电机端环中频焊接机床设计

1、电机端环中频焊接机床设计摘要：本文主要对传统焊接技术进行了简要介绍，对中频感应加热技术进行了原理分析，最后对电机端环中频焊接机床的设计方案和设计内容作了重点说明。机床机构的设计主要采用了回转支承，齿轮啮合传动，蜗轮蜗杆升降机，减速电机，剪叉式升降平台等技术，并且绘制了电机端环中频焊接机床的装配图和部分零件图。关键词：回转支承；蜗轮蜗杆升降机；减速电机；剪叉式升降平台The design of IF welding machinefor Motor-CentralAbstractIn this paper, the traditional welding techniques were brie

2、fed on the intermediate frequency induction heating technology for the Analysis of the end of the motor-Central IF welding machine design and design elements were highlighted. The design of the main machine used slewing bearings, gears meshing transmission, Worm Gear lifts, geared motor, scissors-st

3、yle take-off and landing platform, such as technology, and drew a motor-Central IF welding machine assembly and parts of the map.Keywords:Rotary support; Worm Gear lifts; Geared Motor; Scissors-style take-off and landing platform第1章绪论1.1课题的目的与意义通过调查发现电机在运行时，转子由于电负荷和热负荷高、高速运行、频繁起制动，它的端环焊接部位反复受到很多力作用，

4、非常容易发生断裂，造成电机发生故障或损坏，从而使整个机器无法正常工作而对生产造成重大损失。电机制造企业现在大多还采用传统的火焰加热技术来焊接电机转子的端环和导条。这些技术无法保证电机端环焊接的质量，国外一些企业和我国少数企业已经采用先进中频感应加热设备来对电机转子的端环和导铜条进行焊接加工。电机质量得到很大的提高，但由于资金和技术原因，中频焊接技术还处于垄断地位，还不被大多数企业所采用。因此设计出能适应中小电机企业使用的电机端环中频焊接机床设备显得由为重要。本课题要研究的就是设计出适应中小企业使用的电机端环中频焊接机床设备，这样就可以使很多中小企业摆脱生产的瓶颈，提高国内中小企业生产能力和市场

5、占有率，为他们争取更多的利润。由于新产品制造的需要，原有机械性能已不能满足使用要求，需设计新的机械。对于我国目前机械制造业的发展状况，自行设计新的机械来满足工业生产的需求是解决这问题的最好方法。因为这样我们可以综合利用国内外的先进技术，同时也可以积累设计的经验。随着社会的进步，科技的发展，生产效率及生产质量将成为当今制造业内的两大关键。对于生产质量的提高主要依赖于设备的技术含量、材料的合理选择、正确的工艺工装以及操作人员的工作态度；同时对我们也有着更高的要求，所以这样的的课题不但能进一步巩固拓宽所学知识，培养对机械设计的技能及独立分析问题，解决问题，并树立正确的设计思想及掌握设备设计的基本方法

6、和步骤，为今后的设计工作打下一定的基础。在设计过程中，通过阅读各种相关设计手册、图册等资料来进一步培养我们的识图、制图及软件操作能力，为完成工程技术人员在机械设计方面所必备的设计能力打好基础。该设备的研制成功对国内广大电机制造企业来说将是一个喜讯。因为该设备将适用于中小企业生产。如果它能广泛的应用于生产上，不仅可以打破国外企业在这个行业的垄断地位，极大的带动电机制造行业的发展，同时降低了工人的劳动强度，提高了生产效率。1.2课题研究的内容本课题介绍了传统焊接技术的发展状况，并对中频感应加热焊接技术进行了深入的研究和探索，重点说明了电机端环中频焊接机床的整个机床的设计方案和设计步骤，因此本课题对

7、机床设计也进行了部分的介绍，最后通过的装配来使使得整个方案可行、结构合理、经济实用，并满足给定的设计技术要求。1.3课题在国内的发展概况当前，国外的电机端环中频焊接设备发展比较迅速，但是这些设备投资成本大、维修费用高。我国的中小型企业现在还没有这个经济实力进口这些设备。现今，我国正处在电机制造发展的快车道，很多电机制造企业正在积极的采用现今生产技术，广大的中小电机制造企业没有足够的资金和技术来进口和设计先进的电机端环焊接设备。所以广大的中小企业一直都用着传统的电机端环焊接设备,生产效率很低，而大企业由于成本也无法扩大这种技术的应用。这不但有碍我国电机制造企业的发展，而且也影响了机械技术的革新。

