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第1章 緒 論 近些年隨著原子能、石油化工、海洋開發(fā)、宇航、軍工等部門的迅速發(fā)展，卷板機作業(yè)的范圍正在不斷的擴大，要求也在不斷提高，現(xiàn)在卷板機已經廣泛應用于鍋爐、造船、石油化工、航空、水電、裝潢、金屬結構等行業(yè)中，用于將金屬板材卷制成圓柱、圓錐或者將任意形狀卷曲成圓柱形或其一部分。 1.1卷板的分類及特點 卷板按照工作狀況分為：冷卷和熱卷兩種。冷卷的精度高，操作方便，要求鋼板不能有缺口及裂縫等缺陷，有時還需在滾彎前進行正火或退火處理。熱卷的最大缺陷是產生氧化皮及明顯熱膨脹。因此，只有當彎制的板超過機器的冷卷能力或彎曲較大時，才能使用熱卷法，但冷卷的板料厚度范圍目前正在日益擴大。生產也應根據(jù)不同卷制方法的特點結合具體情況適當選用。例如有些不允許冷卷的剛度太差，而且彎曲困難。如果采用溫卷的方法就比較合適。 1.2卷板機的分類及特點 卷板機按照輥筒數(shù)量布置形式分為：四輥式卷板機和三輥式卷板機，其中三輥又可以分為對稱式和不對稱式兩種。對稱式三輥卷板機：結構緊湊，重量輕，易于制造、維修，投資小，兩側輥可以作得很近，成形準確。但是剩余直邊大，一般對稱三輥卷板機減小剩余直邊比較麻煩。（如圖1.1-1所示） 不對稱三輥卷板機是一根下輥軸和上輥軸中心水平距離到極小位置，另一根下輥軸放在側邊，所以滾出的零件僅起始端有直邊。這樣在滾零件時，正反兩次輥制就可以消除直邊問題。（如圖1.1-2所示）其缺點為：在滾彎時大大增加了輥軸的彎曲力，使輥軸容易彎曲，影響零件的精度，坯料需要調頭，彎邊，操作不方便，輥筒受力較大，彎卷能力較小。 圖1.1-1非對稱式卷板機 圖1.1-2對稱式卷板機 卷板機按輥位調節(jié)方式可以分為：上調式和下調式兩種，其中上調式可以分為橫豎上調式（機械或液壓調節(jié)）；垂直上調式；下調式又可以分為不對稱下調式（機械或液壓調節(jié)）；對稱下調式（含垂直下調式）（液壓調節(jié)）水平下調式（液壓調節(jié)）。 垂直下調式：結構簡單、緊湊；剩余直邊小，有時設計成上輥可以沿軸向抽出的結構。它的缺點是：彎板時，板料有傾斜動作，對熱卷及重型工件不安全，長坯料必須先經初彎，否則會碰地面。 水平下調式：較四輥卷板機的結構緊湊，操作方便剩余直邊小，坯料始終保持在同一水平面，進料安全方便。其缺點是：上輥軸承間距較大，坯料對中不如四輥卷板機方便。 橫豎上調式：如圖1.1-3，調節(jié)輥筒的數(shù)目最少，具有各種三輥的優(yōu)點，而且剩余直邊小。其缺點：設計時結構復雜不易處理。 圖1.1-3橫豎上調式 圖1.1-4立式 卷板機按照輥筒方位，可以分為立式和臥式。按上輥受力類型，可以分為閉式（上輥中部有托輥）和開式（上輥無中部托輥），其中開式又可以分為有反壓力裝置的和無反壓力裝置的。 立式：如圖1.1-4，消除了氧化皮壓傷，矩形板料可保證垂直進入輥間，防止扭斜，卷薄壁大直徑，長條料等剛性較差的工件時，沒有因自重而下榻的現(xiàn)象，板樣測量較準，占地面積小。其缺點是：短工件只能在輥筒下部卷制，輥筒受力不均勻，易呈錐形；工件下端面與支撐面摩擦影響上下曲率的均勻性，卸料及工件放平料不方便，非矩形坯料支持不穩(wěn)定。 閉式：如圖1.1-5 沒有活動軸承機構結構較簡單，上輥加中間支承輥后可作得很細可彎到較大的曲率，上輥剛度好，工件母線直線度好，下輥間距小，可卷薄板且曲率較準確，上輥行程大，有足夠的位置裝模具，可以作長拆邊機用，但只能卷制圓心角小于180度的弧形板。 圖1.1-5 閉式卷板機 圖1.1-6 四輥卷板機 四輥卷板機有四個輥，（如圖1.1-6所示）上輥是主動輥，下輥可以上下移動，用以夾緊鋼板，兩個側輥可以沿斜向升降，在四輥卷板機上可進行鋼板的預彎工作，它靠下輥的上升，將鋼板端頭壓緊在上下輥之間，再利用側輥的移動使鋼板端部發(fā)生彎曲變形，從而達到所要求的曲率。 它的優(yōu)點是： 1、 預彎及卷圓時，鋼板可不調頭。 2、 上下輥能夾緊鋼板，防止彎曲時滑脫。 3、 側輥能起定位作用，在進料時可使鋼板找正。 便于彎曲錐形件，橢圓形件及仿形加工。 綜合以上各種卷板機的綜合特點，在本次畢業(yè)設計中我選擇了W12 40X2000型四輥卷板機進行設計 1.3 W12X2000型四輥卷板機的用途 W12X2000型四輥卷板機是專供金屬板的卷曲和彎曲圓筒之用，是鍋爐、造船、石油化工、水泥、電機及電器制造業(yè)中的主要設備之一。在常溫的情況下，它可以將長達2m，厚度達40mm的鋼板彎曲成圓柱面、圓錐面或任意形狀的柱面或其一部分，在加熱的情況下，它可以將長達2m,厚度達70mm的鋼板卷曲成圓柱形或其一部分，它可以對一些厚度大，用常規(guī)方法無法彎卷的鋼板進行加工，在加工的過程中它還可以對金屬板端部進行直接彎曲，免去了端部預彎的工序，這是四輥卷板機比一般三輥卷板機優(yōu)越之處。