变位机课程设计.

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1、目录倾斜机构设计.方案确定倾斜力矩的计算20计算传动功率，选择电动机，计算传动比.21设计倾斜轴的减速机构21带传动设计21圆柱齿轮的设计 23倾斜轴的设计及轴承的设计25倾斜轴的设计25轴承的设计26倾斜轴的刚度校核 26轴承的校核27小结28参考文献281、设计要求、技术要求表1-1设计要求、技术要求主要设 计机构变位器 载重量Kg工作台回 转速度 (r/min)工作台倾 斜速度 (r/min)工作台尺 寸(/mm)偏心距 (mm)工作台倾 斜 角度重心高度 高)度mm倾斜 机构5000.130150020001353802倾斜机构机构设计 2.1倾斜机构的确定工作台的倾斜是为了使工件定位

2、，其倾斜运动一般是电动机经带V和减速器减速后通过扇形齿轮带 动工作台倾斜。采用异步电机带动，采用三级减速，V带、蜗轮蜗杆减速及扇形齿轮机构，从而形成 0135的调速范围。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 使用寿命为错误！未找到引用源。300x2x8x0.5=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倾斜机构传动简图，如图1-22.2倾斜力矩计算最大倾斜力矩出现在a = a . ,0 =90或a =90、0 =0时:mmMT

3、maxGphj e25005072 20022.7*10 6N.mm注:1h=h+ h=507mm32.3计算传动功率、选择电机、计算传动比本次焊接变位机倾斜机构采用电机驱动，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出传动功率，选择电机型号，确定总传动比。1）计算倾斜机构传动功率N:N M T*n9550 *0.734Kw注：此公式来源于参考书目1第127页公式2-4.0.95*0.45*0.97*0.98 0.4062）传动效率的确定： 12 3 4niv带传动效率，取0.95； n2-蜗轮蜗杆传动效率，取0.45;n3-扇形齿轮传动效率，精度等级8级，取0.

4、97;n 4-倾斜轴轴承连接效率，取0.98.注：全部数据来源于参考书目2中表2-23）电机型号选取：选择异步电机，型号为Y90S-6,相关参数为额定功率P=0.75，额定转速n=1000r/min, 贝U：总传动比i=1000/l=1000 注：电机选择来源于参考文献2表11-62.4设计减速器减速器由v带、涡轮蜗杆和扇形此轮构成。总传动比为1000，设计V带传动比il为4,蜗轮蜗杆传 动比i2取50，齿轮传动比i3取5.注：传动比选取来源于参考文献2机械设计课程设手册表2-32.4.1计算倾斜机构运动及动力参数1）计算各轴转速n1=910r/min n2=n1/i1=910/4=227r/

5、min n3=n2/i2=303.34/50=4.5r/min n4=n3/i3=6.07/6.7=0.91r/min2）计算各轴的功率：P =P =0.75 KW1 电机P=P x n =0.7125KW2 1 1p=p x n x n =0.321KW3 112P =P x n x n x n =0.311KW4 11233) 计算各轴扭矩：T =9.55 x 106P /n =9. 55 X 106 x 0. 75/9 1 0=7 . 87 Nm1 1 1T =9.55 x 106P /n =9. 55 x 106 x 0. 7 1 25/22 7=30N m2 22T =9.55 x

6、106P /n =9. 55 x 106 x 0. 321/4. 5=681.23N m3 33T =9.55 x 106P /n =9. 55 x 106 x 0. 311/0. 91=32 63 . 8 Nm4 444) 表2-1倾斜机构各轴的运动及动力参数轴号转速 n(r/min)功率P/Kw转矩T/n.m传动比i传动效率I9100.757.8740.95II2270.712530500.45III4.50.321681.2350.97IV0.910.3113263.82.4.2 V带传动注：此部分设计中各项数据及公式均来源于彭文生等【机械设计】 普通 V 带传动（方案二）A1000,

