FT380L油箱隔板底邊縱向點焊自動傳動工裝設(shè)計【20張CAD圖紙+PDF圖】

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為了提高產(chǎn)品的可靠性，提高生產(chǎn)效率，現(xiàn)給該型號點焊機加裝與其配套的支撐定位和自動傳遞油箱的裝置，該裝置可自動完成待加工的油箱的進給，并能準確、平穩(wěn)地將油箱傳送到待焊接位置。該項目的順利完成，還將極大的節(jié)省人力，降低生產(chǎn)成本，給企業(yè)帶來豐厚的利潤。 早在上個世紀七八十年代，與點焊機相配套的自動傳送裝置就已經(jīng)開始在國外進行研究并很快的投入到實際生產(chǎn)當中。不過當時的傳送裝置只是針對具體的點焊機進行的改裝，功能比較單一，結(jié)構(gòu)也相對簡單。到目前為止，這種機構(gòu)已經(jīng)有了非常大的發(fā)展，逐漸形成了一個體系，大多數(shù)都能根據(jù)需要實現(xiàn)非常復(fù)雜的傳送路線，精度和自動化程度非常高了。也有按工作機的實際情況研制生產(chǎn)的專用傳送機出現(xiàn)。國內(nèi)對這種裝置的改進和研制是上世紀九十年代左右。近年來，隨著國內(nèi)工業(yè)水平的迅速發(fā)展，企業(yè)自動化程度的不斷提高，傳動裝置的性能和種類有了長足的發(fā)展。目前應(yīng)用比較廣泛的有齒輪，液力和靜液壓傳動裝置等三種主要型式，現(xiàn)分別對其進行分析如下。 齒輪傳動裝置主要應(yīng)用于使用要求不高，主機成本較低的部分鏟土運輸機械，工程起重機械，壓實機械和內(nèi)燃叉車等產(chǎn)品的變速器，驅(qū)動橋主傳動和輪邊減速器，齒輪變速器按其結(jié)構(gòu)形式可以分為定軸式和行星式兩類。而驅(qū)動橋則可以按其功能分為剛性、轉(zhuǎn)向和貫通式驅(qū)動橋。目前我國機械式齒輪傳動裝置技術(shù)水平較低，具有較大的發(fā)展空間。應(yīng)該大力推廣優(yōu)化設(shè)計方法，改進齒輪，軸類，殼體等關(guān)鍵零件的材料與工藝，進一步提高使用壽命，減輕重量，縮小體積；采用先進的換擋元件和換擋方式，努力減輕司機的勞動強度，縮短動力中斷時間，提高工程機械的作業(yè)效率。國內(nèi)已經(jīng)引進的變速器的先進設(shè)計和零部件，應(yīng)該大力推廣采用。　? 液力傳動裝置主要用于對使用和主機性能要求較高的鏟土運輸機械和內(nèi)燃叉車等產(chǎn)品，其中液力變矩器和動力換擋變速器作為底盤動力傳動中的無級變速元件，可以使主機具有良好的自動適應(yīng)性和操作性能。目前，提高國內(nèi)液力機械傳動裝置水平的一大關(guān)鍵問題是必須加快聯(lián)合兼并的步代，引進先進技術(shù)，早日在我國建成具有世界一流技術(shù)水平的競爭能力的專業(yè)化，只有這樣，才能實現(xiàn)液力機械產(chǎn)品的專業(yè)化、系列化與通用化，使該系列產(chǎn)品具有旺盛的生命力?！?? 靜液壓傳動裝置主要用于液壓挖掘機以及對主機性能要求較高的推土機，裝載機，路面機械，壓路機和內(nèi)燃叉車等產(chǎn)品和靜液壓變速、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和工作裝置上，使主機具有良好的無級變速和操作性能[1]。 2 工作狀態(tài)描述 本自動傳動工裝主要是采用機械傳動的型式，現(xiàn)對本裝置工作要求進行如下分析： 該裝置主要用于將油箱縱向傳送到點焊機焊頭的工作位置，其工作流程如下：縱向焊接油箱隔板時，點焊機焊頭位置固定，通過電機帶動傳動機構(gòu)將油箱傳送到隔板1第一個焊點位置后停止，點焊機工作，該焊點完成后，伺服電機將油箱傳送到第二個焊點位置，點焊機繼續(xù)工作，如此反復(fù)循環(huán)。當隔板1的13個焊點完成后，電機帶動油箱返回至第一個焊點位置，點焊機焊頭橫向移動至第二個隔板后工作。當?shù)诙€隔板的焊點完成后，點焊頭升起，越過隔板并移動至第三個隔板的焊點位置。電動機與點焊機交替工作，直至三個隔板的39個焊點完成后，電動機將油箱傳送至起始位置。油箱從夾具上被放下，裝上待加工油箱，按下啟動按鈕，電機工作。油箱焊點位置見圖1。 圖1 隔板點焊位置 3 傳動方案擬定 機械傳動裝置的任務(wù)是根據(jù)機械的總體布置要求，解決原動機與工作機之間的運動聯(lián)系及運動速度和運動方向變換，使它們之間的運動參數(shù)相匹配。 