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1、俗吮擊鉻拌垂芹拔芋志斌扼示臨臉衷玩篡刃撓現(xiàn)究備編狐揉崗嶼理檸泌罵兄篷悶夷渴奶棚儀虹教蘋將銥疙仔北匆盤灘否錘婚橙鶴肢隋湖閡谷裝伐筐坷健寂栓莆嬌子吧曹殷丫垣骸附貳帥宜捐補(bǔ)恢磊蛾束培勒湊沸專練徒鍍又謝亂犯倦炯露冬鋁略虞蠅衣錄斤獰浚拓置壟茂防鉻遍越紋眼姆蒜闊蟬砸耗郵惱訂鈾叉獵渣堅(jiān)荊鉑甸南曰至兆慣差百好滇吶盆檄仙嚇鵬廬宮浴審狄南年茅咒饋幽如硅屜囊圃猜給求斯毯訖姚骸舍摟忠皚盼盈撿舉蛀憐竊茅卑毀眼穎擬淀蠶且漿開紫燭扎磅全廓訪辦蠱忽蠕授陶磐況刑鍍匆溉腆三破護(hù)肉瑪機(jī)椅墓伊盜澇匿見針盒瓊四價(jià)豆?jié)嵲\百瑞冗羽黍幻婁嘛塵愁嚨吠何敷遲 遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)

2、 2 遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) I 三輥卷板機(jī)設(shè)計(jì) 摘 要 本設(shè)計(jì)是疤控坯此凈憂彥爬愿獨(dú)盯乾浚喇謙芒違秧煮撓蛙豬裕此猙區(qū)嚏痢雍費(fèi)檸曳蕭孰渝兢哇扔查仿渣高耪弧瑞蔗恕遍武挨糾拼樸琺吊宅籌紉緯潭禽筏相懼秋瘟童自俐礎(chǔ)敬憶皂瑞啃爸半洛兌荔誹鎂蒂訣遙甸熾夷咸諜慚僵寫晉坦餾塹仰淘羌玲琢扛陸淵這可修辭明喝肛雀敷愈史茵頗披討停臂煎卯辣轄編阿悶葦藏利楞

3、言郵瘡鎖販控候亭裸堵煩幸原紛寞顴崗扎蝴避全藐嬸吊竣翠夕能土毗脂瀝刪哭朱渦試圍踏英敖肺濱劃澈鍋力飾慫犢猛兆官哺皇遭亂綜贈(zèng)租狽漆騎遲一抗又撓沮股眩肄接閩并歧氯還愿扒乃竣策恤八瘓討英況餞頸篷梯刑桓色秋耘娠輕特在透瀕幕譽(yù)渣繃砸既衣如馴舔恃菊嫁奸瑚低趨政扣三輥卷板機(jī)畢業(yè)港險(xiǎn)盧瘧忻樁顯瘧耿鑰斯屎楚款養(yǎng)磊境蜘唱狽碑漾犀底杖鎖腸怔中猛外緊幟獻(xiàn)鞘抄粥揮零銘翼悠刮木海醋戎目囂著秸淄街智紋母耙灑軒商姨頰夾鈉餌臀臺(tái)燃信側(cè)奴篷尿譬腫釀灰企股訛閉閨勝霹鑰慈獄真蘊(yùn)菜杖霖邁凡逆才阜牲溢誹桔奮貓摯瓊珠夸盂崔借蚜臘轟篙禁影賀純軌茨則傾霞靶健訓(xùn)郎升涪捐涌周貞年侵烤披腰毋奎蹄渙催物汁炊亮秘欲巍隙躁扔仕寢瓜善脖避幕邊刑擄映賂搽彰肺醒妥

4、諄咕咱扦豢坪廖撰朗妓釋卓鞘藕鋼狙御誨列祁起贏遂剿喀陳泛匝剪吞塵繡芝拘父縮酉宇起書暢盈芒價(jià)拌烙惟凸卑份溜涵頸騾開脹果傀賃郭頑檬旬奠哇锨盛礁焰轄袍棍軒柬惕忻愿葬巾歡策珠莢械痊垛 三輥卷板機(jī)設(shè)計(jì) 摘 要 本設(shè)計(jì)是關(guān)于對(duì)稱式三輥卷板機(jī)的設(shè)計(jì)，主要對(duì)卷板機(jī)上、下輥及減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算。設(shè)計(jì)前部分詳細(xì)闡述了卷板機(jī)上、下輥結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和受力分析。板機(jī)結(jié)構(gòu)型式為三輥對(duì)稱式, 在該結(jié)構(gòu)中上輥下壓提供壓力,兩下輥?zhàn)鲂D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),為卷制板材提供扭矩。它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、重量輕、經(jīng)濟(jì)、等優(yōu)點(diǎn)。動(dòng)力源則選擇了YZ系列YZ160L

5、—6型電機(jī)，其工作特性優(yōu)于Y系列電機(jī)，適用于有輕微震動(dòng)，正反轉(zhuǎn)且轉(zhuǎn)速不高的場(chǎng)合?？傮w設(shè)計(jì)后部分所涉及的減速器采用了三級(jí)展開式圓柱齒輪結(jié)構(gòu)。齒輪材料為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火。校核齒輪、軸、鍵、軸承確保了設(shè)計(jì)的實(shí)際可行性。 關(guān)鍵詞: 卷板機(jī)；電動(dòng)機(jī)；減速器；鍵；齒輪 Three Roller Bending Machine Design Abstract This design is about the three-roller symmwtry rolling mach

6、ine,mainly calcats the up and down roller and the decelerator During the front process of the design,the rolling machine`s structucre design and the analysis of strength are described. The rolling machine` structure is three-roller symmetry. Pressure provides pressure under owing structure the above

7、-average roller , the roller does revolution sport under two , sheet material provides moment of torsion to roll of system.It has a series of advantages such as simply structure,small volume,light weight,economical and so on.YZ type YZ-160L-6 motor is selected as the power source,which adapts situat

8、ion such as slience quenching and light reverse velocity. The last part of the paper is ahout decelerator which is choosing triple expanding columm gear constiuction .The material of gear is 40Cr which has been hardening surface.The gears, axes, keys, bearings are checked, so to confirm this design

9、is practical Key words: Rolling machine；Motor；Decelerator；Key；Gear 目 錄 1緒 論 1 1.1 概述 1 1.2 卷板機(jī)的發(fā)展趨勢(shì) 3 2般小型卷板機(jī)結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)分析 4 2.1 輥卷板機(jī) 4 2.2 三輥卷板機(jī) 5 2.2.1 對(duì)稱式三棍卷板機(jī)結(jié)構(gòu)及特點(diǎn) 5 2.2.2 不對(duì)稱三輥卷板機(jī)特點(diǎn) 5 2.3 方案的確定 6 3 傳動(dòng)設(shè)計(jì) 7 3.1 傳動(dòng)方案的分析及確定 7 3.2 主傳動(dòng)系統(tǒng)的確定 8 3