7、GB/T 1171-2006, 4 根1）传动功率确定Pc=KA*P=1.1*0.75=0.825KA工况系数，查表 13-10 选取 1.12）选择V带型号查图13-7普通带选型图知，d1=50-71mm, Z型带3）确定带轮基准直径d1和d2I. 选取小轮直径d1于最小直带轮直径小时紧凑，但弯曲应力大，使带的疲劳强度降低，具体选取时，一般d1大于 径，查表13-11并选用推荐标准值，d1取71mm.II. 计算大轮直径d2d2 = i *d1=3*71=211,并按标准值，取 224mm.4）确定中心距a和带长LdI. 般初出定中心距 a0= （0.75-0.8）-（d1+d2）取 230

8、mmII. 初定带长和确定带长初选中心距后，按下式13-21初算带长Lc 2a d d0 2 2 1d d 22 14a0计算得：Lc=948. 83mm,并查表13-7得基准长度Ld=1000mm 5）确定中心距a，按下式13-22选取L La a d0 2计算得 a=255.59mm中心距可调范围：a =a-0.015Ld a =a+0.03Ld，计算得 a =240.59mm， a =285.59mmminmaxminmax6）验算小轮包角下轮包角是影响V带传动工作能力的重要因素，通常应该保证180。 d2 d160o120o1a由计算得a 1=168.537）确定V带根数zpo(P P

9、 )K KooLP0-单根带基本额定单功率AP0功率增量查表13-4和13-5和13-7和13-9并计算出z=3.24，取z=4根。8）确定带的初拉力F0P 2 5F 5001 qv20 Zv K计算得F0=48. 25N9)计算带对轴的的压力FqFQ 2ZF sin .-20 1计算得Fq=38. 39N10）V带传动的评价对方案一和方案二分别进行计算并比较，确定选用方案二作为V带传动设计方案。表2- V带传动设计设计计算项目设计计算依据方案一方案二工况系数KA表 13-101.11.1计算功率Pc/kwPc=KA*P0.8250.825选V带型号图 13-7Z型Z型小轮直径dl/mm表13

10、-11及推荐标准值8071验算带速v/(m/s)v*d1*n1/60000,般取标准值3.813.38大轮直径d2/mmd2 = i *d1并取标准值250224从动轮转速n2 /(r/min)n2 =n1d1/d2291.2288.43从动轮转速误差(n2-n2)/n2,不超过正负0.05-0.04-0.049初定中心距aO/mma0= (0.75-0.8)-(d1+d2)260230初算带长Lc/mmLc 2ad dd2 d102214a01066.15948. 83选定基准长度Ld/mm表 13-711201000确定中心距a/mma adc0 2286.9255.59a minamin

11、=a-0.015Ld270.1240.59amaxamax =a+0.03Ld320.5285.59验算包角a 1180od2d160o120o1a146.05168.53单根带基本额定功率PO/Kw表13-4插值法0.2430.213传动比ii=d2/d133功率增量PO/Kw表13-5插值法0.01420.0142长度系数Kl表13-7插值法1.081.06包角系数Ka表13-9插值法0.9160.977单根带许用功率PO/Kw(PP )K KooL0.2520.235V带根数ZPZ (PP )K KooL44V带单位长度质量q/(Kg/m)表 13-10.060.06单根带初拉力FO/N

12、4 -2-5-F 500 c *1 qv20Zv K47.6848. 25轴上的压力Fq/NFQ 2ZF sin /20r106.6538.39设计方案评价考虑传动结构的紧凑性及合 理的V带根数较好好2.4.3蜗轮蜗杆设计蜗杆转速227r/min，传动比i = 50 ,使用寿命为12000小时。根据GB/T 10085 - 1988的推荐, 采用渐开线蜗杆。1. 选择材料蜗杆采用45#钢表面淬火，硬度为4555HRC，涡轮材料采用ZCuSn10P1，砂模铸造。2. 确定主要参数蜗杆头数乙、涡轮齿数z2 查表 12-2，得 Z1=1，则 Z2=Z1*i=503. 按齿面接触强度设计根据闭式蜗杆传

