焊接变位器课程设计-200kg座式焊接变位机.doc

武汉理工大学座式焊接变位机设计学生学号 0121001080300实验课成绩学 生 实 验 报 告 书实验课程名称200kg座式焊接变位机设计开 课 学 院材料学院指导教师姓名陈士民学 生 姓 名 学生专业班级成型10032011-2012学年第1学期 1.设计方案确定21.1设计要求、技术要求.21.2回转机构的确定.21.3倾斜机构的确定.21.4机构预期寿命估算.22.回转机构设计42.1回转轴强度计算.42.2根据回转轴直径及受力情况选择轴承.62.3设计回转轴结构尺寸、选择键.62.4回转机构驱动功率计算及电机选择.72.5设计回转轴减速机构.82.5.1圆柱齿轮的设计.92.5.2蜗轮蜗杆设计及校核.112.5.3圆柱齿轮的受力分析.132.5.4键的校核.132.6回转主轴受力分析及校核，轴承校核142.6.1回转轴的受力分析.142.6.2回转轴的强度校核.152.6.3回转轴轴的刚度校核.182.6.4轴承的校核.193.倾斜机构设计. 203.1方案确定203.2倾斜力矩的计算 203.3计算传动功率，选择电动机，计算传动比 .213.4设计倾斜轴的减速机构213.4.1带传动设计.213.4.2圆柱齿轮的设计.233.5倾斜轴的设计及轴承的设计253.5.1倾斜轴的设计.253.5.2 轴承的设计263.5.3倾斜轴的刚度校核.263.5.4轴承的校核274.小结 .28参考文献 281.设计方案确定 图1-11.1设计要求、技术要求 表1-1设计要求、技术要求工作台回转工作台倾斜载重量回转速度倾斜速度工作台尺寸重心高度偏心距工作台倾斜角度电机驱动电机驱动200kg0-1.6r/min0-1r/min400mm200mm120mm0-1351.2回转机构的确定由于工作台回转速度低，调速范围大，额定功率低，所以选择直流电动机；因为总传动一般大，故可选择外购一个减速器，蜗轮蜗杆机构。1.3倾斜机构的确定工作台的倾斜是为了使工件定位，其倾斜运动一般是电动机经减速器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜。因此次设计的载重量不是很大，故采用人工手柄带动，采用两级减速，蜗轮蜗杆减速及半圆齿轮机构，从而形成的调速范围。1.4机构预期寿命估算机构预期使用寿命为5年，由于变位机上面焊件不可能总是在全自动化条件下焊接及安装和取放，即不是连续工作，则按运行时间按工作时间的50%计算。以每天两班制，全年工作300个工作日记则其使用寿命为小时。根据焊接工装夹具及变位机械图册初步设计焊接变位机简图，如图1-2 图1-22.回转机构设计2.1回转轴的强度计算如下图2-1所示，X、Y、Z三轴方向设定Z为主轴方向，Y垂直主轴方向沿纸面向上，X轴垂直主轴纸面向外。图2-1 焊接变位器回转机构的受力状态图2-1主轴受力有弯力矩和扭矩。绕X轴Mx，绕Y轴My在焊件和夹具等综合重要作用下，回转轴的危险断面在轴承A处，A点垂直回转轴线的截面上受有弯曲力矩Mw和扭矩Mn.因此有 其中G综合重量e综合重心偏心距h综合重心高回转轴的转角回转轴的倾斜角A截面受的扭矩为按第三强度理论折算当量弯矩计算分析后得到当当量弯矩有最大值，为 根据初步确定回转轴的直径：主轴材料选择材料为45#钢调质状态，其弯曲疲劳强度极限许用应力： ；K应力集中系数取1.7；n安全系数取1.6；则有根据公式：则主轴直径取最小值dmin=45mm2.2根据回转轴直径及受力选择轴承由于轴承受径向作用及轴向作用，故选用圆锥滚子轴承，dmin=45mm。