焊接变位机课程设计报告

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1、目录1.设计方案确定1.1设计要求、技术要求.1.2回转机构的确定.1.3倾斜机构的确定.1.4机构预期寿命估算.2.回转机构设计2.1回转轴强度计算.2.2根据回转轴直径及受力情况选择轴承.2.3设计回转轴结构尺寸、选择键.2.4回转机构驱动功率计算及电机选择.2.5设计回转轴减速机构.2.6回转主轴受力分析及校核，轴承校核.3.倾斜机构设计. 3.1方案确定 3.2最大倾斜力矩计算 3.3V带传动 3.4涡轮蜗杆传动3.5扇形齿轮机构 3.6倾斜轴及轴承设计4.总结 .参考文献1.设计方案确定 图1-11.1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

2、斜速度工作台尺寸重心高度偏心距工作台倾斜角度电机驱动电机驱动660Kg0-1r/min0-1r/min700mm340mm200mm0-1351.2回转机构的确定由于工作台回转速度低，调速范围长，额定功率低，所以选择直流电动机；因为总传动比较大，故可选择外购一个减速器及涡轮蜗杆机构，选用一级齿轮。1.3倾斜机构的确定工作台的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。工作台的倾斜一般是为了使焊件定位，所以其倾斜速度多是恒定的，可以采用异步电动机驱动。选择两级减速器，涡轮蜗杆减速器，及半圆齿轮机构，从而形成工作台0135的调节范围。1.4机构预期寿命估算机构预期使用寿命为5年，

3、由于变位机上面焊件不总是在全自动化条件下焊接及安装和取放，即不是连续工作，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5*300*2*8*50%=12000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1-22.回转机构设计2.1回转轴强度计算2.1.1当量弯矩的计算如下图2-1，X 、Y、Z三轴方向设定为主轴方向，Y垂直主轴方向沿纸面向上，X轴垂直主轴纸面向外。主轴受力有弯矩和扭矩。设Mx为绕X轴，My为绕Y轴。在焊件和夹具等综合作用下，回转轴的危险截面在轴承A处，A点截面处的弯矩为：Mw= ， Mx=G1h+G2esi

4、nbMy=G2ecosb，且G1=Gsina，G2=Gcosa 整理得：Mw=G G-综合重量e-综合重量偏心距h-综合重心高b-回转轴的转角a-回转轴的倾斜角A截面的所受扭矩 Mn= G1ecosb=Gesina cosb按照第三强度理论折算当量弯矩 Mxd= 当a与b满足cota=sinb时当量弯矩有最大值Mxdmax=G=660*9.8*=2551378Nm=255Mpa2.1.2初步计算轴径根据Mxdmax初步确定回转轴直径：主轴材料选用45#钢调质状态，其弯曲疲劳强度极限s-1=275MPa许用应力 s= s-1见机械设计表17-2e-比例因子，取0.5；K-应力集中系数，取1.5；

5、n-安全系数，取1.6。则有 s=50.55MPa主轴直径d 取d=80mm所以最小直径dmin=80mm2.2根据回转轴直径及受力情况选择轴承由于轴承受径向作用及轴向作用力，故选用圆锥滚子轴承，dmin=85mm。根据要求，选用圆锥滚子轴承30217。基本尺寸 d=85mm D=150mm B=28mm 基本额定负载Cr=178KN Cor=238KN 见机械设计课程设计表12-32.3设计回转轴结构尺寸选择键2.2.1回转轴结构尺寸确定根据轴的最小尺寸d=80mm轴承内径d=85mm，初步确定轴的个部分尺寸如下图2-2径向尺寸 轴向尺寸d1=dmin=80mm l1=85mmd2=85mm

6、 l2=135mmd3=90mm l3=133mm 涡轮宽度B0.75da1d4=100mm l4=98mmd5=85mm l5=30.5mm2.3.2回转轴键的确定 轴段上的直径为80mm，则可取圆头普通平键，公称尺寸b*h=22mm*14mm 键长l=63mm轴段上的直径为90mm，则可取圆头普通平键，公称尺寸b*h=25mm*14mm 键长l=110mm 选取见机械设计课程设计表11-282.4回转机构驱动功率计算及电机选择2.4.1回转机构驱动功率计算由分析可知，在主轴呈水平位置时，即a=90，b=0时，扭转力矩最大，且Mnmax=Ge，用该值计算回转轴的驱动功率： N= N-回转轴的

