卷圓機結構設計【三輥對稱式】,三輥對稱式,卷圓機結構設計【三輥對稱式】,卷圓機,結構設計,對稱 本科學生畢業(yè)設計 卷圓機結構設計 院系名稱： 機電工程學院 專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化 08-13 班 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 學 院 二一二 年六月 The Graduation Design for Bachelors Degree Design of Roll Round Machine Structure Candidate： Specialty：Mechanical Design and Manufacture & Automation Class： Supervisor： 2012-06 I 摘 要 本設計是關于卷圓機的結構設計。卷圓機是將各種型材卷制成圓環(huán)的一種高 質量、高效益的卷圓裝置。主要對卷圓機的傳動系統(tǒng)、上下輥輪、壓下裝置以及 卷圓機的總體進行設計和計算。 卷圓機結構型式為三輥對稱式，在該結構中上輥下壓提供壓力，兩下輥做旋 轉運動，為卷制板材提供扭矩。該機具有結構緊湊、操作簡便、壽命長、噪聲小、 一機多用、質優(yōu)價廉等優(yōu)點，是工廠實現機械化生產的配套設備，該設備的上市 可以大大減輕工人的勞動強度，提高企業(yè)生產效益。 關鍵詞：卷圓機；輥輪；傳動系統(tǒng)；壓下裝置；卷制 II ABSTRACT This design is about flange machine. Roll round machine is made of various profiles will roll ring flange and a high quality, high benefit rolls round device ,mainly to transmission system, roll on the circle next roller, pressing device and roll machine design and calculation of the overall. Roll machine athreeroller symmetrical structure, in the upper roller press structure provides pressure, the two lower rollers make rotation, top provide torque. This machine with compact structure, easy operation, low noise, long service life, high quality and reasonable price multi-usage, etc, and is realized mechanization production factory, this equipment facilities listed can greatly reduce the labor intensity, improve production efficiency. Key words: Roll round machine ；Roll wheel ；Transmission system；Pressing device； Rolling 1 目 錄 摘要- Abstract- 第 1 章 緒論-1 1.1 國內外發(fā)展現狀-1 1.1.1 國外發(fā)展現狀-1 1.1.2 國內發(fā)展現狀-1 1.2 卷圓機的類型和特點-2 1.3 本文設計內容- 2 第 2 章 卷圓機工作方案的選擇-3 2.1 卷圓機成型方案的確定-3 2.2 圓環(huán)卷制成型方式的選擇-4 2.3 本章小結-5 第 3 章 力學分析與主參數的確定- 6 3.1 卷圓的工藝過程分析-6 3.2 卷圓過程中的力學分析-6 3.3 工作輥輪的設計-6 3.31 三輥輪受力情況分析- 6 3.32 卷圓機的主參數的確定- 7 3.4 本章小結-9 第 4 章 傳動系統(tǒng)設計- 10 4.1 傳動方案的設計-10 4.2 電機的選擇-10 4.2.1 選擇電機的結構形式-10 4.2.2 電動機的確定-11 2 4.3 傳動比的計算-11 4.3.1 總傳動比的計算-11 4.3.2 分配傳動比-11 4.4 運動和動力參數計算-12 4.4.1 各軸轉速計算-12 4.4.2 各軸功率計算-12 4.4.3 各軸轉矩計算-12 4.5 傳動零件的設計計算-13 4.5.1 帶傳動的設計計算-13 4.5.2 蝸輪蝸桿的傳動設計-15 4.5.3 齒輪的設計計算-16 4.6 軸的設計計算-19 4.7 軸承設計-22 4.7.1 滾動軸承的選擇-22 4.7.2 滾動軸承的壽命計算-23 4.8 鍵的設計-24 4.8.1 鍵連接的功能及結構型式-24 4.8.2 鍵的選擇和鍵聯接的強度計算-24 4.9 本章小結-25 第 5 章 壓下裝置的設計-26 5.1 卷圓成形直徑與標尺刻度的關系-26 5.2 壓下裝置的設計-27 5.3 上輥輪軸的設計-28 5.3.1 軸的材料及結構的確定-28 5.3.2 軸的受力分析-28 5.3.3 校核軸的強度-30 5.4 螺旋傳動設計-30 5.5 本章小結-32 第 6 章 其他各主要零部件的設計及選用-33 6.1 箱體的設計-33 6.2 “五大輪”的設計-33 6.3 各主要部件的選用-34 3 6.4 本章小結-34 結論-35 參考文獻-36 致謝-37 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 11 國內外發(fā)展現狀 1.1.1 國外發(fā)展現狀 50 年來，卷圓機隨著科技特別是微電子、計算機技術的進步而不斷發(fā)展。美國、 德國、日本三國的卷圓機技術非常先進，經驗很多，并且分別有自己的特點。 在美國，政府重視卷圓機工業(yè)的發(fā)展，因而不斷提出卷圓機的發(fā)展方向，提供充 足的經費，特別講求“效率”、“創(chuàng)新”，注重基礎科研。由于美國首先結合汽車、 軸承行業(yè)的生產需求開發(fā)了大批自動生產線，所以美國的高性能卷圓機技術在世界一 直居領先地位。