對稱式三輥卷板機設(shè)計【修改排版過了】,修改排版過了,對稱,式三輥卷,板機,設(shè)計,修改,排版 CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 題目 對稱式三輥卷板機設(shè)計 二級學(xué)院 直屬學(xué)部 專業(yè) 班級 學(xué)生姓名 學(xué)號 指導(dǎo)教師姓名 職稱 評閱教師姓名 職稱 2014 年 03 月 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 摘 要 本設(shè)計是關(guān)于對稱式三輥卷板機的設(shè)計 主要對卷板機上 下輥及減速器進行設(shè) 計和計算 設(shè)計前部分詳細(xì)闡述了卷板機上 下輥結(jié)構(gòu)設(shè)計和受力分析 板機結(jié)構(gòu)型式為三 輥對稱式 在該結(jié)構(gòu)中上輥下壓提供壓力 兩下輥做旋轉(zhuǎn)運動 為卷制板材提供扭矩 它具有結(jié)構(gòu)簡單 體積小 重量輕 經(jīng)濟 等優(yōu)點 動力源則選擇了 YZ 系列 YZ160L 6 型電機 其工作特性優(yōu)于 Y 系列電機 適用于有輕微震動 正反轉(zhuǎn)且轉(zhuǎn)速不高的場合 總體設(shè)計后部分所涉及的減速器采用了三級展開式圓柱齒輪結(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)計的實際可行性 關(guān)鍵詞 卷板機 電動機 減速器 鍵 齒輪 對稱式三輥卷板機設(shè)計 目 錄 第 1 章 緒 論 1 1 1 概述 1 1 2 卷板機的原理 1 1 2 1 卷板機的運動形式 1 1 2 2 彎曲成型的加工方式 2 1 3 卷板機的發(fā)展趨勢 3 第 2 章 方案的論證及確定 4 2 1 方案的論證 4 2 1 1 方案 1 雙輥卷板機 4 2 1 2 方案 2 三輥卷板機 4 2 1 3 方案 3 四輥卷板機 5 2 2 方案的確定 5 2 3 本章小結(jié) 6 第 3 章 傳動設(shè)計 7 3 1 傳動方案的分析 7 3 1 1 齒輪傳動 7 3 1 2 皮帶傳動 7 3 2 傳動系統(tǒng)的確定 8 3 2 1 主傳動系統(tǒng)的確定 8 3 2 1 副傳動系統(tǒng)的確定 8 3 3 本章小結(jié) 8 第 4 章 動力設(shè)計 9 4 1 主電機的選擇和計算 9 4 1 1 上下輥的參數(shù)選擇計算 9 4 1 2 主電機的功率確定 9 4 2 上輥的設(shè)計計算校核 17 4 2 1 上輥結(jié)構(gòu)設(shè)計及受力圖 17 4 2 2 剛度校核 17 4 2 3 上輥強度校核 18 4 2 4 疲勞強度安全強度校核 18 4 2 5 上輥在卸料時的校核 19 4 3 下輥設(shè)計計算及校核 19 4 3 1 下輥結(jié)構(gòu)及受力圖 19 4 3 2 下輥剛度校核 20 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 4 3 3 下輥彎曲強度校核 20 4 3 4 下輥疲勞強度校核 21 4 4 本章小結(jié) 23 第 5 章 減速器的設(shè)計計算 24 5 1 傳動方案的分析和擬定 24 5 2 減速器傳動裝置總的傳動比和各級傳動比的分配 24 5 2 1 總的傳動比 24 5 2 2 傳動比的分配 24 5 3 傳動裝置各軸的參數(shù)計算 24 5 3 1 各軸轉(zhuǎn)速 24 5 3 2 各軸功率 24 5 3 3 各軸轉(zhuǎn)矩 25 5 4 齒輪傳動設(shè)計 25 5 4 1 第一級傳動設(shè)計 25 5 4 2 第二級傳動設(shè)計 28 5 4 3 第三級傳動設(shè)計 30 5 5 蝸輪 蝸桿的傳動設(shè)計 33 5 5 1 材料選擇 33 5 5 2 參數(shù)的設(shè)計 33 5 6 軸的設(shè)計校核計算 34 5 6 1 四個軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 34 5 6 2 軸的校核計算 35 5 7 軸承校核 39 5 7 1 參數(shù) 39 5 7 2 求軸承受到的徑向力 39 5 7 3 驗算軸承壽命 39 5 8 鍵的校核 39 5 9 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計和齒輪 軸承的潤滑 40 5 9 1 箱體參數(shù) 40 5 9 2 減速器齒輪 軸承的潤滑 40 5 10 本章小結(jié) 40 結(jié) 論 42 致 謝 43 參考文獻 43 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 1 第 1 章 緒 論 1 1 概述 機械加工行業(yè)在我國有著舉足輕重的地位 它是國家的國民經(jīng)濟命脈 作為整個 工業(yè)的基礎(chǔ)和重要組成部分的機械制造業(yè) 任務(wù)就是為國民經(jīng)濟的各個行業(yè)提供先進 的機械裝備和零件 它的規(guī)模和水平是反映國家的經(jīng)濟實力和科學(xué)技術(shù)水平的重要標(biāo) 志 因此非常值得重視和研究 卷板機是一種將金屬板材卷彎成筒形 弧形或其它形狀工件的通用設(shè)備 根據(jù)三 點成圓的原理 利用工件相對位置變化和旋轉(zhuǎn)運動使板材產(chǎn)生連續(xù)的塑性變形 以獲 得預(yù)定形狀的工件 該產(chǎn)品廣泛用于鍋爐 造船 石油 木工 金屬結(jié)構(gòu)及其它機械 制造行業(yè) 卷板機作為一個特殊的機器 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 幾乎都用卷板機輥制 其在汽車 軍工等各個方面都有應(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)實用的器械 在國外一般以工作輥的配置方式來劃分 國內(nèi)普遍以工作輥數(shù)量及調(diào)整形式等為 標(biāo)準(zhǔn)實行混合分類 一般分為 1 三輥卷板機 包括對稱式三輥卷板機 非對稱式三輥卷板機 水平下調(diào)式三 輥卷板機 傾斜下調(diào)式三輥卷板機 弧形下調(diào)式三輥卷板機和垂直下調(diào)式三輥卷板機 等 2 四輥卷板機 分為側(cè)輥傾斜調(diào)整式四輥卷板機和側(cè)輥圓弧調(diào)整式四輥卷板機 3 特殊用途卷板機 有立式卷板機 船用卷板機 雙輥卷板機 錐體卷板機 多輥卷板機和多用途卷板機等 卷板機采用機械傳動已有幾十年的歷史 由于結(jié)構(gòu)簡單 性能可靠 造價低廉 