摆碾铆合力矩

3摆辗的力能参数计算3.1接触面轮廓曲线方程摆辗过程中工件与铆头接触的端面为螺旋曲面，其螺距为每转进给量S（mm/s）。因S的大小与工件半径相比很小（/1/40sR），可以把工件的这个端面近似为平面。在图示3-1所示的三维坐标系中，该平面方程为（将螺旋曲面简化为螺旋面）：cossinzxs摆辗的摆动模锥面方程为222()zxytg图3-1摆辗的接触面积联立上式，解得接触轮廓曲线方程222222coscosssxytgtg0cos1当时，,(6,cos60.99510cos100.985)上式可简化为：21sxtgYtgs3.2摆辗的接触面投影面积3.2.1圆盘件其受力后的投影图如土3-2所示。在滚压过程中，忽略工件和模具的弹性变形，也忽略工件在径向的塑性变形，则AOB是过圆心的直线。图3-2摆辗的接触投影分析图接触面投影面积由AOBCDA轮廓围成，忽略辗压引起的工件外轮廓变形，则工件轮廓方程为：222xyR联立21sxtgytgs（ADC的曲线方程）求得C点坐标为：tancsxR21csRtgytgsA点坐标为：2Asxtg0Ay定义：/2tsRg由几何关系：BOC则：111coscos(1)cos(1)2cxsRRtg截面轮廓曲线ADC转化为极坐标方程：21cosR3.2.2环形件其投影分析图如图3-3所示，由前面可以知：图3-3投影分析图1cos(1)1AOD联立222xyr21sxtgytgs求得A点坐标为：Asxrtg21Asrtgytgs3.3接触面积系数接触面积与坯料原始面积之比2/F触（R）波兰马尔辛民克教授提出的公式：=0.45√s2Rtan𝛾胡克民公式：32241(1)3(0)2tansR其中当是变值时，也是变值摆碾动力头设计方案1.摆碾动力头预选参数表1.1摆碾动力头参数指标铆装压力旋压铆合直径每转进给量摆碾倾角工作台行程工作台行程调节生产量轨迹电动机转速F=192KN内径16mm，外径28mmS=0.2mm/r41020mm100mm612件/min圆轨迹n=730r/min2.摆碾动力头参数计算2.1摆碾铆合装配力矩计算图2.15中是铆合装配时工件与铆头接触面的水平投影。其中F是铆头给工件的正压力，可分解为垂直压力𝐹𝑛，水平压力𝐹𝑡。由正压力引起的摩擦力T，也可以分解为水平分力𝑇𝑡和垂直分力𝑇𝑛，其中为咬合角。根据切应力估算摆碾力矩的计算公式如下：𝑀𝑅=∫𝑐𝑜𝑠𝛾𝜌𝑠𝑖𝑛𝜃𝑃t𝑆𝐴𝑑𝑆𝐴(2.1)式中计算摆碾力矩的计算比较复杂，所以一般采用下式估算：𝑀𝑅=𝑅𝑥cos𝛾sin(𝑥𝜃𝑎)cos𝜑2𝐹𝑡𝐵(2.2)其中铆头倾角。中性面位置的半径𝑅𝑥，计算公式如下：𝑅𝑥=𝑑+0.67(𝐷−𝑑)2(2.3)𝑅𝑥=16+0.67(28−16)2=12.020𝑅𝑥所对应的接触面积的转角𝜃𝑎，计算公式如下𝜃𝑎=cos−1(1−2𝑅𝑅𝑥)(2.4)𝜃𝑎=cos−1(1−21412.020.074)=34.145°d是被铆工件的轴端内径，D是被铆工件的轴端的外径，R为半径。转角的计算公式如下：=𝑠2𝑅tan𝛾(2.5)=0.2214tan5.5=0.074合作用力径向相交处的轧制切入角：=𝑥𝜃𝑎𝑐𝑜𝑠𝛾(2.6)=0.6534.145/cos5.5=22.297°其中x为系数，0.5x1,此处取值x=0.65。摆碾的切向分力𝐹t，其计算公式如下:𝐹t=Fsin𝛾cos2(2.7)𝐹t=192103sin5.5°cos22.297°2=17026.430𝑁限转系数B，当无限转时，B取值为1，当有限转时，其计算公式如下：𝐵=1+7𝑡𝑎𝑛𝛾+𝐹̅𝜎𝑠𝑓(2.8)𝐹̅=c𝜎𝑠(2.9)B=1+7tan5.5+0.2=1.874其中𝜎𝑠为材料屈服极限的应力值，𝐹̅为平均单位压力,c为常数，取值c=1。