板料彎邊機及動力箱設計【全套cad圖紙+畢業(yè)答辯論文】

1、<p>　　板料彎邊機及動力箱設計</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　風閥是中央空調(diào)的組成部分?，F(xiàn)在隨著人民生活的需求量日益增大，使得風閥的使用量越來越大。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。</p><p>　　板料在塑性彎曲時，由

2、于中性層會發(fā)生內(nèi)移，使得板材受拉伸的區(qū)域擴大，受壓縮的區(qū)域減少，從而使板材的平均長度增加，在分析板材滾彎變形時的應力應變的基礎上，運用彈塑性理論對板材的中性層移動、厚度減薄及長度增加進行了分析計算。</p><p>　　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(cè)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

3、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。最后通過UG軟件對動力箱進行三維設計,達到了三維實體造型的目的.</p><p>　　板帶材產(chǎn)品薄而寬的斷面決定了板帶材產(chǎn)品在生產(chǎn)和應用上有其特有的優(yōu)勢條件。本設備具有結(jié)構(gòu)相對緊湊、性能可靠、生產(chǎn)成本相對便宜、工作效率高等特點。</p><p>　　關鍵詞　 風閥體；板料；彎邊機；動力箱</p>

4、<p>　　The design of power box for wind valve and sheet metal bending</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Wind valve is an integral part of the central air-conditioning.Now with t

5、he lives of the people growing demand Valve allows the use of more and more.Valve body sheets are made ofthin-walled sheet metal which need bending processing in order to increase the stiffness of sheet.The machine is

6、used roller roll forming of sheet metal to bend side to deal with.</p><p>　　The design task is to complete a sheet metal bending mill design which focuse on the design of the power box. On the basis of in a

7、familiar with stretch of sheet metal bending theory design of sheet metal bending mill working principle calculate inertia and related mechanical parameters and to identify parts and components model and size power an

8、d other parameters. Drawing size chart power box assembly and the main parts of work chart and main components of the associated check calculation.</p><p>　　Product thin plate strip wide cross-section of t

9、he board decided to strip products in the production and application has its unique advantages. The device has a relatively compact structure reliable performance the cost of production is relatively cheap high efficien

10、cy.</p><p>　　Keywords　 wind Valve; sheet metal; mill; power box</p><p>　　不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　摘要I</b></p>&

11、lt;p>　　AbstractII</p><p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1 課題背景1</p><p>　　1.2 輥壓成型的功能和用途1</p><p>　　1.3 輥彎成型2</p><p>　　1.4 本設計的工作內(nèi)容2</p&

12、gt;<p>　　第2章 軋制工藝設計及計算4</p><p>　　2.1 毛坯料的計算4</p><p>　　2.1.1 計算板材的尺寸4</p><p>　　2.1.2 最小彎曲半徑4</p><p>　　2.2 咬入條件計算4</p><p>　　2.3 終定方案7</p>

13、<p>　　第3章 總體方案設計8</p><p>　　3.1 總體布局8</p><p>　　3.2 結(jié)構(gòu)及構(gòu)件選擇9</p><p>　　3.3 工作原理10</p><p>　　3.4 結(jié)構(gòu)特點10</p><p>　　第4章 傳動裝置設計11</p><p>　　

14、4.1 電機的選擇11</p><p>　　4.2 動力箱的傳動方案11</p><p>　　4.3 傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算12</p><p>　　4.3.1 分配傳動比12</p><p>　　4.3.2 各軸的轉(zhuǎn)矩計算12</p><p>　　4.4 軸徑初定14</p><

15、p>　　第5章 運動部件的設計計算與校核16</p><p>　　5.1 帶輪計算16</p><p>　　5.2 蝸桿蝸輪設計17</p><p>　　5.3 齒輪傳動設計20</p><p>　　5.3.1 第一對齒輪的傳動設計20</p><p>　　5.3.2 第二對齒輪的傳動設計23<

16、/p><p>　　5.4 軸的校核計算26</p><p>　　第6章 主要機件的選用與校核31</p><p>　　6.1 箱體的選擇31</p><p>　　6.2 軸承的選擇及校核31</p><p>　　6.2.1 軸承的選擇31</p><p>　　6.2.2 軸承的校核31&

17、lt;/p><p>　　6.3 聯(lián)軸器的選擇33</p><p>　　第7章 UG三維建模35</p><p>　　7.1 UG簡介35</p><p>　　7.2 零件建模35</p><p>　　7.3 零件裝配36</p><p>　　7.3.1 動力箱裝配圖36</p>

18、;<p>　　7.3.2 爆炸圖36</p><p>　　7.4 運動仿真37</p><p><b>　　結(jié)論38</b></p><p><b>　　致謝39</b></p><p><b>　　參考文獻40</b></p><p