7、驱动功率KWn-回转轴的最大转速r/minh-回转轴系统的传动效率Mf-轴承处的摩擦力矩Nm 且 Mf=0.5f（Fada+Fbdb）f-轴承的摩擦系数da 、 db-A、B处的轴径Fa 、 Fb-a=90，b=0时A、B处合成支反力。 Fa = Fb= 见焊接工装夹具及变位机械表2-1由设计可得，l=215mm，=111.5mm，R=200mm代入上式Fa =12556.28NFb=10764.43N摩擦系数f取0.003 f选取见机械设计课程设计表28.2-1因Mf=0.5*0.003（12556.28*55+10764.43*55）=2.973Nm又因N= 且对于一级齿轮传动8级精度圆柱

8、齿轮效率h1=0.97单头蜗杆油润滑h2=0.8滚动轴承h3=0.98初选一级摆线针轮减速器h4=0.93h=0.97*0.8*0.98*0.98*0.99*0.93=0.686N= =0.19Kw2.4.2电机选择选用直流电动机Z2-11，P=0.4kw，n=1500r/min 见机械传动设计手册附录2.5设计回转轴减速机构回转速度为01r/min，则取回转速度为1r/min总传动比为i总= 1500/1=1500选择减速器传动比i1=25选择齿轮传动比 i2=3涡轮蜗杆传动比i3=20外购减速器选择摆线针轮减速器，型号XWD4-6-1/25 见机械设计手册第5卷表2.5.1涡轮蜗杆设计及校

9、核蜗杆转速n=34.88/3=11.62 r/min2.5.1.1选择材料蜗杆采用45#表面淬火，4555HRC涡轮采用铸锡青铜ZCuSn10Pl，砂模铸造2.5.1.2确定主要参数Z1=2，i=20，Z2=2*20=40 Z1选取见机械设计表12-22.5.1.3按齿面接触强度计算作用在涡轮上的转矩T2按Z1=2，h=0.7计算T2=T1*i*h=9.55*106*20*0.7=4.67*106Nmm确定载荷系数K，取K=1.25 机械设计表11-1确定许用接触用力sHP基本许用接触应力 sHP=200MPa 应力循环次数N=60nt=60*12000=418320则应力集中系数Zn=故许用

10、接触应力sHP=Zn*sHP=1.48*200=296MPa由于青铜涡轮与钢蜗杆配对，则取ZE=160确定模数m及蜗杆直径d1m2d1=9KAT2*=9*1.25*4.67*106*=9594mm3取m2d1=11200 mm3，则有m=10mm，d1=112mm 见机械设计表12-1Z1=2，Z2=40，d2=mZ2=10*40=400mm中心距a=（q+ Z2）=10/2*（11.2+40）=256mm tang=0.057 得出g=316330，即 可以自锁。2.5.1.4蜗杆的热平衡计算g=316Vs= =当量摩擦角rv=5 见机械设计表12-10总效率h=0.95*=0.627 Ft

11、12+Fr12 L3 箱体散热面积A=9*10-5*a1.88=9*10-5*2561.88=3.03m2工作油温取t0=20C，K1=15W/m2C达到热平衡时的工作油温t1=C，故工作油温满足要求。2.5.1.5刚度校核蜗杆的最大挠度公式为y= L3yFt1=Fr1= Ft2tana=E=200GPaI= d1x4为齿根圆直径，mmd1x4 =df1 =d1-2ha*m-2c=140-2*1*8-0.25*m=122mmL=0.92*d2=0.9*256=230mmy=0.14mmy=由此可见，蜗杆刚度符合要求。2.5.2齿轮的设计与校核2.5.2.1选材大小齿轮均选用20CrMnTi，火

12、焰表面淬火，4855HRC根据小齿轮设计2.5.2.2按齿轮弯曲疲劳强度设计（1）齿轮强度 见机械设计表11-12 见机械设计表11-13应力循环次数N 取寿命系数YN=1。则（2）计算小齿轮的名义转矩（3）选取载荷系数K根据机械设计表11-1，斜齿轮传动，且加工精度为7级，故K可以取小些，取K=1.3(4)初步选定齿轮参数取=29 =87 （5）确定复合齿形系数YFS因两轮所选材料及热处理相同，则相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系数YFS1带入即可。则查表机械设计表11-18得YFS1=4.06查机械设计表4-1取m=2mm中心距取a=121mm（6）计算集合尺寸 取b2=32mm 计算齿面

