800kg座式焊接变位机说明书

武汉理工大学《座式焊接变位机设计》学生学号0121301091045实验课成绩学生实验报告书实验课程名称800kg座式焊接变位机设计开课学院材料学院指导教师姓名陈士民学生姓名贺凡凡学生专业班级成型13032016--2017学年第1学期武汉理工大学《座式焊接变位机设计》工装、模具设计任务书学生姓名：贺凡凡专业班级：成型1303指导教师：陈士民工作单位：材料学院题目：800Kg座式焊接变位机设计初始条件：工作台回转电机驱动工作台倾斜电机驱动载重量800Kg工作台回转速度0.04~1.2r/min工作台倾斜速度0~1r/min工作台尺寸Φ800重心高度h=450mm偏心距e=240mm工作台倾斜角度0°~135°要求完成的主要任务：设计座式焊接变位器，完成以下工作：1.确定座式焊接变位器结构型式；2.设计座式焊接变位器回转结构或倾斜机构并校核；3.选择重要外购件如减速器、电机等型号；4.一般设计座式焊接变位器机架、工作台等结构件；5.绘制座式焊接变位器总装图1张、重要零件图2张；6.编制设计说明书1份字数2000~3000。时间安排：设计工作以10工作日计算（按5天/周工作日计）：1.设计开题讲课，借绘图工具、资料0.5天；2.确定座式焊接变位器总体方案1.5天；3.回转或倾斜机构设计、计算1.5天；4.机构设计、计算1.5天；5.焊接变位器机架设计1天；6.机械制图2.5天；7.编制设计说明书1天；8.答辩0.5天。指导教师签名：2016年11月12日系主任（或责任教师）签名：年月日武汉理工大学《座式焊接变位机设计》1.设计方案确定……………………………………………………………………11.1设计要求、技术要求…………………………………………………………11.2回转机构的确定………………………………………………………………11.3倾斜机构的确定………………………………………………………………11.4机构预期寿命估算……………………………………………………………12.回转机构设计……………………………………………………………………22.1回转轴强度计算………………………………………………………………22.2根据回转轴直径及受力情况选择轴承………………………………………52.3设计回转轴结构尺寸、选择键………………………………………………52.4回转机构驱动功率计算及电机选择…………………………………………62.5设计回转机构的减速机构……………………………………………………72.5.1外购减速器的选择…………………………………………………………72.5.2蜗轮蜗杆的设计……………………………………………………………72.5.3蜗轮蜗杆的校核……………………………………………………………102.5.4键的校核……………………………………………………………………112.6回转主轴受力分析及校核，轴承校核………………………………………112.6.1回转轴的受力分析…………………………………………………………112.6.2回转轴的强度校核…………………………………………………………122.6.3回转轴轴的刚度校核………………………………………………………152.6.4轴承的校核…………………………………………………………………163.小结……………………………………………………………………………17参考文献…………………………………………………………………………17武汉理工大学《座式焊接变位机设计》11.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斜速度工作台尺寸φ重心高度偏心距电机驱动电机驱动800kg0.04-1.2r/min0-1r/min800mm450mm240mm1.2回转机构的确定由于工作台回转速度低，调速范围大，额定功率低，所以选择直流电动机；因为总传动一般大，故可选择外购一个减速器，再设计一个一级蜗轮蜗杆机构，使其具有自锁功能。1.3倾斜机构的确定工作台的倾斜是为了使工件定位，其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。采用带轮、蜗轮蜗杆减速及半圆齿轮机构，从而形成的调速范围。1.4机构预期寿命估算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小时。回转机构：直流电动机、蜗轮蜗杆、外购减速器倾斜机构：V带传动、外购减速器、异步电动机、扇形齿轮机构预期寿命为12000h武汉理工大学《座式焊接变位机设计》2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1-22.回转机构设计2.1回转轴的强度计算如下图2-1所示，X、Y、Z三轴方向设定Z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。武汉理工大学《座式焊接变位机设计》3图2-1主轴受力有弯力矩和扭矩。绕X轴Mx，绕Y轴My在焊件和夹具等综合重要作用下，回转轴的危险断面在轴承A处，A点垂直回转轴线的截面上受有弯曲力矩Mw和扭矩Mn.因此有图2-1焊接变位器回转机构的受力状态武汉理工大学《座式焊接变位机设计》4sincoshesin2esinh22wGM其中G—综合重量e—综合重心偏心距h—综合重心高错误!未找到引用源。—回转轴的转角—回转轴的倾斜角A截面受的扭矩为按第三强度理论折算当量弯矩计算分析后得到当满足与当量弯矩有最大值，为maxxdM=G22eh=228009.8450240=3998400N.mm根据maxxdM初步确定回转轴的直径：主轴材料选择材料为45#钢调质状态，其弯曲疲劳强度极限-1275aMP见《机械设计》表8-2.