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1、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1003 2011 -- 2012 学年 第 1 学期 1.设计方案确定…………………………………………………………………………2 1.1设计要求、技术要求……………………………………………………………….2 1.2回转机构
2、的确定…………………………………………………………………….2 1.3倾斜机构的确定…………………………………………………………………….2 1.4机构预期寿命估算………………………………………………………………….2 2.回转机构设计…………………………………………………………………………4 2.1回转轴强度计算…………………………………………………………………….4 2.2根据回转轴直径及受力情况选择轴承…………………………………………….6 2.3设计回转轴结构尺寸、选择键…………………………………………………….6 2.4回转机构驱动功率计算及电机选择…………………………
3、…………………….7 2.5设计回转轴减速机构……………………………………………………………….8 2.5.1圆柱齿轮的设计…………………………………………………………………..9 2.5.2蜗轮蜗杆设计及校核………………………………………………………….…11 2.5.3圆柱齿轮的受力分析………………………………………………….…………13 2.5.4键的校核………………………………………………………………….………13 2.6回转主轴受力分析及校核，轴承校核……………………………………………14 2.6.1回转轴的受力分析……………………………………………………………….14
4、 2.6.2回转轴的强度校核……………………………………………………………….15 2.6.3回转轴轴的刚度校核…………………………………………………………….18 2.6.4轴承的校核……………………………………………………………………….19 3.倾斜机构设计. …………………………………………………………………… 20 3.1方案确定……………………………………………………………………………20 3.2倾斜力矩的计算… ………………………………………………………………20 3.3计算传动功率，选择电动机，计算传动比…… ……………………………..…21 3.4设计倾斜
5、轴的减速机构……………………………………………………………21 3.4.1带传动设计……………………………………………………………………….21 3.4.2圆柱齿轮的设计………………………………………………………………….23 3.5倾斜轴的设计及轴承的设计………………………………………………………25 3.5.1倾斜轴的设计………………………………………………………………….…25 3.5.2 轴承的设计………………………………………………………………………26 3.5.3倾斜轴的刚度校核……………………………………………………………….26 3.5.4轴承的校核…………………
6、……………………………………………………27 4.小结 ………………………………………………………………………………….28 参考文献 ………………………………………………………………………………28 1.设计方案确定 图1-1 1.1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φ 重心高度 偏心距 工作台倾斜角度 电机驱动 电机驱动 200kg 0-
7、1.6r/min 0-1r/min 400mm 200mm 120mm 0-135° 1.2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
8、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1-2 2.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
9、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
10、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=45mm 2.2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=92.0kN 2.3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：
11、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-(2~3)=70mm，l4=25mm，l5=15mm，l套=28mm ① 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b×h=14×9 长度取标准l=63mm ② 轴上的键由d3=55mm 取圆头普通平键公称尺寸b×h=16×10 长度取标准l=56mm 2.4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
12、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
13、机Z2-11 P=0.4kW n=1500r/min 见《实用机械电气技术手册》表12-8 2.5设计回转轴减速机构 回转速度为0~1.6r/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10.2-132 2.5.1蜗轮蜗杆设计及校核 蜗杆转速n=1500/23=65.22r/min ① 选择材料 蜗杆采用45#钢表面淬火，硬度为45~55HRC,涡轮材料采用ZCuSn10P1，金属模铸造。 ② 确定主要参数z1、z2 z1=2
14、则 ③ 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K KA=1.25 KV=1.05 KA取值见《机械设计》表11-1 K=KAKV=1.25×1.05=1.3125 3）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=60×65.22/40×12000=1.17396×106 则寿命系数 故许用应力=288MPa 确定模数m及蜗杆直径d1 取m2d1=2500mm3>2
15、211.8mm3 查《机械设计》表12-1 m=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=8.8mm＞8mm， ④ 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
16、选用45#钢，连接方式为静连接，转速低，查《机械设计》表15-1得 ，K≈h/2 校核①轴段上的键 校核③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
17、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 ①齿轮上作用力的大小 转矩由以上计算得 T1=9550×0.099×0.99×0.93/65.22=13.3N·m T2=(9550×0.099×0.99×0.93×0.45)/（65.22/40）=240.3N·m ③ 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=1086N FAx=74Ft2/135=1317N 垂直面上支反力 轴向受力Fa=Fa2=133N
18、d2=200mm ③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 ④ 弯矩图 T2=240.3N·m ⑤ 出才计算弯矩图 图2-5 ⑥ 按弯扭合成应力校核该轴的强度 ⑴ 面C当量弯矩最大，故截面C为可能危险截面 ，查表17-2，的 ⑵ 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=200×9.8=1960N，a=84mm 对于45#钢E=20
19、0GPa 0.0002L=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：0.25<0.418<0.5 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=0.039<0.42=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/
20、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0°~135°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=250mm 3.3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
21、 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-ⅠF 见《机械设计手册》表10.2-152 3.4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=1.1 Pc=KA·P= 1.1×0.55=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 d
22、1=50mm
验算带速v
大轮直径：d2=d1iv=50×3=150mm
初定中心距a0 ：140mm=0.7(d1+d2) 23、V带根数确定：
包角系数Kα=0.935， P0=0.165kW △P0=0.027kW
[P]=(P0+△P0)Kα·KL=(0.165+0.027)×0.935×1.00=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/m
3.4.2 扇形齿轮机构的设计
传动比i3=7.9
1） 选择齿轮材料
大小齿轮均用40Cr，表面淬火，48~55HRC
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 24、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，[σ]=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=250 25、mm
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=40mm
3.5.2 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 26、定负荷Cr=51.5kN, Cor=53.0kN
3.5.3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2010.4
2.唐增宝等编《机械设计课程设计》 华中科技大学出版社 2006.9
3.王政等编《焊接工装夹具及变位机械图册》 机械工业出版社1992.12
4.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2001.8
5.贾安东编《焊接结构设计及生产设计》 天津出版社1981.1
6.闻邦椿主编《机械设计手册》（第五版）机械工业出版社 2010.1
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