但因為偏重基礎科研，忽視應用技術，有一段時間卷圓機的產量增加 緩慢，直到糾正偏向后，產量又逐漸上升。 德國政府講求“實際”與“實效”，堅持以人為本，不斷提高人員素質，他們還 特別重視理論與實際相結合，基礎科研與應用技術并重，在卷圓機產品質量上精益求 精。德國的卷圓機質量及性能良好、先進實用，出口遍及全世界，尤其是大型、重型、 精密卷圓機，在質量、性能上居世界前列。 日本政府對卷圓機工業(yè)的發(fā)展異常重視，并通過規(guī)劃、法規(guī)進行引導。在重視人 才及卷圓機部件配套方面學習德國，在質量管理及卷圓機技術方面學習美國，而且做 得更好。日本在發(fā)展卷圓機的過程中，狠抓關鍵，突出發(fā)展卷圓機系統(tǒng)。日本 FANUC 公司在產量上居世界第一，銷售額占世界市場的 50%，對加速日本和世界卷圓機的發(fā) 展起了重要作用。 1.1.2 國內發(fā)展現狀 我國是世界上卷圓機機床產量最多的國家，但在國際市場競爭中仍處于較低水平； 即使國內市場也面臨著嚴峻的形勢，一方面國內市場對各類卷圓機機床產品特別是數 控機床有大量的需求，而另一方面卻有不少國產機床滯銷積壓，國外卷圓機機床產品 充斥市場。這種現象的出現，除了有經營上、產品制造質量上和促銷手段上等原因外， 一個主要的原因是我國生產的數控卷圓機機床品種、性能和結構不夠先進，新產品的 開發(fā)周期長，從而不能及時針對用戶的需求提供滿意的產品。 我國工廠由于缺乏卷圓機設計的科學分析工具(如分析和評價軟件、整機結構有 限元分析方法以及卷圓機機床性能測試裝置等)，自行開發(fā)的新產品大多基于直觀經 驗和類比設計，使設計一次成功的把握性降低，往往需要反復試制才能定型，從而可 能錯過新產品推向市場的良機。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 卷圓機用戶根據使用需要，在訂貨時往往提出一些特殊要求，甚至在產品即將投 產時有的用戶臨時提出一些要求，這就需要迅速變型設計卷圓機和修改相應的卷圓機 圖紙及卷圓機技術文件。在國外，這項卷圓機修改工作在計算機的輔助下一般僅需數 天至一周，而在我國卷圓機機床廠用手工操作就至少需 12 個月，且由于這些圖紙 和文件涉及多個部門，常會出現漏改和失誤的現象，影響了產品的質量和交貨期。由 于長期以來形成的卷圓機設計、工藝和制造部門分立，缺乏有效的協(xié)同開發(fā)的模式， 不能從制訂方案開始就融入各方面的正確意見，容易造成產品的反復修改，延長了開 發(fā)的周期。 為解決這些問題，必須對產品開發(fā)的整個過程綜合應用計算機技術，發(fā)展優(yōu)化和 仿真技術，提高產品結構性能，使用相應的產品虛擬開發(fā)軟件，這樣才能有效地解決 產品開發(fā)的落后局面，使企業(yè)取得良好的經濟效益。 1.2 卷圓機的類型和特點 卷圓機分為機械式和液壓式兩種，機械式卷圓機是將碳鋼、不銹鋼、有色金屬型 材（角鋼、帶鋼、槽鋼、管子等）卷制成圓環(huán)的一種高質量、高效益的卷圓裝置。其 結構獨特，具有體積小、能耗低、效率高、無噪音、安裝使用方便、操作簡單、承載 能力強、壽命長、卷圓速度快、產品質量可靠等優(yōu)點。液壓卷圓機是機械式卷圓機的 升級產品，能加大卷圓的厚度和寬度，能夠完成機械式卷圓無法卷動厚板的缺點，代 替了原有鋼板下料、對接、校正、車床加工等復雜工藝并節(jié)省了氧氣、乙炔、勞動力、 原材料等，是制造圓盤的先進母體。 1.3 本文設計內容 本文主要對機械式三輥對稱式卷圓機進行設計。主要包括電機的選擇、傳動系 統(tǒng)設計、壓下裝置設計及箱體的設計等。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 第 2 章 卷圓機工作方案的選擇 2.1 卷圓機成型方案的確定 如圖 2.1 所示，制造該圓環(huán)零件的方法有以下兩種： 沖壓法。即利用沖壓的方法，設計一套專門用來制造該零件的模具，這種方法 最突出的優(yōu)點就是生產效率高，只要設計出一套模具和與之相配套的模架便可大量生 產同一型號的圓環(huán)零件，但此法也有明顯的不足之處：a.由于需要得到的圓環(huán)的外徑 為 430mm，內徑為 370mm，設計出來的模具體形巨大，非常笨重，成本較高；b.沖壓 對 加工壞料的材質有限制，只適合加工塑性較好的低碳鋼；c.由于該圓環(huán)的內徑較 大，加工產生的廢料也較多。 卷制法。即利用輥輪將 30 3mm 的扁鋼卷制成所需的圓環(huán)。鋼板在輥輪上彎曲 變形，是一個橫向彎曲的過程，如圖 2.2 所示。鋼板在外負荷力矩 M 的作用下，產生 彎曲變形時，中性層以上的縱向纖維受到壓縮變形，中性層以下的縱向纖維受到拉伸 變形。根據外負荷力矩的大小，當鋼板表面層的最大應力小于鋼板材質的屈服極限時， 各層的縱向纖維都處于彈性變形狀態(tài)，隨著外負荷彎曲力矩的增大，鋼板各層纖維繼 續(xù)產生變形。當外負荷增加到一定數值，鋼板表層縱向纖維應力超過了材料屈服極限 時，纖維產生塑性變形，負荷越大，塑性變形區(qū)由表層向中性層擴展的深度也越大。 當鋼板整個斷面的縱向纖維應力都超過材料的屈服極限時，所有縱向纖維都處于塑性 變形狀態(tài)，彎曲過程完成。當鋼板完全卷制成所需的圓環(huán)時，再將首尾端焊合即可。 利用這種方法加工法蘭環(huán)，只要輥輪提供的扭矩大，基本上不會受到加工壞料材質的 影響，且不會產生廢料，操作方便實用，不失為一種加工大中型圓環(huán)的好方法。 綜合以上兩種方法的優(yōu)缺點，我們選用卷制法加工。因為扁鋼在卷制過程中，中 性層以上部分受到壓縮變形，而中性層以下部分受到拉伸變形，唯獨中性層長度沒有 變化，所以需要提供的扁鋼長度為 mm，即 1256mm。43072L 圖 2.1 圓環(huán) 圖 2.2 鋼板彎曲變形示意圖 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 2.2 圓環(huán)卷制成型方式的選擇 目前市場上出現的卷圓機種類較多，大致分類如圖 2.3 所示。三輥式結構卷制原 理是利用三個輥輪對板料進行連續(xù)的三點彎曲卷制成弧體，下輥為主動輥，上輥作垂 直升降運動，結構較簡單，而四輥式卷圓機是以上輥為主動輥，由主電動機通過主減 速器以及聯軸器，從而帶動上輥的工作，下輥的作用是提供一定的向上力，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，其工作原理如 圖 2.4 所示。