大电流母线铜板自动下料设备设计说明书(机械部分)讲解

Largecurrentbusbarcopperautomaticblankingequipmentdesign(mechanicalpart) 职称 I设计总说明通过对铜板下料加工工艺及过程的研究，以及对各种切割下料机械的观察，本设计采用了机械一体化设计思想，对整体造型，机械机构，及控制系统进行设计，这个设备一共由三部分组成：切割部分、进给部分和滚道设计部分。工作原并把平台放在导轨滑块上，通过丝杆带动整套切割装置前后运动，对于滚道的设计我采用了齿轮齿条装置，带动挡板确定位置，可实现不同规格的铜板切割，并且滚道设计时采用气缸压紧，可对铜板进行压紧定位，就是这三部分组成了该套设备。此下料机具有切割动作快，运动平稳，以及数控控制等优点，能够降低工IIINTRODUCTIONpinionandrackdevice,drivethebafflepositionisdetermined,whichcanrealizeeecutting本科生毕业设计大电流母线铜板自动下料设备设计(机械部分)(毕业设计说明书绪论母线(busline)指用高导电率的铜(铜排)、铝质材料制成的，用以传输电能，具有汇集和分配电力能力的产品。电站或变电站输送电能用的总导线。通过它，把发电机、变压器或整流器输出的电能输送给各个用户或其他变电所。通过调查发现母线的下料大部分是通过操作人员的手工操作，机械化程度低。劳动强度大，效率低，质量差，不能满足大批量的生产。随着时代的发展，大电流母线的下料的自动化、半自动化必须跟上步伐，以满足市场经济的需要。解决无法一台设备满足多种类型母线铜板的问题。毕业设计是对我们大学四年所学知识的一次综合性考核，我们必须认真对待。为了提高自己的积极性，我选择的不是自一步母线槽是由美国开发出来的、称之为“Bus-Way-System”的新的电路方式，。使用原来的电路接线方式，即穿管方式，施工时带来许多困难，而且，当要变更从经济方面来说，母线槽本身与电缆比较，价格贵一些，但是与包含配线用的各种附件及整个电力系统相比较使用母线槽可以使建设费用就便宜多了，特别本科生毕业设计2切割部分设计方案二：选择摆线针轮减速器，该减速器配有对应的电动机，直接在输出轴上接联轴器，通过联轴器把圆锯刀轴和减速器输出轴相连接。经过各方面的对比，从经济和方便的各方面比较，本次设计采用方案二。根械设计手册》表15-2-99，电动机提供转速n=3000r/min,经减速器后输出转速为本科生毕业设计2)载荷计算P2.2公称转矩T=9.55106=9.55106=10.505103N.mmP2.2n2000由《机械设计》表14-1查得K=1.5，故由《机械设计》式(14-1)得计算ANmcaA几几N44几几求本科生毕业设计3前后运动部件的设计(1)选用导轨副这个设计承受的载荷需要不大，但是脉冲的当量小、定位的精度高。所以决定选用直线滚动导轨副，因为它具有不易爬行、摩擦系数小、结构紧凑、传动的(2)选用丝杠螺母副伺服电动机的旋转运动需要通过丝杠螺母副转换成直线运动，则需要满足0.01mm的脉冲当量和定位精度。因为滑动丝杠副不能达到以上要求，所以只有滚(3)选用减速装置输出转矩，降低运动部件折算到电动机转轴上的转动惯量，可能需要减速装置，而且应该有消间隙机构。因此，本设计决定选用无间隙齿轮传动减速箱。本科生毕业设计重量估算需要按照下导轨上面移动部件的重量。其中包括夹具、工件、上层电动机、工作平台、减速箱、直线滚动导轨副、滚珠丝杠副、导轨座等，估计重cezppecfcF=0.38F543.4N，F=0.25F357.5N。所以工作台在垂直方向上受到的铣ecfnc削力F=削力F=F=357.5N，在水平方向上受到的铣削力分别为f和fn。现在将在水zfn平方向上较大的铣削力分配给工作台的纵向(丝杠轴线方向)，则纵向的铣削力xfye(1)滑块所承受工作载荷F的计算及导轨型号的选择GF=+Fmax4z本科生毕业设计代入上式，得最大工作载荷F=557.5N=0.558kN。maxa0a(2)计算距离额定寿命LfHTffCRW课程设计指导书》式(3-33)，求其距离寿命：L=(ffff(1)计算最大工作载荷F丝杠轴线平行)F=1573N，受到横向方向上的载荷(与丝杠轴线xNyF=358N。z本科生毕业设计(2)计算最大动载荷Fhh取滚珠丝杠的使用寿命T=15000代入L=60nT/106，得丝杠寿命系数00通过查阅《机电一体化系统设计课程设计指导书》表3-30，载荷系数取H设计课程设计指导书》式(3-23)，可以计算最大动载荷为：F=3LffF如8681NQ0WHm(3)初选型号按照计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，通过查阅《机电一体化系统设G系环固定反向器单螺母式，其公称直径为20mm，Q(4)计算传动效率η(5)验算刚度1)工作台滚珠丝杠副的支承都采用“单推—单推”的方式。丝杠的两端各采w22本科生毕业设计0wxx223)将以上算出的6和6代入6=6+6，求得丝杠总变形量(对应跨度560mm)12总(6)压杆稳定性校核根据《机电一体化系统设计课程设计指导书》公式(3-28)计算失稳时的临kk22560mm。代入《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(3-28)，得临界载荷km综上所述，初选的滚珠丝杠副满足使用要求。本科生毕业设计h(3-12)，算得减速比：h本设计选用常州市新月电机有限公司生产BF—3型齿轮减速箱。大小齿h122如《机电一体化系统设计课程设计指导书》表4-1所示，算得各个零部件的w2"iz2m2本科生毕业设计(1)快速空载起动时电动机转轴所承受的负载转矩(1)快速空载起动时电动机转轴所承受的负载转矩eq1T指导书》式(4-8)可知，eq1包括三部分：TT动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩f；还有一部分是滚珠丝杠预紧后式(4-12)可知，T0相对于Tamax和Tf很小-，可以忽略不计。