三輥卷板機(jī)設(shè)計(jì)【優(yōu)秀含全套CAD圖紙】

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3、特殊用途卷板機(jī)：有立式卷板機(jī)、船用卷板機(jī)、雙輥卷板機(jī)、錐體卷板機(jī)、多輥卷板機(jī)和多用途卷板機(jī)等。 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)。 卷板機(jī)的工作能力是指板材在冷態(tài)下，按規(guī)定的屈服極限卷制最大板材厚度與寬度時(shí)最小卷筒直徑的能力。國內(nèi)外采用冷卷方法較多。冷卷精度較高，操作工藝簡便，成本低廉，但對板材的質(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。 1.2卷板機(jī)的原理 1.2.1 卷板機(jī)的運(yùn)動(dòng)形式 卷板機(jī)的運(yùn)動(dòng)形式可以分為主運(yùn)動(dòng)和輔運(yùn)動(dòng)兩種形式的運(yùn)動(dòng)。主運(yùn)動(dòng)是指構(gòu)成卷板機(jī)的上輥和下輥對加工板材的旋轉(zhuǎn)、彎折等運(yùn)動(dòng)，主運(yùn)動(dòng)完成卷板機(jī)的加工任務(wù)。輔運(yùn)動(dòng)是卷板機(jī)在卷板過程中的裝料、下料及上輥的升降、翹起以及倒頭架的翻轉(zhuǎn)等形式的運(yùn)動(dòng)。 該機(jī)構(gòu)形式為三輥對稱式,上輥在兩下輥中央對稱位置作垂直升降運(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。 圖1.1 三輥卷板機(jī)工作原理圖 由圖1.1：主運(yùn)動(dòng)指上輥繞O1，下輥分別繞O2、O3作順時(shí)針或逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)。輔運(yùn)動(dòng)指上輥的上升或下降運(yùn)動(dòng)，以及上輥在O1垂直平面的上翹、翻邊運(yùn)動(dòng)等。 1.2.2彎曲成型的加工方式 在鋼結(jié)構(gòu)制作中彎制成型的加工主要是卷板（滾圓）、彎曲（煨彎）、折邊和模具壓制等幾種加工方法。彎制成型的加工工序是由熱加工或冷加工來完成的。 滾圓是在外力的作用下，使鋼板的外層纖維伸長，內(nèi)層纖維縮短而產(chǎn)生彎曲變形（中層纖維不變）。當(dāng)圓筒半徑較大時(shí)，可在常溫狀態(tài)下卷圓，如半徑較小和鋼板較厚時(shí)，應(yīng)將鋼板加熱后卷圓。在常溫狀態(tài)下進(jìn)行滾圓鋼板的方法有：機(jī)械滾圓、胎模壓制和手工制作三種加工方法。機(jī)械滾圓是在卷板機(jī)（又叫滾板機(jī)、軋圓機(jī)）上進(jìn)行的。 在卷板機(jī)上進(jìn)行板材的彎曲是通過上滾軸向下移動(dòng)時(shí)所產(chǎn)生的壓力來達(dá)到的。它們滾圓工作原理如圖1.2所示。 a） b） c） a）對稱式三輥卷板機(jī) b）不對稱式三輥卷板機(jī) c）四輥卷板機(jī) 圖1.2 滾圓機(jī)原理圖 用三輥彎（卷）板機(jī)彎板，其板的兩端需要進(jìn)行預(yù)彎，預(yù)彎長度為0.5L＋（30~50）mm(L為下輥中心距）。預(yù)彎可采用壓力機(jī)模壓預(yù)彎或用托板在滾圓機(jī)內(nèi)預(yù)彎（圖1.3） a） b） a）用壓力機(jī)模壓預(yù)彎 b）用托板在滾圓機(jī)內(nèi)預(yù)彎 圖1.3 鋼板預(yù)彎示意圖 1.3卷板機(jī)的發(fā)展趨勢 加入WTO后我國卷板機(jī)工業(yè)正在步入一個(gè)高速發(fā)展的快道，并成為國民經(jīng)濟(jì)的重要產(chǎn)業(yè)，對國民經(jīng)濟(jì)的貢獻(xiàn)和提高人民生活質(zhì)量的作用也越來越大。預(yù)計(jì)“十五”期末中國的卷板機(jī)總需求量為600萬輛，相關(guān)裝備的需求預(yù)計(jì)超過1000億元。到2010年，中國的卷板機(jī)生產(chǎn)量和消費(fèi)量可能位居世界第二位，僅次于美國。而其在裝備工業(yè)上的投入力度將會(huì)大大加強(qiáng)，市場的競爭也愈演愈烈，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：1.從國家計(jì)委立項(xiàng)的情況看，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，并計(jì)劃在中國加大投資力度，擴(kuò)大產(chǎn)能，以爭取中國更大的市場份額。