伸臂式焊接变位机设计--工作台回转机构设计_毕业设计论文(编辑修改稿)

伸臂式焊接变位机设计--工作台回转机构设计_毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

Lh h21900 219001160 N 1314 0 KFN  H    M paHH 4 5  故蜗轮的齿面接触疲劳强度满足使用条件。 根据文献 [11]公式：   YYdTK FaF m   （ 218） 其中要求：  FF   其中： YFa2 — 蜗轮齿形系数， 本科毕业设计 （论文）说明书 12 可由蜗轮的当量齿数： rZZV cos 322 （ 219） 及蜗轮变位系数 X2 决定：   mma ddX  2/212 （ 220）   82312648190    可由文献 [11]图 1119 查得： YFa Y — 螺旋角影响系数， 1401 rY  （ 221）    0 0 0 0 0  F   39。 FFNF K   （ 2－ 22）   其中  39。 F 可由文献 [11]表 118查得   M PaF 5639。  其中： KFN — 蜗轮蜗杆工作寿命系数， 9 610NKFN  （ 2－ 23） N 为应力循环系数： LjnN h 260 （ 2－ 24） 219001160  1314000 j — 蜗轮每转一次，每个轮齿的啮合次数 .这里取 1j n2 — 蜗轮转速 , min/12 rn  ； 本科毕业设计 （论文）说明书 13 Lh — 工作寿命 , 106365 Lh h21900 219001160 N 13140 0 KFN  39。 FFNF K   （ 2－ 25）    FF   ∴蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。 蜗杆受力后如产生过度变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗轮与蜗杆的正确啮合。 所以需进行蜗杆 的刚度校核，其校核刚度条件为：  yEIy LFF rt  39。 32248 11 （ 2－ 26） 其中 y — 蜗杆材料许用的最大挠度。   1000/1dy  1000/64  其中： d1 — 蜗杆分度圆直径。 E — 蜗杆材料的弹性模量。 M PaE  I — 蜗杆危险截面的惯性矩。 64/14d fI  （ 2－ 27） 其中 df1 为蜗杆的齿根圆直径。   mchdd af  211 （ 2－ 28） mm461864  ， I mm 39。 L — 蜗杆两端支撑点间的跨距。 本科毕业设计 （论文）说明书 14 dL 39。  （ 2－ 29）  mm281 FT1 — 蜗杆所受的圆周力。 dTFT 111 /2 （ 2－ 30） N144164/461122  Fr1 — 蜗杆所受的径向力。 02221 20t a n2t a n  dTFF tr  （ 2－ 31） 06  其中 FT1 ， Fr1 见其图 22 其中  为蜗轮齿形角。 020 . 图 22 蜗轮蜗杆啮合受力示意图 ∵  iTT 12 （ 2－ 32） 本科毕业设计 （论文）说明书 15 其中 :T1 — 蜗杆的公称转矩； T2 — 蜗轮的公称转矩。 ∴  iTT /21 mmN *4 6 1 1 6  其中 : — 二级蜗轮蜗杆的传动效率；  v   ta n ta （ 2－ 33）  — 传动导程角 ,  v — 当量摩擦角； 可根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度 Vs 由文献 [11]表 1118查得 . cos1VVs  c o s1 0 0 06011  nd  由文献 [11]表 1118 查得当量摩擦角 v .      ∴ 3522 281 967 25 6614 41  y   yy  2 9  ∴蜗杆的刚度满足使用条件。 