法蘭成型機的設計

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1、 法蘭成型機的設計 摘 要 本設計是關于法蘭成型機的結構設計。法蘭成型機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。主要對法蘭成型機的傳動系統(tǒng)、上下輥輪、壓下裝置以及法蘭成型機的總體進行設計和計算。 法蘭成型機結構型式為三輥對稱式，在該結構中上輥下壓提供壓力，兩下輥做旋轉(zhuǎn)運動，為卷制板材提供扭矩。該機具有結構緊湊、操作簡便、壽命長、噪聲小、一機多用、質(zhì)優(yōu)價廉等優(yōu)點，是工廠實現(xiàn)機械化生產(chǎn)的配套設備，該設備的上市可以大大減輕工人的勞動強度，提高企業(yè)生產(chǎn)效益。 本次設計首先確定設計方案，采用液壓缸驅(qū)動的壓下裝置。然后對各個部件進行設計計算并校核。 關鍵詞：

2、法蘭成型機；輥輪；傳動系統(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 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.1.1 國外發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.1.2 國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.2法蘭成型機的類型和特點 4 1.3本文設計內(nèi)容 4 第2章 法蘭成型機設計方案及主要參數(shù)的確認 4 2.1 法蘭成型機成型方案的確定 4 2.3卷圓的工藝過程分析 6 2.4 卷圓過程中的力學分析 6 2.5工作輥輪的設計 7 2.5.1三輥輪受力情況分析 7 2.5.2法蘭成型機的主參數(shù)的確定 8 第3章 壓下裝置的設計 11 3.1 液壓原理圖設計 11 3.2 壓下裝置液壓缸的設計計算 1

7、2 3.2.1 液壓缸的效率 12 3.2.2 液壓缸缸徑的計算 12 3.2.3活塞寬度的確定 13 3.2.4 缸體長度的確定 13 3.2.5 缸筒壁厚的計算 13 3.2.6 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 14 3.2.7 缸筒壁厚的驗算 16 3.2.8 缸筒加工要求 18 3.2.9 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 18 3.2.10密封件的選用 20 3.3 本章小結 21 第4章 傳動系統(tǒng)設計 22 4.1 傳動方案的設計 22 4.2電動機選擇 22 4.2.1選擇電機的結構形式 22 4.2.2電動機的確定 23 4.3傳動比的計算 2

8、3 4.3.1總傳動比計算 23 4.3.2分配傳動 23 4.4運動和動力參數(shù)計算 24 4.4.1 各軸轉(zhuǎn)速計算 24 4.4.2 各軸功率計算 24 4.4.3 各軸轉(zhuǎn)矩計算 24 4.5 傳動零件的設計計算 25 4.5.1帶傳動的設計計算 25 4.5.2蝸輪蝸桿的傳動設計 27 4.6軸的設計計算 31 4.7軸承設計 34 4.7.1 滾動軸承的選擇和計算 34 4.7.2 滾動軸承裝置的設計 35 4.8鍵的設計 36 4.8.1 鍵聯(lián)接的功能及結構型式 36 4.8.2 鍵的選擇和鍵聯(lián)接的強度計算 36 4.9本章小結 36 結 論 38

9、 參考文獻 39 致 謝 41 第1章 緒 論 1．1 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1.1.1 國外發(fā)展現(xiàn)狀 50年來，法蘭成型機隨著科技特別是微電子、計算機技術的進步而不斷發(fā)展。美國、德國、日本三國的法蘭成型機技術非常先進，經(jīng)驗很多，并且分別有自己的特點。 在美國，政府重視法蘭成型機工業(yè)的發(fā)展，因而不斷提出法蘭成型機的發(fā)展方向，提供充足的經(jīng)費，特別講求“效率”、“創(chuàng)新”，注重基礎科研。由于美國首先結合汽車、軸承行業(yè)的生產(chǎn)需求開發(fā)了大批自動生產(chǎn)線，所以美國的高性能法蘭成型機技術在世界一直居領先地位。但因為偏重基礎科研，忽視應用技術，有一段時間法蘭成型機的產(chǎn)量增加緩

