1t數(shù)控座式焊接變位機設計.doc

畢業(yè)設計 論文 說明書 I 摘要摘要 在我國 焊接變位機也已悄然成為制造業(yè)的一種不可缺少的設備 近十年來 這 一產(chǎn)品在我國工程機械行業(yè) 有了較大的發(fā)展 并獲得了廣泛的應用 使用焊接變位 機可縮短焊接輔助時間 提高勞動生產(chǎn)率 減輕工人勞動強度 保證和改善焊接質(zhì)量 并可充分發(fā)揮各種焊接方法的效能 隨著計算機技術(shù)不斷向智能化發(fā)展 自動控制和 信息技術(shù)在制造業(yè)中的廣泛應用 焊接變位機也朝著智能化 多功能化 大型化 集 成化 高精度 高可靠度方向發(fā)展 本文主要論述了焊接變位機的組成 結(jié)構(gòu)及工作 原理 其中它的回轉(zhuǎn)機構(gòu)和傾斜機構(gòu)是本次設計的核心部分 直流電動機通過帶輪傳 動 渦輪蝸桿減速器傳動 使回轉(zhuǎn)工作臺達到要求回轉(zhuǎn)速度 傾斜機構(gòu)則通過二級齒 輪傳動實現(xiàn)工作臺翻轉(zhuǎn) 主要涉及到齒輪傳動設計及軸的設計與校核等 關(guān)鍵詞 關(guān)鍵詞 焊接變位機械 回轉(zhuǎn)機構(gòu) 減速器 傾斜機構(gòu) 畢業(yè)設計 論文 說明書 II Abstract In our country welding positioner has quietly become an indispensable manufacturing equipment Over the past decade the product has made significant development and access to a wide range of applications in the field of construction machinery industry in China The application of welding positioner can reduce the time and raise labor productivity reduce labor intensity of workers to assure and improve the welding quality and give full play to the performance of various welding methods As computer technology continues to become intelligent and a wide range of applications of automatic control and information technology in manufacturing Industry welding positioner also towards to become intelligent multi functional and large scale integrated high precision high reliability This article focuses on the composition structure and working principle of the welding positioner The design of turning gear and the tilting mechanism is the core DC motor through the belt driving worm gear reducer to drive rotary table to meet the required speed The tilted mechanism through the spur gear reducer to make rotary table to flip Mainly related to the design of gear and shaft and it s verification etc Key words welding posioner turning gear retarder tilting mechanism 畢業(yè)設計 論文 說明書 III 目錄目錄 摘要摘要 Abstract 目錄目錄 第第 1 章章 緒論緒論 1 1 1 課題研究的意義及現(xiàn)狀 1 1 2 論文主要研究內(nèi)容 1 第第 2 章章 焊接變位機械概述焊接變位機械概述 2 2 1 焊接變位機械的分類 2 2 2 焊接變位機械的組成 4 2 3 焊接變位機械的工作原理 4 2 4 焊接變位機國家行業(yè)標準 5 第第 3 章章 座式焊接變位機的設計座式焊接變位機的設計 9 3 1 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設計 9 3 2 傾斜機構(gòu)的設計 29 3 3 底座和箱體的簡單設計 32 結(jié)論結(jié)論 33 參考文獻參考文獻 34 致謝致謝 35 附件附件 1 36 附件附件 2 59 畢業(yè)設計 論文 說明書 0 第第1 1章章 緒論緒論 1 11 1 課題研究的意義及現(xiàn)狀課題研究的意義及現(xiàn)狀 伸臂式 傾翻回轉(zhuǎn)式和雙立柱單回轉(zhuǎn)式等普通焊機變位機械在我國已經(jīng)廣泛 應用 國外大型結(jié)構(gòu)件的焊接一般應用機械手 從國內(nèi)目前的工藝現(xiàn)狀及設備投 入情況 全用焊接機器人代替手工焊接作業(yè)條件還不成熟 但是如果沒有焊接變 位機 對于復雜結(jié)件內(nèi)的一些立焊縫 仰焊縫等單純靠人工調(diào)整至容易焊接的平 焊或船焊位置是不可能的 人無法按焊接工藝執(zhí)行 焊接質(zhì)量也無法保證 因此 