40t焊接滚轮架设计_毕业设计(编辑修改稿)

40t焊接滚轮架设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

2)装焊工艺对夹具的要求。 例如与装配工艺有关的定位基面装配次序、夹紧方向对夹具结构提出的要求。 再如，不同的焊接方扫对夹具提出的要求，像埋弧焊，可能要求在夹具上设置焊剂垫；电渣焊要求夹具保证能在垂直位置上施焊；电阻焊要求夹具本身就是电极之一等。 3)装、焊作业能否在同一夹具上完成，或是需要单独设计装固夹具和焊接夹具。 滚轮架滚轮的设计 滚轮架的滚轮结构主要有四种类型，其特点和使用范围． 由于滚轮架的额定载荷是 40t，所以选用胶轮结构。 橡胶轮缘的滚轮常因结构不合理，或橡胶质量不佳或挂胶工艺不完善，使用不久就会发生挤裂，脱胶而破坏。 为此，设计滚轮时，常常在橡胶轮缘两侧开出 15176。 的倒角，以留出承载后橡胶变形的空间，避免挤裂。 另外，常在橡胶轮辋与金属的结合部，将金属轮面开出多道沟槽，以增加橡胶与金属的接触面积，强化结合牢度，避免脱胶。 至于橡胶成分和挂胶工艺，在美国是一项专毕业设计（论文）说明书 XIII 利，国内兰州石油化工机器厂，将国产橡胶轮缘的坦克支重轮用在焊接滚轮架上，取得了很好的效果，使滚轮寿命延长了许多。 连轴器的选用 ： 联轴 器的类型很多．根据其是否包含弹件元件，可以划分为刚性联轴器和弹性联轴器两大类。 刚性联轴器根据正常工作时是否允许两个半联轴器轴线产生相对位移又分为固定式刚性联袖器和可移式刚性联袖器。 固定式刚性联轴器，要求被联接两轴轴线严格对中，因为它不能补偿两轴的相对位移。 其常用类型有夹壳联轴器和凸缘联轴器等。 可移式刚性联轴器可以通过两半联轴器间的相对运动来补偿被联接两轴的相对位移。 其常用类型有十字滑块联轴器、齿轮联轴器和万向联轴器等。 弹性联轴器包含有弹性元件，不仅具有吸收振动和缓解冲击的能力，而且能够通过弹性元件助 变形来补偿两轴的相对位移。 其常用类型有 ——弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器和轮胎式联轴器等。 毕业设计（论文）说明书 XIV 第 3 章 滚轮架的设计与校核 . 电动机及带轮的选择 电机的选择 NGF n 107 4 o s 104/1 0 0 0402/c o s 4/    (31) NFFF nnf   (32) WRFP f 336 02 2 输出 (33) 0 . 990 .  涡轮连轴器轴带 ，初选，  WPP 4 0 20 . 70 . 90 . 9 90 . 9 90 . 9 90 . 9 90 . 9 6 8 1 3 . 6 3  总输出输入  (34) 查表，考虑到滚轮可能存在偏心 ,故选择 直流电动机 Z431 功率： 额定转速： 1500 minr 数量： 2 台 主动滚轮直径 表 31 设计驱动力矩参考值 G/2 Fn  图 31 主动滚轮受力图 Fn 毕业设计（论文）说明书 XV 载重量 /t 3 5 10 20 40 60 80 滚轮直径 宽度 /mm 170 100 250 130 270 130 315 170 350 220 400 260 470 300 驱动力矩/ 300 800 1000 3200 5000 10000 12020 由表 ,选择主动滚轮直径  480500480mm 从动轮直径  450mm 带传动的设计 （ 1）确定计算功率 Pca: 据机械设计教材表 87,选择 Ka=,则 ca   （ 35） （ 2）选择 V 带的带型 : 据计算功率 caP 与小带轮转 速 1n ,从 [3]文献图 81 选取普通 V 带的带型 A 型 . （ 3） 确定带轮的基准直径 d 并验算带速 V: 1）初选小带轮的基准直径 d: d=90mm 2）验算带速 V: smdnV / 0 0 060 1 5 0 0901 0 0 060 1    （ 36） 3） 计算大带轮的基准直径 : mm2 2  （ 37） 故取 mm224 （ 4）确定中心距 0a ,并选择 V 带的基准长度 dL : 1) 据文献 [3]公式 ,得 ）（）（ 902 2 42a902 2 0  （ 38） 即 220 0a 660 ,取 mm320 2） 