法兰成型机的设计

法兰成型机的设计摘 要本设计是关于法兰成型机的结构设计。法兰成型机是将各种型材卷制成圆环的一种高质量、高效益的卷圆装置。主要对法兰成型机的传动系统、上下辊轮、压下装置以及法兰成型机的总体进行设计和计算。法兰成型机结构型式为三辊对称式，在该结构中上辊下压提供压力，两下辊做旋转运动，为卷制板材提供扭矩。该机具有结构紧凑、操作简便、寿命长、噪声小、一机多用、质优价廉等优点，是工厂实现机械化生产的配套设备，该设备的上市可以大大减轻工人的劳动强度，提高企业生产效益。本次设计首先确定设计方案，采用液压缸驱动的压下装置。然后对各个部件进行设计计算并校核。关键词：法兰成型机；辊轮；传动系统；液压缸ABSTRACTThis 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 transmission 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 rolled 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, 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 录 摘 要IABSTRACTII第1章 绪 论311 国内外发展现状31.1.1 国外发展现状31.1.2 国内发展现状31.2法兰成型机的类型和特点41.3本文设计内容4第2章 法兰成型机设计方案及主要参数的确认42.1 法兰成型机成型方案的确定42.3卷圆的工艺过程分析62.4 卷圆过程中的力学分析62.5工作辊轮的设计72.5.1三辊轮受力情况分析72.5.2法兰成型机的主参数的确定8第3章 压下装置的设计113.1 液压原理图设计113.2 压下装置液压缸的设计计算123.2.1 液压缸的效率123.2.2 液压缸缸径的计算123.2.3活塞宽度的确定133.2.4 缸体长度的确定133.2.5 缸筒壁厚的计算133.2.6 活塞杆强度和液压缸稳定性计算143.2.7 缸筒壁厚的验算163.2.8 缸筒加工要求183.2.9 (缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算183.2.10密封件的选用203.3 本章小结21第4章 传动系统设计224.1 传动方案的设计224.2电动机选择224.2.1选择电机的结构形式224.2.2电动机的确定234.3传动比的计算234.3.1总传动比计算234.3.2分配传动234.4运动和动力参数计算244.4.1 各轴转速计算244.4.2 各轴功率计算244.4.3 各轴转矩计算244.5 传动零件的设计计算254.5.1带传动的设计计算254.5.2蜗轮蜗杆的传动设计274.6轴的设计计算314.7轴承设计344.7.1 滚动轴承的选择和计算344.7.2 滚动轴承装置的设计354.8键的设计364.8.1 键联接的功能及结构型式364.8.2 键的选择和键联接的强度计算364.9本章小结36结 论38参考文献39致 谢41第1章 绪 论11 国内外发展现状1.1.1 国外发展现状50年来，法兰成型机随着科技特别是微电子、计算机技术的进步而不断发展。美国、德国、日本三国的法兰成型机技术非常先进，经验很多，并且分别有自己的特点。在美国，政府重视法兰成型机工业的发展，因而不断提出法兰成型机的发展方向，提供充足的经费，特别讲求“效率”、“创新”，注重基础科研。由于美国首先结合汽车、轴承行业的生产需求开发了大批自动生产线，所以美国的高性能法兰成型机技术在世界一直居领先地位。但因为偏重基础科研，忽视应用技术，有一段时间法兰成型机的产量增加缓慢，直到纠正偏向后，产量又逐渐上升。德国政府讲求“实际”与“实效”，坚持以人为本，不断提高人员素质，他们还特别重视理论与实际相结合，基础科研与应用技术并重，在法兰成型机产品质量上精益求精。德国的法兰成型机质量及性能良好、先进实用，出口遍及全世界，尤其是大型、重型、精密法兰成型机，在质量、性能上居世界前列。日本政府对法兰成型机工业的发展异常重视，并通过规划、法规进行引导。在重视人才及法兰成型机部件配套方面学习德国，在质量管理及法兰成型机技术方面学习美国，而且做得更好。日本在发展法兰成型机的过程中，狠抓关键，突出发展法兰成型机系统。日本FANUC公司在产量上居世界第一，销售额占世界市场的50%，对加速日本和世界法兰成型机的发展起了重要作用。