13、动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。1）作用在涡轮上的转矩T2Mmaxi *2.7* 1065*0.975.57*105N mm2）确定载荷系数KA=1.0KA取值见机械设计表11-13）确定许用接触应力基本许用接触应力HP 200MP错误！未找到引用源。见机械设计表12-5应力循环次数N: N25060nt 60*120003.6*1062 h 50则寿命系数Zn:zn 361*70Ll4N 3.6*106故许用应力：hp ZN1.14*200 228mpHP确定弹性影响系数ZE :青铜蜗轮与钢制蜗杆相配，ZE = 160iMpa 4）确定模数m及蜗杆直径d,

14、查机械设计表12-171 /? Mm2d 9K T （一 ）29*1*5.57*105* ）2985mm 31 A 2 z50*2282 HP查表12-1并考虑参数匹配模数m=4,蜗杆直径d1=71mm,涡轮直径d2=mz1=200mm,q=17.755）确定中心距a牛q z2135.5mm2 26）计算蜗杆分度圆导程角arc ta1 arc tan3.23q17.754. 热平衡的计算1）滑动速度d n1 160*1000cos0.93m3.14*71*250600*1000*cos3.22）当量摩擦角v，查表12-103 09v3 092 355-(0.93 .5)2673）总效率0.95

15、tanr=0.95tan3.-0.52tanf )tan2.673.2 )v4) 箱体散热面积估算A = 9x10-5 al 88 =9x 10-5x(135.5) 1 88 =0.92 m2 工作油温取 t 20U,15w /m 2 U0则达到热平衡时的工作油温为1000p 1t21As)t 1000*0.71* 1 0.52) t 15*0.922044.7 C此工作温度满足油温40 U -60 U要求。5.蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸名称计算公式结果传动比ii=z2/z150中心距a0a 0.5m q z2135.5mm模数m按表12-1取标准值4蜗杆头数z1按表12 2选取1涡轮齿数

16、z2z z i2 150蜗杆直径系数qq d/m17.75蜗杆轴向齿距PxPmx12.56mm蜗杆分度圆导程角arctan z/q3.2蜗杆分度圆直径d1d qm71mm蜗杆齿顶圆自径da1dd 2ma1179mm蜗杆齿根圆直径df1dd 2.5mf1161mm涡轮分度圆直径d2d z m2 2200mm涡轮喉圆直径da2dd 2m208mm涡轮齿根圆直径df2dd 2.5mf22198mm6.蜗轮蜗杆轴结构设计1）蜗杆轴结构设计如图（做成与大带轮的齿轮轴）2）确定蜗杆轴各段轴尺寸轴向尺寸（mm）L1=18mmL2=258mmL3=63mm径向尺寸（mm）d1=45mmd2=60mmd3=45

17、mm3）蜗杆轴轴承的选择查机械零件手册，选择滚动轴承，滚动轴承座型号为N209E,其各部分参数为 d 45mm，D 85mm，r 1-1mm，B 19mm 。4）蜗杆轴键的选择根据3轴段，查机械零件手册选择圆头普通平键，公称直径b*h 14*9，键长取l=36mm2.4.4齿轮传动设计1.选材料大、小齿轮均选用20CrMnTi钢渗碳淬火40Cr （调质），火焰表面淬火，查表11-2得硬度48-55HRC由图11-12和图11-13查得:F lim350MPa ,H lim1170MPa2.计算应力循环次数NN 60nat 60*5*1* 120003.6 *106N23.按轮齿弯曲疲劳强度进行

18、设计（1）确定许用弯曲应力按式11-6计算，取Y2,S1.6则:STF min437.5N mY 350*2F lim ST 二P1S1.6F lim（2）计算小齿轮的名义转矩T1P0 74T 9550* 9550*1413.4N m3n51(3)选取载荷系数KK二KAKVK0 Ka二 10x1.1x1.07x 1.2(4)初步选定齿轮参数=1.41选 Z=20, Z iZ 5*20 1002 1d0.5 u(5)确定复合齿形系数Yfs因两轮所选材料及热处理相同，则FP相同，小齿轮齿根强度弱，故设计时按小齿轮的复合齿形数yFS1代入即可。由图11-18查得丫 4.31FS1将上述参数代入求mn

