0.5t伸臂式焊接變位機設計--工作臺回轉機構設計

0.5t伸臂式焊接變位機設計--工作臺回轉機構設計,0.5t伸臂式焊接變位機設計,工作臺回轉機構設計,伸臂式,焊接,變位,設計,工作臺,回轉,機構 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 摘要 焊接變位機運動系統(tǒng)的設計是焊接變位機方案設計的核心內容，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計，如平動或轉動的設計。伸臂式焊接變位機是將工件回轉，翻 轉，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。其主體部分是翻轉機構、回轉機 構、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機構的設計， 回轉機構通過帶傳動，二級蝸桿蝸輪減速器的傳動，從而使工作臺得到預期的回轉速 度?；剞D機構中測速發(fā)電機的使用，將其工作臺的瞬間速度反饋到電動機，從而調整 電動機的轉速，進而使工作臺的回轉速度穩(wěn)定在某個范圍內，保證了焊縫質量。 關鍵詞：焊接變位機械；測速發(fā)電機；回轉機構；減速器 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 I Abstract The design of the moving system of the welding positioner is the core content of the scheme design ,but the system depends on the moving freedoms certainty.The key part of the design of the welding positioner is the design of the moving freedom, according to the best welding position. The main parts of the welding positioner include overturning machinery, circumgyrating machinery,and the base.The arm- extending welding posioner is used most widely ,the load is less than 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 direction and cymbate position. The welding positioners makeup and operating principle make up of the paper ,which disserates the design 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 makes sure of the high welding line quality. Key words: welding positioner; techogenerator; turning gear; retarder 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 II 目錄 摘要 .I Abstract .II 目錄 . 前言 .1 第 1 章 緒論 .2 1.1 伸臂式焊接變位機械概述 .2 1.2 課題研究的意義及現狀 .5 1.3 論文主要研究內容 .5 第 2 章 回轉機構中非標準件的設計計算及校核 .7 2.1 回轉主軸的設計計算和校核.7 2.2 減速器的設計計算.9 2.3 帶傳動的設計計算.26 第 3 章 回轉機構中標準件的選擇及校核 .29 3.1 軸承的選擇及校核 .29 3.2 鍵的選擇及校核 .34 3.3 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的簡單設計概述 .37 4.1 伸臂梁的設計計算 .37 4.2 傾斜機構中減速器的設計計算 .37 4.3 底座和箱體的設計 .37 結論 .39 參考文獻 .40 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 III 致謝 .41 附件 1 .42 附件 2 .53 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 0 前言 隨著現代工業(yè)的發(fā)展和焊接技術的不斷進步，焊接作為一種金屬連接的工藝方法。 在金屬結構生產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。 焊接結構廣泛用于是由于化工工業(yè)重型與礦山機械，起重與運輸設備，汽車與船 舶制造，航空航天技術，建筑結構與國防工業(yè)等領域中。許多產品，例如大型的超高 壓容器，除采用焊接工藝外，難以設想有更好的方法。在先進的工業(yè)國中，焊接產品 的用鋼量已達到總用鋼量的 43%以上，為了制造如此龐大的焊接結構產品，需建立大 量專門制造焊接結構的工廠，而其中焊接變位機則是滿足其焊接工藝的重要基礎。 本次論文主要介紹 0.5t 伸臂式旋轉焊接變位機的總體設計及其裝配，其中包括回 轉機構，傾斜機構，箱體，底座的設計及其計算，重點介紹其中的回轉機構的設計， 回轉機構主要包括工作臺，回轉主軸，二級蝸輪蝸桿減速器，帶傳動部分，電動機等。 經過設計計算及其校核各個主軸，所選零件的強度和壽命達到要求的標準。 編者 2009 年 6 月 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 1 第 1 章 緒論 1.1 伸臂式焊接變位機械概述 隨著現代工業(yè)的發(fā)展和焊接技術的不斷進步，焊接作為一種金屬連接的工藝 方法。