風管道閥門體折彎機傳動裝置設計說明書.doc

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哈爾濱華德學院 畢業(yè)設計（論文） 題 目 風管道閥門體折彎機傳動裝置設計 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 號 1110211109 學 生 潘煒 指 導 教 師 段鐵群 答 辯 日 期 2014年12月 摘要 風管道閥門體折彎機是風閥體加工自動生產線上的一臺專業(yè)設備。風閥體板料大都是由薄壁板料加工而成，為了增加板料剛度需要進行折彎處理。本彎邊機采用輥壓成形對板料進行折彎處理。 本設計的任務是完成一臺板料彎邊機的總體設計和部件設計，側重點在動力箱的設計。在熟悉板料彎曲拉伸理論的基礎上，設計出板料折彎機的工作原理，計算出相關參數(shù)，并確定部件及零件的型號、尺寸和動力參數(shù)。繪制彎邊機聯(lián)系尺寸圖、動力箱的部裝圖及箱體零件圖，并對主要零部件進行相關的校核計算。 板帶材產品薄而寬的斷面決定了板帶材產品在生產和應用上有其特有的優(yōu)勢條件。本設備具有結構相對緊湊、性能可靠、生產成本相對便宜、工作效率高等特點。 關鍵詞 風閥體;板料;折彎機;傳動裝置 Abstract The wind pipe valve body bending machine is specialized equipment,automatic production line wind valve developed by processing of a enterprise.Wind valve plate material is composed of material processing thin plate and plate material,in order to increase stiffness the need for bending processing.The bending machine by using the rolling forming of sheet metal bending processing. This design task is to complete a platen material bending machine design and the components design,design in the power box focus.Based on familiar sheet metal bending tensile theory,design principle of plate bending machine,calculate the relevant parameters,and determine the components and parts of the type,size and dynamic parameters.Drawing bending machine contact size map,the power box part assembly drawing and box part drawing,and the main parts are related to checking calculation. Plate and strip products thin and wide section determines the product has unique advantages in the production and application conditions.The device has a relatively compact structure and reliable performance,relative to the cost of production is relatively cheap,work efficiency. Keywords wild valve; sheet metal; bending machine; transmission device 目 錄 摘要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1.1 課題背景 1 1.2 課題研究的意義 2 1.3 國內外研究現(xiàn)狀 2 1.3.1 國內研究現(xiàn)狀 2 1.3.2 國外研究現(xiàn)狀 5 1.4 課題的技術要求與主要內容 6 第二章 工藝流程及總體方案設計 7 2.1 