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摘要
在設(shè)計(jì)中直縫焊接機(jī)是最為典型且應(yīng)用最廣泛的機(jī)動(dòng)式焊接機(jī)械裝備，他主要包括電氣控制部分和機(jī)械部分，本設(shè)計(jì)重點(diǎn)介紹了自動(dòng)焊機(jī)的機(jī)械部分和自動(dòng)控制。機(jī)械部分是驅(qū)動(dòng)焊體的移動(dòng)部分，包括電動(dòng)機(jī)，聯(lián)軸器，軸承和減速器等。自動(dòng)控制部分主要是PLC自動(dòng)控制。
譯： The line seam welding ,design is the most modern and versatice machine motive welding mechanical untis .It is composed of electronic cotroling and mechaniacal units ，introduced the structure of its mechanism and the automatic controlling . the structure of its mechanism is which the welding piece was drivened in cluding motor copling piece was drivened . bearing rotation ----wheel .degradation ---conveyor and so on . the automatic controlling main is PLC automatic controlling
目錄
畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) ……………………………………………Ⅰ
摘要 …………………………………………………………Ⅱ
概述 …………………………………………………………1
第一章 機(jī)械傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì) ………………………… 2
一、擬訂傳動(dòng)方案……………………………………… 2
二、絲杠螺母選擇……………………………………… 2
三、電動(dòng)機(jī)選擇………………………………………… 4
第二章 機(jī)械減速器設(shè)計(jì) ………………………………… 6
一、齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 ………………………………… 6
二、軸的設(shè)計(jì) …………………………………………… 9
三、鍵的選擇與校核 …………………………………… 12
四、軸承的選擇與校核 ………………………………… 13
五、箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇 ………………………………… 14
第三章 焊接專(zhuān)用夾具設(shè)計(jì)（略） ……………………… 15
第四章 直流調(diào)速系統(tǒng)設(shè)計(jì) ……………………………… 15
一、直流電動(dòng)機(jī)調(diào)速原理 ……………………………… 15
二、直流調(diào)速系統(tǒng)結(jié)構(gòu)框圖設(shè)計(jì) ……………………… 16
三、直流調(diào)速系統(tǒng)各組成電路設(shè)計(jì) …………………… 16
四、晶閘管直流調(diào)速系統(tǒng)原理電路圖 ………………… 22
第五章 電氣控制系統(tǒng)設(shè)計(jì) ………………………………22
一、電氣控制系統(tǒng)概述 …………………………………… 22
二、可編程控制器的特點(diǎn)…………………………………… 22
三、自動(dòng)直縫焊接設(shè)備電氣控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)……………… 23
第六章 設(shè)計(jì)總結(jié) …………………………………………28
參考文獻(xiàn) ……………………………………………29
概述