近年來人工焊接變位機得到國內(nèi)工程機械行業(yè)的廣泛共識 都在加大這方面的投 入 而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(zhì)性的鍛煉 1 21 2 論文主要研究內(nèi)容論文主要研究內(nèi)容 本論文主要對焊接變位機械的分類以及應用進行闡述 并從整體上對座式焊接變 位機進行設計 全文的主要內(nèi)容包括以下幾個方面 1 焊接變位機械分類 2 焊接變位機械的組成 3 焊接變位機械的工作原理 4 回轉(zhuǎn)機構(gòu)中減速器 轉(zhuǎn)軸 軸承等的設計 5 傾斜機構(gòu)中齒輪 滑動軸承等的設計 畢業(yè)設計 論文 說明書 1 第第2 2章章 焊接變位機械概述焊接變位機械概述 2 12 1 焊接變位機械的分類焊接變位機械的分類 焊接變位機械是改變焊件 焊機或焊接空間位置來完成機械化 自動化焊接的各 種機械設備 焊接變位機械的分類及各類所屬設備如下 通常焊接變位機械可分為變位機 翻轉(zhuǎn)機 滾輪架 升降機等四大類 一 焊接變位機 是通過工作臺的旋轉(zhuǎn)和翻轉(zhuǎn)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(zhì)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(zhuǎn)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 二 焊接翻轉(zhuǎn)機 是將工件繞水平軸翻轉(zhuǎn) 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(zhuǎn)機種類繁多 常見的有框架式 頭尾架式 鏈式 環(huán)式等 三 滾輪架 是借助焊件與主動滾輪間的摩擦力帶動圓筒形焊件旋轉(zhuǎn)的機械裝置 主要應用于 回轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)形式可分為三 大類 1 自調(diào)式滾輪架 畢業(yè)設計 論文 說明書 2 2 長軸式焊接滾輪架 3 組合式焊接滾輪架 四 升降機 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 自動焊及裝配作業(yè) 其主要結(jié)構(gòu)形式有 1 管結(jié)構(gòu)肘臂式 2 管筒肘臂式 3 板結(jié)構(gòu)肘臂式 4 立柱式 畢業(yè)設計 論文 說明書 3 圖 2 1 伸臂式焊接變位機 2 22 2 焊接變位機械的組成焊接變位機械的組成 本次設計的座式焊接變位機由回轉(zhuǎn)機構(gòu) 傾斜機構(gòu)及其機架三大部分組成 其中 回轉(zhuǎn)機構(gòu)由工作臺 回轉(zhuǎn)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(gòu)由扇形齒輪 傳遞齒輪 小齒輪 帶制動電動機的擺線針輪減速機等組成 2 32 3 焊接變位機械的工作原理焊接變位機械的工作原理 焊接變位機械主要為達到和保持焊接位置的最佳狀態(tài) 本次設計的座式焊接變位 機是通過改變焊件的位置達到相應要求 其具體的實現(xiàn)過程是 回轉(zhuǎn)機構(gòu)由電動機拖 動 電動機輸出一定的轉(zhuǎn)速 經(jīng)過帶輪一次減速后 然后經(jīng)過二級蝸輪蝸桿減速器兩 次減速 最后由回轉(zhuǎn)主軸 經(jīng)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(gòu)通過整個回轉(zhuǎn)機構(gòu)的傾斜實現(xiàn)回轉(zhuǎn)工作臺的傾斜 座式焊接變位機的結(jié)構(gòu)特點是工作臺連同回轉(zhuǎn)機構(gòu)支承在兩邊的傾斜 軸上 工作臺以焊速回轉(zhuǎn) 傾斜軸通過機構(gòu)傳動或液壓缸多在 140 范圍內(nèi)恒速傾斜 此種變位機對生產(chǎn)的適應性較強 承載能力可達 50t 再焊接結(jié)構(gòu)生產(chǎn)中應用最為廣 畢業(yè)設計 論文 說明書 4 泛 2 42 4 焊接變位機 焊接變位機 PositionerPositioner 國家行業(yè)標準 國家行業(yè)標準 2 4 12 4 1 范圍 本標準規(guī)定了焊接變位機的型號 參數(shù) 技術(shù)要求 檢驗及驗收規(guī)則 包裝及標 志等方面的內(nèi)容 本標準適用于各種類型的焊接變位機 2 4 22 4 2 引用 標準列標準所包含的條文 通過在本標準中引用而構(gòu)成為本標準的條文 本標準 出版時 所示版本均為有效 所有標準都會被修訂 使用本標準的各方應探討使用下 列標準最新版本的可能性 GB T 4064 1983 電氣設備安全設計導則 2 4 32 4 3 術(shù)語 2 4 32 4 3 1 1 最大負荷 Q 變位機所允許承載的工件最大重量 kg 2 4 32 4 3 2 2 偏心距 A 工作臺面處于鉛垂位置時 最大負荷 工件 的重心距工作臺回轉(zhuǎn)軸線的距離 mm 2 4 32 4 3 3 3 重心距 B 工作臺面處于鉛垂位置時 最大負荷 工件 的重心距工作臺面的距離 mm 2 4 32 4 3 4 4 回轉(zhuǎn)速度 n1 工作臺繞其回轉(zhuǎn)軸 圖 1 中 z 軸 回轉(zhuǎn)的速度 r min 2 4 32 4 3 5 5 傾斜速度 n2 工作臺繞其傾斜轉(zhuǎn)軸 圖 2 2 中 y 軸 傾斜的速度 min 2 4 32 4 3 6 6 傾斜角度 工作臺可傾斜的角度 見圖 1 2 4 32 4 3 7 7 臺面高度 H 工作臺在最低水平位時 其臺面距地面的距離 見圖 1 mm 畢業(yè)設計 論文 說明書 5 