至今在中 小型卷板機中仍廣泛應(yīng)用 在低速大扭矩的卷板機上 因傳動系統(tǒng)體積龐 大 電動機功率大 起動時電網(wǎng)波動也較大 所以越來越多地采用液壓傳動 近年來 有以液壓馬達作為源控制工作輥移動但主驅(qū)動仍為機械傳動的機液混合傳動的卷板機 也有同時采用液壓馬達作為工作輥旋轉(zhuǎn)動力源的全液壓式卷板機 卷板機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 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 卷板機的原理 1 2 1 卷板機的運動形式 卷板機的運動形式可以分為主運動和輔運動兩種形式的運動 主運動是指構(gòu)成卷 板機的上輥和下輥對加工板材的旋轉(zhuǎn) 彎折等運動 主運動完成卷板機的加工任務(wù) 輔運動是卷板機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 形式的運動 對稱式三輥卷板機設(shè)計 2 該機構(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動 通過絲桿絲 母蝸桿傳動而獲得 兩下輥作旋轉(zhuǎn)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 圖 1 1 三輥卷板機工作原理圖 由圖 1 1 主運動指上輥繞 O1 下輥分別繞 O2 O3 作順時針或逆時針旋轉(zhuǎn) 輔 運動指上輥的上升或下降運動 以及上輥在 O1 垂直平面的上翹 翻邊運動等 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 可在常溫狀態(tài)下卷圓 如半徑較小和鋼板較厚 時 應(yīng)將鋼板加熱后卷圓 在常溫狀態(tài)下進行滾圓鋼板的方法有 機械滾圓 胎模壓 制和手工制作三種加工方法 機械滾圓是在卷板機 又叫滾板機 軋圓機 上進行的 在卷板機上進行板材的彎曲是通過上滾軸向下移動時所產(chǎn)生的壓力來達到的 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 b 不對稱式三輥卷板機 c 四輥卷板機 圖 1 2 滾圓機原理圖 用三輥彎 卷 板機彎板 其板的兩端需要進行預(yù)彎 預(yù)彎長度為 0 5L 30 50 mm L 為下輥中心距 預(yù)彎可采用壓力機模壓預(yù)彎或用托板在滾圓機 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 3 內(nèi)預(yù)彎 圖 1 3 a b a 用壓力機模壓預(yù)彎 b 用托板在滾圓機內(nèi)預(yù)彎 圖 1 3 鋼板預(yù)彎示意圖 1 3 卷板機的發(fā)展趨勢 加入 WTO 后我國卷板機工業(yè)正在步入一個高速發(fā)展的快道 并成為國民經(jīng)濟的重 要產(chǎn)業(yè) 對國民經(jīng)濟的貢獻和提高人民生活質(zhì)量的作用也越來越大 預(yù)計 十五 期 末中國的卷板機總需求量為 600 萬輛 相關(guān)裝備的需求預(yù)計超過 1000 億元 到 2010 年 中國的卷板機生產(chǎn)量和消費量可能位居世界第二位 僅次于美國 而其在裝備工 業(yè)上的投入力度將會大大加強 市場的競爭也愈演愈烈 產(chǎn)品的更換也要求卷板機裝 備工業(yè)不斷在技術(shù)和工藝上取得更大的優(yōu)勢 1 從國家計委立項的情況看 卷板機工業(yè) 1000 萬以上投入的項目達近百項 2 卷板機工業(yè)已建項目的二期改造也將會產(chǎn)生一個 很大的用戶群 3 由于卷板機的高利潤 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 劃在中國加大投資力度 擴大產(chǎn)能 以爭取中國更大的市場份額 民營企業(yè)的崛起以 及機制的敏銳使其成為卷板機工業(yè)的新寵 民營企業(yè)已開始成為卷板機裝備市場一個 新的亮點 卷板機制造業(yè)作為機床模具產(chǎn)業(yè)最大的買方市場 其中進口設(shè)備 70 用于卷板機 同時也帶動了焊接 涂裝 檢測 材料應(yīng)用等各個行業(yè)的快速發(fā)展 卷板機制造業(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)推動了卷板機制造企業(yè)的歷史性的 革命 數(shù)控機床有著高精度 高效率 高可靠性的特點 引進數(shù)控設(shè)備在增強企業(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 促進了我國機械工業(yè)的發(fā)展 因 此 至 2010 年 卷板機工業(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 板機制造業(yè) 對數(shù)控機床需求將增長 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 車削和硬銑消機床的需求增長 18 對切割機床的需求增長 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 對機器人和制造自動化裝置的 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 卷板機會一直得到很好的利用 它能節(jié)約大量的人力物力 對稱式三輥卷板機設(shè)計 4 用以彎曲鋼板 可以說是不可缺少的高效機械 時代在發(fā)展 科技在進步 國民經(jīng)濟 的高速發(fā)展將對這個機械品種提出越來越高的要求 將促使這個設(shè)計行業(yè)的迅速發(fā)展 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 5 第 2 章 方案的論證及確定 2 1 方案的論證 一般情況下 一臺卷板機所能卷制的板厚 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的最小卷桶直徑的能力 熱卷可達冷卷能 力的一倍 但近年來 冷卷的能力正日益提高 結(jié)合上章卷板機的類型 擬訂了以下幾種方案 并進行了分析論證 2 1 1 方案 1 雙輥卷板機 雙輥卷板機的原理如圖 2 1 所示 1 上輥 2 工件 3 下輥 圖 2 1 雙輥卷板機工作原理圖 上輥是鋼制的剛性輥 下輥是一個包有彈性的輥 可以作垂直調(diào)整 當(dāng)下輥旋轉(zhuǎn) 時 上輥及送進板料在壓力作用下 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)實驗研 究 壓下量越大 板料彎曲半徑越小 