合理的傳動方案首先應(yīng)滿足機器的工作要求，如所傳遞的功率及要求的轉(zhuǎn)速。此外，還應(yīng)保證機器的工作性能和可靠性，具有高的傳動效率、工藝性好、結(jié)構(gòu)簡單、成本低廉、結(jié)構(gòu)緊湊和使用維護方便等。但同時達到這些要求是不容易的。因此在設(shè)計過程中，往往需要擬定多種方案以進行技術(shù)經(jīng)濟分析比較。一般來說，斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的閉式傳動。開式齒輪傳動的工作環(huán)境一般較差、潤滑條件不好，磨損較嚴重，壽命較短，應(yīng)布置在低速級。 機構(gòu)的類型是擬定傳動方案的重要一環(huán)，通常應(yīng)考慮機器的動力、運動和其它要求，再結(jié)合各種傳動機構(gòu)的特點和適用范圍，分析比較，合理選擇。根據(jù)具體的要求，選擇相應(yīng)的傳動機構(gòu)，配置在驅(qū)動電機和工作機構(gòu)之間，以實現(xiàn)轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速的匹配。本裝置中的工作機構(gòu)由油箱及其夾具組成，預(yù)計總重量不會很大，故所需要的驅(qū)動力矩不會很大。要將電動機輸出的回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為工作機構(gòu)的往復(fù)直線運動，以終端輸出形式分，通?？蛇x取螺旋傳動和齒輪齒條傳動二種結(jié)構(gòu)，下面分別進行分析。 3.1 螺旋傳動 螺旋機構(gòu)是由螺桿、螺母及機架組成，如圖2所示。一般情況下，它是將螺桿的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為螺母沿螺桿軸向的移動，也可將螺母的移動轉(zhuǎn)換為螺桿的轉(zhuǎn)動。螺旋傳動具有摩擦阻力小，操作輕便靈活，運動平穩(wěn)，精度高等優(yōu)點，并且能獲得很大減速比和力的增益。但螺桿的制造周期較長，另外長度較長的螺桿本身的自重引起的撓度較大，需要增加螺桿支撐機構(gòu)等，將使結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜。故當工作機構(gòu)的傳動平穩(wěn)性要求比較高，并且行程較短或者所選用的螺桿直徑較大的話，采用螺旋傳動就比較合適。 圖2 螺母移動的螺旋傳動 1.機架；2.螺桿；3.螺母 因螺旋傳動的摩擦阻力小，故可選用傳動比較小的減速器，甚至可以不設(shè)減速機構(gòu)而由電動機直接驅(qū)動螺桿，但是這就要選擇更大驅(qū)動轉(zhuǎn)矩的電動機。在實際生產(chǎn)中應(yīng)盡量避免采用[2]。 3.2 齒輪齒條傳動 因為齒輪齒條之間的間隙在裝配時比較難以消除，故傳動精度沒有螺旋傳動高。但齒輪齒條傳動可以不受長度限制，齒條可以根據(jù)長度需要拼接，相對螺桿要增加支撐機構(gòu)來說，在結(jié)構(gòu)上可簡單化。但采用齒輪齒條傳動時，需要較大的驅(qū)動力矩才能驅(qū)動油箱及其夾具，這就要選擇傳動比較大的減速器，并且對驅(qū)動電機的選擇也會產(chǎn)生一定的限制[3]。 由于傳動部件直接影響著整體機構(gòu)的穩(wěn)定性和快速響應(yīng)等特性，因此，應(yīng)設(shè)計和選擇滿足傳動間隙小、精度較高、低摩擦、運動平穩(wěn)、響應(yīng)速度快傳遞轉(zhuǎn)矩大以及與伺服電動機等其他環(huán)節(jié)的動態(tài)性能相匹配的傳動部件。本裝置中，伺服電動機是通過傳動機構(gòu)來控制油箱夾具在焊點和焊頭對應(yīng)點位置的啟動、停止的，因此要求傳動機構(gòu)既能實現(xiàn)運動的變換，又能實現(xiàn)動力的變換。由于在本裝置中油箱的往返行程僅有420mm，如果采用螺旋傳動可不必安裝支撐機構(gòu)，也不會使整體結(jié)構(gòu)顯得過于復(fù)雜。 綜上所述，擬定選用螺桿螺母作為傳動機構(gòu)。由于螺旋傳動的摩擦阻力小，故可選用傳動比較小的減速裝置，在選用減速裝置時，根據(jù)所選擇的電動機的輸出轉(zhuǎn)速、功率、扭矩，結(jié)合工作機構(gòu)所需要的工作速度以及功率、扭矩等選定合適的減速裝置傳動比，進而選取減速裝置。