则有：TT=T+Teq1amaxf根据《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(4-9)，考虑传动链的总效2Jn1T=eqmamax60tnam3606x将以上各值代入《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(6-15)，算得。设步进电动机由静止到加速至nm转速所需时间t=0.4s，传动链总效率an=0.7。则由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(6-14)求得：TNmNmTNmNmx本科生毕业设计由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(4-10)可知，移动部件运动(F+G)PT=zhf2nif20.75/3最后由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(6-13)，求得快速空载T=T+T=1.422N.meq1amaxf(2)最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩Tt算到电动机转轴上的摩擦转矩T；还有一部分是滚珠丝杠预紧后折算到电动机转f轴上的附加摩擦转矩T。因为滚珠丝杠副传动效率很高，根据《机电一体化系统0TT和T很小-，可以忽略不计。amaxfT=T+Ttft程设计指导书》式(4-14)计算。本设计中在对滚珠丝杠进行计算的时候，已知沿着丝杠轴线方向的最大进给载荷F=1573N，则有：xT=FPfh=15730.004N.m=0.86N.mt2ni20.75/3再由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(4-10)计算垂直方向承受本科生毕业设计最大工作载荷(F=358N)情况下，移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦z最后由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(6-18)，求得最大工作eqtfjmaxeq指导书》表4-5查得该型号电动机的最大静转矩T=6N.m。可见，满足《机电一体化系统设计课程设计指导书》式(6-20)的要求。(1)最快工进速度时电动机输出转矩校核设工作台最快工进速度v=400mm/min，脉冲当量maxfxTNmT4N.m，满足要求。maxfeq2本科生毕业设计(2)最快空载移动时电动机输出转矩校核从上图查得，在此频率下，电动机的输出转矩T=1.8N.m，大于快速空载起(3)最快空载移动时电动机运行频率校核与最快空载移动速度v=3000mm/min对应的电动机运行频率maxf=10000Hz。查《机电一体化系统设计课程设计指导书》表4-5可知90BYG2602max(4)起动频率的计算mqffeqm100脉冲/s)。本科生毕业设计4进料道的设计4.1电动机的选择经各方面考虑，决定选择常州市伟通机电制造公司生产的步进电动机，型号m的设计计算精度等级、材料及齿数(1)选用直齿圆柱齿轮，压力角为20度。(3)材料选择。由《机械设计》表10-1，选择齿轮材料为40Cr(调质)，HBS，齿面硬度为240HBS。21取Z=77。2按齿面接触疲劳强度设计(1)由式10-11试算齿轮分度圆直径d1t=Ht(ZZE)dH值①试选K=1.3Ht②计算齿轮传递的转矩1dHE本科生毕业设计a111aa222aa2a2cHHlim1Hlim11h由《机械设计》图10-23查取疲劳寿命系数K=0.90、K=0.95HNHN2H1SH2SH1H2dH(2)调整齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v本科生毕业设计2)计算实际载荷系数KHAvt1dAt1Ha齿向载荷分布系数K=1.421，由此，得到实际载荷系数HbK=KKKK=1.91HAvHaHb3)由《机械设计》式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径Kd=dH=67.939mm11t3KHt及相应的齿轮模数dz1根弯曲疲劳强度设计(1)由《机械设计》式10-7试算模数1)确定公式中的各参数值Ft本科生毕业设计::::Fa1Fa2a由《机械设计》图10-24c查得齿轮跟齿条的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1Flim2FNFN2F1SF2S2)试算模数(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备。本科生毕业设计d③宽高比ath2)计算实际载荷系数KFK=1.08vmKtFaHb得K=1.34FbK=KKKK=1.45HAvFaFbKm=mF=1.783t3KFtm曲疲劳强度二齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强11m212这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免(1)齿轮本科生毕业设计1dmm(2)齿条①齿根高h=1.25m=2.5mm2②齿顶高h=m=2mm1中心距圆整后的强度校核上述齿轮副中心距不便于相关零件设计和制造。为此，可以通过调整齿轮传动比、改变齿轮或者变位法进行圆整。本例用变位法对中心距圆整至a’=120mm。12(1)算变位系数和x2xx12xx12由《机械设计》图10-21a知，坐标点(z/2,x/2)=(47.5,0.325)位于L12xx本科生毕业设计(2)齿面接触疲劳强度的校核按前述相类似的做法，先计算《机械设计》式(10-10)中各参数。为了节省H1d1HEZ=0.874。将它们代入式(10-10)，得到eu+1.ZZZ=679.8MPa<[]=793MPaH0d3uHE