但當(dāng)壓人量達到某一數(shù)值時 彎曲半徑趨于穩(wěn) 定 與壓下量幾乎無關(guān) 這是雙輥卷板機工藝的一個重要特征 雙輥卷板機具有的優(yōu)點 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 機器結(jié)構(gòu)簡單 缺點 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 三輥卷板機是目前最普遍的一種卷板機 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 對稱三輥卷板機特點 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減小剩余直邊比較麻煩 1 2 3 對稱式三輥卷板機設(shè)計 6 2 不對稱三輥卷板機特點 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 三輥卷板機工作原理圖 對稱式三輥卷板機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 實際剩余直邊常比理論值大 一般對稱彎曲時為板厚 6 20 倍 由于剩余直邊在校圓 時難以完全消除 所以一般應(yīng)對板料進行預(yù)彎 使剩余直邊接近理論值 不對稱三輥卷板機 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 其原理如圖 2 3 圖 2 3 四輥卷板機 它有四個輥 上輥是主動輥 下輥可上下移動 用來夾緊鋼板 兩個側(cè)輥可沿斜 線升降 在四輥卷板機上可進行板料的預(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)輥的移動使鋼板端部發(fā)生彎曲變形 達到所需要 它的特點是 板料對中方便 工藝通用性廣 可以校正扭斜 錯邊缺陷 可以既 位裝配點焊 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)各種類型卷板機的特點 再根據(jù)三輥卷板機的不同類 型所具有的特點 最后形成我的設(shè)計方案 12 2000 對稱上調(diào)三輥卷板機 對稱彎 曲時 不對稱彎曲時 t 1 t 2 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 7 雙輥卷板機不需要預(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 輥卷板機結(jié)構(gòu)復(fù)雜造價又高 雖然三輥卷板機不能預(yù)彎 但是可以通過手工或其它方 法進行預(yù)彎 2 3 本章小結(jié) 通過幾種運動方案的分析 雙輥卷板機雖然不需要預(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 經(jīng)過相比較下最終決定采 用三輥卷板機 對稱式三輥卷板機設(shè)計 8 第 3 章 傳動設(shè)計 對稱上調(diào)式三輥卷板機如圖 3 1 所示 圖 3 1 對稱上調(diào)式三輥卷板機 它是以兩個下輥為主動輪 由主動機 聯(lián)軸器 減速器及開式齒輪副驅(qū)動 上輥 工作時 由于鋼板間的摩擦力帶動 同時作為從動軸 起調(diào)整擠壓的作用 由單獨的 傳動系統(tǒng)控制 主要組成是 上輥升降電動機 減速器 蝸輪副 螺母 工作時 由 蝸輪副轉(zhuǎn)動蝸輪內(nèi)螺母 使螺桿及上輥軸承座作升降運動 兩個下輥可以正反兩個方 向轉(zhuǎn)動 在上輥的壓力下下輥經(jīng)過反復(fù)的滾動 使板料達到所需要的曲率 形成預(yù)計 的形狀 3 1 傳動方案的分析 卷板機傳動系統(tǒng)分為兩種方式 3 1 1 齒輪傳動 電動機傳出的扭距通過一個有保護作用的聯(lián)軸器 傳人一個有分配傳動比的減速 器 然后功過連軸器傳人開式齒輪副 進入帶動兩軸的傳動 如圖 3 2 所示 圖 3 2 齒輪式傳動系統(tǒng)圖 這種傳動方式的特點是 工作可靠 使用壽命長 傳動準(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 由電動機的轉(zhuǎn)距通過皮帶傳人減速器直接傳人主動軸 如圖 3 3 所示 圖 3 3 皮帶式傳動系統(tǒng)圖 這種傳動方式具有傳動平穩(wěn) 噪音下的特點 同時以起過載保護的作用 這種傳 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 9 動方式主要應(yīng)用于具有一個主動輥的卷板機 3 2 傳動系統(tǒng)的確定 鑒于上節(jié)的分析 考慮到所設(shè)計的是三輥卷板機 具有兩個主動輥 而且要求結(jié) 構(gòu)緊湊 傳動準(zhǔn)確 所以選用齒輪傳動 3 2 1 主傳動系統(tǒng)的確定 傳動系統(tǒng)如圖 3 4 所示 圖 3 4 傳動系統(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 兩個下輥工作 3 2 1 副傳動系統(tǒng)的確定 為調(diào)整上下輥間距 由上輥升降電動機通過減速器 蝸輪副傳動蝸輪內(nèi)螺母 使 螺桿及上輥軸承座升降運動 為使上輥 下輥軸線相互平行 有牙嵌離和器以備調(diào)整 副傳動系統(tǒng)如圖 3 4 所示 需要卷制錐筒時 把離和器上的定位螺釘松開 然后使蝸輪空轉(zhuǎn)達到只升降左機 架中升降絲桿的目的 3 3 本章小結(jié) 收集資料對各種運動方式進行分析 在結(jié)合三輥卷板機的運動特點和工作的可靠 性 最后主傳動采用齒輪傳動 副傳動采用蝸輪蝸桿傳動 上輥傳動壓下 系統(tǒng) 下輥住傳動 系統(tǒng) 對稱式三輥卷板機設(shè)計 10 第 4 章 動力設(shè)計 4 1 主電機的選擇和計算 4 1 1 上下輥的參數(shù)選擇計算 1 已知設(shè)計參數(shù) 加工板料 Q235 A 1 屈服強度 s 235MPa 抗拉強度 b 420MPa 輥材 Mn 屈服強度 s 930MPa 抗拉強度 b 1080MPa50 硬度 HBS HB29 板厚 mm 板寬 b 2000mm 61s 滾筒與板料間的滑動摩擦系數(shù) 滾筒與板料間的滾動摩擦系數(shù) f 0 818 0 m 無油潤滑軸承的滑動摩擦系數(shù) 板料截面形狀系數(shù) 5 5 1 K 板料相對強化系數(shù) 板料彈性模量 E 2 06 106MPa6 10K 卷板速度 m min6V 2 確定卷板機基本參數(shù) 14 下輥中心矩 390mm 上輥直徑 300mm st4 2 1 3aDt 下輥直徑 240mm 上輥軸直徑 acD9 08 180mm aad6 0 5 下輥軸直徑 130mm 