最新直缝焊接机夹具毕业设计Word文件下载.docx
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在自动控制焊机中选择PLC作为控制核心的原因有：
a、可靠性高b、控制功能强c、编程方便d、适用于恶劣的工业环境!
抗干扰能力强e、具有各种接口!
与外部设备连接非常方便f、维修方便等。
正因为如此，用PLC控制的气体保护自动焊机在我国被广泛的应用。
第一章机械传动装置总体设计
一、
拟订传动方案
根据设备技术要求及各种传动机构的性能制定传动方案如图1,
图1传动系统设计方案
传动方案分析：
该设备用于管类零件的直缝焊接，焊接的速度比较低，焊接的质量取决与焊接的速度快慢与稳定性。
减速器采用单级圆柱直齿圆柱齿轮，大齿轮输出轴作为减速器的低速轴，可以使输出轴的转速稳定。
整个系统传动不太大，电机须频繁启动，对系统的调速性能要求高，为了实现较好的无级调速，选择直流电动机，利用直流电路调速系统实现无级调速。
减速器采用单级圆柱直齿圆柱齿轮减速器可以得到一定的传动比，利用二者联合调速可以得到较好的调速性能。
二、
丝杠螺母的选择
（一）丝杠螺母传动的特点及应用
（1）用较小的扭矩转动丝杠（或螺母）可使螺母（或丝杠）获得较大的牵引力。
（2）可达到较高的降速传动比，使降速机构大为简化，传动链得以缩短。
（3）能达到较高的传动精度，用于进给机构还可用作测量元件，通过刻度盘读出直线位移的尺寸，最小读数值可达0.001mm。
（4）传动平稳，无噪声。
（5）在一定条件下能自锁，即丝杠螺母不能进行逆传动，此特点特别适用于作部件升降传动，可防止部件因自重而自动降落。
鉴于以上优点，有参考文献②丝杠螺母的传动方式及其应用见表5.7-1的丝杠螺母传动简图如图2：
图2丝杠螺母传动
（二）丝杠螺母副的选择
由参考文献②表5.7-6初选丝杠螺母副丝杠螺母副的基本参数如
表1：
螺距（mm）
丝杠（mm）
丝杠螺母
螺母（mm）
丝杠断面积A（）
螺纹升角
丝杠断面极惯性矩
（）
丝杠断面惯性矩I
外径d
内径d1
中径d2
（mm）
外径
内径
4
20
15.5
18
20.5
16
1.89
4º
2ˊ46"
0.5667
0.3341
表1
（三）丝杠的传动效率
由参考文献②查得=0.7
（四）丝杠螺母的校核（略）
三、电动机选择
1、确定驱动负载所需的外力和转矩
焊枪的移动速度v
由设计要求可知焊枪移动速度范围v=0.5m/min—1.5m/min
丝杠的转速n
丝杠的螺距为4mm，由参考文献②式
当v=0.5m/min时v为
==125r/min
当v=1.5m/min时v为
==375r/min
所以丝杠的转动速度范围为125r/min—375r/min
2、电动机类型和结构形式选择
因本设备运转速度低，调速范围广，周期性运行，切运转要平稳可靠，为了得到较好的调速性能，选用Z2系列直流电动机，利用调速电路实现系统的无级调速。
安装形式选择卧式。
3、电动机容量确定
⑴本设备负载小，属于惯性旋转机构，固按旋转运动计算驱动功率。
⑵计算移动部件摩擦阻力矩
移动部件的摩擦力矩为主要的功率消耗所以其它的摩擦可以忽略不计，由于移动部件的重力定为500N所以移动部件所受的摩擦力为由参考文献②表5.7-3知摩擦系数f=0.1
=500f=5000.1=50N
摩擦阻力矩由参考文献⑥式5-32得
其中L—丝杠螺距
i—齿轮减速比为4
—传动效率定为0.7
==11.4Nm
当丝杠作旋转运动时,克服摩擦阻力矩所需的功率
=0.1047n/η=0.1047×
11.4×
375/0.7=639.5W
由参考文献⑦表2-4机械传动的效率得
闭式圆柱齿轮的机械传动效率为=0.97
一对滚动轴承的机械传动效率为=0.99
则机械传动链的总效率为
==0.970.990.99=0.95
驱动功率
P===673.2W
为了扩大设备加工范围,设备的驱动转矩应有足够的
量.另因为传动比较大,调速范围宽,固应选择较高的电机,由参考文献①表13-65，选择系列化FANUC型直流电动机5M型.该电动机技术指标如表2:
型号
额定电压
额定转矩
额定转速
额定功率
最大转矩
重量
5M
220V
5.9Nm
2000
r/min
800W
54Nm
17Kg
表2
⑶ 计算传动比
由参考文献③知，可选择电力拖动系统为调速范围为中等调速
D==4
===500r/min
i=／＝500/125=4
当丝杠转速为375r/min时电机的转速为3754=1500r/min
所以要求电动机的调速范围为500r/min—1500r/min所以能满足要求。
i=×
为了得到较大调速范围，用晶闸管直流调系统实现无级调速，调速范围＝4;
机械减速利用齿轮单级减速器实现，传动比＝4.