因此，W12X2000型四輥卷板機在鍋爐、造船、石油化工、水泥、電機及電器制造業(yè)中得到了廣泛應用。同時，這種設備的上市大大減輕了工人的勞動強度，提高了企業(yè)的效益。 1.4 傳動系統(tǒng)設計 W12 40X2000型四輥卷板機是以上輥為主動輥，由主電動機通過主減速器及聯(lián)軸器，從而帶動上輥工作，下輥的作用是提供一定的向上力，（設該力為夾緊力W），與上輥一起夾緊所卷鋼板，使上輥與被卷鋼板間產生足夠的摩擦力，在上輥旋轉時能夠帶動鋼板運動。兩個側輥用以形成卷筒所需的曲率，使板料達到所需的目的。 在我設計的這臺四輥卷板機中，我采用了由主電動機通過主減速器以及聯(lián)軸器，從而帶動上輥的旋轉。而下輥的運動我采用在下輥的兩端各放一個液壓缸，通過液壓缸內的液壓油作用于活塞而使下輥能夠實現(xiàn)上下的升降運動，以便夾緊鋼板，用液壓系統(tǒng)來控制下輥筒的升降以及兩個液壓缸在上升的過程中保持同步上升。在下輥的兩側設有兩個側輥，兩個側輥分別由兩個電動機通過兩個單級減速器以及聯(lián)軸器帶動；兩個電動機可以分別單獨控制也可以同時控制，兩個側輥可以沿著機架導軌做傾斜運動，通過絲桿絲母蝸輪蝸桿傳動。 第2章 卷板機軸輥受力分析 2.1作用在卷板機輥子上的彎曲扭矩 板料的最大變形彎矩 M 板料具有原始曲率半徑R1時的初始變形彎矩 式中：截面的形狀系數(shù)，矩形斷面取 材料的相對強化模數(shù)，對于30，35鋼取 W為橫截面的斷面模數(shù)，矩形截面 ，(B為材料寬度，為板材的屈服極限，35鋼=250MPa)；則W= R 為彎曲最小半徑，在最大彎矩產生于板材彎成上輥半徑時，得到彎曲的最小半徑。（，為上輥直徑，mm; B為板材厚度，mm）。 為板材屈服極限 =250MPa 為板料由平板（）開始彎曲時的初始變形彎矩 kgfmm 2.2卷板機的空載扭矩 kgfmm 式中：、、分別為板料、萬向接送和主動輥的重量（kg） d-------------主動輥軸頸的直徑（mm） ------------滑動摩擦系數(shù)。用青銅軸套時，取=0.05-0.08 所以對取 則： kgfmm 2.3四輥卷板機的卷板力 側輥所受的力為 == 輥筒所受到的力為 == 則= 將板料從平板彎曲到時消耗于板料變形的扭矩 因為， 所以 消耗于摩擦阻力的扭矩 式中：f----------滾動摩擦系數(shù)（mm）滾筒與板料間。冷卷f=0.8mm熱卷f=2 mm，工作輥與支承輥間f=0.3mm. ------0.05 、、分別為a、b、c、輥軸徑，其中=288mm, =240mm,=204mm。 所以將上面數(shù)值代入得： 板料松緊的摩擦阻力 = 送進板料所需的拉力T 拉力在軸承中所引起的摩擦損失 機器送板料的總力矩 式中；-----------輥筒與未加工板料見滑動摩擦系數(shù)=0.2 驅動扭矩 作用在卷板機輥子上的壓力（彎曲力） 式中： --------鋼板材料的屈服極限 b---------鋼板的寬度(m) h---------鋼板厚度(mm) t----------兩側輥間的中心距（mm） 作用在卷板機輥子上的彎曲扭矩 式中：D------輥子輥身直徑 r-------能夠卷最小鋼管直徑 則： 第3章 電動機的選擇與計算 3.1功率計算 確定式中各參數(shù)的值： f--------輥子與鋼板的滾動摩擦系數(shù)，鋼板為0.0008 d---------輥筒的軸徑 v---------輥身線速度 ---------傳動效率，0.68---0.80 --------輥子軸承處摩擦系數(shù)，滑動軸承為0.05—0.07 = 考慮到工作機器的安全系數(shù)，取功率為45KW的主電動機。 3.2電動機的選擇 由于四輥卷板機在工作中沒有什么特殊的要求，因此在本次設計中我選用Y系列的電動機。 Y系列的電動機具有效率高，性能好，噪聲小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便的特點，主要應用于灰塵多、土揚水濺的場合、如農用機械、礦山機械、攪拌機、碾米機等，為一般用途電動機。 根據(jù)前面計算的結果，主電動機選擇Y280M-8型三相異步電動機，額定功率45KW，滿載轉速740r/min，額定轉矩1.8，最大轉矩2.0，質量592kg. 第4章 主減速器的設計 4.1電動機的確定 按照設計要求以及工作條件選用Y系列三相異步電動機，臥式封閉結構，電壓380V。 電動機型號的選擇，根據(jù)前面計算的結果，主電動機選擇Y280M-8型三相異步電動機，額定功率45KW，滿載轉速740r/min，額定轉矩1.8，最大轉矩2.0，質量592kg. 減速器中各部分的傳動效率如下： ----聯(lián)軸器效率，=0.99 ----閉式圓柱齒輪傳動效率，=0.97 ----一對滾動軸承效率，=0.99 ----主輥的傳動效率，=0.96 則各部分的傳動效率： =0.99 η12== = = = = (2)工作輥的旋轉轉速 = 取=4r/min 4.2 傳動比的分配 總傳動比= 由傳動方案可知： ； 所以本設計的三級減速器的總傳動比為, 主減速器傳動系統(tǒng)各級傳動比的分配如下： 4.