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1、 法蘭成型機(jī)的設(shè)計(jì) 摘 要 本設(shè)計(jì)是關(guān)于法蘭成型機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。法蘭成型機(jī)是將各種型材卷制成圓環(huán)的一種高質(zhì)量、高效益的卷圓裝置。主要對(duì)法蘭成型機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)、上下輥輪、壓下裝置以及法蘭成型機(jī)的總體進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算。 法蘭成型機(jī)結(jié)構(gòu)型式為三輥對(duì)稱式，在該結(jié)構(gòu)中上輥下壓提供壓力，兩下輥?zhàn)鲂D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，為卷制板材提供扭矩。該機(jī)具有結(jié)構(gòu)緊湊、操作簡(jiǎn)便、壽命長(zhǎng)、噪聲小、一機(jī)多用、質(zhì)優(yōu)價(jià)廉等優(yōu)點(diǎn)，是工廠實(shí)現(xiàn)機(jī)械化生產(chǎn)的配套設(shè)備，該設(shè)備的上市可以大大減輕工人的勞動(dòng)強(qiáng)度，提高企業(yè)生產(chǎn)效益。 本次設(shè)計(jì)首先確定設(shè)計(jì)方案，采用液壓缸驅(qū)動(dòng)的壓下裝置。然后對(duì)各個(gè)部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并校核。 關(guān)鍵詞：

2、法蘭成型機(jī)；輥輪；傳動(dòng)系統(tǒng)；液壓缸 ABSTRACT This design is about the structural design of flanged molding machine. Flanging machine is a high quality, high efficiency coiling device that makes the various kinds of shapes into circles. The overall design and calculation of the tran

3、smission system, roller, press and flanging machine of flanged molding machine are mainly carried out. The machine structure of the flanging machine is three rolls of symmetrical type, the pressure of the roll under the roll in the structure, the two roll movement of the roll, the torque for the r

4、olled plate. The machine has compact structure, convenient operation, long service life, low noise, multi-usage, and the advantages of high quality and low price, is the factory implementation of mechanized production equipment, the equipment listed can greatly reduce the labor intensity of workers,

5、 improve the production efficiency. This design first identifies the design and USES the hydraulic cylinder actuator. Then the parts are designed and calibrated. Key words: flanging machine; The roller; The transmission system; The hydraulic cylinder 目 錄

6、 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 緒 論 3 1．1 國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.1.1 國(guó)外發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.1.2 國(guó)內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.2法蘭成型機(jī)的類型和特點(diǎn) 4 1.3本文設(shè)計(jì)內(nèi)容 4 第2章 法蘭成型機(jī)設(shè)計(jì)方案及主要參數(shù)的確認(rèn) 4 2.1 法蘭成型機(jī)成型方案的確定 4 2.3卷圓的工藝過程分析 6 2.4 卷圓過程中的力學(xué)分析 6 2.5工作輥輪的設(shè)計(jì) 7 2.5.1三輥輪受力情況分析 7 2.5.2法蘭成型機(jī)的主參數(shù)的確定 8 第3章 壓下裝置的設(shè)計(jì) 11 3.1 液壓原理圖設(shè)計(jì) 11 3.2 壓下裝置液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1

7、2 3.2.1 液壓缸的效率 12 3.2.2 液壓缸缸徑的計(jì)算 12 3.2.3活塞寬度的確定 13 3.2.4 缸體長(zhǎng)度的確定 13 3.2.5 缸筒壁厚的計(jì)算 13 3.2.6 活塞桿強(qiáng)度和液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算 14 3.2.7 缸筒壁厚的驗(yàn)算 16 3.2.8 缸筒加工要求 18 3.2.9 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強(qiáng)度計(jì)算 18 3.2.10密封件的選用 20 3.3 本章小結(jié) 21 第4章 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 22 4.1 傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì) 22 4.2電動(dòng)機(jī)選擇 22 4.2.1選擇電機(jī)的結(jié)構(gòu)形式 22 4.2.2電動(dòng)機(jī)的確定 23 4.3傳動(dòng)比的計(jì)算 2

8、3 4.3.1總傳動(dòng)比計(jì)算 23 4.3.2分配傳動(dòng) 23 4.4運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 24 4.4.1 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 24 4.4.2 各軸功率計(jì)算 24 4.4.3 各軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算 24 4.5 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 25 4.5.1帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 25 4.5.2蝸輪蝸桿的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 27 4.6軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 31 4.7軸承設(shè)計(jì) 34 4.7.1 滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算 34 4.7.2 滾動(dòng)軸承裝置的設(shè)計(jì) 35 4.8鍵的設(shè)計(jì) 36 4.8.1 鍵聯(lián)接的功能及結(jié)構(gòu)型式 36 4.8.2 鍵的選擇和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算 36 4.9本章小結(jié) 36 結(jié) 論 38

9、 參考文獻(xiàn) 39 致 謝 41 第1章 緒 論 1．1 國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1.1.1 國(guó)外發(fā)展現(xiàn)狀 50年來，法蘭成型機(jī)隨著科技特別是微電子、計(jì)算機(jī)技術(shù)的進(jìn)步而不斷發(fā)展。美國(guó)、德國(guó)、日本三國(guó)的法蘭成型機(jī)技術(shù)非常先進(jìn)，經(jīng)驗(yàn)很多，并且分別有自己的特點(diǎn)。 在美國(guó)，政府重視法蘭成型機(jī)工業(yè)的發(fā)展，因而不斷提出法蘭成型機(jī)的發(fā)展方向，提供充足的經(jīng)費(fèi)，特別講求“效率”、“創(chuàng)新”，注重基礎(chǔ)科研。由于美國(guó)首先結(jié)合汽車、軸承行業(yè)的生產(chǎn)需求開發(fā)了大批自動(dòng)生產(chǎn)線，所以美國(guó)的高性能法蘭成型機(jī)技術(shù)在世界一直居領(lǐng)先地位。但因?yàn)槠鼗A(chǔ)科研，忽視應(yīng)用技術(shù)，有一段時(shí)間法蘭成型機(jī)的產(chǎn)量增加緩

