摩擦焊机机械系统CAD图纸机械CAD设计.rar

1、本科学生毕业设计石油钻杆惯性摩擦焊机机械系统设计院系名称： 机电工程学院 专业班级：机械设计制造及其自动化 学生姓名： 指导教师： 职 称： I摘 要目前，在我国油田使用的采油机械，多数是游梁式有杆抽油机。游梁式有杆抽油机具有结构简单，使用、维护方便，可靠性高等优点。但是，在开采稠油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经济、有效地开采。按照采油工艺的要求，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次，高效节能的抽油机。在我国开发的诸多抽油机中，长冲程抽油机占有很大比例，品种最多，技术发展最快，先后出现了各种各样的长冲程抽油机，并在抽油实践中取得了较好的效果。我国各油田

2、都需要长冲程抽油机，所以长冲程抽油机已成为我国抽油机发展的主流和方向。在我的毕业设计中，我对传统的抽油机在换向和实现长冲程上进行了创新设计，对换向器进行了独立设计，并通过链传动实现了冲程与冲次的调节。最重要的是虽然进行了创新设计，但仅仅是局部的性能改善，其制动装置、电机、减速器、带传动等部分还可以与传统的抽油机相互换，因传统抽油机已经实现了批量生产，所以局部的性能改进并不影响以前与之相关的零部件的生产，反而解决了现有产品的一些不尽如人意的地方，转轮式长冲程抽油机在设计过程中运用了很多计算机软件，实现了优化设计的目的。关键词：长冲程；低冲次；换向器；配重；减速器IIABSTRACTAt pres

3、ent, in our country oil field use extraction machinery, most is the walking beam type has the pole pumping unit. The walking beam type has the pole pumping unit to have the structure to be simple, the use, maintains conveniently, reliable higher merit. However, when the mining thick oil, Gao Ning yo

4、u, in-depth oil, is specially the high watery oil field, the use convention walking beam type pumping unit has been unable to realize economically, mines effectively. According to the extraction craft request, the domestic and foreign all development long stroke, the big load, lowly is flushing the

5、time, highly effective energy conservation pumping unit. Develops in our country in many pumping units, the long stroke pumping unit holds the very great proportion, the variety are most, the technological development is quickest, appeared various long stroke pumping unit successively, and has obtai

6、ned the good effect in the oil pumping practice. The our country various oil fields all need the long stroke pumping unit, therefore the long stroke pumping unit has become the mainstream and the direction which our country pumping unit develops. In mine graduation project, I carried on the innovati

7、on design to the traditional pumping unit on the commutation and the realization long stroke, the exchange director have carried on the independent design, and realized the stroke through the chain drive with to flush a time adjustment. Although most importantly has carried on the innovation design,

8、 but is merely the partial performance improvement, its parts and so on arresting gear, electrical machinery, reduction gear, belt transmission also may exchange with the traditional pumping unit, because the traditional pumping unit has already realized the volume production, therefore the partial

9、performance improvement did not affect before with it correlation spare part production, instead solved the existing product some not entirely as desired place, the runner type long stroke pumping unit has used the very many computer technology in the design process, has realized the optimized desig

10、n goal.Key words: Long stroke ； Lowly frequency of stroke ； Lommutator ； Lounterweight； Retarder目 录摘要Abstract 第 1 章 绪论11.1 自动送料系统的产生11.2 自动送料系统的种类11.3 石油行业中送料系统的应用2 1.3.1 钻杆的应用2 1.3.2 钻杆的磨损以及解决方案31.4 石油钻杆自动送料系统的功能以及工作过程 31.5 送料系统总体设计4第 2 章 送料系统滚轮部分的设计52.1 滚轮尺寸以及滚轮相关部件设计5 2.1.1 滚轮的设计5 2.1.2 尺寸的确定62.2

11、 滚轮的安装及其方式6 2.3 本章小结7第 3 章 送料系统翻板部分的设计83.1 翻板上半部分尺寸的确定8 3.1.1 斜面的设计8 3.1.2 旋转轴以上部分高度的设计8 3.1.3 翻板宽度的设计8 3.1.4 回转轴颈的设计8 3.1.5 翻板厚度设计93.2 翻板下半部分的设计10 3.2.1 几何尺寸10 3.2.2 传动方式的设计10 3.2.3 液压缸的设计10 3.2.4 翻板与活塞杆的连接的设计11 3.2.5 两翻板间的连杆设计12 3.2.6 翻板的安装方式12 3.2 本章小结12第 4 章 系统输送滚轮部分的设计134.1 输送滚轮的设计13 4.1.1 输送滚轮