10、慢，直到糾正偏向后，產(chǎn)量又逐漸上升。 德國政府講求“實際”與“實效”，堅持以人為本，不斷提高人員素質(zhì)，他們還特別重視理論與實際相結合，基礎科研與應用技術并重，在法蘭成型機產(chǎn)品質(zhì)量上精益求精。德國的法蘭成型機質(zhì)量及性能良好、先進實用，出口遍及全世界，尤其是大型、重型、精密法蘭成型機，在質(zhì)量、性能上居世界前列。 日本政府對法蘭成型機工業(yè)的發(fā)展異常重視，并通過規(guī)劃、法規(guī)進行引導。在重視人才及法蘭成型機部件配套方面學習德國，在質(zhì)量管理及法蘭成型機技術方面學習美國，而且做得更好。日本在發(fā)展法蘭成型機的過程中，狠抓關鍵，突出發(fā)展法蘭成型機系統(tǒng)。日本FANUC公司在產(chǎn)量上居世界第一，銷售額占世界市場的5

11、0%，對加速日本和世界法蘭成型機的發(fā)展起了重要作用。 1.1.2 國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 我國是世界上法蘭成型機機床產(chǎn)量最多的國家，但在國際市場競爭中仍處于較低水平；即使國內(nèi)市場也面臨著嚴峻的形勢，一方面國內(nèi)市場對各類法蘭成型機機床產(chǎn)品特別是數(shù)控機床有大量的需求，而另一方面卻有不少國產(chǎn)機床滯銷積壓，國外法蘭成型機機床產(chǎn)品充斥市場。這種現(xiàn)象的出現(xiàn)，除了有經(jīng)營上、產(chǎn)品制造質(zhì)量上和促銷手段上等原因外，一個主要的原因是我國生產(chǎn)的數(shù)控法蘭成型機機床品種、性能和結構不夠先進，新產(chǎn)品的開發(fā)周期長，從而不能及時針對用戶的需求提供滿意的產(chǎn)品。 我國工廠由于缺乏法蘭成型機設計的科學分析工具(如分析和評價軟件、整機結構

12、有限元分析方法以及法蘭成型機機床性能測試裝置等)，自行開發(fā)的新產(chǎn)品大多基于直觀經(jīng)驗和類比設計，使設計一次成功的把握性降低，往往需要反復試制才能定型，從而可能錯過新產(chǎn)品推向市場的良機。 法蘭成型機用戶根據(jù)使用需要，在訂貨時往往提出一些特殊要求，甚至在產(chǎn)品即將投產(chǎn)時有的用戶臨時提出一些要求，這就需要迅速變型設計法蘭成型機和修改相應的法蘭成型機圖紙及法蘭成型機技術文件。在國外，這項法蘭成型機修改工作在計算機的輔助下一般僅需數(shù)天至一周，而在我國法蘭成型機機床廠用手工操作就至少需1～2個月，且由于這些圖紙和文件涉及多個部門，常會出現(xiàn)漏改和失誤的現(xiàn)象，影響了產(chǎn)品的質(zhì)量和交貨期。由于長期以來形成的法蘭成型

13、機設計、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)品的反復修改，延長了開發(fā)的周期。 為解決這些問題，必須對產(chǎn)品開發(fā)的整個過程綜合應用計算機技術，發(fā)展優(yōu)化和仿真技術，提高產(chǎn)品結構性能，使用相應的產(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)濟效益。 1.2法蘭成型機的類型和特點 法蘭成型機分為機械式和液壓式兩種，機械式法蘭成型機是將碳鋼、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。其結構獨特，具有體積小、能耗低、效率高、無噪音、安裝使用方便、操作簡單、承