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)設計 1.傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算如下： 0 軸：（電動機軸） 1軸：（減速器的高速軸） 2 軸（減速器的中間軸） 3 軸（減速器的另一根中間軸） 4 軸（減速器的低速軸） 將上述計算結果和傳動比及傳動效率匯總如表4-1 軸 號 電 動 機 三 級 圓 柱 齒 輪 減 速 器 0 軸 1 軸 2 軸 3 軸 4 軸 轉速n(r/min) 740 740 113.85 20.33 4.066 功率P（kw） 45 44.55 42.78 41.08 39.45 轉矩T（Nm） 580.74 574.93 3588.68 19298.77 92663.04 L兩軸聯(lián)接件、傳動件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 齒輪 傳動比i 1 6.5 5.6 5 傳動效率η 0.99 0.9603 0.9603 0.9603 4.4 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 4.4.1選擇精度等級，材料和齒數(shù) 1）材料及熱處理。由表10-1選得大、小齒輪的材料均為40Cr并經調質及表面淬火，齒面硬度為48—55HRC。 1） 表面淬火，輪齒變形不大，故精度等級、大小齒輪的齒數(shù)以及螺旋角分別為：精度等級為7級，小齒輪齒數(shù)、大齒輪的齒數(shù)。 2） 選取螺旋角，初選螺旋角 4.4.2 按齒面接觸強度設計 1） 確定公式內的各計算數(shù)值： 1.試選 2. 由文獻[1]，選取區(qū)域系數(shù) 3.由文獻[1]，查得 4.因大、小齒輪均為硬齒面，故宜選取小的齒寬系數(shù)， 5.由文獻[1]，查得。 6.計算接觸疲勞許用應力（失效概率1%，安全系數(shù)S=1） = 7.小齒輪的轉矩 8.計算應力循環(huán)次數(shù) 由文獻[1]，查得 2）試算小齒輪的分度圓直徑 =70.53mm 3)計算圓周速度 4）計算齒寬b及模數(shù) 5）計算縱向重合度 6） 計算載荷系數(shù)K 根據(jù) ，7級精度，查文獻[1]，取，由文獻[1]，查得，從文獻[1]中的硬齒面；齒輪欄中查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，時， ==1.22 考慮齒輪為7級精度，取，故載荷系數(shù) 另由文獻[1]，查得。 7） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 8） 計算模數(shù) 1）確定計算參數(shù) 1.計算載荷系數(shù) 2.由文獻[1]，查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 3.由文獻[1]，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 4.計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)， 5.計算大、小齒輪的并加以比較 4.4.3按齒根彎曲疲勞強度設計 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準模數(shù)m=3，取分度圓直徑。 取，則。 4.4.4幾何尺寸計算 1）計算中心距 將中心距圓整為278mm. 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，，，等不必修正。 1） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 2） 計算齒輪的寬度 取， 4.5中間級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 4.5.1選擇精度等級，材料和齒數(shù) 1）材料及熱處理。由表10-1選得大、小齒輪的材料均為40Cr并經調質及表面淬火，齒面硬度為48—55HRC。 1） 表面淬火，輪齒變形不大，故精度等級、大小齒輪的齒數(shù)以及螺旋 角分別為：精度等級為7級，小齒輪齒數(shù)、大齒輪的齒數(shù)。 2） 選取螺旋角，初選螺旋角 4.5.2. 按齒面接觸強度設計 1）確定公式內的各計算數(shù)值： 1.試選 2. 由文獻[1]，選取區(qū)域系數(shù) 3.由文獻[1]，查得 4.