1.1.2 国内发展现状我国是世界上法兰成型机机床产量最多的国家，但在国际市场竞争中仍处于较低水平；即使国内市场也面临着严峻的形势，一方面国内市场对各类法兰成型机机床产品特别是数控机床有大量的需求，而另一方面却有不少国产机床滞销积压，国外法兰成型机机床产品充斥市场。这种现象的出现，除了有经营上、产品制造质量上和促销手段上等原因外，一个主要的原因是我国生产的数控法兰成型机机床品种、性能和结构不够先进，新产品的开发周期长，从而不能及时针对用户的需求提供满意的产品。我国工厂由于缺乏法兰成型机设计的科学分析工具(如分析和评价软件、整机结构有限元分析方法以及法兰成型机机床性能测试装置等)，自行开发的新产品大多基于直观经验和类比设计，使设计一次成功的把握性降低，往往需要反复试制才能定型，从而可能错过新产品推向市场的良机。法兰成型机用户根据使用需要，在订货时往往提出一些特殊要求，甚至在产品即将投产时有的用户临时提出一些要求，这就需要迅速变型设计法兰成型机和修改相应的法兰成型机图纸及法兰成型机技术文件。在国外，这项法兰成型机修改工作在计算机的辅助下一般仅需数天至一周，而在我国法兰成型机机床厂用手工操作就至少需12个月，且由于这些图纸和文件涉及多个部门，常会出现漏改和失误的现象，影响了产品的质量和交货期。由于长期以来形成的法兰成型机设计、工艺和制造部门分立，缺乏有效的协同开发的模式，不能从制订方案开始就融入各方面的正确意见，容易造成产品的反复修改，延长了开发的周期。 为解决这些问题，必须对产品开发的整个过程综合应用计算机技术，发展优化和仿真技术，提高产品结构性能，使用相应的产品虚拟开发软件，这样才能有效地解决产品开发的落后局面，使企业取得良好的经济效益。1.2法兰成型机的类型和特点法兰成型机分为机械式和液压式两种，机械式法兰成型机是将碳钢、不锈钢、有色金属型材（角钢、带钢、槽钢、管子等）卷制成圆环的一种高质量、高效益的卷圆装置。其结构独特，具有体积小、能耗低、效率高、无噪音、安装使用方便、操作简单、承载能力强、寿命长、卷圆速度快、产品质量可靠等优点。液压法兰成型机是机械式法兰成型机的升级产品，能加大卷圆的厚度和宽度，能够完成机械式卷圆无法卷动厚板的缺点，代替了原有钢板下料、对接、校正、车床加工等复杂工艺并节省了氧气、乙炔、劳动力、原材料等，是制造圆盘的先进母体。1.3本文设计内容 本文主要对机械式三辊对称式法兰成型机进行设计。主要包括电机的选择、传动系统设计、压下装置设计及箱体的设计等。 第2章 法兰成型机设计方案及主要参数的确认 2.1 法兰成型机成型方案的确定如图2.1所示，制造该圆环零件的方法有以下两种：冲压法。即利用冲压的方法，设计一套专门用来制造该零件的模具，这种方法最突出的优点就是生产效率高，只要设计出一套模具和与之相配套的模架便可大量生产同一型号的圆环零件，但此法也有明显的不足之处：a.由于需要得到的圆环的外径为430mm，内径为370mm，设计出来的模具体形巨大，非常笨重，成本较高；b.冲压对 加工坏料的材质有限制，只适合加工塑性较好的低碳钢；c.由于该圆环的内径较大，加工产生的废料也较多。卷制法。即利用辊轮将303mm的扁钢卷制成所需的圆环。钢板在辊轮上弯曲变形，是一个横向弯曲的过程，如图2.2所示。钢板在外负荷力矩M的作用下，产生弯曲变形时，中性层以上的纵向纤维受到压缩变形，中性层以下的纵向纤维受到拉伸变形。根据外负荷力矩的大小，当钢板表面层的最大应力小于钢板材质的屈服极限时，各层的纵向纤维都处于弹性变形状态，随着外负荷弯曲力矩的增大，钢板各层纤维继续产生变形。当外负荷增加到一定数值，钢板表层纵向纤维应力超过了材料屈服极限时，纤维产生塑性变形，负荷越大，塑性变形区由表层向中性层扩展的深度也越大。当钢板整个断面的纵向纤维应力都超过材料的屈服极限时，所有纵向纤维都处于塑性变形状态，弯曲过程完成。当钢板完全卷制成所需的圆环时，再将首尾端焊合即可。利用这种方法加工法兰环，只要辊轮提供的扭矩大，基本上不会受到加工坏料材质的影响，且不会产生废料，操作方便实用，不失为一种加工大中型圆环的好方法。综合以上两种方法的优缺点，我们选用卷制法加工。因为扁钢在卷制过程中，中性层以上部分受到压缩变形，而中性层以下部分受到拉伸变形，唯独中性层长度没有变化，所以需要提供的扁钢长度为 mm，即1256mm。图2.1 圆环 图2.2 钢板弯曲变形示意图2.2设计方案的确认本次的法兰成型机方案如下图2.3所示： 图2.3 法兰成型机方案本次的法兰成型机采用三辊卷制方法。