2 4 42 4 4 型號與參數(shù) 2 4 42 4 4 1 1 型號表示方法 變位機型號用漢語拼音字母和阿拉伯數(shù)字表示 HB HB 焊接變位機名稱代號 H 和 B 分別為 焊 字和 變 字的漢語拼音第一個字母 最大負荷 Q 值 kg 變位機工作臺調(diào)高功能代號 用 1 或 2 表示 1 表示工作臺高度固定 2 表示工 作臺高度可調(diào) 標記示例 HB500 2 表示最大負荷為 500kg 工作臺高度可調(diào)的焊接變位機 2 4 4 22 4 4 2 參數(shù) 焊接變位機的型號及參數(shù)要求如下 表 2 1 焊接變位機的型號及參數(shù) 型號型號最大負最大負 荷荷 Q KG 偏心距偏心距 A MM 重心距重心距 B MM 臺面高臺面高 度度 H MM 回轉(zhuǎn)速度回轉(zhuǎn)速度 N1 R MIN 焊接額焊接額 定電流定電流 A MA 傾斜角傾斜角 度度 HB252540 63 0 50 16 00315135 HB252550 80 0 25 8 00500135 HB10010063 100 0 10 3 15500135 HB250250160 400 1000 0 05 1 60630135 HB500500160 400 1000 0 05 1 601000135 HB10001000250 400 1250 0 05 1 601000135 HB20002000250 400 1250 0 03 1 001250135 HB31503150250 400 1600 0 03 1 001250135 HB40004000250 400 1600 0 03 1 001250135 HB50005000250 400 1600 0 025 0 801250135 HB80008000200 400 1600 0 025 0 801600135 畢業(yè)設計 論文 說明書 6 HB1000 0 10000200 400 2000 0 025 0 801600135 HB1600 0 16000200 500 2000 0 016 0 501600120 HB2000 0 20000200 630 2500 0 016 0 502000120 HB3150 0 31500200 800 2500 0 016 0 502000120 HB4000 0 40000160 800 3150 0 010 0 3152000105 HB5000 0 50000160 1000 3150 0 010 0 3152000105 HB8000 0 80000160 1000 3150 0 010 0 3152000105 圖 2 2 焊接變位機示意圖 此處省略 NNNNNNNNNNNN 字 如需要完整說明書和設計圖紙等 請 聯(lián)系 扣扣 九七一九二零八零零 另提供全套機械畢業(yè)設計下載 該論文已經(jīng)通過答辯 畢業(yè)設計 論文 說明書 7 2 4 52 4 5 技術(shù)要求 2 4 5 12 4 5 1 回轉(zhuǎn)驅(qū)動 2 4 5 1 12 4 5 1 1 回轉(zhuǎn)驅(qū)動應實現(xiàn)無級調(diào)速 并可逆轉(zhuǎn) 2 4 5 1 22 4 5 1 2 在回轉(zhuǎn)速度范圍內(nèi) 承受最大載荷時轉(zhuǎn)速波動不超過 5 2 4 5 22 4 5 2 傾斜驅(qū)動 2 4 5 2 12 4 5 2 1 傾斜驅(qū)動應平穩(wěn) 在最大負荷下不抖動 整機不得傾覆 最大負荷 Q 超過 25kg 的 應具有動力驅(qū)動功能 2 4 5 2 22 4 5 2 2 應設有限位裝置 控制傾斜角度 并有角度指示標志 2 4 5 2 32 4 5 2 3 傾斜機構(gòu)要具有自鎖功能 在最大負荷下不滑動 安全可靠 2 4 5 32 4 5 3 其他 2 4 5 3 12 4 5 3 1 變位機控制部分應設有供自動焊用的聯(lián)動接口 2 4 5 3 22 4 5 3 2 變位機應設有導電裝置 以免焊接電流通過軸承 齒輪等傳動部位 導電 裝置的電阻不應超過 1m 其容量應滿足焊接額定電流的要求 2 4 5 3 32 4 5 3 3 電氣設備應符合 GB T 4064 的有關(guān)規(guī)定 2 4 5 3 42 4 5 3 4 工作臺的結(jié)構(gòu)應便于裝卡工件或安裝卡具 也可與用戶協(xié)商確定其結(jié)構(gòu)形 式 2 4 5 3 52 4 5 3 5 最大負荷與偏心距及重心距之間的關(guān)系 應在變位機使用說明書中說明 2 4 62 4 6 檢驗項目及驗收規(guī)則 2 4 6 12 4 6 1 檢測輸出軸 工作臺 轉(zhuǎn)速 結(jié)果應符合表 2 1 和 2 4 5 1 的要求 2 4 6 22 4 6 2 首次生產(chǎn)時 應進行變位機的空轉(zhuǎn)及負荷試驗 結(jié)果應符合表 2 1 及 2 4 5 1 和 2 4 5 2 的要求 2 4 6 32 4 6 3 變位機應備有產(chǎn)品合格證書和使用說明書 2 4 72 4 7 標志與包裝 2 4 72 4 7 1 1 變位機應涂敷防銹底漆及表層漆 涂層應牢固 其中表層涂漆色彩應協(xié)調(diào)美 觀 2 4 72 4 7 2 2 變位機應在標牌上標明名稱 型號 最大負荷 工作電壓 電機功率 出廠日 畢業(yè)設計 論文 說明書 8 期 制造廠家等 2 4 72 4 7 3 3 變位機的包裝應牢固可靠 符合運輸部門的有關(guān)規(guī)定 第第 3 章章 座式焊接變位機的設計座式焊接變位機的設計 3 1 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設計回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設計 