毛坯料的計算 7 2.1.1 計算板材的尺寸 7 2.1.2 最小彎曲半徑 8 2.2 咬入條件計算 8 2.3 方案的最終確認 12 2.4 總體方案設計 12 2.4.1 總體布局 13 2.4.2 結構及構件選擇 14 2.4.3 工作原理 15 2.4.4 結構特點 15 2.5 本章小結 16 第三章 傳動裝置設計 17 3.1 電機的選擇 17 3.2 動力箱的傳動方案 17 3.3 傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 18 3.3.1 傳動比分配 18 3.3.2 各軸的轉矩計算 19 3.3.3 軸徑的初步確定 20 3.4 主要部件 22 3.4.1 箱體的選擇 22 3.4.2 水平軋制裝置設計 22 3.4.3 垂直裝置設計 24 3.5 本章小結 25 第四章 運動部件的設計計算與校核 26 4.1 帶輪計算 26 4.2 蝸桿蝸輪設計 28 4.3 齒輪傳動設計 32 4.3.1 第一對齒輪的傳動設計 32 4.3.2 第二對齒輪的傳動設計 36 4.4 軸的校核計算 40 4.5 本章小結 43 結論 44 致謝 45 參考文獻 46 附錄 1 47 附錄 2 54 第一章 緒論 1.1 課題背景 在現(xiàn)代工業(yè)生產中，由于金屬板材生產效率高，重量輕，且能制出復雜剖面形狀等優(yōu)點，金屬板材成為應用最廣泛的型材，同時折邊機是最重要的金屬板材成型加工設備之一，因此風閥閥體輥壓折邊機的設計也充分體現(xiàn)了此課題研究的重要性。 目前，國內外金屬板料成型裝備正朝著高精度、數(shù)控等方向不斷發(fā)展。因其本身的重要性，所以其技術水平很大程度決定了制件的質量和成本。 金屬板料成型設備在20世紀已經得到了全面的發(fā)展。形成了較完備的體系并達到了較高的技術水平。現(xiàn)今板料成型設備技術持續(xù)發(fā)展，并形成了許多新種類產品，如高精密壓力機、彎邊機、數(shù)控回轉頭壓力機以及無模成型壓力機等。 中央空調的通風口大部分都是由薄壁板材加工而成。為了增加剛度需要彎邊，采用沖壓加工比較困難，因為板材較長，一般都長一米多，因此模具的加工困難。而用手工加工不但精度差而且效率低。沒法滿足高效的自動化的大批量的現(xiàn)代化生產要求。采用輥壓成形能很好地解決以上問題。本成形彎邊機是專為通風口滾邊而設計的，所加工的材料厚度約為2.0~4.0mm。材料為延展性較強的鋼板或類似的金屬材料，軋輥轉速可調，工作臺可以上下升降、前后調節(jié)。工件最終的形狀為“U”型。 輥壓成品的制作步驟：按照所需規(guī)格將一定寬度的金屬板片經輸入裝置水平勻速地送人成型輥壓機，金屬板片經過串聯(lián)的12對主軋輥和11對輔助軋輥的輥壓加工，逐漸變形成為所需的“U”形槽形狀。最后經輸出裝置送走進入下一走加工裝置。 1.2 課題研究的意義 風閥體是風閥的重要組成部分，而風閥在中央空調、通風系統(tǒng)中起著重要作用。隨著人民生活水平的提高，生活質量的改善，空調的需求量日益增大，使得風閥的使用量越來越大。風閥大都是由冷軋板加工而成。為了增加剛度需要彎邊，采用沖壓加工比較困難，因為板材較長，一般都長一米多，因此模具的加工困難，而用手工加工不但精度差而且效率低，沒辦法滿足高效、自動化、大批量的現(xiàn)代化生產要求[1]。 1.3 國內外研究現(xiàn)狀 1.3.1 國內研究現(xiàn)狀 板料折彎機可以對金屬板料進行各種角度的彎曲加工，具有成本低、生產效率高、使用簡單等優(yōu)點，因此被廣泛應用。在汽車、儀表、電器等行業(yè)有80%以上的結構件都是通過金屬板材成型加工獲得，金屬板材加工機床中折彎機、剪切機、壓力機的應用最為普遍，下面介紹一下國內板料加工機床的發(fā)展現(xiàn)狀[2]。 國內生產板料折彎機的企業(yè)主要有上海沖剪機床廠、江蘇富力數(shù)控機床有限公司、湖北三環(huán)鍛壓機床公司、江蘇金方圓數(shù)控機床公司泰安聯(lián)達鍛壓設備制造公司、靖江三力鍛壓機床制造公司等，如圖1-1所示 [3]。 江蘇富力數(shù)控機床有限公生產的EB3512型全電伺服數(shù)控折彎機是通過伺服電機帶動滾珠絲杠驅動滑塊完成折彎加工，光柵尺精確檢測滑塊的位置并反饋到數(shù)控系統(tǒng)，由數(shù)控系統(tǒng)實現(xiàn)對左右伺服電機進行同步控制，從而達到精確、節(jié)能、靜音折彎加工。MB8-500*6400型雙機聯(lián)動型數(shù)控折彎機工作臺長度達到6400mm，能夠實現(xiàn)對長板料的折彎。 