三辊式结构卷制原理是利用三个辊轮对板料进行连续的三点弯曲卷制成弧体，下辊为主动辊，上辊作垂直升降运动，结构较简单。本次设计的上辊调节装置采用液压方式，改变了传统的螺杆驱动的形式，调节方便，自动化程度高。2.3卷圆的工艺过程分析对称式三辊法兰成型机在卷制钢板时，两下辊做旋转运动，上辊做垂直升降运动，板材平放在两下辊上，由于轧辊与板之间存在着摩擦力，所以当下辊转动时，板材也沿纵向运动，同时由上辊施加压制力，当板材所受应力超过屈服极限，则产生塑性变形，板材被弯曲。2.4 卷圆过程中的力学分析板材在被卷制过程中首先要克服板材的挠曲变形受力，变形到一定的程度时板材要克服本身的弹性和塑性抗力，因此施加在板材上的力应有3个部分：（1）克服板材的挠曲变形力；（2）克服板材的弹性变形力；（3）克服板材的塑性变形力。2.5工作辊轮的设计2.5.1三辊轮受力情况分析卷制时，钢板受力情况如图2.4所示，根据受力平衡，可以得到下辊作用于钢板上的支持力F2： （2.1） 式中： 连心线OO1与OO2夹角，；a下辊中心距（m）；dmin卷圆最小直径（m）；d2下辊直径（m）； 图2.4 被卷钢板的受力分析考虑到板宽b远小于卷圆的最小直径dmin，中层半径R0.5dmin，为简化计算，式（2.1）可变为： （2.2）根据受力平衡，上辊作用于钢板上的力即压下力F1为： （2.3）根据文献可知，下辊轮受到的力为： （2.4）式中 ： M板材被弯曲到中性层半径为R时所需的弯曲力矩（Nm）； r2下辊轮半径，r2=r3（mm）。根据文献可知，钢板的塑性极限弯矩为： （2.5）式中：h卷板的厚度（m）； b卷板的宽度（m）； s卷板材料的屈服极限（Q235为235Mpa）。 初选下辊轮的直径为170mm，中心距为200mm，考虑到钢板在卷制时会与下辊轮发生轴向滑动，我们在钢板与辊轮接触处设置一环形槽，槽深2mm，因此下辊轮的实际 直径为166mm。 由式（2.4）和（2.5）得： 所以，下辊轮作用在钢板上的力为4.52KN。根据式（2.3）得上辊轮对钢板的压力为：因为R=a=200mm,所以=, 2.5.2法兰成型机的主参数的确定如图2.5所示，组成了一个直角三角形，其三边边长分别为，根据它们之间的三角关系可得： （2.6）式中：、上、下辊轮直径，（mm）；b扁钢宽度（一般取最大值），（mm）；R加工工件曲率半径，（mm）；H上下辊中心高，（mm）。因而，由式（2.6）完全可以确定该机的各参数，其值可靠，可以作为设计其系列产品的理论依据。 在本次设计中，由于R=200mm，b=30mm，=166mm,a=200mm,均为已知，而只有和H的值未知，它们之间存在着一一映射的关系。设计=160mm，为了防止钢板在它上面发生轴向滑动，我们也在钢板与辊轮接触处设置一环形槽，槽深2mm，因此上辊轮的实际直径为156mm，将其值代式（2.6）得： H=174.6 （mm） 所以在卷制过程中，只需将上下辊中心高调整为174.6mm即可。 图2.5 主参数的结构分析通过对卷圆过程中三辊轮受力情况的分析，确定法兰成型机主要参数如表2.1所示。 表2.1 法兰成型机主要参数加工工件曲率半径R/mm卷板的宽度b/mm上辊轮直径/mm20030156下辊轮直径/mm上下辊轮中心高H/mm下辊轮中心距a/mm166174.62002.6本章小结 法兰成型机在卷圆的过程中是通过上辊轮和俩个下辊轮对钢板施加压制力，从而使钢板产生塑性变形进行加工零件的。因此通过对法兰成型机工作过程中三辊轮受力情况的分析，确定上下辊轮的直径、下辊轮中心距及上下辊轮的中心高等参数。 第3章 压下装置的设计3.1 液压原理图设计 钢板在卷制过程中，曲率的控制是通过调整上辊的压下量来实现的，压下量可通过标尺任意调整，实现了一定范围内的曲率半径的卷曲。上辊的压下采用液压缸驱动形式。系统的油源一台变量叶片泵，泵出口并联有起安全保护作用的溢流阀6，。压下装置的执行器为液压缸。压下装置的工作过程中，受负载的影响，液压缸的工作压力是变化的，压下装置下降或上升，都经过一个加速或减速过程，当空载工作时，此时系统的压力近乎于为0，当满载加速运行是，此时，此时系统的压力最大，当匀速运行时，系统的压力为溢流阀的设定压力；从液压系统回路效率、功率利用有理情况以及压下装置对速度平稳性要求不高等条件考虑，系统采用双向调速阀9来通过流量来控制系统的速度。液压缸的运动方向由0型滑阀机能的三位四通电磁换向阀7控制，并通过液控单向阀8实现锁定，以保证缸在过程中的锁定。