畢業(yè)設計 論文 說明書 9 3 1 1 工作臺及其工件總質(zhì)量 回轉(zhuǎn)主軸的危險斷面位于軸承處 所受的Kgm1300 彎曲力矩為 圖 3 1 回轉(zhuǎn)主軸受力分析示意圖 3 1 sincossin2cossin 2 2 2 2 hG ehMw 其中 綜和質(zhì)量G 偏心距e 臺面高度 h 回轉(zhuǎn)軸傾斜角 回轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)角 根據(jù)焊接變位機國家行業(yè)標準 mme250 mmh750 其中重心距取 600mm 其軸承處的扭矩 畢業(yè)設計 論文 說明書 10 3 2 cossin eG Mn 按第三強度理論折算的當量彎矩為 3 3 22 MMM nw xd 2 22 sincossincos eheG 該式在滿足條件時才出現(xiàn)最大值 其值為 sin h e ctg 3 4 ehM G xd 22 max 對于指定的變位機 該數(shù)據(jù)由文獻 10 表 7 11 查得 33 0 h e 3 5 74 71 1 min h e ctg 3 6 74 1612 min 1 max h e ctg 因此回轉(zhuǎn)主軸的強度可選在 的范圍內(nèi)任意位置進行計算 min max 主軸材料用 45 號鋼 調(diào)制處理 61 1 3 7 Kn 1 5 15 1 2755 0 Mpa d 3 8 mm 1 118 10 1 61 25 0 75 0 1274010ehG10 3 6 22 3 22 取 d 120mm 校驗主軸 3 9 Mpa ehd Ge d ehG 6 222 3 22 10 6 58 3 110 其中 Mpa 1 61 初步確定主軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下圖 畢業(yè)設計 論文 說明書 11 圖 3 2 主軸的結(jié)構(gòu)與裝配 3 1 2 減速器的設計減速器的設計 3 1 2 1 二級渦輪蝸桿的設計二級渦輪蝸桿的設計 3 1 2 1 1 二級渦輪蝸桿尺寸的計算二級渦輪蝸桿尺寸的計算 總傳動比 初選電機為滿載轉(zhuǎn)速 1440r min 的直流電動機 工作臺設計回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速為0 1 0 6r min 2400 3 10 n n i m 總 6 0 1440 平均傳動比 初選帶傳動的傳動比1 4 帶 i 3 11 平均 i 4 41 4 1 2400 取實際蝸桿頭數(shù) Z 1 1 蝸輪齒數(shù) Z Z 41 4 3 12 21 平均 i 則 Z 41 2 查文獻 3 表蝸桿渦輪參數(shù)的匹配 GB10085 88 取 Z 41 10 90 0 22 m 1 d 2 x 畢業(yè)設計 論文 說明書 12 根據(jù)蝸輪蝸桿工作情況 選取蝸桿特性系數(shù) q 9 蝸桿模數(shù) 10 1 m 2 m 則蝸桿尺寸 90 3 12 1 dqmmm 2 90 20 110 3 13 1a d 1 d 1a hmm 2 90 24 66 3 14 1f d 1 d 1f hmm 蝸輪尺寸 分度圓直徑 Z 10 41 410 3 15 2 dm 2 mm 齒頂圓直徑 d 2 430 3 16 2a d 2 mmm 齒根圓直徑 d 21 2 386 3 17 2f2 dm mm 渦輪齒寬 0 75 82 5 3 18 B 1a dmm 3 1 2 1 2 蝸輪的齒面接觸疲勞強度校核蝸輪的齒面接觸疲勞強度校核 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 3 19 2 2 qZm a mm250 2 94110 接觸疲勞強度 ZZ 3 20 H E 3 2 a TK Z 材料的彈性影響系數(shù) E 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 Z 155 E Mpa 2 1 Z 兩材料的接觸系數(shù) 由文獻 1 表 11 18 查得 Z 2 6 畢業(yè)設計 論文 說明書 13 K 工作載荷系數(shù) K A K K V K K 機械使用系數(shù) A K 由文獻 1 表 10 2 得 1 15 A K 齒面載荷分布系數(shù) K 由文獻 1 表 10 4 得 K 動載系數(shù) V K 由文獻 1 表 10 8 得 1 V K 齒間載荷分配系數(shù)系數(shù) K 由文獻 1 表 10 3 得 1 K tan 3 21 9 1 1 q Z 得 6 34 12740 3 22 2 TGemN 318525 0 滑動速度 3 23 sm ndV Vs 02 0 34 6 cos100060 411 09014 3 cos100060cos 211 查表蝸桿傳動的當量摩擦角 6 5 v 3 24 53 0 6 534 6 tan 9 1 tan tan v 3 25 51 0 99 0 98 0 56 0 總 其中軸承效率 0 99 攪油效率 0 98 畢業(yè)設計 論文 說明書 14 3 26 N i T T3 152 51 0 41 3185 2 1 總 所以接觸疲勞強度 3 27 MpaMpa H 268 1 195 25 0 99 0 98 0 31851115 1 6 210155 3 3 其中 蝸桿螺旋面硬度 268Mpa 3 1 2 1 3 蝸輪的齒根彎曲疲勞強度校核蝸輪的齒根彎曲疲勞強度校核 根據(jù)公式 3 28 FFaF YY mdd KT 2 21 2 53 1 其中 Y 蝸輪齒形系數(shù) 2Fa 可由蝸輪的當量齒數(shù) Z 及蝸輪變位系數(shù) X 決定 2V2 可由文獻 1 圖 