湖北三環(huán)鍛壓機床公司生產的W67K．100／3200型數(shù)控折彎機，采用美國Autobend數(shù)控系統(tǒng)實現(xiàn)兩軸數(shù)控，工作臺裝有機械式撓度補償裝置，采用LVD公司的機械伺服閥控制油缸的同步性，機械擋塊控制油缸行程的結構[4]。 上海沖剪機床廠研發(fā)的WS67K．160／3200型折彎機，采用Cybelec公司的Press Cad900數(shù)控系統(tǒng)，實現(xiàn)了7軸數(shù)控(X1、X2、YI、Y2、Z1、Z2、R) [5]。 北京鍛壓機床廠研發(fā)的W67K．63／2500型折彎機，使用DelemDA．24數(shù)控系統(tǒng)實現(xiàn)兩軸數(shù)控，主機采用扭軸機械擋塊式結構控制滑塊行程[6]。 a） 江蘇亞威機床公司 b） 湖北三環(huán)鍛壓機床公司 d） 無錫金立鍛壓機床公司 c） 江蘇楊力集團 圖1-1 國內先進板料折彎機 輥彎成型過程是一涉及動力學、幾何學和運動學等多學科問題的復雜成型過程[7]。它的變形包含縱向、橫向的彎曲、伸縮等附加變形，而不僅只是單一某個方向上的變形。由于輥彎成型的復雜性，現(xiàn)在還沒有推導出完善的成型理論，對輥彎成型中軋輥的設計還是以經驗法為主，通過生產實踐調整工藝工序，在不斷的試錯中設計出合適的軋輥，這樣大大浪費了有限的資源，降低了工作效率。隨著有限元技術的發(fā)展，可以對輥彎成型進行仿真，驗證折彎機設計是否合理，并且獲取合理的工藝工序，指導生產實踐[8]。下面介紹一下國內應用有限元法對折彎機的研究。 國內，王春新[9]應用有限元方法模擬了內半徑為零的輥彎成型，并對冷彎工藝中內彎曲半徑為零的軋輥進行了優(yōu)化。夏雁賓通過應用有限元理論分析了預沖孔板料的輥彎成型過程，通過仿真分析對軋輥進行了優(yōu)化設計。 重慶大學黃世琦教授[10]對2450大型軋機整機做了光彈分析，并且對其中板軋機做了有限元分析，分析結果顯示壓下螺母孔乘壓面上和上梁與立柱間轉角內側的應力值最大。 重慶大學余欽義教授[11]對冷軋機機架做了有限元計算。方法是截取橫梁的一半，然后網格劃分、施加約束和載荷，進行有限元分析，并把三維分析結果與二維分析結果對比，對比結果顯示三維分析的精確度遠高于二維分析。同時可以看出轉角處應力集中較大，并不是橫梁應力集中最大的位置。 劉安中和李友榮[12]兩人利用有限元分析軟件ANSYS系統(tǒng)地對1000mm粗軋機機架進行三維建模和有限元分析，分析結果顯示有限元計算的結果和實測值是高度符合的，并且準確的反映機架各零部件、尤其是應力集中地方的變形趨勢和應力分布：出現(xiàn)應力集中的位置是壓下螺母孔承壓面圓角附近，所以它是機架強度最不充足的地方。 梁興復和曲慶章兩人利用光彈性實驗法和有限元法對四輥液壓機機架的剛度和強度做了分析，結果顯示：光彈性試驗和有限元分析的結論極其相近，并且利用有限元法，求解應力集中區(qū)域的應力值更加精準。半閉口式軋機機架的有限元計算結果是：建立半閉口式機架接觸應力問題的三維模型，并對模型處理，從而力學模型符更加符合實際情況。按照這個模型分析的好處是可以消除了由于簡化和接觸應力計算所造成的變形和應力誤差，從而提高了計算精度，同時實例分析結果說明該計算方法的計算結果合理，相符實際。 王俊領同志用SAP5程序對4200mm軋機機架做了有限元分析，用了7種方案對螺母孔處的圓角半徑進行了計算，計算結果是：機架對稱平面和壓下螺母孔過渡圓角相交點是機架的危險點。 1.3.2 國外研究現(xiàn)狀 國外生產板料折彎機的著名廠家有很多，如比利時LVD、瑞典薩耀(sajo)、日本天田株式會社(Amada)、日本小松產機株式會社(Komatsu)、日本村田機械株式會社(Murata)、瑞士海莫樂公司(Hammerle)、德國FASTI公司(FASTI)等公司，如圖1-2所示。 b）德國 EHT a）瑞士Bystronic c）比利時LVD d）日本Komatsu 圖1-2 國外先進板料折彎機 比利時LVD公司[13]生產的PPI系列折彎機有同步誤差檢測系統(tǒng)，能予以保護和糾正在機床斷電重新啟動時，如果滑塊沒歸零產生的運動誤差。PPEB系列折彎機除了具有PPI系列的功能之外，還具有精度達到0.01mm的板料厚度自動檢測裝置，它對板料厚度實際尺寸與名義尺寸比較，對凸模進入凹模的深度進行修正，進而補償板厚變化對折彎角度的影響。 日本小松產機株式會社(Komatsu)生產的一種新型無痕下模折彎機。下模兩端裝有兩塊可以回轉的模板，折彎機折彎時下模模板隨著折彎角度的變化而回轉，使模板與板料間沒有相對運動。