【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 有關(guān)，因而，在使用自動(dòng)卷簧機(jī)卷簧時(shí)，需要對(duì)機(jī)床進(jìn)行精細(xì)的調(diào)整。圖32 工件成形受力分析圖已知： 在送線出口以及二個(gè)圈徑頂桿外，壓力與摩擦力的關(guān)系為： (31)根據(jù)平面作用力系的平衡原理，可得出下面的方程對(duì)O點(diǎn)取矩 (32)將已知參數(shù)與(31)式代入(32)，得： (33)若將看作是已知參數(shù)，則公式（33）可成下式： (34)根據(jù)塑性變形與內(nèi)作用力的關(guān)系，在A點(diǎn)的剖面其應(yīng)力最大，可以認(rèn)為該點(diǎn)的曲率形式了彈簧的圈徑；而該點(diǎn)的曲率是由該點(diǎn)的內(nèi)彎距與內(nèi)軸力聯(lián)合作用的結(jié)果，它們遵循下列的關(guān)系： (35)式中：,并注意帶下標(biāo)的e的參數(shù)，分別是彈性極限時(shí)的曲率，彎矩，軸力，將有關(guān)的參數(shù)代入，得： 將（36）式代入（35）式，經(jīng)整理后得下式： 解得 。將代入（34），得 上式中的及分別為兩個(gè)圈徑頂桿的正壓力，而則為送線滾輪對(duì)鋼絲的推力減去槽板對(duì)鋼絲的摩擦阻力之后得到的數(shù)值，滾輪的推力可估算為： (36)其中：Na的力臂長(zhǎng)取決于鋼絲在槽板中間隙。圖33 工件成形示意圖如圖33所示，假定：則 取動(dòng)摩擦系數(shù),并將有關(guān)的參數(shù)代入（37），可得 。4軸承卡簧卷制機(jī)的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)工作機(jī)所需功率為Pw，由于產(chǎn)量為30只/min，生產(chǎn)卡簧直徑為d=150mm。所以送料速度：電動(dòng)機(jī)所需功率為: (41)從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的傳動(dòng)裝置總效率為： (42)式中 ,由式（42）得 由式（41）得 工作機(jī)滾子軸的轉(zhuǎn)速為：取V帶傳動(dòng)比：，單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng),總傳動(dòng)比合理范圍，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為：綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和帶傳動(dòng)及減速器的傳動(dòng)比，選定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y132M16。表41 電動(dòng)機(jī)性能參數(shù)表電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Pw/kW同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速/電動(dòng)機(jī)質(zhì)量/kg總傳動(dòng)比V帶傳動(dòng) 減速器Y132M164100096075：： 因 。按展開(kāi)式布置，取,可算出，；取。Ⅰ ；Ⅱ ；Ⅲ ；Ⅳ ；Ⅴ 。Ⅰ ；Ⅱ ；Ⅲ ；Ⅳ ；Ⅴ ；Ⅵ 。Ⅰ ；Ⅱ ；Ⅲ ；Ⅳ ；Ⅴ ；Ⅵ 。 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)V帶又分為普通V帶、窄V帶、寬V帶、接頭V帶、聯(lián)組V帶、齒形V帶及大鍥角V帶等10多種。其中普通V帶應(yīng)用最廣，窄帶則在近十年來(lái)應(yīng)用越來(lái)越多。帶傳動(dòng)的主要優(yōu)點(diǎn)是：，傳動(dòng)平穩(wěn)、噪聲??；、過(guò)載時(shí)帶與帶輪接觸面間發(fā)生打滑，可防止損壞其他零件；；，制造、安裝和維護(hù)等均較為方便，成本低廉。帶傳動(dòng)的缺點(diǎn)是：；，增大了軸和軸承的受力；，不夠緊湊；，傳動(dòng)效率較低。鑒于上述特點(diǎn)，帶傳動(dòng)主要適用于：，多用于原動(dòng)機(jī)輸出的第一級(jí)傳動(dòng)。帶的工作速度一般為5～30m/s,高速帶可達(dá)60m/s。、小功率傳動(dòng)，通常不超過(guò)50KW。，最大用到10。 a．確定計(jì)算功率查文獻(xiàn)資料【8】表46得工作情況系數(shù) 。b．選擇V帶型號(hào)按，查文獻(xiàn)資料【8】圖411得,選擇A型V帶。，根據(jù)文獻(xiàn)資料【8】圖411及表44，選取小帶輪直徑。v在5～25m/s內(nèi)，合適。 查文獻(xiàn)資料【8】表44選取。 C．確定中心距A和帶長(zhǎng)Ld （43）取。 （44）由式（44）得 選取。；。 （45） 由式（45）得 所以，合適。E．確定V帶根數(shù)Z根據(jù)文獻(xiàn)資料【8】表45，用線性插值法 （46）查表得 ，由式（46）得 取Z=4根，合適。F．計(jì)算單根V帶初拉力查文獻(xiàn)資料【8】表41得 （47）由式（47） H．