447隔水管横焊缝自动对中装置的设计.docx

毕业设计说明书

设计题目：　　隔水管横焊缝自动对中装置的设计（机械电气部分）
专　　业：　　数控技术及其应用
班　　级：　 数控一班

目录

目录………………………………………………………………………………….1.
第一章 隔水管横焊缝自动对中装置述的概…………………………..………………….3.
第二章 总体方案的设计………………………………..………………………….3.
2-1 设计任务…………………………………………………………….3.
2-2 基本工作原理……………………………………………………….4.
第三章 机械部分的设计…………………………………………………………...6
3-1　V型块的模型设计………………………………………………….6.
3-2　导轨的设计………………………………………………………….7.
3-3　驱动轮装置的设计………………………………………………….9
　　3-3-1　计算驱动轮所需的扭矩…………………………………….9
　　3-3-2　链传动的设计……………………………………………….12
3-3-3 减速器的设计……………………………………………….14
　　3-3-4　电动机的选用……………………………………………….18
　　3-3-5　联轴器的选用……………………………………………….19
　　3-3-6　轴的设计…………………………………………………….20
　　　　　 3-3-7　轴承的选用………………………………………………….23
　　　　　 3-3-8 滚动轮的设计……………………………………………….27
　　　　　 3-3-9 滚轮支承上盖的设计……………………………………….27

第一章　隔水管横焊缝自动对中装置的概述

　　快速接头隔水管系列产品，是湛江市南油集团合众公司特有的为海洋石油配套的专用产品，多年来经过不断的开发和改进，已形成了完整配套的技术图纸、成熟的生产技术、工艺流程和加工制造装备，与之相应的业务熟练的工程技术队伍和技术工人队伍。新型快速接头系列产品有：＊SR-30、SR-24、SR-20、＊SR-16、SR-13　3/8系列产品。本毕业设计的目的是将合众公司原来的生产设备改为自动化的设备，并降低工人的劳动强度。
本设计的主要要求：
设计出一种针对＊SR-30、SR-24、SR-20、＊SR-16、SR-13　3/8系列产品制造中，对卷制成管状板材的内横、外横能进行自动对中的装置。要求能实现管的自动对中、自动找正、定位夹紧、纵向自动行走，行走速度在0.1－3m/min之间，可以自动调节，动力为普通三相交流电动机，控制方式为随车控制形式，要求结构实用、重量轻、调节操作方便、技术优先价格合理。
本设计的主要内容：
1、内外自动对中装置总体方案的确定。
　　2、内外自动对中装置机架结构的设计。
　　3、内外自动对中装置机械系统的设计。

第二章　总体方案的设计
2-1　设计任务

设计一个装置，使两根长各5.5m的隔水管自动对中，并且使两管的对中精度达到：两管的轴线同轴偏差3mm。对中点后隔水管要实现转动。

2-2　方案的选定

使两根隔水管自动对中的方法有很多，经过了对具体方案的工作原理及可行性的分析，本人决定采用V型装置，其大概形状如（图2.2）所示。

图2.2

1、滚轮　　　2、V型块　　　3、导轨
2-3　基本工作原理

2-3-1　总体工作原理
如图2-3-1所示，该装置由Ⅰ、Ⅱ两组V型块组成。Ⅰ组可以沿V型块下边的导轨直线移动，Ⅱ组固定，V型块下边有导轨，但是V型块与导轨相对固定不动。

　　　　　　组　　　　　　　　　　　　　　Ⅱ　组
图2-3-1

1、滚动轮　　2、电动机　　3、减速器　　4、驱动轮

Ⅰ、Ⅱ两组V型块均有8个滚轮和中间的一个驱动轮支承，Ⅰ组V型块下边的导轨可以实现隔水管的对接。

2-3-2　驱动轮装置的简要说明
　　如图2-3-2所示，运动的传递顺序是：电动机－减速器－链轮－滚轮－隔水管

图2-3-

　　　该图是驱动轮的安装图，大轴（上边）装滚轮与链轮，小轴装链轮，两装有圆锥滚子滚动轴承，运动由减速器接入小轴，再经过链传动传到滚轮。

第三章 　机械部分的设计
3-1　V型块的模型设计
　　参照V型底座的零件图。

1、V型块的加工方法：铸造成型
2、V型块的材料：铸钢
3、 V型块的加工要求，对装滚轮部分和下底面进行精加工，加工方法由厂家自己决定，使这两部分的平面度达到IT7级，粗糙度也达到IT7级。在加工装滚轮凹槽时要使4个凹槽的位置度达到IT7级，所有螺纹孔及销孔的位置度也要达到IT7级

