機是輸出 電動勢與轉(zhuǎn)速成比例的微特電機。測速發(fā)電機的繞組和磁路經(jīng)精確設(shè)計，其輸出 電動勢E和轉(zhuǎn)速n成線性關(guān)系，即 E=Kn,K是常數(shù)。改變旋轉(zhuǎn)方向時輸出電動勢的 極性即相應(yīng)改變。在被測機構(gòu)與測速發(fā)電機同軸聯(lián)接時，只要檢測出輸出電動勢， 就能獲得被測機構(gòu)的轉(zhuǎn)速，故又稱速度傳感器）和導(dǎo)電裝置，其目的是利用控制理 論即將工作臺的即時速度反饋給電動機，從而實現(xiàn)工作臺的精確回轉(zhuǎn)，保證焊接質(zhì)量， 獲得優(yōu)良的焊縫成型，導(dǎo)電裝置可防止焊接電流通過軸承，齒輪等傳動零件時起弧，產(chǎn) 生“咬傷”零件的現(xiàn)象5本科畢業(yè)設(shè)計

19、（論文）說明書第2章 回轉(zhuǎn)機構(gòu)中非標(biāo)準(zhǔn)件的設(shè)計計算和校核2.1.回轉(zhuǎn)主軸的設(shè)計計算及校核工作臺及其工件總質(zhì)量700kg，回轉(zhuǎn)主軸的危險斷面位于軸承處，所受的彎曲力矩為：圖2-1回轉(zhuǎn)主軸受力分析示意圖11(2-1)M w = G .sin2 鳥ecos2 二2hsin： cos： sin : 其中：G 綜和質(zhì)量，e 偏心距，這里取e= 160mmh 臺面高度，這里取 h = 370mm。 這里e，h的取值參見下表2-1。回轉(zhuǎn)軸傾斜角。-回轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)角。表2-1焊接變位機械的型號及參數(shù)型號最大負(fù)荷Q(kg)偏心距e (mm)重心距B(mm)臺面咼度h (mm)回轉(zhuǎn)速度n1(r/mi n)焊接額定 電流

20、 A(mA)傾斜角度 a ( )HB25254063-0.5016.00315135HB2525王50色80-0.258.00500= 135HB100100工63工100-0.103.15500工135HB250250160王400蘭 10000.051.60630王135HB500500160王400蘭 10000.051.601000王135HB10001000王250色400蘭 12500.051.601000色135HB20002000蘭250400蘭 12500.031.001250135HB31503150蘭250400蘭 16000.031.001250135HB4000400

21、0250400蘭 16000.031.001250135HB50005000250色400蘭 16000.0250.801250色135HB80008000200400蘭 16000.0250.801600135HB1000010000200色400蘭 20000.0250.801600二135HB1600016000岸200工500蘭 20000.0160.501600工120HB2000020000200色630蘭 25000.0160.502000色120HB3150031500200王800蘭 25000.0160.502000王120HB4000040000蘭160狂800蘭 315

22、00.0100.3152000狂105HB5000050000蘭160狂 1000蘭 31500.0100.3152000狂105HB8000080000-160-1000-31500.0100.3152000-105其軸承處的扭矩:(2-2)(2-3)M n = G e sin ： cos ：,按第三強度理論折算的當(dāng)量彎矩為:2w M2n=G ,e2cos2 ： hsin、ecos-：sin :該式在滿足ctghSi條件時才出現(xiàn)最大值。其值為:xd max = G h e ,(2-4)對于指定的變位機:-=0.33，該數(shù)據(jù)由文獻10表7-11查得。 h從而得出min= ctge-71.74

23、hmax二 ctg:min2孑=161.74因此回轉(zhuǎn)主軸的強度可選在:-max的范圍內(nèi)任意位置進行計算其值:(2-5)3 10G. h2 e2 彳n式中：一基本許用應(yīng)力，且 U-； ；.k n ,其中：比例因子；=0.5，應(yīng)力集中系數(shù)k =1.6，安全系數(shù)n =1.7 ,對稱疲勞極限L，4 根據(jù)材料確定，取回轉(zhuǎn)主軸材料為 45鋼，正火處理。所對應(yīng)的-= 255M paI _ | 0.5 2551.6O.7=46.88 M pa代入上式可得:d min3 10 700 、. 0.5320.22X46.88二 93.8mm在這里取d = 94mm。2.2.減速器的設(shè)計計算此處省略 NNNNNNNN