采用四輥卷圓結構可以免去端部預彎的工序，但是傳動系統(tǒng)較復雜，機 器較笨重，因此我們采用三輥式卷圓結構。 圖 2.3 卷圓機分類 圖 2.4 四輥卷圓機工作原理圖 而三輥式卷圓機又分為機械式三輥對稱式卷圓機、機械式三輥非對稱式卷圓機、 液壓式三輥卷圓機，它們的主要特點分別為:機械式三輥對稱式卷圓機：(如圖 2.5 所 示)，該結構型式為三輥對稱式，上輥在兩下輥中央對稱位置作垂直升降運動，通過 螺桿螺母傳動而獲得，兩下輥作旋轉運動，通過減速機的輸出齒輪與下輥齒輪嚙合， 為卷制板材提供扭矩。該機缺點是板材端部需借助其它設備進行預彎。 a.機械式三輥非對稱式卷圓機：(如圖 2.6 所示)，該機結構型式為三輥非對稱式， 上輥為主傳動，下輥作垂直升降運動，以便夾緊板材，并通過下輥齒輪與上輥齒輪嚙 合，同時作為主傳動，邊輥作傾升降運動，具有預彎和卷圓雙重功能。 b.液壓式三輥卷圓機：(如圖 2.7 所示)，該機上輥可以垂直升降，垂直升降的液 壓傳動是通過液壓缸內的液壓油作用活塞桿而獲得，下輥作旋轉驅動，通過減速機輸 出齒輪嚙合，為卷圓提供扭矩，下輥下部有托輥并可調節(jié)。 圖 2.5 機械式三輥對稱 圖 2.6 機械式三輥非對稱 圖 2.7 液壓式三輥卷圓式卷圓機工 作原理圖 式卷圓機工作原理圖 機工作原理圖 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 由于非對稱式和液壓式卷圓機的傳動系統(tǒng)較復雜，制造精度要求高，難度大，而 臥式結構相比于立式結構，外形大方，結構緊湊，且傳動系統(tǒng)布置較簡單，因此設計 的卷圓機采用機械式三輥對稱臥式結構方案。 2.3 本章小結 已知加工圓環(huán)零件的尺寸，其成型方式有倆種，一種是沖壓法一種是卷制法。但 由于沖壓法設計出來的模具體型巨大，非常笨重且成本較高等原因，因此選擇卷制法 成型方式。卷圓機的類型有很多種，通過對加工零件的分析和對卷圓機類型的分析， 確定本設計采用機械式三輥對稱臥式結構方案。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 第 3 章 力學分析與主參數的確定 3.1 卷圓的工藝過程分析 對稱式三輥卷圓機在卷制鋼板時，兩下輥做旋轉運動，上輥做垂直升降運動，板 材平放在兩下輥上，由于軋輥與板之間存在著摩擦力，所以當下輥轉動時，板材也沿 縱向運動，同時由上輥施加壓制力，當板材所受應力超過屈服極限，則產生塑性變形， 板材被彎曲。 3.2 卷圓過程中的力學分析 板材在被卷制過程中首先要克服板材的撓曲變形受力，變形到一定的程度時板材 要克服本身的彈性和塑性抗力，因此施加在板材上的力應有 3 個部分：（1）克服板 材的撓曲變形力；（2）克服板材的彈性變形力；（3）克服板材的塑性變形力。 3.3 工作輥輪的設計 3.3.1 三輥輪受力情況分析 卷制時，鋼板受力情況如圖 3.1 所示，根據受力平衡，可以得到下輥作用于鋼板 上的支持力 F2： （3.1） 2sin MFR 式中： 連心線 OO1與 OO2夾角， ； min2arcd a下輥中心距（m） ； dmin卷圓最小直徑（m） ； d2下輥直徑（m） ； 圖 3.1 被卷鋼板的受力分析 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 考慮到板寬 b 遠小于卷圓的最小直徑 dmin，中層半徑 R 0.5dmin，為簡化計算， 式（3.1）可變?yōu)椋?2minsMFKNd （3.2） 根據受力平衡，上輥作用于鋼板上的力即壓下力 F1為： 2cos （3.3） 根據文獻 可知，下輥輪受到的力為：1 22 ()MFRra （3.4） 式中 ： M板材被彎曲到中性層半徑為 R 時所需的彎曲力矩（N m） ； r2下輥輪半徑，r 2=r3（mm） 。 根據文獻 可知，鋼板的塑性極限彎矩為：1 21sMhb （3.5）式中：h卷板的厚度（m） ； b卷板的寬度（m） ； s卷板材料的屈服極限（Q235 為 235Mpa） 。 初選下輥輪的直徑為 170mm，中心距為 200mm，考慮到鋼板在卷制時會與下輥輪 發(fā)生軸向滑動，我們在鋼板與輥輪接觸處設置一環(huán)形槽，槽深 2mm，因此下輥輪的實 際 直徑為 166mm。 由式（3.4）和（3.5）得： 2 3262085(01)5104.2sRrFhb NKa 所以，下輥輪作用在鋼板上的力為 4.52KN。根據式（3.3）得上輥輪對鋼板的壓力 為： 12cosF 因為 R=a=200mm,所以 = , 30 124.5cos4.537.8FKNKN 3.3.2 卷圓機的主參數的確定 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 如圖 3.2 所示， 組成了一個直角三角形，其三邊邊長分別為 ，1OB 2()DRb ， ，根據它們之間的三角關系可得：2a1()DHR 2122()()DaRbH （3.6） 式中： 、 上、下輥輪直徑， （mm） ；12 b扁鋼寬度（一般取最大值） ， （mm） ； R加工工件曲率半徑， （mm） ； H上下輥中心高， （mm） 。 因而，由式（3.6）完全可以確定該機的各參數，其值可靠，可以作為設計其系列產 品的理論依據。 在本次設計中，由于 R=200mm，b=30mm， =166mm,a=200mm,均為已知，而只有2D 和 H 的值未知，它們之間存在著一一映射的關系。設計 =160mm，為了防止鋼板1D 1 在它上面發(fā)生軸向滑動，我們也在鋼板與輥輪接觸處設置一環(huán)形槽，槽深 2mm，因此 上輥輪的實際直徑為 156mm，將其值代式（3.6）得： 22216056(203)()(0)H 21 H=174.6 （mm） 所以在卷制過程中，只需將上下輥中心高調整為 174.6mm 即可。 圖 3.2 主參數的結構分析 通過對卷圓過程中三輥輪受力情況的分析，確定卷圓機主要參數如表 3.1 所示。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 表 3.1 卷圓機主要參數 加工工件曲率半徑 R/mm 卷板的寬度 b/mm 上輥輪直徑 /mm1D 200 30 156 下輥輪直徑 /mm2D上下輥輪中心高 H/mm 下輥輪中心距 a/mm 166 174.6 200 3.4 本章小結 卷圓機在卷圓的過程中是通過上輥輪和倆個下輥輪對鋼板施加壓制力，從而使鋼 板產生塑性變形進行加工零件的。