12、夹紧力的计算13 4.1.2 传动方式的设计13 4.1.3 旋转处的轴承设计13 4.1.4 滚动导轨的设计144.2 蜗轮蜗杆机构的设计15 4.2.1 设计原则15 4.2.2 选择传动类型15 4.2.3 相关参数15 4.2.4 强度的计算与校核16 4.2.5 校核蜗杆的刚度17 4.2.6 蜗轮处键的校核18 4.2.7 蜗杆与马达连接处键的校核19 4.2.8 几何尺寸的确定19 4.2.9 输送轴最小轴径设计214.3 本章小结21第 5 章 液压系统的设计225.1 液压系统及其工作原理22 5.1.1 液压系统22 5.1.2 液压系统的工作原理235.2 夹紧液压缸的设

13、计23 5.2.1 夹紧力23 5.2.2 液压缸形式23 5.2.3 活塞杆受力计算23 5.2.4 计算液压缸的主要结构尺寸245.3 液压马达的设计24 5.3.1 蜗轮蜗杆的力矩计算24 5.3.2 计算马达的排量25 5.3.3 液压马达所需的流量计算 255.4 本章小结26第6章 工程影响分析226.1 对社会影响的分析226.2 对健康的影响226.3 考虑的安全因素226.4 考虑的法律因素226.5 考虑文化因素226.6 环境及社会可持续发展的影响分析226.7 经济性分析22结论27参考文献 28致谢391第1章 绪 论1.1 自动送料技术产生 由于目前我国工业的发展，

14、各种机械工业提高生产效率势在必行，那么我们在工业生产中提高生产效率的途径就是节省人力物力， 并且提高机械设备的加工功率，并且让生产连续不断的进行下去，那么就需要在送料的过程中，节省时间， 。令加工更加的紧凑，一道工序与另一道工序连接紧密，这就需要自动送料系统经准的将待加工的工件准确快速的送到加工工位。送料机构的历史非常悠久，比较早的送料系统基本是依靠于人力或者畜力，这是比较浪费时间的一种方式，而现如今送料系统的效率已经越来越高了，举个简单的例子，在建筑行业，开发商在小片的土地上建筑一个多楼群的小区，每个楼的距离都很近，这样在往每栋楼上送钢筋的时候，就需要不同高度半径的搬料架完成，这种简单的送料

15、，依靠人力是基本不可能达到的。那么送料系统在各个加工行业都有非常广泛的应用，例如，食品加工业，建筑行业，机械加工行业，重工业，等各种行业。1.2 自动送料系统的种类自动送料系统按照所送的工件的不同可以分为以下几类，例如：棒料，管料，块料，盘料。那么不同的工件有不同的送料机构来完成送料，举个例子来说：我们比较常见的冲压成形，作为一门古老而又年轻的制造技术，几乎渗透到国民经济的每一个部门。在许多发达国家从作为支柱产业之一的汽车制造业到农业机械、动力机械、建筑机械、化工机械、精密机械、仪器仪表、医疗器械、日用五金等等，直到航空航天、军事兵器各个门类，冲压制件都占据着相当重要的地位。随着我国工业的发展

16、，冲压制件类型、工艺的复杂化以及人性化生产要求， 手工送料的冲压加工生产由于存在着效率、速度、精度、安全等方面的一系列问题，冲压生产的手工送料已逐步由自动送料机构所取代，从而进一步满足了冲压生产自动化，大幅度提高生产节拍、生产质量等的要求。冲压生产自动化主要是指包括材料供给、制品及废料的排出、模具更换、冲床的调整与运转、冲压过程异常状况的监视等作业过程自动化 将这些技术应用到冲压生产流水线的相应环节从而实现冲压生产过程的自动化。自动送料机构作为冲压加工生产实现自动化的最基本的要求，是在一套模具上实现多工位冲压的根本保证， 它的自动化程度高低， 直接影响着冲压生产效率、2生产节拍以及冲压生产整，