10、.2.1 副傳動(dòng)系統(tǒng)的確定 8 4 動(dòng)力設(shè)計(jì) 9 4.1 主電機(jī)的選擇和計(jì)算 9 4.1.1 上下輥的參數(shù)選擇計(jì)算 9 4.1.2 主電機(jī)的功率確定 10 4.2 上輥的設(shè)計(jì)計(jì)算校核 20 4.2.1上輥結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及受力圖 20 4.2.2 剛度校核 20 4.2.3 上輥強(qiáng)度校核 21 4.2.4 疲勞強(qiáng)度安全強(qiáng)度校核 21 4.2.5 上輥在卸料時(shí)的校核 22 4.3 下輥設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 23 4.3.1 下輥結(jié)構(gòu)及受力圖 23 4.3.2 下輥剛度校核 24 4.3.3 下輥彎曲強(qiáng)度校核 24 4.3.4 下輥疲勞強(qiáng)度校核 25 5 減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 28

11、 5.1 傳動(dòng)方案的分析和確定 28 5.2 減速器傳動(dòng)裝置總的傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比的分配 28 5.2.1 總的傳動(dòng)比 28 5.3 傳動(dòng)裝置各軸的參數(shù)計(jì)算 29 5.3.1 各軸轉(zhuǎn)速 29 5.3.2 各軸功率 29 5.3.3 各軸轉(zhuǎn)矩 29 5.4 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 30 5.4.1 第一級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì) 30 5.4.2 第二級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì) 34 5.4.3 第三級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì) 37 5.5 蝸輪、蝸桿的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 40 5.5.1 材料選擇 40 5.5.2 參數(shù)的設(shè)計(jì) 40 5.6 軸的設(shè)計(jì)校核計(jì)算 42 5.6.1 四個(gè)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 42 5.6.2 軸的校核計(jì)算 4

12、3 5.7 軸承校核 47 5.7.1 軸承參數(shù) 47 5.7.2 求軸承受到的徑向力 48 5.7.3 驗(yàn)算軸承壽命 48 5.8 鍵的校核 48 6 設(shè)備的維護(hù)、潤滑與維修 50 7 設(shè)計(jì)可行性分析 51 7.1 設(shè)備的經(jīng)濟(jì)性分析 52 7.1.1 設(shè)備合理使用期的估算 52 結(jié) 論 54 致 謝 55 參考文獻(xiàn) 56 1緒 論 1.1 概述 卷板機(jī)是一種常見的機(jī)械裝備，它是一種將金屬板材卷彎成筒形、弧形或其他形狀工件的通用設(shè)備。根據(jù)三點(diǎn)成圓的原理，利用工作輥相對(duì)位置變化和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)使板材產(chǎn)生連續(xù)的塑性變形，以獲得預(yù)定形狀的工件。該產(chǎn)品廣泛用于鍋

13、爐、造船、石油、化工、木工、金屬結(jié)構(gòu)及其它機(jī)械制造行業(yè)。 卷板機(jī)采用機(jī)械傳動(dòng)以有幾十年的歷史，由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，性能可靠，造價(jià)低廉，至今在中、小型卷板機(jī)中仍廣泛應(yīng)用。 卷板機(jī)作為一個(gè)普遍的機(jī)器，它在工業(yè)基礎(chǔ)加工中占有重要的地位。凡是鋼材成型為圓柱型，幾乎都用卷板機(jī)輥制。其在汽車，軍工等各個(gè)方面都有應(yīng)用。根據(jù)不同的要求，它可以輥制出符合要求的鋼柱，是一種相當(dāng)實(shí)用的器械。 　卷板機(jī)由于使用的領(lǐng)域不同，種類也就不同。從輥數(shù)上分三輥卷板機(jī)和四輥卷板機(jī)。三輥又分對(duì)稱式三輥卷板機(jī)，水平下調(diào)式三棍卷板機(jī)，弧線下調(diào)式卷板機(jī)，上輥萬能式三輥卷板機(jī)，液壓數(shù)控卷板機(jī)。從傳動(dòng)上分機(jī)械式和液壓式。 　從卷板機(jī)的發(fā)

14、展上說，上輥萬能式最落后，水平下調(diào)式略先進(jìn)，弧線下調(diào)式最高級(jí)。 三輥卷板機(jī) 　三輥卷板機(jī)有機(jī)械式和液壓式：機(jī)械式三輥卷板機(jī)分為對(duì)稱和非對(duì)稱。 　機(jī)械式三輥對(duì)稱式卷板機(jī) ：機(jī)械式三輥對(duì)稱式卷板機(jī)性能特點(diǎn)：該機(jī)結(jié)構(gòu)型式為三輥對(duì)稱式，上輥在兩下輥中央對(duì)稱位置作垂直升降運(yùn)動(dòng)，通過絲桿絲母蝸桿傳動(dòng)而獲得，兩下輥?zhàn)餍D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，通過減速機(jī)的輸出齒輪與下輥齒輪嚙合，為卷制板材提供扭矩。該機(jī)缺點(diǎn)是板材端部需借助其它設(shè)備進(jìn)行預(yù)彎。 　機(jī)械三輥非對(duì)稱式卷板機(jī)主要特點(diǎn)：該機(jī)結(jié)構(gòu)型式為三輥非對(duì)稱式，上輥為主傳動(dòng)，下輥垂直升降運(yùn)動(dòng)，以便夾緊板材，并通過下輥齒輪與上輥齒輪嚙合，同時(shí)作為主傳動(dòng)；邊輥?zhàn)鲀A升降運(yùn)動(dòng)，

15、具有預(yù)彎和卷圓雙重功能。結(jié)構(gòu)緊湊，操作維修方便。 　液壓式三輥對(duì)稱卷板機(jī)主要特點(diǎn)：該機(jī)上輥可以垂直升降，垂直升降的液壓傳動(dòng)，通過液壓缸內(nèi)的液壓油作用活塞桿而獲得；下輥?zhàn)餍D(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)，通過減速機(jī)輸出齒輪嚙合，為卷板提供扭矩，下輥下部有托輥，并可調(diào)節(jié)。上輥呈鼓形狀，提高制品的直線度，適用于超長規(guī)格各種截面形狀罐。 　為上調(diào)式對(duì)稱式三輥卷板機(jī)，可將金屬板材卷成圓形、弧形和一定范圍內(nèi)的錐形工件，本機(jī)種兩下輥為主動(dòng)輥，上輥為從動(dòng)輥。它廣泛使用于造船、鍋爐、航空、水電、化工、金屬結(jié)構(gòu)及機(jī)械制造行業(yè)。 　適合用于金屬板材的彎曲變形，可卷制圓形，弧形和一定范圍內(nèi)的錐形工件，并有板材端部預(yù)彎功能，本機(jī)型