自動(dòng)控制氣體保護(hù)焊接是一種高效焊接方法，由于它具有氣體保護(hù)，所以用它能進(jìn)行高質(zhì)量焊接，又由于采用了PLC自動(dòng)控制，因而焊縫均勻。該方法自問(wèn)世以來(lái)!就一直受到人們的重視(1969年美國(guó) DEC公司研制出第一臺(tái) PLC用于GM公司生產(chǎn)線上并獲得成功。進(jìn)入 20 世紀(jì) 80年代!隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)和微電子技術(shù)的迅猛發(fā)展!極大地推動(dòng)了PLC的發(fā)展。目前PLC已廣泛應(yīng)用于冶金、礦產(chǎn)、機(jī)械、輕工等領(lǐng)域!為工業(yè)自動(dòng)化提供了有力的工具!加速了機(jī)電一體化的實(shí)現(xiàn)。在自動(dòng)控制焊機(jī)中選擇PLC作為控制核心的原因有：a、可靠性高b、控制功能強(qiáng)c、編程方便d、適用于惡劣的工業(yè)環(huán)境!抗干擾能力強(qiáng)e、具有各種接口!與外部設(shè)備連接非常方便f、維修方便等。正因?yàn)槿绱?，用PLC控制的氣體保護(hù)自動(dòng)焊機(jī)在我國(guó)被廣泛的應(yīng)用。
第一章 機(jī)械傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)
一、擬訂傳動(dòng)方案
根據(jù)設(shè)備技術(shù)要求及各種傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的性能制定傳動(dòng)方案如圖(1)
傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案（1）
傳動(dòng)方案分析：該設(shè)備用于管類(lèi)零件的直縫焊接，焊接的速度比較低，焊接的質(zhì)量取決與焊接的速度快慢與穩(wěn)定性。減速器采用單級(jí)圓柱直齒圓柱齒輪，大齒輪輸出軸作為減速器的低速軸，可以使輸出軸的轉(zhuǎn)速穩(wěn)定。整個(gè)系統(tǒng)傳動(dòng)不太大，電機(jī)須頻繁啟動(dòng)，對(duì)系統(tǒng)的調(diào)速性能要求高，為了實(shí)現(xiàn)較好的無(wú)級(jí)調(diào)速，選擇直流電動(dòng)機(jī)，利用直流電路調(diào)速系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速。減速器采用單級(jí)圓柱直齒圓柱齒輪減速器可以得到一定的傳動(dòng)比，利用二者聯(lián)合調(diào)速可以得到較好的調(diào)速性能。
二、絲杠螺母的選擇
1、絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)的特點(diǎn)及應(yīng)用
（1）用較小的扭矩轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠（或螺母）可使螺母（或絲杠）獲得較大的牽引力。
（2）可達(dá)到較高的降速傳動(dòng)比，使降速機(jī)構(gòu)大為簡(jiǎn)化，傳動(dòng)鏈得以縮短。
（3）能達(dá)到較高的傳動(dòng)精度，用于進(jìn)給機(jī)構(gòu)還可用作測(cè)量元件，通過(guò)刻度盤(pán)讀出直線位移的尺寸，最小讀數(shù)值可達(dá)0.001mm。
（4）傳動(dòng)平穩(wěn)，無(wú)噪聲。
（5）在一定條件下能自鎖，即絲杠螺母不能進(jìn)行逆?zhèn)鲃?dòng)，此特點(diǎn)特別適用于作部件升降傳動(dòng)，可防止部件因自重而自動(dòng)降落。
鑒于以上優(yōu)點(diǎn)，有參考文獻(xiàn)②絲杠螺母的傳動(dòng)方式及其應(yīng)用見(jiàn)表5.7-1的絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)簡(jiǎn)圖（2）：
圖（2）絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)簡(jiǎn)圖
2、絲杠螺母副的選擇
由參考文獻(xiàn)②表5.7-6初選絲杠螺母副絲杠螺母副的基本參數(shù)如
表（1）：
螺距（mm）
絲杠(mm)
絲杠螺母
螺母(mm)
絲杠斷面積A（）
螺紋升角
絲杠斷面極慣性矩
（）
絲杠斷面慣性矩I
（）
外徑d
內(nèi)徑d1
中徑d2
（mm）
外徑
內(nèi)徑
4
20
15.5
18
20.5
16
1.89
4o2ˊ46"
0.5667
0.3341
表（1）絲杠螺母副絲杠螺母副的基本參數(shù)
絲杠的傳動(dòng)效率：
由參考文獻(xiàn)②查得=0.7
絲杠螺母強(qiáng)度的校核計(jì)算：
由參考文獻(xiàn)②式5.7-19的
σ=
其中P—為絲杠所要的最大軸向力N。
A—絲杠內(nèi)經(jīng)的截面積由上表知
=
—絲杠的內(nèi)徑mm
—絲杠的傳動(dòng)效率
—許用拉應(yīng)力由于螺紋所引起的應(yīng)力集中系數(shù)不能精確確定,因此取=，為材料的屈服點(diǎn)().