這樣就不會在凹模開口處形成的擦痕。 瑞士海莫樂公司(Hammerle) 70年代開發(fā)出結構獨立的三點式折彎機。 1996年，G．NEFUSSI等人應用彈塑性理論對軋輥彎曲成型進行模擬，模型中板定義為殼單元，隨后應用上述建模方法，建立了圓管輥彎成型模型。 2001年，韓國的M．Kiuchi等人[14]應用有限元方法研究了成型長度與輥彎成型之間的關系，得出影響預變形板料成型長度的主要因素是加工硬化。 1.4 課題的技術要求與主要內容 技術要求：生產批量：3萬件/年；截面形狀：呈U字型（詳見參考圖樣）；技術參數(shù)：加工材料Q235，縱向長度為1424mm，板厚2.0~4.0mm。 主要內容： 1、調研開題：調查研究、收集資料，完成開題報告1份。 2、總體設計：確定設計方案，確定主要技術參數(shù)，進行初步技術，選擇主要部件，繪制閥門體折彎機總裝圖1張。 3、部件設計：以總體設計為依據(jù)，完成必要的計算與校核，繪制閥門體折彎機傳動裝置裝配圖1張。 4、零件設計：繪制閥門體折彎機傳動裝置零件圖3張。 5、文檔設計：撰寫畢業(yè)設計計算說明書（10000字以上）1份。 第二章 工藝流程及總體方案設計 中央空調的通風口大部分都是由薄壁板材加工而成。為了增加剛度需要彎邊，采用沖壓加工比較困難，因為板材較長，一般都長一米多，因此模具的加工困難。而用手工加工不但精度差而且效率低。沒法滿足高效的自動化的大批量的現(xiàn)代化生產要求。采用輥制成型能形成各種形狀的彎曲板材，具有重量輕，生產率高的特點，適用于大批量生產各種復雜剖面形狀的制件。同時各種金屬板材成型加工設備是汽車、電子信息、家用電器、和儀表等行業(yè)最重要的工藝裝備之一。因此風閥閥體輥壓折邊機軋制裝置的設計也充分體現(xiàn)了此課題研究的重要性。 2.1 毛坯料的計算 2.1.1 計算板材的尺寸 風閥體板料縱向長度為1424mm，材料許用應力，彈性模量。軋制后截面幾何形狀及尺寸見圖2-1[15]。 M 圖2-1 板材截面幾何形狀及尺寸 板料拉伸后彎角處中性層長度可表示為 () (2-1) 式中 ，。 由于，可得。 ，r。 ，mm。 將數(shù)值代入式(2-1)， 因為四個彎角相同，所以板料中性層總寬度為 L=285.72mm。 2.1.2 最小彎曲半徑 最大和最小半徑是影響板材性能的兩個重要參數(shù)，因此有必要對其進行計算。 由關系式 （2-2） 式中 。由手冊，查得C為0.5。因此，。 本設計的。 2.2 咬入條件計算 本設計要求兩個軋彎90度。初定每個90度分6道，共12道。第一道軋角為0度，起導向及定位作用。最后一道為90度起定型及出料作用。板厚為2mm的金屬板料每道最大彎角為25度，因此定為第一次彎90度的第一道0度，第二道20度，第三道40度，第四道60度，第五道80度，第六道90度。第二次彎90度的定為第七道20度，第八道40度，第九道60度，第十道80度，第十一道90度，第十二道也為90度。最后的一道是為了終定型及板料出料。 考慮每道彎角為20度，板料進入軋輥因難，因此在每道軋輥之間加一道輔助軋輥，對板材進行一次預彎。金屬板材厚2mm的每道輔助彎角最大為15度，因此定為每道10度，第一道不預彎，為0度。只起進一走定向作用。能使軋制精度提高。在12道主軋輥之間共加11道輔助軋輥。第一道0度，第二道30度，第三道50度，第四道70度，第五道90度，第六道94度（考慮到回彈的作用），第七道30度，第八道50度，第九道70度，第十道90度，第十一道94度（考慮到回彈）。 1．對每道軋制力進行計算 由手冊得，可得。軋制的受力幾何圖見圖2-2。 圖2-2 軋制的受力幾何圖 根據(jù)公式 （2-3） 代入（2-3），可得 mm 即R要大于65mm，初定軋輥半徑為70mm 2．第二道的受力分析 （本設計取軋制速度為15m/min）。如圖2-2可得到彎曲梁高度為 （2-4） 代入（2-4），可得 =18.772 mm 因此，可得到彎曲力矩的計算式 (2-5) 彎曲中心層半徑為 mm 代入（2-5），可得 N.mm 又由彎曲力的計算式為 (2-6) 代入 (2-6) ，可得 mm 代入(2-6) ，可得 N 又由阻力矩的計算式 (2-7) 其中 mm 代入(2-7)，得到 N.mm 摩擦力 N 得到力矩 N.mm。 