因此通過對卷圓機工作過程中三輥輪受力情況的分 析，確定上下輥輪的直徑、下輥輪中心距及上下輥輪的中心高等參數。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 第 4 章 傳動系統(tǒng)設計 4.1 傳動方案的設計 為了使傳動功率損失最小，傳動級數最少，機器結構最緊湊，我們采用傳動比非 常大的蝸輪蝸桿傳動方案，且根據“傳動比大的放在靠電機處”的原則，將其放在帶 傳動的下一級傳動中。通過“過橋”齒輪與下輥輪齒輪的嚙合作用，帶動兩個下輥輪 旋轉，因為兩個下輥輪齒輪的參數完全一致，且“過橋”齒輪中心在兩個輥輪的對稱 中心上，所以兩個下輥輪作同步旋轉運動。傳動方案示意圖如圖 4.1 所示。 圖 4.1 傳動系統(tǒng)示意圖 4.2 電動機選擇 4.2.1 選擇電機的結構形式 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需要直流電源，結構較 復雜，價格較高，維護比較不便，因此無特殊需要時不宜采用。 生產單位一般用三相交流電源，因此基本都選用交流電動機。交流電動機有異步 電動機和同步電動機兩類。異步電動機有籠型和繞線型兩種。我國新設計的 Y 系列三 相籠型異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單、工作可靠、價 格低廉、維護方便，適用于不易燃爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 4.2.2 電動機的確定 卷圓機的下輥輪工作轉速： /601dnVWRms /ivnr （4.1） 式中： V下輥輪工作速度， （m/min） ； d下輥輪直徑，(mm)。 則 2103.84/min6nr 總傳動比 （4.2）12i 式中：i總傳動比； n1電機滿載轉速(r/min)； n2下輥輪工作轉速(r/min)。 在整個傳動系統(tǒng)中帶輪的傳動比 i 帶 =24，齒輪的傳動比 i 齒 =36，蝸輪蝸桿 的傳動比 i 蝸 =1532。帶入式（4.2）得： 21ni （24） （36） （1532）n 1 （90768） 3.84 （345.62949.12）r/min 且已知電動機功率 P=4kw，因此選擇電動機型號 Y132M1-6，其額定功率 P=4KW， 滿載轉速 n=960r/min. 4.3 傳動比的計算 4.3.1 總傳動比計算 由前面選取可知： 工作機轉速：n 2=3.84r/min 電機滿載轉速：n 1=960r/min 由式（4.2）可得 。296053.84ni 4.3.2 分配傳動 i 帶 i 齒 i 蝸 ； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 不能超過各自范圍； i 總 =i 帶 i 齒 i 蝸 。 則取 i 帶 =2 ，i 齒 =5 ，i 蝸 =25 。 4.4 運動和動力參數計算 4.4.1 各軸轉速計算 軸： =960r/minn 軸： 96048/min2ri 軸： 1./i5ni 軸： 93.84/inVri 4.4.2 各軸功率計算 各軸輸入效率：聯軸器效率： 1=0.99；帶輪效率： 2=0.96；齒輪效率： 3=0.97；軸承效率： 4=0.98；蝸輪蝸桿效率： 5=0.75。 軸： pkw 軸： 20.963.84kw 軸： 572 軸： 3.0.9.74Vp k 4.4.3 各軸轉矩計算 軸： 9503.79pTNmn 軸： 6.4 軸： 950132.5pTn 軸： 684.VVNm 將上述結果匯總于表 4.1 以備查用。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 表 4.1 減速器參數表 軸名 功率(KW) 轉矩 T(Nm ) 轉速 n(r/min) 傳動比 i 效率 軸 4 39.79 960 2 0.96 軸 3.84 76.4 480 25 0.75 軸 2.88 1432.5 19.2 軸 2.74 6814.32 3.84 5 0.97 4.5 傳動零件的設計計算 4.5.1 帶傳動的設計計算 （1）選擇普通 V 帶 由課文查得，工作情況系數 KA=1.2 計算功率：1.04.8VAPKW 小帶輪轉速： 96/minnr （2）選取 V 帶型號 根據 P V 和 n0 ，則工作點處在 A 型區(qū)，故 V 帶型號為 A 型帶。 （3）確定帶輪基準直徑 D1和 D2 選擇小帶輪基準直徑 D 1 由文獻 P145 表 8-4 可得，小帶輪直徑 D1=100mm2 取 D2=200mm219600.29648n m 雖然略有增大，但誤差小于 5%故允許。 驗算帶速 13.40965.24/601Dnv s 在 525m/s 范圍內可用。 （4）確定中心距 a 和帶的基準直徑長度 L0 初選中心距 a0 取初中心距 0.7（D 1+D2） a0 2（D 1+D2） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 0.7（100+200） a0 2（100+200） 210 a0 600 取 a0=0.8（D 1+D2）=540mm。 確定帶的基準長度 L0 2 112()2()4Dlaa 23.0)5405 16m 根據文獻 P143 表 8-3，取 V 帶的基準長度 L=1120mm（帶長修正系數 Kl=0.99）2 則實際中心距 0016554622dla m 驗算小帶輪包角 由文獻 P141 公式 8-22 （適用） 21180()57.30Da12 （5）確定帶的根數 由文獻 P151 表 8-6 查得 P0=0.95kw；由 P152 表 8-7 插入法求得2 ；由 查 P152 表 8-8 得 ，則有：0.1()Pi170.98K 0 43.67()(.51).vlpZk 取 Z=4 根。 （6）計算作用在軸上載荷 FR 由文獻 P142 表 8-2，得 q=0.10kg/m，單根 V 帶的初拉力：2 20.5(1)vpqvzk 24.8.0.1(5.)9 =187.9N 作用在軸上壓力： 0 72sin418.sin4.82QFZN （7）帶輪的結構設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 帶速 V 30m/s，材料用灰鑄鐵 HT200。 ， 采用腹板式；130Dm ， 采用腹板式。