0403151宿曉杰滾帶機的設計

1、濟南大學畢業(yè)設計1 前言在電力、化工、船舶、機械、冶金、運輸?shù)戎匾袠I(yè)中散熱器都有廣泛的應用，散熱器是汽輪機內(nèi)燃機、發(fā)電機、冷凍機、空壓機、潤滑設備等主機必不可少的重要組成部件。翅片散熱器主要用于中冷器、汽車水箱以及汽車空調(diào)器等散熱設備。散熱片均為形狀各樣、型號不同的翅片。其中翅片是散熱器、冷凝器芯體的重要組成部分，其質(zhì)量的好壞直接影響到汽車空調(diào)等裝置的散熱效果，進而對汽車的經(jīng)濟性、動力性、和可靠性產(chǎn)生很大的影響。隨著我國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，汽車工業(yè)正逐漸成為國民經(jīng)濟的重要支柱性產(chǎn)業(yè)，汽車市場競爭的日趨激烈，作為影響汽車舒適性主要因素的汽車空調(diào)，為汽車提供制冷、取暖、空氣過濾和濕度控制等功能，

2、已成為汽車市場競爭的主要手段之一。可見翅片在國內(nèi)乃至國際上有著不可估量的市場前景，對國民經(jīng)濟的發(fā)展起著無可替代的作用。 我國汽車散熱器產(chǎn)品主要經(jīng)歷了四個主要階段，管片式銅質(zhì)散熱器、管帶式銅質(zhì)散熱器、裝配式鋁質(zhì)散熱器、釬焊式鋁質(zhì)散熱器等幾個發(fā)展階段。其中由以銅質(zhì)管片式為主的散熱器產(chǎn)品，到西方發(fā)達國家引進的滾帶、制管等先進生產(chǎn)設備及生產(chǎn)制造技術，產(chǎn)品的結構和產(chǎn)品的性能都有了很大的提高，從而使散熱器行業(yè)得到了一次較大的改革。與此同時，西方發(fā)達國家的汽車散熱器產(chǎn)品在新材料、新技術、新工藝的開發(fā)研究上有了重大突破，他們生產(chǎn)的釬焊式鋁質(zhì)散熱器具有精度高、質(zhì)量輕、散熱性能好等優(yōu)點，因此在小型汽車、面包車和中

3、小型貨車上得到了廣泛的應用。目前，國內(nèi)散熱器廠的關鍵設備大部分從國外引進，生產(chǎn)的散熱器結構尺寸也由國外公司提供，因此極大地限制了我國散熱器生產(chǎn)水平的提高。與此同時，國內(nèi)外關于滾帶機的相關技術報道相對較少，加上國內(nèi)生產(chǎn)翅片散熱器的廠家很少，技術也相對保守。雖然我國機電一體化的迅猛發(fā)展、機械自動化程度不斷提高，數(shù)控機床得到了廣泛的應用，但在我國關于加工翅片類的數(shù)控生產(chǎn)設備還很少，技術含量低，生產(chǎn)效率低，已經(jīng)成為我國翅片難加工的問題。并且大多數(shù)的翅片滾帶機為普通的手動或是半自動的加工設備，需要多人監(jiān)控并手工輔助才能加工出成形的翅片。對于舊式的翅片滾帶機，其加工翅片的寬度單一，而且波數(shù)一經(jīng)設定不易改變

4、，生產(chǎn)效率低、產(chǎn)品質(zhì)量差，不能用于精密裝置中1。隨著汽車空調(diào)“二器”不斷向高精度、高技術、高效率的迅速發(fā)展，原有的生產(chǎn)設備已經(jīng)跟不上時代發(fā)展的需要。現(xiàn)如今，不斷提高產(chǎn)品的技術含量，追求環(huán)保高效節(jié)能，最大限度地獲取經(jīng)濟效益已經(jīng)成為企業(yè)生產(chǎn)所遵循的基本原則，同時也是現(xiàn)代化工業(yè)的要求。對于同類的國外機床其價格非常昂貴，市場上急需一種性價比比合適的易于大量生產(chǎn)的滾帶機，實現(xiàn)翅片的全自動控制生產(chǎn)，使其制造技術接近國際先進水平2。 2 總體設計及關鍵零部件設計2.1 總體設計翅片滾帶機是將鋁箔卷材連續(xù)地加工成形為用于汽車空調(diào)熱交換器等設備中的帶百葉窗的波狀翅片或其它不同型號的波狀翅片，并將成形后的翅片按熱