最小卷圓直徑 ccd6 5 600mmanD 2 1 筒體回彈前內(nèi)徑 506 607mm 12 n sDKSE 4 1 2 主電機的功率確定 因在卷制板材時 板材不同成形量所需的電機功率也不相同 所以要確定主電機 功率 板材成形需按四次成形計算 1 成形 40 時 板料變形為 40 的基本參數(shù) mm 518 264 0754 0 nD mm 39 22SR 0 4 0sin 356 51 cts 0 42tg 板料由平板開始彎曲時的初始彎矩 M1 kgf mm71 58135 690sMKW 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 11 W 為板材的抗彎截面模量 22401 806BSW 板料變形 40 時的最大彎矩 M0 4 kgf mm00 41 4 2 KSMR s 41 5 235239 71 從板 料 0 1 n 卷 制 到 時 的 變 形 彎 矩1 4 0 4cn DR kgf mm7 6240 6928153 91639 5 上輥受力 kgf 750 40 4 21 82 00 42aMPSRtg 下輥受力 kgf 750 40 4 1 851 9063920 32cSin 消耗于摩擦的摩擦阻力矩 M 20 4 acnac cdDMfPmP 55 518024 8351 920 623 6197033 kgf mm620 板料送進時的摩擦阻力矩 TM 2caTacDdMfPm kgf mm55180240 8329 10 63293 6 810 拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩 n kgf mm 1 5 53 6 9240nTccMdD 卷板機送進板料時的總力矩 p kgf mm560 8197024 17pcmP 卷板機空載時的扭矩 4n 板料重量 G1 1 對稱式三輥卷板機設(shè)計 12 2261 7 810nnDSSGb kg 22660160 58 10 聯(lián)軸器的重量 8 選 ZL10 180 9kg2 2G 下輥重量 3G kg 263 4027 8151764 38 4123cndMmG kgf mm 31300 658 0 9764 89 82 卷板時板料不打滑的條件 14nTnpM kgf mm663143 290 3819 10nTM 64 810 kgf mm57p 因為 所以滿足 14nTn 驅(qū)動功率 kgf mm612345 7910nnnM q cdVNPfD kw652 15 79103 20 8675 7 954408 2 成形 70 時 板料成型 70 的基本參數(shù) mm 0 7 56 07 23 4nD mm 82SR 0 7 3902 39567 1 ctSinD 0 7429Tg 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 13 板料變形 70 時的最大彎矩 M0 7 40 0 70 71 62 5 810235 2 37sKSWR kgf mm90 kgf 7 50 70 7 2 61 3682 4 2aPSTg kgf 7 50 70 7 9051 890 3 2cMRin 板料從 0 40 7 1 n變 化 到 時 的 板 料 變 形 彎 矩 41 07 4 1 cnDR kgf mm6240 85 9 136 829 5 消耗于摩擦的扭矩 2nM 2 acnac cdDMfPPd 5 5 5180240 83761 890 62370 6128930 kgf mm4 板料送進時的摩擦阻力矩 TM 2 2cTacaadDMfP kgf mm5 56180240 8 7361 89 0 62731 230 拉力在軸承中所引起的摩擦損失 n kgf mm 66312 4 4cnTdmD 5 8 機器送進板料時的總力矩 pM kgf mm560 18902 810pcP 卷板機空載時的扭矩 kgf mm34n 板料不打滑的條件 kgf mm636142 4nT 6 310 因 所以滿足 PM 對稱式三輥卷板機設(shè)計 14 驅(qū)動功率 1234nnnMM kgf mm66 60 8 10 98 105 9 qncdVNPfD kw652 5 1903 10 8675 7 408 3 成形 90 時 板料成型 90 的基本參數(shù) mm 0 9 56 07 2 89nD mm 2 81 45R 0 9 0 72 2ctSinDS 0 953Tg 板料變形為 90 時的最大彎矩 M0 9 kgf mm400 91 91 6 8102352 27sKSMWR 7 9610 kgf 750 90 9 5 aPTg kgf 750 90 9 1 601 4902 84 2cMSRin 板料從 0 70 9 1 n變 化 到 時 的 板 料 變 形 彎 矩 1 70 9 0 74cn DR 240 5 6 28 536 kgf mm170 消耗于摩擦的扭矩 2nM 2 acnac cdDMfPmPd 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 15 55 5180240 82531 4920 623 619033 kgf mm6 板料送進時的摩擦阻力矩 TM 22caacDdfPm 45180240 8531 90 6233 kgf mm619 拉力在軸承中所引起的摩擦損失 3nM kgf mm 1 63 130 71 509 24nTcncMdD 5 61 機器送進板料時的總力矩 p kgf mm5 84cP6 9 卷板機空載時的扭矩 4n kgf mm39 10 卷制時板料不打滑的條件 4nTnpM kgf mm663614 7 5910 8 2510nTn kgf mm6 90p 因 所以滿足 14nTPM 驅(qū)動功率 1234nnnM kgf mm5 7 6 506 98 10 64 9710 qncdVNPfD kw652 4 9710 480 675 7 15408 4 成形 100 時 板料成型 100 的基本參數(shù) mm mm1 0 56 7D1 0 259 3R 1 02 6 ctSinDS 587Tg 對稱式三輥卷板機設(shè)計 16 板料變形為 100 時的最大彎矩 M1 0 kgf mmsWRSKM 20 10 1 4 62 5 81023593 7 910 板料從 0 9 n變 化 到 時 的 板 料 變 形 彎 矩 419 0 0 1 1 cn DR kgf mm71240 65 25 387 5 58 971 kgf51 01 0 2 9 04 6 aMPSRTg kgf 741 01 0 1 51 2802 3 2cin 消耗于摩擦的扭矩 M 2 acnac cdDMfPmPd 55 5180240 8971 280 6297 6128033 kgf mm65 板料送進時的摩擦阻力矩 TM 