其液压原理图如图3.1所示图3.1 液压原理图 3.2 压下装置液压缸的设计计算3.2.1 液压缸的效率 油缸的效率由以下三种效率组成： A.机械效率，由各运动件在额定压力下摩擦损失所造成，通常可取=0.9 B.容器效率，密封件所造成泄露，通常容积效率为： 装弹性体的密封圈时 1 装活塞环时 0.98 C.作用力效率，由出油口背压所产生的反作用力而造成。 一般取=0.9 所以 =0.9 =1 =0.9 总效率为。 3.2.2 液压缸缸径的计算内径D可按下列公式初步计算：液压缸的负载为推力 （3.1）式中 液压缸实际使用推力7.83KN（N）；液压缸的负载效率，一般取0.507；液压缸的总效率，一般取=0709；计算=0.8；液压缸的供油压力，一般为系统压力（MPa）本次设计中液压缸已知系统压力=7MPa；根据式（3.1）得到内径：=41.2mm查缸筒内径系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取为50mm。活塞杆外径：制动油缸的要求退回的速度快，这里我们选取最大的活塞杆的直径以满足强度的要求。表3.1 活塞杆直径系列活塞杆直径系列/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=30mm3.2.3活塞宽度的确定活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）50=（30-50）mm取=30mm3.2.4 缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长度不应大于缸体内径的20-30倍。3.2.5 缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。当时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为 （3.2） 式中，缸筒内最高压力； 缸筒材料的许用压力。=, 为材料的抗拉强度，n为安全系数，当时，一般取。当时,按式（3.3）计算 (该设计采用无缝钢管) （3.3）根据缸径查手册预取=30此时最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数，所以： =71.5=10.5MPA=100110（无缝钢管），取=100，其壁厚按公式（3.3）计算为 满足要求，就取壁厚为5mm。 3.2.6 活塞杆强度和液压缸稳定性计算A.活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核 式中，为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=,n一般取1.40。满足要求B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向的压缩负载时，它所承受力不超过使它保持稳定工作的所允许的临界负载，会发生纵向弯曲，破坏液压缸正常工作。的值和活塞杆截面形状、材料性质、直径和长度及液压缸安装方式因素有关。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行式中，为安全系数，一般取=24。 a.当活塞杆的细长比时 b.当活塞杆的细长比时式中，为安装长度，其值和安装方式有关，见表1；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表3.2； 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表1；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3.3。表3.2液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表3.3 、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。3.2.7 缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算： A液压缸额定压力值需要低于一定的极限值，保证工作安全： （3.4）根据式（3.4）得到：显然，额定油压=7MP，满足条件；B为了避免缸筒发生塑性变形，液压缸额定压力值应需要和塑性变形压力有一定的比例范围： （3.5） （3.6）先根据式（3.6）得到：=41.21再将得到结果带入（3.5）得到：显然，满足条件；C耐压试验的压力，是液压缸检查质量时承受的试验压力。