综合上述公式和数据，由2-1可得𝑀𝑅=12.020cos5.5°sin(0.6534.145°)cos22.297°217026.4301.874=141.489𝑁∙𝑚3.动力头电动机选取3.1动力头电动机功率P：P=𝑀𝑛9550(kw)(3.1)P=141.4897309550=10.82其中M为转矩，n为转速。查机械设计手册可得表9-10.1Y系列电动机的技术数据电动机型号额定功率P/kW满载转速ｎ／(r·min-1)堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩同步转速ｎ=750(r/min)，8极Y180L-8117301.72.0初步选Y180L-6电动机，具体参数如上表。3.2电动机的验算电动机驱动力矩:M=9550𝑃𝑛M=955011730=143.904𝑁∙𝑚141.489𝑁∙𝑚该电动机符合要求，故采用Y180L-6电动机，安装方式V1。4.动力头关节轴承的选取关节轴承能承受较大的负荷，其主要失效形式为摩擦，磨损，而不是疲劳失效。根据其不同的类型和结构，可以承受径向负荷、轴向负荷或径向、轴向同时存在的联合负荷。本设计选用的关节轴承受纯径向载荷，材料选取为钢-钢，d=5400mm。4.1钢-钢向心关节轴承的径向额定动载荷径向额定动载荷计算公式：𝐶dr=𝑓𝑟𝐶𝑑𝑚(4.1)其中C是外圈宽度，𝑑𝑚是轴承球径,𝑓𝑟向心关节轴承额定动载荷模量。查《中华人名共和国机械行业标准JB/T8565-2010》可得取𝑓𝑟=85。4.2工作能力计算与初润滑的寿命计算4.2.1工作能力的计算关节轴承材料为钢-钢，查《中华人名共和国机械行业标准JB/T8565-2010》可得：𝑣≤[𝑣]=100mm∙𝑠−1(4.2)𝑝≤[𝑝]=100N∙mm∙𝑠−2(4.3)𝑝𝑣≤[𝑝𝑣]=400N∙mm∙𝑠−2∗mm∙𝑠−1(4.4)𝑣=2.908910−4𝛽𝑓𝑑̅𝑚(4.5)其中为摆角，取5.5，为关节轴承摆动频率，取=730，𝑑̅𝑚为滑动球子有效直径。𝑑̅𝑚计算公式如下：𝑑̅𝑚=𝑑𝑚(=1)(4.6)由式4.2，并结合上述数据，可得：𝑣=2.908910−45.5730𝑑𝑚=1.168𝑑𝑚由式4.2可得𝑑𝑚≤85.616mm关节轴承名义接触应力：𝑝=kP𝐶𝑑(4.7)k为耐压系数，取k=100，P为当量动载荷，P=𝑋𝑟𝐹𝑟(4.8)关节轴承径向载荷与轴向载荷的比值：𝐹𝑎/𝐹𝑟=0查《中华人名共和国机械行业标准JB/T8565-2010》可得：𝐹𝑎/𝐹𝑟00.10.20.30.4𝑋𝑟1.001.301.702.453.50故取𝑋𝑟=1，则P=𝐹𝑟=M∙sin𝛾𝑟=143.904103sin5.5°8=1724.073𝑁结合式4.1，4.7和4.8，可以得到𝑝=kP𝑓𝑟∙𝑐∙𝑑𝑚=1001724.07385∙𝑐∙𝑑𝑚=2028.3211𝑐∙𝑑𝑚𝑝𝑣=2028.3211𝑐∙𝑑𝑚1.168𝑑𝑚=2369.0801𝑐由式4.4可得：2369.0801𝑐≤400c≥5.923mm由𝑑𝑚≤85.616mm，c≥5.923mm，查机械设计手册符合要求的向心关节轴承的型号为：GEG45ES其有关数据如下：表4单开缝向心关节轴承轴承型号外形尺寸额定载荷重量dDBc𝑑𝑘rsminrlsmin动载荷静载荷GEG45ES45754328660.61.0151587800.306对说选的向心关节轴承进行验证：𝑣=2.908910−45.573066=77.083100mm∙𝑠−1𝑝=1001724.073852866=1.098100mm∙𝑠−2𝑝𝑣=77.0831.098=84.604400N∙mm∙𝑠−2∗mm∙𝑠−1三项指标都符合要求，故采用单开缝向心关节轴承GEG45ES。