3-2　导轨的设计

一、导轨的选用

由工作要求承载能力较大而且能够自动补偿磨损的要求，决定选用平面三角复合型滑动导轨，参照《机械设计手册》第三卷，表28-112。
其形状见图3-2-1。

　图3-2-1

尺寸见表28.3-5，取A＝1000 mm，B＝200 mm，α＝120°。

二、进行导轨的力学计算

　　导轨的材料：选用钒钛耐磨铸铁耐磨铸铁为导轨的材料。

　　表面热处理：在其粗加工后进行一次时效淬火处理，采用电接触加热的表面淬火，最后导轨还要进行磨削，使其表面的粗糙度达到预定的要求，取其值为0.8。
　　硬度匹配：为了保证导轨的寿命，加工结果应该保证导轨接合面的硬度不同，此取为100HBS，

三、导轨的校核

　　查表可得铸铁的许用压强为1 MPa，已知导轨的外形如上图所示，取导轨滑座共承重8 t，

则滑座每侧的承重为　
　对三角形导轨设垂直斜向力为F，如图3-2-2所示，

　　　　　　　　　　　　图3-2-2

则有
2Fcos30°=20000

≈11500 N

则左侧导轨承受的压强为

　　　　　　＜1　MPa

依图3-2-1易知导轨右边承受的压强明显小于左边。

故此导轨符合要求。

3-3　驱动轮装置的设计

3-3-1　计算驱动轮所需的扭矩
　　　　　如图3-3-1，所示。

图3-3-1

　　一、每组V型装置共有8个支承滚轮（若加上驱动轮则为9个），每个轮上的支承反力应为（√2/2G）/4（按照8个支承点算），即

　　每根管的质量约为：
　　　　　　　　　　M=2.5t=2500kg
即　　　　　　　

　　则

　　考虑到管的外圆柱面的制造误差，有可能8个支承点存在某些支承点与管子不接触，故F应该乘以一个安全系数S，取S＝1.5，
　　则

二、计算使管子转动所需的扭矩

1、 机械传动部分的总传动比　
2、 所用电动机的转速为　
3、 滚轮的运动参数

　　　　＝15　
mm
4、管子的运动参数（按最大管计算）

　　　　　　mm

　　5、管子的线速度

　　　　　　此速度即就是管子自动的速度。

　　6、计算滚轮使管子转动所需的扭矩T　

　　　　　计算在1s内使管子的转动的线速度达到　　

　　　　　由本设计可知，t=1s

要求出滚轮使管子转动所需的扭矩T，可以采用动量矩定理：

　　　　由动量矩定理可得：

　　　　　　　＝21.5　

即滚轮使管子转动所需的扭矩　T＝21.5　。

三、对T进行校核

　　查　“机械设计手册软件版R2.0”，可知　钢-钢的摩擦系数为　　
则最大静摩擦力

相应最大摩擦力矩

而　　　T＝21.5＜＜　

　　　　　故滚轮与管子不会产生相对滑动的现象。

所以T符合设计的要求。
3-3-2　链传动的设计

　　用机械设计手册软件版R2.0可以轻松完成链传动的设计，下面是设计的过程。

　　1、初始条件　

传递功率　　　　　　　　0.02　　　　　　　　kw
　　　　　　　小链轮的转速　　　　　　15　　　　　　　　　r/min
平均传动比　　　　　　　1可大或小0.5%
　　　　　　　大链轮的转速　　　　　　15　　　　　　　　　r/min
　　　　　　　传动种类　　　　　　　　水平传动
　　　　　　　传动速度　　　　　　　　低速传动V＜3m/s
润滑条件　　　　　　　　由设计结果决定
　　　　　　　中心距条件　　　　　　　可调
　　　　　　　载荷性质　　　　　　　　平稳载荷
　　　　　　　原动机种类　　　　　　　电动机
　　　　　　　润滑方式　　　　　　　　人工定期润滑
　　2、设计结果
　　　　　　1选择链轮齿数Z,Z
假定链速v＜3m/s,由表9-8选取小链轮齿数Z=17;从动链齿数Z=iZ=117=17
2计算功率Pca
由表9-9查得工作情况系数K=1.3,故
Pca= KP=1.30.02= 0.006kW
3确定链条节数L
初定中心距a=40p,则链节数为