因為本裝置的設(shè)計主要是對工業(yè)生產(chǎn)設(shè)備的改造，考慮到成本等因素，現(xiàn)直接采用普通的圓柱齒輪作為減速裝置。圓柱齒輪有直齒、斜齒、錐齒等多種。錐齒輪的加工比較困難,特別是大尺寸錐齒輪。并且當錐齒輪的速度過高時，還應(yīng)考慮能否達到制造精度及成本問題。而斜齒圓柱齒輪在實際生產(chǎn)中最為普遍，且承載能力也比較強，斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)性也較直齒圓柱齒輪傳動好。現(xiàn)采用一對斜齒圓柱齒輪作為電動機與螺桿之間的減速機構(gòu)。 本裝置的設(shè)計以經(jīng)濟實用為原則，依次對驅(qū)動系統(tǒng)，傳動機構(gòu)以及工作機構(gòu)進行選擇分析，最終確定以下傳動方案。現(xiàn)對其結(jié)構(gòu)描述如下：由伺服電動機通過傳動機構(gòu)將運動和動力傳送至工作機構(gòu)（油箱夾具），從而使油箱滿足一定的運動軌跡要求。傳動件采用螺桿螺母，螺母與油箱夾具固接在一起，當螺桿的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)槁菽傅闹本€運動后，油箱夾具隨著螺母在其軌道上完成直線往復(fù)運動，完成油箱三個隔板底邊的焊接。螺桿與電動機之間采用一對斜齒圓柱齒輪減速，螺桿兩端擬定采用一對軸承支撐，而軸承也固接在油箱支架的軌道上。其大致結(jié)構(gòu)如圖3所示。 圖3 自動傳動工裝示意圖 1.電動機；2.減速齒輪；3.螺桿；4.螺母； 5.軸承；6.支架；7.夾具；8.滾輪 4 電動機選擇 在本裝置中，由于油箱的往復(fù)運動有一定的控制要求，并且電動機的啟動、停止比較頻繁，因此所選電動機應(yīng)能滿足以下特點： （1）調(diào)速范圍比較寬； （2）快速性好，即加速轉(zhuǎn)矩大，頻響特性好； （3）可靠性高、壽命長； （4）能適應(yīng)頻繁啟、停的工作要求。 在控制系統(tǒng)的設(shè)計過程中要綜合考慮控制要求、成本等多方面的因素，選用適當?shù)目刂齐姍C。綜合考慮以上特點，擬選用伺服電動機。伺服電動機又叫執(zhí)行電動機，或叫控制電動機。在自動控制系統(tǒng)中，伺服電動機是一個執(zhí)行元件，它的作用是把信號（控制電壓或相位）變換成機械位移，也就是把接收到的電信號變?yōu)殡姍C的一定轉(zhuǎn)速或角位移。伺服電動機有直流和交流之分，下面分別對其特性進行簡單的分析。 4.1 直流伺服電動機簡析 伺服電動機有直流和交流兩種形式。直流伺服電動機具有精度高、響應(yīng)快、調(diào)速范圍寬等優(yōu)點，廣泛應(yīng)用于半閉環(huán)或閉環(huán)伺服系統(tǒng)中。設(shè)計伺服系統(tǒng)時，在對工藝、負載、執(zhí)行元件、伺服電動機特性等特點進行分析的基礎(chǔ)上，選擇直流伺服電動機的型號[4]。直流伺服電動機的選擇一般可根據(jù)以下三個方面來考慮： （1）負載的轉(zhuǎn)矩和功率； （2）執(zhí)行元件的質(zhì)量； （3）伺服電動機的特性。 4.2 交流伺服電動機簡析 直流伺服電動機有電刷和和換相片，需保養(yǎng)和定期清掃。交流伺服電動機是無電刷電動機，無此項維護保養(yǎng)要求。電刷和換相片還限制了直流伺服電動機的轉(zhuǎn)速和功率的提高，而交流伺服電動機的轉(zhuǎn)速和功率不受這種限制，有較寬的調(diào)速（可達1：100000）和功率范圍。由于交流伺服電動機的的轉(zhuǎn)子無繞組，轉(zhuǎn)動慣量小，故快速性好。交流伺服系統(tǒng)多為閉環(huán)控制，精度很高。交流伺服電動機本身的結(jié)構(gòu)簡單，價格低，但變頻裝置比較復(fù)雜，價格昂貴。在一般情況下，直流伺服電動機適用的場合，應(yīng)該避免采用交流伺服電動機[5]。 綜上所述，直流伺服電動機和交流伺服電動機相比，它具有機械特性較硬、輸出功率較大、不自轉(zhuǎn)，起動轉(zhuǎn)矩大等優(yōu)點。因此在本裝置中選用直流伺服電動機。 4.3 直流伺服電動機選擇 首先將工作機構(gòu)移動速度確定為v=35mm/s，假設(shè)油箱夾具重75kg，而已知油箱自重為32kg，則本裝置中工作機構(gòu)所需要的驅(qū)動力為： （1） 上式中：查《機械設(shè)計手冊》表1-1-7取f=0.1。 