自动焊条电弧焊装置设计—小车行走机构的设计(毕业论文)正文

1、 自 动 焊 接 系 统 小车行走机构设计一. 传动方案的确定1. 采用尽可能短的运动链,以利于提高传动效率和传动精度。2. 恰当选用原动机的类型、运动参数和功率等。3. 合理选择传动的类型机器组合方式，合理安排传动机构的顺序，以充分发挥各种传动类型的优势。4. 合理分配传动比。各种传动均有一个合理使用，一般不应超过。5. 保证机械的安全运转。二选择电动机1选择电动机的类型 本设计采用三相交流异步电动机2确定电动机的转速 同一功率的异步电动机有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min等几种同步转速。一般选择1500r/min和1000r/min这两挡的电动机

2、。本设计采用1500r/min的电动机。3确定电动机的功率和型号 选择电动机的型号Y100L-4，功率2.2kw(1) 计算工作机所需功率Pw Tw-工作机转矩N·m Nw-工作机转速r/min w工作机效率90%(2) 计算电动机所需功率Po=0.36kw-由发动机至工作机的传动装置总效率=离合器传动效率 取99%圆锥滚子轴承传动效率 取99%蜗杆传动效率 取75%圆锥滚子轴承传动效率 取99%圆锥齿轮传动效率 取95%圆锥滚子轴承效率 取99%2传动比的计算与分配(1)计算总传动比=6280因为i太大，故本设计选用一个减速电机。它的速比为150，功率2.2kw即 转速n=10r/

3、min则 i=41.93(2)传动比的分配 =30 =1.43.计算减速器各轴的运动参数若：传动装置各轴由高速至低速依次定为1轴、2轴、3轴，并设 各轴的转速r/min 各轴的输入功率kw 各轴的转矩 N·m 相邻两轴间的传动效率 相邻两轴传动比(1) 各轴转速 =10 =0.333 (2) 各轴功率 (3) 各轴转矩 =46373.4 =61031.7四轴系零件的初步选择初估轴径上述计算出的轴径一般指的是传递转矩轴段的最小轴径，但对于中间轴可作为轴承处的轴径，初估轴径并不一定是轴的真实值。具体数值还需要视轴的结构而定，但轴的最小直径不能小于d 。五蜗杆蜗轮的设计 1选择材料蜗杆采用

4、45钢，表面淬火，硬度为45-55HRC，蜗轮材料采用,砂模铸造。 2确定主要参数， 3按齿面接触强度设计(1)作用在蜗轮上的转矩T 按 估取 则=4.368*(2)确定载荷系数K查表5-4 选取 （机械设计） (3)确定许用接触应力 查表6-5 得基本许用接触应力 应力循环次数 =2.4* 则寿命系数 =1.593 故许用应力=318.79 (4)由于铜蜗轮与钢蜗杆相配合，得 (5)确定模数及蜗杆直径 =54977查表6-1 取则 m=16 =140 mm Q=8.75 =480 mm(6)确定中心距a =310 mm(7)计算蜗杆分度圆圆柱导程角 =(8)热平衡计算 1）滑动速度 =2.3

5、6 m/s 2)当量摩擦角 查表6-10得 3)总效率 由式6-22得 =0.855 4蜗杆蜗轮的几何尺寸 名 称 符 号公式及结果蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶高=16mm蜗杆齿根高=20mm顶隙C=3.2mm蜗杆齿顶圆直径=172mm蜗杆齿根圆直径=100mm蜗杆轴向齿距=50.24mm蜗杆齿宽=156mm蜗轮分度圆直径=480mm蜗轮齿顶高mm蜗轮齿根高=20mm蜗轮喉圆直径=512mm蜗轮齿宽=105mm中心距aa=310mm六直齿锥齿轮的设计 1选择材料及确定许用应力小齿轮用 调质，齿面硬度为260HB大齿轮用，调质，齿面硬度为225HB查机械设计简明手册 图6-12 得 查机械设计简明手册