14、載能力強、壽命長、卷圓速度快、產(chǎn)品質(zhì)量可靠等優(yōu)點。液壓法蘭成型機是機械式法蘭成型機的升級產(chǎn)品，能加大卷圓的厚度和寬度，能夠完成機械式卷圓無法卷動厚板的缺點，代替了原有鋼板下料、對接、校正、車床加工等復雜工藝并節(jié)省了氧氣、乙炔、勞動力、原材料等，是制造圓盤的先進母體。 1.3本文設計內(nèi)容 本文主要對機械式三輥對稱式法蘭成型機進行設計。主要包括電機的選擇、傳動系統(tǒng)設計、壓下裝置設計及箱體的設計等。 第2章 法蘭成型機設計方案及主要參數(shù)的確認 2.1 法蘭成型機成型方案的確定 如圖2.1所示，制

15、造該圓環(huán)零件的方法有以下兩種： ①沖壓法。即利用沖壓的方法，設計一套專門用來制造該零件的模具，這種方法最突出的優(yōu)點就是生產(chǎn)效率高，只要設計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，設計出來的模具體形巨大，非常笨重，成本較高；b.沖壓對 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，是一個橫向彎曲的過程，如圖2.2所示。鋼板在外負荷力矩M的作用下，產(chǎn)生彎曲變形

16、時，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)外負荷力矩的大小，當鋼板表面層的最大應力小于鋼板材質(zhì)的屈服極限時，各層的縱向纖維都處于彈性變形狀態(tài)，隨著外負荷彎曲力矩的增大，鋼板各層纖維繼續(xù)產(chǎn)生變形。當外負荷增加到一定數(shù)值，鋼板表層縱向纖維應力超過了材料屈服極限時，纖維產(chǎn)生塑性變形，負荷越大，塑性變形區(qū)由表層向中性層擴展的深度也越大。當鋼板整個斷面的縱向纖維應力都超過材料的屈服極限時，所有縱向纖維都處于塑性變形狀態(tài)，彎曲過程完成。當鋼板完全卷制成所需的圓環(huán)時，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，基本上不會受到加工壞料材質(zhì)的影響，且不會產(chǎn)

17、生廢料，操作方便實用，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，我們選用卷制法加工。因為扁鋼在卷制過程中，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，唯獨中性層長度沒有變化，所以需要提供的扁鋼長度為 mm，即1256mm。 圖2.1 圓環(huán) 圖2.2 鋼板彎曲變形示意圖 2.2設計方案的確認 本次的法蘭成型機方案如下圖2.3所示： 圖2.3 法蘭成型機方案 本次的法蘭成型機采用三輥卷制方法。三輥式結構卷制原理是利用三個輥輪對板料進行連續(xù)的三點彎曲卷制成弧體，下輥為

18、主動輥，上輥作垂直升降運動，結構較簡單。本次設計的上輥調(diào)節(jié)裝置采用液壓方式，改變了傳統(tǒng)的螺桿驅(qū)動的形式，調(diào)節(jié)方便，自動化程度高。 2.3卷圓的工藝過程分析 對稱式三輥法蘭成型機在卷制鋼板時，兩下輥做旋轉(zhuǎn)運動，上輥做垂直升降運動，板材平放在兩下輥上，由于軋輥與板之間存在著摩擦力，所以當下輥轉(zhuǎn)動時，板材也沿縱向運動，同時由上輥施加壓制力，當板材所受應力超過屈服極限，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有3個部分：（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工作輥輪的設計 2.5.1三輥輪受力情況分析 卷制時，鋼板受力情況如圖2.4所示，根據(jù)受力平衡，可以得到下輥作用于鋼板上的支持力F2： （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遠小于卷圓的最小直徑dmin，中層半徑R0.5dmin，為簡化計算，式（2.1）可變?yōu)椋? （2.2） 根據(jù)受力平衡，上輥作用于鋼板上的力即壓下力F1為： （2.3） 根據(jù)文獻可知，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時所需的彎曲力矩（Nm）； r2—下輥輪半徑，r2=r3（mm）。 根據(jù)文獻可知，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會與下輥輪發(fā)