因大、小齒輪均為硬齒面，故宜選取小的齒寬系數(shù)， 5.由文獻[1]，查得。 6.計算接觸疲勞許用應力（失效概率1%，安全系數(shù)S=1） = 7.小齒輪的轉矩 8.計算應力循環(huán)次數(shù) 由文獻[1]，查得 2）試算小齒輪的分度圓直徑 =135.34mm 3)計算圓周速度 3） 計算齒寬b及模數(shù) 4） 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數(shù)K 根據(jù) ，7級精度，查文獻[1]，取，由文獻[1]，查得，從文獻[1]中的硬齒面齒輪欄中查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，時； ==1.30 考慮齒輪為7級精度，取，故載荷系數(shù) 另由文獻[1]，查得。 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 7） 計算模數(shù) 4.5.3.按齒根彎曲疲勞強度設計 1）確定計算參數(shù) 1.計算載荷系數(shù) 2.由文獻[1]，查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 3.由文獻[1]，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 4.計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)， 5.計算大、小齒輪的并加以比較 2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準模數(shù)m=3，取分度圓直徑。 取，則 4.5.3幾何尺寸計算 1）計算中心距 將中心距圓整為468mm. 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，，，等不必修正 3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 4)計算齒輪的寬度 取， 4.6 低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算： 4.6.1選擇精度等級，材料和齒數(shù) 1）材料及熱處理。由表10-1選得大、小齒輪的材料均為40Cr并經調質及表面淬火，齒面硬度為48—55HRC。 2)表面淬火，輪齒變形不大，故精度等級、大小齒輪的齒數(shù)以及螺旋角分別為：精度等級為7級，小齒輪齒數(shù)28、大齒輪的齒數(shù)。 3）選取螺旋角，初選螺旋角 4.6.2. 按齒面接觸強度設計 1).確定公式內的各計算數(shù)值 1.試選 2. 由文獻[1]，選取區(qū)域系數(shù) 3.由文獻[1]，查得 4.因大、小齒輪均為硬齒面，故宜選取小的齒寬系數(shù)， 5.由文獻[1]，查得。 6.計算接觸疲勞許用應力（失效概率1%，安全系數(shù)S=1） = 7.小齒輪的轉矩 8.計算應力循環(huán)次數(shù) 由文獻[1]，查得 2）試算小齒輪的分度圓直徑 3) 計算圓周速度 4）計算齒寬b及模數(shù) 5）計算縱向重合度 6）計算載荷系數(shù)K 根據(jù) ，7級精度，查文獻[1]，取，由文獻[1]，查得，從文獻[1]中的硬齒面齒輪欄中查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，時， ==1.24 考慮齒輪為7級精度，取，故載荷系數(shù) 另由文獻[1]，查得。 7）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 8）計算模數(shù) 4.6.3按齒根彎曲疲勞強度設計 1）確定計算參數(shù) 1.計算載荷系數(shù) 2.由文獻[1]，查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 3.由文獻[1]，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 4.計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù) 5.計算大、小齒輪的并加以比較 2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準模數(shù)m=8.5，取分度圓直徑。 取，則。 4.6.4幾何尺寸計算 1） 計算中心距 將中心距圓整為468mm. 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，，，等不必修正。 