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摘要
在設計中直縫焊接機是最為典型且應用最廣泛的機動式焊接機械裝備，他主要包括電氣控制部分和機械部分，本設計重點介紹了自動焊機的機械部分和自動控制。機械部分是驅動焊體的移動部分，包括電動機，聯(lián)軸器，軸承和減速器等。自動控制部分主要是PLC自動控制。
譯： The line seam welding ,design is the most modern and versatice machine motive welding mechanical untis .It is composed of electronic cotroling and mechaniacal units ，introduced the structure of its mechanism and the automatic controlling . the structure of its mechanism is which the welding piece was drivened in cluding motor copling piece was drivened . bearing rotation ----wheel .degradation ---conveyor and so on . the automatic controlling main is PLC automatic controlling
目錄
畢業(yè)設計任務書 ……………………………………………Ⅰ
摘要 …………………………………………………………Ⅱ
概述 …………………………………………………………1
第一章 機械傳動裝置總體設計 ………………………… 2
一、擬訂傳動方案……………………………………… 2
二、絲杠螺母選擇……………………………………… 2
三、電動機選擇………………………………………… 4
第二章 機械減速器設計 ………………………………… 6
一、齒輪的設計與計算 ………………………………… 6
二、軸的設計 …………………………………………… 9
三、鍵的選擇與校核 …………………………………… 12
四、軸承的選擇與校核 ………………………………… 13
五、箱體結構尺寸選擇 ………………………………… 14
第三章 焊接專用夾具設計（略） ……………………… 15
第四章 直流調(diào)速系統(tǒng)設計 ……………………………… 15
一、直流電動機調(diào)速原理 ……………………………… 15
二、直流調(diào)速系統(tǒng)結構框圖設計 ……………………… 16
三、直流調(diào)速系統(tǒng)各組成電路設計 …………………… 16
四、晶閘管直流調(diào)速系統(tǒng)原理電路圖 ………………… 22
第五章 電氣控制系統(tǒng)設計 ………………………………22
一、電氣控制系統(tǒng)概述 …………………………………… 22
二、可編程控制器的特點…………………………………… 22
三、自動直縫焊接設備電氣控制系統(tǒng)設計……………… 23
第六章 設計總結 …………………………………………28
參考文獻 ……………………………………………29
概述
自動控制氣體保護焊接是一種高效焊接方法，由于它具有氣體保護，所以用它能進行高質量焊接，又由于采用了PLC自動控制，因而焊縫均勻。該方法自問世以來!就一直受到人們的重視(1969年美國 DEC公司研制出第一臺 PLC用于GM公司生產(chǎn)線上并獲得成功。進入 20 世紀 80年代!隨著計算機技術和微電子技術的迅猛發(fā)展!極大地推動了PLC的發(fā)展。目前PLC已廣泛應用于冶金、礦產(chǎn)、機械、輕工等領域!為工業(yè)自動化提供了有力的工具!加速了機電一體化的實現(xiàn)。在自動控制焊機中選擇PLC作為控制核心的原因有：a、可靠性高b、控制功能強c、編程方便d、適用于惡劣的工業(yè)環(huán)境!抗干擾能力強e、具有各種接口!與外部設備連接非常方便f、維修方便等。正因為如此，用PLC控制的氣體保護自動焊機在我國被廣泛的應用。
第一章 機械傳動裝置總體設計
一、擬訂傳動方案
根據(jù)設備技術要求及各種傳動機構的性能制定傳動方案如圖(1)
傳動系統(tǒng)設計方案（1）