L=++()=++()
=97节,取L=97节
4确定链条的节距p
由图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲率顶点左侧时,可能出现链板疲劳破坏。由表9-10查得小链轮齿数系数K)=()=0.88;K=()=()=0.99;选取单排链，由表9-11查得多排链系数K=1.0,故得所需传递的功率为
P==kW=0.007kW
根据小链轮转速n=15r/min及功率P=0.007kW，由图9-13选链号08A单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。再由表9-1查得链节距p=12.70mm。
5确定链长L及中心距a
L==m=1.23m
a=[(L-+
=260mm
中心距减少量
a=（0.002~0.004）a=（0.002~0.004）260mm
=0.52~1.04mm
实际中心距
a=a-a=260mm-（0.52~1.04）mm=259.48~258.96mm
取 a=255mm
6验算链速
v==m/s=0.053m/s
与原假设相符。
7验算链轮毂孔d
由表9-4查的小链轮毂孔许用最大直径d=34mm，大于电动机轴径D=30mm,故合适。
8作用在轴上的轴力
F=KF
有效圆周力
F=1000=1000N=377.36N377N
按水平布置取压轴力系数K=1.15,故
F=1.15377N=434N

3、链传动的尺寸参数

　　　　如图3-3-2所示，

名称　　　　　 符号　　小链轮数值　大链轮数值　　单位　
排距　　　　　 pt　　　　14.38　　　　14.38　　　　mm　
分度圆直径　　 d 69.12 69.12 mm
齿顶圆最大直径　 dama 77.04 77.04 mm
齿顶圆最小直径　 dami 72.67 72.67 mm
分度圆最大弦齿高　hama 4.56 4.56 mm
分度圆最小弦齿高　hami 2.37 2.37 mm
齿根圆直径　　　　df 61.17 61.17 mm
最大齿根距离　　　Lx 60.87 60.87 mm

图3-3-2

3-3-3　减速器的选用

　　考虑到负载较大，传动比也相当大，所以选用单级普通圆柱蜗杆减速器，其简图如图3-3-3所示。

　　　　　　　　　　　　　　　　　　　图3-3-3

为了正确选用该普通圆柱蜗杆减速器，有必要对该减速器里边所用的蜗轮蜗杆传动进行设计，采用机械设计手册软件版R2.0进行设计，普通圆柱蜗杆传动设计结果报告：

一、普通蜗杆设计输入参数
1.传递功率 P 0.02 (kW)
2. 蜗杆转矩 T1 0.10 (N.m)
3. 蜗轮转矩 T2 3.39 (N.m)
4. 蜗杆转速 n1 750.00 (r/min)
5. 蜗轮转速 n2 15.00 (r/min)
6. 理论传动比 i 50.00
7. 实际传动比 i' 50.00
8. 传动比误差 0.00 (％)
9. 预定寿命 H 4800 (小时)
10. 原动机类别 电动机
11. 工作机载荷特性 中等冲击
12. 润滑方式 浸油
13. 蜗杆类型 渐开线蜗杆
14. 受载侧面 一侧

二、材料及热处理
1. 蜗杆材料牌号 45(表面淬火)
2. 蜗杆热处理 表面淬火
3. 蜗杆材料硬度 HRC45～55
4. 蜗杆材料齿面粗糙度 1.6～0.8 (μm)

5. 蜗轮材料牌号及铸造方法 ZCuSn10P1(砂模)
6. 蜗轮材料许用接触应力[σ]H' 200 (N/mm^2)
7. 蜗轮材料许用接触应力[σ]H 225 (N/mm^2)
8. 蜗轮材料许用弯曲应力[σ]F' 51 (N/mm^2)
9. 蜗轮材料许用弯曲应力[σ]F 45 (N/mm^2)

三、蜗杆蜗轮基本参数设计(mm)
1 选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）

2选择材料
根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为了45-55HRC。蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10p1,金属模铸造。