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 4）計算齒輪的寬度 取， 主減速器中所有齒輪的基本參數(shù)如下表： 軸 號 高速級齒輪 中間級齒輪 低速級齒輪 齒 數(shù) 24 156 25 140 28 140 法面模數(shù) 3 5.5 8.5 分度圓直徑 74 482 142 794 245 1226 齒根圓直徑 70.25 478 135 787 234 1215 齒頂圓直徑 77 485 147.5 800 253.5 1234.5 中 心 距 278 468 736 齒 寬 55 52 90 85 175 172 螺旋升角 14.10 14.04 齒輪精度等級 7 級 7級 7級 4.7高速軸的設計以及軸的校核 1.選擇軸的材料及熱處理 軸上小齒輪的直徑嬌小（），采用齒輪軸結構，軸的材料選用45號鋼（調質）。 2.軸的受力分析 軸的受力簡圖如下： 圖4.7-1 軸的受力簡圖 圖4.7-2 軸在水平面內的受力圖 圖4.7-3. 軸在垂直面內的受力圖 圖4.7-4 軸在水平面內的彎矩圖 圖4.7-5 軸在垂直面內的彎矩圖 圖4.7-6 軸的合成彎矩圖 圖4.7-7 軸的合成轉矩圖 圖中： a)計算齒輪的嚙合力 b)求水平面內的支承反力，做水平面內的彎矩圖 軸在水平面內的受禮簡圖如圖4.7-2所示 軸在水平面內的彎矩圖如圖4.7-4所示 C）求垂直面內的支承反力，作垂直面內的彎矩圖 軸在垂直面內的受力簡圖如圖4.7-3所示 =4152N d)求支成承反力，作軸的合成彎矩圖、轉矩圖 3.軸的初步計算 = 4.軸的結構設計 按經驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑 參考聯(lián)軸器標準孔直徑，取減速器高速軸的軸端直徑。 第5章 側輥傳動系統(tǒng)的設計 5.1側輥電動機的確定 側輥電動機選擇Y180L-8型三相異步電動機，額定功率11kw，滿載轉速730r/min,堵轉轉矩1.7，最大轉矩2.0。 5.2側輥減速器的確定 在側輥傳動系統(tǒng)中，側輥電動機通過一個單級減速器把扭矩傳到絲桿絲母蝸輪蝸桿傳動副，這樣既達到了傳遞扭矩的作用，同時也改變了運動方向。 單級圓柱齒輪減速器：傳動軸線平行，結構簡單，精度易保證，而且應用廣泛，直齒一般圓周速度v=25~50m/s，應用于重負荷場合，但也用語重載低速的場合。 因此我選用了ZD15-8型單級減速器 由于側輥的上升速度為80mm/min，絲桿的螺距為16mm,故蝸輪的轉速，因此，，此時單級減速器分得的傳動比為3.25，而蝸輪蝸桿分得的傳動比為28。 5.3蝸輪蝸桿傳動設計 1.選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） 2.選擇材料 考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度也很小，故蝸桿采用45鋼，因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了 節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而鐵芯用灰鑄鐵HT100制造。 3.按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由文獻[2]查得，傳動中心距 1） 確定作用在蝸輪上的轉矩 按，估算效率，則 2)確定載荷系數(shù)K 因工作載荷比較穩(wěn)定，故載荷分布不均勻系數(shù)，由文獻[2]，選取使用系數(shù)；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)1.05；則 3)確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160 4)確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值/a=0.35,從文獻[2]中查得=2.9。 5)確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，從文獻[2]中得蝸輪的基本許用應力 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則 6）計算中心距 取中心距a=250mm，因i=28,從文獻[2]中取模數(shù)m=12.5mm,蝸桿分度圓，這時，由文獻[2]，查得接觸系數(shù)，因為，因此以上計算結果可用。 4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1)蝸桿 軸向齒距；直徑系數(shù)q=10;齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導程角；蝸桿軸向齒厚。 2） 蝸輪 蝸輪齒數(shù)； 變位系數(shù)； 驗算傳動比 ，這時傳動比誤差為=7.1%，是允許的。 