【文章內(nèi)容簡介】 支反力與中心角的關(guān)系作出的，但曲線 1 所用為圓錐滾子軸承，軸承的誘導(dǎo)摩擦因數(shù) f=，滾輪處的滾動摩擦因數(shù) =3mm；曲線 2 所用為滾動軸承，?f=， =3mm。圓周力 F1 是根據(jù)公式 算出的，所以該曲線反應(yīng)的是?sin2aDe?e=0 時 角對應(yīng)的最大 值 [1]?fK20圖 24Kf 與 的關(guān)系曲線? 圖 24 是單位焊件重量支反力 與中心角 的關(guān)系曲線，關(guān)系曲線的建立條件與圖 23 相同。滾輪作用在焊件上的支反力是根據(jù)：公式 26 算出的，所以該曲線反映的是 e＝0 時 角對應(yīng)的最大 值。?fK 分析圖 23 和圖 24 可得出如下結(jié)論： 1)當 G 一定時，在 ＝20176。~70 176。范圍內(nèi)，支反力和驅(qū)動圓周力的變化較小。對滾動軸承，圓周力 F1 約等于 ；對滑動軸承，F(xiàn) 1 約等于 ；支反力 fF?(0．5— 0．6)G。即滾輪軸承無論采用滾動的或是滑動的，都對 Ff 值影響不大，但對Fl 值的影響較大。 2)當 由 70176。增至 130 時，主動滾輪的驅(qū)動圓周力將增加 1 倍。對滾動軸承，?F1≈，對滑動軸承，F(xiàn) 1≈G ；支反力也增加了 1 倍， 1．2G。f? 3)當 ＞130176。時，支反力和驅(qū)動圓周力急劇增大，在 160176。~165176。時達到崩潰值，因此 角的許用上限應(yīng)小于 130176。，一般不超過 120176。 4)在同一 值的情況下，若將滾輪軸上的滾動軸承改為滑動軸承，則驅(qū)動圓周?力將增加一倍，但支反力變化不大 因此，從降低能耗、節(jié)省運行費用的角度出發(fā)，應(yīng)設(shè)計或選用滾輪軸承為滾動軸承的焊接滾輪架。另外，中心角的使用上限應(yīng)不大于 120176。 中心角的使用下限，主要受焊件靜載穩(wěn)定性的制約。如圖 3—4 所示，當 角給?定后，偏心距只有滿足21圖 3—3 防焊件從滾輪架上傾覆的分析用途 (27) 式中： e———— 偏心距 D————工件直徑 ———— 中心角? 焊件才不致從滾輪架上掉下而破壞其穩(wěn)定性。 實際應(yīng)用中，為使焊件在滾輪架上獲得可靠的穩(wěn)定性并保證焊件能夠平穩(wěn)地轉(zhuǎn)動，通常中心角 應(yīng)不小于 40176。，在偏心距等于零時，也應(yīng)采用此值。?由表 23 可知本次設(shè)計的 4000kg 滾輪架選取滾輪直徑為 250mm，則筒體工件的直徑范圍為 250~~1600mm,當中心角的 130 時支反力和圓周力急劇增大，相反，?當 角太小時，滾輪架上的筒體焊件放置有可能不穩(wěn)定。因此在實際應(yīng)用中為使焊件在滾輪架上獲得可靠的穩(wěn)定性，并保證焊件可以平穩(wěn)的轉(zhuǎn)動 應(yīng)小于 40 度我國制?定的焊接滾輪架行業(yè)標準（ZBJ/T330031990）中規(guī)定中心角 應(yīng)在 45 度到 110 度之間。 表 23 滾輪直徑選擇22 由中心角 應(yīng)在 45 度到 110 度之間。工件直徑在 250mm~1600mm 之間，經(jīng)過?三角函數(shù)的關(guān)系得出：當工件直徑為 250mm 時，兩滾輪間距在 ~409mm 之間適合。當工件直徑為 1600mm 時，兩滾輪間距在 706mm~1514mm 之間適合。因此兩滾輪間距的調(diào)節(jié)范圍選定為：255mm~800mm 之間。在計算是選取 角的最大允許值?10? 滾輪軸上的載荷與驅(qū)動功率的計算當已知滾輪架上的驅(qū)動圓周力和支反力后，每個滾輪和軸徑上的計算載荷為23 （28 ） PpfKiFP2121?? （29）PpfKi222??式中 ——作用在一個主動輪上的載荷1 ——作用在一個從動輪上的載荷2 ——同一列上的滾輪座數(shù)量ip ——載荷作用不均勻系數(shù)，當 =2 時， = 時，KipKpip3?=～= =17905P12對獨立驅(qū)動的主動滾輪，每一輪軸的扭矩 （210）2n1 1M[()]2rr PfpDdKFfFi????