在金屬結構生產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。 焊接結構廣泛用于是由于化工工業(yè)重型與礦山機械，起重與運輸設備，汽車 與船舶制造，航空航天技術，建筑結構與國防工業(yè)等領域中。許多產品，例如大 型的超高壓容器，除采用焊接工藝外，難以設想有更好的方法。在先進的工業(yè)國 中，焊接產品的用鋼量已達到總用鋼量的 43%以上，為了制造如此龐大的焊接結 構產品，需建立大量專門制造焊接結構的工廠，而其中焊接變位機則是滿足其焊 接工藝的重要基礎。近幾年來對焊接產品的質量要求也越來越高，傳統(tǒng)的手工定 位已不能夠滿足其精度要求，焊接變位機械便應運產生使用，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，為了防止側向傾覆以及不使整機 機構尺寸過大，其載重量一般設計在 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備的一部分，焊接工藝設備的分類見圖 2-1。概 括地說焊接變位機械由回轉機構，傾斜機構及其底座三大部分組成：回轉機構由 工作臺，回轉主軸，二級蝸輪蝸桿減速器，帶輪，電動機，箱體等組成；傾斜機 構由伸臂梁，二級蝸輪蝸桿減速器，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和翻轉運動，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 等回轉體零件 的理想設備，同時也可用來焊接機架、機座、機殼等非長形工件。 選用變位機時應注意以下幾點: 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 2 (1) 應根據工件的質量、固定在工作臺上的工件重心至臺面的重心高度、重心 偏心距來選用適當噸位的變位機。 (2) 要在變位機上焊接圓形焊縫時，應根據工件直徑與焊接速度計算出工作臺的 回轉速度；如變位機僅用于工件的變位，工作臺的回轉速度及傾翻速度應根據工 件的幾何尺寸及重量選擇，對大型、重型工件速度應慢些。工作臺的傾翻速度一 般是不能調節(jié)的，如在傾翻時要進行焊接工作，應對變位機提出特殊要求。 (3) 工作臺應有聯接焊接地線的位置，且不受工作臺回轉的影響。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動零件。 (4) 批量生產定型工件時，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、翻動，要使焊接過程自動化、機械化，還應考慮用 相應的焊接操作機械。 二、翻轉機 它是將工件繞水平軸翻轉，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。焊接翻轉機種類繁多，常見的有頭架式、 頭尾架式、框架式、轉環(huán)式、鏈條式及油壓千斤頂式。 (1) 頭尾架式翻轉機 這種翻轉機由主動的頭架及從動的尾架組成，它們之間的 距離可根據所支撐的工件長度調節(jié)。當工作較重時應考慮將頭尾架固定在基礎上， 防止傾倒。頭尾架式翻轉機的缺點是工件由兩端支承，翻轉時頭架端要施加扭轉 力，因而不適用于剛性小，易撓曲的工件；另外，當設備安裝不當，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力矩使翻轉困難，甚至造成工 件扭壞或樞軸因發(fā)生超負荷而扭斷。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，而不用尾架。 (2) 框架式翻轉機 用一根橫梁連接在頭尾架的樞軸上或工作臺上，可構成框架 式翻轉機。工作時工件固定在橫梁上有橫梁帶動工件一起翻轉。為減小驅動力矩， 應使橫梁工件合成的縱向重心線盡可能與樞軸的軸線相重合。 (3) 轉環(huán)式翻轉機 這類翻轉機使用于長度和重量均較大，截面又多變化的工件 翻轉。 (4) 液壓千斤頂式翻轉機 液壓千斤頂式翻轉機結構簡單，載重量大，通常用于 將工件作 的翻轉。9045 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 3 三、滾輪架 圖 2-1 焊接生產工藝裝備的分類 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的機械裝置。主 要用于回轉體工件的裝配與焊接，其載重可從幾十千克到千噸以上。按其結構 形式可分為三大類： 1、自調式滾輪架 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)。其主要結構形式有： 1、管結構肘臂式。 焊接生產工藝裝備 裝配用工藝裝備 焊接用工藝裝備 裝配焊接組 合工藝裝備 裝配焊接組 合輔助裝備 檢查用工藝裝備 定位器及定位裝置 推拉裝置 壓夾器及裝配裝置 裝配臺架 焊件操作機械 焊接機械 焊工操作機械 焊接輔助裝置 焊接變位機 焊接滾輪架 焊接翻轉機 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 焊絲處理裝置 焊劑回收裝置 焊劑墊 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 4 2、管筒肘臂式。 3、板結構肘臂式。 