則總力矩為 N.mm 根據(jù)上述的計算過程，可以得到各道次軋制力見表2-1 表2-1 各道次軋制力計算 名稱 彎曲角度 (mm) 咬入高度 (mm) 軋輥半徑R (mm) 軋輥徑向力(N) 軋輥圓周力 (N) 彎矩 (N.mm) 第一道 軋輥 0 0 70 0 0 0 第二道 軋輥 20 1.282 70 2140 310 42565 第三道 軋輥 40 1.128 70 1828.7 274.3 35330 第四道 軋輥 60 0.838 70 1341.5 201.23 24294.9 第五道 軋輥 80 0.446 70 765.6 114.84 12303.2 第六道 軋輥 90 0.057 70 469.22 70.383 5863.84 第七道 軋輥 20 1.282 70 2140 310 42565 第八道 扎輥 40 1.128 70 1828.7 274.3 35330 第九道 軋輥 60 0.838 70 1341.5 201.23 24294.9 第十道 軋輥 80 0.446 70 765.6 114.84 12303.2 第十一道軋輥 90 0.057 70 469.22 70.383 5863.84 第十二道軋輥 90 0.057 70 469.22 70.383 5863.84 2.3 方案的最終確認 本設計采用12對主軋輥，11對輔助軋輥，第一對主軋輥為0度，（1～6）為軋第一個型，（7～12）為第二個型。 六對主扎輥角度分別為0度、20度、40度、60度、80度、90度。 各道彎角所受的彎矩見表2-2。根據(jù)計算，采用R=70mm的軋輥（以中心距為準，即中心距為140mm）。 表2-2 第一個彎角所受的彎矩 彎角 彎矩 0度 0 20度 M=42565N.mm 40度 M=35330N.mm 60度 M=24294.9N.mm 80度 M=12303.2N.mm 90度 M=5863.84N.mm 十一個輔助軋輥分別為0度、30度、50度、70度、90度、94度。30度、50度、70度、90度、94度。第六道、十一道輔助軋輥為94度是為了考慮金屬板材的回彈。 2.4 總體方案設計 機床設計和其他產品設計一樣，都是根據(jù)市場的需求、現(xiàn)有制造條件和可能采用的新工藝以及有關科學技術知識進行的一種創(chuàng)造性勞動。 隨著科學技術的發(fā)展，機床設計工作已經由單純類比發(fā)展到分析計算；由單純靜力分析發(fā)展到包括靜態(tài)、動態(tài)以及熱變形、熱應力等的分析；由定性分析發(fā)展到定量分析，使機床產品在設計階段就能預測其性能，提高了一次成功率。特別是在計算機輔助設計的發(fā)展和應用以及生產社會化的有利條件下的今天，不僅能提高機床設計的效率，縮短設計周期，而且許多零部件均可外購，縮短了產品的制造周期，可更好地滿足市場的需求。 本板料彎邊機的總體設計也是符合上述要求的其設計的流程見圖2-3。 圖2-3 彎邊機的設計流程圖 2.4.1 總體布局 風閥體板料彎邊機現(xiàn)在主要有兩種形式，即立式與臥式。 立式結構雖然占用空間小，但在實際流水線生產過程中存在連續(xù)性差，生產效率低，且結構復雜、工藝性差、成本高等缺點。 臥室結構雖然占用空間較大，但在實際流水線作業(yè)中連續(xù)性好，生產效率高，而且結構簡單、制造容易、安裝方便且傳動鏈易于控制等優(yōu)點。 綜合對比以上兩種結構形式，顯然臥式結構最適合風閥體生產廠家的實際情況，所以本設計選用臥式結構。 2.4.2 結構及構件選擇 本設備主要是由電機、帶傳動、蝸桿傳動、齒輪傳動、輥輪傳動系統(tǒng)以及輸入輸出裝置組成見圖2-4。 圖2-4 彎邊機總體圖 由于本設備的整個工作臺可以上下、前后調整位置，電機與減速箱的距離是可變的，因此采用了帶傳動，并且可以通過調節(jié)電機座上的螺桿來改變皮帶的松緊。另外帶傳動還具有緩沖、吸振、運行平穩(wěn)等特點。采用蝸桿傳動是因為它具有傳動比大、結構緊湊、工作平穩(wěn)的特點。由于要做成一個大的動力箱的話蝸桿軸很長強度不好，所以把動力箱分成6個，每個動力箱帶動2對主軋輥，每個之間再用聯(lián)軸器串聯(lián)聯(lián)接，這樣能滿足蝸桿的撓度要求。同時蝸輪扭矩較大，能夠滿足與蝸輪同軸的大齒輪同時帶動兩組齒輪工作的要求。采用齒輪傳動，主要是其瞬間傳動比恒定，從而使軋輥轉速恒定。在電機的選擇上，因為要求軋輥的轉速可調，所以采用了變頻調速器來實現(xiàn)電機的無級變速。 2.4.3 工作原理 如圖2-4所示，成型輥壓機工作原理為：電機通電后，通過帶傳動把動力傳到6根串聯(lián)的蝸桿上。6根蝸桿分置在6個減速箱內，箱體間通過聯(lián)軸器連接。每根蝸桿帶動一根蝸輪軸旋轉。大齒輪與蝸輪同軸，每個大齒輪分別與其左右兩側的兩個大齒輪相嚙合，每個與大齒輪同軸的小齒輪又和它上方的小齒輪嚙合，這樣一個大齒輪就能帶動四個小齒輪旋轉。小齒輪的尺寸是一樣的，每個小齒輪軸作為減速器的輸出軸。