鉴于二级蜗杆多处承受疲劳载荷，应对其疲劳强度进行校核，其轴径为 64mm 校核如下， 蜗杆轴力学模型简化如图 21 所示， 本科毕业设计 （论文）说明书 16 图 23 二级蜗杆结构示意图 本科毕业设计 （论文）说明书 17 本科毕业设计 （论文）说明书 18 C 点处受力分析如下：102 32 22 145 462  dTF t （ 234） N634 NTdFa 1302 112 ， 向其轴心处简化 其弯矩为 : mNM *  20t a n6 3 4t a n22 FF tr N231 D 点处受力分析如下：有前面相关数据可得： NFt 14411 NdTF a 70 322 21 2  （ 2－ 35） NFF tr   整个蜗杆轴所受的扭矩为： mNT *46。 分别计算轴承处的水平力及竖直平面的受力： 水平面： FFFF rt 2121  （ 2－ 36） 0MB （ 2－ 37） 代入数据求得： NF 46901 NF 14902 . 竖直平面： FFFF tr 2121  （ 2－ 38） 0MB ……………………………… .. （ 2－ 39） 代入数据求得： NF 8201 NF 8512  . 由弯扭矩图可得危险截面出现在 D 处，则总的力矩为： mNM MM VH *76322  ∴根据轴的弯扭合成强度条件为： 本科毕业设计 （论文）说明书 19    caca TM   22 （ 2－ 40） 其中：  — 折合系 数，取   — 轴的抗弯截面系数， 3  d M — 总的弯矩； 计算得： M Paca  ，   Mpaca 60。   caca   ，故蜗杆轴满足其疲劳强度条件。 根据蜗轮蜗杆的相对滑 动速度 : smV S  载荷类型为重型载荷，故可采用油池润滑。 spttda   /)1(10000 （ 2－ 41） 其中 : ta — 周围空气的温度，常温情况下可取 20℃。  — 蜗杆蜗轮的传动效率 ,  d — 箱体的文献 [11]面传热系数，可取 d =(～ ) cwm 2 当周围空气流动良好时 d 可取偏大值。 这里取 15d . p —— 输入功率。  2Tp （ 2－ 42） 30/ p  0 7  t o 3820 8058 ,其中 80℃ 为其临界温度。 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。 本科毕业设计 （论文）说明书 20 一级蜗轮蜗杆参数的计算 选取实际蜗杆头数： 11z 蜗轮齿数： zz i 12  （ 2－ 43） 考虑到电机的输出转速及带轮的传动比，这里取 29i ∴ 1292 z 圆整蜗轮齿数： 292z 根据蜗轮蜗杆工作情况，选取蜗杆特性系数 : 81  mq d （ 2－ 44） 蜗杆模数 m1 和蜗轮模数 m2 相等， 521  mm取 则蜗杆分度圆直径： qmd  11 （ 2－ 45） 581 d mm40 hdd aa 111  （ 2－ 46） 16401 da mm56 蜗轮的分度圆直径： zmd 222  （ 2－ 47） 2952 d mm145。 2. 校核蜗轮的齿面接触疲劳强度 首先蜗轮蜗杆材料选用： 蜗轮选用铸造锡青铜： ZCuSn10P1，蜗杆选用 : 20Cr. 蜗轮蜗杆中心矩 :  qma z  22 （ 2－ 48）  829521  a  圆整其中心距： mmaw 100 根据公式：  HEH aTKZZ    32 / （ 2－ 49） 本科毕业设计 （论文）说明书 21 ZE — 材料的弹性影响系数。 单位是 MPa 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取 ZE =160 MPa。 Z — 两材料的接触系数，由文献 [11]表 1118 查得： Z = K — 工作载荷系数， KKKK VA   （ 2－ 50） KA — 机械使用系数 ,由文献 [11]表 102 得： 1KA K — 齿面载荷分布系数 ,由文献 [11]表 104 得： 1K KV — 动载系 数，由文献 [11]表 108 得： 1KV 由于蜗轮圆周速度 : 302 // 22  nDV （ 2－ 51） 30/   T2 —— 蜗轮的公称转矩： 轴承TT 12 （ 2－ 52）  mN46 这里轴承的效率取为 : 轴承  H — 铸造锡青铜蜗轮的基本许用应力 ,由文献 [11]表 117 查得：  H 180。 MPa268 ，  。