根据要求选择圆锥滚子轴承30210基本尺寸d=50mm，D=90mm，B=20mm基本额定负荷Cr=73.2kN, Cor=92.0kN2.3设计回转轴结构尺寸及键的选择根据轴的最小尺寸dmin=45mm，轴承内径d=50mm，初步确定轴的各部分尺寸如下图 图2-2径向尺寸：d1=45mm，d2=50mm，d3=55mm，d4=55+10=65mm，d5=50mm轴向尺寸：（B预取36mm）l1=80mm，l2=80mm，l3=B-(23)=70mm，l4=25mm，l5=15mm，l套=28mm 轴上的键由d1=45mm 机械设计课程设计表11-28取圆头普通平键公称尺寸bh=149长度取标准l=63mm 轴上的键由d3=55mm取圆头普通平键公称尺寸bh=1610长度取标准l=56mm2.4回转机构驱动功率计算及电机选择由分析可知，在时，扭矩有最大值以此计算回转轴的驱动功率N回转轴的驱动功率kW；n回转轴的最大转速r/min；回转轴系统的转动效率；轴承处的摩擦力矩；且 轴承的摩擦因数；、A、B处的轴径；、时A、B处的合成支反力； 由设计可得两轴承之间的距离为l=135mm蜗轮中心到上轴承的距离蜗轮半径R=100mm由圆锥滚子轴承，摩擦因数取0.0025由机械设计课程设计表2-2知联轴器：初选一级摆线针轮减速器自锁蜗杆(油润滑)：滚动轴承：则选用直流电机Z2-11 P=0.4kW n=1500r/min 见实用机械电气技术手册表12-82.5设计回转轴减速机构回转速度为01.6r/min,则有总传动比为选择外购减速器传动比蜗轮蜗杆传动比，误差可以接受外购直联型一级摆线针轮减速器：ZWD0.4-2A-23 见机械设计手册表10.2-1322.5.1蜗轮蜗杆设计及校核蜗杆转速n=1500/23=65.22r/min 选择材料蜗杆采用45#钢表面淬火，硬度为4555HRC,涡轮材料采用ZCuSn10P1，金属模铸造。 确定主要参数z1、z2z1=2，则 按齿面接触强度设计1） 作用在涡轮上的转矩T2按z1=2估算2） 确定载荷系数KKA=1.25 KV=1.05 KA取值见机械设计表11-1K=KAKV=1.251.05=1.31253）确定许用接触应力基本许用接触应力 见机械设计表12-5应力循环次数N=60nt=6065.22/4012000=1.17396106则寿命系数 故许用应力=288MPa确定模数m及蜗杆直径d1取m2d1=2500mm32211.8mm3 查机械设计表12-1m=5，d1=90mm，q=18，z1=1，z2=40蜗轮半径：d2=mz2=200mm，中心距计算蜗杆分度圆导程角： 蜗杆具有自锁性蜗轮轮毂宽度B=72mm蜗轮减速器壁厚：0.04a+3=8.8mm8mm， 热平衡的计算1)滑动速度2) 当量摩擦角，查机械设计表12-10用插值法得3） 总效率4） 箱体散热面积估算工作油温取则达到热平衡时的工作油温为2.5.2键的校核由于回转轴中两个键选用45#钢，连接方式为静连接，转速低，查机械设计表15-1得，Kh/2校核轴段上的键校核轴段上的键可见两个键的选取都满足要求2.6回转主轴受力分析及校核，轴承校核2.6.1回转轴的受力分析两轴承之间的距离为l=135mm蜗轮中心到上轴承的距离蜗轮半径R=100mm由焊接机械装备评议表2-1及分析之合成支反力在A，B截面上的最大值出现在，或者时，由焊接机械装备评议表2-1的公式得，当时当时由以上计算可知当当时A、 B的支反力有最大值2.6.2回转轴的强度校核（注意：弯矩图数据没改，请自行作图）先作出轴的受力计算简图如图2-5所示图2-4齿轮上作用力的大小转矩由以上计算得T1=95500.0990.990.93/65.22=13.3NmT2=(95500.0990.990.930.45)/（65.22/40）=240.3Nm 轴承的支反力轴承到蜗轮中心C的距离轴承A：LA=74mm，轴承B：LB=61mm，L=135mm水平面上的支反力FAx=61Ft2/135=1086NFAx=74Ft2/135=1317N垂直面上支反力轴向受力Fa=Fa2=133N，d2=200mm画弯矩图截面C出的弯矩为水平面上的弯矩垂直面上的弯矩合成弯矩 弯矩图T2=240.3Nm 出才计算弯矩图图2-5 按弯扭合成应力校核该轴的强度 面C当量弯矩最大，故截面C为可能危险截面，查表17-2，的 面D处虽然仅受转矩，但其直径dmin=45最小，则该截面亦为可能危险截面2.6.3回转轴轴的刚度校核（注意：刚度和转角条件有变动，参考机械设计课本）图2-6其中P=G=2009.8=1960N，a=84mm对于45#钢E=200GPa0.0002L=0.027mm由因此绕度满足要求扭转角I是截面的惯性矩 G是切边模量 G=80GPa在较精密传动范围内：0.250.4180.5综上校核知，轴的设计满足刚度要求2.6.4轴承的校核由上面的计算可知，当时A、B截面上的合成支反力有最大值对于圆锥滚子轴承器其最大当量动负荷：轴向力Fa=133N，Fa/FBO=0.0390.42=e故最大当量动载荷P=5067N，其中Cr=73.2kN, Cor=92.0kN由公式 取温度系数，滚子轴承，n=1.6r/min因此轴承的寿命满足使用要求3.