2 （8）帶輪輪槽尺寸 由文獻 P145 表 8-5，得 ， ，Bd=11mm， ， min9f15emmin6 ， ， 。min3hainhf()2(4)293BZf 4.5.2 蝸輪蝸桿的傳動設計 （1）已知蝸桿輸入功率 P=3.84kw，轉速 n =480r/min 傳動比 i=25，單向傳動， 載荷基本平穩(wěn)，沖擊較小，因蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿選用 45 號鋼，因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為 4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅 ZCuSn10Pb1 金屬模制造。為節(jié)約貴重的有色金屬，僅 齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造。且已知蝸輪輸出轉矩為 1432.5 ，蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10Pb1，砂型制造,估計 Vs=2.5m/s，根據Nm 表 6-5 查得 180HMP （2）選擇蝸桿頭數 Z1及蝸輪齒數 Z2 根據 i=25，查表 6-2 得蝸桿頭數 =2，蝸輪齒數為121250Zi （3）確定蝸輪傳遞的轉矩 T2 T2為已知，即 T2=1.43106 Nm （4）確定模數 m 和蝸桿分度圓直徑 d1 因載荷平穩(wěn)，取載荷系數 K=1.1，得： 22623125050().43()486.1Hdk mZ 查表 6-1 得：模數 m=8mm，蝸桿分度圓直徑 =80mm，直徑系數 q=10。1d （5）計算主要尺寸 蝸輪分度圓直徑 25084dZm 蝸桿導程角 12arctnrta1.3q 中心距 2()(05)4 （6）驗算相對滑動速度 VS和傳動效率， 蝸桿分度圓速度 113.802.1/6061dnms 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 齒面相對滑動速度 12.0.5/cos3SVms 與估計值接近。 蝸桿傳動效率：按 =2.5m/s，硬度 ，蝸輪材料為鑄錫磷青銅，查表 6-S4HRC 6 得 ,0.5vf2.vp 由式（6-9）得, （0.950.97） =0.760.78，與蝸輪蝸桿功率tan()vp 0.75 吻合。 （7）蝸桿傳動強度計算 蝸輪齒面接觸疲勞強度計算 蝸輪齒面的接觸疲勞強度驗算公式為： 2231500H HkTkdmqz （4.3） 可得： 221250()HdkTz （4.4） 式中： 分別為蝸輪齒面的接觸應力和許用接觸應力（MPa） ；,H k載荷系數，通常設計可取 k=1.11.3。 則有： ，即 。2350175.480HkTMPamqzH （8）蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算 蝸輪齒根彎曲疲勞強度的近似校核公式為： 21.53FFaFkTYdm （4.5） 式中： 螺旋角影響系數， ，已知 ，則Y 140Y.31.30.924 蝸輪齒形系數，按當量齒數 值取，2Fa 23cosvZ 。350.19cos.vZ 4.5.3 齒輪的設計計算 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 （1）選擇齒輪材料精度 8 級 小齒輪 45 號鋼（調質處理）硬度 240HBS1； 大齒輪 45 號鋼（正火處理）硬度 200HBS2。 HBS1- HBS2=40 HBS 由文獻 P82 表 5-4 取齒輪等級精度為 8 級，初選 （8 020 0） 。 15 （2）取齒數 Z，范圍 2040 取齒數 Z1=20，Z 2=i 齒 Z1=520=100 （3）按齒面接觸疲勞強度計算 公式： 21312()EHdZkTi （4.6） 確定各參數 K： K=1.11.8 取 K=1.1。 T1： 。619.5084.32pNmn ：文獻 P46 表 5-8 取 =1。d2d ZE： 文獻 P95 表 5-7 取 Z E=189.8 。MPa ZH： ，其中 cos(in)btttntan20rcrc.65osos1t ar(s14.08bt 得 2cos14.082.in65H ： ，其中Z()312.83()cosZ 得 1.82cos15.630 其中 ，取1sin.38tan0.812tan5.7dBZm 1 則 41.6().73.Z ： cos098 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 ： HlimHNkS 其中 由圖 5-28， ， ； 由圖 5-26，計limli1580MPalim2390HMPaHNK 算循環(huán)次數 N： 1603.4(61)456njlh 2 52907i 取 ， 1HNK1HS 則 ， 805MPa23190HMPa （4）設計計算 2312.614.58.42.78()390d 則 .m （5）幾何尺寸計算 中心距 ， 12()2cosnaZ1cos24.3cos15.80ndZ 取標準值 ，則 ，圓整得： 。.5nm.5(0)76.8csm 0am12()15(2)aroarcos.360n 11.36mZd22.512.98cos0n m 齒寬 ，圓整 ， （510）16.db2b12b =40mm （6）齒根彎曲強度校核 1FFaSFnkTYdbm （4.7） 確定各參數 可查 P94 表 5-6 則， ,FaSY1122.8,.579FaSaY 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 133204.1cos.6VZ 233.8. 0.75075. .1.6Y 圖 5-39 ， =0.84Y 其中 圖 5-27， ， ；limFNkSlimFlim140FMPalim2310FMPa1FNK ； 1.251.5，取 1.4。FS 則 ，140285.7.FMPa23102.4.Pa 校核 1.614.8.57.83.930F M1F 221904. Pa2 驗證圓周速度 313.46.85./6001dnVms 圓周速度小于 10m/s，故選浸油潤滑。 