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，其具體的實現過程是：回轉機 構由電動機拖動，電動機輸出一定的轉速，經過帶輪一次減速后，然后經過二級蝸輪蝸 桿減速器兩次減速，最后由回轉主軸，經過工作臺輸出焊件所需要的焊接速度，以期達 到所需要的焊縫要求； 傾斜機構主要實現工件在空間上的傾斜，本次論文所要研究的是傾斜機構空間四 十五度范圍內的傾斜，其具體的實現過程：整個傾斜機構由電動機拖動，電動機輸出 一定的轉速，經過帶輪一次減速后，然后經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，伸臂梁與回轉機構相連從而實現工作臺在空 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。 1.2 課題研究意義及現狀 當前焊接變位機械的研究在國內已經比較成熟，有普通的焊接變位機械，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)應用到回轉機構和傾斜 機構中，實現了比較好的工作效果。本次論文處于對大學四年所學的知識進行的一次 綜合性的梳理及應用，對學生的綜合能力進行的一次較為實質性的鍛煉。 1.3 論文主要研究內容 本次論文從整體上對焊接變位機械進行設計，它包括焊接機械當中的傾斜機構， 回轉機構，以及底座的總體設計，同時對機械當中的回轉機構進行了詳細的設計描述： 從工作臺的設計到回轉主軸，二級蝸輪蝸桿減速器，帶輪及其傳動帶的設計計算，電 動機的選擇，箱體的設計等。該次論文中回轉機構采用了測速發(fā)電機（測 速 發(fā) 電 機 是 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 5 輸 出 電 動 勢 與 轉 速 成 比 例 的 微 特 電 機 。 測 速 發(fā) 電 機 的 繞 組 和 磁 路 經 精 確 設 計 ， 其 輸 出 電 動 勢 E 和 轉 速 n 成 線 性 關 系 ， 即 E=Kn,K 是 常 數 。 改 變 旋 轉 方 向 時 輸 出 電 動 勢 的 極 性 即 相 應 改 變 。 在 被 測 機 構 與 測 速 發(fā) 電 機 同 軸 聯 接 時 ， 只 要 檢 測 出 輸 出 電 動 勢 ， 就 能 獲 得 被 測 機 構 的 轉 速 ， 故 又 稱 速 度 傳 感 器 ）和導電裝置，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，從而實現工作臺的精確回轉，保證焊接質量， 獲得優(yōu)良的焊縫成型，導電裝置可防止焊接電流通過軸承，齒輪等傳動零件時起弧， 產生 “咬傷”零件的現象 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 6 第 2 章 回轉機構中非標準件的設計計算和校核 2.1.回轉主軸的設計計算及校核 工作臺及其工件總質量 ，回轉主軸的危險斷面位于軸承處，所受的彎曲kgm70 力矩為： 圖 2-1 回轉主軸受力分析示意圖 （2-1）sincosi2cosin22hGehMw 其中： 綜和質量， 偏心距，這里取em160 臺面高度，這里取 。hh37 這里 ， 的取值參見下表 2-1。e 回轉軸傾斜角。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 7 回轉軸轉角。 表 2-1 焊接變位機械的型號及參數 型號 最大負 荷 Q(KG) 偏心 距 E (MM) 重心距 B(MM) 臺面高 度 H (MM) 回轉速度 N1(R/MIN) 焊接額定 電流 A（M A） 傾斜角 度 () HB25 25 4063 - 0.5016.00 315 135 HB25 25 50 80 - 0.258.00 500 135 HB100 100 63 100 - 0.103.15 500 135 HB250 250 160 400 10000.051.60 630 135 HB500 500 160 400 1000 0.051.60 1000 135 HB1000 1000 250400 1250 0.051.60 1000 135 HB2000 2000 250 400 1250 0.031.00 1250 135 HB3150 3150 250 400 1600 0.031.00 1250 135 HB4000 4000 250 400 16000.031.00 1250 135 HB5000 5000 250 400 1600 0.0250.80 1250 135 HB8000 8000 200400 1600 0.0250.80 1600 135 HB10000 10000 200 400 2000 0.0250.80 1600 135 HB16000 16000 200 500 2000 0.0160.50 1600 120 HB20000 20000 200 630 25000.0160.50 2000 120 HB31500 31500 200 800 2500 0.0160.50 2000 120 HB40000 40000 160800 3150 0.0100.315 2000 105 HB50000 50000 160 1000 3150 0.0100.315 2000 105 HB80000 80000 160 1000 3150 0.0100.315 2000 105 其軸承處的扭矩： ， （2-2）cosineGMn 按第三強度理論折算的當量彎矩為： （2-3）2nwxd22sicosicoehe 該式在滿足 條件時才出現最大值。sinhtg 其值為: , （2-MGxd2ma 4） 對于指定的變位機： ，該數據由文獻10表 7-11 查得。3.0he 從而得出 471minctg 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 8 74.162min1maxhectg 因此回轉主軸的強度可選在 的范圍內任意位置進行計算。iax 其值： （2-3 2min10ehGd 5） 式中： 基本許用應力，且 ，nk1 其中：比例因子 ，5.0 應力集中系數 ，61k 安全系數 ，7.n 對稱疲勞極限 根據材料確定，取回轉主軸材料為 45 鋼，正火處理。