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，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、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，將引起裝備市場的結(jié)構(gòu)變化：數(shù)控技術(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)對制造裝備的需求與現(xiàn)在比將增長12%左右，據(jù)預(yù)測，卷板機(jī)制造業(yè)：對數(shù)控機(jī)床需求將增長26%；對壓鑄設(shè)備的需求將增長16%；對纖維復(fù)合材料壓制設(shè)備的需求增長15%；對工作壓力較高的擠或沖壓設(shè)備需求增長12%；對液壓成形設(shè)備需求增長8%；對模具的需求增長36%；對加工中心需求增長6%；對硬車削和硬銑消機(jī)床的需求增長18%；對切割機(jī)床的需求增長30%；對精密加工設(shè)備的需求增長34%；對特種及專用加工設(shè)備需求增長23%；對機(jī)器人和制造自動(dòng)化裝置的需求增長13%；對焊接系統(tǒng)設(shè)備增長36%；對涂裝設(shè)備的需求增長8%，對質(zhì)檢驗(yàn)與測試設(shè)備的需求增長16%。 在今后的工業(yè)生產(chǎn)中，卷板機(jī)會(huì)一直得到很好的利用。它能節(jié)約大量的人力物力用以彎曲鋼板?？梢哉f是不可缺少的高效機(jī)械。時(shí)代在發(fā)展，科技在進(jìn)步，國民經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展將對這個(gè)機(jī)械品種提出越來越高的要求，將促使這個(gè)設(shè)計(jì)行業(yè)的迅速發(fā)展。 第2章 方案的論證及確定 2.1 方案的論證 一般情況下，一臺(tái)卷板機(jī)所能卷制的板厚，既工作能力，是指板材在冷態(tài)下，按規(guī)定的屈服極限卷制最大板材厚度與寬度時(shí)的最小卷桶直徑的能力，熱卷可達(dá)冷卷能力的一倍。但近年來，冷卷的能力正日益提高。 結(jié)合上章卷板機(jī)的類型，擬訂了以下幾種方案，并進(jìn)行了分析論證。 2.1.1方案1雙輥卷板機(jī) 雙輥卷板機(jī)的原理如圖2.1所示： 1 3 2 1.上輥2.工件3.下輥 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，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，板料彎曲半徑越小；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.板料不需要預(yù)彎成形，因此生產(chǎn)率高；2.可以彎曲多種材料，機(jī)器結(jié)構(gòu)簡單。缺點(diǎn)：1.對于不同彎度的制品，需要跟換相適應(yīng)的上棍，因而不適用多品種，小批量生產(chǎn)。 2.可彎曲的板料厚度系列受到一定限制，目前一般只能用于10mm以下的板料。 2.1.2方案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。 1.對稱三輥卷板機(jī)特點(diǎn) 結(jié)構(gòu)簡單、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。一般對稱三輥卷板機(jī)減小剩余直邊比較麻煩。 2.不對稱三輥卷板機(jī)特點(diǎn) 剩余邊小，結(jié)構(gòu)簡單，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： 不對稱彎曲時(shí) t2 對稱彎曲時(shí) t1 圖2.2 三輥卷板機(jī)工作原理圖 對稱式三輥卷板機(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)對板料進(jìn)行預(yù)彎，使剩余直邊接近理論值。 不對稱三輥卷板機(jī)，剩余直邊小于兩下輥中心的一半，如圖2.2所示，它主要卷制薄筒（一般在32×3000以下）。 2.1.3 方案3四輥卷板機(jī) 其原理如圖2.3 圖2.3 四輥卷板機(jī) 它有四個(gè)輥，上輥是主動(dòng)輥，下輥可上下移動(dòng)，用來夾緊鋼板，兩個(gè)側(cè)輥可沿斜線升降，在四輥卷板機(jī)上可進(jìn)行板料的預(yù)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(cè)輥的移動(dòng)使鋼板端部發(fā)生彎曲變形，達(dá)到所需要。 它的特點(diǎn)是：板料對中方便，工藝通用性廣，可以校正扭斜，錯(cuò)邊缺陷，可以既位裝配點(diǎn)焊。但滾筒多。質(zhì)量體積大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。上下輥夾持力使工件受氧化皮壓傷嚴(yán)重。兩側(cè)輥相距較遠(yuǎn)，對稱卷圓曲率不太準(zhǔn)確，操作技術(shù)不易掌握，容易造成超負(fù)荷等誤操作。 2.2 方案的確定 通過上節(jié)方案的分析，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)，最后形成我的設(shè)計(jì)方案，12×2000對稱上調(diào)三輥卷板機(jī)。 雙輥卷板機(jī)不需要預(yù)彎、結(jié)構(gòu)簡單，但彎曲板厚受限制，只適合小批量生產(chǎn)。四輥卷板機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜造價(jià)又高。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。 2.3本章小結(jié) 通過幾種運(yùn)動(dòng)方案的分析，雙輥卷板機(jī)雖然不需要預(yù)彎，但只適合小批量生產(chǎn)，而且彎曲板厚受限制。