6、 图6-13 得=185=1382按齿面接触强度设计 4.856* 查机械设计简明手册 表 6-35 取载荷系数K=1.2 查机械设计简明手册 表6-30 取齿宽系数=0.3 取小值代入， 故取=491 =79.08mm 取 若取，则 =1.4*20=42模数 =2.49由机械设计简明手册 表6-29 得 标准取m=23.验算齿根弯曲强度 使用系数，见表6-35。 取=1.2动载荷系数，根据精度等级和中点圆周速度，见图6-10。齿向载荷系数，当有效工作宽大与0.85b, =1.5 端面载荷系数，查表6-37。 齿根抗弯强度重合系数，当时，； 锥齿轮系数，。 载荷分配系数，。齿根弯曲许用应力，式

7、中，为齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，见图6-13；为齿根弯曲强度安全系数，见表6-40。 =0.6435 =0.9722， 安全。 4直齿锥齿轮的几何尺寸的计算 名称符号公式和结果当量齿数，当量齿数比=1.96分度圆锥角分度圆直径d齿顶高齿根高齿高h顶隙CC=0.2m=0.2mm齿顶圆直径=83.26mm=114.33mm齿根圆直径=76.09mm=109.67mm锥距R=68.8mm齿宽bb=10mm齿宽系数压力角七轴的设计 I轴的设计根据减速器的简图确定轴上主要零件的分布，进行轴的结构设计。1 选择材料，确定许用应力材料选用45钢，正火处理。查表7-1，材料的强度极限=600查表7-2，对

8、称循环状态下许用应力=552 计算基本直径查表7-11得 C=11040mm由于安装离合器处有键，故轴需加大4-5% 则mm取3 绘制结构简图4 各零件装配方案及固定方式由于设计原因，此减速装置没有上箱盖， 故此轴从左到右装入。左轴承由左装入，右边轴肩，左边轴承盖进行轴向固定右轴承由右装入，左边轴肩，右边轴承盖进行轴向固定5 确定各轴段尺寸(1) 确定各轴段直径 段： 估算； 段： 与轴承（圆锥滚子轴承30209）配合 段： 大与段： 蜗杆齿顶圆直径 段： 小于 段： 与轴承（圆锥滚子轴承30216）配合(2) 确定轴上个轴段长段：段： （轴承+轴承盖+外伸）段： （蜗轮分度圆直径-蜗杆分度圆

9、直径）-轴承）段： （蜗杆齿宽）段：段： （2个轴承宽）总轴长 =619mm(3) 各支撑点间距离合器到左轴承 左轴承到蜗杆 蜗杆到右轴承 6 校核轴的强度(1) 受力分析 1轴上的扭矩：蜗杆 圆周力： =8666N;径向力： =3154N;垂直面支反力：=1577N =-1577N水平面支反力：=4333N =4333N (2) 求危险截面 =189.2 =269.67 水平面 =519.96 =740.94(3) 合成弯矩a- a截面：=553.31 A轴承： =788.48(4) 做当量弯矩图取折合系数 则=1475.16(5) 强度校核68mm 考虑到键的影响，=71.4=80mm所以

10、原设计强度足够。7.校核此轴上的轴承对于圆锥滚子轴承，由式8-4知道径向基本额定载荷 查表8-23查的30209和30216的基本额定载荷分别为64.2kN和150.8kN,查表8-14得，查表8-15得，将以上有关数据带入上式，得 64200=P* P=53512N; 150800=P* P=15132N故在固定条件下，30209 30216轴承可承受的最大径向载荷为53512 N,15132N，远大于轴承实际承受的径向载荷4333N。所选择的轴承合格。 II轴的设计1 选择材料，确定许用应力材料用45钢，正火处理查表7-1 材料强度极限=600查表7-2，对称循环状态下许用应力=