減速器共有上下兩排24個輸出軸。這12對輸出軸經過萬向聯(lián)軸器接到12對主軋輥軸上，經過調速電機，使軋輥獲得所需的轉速，來實現(xiàn)對工件的漸進加工，11對輔助軋輥對工件的加工起輔助作用。 2.4.4 結構特點 由于最終形成的“U”型槽變形較大，所以在輥壓系統(tǒng)中共采用了12對主軋輥和11對輔助軋輥對金屬板料進行漸變加工，這樣可以提高加工精度。為了使各個軋輥與加工工件接觸處的線速度方向相同，采用一個大齒輪帶動其左右兩側的兩個相同尺寸的大齒輪，每個與大齒輪同軸的小齒輪再帶動其上方的一個小齒輪的方法，來得到我們所需的轉向關系。而且各個小齒輪的尺寸完全一致，每根軋輥軸有相同的角速度。為了調整工作臺的高度，以適應自動化生產線中下一道工序對工件高度的要求，在本設備中采用了蝸桿傳動和螺旋傳動相結合的方法。通過蝸桿傳動以及蝸輪軸孔和螺桿的螺旋傳動，把蝸桿的水平旋轉轉換成螺桿的垂直運動，以此改變工作臺的高度。這相對于用墊鐵來改變高度，既減輕了工人的勞動強度，又提高了精度。 2.5 本章小結 本章完成了風閥閥體輥壓折邊機的工藝性分析和風閥閥體輥壓折邊機的整體結構進行設計，通過對毛坯料進行咬入條件計算和軋制力計算，得到合理的軋制工藝工序。 第三章 傳動裝置設計 3.1 電機的選擇 前六道的力矩為0、42565N.mm、35330N.mm、24294.9N.mm、12303.2N.mm、5863.84N.mm可見力矩是減小的。取最大力矩T=42565，可計算出電機的功率P及轉速n為 (3-1) 其中，v=0.25m/s (3-2) 代入（3-2），得 取 取最大的力矩來計算即M=42565 N.mm。共12道主軋輥，11道輔助軋輥。 N.mm KW 考慮到經過多重傳送，且打算采用蝸輪蝸桿傳動，設備精度不高，而且為了設備以后升級，可軋更厚的板材和提高軋制速度，取功率為5.5KW的Y132W—4型同步轉速電機，轉速為1500r/min。 3.2 動力箱的傳動方案 本設計所采用5.5KW（Y132W—4）型同步轉速電機，由上可知轉速為1500r/min。軋制速度初定為10m/min=0.167m/s。則有 動力箱的傳動示意圖見圖3-1。先經過帶輪減速后再傳到動力箱，動力箱采用二級傳動,第一級為蝸桿傳動,第二級為齒輪傳動。 1．電機 2.皮帶3.聯(lián)軸器 4.渦桿軸 5.蝸桿 6.大齒輪 7.萬向聯(lián)軸器 8.小齒輪 9.聯(lián)軸器 10.小齒輪 圖3-1 傳動方案 3.3 傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 3.3.1 傳動比分配 考慮到蝸輪蝸桿的傳動能力較大，為進一步簡化結構，方便零件的生產和加工，增強機構的通用性，在第一級蝸輪蝸桿傳動時，傳動比稍大些，而第二級齒輪傳動采用等轉速傳動。現(xiàn)分配如下。 1）分配傳動比，初定帶傳動； 2）變速器第一級； 3）變速器第二級； 所以總傳動比。 3.3.2 各軸的轉矩計算 0軸，即為電機軸，其轉矩計算如下。 kw， r/min N.m (3-3) Ⅰ軸，即為減速器高速軸(蝸桿軸), 查得帶傳動的效率為0.95,則可得 kw r/min N.m Ⅱ軸，即為減速器蝸輪軸,共有6根,功率按平分計算。查得蝸桿傳動的效率為0.80,滾動軸承的效率為0.98,則可得 kw r/min N.m Ⅲ軸，即為下軋輥軸, 查得齒輪傳動的效率為0.97,滾動軸承的效率0.98,則可得 kw r/min N.m Ⅳ軸，即為上軋輥軸，查得齒輪傳動效率為0.97，滾動軸承的效率為0.98，則可得 kw r/min N.m 由上述計算，可得到各軸的傳動參數(shù)見表3-1 表3-1 各軸傳動參數(shù) 軸序號 功率(kw) 轉速(r/min) 轉矩(N．m) 傳動比i 效率 0 5．5 1500 35.02 1 Ⅰ 5.225 909 54.89 1．65 0．95 Ⅱ 0．68 22.75 285.45 40 0．75 Ⅲ 0．6464 22.75 269.9 1 0．95 Ⅳ 0．6145 22.75 257.8 1 0．95 3.3.3 軸徑的初步確定 1．Ⅰ軸 蝸桿軸由關系式 (3-4) 采用45鋼，，代入（3-4），得到 即最小直徑應大于21mm。 2．Ⅱ軸 蝸輪軸由關系式 (3-4) 其中，，采用45鋼，取。代入（3-4），得到 即最小直徑應大于35mm。 3．Ⅲ軸 即為下軋輥軸由關系式 (3-4) 其中，，采用45鋼，取，代入（3-4），得到 即最小直徑應大于35mm。 4．Ⅳ軸 蝸輪軸由關系式 (3-4) 其中，，采用45鋼，取。