24、NN字N如需要完整說明書和設(shè)計圖紙等請聯(lián)系 扣扣：九七一九二零八零零另提供全套機械畢業(yè)設(shè)計下載！該論文已經(jīng)通過答辯2校核蝸輪的齒面接觸疲勞強度蝸輪蝸桿材料選用：蝸輪選用鑄造錫青銅：ZCuS n10P1;蝸桿選用：20Cr.蝸輪蝸桿中心矩：a = m 2 z2 q（ 2-11）aW2 839 8i=190mm本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書接觸疲勞強度:二h =Ze Z K T2/a -h Z E 材料的彈性影響系數(shù)。單位是,MPa對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 ZE =160、MPa。Z p兩材料的接觸系數(shù)，由文獻11表11-18查得：z =2.9K 工作載荷系數(shù)，K =Ka K ： KvKA機

25、械使用系數(shù)，由文獻11表10-2得：KAK f；.齒面載荷分布系數(shù)由文獻11表10-4得：K1Kv 動載系數(shù)，由文獻11表10-8得：KV=1由于蝸輪圓周速度：V2 =D /2 n27 / 30= 0.156 3.14/30 =0.017m sT2 蝸輪的公稱轉(zhuǎn)矩：T 2 = M n max=G e =9.8 700 0.16 =1097N mH I鑄造錫青銅蝸輪的基本許用應(yīng)力。由文獻11表11-7查得：(2-12)(2-13)(2-14)-H 二 268 m Pa ,匕h I 一 Kfn ： （2-15）= 1.29 268 =345.7Mpa其中：Kfn 蝸輪蝸桿工作壽命系數(shù)，106Kfn

26、 仝 “（2-16）N 應(yīng)力循環(huán)系數(shù)：N =60 n2 j Lh（2-17）=60 1 1 21900 =1314000j 蝸輪每轉(zhuǎn)一次，每個輪齒的嚙合次數(shù)這里取j =1n2 蝸輪轉(zhuǎn)速,n2 =1r/min ；Lh 工作壽命,Lh=365 6 10 =21900hN =60 1 1 21900 =1314000Kfn = 1-29二 h =160 2.9 =185.8Mpa二巧 w 時 = 345.7M pa故蝸輪的齒面接觸疲勞強度滿足使用條件。3校核蝸輪的齒根彎曲疲勞強度根據(jù)文獻11公式：-F 53 K T2 d2 m YFa2 Y ：（2-18）其中要求：二FJ其中：Y Fa2 蝸輪齒形系

27、數(shù)，21可由蝸輪的當(dāng)量齒數(shù):Zv 2Z2cosr3(2-19)及蝸輪變位系數(shù)X2決定：(2-20)X2 二 a m di d2 /2 m=190 8 - 64 312 2 8 =23.75 一23.5 =0.25mm可由文獻11圖11-19查得：丫 Fa2 =2.24Y 螺旋角影響系數(shù)，(2-21)丫 =1 _r 140= 1-7.1.140 =0.95；f =1.53 1.097 1000000 64 312 82.24 0.95=22.4M Pa(2-22)CF =KFN bF = 1.29 56 = 72.2 m Pa其中AF 可由文獻11表11-8查得!- F 56M Pa其中：Kfn

28、 蝸輪蝸桿工作壽命系數(shù)，(2-23)(2-24)N為應(yīng)力循環(huán)系數(shù)：N =60 壓 j Lh=60 1 1 21900 =1314000j 蝸輪每轉(zhuǎn)一次，每個輪齒的嚙合次數(shù).這里取j =1n2 蝸輪轉(zhuǎn)速,n2 =1r/min ；Lh 工作壽命,Lh =365 6 10 =21900hN =60 1 1 21900 =1314000K FN = 1 .29化 口 F = K FN 匯 G F (2-25)= 1.29 56 = 72.2 M pa二 F ：1蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。4蝸桿的剛度校核計算蝸桿受力后如產(chǎn)生過度變形，就會造成輪齒上的載荷集中,影響蝸輪與蝸桿的正確嚙合。所以需進