⑷计算传动装置的运动和动力参数（略）
第二章机械减速器设计
一齿轮的设计与计算
一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1、按图所方案，选定直齿圆柱齿轮示的传动传动。
移动部件为一般机构，速度不高，故齿轮选定8级精度。
2、齿轮选用便于制造且价格便宜的材料，由参考文献表3-2选取小齿轮材料为45号钢（调质），HBS1=240,大齿轮材料为45号钢（常化）HBS2=200.
3、选取小齿轮数Z1=20,大齿轮数Z2=iZ1=4×
20=80。
因齿面硬度小于350HBS的闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。
二、按齿面接触疲劳强度设计
由参考文献⑧式（3-24）得设计公式为:
1、确定公式内各参数的数值
（1）试选载荷系数Kt=1.3
（2）计算小齿轮传递的转矩,按高速轴的最低转速计算
T1=95.5×
105p/n1==13614.5Nmm=13.6Nm
（3）由表3-9选取齿宽系数φd=0.8
（4）由表3-7查得弹性影响系数ZE=189.8
（5）由参考文献⑧表3-59查得接触疲劳强度极限σHlim1=590Mpa;
由
表3-59查得接触疲劳强度极限σHlim2=470Mpa
（6）由式3-29计算应力循环次数
N1=60=60×
500×
1×
16×
300×
15=21.6×
108
==21.6×
108/4=5.4×
（7）由图3—57查的寿命系数
（8）计算接触疲劳许用应力。
取失效概论为1%，安全系数为S=1，由
式3—30得：
=590MPa=470MPa
2.计算
（1）计算小齿轮分度圆直径：
=2.32=38.3mm
（2）计算圆周速度：
V==1m/s
（3）计算载荷系数。
根据,由图3—10查得=1.08；
因是直齿圆柱齿轮，取=1；
同时由3—5查得=1；
由图3—12查得=1.12；
=1.25。
故载荷系数为
（4）按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径，由3—27B得
=38.3=37.4mm
（5）计算模数：
1.87mm
由参考文献⑨表7—2取模数为标准值，m=2mm
（6）计算分度圆直径：
（7）计算中心矩：
a=（d1+d2）/2=（40+160）/2=100mm
（8）计算齿轮宽度：
b=φd×
d1=0.8×
40=32mm
圆整，取B2=35mm,B1=40mm
三、校核齿根弯曲疲劳强度
由式（16-4）得校核公式为：
MPa
1、确定公式内的各参数数值
⑴计算圆周力
Ft=2T1/d1=2×
13614.5/40=680.7N
⑵查取应力校正系数。
由表3-8查得：
YFa1=2.8YSa1=1.55;
YFa2=2.22;
YSa2=1.77
⑶计算载荷系数：
K=KA×
KV×
Ka×
KFβ=1×
1.08×
1.25=1.35
⑷查取弯曲疲劳强度极限及寿命系数。
由图3-58查得σFlim1=450Mpa;
由图3-58查得σFlim2=390Mpa;
由图3-56查得KFN1=KFN2=1.