22、生軸向滑動，我們在鋼板與輥輪接觸處設置一環(huán)形槽，槽深2mm，因此下輥輪的實際 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）得上輥輪對鋼板的壓力為： 因為R=a=200mm,所以=, 2.5.2法蘭成型機的主參數(shù)的確定 如圖2.5所示，組成了一個直角三角形，其三邊邊長分別為，，，根據(jù)它們之間的三角關系可得：

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）完全可以確定該機的各參數(shù)，其值可靠，可以作為設計其系列產(chǎn)品的理論依據(jù)。 在本次設計中，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系。設計=160mm，為了防止鋼板在它上面發(fā)生軸向滑動，我們也在鋼板與輥輪接觸處設置一環(huán)形槽，槽深2mm，因此上輥輪的實際

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)的結構分析 通過對卷圓過程中三輥輪受力情況的分析，確定法蘭成型機主要參數(shù)如表2.1所示。 表2.1 法蘭成型機主要參數(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 法蘭成型機在卷圓的過程中是通過上輥輪和倆個下輥輪對鋼板施加壓制力，從而使鋼板產(chǎn)生塑性變形進行加工零件的。因此通過對法蘭成型機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 壓下裝置的設計 3.1 液壓原理圖設計 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現(xiàn)的，壓下量可通過標尺任意調(diào)整，實現(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)動形式。 系統(tǒng)的油源一臺變量葉片泵，泵出口并聯(lián)有起安全保護作用的溢流閥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)過一個加速或減速過程，當空載工作時，此時系統(tǒng)的壓力近乎于為0，當滿載加速運行是，此時，此時系統(tǒng)的壓力最大，當勻速運行時，系統(tǒng)的壓力為溢流閥的設定壓力；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。液壓缸的運動方向

27、由0型滑閥機能的三位四通電磁換向閥7控制，并通過液控單向閥8實現(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計計算 3.2.1 液壓缸的效率 油缸的效率由以下三種效率組成： A.機械效率，由各運動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 1 裝活塞環(huán)時 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 液壓缸缸徑的計算 內(nèi)徑D可按下列公式初步計算： 液壓缸的負載為推力 （3.1） 式中 —液壓缸實際使用推力7.83KN（N）； —液壓缸的負載效率，一般取0.5～07； —液壓缸的總效率，一般取=07～09；計算=0.8； —液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa） 本次設計中液壓缸已知系統(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 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部的長度應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度不應大于缸體內(nèi)徑的20-30倍。 3.2.5 缸筒壁厚的計算 在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結構和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時，必須進行強度校核。 當時，稱為薄壁缸筒，按材料力學薄壁圓筒公式計算，計算公式為 （3.2） 式中，—缸筒內(nèi)最高壓力； —缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，當時，一般取。 當時,按式（3.3

31、）計算 (該設計采用無縫鋼管) （3.3） 根據(jù)缸徑查手冊預取=30 此時 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）計算為 滿足要求，就取壁厚為5mm。 3.2.6 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 A.活塞桿強度計算 活塞桿的直徑按下式進行校核 式中，為活塞桿上的作用力； 為活塞桿材料的許用應力，=,n一般取1.40。 滿

32、足要求 B.液壓缸穩(wěn)定性計算 活塞桿受軸向的壓縮負載時，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載，會發(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)、直徑和長度及液壓缸安裝方式因素有關。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核。活塞桿穩(wěn)定性的校核依下式進行 式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。 a.當活塞桿的細長比時 b.當活塞桿的細長比時 式中，為安裝長度，其值和安裝方式有關，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