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 5.校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)，，從文獻[2]中查得齒形系數(shù)。 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力 從文獻中查得鑄錫磷青銅ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力。 壽命系數(shù) 彎曲強度是滿足的 第6章 下輥筒液壓缸的設計 四輥卷板機下輥筒的升降我采用液壓傳動的方式來控制，由于下輥筒在運動的過程中對速度的要求不高，液壓傳動具有傳動平穩(wěn)，易于實現(xiàn)過載保護，易于實現(xiàn)自動化的特點。因此在下輥的傳動方式中，我選擇了采用液壓傳動。 6.1下輥液壓系統(tǒng)的工作原理 下輥筒兩端的壓缸在上升的過程中要求一定要同步，在下輥筒上升的過程中要求下輥筒與上輥筒的軸線保持平行，如果在下輥上升的過程中出現(xiàn)一端上升的速度快，而另一端上升的慢的情況。這樣卷制出來圓筒就會一頭大一頭小的喇叭筒形狀，造成加工缺陷。 我設計的這套液壓控制系統(tǒng)的工作原理圖（如圖1-2所示）當1DT電磁鐵帶電時，使得3DT、4DT電磁鐵得電，油缸A口進油，使得輥子兩端升起，B口回油。完成下輥筒的上升，若在上升的過程中油缸1的一段到達了指定刻度時，油缸2一段尚未到達，則電磁鐵3DT斷電，油缸1停止進油，直至油缸2一端也到達指定刻度時，4DT電磁鐵斷電。由此來保證四輥卷板機在加工過程中，下輥與上輥之間間隙保持一致，實現(xiàn)下輥的軸線與上輥的軸線始終保持平行。 當2DT電磁鐵帶電時，使3DT、4DT電磁鐵得電，B口進油，使輥子下降，A口回油。 圖6.1-1 下輥筒液壓系統(tǒng)的工作原理圖 6.2下輥筒液壓缸設計 一、 估算需要克服的總負載力F 其中：K-----載荷系數(shù) K=1.2 ----負載力 則： 液壓缸的機械效率： 確定液壓缸的有效工作壓力P，查表取卷板機的工作壓力P=16MPa 二、 計算液壓缸的內徑、活塞直徑D和活塞桿直徑d 當無桿腔受力時： 當有桿腔受力時： 確定式中個參數(shù)數(shù)值 D------------液壓缸內徑（mm） d-------------活塞桿直徑（mm）d=(0.3-0.5)D=40mm P-------------液壓缸有效工作壓力（MPa） F-------------液壓缸最大牽引力（N） 則： 三、 液壓缸缸筒長度L的確定 液壓缸的缸筒長度=活塞行程+活塞寬度+活塞導向長度+活塞密封長度+其他長度 確定式中各參數(shù)的數(shù)值： 活塞的行程L=200mm 活塞的最小導向長度H： 其中：L--------活塞行程 D--------缸筒直徑 圓整后，取H=70mm 活塞寬度 取B=95mm 導向套滑動面長度A 當D>80mm時， A=（0.6---1.0）d=32mm 計算L=32+95+70+300=397mm 圖6.2-1 液壓缸內個段長度 四、液壓缸的強度和剛度校核 1. 缸筒壁厚的校核 確定式中個參數(shù)的數(shù)值： ------缸筒內的最大工作壓力 -------缸筒材料的許用應力，=，為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=3.5---5,則 D----------缸筒內徑 圓整后取 2.缸筒壁厚的校核 因為12>6.38．故該液壓缸的壁厚合格。 3.缸底厚度的確定 其中：D---------缸筒內徑 --------缸筒的工作壓力 -------缸筒材料的許用應力 則： 取，缸底的厚度為16mm。 4.液壓缸缸蓋固定螺栓直徑的校核 確定式中個參數(shù)的數(shù)值： -----------螺栓螺紋的底徑 K------------螺栓擰緊系數(shù)，一般K=1.2----2.5，取K=2 F-------------液壓缸的最大作用力 Z-------------螺栓個數(shù) -----------螺栓材料的許用應力，=，為螺栓材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2---2.5，取n=2., 則。 則： 取=8mm 5.活塞桿直徑d的強度校核 ---------活塞桿材料的許用應力，=，為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取1.4，則=436MPa F------------活塞桿所受的負載力，F(xiàn)=23300N d------------活塞桿直徑 因為>8.25, 則活塞桿直徑合格。 第7章 輥筒軸的強度校核 為保證卷出的圓筒不變形，輥筒要有足夠的彎曲強度。 