10、慢，直到糾正偏向后，產(chǎn)量又逐漸上升。 德國(guó)政府講求“實(shí)際”與“實(shí)效”，堅(jiān)持以人為本，不斷提高人員素質(zhì)，他們還特別重視理論與實(shí)際相結(jié)合，基礎(chǔ)科研與應(yīng)用技術(shù)并重，在法蘭成型機(jī)產(chǎn)品質(zhì)量上精益求精。德國(guó)的法蘭成型機(jī)質(zhì)量及性能良好、先進(jìn)實(shí)用，出口遍及全世界，尤其是大型、重型、精密法蘭成型機(jī)，在質(zhì)量、性能上居世界前列。 日本政府對(duì)法蘭成型機(jī)工業(yè)的發(fā)展異常重視，并通過規(guī)劃、法規(guī)進(jìn)行引導(dǎo)。在重視人才及法蘭成型機(jī)部件配套方面學(xué)習(xí)德國(guó)，在質(zhì)量管理及法蘭成型機(jī)技術(shù)方面學(xué)習(xí)美國(guó)，而且做得更好。日本在發(fā)展法蘭成型機(jī)的過程中，狠抓關(guān)鍵，突出發(fā)展法蘭成型機(jī)系統(tǒng)。日本FANUC公司在產(chǎn)量上居世界第一，銷售額占世界市場(chǎng)的5

11、0%，對(duì)加速日本和世界法蘭成型機(jī)的發(fā)展起了重要作用。 1.1.2 國(guó)內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 我國(guó)是世界上法蘭成型機(jī)機(jī)床產(chǎn)量最多的國(guó)家，但在國(guó)際市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)中仍處于較低水平；即使國(guó)內(nèi)市場(chǎng)也面臨著嚴(yán)峻的形勢(shì)，一方面國(guó)內(nèi)市場(chǎng)對(duì)各類法蘭成型機(jī)機(jī)床產(chǎn)品特別是數(shù)控機(jī)床有大量的需求，而另一方面卻有不少國(guó)產(chǎn)機(jī)床滯銷積壓，國(guó)外法蘭成型機(jī)機(jī)床產(chǎn)品充斥市場(chǎng)。這種現(xiàn)象的出現(xiàn)，除了有經(jīng)營(yíng)上、產(chǎn)品制造質(zhì)量上和促銷手段上等原因外，一個(gè)主要的原因是我國(guó)生產(chǎn)的數(shù)控法蘭成型機(jī)機(jī)床品種、性能和結(jié)構(gòu)不夠先進(jìn)，新產(chǎn)品的開發(fā)周期長(zhǎng)，從而不能及時(shí)針對(duì)用戶的需求提供滿意的產(chǎn)品。 我國(guó)工廠由于缺乏法蘭成型機(jī)設(shè)計(jì)的科學(xué)分析工具(如分析和評(píng)價(jià)軟件、整機(jī)結(jié)構(gòu)

12、有限元分析方法以及法蘭成型機(jī)機(jī)床性能測(cè)試裝置等)，自行開發(fā)的新產(chǎn)品大多基于直觀經(jīng)驗(yàn)和類比設(shè)計(jì)，使設(shè)計(jì)一次成功的把握性降低，往往需要反復(fù)試制才能定型，從而可能錯(cuò)過新產(chǎn)品推向市場(chǎng)的良機(jī)。 法蘭成型機(jī)用戶根據(jù)使用需要，在訂貨時(shí)往往提出一些特殊要求，甚至在產(chǎn)品即將投產(chǎn)時(shí)有的用戶臨時(shí)提出一些要求，這就需要迅速變型設(shè)計(jì)法蘭成型機(jī)和修改相應(yīng)的法蘭成型機(jī)圖紙及法蘭成型機(jī)技術(shù)文件。在國(guó)外，這項(xiàng)法蘭成型機(jī)修改工作在計(jì)算機(jī)的輔助下一般僅需數(shù)天至一周，而在我國(guó)法蘭成型機(jī)機(jī)床廠用手工操作就至少需1～2個(gè)月，且由于這些圖紙和文件涉及多個(gè)部門，常會(huì)出現(xiàn)漏改和失誤的現(xiàn)象，影響了產(chǎn)品的質(zhì)量和交貨期。由于長(zhǎng)期以來形成的法蘭成型

13、機(jī)設(shè)計(jì)、工藝和制造部門分立，缺乏有效的協(xié)同開發(fā)的模式，不能從制訂方案開始就融入各方面的正確意見，容易造成產(chǎn)品的反復(fù)修改，延長(zhǎng)了開發(fā)的周期。 為解決這些問題，必須對(duì)產(chǎn)品開發(fā)的整個(gè)過程綜合應(yīng)用計(jì)算機(jī)技術(shù)，發(fā)展優(yōu)化和仿真技術(shù)，提高產(chǎn)品結(jié)構(gòu)性能，使用相應(yīng)的產(chǎn)品虛擬開發(fā)軟件，這樣才能有效地解決產(chǎn)品開發(fā)的落后局面，使企業(yè)取得良好的經(jīng)濟(jì)效益。 1.2法蘭成型機(jī)的類型和特點(diǎn) 法蘭成型機(jī)分為機(jī)械式和液壓式兩種，機(jī)械式法蘭成型機(jī)是將碳鋼、不銹鋼、有色金屬型材（角鋼、帶鋼、槽鋼、管子等）卷制成圓環(huán)的一種高質(zhì)量、高效益的卷圓裝置。其結(jié)構(gòu)獨(dú)特，具有體積小、能耗低、效率高、無噪音、安裝使用方便、操作簡(jiǎn)單、承

14、載能力強(qiáng)、壽命長(zhǎng)、卷圓速度快、產(chǎn)品質(zhì)量可靠等優(yōu)點(diǎn)。液壓法蘭成型機(jī)是機(jī)械式法蘭成型機(jī)的升級(jí)產(chǎn)品，能加大卷圓的厚度和寬度，能夠完成機(jī)械式卷圓無法卷動(dòng)厚板的缺點(diǎn)，代替了原有鋼板下料、對(duì)接、校正、車床加工等復(fù)雜工藝并節(jié)省了氧氣、乙炔、勞動(dòng)力、原材料等，是制造圓盤的先進(jìn)母體。 1.3本文設(shè)計(jì)內(nèi)容 本文主要對(duì)機(jī)械式三輥對(duì)稱式法蘭成型機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)。主要包括電機(jī)的選擇、傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)、壓下裝置設(shè)計(jì)及箱體的設(shè)計(jì)等。 第2章 法蘭成型機(jī)設(shè)計(jì)方案及主要參數(shù)的確認(rèn) 2.1 法蘭成型機(jī)成型方案的確定 如圖2.1所示，制