在规定时间内，液压缸在压力 下，零件不得有破坏和永久变形等异常现象。各国规范多数规定: 当额定压力时（MPa）D为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力： (MPa） （3.7）因为查表已知=596MPa，根据式（3.7）得到：至于耐压试验压力应为：因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下：式中: 缸筒内径（）； 缸筒外径（）； 液压缸的额定压力（） 液压缸发生完全塑形变形的压力（）； 液压缸的耐压试验压力（）； 缸筒的发生爆破时压力（）； 缸筒的材料抗拉强度（）； 缸筒的材料的屈服强度（； 缸筒的材料的弹性模量（）； 缸筒的材料的泊桑系数 钢材：=0.3 3.2.8 缸筒加工要求 缸筒的内径采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨；热处理调制，HB240；缸筒的内径的锥度、圆度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于0.03mm；油口孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。 3.2.9 (缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图3.1缸体端部法兰用螺栓连接1-后端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa) （3.8）螺纹处的剪应力(MPa) （3.9）合成应力 (MPa) （3.10）式中, 液压缸的最大负载，=A，单杆时，双杆是螺纹预紧系数，不变载荷=1.251.5，变载荷=2.54；液压缸内径；缸体螺纹外径；螺纹内经；螺纹内摩擦因数，一般取=0.12;变载荷取=2.54；材料许用应力，,为材料的屈服极限，n为安全系数，一般取n=1.21.5；Z螺栓个数。最大推力为：使用4个螺栓紧固缸盖，即：=4螺纹外径和底径的选择：=10mm =8mm系数选择：选取=1.3=0.12根据式（3.8）得到螺纹处的拉应力为：=根据式（3.9）得到螺纹处的剪应力为：根据式（3.10）得到合成应力为：=367.6MPa由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级；查表的得：抗拉强度极限=1220MP;屈服极限强度=1100MP；不妨取安全系数n=2可以得到许用应力值：=/n=1100/2=550MP证明选用螺栓等级合适。 3.2.10密封件的选用A.对密封件的要求在液压元件中液压缸的密封要求相对高，特别是一些特殊的液压缸，如摆动液压缸等的液压缸，不仅静密封，多个位点是动态的密封，以及较高的工作压力，这就要求密封性能，耐磨性，适应温度范围的要求，弹性好，永久变形小，具有适当的机械强度，摩擦力小，易于制造和安装，可以在压力和提高密封能力，并能自动补偿磨损。密封的一般截面形状分类，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。B. O形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。C.动密封部位密封圈的选用由于O型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于10MPa时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属Yx型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图3.2 密封方式图3.3 本章小结本章对压下装置进行设计，重点对压下液压缸进行设计计算。第4章 传动系统设计4.1 传动方案的设计为了使传动功率损失最小，传动级数最少，机器结构最紧凑，我们采用传动比非常大的蜗轮蜗杆传动方案，且根据“传动比大的放在靠电机处”的原则，将其放在带传动的下一级传动中。通过“过桥”齿轮与下辊轮齿轮的啮合作用，带动两个下辊轮旋转，因为两个下辊轮齿轮的参数完全一致，且“过桥”齿轮中心在两个辊轮的对称中心上，所以两个下辊轮作同步旋转运动。