8、本课题的研究方向就是如何在现有的技术上设计出大企业和中小企业都适用可用的电机端环中频焊接机床。1.4完成本课题的总体思路该课题在指导老师的指导下，拟定出若干方案，选择一个最佳方案进行设计。完成本课题的总体思路如下：（1）熟悉设计的课题，查阅相关的文献资料，编写开题报告；（2）进行有关课题问题的调研；（3）拟定设计的总体方案并进行力学分析；（4）绘制总装配图；（5）绘制相关的零部件图；（6）编写毕业设计说明书。第2章 机床总体设计方案2.1 电机端环中频焊接机床设计的指导思想电机端环中频焊接机床是主要针对电机转子中导条和端环焊接的专用机床，主要解决传统火焰焊接技术的弊端。机床的设计必须充分的充分

9、科学依据，需要具有丰富的工程科学知识。本课题设计的电机端环中频焊接机床主要针对的是中小型企业，机床的总体设计思路如下：根据设计要求，要求在焊接过程中，电机转子进行20r/min的绕轴旋转运动，机床要求有上下200mm的升降范围，且采用中频感应加热器和线圈对转子端环进行焊接。所以初步定为三部分的设计：回转工作台，升降机构和支架平台的设计。因此在设计过程中我们需要围绕下面的四个问题进行设计工作：（1）机器的工作效率要高。（2）机器的生产成本要低，要能够让中小型的企业买的起。（3）机器的操作不复杂，一般的工人经过简单的培训就可以操作。（4）机器的体积不易太大，适合中小型企业安装和使用。2.2电机端环

10、中频焊接机床的设计方案本次所设计的是利用中频感应电源和感应线圈对电机转子端环进行焊接的专用机床。是对传统电机端环焊接机床的一种改进设计，通过对焊接技术、中频感应加热技术、机床设计制造等相关技术的学习，再加上对传统电机端环焊接机床的考察和分析，就可以对机床进行改进设计。传统电机端环焊接机床采用丝杠来对机床的上下运动进行控制，动力源采用的是电机传动，没有旋转的回转台，电机转子放置在上面不能进行转动加热，使得转子焊接质量不高，此次设计机床的传动部分仍然采用电机传动，因为电机传动具有结构简单、安装方便、效率高等特点，是理想的动力装置。根据机床的设计要求，机床的设计可以分为三部分：回转工作台的设计、升降

11、机构的设计和机床机架的设计。初步考虑，用齿轮啮合传动来实现回转台的功能，电机转子放置在一个回转台上，回转台与底座之间采用回转支承连接，回转支承由齿轮来带动其转动，进而带动上支座转动，齿轮下端与一减速器和电机相连，齿轮由自己设计制造。升降机构按照传统的升降机构采用丝杠螺母副来实现，可以将螺母固定在机架上，电机带动螺母旋转，螺母的旋转运动带动丝杠的旋转，丝杠的旋转运动转变为丝杠的轴向运动，最后由丝杠的轴向运动来提供机床所需的上下运动。但丝杠螺母副在现代生产中已逐渐被各式各样的升降机取代，通过多方面的比较，采用蜗轮螺杆升降机来替代丝杠螺母副，由于该升降机的伸出轴为卧式的，与电机轴直接相连接刚度太大，

12、所以需设计一带传动来减速。机床的机架结构的设计有很多种方法，经过对叉车的升降台和剪叉式升降平台的比较，发现剪叉式升降平台的构造很适合此次机床的机架设计的要求，并且剪叉机架重量轻，结构简单，易于设计和制造，所以此次设计采用剪叉支架式结构来设计机床的机架。下面几章分别详细说明各部分的设计。第3章 机床回转机构的设计计算3.1 回转机构的工作原理回转工作台机构用于支撑电机转子并带动其旋转，查阅相关资料发现，用于传递旋转运动的回转支承很适合用于此类回转运动，被广泛的应用于大型起重机、挖掘机等机械中，技术已经相当成熟，所以此次选用回转支承来装配回转工作台。回转支承分内、外两圈可将外圈与回转平台栓接，内圈