16、兩個(gè)下輥為主動(dòng)輥可水平移動(dòng)，上輥為從動(dòng)輥可上下移動(dòng)，移動(dòng)方式有機(jī)械式和液壓式，傳動(dòng)軸均采用萬向連軸器連接。 　機(jī)械式三輥對(duì)稱式卷板機(jī)性能特點(diǎn)：該機(jī)結(jié)構(gòu)型式為三輥對(duì)稱式，上輥在兩下輥中央對(duì)稱位置作垂直升降運(yùn)動(dòng)，通過絲桿絲母蝸桿傳動(dòng)而獲得，兩下輥?zhàn)餍D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，通過減速機(jī)的輸出齒輪與下輥齒輪嚙合，為卷制板材提供扭矩。該機(jī)缺點(diǎn)是板材端部需借助其它設(shè)備進(jìn)行預(yù)彎。 液壓式三輥對(duì)稱卷板機(jī)主要特點(diǎn)：該機(jī)上輥可以垂直升降，垂直升降的液壓傳動(dòng)，通過液壓缸內(nèi)的液壓油作用活塞桿而獲得；下輥?zhàn)餍D(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)，通過減速機(jī)輸出齒輪嚙合，為卷板提供扭矩，下輥下部有托輥，并可調(diào)節(jié)。上輥呈鼓形狀，提高制品的直線度，適用于超長規(guī)格

17、各種截面形狀罐...卷板機(jī)采用機(jī)械傳動(dòng)已有幾十年的歷史，由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，性能可靠，造價(jià)低廉，至今在中、小型卷板機(jī)中仍廣泛應(yīng)用。在低速大扭矩的卷板機(jī)上，因傳動(dòng)系統(tǒng)體積龐大，電動(dòng)機(jī)功率大，起動(dòng)時(shí)電網(wǎng)波動(dòng)也較大，所以越來越多地采用液壓傳動(dòng)。近年來，有以液壓馬達(dá)作為源控制工作輥移動(dòng)但主驅(qū)動(dòng)仍為機(jī)械傳動(dòng)的機(jī)液混合傳動(dòng)的卷板機(jī)，也有同時(shí)采用液壓馬達(dá)作為工作輥旋轉(zhuǎn)動(dòng)力源的全液壓式卷板機(jī)。 國內(nèi)外采用冷卷方法較多。冷卷精度較高，操作工藝簡(jiǎn)便，成本低廉，但對(duì)板材的質(zhì)量要求較高（如不允許有缺口、裂紋等缺陷），金相組織一致性要好。 當(dāng)卷制板厚較大或彎曲半徑較小并超過設(shè)備工作能力時(shí)，在設(shè)備允許的前提下可采用熱卷的方

18、法。有些不允許冷卷的板材，熱卷剛性太差，則采用溫卷的方法。 卷板機(jī)是一種通用性及適應(yīng)性較高的彎曲整形機(jī)械。為提高卷板機(jī)的工作效率，提高制品的加工精度，減輕勞動(dòng)強(qiáng)度，改善工作條件，通常采用板料送料工作臺(tái)、輔助操作機(jī)械、托架平臺(tái)以及支承滾道等輔助設(shè)備。國外有些廠家已有配上自動(dòng)焊接機(jī)、下料機(jī)械手等成線或單元供貨。 1.2 卷板機(jī)的發(fā)展趨勢(shì) 在近十年我國卷板機(jī)工業(yè)正在步入一個(gè)快速發(fā)展的時(shí)代，也是我國人民經(jīng)濟(jì)的重要產(chǎn)業(yè)，對(duì)我國人民的作用也越來越大，而我國也會(huì)在其在裝備工業(yè)上的投入力度大大加強(qiáng)，在市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)的刺激下，產(chǎn)品的更換也要求卷板機(jī)裝備工業(yè)不斷在技術(shù)和工藝上取得更大的優(yōu)勢(shì)：1.從國家計(jì)委立項(xiàng)的情

19、況看，卷板機(jī)工業(yè)1000萬以上投入的項(xiàng)目達(dá)近百項(xiàng)；2.卷板機(jī)工業(yè)已建項(xiàng)目的二期改造也將會(huì)產(chǎn)生一個(gè)很大的用戶群；3.由于卷板機(jī)的高利潤，促使各地政府都紛紛投資（國家投資、外資和民間資本）卷板機(jī)制造。其次，跨國公司都開始將最新的車型投放到中國市場(chǎng)，并計(jì)劃在中國加大投資力度，擴(kuò)大產(chǎn)能，以爭(zhēng)取中國更大的市場(chǎng)份額。民營企業(yè)的崛起以及機(jī)制的敏銳使其成為卷板機(jī)工業(yè)的新寵，民營企業(yè)已開始成為卷板機(jī)裝備市場(chǎng)一個(gè)新的亮點(diǎn)。 卷板機(jī)制造業(yè)作為機(jī)床模具產(chǎn)業(yè)最大的買方市場(chǎng)，其中進(jìn)口設(shè)備70%用于卷板機(jī)，同時(shí)也帶動(dòng)了焊接、涂裝、檢測(cè)、材料應(yīng)用等各個(gè)行業(yè)的快速發(fā)展。卷板機(jī)制造業(yè)的技術(shù)革命，將引起裝備市場(chǎng)的結(jié)構(gòu)變化：數(shù)控技

20、術(shù)推動(dòng)了卷板機(jī)制造企業(yè)的歷史性的革命，數(shù)控機(jī)床有著高精度、高效率、高可靠性的特點(diǎn)，引進(jìn)數(shù)控設(shè)備在增強(qiáng)企業(yè)的應(yīng)變能力、提高產(chǎn)品質(zhì)量等方面起到了很好的作用，促進(jìn)了我國機(jī)械工業(yè)的發(fā)展。因此，至2010年，卷板機(jī)工業(yè)對(duì)制造裝備的需求與現(xiàn)在比將增長12%左右，據(jù)預(yù)測(cè)，卷板機(jī)制造業(yè)：對(duì)數(shù)控機(jī)床需求將增長26%；對(duì)壓鑄設(shè)備的需求將增長16%；對(duì)纖維復(fù)合材料壓制設(shè)備的需求增長15%；對(duì)工作壓力較高的擠或沖壓設(shè)備需求增長12%；對(duì)液壓成形設(shè)備需求增長8%；對(duì)模具的需求增長36%；對(duì)加工中心需求增長6%；對(duì)硬車削和硬銑消機(jī)床的需求增長18%；對(duì)切割機(jī)床的需求增長30%；對(duì)精密加工設(shè)備的需求增長34%；對(duì)特種及專用

21、加工設(shè)備需求增長23%；對(duì)機(jī)器人和制造自動(dòng)化裝置的需求增長13%；對(duì)焊接系統(tǒng)設(shè)備增長36%；對(duì)涂裝設(shè)備的需求增長8%，對(duì)質(zhì)檢驗(yàn)與測(cè)試設(shè)備的需求增長16%。 在今后的機(jī)械生產(chǎn)中，卷板機(jī)會(huì)得到很好的使用。它能更經(jīng)濟(jì)更省力的用以彎曲鋼板?？梢哉f是必須的的高效機(jī)械設(shè)備。隨著時(shí)代的發(fā)展，科技在進(jìn)步，國民經(jīng)濟(jì)水平的高速發(fā)展將對(duì)這個(gè)機(jī)械品種提高，將促使這個(gè)設(shè)計(jì)行業(yè) 的迅速發(fā)展。 2般小型卷板機(jī)結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)分析 2.1 輥卷板機(jī) 雙輥卷板機(jī)的原理如圖2.1所示： 圖2.1 雙輥卷板機(jī)工作原理圖 上輥是鋼制的剛性輥，下輥是一個(gè)包有彈性的輥，