σ===3.96<
三、電動(dòng)機(jī)選擇
1、 確定驅(qū)動(dòng)負(fù)載所需的外力和轉(zhuǎn)矩
焊槍的移動(dòng)速度v
由設(shè)計(jì)要求可知焊槍移動(dòng)速度范圍v=0.5m/min —1.5m/min
絲杠的轉(zhuǎn)速n
絲杠的螺距為4mm，由參考文獻(xiàn)②式
當(dāng)v=0.5m/min時(shí)v為
==125r/min
當(dāng)v=1.5m/min時(shí)v為
==375r/min
所以絲杠的轉(zhuǎn)動(dòng)速度范圍為125r/min—375r/min
2、電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形式選擇
因本設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)速度低，調(diào)速范圍廣，周期性運(yùn)行，切運(yùn)轉(zhuǎn)要平穩(wěn)可靠，為了得到較好的調(diào)速性能，選用Z2系列直流電動(dòng)機(jī)，利用調(diào)速電路實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的無(wú)級(jí)調(diào)速。安裝形式選擇臥式。
3、電動(dòng)機(jī)容量確定
⑴ 本設(shè)備負(fù)載小，屬于慣性旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，固按旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)計(jì)算驅(qū)動(dòng)功率。
⑵ 計(jì)算移動(dòng)部件摩擦阻力矩
移動(dòng)部件的摩擦力矩為主要的功率消耗所以其它的摩擦可以忽不計(jì)，由于移動(dòng)部件的重力定為500N所以移動(dòng)部件所受的摩擦力為由參考文獻(xiàn)②表5.7-3知摩擦系數(shù)f=0.1
=500f=5000.1=50N
摩擦阻力矩由參考文獻(xiàn)⑥式5-32得
其中L—絲杠螺距
i—齒輪減速比為4
—傳動(dòng)效率定為0.7
==11.4Nm
當(dāng)絲杠作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí),克服摩擦阻力矩所需的功率
=0.1047n/η=0.1047×11.4×375/0.7=639.5W
由參考文獻(xiàn)⑦表2-4機(jī)械傳動(dòng)的效率得：
a、閉式圓柱齒輪的機(jī)械傳動(dòng)效率為=0.97
b、一對(duì)滾動(dòng)軸承的機(jī)械傳動(dòng)效率為=0.99
則機(jī)械傳動(dòng)鏈的總效率為：
==0.970.990.99=0.95
驅(qū)動(dòng)功率為：
P ===673.2W
為了擴(kuò)大設(shè)備加工范圍,設(shè)備的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩應(yīng)有足夠的余量.另因?yàn)閭鲃?dòng)比較大,調(diào)速范圍寬,固應(yīng)選擇較高的電機(jī),由參考文獻(xiàn)①表13-65，選擇系列化FANUC型直流電動(dòng)機(jī)5M型.該電動(dòng)機(jī)技術(shù)指標(biāo)如表（2）:
型號(hào)
額定電壓
額定 轉(zhuǎn)矩
額定 轉(zhuǎn)速
額定功率
最大轉(zhuǎn)矩
重量
5M
220V
5.9Nm
2000
r/min
800W
54Nm
17Kg
表（2）電動(dòng)機(jī)技術(shù)指標(biāo)
⑶ 計(jì)算傳動(dòng)比
由參考文獻(xiàn)③知，可選擇電力拖動(dòng)系統(tǒng)為調(diào)速范圍為中等調(diào)速系統(tǒng)即
D==4
===500r/min
i=／＝500/125=4
當(dāng)絲杠轉(zhuǎn)速為375r/min時(shí)電機(jī)的轉(zhuǎn)速為3754=1500r/min
所以要求電動(dòng)機(jī)的調(diào)速范圍為500r/min—1500r/min所以能滿足要求。
i=×,為了得到較大調(diào)速范圍，用晶閘管直流調(diào)系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速，調(diào)速范圍＝4;機(jī)械減速利用齒輪單級(jí)減速器實(shí)現(xiàn)，傳動(dòng)比＝4.
⑷ 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速：按最高轉(zhuǎn)速計(jì)算
Ⅰ軸 n1=n =1500r/min
Ⅱ軸 n2=n1/ =1500/4=375r/min
絲杠 n3=n2=375r/min
計(jì)算各軸輸入功率：
Ⅰ軸 P1=p×η聯(lián)×η晶=800×0.99×0.9=712.8W
Ⅱ軸 P2=p1×η齒×η承=712.8×0.97×0.99=684.5W
絲杠 P3=p2×η承=684.5×0.99=677.7W
計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：
Ⅰ軸 T1=T××η聯(lián)=5.9×4×0.99=23.4Nm
Ⅱ軸 T2=T1××η齒×η承=23.4×4×0.98×0.99=90.7Nm
絲杠 T3=T2×η承=90.7×0.99=89.76Nm
將運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行整理并列于表(3)。
項(xiàng)目
電機(jī)軸
高速軸Ⅰ
低速軸Ⅱ
絲杠
轉(zhuǎn)速(r/min)
2000
1500
375
375
功率(w)
800
712.8
684.5
677.7
轉(zhuǎn)矩(Nm)
5.9
23.4
90.7
89.76
傳動(dòng)比
4
1
4
1
效 率
0.9
0.873
0.86
0.856
表（3）運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果
第三章 機(jī)械減速器設(shè)計(jì)
一 齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算
一、選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1、按圖所方案，選定直齒圓柱齒輪示的傳動(dòng)傳動(dòng)。移動(dòng)部件為一般機(jī)構(gòu)，速度不高，故齒輪選定8級(jí)精度。
2、齒輪選用便于制造且價(jià)格便宜的材料，由參考文獻(xiàn)表3-2選取小齒輪材料為45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)），HBS1=240,大齒輪材料為45號(hào)鋼（?；〩BS2=200.