22caTacDdfPm 55180240 8971 80 69723 kgf mm612 拉力在軸承中所引起的摩擦損失 3nM kgf mm 1 5 43 108 9721 68 52914nTcncMmdD 機器送進板料時的總力矩 p kgf mm560 8204 30pcP 空載時的扭矩 kgf mm349 1n 板料不打滑的條件 1nTpM kgf mm536648 720 8 7210 3410 kgf mm65 3p 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 17 因為 所以滿足 14nTPM 驅(qū)動功率 1234nnnM kgf mm56 8 97 5890 8 14 0 2 qncdVNfD kw652 14 1 3 675 7 9408 綜合上述的計算結(jié)果總匯與表 4 1 表 4 1 計算結(jié)果總匯 成形量 計算結(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 10 7 村料受到的最大變 形彎矩 M kgf mm 1 815 10 7 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 10 6 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 材料送進時摩擦阻 力扭矩 MT 1 381 10 6 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 10 5 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)動力矩 Mn 5 769 106 5 119 106 4 497 106 4 485 106 驅(qū)動功率 Nqc kw 7 954 7 408 7 151 7 019 5 主電機的選擇 由表 4 1 可知 成形量為 40 時所需的驅(qū)動功率最大 考慮工作機的安全系數(shù) 對稱式三輥卷板機設(shè)計 18 電動機的功率選 11kw 因 YZ 系列電機具有較大的過載能力和較高的機械強度 特別適用于短時或斷續(xù) 周期運行 頻繁起動和制動 正反轉(zhuǎn)且轉(zhuǎn)速不高 有時過負(fù)荷及有顯著的振動與沖出 的設(shè)備 其工作特性明顯優(yōu)于 Y 系列電機 故選 YZ160L 6 型電機 其參數(shù)如下 kw r min kw 1N 953r 40 aF10G 升降電動機選擇 YD 系列變極多速三相異步電動機 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)計計算校核 4 2 1 上輥結(jié)構(gòu)設(shè)計及受力圖 由上部分計算可知輥筒在成形 100 時受力最大 kgf kgf52 9710cP 51 280aP 故按 計算 其受力圖 4 1 max 圖 4 1 輥筒受力圖 4 2 2 剛度校核 撓度 1 32348LbEIPLf 確定公式各參數(shù) mm4 I a 為軸截面的慣性矩 44830 976106aDI kgf kgf m mm mm 52 9710aP 62 E2b2470L 得 3384aPLbfIL 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 19 5323682 971040 4 0 81384 74 aLf 因為 所以上輥剛度滿足要求 af 4 2 3 上輥強度校核 危險截面為 因 相同 且 所以只需校核 處 M kgf mm7235 4910aIPM kgf mm2max3 IDW W 為抗彎截面系數(shù) mm3 3 602 5102 kgf mm2 049 max 7sIn kgf mm 26351 08aPLM kgf mm2 max0 41W max49 3571 sn 故安全 強度合乎條件 4 2 4 疲勞強度安全強度校核 1 Mpa 108kgf mm2 kgf mm250Cr108b 93s kgf mm21 105 ab 在截面 處 5 所以采用斜齒 15 2 按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸 15 mm 5 1 2131 ENtt HdKTu 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 T 1 1 093 105 N mm c 齒寬系數(shù) 15 0 9d 材料的彈性影響系數(shù) 15 取 20 189 MPaEZ 2cos452inbHZ 413 10 75 20 12 608 89cos9Z e 按齒面硬度中間值 52HRC 查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限 15 MPalim1li270H f 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n1JLn 60 953 1 2 8 300 15 4 117 10 9 N2 4 117 6 2 6 64 108 g 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 15 Z N1 1 0 ZN2 1 0 h 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 15 安全系數(shù) S 1 MPa 1lim701HNKS MPa2li2 所以 MPa 1936 H 計算 a 試算小齒輪分度直徑 d1t 由 5 1 得 21312 EHttdZKTu mm 5 23 096 1 4589 031 68 7 5 3 b 計算圓周速度 V m s1 2 6060tdn 對稱式三輥卷板機設(shè)計 28 c 齒寬 b mm 10 952347 0dtb d 齒寬與齒高之比 b h 模數(shù) mt d 1t Z1 52 53 24 2 195mm 齒高 h 2 25m t 2 25 2 195 4 939mm 齒高之比 b h 47 407 4 939 9 599 e 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 2 621m s 7 級精度 動載荷系數(shù) 15 K v 1 11 KH KF 1 4 使用系數(shù) KA 1 KH 1 41 KF 1 46 故載荷系數(shù) K KHKVKH KH 1 1 11 1 41 1 4 2 191 f 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 mm 取 mm331 52 6741 2 6 85ttd 164d g 計算模數(shù) m m d1 Z1 52 