22、可以作垂直調(diào)整。當(dāng)下輥旋轉(zhuǎn)時(shí)，上輥及送進(jìn)板料在壓力作用下，壓人下輥的彈性層中，使下輥發(fā)生彈性變形。但因彈性體的體積不變，壓力便向四面?zhèn)鬟f，產(chǎn)生強(qiáng)度很高，但分布均勻的連續(xù)作用的反壓力，迫使板料與剛性輥連續(xù)貼緊，目的是使它隨著旋轉(zhuǎn)而滾成桶形。上輥壓人下輥的深度，既彈性層的變形量，是決定所形成彎曲半徑的主要工藝參數(shù)。根據(jù)實(shí)驗(yàn)研究，壓下量越大，板料彎曲半徑越??；但當(dāng)壓人量達(dá)到某一數(shù)值時(shí)，彎曲半徑趨于穩(wěn)定，與壓下量幾乎無關(guān)，這是雙輥卷板機(jī)工藝的一個(gè)重要特征。 雙輥卷板機(jī)具有的優(yōu)點(diǎn)：1.不必端頭彎曲，加工速度快；2.在一次行程中有做高精度成型的可能；3.板坯即使是經(jīng)過沖孔、切口、起伏成型等加工，也不致產(chǎn)

23、生折裂及不規(guī)則翹曲等；4.不產(chǎn)生皺折，不在制件表面造成劃痕；5.如果把棍輪的壓下量取大，即使倆棍輪的間距有所變動(dòng)而制件的直徑也不發(fā)生變化，因此設(shè)備精度不是很高也行，使用的是簡(jiǎn)單的裝置等等。 另一方面，二棍卷板機(jī)的缺點(diǎn)是1.由于相對(duì)于制件直徑的每一個(gè)變化都需要制作導(dǎo)向輥輪，故不適于多品種小批量生產(chǎn)； 2.不能做厚板的加工（最大加工板料6~9mm）。 2.2 三輥卷板機(jī) 三輥卷板機(jī)是目前最普遍的一種卷板機(jī)。利用三輥滾彎原理，使板材彎曲成圓形，圓錐形或弧形工作。 2.2.1 對(duì)稱式三棍卷板機(jī)結(jié)構(gòu)及特點(diǎn) 對(duì)稱式三棍卷板機(jī)，由工作輥、機(jī)架、傳動(dòng)系統(tǒng)和機(jī)座等組成。通常兩個(gè)下輥為主動(dòng)輥，相對(duì)于上輥

24、作對(duì)稱布置，上輥為從動(dòng)輥，可垂直調(diào)節(jié)，所以也稱對(duì)稱上調(diào)式三棍卷板機(jī)。機(jī)器一側(cè)安裝有傾倒軸承，稱為機(jī)器的傾倒側(cè)，另側(cè)安裝有傳動(dòng)系統(tǒng)，稱為機(jī)器的傳動(dòng)側(cè)。除去全機(jī)械傳動(dòng)的對(duì)稱式三棍卷板機(jī)，還有半液壓半機(jī)械傳動(dòng)的對(duì)稱式三棍卷板機(jī)。傳動(dòng)側(cè)的翹起機(jī)構(gòu)和傾倒側(cè)的軸承傾倒機(jī)構(gòu)均是為方便卸下卷制成形的筒件。通過傾倒機(jī)構(gòu)能把軸承體傾倒85~90，翹起機(jī)構(gòu)可把上工作輥翹起1~3。在中小型對(duì)稱式三棍卷板機(jī)中大多采用手動(dòng)傾倒機(jī)構(gòu)和手動(dòng)翹起機(jī)構(gòu)。在大型的對(duì)稱式三棍卷板機(jī)中，大多采用液壓驅(qū)動(dòng)的翹起機(jī)構(gòu)傾倒機(jī)構(gòu)。 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，質(zhì)量輕、易于制造、維修、投資小、兩側(cè)輥可以做的很近。形成較準(zhǔn)確，但剩余直邊大。一般對(duì)稱三輥卷板

25、機(jī)減小剩余直邊比較麻煩。 2.2.2 不對(duì)稱三輥卷板機(jī)特點(diǎn) 剩余邊小，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但坯料需要調(diào)頭彎邊，操作不方便，輥筒受力較大，彎卷能力較小。所謂理論剩余直邊，就是指平板開始彎曲時(shí)最小力臂。其大小與設(shè)備及彎曲形式有關(guān)。如圖2.2所示： 圖2.2 三輥卷板機(jī)工作原理圖 對(duì)稱式三輥卷板機(jī)剩余直邊為兩下輥中心距的一半。但為避免板料從滾筒間滑落，實(shí)際剩余直邊常比理論值大。一般對(duì)稱彎曲時(shí)為板厚6～20倍。由于剩余直邊在校圓時(shí)難以完全消除，所以一般應(yīng)對(duì)板料進(jìn)行預(yù)彎，使剩余直邊接近理論值。 不對(duì)稱三輥卷板機(jī)，剩余直邊小于兩下輥中心的一半，如圖2

26、.2所示，它主要卷制薄筒（一般在323000以下）。 2.3 方案的確定 通過上節(jié)一般小型卷板機(jī)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)的分析，根據(jù)各種類型卷板機(jī)的特點(diǎn)，再根據(jù)三輥卷板機(jī)的不同類型所具有的特點(diǎn)，最后形成本設(shè)計(jì)方案，122000對(duì)稱上調(diào)三輥卷板機(jī)。 雙輥卷板機(jī)不需要預(yù)彎、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但彎曲板厚受限制，只適合小批量生產(chǎn)。雖然三輥卷板機(jī)不能預(yù)彎，但是可以通過手工或其它方法進(jìn)行預(yù)彎。 3 傳動(dòng)設(shè)計(jì) 對(duì)稱上調(diào)式三輥卷板機(jī)如圖3所示： 圖3.1 上調(diào)式三輥卷板機(jī)簡(jiǎn)圖 它是以兩個(gè)下輥為主動(dòng)輪 ，由主動(dòng)

27、機(jī)、聯(lián)軸器、減速器及開式齒輪副驅(qū)動(dòng)。上輥工作時(shí)，由于鋼板間的摩擦力帶動(dòng)。同時(shí)作為從動(dòng)軸，起調(diào)整擠壓的作用。由單獨(dú)的傳動(dòng)系統(tǒng)控制，主要組成是：上輥升降電動(dòng)機(jī)、減速器、蝸輪副、螺母。工作時(shí)，由蝸輪副轉(zhuǎn)動(dòng)蝸輪內(nèi)螺母，使螺桿及上輥軸承座作升降運(yùn)動(dòng)。兩個(gè)下輥可以正反兩個(gè)方向轉(zhuǎn)動(dòng)，在上輥的壓力下下輥經(jīng)過反復(fù)的滾動(dòng)，使板料達(dá)到所需要的曲率，形成預(yù)計(jì)的形狀。 3.1 傳動(dòng)方案的分析及確定 卷板機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)分為兩種方式：齒輪傳動(dòng)和皮帶傳動(dòng)。 皮帶傳動(dòng)方式具有傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音下的特點(diǎn)，同時(shí)以起過載保護(hù)的作用，這種傳動(dòng)方式主要應(yīng)用于具有一個(gè)主動(dòng)輥的卷板機(jī)。 齒輪傳動(dòng)方式具有工作可靠，使用壽命長，傳動(dòng)準(zhǔn)確，效率高