所對應1 的 Mpa251Mpa8.467.1250 代入上式可得： md.93.313 2min 在這里取 。94 2.2.減速器的設計計算 總傳動比： （2-150vii o總 6） 平均傳動比：7.38i 2.2.1.二級蝸輪蝸桿的設計計算 1.蝸輪蝸桿的尺寸確定 選取實際蝸桿頭數： 1z 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 9 蝸輪齒數： （2-7）zi127.38. 圓整蝸輪齒數： 392z 根據蝸輪蝸桿工作情況，選取蝸桿特性系數: 8q 蝸桿模數 和蝸輪模數 相等，m122取 則蝸桿分度圓直徑： （2-qd1 8） 81dm64 （2-haa1 9） 641da80 蝸輪的分度圓直徑： （2-zm22 10） 。3982d1 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：ZCuSn10P1; 蝸桿選用: 20Cr. 蝸輪蝸桿中心矩: （2-qmaz2 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 10 11） 83921am10 接觸疲勞強度： （2-HEHaTKZ32/ 12） 材料的彈性影響系數。單位是ZE MP 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 =160 。Ea 兩材料的接觸系數， 由文獻11表 11-18 查得： =2.9Z 工作載荷系數，K （2-KVA 13） 機械使用系數，A 由文獻11表 10-2 得： 1A 齒面載荷分布系數K 由文獻11表 10-4 得： K 動載系數， V 由文獻11表 10-8 得： 1V 由于蝸輪圓周速度: （2-302/nD 14） /14.56.0sm7. 蝸輪的公稱轉矩：T2Mnmax2 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 11 eG16.078.9mN97 鑄造錫青銅蝸輪的基本許用應力。H 由文獻11表 11-7 查得： ，MPa268 （2-15）HFNHK 9.1pa7.345 其中： 蝸輪蝸桿工作壽命系數，FN （2-16） 9 610 應力循環(huán)系數： （2-17）LjnNh260 19034 蝸輪每轉一次，每個輪齒的嚙合次數.j 這里取 1j 蝸輪轉速, ；n2min/2r 工作壽命, HL10635hh92N340.KF9160HMpa857.34 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 根據文獻11公式： 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 12 （2-YdTKFaFm2253.1 18） 其中要求： F 其中： 蝸輪齒形系數，YFa2 可由蝸輪的當量齒數： （2-rZVcos32 19） 及蝸輪變位系數 X2 決定： （2-madX2/12 20） 83648905.237.m0 可由文獻11圖 11-19 查得： 2.YFa 螺旋角影響系數，Y （2-21）140r .795.95.0248369.53.1 F MPa42 FNFK （222） 569.1Pa2.7 其中 可由文獻11表 11-8 查得 FMPaF56 其中： 蝸輪蝸桿工作壽命系數，KN 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 13 （223） 9 610NKF 為應力循環(huán)系數： （224）Ljnh260 19034 蝸輪每轉一次，每個輪齒的嚙合次數.這里取j 1j 蝸輪轉速, ；n2min/12r 工作壽命, Lh 0635hh219 1N340.KF （225）N 5629.1MPa.7F 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。所以需進行蝸桿的剛度校核，其校核剛度條件為： （226）yEIyLFrt3 2481 其中 蝸桿材料許用的最大撓度。 10/dy0/664. 其中： 蝸桿分度圓直徑。1 蝸桿材料的彈性模量。E MPa5107.2 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 14 蝸桿危險截面的慣性矩。I （227） 64/1dfI 其中 為蝸桿的齒根圓直徑。df1 （228）mchaf 21 ，468I.975 蝸桿兩端支撐點間的跨距。L （229）dL2.0 319m8 蝸桿所受的圓周力。FT1 （230）dT11/2N464 蝸桿所受的徑向力。r1 （231）022tantandFr N5.6t31097.0 6 其中 ， 見其圖 2-2T1r 其中 為蝸輪齒形角。 .02 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 15 圖 2-2 蝸輪蝸桿嚙合受力示意圖 （232）iT12 其中: 蝸桿的公稱轉矩；1 蝸輪的公稱轉矩。2 iT/21 mN*4612.03907.6 其中: 二級蝸輪蝸桿的傳動效率； （233）vtan5. 傳動導程角 ,1.7 當量摩擦角；v 可根據蝸輪蝸桿的相對滑動速度 由文獻11表 11-18 查得.Vscos1Vcos1061ndsm132.0 由文獻11表 11-18 查得當量摩擦角 .54v 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 16 5.417tan95.061.02.359.0 35 28.6.248y 9.y049 蝸桿的剛度滿足使用條件。 5.