傳動方案分析：該設備用于管類零件的直縫焊接，焊接的速度比較低，焊接的質量取決與焊接的速度快慢與穩(wěn)定性。減速器采用單級圓柱直齒圓柱齒輪，大齒輪輸出軸作為減速器的低速軸，可以使輸出軸的轉速穩(wěn)定。整個系統(tǒng)傳動不太大，電機須頻繁啟動，對系統(tǒng)的調(diào)速性能要求高，為了實現(xiàn)較好的無級調(diào)速，選擇直流電動機，利用直流電路調(diào)速系統(tǒng)實現(xiàn)無級調(diào)速。減速器采用單級圓柱直齒圓柱齒輪減速器可以得到一定的傳動比，利用二者聯(lián)合調(diào)速可以得到較好的調(diào)速性能。
二、絲杠螺母的選擇
1、絲杠螺母傳動的特點及應用
（1）用較小的扭矩轉動絲杠（或螺母）可使螺母（或絲杠）獲得較大的牽引力。
（2）可達到較高的降速傳動比，使降速機構大為簡化，傳動鏈得以縮短。
（3）能達到較高的傳動精度，用于進給機構還可用作測量元件，通過刻度盤讀出直線位移的尺寸，最小讀數(shù)值可達0.001mm。
（4）傳動平穩(wěn)，無噪聲。
（5）在一定條件下能自鎖，即絲杠螺母不能進行逆?zhèn)鲃?，此特點特別適用于作部件升降傳動，可防止部件因自重而自動降落。
鑒于以上優(yōu)點，有參考文獻②絲杠螺母的傳動方式及其應用見表5.7-1的絲杠螺母傳動簡圖（2）：
圖（2）絲杠螺母傳動簡圖
2、絲杠螺母副的選擇
由參考文獻②表5.7-6初選絲杠螺母副絲杠螺母副的基本參數(shù)如
表（1）：
螺距（mm）
絲杠(mm)
絲杠螺母
螺母(mm)
絲杠斷面積A（）
螺紋升角
絲杠斷面極慣性矩
（）
絲杠斷面慣性矩I
（）
外徑d
內(nèi)徑d1
中徑d2
（mm）
外徑
內(nèi)徑
4
20
15.5
18
20.5
16
1.89
4o2ˊ46"
0.5667
0.3341
表（1）絲杠螺母副絲杠螺母副的基本參數(shù)
絲杠的傳動效率：
由參考文獻②查得=0.7
絲杠螺母強度的校核計算：
由參考文獻②式5.7-19的
σ=
其中P—為絲杠所要的最大軸向力N。
A—絲杠內(nèi)經(jīng)的截面積由上表知
=
—絲杠的內(nèi)徑mm
—絲杠的傳動效率
—許用拉應力由于螺紋所引起的應力集中系數(shù)不能精確確定,因此取=，為材料的屈服點().
σ===3.96<
三、電動機選擇
1、 確定驅動負載所需的外力和轉矩
焊槍的移動速度v
由設計要求可知焊槍移動速度范圍v=0.5m/min —1.5m/min
絲杠的轉速n
絲杠的螺距為4mm，由參考文獻②式
當v=0.5m/min時v為
==125r/min
當v=1.5m/min時v為
==375r/min
所以絲杠的轉動速度范圍為125r/min—375r/min
2、電動機類型和結構形式選擇
因本設備運轉速度低，調(diào)速范圍廣，周期性運行，切運轉要平穩(wěn)可靠，為了得到較好的調(diào)速性能，選用Z2系列直流電動機，利用調(diào)速電路實現(xiàn)系統(tǒng)的無級調(diào)速。安裝形式選擇臥式。
3、電動機容量確定
⑴ 本設備負載小，屬于慣性旋轉機構，固按旋轉運動計算驅動功率。
⑵ 計算移動部件摩擦阻力矩
移動部件的摩擦力矩為主要的功率消耗所以其它的摩擦可以忽不計，由于移動部件的重力定為500N所以移動部件所受的摩擦力為由參考文獻②表5.7-3知摩擦系數(shù)f=0.1
=500f=5000.1=50N
摩擦阻力矩由參考文獻⑥式5-32得
其中L—絲杠螺距
i—齒輪減速比為4
—傳動效率定為0.7
==11.4Nm
當絲杠作旋轉運動時,克服摩擦阻力矩所需的功率
=0.1047n/η=0.1047×11.4×375/0.7=639.5W
由參考文獻⑦表2-4機械傳動的效率得：
a、閉式圓柱齒輪的機械傳動效率為=0.97
b、一對滾動軸承的機械傳動效率為=0.99
則機械傳動鏈的總效率為：
==0.970.990.99=0.95
驅動功率為：
P ===673.2W
為了擴大設備加工范圍,設備的驅動轉矩應有足夠的余量.另因為傳動比較大,調(diào)速范圍寬,固應選擇較高的電機,由參考文獻①表13-65，選擇系列化FANUC型直流電動機5M型.該電動機技術指標如表（2）:
型號
額定電壓
額定 轉矩
額定 轉速
額定功率
最大轉矩
重量
5M
220V
5.9Nm
2000
r/min
800W
54Nm
17Kg
表（2）電動機技術指標
⑶ 計算傳動比
由參考文獻③知，可選擇電力拖動系統(tǒng)為調(diào)速范圍為中等調(diào)速系統(tǒng)即
D==4
===500r/min
i=／＝500/125=4
當絲杠轉速為375r/min時電機的轉速為3754=1500r/min
所以要求電動機的調(diào)速范圍為500r/min—1500r/min所以能滿足要求。
i=×,為了得到較大調(diào)速范圍，用晶閘管直流調(diào)系統(tǒng)實現(xiàn)無級調(diào)速，調(diào)速范圍＝4;機械減速利用齒輪單級減速器實現(xiàn)，傳動比＝4.