23 24 2 666mm 3 按齒根彎曲強度設(shè)計 15 5 2 213cos FSdYKTZ 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a 查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 15 MPa12680FE b 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 15 1 0NY N c 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S 1 4 MPa 1lim 6845 71NFFZ MPa2li 0 FS d 計算載荷系數(shù) K 1 41 62 9AVK e 查取齒形系數(shù) 15 1 65FY 2 f 查取應(yīng)力校正系數(shù) 15 8S 3SY g 計算大小齒輪的 并加以比較 F 12 6510 86247FY 21 8240 8657F 12 FF YY 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 29 故小齒輪數(shù)值較大 模數(shù)設(shè)計算 mm 52322 691 03cos10 862 710 83 64m 因為齒輪模數(shù) m 的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的 而齒 面接觸疲勞強度計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度計算 的模數(shù) m 大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù) 故取彎曲強度算得模數(shù) m 1 68mm 圓整后 m 2mm 校正后的分度圓直徑 d1 64mm 齒數(shù) Z1 Z 2 Z1 d1 m 64 2 32 取 Z1 32 Z2 Z1 200i 確定 取 241mm 2980 24 8cos5a a 1 30 r 5 781zrca 4 幾何尺寸計算 兩齒輪的分度圓直徑 mm mm132d71cos5 08Zm 2d024Zm 中心距 mm12a d 4 齒寬 mm 故取 b 1 65 b 2 60 96 b 5 驗算 N 510304 7TFtd N m34 25 16AtKb 故 假設(shè)合適 設(shè)計合理 5 4 2 第二級傳動設(shè)計 1 齒輪參數(shù)選擇 選用圓柱直齒傳動 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 選取精度等級 選 7 級精度 GB10095 88 選小齒輪數(shù) Z 1 24 Z2 i Z1 4 8 24 115 Z2 取 116 齒數(shù)比 u 4 8 2 按齒面接觸強度設(shè)計由公式 5 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 T 1 6 432 105 N mm c 齒寬系數(shù) 15 材料的彈性影響系數(shù) 0 9d 189 MPaEZ 對稱式三輥卷板機設(shè)計 30 d 按齒面硬度中間值 52HRC 查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限 15 MPalim1li270H e 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n1JLn 60 153 71 1 2 8 300 15 6 64 10 8 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 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 15 安全系數(shù) S 1 MPa 1lim 070NH MPa2li 1S 所以 MPa 170H 計算 a 試算小齒輪分度直徑 d1t 71 44mm 52 213312 6421 819 8 0970tHEtdKTZu b 計算圓周速度 m s17 3 5606tdnV c 齒寬 b mm 1 947dtb d 齒寬與齒高之比 b h 模數(shù) m t d 1t Z1 71 44 24 2 99mm 齒高 h 2 25m t 2 25 2 99 6 723mm 齒高之比 b h 64 57 6 728 9 597 e 計算載荷系數(shù) 動載荷系數(shù) 15 K v 1 03 KH KF 1 1 使用系數(shù) K A 1 KH 1 323 KF 1 39 故載荷系數(shù) K KHKVKH KH 1 1 03 1 1 1 323 1 499 f 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 mm d1 取 76mm331 71 4 9 1 75 23ttd g 計算模數(shù) m m d1 Z1 75 232 24 3 167mm 3 按齒根彎曲強度設(shè)計根據(jù)公式 5 2 確定公式內(nèi)的各參數(shù) a 查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 15 MPa12680FE b 彎曲疲勞壽命系數(shù) 15 1 0NY N c 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 15 取安全系數(shù) S 1 4 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 31 MPa 1lim 06845 71NFYS MPa2li d 計算載荷系數(shù) K 1 039157AVFK e 查取齒形系數(shù) 15 1 6FY 27 f 查取應(yīng)力校正系數(shù) 15 58S SY g 計算大小齒輪的 并加以比較 F 12 610 864857FY 2 1780 145F 因為 所以小齒輪的數(shù)值較小 120 1FFY 模數(shù)設(shè)計計算 mm 5322 576 430 863 279m 因為齒輪模數(shù) m 的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的 而齒 面接觸疲勞強度計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度計算 的模數(shù) m 大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù) 故取彎曲強度算得模數(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 