19、>　　附錄A錯誤!未定義書簽。</p><p>　　Прокатка металлов錯誤!未定義書簽。</p><p>　　Литература錯誤!未定義書簽。</p><p>　　附 錄B錯誤!未定義書簽。</p><p>　　金屬軋制錯誤!未定義書簽。</p><p>　　千萬不要刪除行尾的分

20、節(jié)符，此行不會被打印。在目錄上點右鍵“更新域”，然后“更新整個目錄”。打印前，不要忘記把上面“Abstract”這一行后加一空行</p><p><b>　　緒論</b></p><p><b>　　課題背景</b></p><p>　　金屬板料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，

21、風閥體板料彎邊機動力箱的設計也充分體現(xiàn)了課題研究的重要性。</p><p>　　目前，國內(nèi)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(zhì)量和成本。</p><p>　　金屬板料成型設備在20世紀已經(jīng)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(chǎn)品，如高精密壓力機、彎邊

22、機、數(shù)控回轉(zhuǎn)頭壓力機以及無模成型壓力機等。</p><p>　　中央空調(diào)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(chǎn)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

23、板或類似的金屬材料，軋輥轉(zhuǎn)速可調(diào)，工作臺可以上下升降、前后調(diào)節(jié)。工件最終的形狀為“U”型。</p><p>　　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(jīng)輸入裝置水平勻速地送人成型輥壓機，金屬板片經(jīng)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(jīng)輸出裝置送走進入下一走加工裝置[1]。</p><p>　　輥壓成型的功能和用途</p&

24、gt;<p>　　由卷料輥制成的各種剖面形狀的板彎型材，重量輕，生產(chǎn)率高。適用于大批量生產(chǎn)各種復雜剖面形狀的制件。由于使用多對輥輪的連續(xù)成形，可以軋制出許多薄壁、剛度大、質(zhì)輕而且斷面形狀復雜的制件型材。</p><p>　　加上順序輥壓過程可以與沖洗、起伏、卷筒、焊接等多種工藝裝置連動，形成流水作業(yè)，因此生產(chǎn)效率高，成本低，是現(xiàn)代加工制品中廣泛應用和大力推廣的一種無切削加工方，如自來水管、波紋板、自

25、行車鋼圈、塑料龍骨、不銹鋼窗框和各種通風口的生產(chǎn)。</p><p><b>　　輥彎成型</b></p><p>　　在強度要求較高的管件對接焊時，從優(yōu)化焊接結(jié)構(gòu)方面考慮，需要各種規(guī)格的開口襯環(huán)作為焊縫襯墊。襯環(huán)的制作一般采用無縫鋼管機械加工或者板料鈑金加工而成，但在大批量生產(chǎn)中，由于受工廠現(xiàn)在設備限制，通常采用無縫鋼管鋸割下料、車加工割斷、洗缺口機械加工方法制作，特

26、別是當選用較大直徑開口襯環(huán)時，這種加工方法給工廠帶來一定困難，不僅效率低，而且成本高。</p><p>　　針對上述情況，通過工藝實踐，進行工藝攻關，采用板材剪切下料、端頭預彎、輥彎成型的鈑金加工方法；設計制造預彎夾具，在普通車床上進行，收到了良好的效果，生產(chǎn)成本比無縫鋼管機械加工制作成本降低兩倍，效率也提高四倍多。</p><p>　　如圖1-1所示，為某工廠使用的輥彎機結(jié)構(gòu)。其工作原理

27、是將滾花芯軸固定車床主軸上，輥彎夾具固定在刀架上，手動進給中拖板，使輥彎夾具上兩輥輪壓輪壓緊工件，使工件在受到兩輥壓輪一定的力的作用下發(fā)生彎曲與芯軸貼合；主軸旋轉(zhuǎn)，工件靠與芯軸之間的摩擦力帶動旋轉(zhuǎn)，此時工件在輥彎力矩的作用下輥彎、旋轉(zhuǎn)成型[2]。</p><p><b>　　圖1-1輥彎機結(jié)構(gòu)</b></p><p><b>　　本設計的工作內(nèi)容</b

28、></p><p>　　本課題專門針對某風閥體生產(chǎn)商設計風閥體流水線生產(chǎn)過程中的其中一道工序，即將板料軋彎兩個。在了解風閥體的使用狀況和軋制工藝的前提下，做一個總體設計，側(cè)重點在動力箱的設計。在熟悉板料彎曲理論的基礎上，設計出板料彎邊機的工作原理。具體工作內(nèi)容如下。</p><p>　　1．軋制工藝設計及相關計算 這部分內(nèi)容是在閱讀大量軋制工藝資料的前提下，對風閥體的整個加工工藝過

29、程作一個分析，這是作為板料彎邊機工作原理設計的重要參考依據(jù)。其次是對毛坯料進行初步計算、咬入條件計算和確定板料彎曲的最終加工方案。</p><p>　　2．板料彎邊機的總體方案設計 這部分內(nèi)容包括軋機的方案比較、結(jié)構(gòu)及構(gòu)件的選擇、軋機的工作原理及結(jié)構(gòu)特點分析等。</p><p>　　3．動力箱的設計 這部分為本設計的主要內(nèi)容，是對動力箱整個傳動裝置的設計。包括電機的選擇、傳動裝置的運動