⑷ 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
計算各軸轉速：按最高轉速計算
Ⅰ軸 n1=n =1500r/min
Ⅱ軸 n2=n1/ =1500/4=375r/min
絲杠 n3=n2=375r/min
計算各軸輸入功率：
Ⅰ軸 P1=p×η聯(lián)×η晶=800×0.99×0.9=712.8W
Ⅱ軸 P2=p1×η齒×η承=712.8×0.97×0.99=684.5W
絲杠 P3=p2×η承=684.5×0.99=677.7W
計算各軸的輸入轉矩：
Ⅰ軸 T1=T××η聯(lián)=5.9×4×0.99=23.4Nm
Ⅱ軸 T2=T1××η齒×η承=23.4×4×0.98×0.99=90.7Nm
絲杠 T3=T2×η承=90.7×0.99=89.76Nm
將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于表(3)。
項目
電機軸
高速軸Ⅰ
低速軸Ⅱ
絲杠
轉速(r/min)
2000
1500
375
375
功率(w)
800
712.8
684.5
677.7
轉矩(Nm)
5.9
23.4
90.7
89.76
傳動比
4
1
4
1
效 率
0.9
0.873
0.86
0.856
表（3）運動和動力參數(shù)計算結果
第三章 機械減速器設計
一 齒輪的設計與計算
一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1、按圖所方案，選定直齒圓柱齒輪示的傳動傳動。移動部件為一般機構，速度不高，故齒輪選定8級精度。
2、齒輪選用便于制造且價格便宜的材料，由參考文獻表3-2選取小齒輪材料為45號鋼（調(diào)質），HBS1=240,大齒輪材料為45號鋼（?；〩BS2=200.
3、選取小齒輪數(shù)Z1=20,大齒輪數(shù)Z2=iZ1=4×20=80。因齒面硬度小于350HBS的閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度。
二、按齒面接觸疲勞強度設計
由參考文獻⑧式（3-24）得設計公式為:
1、確定公式內(nèi)各參數(shù)的數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3
（2）計算小齒輪傳遞的轉矩,按高速軸的最低轉速計算
T1=95.5×105p/n1= =13614.5Nmm=13.6Nm
（3）由表3-9選取齒寬系數(shù) φd=0.8
（4）由表3-7查得彈性影響系數(shù)ZE=189.8
（5）由參考文獻⑧表3-59查得接觸疲勞強度極限σHlim1=590Mpa;由
表3-59查得接觸疲勞強度極限σHlim2=470Mpa
（6）由式3-29計算應力循環(huán)次數(shù)
N1=60=60×500×1×16×300×15=21.6×108
==21.6×108/4=5.4×108
（7）由圖3—57查的壽命系數(shù)
（8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概論為1%，安全系數(shù)為S=1，由式3—30得：=590MPa =470MPa
2.計算
（1）計算小齒輪分度圓直徑：
=2.32=38.3mm
（2）計算圓周速度：
V==1m/s
（3）計算載荷系數(shù)。根據(jù),由圖3—10查得=1.08；因是直齒圓柱齒輪，取=1；同時由3—5查得=1；由圖3—12查得=1.12；=1.25。故載荷系數(shù)為
（4）按實際的載荷系數(shù)校正所計算的分度圓直徑，由3—27B得
=38.3=37.4mm
（5）計算模數(shù)：
1.87mm
由參考文獻⑨表7—2取模數(shù)為標準值，m=2mm
（6）計算分度圓直徑：
（7）計算中心矩：a=(d1+d2)/2=(40+160)/2=100mm
（8）計算齒輪寬度：
b=φd×d1=0.8×40=32mm
圓整，取B2=35mm,B1=40mm
三、校核齒根彎曲疲勞強度
由式（16-4）得校核公式為：
MPa
1、確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值
⑴計算圓周力
Ft=2T1/d1=2×13614.5/40=680.7N
⑵查取應力校正系數(shù)。由表3-8查得：
YFa1=2.8 YSa1=1.55; YFa2=2.22; YSa2=1.77
⑶計算載荷系數(shù)：
K=KA×KV×Ka×KFβ=1×1.08×1×1.25=1.35
⑷查取彎曲疲勞強度極限及壽命系數(shù)。由圖3-58查得σFlim1=450Mpa;由圖3-58查得σFlim2=390Mpa;由圖3-56查得KFN1=KFN2=1.
