焊接變位器課程設計200kg座式焊接變位機

1、武漢理工大學座式焊接變位機設計學生學號 0121001080300實驗課成績學 生 實 驗 報 告 書實驗課程名稱200kg座式焊接變位機設計開 課 學 院材料學院指導教師姓名陳士民學 生 姓 名 學生專業(yè)班級成型10032011-2012學年第1學期 1.設計方案確定21.1設計要求、技術要求.21.2回轉機構的確定.21.3傾斜機構的確定.21.4機構預期壽命估算.22.回轉機構設計42.1回轉軸強度計算.42.2根據(jù)回轉軸直徑及受力情況選擇軸承.62.3設計回轉軸結構尺寸、選擇鍵.62.4回轉機構驅動功率計算及電機選擇.72.5設計回轉軸減速機構.82.5.1圓柱齒輪的設計.92.5.2

2、蝸輪蝸桿設計及校核.112.5.3圓柱齒輪的受力分析.132.5.4鍵的校核.132.6回轉主軸受力分析及校核，軸承校核142.6.1回轉軸的受力分析.142.6.2回轉軸的強度校核.152.6.3回轉軸軸的剛度校核.182.6.4軸承的校核.193.傾斜機構設計. 203.1方案確定203.2傾斜力矩的計算 203.3計算傳動功率，選擇電動機，計算傳動比 .213.4設計傾斜軸的減速機構213.4.1帶傳動設計.213.4.2圓柱齒輪的設計.233.5傾斜軸的設計及軸承的設計253.5.1傾斜軸的設計.253.5.2 軸承的設計263.5.3傾斜軸的剛度校核.263.5.4軸承的校核274.

3、小結 .28參考文獻 281.設計方案確定 圖1-11.1設計要求、技術要求 表1-1設計要求、技術要求工作臺回轉工作臺傾斜載重量回轉速度傾斜速度工作臺尺寸重心高度偏心距工作臺傾斜角度電機驅動電機驅動200kg0-1.6r/min0-1r/min400mm200mm120mm0-1351.2回轉機構的確定由于工作臺回轉速度低，調速范圍大，額定功率低，所以選擇直流電動機；因為總傳動一般大，故可選擇外購一個減速器，蝸輪蝸桿機構。1.3傾斜機構的確定工作臺的傾斜是為了使工件定位，其傾斜運動一般是電動機經(jīng)減速器減速后通過扇形齒輪帶動工作臺傾斜。因此次設計的載重量不是很大，故采用人工手柄帶動，采用兩級減

4、速，蝸輪蝸桿減速及半圓齒輪機構，從而形成的調速范圍。1.4機構預期壽命估算機構預期使用壽命為5年，由于變位機上面焊件不可能總是在全自動化條件下焊接及安裝和取放，即不是連續(xù)工作，則按運行時間按工作時間的50%計算。以每天兩班制，全年工作300個工作日記則其使用壽命為小時。根據(jù)焊接工裝夾具及變位機械圖冊初步設計焊接變位機簡圖，如圖1-2 圖1-22.回轉機構設計2.1回轉軸的強度計算如下圖2-1所示，x、y、z三軸方向設定z為主軸方向，y垂直主軸方向沿紙面向上，x軸垂直主軸紙面向外。圖2-1 焊接變位器回轉機構的受力狀態(tài)圖2-1主軸受力有彎力矩和扭矩。繞x軸mx，繞y軸my在焊件和夾具等綜合重要作

5、用下，回轉軸的危險斷面在軸承a處，a點垂直回轉軸線的截面上受有彎曲力矩mw和扭矩mn.因此有 其中g綜合重量e綜合重心偏心距h綜合重心高回轉軸的轉角回轉軸的傾斜角a截面受的扭矩為按第三強度理論折算當量彎矩計算分析后得到當當量彎矩有最大值，為 根據(jù)初步確定回轉軸的直徑：主軸材料選擇材料為45#鋼調質狀態(tài)，其彎曲疲勞強度極限許用應力： ；k應力集中系數(shù)取1.7；n安全系數(shù)取1.6；則有根據(jù)公式：則主軸直徑取最小值dmin=45mm2.2根據(jù)回轉軸直徑及受力選擇軸承由于軸承受徑向作用及軸向作用，故選用圓錐滾子軸承，dmin=45mm。根據(jù)要求選擇圓錐滾子軸承30210基本尺寸d=50mm，d=90m

6、m，b=20mm基本額定負荷cr=73.2kn, cor=92.0kn2.3設計回轉軸結構尺寸及鍵的選擇根據(jù)軸的最小尺寸dmin=45mm，軸承內(nèi)徑d=50mm，初步確定軸的各部分尺寸如下圖 圖2-2徑向尺寸：d1=45mm，d2=50mm，d3=55mm，d4=55+10=65mm，d5=50mm軸向尺寸：（b預取36mm）l1=80mm，l2=80mm，l3=b-(23)=70mm，l4=25mm，l5=15mm，l套=28mm 軸上的鍵由d1=45mm 機械設計課程設計表11-28取圓頭普通平鍵公稱尺寸bh=149長度取標準l=63mm 軸上的鍵由d3=55mm取圓頭普通平鍵公稱尺寸bh