29、行蝸桿的剛度校核，其校核剛度條件為:2 2* F 廿 + F n , ,3 iryL匕y48EI(2-26)其中y 蝸桿材料許用的最大撓度。yld1/100 =64/1000 = 0.064其中：d1 蝸桿分度圓直徑。E蝸桿材料的彈性模量。2.07 105 MpaI蝸桿危險截面的慣性矩。4I - - df1 /64其中df1為蝸桿的齒根圓直徑。df1=d12 ha c m(2-27)(2-28)=64 -18 = 46 mm，4I = 219675.2mmL蝸桿兩端支撐點間的跨距(2-29)L r 0.9 d2=0.9 312 =281mm(2-30)Fti 蝸桿所受的圓周力。Fti = 2

30、Ti/di=2 46112/64 =1441NFr1 蝸桿所受的徑向力。F r1 =Ft2tan，生 tan200d2(2-31)2 1.097 106312tan 200= 2566.5N其中fT1 , F r1見其圖2-2 其中二為蝸輪齒形角。0:-20(2-32)圖2-2蝸輪蝸桿嚙合受力示意圖- T2 二T1 i其中:t1 蝸桿的公稱轉(zhuǎn)矩;T2 蝸輪的公稱轉(zhuǎn)矩:.=T2/i= 1.097 1039 0.61 =46112N*mm其中：一二級蝸輪蝸桿的傳動效率；(2 33)口tan ?二 0.95 -tan（+代）傳動導(dǎo)程角,=7.1V當(dāng)量摩擦角；可根據(jù)蝸輪蝸桿的相對滑動速度 Vs由文獻1

31、1表11-18查得.V-V = - d1 n1 60 1000 cos 丄 0.132m scos ；由文獻11表11-18查得當(dāng)量摩擦角4.5 .= 0.95ta n7.1tan 7.14.5= 0.95 0135 =0.610.212810.0299J14412 +2566248 2.07 105 2196752y =0.0299 ： 0.064 - y 1蝸桿的剛度滿足使用條件5二級蝸桿軸的強度校核64mm 校鑒于二級蝸桿多處承受疲勞載荷， 應(yīng)對其疲勞強度進行校核，其軸徑為核如下，蝸桿軸力學(xué)模型簡化如圖 2-1所示，本科畢業(yè)設(shè)計(論文)說明書F1M+1BEFtl746.8N*m面受力分析

32、F1TM TaiFa2 1 F2B+護TEFrlFt2扭矩分析,I I I In 46旳BCD圖24二級蝸桿軸受力示意圖)總受力圖(b)水平面彎矩圖2)豎直平面彎矩圖(d)扭矩圖29C點處受力分析如下:Ft?普d22 46145 10(2-34)= 634N向其軸心處簡化其彎矩為M =2.6N * mFr2=Ft2 tan： = 634 tan20= 231ND點處受力分析如下：有前面相關(guān)數(shù)據(jù)可得：Ft1 = 1441N(2-35)F a1 =力=7032Nd2F ri = F t2 tan - - 634 tan20 = 2566.5N整個蝸桿軸所受的扭矩為：T = 46N * m。分別計算

33、軸承處的水平力及豎直平面的受力：水平面：(2-36)(2-37)(2-38)(2-39)Fl F2 二 Fti - Fr2二 M B = 0代入數(shù)據(jù)求得：Fi二4690N F 2 = 1490N .豎直平面：Fl F2 二 Fri - Ft2- M B = 0代入數(shù)據(jù)求得：F820NF2=8 5N.由彎扭矩圖可得危險截面出現(xiàn)在 D處，則總的力矩為：MMM，=763N*m根據(jù)軸的彎扭合成強度條件為：(2 40)_Jm2+(itY 八 1-cacaCO其中：一折合系數(shù)，取:-0.6軸的抗彎截面系數(shù)，一0.帕亠25723M 總的彎矩；計算得：二ca = 29.6 M Pa， ca I = 60 M

34、pa 0- c bca 1,故蝸桿軸滿足其疲勞強度條件。6選取蝸桿傳動的潤滑方法故可采用油根據(jù)蝸輪蝸桿的相對滑動速度：V愛0.132m s載荷類型為重型載荷,池潤滑。(2 41)7二級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置to 二ta 1000 p (1 -)/ ： d s其中：ta 周圍空氣的溫度，常溫情況下可取20C。蝸桿蝸輪的傳動效率,=0.61:-d 箱體的文獻11面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可取:d=(8.15 17.45) w m2 c當(dāng)周圍空氣流動良好時：d可取偏大值。這里?。篸 =15 .p輸入功率。(2 42)P寸2p =1.097 1000 : /30=0.11kwt。=20 1000