小齒的相關參數計算 分度圓直徑 1.256.cos03nmZd 基圓直徑 .cos.25bt 齒頂高 251nham 齒根高 ()(0.).16fC 全齒高 .68f 齒頂圓直徑 21.259.adh 齒根圓直徑 .34ff m 大齒的相關參數計算 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 分度圓直徑 21.5032.98cos6nmZdm 基圓直徑 .cos.51bt 齒頂高 1nha 齒根高 (0.2).6()nCf 全齒高 .5681fm 齒頂圓直徑 2139.35.4adh 齒根圓直徑 .296ff 4.6 軸的設計計算 （1）四根軸的結構設計 四根軸均采用 45 鋼，調制處理。 軸：P =4KW，n =960r/min， ，其中 c 取 103，3minpdc 則 ，取 。3min41096d.20 軸：P =3.84KW，n =480r/min， 其中 c 取 103，則 3minpd3min.8410d 。 20. 軸：P =2.88KW，n =19.2r/min， 其中 c 取 103，則in20.6 。 3min.8192d54.7m 軸：P =2.74KW，n =3.84r/min，c 取 103，則 ，取 3min2.74108d5.0m d =60mm。 （2）低速軸的計算 估算軸的基本直徑 輥輪處：60mm 軸承處：60mm 軸肩： 110mm 齒輪處：55mm 軸承處：60mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 確定各軸段長度 輥輪處：39mm 軸承處：70mm 軸肩： 25mm 齒輪處：60mm 軸承處：71mm （3）軸的受力分析 求軸傳遞的轉矩 6662.749.5109.510.8103pT Nmn 求軸上作用力 齒輪上的切向力 652.1tTFd 齒輪上的徑向力 4tan0tan29.810.3r N 齒輪上的軸向力 5t1t6.7a 確定軸上圓角和倒角尺寸 參照 30220 型軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取 ，軸端倒角1rm 為 ，其余取 。2452.54 計算軸的支承反力 水平面上的支反由 得， 12rvrF21()arrvdFab 得 ,419.360rvFN4449.80.3610.r N 垂直面上的支反力： 12Hrt ()rtFab 得： 417.30N 2rH 計算軸的彎矩，畫彎矩圖、轉矩圖 水平彎矩圖： 2rMFa4.710862.10Nm 垂直彎矩圖： 1936vb 462.35rv 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 合成彎矩圖： 26262611(.0)(.810)3.510HvMNm26262 (.).190HvMNm 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 B）的強 度，根據： 軸的計算應力： （ ） 221()caT0.3 6623.5081) 4Nm B 面的計算應力： 63.147.9caMMPaW 由表 11-4 查得，對于 45 號鋼， ，其中 ,0b15WPa 且 ，因此軸的強度足夠安全。47.82caP15P 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 圖 4.2 軸的載荷分析圖 4.7 軸承設計 4.7.1 滾動軸承的選擇和計算 與滑動軸承相比，滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗小，起動容易等優(yōu)點。滾 動軸承的類型按照軸承所能承受的外載荷不同，可分為向心軸承、推力軸承和向心推 力軸承三大類。 選用軸承時，首先是選擇軸承類型。選擇軸承類型時應考慮的主要因素有軸承的 載荷，軸承的轉速，軸承的調心性能及軸承的安裝和拆卸。其中，軸承所受載荷的大 小、方向和性能，是選擇軸承類型的主要依據。根據載荷的大小選擇軸承類型時，由 于滾子軸承中主要元件間是線接觸，宜用于承受較大的載荷，承受后的變形也較小。 而球軸承中則主要為點接觸，宜用于承受較輕的或中等的載荷。 根據載荷的方向選擇軸承類型時，對于純軸向載荷，一般選用推力軸承。較小的 純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力滾子軸承。對于純徑向 載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當軸承在承受徑向載荷 Fr 的同時，還有不大的軸向載荷 Fa時，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸 承或圓錐滾子軸承；當軸向載荷較大時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾 子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構，分別承擔徑向載荷和軸向 載荷。 根據以上因素,選擇圓錐滾子軸承。其徑向承載能力較大，可以同時承受徑向載 荷和軸向載荷。內外圈可分離，游隙可調整，裝拆方便。一般成對使用。適用于轉速 不太高、剛性較大的軸，且可大量生產，價格最低。 因此輸出軸上選用 30220 型軸承。其中 ，25rCKN ， ， 。且 ， ，305orCKN1pTf0.4e49.810F3.8/minnr 。 49.83.52sFNY 求 ： r129.rrF 得： ， 。5160rF52710r 求 ： s 1.4.s N 5228r 求 ： a 51.03.12.70s2sF 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 軸系向左移動，左側軸承被壓緊，右側被放松。 512.810asFN3 ，則 51.460ar e.4,1.xy511().3210prafxFyN ，則 523.470are.4,1.xy522().10prafxy 因為 ，所以1 10663502()()23.847.hcL hnp 因 所以綜上所述，所選軸承符合要求。450hL 4.7.2 滾動軸承裝置的設計 要想保證軸承順利工作，除了正確選擇軸承類型和尺寸外，還應正確設計軸承裝 置。軸承裝置的設計主要是正確解決軸承的安裝、配合、緊固、調節(jié)、潤滑、密封等 問題。 設計采用軸承端蓋和套筒來固定滾動軸承。