7、=1610長度取標準l=56mm2.4回轉機構驅動功率計算及電機選擇由分析可知，在時，扭矩有最大值以此計算回轉軸的驅動功率n回轉軸的驅動功率kw；n回轉軸的最大轉速r/min；回轉軸系統(tǒng)的轉動效率；軸承處的摩擦力矩；且 軸承的摩擦因數(shù)；、a、b處的軸徑；、時a、b處的合成支反力； 由設計可得兩軸承之間的距離為l=135mm蝸輪中心到上軸承的距離蝸輪半徑r=100mm由圓錐滾子軸承，摩擦因數(shù)取0.0025由機械設計課程設計表2-2知聯(lián)軸器：初選一級擺線針輪減速器自鎖蝸桿(油潤滑)：滾動軸承：則選用直流電機z2-11 p=0.4kw n=1500r/min 見實用機械電氣技術手冊表12-82.5設

8、計回轉軸減速機構回轉速度為01.6r/min,則有總傳動比為選擇外購減速器傳動比蝸輪蝸桿傳動比，誤差可以接受外購直聯(lián)型一級擺線針輪減速器：zwd0.4-2a-23 見機械設計手冊表10.2-1322.5.1蝸輪蝸桿設計及校核蝸桿轉速n=1500/23=65.22r/min 選擇材料蝸桿采用45#鋼表面淬火，硬度為4555hrc,渦輪材料采用zcusn10p1，金屬模鑄造。 確定主要參數(shù)z1、z2z1=2，則 按齒面接觸強度設計1） 作用在渦輪上的轉矩t2按z1=2估算2） 確定載荷系數(shù)kka=1.25 kv=1.05 ka取值見機械設計表11-1k=kakv=1.251.05=1.31253）

9、確定許用接觸應力基本許用接觸應力 見機械設計表12-5應力循環(huán)次數(shù)n=60nt=6065.22/4012000=1.17396106則壽命系數(shù) 故許用應力=288mpa確定模數(shù)m及蝸桿直徑d1取m2d1=2500mm32211.8mm3 查機械設計表12-1m=5，d1=90mm，q=18，z1=1，z2=40蝸輪半徑：d2=mz2=200mm，中心距計算蝸桿分度圓導程角： 蝸桿具有自鎖性蝸輪輪轂寬度b=72mm蝸輪減速器壁厚：0.04a+3=8.8mm8mm， 熱平衡的計算1)滑動速度2) 當量摩擦角，查機械設計表12-10用插值法得3） 總效率4） 箱體散熱面積估算工作油溫取則達到熱平衡時

10、的工作油溫為2.5.2鍵的校核由于回轉軸中兩個鍵選用45#鋼，連接方式為靜連接，轉速低，查機械設計表15-1得，kh/2校核軸段上的鍵校核軸段上的鍵可見兩個鍵的選取都滿足要求2.6回轉主軸受力分析及校核，軸承校核2.6.1回轉軸的受力分析兩軸承之間的距離為l=135mm蝸輪中心到上軸承的距離蝸輪半徑r=100mm由焊接機械裝備評議表2-1及分析之合成支反力在a，b截面上的最大值出現(xiàn)在，或者時，由焊接機械裝備評議表2-1的公式得，當時當時由以上計算可知當當時a、 b的支反力有最大值2.6.2回轉軸的強度校核（注意：彎矩圖數(shù)據(jù)沒改，請自行作圖）先作出軸的受力計算簡圖如圖2-5所示圖2-4齒輪上作用

11、力的大小轉矩由以上計算得t1=95500.0990.990.93/65.22=13.3nmt2=(95500.0990.990.930.45)/（65.22/40）=240.3nm 軸承的支反力軸承到蝸輪中心c的距離軸承a：la=74mm，軸承b：lb=61mm，l=135mm水平面上的支反力fax=61ft2/135=1086nfax=74ft2/135=1317n垂直面上支反力軸向受力fa=fa2=133n，d2=200mm畫彎矩圖截面c出的彎矩為水平面上的彎矩垂直面上的彎矩合成彎矩 彎矩圖t2=240.3nm 出才計算彎矩圖圖2-5 按彎扭合成應力校核該軸的強度1 面c當量彎矩最大，故截

12、面c為可能危險截面，查表17-2，的2 面d處雖然僅受轉矩，但其直徑dmin=45最小，則該截面亦為可能危險截面2.6.3回轉軸軸的剛度校核（注意：剛度和轉角條件有變動，參考機械設計課本）圖2-6其中p=g=2009.8=1960n，a=84mm對于45#鋼e=200gpa0.0002l=0.027mm由因此繞度滿足要求扭轉角i是截面的慣性矩 g是切邊模量 g=80gpa在較精密傳動范圍內(nèi)：0.250.4180.5綜上校核知，軸的設計滿足剛度要求2.6.4軸承的校核由上面的計算可知，當時a、b截面上的合成支反力有最大值對于圓錐滾子軸承器其最大當量動負荷：軸向力fa=133n，fa/fbo=0.