13、与机床底座栓接。选用带外齿的回转支承，用一个小齿轮与外圈的齿进行啮合传动，小齿轮采用电动机带动。由于小齿轮和电机的速度差很大，可以选用一个减速装置，查阅相关资料可知，减速器又分为蜗轮蜗杆减速器、摆线针型减速器等，蜗轮蜗杆减速器减速比大、可以改变运动的方向，是理想的选择，但考虑到该传动处功率较低、机床本身的结构简单，此次设计选用带前法兰式摆线针型减速电机，该型减速电机的减速比大，结构紧凑，顶部的法兰可以直接与上层支板用螺栓连接固定。整个回转工作台的工作原理示意图如下图2-1所示:减速器小齿轮电机回转支承图3-1 回转工作台工作原理示意图该图最下端是一个减速电机，其伸出轴通过平键与小齿轮连接，小齿

14、轮通过啮合将运动和力传递到回转支承的外圈齿上，回转支承的外圈又与回转台用螺栓相连接。当电机转动时，通过齿轮啮合传动带动整个回转工作台进行旋转运动，达到了预期的目的。3.1.1 回转支承的选型及参数回转支承是两物体之间需作相对回转运动，又需同时承受轴向力、径向力、倾覆力矩的机械所必需的重要传动元件随着机械行业的迅速发展， 回转支承在船舶设备、工程机械、轻工机械、冶金机械、 医疗机械、 工业机器人、隧道掘进机、旋转舞台等行业得到了广泛的应用，它是适用于船用克令吊、汽车吊、挖掘机、塔式起重机等各类有相对回转转运动的产品回转支承的结构型式和规格尺寸，选用正确与否直接影响剑产品的质量和性能， 关系到经济

15、效益常用回转支承的结构型式有四种：单排球式、交叉滚柱式、双排球式、三排柱式。根据我们的经验和计算,有以下结论：相同外形尺寸的回转支承, 单排球式的承载能力高于交叉滚柱式和双排球式。 在倾覆力矩160吨米载荷以下，选用单排球式回转支承其性价比高于三排柱式回转支承，为首选形式。当倾覆力矩高于160吨米时应该优先考虑选用三排柱式回转支承。双排球为三片式、双滚道， 其材料、加制造、运输费用都比单排球岛得多， 而且滚道的形状精度和表面粗糙度难以控制 因此有人认为双排球式是一种质次价高的落后结构三排柱式承载能力在儿种结构型式中最火，虽然其成本最高，但仍为蚕载机械的首选型式，二三排柱式造价最低所以中小规格的

16、回转支承应以单排球式为首选型式，大规格以二排柱式为首选型式此次回转支承无倾覆力矩，水平力也很小，综合考虑上述因素，此次选用单排球四点接触式回转支承。根据电机的最大回转直径为800mm，考虑到突出的端环结构为100mm左右和回转支承上面的支承台需要一定的倾斜度，可知回转支承的直径为500mm左右，查JBT 2300-1999回转支承标准系列，故可初选回转支承型号为011.25.400.11 JB/T2300-1999。轴承内径d=307mm，外径D=493mm，轴承宽度H=70mm,外齿模数为63.1.2回转支承的强度校核回转支承在工作时，一般受到垂直力、水平力、和颠覆力矩等的综和作用。在此机床

17、中由于重力直接作用在支承上，没有偏移中心距，所以回转支承不受颠覆力矩，垂直力应等于整个电机转子的重量，水平力因为很小，可以忽略不计。整个回转轴承受力情况如下图所示:FrFtGM图3-2 回转支承的受力图将作用在回转支承的各种载荷综合后，有以下载荷：垂直力：力矩： 水平力： 切向力：基于以上论述，.单排四点接触球式回转支承选型计算如下：计算回转支承的额定静容量Co式中：Co 额定静容量，kNf 静容量系数，0.11KNmm2D 滚道中心直径，mmd 钢球公称直径，mm 滚动摩擦系数，0.001根据组合后的外载荷，计算当量轴向载荷 式中：Cp 当量轴向载荷， kN M 总倾覆力矩，kN·