4.2.2关节轴承寿命计算关节轴承初始润滑寿命为L=𝛼𝑘𝛼𝑡𝛼𝑝𝛼𝑣𝛼𝑧𝐾𝑚𝐶𝑑𝑣𝑝(4.9)查《中华人名共和国机械行业标准JB/T8565-2010》可得与摩擦副材料有关系数：𝐾𝑚=830载荷特性寿命系数：𝛼𝑘=1温度寿命系数：𝛼𝑡=1载荷寿命系数：𝛼𝑝=𝐺𝑃𝑏=80.5331.0981.465=70.225滑动寿命系数：𝛼𝑣=𝑣0.86𝛽0.84𝑓0.64=77.0830.865.50.847300.64=11945.812润滑寿命系数：𝛼𝑧=0.8G、b为计算变量，其中G=80.533，b=1.465由式4.9结合上述数据可得L=1170.22511945.8120.883085286684.604=1.0341012(摆次)5.球面副的设计与校核5.1球面副的设计球面副材料初步选取：铜-钢，即Z𝐶𝑢𝑃𝑏30−45，上球面副材料为Z𝐶𝑢𝑃𝑏30，下球面副材料为45号钢。查《机械设计手册》可得：Z𝐶𝑢𝑃𝑏30的各项参数：45号钢的各项参数：经过对比，可以看出45号钢力学性能都高于Z𝐶𝑢𝑃𝑏30，所以只需要校核上球面副Z𝐶𝑢𝑃𝑏30的尺寸即可。其中：[p]=25Mpa，[v]=12m/s，[pv]=30Mpam/s查《机械设计手册》可得：𝑝𝑣=𝐹𝑛19100𝐵≤[𝑝𝑣](5.1.1)B=0.8d(5.1.2)由5.1.1和5.1.2可得𝑑≥𝐹𝑛0.819100[𝑝𝑣]=1921037300.81910030=305.76𝑚𝑚取d=310mm，B=248mm球面接触面面积：A=2πrH考虑动力头结构及球面副安装情况，取H=17mm，故A=16556.19mm25.2球面副的校核轴颈圆周速度：𝑣=𝜋𝑛𝑑601000=𝜋730310601000=11.85𝑚/𝑠[𝑣]轴承的平均压力：p=𝐹𝐴=19210316556.19=11.59Mpa[𝑝]轴承材料的pv使用值：𝑝𝑣=𝐹𝑛19100𝐵=19210373019100248=29.59Mpam/s𝑝𝑣6.弹簧的设计与校核6.1初选弹簧的材料和许用切应力根据弹簧的工作条件以及其所受载荷性质，选Ⅰ类载荷弹簧，（受变载荷作用次数在106次方以上），假设弹簧丝d=4mm，查《机械设计手册》可知选用硅锰弹簧钢（60Si2MnA），采用热卷工艺制造。其相关参数如下：许用切应力𝑏：𝑏=1373𝑀𝑃𝑎抗拉强度p：p=445𝑀𝑃𝑎切变模量G：G=79103Mpa弹性模量E：E=2061036.2弹簧的计算6.2.1弹簧丝的直径查GB/T1358-2009，弹簧中径D=28mm，根据《机械设计手册》得其旋绕比公式可得c=D/d=28/4=7，其曲线度系数K：K=4𝑐−14𝑐−4+0.615𝑐求得K=1.40。由弹簧最大应力及强度条件式[τ]≥K8CF𝜋𝑑2变换可得到：d≥1.6√KCFp代入上述数据，求得d≥3.1mm综合考虑弹簧安装在摆头上的要求，取d=4mm，D=20mm6.2.2弹簧的有效圈数假设弹簧的变形量=5mm，则弹簧刚度：k=𝐹=1805=36弹簧有效圈数n:n=𝐺𝑑48𝐷3𝑘=7810344820336=8.6有效圈数取n=9，支承圈数𝑛2=1.5，可得总圈数𝑛1=n+𝑛2=4+1.5=10.56.2.3弹簧的其他尺寸参数弹簧节距p：p