33、鋼?。粸榛钊麠U橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，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.當時,缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。 此設計安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。 3.2.7 缸筒壁厚的驗

34、算 下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： 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 再將得到結果帶入（3.5）得到： 顯然，滿足條件； C耐壓試驗的壓力，是液壓缸檢查質(zhì)

35、量時承受的試驗壓力。在規(guī)定時間內(nèi)，液壓缸在壓力 下，零件不得有破壞和永久變形等異?，F(xiàn)象。 各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定: 當額定壓力時 （MPa） D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應大于耐壓試驗壓力： (MPa） （3.7） 因為查表已知=596MPa，根據(jù)式（3.7）得到： 至于耐壓試驗壓力應為： 因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，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（）； —液壓缸的耐壓試驗壓力（）； —缸筒的發(fā)生爆破時壓力（）； —缸筒的材料抗拉強度（）； —缸筒的材料的屈服強度（； —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級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨；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）法蘭連接螺栓的強度計算 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 螺栓強度根據(jù)下式計算： 螺紋處的拉應力: (MPa) （3.8） 螺紋處的剪應力 (MPa) （3.9） 合成應力 (MPa) （3.10） 式中, —液壓缸的最大負載，=A，單桿時，雙桿是 —螺紋預緊系數(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—螺栓個數(shù)。 最大推力為： 使用4個螺栓緊固缸蓋，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）得到螺紋處的拉應力為： = 根據(jù)式（3.9）得到螺紋處的剪應力為： 根據(jù)式（3.10）得到合成應力為： ==367.6MPa 由以上運算結果知，應選擇螺栓等級為12.9級； 查表的得：抗拉強度極限=1220M

39、P;屈服極限強度=1100MP； 不妨取安全系數(shù)n=2 可以得到許用應力值：[]=/n=1100/2=550MP 證明選用螺栓等級合適。 3.2.10密封件的選用 A.對密封件的要求 在液壓元件中液壓缸的密封要求相對高，特別是一些特殊的液壓缸，如擺動液壓缸等的液壓缸，不僅靜密封，多個位點是動態(tài)的密封，以及較高的工作壓力，這就要求密封性能，耐磨性，適應溫度范圍的要求，彈性好，永久變形小，具有適當?shù)臋C械強度，摩擦力小，易于制造和安裝，可以在壓力和提高密封能力，并能自動補償磨損。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.動密封部位密封圈的選用 由于O型密封圈用于往復運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復運動的密封件一般不用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，但密封性能差，內(nèi)泄漏量大，而且工藝復雜，造價高。對內(nèi)泄漏量要求不嚴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，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經(jīng)濟。對于運動速度不高、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時使用，對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，制造簡單經(jīng)濟的密封圈就屬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，所以本設計選用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.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長； c.安裝溝槽簡單

42、，拆裝簡便。 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，因為組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 本章對壓下裝置進行設計，重點對壓下液壓缸進行設計計算。 第4章 傳動系統(tǒng)設計 4.1 傳動方案的設計 為了使傳動功率損失最小，傳動級數(shù)最少，機器結構最緊湊，我們采用傳動比非常大的蝸輪蝸桿傳動方案，且根據(jù)“傳動比大的放在靠電機處”的原則，將其放在帶傳動的下一級傳動中。通過“過橋”齒輪與下輥輪齒輪的嚙合作用，帶動兩個下輥輪旋

43、轉(zhuǎn)，因為兩個下輥輪齒輪的參數(shù)完全一致，且“過橋”齒輪中心在兩個輥輪的對稱中心上，所以兩個下輥輪作同步旋轉(zhuǎn)運動。傳動方案示意圖如圖4.1所示。 圖4.1 傳動系統(tǒng)示意圖 4.2電動機選擇 4.2.1選擇電機的結構形式 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需要直流電源，結構較復雜，價格較高，維護比較不便，因此無特殊需要時不宜采用。 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機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類。異步電動機有籠型和繞線型兩種。我國新設計的Y系列三相籠型異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便