18、m Fa 总轴向力，kN Fr 总倾覆力矩作用平面的总径向力，kN计算安全系数,由表查得 (1)按静态工况选型因接触角（滚动体上力的作用方向与水平面的夹角）随外载荷、的不同自动变化，所以要用以下两种方法计算，只要有一种符合承载曲线图即可。如果两种均符合，则以与承载曲线图较接近的一种为准。方法（）：方法（）：式中：回转支承当量中心轴向力；回转支承的当量倾翻力矩回转支承静态工况下安全系数，。方法=0方法 (2)按动态工况校核寿命（用6.1.2.1.1中相应的方法或方法）方法（）：方法（）：式中：回转支承动态工况下安全系数，。对照回转支承的动态承载曲线，在曲线图上找出以上二点，其中一点在曲线以下说明

19、压力安全系数足够。而螺栓的计算载荷为： Fa=1750KN M=5566.3KNM 强度足够根据以上计算和选型结果，经比较后选择 JB/T2300-1999型。相对而言，其体积小，重量轻。回转支承的部分参数如表3.1所示.表3.1回转支承型号及有关参数表型号外形尺寸(mm)安装尺寸(mm）外齿参数DdHD1D2nm493307704573432452863.2 减速电机的选用和校核减速器是原动机与工作机之间减速增矩的传动装置，利用各种组合形式的齿轮传动来完成动力与运动的传递，满足工作要求。减速器可以独立使用，也可通过联轴器与电动机相连，或者与电动机直接连成一体，构成结构紧凑的减速电机。现代减速

20、器大部分已经系列化和标准化，由专业生产厂家专门制造，其优点是质量高、品种全、成本低，用户可以直接选用，不必自行设计制造。通过查阅机械设计师手册（下）一书，本次所需的电机不需很大功率，可选用SEW中小功率的减速器与电机组合构成的减速电机，根据机床的结构和电机的最佳安装位置，由于圆柱齿轮减速器可在任意位置卧式或法兰安装，所以初步选用R系列短轴距圆柱齿轮减速电机。首先计算电机所需的输出功率；齿轮啮合回转支承转动时，所消耗的功率为回转支承转动所受的摩擦力与回转支承与齿轮啮合处的速度的乘积。回转支承所受的摩擦力 式中： 钢与钢之间的滚动摩擦系数啮合处回转支承的切向速度 式中: 回转运动所消耗功率的公式

21、齿轮传递的效率按闭式齿轮传动的效率计算查参考文献得，电机的传动效率按R型减速电机一级传动的效率来计算，所以所选R型减速电机的所需输出功率应为选择电机的使用系数：选用减速电机要考虑电机的使用系数,使用系数由每天的运行时间，起停频率Z及惯性加速系数决定。电机负载分为三种类型：为均匀载荷，许用的惯性加速度系数0.2；为中等冲击载荷，许用的惯性加速度系数3；为强冲击载荷，许用的惯性加速度系数10；由于本回转机构运转平稳，所以选择惯性加速系数为0.2，电机按每天工作两班制（16小时每天）和300次起停每小时查机械设计师（下）一书图14.2-1得=1.2，所以所选的减速电机的SEW-值要大于1.2。根据书

22、中表14.3-4选择2R07-DT56M型号R系列短轴距圆柱齿轮减速电机。其结构是前法兰式的。该机额定功率为0.09KW，输出转速为78r/min,减速比为16.73，使用系数为4.5，输出端轴直径为20mm，长度为40mm。3.3 齿轮的设计与校核齿轮传动是现代机械中应用最广泛的一种传动形式，其传动的主要优点是:瞬时传动比恒定，工作平稳，传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度范围广，功率从接近于零的微小值到数千万瓦，圆周速度从很低到300M/S；传动效率高，=0.920.98，在常用的机械传动中，齿轮传动的效率很高；工作可靠，使用寿命长；外廓尺寸小，结构紧凑。按齿

23、轮传动的工作条件，可分为开式齿轮传动、半开式齿轮传动及闭式齿轮传动。按齿面的硬度，齿轮可分为软齿面齿轮和硬齿面齿轮。本次设计的机床有外壳，并且齿轮传动的承载力小，速度低，综合考虑，小齿轮采用软齿面齿轮，传动采用闭式传动。考虑到该处传动的功率不大，结构紧凑，故小齿轮选用45钢调质处理，查参考文献9表6.1可得小齿轮齿面硬度为260HBS；因载荷平稳，齿轮速度不高，故粗选7级精度；传动方式为开式齿轮传动，传动平稳，初选，;根据参考文献9的介绍，在金属切削机床中，若传递的功率不大，圆柱齿轮的齿宽系数可小到0.2，按软齿面齿轮、非对称安装查参考文献9表6.5，根据实际情况，由于所传递的功率很小，故选齿