30、及動力計算、運動部件的設計計算及校核以及主要機件的選用與校核等。</p><p>　　4．UG三維設計 對UG的應用簡介、零件的設計過程、零件的裝配過程、爆炸過程及運動仿真等。</p><p>　　5．編寫設計說明書 寫出設計說明書、繪制軋機總裝圖、動力箱的裝配圖及主要零件工作圖。</p><p><b>　　軋制工藝設計及計算</b>&l

31、t;/p><p><b>　　毛坯料的計算</b></p><p><b>　　計算板材的尺寸</b></p><p>　　風閥體板料縱向長度為1424mm，材料許用應力M，彈性模量M。軋制后截面幾何形狀及尺寸見圖2-1。 </p><p><b>　　M</b></p>

32、;<p>　　圖2-1 板材截面幾何形狀及尺寸</p><p>　　板料拉伸后彎角處中性層長度可表示為</p><p><b>　　式中 ，º；</b></p><p><b>　　由于，可得。</b></p><p><b>　??；</b></

33、p><p><b>　　，mm。</b></p><p>　　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。</p><p><b>　　最小彎曲半徑</b></p><p>　　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

34、 (2-1)</p><p>　　式中 。由手冊，查得C為0.5。因此， 。</p><p><b>　　本設計的。 </b></p><p><b>　　咬入條件計算</b></p><p>　　本設計要求兩個軋彎

35、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。</p><p

36、>　　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

37、（考慮到回彈）[3]。</p><p>　　1．對每道軋制力進行計算 查表得，可得。軋制的受力幾何圖見圖2-2。</p><p>　　圖2-2 軋制的受力幾何圖</p><p>　　根據(jù)公式 (2-2)</p><p><b>　　mm</

38、b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　即R要大于65mm，初定軋輥半徑為70mm</p><p>　　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</p><p>　　=18.772 mm</p><p>　　因此，

39、可得到彎曲力矩的計算式</p><p><b>　　(2-3)</b></p><p>　　彎曲中心層半徑為 mm</p><p><b>　　N.mm</b></p><p>　　又由彎曲力的計算式為 (2-4)

40、 mm</p><p>　　代入上式，可得 N</p><p>　　又由阻力矩的計算式 </p><p>　　其中， mm</p><p>　　代入上式，得到 N.mm</p><p>　　由摩擦力 N</p>

41、<p>　　得到， N.mm。</p><p>　　則總力矩為 N.mm</p><p>　　根據(jù)上述的計算過程，可以得到各道次軋制力見表2-1。</p><p>　　表2-1 各道次軋制力計算</p><p><b>　　終定方案</b></p>

42、<p>　　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。</p><p>　　六對主扎輥角度分別為0度、20度、40度、60度、80度、90度。</p><p>　　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）。</p><p>　　表2

43、-2 第一個彎角所受的彎矩</p><p>　　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。</p><p><b>　　總體方案設計</b></p><p>　　機床設計和其他產(chǎn)品設計一樣，都是根據(jù)市場的需求、現(xiàn)有制造條件和可

44、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。</p><p>　　隨著科學技術的發(fā)展，機床設計工作已經(jīng)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(chǎn)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(chǎn)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

45、短了產(chǎn)品的制造周期，可更好地滿足市場的需求。</p><p>　　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3-1。</p><p>　　圖3-1 彎邊機的設計流程圖</p><p><b>　　總體布局</b></p><p>　　風閥體板料彎邊機現(xiàn)在主要有兩種形式，即立式與臥式。</p>

46、<p>　　立式結(jié)構(gòu)雖然占用空間小，但在實際流水線生產(chǎn)過程中存在連續(xù)性差，生產(chǎn)效率低，且結(jié)構(gòu)復雜、工藝性差、成本高等缺點。</p><p>　　臥室結(jié)構(gòu)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(chǎn)效率高，而且結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、安裝方便且傳動鏈易于控制等優(yōu)點。</p><p>　　綜合對比以上兩種結(jié)構(gòu)形式，顯然臥式結(jié)構(gòu)最適合風閥體生產(chǎn)廠家的實際情況，所以本設計選用臥式結(jié)構(gòu)

47、。</p><p><b>　　結(jié)構(gòu)及構(gòu)件選擇</b></p><p>　　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3-2。</p><p>　　圖3-2 彎邊機總體圖</p><p>　　由于本設備的整個工作臺可以上下、前后調(diào)整位置，電機與減速箱的距離是可變的，因此采用了帶傳