17、体自动化水平。目前冲压生产线的配置中应用较为广泛的是开式单点压力机加装辊轮送料机（或气动送料机），这种生产线可以做单工序或多工序的连续冲压，操作性良好；另一种开式双点压力机加装多工位送料装置，搭配开卷装置、校平装置等组成的用于多工位连续冲压的生产线，由于占地面积和工序间的搬运都明显减少，在生产中应用呈现逐渐增多的趋势；而电机厂应用最多的专门冲制电机硅钢片的生产线则是由高速压力机加装凸轮分割型送料机，配装开卷机、校平装置等组成。由此可见，送料机构的性能高低直接影响着生产线的推广应用，因此，针对冲压制件的工艺要求、生产的实际情况等的不同来选择不同的送料机构是十分必要的。多工位压力机的自动化送料机构

18、多工位送料系统是一个类似移动臂的装置，主要作用是把冲压件从一个工位移到另一个工位。一组模具内的每一副模具的冲压工作都在同一台压力机内完成。 多工位送料移动杆沿着模区移动， 它们是主要结构件，移动冲压件的端拾器就安装在这些结构件上。在汽车车身冲压厂，根据送料的传动方式，多工位送料系统主要有：机械送料、电子送料和组合式送料。机械式送料是通过与压力机传动系统的直接联接完成冲压件从一个工位移动到另一个工位。压力机横梁上的动力输出装置把能量从压力机的顶部输送到地面，由随动器驱动的大型机械凸轮安装在送料机构上，旋转凸轮带动机械送料动作。其主要缺点：机构磨损及能量积累易影响送料精度、速度和产量；机械传送设计

19、规格参数一旦确定，不能更改 ； 随着加工零件尺寸增大，传送机构也将增大，机构零件的预期寿命就会缩短。电子伺服送料是用单独伺服电动机驱动+ 借助齿轮箱和传动轴，伺服电机与送料系统相联并在计算机的控制下工作。与压力机的动作协调是由压力机和控制器之间所交换的电子信号完成的。 其运动轨迹由计算机程序完成+柔性较好+根据工件的需要可以提供任意的送料距离、夹紧行程、闭合行程和抬起行程。与机械送料相比较具有无需使用压力机的动作协调是由压力机和控制器之间所交换的电子信号完成,方便、通用性强、其送料长度和材料厚度可调整、机构反应迅速的优点。但是由于气动送机构是采用压差式气动原理工作，故机构工作噪声较大，影响冲压

20、工作环境。主要用于冲压的前期送料和小批量、多品种的生产。机械送料机构尽管调整相对困难且机构较大，但具有送料准确可靠、机构冲击与振动少、噪声低、稳定性好等优点，仍是目前冲压加工中最常用的自动送料方式。1.3 石油行业中送料系统的应用 1.3.1 钻杆的应用在石油开采行业，应用到最多的就是石油钻杆了，那么普通的一个石油钻杆要3大概 8 米长的轴向距离，所以采用人力送料十分的浪费时间，导致生产效率低下，那么用普通的送料机同样也不适合轴向距离这么长的工件。那么，石油钻杆的生产以及石油钻杆的修复都要借助于摩擦焊机这种加工方式，所以当钻杆从焊机中加工完毕出来到下一个工位的时候，必须使石油钻杆准确，平稳的送

21、到下一个工位，节省人力，物力，并且让加工更加的准确，更加的紧凑。那么这种自动的石油钻杆送料系统一定要具备几种十分必要的机构，就是上料机构，下料机构，为了节省时间提高工作效率，上料机构和下料机构，需要同时完成上料和下料的动作，并且有夹紧装置，是加工的时候不至于产生过大的误差，而且整体的机构中应该包含放置加工完毕和待加工的工件的料架，以及轴向距离比较大的送料机床身。1.3.2 钻杆的磨损以及解决方法石油钻杆在使用过程中，由于承受的应力和磨损程度的不同，管体的寿命高于接头。因此在钻杆的修复过程中，当接头无修复价值，不能再使用时，将接头切掉，保留价格昂贵的管体，用新接头采用摩擦焊工艺与管体对焊，实现钻