24、宽系数。根据参考文献9的介绍，闭式齿轮传动主要失效形式是齿面点蚀，故先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。根据参考文献9式6.13可查得齿根弯曲疲劳强度的设计公式初选载荷系数，根据上几章所算得的数据选用电速电机功率输出功率，故小齿轮传递的转矩为：查参考文献9表6.3得材料系数按齿面硬度查参考文献9图6.8可得大、小齿轮的接触疲劳强度，由参考文献9中6.3式可得应力循环计算公式，假设这对齿轮工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作两班制，则：查参考文献9图6.6得齿轮接触疲劳强度,取安全系数，根据参考文献9许用接触应力计算公式,得：试算小齿轮分度圆直径：取，由圆周速

25、度计算公式根据参考文献9表6.2查得,根据圆周速度、7级精度，查参考文献9图6.10得动载系数,由参考文献9图6.13查得。则载荷系数即可以校正分度圆直径，由于结构和配合原因，实际此对齿轮的模数已由回转支承外圈齿轮的模数而确定；取标准模数两齿轮分度圆直径即可求出由，可得两分度圆直径、由回转支承的结构可得出齿宽一般的小齿轮的齿宽为，取，考虑此处传递的力较小，又由于结构的原因，小齿轮不须很大的结构故可按齿宽来确定校核齿轮齿根弯曲疲劳强度根据参考文献9式6.12可得许用弯曲疲劳强度计算公式为：查参考文献9图得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限, 查参考文献9图6.7得弯曲疲劳寿命系数,.根据参考文献9式6

26、.2可得许用弯曲应力计算公式,根据经验，取弯曲疲劳安全系数，由国家标准取应力修正系数,则：根据齿数，由参考文献9表6.4查取齿形系数和应力校正系数，。故因为小齿轮的数值大，所以按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度校核；故齿轮弯曲疲劳强度足够。3.4 齿轮键的强度校核 根据上面所选的2R07-DT56M型号R系列短轴距圆柱齿轮减速电机，伸出轴直径为20mm可以选择型号为6×32GB1096-79的普通平键，其基本参数见下表表3-1参数轴d120L132尺寸b×h×L =6×6×322、键的计算尺寸见表3-2：表3-2参数轴尺寸b×h×

27、L =6×6×32l323=29kh/2 =33、键的强度校核见表3-3：由1表12.1得：由上面所计算的小齿轮承受T=表3-3参数轴1T2100d120l32k3由上述计算可知键的强度满足要求。第4章 机床升降机构的设计计算4.1 升降机构的工作原理通过查阅设计资料，一般机床的升降机构，采用丝杠螺母副，可以传递很大的力，利用丝杠或螺母的垂直轴向运动来实现传递升降的，丝杠螺母分为螺母固定丝杠旋转的，螺母旋转丝杠固定的，还有螺母丝杠都旋转的，考虑到本次设计的简便和结构的优化，直接采用SWL型蜗轮蜗杆升降机，SWL型蜗轮蜗杆升降机具有有很高传动精度，生产已经进入标准化。该机内部

28、含有一个蜗轮螺杆传动机构，当蜗轮的伸出端转动时，螺杆与其啮合，作轴向运动，可带动机床运动。蜗轮蜗杆有两个伸出轴端，可用手柄或电机直接带动，由于刚性传动一般不适合一级传动，再加上此处传动精度不是很高，用柔性联结比刚性联结好，故采用V带和电机伸出轴相连，选择顶端带法兰的升降机，将蜗轮蜗杆升降机底端固定，顶部法兰与上机架联结。整个升降机构的示意图如下图4.1所示：图4.1 升降机构结构示意图该图下面的常用三相异步电动机通过V带将运动传递给上面蜗轮的一端伸出轴，通过轴的传动和蜗轮蜗杆内的换向功能将运动转为螺杆顶部法兰的轴向升降运动，法兰顶部直接与机床上支板相连接，实现机床的上下运动。4.1.1升降机的