15、造該圓環(huán)零件的方法有以下兩種： ①?zèng)_壓法。即利用沖壓的方法，設(shè)計(jì)一套專門用來制造該零件的模具，這種方法最突出的優(yōu)點(diǎn)就是生產(chǎn)效率高，只要設(shè)計(jì)出一套模具和與之相配套的模架便可大量生產(chǎn)同一型號(hào)的圓環(huán)零件，但此法也有明顯的不足之處：a.由于需要得到的圓環(huán)的外徑為430mm，內(nèi)徑為370mm，設(shè)計(jì)出來的模具體形巨大，非常笨重，成本較高；b.沖壓對(duì) 加工壞料的材質(zhì)有限制，只適合加工塑性較好的低碳鋼；c.由于該圓環(huán)的內(nèi)徑較大，加工產(chǎn)生的廢料也較多。 ②卷制法。即利用輥輪將303mm的扁鋼卷制成所需的圓環(huán)。鋼板在輥輪上彎曲變形，是一個(gè)橫向彎曲的過程，如圖2.2所示。鋼板在外負(fù)荷力矩M的作用下，產(chǎn)生彎曲變形

16、時(shí)，中性層以上的縱向纖維受到壓縮變形，中性層以下的縱向纖維受到拉伸變形。根據(jù)外負(fù)荷力矩的大小，當(dāng)鋼板表面層的最大應(yīng)力小于鋼板材質(zhì)的屈服極限時(shí)，各層的縱向纖維都處于彈性變形狀態(tài)，隨著外負(fù)荷彎曲力矩的增大，鋼板各層纖維繼續(xù)產(chǎn)生變形。當(dāng)外負(fù)荷增加到一定數(shù)值，鋼板表層縱向纖維應(yīng)力超過了材料屈服極限時(shí)，纖維產(chǎn)生塑性變形，負(fù)荷越大，塑性變形區(qū)由表層向中性層擴(kuò)展的深度也越大。當(dāng)鋼板整個(gè)斷面的縱向纖維應(yīng)力都超過材料的屈服極限時(shí)，所有縱向纖維都處于塑性變形狀態(tài)，彎曲過程完成。當(dāng)鋼板完全卷制成所需的圓環(huán)時(shí)，再將首尾端焊合即可。利用這種方法加工法蘭環(huán)，只要輥輪提供的扭矩大，基本上不會(huì)受到加工壞料材質(zhì)的影響，且不會(huì)產(chǎn)

17、生廢料，操作方便實(shí)用，不失為一種加工大中型圓環(huán)的好方法。 綜合以上兩種方法的優(yōu)缺點(diǎn)，我們選用卷制法加工。因?yàn)楸怃撛诰碇七^程中，中性層以上部分受到壓縮變形，而中性層以下部分受到拉伸變形，唯獨(dú)中性層長(zhǎng)度沒有變化，所以需要提供的扁鋼長(zhǎng)度為 mm，即1256mm。 圖2.1 圓環(huán) 圖2.2 鋼板彎曲變形示意圖 2.2設(shè)計(jì)方案的確認(rèn) 本次的法蘭成型機(jī)方案如下圖2.3所示： 圖2.3 法蘭成型機(jī)方案 本次的法蘭成型機(jī)采用三輥卷制方法。三輥式結(jié)構(gòu)卷制原理是利用三個(gè)輥輪對(duì)板料進(jìn)行連續(xù)的三點(diǎn)彎曲卷制成弧體，下輥為

18、主動(dòng)輥，上輥?zhàn)鞔怪鄙颠\(yùn)動(dòng)，結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單。本次設(shè)計(jì)的上輥調(diào)節(jié)裝置采用液壓方式，改變了傳統(tǒng)的螺桿驅(qū)動(dòng)的形式，調(diào)節(jié)方便，自動(dòng)化程度高。 2.3卷圓的工藝過程分析 對(duì)稱式三輥法蘭成型機(jī)在卷制鋼板時(shí)，兩下輥?zhàn)鲂D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，上輥?zhàn)龃怪鄙颠\(yùn)動(dòng)，板材平放在兩下輥上，由于軋輥與板之間存在著摩擦力，所以當(dāng)下輥轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，板材也沿縱向運(yùn)動(dòng)，同時(shí)由上輥施加壓制力，當(dāng)板材所受應(yīng)力超過屈服極限，則產(chǎn)生塑性變形，板材被彎曲。 2.4 卷圓過程中的力學(xué)分析 板材在被卷制過程中首先要克服板材的撓曲變形受力，變形到一定的程度時(shí)板材要克服本身的彈性和塑性抗力，因此施加在板材上的力應(yīng)有3個(gè)部分：（1）克服板材的撓曲變形力；（2）克

19、服板材的彈性變形力；（3）克服板材的塑性變形力。 2.5工作輥輪的設(shè)計(jì) 2.5.1三輥輪受力情況分析 卷制時(shí)，鋼板受力情況如圖2.4所示，根據(jù)受力平衡，可以得到下輥?zhàn)饔糜阡摪迳系闹С至2： （2.1） 式中： —連心線OO1與OO2夾角，； a—下輥中心距（m）； dmin—卷圓最小直徑（m）； d2—下輥直徑（m）；

20、 圖2.4 被卷鋼板的受力分析 考慮到板寬b遠(yuǎn)小于卷圓的最小直徑dmin，中層半徑R0.5dmin，為簡(jiǎn)化計(jì)算，式（2.1）可變?yōu)椋? （2.2） 根據(jù)受力平衡，上輥?zhàn)饔糜阡摪迳系牧磯合铝1為： （2.3） 根據(jù)文獻(xiàn)可知，下輥輪受到的力為： （2.4） 式中 ：

21、 M—板材被彎曲到中性層半徑為R時(shí)所需的彎曲力矩（Nm）； r2—下輥輪半徑，r2=r3（mm）。 根據(jù)文獻(xiàn)可知，鋼板的塑性極限彎矩為： （2.5）式中：h—卷板的厚度（m）； b—卷板的寬度（m）； s—卷板材料的屈服極限（Q235為235Mpa）。 初選下輥輪的直徑為170mm，中心距為200mm，考慮到鋼板在卷制時(shí)會(huì)與下輥輪發(fā)

22、生軸向滑動(dòng)，我們?cè)阡摪迮c輥輪接觸處設(shè)置一環(huán)形槽，槽深2mm，因此下輥輪的實(shí)際 直徑為166mm。 由式（2.4）和（2.5）得： 所以，下輥輪作用在鋼板上的力為4.52KN。根據(jù)式（2.3）得上輥輪對(duì)鋼板的壓力為： 因?yàn)镽=a=200mm,所以=, 2.5.2法蘭成型機(jī)的主參數(shù)的確定 如圖2.5所示，組成了一個(gè)直角三角形，其三邊邊長(zhǎng)分別為，，，根據(jù)它們之間的三角關(guān)系可得：