四輥卷板機(jī)通用性廣，但其質(zhì)量體積大而且操作技術(shù)不易掌握。對稱三輥卷板結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量輕、易于制造等優(yōu)點(diǎn)。經(jīng)過相比較下最終決定采用三輥卷板機(jī)。 第3章 傳動(dòng)設(shè)計(jì) 對稱上調(diào)式三輥卷板機(jī)如圖3.1所示： 圖 3.1 對稱上調(diào)式三輥卷板機(jī) 它是以兩個(gè)下輥為主動(dòng)輪 ，由主動(dòng)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 卷板機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)分為兩種方式： 3.1.1 齒輪傳動(dòng) 電動(dòng)機(jī)傳出的扭距通過一個(gè)有保護(hù)作用的聯(lián)軸器，傳人一個(gè)有分配傳動(dòng)比的減速器，然后功過連軸器傳人開式齒輪副，進(jìn)入帶動(dòng)兩軸的傳動(dòng)。如圖3.2所示。 圖3.2 齒輪式傳動(dòng)系統(tǒng)圖 這種傳動(dòng)方式的特點(diǎn)是：工作可靠，使用壽命長，傳動(dòng)準(zhǔn)確，效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，功率和速度適用范圍廣等。 3.1.2皮帶傳動(dòng) 由電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)距通過皮帶傳人減速器直接傳人主動(dòng)軸。如圖3.3所示： 圖3.3 皮帶式傳動(dòng)系統(tǒng)圖 這種傳動(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)。 3.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的確定 鑒于上節(jié)的分析，考慮到所設(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)。 3.2.1 主傳動(dòng)系統(tǒng)的確定 傳動(dòng)系統(tǒng)如圖3.4所示： 上輥傳動(dòng)壓下系統(tǒng) 下輥?zhàn)鲃?dòng)系統(tǒng) 圖 3.4 傳動(dòng)系統(tǒng)圖 所以選用了圓柱齒輪減速器，減速比i=134.719，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)，為使上輥、下輥軸線相互平行，有牙嵌離和器以備調(diào)整，副傳動(dòng)系統(tǒng)如圖3.4所示。 需要卷制錐筒時(shí)，把離和器上的定位螺釘松開，然后使蝸輪空轉(zhuǎn)達(dá)到只升降左機(jī)架中升降絲桿的目的。 3.3 本章小結(jié) 收集資料對各種運(yùn)動(dòng)方式進(jìn)行分析，在結(jié)合三輥卷板機(jī)的運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)和工作的可靠性，最后主傳動(dòng)采用齒輪傳動(dòng)，副傳動(dòng)采用蝸輪蝸桿傳動(dòng)。 第4章 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[1] 屈服強(qiáng)度：σs=235MPa 抗拉強(qiáng)度：σb=420MPa 輥材：Mn 屈服強(qiáng)度：σs=930MPa 抗拉強(qiáng)度：σb=1080MPa 硬度：HBSHB 板厚：mm 板寬：b=2000mm 滾筒與板料間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)： 滾筒與板料間的滾動(dòng)摩擦系數(shù)：f =0.8 無油潤滑軸承的滑動(dòng)摩擦系數(shù)： 板料截面形狀系數(shù)： 板料相對強(qiáng)化系數(shù)： 板料彈性模量： E=2.06×106MPa 卷板速度：m/min 2. 確定卷板機(jī)基本參數(shù)[14] 下輥中心矩：=390mm 上輥直徑：=300mm 下輥直徑：=240mm 上輥軸直徑：=180mm 下輥軸直徑：=130mm 最小卷圓直徑：=600mm 筒體回彈前內(nèi)徑： =506.607mm 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) mm mm 2）板料由平板開始彎曲時(shí)的初始彎矩M1 kgf·mm 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 kgf·mm 4）從 kgf·mm 上輥受力： kgf 下輥受力： kgf 5）消耗于摩擦的摩擦阻力矩 = kgf·mm 6）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 kgf·mm 7）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩 kgf·mm 8）卷板機(jī)送進(jìn)板料時(shí)的總力矩 kgf·mm 9）卷板機(jī)空載時(shí)的扭矩: ：板料重量G1: kg ：聯(lián)軸器的重量[8] : 選ZL10，=180.9kg ：下輥重量: kg kgf·mm 10）卷板時(shí)板料不打滑的條件： kgf·mm kgf·mm 因?yàn)?