19、的式中，得: i KT Y，i1.41*1413.4*4.38“，八甘心 ”m12.4s 12.4312.4v0.0997 5.75nZ 23 0.5*400*437.5d 1 FP查表4-1取标准模数m6，则中心距:3* (20100)360mm(6)计算几何尺寸mZ 6*201120mmmZ6*100600mm2d 0.5 *120 60mm od 1b (5 10)65 70mm，取 b】b14.校核齿面的接触疲劳强度68mm由式(11-21):H19 ZE1-对钢制齿轮取行189-8MPah109ZMrbd2 丫:KT * :u 1109*189.8珂丁 10884MPS1 0因可靠性

20、要求较高，取Hmin .，ZW1 由图 11-15，取ZN11,041170MPZ1170/1 *1*1HP SN WH lim因为H HP ,故接触疲劳强度也足够。5） 表2-齿轮各基本参数名称计算公式结果传动比i查课程设计表2-35小齿轮分度圆直径d1d m z1n 1120mm小齿轮齿顶圆直径da1d m (z 2)a1132mm小齿轮齿根圆直径df1d m (z2.5)f11105mm小齿轮齿宽b2bd2d160mm大齿轮分度圆直径d2d mz2 2600mm大齿轮齿顶圆直径da2dm (z 2)a22612mm大齿轮齿根圆直径df2dm (z2.5)f22585mm大齿轮齿宽b1b

21、b (5 10)mm63mm中心距a1 2a=(d1+d2)/2360mm6小齿轮轴结构设计小齿轮与涡轮布置在同一根轴上，下面对此轴进行结构设计。1）轴结构设计如图2）确定轴各段轴尺寸轴向尺寸（mm）L1=18mmL2=225mmL3=120mmL4=225mmL5=18mm径向尺寸（mm）d1=30mmd2=36mmD3=33mmD4=36mmD5=30mm3）轴的轴承的选择查机械零件手册，选择滚动轴承，滚动轴承座型号为N206E，其各部分参数为d 30mm , D 62mm , B 16mm , r 14）键的选择根据4轴段d 4 44mm，l4 28mm，查机械零件手册选择圆头普通平键，

22、公称直径b h 12mm8mm，键长取122mm2.4.5倾斜轴的设计及轴承的设计 1选择轴的材料为45#钢，由表17-2知，B 640MPaB2. 按扭转强度估算倾斜轴的最小直径 参照机械设计公式17-2.d Cr-minn其中C是由轴的材料和承载情况确定的常数查表17-3，由于轴弯矩比较大取C=115所以d .min.0.74115 560.72mm考虑开键槽的影响取dd (1 10%)min66.79mm，取 d=70mm3. 轴承选用查机械设计课程设计手册选。由于轴承基本不受轴向载荷，而基本不受径向载荷，选取圆柱滚子轴 承 N214E，其基本尺寸为 d 70mm D 125mm r 1

23、.5mm B 24mm4. 轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足齿轮的轴向定位要求，齿轮的右端应制出一段轴肩，故取齿轮右端的轴肩为h=2.5mm，左端 用垫圈和螺栓定位初步选择滚动轴承。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得N214E的轴 肩为h=6mm,轴承端盖的总宽度为20mm,至此。轴的各段直径和长度已确定。 轴上零件的周向定位扇形齿轮与轴的连接和轴与箱体的连接均采用圆头平键连接。扇形齿轮与轴的连接的间的尺寸为 b h 28 16，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为了扇形齿轮和轴有很好的对中性，故选择齿 轮轮毂与轴的配合为,同样轴与箱体的连接的键的