22、杆的再利用。目前各个油田均采用该技术进行钻杆修复。在生产过程中，焊接过程已采用摩擦焊实现了自动化，由于接头和管体重量大，采用人工搬运生产效率很低，因此需要实现接头和管体的自动送料。本课题是设计一种方便，结构紧凑的管体送料机构，该机构与摩擦焊机配套使用，将管体自动送进到摩擦焊机的指定位置。该机构应由液压驱动，具有上料、下料，管体送进、管体退出等动作，并可自动完成，大大提高钻杆的焊接修复效率，目前位置，加工过程是个比较复杂的过程，并且管体的轴向长度比较大， 运送不是很方便， 自动送料系统就是在钻杆从焊机中加工完毕退出后，待加工的钻杆放入的机构。1.4 石油钻杆自动送料系统功能及工作的几个步骤石油钻

23、杆的送料系统，分为三个部分，第一个部分是实现加工完毕的钻杆从摩擦焊机中退出，是通过一个滚轮实现的，整个管体在滚轮上进行轴向的移动，本工位是将滑动摩擦转换为滚动摩擦，从时间方面提供给整个加工很高的效率。第二部分为卸料板（翻板），这个部分可以同时实现将加工完毕的钻杆翻到料架上，与此同时将待加工的钻杆从另一个料架上卸到工位上， 并之后通过滚轮再次送入焊机中。第三部分为夹紧装置，通过两个夹紧轮实现钻杆在工位上的夹紧，防治加工的时候钻杆位置不稳定，影响加工精度。工作步骤是加工完毕钻杆从摩擦焊机中送出加工完毕的钻杆通过滚轮送到翻料工位翻板通过液压驱动立起，将加工完毕的钻杆翻到料架上，与此同时将待加工钻杆卸

24、到工位上，翻板翻下待加工的钻杆被液压驱动的电机夹紧装置夹紧进行焊接前的准备工作通过电机驱动实现滚轮的正反4转实现钻杆的轴向移动夹紧装置松开待加工的钻杆进入摩擦焊机继续加工1.5 送料系统统总体设计石油钻杆自动送料系统的设计主要包括三个方面：第一，是加工完毕钻杆的从焊机中来之后滚轮送到的翻板上方，翻板的设计；第二，加工时夹紧装置的设计。第三，夹紧部位的滚轮通过电机实现正转反转实现钻杆的轴向移动的设计。总得来说自动上下料装置主要设计一个由液压系统控制的自动送料进行焊接接头，之后再自动退料的机械设备；执行元件。考虑到本系统的运动，尤其是送料运动的精确性，均选用液压执行元件。系统初始化完毕后，启动翻版

25、液压缸，使翻版升起，并将位于上料架上的钻杆翻起，翻到一定高度后，翻版在缓缓翻落，将钻杆放在滚轮上，然后，待加工的钻杆，使用输送滚轮和将钻杆夹紧，夹紧动作由液压缸和驱动。接下来使用电机，实现输送滚轮的运动，从而实现将钻杆送进摩擦焊机的位置，当钻杆和接头焊接完毕后，用电机的反转带动输送滚轮反向旋转，从而实现退料。当钻杆退到一定位置后（位于整个翻板的上方） ，将输送辊放松、退回原始位置。然后，再启动翻版液压缸，使翻版翻起，将焊接完毕的钻杆翻起，使其翻到下料架上，同时将位于上料架待处理的另一钻杆翻起，并随着翻版的翻落，钻杆也翻落在拖辊上，从而实现了上下料动作，如图 1.2 所示。 图 1.2 送料机构

26、示意图5第 2 章 送料系统滚轮部分的设计2.1 滚轮的尺寸以及滚轮相关部件的设计2.1.1 滚轮的设计(1) 两个角度的确定。根据经验上料架的角度取 75，下料架的角度取 60(2) 滚轮轴向宽度设计。根据经验，设计得：mmlllmmlmml318,208,1102121(3) 最细轴径的设计。钻杆总重量NG4400。共设四个拖辊，则每个拖辊承载Nq1100滚轮的受力分析。求支反力和最大弯矩：NllRMNllRMBAAB25.7201100, 075.3791100, 021最大弯矩：mNM98.781020892.2583max图 2.1 滚轮受力弯矩图(4) 选材。选用 45 钢，采用正

27、火处理。(5) 最小轴径的设计。查机械设计手册得 MPa600，取安全系数 k=1.26设计公式 wMkmaxmax （2.1）计算得 mMkd0188. 01060014. 398.782 . 13232363max取 d =30mm。2.1.2 轴尺寸的确定(1) 确定轴的尺寸。确定最细轴径为 d=30mm,选用 36206 型轴承，轴间长度为 32mm，密封形式采用外端端盖，内端毡圈油封。综合考虑次外轴径为 40mm，轴间长度为 32mm。(2) 轴承的校核。型号为 36206，查得KNCKNCrr30.13,20.180承受径向力NFr1100，有轴向冲击载荷，为了安全起见，取载荷系数