35、 0.39 0.11/15 0.075=203858 ： 80,其中80C為其臨界溫度。故在通風(fēng)良好的情況下，不需要加散熱裝置。2.2.2 級蝸輪蝸桿參數(shù)的計算1. 蝸輪蝸桿的尺寸確定(2-43)選取實際蝸桿頭數(shù)：zi =1蝸輪齒數(shù)：Z2 = i乙考慮到電機的輸出轉(zhuǎn)速及帶輪的傳動比，這里取 i =29 Z2=29 1圓整蝸輪齒數(shù)：Z2 = 29(2-44)根據(jù)蝸輪蝸桿工作情況，選取蝸桿特性系數(shù)：q = di m = 8 蝸桿模數(shù)mi和蝸輪模數(shù) 葉相等，(2-45)取 mi = m2 =5則蝸桿分度圓直徑：d1=mi qd8 5 = 40mm(2-46)dai 二 di hai.dai = 40

36、 i6 二 56mm(2-47)蝸輪的分度圓直徑：d2 = m2 Z2.d2 = 5 29 二 i45mm。2. 校核蝸輪的齒面接觸疲勞強度首先蝸輪蝸桿材料選用：蝸輪選用鑄造錫青銅：ZCuSniOPi蝸桿選用：20Cr.(2-48)蝸輪蝸桿中心矩：a = m 2 Z2 qa=i-、2 5 29 81 -92.5mm圓整其中心距：aw =i00mm(2-49)根據(jù)公式：二h =Ze Z K T2/a3乞卜本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書z E 材料的彈性影響系數(shù)。單位是MPa對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 z e =160 .一 MPaZ p兩材料的接觸系數(shù)，由文獻11表11-18查得：Zp=2.

37、9K 工作載荷系數(shù)，K =Ka K 1 KvKA 機械使用系數(shù)，由文獻11表10-2得：Ka=1K -：一齒面載荷分布系數(shù),由文獻11表10-4得：k i =1Kv 動載系數(shù)，由文獻11表10-8得：Kv = 1 由于蝸輪圓周速度：V2 二 D / 2 n2 / 30(2-50)(2-51)= 0.0725 39 3.14/30 =o.3m ST2 蝸輪的公稱轉(zhuǎn)矩：T2二T1軸承= 46.112 0.99 二 46N m這里軸承的效率取為：軸承=0.99(2-52)鑄造錫青銅蝸輪的基本許用應(yīng)力，由文獻11表11-7查得:I;7h 二 268 m Pa ,b J= Kfn 二 h(2-53)/.

38、29 268 = 345.7 M pa其中：K FN 蝸輪蝸桿工作壽命系數(shù),Kfn91N6(2-54)(2-55)N為應(yīng)力循環(huán)系數(shù)：N =60 n2 j Lh37ZV2(2-56)(2-57)(2-58)(2-59)(2-60)=60 1 1 21900 =1314000j 蝸輪每轉(zhuǎn)一次，每個輪齒的嚙合次數(shù)，這里取j = 1.n2 蝸輪轉(zhuǎn)速,n2 =1r/min ；Lh 工作壽命，Lh=365 6 10 =21900hN =60 1 1 21900 =1314000K FN 1.29：46 03二 H =160 2.7、60= 92.65M pa.1003 p345.7 m pa故蝸輪的齒面接

39、觸疲勞強度滿足使用條件。3校核蝸輪的齒根彎曲疲勞強度根據(jù)公式：“ =1.53 K T2 d2 m YFa2 Y：其中要求：二F ： LF 1其中：Y Fa2 蝸輪齒形系數(shù)，由蝸輪的當(dāng)量齒數(shù):Z23cosr及蝸輪變位系數(shù)X2決定：X2 二 a m小飛2 /2 m= 100 5- 40 145 /2 5 =20-18.5 =1.5mm可由文獻11圖11-19查得：丫 Fa2.95丫一：一螺旋角影響系數(shù)，丫，1140 =1 - 7.1 140=0.95=1.531.097 1000000 40 145 51.95 0.95二 28M Par 二 Kfn f = 1.29 56=72.2M Pa(2