工作機構(gòu)所需要的驅(qū)動功率 （2） 按傳動方案，查齒輪、滾動軸承、滑動螺旋傳動的效率分別為，，，則電動機輸出功率 （3） 查伺服電動機產(chǎn)品手冊，選額定功率為750W的8cc751c型直流伺服電動機，該電機參數(shù)尺寸如下表： 表1 8cc751c直流電機參數(shù)尺寸 型1 額定功率 額定轉(zhuǎn)速 輸出轉(zhuǎn)矩 外伸軸尺寸 鍵槽尺寸 8cc751c 0.75kw 3000r/min 2.386Nm 5 傳動機構(gòu)設(shè)計 5.1 減速機構(gòu)設(shè)計 5.1.1 參數(shù)確定 （1）按傳動方案減速機構(gòu)為一對斜齒圓柱齒輪，由于工作機構(gòu)運動速度不高，故選用7級精度。小齒輪與電動機軸鍵聯(lián)接，故小齒輪轉(zhuǎn)速，考慮到傳動比的減小會使傳動裝置外廓尺寸緊湊，查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導書》表1初定傳動比=3.2。 （2）材料選擇。按《機械設(shè)計》表10-1選小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 （3）齒數(shù)比u=i=3.2。 （4）查《機械設(shè)計手冊》圖14-2-23和14-1-52按MQ級質(zhì)量要求取值，得 齒輪接觸疲勞強度極限，；輪齒彎曲疲勞強度極限，。 （5）查表14-1-75取齒面接觸強度系數(shù)值，按齒輪懸掛配置，中等速度，沖擊載荷較小，取載荷系數(shù)K=2.0。 （6）查表14-1-79選齒寬系數(shù)最大值，則，查表14-1-77圓整取齒寬系數(shù)。 （7）許用接觸應(yīng)力 （4） （8）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 （5） （9）中心距 （6） （10）考慮到中心距過小會使模數(shù)減小，進而影響到輪齒的大小，現(xiàn)將其適當放大并圓整，取a=70mm。則法面模數(shù)，查標準模數(shù)系列表14-1-2，取。由下式 （7） 取，則，取。 （11）實際傳動比 （8） （12）螺旋角 （9） （13）齒寬，圓整取，。 （14）小齒輪分度圓直徑 （10） 大齒輪分度圓直徑 （11） 分別對，圓整，取，。 5.1.2 齒面接觸疲勞強度校核 （1）分度圓上切向力 （12） （2）因原動機為電動機，運動均勻平穩(wěn)，工作有較小沖擊，查表14-1-81，取使用系數(shù)。 （3）齒輪線速度 （13） 查圖14-1-98，取動載系數(shù)。 （4）按齒輪裝配時檢驗調(diào)整，查表14-1-98，則齒向載荷分布系數(shù) （14） =1.22 （5）由查表14-1-102取。 則動載荷系數(shù) （15） （6）查表14-1-105得彈性系數(shù)： （7）齒面接觸疲勞強度許用應(yīng)力計算 1） 按齒面硬度查《機械設(shè)計》圖10-21d得： 小齒輪接觸疲勞強度極限； 大齒輪接觸疲勞強度極限。 2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （16） （17） 上式中為齒輪工作壽命，取10000小時，為齒輪每轉(zhuǎn)一周同一齒面嚙合次數(shù)，在此為1。 3）查圖10-19得接觸疲勞強度壽命系數(shù)，。則齒面接觸疲勞強度許用應(yīng)力 （18） （19） 式中S為疲勞強度安全系數(shù)取1。 （8）則當齒輪外嚙合時齒面接觸疲勞強度 （20） 所以該齒輪滿足齒面接觸疲勞強度極限條件。 5.1.3 齒根彎曲疲勞強度校核 （1）查圖10-20c得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲疲勞強度極限。 （2）查圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則許用應(yīng)力 （21） （22） （3）查表10-3得，按圖10-13取，則載荷系數(shù) （23） （4）查表10-5得齒形系數(shù)，應(yīng)力校正系數(shù)。 則 （24） 所以該齒輪滿足齒根彎曲疲勞強度極限條件。 小齒輪結(jié)構(gòu)如圖4所示。 圖4 小齒輪 5.2 螺旋傳動件設(shè)計 滾動螺旋傳動精度雖然很高，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，且價格昂貴，因此本結(jié)構(gòu)擬定采用滑動螺旋傳動，單線梯形螺紋，查相關(guān)手冊，按一般工作要求，將螺桿螺母材料分別選為45鋼（調(diào)質(zhì)），青銅ZCuAl10Fe3。