11 19 查得 Y 2 4 2Fa Y 螺旋角影響系數(shù) 1 1 0 955 3 29 Y 140 140 34 6 2 4 0 955 3 59 3 30 F 1041 0 09 0 99 0 98 0 3185 15 1 53 1 4 10 Mpa 1 37 56 76 72 3 31 F FN K H Mpa 其中 可由文獻 1 表 11 8 查得 56 H H Mpa 為壽命系數(shù) FN K N 為應力循環(huán)系數(shù) N 60 j nL 60 1 0 6 21900 788400 3 32 2 h J 蝸輪每轉(zhuǎn)一次 每個輪齒的嚙合次數(shù) 這里取 j 1 n 蝸輪轉(zhuǎn)速 0 6 22 nmin r 畢業(yè)設計 論文 說明書 15 L 工作壽命 h L 365 6 10 21900 3 33 h h 1 37 3 34 FN K 8 7 10 N 蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件 F F 3 1 2 1 4 蝸桿的剛度校核蝸桿的剛度校核 蝸桿受力后如產(chǎn)生過得變形 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 3 35 y yL EI FF rt 2 1 2 1 48 其中 y 蝸桿材料許用的最大撓度 3 36 y 1000 1 d 1000 90 mm09 0 其中 d 為蝸桿分度圓直徑 1 E 蝸桿材料的彈性模量 E 2 07Mpa 5 10 I 蝸桿危險截面的慣性矩 3 37 I 64 4 1f d 其中 d為蝸桿的齒根圓直徑 1f d 66mm 1f 5 958 10 3 38 I 64 664 7 L 蝸桿兩端支撐點間的跨距 L 0 9 0 9 369 3 39 2 d410 mm 蝸桿所受的圓周力 1t F 畢業(yè)設計 論文 說明書 16 3384 4 3 40 1t F 1 1 2 d T 09 0 3 1522 N 蝸桿所受的徑向力 1r F tan20 5828 5 3 41 1r F 2t F tan tan 2 2 2 d T 41 0 99 0 98 0 3185 2 N 其中為蝸輪齒形角 20 0 369 0 073 3 42 64 66 0 14 3 1007 2 48 5 5828 4 3384 4 5 22 y 3 y 0 073 0 09 y 蝸桿的剛度滿足使用條件 3 1 2 1 5 選取蝸桿傳動的潤滑方法選取蝸桿傳動的潤滑方法 根據(jù)蝸輪蝸桿的相對滑動速度 V 0 02 s s 載荷類型為重型載荷 故可采用油池潤滑 3 1 2 1 6 二級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置二級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置 1000 1 s 3 43 0 t a t P d 其中 周圍空氣的溫度 常溫情況下可取 a t 蝸桿蝸輪的傳動效率 0 53 箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 可取 8 15 17 45 w m d d 當周圍空氣流動良好時 可取偏大值 這里取 17 dd P 輸入功率 157 41 0 404kw 3 44 PwT 2 60 26 0 t 20 20 53 2 73 2 3 45 6 035 0 17 53 0 1404 0 73 2 80 其中 80 為其臨界溫度 畢業(yè)設計 論文 說明書 17 故在通風良好的情況下 不需要加散熱裝置 3 1 2 2 一級蝸輪蝸桿的設計一級蝸輪蝸桿的設計 3 1 2 2 1 一級渦輪蝸桿尺寸的計算一級渦輪蝸桿尺寸的計算 選取實際蝸桿頭數(shù) Z 1 蝸輪齒數(shù) 1 Z i Z 3 46 2 1 Z 41 2 查文獻 3 表蝸桿渦輪參數(shù)的匹配 GB10085 88 選取 5 10 x 0 5mq 2 則蝸桿尺寸 50 3 47 1 dqmmm 2 50 10 60 3 48 1a d 1 d 1a hmm d 2 50 12 38 3 49 1f1 d 1f hmm 蝸輪尺寸 分度圓直徑 Z 5 41 205 3 50 2 dm 2 mm 齒頂圓直徑 2 1 x 205 2 210 3 51 2a d 2 dm 5 015 mm 齒根圓直徑 2 1 2 x 205 2 188 3 52 2f h 2 dm 5 02 15 mm 渦輪齒寬 0 75 45 3 53 B 1a dmm 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 3 1 2 2 2 蝸輪的齒面接觸疲勞強度校核蝸輪的齒面接觸疲勞強度校核 首先蝸輪蝸桿材料選用 蝸輪選用鑄造錫青銅 zCuSn10P1 畢業(yè)設計 論文 說明書 18 蝸桿選用 20Cr 蝸輪蝸桿中心矩 a 125 3 54 2 2 21 xmdd 2 5 05220550 mm 根據(jù)接觸疲勞強度公式 Z 3 55 H E Z 3 2 a TK Z 材料的彈性影響系數(shù) 單位是 Mpa E 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 155 E ZMpa 2 1 兩材料的接觸系數(shù) Z 由文獻 1 表 11 18 查得 Z 2 5 工作載荷系數(shù) K 3 56 K A K K V K K 其中 機械使用系數(shù) A K 由文獻 1 表 10 2 得 1 15 A K 齒面載荷分布系數(shù) K 由文獻 1 表 10 4 得 K 動載系數(shù) V K 由文獻 1 圖 10 8 得 1 V K 齒間載荷分配系數(shù) K 由文獻 1 表 10 3 得 1 K tan 3 57 