5、交換器所需波峰數(shù)進行切斷的設備，同時其在工作過程中可以實時檢測波峰高度以整形。翅片滾帶機的結構如圖2.1所示。l.開料架；2接料裝置；3送料裝置；4張緊涂油裝置；5滾軋刀架裝置；6.積片裝置；7波距調(diào)整裝置；8.波高檢測裝置； 9.翅片緩沖裝置；10.翅片排料裝置；11.翅片切斷裝置；12.差速裝置；13.導料輥 圖2.1滾帶機結構圖翅片滾帶機的主要工作進程是：有一定寬度的鋁箔以卷筒的形式放在開料架上，通過繞過導料輥依次送到其他各裝置，當變頻送料裝置起動后，開料架被牽引著進行轉動放卷，開料架上鋁箔的預張緊力由磁粉制動器來控制，然后鋁箔經(jīng)過差速裝置到由磁粉制動器控制的張力控制裝置，在經(jīng)過涂油、除

6、污后進行滾軋成形，成形后的翅片經(jīng)過再積片裝置、波距調(diào)整裝置、波高自動檢測裝置后形成了要求的翅片，翅片經(jīng)過緩沖裝置后由伺服計數(shù)裝置進行排料計數(shù)，然后按照要求的波峰數(shù)進行切斷。整個加工過程均應為自動化生產(chǎn)、結構應便于作。經(jīng)本機加工成形的翅片及其結構簡圖如圖2.1所示。在本機上加工成形的成品形狀是帶百葉窗的波形翅片，如圖2.2所示，其寬度一定，波高在一定的公差范圍內(nèi)，峰谷均勻，其上有百葉窗狀的小孔，可以看出其上的小孔由擠壓而成，但并沒有真正的剪掉材料。欲加工出此種形狀的翅片，首先是要有與其寬度、厚度相一致的鋁箔，通過成形刀具的連續(xù)加工，將鋁箔軋制出符合要求的帶百葉窗狀的小孔的翅片帶，然后按照一定的波

7、距密集起來，最后再經(jīng)過剪切裝置剪切之后輸出。經(jīng)實驗證明，帶百葉窗的波形翅片，與平直式的翅片相比，在同樣的條件下，散熱面積可增加12%左右。上述動作必須要連續(xù)高速完成。并且還要保證鋁箔自始至終與相關裝置的同步。因其在散熱片上開有百葉窗，破壞了空氣流在散熱片表面上的附著層，提高了散熱能力，因此圖2.2帶百葉窗的波形翅片及其結構簡圖具有良好的散熱效果。在汽車散熱器里，翅片和扁管要用密封箱封裝起來，空氣在密封箱里流動，密封箱的高度等于翅片的波高，所以不同的密封箱所要求的翅片規(guī)格也不一樣。通過以上的介紹分析，我們不難看出，滾帶機的滾軋刀架裝置和翅片的成形密不可分，本文以滾刀架裝置作為滾帶機設計的內(nèi)容，就