以下對其尺寸參數(shù)進行計算。 5.2.1 參數(shù)確定 查手冊得螺桿中徑計算如下： （25） 上式中：F——螺桿所受的軸向力，N； ——取值范圍為1.2～3.5，在此選用整體式螺母，取=1.2； [P]為滑動螺旋副材料的許用壓力，，參考滑動螺旋副材料的許用壓力表，此時[P]=1～2，取[P]=1。 根據(jù)公式算得螺紋中徑d2后，應(yīng)按國家標準選取相應(yīng)的公稱直徑d及螺距P。螺紋工作圈數(shù)不宜過多。 由此得出的螺紋中徑較小，由于此螺桿跨度相對較大，則參見《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表3-7，將其初定為=31mm。則螺母高度 （26） 按表3-8，螺距P=6，大徑d=34mm，小徑=27mm，牙頂間隙，齒根寬b=0.65p=3.9mm， 螺紋牙高。 5.2.2 螺桿強度校核 受力較大的螺桿需進行強度計算。在本裝置中，螺桿工作時既承受軸向壓力又承受拉力的作用，以及扭矩的作用。螺桿危險截面上既有壓縮、拉伸應(yīng)力；又有切應(yīng)力。則查手冊，得螺桿強度校核公式如下所示： （27） （1）查《機械設(shè)計手冊》表5-13，螺桿材料為45號鋼時，，號鋼的屈服極限，且載荷穩(wěn)定，取較小值。則。 （2）螺桿螺紋段危險截面積 （28） （3）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》式7-3 （29） （30） 即螺桿滿足強度條件。 5.2.3 螺母螺紋牙強度校核 螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強度。螺母螺紋牙受力情況如圖5所示，該圖表明當在螺旋機構(gòu)中，隨螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強度。螺母螺紋牙受力情況如圖5所示，該圖表明在螺旋機構(gòu)中，隨著螺桿螺母的嚙合傳動，螺母螺紋牙將受到與其牙型中面相垂直的作用力。則螺紋牙必然受到剪切、彎曲的雙重作用力，以下分別對所設(shè)計計算得到的螺母進行強度校核。 圖5 螺母螺紋牙受力圖 查《機械設(shè)計手冊》表7.9得螺母螺紋牙許用彎曲強度，螺母螺紋牙許用剪切強度。 （1）螺母螺紋牙彎曲強度校核 （31） （2）螺母螺紋牙剪切強度校核 （32） 式中b為螺紋牙齒根寬度，z為螺紋線數(shù)。 該螺母螺紋牙滿足強度條件。 5.2.4 螺桿穩(wěn)定性校核 對于長徑比較大的受壓螺桿，當軸向壓力大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側(cè)向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力必須小于臨界載荷。 本裝置中螺桿采用兩端滾動軸承支承，并有徑向和軸向的約束，取兩支點間的距離作為工作長度l。查表7-11，取螺桿長度系數(shù)=0.5；螺桿工作長度取450mm（略大于420mm）；螺桿危險截面半徑 （33） 則螺桿柔度 （34） 查表7－10，因小于40，可不必進行穩(wěn)定性校核。 （1）螺桿傳遞的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 （35） （36） （37） （2）大齒輪上的作用力 （38） （39） （40） （3）結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖6 螺桿 1） 計算螺桿最小直徑 螺桿材料采用45號鋼，且彎矩相對轉(zhuǎn)矩較小，查表12－2取C=110。則螺桿最小直徑 （41） 該段軸有鍵槽與大齒輪聯(lián)接，則 （42） 2）擬定螺桿上零件的裝配方案 與螺桿配合的零件較少，僅有一個大齒輪和一對軸承。按軸上零件的對稱配置原則，如圖6所示12軸段與齒輪配合，34，56軸段與軸承配合。 3）確定螺桿各段直徑和長度 螺桿螺紋的大徑d=34mm，則如圖6所示即。其兩端需制出螺紋退刀槽，查手冊得其直徑d和寬度b分別為26mm，2mm。 初步選擇滾動軸承。軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，且階梯軸各段直徑一般相差5至10mm，查手冊初選單列圓錐滾子軸承320/28，其尺寸內(nèi)徑外徑寬=285216mm，故定，。 