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

45、.2） 式中：i——總傳動比； n1——電機滿載轉(zhuǎn)速(r/min)； n2——下輥輪工作轉(zhuǎn)速(r/min)。 在整個傳動系統(tǒng)中帶輪的傳動比i帶=2～4，齒輪的傳動比i齒=3～6，蝸輪蝸桿的傳動比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 且已知電動機功率P=4kw，因此選擇電動機型號Y132M1-6，其額定功率P=4KW，滿載轉(zhuǎn)速n=960r/min. 4.3傳動比的計算 4.3.1總傳動比計算 由前面選取可知： 工作機轉(zhuǎn)速：n2=3.84r/min 電機滿載轉(zhuǎn)速：n1=960r/min 由式（4.2）可得 。 4.3.2分配傳動 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運動和動力參數(shù)計算 4.4.1 各軸轉(zhuǎn)速計算 Ⅰ軸： =960r/min Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅳ軸

47、： 4.4.2 各軸功率計算 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)矩計算 Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅳ軸： 將上述結果匯總于表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 傳動零件的設計計算 4.5.1帶傳動的設計計算 （1）選擇普通V帶 由課文查得，工作情況系數(shù)KA=1.2計算功率： 小帶輪轉(zhuǎn)速： （2）選取V帶型號 根據(jù) PV 和n0 ，則工作點處在A型區(qū)，故V帶型號為A型帶。 （3）確定帶輪基準直徑D1和D2 ①選擇小帶輪基準直徑 D1 由文獻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和帶的基準直徑長度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確定帶的基準長度L0 根據(jù)文獻P143表8-3，取V帶的基準長度L=1120mm（帶長修正系

50、數(shù)Kl=0.99） ③則實際中心距 ④驗算小帶輪包角 由文獻P141公式8-2 > （適用） （5）確定帶的根數(shù) 由文獻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）計算作用在軸上載荷FR 由文獻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）帶輪的結構設計 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P145表8-5，得，，Bd=11mm，， ，，。 4.5.2蝸輪蝸桿的傳動設計 （1）已知蝸桿輸入功率P=3.84kw，轉(zhuǎn)速nⅢ=480r/min傳動比i=25，單向傳動，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、）計算主要尺寸 蝸輪分度圓直徑 蝸桿導程角 中心距 （6）驗算相對滑動速度VS和傳動效率， 蝸桿分度圓速度 齒面相對滑動速度 與估計值接近。 蝸桿傳動效率：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）蝸桿傳動強度計算 蝸輪齒面接觸疲勞強度計算 蝸輪齒面的接觸疲勞強度驗算公式為： （4.3） 可得：

54、 （4.4） 式中：——分別為蝸輪齒面的接觸應力和許用接觸應力（MPa）； k——載荷系數(shù)，通常設計可取k=1.1～1.3。 則有：，即。 （8）蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算 蝸輪齒根彎曲疲勞強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)，按當量齒數(shù)值取，。 （1）選擇齒輪材料精度8級 小齒輪45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度240HBS1；大齒輪45號鋼（正火處理）硬度200HBS2。 HBS1- HBS2=40 HBS 由文獻P8

55、2表5-4取齒輪等級精度為8級，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）按齒面接觸疲勞強度計算 公式： （4.6） ①確定各參數(shù) K： K=1.1～1.8 取K=1.1。 T1：。 ：文獻P46表5-8取=1。 ZE： 文獻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，計算循環(huán)次數(shù)N： 取 ， 則 ， （4）設計計算 則 （5）幾何尺寸計算 中心距 ， 取標準值 ，則，圓整得：。 齒寬，圓整 ，（5～10）=40mm （6）齒根彎曲強度校核 （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 驗證圓周速度 圓周速度小于10m/s，故選浸油潤滑。 ④ 小齒的相關參數(shù)計算 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大齒的相關參數(shù)計算 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軸的設計計算 （1）四根軸的結構設計 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按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度，根據(jù)： 軸的計算應力： （） B面的計算應力： 由表11-4查得，對于45號鋼，，其中, 且＜，因此軸的強度足夠安全。 圖4.2 軸的載荷分析圖 4.7軸承設計 4.7.