11、552 绘制结构简图左轴承从右装入，左边由轴肩，右边由轴承盖进行轴向固定蜗轮从右装入，左边由轴肩，右边由轴端挡板轴向固定，用键进行周向固定。直齿锥齿轮从右装入，左边由轴端挡板右边由套筒轴向固定，用键进行周向固定。右轴承从左边装入，左边由套筒右边由凸台轴向固定。(1) 确定各轴段直径 段： 与轴承（圆锥滚子轴承30210）配合段： 60段： 80 段： 安装蜗轮处的尺寸段： 段： 安装直齿锥齿轮，与轴承配合(2) 确定箱体的内宽箱体内宽：由于有旋转件，两侧留10-20mm.。考虑铸造不精确要将箱体宽度圆整到整数。因为蜗轮分度圆直径为480mm，故箱体的内宽 W=480+2（1020）=500-5

12、20mm. 取w=510mm(3) 确定轴上各轴段长 段： （轴承） 段： （1/2蜗杆分度圆直径-1/2蜗轮分度圆直径-） 段： 段： （与蜗轮相配合）段：段： （直齿锥齿轮和轴承相配合）总轴长 =190mm(4) 各支撑点间距 左轴承与蜗轮间距 =90mm 蜗轮与右轴承间距 =81mm各段轴直径长度确定后，即轴的结构尺寸设计完成。是否能用还需要校核危险截面，最后做结论。3 校核轴的强度(1) 受力分析(如图a)2轴上的扭矩： T=4637.3Na. 蜗轮圆周力 =54237N径向力 =19745N b. 直齿锥齿轮 圆周力 =68195N径向力 =24810N垂直面支反力: =51525N

13、 =56590N水平面支反力：=-13260N =135692N(2) 求危险截面弯矩 垂直面(如图b) =4405 =2121 水平面(如图c) =1133 =5830(3) 合成弯矩(如图d)a a截面：=4548A A截面：=6203(4) 做扭矩图(如图e)T=4637.3可知危险截面在A轴承截面的左边(5) 做当量弯矩图取折合系数，则=533.86(6) 强度校核=59.3mm 考虑到键的影响，=80mm。所以原设计强度是足够的。4 校核此轴上的轴承对于圆锥滚子轴承，由式8-4知道径向基本额定载荷 由表8-23查得30210和30207圆锥滚子轴承基本额定载荷分别为72.2kN和51

14、.5kN。查表8-14得，查表8-15得，对轴承，将以上数据带入上式，得 72200=P* P=116451N 51500=P* P=83064N 故在规定条件下，30210和30207轴承可承受最大径向载荷为116451N和83064N，远大于轴承实际承受的径向载荷21810N。故所选的轴承合格。5.键的选择与计算(1)类型选择：A型键。(2)尺寸选择：查表5-73得键b*h=22*14,因为轴毂宽B=50mm,所以选键长L=78mm。(3)强度计算查表5-72得许用挤压应力=60MPa。键遇键槽接触长度=70-22=48mm =60MPa。 故此键能安全工作。键为22*14（） III轴的

15、设计： 1选择材料，确定许用应力材料用45钢，正火处理查表7-1 材料强度极限=600查表7-2，对称循环状态下许用应力=552绘制简图左轴承由左装入，左边由轴承盖右边由轴肩进行轴向固定。直齿锥齿轮由右装入，左边由轴肩右边套筒进行轴向固定，用键进行周向固定。右轴承由右装入，左边由轴承盖右边由轴肩进行轴向固定。(1)确定各轴段直径 段： 接轮子 段： 与轴承（圆锥滚子轴承30208）配合 段： 段： 段： 接直齿锥齿轮 段： 段： 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合 段： 接轮子 (2)确定轴上各轴段长 段： （轮子宽+螺母）段： （轴承+轴承盖+外伸）段：段：段：段：段： （轴承+轴承盖+外

16、伸）段： （轮子宽+螺母） 总轴长 =43+45+10+319+317+10+40+30 =814mm (3)各支撑点间的距离 轴承间距 =10+319+317+10+9=665mm 左轴承与直齿锥齿轮的间距 =10+319+25=354mm 各段轴直径长度确定后，即轴的结构尺寸设计完成。是否能用还需要校核危险截面，最后做结论。 3.校核轴的强度 (1)受力分析 III轴上的扭矩： T=610.3N 直齿锥齿轮 圆周力 =10801N 径向力 =3932N 垂直面支反力 =1966N =-1966N 水平面支反力 =5400N =5401N (2)求危险截面弯矩，并作图 垂直面 =653 =3