48、動，并且可以通過調(diào)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)速恒定。在

49、電機的選擇上，因為要求軋輥的轉(zhuǎn)速可調(diào)，所以采用了變頻調(diào)速器來實現(xiàn)電機的無級變速。</p><p><b>　　工作原理</b></p><p>　　如圖3-2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(nèi)，箱體間通過聯(lián)軸器連接。每根蝸桿帶動一根蝸輪軸旋轉(zhuǎn)。大齒輪與蝸輪同軸，每個大齒輪分別與其左右兩側(cè)的兩個大齒輪

50、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(zhuǎn)。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(jīng)過萬向聯(lián)軸器接到12對主軋輥軸上，經(jīng)過調(diào)速電機，使軋輥獲得所需的轉(zhuǎn)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。</p><p><b>　　結(jié)構(gòu)特點</b></p>

51、<p>　　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(cè)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(zhuǎn)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(diào)整工作臺的高度，以適應自動化生產(chǎn)線中下

52、一道工序?qū)ぜ叨鹊囊?，在本設備中采用了蝸桿傳動和螺旋傳動相結(jié)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(zhuǎn)轉(zhuǎn)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[11]。</p><p><b>　　傳動裝置設計</b></p><p><b>　　電機的選擇</b>&

53、lt;/p><p>　　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(zhuǎn)速n為 </p><p><b>　　(4-1)</b></p><p>　　其中，v=0.25m/

54、s (4-2)</p><p><b>　　代入上式，得</b></p><p><b>　　取 </b></p><p>　　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。</p><p><b>　　N.mm</b><

55、/p><p><b>　　KW</b></p><p>　　考慮到經(jīng)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(zhuǎn)速電機，轉(zhuǎn)速為1500r/min[4]。</p><p><b>　　動力箱的傳動方案</b></p>

56、<p>　　本設計所采用5.5KW（Y132W—4）型同步轉(zhuǎn)速電機，由上可知轉(zhuǎn)速為1500r/min。軋制速度初定為10m/min=0.167m/s。則有</p><p>　　動力箱的傳動示意圖見圖4-1。先經(jīng)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。</p><p>　　1．電機 2.皮帶3.9.聯(lián)軸器 4.渦桿軸 5.蝸桿 6.大齒輪

57、</p><p>　　7.萬向聯(lián)軸器 8.10.小齒輪</p><p><b>　　圖4-1 傳動方案</b></p><p>　　傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算</p><p><b>　　分配傳動比</b></p><p>　　考慮到蝸輪蝸桿的傳動能力較大，為進一步簡化結(jié)構(gòu)

58、，方便零件的生產(chǎn)和加工，增強機構(gòu)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(zhuǎn)速傳動?，F(xiàn)分配如下。</p><p>　　1）分配傳動比，初定帶傳動；</p><p><b>　　2）變速器第一級；</b></p><p><b>　　3）變速器第二級；</b></p><p&g

59、t;<b>　　所以總傳動比。</b></p><p><b>　　各軸的轉(zhuǎn)矩計算</b></p><p>　　0軸，即為電機軸，其轉(zhuǎn)矩計算如下。</p><p><b>　　kw， r/min</b></p><p>　　N.m (4-3)</p&g

60、t;<p>　?、褫S，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</p><p><b>　　kw</b></p><p><b>　　r/min</b></p><p><b>　　N.m</b></p><p>　?、蜉S，即為減速器蝸輪軸

61、,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</p><p><b>　　kw</b></p><p><b>　　r/min</b></p><p><b>　　N.m</b></p><p>　?、筝S，即為下軋輥軸, 查得齒輪傳

62、動的效率為0.97,滾動軸承的效率0.98,則可得</p><p><b>　　kw</b></p><p><b>　　r/min</b></p><p><b>　　N.m</b></p><p>　　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

63、，則可得</p><p><b>　　kw</b></p><p><b>　　r/min</b></p><p><b>　　N.m</b></p><p>　　由上述計算，可得到各軸的傳動參數(shù)見表4-1</p><p>　　表4-1 各軸傳動參數(shù)&l

64、t;/p><p><b>　　軸徑初定</b></p><p>　　1．Ⅰ軸 蝸桿軸由關系式 </p><p><b>　　(4-4)</b></p><p>　　采用45鋼，，代入上式，得到</p><p><b>　　mm<

65、/b></p><p>　　即最小直徑應大于21mm。</p><p>　　2．Ⅱ軸， 蝸輪軸由關系式 </p><p>　　其中，，采用45鋼，取。代入上式，得到 </p><p>　　即最小直徑應大于35mm。</p><p>　　3．Ⅲ軸 即為下軋輥軸由關系式

66、 </p><p>　　其中，，采用45鋼，取，代入上式，得到</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　即最小直徑應大于35mm。</p><p>　　4．Ⅳ軸 蝸輪軸由關系式 </p><p>　　其中，，采用4

67、5鋼，取。代入上式，得到 </p><p><b>　　mm</b></p><p>　　即最小直徑應大于34mm。</p><p>　　由上述計算，可得各軸的最小半徑見表4-2。</p><p>　　表4-2 各軸的最小半徑</p><p>　　運動部件的設計計算與校核</p>