8、是想通過對其的設計能夠解決目前滾帶機加工翅片的生產(chǎn)效率低、寬度單一、產(chǎn)品質(zhì)量差等存在的問題。以達到具有靈活的可調(diào)性，能夠滿足不同寬度的鋁箔帶的加工以及可加工出不同波峰的鋁翅片等要求。在翅片滾軋過程中，對滾刀的同步性要求很嚴格，所以，根據(jù)要求及傳動機構的特點，同組刀具的傳動選用齒輪傳動，組與組之間的傳動選用鏈傳動。裝置主要由以下幾個部分組成：成形刀具、開窗刀具、定位輪、傳動鏈輪、傳動齒輪等。翅片滾軋刀架裝置是滾帶機的核心部分，鋁箔的滾軋在此完成，其刀具設計直接決定滾軋翅片的形狀及性能。此處，開窗成形滾刀分為上下兩組，每組滾刀都是由十數(shù)至數(shù)十片像齒輪一樣的帶齒的高精度刀片互相疊加、緊密排列而成。在

9、滾帶機工作時，上下兩組滾刀精密嚙合，經(jīng)前面一系列裝置處理得到的無張力且和滾刀線速度同步的原料帶從上下兩組滾刀中間通過，被滾軋后便可得到已開出若干組要求方向的百葉窗翅片，然后再經(jīng)過成形滾刀的進一步滾軋，便可得到要求的翅片。滾軋刀架裝置在滾帶機工作時的運作過程：主電機經(jīng)減速器后由同步齒形帶帶動主軸轉動，在此處，經(jīng)傳動齒輪，開窗刀具嚙合運轉；經(jīng)傳動鏈，成形刀具和開窗刀具同步運轉。經(jīng)前面一系列裝置處理得到的無張力且和滾刀線速度同步的原料帶在開窗滾軋刀具上下兩組滾刀中間通過，被滾壓后得到已開出符合要求翅片并且初具波形的翅片帶，然后再經(jīng)成形滾軋刀具同樣的滾軋之后，翅片帶便成形了，然后再縫過后面一系列工序的

10、處理，經(jīng)剪切裝置后便形成符合要求的翅片帶。在滾軋不同規(guī)格、不同材質(zhì)的翅片時，只需對相關部件做簡單調(diào)整加上更換相應的滾刀即可實現(xiàn)。原有刀架裝置采用導軌、軸承座、傳動齒輪、滾軋刀具軸承座和導軌之間存在間隙，滾軋鋁箔時會造成軸的位置產(chǎn)生微量的偏移，由于力的反向作用，會給翅片的加工精度帶來一定的影響，因此本設計做了改進，采用導槽一滑塊結構代替上述結構，克服了間隙造成的誤差、安裝不便、結構復雜、存在定位誤差等缺點。 根據(jù)帶百葉窗的波形翅片的結構及相關參數(shù)，采用嚙合剪切復合加工的方法，設計出了相應的翅片成形刀具，其是先通過電火花線切割的加工方法，試制出了翅片成形刀具如圖2.3所示，通常我們所說的金屬切削加

11、工是指用金屬切削刀具通過切除工件上多余的金屬，從而獲得合乎預定要求的工件的形狀、尺寸精度及表面質(zhì)量。而本設計對百葉窗波形翅片的加工是一種無屑加工方法，它是通過兩組刀具在嚙合來滾軋擠壓原料鋁箔帶，使鋁箔帶發(fā)生變形，從而形成帶百葉窗形狀的翅片。在鋁箔發(fā)生變形的同時，刀具的刃口剪切鋁箔，形成翅片狀開口。之后通過試切鋁箔驗證了刀具設計的正確性。通過該刀具加工的翅片可以一次成形，從而實現(xiàn)了材料利用率高，加工質(zhì)量高的設計要求，是一種加工成本較低，生產(chǎn)率高的加工方法。圖2.3翅片成形刀具2.2 滾帶機的性能參數(shù)(1)加工的翅片寬度：(1020)mm(2)加工的翅片波高及公差：(612±0.5)mm