，所以滿足。 11）驅(qū)動(dòng)功率： kgf·mm kw 2. 成形70%時(shí) 1）板料成型70%的基本參數(shù) mm mm 2）板料變形70%時(shí)的最大彎矩M0.7 kgf·mm kgf kgf 3）板料從 kgf·mm 4）消耗于摩擦的扭矩 kgf·mm 5）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 kgf·mm 6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失 kgf·mm 7）機(jī)器送進(jìn)板料時(shí)的總力矩 kgf·mm 8）卷板機(jī)空載時(shí)的扭矩 kgf·mm 9）板料不打滑的條件 kgf·mm 因，所以滿足。 10）驅(qū)動(dòng)功率 kgf·mm kw 3.成形90%時(shí) 1） 板料成型90%的基本參數(shù) mm mm 2）板料變形為90%時(shí)的最大彎矩M0.9 kgf·mm kgf kgf 3）板料從 kgf·mm 4）消耗于摩擦的扭矩 kgf·mm 5）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 kgf·mm 6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失 kgf·mm 7）機(jī)器送進(jìn)板料時(shí)的總力矩 kgf·mm 8）卷板機(jī)空載時(shí)的扭矩 kgf·mm 9）卷制時(shí)板料不打滑的條件： kgf·mm kgf·mm 因，所以滿足。 10）驅(qū)動(dòng)功率 kgf·mm kw 4．成形100%時(shí) 1）板料成型100%的基本參數(shù) mm mm 2）板料變形為100%時(shí)的最大彎矩M1。0 kgf·mm 3）板料從 kgf·mm kgf kgf 4）消耗于摩擦的扭矩 kgf·mm 5）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 kgf·mm 6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失 kgf·mm 7）機(jī)器送進(jìn)板料時(shí)的總力矩 kgf·mm 8）空載時(shí)的扭矩kgf·mm 9）板料不打滑的條件 kgf·mm kgf·mm 因?yàn)?，所以滿足。 10）驅(qū)動(dòng)功率 kgf·mm kw 綜合上述的計(jì)算結(jié)果總匯與表4.1 表4.1 計(jì)算結(jié)果總匯 成形量 計(jì)算結(jié)果 40% 70% 90% 100% 簡體直徑（mm） 1266.518 723.724 562.899 506.607 簡體曲率半徑R’(mm) 639.259 367.862 287.45 259.304 初始變形彎矩M1(kgf·mm) 1.692×107 村料受到的最大變形彎矩M(kgf·mm) 1.815×107 1.905×107 1.965×107 1.995×107 上輥受力Pa(kgf) 2.325×105 2.376×105 2.503×105 2.972×105 下輥受力Pc(kgf) 1.197×105 1.289×105 1.419×105 1.281×105 村料變形彎矩Mn1(kgf·mm) 3.292×106 1.869×106 1.766×106 8.972×105 摩擦阻力扭矩Mn2 2.321×106 2.428×106 2.615×106 2.725×106 材料送進(jìn)時(shí)摩擦阻力扭矩MT 1.381×106 1.423×106 1.509×106 1.727×106 空載力矩Mn4 9.88×103 拉力引起摩擦扭矩Mn3 1.519×105 1.308×105 1.064×105 8.529×104 Mn1+MT+ Mn4 4.682×106 4.033×106 3.285×106 2.634×106 總力矩Mp 5.171×106 5.568×106 4.964×106 5.534×106 驅(qū)動(dòng)力矩Mn 5.769×106 5.119×106 4.497×106 4.485×106 驅(qū)動(dòng)功率Nqc(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： kw； r/min； ； kw。 升降電動(dòng)機(jī)選擇YD系列變極多速三相異步電動(dòng)機(jī)，能夠簡化變速系統(tǒng)和節(jié)能。故選擇YD90S—6/4，其參數(shù)如下： N=0.65kw； r=1000r/min； G=15kg。 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： kgf kgf 故按計(jì)算，其受力圖4.1： 圖4.1輥筒受力圖 4.2.2 剛度校核 撓度[1]： 確定公式各參數(shù)： mm4 （Ia為軸截面的慣性矩） kgf kgf/m mm mm 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： kgf·mm kgf/mm2 W為抗彎截面系數(shù)。