24、尺寸b h 25 14，长为45，选择箱体与轴的 配合为盯键槽用铣刀加工。 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x45，各轴肩处的圆角半径r=15倾斜轴的刚度校核轴的受力如下图所视图3-2 由材料力学公式_ 何twF _ 3()2-71十.I =9.81 X 106mm432弹性模量E值见机械设计手册表1-17 取错误！未找到引用源。=200GPa32700(0.25*5002)2 *10 9 “y5.6*10 6mmax 9J3 *200 *109 * 2.4 *10 60.0005L0.0005*0.525* 10 5mYz 0 0051绕度满足要求ISO X 叫g=. Ln = 0.00

25、012Ln7T G - Jtp 12000/t1160n P因此轴承的设计满足要求3. 小结通过这段时间的忙碌和努力，为期两周的工业设计课程设计就要结束了，此次课程设计中我收 获很多。现在自习回过头来思考过去的设计,学习软件绘图，查阅相关资料,仔细认真设计计算,Autocad 绘图软件画图并书写设计说明书，每一周都在努力希望做好这次课程设计，正是这种不断的思考，才使 我不断进步，在规定的时间内完成相关的课程设计任务，总结本次课设主要有以下收获：首先，经过一周的查阅资料，我培养了理论联系实际设计思想，学到了作为一名工程师应该有的全 角度思维方式和设计方案，训练和运用了已经学过的理论和生产实际知识

26、去分析和解决工程实际问题的 能力；在这期间，由于本次课设运用较多的机械设计的相关知识，因而我又一次重温了机械设计与原 理的知识；所涉及的知识还包括了焊接方面的一些，通过焊接工装技术，我又学会了焊接生产中 所使用的焊接夹具设计的一般方法，了解和掌握了常用焊接结构所用的装配焊接夹具的设计过程和工作 原理。其次，在本次课程设计中，最重要的是我得到了基本的设计操作技能的相关训练，例如轴、轴承、 齿轮、涡轮蜗杆的设计计算，由于目前企业里面已经很少采用手工制图了，我们基本上全部采用电脑制 图，这就需要我们能够熟练运用Autocad绘图。如何充分运用设计资料、手册、标准和规范来解决相关 的课程设计问题，虽然

27、大一学工程制图的时候认真学习了Aut ocad，但长时间的未使用，造成了生 疏，花一天时间好好研究后，后来使用起来都十分顺手，在软件使用方面基本上没有遇到困难。通过这 次电脑绘图与手工绘图的对比，我感受到电脑绘图的优势在于操作方便、图纸干净整洁、线条匀称、尺 寸精确等。并且，如何采用手工绘制的画，一次只能画一张图，而电脑制图则可以绘制好之后打印多张 图，而且每张图之间都是一样的，不像手工制图那样存在很大的差异。此外在使用经验数据，进行经验 估算和处理数据时我认真的思考并总结了相关的方法，为以后的设计做相关的准备。当然在这次课程设计中，我也遇到了许多问题。例如指导书上的1T的焊接变位器的识别和学

28、习， 有好多细节不够清晰，通过与同学的讨论，最终读懂了那张大图;此外，老师提供的范本中关于回转轴 的齿轮设计方法部分，与我们所学的设计方法不同；轴的校核部分也不够详细。在轴的校核部分给我们 带来了不小的麻烦。这部分需要材料力学的知识才能解决。总之，这次课程设计让我受益匪浅，收获满满！这为以后的研究生的学习生活作了一次铺垫，希望 自己能够继续打牢基础，挑战更大极限。在此，我想借此机会感谢学校能够为我们安排这次课程设计的 机会，感谢指导老师陈老师对我们的悉心指导。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2010.42. 唐增宝等编机械设计课程设计华中科技大学出版社2006.93. 王政等编焊接工装夹具及变位机械图册机械工业出版社1992.124. 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2001.85. 贾安东编焊接结构设计及生产设计天津出版社1981.16闻邦椿主编机械设计手册（第五版）机械工业出版社2010.1