变位机课程设计.docx

变位机课程设计.docx

《变位机课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《变位机课程设计.docx（18页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

变位机课程设计

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………………………………………………………………………………28

1、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

mm

倾斜

机构

500

0.1~3

0~1

500

200

0°~135°

380

2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，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5×300×2×8×0.5=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1-2

2.2倾斜力矩计算

最大倾斜力矩出现在α=αmin,β=90º或α=90º、β=0º时：

*N.mm

注：

h=h+h=507mm

2.3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：

注：

此公式来源于参考书目1第127页公式2-4

2）传动效率的确定：

η1--V带传动效率，取0.95；

η2--蜗轮蜗杆传动效率，取0.45；

η3--扇形齿轮传动效率，精度等级8级，取0.97；

η4--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2-2

3）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,

则：

总传动比i=1000/1=1000

注：

电机选择来源于参考文献2表11-6

2.4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i1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2-3

2.4.1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/min

n3=n2/i2=303.34/50=4.5r/min

n4=n3/i3=6.07/6.7=0.91r/min

2）计算各轴的功率:

P1=P电机=0.75KW

P2=P1×η1=0.7125KW

P3=P1×η1×η2=0.321KW

P4=P1×η1×η2×η3=0.311KW

3）计算各轴扭矩:

T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×0.75/910=7.87N·m

T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×0.7125/227=30N·m

T3=9.55×106P3/n3=9.55×106×0.321/4.5=681.23N·m

T4=9.55×106P4/n4=9.55×106×0.311/0.91=3263.8N·m

4）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

910

0.75

7.87

4

0.95

227

0.7125

30

50

0.45

4.5

0.321

681.23

5

0.97

0.91

0.311

3263.8

2.4.2V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，GB/T1171-2006，4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1.1

2）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d2

.选取小轮直径d1

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大于等于最小直径，查表13-11并选用推荐标准值，d1取71mm.

.计算大轮直径d2

d2＝i*d1=3*71=211,并按标准值，取224mm.

4）确定中心距a和带长Ld

.一般初出定中心距a0=（0.75-0.8）-（d1+d2）取230mm

.初定带长和确定带长

初选中心距后，按下式13-21初算带长

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

计算得a=255.59mm

中心距可调范围：

amin=a-0.015Ldamax=a+0.03Ld，计算得amin=240.59mm，amax=285.59mm

6）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

由计算得α1=168.53

7）确定V带根数z

P0--单根带基本额定单功率△P0--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F0

计算得F0=48.25N

9）计算带对轴的的压力Fq

计算得Fq=38.39N

10）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13-10

1.1

1.1

计算功率Pc/kw

Pc=KA*P

0.825

0.825

选V带型号

图13-7

Z型

Z型

小轮直径d1/mm

表13-11及推荐标准值

80

71

验算带速v/（m/s）

3.81

3.38

大轮直径d2/mm

d2＝i*d1并取标准值

250

224

从动轮转速n2’/（r/min）

n2’=n1d1/d2

291.2

288.43

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a0/mm

a0=（0.75-0.8）-（d1+d2）

260

230

初算带长Lc/mm

1066.15

948.83

选定基准长度Ld/mm

表13-7

1120

1000

确定中心距a/mm

286.9

255.59

amin

amin=a-0.015Ld

270.1

240.59

amax

amax=a+0.03Ld

320.5

285.59

验算包角α1

146.05º

168.53

单根带基本额定功率P0/Kw

表13-4插值法

0.243

0.213

传动比i

i=d2/d1

3

3

功率增量△P0/Kw

表13-5插值法

0.0142

0.0142

长度系数Kl

表13-7插值法

1.08

1.06

包角系数Ka

表13-9插值法

0.916

0.977

单根带许用功率[P0]/Kw

0.252

0.235

V带根数Z

4

4

V带单位长度质量q/（Kg/m）

表13-1

0.06

0.06

单根带初拉力F0/N

47.68

48.25

轴上的压力Fq/N

106.65

38.39

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/T10085–1988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45~55HRC,涡轮材料采用ZCuSn10P1，砂模铸造。

2.确定主要参数蜗杆头数z1、涡轮齿数z2

查表12-2，得Z1=1，则Z2=Z1*i=50

3.按齿面接触强度设计

根据闭式蜗杆传动的设计准则，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T2

2）确定载荷系数KA=1.0KA取值见《机械设计》表11-1

3）确定许用接触应力

基本许用接触应力见《机械设计》表12-5

应力循环次数N:

则寿命系数:

故许用应力:

MP

确定弹性影响系数ZE：

青铜蜗轮与钢制蜗杆相配，ZE=160

4）确定模数m及蜗杆直径d1,查《机械设计》表12-1

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=17.75

5）确定中心距

6）计算蜗杆分度圆导程角

4.热平衡的计算

1）滑动速度

=

2）当量摩擦角，查表12-10

3）总效率

=

4）箱体散热面积估算

A=9×10-5ɑ1﹒88=9×10-5×（135.5）1﹒88=0.92m2

工作油温

取

则达到热平衡时的工作油温为

=

此工作温度满足油温40-60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i

i=z2/z1

50

中心距a0

135.5mm

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z2

50

蜗杆直径系数q

17.75

蜗杆轴向齿距Px

12.56mm

蜗杆分度圆导程角

3.2°

蜗杆分度圆直径d1

71mm

蜗杆齿顶圆直径da1

79mm

蜗杆齿根圆直径df1

61mm

涡轮分度圆直径d2

200mm

涡轮喉圆直径da2

208mm

涡轮齿根圆直径df2

198mm

6.蜗轮蜗杆轴结构设计

1）蜗杆轴结构设计如图（