68、<p><b>　　帶輪計算</b></p><p>　　由上一章可知，電動機為Y132W-4，功率P=5.5KW，轉(zhuǎn)速n=1440r/min。則帶輪的設計計算與校核具體如下。</p><p>　　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</p><p>　　功率 Pc=Ka.P=1.35.5=7.15 K

69、W</p><p>　　選帶型號，由功率Pc可知，取B型</p><p>　　小帶輪直徑，可取D1=100mm</p><p>　　大帶輪直徑，由D2==170 mm （設）</p><p>　　大帶輪轉(zhuǎn)速， =838.5 r/min</p><p>　　2．計算帶長 由以下公式</p>

70、<p><b>　　=135 mm</b></p><p><b>　　=35 mm</b></p><p>　　初定中心距a=600mm。</p><p><b>　　則帶長</b></p><p>　　=1636.04 mm</p><p>

71、;　　基準長度取 mm。</p><p>　　3．求中心距和包角 中心距</p><p><b>　　=687 mm</b></p><p><b>　　小輪包角</b></p><p><b>　　=173.52°。</b></p>

72、<p>　　4．求帶根數(shù) 帶速</p><p>　　=7.536 m/s</p><p><b>　　傳動比</b></p><p><b>　　=1.26</b></p><p>　　帶根數(shù) 可查得P0=1.27KW，Ka=0.74，取KL=0.92，得到</p>&l

73、t;p><b>　　=5根</b></p><p>　　5．計算軸上載荷 張緊力</p><p>　　=235.3 N (由表11.4 q=0.17kg/m )</p><p>　　軸上載荷 </p><p><b>　　=2

74、350 N</b></p><p><b>　　蝸桿蝸輪設計</b></p><p>　　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。</p><p>　　1．初選 當量摩擦系數(shù)，</p><p>　　取大值，選值，在i=40線上中間區(qū)域選一點，有&l

75、t;/p><p><b>　　。</b></p><p>　　2．中心距計算 蝸輪轉(zhuǎn)矩</p><p>　　=347637 N.mm</p><p><b>　　使用系數(shù)取</b></p><p>　　轉(zhuǎn)速系數(shù)，=1.08</p><p>　　彈性系數(shù)，

76、根據(jù)蝸輪副材料查得</p><p>　　壽命系數(shù)，=1.13<1.6</p><p><b>　　接觸系數(shù)，可查得</b></p><p>　　接觸疲勞極限，可查得</p><p>　　接觸疲勞最小安全系數(shù)，自定，選</p><p>　　中心距，

77、 </p><p>　　，取a=190mm。</p><p>　　3．傳動基本尺寸 蝸桿頭數(shù)</p><p><b>　　查表得</b></p><p><b>　　蝸輪齒數(shù)，=40 </b></p><p><b>　　模數(shù)， </b><

78、/p><p><b>　　取。</b></p><p><b>　　蝸桿分度圓直徑，</b></p><p><b>　　取 mm。</b></p><p><b>　　蝸輪分度圓直徑，</b></p><p><b>　　=

79、280 mm</b></p><p><b>　　蝸桿導程角，，查得</b></p><p>　　蝸輪寬度， </p><p><b>　　取。</b></p><p>　　蝸桿圓周速度，=4.995 m/s</p><p>　　相對滑動速度，=5.02

80、m/s</p><p>　　當量摩擦系數(shù)，可查得</p><p><b>　　，。</b></p><p>　　4．齒面接觸疲勞強度驗算 許用接觸應力，</p><p>　　=202.3 MPa</p><p><b>　　最大接觸應力，</b></p>&l

81、t;p>　　=171.6<202.3MPa合格。</p><p>　　5．輪齒彎曲疲勞驗算 齒根彎曲疲勞極限</p><p><b>　　可查得</b></p><p>　　彎曲疲勞最小安全系數(shù)，自取，</p><p>　　許用彎曲疲勞應力，=82 MPa</p><p>　　輪齒最

82、大彎曲應力， </p><p>　　=27.6<82 MPa合格。</p><p>　　6．蝸桿軸撓度驗算 軸慣性矩，</p><p>　　=5.96×106mm4，</p><p><b>　　允許蝸桿撓度,得</b></p><p><b>

83、　　蝸桿撓度，</b></p><p>　　=0.027 mm合格。</p><p>　　7．溫度計算 傳動嚙合效率，</p><p><b>　　=0.807</b></p><p><b>　　攪油效率，自定，</b></p><p><b>　　

84、軸承效率，自定，</b></p><p><b>　　總效率,=0.79</b></p><p>　　散熱面積估算, =1.467m2</p><p><b>　　箱體工作溫度</b></p><p>　　=52.6°＜70°合格[5]。</p><

85、;p><b>　　齒輪傳動設計</b></p><p>　　第一對齒輪的傳動設計</p><p>　　齒輪用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB~286HB，平均取240HB。計算步驟如下。</p><p>　　1．齒面接觸疲勞強度計算</p><p><b>　?。?）初步計算</b><