輥筒總受合力 支座反力 所受均布力 輥筒最大彎矩中心C處 彎曲模量 彎曲應力 對于輥筒材料為45鋼 所以彎曲強度合適。 至此本設備的規(guī)格性能已全部確定，歸納如下： .本機器的技術參數(shù)如下（mm） 1. 鋼板的最大厚度（mm）………………………………40 2. 鋼板的最大寬度（mm）……………………………2000 3. 鋼板的屈服極限（MPa） ……………………………250 4. 滿載最小彎曲直徑（mm）…………………………1400 5. 上輥直徑（mm） ……………………………………480 6. 下輥直徑（mm） ……………………………………400 7. 側輥直徑（mm） ……………………………………340 8. 彎板速度(m/min) ………………………………………6 9. 下輥的上升速度（mm/min） …………………………80 10. 下輥的最大行程（mm） ……………………………200 11. 工作狀態(tài) ……………………………………………冷卷 12. 主減速器的傳動比 ……………………………………180 13. 輔助減速器的傳動比 …………………………………5.6 14. 主電動機功率(KW) …………………………………45 15. 電動機轉數(shù)(r/min) …………………………………740 16. 液壓系統(tǒng)的工作壓力（MPa） ………………………16 第8章 專題論文 四輥卷板機液壓同步控制系統(tǒng)的研究 摘要：介紹了液壓同步控制系統(tǒng)的組成、四輥卷板機下輥液壓同步控制系統(tǒng)的工作原理。 8.1前言 液壓同步系統(tǒng)在工業(yè)生產中應用很廣泛，如卷板機、大型壓力機、大型液折邊機等。這類機械設備能否生產出合格產品或工件，液壓缸的同步精度起著關鍵的作用。液壓缸同步是指兩個或兩個以上液壓缸同時運動時，不管各自的負載如何，都保持相同的運動速度或位移。液壓缸制造精度誤差、液壓控制系統(tǒng)的液壓損失、空氣的混入及外界負載偏置和結構變形等，都是影響液壓缸同步精度的因素。由于不同機械設備對液壓缸同步精度的要求有所不同，其機械結果的簡繁程度、成本高低也都有所不同。采用那種方案來保證同步精度，要根據(jù)具體機械設備工作狀況而定。下面針對四輥卷板機同步控制問題進行一些研究。 8.2四輥卷板機工作原理 四輥卷板機由四個輥子組成，上輥為主傳動且上輥位置固定，下輥兩端由液壓缸帶動升降。下輥升起可使其與上輥夾緊板材頭部，按需要改變側輥與上輥的距離進行彎曲板材兩端頭部。然后下輥下降，兩個側輥升起，板材彎卷成圓柱形。 四輥卷板機的下輥的作用是提供一定的向上力，（設該力為夾緊力W），與上輥一起夾緊所卷鋼板，使上輥與被卷鋼板間產生足夠的摩擦力，在上輥旋轉時能夠帶動鋼板運動。此外，在兩側輥作用卷板時，下輥還起支承點作用。 四輥卷板機下輥筒的升降我采用液壓傳動的方式來控制，因為下輥的重量本身就很大，在卷板的過程中下輥還要有給上輥一個向上力，使上輥與被卷鋼板間產生足夠的摩擦力，使上輥與下輥在卷板的過程中能夠始終保持夾緊工件，在上輥旋轉時，能帶動鋼板運動。在下輥運動的過程中要求下輥筒可以升高也可以下降到不超過200mm的任意高度上。由于下輥在運動的過程中對速度的要求不高，液壓傳動具有傳動平穩(wěn)，易于實現(xiàn)過載保護，易于實現(xiàn)自動化的特點。因此在下輥的傳動方式上面，我選擇了采用液壓傳動。 在四輥卷板機卷板的過程中要求下輥兩端液壓缸不僅提供壓力，還應該具有保壓的功能。在設計時下輥的作用力（夾緊力W）小于所卷鋼板受壓狀態(tài)時塑性變形所需要的力。圖1為上、下兩輥的正確工作狀態(tài)，這時上、下兩輥軸線平行，在這種狀態(tài)下，夾緊力W均勻地作用在鋼板整個寬度L上，這時夾緊力不會使鋼板產生局部塑性變形，所卷制出的工件是合格的。 圖8-1 上、下兩輥的正確工作狀態(tài) 而在實際的加工過程中，如果鋼板放置時偏離輥子中間位置，則下輥兩端所受到的力就會不均勻，使得下輥軸線與上輥軸線處于不平行狀況時，夾緊力W不是均勻地作用在鋼板整個寬度線上，而是出現(xiàn)了集中載荷F。并且鋼板的一端與壓輥呈現(xiàn)點接觸狀態(tài)，造成所接觸部分發(fā)生塑性變形，在卷制圓筒時出現(xiàn)一端被壓迫，使圓筒一端直徑變大。造成上、下兩輥軸線不平行的根本原因是由于作用在下輥兩端的液壓缸在運動中的不同步。所以所就此問題設計了這套四輥卷板機液壓缸同步控制系統(tǒng)。 圖8-2 上、下兩輥非正常工作狀態(tài) 8.3液壓同步控制系統(tǒng)研究及設計原理 在本設備中的液壓同步控制系統(tǒng)我采用了開關量控制，即采用電磁換向閥直接進行控制的方法。開關量一般應用在開環(huán)控制回路中，電磁換向閥能夠起到控制油路通、斷的作用，通過控制電磁換向閥是否帶電即可控制油路的通、斷。 當1DT電磁鐵帶電時，使得3DT、4DT電磁鐵得電，油缸A口進油，使得輥子兩端升起，B口回油。