軸承端蓋總寬度為10mm（由端蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求。取端蓋左端面與齒輪右端面的間距b=10mm，故取，初定。 齒輪安裝在段，其右端面采用軸肩軸向定位，軸肩高 （43） 則，取該段軸長。齒輪左端采用軸端擋圈定位，所選擇的軸端擋圈見零件圖所示。 4）螺桿上零件的周向定位 螺桿與齒輪的周向定位采用平鍵。按查手冊得平鍵截面尺寸，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為15mm。同時為保證齒輪與螺桿配合有良好的對中性，故選齒輪內(nèi)孔的配合為H7/k6。滾動軸承與螺桿的周向定位以過渡配合來保證，選螺桿軸部的直徑尺寸公差為k6。 確定圓角和倒角尺寸 參考手冊，取螺桿端部倒角為。圓角半徑見零件圖。 6 工作機構(gòu)設(shè)計 按所設(shè)定的傳動方案，本裝置的工作機構(gòu)主要是由兩部分組成，一是支承并確定油箱位置的支架，二是能使油箱支架實現(xiàn)往復(fù)運動的導軌。兩部分之間通過四個滾輪傳遞運動和動力。下面對油箱支架及其導軌的主材料和結(jié)構(gòu)進行分析確定。 6.1 方案確定 由于油箱自身的重量（32kg）以及油箱夾具自身的重量（75kg）作用,并且機構(gòu)的傳送速度較慢，因此工作機構(gòu)在運動、停止過程中對油箱產(chǎn)生的慣性力很小。當工作機構(gòu)向與點焊機焊頭相對應(yīng)的位置移動的過程中，油箱不會受慣性力作用的影響而產(chǎn)生滑移，造成焊點位置過大的偏差。因此本裝置采用在油箱支架 上焊接定位支撐板來定位油箱，該支撐板與油箱底部輪廓配合，即可定位油箱， 為增大摩擦力也可考慮在支撐板上襯上一層橡皮墊。這也就是說，本裝置設(shè)計開 始所設(shè)想的油箱夾具實際上是油箱支架及定位支承板的組合體。定位支承板結(jié)構(gòu)見圖7所示。10號槽鋼的結(jié)構(gòu)尺寸見圖8所示。 圖7 定位支承板 圖8 10號槽鋼 在實際的生產(chǎn)中，對于工作機構(gòu)的位置精度要求比較高的裝置大多采用如果希望得到更高的傳動精度，可選用直線導軌，因為其價格比較昂貴，并且對其配套設(shè)備的要求也比較高，在此不便采用?？紤]到設(shè)備改造的成本問題，并且油箱隔板底邊相對較寬，對焊點的位置精度要求也不是非常嚴格。因此該工作機構(gòu)的導軌部分擬定采用槽鋼聯(lián)接而成。該工廠現(xiàn)存儲一批10號槽鋼，在此即選做工作機構(gòu)主材料。為方便材料的選擇購置以及設(shè)計的方便，工作機構(gòu)的油箱支架部分也由10號槽鋼聯(lián)接制成，并焊接上定位支承板，以確保油箱位置的固定。支架上安裝滾輪從而實現(xiàn)與導軌的相對運動。 圖9 聯(lián)接角鐵 通過實際測量所得到的FT380L油箱的輪廓尺寸如下：底面長970mm，寬650mm，高330mm，底面和側(cè)面的圓角均為R80。鑒于油箱的外部結(jié)構(gòu)，可用簡單的鋼結(jié)構(gòu)支架通過角鐵聯(lián)接并用螺栓固定作為油箱的支架部分。聯(lián)接角鐵的設(shè)計按照10號的結(jié)構(gòu)尺寸通過CAXA電子圖板輔助設(shè)計完成，其尺寸見零件圖，結(jié)構(gòu)外形如圖9所示。聯(lián)接角鐵的聯(lián)接螺栓初選為，待整體結(jié)構(gòu)確定后再作校核。 6.2 尺寸確定 （1）支架 根據(jù)油箱外輪廓尺寸以及槽鋼的尺寸即可確定油箱支架所需要的槽鋼長度，即長為650mm的槽鋼兩根作為支架的寬度尺寸，1066mm的槽鋼兩根作為支架的長度尺寸。 查手冊得10號槽鋼截面積為，則由四根槽鋼組成的油箱支架重量 （44） 則在本設(shè)計初所假設(shè)的油箱支架重量是合理的，本設(shè)計中的數(shù)據(jù)可以采用，所確定的零件尺寸足夠。 （2）導軌 由于油箱隔板兩端焊點間距為420mm，即油箱支架的往返行程為420mm，則通過計算可得導軌的長度至少應(yīng)為 （45） 式中10mm為支架兩邊與導軌聯(lián)接槽鋼的間距。為方便導軌的安裝，現(xiàn)將導軌兩端也采用槽鋼通過角鐵聯(lián)接，那么連接油箱導軌的槽鋼長度應(yīng)為 （46） 上式中10mm為油箱支架與導軌的間距，48mm為槽鋼的寬度。