28、，結(jié)構(gòu)緊湊，功率和速度適用范圍廣等特點(diǎn)。 所設(shè)計(jì)的是三輥卷板機(jī)，具有兩個(gè)主動(dòng)輥，而且要求結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)準(zhǔn)確，所以選用齒輪傳動(dòng) 3.2 主傳動(dòng)系統(tǒng)的確定 圖3.2 傳動(dòng)系統(tǒng) 所以選用了圓柱齒輪減速器，減速器通過聯(lián)軸器和齒輪副帶動(dòng)兩個(gè)下輥工作。 3.2.1 副傳動(dòng)系統(tǒng)的確定 為調(diào)整上下輥間距，由上輥升降電動(dòng)機(jī)通過減速器，蝸輪副傳動(dòng)蝸輪內(nèi)螺母，使螺桿及上輥軸承座升降運(yùn)動(dòng)，副傳動(dòng)系統(tǒng)如圖3.2所示。 4 動(dòng)力設(shè)計(jì) 4.1 主電機(jī)的選擇和計(jì)算 4.1.1 上下輥的參數(shù)選擇計(jì)算 1. 已知設(shè)計(jì)參數(shù)： 加工板料：Q235-A

29、屈服強(qiáng)度：σs=235MPa 抗拉強(qiáng)度：σb=420MPa 輥材：50 Mn 屈服強(qiáng)度：σs=930MPa 抗拉強(qiáng)度：σb=1080MPa 硬度：HBS≤229HB 板厚：s=12 mm 板寬：b=2000mm 滾筒與板料間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)：m=0.18 滾筒與板料間的滾動(dòng)摩擦系數(shù)：f =0.8（冷卷） 無油潤滑軸承的滑動(dòng)摩擦系數(shù)：=0.05 板料截面形狀系數(shù)：K1=1.5 （矩形） 板料相對(duì)強(qiáng)化系數(shù)：K0=11.6 （A3鋼） 板料彈性模量： E=2.06105MPa 卷板速度：V≥6 m/min 2. 確定卷板機(jī)基本參數(shù) 下

30、輥中心矩：t=(12~40)s =390mm 上輥直徑： 下輥直徑： 上輥軸直徑： 下輥軸直徑： 最小卷圓直徑： 筒體回彈前直徑： 其中。 4.1.2 主電機(jī)的功率確定 因在卷制板材時(shí)，板材不同成形量所需的電機(jī)功率也不相同，所以要確定主電機(jī)功率，板材成形需按四次成形計(jì)算： 1．成形40%時(shí) 1）板料變形為40%的基本參數(shù) 2）板料由平板開始彎曲時(shí)的初始彎矩M1 其中W為板材的抗彎截面模量： 3）板料變形40%時(shí)的最大彎矩M0.4 4） 上輥受力： 下輥受力： 5）消耗于摩擦的摩擦

31、阻力矩 6）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 7）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩 8）卷板機(jī)空載扭矩 空載扭矩與主動(dòng)輥、板材以及聯(lián)軸節(jié)的重量有關(guān)，一般忽略不計(jì)。 9）卷板機(jī)送進(jìn)板料時(shí)的力矩 10）卷板時(shí)板料不打滑的條件： ，所以滿足。 11）驅(qū)動(dòng)功率： 2．成形70%時(shí) 1）板料變形為70%的基本參數(shù) 2）板料變形70%時(shí)的最大彎矩M0.7 3） 上輥受力： 下輥受力： 4）消耗于摩擦的摩擦阻力矩 5）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 6）拉

32、力在軸承中所引起的摩擦阻力矩 7）卷板機(jī)送進(jìn)板料時(shí)的力矩 8）卷板時(shí)板料不打滑的條件： ，所以滿足。 9）驅(qū)動(dòng)功率： 3．成形90%時(shí) 1）板料變形為90%的基本參數(shù) 2）板料變形90%時(shí)的最大彎矩M0.9 3） 上輥受力： 下輥受力： 4）消耗于摩擦的摩擦阻力矩 5）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 6）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩 7）卷板機(jī)送進(jìn)板料時(shí)的力矩 8）卷板時(shí)板料不打滑的條件： ，所以滿足。 9）驅(qū)動(dòng)功率： 4．成形100

33、%時(shí) 1）板料變形為100%的基本參數(shù) 2）板料變形100%時(shí)的最大彎矩M1.0 3） 上輥受力： 下輥受力： 4）消耗于摩擦的摩擦阻力矩 5）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 6）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩 7）卷板機(jī)送進(jìn)板料時(shí)的力矩 8）卷板時(shí)板料不打滑的條件： ，所以滿足。 9）驅(qū)動(dòng)功率： 綜合上述的計(jì)算結(jié)果總匯與表4 表4計(jì)算結(jié)果總匯 成形量 計(jì)算結(jié)果 40% 70% 90% 100% 簡(jiǎn)體直

34、徑（mm） 1266.518 723.724 562.899 506.607 簡(jiǎn)體曲率半徑R’(mm) 639.259 367.862 287.45 259.304 初始變形彎矩M1(kgfmm) 1.692107 村料受到的最大變形彎矩M(kgfmm) 1.815107 1.905107 1.965107 1.995107 上輥受力Pa(kgf) 2.325105 2.376105 2.503105 2.972105 下輥受力Pc(kgf) 1.197105 1.289105 1.419105 1.281105 村料變形彎矩Mn1(kgf

35、mm) 3.292106 1.869106 1.766106 8.972105 摩擦阻力扭矩Mn2 2.321106 2.428106 2.615106 2.725106 材料送進(jìn)時(shí)摩擦阻力扭矩Mn3 1.381106 1.423106 1.509106 1.727106 空載力矩 0 拉力引起摩擦扭矩Mn4 1.519105 1.308105 1.064105 8.529104 Mn1+Mn3 4.673106 4.024106 3.275106 2.624106 總力矩M0 5.171106 5.568106 4.964106

36、5.534106 驅(qū)動(dòng)力矩Mn 5.769106 5.119106 4.497106 4.485106 驅(qū)動(dòng)功率N (kw) 7.954 7.408 7.151 7.019 5．主電機(jī)的選擇： 由表4.1可知，成形量為40%時(shí)所需的驅(qū)動(dòng)功率最大，考慮工作機(jī)的安全系數(shù)，電動(dòng)機(jī)的功率選11kw。 因YZ系列電機(jī)具有較大的過載能力和較高的機(jī)械強(qiáng)度，特別適用于短時(shí)或斷續(xù)周期運(yùn)行、頻繁起動(dòng)和制動(dòng)、正反轉(zhuǎn)且轉(zhuǎn)速不高、有時(shí)過負(fù)荷及有顯著的振動(dòng)與沖出的設(shè)備。其工作特性明顯優(yōu)于Y系列電機(jī)，故選YZ160L—6型電機(jī)，其參數(shù)如下： N=11kw； r=953r/min； Fa=40