29、选型及参数蜗轮螺杆升降机，是通过蜗轮传动螺杆完成提升、下降、推进、翻转等功能，是一种基础起重部件，已列为JB/8809-1998标准。广泛地用于机工、冶金、建筑、水利、化工、医疗、文化、卫生等各个行业，具有结构紧凑、体积小、重量轻、安装方便、使用灵活、可靠性好、稳定性高、使用寿命长等优点，可以用电动机或其他动力直接带动，也可以手动。考虑到整个机床的整体性和简便，初步选用SWL蜗轮螺杆升降机，采用电机带动V带进行传动，本系列蜗轮螺杆升降机可以自锁，承载能力2.5t-120t，最高输入转速1500r/min，最大提升速度2.7m/min，有不同的结构形式和装配方式，工作环境温度在-20100之间，

30、提升高度可自由确定。经过查阅和比较后，选择螺杆同时做旋转运动和轴向运动的结构形式，装配形式采用螺杆向上运动的形式，螺杆的头部采用法兰型与上支架栓结，升降速度不是很快，故采用慢速的传动比，考虑到机床的上下运动的安全性，升降机螺杆的防护采用防旋转型。已知升降机的提升负载应等于上支架及其上面中频感应电源和石棉板等的总重，约1.5KN，螺杆的行程应该等于机床的上下可移动距离，所以行程为200MM，提升速度不大于300MM/min,综合考虑初选最小型号的SWL2.5型蜗轮螺杆升降机。该机的最大提升负载为25KN，最大许用功率0.55KW，最大螺杆径向力，最大螺杆驱动扭矩。蜗杆副采用稀油润滑时总的效率，选

31、择的SWL系列2.5型蜗轮螺杆的参数见表4.1。表4.1 升降机的技术参数蜗杆转速nr/min起升速度m/min起升力（2.5KN）N/mKW10000.250.710.07升降机驱动功率的计算A1 驱动功率 式中：P驱动功率，KW Fa起升力，起升拉力，KNV起升速度，m/min传递总效率。A2 驱动扭矩 式中：驱动扭矩，N/m P驱动功率，KW n转速，r/min蜗杆伸出轴上，由于需要安装带轮，易产生径向力和扭矩。对于该种涡轮螺杆可查得其最大螺杆径向力，最大螺杆驱动扭矩。所需齿轮或带轮的最小直径：式中：齿轮或带轮的最小直径，m最大径向力，KN4.1.2 带传动的设计与校核带传动是由主动轮、

32、从动轮及紧套在其上的环形传动带所组成，按工作原理可分为摩擦带和啮合带传动，本次设计根据要求选用摩擦带传动，摩擦带传动中，传动带张紧在主动轮和从动轮之间，带和两轮接触面之间产生压力，本次设计中当电动机上的主动轮随着电动机转动时带动蜗轮螺杆伸出轴上的从动轮旋转，完成运动和动力的传递。带传动具有以下优点：缓冲和吸震、平稳性好、噪音小；带传动靠摩擦，过载就打滑，可防止损坏其它零件；结构简单、易于维修、成本低廉。带传动也有些缺点：需要较大的张紧力，增大的轴和轴承的承受力；不能保证精确的传动比；整个传动装置的外廓尺寸大，不够紧凑；带的寿命较低，传动效率低。鉴于以上特点，带传动主要适用于：速度较高的场合，多

33、用于原动机的输出的第一级传动。带的工作速度一般为530m/s；中小功率传动，通常不超过50KW；传动比一般不超过7，最大用到10；传动比一般不要求十分准确。V带传动与平带传动相比，V带传动是V带与带轮V型槽两侧面间的摩擦传动，在同样的张紧力下，V带传动能产生更大的摩擦力，加之V带已标准化并大量生产，因此V带传动得到广泛的应用。综合上述所有因素，本次设计的机床结构简单，传动比不要求十分准确，传动速度不高，传动所需功率不大，所以在蜗轮螺杆的伸出轴和电机的伸出轴之间不采用联轴器，而采用V带传动。由上节可得升降机的伸出轴转速为1000r/min,所需功率较小，查手册得带传动的机械效率为0.940.97

34、，按最低效率0.94来设计。V带所需功率为选择的电机为同步转速1500r/min的Y801-S的三相异步电动机，其额定功率0.55kw。满载转速1390r/min,满载转矩。其伸出轴直径40mm，故带传动传动，一天工作两班制。选择V带型号查参考文献6表4.6可得工作情况系数=1.0由参考文献6式4.22可计算出功率选择V带型号，按，查参考文献6图4.11，选择Z型V带。确定带轮直径根据参考文献6图4.4及表4.4，取小带轮直径，由式4.8可得带速在525m/s之间,合适。从动带轮直径查表4.4 取实际传动比从动轮实际转速由于,所以合适。初步确定中心距和带长根据式4.23 即取=160mm带的基