3按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距

1）确定载荷系数K
因工作载荷不均、冲击大，系数=1.20；查表11-5选取使用系数=1.20；由于转速不高，冲击力不大，可取动载系数=1.05；则
K=**=1.20*1.20*1.05=1.512
2）确定弹性影响系数
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮杆相配，故=160M。
3）确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值/a=0.25，查表的=3.4。
4）确定许用接触应力[]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，查表得蜗轮的基本许用应力=268 MPa
应力循环次数 N=60j=60x1xx4800=0.432x
寿命系数 ==1.111
则 =*=1.111*268 MPa=298MPa
5）计算中心距
a==75.25 mm
取中心距a=80mm,因i=50mm, 故从表11-2中取模数m=4mm,蜗杆分度圆直径d=40mm.这时d/a=0.5,从图11-18z中可查得接触系数Z=2.65,因为Z＜Z 因此以上计算结果可用。

3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
1）蜗杆
轴向齿数P=12.56mm,直径系数q=10；齿顶圆直径d=48mm；齿根圆直径d=30.40mm；分度圆导程角=305750；蜗杆轴向齿厚s=6.28mm。
2）蜗轮
蜗轮齿数z=50；变位系数x=+0.75；
验算传动比i===50，这时传动比误差为=0，没有误差。
蜗轮分度圆直径 d=mz=504=200mm
蜗轮喉圆直径 d= d+2h=200+2（-36）=128mm
蜗轮齿根圆直径 d= d-2h=200-244.8=110.40mm
蜗轮咽喉母圆直半径 r=a-d=80-128=16mm
4校核齿根弯曲疲劳强度

=
当量齿数
z==50.75
根据x=+0.75，z=50.75，从图11-19中可查得齿形系数Y=2.5
螺旋角系数
Y=1-=0.7786
许用弯曲应力
[]= []K
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]=56MPa
寿命系数
Y==0.8499
[]=560.8499MPa=47.596 MPa
=0.521MPa
弯曲强度是满足的
四、蜗杆蜗轮精度
----------------------
项目名称 蜗 杆 蜗 轮
----------------------------------------------------------
1. 第一组精度 7 7
----------------------------------------------------------
2. 第二组精度 7 7
----------------------------------------------------------
3. 第三组精度 7 7
----------------------------------------------------------
4. 侧 隙 f f
----------------------------------------------------------

根据所得的结果来选用普通圆柱蜗杆减速器，查＜＜机械传动设计手册＞＞　P1257表7-3-1。

考虑到安装与润滑的方便，本设计选用普通圆柱蜗杆减速器的型号是

　　　　　　WD－8AⅠJB/ZQ　4390－86

　　　该减速器的具体参数为：

中心距　　　　　a＝80　mm
传动比　　　　　i＝50
蜗杆头数　　　　＝1
蜗轮齿数　　　　＝50
模数　　　　　　m＝4
许用功率　　　　P＝1 kw
传动效率　　　　＝0.72
质量　　　　　　M＝28 kg

减速器的具体尺寸参照零件图。

3-3-4　电动机的选用（JB　3074-82）

　　　　　　　　查《机械零件设计手册》　P1363

选用电动机的型号是

　　　　　　　　　　　　　Y132S-8

该电机的具体参数是：

电机名称：Y系列三相异步电动机
类别代号：Y
型号规格：Y132S-8
防护等级：IP44
安装形式：B3
极　　数：8
额定功率：2.2 kw
转　　速：730　
额定电压：380　V
额定电流：5.5　A
满载效率：0.81
同步转速：750　
满载功率因素：cos=0.71
堵塞转矩：2.0　
额定转矩：2.0　
净　　重：17　kg
标　　准：JB 3074-82

　　电动机的简图如图3-3-4所示。

　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　图3-3-4

3-3-5　联轴器的选用

　　联轴器的选用主要依据许用扭矩，还有所用轴的大小。本设计的电动机输出轴的大小为　38，变速器的输入轴大小为　24，输出轴大小为　38。驱动轮输入轴的大小为　20。
　　本人选用联轴器所用的资料是《机械零件设计手册》P870和Autocad@mechanical2001。
电动机与变速器的联接采用凸缘联轴器YL4，变速器与驱动轮输入轴的联接采用凸缘联轴器YL5，其具体参数为：