式中： ————輪軸的扭矩n ————滾輪切向摩擦力1 ————滾輪直徑rD ————滾輪與滾輪軸摩擦因數(shù)f 950nMN?? ————主動滾輪上的支反力1fF ————荷載作用不均勻系數(shù) ，當 =2 是，pKpi1pK? ————同一列上滾輪座數(shù)量i經(jīng)計算： mNMn/?焊接滾輪架的電動機驅(qū)動功率：24 950nMN??總式中：N————每個主動滾輪電動機驅(qū)動功率 nM————主動滾輪軸的傳遞轉(zhuǎn)矩（N*m） n————主動滾輪的轉(zhuǎn)速，即許用最高轉(zhuǎn)速（r/min） ?————傳動機構(gòu)總效率其中：由于我國在 1990 年頒布了焊接滾輪架的行業(yè)標準（ZBJ/T330031990）中規(guī)定：主動滾輪的圓周速度應(yīng)在 6－60m/h 范圍內(nèi)無級可調(diào)。主動滾輪按最大線速度進行計算：主動滾輪轉(zhuǎn)速 (211)60m/hn=*R? 式中： n————主動滾輪的轉(zhuǎn)速 R———— 滾輪直徑60m/h=*R?Rhmn?60?經(jīng)計算：n= （r/min）所以 ? 附著力的驗算為了保證焊件在主動滾輪上不打滑，焊件在滾輪上的附著力應(yīng)滿足 31???Fff式中 ——焊件在滾輪上的附著系數(shù)，即滑動摩擦因數(shù)，對于橡膠輪，=～=?Kff1?3? 軸承壽命計算軸承預(yù)期壽命的選擇如表 24 所示：25 表 24 軸承預(yù)期壽命參考使用場合 10hL?不常使用的設(shè)備 500 短期或間斷使用的機械，中斷不致引起嚴重后果 4000~8000 間斷使用機械，中斷會引起嚴重后果 8000~14000 每天 8 小時工作的機械和不經(jīng)常滿載工作的機械 14000~30000 24 小時連續(xù)工作的機械 50000~60000 因為是 4T 焊接滾輪架，設(shè)滾輪架上工件為 4T 進行計算。 當量動載荷: (212)()PKXRYA?? 式中： P — 當量載荷 — 動載荷系數(shù)（查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表 14—9 可知，平穩(wěn)或有輕微沖K擊時， 為 。選擇 = 進行設(shè)計）PP R — 徑向荷載 A — 軸向荷載 X — 徑向荷載系數(shù)（查《機械設(shè)計基礎(chǔ) 》表 14—10 可知 X=1） Y — 軸向荷載系數(shù) 因為采用的是圓柱滾子軸承，軸向力為 ?? 軸承壽命為： （213）610()hCLnP??26 式中： —— 以小時計算的軸承基本額定壽命10hL n —— 軸承轉(zhuǎn)速（根據(jù)公式 3—6， n=） C —— 基本額定動載荷（查《 機械設(shè)計課程設(shè)計》表 8—142 知C=） P —— 當量動載荷 —— 壽命指數(shù)（對滾子軸承 =10/3）? ? 經(jīng)計算： =52437h14000~30000h10hL 每六年需更換 軸承的強度計算為限制滾動軸承在靜載荷或沖擊載荷作用下產(chǎn)生過大的塑性變形，應(yīng)進行靜強度計算。 (214)00pXRYA?? 式中：R、A——軸承所受的徑向載荷和軸向載荷， X0、Y 0 ——計算當量靜載荷時的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)。（查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表 1410 知 X0=1，Y 0=0） 經(jīng)計算 P0= 當量靜載荷應(yīng)滿足： (215)00CpS? 式中：P 0——當量靜載荷 C0——基本額定靜載荷（查簡明機械設(shè)計手冊表 1520 知，C 0=42770N) S0——靜載荷安全系數(shù) (查機械設(shè)計基礎(chǔ)表 1412 知，S 0=） 經(jīng)計算 =，P 0= ，軸承強度滿足要求0 ?27 電動機的選型為了滿足工藝過程的要求，一般生產(chǎn)機械的運動速度比較低，而電動機多數(shù)具有較高的速度，因此電動機不能與生產(chǎn)機械直接連接，而需要在兩者之間加裝減速傳動機構(gòu)。上面 計算出的電動機功率為 ，但根據(jù)目前廠家生產(chǎn)的 4000kg 滾輪架的實際產(chǎn)品。