35、准长度由式4.24计算查表4.2得 由式4.25可得中心距a由式4.26得中心距调整范围为验算小带轮包角由式4.12 合适。确定V带根数Z由，查参考文献简明机械设计手册表6-1-37（b）得单根Z型V带的额定功率分别为0.27KW和0.31KW，用线性插值法求时的额定功率P0值由式4.28 实验条件下单根V带额定功率值的增量，查机械设计简明手册表6-1-37（b）可得=0.2KW.查参考文献6表4.8得包角系数Ka=0.96查表4.2得长度系数=0.94V带根数 合适计算单根V带初拉力查表4.1得q=0.06kg/m由式4.29 由式4.30得对轴的压力确定带轮的结构尺寸，绘制带轮工作图，采用

36、实心式结构，工作图见附录ZHJ-00-05。，采用实心式结构，工作图见附录ZHJ-00-06。4.1.3 带轮键的强度校核升降机轴键的校核1、确定蜗轮螺杆升降机伸出轴键的尺寸见表4.2表4.2 键的尺寸参数参数升降机轴d116L134尺寸b×h×L =5×5×282、键的计算尺寸见表4.3：表4.3 键的计算尺寸参数参数升降机轴尺寸b×h×L =5×5×28l282.5=25.5kh/2 =2.53、键的强度校核见表4.4：由1表12.1得：表4.4 键的受力参数参数轴1T1430d116l25.5k3由上述计算可

37、知键的强度满足要求。电机轴键的校核1、确定Y801-4三相异步电机伸出轴键的尺寸见表4.5所示。表4.5 电机轴键的尺寸参数参数电机轴d119L140尺寸b×h×L =6×6×322、键的计算尺寸见表4.6所示：表4.6 电机轴键的计算参数参数轴尺寸b×h×L =6×6×32l323=29kh/2 =33、键的强度校核见表4.7所示：由1表12.1得：表4.7 电机轴键的受力参数参数轴1T2400d119l29k3由上述计算可知键的强度满足要求。第5章机床机架的设计与校核5.1机床支架平台的设计方案机架是各类机器的

38、基本零件。它主要起支承作用，机器中的其它零件一般固定在机架上，因此机架承受着机器中其它零件和工件的总重量，机架又起着基准的作用，以保证各零件间正确的相对位置，并使整个机器组成一个整体。支架平台的设计有很多种方法，本次设计中由于感应线圈与电机转子之间应预留一定的调节距离，使得机床的上机架和底座之间要产生相对的运动，所以必须采用一个可活动的支架结构，经过多方面的查阅，决定设计成剪叉式平台的形式。两根简支架中间用销轴进行链结，两根支架的一端分别与上机架和底座相铰接，另一端设计成滑动滚轮结构，随着滑轮在倒槽里的滚动，实现平台的上下位移。这种升降平台刚性较好，升降灵活，保压性能也很好。剪叉式液压升降平台

39、主要由底座、上平台、剪叉、，它不仅能轻松实现平台的上下运动，而且传动平稳，效率极高，下图5.1为设计的剪叉式支架平台的示意图：图5.1 剪叉式支架平台的示意图将升降机构中升降机顶部的法兰直接与上机架联结，将回转工作台下端固定在机床下机架上，在回转台上放置好待焊接的电机转子，上机架上放好中频感应器和石面板和感应线圈，通过回转台的旋转和升降机的上下运动来实现整个运动过程。5.2机床剪叉支架的设计本次设计的机床机架为卧式平板式机床，考虑到实际的机床运动关系，此次机床机架采用剪叉式支架支承机床上平板的结构，一个完整的剪叉支架平台主要由底座、上平台、剪叉上下提升装置组成。本平台的提升装置即前面设计的升降