確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 ，采用實(shí)心輪結(jié)構(gòu)，采用六孔板輪結(jié)構(gòu)。齒輪傳動(dòng)是現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用最廣的一種傳動(dòng)形式。齒輪傳動(dòng)的主要優(yōu)點(diǎn)是：，工作平穩(wěn)，傳動(dòng)準(zhǔn)確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力；，功率從接近于零的微小值到數(shù)萬(wàn)千瓦，圓周速度從很低到300m/s；，=，在常用的機(jī)械傳動(dòng)中，齒輪傳動(dòng)的效率較高；，使用壽命長(zhǎng)；，結(jié)構(gòu)精湊。齒輪傳動(dòng)的主要缺點(diǎn)是：制造和安裝精度要求較高，需專(zhuān)門(mén)設(shè)備制造，成本較高，不宜用于較遠(yuǎn)距離兩軸之間的傳動(dòng)。齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足的基本要求是:，沖擊、振動(dòng)和噪聲小，能保證較好的傳動(dòng)平穩(wěn)性和較高的運(yùn)動(dòng)精度；、質(zhì)量輕的前提下，輪齒的強(qiáng)度高，耐磨性好，承載能力大，能達(dá)到預(yù)期的工作壽命。A．選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級(jí)、齒數(shù)，及齒寬系數(shù)考慮到該減速器的功率不大，故大、小齒輪都選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度分別為221HBS、255HBS，屬軟齒面閉式傳動(dòng)，載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，選7級(jí)精度，小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，按軟齒面齒輪非對(duì)稱(chēng)安裝查文獻(xiàn)資料【8】表65，取齒寬系數(shù)。B．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （48）（a）載荷系數(shù)試選=。（b）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（c）材料系數(shù)查文獻(xiàn)資料【8】表63得 。（d）大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，查文獻(xiàn)資料【8】圖68得。（e）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（工作壽命10年 ，每年工作300天，兩班制）（f）接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻(xiàn)資料【8】圖66得 。（g）確定許用接觸應(yīng)力取安全系數(shù) （a）試算小齒輪分度圓直徑取=， 由式（48）得 （b）計(jì)算圓周速度v（c）計(jì)算載荷系數(shù)K查文獻(xiàn)資料【8】表62得使用系數(shù)；根據(jù)、7級(jí)精度查文獻(xiàn)資料【8】圖610得動(dòng)載系數(shù)；查文獻(xiàn)資料【8】圖613得。則（d）校正分度圓直徑（a）選取模數(shù)（b）兩輪分度圓直徑、。（c）中心距a。（d）齒寬b。取。（e）齒高h(yuǎn)。 （49）（a）大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限、查文獻(xiàn)資料【8】圖69得 。（b）彎曲疲勞壽命系數(shù)、查文獻(xiàn)資料【8】圖67得 。（c）許用彎曲應(yīng)力、 取定彎曲疲勞安全系數(shù)=，應(yīng)力修正系數(shù)=，得 （d）齒形系數(shù)、和應(yīng)力修正系數(shù)、查表64得 ，。（f）計(jì)算大小齒輪的與，并加以比較取其中大值代入公式計(jì)算：小齒輪的數(shù)值大，應(yīng)按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。圖41 1軸的機(jī)構(gòu)與裝配草圖軸在初步完成結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)后，進(jìn)行校核計(jì)算。計(jì)算準(zhǔn)則是滿足軸的強(qiáng)度或剛度要求。進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力，對(duì)于用于傳遞轉(zhuǎn)矩的軸應(yīng)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，對(duì)于只受彎矩的軸（心軸）應(yīng)按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算，兩者都具備的按疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行精確校核等?，F(xiàn)對(duì)主軸1進(jìn)行強(qiáng)度、剛度