40、61)其中！F可由文獻11表11-8查得:L F = 56M Pa其中：K FN 蝸輪蝸桿工作壽命系數(shù),(2 62)(2 63)Kfn 二痔N 應(yīng)力循環(huán)系數(shù):N =6 On 2 j Lh =60 1 1 21900=1314000j 蝸輪每轉(zhuǎn)一次，每個輪齒的嚙合次數(shù)，這里取j =1n2 蝸輪轉(zhuǎn)速,n2=1r/min ；Lh 工作壽命，Lh=365 6 10 =21900hN = 60 1 1 21900 =1314000Kfn = 1 29= 1.29 5 72.2 M Pa蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。4. 蝸桿的剛度校核計算蝸桿產(chǎn)生過度變形，就會造成輪齒上的載荷集中，影響蝸輪與蝸桿的

41、正確嚙合。所以需進行蝸桿的剛度校核,/ 2 +其校核剛度條件為：汁七才2L3乞-y(2 64)其中y】一蝸桿材料許用的最大撓度。y 5/1000=40/1000= 0.04其中：d1 蝸桿分度圓直徑。E 蝸桿材料的彈性模量，E=2.07MPaI蝸桿危險截面的慣性矩。4I（2-65）其中df1為蝸桿的齒根圓直徑。dfi二di-2 ha c m=40 -19.2 = 20.8mm（2-66）4：.d fi4I219675.2mm464L蝸桿兩端支撐點間的跨距。L：0.9d2 =0.9 145 =130.5mmF t1 蝸桿所受的圓周力。(2 67)(2-68)(2-69)Ft1 =2 Td1= 2

42、 2600/64 =130NFr1 蝸桿所受的徑向力Fr1 = Ft2 tan：二 471.8N其中為蝸輪齒形角，=200. T2 二T1 i其中：一蝸桿的公稱轉(zhuǎn)矩；T2 蝸輪的公稱轉(zhuǎn)矩。二=T2/V =46. 29 0.61 =1930N mm其中：一二級蝸輪蝸桿的傳動效率;-0.95tantan v(2- 70)傳動導(dǎo)程角,-7.1 當(dāng)量摩擦角。本科畢業(yè)設(shè)計(論文)說明書可根據(jù)蝸輪蝸桿的相對滑動速度 Vs由文獻11表11-18查得VsVcos(2 71)41=： d1 n1 60 1000 cos = 2.4ms由文獻11表11-18查得當(dāng)量摩擦角 =1 40.=0.95tan 7.1ta

43、n 7.11.7=0.950.1350.155-0.8130.5 0.0074J1302 +471248 2.07 1 05 1 4693.4y =0.0074 ： 0.04 = yl 蝸桿的剛度滿足使用條件。5選取蝸桿傳動的潤滑方法根據(jù)蝸輪蝸桿的相對滑動速度 Vs = 2.4ms載荷類型為重型載荷，故可采用油池潤滑。6二級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置tta 1 0 0 p (1 一)/s(2 72)其中：ta 周圍空氣的溫度，常溫情況下可取 20C蝸桿蝸輪的傳動效率，=0.8：d 箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可?。篸=(8.1517.45) w m2 c當(dāng)周圍空氣流動良好時：d可取偏大

44、值。這里?。篸 =15 .p 輸入功率。P=T2，(2 73)p=2.6 1131: /30 =0.31kwt。=20 1000 0.2 0.31/15 0.10 = 20 41.3 = 61.361.3 ： 80 ,其中80E為臨界溫度。故在通風(fēng)良好的情況下，不需要加散熱裝置。2.3帶傳動的設(shè)計計算1確定帶輪的計算功率Pc廠 Ka P( 2- 74)Ka 工作情況系數(shù)：由文獻11表8-7查得Ka=1.1p 所需傳遞的額定功率即電動機的功率：.P=0.6kw.PcaT.10.6=0.66kw2選擇帶的帶型根據(jù)計算功率Pca=0.66kw和帶輪轉(zhuǎn)速 ni =1500r. min .選取普通V帶的