二級蝸桿軸的強度校核 鑒于二級蝸桿多處承受疲勞載荷，應對其疲勞強度進行校核，其軸徑為 64mm 校核如下，蝸桿軸力學模型簡化如圖 2-1 所示， 圖 2-3 二級蝸桿結構示意圖 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 17 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 18 C 點處受力分析如下： （2-1023456dTFt 34） N6 ，向其軸心處簡化其彎矩為: NTdFa1302 mM*6.20tan634tan2Fr N21 D 點處受力分析如下：有前面相關數據可得： t14 NdTFa7032 （235） Ntr 5.260tan64an21 整個蝸桿軸所受的扭矩為： 。mNT* 分別計算軸承處的水平力及豎直平面的受力： 水平面： Frt2121 （236） 0MB （237） 代入數據求得： .NF469114902 豎直平面： tr2121 （238） . 0MB （239） 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 19 代入數據求得： .NF82018512 由彎扭矩圖可得危險截面出現在 D 處，則總的力矩為： mMVH*7632 根據軸的彎扭合成強度條件為： cacaT 22 （240） 其中： 折合系數，取 6.0 軸的抗彎截面系數， 25731.d 總的彎矩；M 計算得： ， 。Paca6.29Mpaca60 ，故蝸桿軸滿足其疲勞強度條件。c 6.選取蝸桿傳動的潤滑方法 根據蝸輪蝸桿的相對滑動速度: 載荷類型為重型載荷，故可采用油smVS132.0 池潤滑。 7.二級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置 sptda /)1(0 （241） 其中: 周圍空氣的溫度，常溫情況下可取20。ta 蝸桿蝸輪的傳動效率, 61.0 箱體的文獻11面?zhèn)鳠嵯禂担扇 =(8.1517.45) cwm2 當周圍空氣流動良好時 可取偏大值。這里取 .d15d 輸入功率。p 2T 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 20 （242） 30/1097.pkw1.75.2to 8 ,其中 80為其臨界溫度。058 故在通風良好的情況下，不需要加散熱裝置。 2.2.2 一級蝸輪蝸桿參數的計算 1.蝸輪蝸桿的尺寸確定 選取實際蝸桿頭數： 1z 蝸輪齒數： i2 （243） 考慮到電機的輸出轉速及帶輪的傳動比，這里取 29i 圓整蝸輪齒數：129z2z 根據蝸輪蝸桿工作情況，選取蝸桿特性系數: 81mqd （244） 蝸桿模數 和蝸輪模數 相等，125取 則蝸桿分度圓直徑： qmd1 （245） 581dm40 haa （246） 1640da5 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 21 蝸輪的分度圓直徑： zmd22 （247） 。295dm14 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：ZCuSn10P1，蝸桿選用: 20Cr. 蝸輪蝸桿中心矩: qmaz2 （248） 82951am5. 圓整其中心距： mw0 根據公式： HEHaTKZ32/ （249） 材料的彈性影響系數。單位是ZE MP 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 =160 。ZEPa 兩材料的接觸系數，由文獻11表 11-18 查得： =2.9 工作載荷系數， KKVA （250） 機械使用系數,由文獻11表 10-2 得：A 1A 齒面載荷分布系數,由文獻11表 10-4 得： 動載系數，由文獻11表 10-8 得：KV KV 由于蝸輪圓周速度: 302/2nD （251） /14.9075. sm. 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 22 蝸輪的公稱轉矩：T2 軸 承T12 （252） 9.0.46mN46 這里軸承的效率取為: 軸 承 鑄造錫青銅蝸輪的基本許用應力,由文獻11表 11-7 查得：H ，HMPa268 HFNK （253） 2689.1pa7.345 其中： 蝸輪蝸桿工作壽命系數，FN 9 610K （254） 為應力循環(huán)系數： LjnNh260 （255） 19034 蝸輪每轉一次，每個輪齒的嚙合次數,這里取 .j 1j 蝸輪轉速, ；n2min/2r 工作壽命, Lh 10635Lhh29N340.KF 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 23 MpaH65.921047.2163 H7. 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 根據公式： YdTKFaFm2253.1 （256） 其中要求： F （257） 其中： 蝸輪齒形系數，由蝸輪的當量齒數：YFa2 rZVcos32 （258） 及蝸輪變位系數 X2 決定： madX2/12 （259） 5/405.180m5 可由文獻11圖 11-19 查得： 92YFa 螺旋角影響系數，Y 140rY.795.0 （260） 95.14501097.53.1 FMPa82 FNFK 562.1MPa.7 （261） 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 24 其中 可由文獻11表 11-8 查得: F MPaF56 其中： 蝸輪蝸桿工作壽命系數，KN 9 610NKF （262） 應力循環(huán)系數：N LjnNh2601906 （263）1340 蝸輪每轉一次，每個輪齒的嚙合次數,這里取j 1j 蝸輪轉速, ；n2min/2r 工作壽命, Lh 10635Lhh29N340.KFNF56291MPa.7F 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。 