13、接触疲劳强度节点区域系数对支持圆柱齿轮 见机械设计表11-3因为较重要传动，取最小安全系数SHmin=1.4,ZN=1，ZW=1则故接触疲劳强度也够，因此齿轮满足要求。基本参数： 键的校核两个键均选用45#钢，连结方式为静连结，转速低，查机械设计手册表2-1可知：挤压应力sP=200MPa校核轴段上的键sP=sP=200MPa校核轴段上的键sP=sP=200MPa由此可见，轴上的所选两个键均符合要求。2.6回转主轴受力分析及校核，轴承校核2.6.1回转轴校核2.6.1.1回转轴受力分析两轴承之间的距离l=215mm涡轮中心到上轴承中心距离K1=111.5mm涡轮半径R=256/2=200mm由

14、机械工程手册 补充本-1及力学知识可知支反力在AB截面上的最大值出现在a=90，b=0或a= amin，b=90的位置a=90，b=0时A截面FAO=GB截面FBO=Ga= amin，b=90时A截面FAO=B截面FBO=由计算可知：a= amin，b=90时A,B截面上的合力最大FAO=17441.8N FBO=11866.87Nsca=sca=轴的强度符合要求。2.6.1.2轴的刚度校核 对于45#钢，E可取200GPaymaxyc=3.9*mm0.0002L=4.3*mm由此可见，轴的挠度是符合要求的。扭转角y= =nJ为截面惯性矩n且J=4.019*106mm4G为切变模量，取G=80

15、GPa为回转轴受扭段长度由此可见，轴的扭转角符合要求。轴的设计满足刚度要求。2.6.2轴承校核由计算可知：a= amin，b=90时 A,B截面上的合成支反力最大=17441.8N =11861.8N对圆锥滚子轴承，其最大当量动载荷P=24474.4N基本额定动载荷Cr=178kN 静载荷Cor=238kN 见机械设计课程设计表12-3则轴承的基本额定寿命 n=1r/min e=10/3 t=1则14400h所选轴承是满足使用要求的。3倾斜机构设计3.1方案确定倾斜机构是电动机经涡轮蜗杆减速器减速后通过扇形齿轮带动工作台倾斜。外购电动机+减速器+扇形齿轮3.2倾斜力矩的计算3.2.1最大倾斜力

16、矩由力学知识分析知，最大倾斜力矩出现在a= amin，b=90时及a= 90，b=0时3.2.2计算传动功率，选电机V带传动， 涡轮蜗杆传动， 圆柱齿轮三级传动总效率：传动功率：N=所以选择电动机为：Y系列三相异步电动机 Y90S-6，P=0.75kW，n=1000r/min3.2.3传动比分配总传动比外购减速机i1=200 齿轮减速i2=53.3扇形齿轮机构（i=8.8）3.3.1选材大小齿轮均选用40Cr，火焰表面淬火，4855HRC3.3.2齿轮强度 见机械设计表11-12 见机械设计表11-13应力循环次数N 见机械设计图11-15 见机械设计图11-15许用应力计算 取齿轮弯曲疲劳强

17、度设计工作转矩：根据机械设计表11-1，取1 选齿轮8级精度=1.1 =1.1 =1.2K=1.452弯曲疲劳强度计算，齿轮模数取=29 =145查机械设计表4-1取m=4mm中心距 取b2=62mm 计算齿面接触疲劳强度节点区域系数对支持圆柱齿轮 见机械设计表11-3因此齿轮满足要求。基本参数： 3.6倾斜轴及轴承设计3.6.1倾斜轴 L=720mm根据焊接工装夹具及变位机械设计、选用表2-2得a= 90，b=0时，a= amin，b=90故最大值出现在4638.85N处，此时a= 90，b=0计算倾斜轴直径选材，45#钢，s=50.55Mpa 取d=90mm由于承受径向载荷，故可选用圆柱滚

18、子轴承轴承型号N214E 见机械设计课程设计表12-7倾斜轴传送功率滚动轴承内摩擦力矩可忽略不计。故功率满足要求。强度校核弯曲强度弯曲应力：扭转强度扭转应力：刚度校核：由材料力学公式： 弹性模量e见机械设计手册表1-17取E=200GPa则：且 所以0.0002L故挠度满足要求。0.0005故扭转角也符合要求。轴的设计满足要求。3.6.2轴承的校核对圆柱滚子轴承，其基本额定负载Cr=112Kw Cor=135Kw且最大径向力，不受轴向力轴承寿命：h14400h轴承满足使用要求。4.总结略5.参考文献1 唐增宝 常建娥 机械设计课程设计 第3版 华中科技大学出版社，1993.32 王政等编.焊接工装夹具及变位机械图册.机械工业出版社，1992.123 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，2001.84 贾安东编.焊接结构及生产设计 天津出版社。1989.15彭文生等主编.机械设计（第二版）.华中科技大学出版社，2000.3