28、8 . 1pf。则NFfPrp19808 . 11100额定动载荷 nrrnLfPC60 （2.2）式中, n轴承转速，初步确定min/16rn nL轴承预定使用寿命，取hLn510 rf温度系数，取rf=1 常数，取=3NCr182002 .90661016600 . 1198035故轴承选用合适。轴承的润滑，轴承速度不高，故采用脂润滑。2.2 滚轮的安装及其方式应采用两侧支架方式安装，根据轴承、密封及端盖的相关尺寸去顶支架厚度为50mm，且考虑到翻版，输送辊用的液压缸和电机的安装尺寸，支架高度定为290mm。支架固定采用螺栓固定，根据经验选用 M20 的螺栓。2.3 本章小结7 通过上料架

29、的角度 75，下料架的角度 60，确定滚轮的轴向宽度。由钻杆总重量，确定滚轮受力的最大弯矩，并确定最细轴径。确定最细轴径，根据机械制造手册可得出轴承的规格，并对其校核。8第 3 章 自动送料系统翻板部分的设计3.1 翻板上半部分尺寸的选择3.1.1 斜面的设计(1)角度确定根据经验，斜面的倾斜角度选用 80。(2)结构设计考虑到输送滚轮的工作位置及待工作位置， 需将右侧斜面加工出一平面，以便焊接加工完毕的钻杆在翻板翻起一定高度后再从翻板下到下料架。根据经验在右侧斜面上在与右斜面向垂直方向上加工出斜角为 70。3.1.2 旋转轴以上部分高度的设计根据料架厚、料架高等相关尺寸确定料架上钻杆比热处理

30、时钻杆所处位置高mmh861。 把 上 料 架 的 钻 杆 完 全 翻 落 时 ， 需 要 翻 版 最 小 高 度 （ 左 侧 ）mmh5 .1952。3.1.3 翻板宽度设计滚轮左边长度mml2082，钻杆半径 63.5 mm，上料架上钻杆与滚轮（左）距离为 13.5mm，左侧过中心线 30mm则翻板左侧长度mml3155 .135 .63302080。右端距钻杆中心线的距离取mml1150。则总宽度mmlll43000。右侧斜面过中心线 25mm。3.1.4 回转轴颈的设计(1) 受力分析。当两个钻杆同时作用在翻板上时，翻板受力最大。NPP110021，通过计算得：.208,92,1302

31、13mmlmmlmml(2)支反力及最大弯矩。如图 3.1 所示。9图 3.1 回转轴受力弯矩图NRllRlllPlPMNRllRlPlPMAABBBA5 .1822, 0)()(, 05 .377, 0)(, 032321231322112最大弯矩 mNlPM8 .22821max(3) 选材。选用 45 钢，采用正火处理，查得 MPa600(4) 轴径设计。设计公式： wMkmaxmax （3.1）计算得： mMkd0217. 01060014. 38 .2282 . 13232363max取 d=30mm。(5)轴向长度 l。根据经验可得：l=50mm。3.1.5 翻板厚度设计(1) 求

32、得最大弯矩。 mNM44020021100max10(2) 厚度设计。设计公式： bkMhmax6 （3.2）式中,k安全系数，取2 . 1k maxM最大弯矩 许用弯曲强度 b承载宽度0342. 0106002854402 . 166h取mmh25。3.2 送料机翻板下部分的设计3.2.1 几何尺寸高度根据翻板的工作尺寸及连接尺寸，取,195mmh ，厚度取 25mm。3.2.2 传动方式的设计系统共存在四个送料翻板， 用两个同步液压缸驱动， 每个液压缸驱动两个翻板，两个翻板同时翻起，落下，液压缸仅仅推动第一个翻板动作，然后连杆将第一个翻板与第二个翻板连接在一起，这样，第一个翻板的动作就通过