86、/p><p>　　轉(zhuǎn)矩，=288808 N.m</p><p>　　齒寬系數(shù)，由表12.13，取</p><p>　　接觸疲勞極限，由圖12.17C，取</p><p>　　初步計算的許用接觸應力，</p><p><b>　　，可查得</b></p><p>　　初步計算的小

87、齒輪直徑， </p><p>　　取d1=180mm。</p><p>　　初步齒寬，=57.6，取 mm。</p><p><b>　?。?）校核計算</b></p><p>　　圓周速度，=0.214 m/s</p><p><b>　　精度等級選8級<

88、/b></p><p>　　齒數(shù)Z和模數(shù)m，取齒數(shù)</p><p><b>　　使用系數(shù)，可查得</b></p><p><b>　　動栽系數(shù)，可查得</b></p><p>　　齒間載荷分配系數(shù)，先求</p><p><b>　　N</b><

89、;/p><p>　　由此得， 。 </p><p><b>　　齒向載荷分布系數(shù),</b></p><p><b>　　=1.502</b></p><p><b>　　載荷系數(shù)，=</b></p><p><b>

90、　　彈性系數(shù)，可查得=</b></p><p>　　節(jié)點區(qū)域系數(shù)，可查得=2.5</p><p>　　接觸最小安全系數(shù)，可查得=1.05</p><p><b>　　總工作時間，</b></p><p><b>　　應力循環(huán)次數(shù)，=</b></p><p>　　接

91、觸壽命系數(shù)，可查得</p><p><b>　　接觸應力， MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　驗算， < </p><p>　　計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。</p>

92、<p>　?。?）確定傳動主要尺寸和實際分度圓直徑</p><p>　　模數(shù)取標準值m=6，齒數(shù)為Z=30。對分度圓進行圓整，即</p><p><b>　　mm </b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　中心距a</b><

93、/p><p><b>　　a= mm</b></p><p><b>　　齒寬b</b></p><p><b>　　= mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　2．齒根彎曲疲勞強度驗算 驗算如下,

94、</p><p><b>　　重合度系數(shù)，=</b></p><p><b>　　齒間載荷分配系數(shù)，</b></p><p>　　齒向載荷分配系數(shù)，=取=1.21。</p><p><b>　　載荷系數(shù)，</b></p><p>　　齒型系數(shù)，可查得=2

95、.34，=2.34</p><p>　　應力修正系數(shù)，可查得=1.72，=1.72</p><p>　　彎曲疲勞極限，可查得=600 MPa，=450 MPa</p><p>　　彎曲最小安全系數(shù)，可查得=1.2</p><p><b>　　應力循環(huán)次數(shù)，，</b></p><p>　　彎曲壽命系

96、數(shù)，可查得=0.95，=0.97</p><p><b>　　尺寸系數(shù)，=1.0</b></p><p><b>　　許用彎曲應力</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><

97、;p><b>　　驗算 </b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　〈，〈</b></p><p>　　傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。</p><

98、;p>　　第二對齒輪的傳動設計</p><p>　　齒輪用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB~286HB，平均取240HB。計算過程如下。</p><p>　　1．齒面接觸疲勞強度計算</p><p><b>　?。?）初步計算</b></p><p>　　轉(zhuǎn)矩 T3，=271345 N.m</p>

99、<p><b>　　齒寬系數(shù)，可查得</b></p><p>　　接觸疲勞極限，可查得</p><p>　　初步計算的許用接觸應力，</p><p>　　，可查得初步計算的小齒輪直徑 </p><p><b>　　取。</b></p><p>　　初步齒寬，=44.

100、8mm，取。</p><p><b>　　（2）校核計算</b></p><p>　　圓周速度=0.167(m/s)</p><p><b>　　精度等級，選8級</b></p><p>　　齒數(shù)Z和模數(shù)m，取齒數(shù)</p><p><b>　　取m=6mm</

101、b></p><p><b>　　使用系數(shù)，可查得</b></p><p><b>　　動栽系數(shù)，可查得</b></p><p><b>　　齒間載荷分配系數(shù) </b></p><p><b>　　N</b></p><p>

102、<b>　　由此得。</b></p><p><b>　　齒向載荷分布系數(shù) </b></p><p><b>　　=1.325</b></p><p><b>　　載荷系數(shù)=</b></p><p><b>　　彈性系數(shù)，可查得=</b&g

103、t;</p><p>　　節(jié)點區(qū)域系數(shù)，可查得=2.5</p><p>　　接觸最小安全系數(shù)，可查得=1.05</p><p><b>　　總工作時間，h</b></p><p><b>　　應力循環(huán)次數(shù)=</b></p><p>　　接觸壽命系數(shù)，可查得</p>

104、<p><b>　　接觸應力,</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　驗算，</b></p><p><b>　　<</b>&l