倾斜机构的设计3.1方案确定倾斜机构采用电机驱动，采用三级减速，V带传动减速，蜗轮蜗杆减速及扇形齿轮机构，从而形成0135的调节范围。3.2倾斜力矩计算最大倾斜力矩出现在，或者时，预取h1=h+50=250mm3.3计算传动功率，选电机，计算传动比工程参数200kg焊接变位机用电机驱动，倾斜速度为n=1r/min由于摩擦力矩相对较小，可根据最大倾斜力矩，倾斜速度，传动机构总效率计算传动功率：V带传动外购蜗轮蜗杆减速器：圆柱齿轮（8级精度）：滚动轴承：则选择三相交流异步电动机Y801-4，P=0.55kW，n=1500r/min总传动比：i=1500/1=1500分配传动比V带传动比i1=3蜗轮蜗杆减速器传动比i2=63圆柱齿轮i3=7.9，误差可以接受外购轴装式圆弧圆柱蜗杆减速器：SCWU80-63-F 见机械设计手册表10.2-1523.4设计倾斜轴的减速机构3.4.1 V带传动的设计考虑载荷变化小，工况系数KA=1.1Pc=KAP= 1.10.55=0.605kW根据功率Pc=0.605kW和转速n=1500r/min，选择Z型带初选小轮直径 d1=50mm验算带速v大轮直径：d2=d1iv=503=150mm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验算包角V带根数确定：包角系数K=0.935， P0=0.165kW P0=0.027kWP=(P0+P0)KKL=(0.165+0.027)0.9351.00=0.179kW故取Z=4确定初拉力F0：V带的单位长度质量为q=0.1kg/m3.4.2 扇形齿轮机构的设计传动比i3=7.91） 选择齿轮材料大小齿轮均用40Cr，表面淬火，4855HRC查表查表2） 应力循环次数查图得 3） 许用应力两齿轮均用硬齿面， 4） 按齿轮弯曲疲劳强度设计工作转矩：工作均匀平稳，直齿圆柱齿轮8级，预取齿轮齿数：，故按小齿轮设计：取取标准模数值m=2.5mm验算齿面接触疲劳强度： 所以直齿圆柱齿轮满足设计要求5） 基本尺寸参数，3.5倾斜轴的设计及轴承的设计3.5.1倾斜轴的设计 此处待插原理图选择轴的材料为45#钢，=50.55MPa根据上述回转机构，h为重心到轴承A的距离，则取h1=h+50=250mm取两轴承间的距离L=600mm，轴颈与轴承接触部分的长度L1=100mm扇形齿轮半径R1=197.5mm根据焊接工装夹具及变位机械、性能设计选用，查表2-2，倾斜机构计算公式则有最大倾斜力矩出现在，2356N或者时故取最大值Fc1=3109N扇形齿轮设计固定在回转机构的箱体上，则轴颈工作部分的弯曲力矩dmin=32mm 取整d=40mm3.5.2 轴承的设计由于轴承基本不受轴向载荷，但却要受很大的径向载荷d=40mm，故取圆柱滚子轴承N208E，B=18mm 见机械设计课程设计表12-7基本额定负荷Cr=51.5kN, Cor=53.0kN3.5.3倾斜轴的刚度校核（此部分有误，待定）轴的受力如下图所视 图3-2由材料力学公式弹性模量E值见机械设计手册表1-17取E=200GPa绕度满足要求故的校核也满足要求综上，倾斜的轴的校核满足要求3.5.4轴承的校核查焊接工装夹具表2-2有时则轴承的最大径向力轴承只受径向力，不收轴向力则轴承寿命为由公式 取温度系数，滚子轴承，n=1r/min因此轴承的设计满足要求4.小结参考文献1.彭文生等主编机械设计（第五版）机械工业出版社2010.42.唐增宝等编机械设计课程设计 华中科技大学出版社 2006.93.王政等编焊接工装夹具及变位机械图册 机械工业出版社1992.124.王政编著焊接工装夹具及变位机械性能设计选用 机械工业出版社2001.85.贾安东编焊接结构设计及生产设计 天津出版社1981.16.闻邦椿主编机械设计手册（第五版）机械工业出版社 2010.125