mm3 kgf/mm2 Ⅱ： kgf·mm kgf/mm2 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 [1]： Mpa=108kgf/mm2 kgf/mm2 kgf/mm2 在截面Ⅰ、Ⅱ處 <，所以只需校核Ⅱ、Ⅲ處： Ⅱ處：r=0 由[1]得 因上輥轉(zhuǎn)矩T=0，故： 應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 MPa Ⅲ處： kgf· mm MPa 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： kg 上輥重： kg 總重： kg 圖4.2 上輥卸料受力圖 由受力圖4.2可知： MPa 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：kgf 主電機(jī)kw 齒輪嚙合效率： 聯(lián)軸器效率： 軸承效率： 總傳動(dòng)效率： m/min r/min 轉(zhuǎn)矩： N·mkgf·mm kgf·mm kgf·mm 4.3.2下輥剛度校核： 撓度[5]： I為軸截面的慣性矩： mm4 kgf mm kgf/m mm mm mm 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[5]： Ⅱ處： kgf·mm kgf·mm kgf·mm （） kgf·mm kgf·mm 安全系數(shù)： Ⅲ處： kgf·mm kgf·mm 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[1] kgf·mm Ⅱ截面： kgf·mm N·m 應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 MPa 應(yīng)力集中系數(shù)[1] 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： kgf·mm kgf·mm 應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 MPa 應(yīng)力集中系數(shù)[1] 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： kgf·mm N·m mm3 ， 應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 MPa 應(yīng)力集中系數(shù)[1] 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:安全下輥滿足疲勞強(qiáng)度要求。 kgf kgf·mm kgf·mm kgf·mm 剛度條件滿足。 滿足彎曲強(qiáng)度要求。kgf·mm 4.4 本章小結(jié) 由于卷板機(jī)不是一次成型的，而且每次成型所需的功率都不一樣，所以我把它分為四次成型，結(jié)果40%時(shí)所需功率最大，最后確定電動(dòng)機(jī)的功率為11kw。對三輥卷板機(jī)選擇的參數(shù)進(jìn)行校核，結(jié)果上下輥的強(qiáng)度都合格。 第5章 減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 5．1 傳動(dòng)方案的分析和擬定 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 5．2 減速器傳動(dòng)裝置總的傳動(dòng)比和各級傳動(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，為使兩級大齒輪直徑相近，取：～ 故： =6.2 =4.8 5．3傳動(dòng)裝置各軸的參數(shù)計(jì)算 5.3.1 各軸轉(zhuǎn)速 r/min r/min r/min r/min 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=P0P01=11×0.99＝10.89lw Ⅱ軸： PⅡ=PⅠP12=10.89×0.98×0.97＝10.352kw Ⅲ軸： PⅢ=PⅡP23=10.352×0.98×0.97＝9.841kw Ⅳ軸： PⅣ=PⅢP34=9.841×0.98×0.97＝9.355kw 5.3.3 各軸轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)軸： N·m Ⅰ軸： N·m Ⅱ軸： N·m Ⅲ軸： N·m Ⅳ軸： N·m 將上述結(jié)果匯總于表5.1以備查用。 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：因此級傳遞功率校大，磨損嚴(yán)重，考慮磨損對齒輪強(qiáng)度的削弱， 表5.1 減速器參數(shù)表 軸名 功率(kw) 轉(zhuǎn)矩T(N·m ) 轉(zhuǎn)速n(r/min) 傳動(dòng)比i 效率η 電動(dòng)機(jī)軸 11 110.231 953 1 0.99 Ⅰ軸 10.89 109.129 953 0.97 6.2 Ⅱ軸 10.352 6432.170 153.710 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 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：選7級精度(GB10095-88)。 