若油缸1的一段到達了指定刻度時，油缸2一段尚未到達，則電磁鐵3DT斷電，油缸1停止進油，直至油缸2一端也到達指定刻度時，4DT電磁鐵斷電。由此來保證四輥卷板機在加工過程中，下輥與上輥之間間隙保持一致，實現(xiàn)下輥的軸線與上輥的軸線始終保持平行。 2DT電磁鐵帶電時，3DT、4DT電磁鐵得電，B口進油，使輥子下降，A口回油。 圖8-3 四輥卷板機液壓系統(tǒng)工作原理圖 8.4.結論 這樣對設置在兩個支路中的電磁換向閥的控制，即可以實現(xiàn)對下輥兩側的液壓缸進行同步控制，從而可以實現(xiàn)上輥和下輥的軸線在工作的過程中保持平行，避免了次品的產生， 大大提高了工作效率。 結束語 我所設計的這臺四輥卷板機由四個輥筒所組成，其中一個上輥、兩個側輥和一個下輥。最大可以將40mm厚、2m長的鋼板卷曲成圓柱、圓錐或其一部分。 上輥為主傳動，由主電動機通過主減速器和聯(lián)軸器與上輥筒相連接，為卷制鋼板提供扭矩；下輥作垂直升降運動，通過液壓缸內的液壓油作用于活塞而獲得，以便夾緊板材，為液壓傳動，在下輥的兩側設有兩個側輥，側輥可以沿著機架導軌做傾斜運動，由側輥電動機通過一個單級減速器把扭矩傳到絲桿絲母蝸輪蝸桿傳動副，這樣既達到了傳遞扭矩的作用，同時也改變了運動方向。 在本次設計中，我設計了一套液壓同步控制系統(tǒng)，通過控制電磁換向閥的通斷，來控制下輥兩端液壓缸的同步上升，達到在下輥上升的過程中，下輥中心線能夠始終同上輥中心線保持水平，這樣就可以避免因鋼板位置偏離中間位置，而使下輥受力不均勻，使下輥在上升的過程中一端受力大，一端受力小，使卷出來的圓筒一端大而一端小的情況發(fā)生。 本次畢業(yè)設計是一次大型綜合的設 計，通過這次做畢業(yè)設計使我對大學四年所學的知識有了更加深刻的回顧，也培養(yǎng)了我使用工具書的能力，同時它也是對我大學四年所學知識的一次檢驗。通過做畢業(yè)設計使我學習到了許多在課本上面所學習不到的致知識，也提高了我的動手能力。相信他們都是我在未來工作中能夠用得上的。 致 謝 經過兩個月的畢業(yè)設計，我終于完成了此項任務。在此我首先感謝我的知道教師張文生老師和在做畢業(yè)設計中給我?guī)椭^的老師們。 在這次設計中廣泛參考了相關工藝的工程實例，認真結合各種資料數(shù)據(jù)，在不熟悉的情況下克服困難，同時得到了指導教師的大力幫助。學到了很多內容，收益頗多。過程中我總結和鞏固了四年來相關的知識體系，使之進一步加深和系統(tǒng)化，并養(yǎng)成了刻苦鉆研及創(chuàng)造精神，這次設計使我全面、具體地把以前所學零散的知識綜合了起來，使自己對理論知識的了解更加深刻了。我認為畢業(yè)設計應有先進性，在提高設計水平的同時，促進學術發(fā)展，雖然自己的設計存在一些不足之處，但也建立了我畢業(yè)之時的理論經驗基礎。 這次設計不僅使我對所學專業(yè)課程知識有所鞏固，而且使我對CAD操作熟練了許多。當然，學以致用是我們最大的目的，對于書本上所學的知識，僅僅停留在表面上是不夠的，不僅要知其然還要知其所以然。 通過畢業(yè)設計，我對一臺四輥卷板機的設計方法和步驟有了初步的了解，相信以后一定會對我的工作以及學習深造有深遠的影響。 設計中存在的不足還請各位老師與同行予以指導幫助，在此表示感謝！ 參考文獻 1. 濮良貴，紀名剛主編. 機械設計（第七版）.北京：高等教育出版社, 2002 2. 壟桂義主編. 機械設計課程設計圖冊.北京： 高等教育出版社, 2000 3. 沈興全，吳秀玲主編. 液壓傳動與控制.北京： 國防工業(yè)出版社, 2005 4. 黎啟柏主編. 液壓元件手冊. 北京：機械工業(yè)出版社, 2000 5. 任金泉主編. 機械設計課程設計. 陜西：西安交通大學出版社, 2003 6. 劉品，劉麗華主編. 互換性與測量技術基礎. 黑龍江：哈爾濱工業(yè)大學出版社, 2001 7. 機械工程手冊編委會主編. 機械工程手冊（第7卷）. 北京：機械工業(yè)出版社, 1982 8. 機械設計手冊編委會主編. 機械設計手冊（第3卷）.北京： 機械工業(yè)出版社, 2004 9. 王憲軍，趙存友主編. 液壓傳動. 黑龍江：哈爾濱工程大學出版社, 2002 10. 趙鐵主編. 液壓四輥卷板機同步控制系統(tǒng)的研究與改進.河南： 焦作工學院學報，1996，6：（3）3338 11. 王大川，沈利蓉主編. 卷板機軸輥的受載分析及板裁曲率半徑的確定.山西： 山西煤炭.2002，12：（4）45-46 12. 王青主編. 80X2800mm卷板機設計. 內蒙古：包鋼科技. 1997(4):134-136 13. 蘇傳德主編. 卷板機電機驅動功率的計算. 山東冶金. 1999，6（3）:42-43 14. 成其謙，吳榮昌主編. 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