23、 （2.6） 式中：、—上、下輥輪直徑，（mm）； b—扁鋼寬度（一般取最大值），（mm）； R—加工工件曲率半徑，（mm）； H—上下輥中心高，（mm）。 因而，由式（2.6）完全可以確定該機(jī)的各參數(shù)，其值可靠，可以作為設(shè)計(jì)其系列產(chǎn)品的理論依據(jù)。 在本次設(shè)計(jì)中，由于R=200mm，b=30mm，=166mm,a=200mm,均為已知，而只有和H的值未知，它們之間存在著一一映射的關(guān)系。設(shè)計(jì)=160mm，為了防止鋼板在它上面發(fā)生軸向滑動(dòng)，我們也在鋼板與輥輪接觸處設(shè)置一環(huán)形槽，槽深2mm，因此上輥輪的實(shí)際

24、直徑為156mm，將其值代式（2.6）得： H=174.6 （mm） 所以在卷制過程中，只需將上下輥中心高調(diào)整為174.6mm即可。 圖2.5 主參數(shù)的結(jié)構(gòu)分析 通過對(duì)卷圓過程中三輥輪受力情況的分析，確定法蘭成型機(jī)主要參數(shù)如表2.1所示。 表2.1 法蘭成型機(jī)主要參數(shù) 加工工件曲率半徑R/mm 卷板的寬度b/mm 上輥輪直徑/mm 2

25、00 30 156 下輥輪直徑/mm 上下輥輪中心高H/mm 下輥輪中心距a/mm 166 174.6 200 2.6本章小結(jié) 法蘭成型機(jī)在卷圓的過程中是通過上輥輪和倆個(gè)下輥輪對(duì)鋼板施加壓制力，從而使鋼板產(chǎn)生塑性變形進(jìn)行加工零件的。因此通過對(duì)法蘭成型機(jī)工作過程中三輥輪受力情況的分析，確定上下輥輪的直徑、下輥輪中心距及上下輥輪的中心高等參數(shù)。 第3章 壓下裝置的設(shè)計(jì) 3.1 液壓原理圖設(shè)計(jì) 鋼板在卷制過程中，曲率的控

26、制是通過調(diào)整上輥的壓下量來實(shí)現(xiàn)的，壓下量可通過標(biāo)尺任意調(diào)整，實(shí)現(xiàn)了一定范圍內(nèi)的曲率半徑的卷曲。上輥的壓下采用液壓缸驅(qū)動(dòng)形式。 系統(tǒng)的油源一臺(tái)變量葉片泵，泵出口并聯(lián)有起安全保護(hù)作用的溢流閥6，。壓下裝置的執(zhí)行器為液壓缸。壓下裝置的工作過程中，受負(fù)載的影響，液壓缸的工作壓力是變化的，壓下裝置下降或上升，都經(jīng)過一個(gè)加速或減速過程，當(dāng)空載工作時(shí)，此時(shí)系統(tǒng)的壓力近乎于為0，當(dāng)滿載加速運(yùn)行是，此時(shí)，此時(shí)系統(tǒng)的壓力最大，當(dāng)勻速運(yùn)行時(shí)，系統(tǒng)的壓力為溢流閥的設(shè)定壓力；從液壓系統(tǒng)回路效率、功率利用有理情況以及壓下裝置對(duì)速度平穩(wěn)性要求不高等條件考慮，系統(tǒng)采用雙向調(diào)速閥9來通過流量來控制系統(tǒng)的速度。液壓缸的運(yùn)動(dòng)方向

27、由0型滑閥機(jī)能的三位四通電磁換向閥7控制，并通過液控單向閥8實(shí)現(xiàn)鎖定，以保證缸在過程中的鎖定。其液壓原理圖如圖3.1所示 圖3.1 液壓原理圖 3.2 壓下裝置液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1 液壓缸的效率 油缸的效率由以下三種效率組成： A.機(jī)械效率，由各運(yùn)動(dòng)件在額定壓力下摩擦損失所造成，通?？扇?0.9 B.容器效率，密封件所造成泄露，通常容積效率為： 裝彈性體的密封圈時(shí) 1 裝活塞環(huán)時(shí) 0.98 C.作用力效率，由出油口背壓所產(chǎn)生的反作用力而造成。 一般取=0.9 所以

28、 =0.9 =1 =0.9 總效率為。 3.2.2 液壓缸缸徑的計(jì)算 內(nèi)徑D可按下列公式初步計(jì)算： 液壓缸的負(fù)載為推力 （3.1） 式中 —液壓缸實(shí)際使用推力7.83KN（N）； —液壓缸的負(fù)載效率，一般取0.5～07； —液壓缸的總效率，一般取=07～09；計(jì)算=0.8； —液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa） 本次設(shè)計(jì)中液壓缸已知系統(tǒng)壓力=7MPa； 根據(jù)式（3.1）得到內(nèi)徑：=41.2mm 查缸筒內(nèi)徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為50mm。 活塞桿外徑： 制動(dòng)油缸的要求退回的速度快，這里我們選取最

29、大的活塞桿的直徑以滿足強(qiáng)度的要求。 表3.1 活塞桿直徑系列 活塞桿直徑系列/mm (GB/T 2348-1993) 4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360 所以取d=30mm 3.2.3活塞寬度的確定 活塞的寬度一般取=（0.6-1.0） 即=（0.6-1.0）50=（30-50）mm 取=30mm 3.2.4 缸體長(zhǎng)度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部的長(zhǎng)度應(yīng)等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還

30、要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長(zhǎng)度不應(yīng)大于缸體內(nèi)徑的20-30倍。 3.2.5 缸筒壁厚的計(jì)算 在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結(jié)構(gòu)和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強(qiáng)度要求，一般不需要計(jì)算。但是，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時(shí)，必須進(jìn)行強(qiáng)度校核。 當(dāng)時(shí)，稱為薄壁缸筒，按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計(jì)算，計(jì)算公式為 （3.2） 式中，—缸筒內(nèi)最高壓力； —缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強(qiáng)度，n為安全系數(shù)，當(dāng)時(shí)，一般取。 當(dāng)時(shí),按式（3.3