33、连杆传递到第二个翻板，从而，实现两个翻板同时动作。3.2.3 液压缸的设计(1) 液压缸形式。采用双作用单活塞杆液压缸，如图 3.2 所示。图 3.2 双作用单活塞杆液压缸(2) 工作载荷。根据液压缸的安装位置及翻版下半部分的几何形状尺寸求得 F=5656.9N。因为用一个液压缸带动两个翻版。11所以：NFFg8 .113132。(3) 摩擦载荷。翻板回转轴处的摩擦： NF2 .14391活塞杆处的摩擦： NF76.22622(4) 径向载荷：G=39N(5) 总载荷。 NGFFFFgW78.1505421(6) 活塞杆受力 F。查得液压缸效率925. 0m则NFFmW4 .16275(7)

34、系统压力。初选为：MPaP8 . 11(8) 计算液压杆的主要结构尺寸。公式: )2211 (4PPFD （3.3）选取背压525. 0,5 . 02MPaPmmD22.92525. 015 . 08 . 214. 34 .1627542取 D=100mm，d=50mm。3.2.4 翻板与活塞杆的连接的设计(1) 连接方式：采用销连接(2) 销轴的设计：1) 材料。选用 45 钢，正火处理，查得相关数据 MPaMPaMPaMPawp95,105,60,6002) 按弯曲应力设计销轴直径。公式： 38 . 0)2(wslFd其中sldl75. 2,6 . 1 （3.4）则： 12 0243. 0

35、10958 . 04 .16275764. 28 . 0764. 2363WFd取 d=36mm,则 l=58mm,s=18mm。3) 销轴校核。分别校核销轴煎应力和叉头对销轴挤压应力。 MPadF0 . 8036. 014. 34 .162752222P=SdF2= P6 .12036. 0018. 024 .16275故安全。4) 销轴几何尺寸。具体尺寸由机械设计手册选用。3.2.5 两翻板间的连杆设计(1) 轴径。取 d=50mm。(2) 连接方式。采用销轴连接。(3) 销轴尺寸。同活塞杆与翻板之间连接用销轴尺寸。3.2.6 翻板的安装方式翻板应采用支架安装方式，螺栓固定。3.3 本章小

36、结 本章是对自动送料系统翻板部分的设计，主要是通过斜面的设计，旋转轴高度的设计，翻板宽度及厚度的确定。从而设计出翻板上半部分。翻板的下半部分则需要几何尺寸确定，传动方式的设计，液压缸的设计，翻板与活塞杆的链接设计。用连杆将翻板上半部分和下半部分连接，从而实现翻料等动作。13第 4 章 送料系统输送滚轮部分设计4.1 主动输送滚轮的设计 4.1.1 输送滚轮夹紧力的计算(1) 力的计算。要将石油钻杆送进，至少需要轴向力880104402 . 01GFtN式中,1钻杆与托辊之间摩擦系数，取1=0.2 G钻杆重量(2) 摩檫副的选择。 选择钢/耐摩擦铸铁材料副，干摩擦。则夹紧力140801 . 08

37、806 . 12tfFkFN 式中，fk储备系数，取fk=1.6 2钻杆与输送辊之间摩擦系数，取2=0.1(3) 输送滚轮运动所需功率。 转杆送进速度为 25mm/s，效率75. 0。则： 03. 075. 0025. 0880vFptKW4.1.2 传动方式的设计夹紧力由液压缸来实现。水平移动由导轨和液压缸来实现。旋转运动由马达带动蜗杆、蜗轮机构来实现。4.1.3 旋转处的轴承设计(1) 轴承受力计算。径向力4800rFN,轴向力546.87tFN(2) 轴承选择。根据轴承工作条件状况初选用 7204 型轴承。查得：0028.2,30.5,0.35,1.7,1.0,12.9527778rrC

38、KN CKN eYY(3) 计算寿命。1448001411.7622 1.7rFSNY1958.54atFFSN1958.540.4084800arFeF查得0.4,1.74,1.5pxyf()1.5 (0.4 4800 1.74 1958.54)5327.86praPfxFyFN6910()104.8 1060rhCnPLh根据经验，寿命足够。 4.1.4 滚动导轨的设计(1) 导轨的形式。根据结构要求,选用开式滚珠导轨。(2) 受载最大的滚动体上的负载。公式如下: max(0.5)0.707GByGLPZ （4.1）ZLGPGC)y5 . 0(0.707max式中，maxmax,BCPP滚