Z 2 Z 1 d1 m 71 744 4 21 7 取 Z1 25 Z2 Z1 120i 4 幾何尺寸計算 兩齒輪的分度圓直徑 mm mm1d540 2d048m 中心距 1a 9 齒寬 mm 故取 b1 90 b 2 85 0 db 5 驗算 N 516 320TFt N m348 990AtKb 故 假設(shè)合適 設(shè)計合理 5 4 3 第三級傳動設(shè)計 1 齒輪參數(shù)選擇 選用圓柱直齒傳動 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 對稱式三輥卷板機設(shè)計 32 選取精度等級 選 7 級精度 GB10095 88 選小齒輪數(shù) Z 1 28 Z2 i Z1 4 527 28 126 76 Z2 取 127 齒數(shù)比 u 4 527 2 按齒面接觸強度設(shè)計由公式 5 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 T 1 2 935 106 N mm c 得齒寬系數(shù) 15 材料的彈性影響系數(shù) 0 9d 189 MPaEZ d 按齒面硬度中間值 52HRC 查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限 15 MPalim1li27H f 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n1JLn 60 32 023 1 2 8 300 15 1 383 10 8 N2 1 383 108 4 527 3 06 107 g 接觸疲勞壽命系數(shù) 15 Z N1 1 0 ZN2 1 02 h 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 15 安全系數(shù) S 1 MPa 1lim 0170HNK MPa2li2 93S 所以 MPa 12H 因 為 21H 計算 a 試算小齒輪分度直徑 d1t 118 08mm 62 21331 9504 7 5189 23tHEtdKTZu b 計算圓周速度 m s13 0 197606tdnV c 齒寬 b mm1 98 2dtb d 齒寬與齒高之比 b h 模數(shù) mt d 1t Z1 118 09 28 4 217mm 齒高 h 2 25m t 2 25 4 217 9 488mm 齒高之比 b h 119 9 488 11 2 e 計算載荷系數(shù) 動載荷系數(shù) 15 K v 1 02 KA 1 KH 1 329 KF 1 39HF 1 故載荷系數(shù) VH 021 39 41 f 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 mm331 18 09 4 3 6ttd 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 33 g 計算模數(shù) m m d1 Z1 123 6 28 4 41mm 3 按齒根彎曲強度設(shè)計 15 確定公式內(nèi)的各參數(shù) a 查文獻 15 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 12680MPaFE b 查文獻 15 得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 0NY N c 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 15 取安全系數(shù) S 1 4 MPa 1lim 6845 7NFS MPa2li1 0 1 d 計算載荷系數(shù) K 2395AVFK e 查取齒形系數(shù) 15 1 5FY 26 f 查取應(yīng)力校正系數(shù) 15 S1 8SY g 計算大小齒輪的 并加以比較 F 12 5160 95487FY 2 6180 457F 故小齒輪數(shù)值較大 120 9 8FF Y 模數(shù)設(shè)計計算 mm 6321 59 310 954 768m 因為齒輪模數(shù) m 的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的 而齒 面接觸疲勞強度計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度計算 的模數(shù) m 大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù) 故取彎曲強度算得模數(shù) m 4 976mm 圓整 后 m 5mm 校正后的分度圓直徑 d1 124mm 齒數(shù) Z1 Z 2 Z 1 d1 m 124 5 25 取 Z1 25 Z2 Z1 114i 4 幾何尺寸計算 分度圓直徑 mm mm1d25m 2d4570 中心距 1a d 347 5 齒寬 mm 故取 b1 115 b2 1100 9db 5 驗算 N 61 9092TFt N m4685AtKb 故 假設(shè)合適 設(shè)計合理 對稱式三輥卷板機設(shè)計 34 5 5 蝸輪 蝸桿的傳動設(shè)計 蝸桿傳遞名義功率 8 35kw 轉(zhuǎn)速 n1 100r min 傳動比 i 40 蝸桿傳動的主要參數(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 蝸桿傳動可分為圓柱蝸桿傳動 環(huán)面蝸桿傳動和錐蝸桿傳動等 環(huán)面蝸桿傳動具有的 特點 同時齒合的齒的對數(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 由于傳動三輥卷板機上輥的上下運動需要較大的強度 所以我選擇包絡(luò) 環(huán)面蝸桿傳動 5 5 1 材料選擇 蝸桿 40C r 表面淬火 HRC50 齒面粗糙度 Ra0 8 蝸輪 ZC uSn10P1 傳動選用 8 級精度 標(biāo)準(zhǔn)側(cè)隙 三棍卷板機間隙工作 5 5 2 參數(shù)的設(shè)計 1 求傳動的中心距書 1 kw 11234 510 438pPK 式中 K 1 K 2 K 3 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 主要幾何尺寸計算 1 mm mm mm mm 1240Z 2ad 245izd 2315ed 238b mm mm2aR15b 其余項目由 1 蝸輪端面模數(shù) mm2317 405amz 徑向間隙和根部圓角半徑 mm 2 04crm 齒頂高 mm 齒根高 mm0 75 6ah 7 14fahc 