潤滑的潤滑方式與軸承的速度有關， 這里采用甘油潤滑，不僅可以降低摩擦阻力，起著散熱、減小接觸應力、吸收振動、 防止銹蝕等作用，而且減少潤滑加油次數，因為本產品密封性能較差，不能采用油潤 滑。軸承的密封裝置是為了阻止灰塵、水、酸氣和其它雜物進入軸承，并阻止?jié)櫥瑒?流失而設置的。密封裝置可分為接觸式和非接觸式兩大類。這里采用接觸式密封即氈 圈油封。 4.8 鍵的設計 4.8.1 鍵聯接的功能及結構型式 鍵是一種標準零件，通常用來實現軸與輪轂之間的周向固定以傳遞轉矩。有的還 能實現軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。鍵聯接的主要類型有：平鍵聯接、半 圓鍵聯接、楔鍵聯接和切向鍵聯接。 這里選用平鍵聯接，它的兩側是工作面，工作時靠鍵同鍵槽側面的擠壓來傳遞轉 矩。鍵的上表面和輪轂的鍵槽底面間則留有間隙。它具有結構簡單、裝拆方便、對中 性好等優(yōu)點。但這種鍵聯接不能承受軸向力，因而對軸上的零件不能起到軸向固定的 作用。 4.8.2 鍵的選擇和鍵聯接的強度計算 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 1鍵的選擇 鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據鍵聯接的結構特點、 使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。這里鍵 的材料采用抗拉強度不小于 600 MP a 的鋼，即 45 號鋼。鍵的主要尺寸為其截面尺寸 (一般以鍵寬 b鍵高 h 表示)與長度 L。鍵的截面尺寸 bh 按軸的直徑 d 由標準中選 定。鍵的長度 L 一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度。 故選用 A 型平鍵(GB1096)，與齒輪聯接處，鍵的尺寸 ，鍵聯28165bhl 接強度校核按文獻1中 6-1 公式計算，式中各參數為： =120MPa (按文獻1p 表 6-2 選取） 。k0.5h=0.516=8mm，l=L-b=125-28=97mm。 2鍵聯接的強度計算 鍵工作面的比壓 P 為： 62.810297pFTMPakld 因為 ，所以鍵聯接強度合格。p 4.9 本章小結 已知卷圓機電動機的功率和輥輪工作速度，且通過計算得下輥輪直徑，從而確定 輥輪的輸出轉速，最終確定電動機的型號為 Y132M1-6。求得工作機的總傳動比 i=250，進而對傳動系統(tǒng)進行設計計算。包括帶傳動、蝸輪蝸桿傳動及齒輪傳動的設 計。對輸出軸進行了設計和校核，達到強度要求；對軸承和鍵連接進行了選擇和校核 設計。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 第 5 章 壓下裝置的設計 5.1 卷圓成型直徑與標尺刻度的關系 由式（3.6）可得上下輥中心高 H 與各主參數的關系為： 212()()DaRbR （5.1） 在公式中， 、 、a 均為固定值，而 R 與 b 是用戶給定的值。1D2 如圖 5.1 所示，x 為上輥中心到標尺指針的垂直高度，為定值；y 為下輥中心到 標尺“0”刻度的垂直高度，為定值；L 為標尺指針在標尺上所指定的刻度值，隨用 戶給定的參數確定。它們之間的關系為： H+x=L+y H=L+y-x （5.2） 將（5.2）式代入（5.1）式得： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 212()()DaLRbRxy （5.3） 將已知的值代入（5.3）式得： （ ）2(83)10(78)1203Lbm 簡化后，得： （ ）2()(5)RR 圖 5.1 上下輥中心高與標尺刻度的關系 表 5.1 ( )m R L b 100 150 200 250 300 350 400 450 500 15 60.23 61.70 62.86 63.80 64.58 20 61.02 63.54 65.40 66.82 67.96 68.88 69.65 25 62.83 66.31 68.75 70.56 71.95 73.06 73.97 74.72 30 63.07 68.25 71.60 73.95 75.71 77.07 78.16 79.05 79.79 35 68.71 73.64 76.87 79.15 80.86 82.19 83.26 84.13 84.86 40 74.30 79.03 82.13 84.35 86.01 87.31 88.35 89.21 89.92 45 79.90 84.39 87.38 89.53 91.15 92.42 93.44 94.28 94.99 50 85.45 89.74 92.63 94.71 96.29 97.53 98.54 99.36 55 90.97 95.08 97.87 99.89 60 96.47 由于上輥輪行程為 40mm，且標尺指針在標尺上的指示范圍為（60，100）mm，因 RL B 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 此計算出來的 L 值若不在此范圍內，則在本臺機器上無法將其加工成所需工件。 5.2 壓下裝置的設計 鋼板在卷制過程中，曲率的控制是通過調整上輥的壓下量來實現的，壓下量可通 過標尺任意調整，實現了一定范圍內的曲率半徑的卷曲。上輥的壓下采用“螺母固定， 螺桿轉動并移動”的螺旋傳動方式，并通過滑塊使上輥軸與螺桿保持相對靜止，從而 達到上輥軸與螺桿同步升降的目的。其設計效果圖如圖 5.2 所示。 圖 5.2 壓下裝置設計效果圖 5.3 上輥輪軸的設計 5.3.1 軸的材料及結構的確定 上輥輪軸是該機器的重要零件，承受著兩下輥輪的合力，設計時應滿足合理的結 構，足夠的強度，以及良好的工藝性等。 1選擇軸的材料 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，碳鋼具有足夠高的強度，對應力集中敏感性較低， 便于進行各種熱處理及機械加工，價格低、供應充足，應用最廣。合金鋼機械性能更 高，常用于制造高速、重載的軸，或受力大而要求尺寸小、重量輕的軸。通過進行各 種熱處理、化學處理及表面強化處理，可以提高用碳鋼或合金鋼制造的軸的強度及耐 磨性。特別是合金鋼，只有進行熱處理后才能充分顯示其優(yōu)越的機械性能。