⑸計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=SF=1.4，由式3-28得：
[σ]F1=MPa
[σ]F2=MPa
⑹校核計算
二 軸的設計
一、高速軸的設計
1、選擇軸的材料并確定許用應力
由于該減速器傳動功率不大，而且對其重量和尺寸也無特殊要求。故選擇45號鋼，正火處理。由表10-1查得σB=588Mpa;
σδ=294Mpa;σ-1=238Mpa;τ-1=138Mpa;[σ+1b]=196Mpa;
[σob]=93Mpa;[σ-1b]=54Mpa
2、初步估算軸的最小直徑，并選擇聯(lián)軸器
為保證輸出軸上零件裝拆方便，安裝聯(lián)軸器軸的直徑d1為軸的最小直徑。
根據(jù)公式（10-2） d≥
其中由參考文獻⑧表10-2得=35，C=110
d≥11012.4mm
考慮該軸段上有鍵槽，將周徑增大10%，則取d=12.4(1+10%)=13.6圓整為d=14mm
選擇聯(lián)軸器，按軸傳遞的扭矩，由參考文獻⑦表17-4。選擇HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器其軸直徑為14mm，與軸配合部分的長度為32mm，故該軸最小直徑確定為d1=14mm。
3、擬定軸上零件的裝拆方案如圖（3）
VII VI V IV III II I
圖（3）軸上零件的裝拆方案
（1）確定軸的各段直徑和長度
Ⅰ段：如前所示，為軸的最小直徑，為和聯(lián)軸器配合，其直徑按
軸器其內(nèi)孔直徑確定d1=14mm.該軸段長度比聯(lián)軸器孔長度略小。取L1=30mm,這樣可保證軸端擋圈壓緊聯(lián)軸器。
Ⅱ段直徑的確定：為保證聯(lián)軸器左端用軸肩定位和固定，根據(jù)軸肩高度h=(0.07-0.1)d,取h=0.1d=0.1×14=1.4mm,則d2=d1+2h=14+2×1.4=16.8,圓整取d2=17mm.這樣符合密封氈圈的標準直徑。
Ⅱ段長度的確定：為此應選擇軸承型號，由參考文獻⑦，因該軸傳遞的功率不大，選擇結構簡單價格便宜的深溝球軸承6004，查手冊可得軸承內(nèi)徑為20mm，寬度為12mm，同時還應選出軸承端蓋的類型及尺寸，軸承端蓋根據(jù)軸徑來選，其寬度尺寸20mm。為了便于裝拆軸承端蓋至聯(lián)軸器左端面長度為20mm，考慮以上因素L2=20+20=40mm
Ⅲ段直徑的確定：該段安裝軸承所以直徑為20mm
Ⅲ段長度的確定：該段安裝軸承軸承寬度為12mm
Ⅳ段直徑的確定：該段為軸承的定位軸肩由參考文獻⑦得直徑為25mm
Ⅳ段長度的確定：該段長度為5mm
Ⅴ段直徑的確定：軸承的直徑44mm.