型号　许用扭矩　　d　　 L　 D　 　 M　 螺栓数目 　　
YL4 40 25/28 62 100 80 8 3 128 2.5kg

YL5 63 30/32 82 105 85 8 4 168 3kg

凸缘联轴器YL型的简图如图3-3-5

　　　　　　　　　　　　　　　　图3-3-5

3-3-6　轴的设计　　参照《简明机械设计手册》P367

　　　轴设计的步骤为：

第一， 根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布置和装配方案。
第二， 选择轴的材料
第三， 初步估算轴的材料
第四， 进行轴系零、部件的结构设计
第五， 进行强度计算
第六， 进行刚度计算
第七， 校核键的联接强度
第八， 验算轴承
第九， 根据计算结果修改设计
第十， 绘制零件图

一、轴强度的计算

　　轴直径的计算公式

　　　　　＝　

　　P－　轴传递的功率
　　n－　
－　轴材料许用扭应力（），见表14－13
　　A－　与轴材料及相应许用扭应力有关的系数，见表14-13

注意：对于　　，开一个键槽，轴颈就增大5-7%。

　　P＝0.01　kw
n=15
　MPa
A=102

　　　mm
mm

考虑到此设计的传动轴与滚轮的配合，取 mm

二　按照弯矩合成强度计算
1求滚轮上作用力的大小,方向
作用在滚轮上的转距为: T=21.5Nm
圆周力:
F===0.478N
径向力
F==0.176N
周向力:
F= Ftan=0.068N
2轴承的支反力
水平面的支反力:
R=R= F/2=0.239N
垂直面的支反力:
R=(- Fd/2+ F30)/60=133.2 N
R=( Fd/2+ F30)/60=500.4 N
3画弯距图
水平面的弯距: M= R30=0.0717Nm
垂直面的弯距: M= R30=39.96 Nm, M= R30+ F d/2=5.007 Nm
合成弯距:
M==39.96 Nm
M==5.007 Nm
4画弯距图 T= F d/2=0.2145 Nm

当量弯矩的计算公式　　
轴在危险截面的弯矩
轴在危险截面的扭矩
　　（减速器的输出扭矩）

扭矩校正系数

　　　（对于稳定不变的转矩）

故轴在危险截面的合成弯矩

三、校核轴的强度　（按照第三强度理论

　　校核公式

　　　　查《机械设计》P366　表15-1，轴的材料选用40
相应的弯曲疲劳极限　＝355　MPa
轴在危险截面的抗弯模量W的计算公式参照《简明机械设计手册》P370之表14-16，对于开键槽的轴，

mm

mm

mm

故　 mm，符合要求。
　　所用到的三根轴的具体形状参照零件图。

三、校核轴的强度　（按照第三强度理论）

　　校核公式

　　　　查《机械设计》P366　表15-1，轴的材料选用40
相应的弯曲疲劳极限　＝355　MPa

轴在危险截面的抗弯模量W的计算公式参照《简明机械设计手册》P370之表14-16，对于开键槽的轴，

mm

mm

mm

故　 mm，符合要求。

　　所用到的三根轴的具体形状参照零件图。
3-3-7　轴承的选用

一、基本条件3248　N

　　　　　　轴颈　
　　　　　　预期寿命　　
　　　　　　运转时有轻微的冲击。

二、当量动载荷的计算

　　查《机械设计》P323　表13-6

　取　

则当量动载荷

三、基本额定动载荷

　　　　　　　　　（对于滚子轴承　＝）

按照　　查《机械传动设计手册》之P1671，

选用单列圆锥滚子轴承（GB297-84）

选用的两种轴承的参数为：

型号　　　　 d D C 　

7606E 30 mm 72 mm 77.5 58.8　

7204E 20 mm 47 mm 26.8 18.2　

其具体形状如图3-3-7所示，上图为7204E，下图为7606E。

图3-3-7

3-3-7　滚动轮的设计

根据装配的需要，设计出如图3-3-10所示的滚轮，该滚轮用于驱动轮和滚动轮。

　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　图3-3-6

3-3-7　滚轮支承上盖的设计

该零件的设计主要依据装配时的需要，设计出来的图形如图3-3-11所示。

　　　　　　　　　　　　　　　　图3-3-7

设计参考书目：

1、《简明机械设计手册》　唐金松主编　　1992年6月第一版
2、《机械设计实用手册》　吴宗泽主编　　1999年1月第一版
3、《机械零件设计手册》　陈仕贤等编
4、《机械传动设计手册》　修订本　　　　1992年12月第二版
5、《机械制图》第五版　大连理工大学工程画教研室　主编
6、《机械设计》第七版　濮良贵　纪名刚　主编　高等教育出版社