许用应力：1[]Kn错误!未找到引用源。；K—应力集中系数取1.7；n—安全系数取1.6；则有根据公式：MPaKn55.506.17.12755.01则主轴直径mmMddx48.9255.50399840010][1033max取最小值dmin=93mm2.2根据回转轴直径及受力选择轴承maxxdM=3998400N.mdmin=93mm武汉理工大学《座式焊接变位机设计》5因轴承受径向力和较大轴向力，且圆锥滚子轴承装拆调整方便，价格较低，故选用圆锥滚子轴承，dmin=93mm，根据要求选择圆锥滚子轴承30219。查看《机械设计课程设计》表12-3。基本尺寸d=95mm，D=170mm，B=32mm基本额定负荷Cr=228KN,Cor=308KN2.3设计回转轴结构尺寸及键的选择根据轴的最小尺寸dmin=93mm，轴承内径d=95mm，初步确定轴的各部分尺寸如下：错误!未找到引用源。径向尺寸：d1=93mm，d2=95mm，d3=100mm，d4=110mm，d5=95mm轴向尺寸：（蜗杆的螺纹部分长度L预取160mm）l1=80mm，l2=75mm，l3=L-(2~3)=158mm，l4=15mm，l5=33mm，l套=25mm查看《机械设计课程设计》表11-28轴上的键由d1=93mm取圆头普通平键公称尺寸b×h=25×14长度取标准l=70mm轴上的键由d3=100mm取圆头普通平键公称尺寸b×h=28×16长度取标准l=140mm图2-21—套筒2—蜗轮3—滚动轴承选择圆锥滚子轴承30219基本尺寸d=95mm，D=170mm，B=32mm基本额定负荷Cr=228KN,Cor=308KN轴上的键取圆头普通平键公称尺寸25×14l=70mm轴上的键取圆头普通平键公称尺寸28×16l=140mm武汉理工大学《座式焊接变位机设计》62.4回转机构驱动功率计算及电机选择由分析可知，在90=0，时，扭矩有最大值maxnMGe以此计算回转轴的驱动功率N—回转轴的驱动功率kW；n—回转轴的最大转速r/min；—回转轴系统的转动效率；fM—轴承处的摩擦力矩mN；且f0.5()aabbMfFdFdf—轴承的摩擦因数；ad、bd—A、B处的轴径；aF、bF—90=0，时A、B处的合成支反力；22212()()aGlFlhlKlR221()beKGFhlR由设计可得，两轴承之间的距离为l=230mm蜗轮中心到上轴承的距离K1=120mm蜗轮半径错误!未找到引用源。=200mm22212()()aGlFlhlKlR=22228009.823023045023012023576.8230200N221()beKGFhlR=228009.824012045016105.4230200N查看《机械设计手册》根据所选的圆锥滚子轴承，摩擦因数f取0.0025两轴承之间的距离l=230mm蜗轮中心到上轴承的距离K1=120mm蜗轮半径错误!未找到引用源。=200mmFa=23576.8N武汉理工大学《座式焊接变位机设计》7Mf=mNdFdFfbbaa.096.6957.21949953.293810025.05.05.0由《机械设计课程设计》表2-2知联轴器：10.99初选一级圆弧圆柱减速器84.02自锁蜗杆(油润滑)：45.03滚动轴承：40.98则20.990.840.450.980.3598009.80.244.7121.20.66955095500.359fGeMnNKW选用直流电机Z2-22P=1.1kWn=1500r/min见《实用机械电气技术手册》表12-82.5设计回转轴减速机构2.5.1外购减速器的选择回转速度为0.04~1.2r/min,取n=1.2r/min总传动比为12502.11500i选择外购减速器传动比5.311i选择蜗轮蜗杆传动比402i126021ii，误差%2%8.0%100125012501260可以接受外购CW型圆弧圆柱蜗杆减速器：CW250-31.5-1F见《机械设计手册》表10.2-482.5.2蜗轮蜗杆设计蜗轮蜗杆传动比i2=40，min/48402.1min,/2.12212rninrn1）选取材料蜗杆采用45钢，表面淬火，硬度为45-55HRC蜗轮采用铸锡青铜ZCuSn10P1,砂模铸造2）蜗杆头数Z1=1，蜗轮齿数Z2=Z21i401=403）按齿面接触疲劳强度设计Fb=16105.4N轴承处的摩擦力矩Mf=6.096Nm总传递效率=0.369驱动功率N=0.66KW选用直流电机Z2-22P=1.1kWn=1500r/mini=12505.311i402i外购CW型圆弧圆柱蜗杆减速器：CW250-31.5-1F武汉理工大学《座式焊接变位机设计》8mmzqm245)409(210)(22①计算转矩作用在蜗杆上的转矩mNnpnpT.84.1834884.01.195509550955012111作用在蜗轮上的转矩21183.84400.453309.12TTiNm②确定载荷系数考虑载荷变化小，工况系数KA=1.1见《机械原理与机械设计》表2-1③取基本评用接触应力MPHP200'见《机械原理与机械设计》表3-5应力循环次数521064.8120002.16060htnN寿命系数358.11064.8101085787NZN故许用应力MPaZHPNHP6.271200358.1'④铜蜗轮与钢蜗杆相配得MPZE160⑤确定模数m及蜗杆直径1d3232221272.7105)6.27140160(1012.33091.19)(9mmZZTKdmHPEA查《机械原理与机械设计》表3-1331272.71059000mmmmdm时，mmmzdqzzmmdmmm4004010,9,