3）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[15] mm (5.1) (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=1.093×105 N·mm c)齒寬系數(shù)[15]： 材料的彈性影響系數(shù)[15]： 取α=20° 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[15]：MPa f)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=60×953×1×（2×8×300×15）＝4.117×109 N2=4.117/6.2=6.64×108 g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)[15]：ZN1=1.0 ZN2=1.0 h)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]： 安全系數(shù)S＝1 MPa MPa 所以： MPa （2）計(jì)算 a)試算小齒輪分度直徑d1t 由5.1得： mm b)計(jì)算圓周速度V： m/s c)齒寬b： mm d)齒寬與齒高之比b/h： 模數(shù)： mt＝d1t/Z1＝52.53/24＝2.195mm 齒高： h＝2.25mt＝2.25×2.195＝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級精度 動(dòng)載荷系數(shù)[15]：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=1×1.11×1.41×1.4=2.191 f)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： mm ?。簃m g)計(jì)算模數(shù)m： m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)[15] (5.2) (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[15]： MPa b)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)[15]： c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取安全系數(shù)S＝1.4 MPa MPa d)計(jì)算載荷系數(shù)K： e)查取齒形系數(shù)[15]： f)查取應(yīng)力校正系數(shù)[15]： 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 mm 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＝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=×Z1=200 β確定： 取=241mm 4.幾何尺寸計(jì)算 a)兩齒輪的分度圓直徑： mm mm b)中心距： mm c)齒寬： mm 故取：b1=65 ，b2=60。 5.驗(yàn)算 N N/m 故：假設(shè)合適，設(shè)計(jì)合理。 5.4.2 第二級傳動(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：因此級傳遞功率校大，磨損嚴(yán)重，考慮磨損對齒輪強(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：選7級精度(GB10095-88)。 4）選小齒輪數(shù)：Z1=24, Z2=iⅡ×Z1=4.8×24=115. Z2取116 齒數(shù)比：u= 4.8 2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由公式5.1 (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=6.432×105 N·mm c)齒寬系數(shù)[15]： 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[15]： MPa e)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=60×153.71×1×（2×8×300×15）＝6.64×108 N2=6.64×108/4.8=1.383×108 f)接觸疲勞壽命系數(shù)[15]: ZN1=1.0 ZN2=1.0 g)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]：安全系數(shù)S＝1 MPa MPa 所以： MPa (2)計(jì)算 a)試算小齒輪分度直徑d1t： ＝71.44mm b)計(jì)算圓周速度： m/s c)齒寬b： mm 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＝2.25×2.99＝6.723mm 齒高之比：b/h＝64.57/6.728＝9.597 e)計(jì)算載荷系數(shù)： 