17、932*354=1391 水平面 =1795 =10801*354=3823 (3)合成弯矩 a-a截面 =1801 (4)做当量弯矩图 取折合系数，则 =1835 (5)强度的校核 =47mm mm考虑到两者相隔较少 故把增加到55mm。 4.圆锥滚子轴承的校核 对于圆锥滚子轴承，由式8-4知道径向基本额定载荷 由表8-23查得30207和30208圆锥滚子轴承基本额定载荷为51.5kN和59.8kN，查表8-14得，查表8-15得，对于轴承，将以上有关数据带入上式，得 51500=P* P=91964N 59800=P* P=106785N 故在规定条件下，30207和30208轴承可承受

18、的最大径向载荷分别为91964N和106785N,远大于轴实际承受的3932N。所选轴承合格。 八箱体结构设计的基本要求 1箱体要有足够的刚度 箱体刚度不足，在生产过程中会产生过大的变形，引起轴承孔中心线的歪斜，从而影响齿轮啮合质量，因此在设计箱体时，适当增加轴承座的厚度和在轴承处加强。 对于剖分式箱体，还应保证箱盖，箱座联结刚度，为此，轴承座两侧的螺栓应尽量靠近。为使连接螺栓紧靠座孔，应在轴承座旁设置凸台结构。为使连接螺栓紧靠座孔，保证箱座的刚度，底部凸缘的接触宽度应超过箱座内壁位置。2保证箱座与箱盖接合面的紧密性 为了防止润滑油沿接合面向外渗漏和保证镗制轴承孔的精度，箱座与箱盖紧密贴合。接

19、合面需要精密加工，一般先经刨或铣，再由平面磨床磨削或钳工手工刮削。在装配时不得使用碘片，以免破坏圆锥滚子轴承在轴承座中的配合，为了提高蜜蜂性，有时候在箱座的结合面上加工出游槽和钻出斜孔或铣出斜槽，把沿着接合面向外渗漏的油储集在油槽中，并通过斜孔或斜槽流回箱内，这中油槽叫做回油沟。油槽尺寸及形状与输油沟基本相同。装配前用水玻璃，蜜蜂胶等涂料在剖分面上也是增强蜜蜂措施之一。3箱体结构要有良好的铸造工艺性对于铸造箱体，要尽量考虑到造型，起模和浇注的方便。形状应尽量简单，壁厚不能太薄，以免浇注时铁水流动困难而造成内部缺陷。箱体壁厚力求均匀，以防止金属积聚，裂纹和缩孔等设计箱体结构时候，还需要考虑到取模

20、的方便，因此铸造边面沿着起模方向应有1：201：10的起模斜度。当铸造表面有凸起结构时，则在造型时要增加活块，所以设计时有起模方向的表面上应尽量减少凸起，或者将几个凸起结构连接起来，以减少活块数。箱体结构设计中，还应尽量避免出现裂纹，狭缝，一面减弱砂型强度。如果形成了狭缝，砂型就容易碎裂，浇注时铁水不易流进狭缝。用砂型铸造时，箱体上铸造表面香蕉处以圆角过度，铸造圆角半径可取R<=5mm。5 箱体应有良好的加工工艺性 设计箱体结构形状时，应尽量减少机械加工面积，以提高劳动生产率，减少刀具磨损。在加工时尽量减少工件和刀具调整的次数，以保证加工精度，缩短加工时间。因此，在设计时，轴承座孔最好是

21、通孔，而且同一根轴的轴承座孔最好一致，以便一刀镗出。各轴承座的外端面应位于同一平面内，而且两侧对箱体中心线对称，以便加工和检测。箱体上的加工面应与非加工面分开，不防在同一平面内，因此箱体与轴承端盖，窥视孔盖，通气器，油标，油塞等结合处应设计出凸台。九附件 1通气孔 减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器用于通气，能使热膨胀气体即使排除，保证箱体内，外气压平衡一侄，以避免由于运转时箱内油温升高，内压增大，从而引起减速器润滑油沿着箱体接合面，轴伸处以及其他缝隙渗漏出来。 通气器通常装在箱盖顶部或窥视孔盖板上，以使箱内热空气自由益处。通气器的结构不仅要有足够的通气能力，而且还能防止灰尘进入箱