3、選取小齒輪數(shù)Z1=20,大齒輪數(shù)Z2=iZ1=4×20=80。因齒面硬度小于350HBS的閉式傳動(dòng)，所以按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。
二、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由參考文獻(xiàn)⑧式（3-24）得設(shè)計(jì)公式為:
1、確定公式內(nèi)各參數(shù)的數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,按高速軸的最低轉(zhuǎn)速計(jì)算
T1=95.5×105p/n1= =13614.5Nmm=13.6Nm
（3）由表3-9選取齒寬系數(shù) φd=0.8
（4）由表3-7查得彈性影響系數(shù)ZE=189.8
（5）由參考文獻(xiàn)⑧表3-59查得接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=590Mpa;由
表3-59查得接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=470Mpa
（6）由式3-29計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N1=60=60×500×1×16×300×15=21.6×108
==21.6×108/4=5.4×108
（7）由圖3—57查的壽命系數(shù)
（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概論為1%，安全系數(shù)為S=1，由式3—30得：=590MPa =470MPa
2.計(jì)算
（1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑：
=2.32=38.3mm
（2）計(jì)算圓周速度：
V==1m/s
（3）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù),由圖3—10查得=1.08；因是直齒圓柱齒輪，取=1；同時(shí)由3—5查得=1；由圖3—12查得=1.12；=1.25。故載荷系數(shù)為
（4）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所計(jì)算的分度圓直徑，由3—27B得
=38.3=37.4mm
（5）計(jì)算模數(shù)：
1.87mm
由參考文獻(xiàn)⑨表7—2取模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值，m=2mm
（6）計(jì)算分度圓直徑：
（7）計(jì)算中心矩：a=(d1+d2)/2=(40+160)/2=100mm
（8）計(jì)算齒輪寬度：
b=φd×d1=0.8×40=32mm
圓整，取B2=35mm,B1=40mm
三、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
由式（16-4）得校核公式為：
MPa
1、確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值
⑴計(jì)算圓周力
Ft=2T1/d1=2×13614.5/40=680.7N
⑵查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表3-8查得：
YFa1=2.8 YSa1=1.55; YFa2=2.22; YSa2=1.77
⑶計(jì)算載荷系數(shù)：
K=KA×KV×Ka×KFβ=1×1.08×1×1.25=1.35
⑷查取彎曲疲勞強(qiáng)度極限及壽命系數(shù)。由圖3-58查得σFlim1=450Mpa;由圖3-58查得σFlim2=390Mpa;由圖3-56查得KFN1=KFN2=1.