10 1 1 q Z 得 5 71 畢業(yè)設計 論文 說明書 19 3 58 2 T157 99 0 98 0 3 152 mN 滑動速度 Vs 3 59 sm ndV 44 0 71 5 cos100060 41411 05014 3 cos100060cos 111 查文獻 1 表 11 18 蝸桿傳動的當量摩擦角 25 3 v 3 60 634 0 25 3 71 5 tan 10 1 tan tan v 3 61 615 0 99 0 98 0 634 0 總 其中軸承效率 0 99 攪油效率 0 98 3 62 1 TN i T 04 6 634 0 41 157 2 總 所以接觸疲勞強度 155 3 63 H Mpa 8 117 125 0 1571115 1 5 210 3 3 其中蝸桿螺旋面強度 268Mpa 鑄造錫青銅蝸輪的基本許用應力 由文獻 1 表 11 7 查得 H 268 H Mpa K 0 86 268 231 4 3 64 H FN H Mpa 其中 蝸輪蝸桿工作壽命系數(shù) FN K N 為應力循環(huán)系數(shù) N 60 j nL 60 1 0 6 41 21900 32324400 3 65 2 h J 蝸輪每轉(zhuǎn)一次 每個輪齒的嚙合次數(shù) 這里取 j 1 n 蝸輪轉(zhuǎn)速 n 24 6 22 min r 畢業(yè)設計 論文 說明書 20 L 工作壽命 h 365 6 10 21900h 3 66 h L 0 86 3 67 FN K 8 7 10 N 蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件 F F 3 1 2 2 3 蝸輪的齒面彎曲疲勞強度校核蝸輪的齒面彎曲疲勞強度校核 根據(jù)公式 3 68 F FFa YY mdd KT 2 21 2 53 1 其中 Y 蝸輪齒形系數(shù) 2Fa 可由蝸輪的當量齒數(shù) Z 及蝸輪變位系數(shù) X 決定 2V2 可由文獻 1 圖 11 19 查得 Y 3 0 2Fa Y 螺旋角影響系數(shù) Y 1 1 0 959 3 69 140 140 71 5 3 0 0 959 1 55 3 70 F 5205 0 05 0 15715 1 53 1 4 10 Mpa 0 86 56 48 16 3 71 F FN K H Mpa 其中 可由文獻 1 表 11 8 查得 56 H H Mpa 為壽命系數(shù) FN K 蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件 F F 3 1 2 2 4 蝸桿的剛度校核蝸桿的剛度校核 蝸桿受力后如產(chǎn)生過得變形 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 3 72 y yL EI FF rt 2 1 2 1 48 畢業(yè)設計 論文 說明書 21 其中 y 蝸桿材料許用的最大撓度 0 05 3 73 y 1000 1 d 1000 50 mm 其中 d 為蝸桿分度圓直徑 1 E 蝸桿材料的彈性模量 E 2 07 5 10 Mpa I 蝸桿危險截面的慣性矩 3 74 I 64 4 1f d 其中 d為蝸桿的齒根圓直徑 1f d 38mm 1f 1 02 10 3 75 I 64 384 5 L 蝸桿兩端支撐點間的跨距 L 0 9d 0 9 184 5 3 76 2 205 mm 蝸桿所受的圓周力 1t F 241 6 3 78 1t F 1 1 2 d T 05 0 04 6 2 N 蝸桿所受的徑向力 1r F tan20 557 5 3 79 1r F 2t F tan tan 2 2 2 d T 205 0 1572 N 其中 為蝸輪齒形角 20 184 5 0 00375 3 80 64 3814 3 1007 2 48 5 557 6 241 4 5 22 y 3 0 00375 0 05 蝸桿的剛度滿足使用條件 yy 畢業(yè)設計 論文 說明書 22 3 1 2 2 5 蝸桿傳動的潤滑方法蝸桿傳動的潤滑方法 根據(jù)蝸輪蝸桿的相對滑動速度 V 0 44 s sm 載荷類型為重型載荷 故可采用油池潤滑 3 1 2 2 6 一級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置一級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置 3 81 0 t a t s P d 11000 其中 周圍空氣的溫度 常溫情況下可取 20 a t 蝸桿蝸輪的傳動效率 0 634 箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 可取 8 15 17 45 w m d d 當周圍空氣流動良好時可取偏大值 這里取 17 d d P 輸入功率 6 04 41 41 0 637 3 82 PwT 2 60 26 0 kw 20 20 43 63 3 83 0 t 26 035 0 17 634 0 1637 0 63 80 其中 80 為其臨界溫度 故在通風良好的情況下 不需要加散熱裝置 3 1 2 2 7 一級渦輪蝸桿傳動渦輪軸的校核一級渦輪蝸桿傳動渦輪軸的校核 圖 3 3 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 按扭轉(zhuǎn)強度條件計算 畢業(yè)設計 論文 說明書 23 1 T 2t F 2a F 1r F 1t F 1a F 59 228 1 R 2 R a 2t F 1r F 59228 1 R 2 R 220 4N m H M 59228 1 R 2 R 1t F M 132 6N m 482 0N m V M T 圖 3 4 軸的載荷分析圖 2r F 2r F 826 4N m b