13、0390.42=e故最大當量動載荷p=5067n，其中cr=73.2kn, cor=92.0kn由公式 取溫度系數(shù)，滾子軸承，n=1.6r/min因此軸承的壽命滿足使用要求3.傾斜機構的設計3.1方案確定傾斜機構采用電機驅動，采用三級減速，v帶傳動減速，蝸輪蝸桿減速及扇形齒輪機構，從而形成0135的調節(jié)范圍。3.2傾斜力矩計算最大傾斜力矩出現(xiàn)在，或者時，預取h1=h+50=250mm3.3計算傳動功率，選電機，計算傳動比工程參數(shù)200kg焊接變位機用電機驅動，傾斜速度為n=1r/min由于摩擦力矩相對較小，可根據(jù)最大傾斜力矩，傾斜速度，傳動機構總效率計算傳動功率：v帶傳動外購蝸輪蝸桿減速器：圓

14、柱齒輪（8級精度）：滾動軸承：則選擇三相交流異步電動機y801-4，p=0.55kw，n=1500r/min總傳動比：i=1500/1=1500分配傳動比v帶傳動比i1=3蝸輪蝸桿減速器傳動比i2=63圓柱齒輪i3=7.9，誤差可以接受外購軸裝式圓弧圓柱蝸桿減速器：scwu80-63-f 見機械設計手冊表10.2-1523.4設計傾斜軸的減速機構3.4.1 v帶傳動的設計考慮載荷變化小，工況系數(shù)ka=1.1pc=kap= 1.10.55=0.605kw根據(jù)功率pc=0.605kw和轉速n=1500r/min，選擇z型帶初選小輪直徑 d1=50mm驗算帶速v大輪直徑：d2=d1iv=503=15

15、0mm初定中心距a0 ：140mm=0.7(d1+d2)a02(d1+d2)=400mm取a0=225mmlc2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0 =450+314.16+11.11=775.3mmld=800mm kl=1.00aa0+(ld-lc)/2=225+(800-775.3)/2=238mmamin=a-0.015ld=238-0.015800=226mmamax=a+0.03ld=238+0.03800=262mm驗算包角v帶根數(shù)確定：包角系數(shù)k=0.935， p0=0.165kw p0=0.027kwp=(p0+p0)kkl=(0.165+0.027)0.935

16、1.00=0.179kw故取z=4確定初拉力f0：v帶的單位長度質量為q=0.1kg/m3.4.2 扇形齒輪機構的設計傳動比i3=7.91） 選擇齒輪材料大小齒輪均用40cr，表面淬火，4855hrc查表查表2） 應力循環(huán)次數(shù)查圖得 3） 許用應力兩齒輪均用硬齒面， 4） 按齒輪彎曲疲勞強度設計工作轉矩：工作均勻平穩(wěn)，直齒圓柱齒輪8級，預取齒輪齒數(shù)：，故按小齒輪設計：取取標準模數(shù)值m=2.5mm驗算齒面接觸疲勞強度： 所以直齒圓柱齒輪滿足設計要求5） 基本尺寸參數(shù)，3.5傾斜軸的設計及軸承的設計3.5.1傾斜軸的設計 此處待插原理圖選擇軸的材料為45#鋼，=50.55mpa根據(jù)上述回轉機構，h

17、為重心到軸承a的距離，則取h1=h+50=250mm取兩軸承間的距離l=600mm，軸頸與軸承接觸部分的長度l1=100mm扇形齒輪半徑r1=197.5mm根據(jù)焊接工裝夾具及變位機械、性能設計選用，查表2-2，傾斜機構計算公式則有最大傾斜力矩出現(xiàn)在，2356n或者時故取最大值fc1=3109n扇形齒輪設計固定在回轉機構的箱體上，則軸頸工作部分的彎曲力矩dmin=32mm 取整d=40mm3.5.2 軸承的設計由于軸承基本不受軸向載荷，但卻要受很大的徑向載荷d=40mm，故取圓柱滾子軸承n208e，b=18mm 見機械設計課程設計表12-7基本額定負荷cr=51.5kn, cor=53.0kn3.5.3傾斜軸的剛度校核（此部分有誤，待定）軸的受力如下圖所視 圖3-2由材料力學公式彈性模量e值見機械設計手冊表1-17取e=200gpa繞度滿足要求故的校核也滿足要求綜上，傾斜的軸的校核滿足要求3.5.4軸承的校核查焊接工裝