22、内，故通气孔不能直通顶端。 通气器分为通气螺塞和网式通气器两种。清洁的环境用通气螺塞，通气防尘能力较差，适用于发热小道和环境清洁的小型减速器。灰尘较多的环境用网式通气器，网式通气器内部作成各种曲路并有金属网，防尘效果好，但是结构复杂，尺寸较大，适用比较重要的减速器。 2油塞 为了排除油污，更换减速器箱体内的污油，在箱体底部油池的最低处设置有排油孔。排油孔设置在箱体底部油池的最低处，箱座内底部常作成1度1.5度外倾斜面，在排油孔附近作成凹坑，以便能将污油排尽。排油孔平时用放油螺塞堵住。 箱壁排油孔处应有凸台，并加工沉孔，放封油圈以增强密封效果。放油螺塞有六角头圆柱细牙螺纹和圆锥罗纹两种。圆柱罗纹

23、油塞自身不能防止漏油，应在六角头与放油孔接触处加封油垫片。而圆锥罗纹油塞能直接密封，故不需要封油垫片。风油螺塞的直径可按减速妻箱座壁厚的2-2.5倍选取。3油标装置 为保证减速器箱体内油池有适量的油量，一般在箱体便于观察和油面较稳定的部位，设置油面指示器，以便观察或检查油池中油面的高度。油面指示器分油标尺和油标两类。 （1）油标尺 油标尺结构形式和安装方式见图15-12。油标尺结构简单，应用较多。标尺上刻有最高，最低油面标线，分别表示极限油面的允许值，检查时，拔出油标尺，根据油标尺上的油痕位置判断油面高度是否合适。 油标尺一般安装在箱体侧面，当采用侧装式油标尺时，设计时应注意其在箱壁上的安置高

24、度和倾斜角，若太低及倾斜角太小，箱体内的油易益处；若太高或倾斜角太大，油标尺难以拔出，插孔也难以加工。为此设计是应满足不溢油，易安装，易加工的要求，同时保证油标尺倾斜角大于或等于45度。 （2）油标 油标用来指示箱内油面高度，它应设置在便于检查及油面稳定处，如低速级传动件附近。油标的结构很多，有旋塞式油标，原形和长形油标，起尺寸规格已有国家标准，选用方便，但是结构复杂，密封要求高，多用于较为重要的减速器中。4定位销 为保证箱体轴承孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长长度方向的两端，各配装一个定位销。为保证提高定位精度，两定位销应布置在箱体对角线方向，距箱体中心线不要太近

25、。此外，还要考虑到加工和装拆方便，而且不与其他零件发生干涉。 定位销是标准件，有圆柱销和圆锥销两种结构。通常采用圆锥销，一般圆锥销的直径是箱体凸缘连接螺栓直径的0.7-0.8倍左右，其长度应大于箱体联接凸缘总厚度，以便于装拆。 定位销的尺寸标准见第5章联结标准。5轴承端盖 轴承端盖是用来对轴承部件进行轴向固定，它承受轴向载荷，可以调整轴承间隙，并起密封作用。轴承端盖有凸缘式和镶嵌式两种。 根据州是否穿过端盖，轴承端盖又分为透盖和闷盖两种。透盖中央有孔，轴的外伸端穿过此孔伸出箱体，穿过处需要有密封装置。闷盖中央无孔，用在州的非外伸端。 （1）凸缘式轴承端盖 凸缘式端盖调整轴承间隙比较方便，密封性