61、1 滾動軸承的選擇和計算 與滑動軸承相比，滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗小，起動容易等優(yōu)點。滾動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，首先是選擇軸承類型。選擇軸承類型時應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，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，對于純軸向載荷，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。當軸承在承受徑向載荷Fr的同時，還有不大的軸向載荷Fa時，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；當軸向載荷較大時，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構，分別承擔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，左側軸承被壓緊，右側被放松。 ①＞，則 ②＞，則 因為＜，所以 因所以綜上所述，所選軸承符合要求。 4.7.2 滾動軸承裝置的設計 要想保證軸承順利工作，除了正確選擇軸承類型和尺寸外，還應正確設計軸承裝置。軸承裝置的設計主要是正確解決軸承的安裝、配合、緊固、調(diào)節(jié)、潤滑、密封等問題。 設計采用軸承端蓋和套筒來固定滾動軸承。潤滑的潤滑方式與軸承的速度有關，這里采用甘油潤滑，不僅可以降低摩擦阻力，起著散熱、減小接觸應力、吸收

64、振動、防止銹蝕等作用，而且減少潤滑加油次數(shù)，因為本產(chǎn)品密封性能較差，不能采用油潤滑。軸承的密封裝置是為了阻止灰塵、水、酸氣和其它雜物進入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┝魇ФO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鍵的設計 4.8.1 鍵聯(lián)接的功能及結構型式 鍵是一種標準零件，通常用來實現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定以傳遞轉(zhuǎn)矩。有的還能實現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。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，它的兩側是工作面，工作時靠鍵同鍵槽側面的擠壓來傳遞轉(zhuǎn)矩。鍵的上表面和輪轂的鍵槽底面間則留有間隙。它具有結構

65、簡單、裝拆方便、對中性好等優(yōu)點。但這種鍵聯(lián)接不能承受軸向力，因而對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)接的強度計算 1．鍵的選擇 鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構特點、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。這里鍵的材料采用抗拉強度不小于600 MP a的鋼，即45號鋼。鍵的主要尺寸為其截面尺寸(一般以鍵寬b鍵高h表示)與長度L。鍵的截面尺寸bh按軸的直徑d由標準中選定。鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度。 故選用A型平鍵(GB1096)，與齒輪聯(lián)接處，鍵的尺寸，鍵聯(lián)接強

66、度校核按文獻[1]中6-1公式計算，式中各參數(shù)為： =120MPa (按文獻[1]表6-2選?。?。k≈0.5h=0.516=8mm，l=L-b=125-28=97mm。 2．鍵聯(lián)接的強度計算 鍵工作面的比壓P為： 因為 <，所以鍵聯(lián)接強度合格。 4.9本章小結 已知法蘭成型機電動機的功率和輥輪工作速度，且通過計算得下輥輪直徑，從而確定輥輪的輸出轉(zhuǎn)速，最終確定電動機的型號為Y132M1-6。求得工作機的總傳動比i=250，進而對傳動系統(tǒng)進行設計計算。包括帶傳動、蝸輪蝸桿傳動及齒輪傳動的設計。對輸出軸進行了設計和校核，達到強度要求；對軸承和鍵連接進行了選擇和校核設計。 結 論 法蘭成型機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)三點成圓的原理，利用工件相對位置變化和旋轉(zhuǎn)運動，使型材產(chǎn)生連續(xù)的塑性變形，以獲得預定形狀的工件。 此次畢業(yè)設計是我們從大學畢業(yè)生走向未來工程師重要的一個轉(zhuǎn)折點。從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成