Ⅴ段長度的確定: 軸承的寬度為45
Ⅵ段直徑的確定：該段為軸承的定位軸肩由參考文獻⑦得直徑為25mm
Ⅵ段長度的確定：該段長度為5mm
VII段直徑的確定：該段安裝軸承所以直徑為20mm
VII段長度的確定：該段安裝軸承軸承寬度為12mm
軸的總長為：L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+=30+40+12+5+45+5+12=149mm
經(jīng)分析可得軸的支撐跨距為137mm
二、低速軸的設計
1、選擇軸的材料，并確定許用應力
由于傳遞的功率不大，而且對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇45#鋼。正火處理，由表10-1查得σB=588Mpa;σδ=294Mpa;
σ-1=238Mpa;τ-1=138Mpa;[σ+1b]=196Mpa;[σob]=93Mpa;
[σ-1b]=54Mpa
2、初步估算軸的最小直徑
為保證輸出軸上零件裝拆方便，安裝聯(lián)軸器軸的直徑d1為軸的最小直徑。根據(jù)公式 ，根據(jù)公式（10-2） d≥
其中由參考文獻⑧表10-2得=35，C=110
d≥11013.4mm
考慮該軸段上有鍵槽，將軸徑增大10%，則取d=13.4(1+10%)=14.7 mm。 圓整取d=15㎜。選擇聯(lián)軸器，按軸傳遞的扭矩，由參考文獻⑦表17-4。選擇HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器其軸直徑為16mm，與軸配合部分的長度為42mm，故該軸最小直徑確定為d1=16mm。
3、擬定軸上零件的裝拆方案如圖（4）
VI V IV III II I
圖（4）軸上零件的裝拆方案
（1）確定軸的各段直徑和長度
Ⅰ段：如前所示，為軸的最小直徑，為和聯(lián)軸器配合，其直徑按聯(lián)軸器其內(nèi)孔直徑確定d1=16mm.該軸段長度比聯(lián)軸器孔長度略小。取L1=40mm,這樣可保證軸端擋圈壓緊聯(lián)軸器。
Ⅱ段直徑的確定：為保證聯(lián)軸器左端用軸肩定位和固定，根據(jù)軸肩高度h=(0.07-0.1)d,取h=0.1d=0.1×16=1.6mm,則d2=d1+2h=16+2×1.6=19.2,圓整取d2=20mm.這樣符合密封氈圈的標準直徑。
Ⅱ段長度的確定：為此應選擇軸承型號，由參考文獻⑦，因該軸傳遞的功率不大，選擇結構簡單價格便宜的深溝球軸承6005，查手冊可得軸承內(nèi)徑為25mm，寬度為12mm，同時還應選出軸承端蓋的類型及尺寸，軸承端蓋根據(jù)軸徑來選，其寬度尺寸20mm。為了便于裝拆軸承端蓋至聯(lián)軸器左端面長度為20mm，考慮以上因素L2=20+20=40mm
Ⅲ段直徑的確定：該段安裝軸承所以直徑為25mm
Ⅲ段長度的確定：該段安裝軸承軸承寬度為12mm，擋圈寬度為5mm。Ⅳ段軸要縮進2mm，所以該段的長度為19mm。
Ⅳ段直徑的確定：該段為齒輪的安裝軸段，所以該段軸的直徑為30mm。
Ⅳ段長度的確定：該段長度為齒輪寬度為40-2=38mm
Ⅴ段直徑的確定：該段軸為齒輪擋環(huán)，其直徑為38mm.
Ⅴ段長度的確定: 齒輪擋環(huán)的寬度為5mm。
Ⅵ段直徑的確定：該段安裝軸承所以直徑為25mm
Ⅵ段長度的確定：該段安裝軸承軸承寬度為12mm
軸的總長為：L=L1+L2+L3+L4+L5+L6=40+40+19+38+5+12=154mm，經(jīng)分析可得軸的支撐跨距為142mm。
三 鍵的選擇與校核
一、高速級軸鍵的選擇及校核
1.鍵類型的選擇
高速級軸上只有與聯(lián)軸器相配合的軸段有鍵，其軸徑為14mm,聯(lián)軸器軸孔長度為32mm。由表10-5查得選用圓頭普通平鍵C型，b為5mm，h為5mm，鍵槽t=3.0mm,其長度L=B-(5～10)mm=32-(5～10)=22～27mm。
由表10-5標準系列查得L=25mm,故選鍵的型號為C5×25 GB1096-72。
2.校核其強度
其擠壓強度條件由式10-35得σP=2T/dkl≤[σP]Mpa,式中T=23.4Nm=23400Nmm,d=14mm
l=L-b/2=25-2.5=22.5mm,k=h/2=5/2=2.5mm,[σP]由表10-6查得
[σP]=130Mpa
則校核其強度σP=2T/dkl=2×23400/14×2.5×22.5=59.4Mpa≤130Mpa
故強度足夠
二、低速軸上鍵的選擇及校核
1.鍵類型的選擇
低速軸上高速級大齒輪的寬度為40mm，軸徑為30mm,由表10-5查得選用圓頭普通平鍵A型，b為8mm,h為7mm,其長度L=B-（5～10）=38-(5～10)=28～33mm.由表10-5查得標準系列長度L=28mm,故鍵型號為8×28 BG1096-79
2.校核其強度
其擠壓強度條件由式10-35得σP=2T/dkl≤[σP]Mpa,式中T=90.7Nm=90700Nmm,d=30mm
l=L-b/2=38-4=36mm,k=h/2=7/2=3.5mm,[σP]由表10-6查得
[σP]=130Mpa
則校核其強度σP=2T/dkl=2×90700/30×3.5×36=48Mpa≤130Mpa
故強度足夠
四 軸承的選擇與校核
一、高速軸上滾動軸承的壽命
1、圓周力Ft=1170N，軸向載荷FA=0 N，
徑向載荷FR=Fttgα=1170×tg20°=425.8N
2、確定Cr,Cor查手冊6004型軸承的基本額定動載荷Cr=7.22KN,基本額定靜載荷Cor=4.45KN.