動(dòng)載荷系數(shù)[15]：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=1×1.03×1.1×1.323=1.499 f)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： mm d1取76mm 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)根據(jù)公式5.2 (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[15]：MPa b)彎曲疲勞壽命系數(shù)[15]： c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力[15]：取安全系數(shù)S＝1.4 MPa MPa d)計(jì)算載荷系數(shù)K： e)查取齒形系數(shù)[15]： f)查取應(yīng)力校正系數(shù)[15]： 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 mm 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=×Z1=120 4. 幾何尺寸計(jì)算 a兩齒輪的分度圓直徑： mm mm b)中心距： c)齒寬： mm 故取b1=90 ，b2=85。 5. 驗(yàn)算： N N/m 故：假設(shè)合適，設(shè)計(jì)合理。 5.4.3 第三級傳動(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：因此級傳遞功率校大，磨損嚴(yán)重，考慮磨損對齒輪強(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：選7級精度(GB10095-88)。 4）選小齒輪數(shù)：Z1=28, Z2=iⅡ×Z1=4.527×28=126.76 Z2取127 齒數(shù)比：u= 4.527 2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由公式5.1 (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=2.935×106 N·mm c)得齒寬系數(shù)[15]： 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[15]：MPa f)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=60×32.023×1×（2×8×300×15）＝1.383×108 N2=1.383×108/4.527=3.06×107 g)接觸疲勞壽命系數(shù)[15]：ZN1=1.0 ZN2=1.02 h)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]：安全系數(shù)S＝1 MPa MPa 所以 MPa (2)計(jì)算 a) 試算小齒輪分度直徑d1t： =118.08mm b)計(jì)算圓周速度： m/s c)齒寬b： mm 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＝2.25×4.217＝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)[15]：Kv=1.02 KA=1 KHβ=1.329 KFβ=1.39 故載荷系數(shù)： f)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： mm 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)[15] (1) 確定公式內(nèi)的各參數(shù) a) 查文獻(xiàn)[15]大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限： b) 查文獻(xiàn)[15]得彎曲疲勞壽命系數(shù)： c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力[15]： 取安全系數(shù)S＝1.4 MPa MPa d)計(jì)算載荷系數(shù)K： e)查取齒形系數(shù)[15]： f)查取應(yīng)力校正系數(shù)[15]： 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 mm 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＝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=×Z1=114 4. 幾何尺寸計(jì)算 a)分度圓直徑：mm mm b)中心距： c)齒寬： mm 故取b1=115 b2=110 5. 驗(yàn)算 N N/m 故：假設(shè)合適，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8級精度，標(biāo)準(zhǔn)側(cè)隙，三棍卷板機(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[1]： kw 式中，K1、K2、K3、K分別為： 1、1.0、0.8、1 由[1]得a=175mm，取成標(biāo)準(zhǔn)值a=180mm 2. 