⑸計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=SF=1.4，由式3-28得：
[σ]F1=MPa
[σ]F2=MPa
⑹校核計(jì)算
二 軸的設(shè)計(jì)
一、高速軸的設(shè)計(jì)
1、選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力
由于該減速器傳動(dòng)功率不大，而且對(duì)其重量和尺寸也無(wú)特殊要求。故選擇45號(hào)鋼，正火處理。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、初步估算軸的最小直徑，并選擇聯(lián)軸器
為保證輸出軸上零件裝拆方便，安裝聯(lián)軸器軸的直徑d1為軸的最小直徑。
根據(jù)公式（10-2） d≥
其中由參考文獻(xiàn)⑧表10-2得=35，C=110
d≥11012.4mm
考慮該軸段上有鍵槽，將周徑增大10%，則取d=12.4(1+10%)=13.6圓整為d=14mm
選擇聯(lián)軸器，按軸傳遞的扭矩，由參考文獻(xiàn)⑦表17-4。選擇HL1型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器其軸直徑為14mm，與軸配合部分的長(zhǎng)度為32mm，故該軸最小直徑確定為d1=14mm。
3、擬定軸上零件的裝拆方案如圖（3）
VII VI V IV III II I
圖（3）軸上零件的裝拆方案
（1）確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
Ⅰ段：如前所示，為軸的最小直徑，為和聯(lián)軸器配合，其直徑按
軸器其內(nèi)孔直徑確定d1=14mm.該軸段長(zhǎng)度比聯(lián)軸器孔長(zhǎng)度略小。取L1=30mm,這樣可保證軸端擋圈壓緊聯(lián)軸器。
Ⅱ段直徑的確定：為保證聯(lián)軸器左端用軸肩定位和固定，根據(jù)軸肩高度h=(0.07-0.1)d,取h=0.1d=0.1×14=1.4mm,則d2=d1+2h=14+2×1.4=16.8,圓整取d2=17mm.這樣符合密封氈圈的標(biāo)準(zhǔn)直徑。
Ⅱ段長(zhǎng)度的確定：為此應(yīng)選擇軸承型號(hào)，由參考文獻(xiàn)⑦，因該軸傳遞的功率不大，選擇結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單價(jià)格便宜的深溝球軸承6004，查手冊(cè)可得軸承內(nèi)徑為20mm，寬度為12mm，同時(shí)還應(yīng)選出軸承端蓋的類(lèi)型及尺寸，軸承端蓋根據(jù)軸徑來(lái)選，其寬度尺寸20mm。為了便于裝拆軸承端蓋至聯(lián)軸器左端面長(zhǎng)度為20mm，考慮以上因素L2=20+20=40mm
Ⅲ段直徑的確定：該段安裝軸承所以直徑為20mm
Ⅲ段長(zhǎng)度的確定：該段安裝軸承軸承寬度為12mm
Ⅳ段直徑的確定：該段為軸承的定位軸肩由參考文獻(xiàn)⑦得直徑為25mm
Ⅳ段長(zhǎng)度的確定：該段長(zhǎng)度為5mm
Ⅴ段直徑的確定：軸承的直徑44mm.
Ⅴ段長(zhǎng)度的確定: 軸承的寬度為45
Ⅵ段直徑的確定：該段為軸承的定位軸肩由參考文獻(xiàn)⑦得直徑為25mm
Ⅵ段長(zhǎng)度的確定：該段長(zhǎng)度為5mm
VII段直徑的確定：該段安裝軸承所以直徑為20mm
VII段長(zhǎng)度的確定：該段安裝軸承軸承寬度為12mm
軸的總長(zhǎng)為：L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+=30+40+12+5+45+5+12=149mm
經(jīng)分析可得軸的支撐跨距為137mm
二、低速軸的設(shè)計(jì)
1、選擇軸的材料，并確定許用應(yīng)力
由于傳遞的功率不大，而且對(duì)其重量和尺寸無(wú)特殊要求，故選擇45#鋼。正火處理，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、初步估算軸的最小直徑
為保證輸出軸上零件裝拆方便，安裝聯(lián)軸器軸的直徑d1為軸的最小直徑。根據(jù)公式 ，根據(jù)公式（10-2） d≥
其中由參考文獻(xiàn)⑧表10-2得=35，C=110
d≥11013.4mm
考慮該軸段上有鍵槽，將軸徑增大10%，則取d=13.4(1+10%)=14.7 mm。 圓整取d=15㎜。選擇聯(lián)軸器，按軸傳遞的扭矩，由參考文獻(xiàn)⑦表17-4。選擇HL1型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器其軸直徑為16mm，與軸配合部分的長(zhǎng)度為42mm，故該軸最小直徑確定為d1=16mm。
3、擬定軸上零件的裝拆方案如圖（4）
VI V IV III II I
圖（4）軸上零件的裝拆方案
（1）確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