3、計算FA/Cor值，并確定e值 FA/Cor=0 則e=0
4、計算當量動載荷P
P=XFR+YFA, 因FA/FR=0， 由參考文獻⑧表8-9查得X=1,Y=0,
于是P=XFR+YFA=1×213=213N
5、計算軸承壽命Lh=16667(ftC/fpP)ε/n,由表8-1查得ft=1(常溫)，由表8-8查得fP=1.0～1.2,取fP=1.2,6004型號為深溝球軸承，壽命指數(shù)ε=3
則Lh=h=47022.8h
二、低速軸上滾動軸承的壽命
1、圓周力Ft=1134N， 軸向載荷FA=0N，
徑向載荷FR=Fttgα=1134×tg20°=413N
2、確定Cr,Cor查手冊6005型軸承的基本額定動載荷Cr= 7.75 KN,基本額定靜載荷Cor= 4.95 KN.
3、計算FA/Cor值，并確定e值 FA/Cor=0 則e=0
4、計算當量動載荷P
P=XFR+YFA,因FA/FR=0，由表8-9查得X=1,Y=0,
于是P=XFR+YFA=1×413=413N
5、計算軸承壽命Lh=16667(ftC/fpP)ε/n,由表8-1查得ft=1(常溫)，由表8-8查得fP=1.0～1.2,取fP=1.2,6208型號為深溝球軸承，壽命指數(shù)ε=3
則Lh=h=63733.6h
五 箱體結構尺寸選擇
箱座壁厚 δ=12mm
箱座壁厚 δ1=12mm
底板 P=2.5δ=2.5×12=30mm
箱座凸緣厚度 b=1.5δ=1.5×12=18mm
箱蓋凸緣厚度 b1=1.5δ1=1.5×12=18mm
箱座底凸緣厚度 b2=2.5δ1=2.5×12=30mm
地腳螺釘數(shù)目 n4=4
地腳螺釘直徑 dt=M16
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75df=0.75×16=12mm
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=(0.5～0.6)df=0.5×16=8mm
聯(lián)接螺栓d2的間距 L=180mm
軸承端蓋螺釘直徑 d3=0.5df=12mm
定位銷直徑 d=0.8×8=6.4mm
Df df d2至外箱壁距離 C1=22mm
Df d2至凸緣邊緣距離 C2=20mm
軸承旁凸臺半徑 R1=C2=20mm
外箱壁至軸承座距離 l1=C1+C2+(8～12)=22+20+10=52mm
齒輪外圓與內(nèi)箱壁距離 △1>1.2δ=1.2×12=14.4mm 取15mm
齒輪輪轂端面與內(nèi)箱壁距離 △2>δ=12mm 取15mm
箱蓋、箱座肋厚 m1≈0.85δ1=0.85×12=10.2mm
m≈0.85δ=0.85×12=10.2mm
軸承端蓋凸緣厚度 t=(1～1.2)d3=1×12=12mm
第四章 焊接專用夾具的設計（略）
第五章 直流調(diào)速系統(tǒng)設計
一、直流電動機調(diào)速原理
直流電機是機械能和直流電能互相轉換的旋轉機械裝置。直流電機的調(diào)速性能好且啟動轉矩較大，所以本焊接設備采用直流電機，可以得到較好的調(diào)速性能，且傳動準確，穩(wěn)定可靠。
直流電動機的電磁轉矩T與機械負載轉矩T1及空載損耗轉矩T2相平衡。當軸上的機械負載發(fā)生變化時，電動機的轉速、電動勢、電流及電磁轉矩會自動進行調(diào)整，以適應負載的變化，保持新的平衡。電動機的調(diào)速是指在同一負載下獲得不同的轉速，以滿足生產(chǎn)要求。由直流電動機機械特性得他勵電動機轉速公式：
n=(U-IR)/KФ
他勵電動機的接線圖如圖(5)
圖（5）電動機的接線圖
調(diào)速過程：當磁通Ф保持不變時，減小電壓U。由于轉速不會立即發(fā)生變化，反電動勢E也暫不變化，于是電流I減小，轉矩T也減小。如果阻轉矩Tc未變，則T
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