則將聯(lián)接角鐵所占用的導軌長度考慮在內(nèi)，現(xiàn)取作為導軌的槽鋼長度為1250mm。 6.3 滾輪設(shè)計 滾輪是在由槽鋼聯(lián)接而成的導軌內(nèi)滾動，因此其外形應(yīng)與槽鋼內(nèi)槽形狀相同，形成一定的配合關(guān)系，而其尺寸可按照10槽鋼內(nèi)槽尺寸來確定。查手冊得10號槽鋼尺寸為：；；。并且其內(nèi)槽壁有1：10的斜度，則按尺寸作圖可測得其角度約為。由此可得知滾輪的外廓為圓錐臺形狀。且其大端直徑為 （47） 式中3mm為滾輪與槽鋼上壁的間隙。 滾輪的動力由與油箱支架螺栓聯(lián)接的短軸傳遞，為保證滾輪與支架的相對運 動，短軸一端應(yīng)安裝軸承，并且滾輪應(yīng)制出相應(yīng)尺寸的內(nèi)孔與軸承配合。綜合考慮滾輪的外徑尺寸與軸承所受到的載荷，查手冊選型號為02尺寸系列的6205深溝球軸承，該軸承的基本尺寸如下：內(nèi)徑外徑寬=。為保證滾輪與軸承的配合，其內(nèi)孔直徑應(yīng)等于軸承外徑25mm，內(nèi)孔深度應(yīng)至少為15mm。考慮到滾輪在導軌內(nèi)滾動時受力應(yīng)該盡量均勻，現(xiàn)取滾輪內(nèi)孔深度為25mm，并且為了使軸承安裝的方便，內(nèi)孔沒有和軸承配合的部分直徑應(yīng)稍大一些，取56mm。則滾輪的結(jié)構(gòu)形狀可確定如圖9所示。 圖10 滾輪 6.4 連接桿設(shè)計 圖11 連接桿 連接桿的主要作用是將從油箱支架傳遞過來的動力通過軸承傳遞給滾輪，使?jié)L輪在導軌槽鋼槽內(nèi)運動。其中連接桿a段與軸承配合，因此其直徑，長度；軸承右端應(yīng)有軸向定位，在此采用軸肩定位，則查手冊取軸肩高度 （48） （49） 因為滾輪是在支架槽鋼和導軌槽鋼之間傳遞動力的，因此其總長度可由以下計算得出： （50） 上式中：b為槽鋼寬度；為支架槽鋼和導軌槽鋼的間距，取為10mm；d為槽鋼側(cè)壁厚；為滾輪的軸向厚度；為導軌槽鋼與連接桿左端的間距，根據(jù)實際情況取2.4mm。 連接桿與油箱支架采用螺栓聯(lián)接，則相聯(lián)接的一端應(yīng)制出螺紋孔，為使所選用的螺栓能承受油箱重量，螺栓直徑應(yīng)盡量選的大些，因c段連接桿直徑應(yīng)盡量大些，現(xiàn)初定c段直徑。查手冊選M1430六角頭全螺紋螺栓，則可確定相應(yīng)螺紋孔的尺寸?？紤]到該螺栓受到的一定剪切力的作用，需要對其進行校核,校核計算見6.5。 則根據(jù)以上分析計算，即可確定連接桿的結(jié)構(gòu)如圖11所示。其詳細尺寸見零件圖。 連接桿結(jié)構(gòu)尺寸確定以后，就可以根據(jù)滾輪與連接桿以及所選用的02尺寸系列的6205深溝球軸承組合為滾輪組合件。則滾輪組合件的組合結(jié)構(gòu)如圖12所示。 圖12 滾輪組件 在工作機構(gòu)中，定位支承板上應(yīng)加裝一層橡皮墊，以增加摩擦力，避免油箱出現(xiàn)偶然滑動的現(xiàn)象。而定位支承板與油箱夾具焊接在一起，其尺寸位置見工作機構(gòu)裝配圖，則本裝置中最終確定的整體工作機構(gòu)見圖13所示，該機構(gòu)的具體尺寸可參見圖紙。 圖13 工作機構(gòu) 6.5 聯(lián)接螺栓強度校核 按照以上的分析，工作機構(gòu)所獲得的驅(qū)動力是由螺母傳遞給油箱支架，而油箱支架通過與其螺栓聯(lián)接連接桿帶動滾輪進而實現(xiàn)工作機構(gòu)的往復(fù)直線運動。因此連接桿的聯(lián)接螺栓和油箱支架聯(lián)接角鐵的螺栓都將受到剪切和擠壓力的作用，現(xiàn)對其進行剪切和擠壓強度校核是很有必要的。 查手冊得螺栓的許用剪切應(yīng)力為，許用擠壓強度。聯(lián)接螺栓受力如圖14所示。 圖14 聯(lián)接螺栓受力圖 （1）剪切強度校核 連接桿聯(lián)接螺栓有4個，油箱支架聯(lián)接螺栓有2個，已知螺栓受到的拉力為油箱及支架的重力，即 （51） 則每根螺栓所承受的剪切力應(yīng)為，按公式 （52） 即 （53） 則 （54） （2）擠壓強度校核 已知擠壓力P=647.78N，且 （55） 上式中，t為螺栓所聯(lián)接鋼板的厚度，分別為5.3mm，8mm。則 （56） （57） 由此可知，所選擇的M8，M14螺栓強度足夠。 圖15 傳動工裝 為加強螺母與工作機構(gòu)連接的強度，應(yīng)在油箱支架上用鉚釘鉚接加強板，其具體尺寸見零件圖。