Ⅰ段：如前所示，為軸的最小直徑，為和聯(lián)軸器配合，其直徑按聯(lián)軸器其內(nèi)孔直徑確定d1=16mm.該軸段長(zhǎng)度比聯(lián)軸器孔長(zhǎng)度略小。取L1=40mm,這樣可保證軸端擋圈壓緊聯(lián)軸器。
Ⅱ段直徑的確定：為保證聯(lián)軸器左端用軸肩定位和固定，根據(jù)軸肩高度h=(0.07-0.1)d,取h=0.1d=0.1×16=1.6mm,則d2=d1+2h=16+2×1.6=19.2,圓整取d2=20mm.這樣符合密封氈圈的標(biāo)準(zhǔn)直徑。
Ⅱ段長(zhǎng)度的確定：為此應(yīng)選擇軸承型號(hào)，由參考文獻(xiàn)⑦，因該軸傳遞的功率不大，選擇結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單價(jià)格便宜的深溝球軸承6005，查手冊(cè)可得軸承內(nèi)徑為25mm，寬度為12mm，同時(shí)還應(yīng)選出軸承端蓋的類(lèi)型及尺寸，軸承端蓋根據(jù)軸徑來(lái)選，其寬度尺寸20mm。為了便于裝拆軸承端蓋至聯(lián)軸器左端面長(zhǎng)度為20mm，考慮以上因素L2=20+20=40mm
Ⅲ段直徑的確定：該段安裝軸承所以直徑為25mm
Ⅲ段長(zhǎng)度的確定：該段安裝軸承軸承寬度為12mm，擋圈寬度為5mm。Ⅳ段軸要縮進(jìn)2mm，所以該段的長(zhǎng)度為19mm。
Ⅳ段直徑的確定：該段為齒輪的安裝軸段，所以該段軸的直徑為30mm。
Ⅳ段長(zhǎng)度的確定：該段長(zhǎng)度為齒輪寬度為40-2=38mm
Ⅴ段直徑的確定：該段軸為齒輪擋環(huán)，其直徑為38mm.
Ⅴ段長(zhǎng)度的確定: 齒輪擋環(huán)的寬度為5mm。
Ⅵ段直徑的確定：該段安裝軸承所以直徑為25mm
Ⅵ段長(zhǎng)度的確定：該段安裝軸承軸承寬度為12mm
軸的總長(zhǎng)為：L=L1+L2+L3+L4+L5+L6=40+40+19+38+5+12=154mm，經(jīng)分析可得軸的支撐跨距為142mm。
三 鍵的選擇與校核
一、高速級(jí)軸鍵的選擇及校核
1.鍵類(lèi)型的選擇
高速級(jí)軸上只有與聯(lián)軸器相配合的軸段有鍵，其軸徑為14mm,聯(lián)軸器軸孔長(zhǎng)度為32mm。由表10-5查得選用圓頭普通平鍵C型，b為5mm，h為5mm，鍵槽t=3.0mm,其長(zhǎng)度L=B-(5～10)mm=32-(5～10)=22～27mm。
由表10-5標(biāo)準(zhǔn)系列查得L=25mm,故選鍵的型號(hào)為C5×25 GB1096-72。
2.校核其強(qiáng)度
其擠壓強(qiáng)度條件由式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
則校核其強(qiáng)度σP=2T/dkl=2×23400/14×2.5×22.5=59.4Mpa≤130Mpa
故強(qiáng)度足夠
二、低速軸上鍵的選擇及校核
1.鍵類(lèi)型的選擇
低速軸上高速級(jí)大齒輪的寬度為40mm，軸徑為30mm,由表10-5查得選用圓頭普通平鍵A型，b為8mm,h為7mm,其長(zhǎng)度L=B-（5～10）=38-(5～10)=28～33mm.由表10-5查得標(biāo)準(zhǔn)系列長(zhǎng)度L=28mm,故鍵型號(hào)為8×28 BG1096-79
2.校核其強(qiáng)度
其擠壓強(qiáng)度條件由式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
[σP]=130Mpa
則校核其強(qiáng)度σP=2T/dkl=2×90700/30×3.5×36=48Mpa≤130Mpa
故強(qiáng)度足夠
四 軸承的選擇與校核
一、高速軸上滾動(dòng)軸承的壽命
1、圓周力Ft=1170N，軸向載荷FA=0 N，
徑向載荷FR=Fttgα=1170×tg20°=425.8N
2、確定Cr,Cor查手冊(cè)6004型軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr=7.22KN,基本額定靜載荷Cor=4.45KN.
3、計(jì)算FA/Cor值，并確定e值 FA/Cor=0 則e=0
4、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P
P=XFR+YFA, 因FA/FR=0， 由參考文獻(xiàn)⑧表8-9查得X=1,Y=0,
于是P=XFR+YFA=1×213=213N
5、計(jì)算軸承壽命Lh=16667(ftC/fpP)ε/n,由表8-1查得ft=1(常溫)，由表8-8查得fP=1.0～1.2,取fP=1.2,6004型號(hào)為深溝球軸承，壽命指數(shù)ε=3
則Lh=h=47022.8h
二、低速軸上滾動(dòng)軸承的壽命
1、圓周力Ft=1134N， 軸向載荷FA=0N，
徑向載荷FR=Fttgα=1134×tg20°=413N
2、確定Cr,Cor查手冊(cè)6005型軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr= 7.75 KN,基本額定靜載荷Cor= 4.95 KN.