電動機功率應(yīng)進行放大。這是因為滾輪或工件不能做到絕對的平滑，尤其是許多筒狀工件都有橫向焊縫，當橫向焊縫通過滾輪是會產(chǎn)生很大的附加力矩?？紤]上訴因素功率應(yīng)留足夠余量才能使?jié)L輪架穩(wěn)定工作。另外 1990 年頒布了焊接滾輪架的行業(yè)標準（ZBJ/T330031990）中規(guī)定了不同噸位的焊接滾輪架的電動機最小功率見表 25。表 25 電動機功率根據(jù)上訴情況電動機功率應(yīng)放大數(shù)倍，電動機功率選定為： 型號：JO2214 功率：P= 轉(zhuǎn)速：N=1500r/min 根據(jù)公式 （216 ）793n?滾 輪電i 式中： i—————傳動比 —————電動機轉(zhuǎn)速n電 —————主動滾輪轉(zhuǎn)速滾 輪 根據(jù)總傳動比 i=793 決定選用兩臺蝸桿減速器進行減速。傳動比分別選用2830，25 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸計算 模數(shù) m 和壓力角 a蝸桿和蝸輪嚙合時，在中間平面上，蝸桿的軸向模數(shù)、壓力角與蝸輪的端面模數(shù)、壓力角相等，即 ，ZA 蝸桿的軸向壓力角 a 為標準421?mt值，其余三種(ZN 、ZI 、ZK)蝸桿的法向壓力角 a 一為標準值，蝸桿軸向壓力角與法向壓力角的關(guān)系為： （217）Yantt0?式中：Y 為導(dǎo)程角。 蝸桿的分度圓直徑 d1在蝸桿傳動中，為了保證蝸桿與配對蝸輪的正確嚙合，常用與蝸桿具有同樣尺寸的蝸輪滾刀來加工與其配對的蝸輪。這樣，只要有一種尺寸的蝸桿，就得有一種對應(yīng)的蝸輪滾刀。對于同一模數(shù)，可以有很多不同直徑的蝸桿，因而對每一模數(shù)就要配備很多蝸輪滾刀。顯然，這樣很不經(jīng)濟。為了限制蝸輪的數(shù)目及便于滾刀的標準化，就對每一標準，模數(shù)規(guī)定了一定數(shù)量的蝸桿分度圓直徑 dl，而把比值 q：稱為蝸桿的直徑系數(shù)。d 與 q 已有標準值，常用的標準模數(shù)m 和蝸桿分度圓直徑 d1 及直徑系數(shù) q 見《機械設(shè)計 》(西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室)表 1 l2。如果采用非標準滾刀或飛刀切制蝸輪，dl 與 q 值可不受標準的限制。 蝸桿頭數(shù) Z1蝸桿頭數(shù) z1 可根據(jù)要求的傳動比和效率來選定。單頭蝸桿傳動的傳動比可以較大，但效率較低。如果要提高效率，應(yīng)增加蝸桿的頭數(shù)。但蝸桿的頭數(shù)過多，又會給加工帶來困難。所以，通常蝸桿頭數(shù)取為 l、6。 導(dǎo)程角 Y蝸桿的直徑系數(shù)和蝸桿頭數(shù)選定之后，蝸桿分度圓梓上的導(dǎo)程角也就確定了。 （2qmzdpza1112tan???18）式中：p 為蝸桿軸向齒距29 傳動比 i 和齒數(shù)比 u傳動比 i= （2n12?19）式中： 、 分別為蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)速，單位為 r/min。12齒數(shù)比 u=Z2/Z1式中：z2 為蝸輪的齒數(shù)為 1 7． 當蝸桿為主動時，i=n1/n2=z2/z1=u=50 蝸輪齒數(shù) z2蝸輪齒數(shù) z：主要是根據(jù)傳動比來確定。應(yīng)注意：為了避免滾刀切制蝸輪時產(chǎn)生根切與干涉，理論上應(yīng)使 Z2min≥17，但當 z2 小于 26 時，嚙合區(qū)要顯著減小，將影響傳動的平穩(wěn)性，而在 z2≥30 時，則可始終保持有兩對以上的齒嚙合，所以通常規(guī)定 z228，對于動力傳動，一般 z2≤80，這是因為當蝸輪直徑一定時，z2 越大，模數(shù)越小，將使輪齒的彎曲強度削弱，當不變時，蝸輪的尺寸將要增大，使相嚙合的蝸桿支承間距加長，這將降低蝸桿的彎曲剛度，容易產(chǎn)生撓曲，而影響正常工作，根據(jù)蝸輪減速器所分配的傳動比 i=50，查表11．1 得 zl=l，z2=50。．7 蝸桿傳動的標準中心距 a(1)根據(jù) GB＼T 10085．1988 的推薦，采用漸開線蝸桿(z1)。這種蝸桿的端