31、）計(jì)算 (該設(shè)計(jì)采用無縫鋼管) （3.3） 根據(jù)缸徑查手冊(cè)預(yù)取=30 此時(shí) 最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據(jù)給定參數(shù)，所以： =71.5=10.5MPA []=100～110（無縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3.3）計(jì)算為 滿足要求，就取壁厚為5mm。 3.2.6 活塞桿強(qiáng)度和液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算 A.活塞桿強(qiáng)度計(jì)算 活塞桿的直徑按下式進(jìn)行校核 式中，為活塞桿上的作用力； 為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=,n一般取1.40。 滿

32、足要求 B.液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算 活塞桿受軸向的壓縮負(fù)載時(shí)，它所承受力不超過使它保持穩(wěn)定工作的所允許的臨界負(fù)載，會(huì)發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸正常工作。的值和活塞桿截面形狀、材料性質(zhì)、直徑和長(zhǎng)度及液壓缸安裝方式因素有關(guān)。若活塞桿的長(zhǎng)徑比且桿件承受壓負(fù)載時(shí)，則必須進(jìn)行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進(jìn)行 式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。 a.當(dāng)活塞桿的細(xì)長(zhǎng)比時(shí) b.當(dāng)活塞桿的細(xì)長(zhǎng)比時(shí) 式中，為安裝長(zhǎng)度，其值和安裝方式有關(guān)，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑，；為柔性系數(shù)，其值見表3.2； 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對(duì)

33、鋼??；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強(qiáng)度決定的實(shí)驗(yàn)值，為系數(shù)，具體數(shù)值見表3.3。 表3.2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值 支承方式 支承說明 末端系數(shù) 一端自由一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接一端固定 2 兩端固定 4 表3.3 、、的值 材料 鑄鐵 5.6 1/1600 80 鍛鐵 2.5 1/9000 110 鋼 4.9 1/5000 85 c.當(dāng)時(shí),缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行校核。 此設(shè)計(jì)安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行穩(wěn)定性校核。 3.2.7 缸筒壁厚的驗(yàn)

34、算 下面從以下三個(gè)方面進(jìn)行缸筒壁厚的驗(yàn)算： A液壓缸額定壓力值需要低于一定的極限值，保證工作安全： （3.4） 根據(jù)式（3.4）得到： 顯然，額定油壓==7MP，滿足條件； B為了避免缸筒發(fā)生塑性變形，液壓缸額定壓力值應(yīng)需要和塑性變形壓力有一定的比例范圍： （3.5） （3.6） 先根據(jù)式（3.6）得到： =41.21 再將得到結(jié)果帶入（3.5）得到： 顯然，滿足條件； C耐壓試驗(yàn)的壓力，是液壓缸檢查質(zhì)

35、量時(shí)承受的試驗(yàn)壓力。在規(guī)定時(shí)間內(nèi)，液壓缸在壓力 下，零件不得有破壞和永久變形等異常現(xiàn)象。 各國(guó)規(guī)范多數(shù)規(guī)定: 當(dāng)額定壓力時(shí) （MPa） D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗(yàn)壓力： (MPa） （3.7） 因?yàn)椴楸硪阎?596MPa，根據(jù)式（3.7）得到： 至于耐壓試驗(yàn)壓力應(yīng)為： 因?yàn)楸褖毫h(yuǎn)大于耐壓試驗(yàn)壓力，所以完全滿足條件。 以上所用公式中各量的意義解釋如下： 式中: —缸筒內(nèi)徑（）； —缸筒外徑（）； —液壓缸

36、的額定壓力（） —液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）； —液壓缸的耐壓試驗(yàn)壓力（）； —缸筒的發(fā)生爆破時(shí)壓力（）； —缸筒的材料抗拉強(qiáng)度（）； —缸筒的材料的屈服強(qiáng)度（； —缸筒的材料的彈性模量（）； —缸筒的材料的泊桑系數(shù) 鋼材：=0.3 3.2.8 缸筒加工要求 缸筒的內(nèi)徑采用H7級(jí)配合，表面粗糙度為0.16，需要進(jìn)行研磨；熱處理調(diào)制，HB240；缸筒的內(nèi)徑的錐度、圓度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半；剛通直線度不大于0.03mm；油口孔口及排氣口必須有倒角，

37、不能有飛邊、毛刺；在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 3.2.9 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強(qiáng)度計(jì)算 連接圖如下： 圖3.1缸體端部法蘭用螺栓連接 1-后端蓋；2-缸筒 螺栓強(qiáng)度根據(jù)下式計(jì)算： 螺紋處的拉應(yīng)力: (MPa) （3.8） 螺紋處的剪應(yīng)力 (MPa) （3.9） 合成應(yīng)力 (MPa) （3.10） 式中, —液壓缸的最大負(fù)載，=A，單桿時(shí)，雙桿是 —螺紋預(yù)緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4； —液壓缸內(nèi)徑

38、； —缸體螺紋外徑； —螺紋內(nèi)經(jīng)； —螺紋內(nèi)摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4； —材料許用應(yīng)力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5； Z—螺栓個(gè)數(shù)。 最大推力為： 使用4個(gè)螺栓緊固缸蓋，即：=4 螺紋外徑和底徑的選擇： =10mm =8mm 系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12 根據(jù)式（3.8）得到螺紋處的拉應(yīng)力為： = 根據(jù)式（3.9）得到螺紋處的剪應(yīng)力為： 根據(jù)式（3.10）得到合成應(yīng)力為： ==367.6MPa 由以上運(yùn)算結(jié)果知，應(yīng)選擇螺栓等級(jí)為12.9級(jí)； 查表的得：抗拉強(qiáng)度極限=1220M

39、P;屈服極限強(qiáng)度=1100MP； 不妨取安全系數(shù)n=2 可以得到許用應(yīng)力值：[]=/n=1100/2=550MP 證明選用螺栓等級(jí)合適。 3.2.10密封件的選用 A.對(duì)密封件的要求 在液壓元件中液壓缸的密封要求相對(duì)高，特別是一些特殊的液壓缸，如擺動(dòng)液壓缸等的液壓缸，不僅靜密封，多個(gè)位點(diǎn)是動(dòng)態(tài)的密封，以及較高的工作壓力，這就要求密封性能，耐磨性，適應(yīng)溫度范圍的要求，彈性好，永久變形小，具有適當(dāng)?shù)臋C(jī)械強(qiáng)度，摩擦力小，易于制造和安裝，可以在壓力和提高密封能力，并能自動(dòng)補(bǔ)償磨損。密封的一般截面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。 B. O形密