⑸计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=SF=1.4，由式3-28得：
[σ]F1=MPa
[σ]F2=MPa
⑹校核计算
二轴的设计
一、高速轴的设计
1、选择轴的材料并确定许用应力
由于该减速器传动功率不大，而且对其重量和尺寸也无特殊要求。
故选择45号钢，正火处理。
由表10-1查得σB=588Mpa;
σδ=294Mpa;
σ-1=238Mpa;
τ-1=138Mpa;
[σ+1b]=196Mpa;
[σob]=93Mpa;
[σ-1b]=54Mpa
2、初步估算轴的最小直径，并选择联轴器
为保证输出轴上零件装拆方便，安装联轴器轴的直径d1为轴的最小直径。
根据公式（10-2）d≥
其中由参考文献⑧表10-2得=35，C=110
d≥11012.4mm
考虑该轴段上有键槽，将周径增大10%，则取d=12.4（1+10%）=13.6圆整为d=14mm
选择联轴器，按轴传递的扭矩，由参考文献⑦表17-4。
选择HL1型弹性柱销联轴器其轴直径为14mm，与轴配合部分的长度为32mm，故该轴最小直径确定为d1=14mm。
3、拟定轴上零件的装拆方案如图（3）
VIIVIVIVIIIIII
图（3）
（1）确定轴的各段直径和长度
Ⅰ段：
如前所示，为轴的最小直径，为和联轴器配合，其直径按
轴器其内孔直径确定d1=14mm.该轴段长度比联轴器孔长度略小。
取L1=30mm,这样可保证轴端挡圈压紧联轴器。
Ⅱ段直径的确定：
为保证联轴器左端用轴肩定位和固定，根据轴肩高度h=（0.07-0.1）d,取h=0.1d=0.1×
14=1.4mm,则d2=d1+2h=14+2×
1.4=16.8,圆整取d2=17mm.这样符合密封毡圈的标准直径。
Ⅱ段长度的确定：
为此应选择轴承型号，由参考文献⑦，因该轴传递的功率不大，选择结构简单价格便宜的深沟球轴承6004，查手册可得轴承内径为20mm，宽度为12mm，同时还应选出轴承端盖的类型及尺寸，轴承端盖根据轴径来选，其宽度尺寸20mm。
为了便于装拆轴承端盖至联轴器左端面长度为20mm，考虑以上因素L2=20+20=40mm
Ⅲ段直径的确定：
该段安装轴承所以直径为20mm
Ⅲ段长度的确定：
该段安装轴承轴承宽度为12mm
Ⅳ段直径的确定：
该段为轴承定位轴肩由参考文献⑦得直径25mm
Ⅳ段长度的确定：
该段长度为5mm
Ⅴ段直径的确定：
轴承的直径44mm.
Ⅴ段长度的确定:
轴承的宽度为45
Ⅵ段直径的确定：
Ⅵ段长度的确定：
VII段直径的确定：
VII段长度的确定：
轴的总长为：
L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+=30+40+12+5+45+5+12=149mm
经分析可得轴的支撑跨距为137mm
二、低速轴的设计
1、选择轴的材料，并确定许用应力
由于传递的功率不大，而且对其重量和尺寸无特殊要求，故选择45#钢。
正火处理，由表10-1查得σB=588Mpa;
2、初步估算轴的最小直径
根据公式，根据公式（10-2）d≥
其中由参考文献⑧表10-2得=35，C=110
d≥11013.4mm
考虑该轴段上有键槽，将轴径增大10%，则取d=13.4（1+10%）=14.7mm。
圆整取d=15㎜。
选择HL1型弹性柱销联轴器其轴直径为16mm，与轴配合部分的长度为42mm，故该轴最小直径确定为d1=16mm。
3、拟定轴上零件的装拆方案如图（4）
VIVIVIIIIII
图（4）
⑵确定轴的各段直径和长度
如前所示，为轴的最小直径，为和联轴器配合，其直径按联轴器其内孔直径确定d1=16mm.该轴段长度比联轴器孔长度略小。
取L1=40mm,这样可保证轴端挡圈压紧联轴器。
16=1.6mm,则d2=d1+2h=16+2×
1.6=19.2,圆整取d2=20mm.这样符合密封毡圈的标准直径。
为此应选择轴承型号，由参考文献⑦，因该轴传递的功率不大，选择结构简单价格便宜的深沟球轴承6005，查手册可得轴承内径为25mm，宽度为12mm，同时还应选出轴承端盖的类型及尺寸，轴承端盖根据轴径来选，其宽度尺寸20mm。
该段安装轴承所以直径为25mm
该段安装轴承轴承宽度为12mm，挡圈宽度为5mm。
Ⅳ段轴要缩进2mm，所以该段的长度为19mm。
该段为齿轮的安装轴段，所以该段轴的直径为30mm。
该段长度为齿轮宽度为40-2=38mm
该段轴为齿轮挡环，其直径为38mm.