代入（3-4），得到 即最小直徑應大于34mm。 由上述計算，可得各軸的最小半徑見表3-2。 表3-2 各軸的最小半徑 軸號 最小半徑(mm) Ⅰ 21 Ⅱ 35 Ⅲ 35 Ⅳ 34 3.4 主要部件 3.4.1 箱體的選擇 焊接結構較之鑄造結構具有強度和剛度高、重量輕、生產周期短以及施工簡便等優(yōu)點。如表3-2所示，對鑄造與焊接的優(yōu)缺點進行比較。 表3-2 鑄造焊接比較 項目 鑄鐵機架 焊接機架 機架重量 較重 鋼板焊接毛坯比鑄造毛坯輕30%，比鑄鋼毛坯輕20% 強度、剛度及抗震性 鑄造機架的強度與剛度較低，但內摩擦大，阻尼作 用大，故抗震性好 強度高、剛度大，對同一結構的強度為鑄鐵2.5倍，鋼的疲勞強度為鑄鐵的三倍 材料價格 鑄鐵材料來源方便、廉價 價格高 生產周期 生產周期長，資金周轉慢，成本高 生產周期短、能適應市場競爭的需要 設計條件 由于技術上的限制，鑄件壁厚不能相差過大。而為了取出芯砂、設計時只能用開口式結構，影響厚度 結構設計靈活、壁厚可以相差很大，并且可以根據(jù)工況需要，不同部位選用不同性能材料 用途 大批量生產的中小型機架 單件小批量生產大、中型機架，如大型水壓機衡梁，底座機立柱，大的軋鋼機機架等 綜上類比，最后選擇焊接箱體，選擇板材為25mm的Q235。 3.4.2 水平軋制裝置設計 由于風閥體的U型槽較大，所以應用軋輥對冷軋板進行漸變加工，以保證加工精度。軋輥系統(tǒng)包含了12對水平軋輥和11對垂直軋輥。軋輥成形原理是由多對成形軋輥軸順次對板料變形并向前送進的滾壓成形。滾壓成形是從板料的兩邊開始彎曲成形，再順次成形到中間，最后成型為U型槽。 1、軋輥支架；2、端悶蓋；3、軋輥支撐體；4、調心軸承；5、端透蓋 6、密封圈；7、下軋輥；8、平鍵；9、上軋輥；10、半圓壓環(huán)； 11、壓緊絲杠；12、螺釘；13、法蘭螺母；14、螺母 圖3-3 水平軋制裝置簡圖 由于軋制的風閥體板料厚度是從2mm-4mm，所以要求水平軋制裝置的上、下軋輥之間的距離是可調的，而下排軋輥安裝時要求保持水平且受到的力較大，因此下排軋輥軸是固定不動的。由于上、下兩個軋輥都與支架槽型連接，當調整上軋輥軸承座時，需要旋轉壓緊絲杠，使壓緊絲杠帶動上軋輥軸承座向上移動，從而改變兩個軋輥的相對高度以實現(xiàn)調整上下軋輥間的間隙。水平軋制裝置的結構見圖如圖3-3所示。其余的12軋制裝置結構大體相似，只是上下軋輥不同。 3.4.3 垂直裝置設計 在12道水平軋輥之間共加11道垂直軋輥。第一道0度，第二道24度，第三道67度，第四道85度，第五道92度，第六道90度，第七道24度，第八道67度，第九道85度，第十道92度，第十一道90度。 11道垂直軋輥的作用：a，對板料起定向作用；b，對板料起定型作用，且垂直軸都采用一樣的軸。第一道垂直輥，板材平整無彎曲。 由上述垂直輥作用可知，垂直輥的左右上下都可以取中心對稱，且垂直輥軸中心上下處都需要安裝軸承，為保證軸承在固定位置。則需要在垂直輥的中心位置設計為凸臺形狀，且上下面用螺釘固定垂直輥端蓋。 垂直輥外框尺寸設計只須依據(jù)板料彎曲形狀來確定尺寸。取垂直輥外部臺階高b1=10mm，板料頂端與垂直輥接觸處間距L=106mm，板料上下接觸與垂直輥外框相距L1=9m。由于板材厚度為2mm，則取垂直輥間距b=2.1mm。 由此尺寸設計，可畫第一道垂直裝置簡圖如圖3-4所示。 1、導輥座；2、導支板；3、扁螺母；4、導輥軸；5、導輥端蓋； 6、錐滾軸承；7、垂直輥；8、軸套；9、扁螺母 圖3-4 第一道垂直輥簡圖 3.5 本章小結 根據(jù)工序要求，制訂傳動方案、分配各軸的傳動比進行動力分析。并對比不同形成的箱體，確定箱體方案，同時設計水平軋制裝置和水平軋制裝置，確定每道軋制工藝的軋輥、水平輥的結構。 第四章 運動部件的設計計算與校核 4.1 帶輪計算 由上一章可知，電動機為Y132W-4，功率P=5.5KW，轉速n=1440r/min。則帶輪的設計計算與校核具體如下。 1．定V帶型號和帶輪直徑 工作情況系數(shù)Ka，可查得Ka=1.3 功率 Pc=Ka.P=1.35.5=7.15 KW 選帶型號，由功率Pc可知，取B型 小帶輪直徑，可取D1=100mm 大帶輪直徑，由D2==170 mm （設） 大帶輪轉速，=838.5 r/min 2．計算帶長 =135 mm =35 mm 初定中心距a=600mm。 則帶長 (4-1) 代入 (4-1)，可得=1636.04 mm 基準長度取 mm。 3．求中心距和包角 中心距 (4-2) 代入(4-2)可得 =687 mm 小輪包角 =173.52。 4．