据文献 [3]公式 ,得 毕业设计（论文）说明书 XVI  a2Ld a dDdDDd 4 ))(()(2  （ 39） = 3202 3204 )90224)(90224()22490(2   = 故取 mm1120Ld  （ 5）计算中心距及其变动范围 : 实际中心距 :  0aa 2 0dd LL  （ 310） 320 2  = m i n  （ 311） mm3 4 01 1 2 0 6A m a x  （ 312） 1） 确定小带轮的包角 1 :  1 ）（ （ 313） 带的根数 (已查得 0P =, 0P =,K =, 1K =): Z = )0 1 ( )( 100    KKPP PKa  （ 314） 减速器的设计与选择 : 选取滚轮圆周转速 48 hm ,滚轮直径 500mm 故 输出n m 0 0 06048 rr   （ 315） 综上 , 总i 输出电机nn （ 316） 又 ,取 带 ,摆线针轮减速器 Xw54 的 43i ， 取蜗 杆 3q10m  ， ，单头 ,蜗 轮30Z10m  ， , 导程角   （见图 32） 毕业设计（论文）说明书 XVII 主动滚轮的设计 主要零件设计 1) 初步确定主动滚轮的最小直径 取轴的材料为 45 钢，调制处理，据文献 [3]153，取 0A =112，于是  0min AD33nP输出 = 112 3   (317) 选圆锥滚子轴承 30230， D=270mm， T=49mm， C=400KN， 0C =364KN Y=， 0Y = 图 32 蜗轮蜗杆示意图 2) 受力分析 涡杆P 电机P    承连轴摆线针轮带 (318) =  = 涡杆T = 9550杆杆nP = 9550 mN .  (319) 轮T =i 杆T   =  (320) 毕业设计（论文）说明书 XVIII = 2aF 21tF  杆杆dT 2  (321) = 2tF 21aF  轮轮dT 2  (322) = 2rF 1rF 2aF Na 0 7 9 5t an  (323) 图 33 蜗轮蜗杆受力图 3) 转轴弯扭校核 据图得： 2rF 115 +  55cos4/G 200 = 3rF 370 (324) 得 3rF 370 200 c o s 5 5 G / 4 + 115 F r2  = 370 200 c o s 5 5 100000 + 115 4 0 7 9 5 .9 0  毕业设计（论文）说明书 XIX = 3 6 8 0 7 9 555c o s10 54 rF (325) = 又 2tF 115 +  55sin4/G = 3Ft 370 (326) 得 3Ft  4Ft = 2Ft 3Ft  55sin4/G (327)  综上，主动轴的受力，弯扭如图： 4） 校核计算 总M = 22 VH MM  = 22 3 4 4 4 2 6  (328) = m/ m/ m a x  (329) 2Ft 2Fr 4Ft 4Fr G/4 55176。 3Fr 3Ft 115 200 170 图 34 轴的受力分析图 毕业设计（论文）说明书 XX 设扭转切应力为脉动循环变应力，则  =，轴的计算应力为： w TMca22 )(  总 = 322 )168 128 (153 637 30   (330) = Mh/ T/ 图 35 轴的弯扭受力图 Ft Fr Ft1 Fr1 G/4 55176。 Fr2 Ft2 115 200 170 T T Mv/ 12889 毕业设计（论文）说明书 XXI 之前已选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由文献 [3]表 151 查得，  1 =60MPa，因此 ca  1 ，故轴的直径符合要求。 圆柱蜗杆传动的设计： 由于在蜗轮蜗杆传动中 ,蜗轮较蜗杆更容易造成损坏 ,故只需校核蜗轮强度即可 . 1） s cos1v   cos100060 11nd   o s1 0 0 060  （ 331） = s/ 2) 查文献 [9]，得 2m d=11200， 2Z =30， Hp =200MPa， K=， 2M = a. 实际接触强度 : K 2M  2215000  HpZ  （ 332） =   22020015000 。