伸臂式焊接变位机设计--总体设计和旋转减速器设计_毕业设计论文(编辑修改稿)

伸臂式焊接变位机设计--总体设计和旋转减速器设计_毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

tt d   /)1(1 0 0 00 （ 317） 式中 : t —— 周围空气的温度，常温情况下可取 20 C；  —— 蜗杆蜗轮的传动效率 ,  ； d —— 箱体的表面传热系数，可取 d =(~) Cmw 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， Kwp 。 t   由于  ,其中 80℃ 为临界温度， 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。 （ 10）几何尺寸计算 已知： a=100mm， 11z ， 312z ， mmd 501  ， mmd 1552  ， x。          mmmmmzbmmmmmddmmmmmddfa6052502211111 取 1b =50mm。 本科毕业设计（论文）说明书 14     mmmmddhcmmmcchmmmhhmmdbmmmmmdDmmddmmxmddmmmmxhamddfaaaaaawwfa11)3860()()()1(5170)10160(2155)(22111211****112222222*22一般取 低速级蜗杆传动设计 经高速 级传 动后 输入 功率 为 KwKwPP   ，输 入 轴转速min/ rn  ，输出转速 min/ rn  设使用寿命为四年每年工作 300d，每天工作 8h， JC=40%。 （ 1）选择传动的类型，精度等级和材料 考虑到传递的功率不大，转速较低，选用 ZA 蜗杆传动，精度 8 c GB10089—1988，其示意图见图 32。 图 32 低速级蜗杆传动示意图 蜗杆用 35CrMo，表面淬火，硬度为 45~50HRC；表面粗糙度 aR m。 蜗轮选用 HT200 铸造。 （ 2）选用蜗杆蜗轮的齿数 传动比  nni 本科毕业设计（论文）说明书 15 参考资料 [2]表 ，取 11z ， 3113112  izz。 （ 3）确定许用应力 NvsHPHP ZZ39。   （ 318） 由资料 [2]表 查得 HP39。  =220N/ 2mm ， 239。 /70 mmNFP 。 按图 查得smvs / ，由图 知，采用浸油润滑，得 1vsZ。 轮齿应力循环次数 52  hL jLnN （ 319） 查资料 [2]图 得 NZ ， 1NY 2/ mmNHP  （ 320） 239。 /70170 mmNY NFPFP   （ 321） （ 4）接触强度设计 22212 15000 KTzdmHP   （ 322） 式中：载荷系数 K=。 蜗轮轴的转矩 mNnPT  38 5095 50 222  （ 323） （式中暂取  ）。 代入上式 000 212  dm =8662 3mm （ 324） 查资料 [2]表 ，接近于 12dm =8662 3mm 的是 9000 3mm ，相应 m=10mm，1d =90mm。 查表 ，按 i=31， m=10mm， 1d =90mm，其 a=200mm， 312z ，02x ，蜗轮分度圆直径 mmmmmzd 310311022  ，导程角 。 （ 5）求蜗轮的圆周速度，并校核效率 蜗轮的圆周速度 本科毕业设计（论文）说明书 16 smndv / 122   （ 325） 滑动速度 smndv s / os60000 os60000 11    （ 326） 求传动的效率，按 321  式中：     tan1   v  v 由表 查 得 v ； 取 , 32  。 则   （ 327） （ 6）校核蜗轮齿面的接触强度 按资料 [2]表 ，齿面接触强度验算公式为 HPvAEH KKKdd TZ    221 29400 （ 328） 式中：查资料 [2]表 得 EZ =155 2/mmN ； 按资料 [2]表 取 AK =（间歇工作）；取 vK =；取 K =。 蜗轮传递的实际转矩 mNnPT  2 2112  （ 329） 当 sv sm/ 时，查资料 [2]图 得 1vsZ。 2/ mmNHP  （ 330） 将上述诸值，代入公式 222 /352/ 29 7194 00155 mmNmmN HPH    （ 331） （ 7）蜗轮齿根弯曲强度校核 按资料 [2]表 ，齿根弯曲强度验算公式 本科毕业设计（论文）说明书 17 FPFSvAF YYmddKKKT   212666 （ 332） 式中：按 os 31c os 3322  zz v及 02x ，查图 得 FSY =。  Y 2/70 mmNFP  将上述诸值，代入公式 22 /70/ mmNmmN FPF  （ 333） （ 8） 选取蜗杆传动的润滑方法 根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度 smVs  ，载荷类型为重型载荷，故可采用油池润滑。 （ 9）高速 级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 sPtt da   /)1(1 0 0 00 （ 334） 式中 : at —— 周围空气的温度，常温情况下可取 20 C；  —— 蜗杆蜗轮的传动效率 ,  ； d —— 箱体的表面传热系数，可取 : C1 7 . 4 5 ) w /m~( 8 . 1 5 2 d ，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， Kwp  ； t 5820 78 由于 8078 ,其中 80℃ 为临界温度， 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。 （ 10）几何尺寸计算 已知： a=200mm， 11z ， 312z ， mmd 901  ， mmd 3102  ， 02x。 本科毕业设计（论文）说明书 18          mmmmmzbmmmmmddmmmmmddfa110102902211111 取 1b =100mm。     mmmmddhcmmmcchmmmhhmmdbmmmmmdDmmddmmxmddmmmmxhamddfaaaaaawwfa22)66110()()()1(10350)20330(2310)(23300110231022111211****112222222*22一般取 蜗杆轴的设计计算及校核 （ 1）利用已知条件求蜗杆上的功率 1P ，转速 n1 和转矩 T1 mNmmNnPTrnKWP m i n/69011111 （ 2）初步估算直径 选择轴的材料为 45 钢，经调质处理，由资料 [2]表 查得材料力学性能数据为： M PaEM PaM PaM PaM Pasb511155270360650 根据表 公式初步计算轴径，由于材料为 45 钢，由资料 [2]表 ，选取A=115，则得 mmnPAd 3311m in  （ 335） 本科毕业设计（论文）说明书 19 因最小直径显然是带轮的内径，所选的轴径与带轮的内径相适应，故最小轴径为20mm。 （ 3）轴的结构设计及校核 1）拟定装配方案见图 33 图 33 轴 装配尺寸方案图 2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 ① 为了满足带轮的轴向定位要求轴段 f 处有一定位轴肩，故轴 gf 的直径为20mm，轴长为 40mm。 ② 初步确定滚动轴承，因此轴为蜗杆轴，应考虑轴向力，从而选用能承受轴向力的单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 2d ，确定选用 32020 型轴承，其尺寸为mmmmmmTDd 175530  ，所以轴 ef直径为 30mm，而长度为 50mm。 ③ 因轴段 cd 为蜗杆轮齿部分，其分度圆直径为 50mm，全齿宽为 50mm， 考虑与其配合的蜗轮外圆直径为 170mm，取轴 be 的轴径为 36mm，长度为 210mm。 ④ 轴 ab 长度为轴承宽度，故轴长度为 17mm，轴径为 30mm。 3）轴向零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接，按 1d 查资料 [3]可得平键截面尺寸66hb ，键长 30mm，采用公差配合为 H7/k6，滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处轴的直径公差为 m6。 4）确定轴上倒角 轴上倒角为 452。 5）求轴上的载荷 ① 做出轴的简图，在确定轴的支点位置时，应从 资料 [2]中查取轴承压力中心偏本科毕业设计（论文）说明书 20 离值 mma  ，因此，作为简支梁的支撑跨距为 317mm。 ② 轴传递的转矩 mNmNT  （ 336） 蜗杆所受的圆周力 NNd TF t 21650 0020 001 11  （ 337） 蜗杆所受的径向力  tan200 0tan200 0tan 2 12 221 d iTd TFF tr  N81320tan155  （ 338） 蜗杆所受的轴向力 NFF ta 223321  （ 339） 带轮的切向力 NNFZF r i i n)(2 1m i n0   （ 340） 式中： Z 为 V带的根数；  min0F 为单根 V带的初拉力最小值； 1 为带轮上的包角。 ③ 求支反力 1）在水平平面的支反力，由 0AM   02111  dFaFbaR arBz 0252 2 3 0 88 1 1 7 BzR NRBz  由 0z 得 NRR BzAz  本科毕业设计（论文）说明书 21 2）在垂直平面内的支反力， 0BM   0 cFbFbaR rtAy （ 341）  AyR NRAy  NR By  6）作弯 矩图和扭矩图 ① 在水平平面的弯矩图 mNmNaRM AzDz  mNdFMM aDzDz  11 ② 在垂直平面内的弯矩图 mNaRM AyDy  mNcFM rEy  7 3 5 2 ③ 合成弯矩计算： mNmNMMM DyDzD  2222 （ 342） mNmNMMM DyDzD  2222 （ 343） ④作弯扭矩图见图 34 本科毕业设计（论文）说明书 22 图 34 弯扭矩图 7）轴的强度校核 确定危险截面 截面 e处弯矩最大，属危险截面，现 对 e截面进行强度校核。 ①。