传动方案示意图如图4.1所示。 图4.1 传动系统示意图4.2电动机选择4.2.1选择电机的结构形式 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此无特殊需要时不宜采用。生产单位一般用三相交流电源，因此基本都选用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类。异步电动机有笼型和绕线型两种。我国新设计的Y系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。4.2.2电动机的确定法兰成型机的下辊轮工作转速： （4.1）式中： V下辊轮工作速度，（m/min）； d下辊轮直径，(mm)。则 总传动比 （4.2）式中：i总传动比； n1电机满载转速(r/min)； n2下辊轮工作转速(r/min)。 在整个传动系统中带轮的传动比i带=24，齿轮的传动比i齿=36，蜗轮蜗杆的传动比i蜗=1532。带入式（4.2）得： （24）（36）（1532）n1 （90768）3.84 （345.62949.12）r/min 且已知电动机功率P=4kw，因此选择电动机型号Y132M1-6，其额定功率P=4KW，满载转速n=960r/min.4.3传动比的计算 4.3.1总传动比计算由前面选取可知：工作机转速：n2=3.84r/min 电机满载转速：n1=960r/min由式（4.2）可得 。4.3.2分配传动 i带i齿i蜗； 不能超过各自范围；i总=i带i齿i蜗。则取i带=2 ，i齿=5 ，i蜗=25 。4.4运动和动力参数计算4.4.1 各轴转速计算轴： =960r/min轴： 轴： 轴：4.4.2 各轴功率计算各轴输入效率：联轴器效率：1=0.99；带轮效率：2=0.96；齿轮效率：3=0.97；轴承效率：4=0.98；蜗轮蜗杆效率：5=0.75。轴： 轴： 轴： 轴： 4.4.3 各轴转矩计算轴： 轴： 轴： 轴： 将上述结果汇总于表4.1以备查用。表4.1 减速器参数表轴名功率(KW)转矩T(Nm )转速n(r/min)传动比i效率轴439.7996020.96轴3.8476.4480250.75轴2.881432.519.250.97轴2.746814.323.844.5 传动零件的设计计算4.5.1带传动的设计计算（1）选择普通V带由课文查得，工作情况系数KA=1.2计算功率：小带轮转速：（2）选取V带型号根据 PV 和n0 ，则工作点处在A型区，故V带型号为A型带。（3）确定带轮基准直径D1和D2 选择小带轮基准直径 D1 由文献P145表8-4可得，小带轮直径D1=100mm 取D2=200mm虽然略有增大，但误差小于5%故允许。验算带速 在525m/s范围内可用。（4）确定中心距a和带的基准直径长度L0 初选中心距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。确定带的基准长度L0 根据文献P143表8-3，取V带的基准长度L=1120mm（带长修正系数Kl=0.99） 则实际中心距 验算小带轮包角 由文献P141公式8-2 （适用） （5）确定带的根数 由文献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，则有： 取Z=4根。（6）计算作用在轴上载荷FR 由文献P142表8-2，得q=0.10kg/m，单根V带的初拉力： =187.9N 作用在轴上压力：（7）带轮的结构设计 带速V 30m/s，材料用灰铸铁HT200。 ， 采用腹板式； ， 采用腹板式。（8）带轮轮槽尺寸 由文献P145表8-5，得，Bd=11mm， ，。4.5.2蜗轮蜗杆的传动设计（1）已知蜗杆输入功率P=3.84kw，转速n=480r/min传动比i=25，单向传动，载荷基本平稳，冲击较小，因蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用45号钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10Pb1金属模制造。为节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。