40、封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內(nèi)孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內(nèi)孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。 C.動(dòng)密封部位密封圈的選用 由于O型密封圈用于往復(fù)運(yùn)動(dòng)存在起動(dòng)阻力大的缺點(diǎn)，所以用于往復(fù)運(yùn)動(dòng)的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。 液壓缸動(dòng)密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支撐座（或?qū)蛱祝┑拿芊獾取? 活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長(zhǎng)，但密封性能差，內(nèi)泄漏量大，而且工藝復(fù)雜，造價(jià)高。對(duì)內(nèi)泄漏量要求不嚴(yán)而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。 V形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以

41、調(diào)節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴(yán)重。因其是成組使用，模具多，也不經(jīng)濟(jì)。對(duì)于運(yùn)動(dòng)速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。 U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時(shí)需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時(shí)使用，對(duì)壓力高的液壓缸不適用。 比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡(jiǎn)單經(jīng)濟(jì)的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。 綜上，所以本設(shè)計(jì)選用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能： a.降低摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象； b.具有良好的動(dòng)態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長(zhǎng)； c.安裝溝槽簡(jiǎn)單

42、，拆裝簡(jiǎn)便。 這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內(nèi)壁有較大間隙，因?yàn)榻M合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi)，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下： 圖3.2 密封方式圖 3.3 本章小結(jié) 本章對(duì)壓下裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)，重點(diǎn)對(duì)壓下液壓缸進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。 第4章 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 4.1 傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì) 為了使傳動(dòng)功率損失最小，傳動(dòng)級(jí)數(shù)最少，機(jī)器結(jié)構(gòu)最緊湊，我們采用傳動(dòng)比非常大的蝸輪蝸桿傳動(dòng)方案，且根據(jù)“傳動(dòng)比大的放在靠電機(jī)處”的原則，將其放在帶傳動(dòng)的下一級(jí)傳動(dòng)中。通過“過橋”齒輪與下輥輪齒輪的嚙合作用，帶動(dòng)兩個(gè)下輥輪旋

43、轉(zhuǎn)，因?yàn)閮蓚€(gè)下輥輪齒輪的參數(shù)完全一致，且“過橋”齒輪中心在兩個(gè)輥輪的對(duì)稱中心上，所以兩個(gè)下輥輪作同步旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。傳動(dòng)方案示意圖如圖4.1所示。 圖4.1 傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖 4.2電動(dòng)機(jī)選擇 4.2.1選擇電機(jī)的結(jié)構(gòu)形式 電動(dòng)機(jī)分交流電動(dòng)機(jī)和直流電動(dòng)機(jī)兩種。由于直流電動(dòng)機(jī)需要直流電源，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，價(jià)格較高，維護(hù)比較不便，因此無特殊需要時(shí)不宜采用。 生產(chǎn)單位一般用三相交流電源，因此基本都選用交流電動(dòng)機(jī)。交流電動(dòng)機(jī)有異步電動(dòng)機(jī)和同步電動(dòng)機(jī)兩類。異步電動(dòng)機(jī)有籠型和繞線型兩種。我國(guó)新設(shè)計(jì)的Y系列三相籠型異步電動(dòng)機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、價(jià)格低廉、維護(hù)方便

44、，適用于不易燃爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機(jī)械上。 4.2.2電動(dòng)機(jī)的確定 法蘭成型機(jī)的下輥輪工作轉(zhuǎn)速： （4.1） 式中： V——下輥輪工作速度，（m/min）； d——下輥輪直徑，(mm)。 則 總傳動(dòng)比 （4

45、.2） 式中：i——總傳動(dòng)比； n1——電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)； n2——下輥輪工作轉(zhuǎn)速(r/min)。 在整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)中帶輪的傳動(dòng)比i帶=2～4，齒輪的傳動(dòng)比i齒=3～6，蝸輪蝸桿的傳動(dòng)比i蝸=15～32。帶入式（4.2）得： （2～4）（3～6）（15～32）n1 （90～768）3.84 （345.6～2949

46、.12）r/min 且已知電動(dòng)機(jī)功率P=4kw，因此選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y132M1-6，其額定功率P=4KW，滿載轉(zhuǎn)速n=960r/min. 4.3傳動(dòng)比的計(jì)算 4.3.1總傳動(dòng)比計(jì)算 由前面選取可知： 工作機(jī)轉(zhuǎn)速：n2=3.84r/min 電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速：n1=960r/min 由式（4.2）可得 。 4.3.2分配傳動(dòng) ① i帶＜i齒＜i蝸； ② 不能超過各自范圍； ③i總=i帶i齒i蝸。 則取i帶=2 ，i齒=5 ，i蝸=25 。 4.4運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 4.4.1 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 Ⅰ軸： =960r/min Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅳ軸

47、： 4.4.2 各軸功率計(jì)算 各軸輸入效率：聯(lián)軸器效率：η1=0.99；帶輪效率：η2=0.96；齒輪效率：η3=0.97；軸承效率：η4=0.98；蝸輪蝸桿效率：η5=0.75。 Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅳ軸： 4.4.3 各軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算 Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅳ軸： 將上述結(jié)果匯總于表4.1以備查用。 表4.1 減速器參數(shù)表 軸名 功率(KW) 轉(zhuǎn)矩T(Nm ) 轉(zhuǎn)速n(r/min) 傳動(dòng)比i 效率η Ⅰ軸 4 39.79 960 2 0.96 Ⅱ軸 3.84 76.4 480 25 0

48、.75 Ⅲ軸 2.88 1432.5 19.2 5 0.97 Ⅳ軸 2.74 6814.32 3.84 4.5 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.5.1帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）選擇普通V帶 由課文查得，工作情況系數(shù)KA=1.2計(jì)算功率： 小帶輪轉(zhuǎn)速： （2）選取V帶型號(hào) 根據(jù) PV 和n0 ，則工作點(diǎn)處在A型區(qū)，故V帶型號(hào)為A型帶。 （3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑D1和D2 ①選擇小帶輪基準(zhǔn)直徑 D1 由文獻(xiàn)P145表8-4可得，小帶輪直徑D1=100mm 取D2=200mm 雖然略有增大，但誤差小于5%故允許。 ②驗(yàn)算帶速 在5～2

49、5m/s范圍內(nèi)可用。 （4）確定中心距a和帶的基準(zhǔn)直徑長(zhǎng)度L0 ①初選中心距a0 取初中心距 0.7（D1+D2） a0 2（D1+D2） 0.7（100+200） a0 2（100+200） 210 a0 600 取a0=0.8（D1+D2）=540mm。 ②確定帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L0 根據(jù)文獻(xiàn)P143表8-3，取V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L=1120mm（帶長(zhǎng)修正系