105、t;/p><p>　　計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。</p><p>　?。?）確定傳動主要尺寸和實際分度圓直徑。</p><p>　　模數(shù)取標準值m=6，齒數(shù)為Z=25。對分度圓進行圓整，即</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm

106、</b></p><p><b>　　中心距a</b></p><p><b>　　a=mm</b></p><p><b>　　齒寬b</b></p><p><b>　　b1=mm</b></p><p><b

107、>　　mm取==63mm</b></p><p>　　2．齒根彎曲疲勞強度驗算 步驟如下</p><p><b>　　重合度系數(shù),=</b></p><p><b>　　齒間載荷分配系數(shù)，</b></p><p>　　齒向載荷分配系數(shù)，=</p><p>

108、<b>　　取=1.21。</b></p><p><b>　　載荷系數(shù),</b></p><p>　　齒型系數(shù)，可查得=2.34，=2.34</p><p>　　應力修正系數(shù)，可查得=1.72，=1.72</p><p>　　彎曲疲勞極限，可查得=600MPa，=450MPa</p>

109、<p>　　彎曲最小安全系數(shù)，可查得=1.2</p><p><b>　　應力循環(huán)次數(shù)，，</b></p><p>　　彎曲壽命系數(shù)，可查得=0.95，=0.97</p><p><b>　　尺寸系數(shù)，=1.0</b></p><p><b>　　許用彎曲應力，</b&g

110、t;</p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　〈，〈<

111、;/b></p><p>　　故傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。</p><p><b>　　軸的校核計算</b></p><p>　　本動力箱共有四類軸，分別為減速器高速軸(蝸桿軸)、減速器蝸輪軸、下軋輥軸和上軋輥軸。由于第一個動力箱受力相對較大，故本校核計算以第一個箱體為例，而這四根軸中，在取同樣的軸徑下，以減速器高速軸(蝸桿軸)受

112、力最大，也最為復雜。故只校核減速器高速軸(蝸桿軸)即可。以下以彎曲應力計算法進行校核。</p><p>　　減速器高速軸(蝸桿軸)的校核計算如下。</p><p>　　1.初步計算 軸的計算如下。</p><p>　　1）最小軸徑的計算，有關系式 </p><p><b>　　(5-1)</b></p>

113、<p>　　采用45鋼，故。mm，即最小直徑應大于21mm。</p><p><b>　　2）小齒輪受力計算</b></p><p><b>　　圓周力，N.mm</b></p><p><b>　　徑向力，N.mm</b></p><p>　　軸的受力見圖5-1

114、，</p><p>　　圖5-1 軸的受力圖</p><p><b>　　計算支承反力為，</b></p><p><b>　　水平面反力，</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　垂直面反力，</b&

115、gt;</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　由彎矩公式得到</b></p><p><b>　　水平面的最大彎矩，</b></p><p><b>　　N.mm</b></p><p><b&g

116、t;　　垂直面的最大彎矩，</b></p><p><b>　　N.mm</b></p><p>　　水平面（xy平面）受力圖見圖5-2a，</p><p>　　垂直面（xz平面）受力圖見圖5-2c，</p><p>　　水平面彎矩圖見圖5-2b，</p><p>　　垂直面彎矩圖見圖

117、5-2d，</p><p>　　FQ=2350N Fr1=8333.3N</p><p>　　Fr1′=3033.1N FR=665.9N</p><p>　　圖5-2a 軸的水平面受力圖</p><p>　　圖5-2b 軸的水平面彎矩圖</p>

118、<p>　　圖5-2c 軸的垂直面受力圖</p><p>　　MXZ=220832.45N.mm</p><p>　　圖5-2d 軸的垂直面彎矩圖</p><p><b>　　合成彎矩為，</b></p><p><b>　　=N.mm</b></p><p>　

119、　合成彎矩見圖5-3，轉(zhuǎn)矩見圖5-4，</p><p>　　MXy=80377.15N.mm</p><p>　　圖5-3 軸的合成彎矩圖</p><p><b>　　T=400N</b></p><p>　　圖5-4 軸的轉(zhuǎn)矩圖</p><p><b>　　許用應力為，</b&g

120、t;</p><p><b>　　用插入法可得到，</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　應力校正系數(shù)，</b></p><p><b>　　當量轉(zhuǎn)矩，</b></p><p><b&

121、gt;　　N.mm</b></p><p>　　當量轉(zhuǎn)矩見圖5-5，</p><p>　　αT=232000N.mm</p><p>　　圖5-5 軸的當量轉(zhuǎn)矩圖</p><p>　　當量最大彎矩發(fā)生安裝在小齒輪的中間截面處[6]，則，</p><p><b>　　=</b></

122、p><p>　　=320399.08 N.mm</p><p>　　當量彎矩圖如圖5-6，</p><p>　　圖5-6 當量彎矩圖</p><p><b>　　3）校核軸徑</b></p><p><b>　　校驗</b></p><p><b&g