45、類型.由文獻11圖8-11選擇為Z型帶.3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d1并驗算帶速 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1根據(jù)V帶的帶型，參考文獻11表8-6和文獻11表8-8確定小袋輪的基準(zhǔn)直徑dd1.應(yīng)使 dd1 -ddmin 這里取 dd1=71mm(2- 75) 驗算帶速V根據(jù)文獻11公式8-13計算帶的速度，帶速不宜過高或過低，一般應(yīng)使V=525m/s ,最高不宜超過30m/s. 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由 dd2 二i d d1 可得 dd2=1.371=92mm(2 76)其中i為大小帶輪之間的傳動比:i =15001151.3,由文獻11公式8-8加以圓整，取帶 輪直徑 dd2 = 100mm.4

46、. 確定中心距a，并選擇帶的基準(zhǔn)長度Ld. 結(jié)合式8 -20,初定中心距a(2 77)0.7 dd1 d d2 一 ao 一 2 dd1 dd2119mm 乞 a。 342mm本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書取 a。二 200mm 計算相應(yīng)的帶長 Ld。.d d2 一 dd2Ld。 2a。二 2 ddi dd2 4a。(2-78)(2-79)（92 _ 71 2=2 200 二 271100669mm4 漢 200根據(jù)Ld。由文獻11表8-2選取，可得Ld=710mm 。 計算中心距a及其變動范圍傳動的實際中心距近似為：a a。Ld - Ld0 /2= 20020 = 220mm.考慮到帶輪的制造誤

47、差，帶長誤差，帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需 要，常給出中心距的變動范圍：Am i n= a -0.0 1 Ld=20 亠 0.0157 10 = 209.4mm(2-80)Amax=a 0.03Ld =200 0.03 710 -241.3mm(2-81)5.驗算小帶輪上的包角:-1.：1 =180 - dd2-dd1 57.3 a(2-82)=180- 100 -7157.3/200 =171.7290.故滿足小帶輪的包角條件。6. 確定帶的根數(shù)乙?guī)У母鶖?shù) Z = Pca/Pr 二 KaPPoP0KlK2(2-83)其中：Kl 當(dāng)包角不等于180度時的修正系數(shù)，參見文獻11表8

48、-2K當(dāng)帶長不等于試驗所規(guī)定的特定帶長時的修正系數(shù)參見文獻11表8-27. 帶輪選材大帶輪的材料為HT200,小帶輪的材料為Q235-A?；鶞?zhǔn)直徑dd2 = 100mm，由于安裝帶輪的軸徑為31 mm故帶輪可采用腹板式。51第3章 回轉(zhuǎn)機構(gòu)中標(biāo)準(zhǔn)件的選擇和校核3.1軸承的選擇及校核（部分軸承）3.1.1對二級蝸桿軸軸承進行校核由所選軸承的型號7011C可知，其基本額定動載荷為：27.1KN，基本額定靜載荷為:23.4KN .將其簡化為受力模型如下：2BFalF12 Ft2水平面受力*q f妣Feb fpJQB1D /EFrlFt2匪直面受力jFbvFal Fa2pnrrtFtlFt2團3 1二

49、級蝸桿輔軸承受力示意圖1根據(jù)靜力學(xué)公式可求得軸承處的水平及豎直方向的力:Fbh =820N Feh =851NFbv =4690N Fev=1490N B,E處所受總的力大小為：(31)(3-2)F b = ： F bh F bv= 476N: 2 2 F _ F eh F ev= 1716N2求兩軸承的計算軸向力:(3 3)由 F d = e F re為判斷系數(shù)，其值由 巳 的大小決定但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先初取e = 0.5可估算:CoFdi =0.5Fb =2381N ,Fd2 =.5Fe =858N(3 4)F ae 二 F a2 一 F al 二 6902NFd1 - Fae Fd

50、2( 3 5)故B端壓緊，E端放松。Fa1=Fae，F(xiàn)d2 = 7760N( 3 6)F a2 二 F d2 二 858NFa1Co776023400二 0.332Fa2Co85823400= 0.037(3 7)t &=0.552從而確疋：e2 = 0.402進一步確定：Fd1 飛Fr1 =2628N(3 8)Fd2 二 e2Fr2 二 690NFa1 二 Fae F d2 = 7592NF a2 二 F d2 二 690NFa1Co759223400=0.324Fa2COG .。259兩式計算的 旦值相差不大，因此可以確定:Co8 = 0.552e2 - 0.402F 宙二 7592N F a2 二 690N .3求軸承的當(dāng)量動載荷Pi,P2.Fa1