c d 107 9N m 畢業(yè)設計 論文 說明書 24 其中 3384 4 5828 5 1531 7 1t FN 1r FN 1a F 2t FN 1531 7 3 84 2t F 2 2 2 d T N 557 5 3 85 2r F 2t F tan N 956 7 3 86 2 2 2 1 MMM 22 482 4 826 mN 131 1 ca 22 2 4 W T W M W TM 2 2 3 22 901 0 10001573 01000 7 956 14 取 Z 20 Z 1 4 20 28 則 9 525 min12 b Pmm 畢業(yè)設計 論文 說明書 25 3 1 2 3 計算帶輪節(jié)圓直徑 60 67 3 89 1 1 ZP d b 20525 9 mm 84 94 3 90 2 d 2 ZPb 28525 9 mm 3 1 2 4 計算帶長 L 2 a cos 3 91 p 0 2 21 dd 180 12 dd 要求 0 7 3 92 21 dd 0 a 21 2dd 即 102mm 0 a 2 291 mm 取 a 200 0 mm arcsin 3 48 3 93 a dd 2 12 則 L 2 3 14 2 3 14 180 p 998 0 200 94 8467 60 67 6094 8448 3 629 3mm inv 3 14 14 92 3 94 12 2 ZZ ZZb 2028 2866 5 86 實際中心距 198 8 3 95 cos2 12 0 ZZP a b mm 3 1 2 5 帶輪傳動額定功率 3 96 Z KP 0 PKW 1 1 3 97 Z K W K 14 1 0 s s b b b 25 4mm b 估計為 25 4mm 0ss 畢業(yè)設計 論文 說明書 26 3 1 2 6 輪寬 b 25 4 24 42 98 s b 0s 14 1 1 0 PK P Z d 14 1 1 15 1 1 1 1 mm 所以可取為 25 4 s bmm 3 1 3 回轉(zhuǎn)機構(gòu)中標準件的校核回轉(zhuǎn)機構(gòu)中標準件的校核 3 1 3 1 軸承校核軸承校核 3 1 3 1 1 一級渦輪蝸桿傳動蝸桿軸軸承校核一級渦輪蝸桿傳動蝸桿軸軸承校核 選取 7009AC 角接觸球軸承正裝 241 6 557 5 1531 7 1t FN 1r FN 1a FN 1r F 1t F 1a F 圖 3 5 軸承受力圖 求的軸承處支反力 303 8 1 R 2 R 22 2 5 557 2 6 241 N 軸向力 F 1531 7 ae N 派生軸向力 0 68 206 6 1d F 1 RN 0 68 206 6 2d F 2 RN F 1d F 1a2d F 所以軸承 1 放松 軸承 2 壓緊 軸向力 206 6 1a F 1d FN 畢業(yè)設計 論文 說明書 27 F 1738 3 2a F 1d F ae N 0 68 0 7 1 1 R Fa 8 303 6 206 則當量動載荷 206 6 1r P 1 RN 2 2 R Fa 7 0 8 303 3 1738 則當量動載荷 0 41 0 85 0 41 1602 28 2r P 2 R 2a F 5 173885 0 8 303 N 所以 2d F ae F 1a F 所以軸承 1 壓緊 軸承 2 放松 軸向力 F 1290 1 2853 3 4143 4 1a F 2d F ae N 2853 3 2a F 2d FN 0 966 0 7 總1 1 R Fa 8 4158 4 4143 則當量動載荷 0 41 0 85 5185 4 1r P 1 R 1a FN 總2 2 R Fa 7 068 0 1 4196 3 2853 則當量動載荷 4196 1 2r P 總2 RN 所以 校核軸承 1 1r P 2r P 3 9 3 100 n L n60 106 P C 3 6 04160 106 4 5185 1000 2 43 35 10 h 符合要求 畢業(yè)設計 論文 說明書 29 3 1 3 2 鍵的選擇與校核鍵的選擇與校核 3 1 3 2 1 一級渦輪蝸桿傳動 依據(jù)軸頸查文獻 1 表 6 1 取l 2263b h 14mm 校核 11 7 120 150 3 101 p kld T 3 2 102 852263145 0 101572 3 Mpa p Mpa 符合條件 3 1 3 2 2 二級渦輪蝸桿傳動 依據(jù)軸頸查文獻 1 表 6 1 取l 3280b h 18mm 校核 95 3 120 150 3 102 p kld T 3 2 102 1282280185 0 1031852 3 Mpa p Mpa 符合條件 3 2 傾斜機構(gòu)的設計傾斜機構(gòu)的設計 3 2 1 傾斜軸的設計傾斜軸的設計 3 2 1 1 傾斜軸尺寸計算傾斜軸尺寸計算 估計回轉(zhuǎn)工作臺及回轉(zhuǎn)機構(gòu)的總重量 20009 8 19600GKg N 其對傾斜軸的最大傾覆力矩 19600 15484 3 103 T MG 22 eh 22 25 075 0 mN 預估滑動軸承處軸頸 120mm 則 1 1 0 5 120 2 400 1 0225 3 104 f K R fd 2 主軸在 90 0 時 支反力 1 C 3 14 0 19600 9 04 0 25 0 3 15 0 0225 1 45092 3N 主軸在 90 時 K 畢業(yè)設計 論文 說明書 30 支反力K 21 CC 1 2R G 22 1 ehR f 019 1 4 0 4 02 19600 22 eh 33305 9N C 取大值 1 所以實心軸頸 76 7 3 105 d 3 11 5 lC 3 6 1060 12 0 3 450925 mm 取 120mm 符合條件d 3 2 1 2 傾斜軸的強度校核傾斜軸的強度校核 傾斜軸強度校核 37 1 22 2 2 