39、珠 B、C 两点的最大载荷 G滚珠支撑物重 Z承受载荷的滚珠数 Gy重物对轴的弯矩 L滚珠导轨的跨距根据经验初步确定G=880N,滚珠直径5dmm(3) 确定滚珠导轨的安装尺寸（单位：mm） 。12122,5,3,3,1,10,12,15,25,55HdBhbHHBBA,紧固螺钉 M3。(4) 承载的滚动体数 Z。225522.48.95Z15(5) 相关参数的确定。880,5,60,0GGN dmm Lmm y (6) 相关数据。max(0.5)880 (0.50)0.7070.70734.958.9GByGLPNZmax(0.5)880 (0.50)0.7070.70749.448.9GC

40、yGLPNZ(7) 滚动体的许用载荷。公式如下： 2Pkd （4.2）导轨材料硬度系数，选择淬硬钢导轨，硬度为 60HRC，查得10k滚动体截面上的当量（假定） 许用应力，滚动体采用高频淬火热处理，查得k0.5d滚珠直径20.5 51012549.44p N故导轨适用，初步数据都适用。4.2 蜗轮、蜗杆机构的设计4.2.1 设计原则齿轮应用开式传动，按蜗轮轮齿弯曲强度设计，对蜗杆需按轴的计算方法校核该蜗杆的强度和刚度。4.2.2 选择传动类型 均不高，故选用阿基米德式蜗杆（ZA 蜗杆）传动，采用开式传动。1蜗杆：45 钢，表面淬火，4550HRC蜗轮：HT150，砂磨， 4.2.3 相关参数（

41、1）蜗轮轴传递功率2 （2） 蜗轮转速2n22,Pn70HTMPa40FPMPaP20.03/0.980.306PPKW轴承162n （3）蜗杆的传递功率P1 （4）考虑到马达的转速要求，初步确定蜗杆转速公称传动比 i=40。 （5）根据手册中，普通圆柱蜗杆传动的参数匹配表（GB10085-88）选择： 蜗杆头数1z=1，蜗杆齿数2z=39 选择相关参数如下： m = 2, 蜗杆的导程角 蜗轮的当量齿数4.2.4 强度的计算与校核 1.强度计算：2212880FSFPkT Ym dZ根据和查得蜗轮的齿形系数蜗轮传递扭矩载荷系数 k 取 k=1.3需用弯曲应力 弯曲强度计算的寿命系数，查得=1.

42、02312 2 22.489.6m dmm 222600880 1.3 16.28 4.041.789.639 40FSFPkT Ym dZ故所选用的蜗轮强度足够。25 6012.25 /min39r210.0306/0.50.064PPKW蜗杆1700 /min,nr122.4d 20.1x 111 2arc()arc()5.102222.4Zmtgd2vZ322339/cos 5.102239.5cosvZZ2vZ2x4.0FSY2229.55 10009.55 1000 0.030616.8570039PTN Mn40 1.040FPFPNYMPaNYNY17 2. 确定蜗杆精度等级蜗杆

43、切向速度1113.14 22.4 7000.82/60 100060 1000d nvm s 所以根据手册选用 9 级精度蜗杆。 3. 计算传动效率(1) 传动啮合效率1相对滑动速度1/cos0.82/cos5.10220.823262051/svvm s查得摩擦角4.408v(5.10224.408)0.533()vtgtgtg(2) 滚动轴承效率2 查得 20.99(3) 总效率 120.533 0.990.53 4. 蜗杆弯曲强度的校核校核公式： 212666AvFFSFPTKKKYYddm （4.3）式中，F蜗杆弯曲应力 2T蜗轮传递扭矩 AK使用系数，取 1.2 K载荷分布系数，取

44、1.2 vK动载荷系数，取 10.5 Y导程角 的系数，取 0.96 FSY蜗轮的齿形系数，取 4.0FP许用弯曲强度212666666 16.28 1.2 10.5 1.24.0 0.96 18 402 12 2 39(5.1022)AvFFSTKKKY YMPddmtg 故弯曲强度足够。4.2.5 校核蜗杆的刚度校核公式：18 223148trpFFYLyEI （4.4）式中，1Y-蜗杆挠度 tF-蜗杆轴向力 rF-蜗杆径向力 E -蜗杆材料弹性模量 I -蜗杆中部部分截面的惯性矩 L -蜗杆跨度 py-许用挠度查得py=(0.0001-0.0025) 1d=0.000122.4=0.00