所以需進行蝸桿的剛度校核， 其校核剛度條件為： yEIyLFrt3 2481 （264） 其中 蝸桿材料許用的最大撓度。y 10/d0/44. 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 25 其中： 蝸桿分度圓直徑。1d 蝸桿材料的彈性模量 ,EMPaE07.2 蝸桿危險截面的慣性矩。I （265）64/1df 其中 為蝸桿的齒根圓直徑。f1 mchaf 2 （266）8.0.94 61dfI42.75 蝸桿兩端支撐點間的跨距。L29.0145.m.30 蝸桿所受的圓周力。Ft1 （267）dTt1/ N16/ 蝸桿所受的徑向力。r1 （268）tan2r 8.47 其中 為蝸輪齒形角， .0 （269）iT12 其中: 蝸桿的公稱轉矩；T1 蝸輪的公稱轉矩。2 i/21 mN19306.24 其中: 二級蝸輪蝸桿的傳動效率； （270）vtan95.0 傳動導程角 ,1.7 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 26 當量摩擦角。v 可根據蝸輪蝸桿的相對滑動速度 由文獻11表 11-18 查得。Vs （271）co1ss061ndsm4.2 由文獻11表 11-18 查得當量摩擦角 .01v 7.1tan95.08.5.390 .14.63.24835 2y 074yy07 蝸桿的剛度滿足使用條件。 5.選取蝸桿傳動的潤滑方法 根據蝸輪蝸桿的相對滑動速度 載荷類型為重型載荷，故可采用油smVS4.2 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 sptda/)1(0 （272） 其中: 周圍空氣的溫度，常溫情況下可取 20。ta 蝸桿蝸輪的傳動效率, 8.0 箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?，可? =(8.1517.45) ddcwm2 當周圍空氣流動良好時 可取偏大值。這里取 .d15 輸入功率。 （273）pTp2 30/16.kw.5012to 3412.6 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 27 , 其中 80為臨界溫度。803.61 故在通風良好的情況下，不需要加散熱裝置。 2.3 帶傳動的設計計算 1.確定帶輪的計算功率 （274）PKAca 工作情況系數：由文獻11表 87 查得 =1.1A KA 所需傳遞的額定功率即電動機的功率：PkwP60 6.01cakw. 2.選擇帶的帶型 根據計算功率 和帶輪轉速 .ca. min150r 選取普通 V 帶的類型.由文獻11圖 8-11 選擇為 Z 型帶. 3. 確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速d1 初選小帶輪的基準直徑 根據 V 帶的帶型，參考文獻11表 8-6 和文獻11表 8-8 確定小袋輪的基準直徑 .d1 應使 這里取 （275）dmin1md71 驗算帶速 V 根據文獻11 公式 8-13 計算帶的速度，帶速不宜過高或過低，一般應使 V=525m/s ，最高不宜超過 30m/s. 計算大帶輪的基準直徑 由 可得 di12 713.2dm92 （276） 其中 為大小帶輪之間的傳動比: ，由文獻11 公式 8-8 加以圓整,取帶i 3.150i 輪直徑 .md102 4. 確定中心距 ，并選擇帶的基準長度 .aLd 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 28 結合式 ,初定中心距208a0 （277）ddo21217. m349 取 ao0 計算相應的帶長 .Ldoadoddo 42221 071970 2 m69 （278） 根據 由文獻11 表 8-2 選取，可得 。Ldo Ld71 計算中心距 及其變動范圍a 傳動的實際中心距近似為： （2-79）2/00d .2m 考慮到帶輪的制造誤差,帶長誤差，帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的 需要，常給出中心距的變動范圍： （2-80）LAda015.min7105.2m4.29 （2-81） 3x33 5. 驗算小帶輪上的包角 .1 （2-82）ad0201578 ./3. 092.1 故滿足小帶輪的包角條件。 6. 確定帶的根數 Z. 帶的根數 （2-PZrca/KPKLOA02 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 29 83） 其中： 當包角不等于 180 度時的修正系數，參見文獻11表 8-2。KL 當帶長不等于試驗所規(guī)定的特定帶長時的修正系數參見文獻11表 8-2。 7. 帶輪選材 大帶輪的材料為 ,小帶輪的材料為 Q235-A。20HT 基準直徑 ，由于安裝帶輪的軸徑為 31 mm 。md1 故帶輪可采用腹板式 。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 30 第 3 章 回轉機構中標準件的選擇和校核 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：27.1 ,基本額定靜載荷為：KN 23.4 .將其簡化為受力模型如下:KN 1.根據靜力學公式可求得軸承處的水平及豎直方向的力： NFbh820eh51v469v490 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 31 B,E 處所受總的力大小為： （31）Fbvhb2 N4761 （32）evhe2 2.求兩軸承的計算軸向力： 由 （33）Frde 為判斷系數，其值由 的大小決定但現在軸承軸向力未知，故先初取 可估eCoa 5.0e 算： ,Nbd23815.01 （34）Fe2aae691 （35）ded21 故 B 端壓緊，E 端放松。 （36）NFdae76021da8523.04761Co （37）7.285Foa 從而確定： 40.21e 進一步確定: NFrd2681 （38）e902 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 32 NFdae7592160234.027591CFoa 0259.62CFoa 兩式計算的 值相差不大，因此可以確定：oa402.51e .NFa791a69 3.求軸承的當量動載荷 .P21, （39）era1159.476 （310）Fra220. 由文獻11表 13-15 分別查表和插值計算得徑向載荷系數或軸承載荷系數。 對于軸承 B: .18,4.1YX 對于軸承 E: .02 由文獻11表 13-6， 取 ，,.fp5.1fp （311）NFYfParp1473511 .X2221 按照軸承 B 的受力大小及壽命進行校核： hCnPLh26580601 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 33 可知滿足其壽命要求。 3.1.2 對一級軸軸承進行校核 有所選軸承的型號 7007C 可知，其基本額定動載荷為：14.5 ,基本額定靜載荷為：KN 10 .8 .將其簡化為受力模型如下:KN 1.根據靜力學公式可求得軸承處的水平及豎直方向得力： （312）NFtahb65.0 （313）rv9.2 其中: NFtaetr .34,13,8.47 B,E 處所受總的力大小為： （314）Fbvhab2 N235 2.求兩軸承的計算軸向力： 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 34 由 ， （315）Frde 為判斷系數，其值由 的大小決定但現在軸承軸向力未知，故先初取 可估eCoa 4.0e 算： ,NFbd94.021ae5634 ， （316）daed12 故 B 端壓緊，A 端放松。 （317）NFdae72812Fda9410.94Co067.82o 從而確定： 2.1e 進一步確定: NFrd.81 NFerd5.622 （318）ae7.12 da.81 03.Coa62.1872Foa 兩式計算的 值相差不大,故可對 進行相應校正，因此可以確定：oae062.18e .NFa.1Na7 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 35 3.求軸承的當量動載荷 .P21,eFra1.0258ra22.376 由文獻11表 13-15 分別查表和插值計算得徑向載荷系數或軸承載荷系數。 對于軸承 A: .,56.011YX 對于軸承 B: .422 由文獻11表 13-6， 取 ，,8fp3.1fp （319）NFYfParp5.19611 .X32221 按照軸承 B 的受力大小及壽命進行校核： ，可知滿足其壽命要求。hCnPLh9450601 3.2 鍵的選擇及校核（部分鍵） 3.2.1 二級蝸桿軸上的鍵選擇及校核 由軸徑選擇其鍵：型號為：18 *7*50 GB1567 -79(90) 其相關尺寸：b=18 mm, h =7 mm, L = 50 mm, 分別校核鍵的擠壓強度和剪切強度： (1). 擠壓強度 根據公式： （320）dklMC/20 其中： 輸入扭矩 mN* 軸直徑 , dd64 鍵與輪轂的接觸高度， 。kmthk3 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 36 鍵的工作長度， 。l mbLl18 3264/20CMpacap3697. 故其擠壓強度滿足強度要求。 （2）校核其剪切強度 根據公式： （3-21）lbdM/20 51864papPa126.0 其中： 軸直徑 ,dm 鍵的工作長度，l 輸入扭矩 N*mM 鍵的寬度， b=18 mm，故其擠壓強度滿足強度要求。b 3.2.2 大帶輪處的鍵選擇及校核 由帶輪處的直徑選擇鍵:其型號為：10 *40*8 GB1096 -79(90)： 相關尺寸：b=10 mm, h =8 mm, L = 40 mm, t = 5 mm. 分別校核鍵的擠壓強度和剪切強度： （1）擠壓強度 根據公式： （3-22）dklMc/20 其中： 輸入扭矩 MmN* 軸直徑, dd31 鍵與輪轂的接觸高度， .kmthk3 鍵的工作長度， .l bLl0 31/6.20c Mpacap686 故其擠壓強度滿足強度要求。 （2）剪切強度 根據公式： （3-23）lbdM/20 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 37 301/6.20 MpapPa1256. 其中： 軸直徑 ,dm 鍵的工作長度l 輸入扭矩 N*mM 鍵的寬度， b=10 mmb 故其壓強度滿足強度要求。 3.3 電動機 螺紋緊固件 密封圈 電動機 根據回轉機構的所需功率，選擇電動機為交流電動機 110SL5，其空載轉速大于等 于 900r/min。 螺紋緊固件 根據箱體壁及其壓蓋的厚度，分別選擇沉頭孔螺釘：GB1768 ， 六角頭螺栓：GB M105785。 密封圈 O 型密封圈可以適用于往復運動，以及轉動等情況下，在耐壓性，耐高速性， 耐熱性，耐寒性，耐久性等性能上都比較好，可廣泛用于靜密封，此時耐久性較 好根據軸承及軸的工作情況，選擇 O 型密封圈。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 38 第 4 章 焊接變位機械其它機構的簡單設計概述 4.1 伸臂梁的設計計算 整個回轉機構的重量：載重： ，機身重：kmg501kmg502 則： 。