50、數(shù)Kl=0.99） ③則實(shí)際中心距 ④驗(yàn)算小帶輪包角 由文獻(xiàn)P141公式8-2 > （適用） （5）確定帶的根數(shù) 由文獻(xiàn)P151表8-6查得P0=0.95kw；由P152表8-7插入法求得；由查P152表8-8得，則有： 取Z=4根。 （6）計(jì)算作用在軸上載荷FR 由文獻(xiàn)P142表8-2，得q=0.10kg/m，單根V帶的初拉力：

51、 =187.9N 作用在軸上壓力： （7）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 帶速V 30m/s，材料用灰鑄鐵HT200。 ， 采用腹板式； ， 采用腹板式。 （8）帶輪輪槽尺寸 由文獻(xiàn)P145表8-5，得，，Bd=11mm，， ，，。 4.5.2蝸輪蝸桿的傳動(dòng)設(shè)計(jì) （1）已知蝸桿輸入功率P=3.84kw，轉(zhuǎn)速nⅢ=480r/min傳動(dòng)比i=25，單向傳動(dòng)，載荷基本平穩(wěn)，沖擊較小，因蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿選用45號(hào)鋼，因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55H

52、RC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10Pb1金屬模制造。為節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。且已知蝸輪輸出轉(zhuǎn)矩為1432.5，蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10Pb1，砂型制造,估計(jì)Vs=2.5m/s，根據(jù)表6-5查得 （2）選擇蝸桿頭數(shù)Z1及蝸輪齒數(shù)Z2 根據(jù)i=25，查表6-2得蝸桿頭數(shù)=2，蝸輪齒數(shù)為 （3）確定蝸輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 T2為已知，即T2=1.43106 （4）確定模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑d1 因載荷平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.1，得： 查表6-1得：模數(shù)m=8mm，蝸桿分度圓直徑=80mm，直徑系數(shù)q=10。 （5

53、）計(jì)算主要尺寸 蝸輪分度圓直徑 蝸桿導(dǎo)程角 中心距 （6）驗(yàn)算相對(duì)滑動(dòng)速度VS和傳動(dòng)效率， 蝸桿分度圓速度 齒面相對(duì)滑動(dòng)速度 與估計(jì)值接近。 蝸桿傳動(dòng)效率：按=2.5m/s，硬度，蝸輪材料為鑄錫磷青銅，查表6-6得, 由式（6-9）得,（0.95～0.97）=0.76～0.78，與蝸輪蝸桿功率0.75吻合。 （7）蝸桿傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算 蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 蝸輪齒面的接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算公式為： （4.3） 可得：

54、 （4.4） 式中：——分別為蝸輪齒面的接觸應(yīng)力和許用接觸應(yīng)力（MPa）； k——載荷系數(shù)，通常設(shè)計(jì)可取k=1.1～1.3。 則有：，即。 （8）蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的近似校核公式為： （4.5） 式中：——螺旋角影響系數(shù)，，已知，則 ——蝸輪齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)值取，。 （1）選擇齒輪材料精度8級(jí) 小齒輪45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度240HBS1；大齒輪45號(hào)鋼（正火處理）硬度200HBS2。 HBS1- HBS2=40 HBS 由文獻(xiàn)P8

55、2表5-4取齒輪等級(jí)精度為8級(jí)，初選（80＜β＜200）。 （2）取齒數(shù)Z，范圍20～40 取齒數(shù)Z1=20，Z2=i齒Z1=520=100 （3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 公式： （4.6） ①確定各參數(shù) K： K=1.1～1.8 取K=1.1。 T1：。 ：文獻(xiàn)P46表5-8取=1。 ZE： 文獻(xiàn)P95表5-7取 ZE=189.8 。 ZH： ，其中 得 ： ，其中 得 其中 ，取 則 ： ： 其中由圖5-28，

56、，；由圖5-26，計(jì)算循環(huán)次數(shù)N： 取 ， 則 ， （4）設(shè)計(jì)計(jì)算 則 （5）幾何尺寸計(jì)算 中心距 ， 取標(biāo)準(zhǔn)值 ，則，圓整得：。 齒寬，圓整 ，（5～10）=40mm （6）齒根彎曲強(qiáng)度校核 （4.7） ① 確定各參數(shù) 可查P94表5-6則， 圖5-39 ， =0.84 其中圖5-27， ，； ；1.25～1.

57、5，取1.4。 則， ② 校核 ＜ ＜ ③ 驗(yàn)證圓周速度 圓周速度小于10m/s，故選浸油潤(rùn)滑。 ④ 小齒的相關(guān)參數(shù)計(jì)算 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 ⑤大齒的相關(guān)參數(shù)計(jì)算 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 4.

58、6軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）四根軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 四根軸均采用45鋼，調(diào)制處理。 Ⅰ軸：PⅠ=4KW，nⅠ=960r/min，，其中c取103， 則，取。 Ⅱ軸：PⅡ=3.84KW，nⅡ=480r/min，其中c取103，則 。 Ⅲ軸：PⅢ=2.88KW，nⅢ=19.2r/min，其中c取103，則 。 Ⅳ軸：PⅣ=2.74KW，nⅣ=3.84r/min，c取103，則，取 dⅣ=60mm。 （2）低速軸的計(jì)算 ①估算軸的基本直徑 輥輪處：60mm 軸承處：60mm 軸肩： 110mm 齒輪處：55mm 軸承處：60mm ②確定各軸段長(zhǎng)度 輥輪處：3

59、9mm 軸承處：70mm 軸肩： 25mm 齒輪處：60mm 軸承處：71mm （3）軸的受力分析 ①求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 ② 求軸上作用力 齒輪上的切向力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力 ③確定軸上圓角和倒角尺寸 參照30220型軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取，軸端倒角為，其余取。 ④計(jì)算軸的支承反力 水平面上的支反由 得， 得, 垂直面上的支反力： 得： ⑤計(jì)算軸的彎矩，畫彎

60、矩圖、轉(zhuǎn)矩圖 水平彎矩圖： 垂直彎矩圖： 合成彎矩圖： ⑥按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度，根據(jù)： 軸的計(jì)算應(yīng)力： （） B面的計(jì)算應(yīng)力： 由表11-4查得，對(duì)于45號(hào)鋼，，其中, 且＜，因此軸的強(qiáng)度足夠安全。 圖4.2 軸的載荷分析圖 4.7軸承設(shè)計(jì) 4.7.