45、2241211200020002000 16.2870.3322.4 39 0.53tTTFN Mdi dg 2rtxFFtg2222000202000 16.2820152.7222 392 2 0.1TtgtgN Mdmx g查得x=20查得E=20700014497.2564fdI根据相关尺寸确定L=90mm 222233170.33101.78900.0020080.002244848 207000 4497.25trFFYLEI故蜗杆刚度足够。4.2.6 蜗轮处键的校核(1) 形式选择。根据安装蜗轮处轴颈及工作情况， 选用钩头楔键查得相关尺寸及技术数据如下 ：55hb，0 . 3t，

46、7 . 11t，20 l，15l，MPap160，20d，mNT28.162(2) 材料。选用锻钢，采用淬火热处理(3) 强度计算。公式：19 btdfblTp2 . 0 （f静摩擦系数，取f=0.15） （4.5）代入相关数据得：MPabtdfblT1608 .4052 . 022015. 015528.162 . 0根据以上计算采用的键的强度是满足要求的。4.2.7 蜗杆与马达连接处键的校核(1) 形式选择。根据安装蜗轮处轴颈及工作情况， 选用普通平键查得相关尺寸及技术数据如下 ：mNTdMPalltthbp525. 0,10,160,20,25, 2 . 1, 5 . 2, 4421(2

47、) 材料。选用锻钢，热处理采用淬火。(3) 校核：MPaMPabtdfblT1609 . 742 . 05 . 715. 0204787. 02 . 0故该键安全。4.2.8 几何尺寸的确定齿轮的各个参数见表 4.1表 4.1 蜗杆传动主要几何尺寸与参数 名称代号公式及尺寸参数模数m取标准值m=2mm中心距aa=m（q+2z）/2=50 mm传动比ii=2z/1z=40 蜗杆轴向齿距apap=m=7.85 mm蜗杆导程zpzp=1zap=15.7 mm蜗杆分度圆导程角=arctan1z/q=5.1022 mm蜗杆分度圆直径1d1d=mq=22 mm 续表蜗杆齿顶高1ah1ah=*ahm=2 m

48、m20蜗杆齿根高1fh1fh=（*ah+*c）m=2.5 mm蜗杆全齿高1h1h=1ah+1fh=4.5 mm齿顶高系数*ah*ah=1 顶隙系数*c*c=0.5蜗杆齿顶圆直径1ad1ad=1d+21ah=26 mm蜗杆齿根圆直径1fd1fd=1d21fh=18 mm蜗杆螺纹部分长度1b1z=1 ， 因 此1b（ 11+0.062z）m=31.7 mm 取1b=30 mm蜗轮分度圆直径2d2d=m2z=78 mm名称代号公式及尺寸参数蜗轮齿顶高2ah2ah=*ahm=2 mm蜗轮齿根高2fh2fh=（*ah+*c）m=1.5 mm蜗轮齿顶圆直径2ad2ad=2d+2*ahm=80 mm蜗轮齿根

49、圆直径2fd2fd=2d-2m（*ah+*c）=72 mm蜗轮外圆直径2ed1z=1 时，2ed2ad+2m=85 mm蜗轮齿宽2b2b0.751ad=24.75 取2b=18 mm蜗轮齿宽角2sin=2b/1b=0.6857 =43.290蜗轮齿顶圆弧半径2aR2aR=1d/2-m=9 mm蜗轮齿根圆弧半径2fR2fR=1ad/2+*cm=18 mm4.2.9 输送轴最小轴径设计(1) 轴向尺寸。21综合各方面相关尺寸，确定轴总常为 270mm(2) 求得支反力和最大弯矩：NRA7 .4906，NRB3 .4693，mNM7 .539max(3) 选材。45 钢，热处理采用 850淬火，56

50、0回火，查得MPab1000(4) 代入数据得 0188. 01014. 37 .5392 . 13239d取 d20mm。4.3 本章小结 本章主要是对自动送料系统滚轮部分的设计，来完成对材料的送进及退出等动作。包括夹紧力的计算、传动方式的设计、旋转处的轴承设计。其中需要设计蜗轮蜗杆。确定传动方式，并选择蜗轮蜗杆的材料。通过参数的选择，计算各部分尺寸，并对其计算得出的强度、刚度等校核。 第 5 章 液压系统的设计225.1 液压系统及其工作原理5.1.1 液压系统 一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件（附件）和液压油。 液压缸有三个，分别起托辊升降、翻板