26、能好，用螺钉固定在箱体上，应用广泛。但外缘尺寸较大。 轴承端盖结构设计时应注意以下几点。 凸缘式轴承端盖与箱底座孔配合处较长时，为了减小接触面，应在端部车出一段较小的直径，使配合长度为e1，但是配合长度e1也不能太短，以免拧紧螺钉时端盖歪斜，一般取e1=(0.1-0.15)D,D为轴承外径。 为使由箱体接合面油沟输入的润滑油能润滑圆锥轴承，应该将轴承端盖的端部车出一段较小的直径并铣出缺口。这样装配时油标的润滑就能流经缺口，进入轴承腔内进行润滑了。缺口结构见图 轴承端盖毛胚为铸件时，应注意铸造工艺性，如应有合适的起模斜度和铸造圆角，个部分厚度均应相等。 （2）嵌入式端盖 嵌入式端盖与凸缘式端盖相

27、比较，其结构简单，外径尺寸小重量轻，不需要螺钉，只依靠凸起部分就可以嵌入式端盖座相应的槽中，安装后外表平整美观；另外可以使外伸轴的伸出长度缩短，有利于提高轴的强度和刚度。但是密封性较差，积漏油，而且调整轴承间隙比较麻烦，主要用于要求重量轻，结构紧凑的场合。 （3）轴承套杯 轴承套杯的主要作用是： 用来轴承的轴向固定，特别是当几个轴承组合在一起的时候，采用套杯结构，将使轴承固定和装拆更为方便； 利用套杯调整齿轮，蜗杆的轴向位置，保证传动副的啮合精度； 当同一轴线的两端轴承外径不相等时，可考虑在轴承孔内设置套杯，就可以使两端轴承座孔保持一致。 当套杯要求在座孔中沿着轴向进行调整时，一般配合为H6/

28、k6；若不需要移动时，则采用过盈配合，一般为H6/js6。这时凸缘很小，且不用螺钉孔。 （4）调整垫片组 调整垫片组可用来调整轴承间隙或游隙以及轴的轴向位置。垫片组由多片厚度不同的垫片组成，使用时可根据调整需要组成不同的厚度。垫片的厚度及片数见表，也可自行设计。垫片材料多为软钢片或薄铜片。 十设计中应注意的一些问题 箱体结构设计时，还要注意以下一些问题。1）铸件箱体壁厚力求均匀，若结构要求各处厚薄不一，由厚到应 才用平缓的过度结构。 2）对于两极3轴圆柱齿轮减速器，其高速级小齿轮所在一侧的箱体表面圆弧尺寸可以这样确定：在主视图上先画小齿轮轴承旁的凸台结构，然后根据凸台结构不超过箱盖外壁的要求，

29、选取一个合适尺寸R做为圆弧半径，但是该圆弧半径R要大于凸台处圆弧半径R,那么以圆弧半径R画圆弧即是该处箱盖的轮廓。当主视图上小齿轮一侧的箱盖结构确定后，再将有关部分投影到俯视图上，便可画出该齿轮一侧的箱体内壁，外壁，箱缘等结构。 3）为保证箱盖，箱座连接的紧密性，箱缘联接螺栓的间距一般不大于100-150mm，布置尽量均匀对称，并注意不要与定位销发生干涉。 4）中心高的确定。为避免传动件回转时将油池底部沉积的污物搅起，要求低速级齿轮的齿顶圆到油池底面的距离不小于30-50mm,由此可确定减速器的中心高； 5）箱盖，箱座用普通螺栓联接，与螺栓头部及垫圈相接触的箱缘支撑面要进行机械加工，为减少加工

30、面，一般多采用沉头座的结构形式。沉头座用葱孔弄平为止，画图时可画成2-3mm深。参考文献1 中国机械工程学会焊接学会编，焊接手册第1卷 焊接方法及设备，机械工业出版社，19932 中国机械工程学会焊接学会编，焊接手册第2卷 材料焊接，机械工业出版社，19933 西安交通大学编熔化电焊设备中国工业出版社 19614 姜焕中主编焊接方法与设备第一分册机械工业出版社 19815 彭文生、黄华良、王均荣、李志明、黄澎川主编，机械设计，华中理工大学出版社6 孟宪源主编，现代机构手册，机械工业出版社，1994年.7 徐灏主编，机械设计手册第3卷，第4卷，第5卷，机械工业出版社1991.8 吴宗泽主编，机械设计师手册，机械工业出版社，2002年9 卢光贤主编，机床液压传动与控