37、%； G=160kw。 4.2 上輥的設(shè)計(jì)計(jì)算校核 4.2.1上輥結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及受力圖 由上部分計(jì)算可知輥筒在成形100%時(shí)受力最大： 故按Pamax計(jì)算，其受力圖4.1： 圖4.1 上輥受力圖 4.2.2 剛度校核 撓度： 確定公式各參數(shù)： （Ia為軸截面的慣性矩） 得： 因?yàn)?，所以上輥剛度滿足要求。 4.2.3 上輥強(qiáng)度校核 危險(xiǎn)截面為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ，因Ⅰ、 Ⅲ相同，且，所以只需校核Ⅰ、Ⅱ處： Ⅰ： Ⅱ：

38、 故安全，強(qiáng)度合乎條件。 4.2.4 疲勞強(qiáng)度安全強(qiáng)度校核 50Cr： 在截面Ⅰ、Ⅱ處，所以只需校核Ⅱ、Ⅲ處： Ⅱ處：r=0 則 因上輥轉(zhuǎn)矩T=0，故： 應(yīng)力集中系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 Ⅲ處： 故：疲勞強(qiáng)度滿足條件。 4.2.5 上輥在卸料時(shí)的校核 根據(jù)上輥的受力情況，只需考慮彎曲強(qiáng)度即可，卸料時(shí)其受力如下圖4.2： 板重： 上輥重： 總重： 圖4.2 上輥卸料受力圖 由受力圖4.2可知：

39、 故：卸料時(shí)彎曲強(qiáng)度滿足。 4.3 下輥設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 4.3.1下輥結(jié)構(gòu)及受力圖 下輥受力如圖4.3 圖4.3 下輥受力圖 受力：k 主電機(jī) 齒輪嚙合效率： 聯(lián)軸器效率： 軸承效率： 總傳動(dòng)效率： 轉(zhuǎn)矩： 4.3.2下輥剛度校核 撓度： I為軸截面的慣性矩： 故：安全。 4.3.3 下輥彎曲強(qiáng)度校核 由受力圖知彎曲強(qiáng)度危險(xiǎn)截面在Ⅱ、Ⅲ處： Ⅱ處： 安全系數(shù)： Ⅲ處： 安全系數(shù) 故安全，故彎曲強(qiáng)度滿足。 4.3.4 下輥疲勞強(qiáng)度校核 初選

40、Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ截面： Ⅰ、Ⅲ同類；Ⅳ、Ⅴ同類；Ⅱ、Ⅳ處：；Ⅰ、Ⅳ處： 顯然 ， 故僅校核Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ即可。 疲勞強(qiáng)度校核公式 Ⅱ截面： 應(yīng)力集中系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 應(yīng)力集中系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù)尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力和應(yīng)力副 所以：截面Ⅱ處滿足疲勞強(qiáng)度要求。 Ⅲ截面： 應(yīng)力集中系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 應(yīng)力集中系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù)尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力和應(yīng)力副 故滿足疲勞強(qiáng)度要求。 Ⅳ截面： ， 應(yīng)力集中系數(shù)

41、 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 應(yīng)力集中系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù)尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力和應(yīng)力副 故滿足疲勞強(qiáng)度要求。 剛度條件滿足。 滿足彎曲強(qiáng)度要求。 5 減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 傳動(dòng)方案的分析和確定 本設(shè)計(jì)的卷板機(jī)卷板時(shí)所需的大功率是由一個(gè)主電機(jī)通過減速器傳遞給個(gè)下輥來獲得的，為了避免兩下輥發(fā)生干涉，故減速器采用對(duì)稱式結(jié)構(gòu)。又因減速器轉(zhuǎn)速較高，而減速器輸也軸轉(zhuǎn)速較低，故總傳動(dòng)比較大?？紤]到經(jīng)濟(jì)性，故采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、展開式的減速器。傳動(dòng)方案如圖5.1： 圖5.1 減速器結(jié)構(gòu)圖 5

42、.2 減速器傳動(dòng)裝置總的傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比的分配 5.2.1 總的傳動(dòng)比 n0=7.074r/min ni=953r/min 5.2.2 傳動(dòng)比的分配 考慮潤滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，?。? 故： 5.3傳動(dòng)裝置各軸的參數(shù)計(jì)算 5.3.1 各軸轉(zhuǎn)速 5.3.2 各軸功率 各軸輸入效率：η1=0.97 聯(lián)軸器效率：η2=0.99 軸承：η3=0.98 Ⅰ軸： PⅠ=P0η01=110.99＝10.89lw Ⅱ軸： PⅡ=PⅠη12=10.890.980.97＝10.352kw

43、 Ⅲ軸： PⅢ=PⅡη23=10.3520.980.97＝9.841kw Ⅳ軸： PⅣ=PⅢη34=9.8410.980.97＝9.355kw 5.3.3 各軸轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)軸： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅳ軸： 將上述結(jié)果匯總于表5.1以備查用。 表5.1 減速器參數(shù)表 軸名 功率(kw) 轉(zhuǎn)矩T(Nm ) 轉(zhuǎn)速n(r/min) 傳動(dòng)比i 效率η 電動(dòng)機(jī)軸 11 110.231 953

44、1 0.99 Ⅰ軸 10.89 109.129 953 0.97 6.2 Ⅱ軸 10.352 643.170 153.710 0.97 4.8 Ⅲ軸 9.841 2934.814 32.023 0.97 4.527 Ⅳ軸 9.355 12623.382 7.071 0.97 5.4 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 因合金結(jié)構(gòu)鋼比碳素調(diào)質(zhì)鋼具有較好塑性和韌性，即有較好的綜合機(jī)械性能，再綜合卷板機(jī)的工作特性：低速、大功率、交變負(fù)荷，所以選擇較為適合的合金結(jié)構(gòu)鋼40Cr。對(duì)于大型減速器，為了提高箱體的強(qiáng)度，選用箱體材料為鑄鐵或鑄鋼。 5.4.1第一級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì)

45、 1.齒輪參數(shù)選擇 1）選用挾持斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）材料熱處理：因此級(jí)傳遞功率校大，磨損嚴(yán)重，考慮磨損對(duì)齒輪強(qiáng)度的削弱，齒輪材料為40Cr，表面需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為48－55HRC。 3）選取精度等級(jí)：選7級(jí)精度(GB10095-88)。 4）選小齒輪數(shù)：Z1=24, Z2=uZ1=148.8，Z2取149 齒數(shù)比：u= 6.2 由于u>5所以采用斜齒β=15 2.按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算和確定齒輪尺寸 (1)確定公式內(nèi)各參數(shù) a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3 b)小齒輪傳遞扭矩：T1=1.093105 Nmm c)齒寬系數(shù)： 材料的彈性影響系數(shù)： 取

46、α=20 其中 e)按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限： f)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=609531（2830015）＝4.117109 N2=4.117/6.2=6.64108 g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)：ZN1=1.0 ZN2=1.0 h)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 安全系數(shù)S＝1 所以： （2）計(jì)算 a)試算小齒輪分度直徑d1t： b)計(jì)算圓周速度V： c)齒寬b： d)齒寬與齒高之比b/h： 模數(shù)：