40、机。本次设计的机床根据结构可以确定出大概尺寸上平台宽约1000mm，长约1600mm；上平台最低停留高度与最高工作高度的间距为200mm。剪叉式升降平台的设计，应注意以下几点：一是正确计算所需的最大推力；二是校核各主要销轴的抗剪切强度；三是计算上平台及外叉臂在极限载荷下的变形，校核它们的刚度；四是为平台设计一个合格升降系统。平台各主要构件的几何尺寸、油缸的安装位置及所需之工作行程，可以用作图法或简单的几何计算求得。最大推力和升降系统已在前面设计，所以在此处只需确定平台的一些基本结构。因为要支承的重力比较小，所以初步设计整个平台使用两副剪叉，左右各一副，成对称布置。剪叉的下端与底座采用铰链方式，

41、上端在上平台里滑动，由重物对上平台的压力对滑轮预紧，叉臂杆用料初定为1300 mm的普通热轧槽钢，在槽钢的两端进行加工处理，焊接上一小段钢条，两端钢条上各需加工一个圆孔，圆孔中安装上滚轮，两槽钢背对背安装，两槽钢之间用销轴连接。上平台框架用8号槽钢，四根槽钢背对上安装，在槽钢上焊接一块厚10mm的钢板作为支承面。叉臂的滚轮在两侧的槽钢中滚动，槽钢下焊接两块小钢块，并镗上小孔安装两个座架。底座框架根据结构用32a普通热轧槽钢背靠焊一框架，底下焊两大块平板作底座面。平板上再焊上两截8号槽钢做下滚轮的导轨。为了增加上平台的稳定感，可将C点的下移量控制在30 mm 内在上平台上加焊一圈L45×

42、;5的角铁，不仅可增强上平台的刚度，还可起到防止工具从上平台上滚下的作用。槽钢一端的滚轮和轴承的连接很复杂，可以直接用带螺栓轴的滚轮滚针轴承代替，其额定载荷为Cr=23KN、Cor=27KN，上平台共重约1000KN，大部分的力被升降机所承载，根据结构的关系，上平台上不可能出现偏载问题，所以滚轮滚针轴承的强度足够支承上平台。5.3 支架平台的强度校核从平台结构特点可初步判断出，受较大剪切力的是两槽钢之间的转动销轴。从下面图3可得出，O点销轴所受的力很小，C点的升降机上端承受了机床的大部分重量，上机架的重量为1000N，四根简支架平分200N的力，下面以单根简支架分析其受力的情况，单根简支架的受

43、力情况如下图5.2所示。FcyFoy1Foy2FoxFdyFdxCODFcx图5.2 外叉臂的受力示意图假设机床上支架的总重500KG的总重都作用在四根简支架上，当简支架运动到相互垂直时，简支架所受力为最大。首先校核当中销轴的抗剪切强度。图5.2中 带入平台最低位置时的有关数据，即可算出Fcx,Fox,Foy，再利用下面的公式计算出Fo,Fc：销轴均为45钢制造，作调质处理，其许用剪切应力，C点销轴的直径为16mm，O点销轴的直径为24mm，C点销轴的受力较大，因此所有销轴有足够的抗剪切强度。再校核上平台和剪叉臂的刚度：BL/2L/2ACPQ图5.3 上平台的受力示意图L/2L/2DONDbF

44、KC图5.4外叉臂的刚度分析从图5.3可以看出，对上平台的刚度校核，可以简化为有跨度的简支梁的刚度的校核。简支梁的截面为两侧立的8#槽钢，槽钢的刚度很大，据经验所得，上面的重力比较小，完全可以满足要求，为了增加上平台的稳定感，还可在上平台上加焊一圈L45×5的角铁，不仅可增强上平台的刚度，还可起到防止工具从上平台上滚下的作用。从图5.2可知，外叉臂受横向力较大。对外叉臂，仍只计算平台在最低位置时，其上段中点的横向位移，如图5.4所示，D点处的反力使外叉臂上段中点向下下移，下移量为，在升降机对上平面的推力作用下，K点上移量为。K点总的下移量为。式中 ，查得1200 mm的6.5#普通槽钢的惯性矩J=。所以6.5#普通槽钢有足够的刚度，所以整个简支架机构的设计可以满足要求。设计总结本课题设计的电机端环中频焊接机床有如下特点：结构简单实用；结构件数量较少，使用安装可靠；制造工艺性好；装置维修简单便利；装置的尺寸、重量小，节省材料、节省空间。通过本次毕业设计，我学到了很多东西，巩固了理论知识，提高了综合运用知识的能力，学会用所学的知识去分析和解决工程中的实际问题，掌握