由于本臺 機器要求此軸具有較高的強度且軸徑不能過大，因此我們選用合金鋼，其牌號為 38CrMoAlA，鍛造成形及調質處理，毛壞直徑 60mm，硬度 293321HBS，抗拉強度極 限 =930MPa，屈服極限 =785MPa，彎曲疲勞極限 =440MPa，剪切疲勞極限bs1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 =280MPa 許用彎曲應力 =5MPa。1 1b 2擬出軸的結構 根據軸的工作情況和軸的材料，我初選軸徑為 35mm，因為軸主要承受的是徑向 載荷，所以安裝在上輥輪與軸之間的軸承的類型選用圓柱滾子軸承，由機械設計手 冊高教版中知圓柱滾子軸承（摘自 GB283-87）查得 d=40mm,D=80mm,B=23mm,型號為 32508。由于上輥輪的寬度為 42mm，所以應在上輥輪中再安裝一個型號為 32208 的圓 柱滾子軸承，d=40mm,D=80mm,B=18mm，然后用密封圈密封。 如圖 5-2 所示，由于軸在滑塊內的長度為 18mm，滑塊到軸承的間距為 34mm，銅 套的寬度為 20mm，上輥輪寬度為 42mm，因此軸的工作長度為： L=20+42+18+34=114 （ ）m 3軸上零件的定位和固定 為了防止軸和零件在工作時發(fā)生軸向移動，保證其準確的工作位置，安裝在軸上 的所有零件必須有準確的定位和牢靠的固定。為了限制軸的軸向移動，軸與滑塊采用 螺紋聯接，從而保證軸與滑塊的相對靜止，軸肩對軸承軸向定位，壓板和銅套對上輥 輪進行軸向定位，再利用雙頭螺栓和螺母對壓板進行鎖緊。 5.3.2 軸的受力分析 1繪制軸的受力簡圖 如圖 5-3 所示為上輥輪軸的受力簡圖，將上輥輪、滑塊對其作用的力集中作用在 軸上。 圖 5-3 上輥輪軸的受力簡圖 由于軸只受到上輥輪和滑塊對它的作用力，因此這兩個力等值反向，均為 7.83KN。所以，作用在軸上 BC 段范圍內的力的集度為： 7.8316.4/02pKNm 作用在 DE 段范圍內的力的集度為： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 7.8345/01qKNm 1.繪制上輥輪軸的剪力圖、彎矩圖 在軸的 AB，BC，CD，DE 四段內，剪力和彎矩都不能用同一方程式來表示，所以 應分四段考慮，對每一段都列出剪力方程和彎矩方程，方程中，x 以 m 為單位， 以 KN 為單位， 以 為單位。()sF()MxKNm 在 AB 段內， =0 （0 0.02m）sFx =0 （0 0.02m）() 在 BC 段內， = =186.43 sx.2)p(.02) (0.02m 0.062m） =()M0.)(14)x 1863.20 (0.02m 0.062m）x 在 CD 段， =7.83 ()sF （0.062m 0.096m） =7.83 ()Mx (0.14)x （0.062m 0.096m） 在 DE 段內， =7.83 =7.83 ()sFx(0.96)q(0.96)435x （0.096m 0.114m） =7.83-q ()M(.)x(.1) =7.83-43 0964x （0.096m 0.114m）x 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 圖 5-4 上輥輪軸的剪力圖與彎矩圖 5.3.3 校核軸的強度 由彎矩圖知，C 處為可能的危險截面，計算出 C 處的剪力和彎矩。 Fc=7.83KN7.8(0.14.62)0.41McKNm 因為材料為 38CrMoAlA 的許用彎曲應力 ，C 截面當量彎矩應力為：75bMPa （W 為軸的抗彎截面模量） 3320.4165.29.()ccdPaW1b （5.4） 所以，C 截面安全。 5.4 螺旋傳動設計 為了達到將螺桿的轉動轉化為滑塊的升降運動，我們采用了“螺母固定，螺桿轉 動并作直線運動”的滑動螺旋傳動方式。對于這種以傳遞運動為主的傳導螺旋，其失 效形式主要是由于磨損而產生的過大間隙或變形造成運動精度下降，設計時應以螺紋 耐磨性計算和螺桿的剛度計算來確定螺旋傳動的主要尺寸參數。由于在本次設計中， 螺桿受到較大的受壓的軸向載荷，因此，需對其進行強度核算和壓桿穩(wěn)定性核算，檢 驗螺旋是否滿足自鎖條件。 1選擇材料和許用應力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 螺桿材料選 45 鋼，調質處理， ,由文獻 表 12-10 查得：2360/sNm 12072 ，手動可取 100 。35s2/Nm 螺母材料為 。由表 12-10 可得：103ZCuAlFe ，取 50 ； ，取 35 。246/b 2/2304/2/Nm 此螺旋傳動系手動低速，由表 12-1-9 查得： ，取185p 20 。2/Nm 2.按耐磨性計算螺紋中徑 螺紋的中徑為： 20.8Fdp （5.5） 式中：F軸向載荷（N） ； 許用比壓， （ ） ；p2/Nm 螺母（或螺桿）的轉角（rad） 。 因為 值可根據螺母的形式選定，取 =1.7，所以螺紋的中徑為： =0.8 21.46=12.14 327.8102dm 由 GB5796.186（見機械設計手冊高教版）可選 d=34，P=6， =31， 2d4D =35， =27， =28 的梯形螺紋，中等精度，螺旋副標記為 Tr34 6-7H/7e。3d1D 螺母高度 H= =1.7 31=52.7（mm） ，取 H=55mm。2d 則螺紋圈數 n= =9.17 圈。56HP 3.自鎖性驗算 由于系單頭螺紋，導程 S=P=6mm，故螺紋升角為： 2 63.51sarctgrctd 由表 12-7 知，鋼對青銅 ，取 0.09，可得：0.8.f 0.9 .2cos5cos2rtartg ，故自鎖可靠。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 33 4.螺桿強度驗算 由表 12-1-3，螺紋摩擦力矩為： 18896.76 有： 1231()780(3.52)2tMdFtgtgNm = =16.01 2334.ccad 22341896.7()70ca2/ 5.螺母螺紋強度驗算 因螺母材料強度低于螺桿故只算螺母螺紋強度即可。 由文獻 表 12-4 得，牙根寬度 b=0.65P=0.65 6=3.9mm，基本牙型高2 H1=0.5P=0.5 6=3mm。則有： 1.99 478305.91FDbn2/Nm （5.6） 4.60 1243bH2.3.72/b （5.7） 6螺桿的穩(wěn)定性驗算 由于螺桿的最大工作長度為上輥輪