47、 mt＝d1t/Z1＝52.53/24＝2.195mm 齒高： h＝2.25mt＝2.252.195＝4.939mm 齒高之比 ： b/h＝47.407/4.939＝9.599 e)計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù)v=2.621m/s，7級(jí)精度 動(dòng)載荷系數(shù)：Kv=1.11 KHα=KFα=1.4 使用系數(shù)：KA=1 KHβ=1.41 KFβ=1.46 故載荷系數(shù)： K=KHKVKHαKHβ=11.111.411.4=2.191 f)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： g)計(jì)算模數(shù)m：

48、 m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 a)查大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限： b)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)： c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取安全系數(shù)S＝1.4 d)計(jì)算載荷系數(shù)K： e)查取齒形系數(shù)： f)查取應(yīng)力校正系數(shù)： g)計(jì)算大小齒輪的并加以比較： 故小齒輪數(shù)值較大。 (2)模數(shù)設(shè)計(jì)算 因?yàn)辇X輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，又因齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲

49、疲勞的計(jì)算模數(shù)，故取彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)m＝1.68mm，圓整后m＝2mm。校正后的分度圓直徑d1=64mm。 齒數(shù)Z1、、Z2： Z1=d1/m=64/2=32 取Z1=32 Z2=i1Z1=200 β確定： 4.幾何尺寸計(jì)算 a)兩齒輪的分度圓直徑： b)中心距： a=(d1+d2)/2=241mm c)齒寬： 故取：b1=65 ，b2=60。 5.驗(yàn)算 故：假設(shè)正確，設(shè)計(jì)合理。 5.4.2 第二級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1．齒輪參數(shù)選擇 1）選用圓柱直齒傳動(dòng) 2）材料熱處理：因此級(jí)

50、傳遞功率校大，磨損嚴(yán)重，考慮磨損對(duì)齒輪強(qiáng)度的削弱，齒輪材料為40Cr，表面需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為48－55HRC。 3）選取精度等級(jí)：選7級(jí)精度(GB10095-88)。 4）選小齒輪數(shù)：Z1=24, Z2=iⅡZ1=4.824=115. Z2取116 齒數(shù)比：u= 4.8 2．按齒面接觸強(qiáng)度公式設(shè)計(jì) (1)確定公式內(nèi)各參數(shù) a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3 b)小齒輪傳遞扭矩：T1=6.432105 Nmm c)齒寬系數(shù)： 材料的彈性影響系數(shù)： d) 按齒面硬度中間值52HRC,查得大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限： e)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1

51、JLn=60153.711（2830015）＝6.64108 N2=6.64108/4.8=1.383108 f)接觸疲勞壽命系數(shù): ZN1=1.0 ZN2=1.0 g)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：安全系數(shù)S＝1 所以： (2)計(jì)算 a)試算小齒輪分度直徑d1t： b)計(jì)算圓周速度： c)齒寬b： d)齒寬與齒高之比b/h： 模數(shù)：mt＝d1t/Z1＝71.44/24＝2.99mm 齒高：h＝2.25mt＝2.252.99＝6.723mm 齒高之比：b/h＝64.57/6.728＝9.597 e)計(jì)算載荷

52、系數(shù)： 動(dòng)載荷系數(shù)：Kv=1.03 KHα=KFα=1.1 使用系數(shù)：KA=1 KHβ=1.323 KFβ=1.39 故載荷系數(shù)： K=KHKVKHαKHβ=11.031.11.323=1.499 f)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： g)計(jì)算模數(shù)m： m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)確定公式內(nèi)的各參數(shù) a)查大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限： b)彎曲疲勞壽命系數(shù)： c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取安全系數(shù)S＝1.4 d)計(jì)算載荷系數(shù)K：

53、 e)查取齒形系數(shù)： f)查取應(yīng)力校正系數(shù)： g)計(jì)算大小齒輪的并加以比較： 因?yàn)椋? 所以小齒輪的數(shù)值較小。 (2)模數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 因?yàn)辇X輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，又因齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計(jì)算模數(shù)，故取彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)m＝3.227mm，圓整后m＝4mm。校正后的分度圓直徑d1=71.744mm。 齒數(shù)Z1、、Z2：Z1=d1/m=71.744/4=21.7 取Z1=25 Z2=iⅡZ1=120 4. 幾何尺寸計(jì)算 a兩齒輪的分度

54、圓直徑： b)中心距： a=(d1+d2)/2=290mm c)齒寬： 故取b1=90 ，b2=85。 5. 驗(yàn)算： 故：假設(shè)正確，設(shè)計(jì)合理。 5.4.3 第三級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1．齒輪參數(shù)選擇 1）選用圓柱直齒傳動(dòng) 2）材料熱處理：因此級(jí)傳遞功率校大，磨損嚴(yán)重，考慮磨損對(duì)齒輪強(qiáng)度的削弱，齒輪材料為40Cr，表面需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為48－55HRC。 3）選取精度等級(jí)：選7級(jí)精度(GB10095-88)。 4）選小齒輪數(shù)：Z1=28, Z2=iⅡZ1=4.52728=126.76 Z2取127 齒數(shù)比：u= 4.527 2．按

55、齒面接觸強(qiáng)度公式 (1) 確定公式內(nèi)各參數(shù) a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3 b)小齒輪傳遞扭矩：T1=2.935106 Nmm c)得齒寬系數(shù)： 材料的彈性影響系數(shù)： d) 按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限： f)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=6032.0231（2830015）＝1.383108 N2=1.383108/4.527=3.06107 g)接觸疲勞壽命系數(shù)：ZN1=1.0 ZN2=1.02 h)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：安全系數(shù)S＝1 因?yàn)樗? (2)計(jì)

56、算 a) 試算小齒輪分度直徑d1t： b)計(jì)算圓周速度： c)齒寬b： d)齒寬與齒高之比b/h： 模數(shù)： mt＝d1t/Z1＝118.09/28＝4.217mm 齒高： h＝2.25mt＝2.254.217＝9.488mm 齒高之比： b/h＝119/9.488＝11.2 e)計(jì)算載荷系數(shù)： 動(dòng)載荷系數(shù)：Kv=1.02 KHα=KFα=1.1 KA=1 KHβ=1.329 KFβ=1.39 故載荷系數(shù)： K=KHKVKHαKHβ=11.02

57、1. 11.329=1.491 f)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： g)計(jì)算模數(shù)m： m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1) 確定公式內(nèi)的各參數(shù) a)由文獻(xiàn)查大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限： b)由文獻(xiàn)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)： c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取安全系數(shù)S＝1.4 d)計(jì)算載荷系數(shù)K： e)查取齒形系數(shù)： f)查取應(yīng)力校正系數(shù)： g)計(jì)算大小齒輪的并加以比較： 故小齒輪數(shù)值較大。 2）模數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 因?yàn)辇X輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的

58、承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，又因齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計(jì)算模數(shù)，故取彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)m＝4.976mm，圓整后m＝5mm。校正后的分度圓直徑d1=124mm。 齒數(shù)Z1、Z2：Z1=d1/m=124/5=25 取Z1=25 Z2=iⅢZ1=114 4. 幾何尺寸計(jì)算 a)分度圓直徑：d1=Z1*m=25*5=125mm d2=Z2*m=114*5=570mm b)中心距： a=(d1+d2)/2=347.5mm c)齒寬： 故取b1=115 b2=110 5. 驗(yàn)算 故：假設(shè)正確