kmg10總 由工作情況可知，臂梁所承受的最大彎矩發(fā)生在當回轉機構處于水平位置時： 整個臂梁可視作懸臂梁，其力學模型簡化如下： 則計算其相關力有： LGNMFyXmax,10, , , （4-1）32dWg總 （4-2）63max10lg 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 39 當 時，35 3104.892ldm850 ，這里取 。md 4.2 傾斜機構中減速器的設計計算（略） 該部分的計算不屬于本次論文的內容。 4.3 底座和箱體的簡單設計 底座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，其次是強度和抗振性能；當同時 用作滑道時，滑道部分還應具有足夠的耐磨性。此外，對具體的機械，還應滿足特殊 的要求，并力求具有良好的工藝性。 底座和箱體的結構尺寸和大小，決定于安裝在它的內部或外部的零件和部件的形 狀和尺寸及其相互配置，受力與運動情況等。設計時應使所裝的零件和部件便于裝拆 與操作。底座和箱體的一些結構和尺寸，如壁厚，凸緣寬度，肋板厚度等，對機座和 箱體的工作能力，材料消耗，質量和成本，均有重大的影響。但是由于這些部位的形 狀不規(guī)則和應力的分布復雜性，基本上按照經驗公式，經驗數據，或比照現用的類似 機件進行設計，而略去強度和剛度等的分析與校核。 此次論文設計采用的機座和箱體的設計采用經驗公式和比照的方法進行設計。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 40 結論 本次畢業(yè)設計從整體上對伸臂式焊接變位機械進行設計，它包括伸臂式焊接機械 當中的傾斜機構，回轉機構，以及底座的總體設計，同時對機械中的回轉機構進行了 詳細的設計描述：從工作臺的設計到回轉主軸，回轉主軸是重要的零部件，它將連接 工作臺和減速器，故其強度必須滿足其工作強度，二級蝸輪蝸桿減速器（兩級減速， 速比相同， ） ，帶輪及其傳動帶的設計計算，電動機的選擇，在回轉機構中的電動機選 為交流電動機，箱體的設計，箱體采用經驗及其類比方法進行設計。設計中回轉機構 采用了測速發(fā)電機（測 速 發(fā) 電 機 是 輸 出 電 動 勢 與 轉 速 成 比 例 的 微 特 電 機 。 測 速 發(fā) 電 機 的 繞 組 和 磁 路 經 精 確 設 計 ， 其 輸 出 電 動 勢 E 和 轉 速 n 成 線 性 關 系 ， 即 E=Kn,K 是 常 數 。 改 變 旋 轉 方 向 時 輸 出 電 動 勢 的 極 性 即 相 應 改 變 。 在 被 測 機 構 與 測 速 發(fā) 電 機 同 軸 聯 接 時 ， 只 要 檢 測 出 輸 出 電 動 勢 ， 就 能 獲 得 被 測 機 構 的 轉 速 ， 故 又 稱 速 度 傳 感 器 ）和導電裝置，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的控 制裝置，控制裝置根據事先設置好的參數對電動機的轉速進行時時調節(jié)，使電動機維 持在一定的速度范圍之內，從而實現工作臺的精確回轉，利于焊頭進行焊接工序，保 證了焊接質量，獲得優(yōu)良的焊縫成型及其焊縫質量，導電裝置可防止焊接電流通過軸 承，齒輪等傳動零件時起弧，產生“咬傷”零件的現象。以上兩個裝置的使用將更好 的使焊接變位機械服務于當代產品的焊接工序中，提高了產品的質量。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 41 參考文獻 1 濮良貴,紀名剛 . 機械設計(第八版)M.北京:高等教育出版社,2006. 2 機械設計手冊 (新版 3)M.北京:機械工業(yè)出版社,2004. 3 朱龍根. 簡明機械零件設計手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,1997. 4 周浩森. 焊接結構生產及裝備M.北京:機械工業(yè)出版社,1999. 5 中國機械工程學會 ,焊接學會. 焊接手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,1992. 6 焦馥杰. 焊接結構分析基礎M.上海:上?？茖W技術文獻出版社,1991. 7 曾樂. 焊接工程學 M.北京:新時代出版社,1986. 8 沈世瑤. 焊接方法及設備M.北京:機械工業(yè)出版社,1982. 9 上海船舶工業(yè)設計研究院,機械工業(yè)部第五設計研究院,北京船舶工程第五設計 研究所. 焊接設備選用手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,1984. 10 美國焊接學會 ,韓鴻碩,張桂清. 焊接新技術M.北京:宇航出版社,1981. 11 薛迪目. 焊接概論M .北京:機械工業(yè)出版社,1987. 12 機械設計手冊 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Dimarogonas, A.D. ,Machine Design ,John Wiley & Sons,2000 17 Cross, N. ,Engineering Design Methods , John Wiley & Sons,20008 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 42 致謝 本次畢業(yè)是在終結大學四年學習的情況下進行的，力求對大學之所學能夠來一次 集中鞏固及其創(chuàng)新利用。它涵蓋面很廣，涉及了機械的所有內容，是培養(yǎng)高級工程技 術人才的一次綜合訓練。經過論文的選材，開題，構思，設計等一系列的訓練，相信 自己對設計有了進一步的認識，在計算能力，英文文獻閱讀翻譯，查找相關信息等多 種能力得到了一次深刻的鍛煉，在整個過程中，可以說完成了工程師基本訓練和逐步 具有從事科學研究的工作能力，受益匪淺，相信對以后的學習工作會有很大幫助。 畢業(yè)設計是在劉琨明老師及其院里老師的悉心幫助，指導下完成的，在此給予衷 心的感謝！