蝸輪分度圓直徑 mm231 63 2adh 蝸輪齒根圓直徑 mm78ff 蝸桿分度圓直徑 mm12804 蝸桿喉部齒根圓直徑 mm1 1 7ff 蝸桿喉部齒頂圓直徑 mm2569aadh 蝸桿齒頂圓弧半徑 mm 5 80 3R 蝸桿齒根圓弧半徑 mm11080 14ff 周節(jié)角 236094z 蝸桿包容蝸輪齒數(shù) 2410z 蝸桿工作包角之半 5 0 5 4 915 7 蝸桿工作部分長度 mm2sin372sin826mLd 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 35 蝸桿最大根徑 221max1 0 5 f fmdRl mm22863 4 8764 38 蝸桿最大外徑 mm1max12cos awdR 105cos 19 70 1 蝸桿喉部螺旋導(dǎo)角 23 rtnart mdi 分度圓壓力角 2acssi24 60 7b 蝸輪法面弦齒厚 2in 0 75 o3sin 59 cos8 02n msd mm183 蝸輪弦齒高 22 cs ah 5 64 21 7 5 78mm 蝸桿喉部法面弦齒厚 12sin 0 5 cosn md 0 3 cos41597mf 10 629mm3 7i 98 2 4 8 cos8 9025 蝸桿弦齒高 mm120 5 1cos 5 ahd 64053 72 1 73 確定蝸桿螺旋修形量及修緣量 1 mm 3 298fia mm617f mm 0 1 0 4e 96f 230 2 945 dtZ 5 6 軸的設(shè)計校核計算 5 6 1 四個軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 各軸材料為 40Cr 1 A 104 5mm 0 I 軸 P 10 89kw n 953r min d 104 5 23 538mmI min310 895 取 mm 故 I 軸可設(shè)計為齒輪軸 30Id 軸 I 的結(jié)構(gòu)如圖 5 1 對稱式三輥卷板機設(shè)計 36 圖 5 1 軸 結(jié)構(gòu)圖 軸 II P 10 352kw n 153 71r min A 104 5mm0 d A 42 516mm 取 d 45mmmin03P 軸結(jié)構(gòu)如圖 5 2 圖 5 2 軸 結(jié)構(gòu)圖 軸 III P 9 841kw n 32 023r min A 104 5mm0 d A mm 取 d 80mmmin03 P314 598 2 37 519 I 軸 III 的結(jié)構(gòu)圖 5 3 圖 5 3 軸 結(jié)構(gòu)圖 軸 P 9 355kw n 7 071r min 由材料 40Cr 查表 15 3 取得 A 0 104 5 mm 取 d 120mm330 14 59 7 014 9dPn 軸 的結(jié)構(gòu)簡圖 5 4 圖 5 4 軸 圖 因小軸直徑 d 與聯(lián)軸器的孔徑相配合的 故需先選定聯(lián)軸器 計算聯(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 120ZB 取 軸 器 5 6 2 軸的校核計算 1 軸的彎矩計算 由于 軸的作為輸出軸其轉(zhuǎn)速最小 扭距最大故只對 軸進行校核計算 軸的 B A 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 37 支承跨距 L 155 14 108 60 337mm 由軸結(jié)構(gòu)圖 5 4 和彎距的計算得出截面 B 是軸的 危險截面 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 10 7 N mm b 直徑 已知 d 570mm c 求圓周力 N241tTFd d 求徑向力 Fr Fr Ft tan 44211 tan200 16091 316N e 求支反力 R V1 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 mm263 9410VH h 扭矩 N mm 0 6 70 15T i 計算當(dāng)量彎矩 N mm2 8 caT 圖 5 6 軸 彎扭距圖 F t R H1 F t F r RV2 R H1 R H2 RV2 R H2 R V1 F t R V1 MH N mm MV N mm M N mm T N mm Mca N mm 對稱式三輥卷板機設(shè)計 38 將上述結(jié)果列表 5 2 表 5 2 軸 彎扭距計算結(jié)果 載荷 水平面 H 垂直面 支反力 R N RH1 31813 553N R H2 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 10 6 N mm 扭矩 T N mm T 7 56 10 6 N mm 當(dāng)量彎矩 Mca Mca 8 527 10 6 N mm 2 軸強度校核 1 MPa38 5271045 8caw 1 70MPa 因 1 70MPa 所以安全 ca 3 軸疲勞強度校核 確定危險截面 因截面 A 受力要比 處小 所以截面 A 無需校核 因截面 處采用過盈配合 所以應(yīng)力最集中 但截面 不受扭矩作用 軸徑 也比截面 處大 故只對截面 校核 截面 B 處雖受力很大 但應(yīng)力集中明顯校截面 小 軸徑也比截面 大 所以截面 B 處不需校核 截面 左側(cè) a 抗彎截面系數(shù) mm3331025689 72Wd b 抗扭截面系數(shù) mm347 T c 左側(cè)彎矩 N mm 6 6 9 101M d 扭矩 N mm 71 20 e 彎曲應(yīng)力 MPa 659 8 bW f 剪切應(yīng)力 MPa 752 144 310T g 軸材為 40 查文獻 1 得 Cr Mpa Mpa MPa 應(yīng)力集中系數(shù) 685B 1 135 插值 3 1 4 2 08 054 2dDd 材料敏感系數(shù) 8 q 93 1 1 qk0 qk 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 39 尺寸系數(shù) 軸表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面68 0 92 0 強化處理 材料特征系數(shù) 1 q 203 2 取 1 1 取1579 61mSk 182 908 3240 409 6m 則 故安全 222 7 71 5 8caSS 截面 IV 右側(cè) a 抗彎截面系數(shù) mm3331546 752Wd b 抗扭截面系數(shù) mm34809 T c 右側(cè)彎矩 N mm 66 101M d 扭矩 N mm 71 2 e 彎曲應(yīng)力 MPa8 0bW f