61、1 滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算 與滑動(dòng)軸承相比，滾動(dòng)軸承具有摩擦阻力小，功率消耗小，起動(dòng)容易等優(yōu)點(diǎn)。滾動(dòng)軸承的類型按照軸承所能承受的外載荷不同，可分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承三大類。 選用軸承時(shí)，首先是選擇軸承類型。選擇軸承類型時(shí)應(yīng)考慮的主要因素有軸承的載荷，軸承的轉(zhuǎn)速，軸承的調(diào)心性能及軸承的安裝和拆卸。其中，軸承所受載荷的大小、方向和性能，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時(shí)，由于滾子軸承中主要元件間是線接觸，宜用于承受較大的載荷，承受后的變形也較小。而球軸承中則主要為點(diǎn)接觸，宜用于承受較輕的或中等的載荷。 根據(jù)載荷的方向選擇軸承類型時(shí)，對(duì)于純軸向載荷，一般選用推力

62、軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力滾子軸承。對(duì)于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當(dāng)軸承在承受徑向載荷Fr的同時(shí)，還有不大的軸向載荷Fa時(shí)，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；當(dāng)軸向載荷較大時(shí)，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔(dān)徑向載荷和軸向載荷。 根據(jù)以上因素,選擇圓錐滾子軸承。其徑向承載能力較大，可以同時(shí)承受徑向載荷和軸向載荷。內(nèi)外圈可分離，游隙可調(diào)整，裝拆方便。一般成對(duì)使用。適用于轉(zhuǎn)速不太高、剛性較大的軸，且可大量生產(chǎn)，價(jià)格最低。 因此輸出軸上選

63、用30220型軸承。其中，，，。且，，。 求： 得：，。 求： 求： ＜ 軸系向左移動(dòng)，左側(cè)軸承被壓緊，右側(cè)被放松。 ①＞，則 ②＞，則 因?yàn)椋?，所? 因所以綜上所述，所選軸承符合要求。 4.7.2 滾動(dòng)軸承裝置的設(shè)計(jì) 要想保證軸承順利工作，除了正確選擇軸承類型和尺寸外，還應(yīng)正確設(shè)計(jì)軸承裝置。軸承裝置的設(shè)計(jì)主要是正確解決軸承的安裝、配合、緊固、調(diào)節(jié)、潤(rùn)滑、密封等問題。 設(shè)計(jì)采用軸承端蓋和套筒來固定滾動(dòng)軸承。潤(rùn)滑的潤(rùn)滑方式與軸承的速度有關(guān)，這里采用甘油潤(rùn)滑，不僅可以降低摩擦阻力，起著散熱、減小接觸應(yīng)力、吸收

64、振動(dòng)、防止銹蝕等作用，而且減少潤(rùn)滑加油次數(shù)，因?yàn)楸井a(chǎn)品密封性能較差，不能采用油潤(rùn)滑。軸承的密封裝置是為了阻止灰塵、水、酸氣和其它雜物進(jìn)入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┝魇ФO(shè)置的。密封裝置可分為接觸式和非接觸式兩大類。這里采用接觸式密封即氈圈油封。 4.8鍵的設(shè)計(jì) 4.8.1 鍵聯(lián)接的功能及結(jié)構(gòu)型式 鍵是一種標(biāo)準(zhǔn)零件，通常用來實(shí)現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定以傳遞轉(zhuǎn)矩。有的還能實(shí)現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向滑動(dòng)的導(dǎo)向。鍵聯(lián)接的主要類型有：平鍵聯(lián)接、半圓鍵聯(lián)接、楔鍵聯(lián)接和切向鍵聯(lián)接。 這里選用平鍵聯(lián)接，它的兩側(cè)是工作面，工作時(shí)靠鍵同鍵槽側(cè)面的擠壓來傳遞轉(zhuǎn)矩。鍵的上表面和輪轂的鍵槽底面間則留有間隙。它具有結(jié)構(gòu)

65、簡(jiǎn)單、裝拆方便、對(duì)中性好等優(yōu)點(diǎn)。但這種鍵聯(lián)接不能承受軸向力，因而對(duì)軸上的零件不能起到軸向固定的作用。 4.8.2 鍵的選擇和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算 1．鍵的選擇 鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個(gè)方面。鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強(qiáng)度要求來取定。這里鍵的材料采用抗拉強(qiáng)度不小于600 MP a的鋼，即45號(hào)鋼。鍵的主要尺寸為其截面尺寸(一般以鍵寬b鍵高h(yuǎn)表示)與長(zhǎng)度L。鍵的截面尺寸bh按軸的直徑d由標(biāo)準(zhǔn)中選定。鍵的長(zhǎng)度L一般可按輪轂的長(zhǎng)度而定，即鍵長(zhǎng)等于或略短于輪轂的長(zhǎng)度。 故選用A型平鍵(GB1096)，與齒輪聯(lián)接處，鍵的尺寸，鍵聯(lián)接強(qiáng)

66、度校核按文獻(xiàn)[1]中6-1公式計(jì)算，式中各參數(shù)為： =120MPa (按文獻(xiàn)[1]表6-2選?。≈0.5h=0.516=8mm，l=L-b=125-28=97mm。 2．鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算 鍵工作面的比壓P為： 因?yàn)?<，所以鍵聯(lián)接強(qiáng)度合格。 4.9本章小結(jié) 已知法蘭成型機(jī)電動(dòng)機(jī)的功率和輥輪工作速度，且通過計(jì)算得下輥輪直徑，從而確定輥輪的輸出轉(zhuǎn)速，最終確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y132M1-6。求得工作機(jī)的總傳動(dòng)比i=250，進(jìn)而對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。包括帶傳動(dòng)、蝸輪蝸桿傳動(dòng)及齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)。對(duì)輸出軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)和校核，達(dá)到強(qiáng)度要求；對(duì)軸承和鍵連接進(jìn)行了選擇和校核設(shè)計(jì)。 結(jié) 論 法蘭成型機(jī)是一種將各種型材卷制成的一種高質(zhì)量、高效益的卷圓裝置。根據(jù)三點(diǎn)成圓的原理，利用工件相對(duì)位置變化和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，使型材產(chǎn)生連續(xù)的塑性變形，以獲得預(yù)定形狀的工件。 此次畢業(yè)設(shè)計(jì)是我們從大學(xué)畢業(yè)生走向未來工程師重要的一個(gè)轉(zhuǎn)折點(diǎn)。從最初的選題，開題到計(jì)算、繪圖直到完成