123、t;　　=34mm</b></p><p>　　所以軸并無嚴重過載,不要進行強度校核[7]。</p><p>　　主要機件的選用與校核</p><p><b>　　箱體的選擇</b></p><p>　　焊接結(jié)構(gòu)較之鑄造結(jié)構(gòu)具有強度和剛度高、重量輕、生產(chǎn)周期短以及施工簡便等優(yōu)點。如表6-1，對鑄造與焊接的優(yōu)缺

124、點進行比較[8]。</p><p>　　表6-1 鑄造焊接比較</p><p>　　綜上類比，最后選擇焊接箱體，選擇板材為25mm的Q235。</p><p><b>　　軸承的選擇及校核</b></p><p><b>　　軸承的選擇</b></p><p>　　根據(jù)文獻進

125、行類比，考慮到軸承同時受到徑向和軸向的聯(lián)合載荷，故選擇圓錐滾子軸承。其承載能力大，且內(nèi)、外圈可以分離，方便安裝同時又能進行游隙調(diào)整，非常適合本動力箱。</p><p><b>　　軸承的校核</b></p><p>　　動力箱頭端的軸承相對以其他軸承所承載的載荷較大且復雜，故該校核以頭端軸承為準進行校核計算，現(xiàn)計算如下。</p><p>　　已

126、知傳動功率，轉(zhuǎn)速。要求軸承的使用壽命大于，脂潤滑。</p><p>　　蝸桿圓周力,=3700 N</p><p><b>　　周向力, N</b></p><p><b>　　軸向力,</b></p><p>　　并求得兩軸承的徑向反力分別為 N， N。</p><p>　

127、　力的作用方向見圖6-1</p><p>　　圖6-1 軸承的受力圖</p><p>　　1．壽命計算 附加軸向力FR=FA×tan20°=377N</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　軸承

128、軸向力，因>軸承2被壓緊Fa1=Fs1=278.44N</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　，可查得</b></p><p><b>　　可查得</b></p><p>　　沖擊載荷系數(shù)，考慮中等沖擊，可查得</p><

129、p><b>　　當量載荷系數(shù),</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　軸承壽命，因，只計算軸承2壽命</p><p><b>　　></b></p><p

130、>　　2．靜載荷計算，可查得</p><p><b>　　當量靜載荷 MPa</b></p><p>　　(MPa)取大者，故。</p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　MPa取大者，故 N。</p><p>　　安全系數(shù)，正常使用滾子軸承。可查

131、得</p><p>　　計算額定靜載荷，=2.53553=8883N</p><p>　　3．許用轉(zhuǎn)速驗算 載荷系數(shù)，</p><p><b>　　，可查得=1</b></p><p><b>　　，可查得=1</b></p><p>　　載荷分布系數(shù)，，可查得=0.96&

132、lt;/p><p><b>　　，可查得=0.75</b></p><p>　　許用轉(zhuǎn)速，=4800r/min</p><p><b>　　r/min</b></p><p>　　均大于工作轉(zhuǎn)速909r/min。</p><p><b>　　聯(lián)軸器的選擇</b&g

133、t;</p><p>　　由文獻《機械設計》，聯(lián)軸器的選擇原則：對于載荷平穩(wěn)、轉(zhuǎn)速穩(wěn)定、同軸度好、無相對移動的可選用剛性聯(lián)軸器，有相對位移的需選無彈性元件的撓性聯(lián)軸器。載荷和速度不大、同軸度不易保證的，宜選用定剛度彈性聯(lián)軸器；載荷、速度變化較大的最好選用具有緩沖、減振作用的變剛度彈性聯(lián)軸器。對于動載荷較大的機器，宜選用重量輕、轉(zhuǎn)動慣量小的聯(lián)軸器。對聯(lián)軸器的其他要求是：裝拆方便，尺寸較小，質(zhì)量較輕，維護簡單等。&l

134、t;/p><p>　　經(jīng)過對各類聯(lián)軸器的類比，結(jié)合本機床的使用環(huán)境、工作要求等因素最終選擇彈性萬向聯(lián)軸器。它具有結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、維護方便、允許軸向移動大等特點。萬向材料為MC尼龍。尼龍有一定的彈性，彈性模量比金屬底得多，可緩沖沖擊。尼龍耐磨性好，摩擦系數(shù)小，有自潤滑作用。非常適合本設計要求。</p><p><b>　　UG三維建模</b></p>&l

135、t;p><b>　　UG簡介</b></p><p>　　UG軟件是當今世界上最先進緊密集成的面向制造業(yè)的CAX高端軟件，是知識驅(qū)動自動化技術領域中的領先者，在航空汽車機械電器電子玩具等工業(yè)領域的應用非常廣泛。 </p><p>　　由于具有強大而完美的功能，UG幾乎成為三維CAD/CAM領域的一面旗幟和標準，因而在國外大學院校里已成為學習工程類轉(zhuǎn)移必修的專業(yè)課