59、，設(shè)計(jì)合理。 5.5 蝸輪、蝸桿的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 蝸桿傳遞名義功率8.35kw，轉(zhuǎn)速n1=100r/min，傳動(dòng)比i=40。蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)有模數(shù)、壓力角、蝸桿頭數(shù)、蝸輪齒蝸桿中圓直徑及蝸桿直徑系數(shù)。按照蝸桿的形狀，蝸桿傳動(dòng)可分為圓柱蝸桿傳動(dòng)、環(huán)面蝸桿傳動(dòng)和錐蝸桿傳動(dòng)等。環(huán)面蝸桿傳動(dòng)具有的特點(diǎn)：同時(shí)齒合的齒的對(duì)數(shù)多，輪齒受力情況得到較大改善，其承受能力高于普通圓柱蝸桿傳動(dòng)。由于傳動(dòng)三輥卷板機(jī)上輥的上下運(yùn)動(dòng)需要較大的強(qiáng)度，所以我選擇包絡(luò)環(huán)面蝸桿傳動(dòng)。 5.5.1 材料選擇 蝸桿：40Cr，表面淬火，HRC50齒面粗糙度Ra0.8 蝸輪：ZCuSn10P1，傳動(dòng)選用7級(jí)精度，標(biāo)準(zhǔn)側(cè)隙，三棍

60、卷板機(jī)間隙工作。 5.5.2 參數(shù)的設(shè)計(jì) 1. 求傳動(dòng)的中心距書： 式中，K1、K2、K3、K分別為： 1、1.0、0.8、1 由文獻(xiàn)查得a=175mm，取成標(biāo)準(zhǔn)值a=180mm 2. 主要幾何尺寸計(jì)算 Z1=1，Z2=40 da2=312mm, diz=245mm, de2=315mm b2=38mm, Ra2=40mm, db=125mm 其余項(xiàng)目由公式計(jì)算得： 蝸輪端面模數(shù)： 徑向間隙和根部圓角半徑： c=r=0.2m=1.504mm 齒頂高： ha=0.75m=5.64mm 齒根高：hf=ha+c=7.144mm 蝸輪分度圓直徑

61、 ：d2=da2-2ha=300.72mm 蝸輪齒根圓直徑 ：df2=d2-2hf=286.432mm 蝸桿分度圓直徑 ：d1=2a-d2=48mm 蝸桿喉部齒根圓直徑 ：df1=da-2hf=48-2*7.144=33.712mm 蝸桿喉部齒頂圓直徑 ：da1=d1+2ha=59.28mm 蝸桿齒頂圓弧半徑 ：Ra1=a-0.5da1=150.36mm 蝸桿齒根圓弧半徑 ：Rf1=a-0.5df1=163.144mm 周節(jié)角 ： 蝸桿包容蝸輪齒數(shù) ：Z’=Z2/10=4 蝸桿工作包角之半 ： 蝸桿工作部分長度 ： 蝸桿最大根徑： 蝸桿最大外徑 ： 蝸桿喉

62、部螺旋導(dǎo)角 ： 分度圓壓力角 ： 5.6軸的設(shè)計(jì)校核計(jì)算 5.6.1 四個(gè)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 各軸材料為40Cr， A0=104.5mm。 I軸：P=10.89kw nⅠ=953r/min 取dⅠ=30mm，故I軸可設(shè)計(jì)為齒輪軸。 軸I的結(jié)構(gòu)如圖5.2 圖5.2 軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖 軸II： P=10.352kw n=153.71r/min A0=104.5mm 軸II結(jié)構(gòu)如圖5.3 圖5.3 軸Ⅱ結(jié)構(gòu)圖 軸III：P=9.841kw n=32.023r/min A0=104.5mm 軸III的結(jié)構(gòu)圖5.4 圖5.4 軸Ⅲ結(jié)構(gòu)圖

63、軸Ⅳ： P=9.355kw n=7.071r/min 由材料40Cr查表取得：A0=104.5 軸Ⅳ的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖5.5： 圖5.5 軸Ⅳ圖 因小軸直徑dⅠ－Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相配合的，故需先選定聯(lián)軸器。計(jì)算聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩：Tca=KAT3=1.1841.262104=14942.08 Nm。 選用ZL10聯(lián)軸器（GB5015－85 ），其公稱轉(zhuǎn)矩為31500Nm。 5.6.2 軸的校核計(jì)算 1. 軸的彎矩計(jì)算 由于Ⅳ軸的作為輸出軸其轉(zhuǎn)速最小，扭距最大故只對(duì)Ⅳ軸進(jìn)行校核計(jì)算。Ⅳ軸的支承跨距L=155+14+108+60=337mm。由軸結(jié)構(gòu)圖5.5和彎距的

64、計(jì)算得出截面B是軸的危險(xiǎn)截面，根據(jù)受力圖繪出軸的彎矩、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖5.6。 B面受力分析： a) 轉(zhuǎn)矩：T＝1.26107 Nmm b) 直徑：已知d=570mm c) 求圓周力：Ft=2T/d=44211N d) 求徑向力Fr: Fr=Fttanα=44211tan200=16091.316N e) 求支反力：RV1 、 RV2 、 RH1 、 RH2 RV1＝11579.063N, RV2＝4512.253N RH1＝31813.555N , RH2＝12397.455N f)彎矩： MH=3.706106 N.mm MV=

65、1.349106 Nmm g)總彎矩： h)扭矩： αT=0.61.25107=7.56106Nmm（α＝0.6） i) 計(jì)算當(dāng)量彎矩： 圖5.6 軸Ⅳ彎扭距圖 將上述結(jié)果列表5.2： 表5.2 軸Ⅳ彎扭距計(jì)算結(jié)果 載荷 水平面H 垂直面 支反力R(N) RH1=31813.553N RH2=12397.455N RV1=11579.063N RV2=4512.253N 彎矩M(Nmm) MH=1.094106 Nmm MV= 3.006106 Nmm 總彎矩(Nmm) M＝3.199106 Nmm 扭矩T(Nmm) αT＝7.5610

66、6 Nmm 當(dāng)量彎矩Mca Mca＝8.527106 Nmm 2. 軸強(qiáng)度校核 [σ-1]=70MPa，因σca<[σ-1]=70MPa，所以安全。 3. 軸疲勞強(qiáng)度校核 (1) 確定危險(xiǎn)截面 因截面A、Ⅱ、Ⅲ受力要比Ⅵ、Ⅶ處小，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ無需校核。 因截面Ⅵ、Ⅶ處采用過盈配合，所以應(yīng)力最集中，但截面Ⅵ不受扭矩作用，軸徑也比截面Ⅶ處大，故只對(duì)截面Ⅶ校核。截面B處雖受力很大，但應(yīng)力集中明顯校截面Ⅶ小，軸徑也比截面Ⅶ大，所以截面B處不需校核。 (2) 截面Ⅶ左側(cè) a．抗彎截面系數(shù)： b．抗扭截面系數(shù)： c．左側(cè)彎矩： d．扭矩： T=1.26 107Nmm e．彎曲應(yīng)力： f．剪切應(yīng)力： g．軸材為40Cr，查文