12、(3)加工的翅片波距：(2.54±0.2)mm(4)加工能力：(06000)峰/min 刀輥轉速(0223)r/min，無級可調(diào)(5)同時加工條數(shù)：1條(6)加工的鋁箔厚度：(0.080.15)mm2.3 相關零部件的設計及選型在翅片滾軋過程中，滾軋裝置通過同步帶與經(jīng)減速器的電動機連接進行動力輸入，一套開窗滾軋刀具安裝于主軸上，通過鏈傳動帶動后面的成形刀具組轉動，整個過程要同步一致,通過齒輪傳動帶動同組與之相嚙合的開窗滾軋刀具同步轉動，除此之外，為了進一步提高滾帶機滾軋裝置的整體性能，需對關鍵的零部件進行了必要的改進，提高設備生產(chǎn)率。2.3.1 電動機的選型依據(jù)同步帶傳動滾刀的最高轉

13、速為223r/min，輸出的傳動功率為6kw，即同步帶從動輪的最高轉速為223r/min，在滿足功率的前提下，為保證傳動過程中帶運轉的平穩(wěn)性，應選用轉速較小的合適的電機，此處，選用y160m-6型號的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，已知該電機的額定功率是7.5kw，同步轉速是l000r/min。 2.3.2 同步帶輪設計此處已知已選好型號的電機經(jīng)無級降速后，輸出的最高轉速是630r/min，加上同步帶傳動的從動輪的最高轉速是223r/min，得同步帶的傳動比為i= =2.8 (2.1)式中：n1主動帶輪的最高轉速； n2從動帶輪的最高轉速。已知該同步帶傳動的功率為6kw，查得到工況系數(shù)為1.

14、9，可得到該帶傳動的設計功率為 (2.2)依據(jù)主動帶輪的最高轉速是n1=630r/mim和 =11.4kw查表得齒距制式為周節(jié)制時可選型號為h型的，則節(jié)距為12.7mim;齒距制式為模數(shù)制時，模數(shù)選用m=4;齒距制式為圓弧齒時，型號是8m。為保證帶傳動平穩(wěn)，提高帶的柔性及增加嚙合齒數(shù)，節(jié)距應盡可能選小值的原則，試選用模數(shù)制。由此查表得主動帶輪的最小齒數(shù)是zmin=16，此處令主動帶輪的齒數(shù)為z1=16，由此可得到主動輪的節(jié)圓直徑 (2.3)帶速 (2.4)經(jīng)查表知模數(shù)為4時，vmax為3540m/s，vvmax符合要求。從動輪的齒數(shù) (2.5)從動輪的節(jié)圓直徑 (2.6)初定中心距 (2.7)

15、 (2.8)此處，試取=400mm。初定同步帶的節(jié)線長度 (2.9)查表選該值附近的lp及其對應的同步帶齒數(shù)zb得lp=1193.81mm，zb=95。因中心距不可調(diào)，所以其實際中心距為 (2.10)又 (2.11)式中：主動輪包角； 角的漸開線函數(shù)。計算得a=463.0mm。主動帶輪嚙合齒數(shù)為 (2.12)經(jīng)計算得 。帶寬 (2.13) (2.14) 式中： 主動帶輪嚙合齒數(shù)系數(shù)； 單位帶寬的離心拉力； 單位帶寬的許用應力； 帶的單位寬度、單位長度的質(zhì)量查表得 ，=20n/mm經(jīng)計算得 =0.054n/mm由表可得=1.00，又=11.4kw由此可得帶寬=24mm剪切應力 (2.15)經(jīng)查表

16、得此處介于0.5與0.8之間壓強 (2.16)經(jīng)查表得此處介于1.2與1.6之間。設計的帶輪符合要求。2.3.3 齒輪傳動設計(1)選定齒輪類型、材料及齒數(shù)、精度等級依據(jù)所選的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；滾帶機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；兩齒輪的材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs; 此處的齒輪傳動是為了保證同組滾刀滾軋鋁帶的同步性，故傳動比為1:1，選齒輪齒數(shù)zl=z2=z=27。(2)按齒面接觸強進行設計按齒面接觸強進行計算，即 (2.17)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值試選載荷系數(shù)=1.3齒輪傳遞的轉矩為 (2.18)經(jīng)查表選取圓柱齒輪的齒寬系數(shù)=0.6經(jīng)查表選取材料的彈性影