且已知蜗轮输出转矩为1432.5，蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10Pb1，砂型制造,估计Vs=2.5m/s，根据表6-5查得（2）选择蜗杆头数Z1及蜗轮齿数Z2 根据i=25，查表6-2得蜗杆头数=2，蜗轮齿数为（3）确定蜗轮传递的转矩T2T2为已知，即T2=1.43106 （4）确定模数m和蜗杆分度圆直径d1因载荷平稳，取载荷系数K=1.1，得： 查表6-1得：模数m=8mm，蜗杆分度圆直径=80mm，直径系数q=10。（5）计算主要尺寸蜗轮分度圆直径 蜗杆导程角中心距（6）验算相对滑动速度VS和传动效率，蜗杆分度圆速度 齿面相对滑动速度与估计值接近。 蜗杆传动效率：按=2.5m/s，硬度，蜗轮材料为铸锡磷青铜，查表6-6得, 由式（6-9）得,（0.950.97）=0.760.78，与蜗轮蜗杆功率0.75吻合。（7）蜗杆传动强度计算蜗轮齿面接触疲劳强度计算蜗轮齿面的接触疲劳强度验算公式为： （4.3）可得： （4.4）式中：分别为蜗轮齿面的接触应力和许用接触应力（MPa）；k载荷系数，通常设计可取k=1.11.3。则有：，即。（8）蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算蜗轮齿根弯曲疲劳强度的近似校核公式为： （4.5）式中：螺旋角影响系数，已知，则蜗轮齿形系数，按当量齿数值取，。（1）选择齿轮材料精度8级小齿轮45号钢（调质处理）硬度240HBS1；大齿轮45号钢（正火处理）硬度200HBS2。HBS1- HBS2=40 HBS由文献P82表5-4取齿轮等级精度为8级，初选（80200）。（2）取齿数Z，范围2040 取齿数Z1=20，Z2=i齿Z1=520=100（3）按齿面接触疲劳强度计算 公式： （4.6） 确定各参数K： K=1.11.8 取K=1.1。T1：。：文献P46表5-8取=1。ZE： 文献P95表5-7取 ZE=189.8 。ZH： ，其中 得 ： ，其中得 其中 ，取则 ： ： 其中由图5-28， ，；由图5-26，计算循环次数N： 取 ， 则 ， （4）设计计算则 （5）几何尺寸计算 中心距 ， 取标准值 ，则，圆整得：。 齿宽，圆整 ，（510）=40mm（6）齿根弯曲强度校核 （4.7） 确定各参数 可查P94表5-6则， 图5-39 ， =0.84 其中图5-27， ，；1.251.5，取1.4。则， 校核 验证圆周速度 圆周速度小于10m/s，故选浸油润滑。 小齿的相关参数计算分度圆直径 基圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿的相关参数计算分度圆直径 基圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 4.6轴的设计计算（1）四根轴的结构设计四根轴均采用45钢，调制处理。轴：P=4KW，n=960r/min，其中c取103，则，取。轴：P=3.84KW，n=480r/min，其中c取103，则 。 轴：P=2.88KW，n=19.2r/min，其中c取103，则 。 轴：P=2.74KW，n=3.84r/min，c取103，则，取 d=60mm。（2）低速轴的计算估算轴的基本直径辊轮处：60mm轴承处：60mm轴肩： 110mm齿轮处：55mm轴承处：60mm确定各轴段长度辊轮处：39mm轴承处：70mm轴肩： 25mm齿轮处：60mm轴承处：71mm（3）轴的受力分析求轴传递的转矩 求轴上作用力齿轮上的切向力 齿轮上的径向力 齿轮上的轴向力 确定轴上圆角和倒角尺寸参照30220型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取，轴端倒角为，其余取。计算轴的支承反力水平面上的支反由 得， 得, 垂直面上的支反力： 得： 计算轴的弯矩，画弯矩图、转矩图水平弯矩图： 垂直弯矩图： 合成弯矩图： 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据：轴的计算应力： （） B面的计算应力： 由表11-4查得，对于45号钢，其中,且，因此轴的强度足够安全。 图4.2 轴的载荷分析图4.7轴承设计4.7.1 滚动轴承的选择和计算与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗小，起动容易等优点。滚动轴承的类型按照轴承所能承受的外载荷不同，可分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类。