則最終確定的自動傳動工裝如圖15所示。 7 結(jié)束語 經(jīng)過對各種機構(gòu)的分析選擇，最終確定出合理的自動傳動工裝。該裝置中伺服電動機的選擇比較難以掌握，可以根據(jù)實際需要查詢相關(guān)伺服電動機產(chǎn)品手冊。傳動機構(gòu)因為種類繁多，選擇方向比較寬，在此僅根據(jù)實際情況選用螺旋機構(gòu)。而工作機構(gòu)中，本裝置直接采用10號槽鋼作為油箱支架往復(fù)運動的導軌。當然，也可采用直線導軌代替槽鋼以提高其傳動精度，但從經(jīng)濟方面考慮，本裝置中不再選用。 本裝置的設(shè)計是以理論為主，提供了設(shè)計的程序和步驟。作為一個從無到有的設(shè)計過程，本裝置可在類似生產(chǎn)中借鑒采用，不足之處請批評指正。 謝辭 人要學習，但更要學會學習；人要設(shè)計，但更需要學會設(shè)計。設(shè)計可能是有趣的，但也可能是枯燥的。確實如此，在設(shè)計的過程中，我碰到很多棘手的難題和挫折，有時曾想過放棄，但我沒有，因為有很多的人在幫助我、鼓勵我，給我動力與信心走下去。借此論文完稿之際，向所有關(guān)心、幫助與支持我的老師、同學及朋友致以崇高的敬意和真摯的感謝！ 首先特別感謝我的兩位導師，正是在他們耐心的指導和細心幫助支持下，我的畢業(yè)課題才得以順利完成。幾個月來，無論在學習還是生活上，他們都給予我極大的關(guān)心與幫助，他們那廣博的知識，嚴謹?shù)闹螌W精神和踏踏實實的工作態(tài)度都將使我終生受益，并將成為我今后學習和工作的基本指導。正是在他們的幫助下，通過本次畢業(yè)設(shè)計，培養(yǎng)了我正確的設(shè)計思想和分析問題，解決問題的思路，并使我查閱文獻資料、閱讀外文資料的能力、計算機輔助繪圖及設(shè)計和文字表達能力也得到了進一步的提高。 其次應(yīng)該感謝和我一起的幾位同學，他們在我的設(shè)計工作中給予了我很大的支持和幫助，由此啟發(fā)了我不少的思維見解。他們勤勞善良、熱心幫助、為人誠懇、謙虛好學，給我留下深刻的印象。正是他們的無私幫助，我的設(shè)計才得以完成，我將不會忘記這幾個月來一起度過的美好時光。 同時，感謝機電學院的各位領(lǐng)導和老師，感謝他們在工作之余依然關(guān)注著我們即將畢業(yè)之前的各項準備工作和注意事項。 最后，我還要向關(guān)心和幫助我的每一個人致敬，向他們表示我最誠摯的謝意。 參考文獻 ［1］王可，于琦.現(xiàn)代機械傳動裝置制造新工藝、新技術(shù)與新標準[J].西北工業(yè)大學學報，2004，3(5):32～38 ［2］張蕾.卷紙機的幾種結(jié)構(gòu)和功能分析[J].輕工機械，1994(6) ［3］王居虹.傳動裝置的合理設(shè)計方案[J].科技情報開發(fā)與經(jīng)濟，2003，7(6)37～40 ［4］屈光.常用機械傳動裝置的研究[J].中國西部科技，2003，14(5):92～94 ［5］成大先.機械設(shè)計手冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2006 ［6］濮良貴，紀名剛.機械設(shè)計[M]. 北京：高等教育出版社，2001 ［7］吳宗澤，羅勝國.機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計手冊[M]. 北京：高等教育出版社，2001 ［8］龔淮儀.機械設(shè)計課程設(shè)計指導書[M].北京：高等教育出版社，1990 ［9］桂定一.機器精度分析與設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004 ［10］方鍵.機械機構(gòu)設(shè)計[M].北京：化學工業(yè)出版社，2005 ［11］機械工程手冊編委會.機械工程手冊[M].第2版?zhèn)鲃釉O(shè)計卷，北京：機械工業(yè)出版社，1997 ［12］(美)馬爾曼著，黃靖遠等譯.機械設(shè)計過程[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006 ［13］劉穎，馬春榮.機械設(shè)計基礎(chǔ)[M].北京：清華大學出版社，2005 ［14］蔣秀珍.機械學基礎(chǔ)[M].合肥：科學出版社，2004 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