17、響系數(shù)由圖查得齒輪的接觸疲勞強度應力循環(huán)次數(shù)次) (2.19)由圖查得取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=l，得 (2.20)由此試算齒輪分度圓直徑，由式2.17得 =96.62(mm) (2.21)計算圓周速度v (2.22)計算齒寬b (2.23)計算齒寬與齒高之比 模數(shù)： （2.24）齒高： （2.25）則齒寬與齒高之比為 = (2.26)計算載荷系數(shù)根據(jù)v= 1.1282 m/s、7級精度，查圖得其動載系數(shù)為kv=1.05又因選用的為直齒輪，則由表查得使用系數(shù)=1由表用差值法查得7級精度、齒輪相對支承懸臂布置時，由=8，查圖得故載荷系數(shù) (2.

18、27)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 (2.28)計算模數(shù)m (2.29)(3)按齒根彎曲強度設計彎曲強度公式為 (2.30)確定公式內(nèi)的各計算值查得齒輪的彎曲疲勞強度極限查得彎曲疲勞壽命系數(shù)計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)s= 1.4，得 (2.31)計算載荷系數(shù)k (2.32)查取齒形系數(shù)由表查得：=2.52查取應力校正系數(shù)由表查得：=1.625計算齒輪的= (2.33)設計計算 (2.34)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，

19、可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.24mm，就近圓整為標準值m= 2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d=99.669mm，算得齒輪齒數(shù) (2.35)這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免了浪費。 (4)幾何尺寸計算計算分度圓直徑 (2.36)計算中心距 (2.37)計算齒輪寬度 (2.38)在已知齒項高系數(shù)頂隙系數(shù)的情況下，可確定以下幾項齒頂高： (2.39)齒根高： (2.40)齒全高： (2.41)齒頂圓直徑： （2.42）齒根圓直徑： (2.43)至此，齒輪的結構設計結束。2.3.4 鏈輪結構設計 (1)鏈輪幾何尺寸的確定為了保證成

20、形滾刀與開窗滾刀的同步性，選用傳動比為i=1的鏈傳動。令主動鏈輪的齒數(shù)為z1，從動鏈輪的齒數(shù)為z2，則z1= z2。(a) z1增大，鏈條總拉力下降，多邊形效應減弱，結構重量增大；(b)z1、z2取奇數(shù)，鏈節(jié)數(shù)為偶數(shù)時，可使鏈條和鏈輪輪齒磨損均勻；(c)z1 zmin=9的選取原則，查表試選zl=27，則從動鏈輪齒數(shù)z2=27。 因傳動功率為p=3.0kw，經(jīng)查表得工況系數(shù) =1.0則設計功率為 (2.44)由主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)，排數(shù)系數(shù)查表得 =1，則得特定條件下單排鏈條傳遞的功率 (2.45)根據(jù)n1=223 r/min和=2.06kw，為保證傳動平穩(wěn)、結構緊湊宜選用小節(jié)距單排鏈，選得鏈的型

21、號為08a，節(jié)距為12.7mm。 試選中心距a。= 150mm，該值介于0.2z1(i+1)p和25p之間，數(shù)值較小，無需張緊裝置。以節(jié)距計初定中心距為節(jié)，則鏈條節(jié)數(shù) (2.46)式中 圓整為偶數(shù)得50節(jié)鏈條長度 (2.47)因則計算中心距 （2.48）為使鏈條松邊有合適垂度，需將計算中心距減小，其垂度f=(0.010.02) ，對中心距不可調(diào)或無張緊裝置的或有沖擊振動的傳動，取小值。=(0.0020.004) 得介于0.2921和0.5821之間，依據(jù)取最小值原理，實際中心距為 (2.49)鏈條速度 (2.50)有效圓周力 (2.51)因該傳動為水平傳動，作用在軸上的力 (2.52)(2)鏈