主要幾何尺寸計(jì)算[1] mm， mm，mm，mm，mm，mm 其余項(xiàng)目由[1]： 蝸輪端面模數(shù)： mm 徑向間隙和根部圓角半徑： mm 齒頂高： mm 齒根高： mm 蝸輪分度圓直徑 ：mm 蝸輪齒根圓直徑 ：mm 蝸桿分度圓直徑 ：mm 蝸桿喉部齒根圓直徑 ：mm 蝸桿喉部齒頂圓直徑 ：mm 蝸桿齒頂圓弧半徑 ：mm 蝸桿齒根圓弧半徑 ：mm 周節(jié)角 ： 蝸桿包容蝸輪齒數(shù) ： 蝸桿工作包角之半 ： 蝸桿工作部分長度 ：mm 蝸桿最大根徑： mm 蝸桿最大外徑 ：mm 蝸桿喉部螺旋導(dǎo)角 ： 分度圓壓力角 ： 蝸輪法面弦齒厚： mm 蝸輪弦齒高 ： =5.78mm 蝸桿喉部法面弦齒厚 ： =10.629mm 蝸桿弦齒高 : mm 確定蝸桿螺旋修形量及修緣量[1]： mm mm mm 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[1]， A=104.5mm。 I軸：P=10.89kw n=953r/min d≥104.5=23.538mm 取mm，故I軸可設(shè)計(jì)為齒輪軸。 軸I的結(jié)構(gòu)如圖5.1 圖5.1 軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖 軸II： P=10.352kw n=153.71r/min A=104.5mm d≥A=42.516mm 取d=45mm 軸結(jié)構(gòu)如圖5.2 圖5.2 軸Ⅱ結(jié)構(gòu)圖 軸III：P=9.841kw n=32.023r/min A=104.5mm d≥Amm 取d=80mm 軸III的結(jié)構(gòu)圖5.3 圖5.3 軸Ⅲ結(jié)構(gòu)圖 軸Ⅳ： P=9.355kw n=7.071r/min 由材料40Cr查表15-3取得：A0=104.5 mm 取d=120mm A B 軸Ⅳ的結(jié)構(gòu)簡圖5.4： Ⅶ Ⅴ Ⅵ Ⅳ Ⅲ Ⅱ Ⅰ 圖5.4 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=1.184×1.262×104=14942.08 N·m。 選用ZL10（GB5015－85 ），其公稱轉(zhuǎn)矩為31500N·m。 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5.4和彎距的計(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＝1.26×107 N·mm b) 直徑：已知d=570mm c) 求圓周力:N d) 求徑向力Fr: Fr=Ft.tanα=44211×tan200=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=3.706×106 N.mm MV= 1.349×106 N·mm g)總彎矩： N·mm h)扭矩： N·mm (α＝0.6) i) 計(jì)算當(dāng)量彎矩： N·mm Ft Mca (N.mm) αT (N.mm) M (N.mm) MV (N.mm) RV1 Ft RV2 RH1 Ft RH1 RV1 RH2 RV2 RH2 MH (N.mm) Fr 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(N·mm) MH=1.094×106 N·mm MV= 3.006×106 N·mm 總彎矩(N·mm) M＝3.199×106 N·mm 扭矩T(N·mm) αT＝7.56×106 N·mm 當(dāng)量彎矩Mca Mca＝8.527×106 N·mm 2. 軸強(qiáng)度校核[1] MPa [σ-1]=70MPa，因<[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)： mm3 b．抗扭截面系數(shù)： mm3 c．左側(cè)彎矩： N·mm d．扭矩： N·mm e．彎曲應(yīng)力：MPa f．剪切應(yīng)力： MPa g．軸材為40，查文獻(xiàn)[1]得： Mpa Mpa MPa應(yīng)力集中系數(shù)：（ 插值） 材料敏感系數(shù)： 尺寸系數(shù)： 軸表面質(zhì)量系數(shù)： 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理： 材料特征系數(shù)， 則： 故安全。 (3)截面IV右側(cè) a．抗彎截面系數(shù)： mm3 b．抗扭截面系數(shù)： mm3 c．右側(cè)彎矩： N·mm d．扭矩： N·mm e．彎曲應(yīng)力： MPa f．剪切應(yīng)力： MPa g．查文獻(xiàn)[1]得：，于是：， h．軸按磨削加工，質(zhì)量系數(shù)[1] ： i．軸IV右截面處的安全系數(shù)為： 則： 故安全。 因在傳動(dòng)時(shí)無較大的瞬間過載和嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故無須靜強(qiáng)度校核。 (5)軸承的選擇 選擇軸承類型的依據(jù)：安裝軸承處的最小直徑和軸承所受負(fù)荷的大小、方向及性質(zhì)；軸向固定形式；調(diào)心性能要求；剛度要求