3、計(jì)算FA/Cor值，并確定e值 FA/Cor=0 則e=0
4、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P
P=XFR+YFA,因FA/FR=0，由表8-9查得X=1,Y=0,
于是P=XFR+YFA=1×413=413N
5、計(jì)算軸承壽命Lh=16667(ftC/fpP)ε/n,由表8-1查得ft=1(常溫)，由表8-8查得fP=1.0～1.2,取fP=1.2,6208型號(hào)為深溝球軸承，壽命指數(shù)ε=3
則Lh=h=63733.6h
五 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇
箱座壁厚 δ=12mm
箱座壁厚 δ1=12mm
底板 P=2.5δ=2.5×12=30mm
箱座凸緣厚度 b=1.5δ=1.5×12=18mm
箱蓋凸緣厚度 b1=1.5δ1=1.5×12=18mm
箱座底凸緣厚度 b2=2.5δ1=2.5×12=30mm
地腳螺釘數(shù)目 n4=4
地腳螺釘直徑 dt=M16
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75df=0.75×16=12mm
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=(0.5～0.6)df=0.5×16=8mm
聯(lián)接螺栓d2的間距 L=180mm
軸承端蓋螺釘直徑 d3=0.5df=12mm
定位銷(xiāo)直徑 d=0.8×8=6.4mm
Df df d2至外箱壁距離 C1=22mm
Df d2至凸緣邊緣距離 C2=20mm
軸承旁凸臺(tái)半徑 R1=C2=20mm
外箱壁至軸承座距離 l1=C1+C2+(8～12)=22+20+10=52mm
齒輪外圓與內(nèi)箱壁距離 △1>1.2δ=1.2×12=14.4mm 取15mm
齒輪輪轂端面與內(nèi)箱壁距離 △2>δ=12mm 取15mm
箱蓋、箱座肋厚 m1≈0.85δ1=0.85×12=10.2mm
m≈0.85δ=0.85×12=10.2mm
軸承端蓋凸緣厚度 t=(1～1.2)d3=1×12=12mm
第四章 焊接專(zhuān)用夾具的設(shè)計(jì)（略）
第五章 直流調(diào)速系統(tǒng)設(shè)計(jì)
一、直流電動(dòng)機(jī)調(diào)速原理
直流電機(jī)是機(jī)械能和直流電能互相轉(zhuǎn)換的旋轉(zhuǎn)機(jī)械裝置。直流電機(jī)的調(diào)速性能好且啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩較大，所以本焊接設(shè)備采用直流電機(jī)，可以得到較好的調(diào)速性能，且傳動(dòng)準(zhǔn)確，穩(wěn)定可靠。
直流電動(dòng)機(jī)的電磁轉(zhuǎn)矩T與機(jī)械負(fù)載轉(zhuǎn)矩T1及空載損耗轉(zhuǎn)矩T2相平衡。當(dāng)軸上的機(jī)械負(fù)載發(fā)生變化時(shí)，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速、電動(dòng)勢(shì)、電流及電磁轉(zhuǎn)矩會(huì)自動(dòng)進(jìn)行調(diào)整，以適應(yīng)負(fù)載的變化，保持新的平衡。電動(dòng)機(jī)的調(diào)速是指在同一負(fù)載下獲得不同的轉(zhuǎn)速，以滿足生產(chǎn)要求。由直流電動(dòng)機(jī)機(jī)械特性得他勵(lì)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速公式：
n=(U-IR)/KФ
他勵(lì)電動(dòng)機(jī)的接線圖如圖(5)
圖（5）電動(dòng)機(jī)的接線圖
調(diào)速過(guò)程：當(dāng)磁通Ф保持不變時(shí)，減小電壓U。由于轉(zhuǎn)速不會(huì)立即發(fā)生變化，反電動(dòng)勢(shì)E也暫不變化，于是電流I減小，轉(zhuǎn)矩T也減小。如果阻轉(zhuǎn)矩Tc未變，則T
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