22、輪端面齒形設計滾子鏈與鏈輪的嚙合屬于非共軛嚙合，gb1244.85中沒有規(guī)定具體的鏈輪齒形，僅僅規(guī)定了最大和最小齒槽形狀及其極限參數(shù)目前國內(nèi)常用的齒形是“三圓弧一直線”齒形。凡是在兩個齒槽形狀之間的各種標準齒形均可以與同一規(guī)格的鏈條配套使用，因此鏈輪齒形設計有較大的靈活性。圖2.4所示為鏈輪的端面齒形及參數(shù)。圖2.4鏈輪的端面齒形對于“三圓弧直線”齒形，鏈輪主要尺寸計算公式為：分度圓直徑 (2.53)齒頂圓直徑 (2.54)齒根圓直徑 為滾子直徑) (2.55)根據(jù)資料提供設計參數(shù)主動鏈輪設計功率p= 3kw，轉速223 r/min，查機械設計手冊參照iso-b系列滾子鏈功率曲線圖，選取鏈號0

23、8a型，依據(jù)公式計算得到 d=108.0mm；116.0mm；=100.0mm參考相關機械設計手冊，根據(jù)3r-gb1244-85規(guī)定，鏈輪的端面齒形參數(shù)計算公式如表2.1所示。 表2.1鏈輪端面齒形參數(shù)計算公式名稱計算公式溝圓弧半徑/(mm)赤溝半徑/()工作段圓弧中心的 坐標mt工作段圓弧半徑/(mm)工作段圓弧中心角()齒頂圓弧中心的坐標wv齒形半徑/()齒頂圓弧半徑/(mm)工作段直線部分長度/(mm)bc根據(jù)已知數(shù)據(jù)和計算公式，得到鏈輪的端面齒形參數(shù)如下：4.0mm；= ；t=3.8mm；=10.5mm； ；w=10.2mm；v=1.2mm；=14.6mm；3.8mm；=0.79mm(

24、3)鏈輪軸面齒形設計計算鏈輪軸面齒形如圖2.5所示，分為a型和b型。具有圓弧的a型齒形有利于鏈節(jié)進入和退出嚙合，可用于較高的傳動速度，具有倒角的b型齒形僅適用于低速傳動，本機刀具設計轉速223 r/min，屬于高速轉動傳動，根據(jù)設計要求，選用a型軸面齒形。圖2.5鏈輪的軸面齒形鏈輪的軸面齒形各參數(shù)計算公式如表2.2名稱 單排齒寬0.93雙排、三排齒寬0.910.93赤側半徑赤側倒角赤側凸緣角半徑 =p =0.13p0.04p查表滾子鏈為單排鏈p= 12.7時，b1=7.85計算得到：=7.3；=12.7；=1.65；=0.5到此鏈輪的結構尺寸已全部獲得。3 軸的結構設計軸的結構設計包括定出軸的

25、合理外形和全部結構尺寸。由于影響軸的結構的因素較多，且其結構形式又要隨著具體情況的不同而異，所以，軸沒有標準的結構形式。軸的結構主要取決于以下因素；軸在機械中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸連接的方法；載荷的性質(zhì)、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝等。設計時，針對不同情況應進行具體分析。但是不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調(diào)整；軸應具有良好的制造工藝等。本著以上對軸的設計原則，接下來對裝有帶輪和鏈輪的主軸進行結構設計。3.1 初步確定軸的最小直徑已知該軸的功率為p= 6kw轉速是n=223 r/min除此

26、之外選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。經(jīng)查表，取ao =112于是得 (3.1)為便于軸上零部件的安裝及滿足工作原理的要求，該軸設計為階梯軸，處于兩端的鏈輪或帶輪處軸的直徑是軸的最小直徑。為了滿足軸的中間部分能夠配合刀具的孔 徑尺寸又加上鏈輪和帶輪都不是標準件，試選安裝鏈輪和帶輪處軸的直徑為25mm。3.2 擬訂軸上零件的裝配方案軸上零件的裝配方案的擬定應遵循便于軸的加工和軸上零件的裝配，保證生產(chǎn)率高，成本低的原則。并且在滿足使用要求的前提下，應力求簡化。為了便與裝配零件并去掉毛刺，軸端應制出的倒角，對于需要磨削加工的軸段，應留有砂輪越程槽。為此，根據(jù)設計要求，現(xiàn)擬定軸上的零件有：帶輪、套筒、齒