求帶根數(shù) 帶速 =7.536 m/s 傳動比 =1.26 帶根數(shù) 可查得P0=1.27KW，Ka=0.74， 取KL=0.92，得到 (4-3) 代入（4-3），可得=5根 5．計算軸上載荷 張緊力 (4-4) 代入(4-4)，可得 =235.3N 軸上載荷 (4-5) 代入(4-5)，可得 =2350N 4.2 蝸桿蝸輪設計 蝸桿采用45鋼，表面硬度>45HRC。蝸輪材料采用ZCuSn10P1，砂型鑄造。具體計算如下。 1．初選當量摩擦系數(shù)， 取大值，選值，在i=40線上中間區(qū)域選一點，有 。 2．中心距計算 蝸輪轉矩 =347637N.mm 使用系數(shù)取 轉速系數(shù)， =1.08 彈性系數(shù)，根據(jù)蝸輪副材料查得 壽命系數(shù)， =1.13<1.6 接觸系數(shù)，可查得 接觸疲勞極限，可查得 接觸疲勞最小安全系數(shù)，自定，選 中心距， (4-6) 代入(4-6),可得 ，取a=190mm。 3．傳動基本尺寸 蝸桿頭數(shù) 查得 蝸輪齒數(shù)=40 模數(shù) 取 蝸桿分度圓直徑 取mm。 蝸輪分度圓直徑， =280 mm 蝸桿導程角，，查得 蝸輪寬度， 取。 蝸桿圓周速度，=4.995m/s 相對滑動速度，=5.02m/s 當量摩擦系數(shù)，可查得 ， 4．齒面接觸疲勞強度驗算 許用接觸應力， =202.3 MPa 最大接觸應力， =171.6<202.3MPa合格。 5．輪齒彎曲疲勞驗算 齒根彎曲疲勞極限 可查得 彎曲疲勞最小安全系數(shù)，自取， 許用彎曲疲勞應力， =82MPa 輪齒最大彎曲應力， =27.6<82 MPa合格。 6．蝸桿軸撓度驗算 軸慣性矩， =5.96106mm4 允許蝸桿撓度,得 蝸桿撓度， (4-7) 代入(4-7)，可得 =0.027mm合格 7．溫度計算 傳動嚙合效率， =0.807 攪油效率，自定， 軸承效率，自定， 總效率 =0.79 散熱面積估算,=1.467m2 箱體工作溫度 (4-8) 代入(4-8)，可得 =52.6＜70合格 4.3 齒輪傳動設計 4.3.1 第一對齒輪的傳動設計 齒輪用45號鋼，調質處理，硬度229HB~286HB，平均取240HB。計算步驟如下。 1．齒面接觸疲勞強度計算 （1）初步計算 轉矩，=288808N.m 齒寬系數(shù)，取 接觸疲勞極限，取 初步計算的許用接觸應力， ，可查得 初步計算的小齒輪直徑， (4-9) 代入(4-9)，可得 取d1=180mm。 初步齒寬，=57.6，取mm。 （2）校核計算 圓周速度，=0.214 m/s 精度等級選8級 齒數(shù)Z和模數(shù)m，取齒數(shù) 使用系數(shù)，可查得 動栽系數(shù)，可查得 齒間載荷分配系數(shù)，先求 N 由此得， 齒向載荷分布系數(shù) (4-10) 代入(4-10)，可得 =1.502 載荷系數(shù)， 彈性系數(shù)，可查得= 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，可查得=2.5 接觸最小安全系數(shù)，可查得=1.05 總工作時間， 應力循環(huán)次數(shù)，= 接觸壽命系數(shù)，可查得 接觸應力，MPa MPa 驗算，< 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。 （3）確定傳動主要尺寸和實際分度圓直徑 模數(shù)取標準值m=6，齒數(shù)為Z=30。對分度圓進行圓整，即 mm mm 中心距a a=mm 齒寬b =mm mm 2．齒根彎曲疲勞強度驗算 驗算如下, 重合度系數(shù)，= 齒間載荷分配系數(shù)， 齒向載荷分配系數(shù)，=取=1.21。 載荷系數(shù)， 齒型系數(shù)，可查得=2.34，=2.34 應力修正系數(shù)，可查得=1.72，=1.72 彎曲疲勞極限，可查得=600MPa，=450MPa 彎曲最小安全系數(shù)，可查得=1.2 應力循環(huán)次數(shù)，， 彎曲壽命系數(shù)，可查得=0.95，=0.97 尺寸系數(shù)，=1.0 許用彎曲應力 MPa MPa 驗算 (4-11) 代入(4-11)，可得 MPa MPa 〈，〈 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。 4.3.2 第二對齒輪的傳動設計 齒輪用45號鋼，調質處理，硬度229HB~286HB，平均取240HB。計算過程如下。 1．齒面接觸疲勞強度計算 （1）初步計算 轉矩 T3