1 2 2 3 4tF eh W LG 4 19600 22 22 3 2 01 0 204 0 25 0 9 0 3 12 0 1 0 3 1 Mpa 3 106 傾斜軸選用 45 號鋼調(diào)質(zhì) 60 Mpa 3 2 2 齒輪設計齒輪設計 扇形大齒輪選取 8 101mZ 傳遞齒輪選取 8 67mZ 小齒輪選取 8 17mZ 傾斜機構(gòu)齒輪為開式傳動 按齒根彎曲疲勞強度校核 傾斜機構(gòu)的齒輪為開式傳動 校核其齒根彎曲疲勞強度 公式為 3 107 F bm YYKF SaFat F 扇形大齒輪 38326 7 t F d T 2 808 0 154842 N 1 0 1 518K VAK K K K38 1 1 10 1 2 18 Fa Y 畢業(yè)設計 論文 說明書 31 1 79 Sa Y 70bmm 8mmm 則 405 4 F 6 10870 79 1 18 2 7 38326518 1 Mpa 489 2 3 108 F S KN lim 3 1 5302 1 Mpa 符合要求 F F 傳遞齒輪 38326 7 t F d T 2 808 0 154842 N 1 0 1 529K VAK K K K39 1 1 10 1 2 25 Fa Y 1 74 Sa Y 87bmm 8mmm 則 329 6 F 6 10887 74 1 25 2 7 38326529 1 Mpa 486 9 F S KN lim 25 1 53015 1 Mpa 符合要求 F F 小齒輪 38326 7 t F d T 2 136 0 2 26062 N 1 0 2 244K A K K V K K04 2 1 10 1 2 97 Fa Y 1 52 Sa Y b 110mm m 8mm 畢業(yè)設計 論文 說明書 32 則 441 2 F 6 108110 52 1 97 2 7 38326244 2 Mpa 530 8 F S KN lim 3 1 60015 1 Mpa 符合要求 F F 3 2 底座和箱體的簡單設計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(jié)構(gòu)尺寸和大小 決定于安裝在它的內(nèi)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(jié)構(gòu)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(zhì)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(jīng)驗公式 經(jīng)驗數(shù)據(jù) 或比照現(xiàn)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(jīng)驗公式和比照的方法進行設計 畢業(yè)設計 論文 說明書 33 結(jié)論結(jié)論 本論文結(jié)合 1t 座式焊接變位機的基本要求和特點 對焊接變位機的設計進行了闡 述以及計算 所做的工作主要有以下幾個方面 1 焊接變位機械的分類 2 座式焊接變位機的組成 3 座式焊接變位機的工作原理 4 回轉(zhuǎn)機構(gòu)中減速器 轉(zhuǎn)軸 軸承等的設計 5 傾斜機構(gòu)中齒輪 滑動軸承等的設計 6 回轉(zhuǎn)機構(gòu)裝配圖的繪制 7 座式焊接變位機裝配圖的繪制 8 回轉(zhuǎn)機構(gòu)箱體零件的繪制 畢業(yè)設計 論文 說明書 34 參考文獻參考文獻 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 周壽森 焊接機構(gòu)生產(chǎn)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(jié)構(gòu)分析基礎 M 上海 上?？茖W技術(shù)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(shù) 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 第二版 M 北京 機械工業(yè)出版社 2004 13 劉鴻文 材料力學 M 北京 高等教育出版社 2006 14 張海根 機電傳動控制 M 北京 高等教育出版社 2001 15 陳于萍 周兆元 互換性與測量技術(shù)基礎 M 北京 機械工業(yè)出版社 2007 16 李慶芬 朱世范 陳其廉 機電工程專業(yè)英語 M 哈爾濱 哈爾濱工程大學出版社 2007 畢業(yè)設計 論文 說明書 35 致謝致謝 本次論文是在終結(jié)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(nèi)容 是培養(yǎng)高級工程技 術(shù)人才的一次綜合訓練 經(jīng)過論文的選材 開題 構(gòu)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(guān)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 本論文是在劉琨明老師及其院里老師的悉心幫助 指導下完成的 在此表示真誠 的謝意 畢業(yè)設計 論文 說明書 36 附件附件 1 外文資料翻譯 畢業(yè)設計 論文 說明書 37 外文資料翻譯 1 高精度數(shù)控焊接變位機控制系統(tǒng)設計與實現(xiàn)高精度數(shù)控焊接變位機控制系統(tǒng)設計與實現(xiàn) 石 圩 樊 丁 陳 劍 虹 摘摘 要要 研制弧焊機器人用數(shù)控焊接變位機對弧焊機器人柔性加工單元 WE MC 的設 計具有重要的意義 作者以基于數(shù)字信號處理器 DSP 的研華多軸運動控制卡 P C L