齿轮挡环的宽度为5mm。
该段安装轴承轴承宽度为12mm
L=L1+L2+L3+L4+L5+L6=40+40+19+38+5+12=154mm，经分析可得轴的支撑跨距为142mm。
三键的选择与校核
一、高速级轴键的选择及校核
1.键类型的选择
高速级轴上只有与联轴器相配合的轴段有键，其轴径为14mm,联轴器轴孔长度为32mm。
由表10-5查得选用圆头普通平键C型，b为5mm，h为5mm，键槽t=3.0mm,其长度L=B-（5～10）mm=32-（5～10）=22～27mm。
由表10-5标准系列查得L=25mm,故选键的型号为C5×
25GB1096-72。
2.校核其强度
其挤压强度条件由式10-35得σP=2T/dkl≤[σP]Mpa,式中T=23.4Nm=23400Nmm,d=14mm
l=L-b/2=25-2.5=22.5mm,k=h/2=5/2=2.5mm,[σP]由表10-6查得
[σP]=130Mpa
则校核其强度σP=2T/dkl=2×
23400/14×
2.5×
22.5=59.4Mpa≤130Mpa
故强度足够
二、低速轴上键的选择及校核
1.键类型的选择
低速轴上高速级大齿轮的宽度为40mm，轴径为30mm,由表10-5查得选用圆头普通平键A型，b为8mm,h为7mm,其长度L=B-（5～10）=38-（5～10）=28～33mm.由表10-5查得标准系列长度L=28mm,故键型号为8×
28BG1096-79
2.校核其强度
其挤压强度条件由式10-35得σP=2T/dkl≤[σP]Mpa,式中T=90.7Nm=90700Nmm,d=30mm
l=L-b/2=38-4=36mm,k=h/2=7/2=3.5mm,[σP]由表10-6查得
90700/30×
3.5×
36=48Mpa≤130Mpa
四轴承的选择与校核
一、高速轴上滚动轴承的寿命
1、圆周力Ft=1170N，轴向载荷FA=0N，
径向载荷FR=Fttgα=1170×
tg20°
=425.8N
2、确定Cr,Cor查手册6004型轴承的基本额定动载荷Cr=7.22KN,基本额定静载荷Cor=4.45KN.
3、计算FA/Cor值，并确定e值FA/Cor=0则e=0
4、计算当量动载荷P
P=XFR+YFA,因FA/FR=0，由参考文献⑧表8-9查得X=1,Y=0,
于是P=XFR+YFA=1×
213=213N
5、计算轴承寿命Lh=16667（ftC/fpP）ε/n,由表8-1查得ft=1（常温），由表8-8查得fP=1.0～1.2,取fP=1.2,6004型号为深沟球轴承，寿命指数ε=3
则Lh=h=47022.8h
二、低速轴上滚动轴承的寿命
1、圆周力Ft=1134N，轴向载荷FA=0N，
径向载荷FR=Fttgα=1134×
=413N
2、确定Cr,Cor查手册6005型轴承的基本额定动载荷Cr=7.75KN,基本额定静载荷Cor=4.95KN.
P=XFR+YFA,因FA/FR=0，由表8-9查得X=1,Y=0,
413=413N
5、计算轴承寿命Lh=16667（ftC/fpP）ε/n,由表8-1查得ft=1（常温），由表8-8查得fP=1.0～1.2,取fP=1.2,6208型号为深沟球轴承，寿命指数ε=3
则Lh=h=63733.6h
五箱体结构尺寸选择
箱座壁厚δ=12mm
箱座壁厚δ1=12mm
底板P=2.5δ=2.5×
12=30mm
箱座凸缘厚度b=1.5δ=1.5×
12=18mm
箱盖凸缘厚度b1=1.5δ1=1.5×
箱座底凸缘厚度b2=2.5δ1=2.5×
地脚螺钉数目n4=4
地脚螺钉直径dt=M16
轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=0.75×
16=12mm
箱盖与箱座联接螺栓直径d2=（0.5～0.6）df=0.5×
16=8mm
联接螺栓d2的间距L=180mm
轴承端盖螺钉直径d3=0.5df=12mm
定位销直径d=0.8×
8=6.4mm
Dfdfd2至外箱壁距离C1=22mm
Dfd2至凸缘边缘距离C2=20mm
轴承旁凸台半径R1=C2=20mm
外箱壁至轴承座距离l1=C1+C2+（8～12）=22+20+10=52mm
齿轮外圆与内箱壁距离△1>
1.2δ=1.2×
12=14.4mm取15mm
齿轮轮毂端面与内箱壁距离△2>
δ=12mm取15mm
箱盖、箱座肋厚m1≈0.85δ1=0.85×
12=10.2mm
m≈0.85δ=0.85×
轴承端盖凸缘厚度t=（1～1.2）d3=1×
12=12mm
第三章专用夹具结构设计
一、焊接专用夹具的工作原理
焊接专用夹具的基本功能，是能对工件进行装夹。
整个夹具设计工作就是围绕装夹二字展开的。
二、焊接专用夹具的作用
机床夹具在机械加工中应用十分广泛。
主要作用如下：
1、保证被加工表面的位置精度
用夹具装夹工件，可以准确确定工件与机床，刀具之间的相对位置，因而能比较可靠、稳定地获得较高的位置精度。
2、提高劳动生产率
采用夹具后，可以省去对工件的逐个找正和对刀，使辅助时间显著减少；
当采用机械化、自动化程度较高的夹具时，还可进一步减
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