选用轴承时，首先是选择轴承类型。选择轴承类型时应考虑的主要因素有轴承的载荷，轴承的转速，轴承的调心性能及轴承的安装和拆卸。其中，轴承所受载荷的大小、方向和性能，是选择轴承类型的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件间是线接触，宜用于承受较大的载荷，承受后的变形也较小。而球轴承中则主要为点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷。根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷Fr的同时，还有不大的轴向载荷Fa时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。根据以上因素,选择圆锥滚子轴承。其径向承载能力较大，可以同时承受径向载荷和轴向载荷。内外圈可分离，游隙可调整，装拆方便。一般成对使用。适用于转速不太高、刚性较大的轴，且可大量生产，价格最低。因此输出轴上选用30220型轴承。其中，。且，。求： 得：，。求： 求： 轴系向左移动，左侧轴承被压紧，右侧被放松。，则，则因为，所以因所以综上所述，所选轴承符合要求。4.7.2 滚动轴承装置的设计要想保证轴承顺利工作，除了正确选择轴承类型和尺寸外，还应正确设计轴承装置。轴承装置的设计主要是正确解决轴承的安装、配合、紧固、调节、润滑、密封等问题。设计采用轴承端盖和套筒来固定滚动轴承。润滑的润滑方式与轴承的速度有关，这里采用甘油润滑，不仅可以降低摩擦阻力，起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用，而且减少润滑加油次数，因为本产品密封性能较差，不能采用油润滑。轴承的密封装置是为了阻止灰尘、水、酸气和其它杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失而设置的。密封装置可分为接触式和非接触式两大类。这里采用接触式密封即毡圈油封。4.8键的设计4.8.1 键联接的功能及结构型式键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩。有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。键联接的主要类型有：平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接。这里选用平键联接，它的两侧是工作面，工作时靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。键的上表面和轮毂的键槽底面间则留有间隙。它具有结构简单、装拆方便、对中性好等优点。但这种键联接不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。4.8.2 键的选择和键联接的强度计算1键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。这里键的材料采用抗拉强度不小于600 MP a的钢，即45号钢。键的主要尺寸为其截面尺寸(一般以键宽b键高h表示)与长度L。键的截面尺寸bh按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。故选用A型平键(GB1096)，与齿轮联接处，键的尺寸，键联接强度校核按文献1中6-1公式计算，式中各参数为： =120MPa (按文献1表6-2选取）。k0.5h=0.516=8mm，l=L-b=125-28=97mm。2键联接的强度计算键工作面的比压P为： 因为 ，所以键联接强度合格。4.9本章小结已知法兰成型机电动机的功率和辊轮工作速度，且通过计算得下辊轮直径，从而确定辊轮的输出转速，最终确定电动机的型号为Y132M1-6。求得工作机的总传动比i=250，进而对传动系统进行设计计算。包括带传动、蜗轮蜗杆传动及齿轮传动的设计。对输出轴进行了设计和校核，达到强度要求；对轴承和键连接进行了选择和校核设计。 结 论 法兰成型机是一种将各种型材卷制成的一种高质量、高效益的卷圆装置。根据三点成圆的原理，利用工件相对位置变化和旋转运动，使型材产生连续的塑性变形，以获得预定形状的工件。此次毕业设计是我们从大学毕业生走向未来工程师重要的一个转折点。从最初的选题，开题到计算、绘图直到完成