27、輪、軸承、軸套、定位輪、開窗刀具、鏈輪等，為使開窗刀具定位準確，兩組軸套和定位輪對稱分布，為便于裝置的安裝拆卸維修，帶輪、齒輪、鏈輪安裝于箱體的外面，為使軸上零部件的的布局合理，安排帶輪和齒輪同端，鏈輪位于軸的另一端，其中一軸套用軸肩定位，另一軸套通過套筒用圓錐滾子軸承項緊。并且鏈輪和齒輪均通過軸肩定位，不同的是鏈輪是用緊定螺釘固定，齒輪是通過套筒被通過用緊定螺釘固定的帶輪項緊。3.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度首先，在這令帶輪所在的軸端為i，然后沿著軸的方向向另一端升序排號,規(guī)律是每遇軸肩數(shù)值加一直至到達軸的另一端為止。因帶輪要通過帶來輸入系統(tǒng)動力，設計帶輪在齒輪的外側，此處，

28、齒輪通過軸肩定位，并通過套筒和軸端擋圈定位帶輪，按軸端直徑取擋圈直徑為d= 32mm。為了便于齒輪的定位及工作時精準的嚙合，設計齒輪和帶輪之間的軸段為通軸即直徑相同即= 25mm。經(jīng)對帶輪和齒輪的設計計算知帶輪厚30mm，齒輪厚20mm，再加上為了留有足夠的安裝尺寸，設計套筒長15mm，并且為了保證軸端擋圈只壓在帶輪的輪轂上而不壓在軸的端面上，該軸段i-ii的長度應比三零件的長度和略小一些，現(xiàn)取= 64mm。初步選擇滾動軸承。軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的型號為30206單列圓錐滾子軸承，

29、其尺寸為 = 30mm×62mm x17.25mm。該滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查的30206型軸承的定位軸肩高度為h= 2.5mm，因此取=35mm。定位輪的外側是軸套，其中一個用軸肩定位，為了得到好的可靠性，此處軸肩略大，為h= 5mm；為了能夠安裝，另一端為開式的，該處的軸套通過套筒被軸承頂緊。根據(jù)滾刀的孔徑知v-vi軸段的直徑為= 35mm。為了更好的得到定位，采用了定位輪，限制滾刀的軸向移動。iii-iv和iv-v軸段為非安裝段，這兩處的主要作用是為零件提供定位軸肩僅此而已，其長度分別是=16mm， = 5mm。該軸上的另一支撐件是同種型號的軸承，在其外側是用軸

30、肩定位的鏈輪，并且用軸端擋圈進行軸向壓緊，再經(jīng)軸肩設計降級后取此處軸段的直徑為= 25mm，按軸端直徑取擋圈直徑為d= 32mm，鏈輪厚32mm，為了保證軸端擋圈只壓在鏈輪端面上而不壓在軸的端面上，該軸段的長度應比鏈輪的厚度略小一些現(xiàn)取= 31mm。軸承端蓋厚6mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與齒輪或鏈輪的內(nèi)側端面的距離為l=5mm。對軸段v-vi而言，設計的軸套長35mm，定位輪厚20mm，刀具組的總厚度為56mm，還有套筒的長度為15mm等，可以確定該軸段的長度為3.4 軸上零件的周向定位該軸上的零件中刀具、齒輪、帶輪、鏈輪的周向定位均采用平鍵連接。按=

31、 25mm經(jīng)查表得平鍵截面為bh =8mm7mm，鍵槽用銑刀加工，長為20mm，同時為了保證帶輪與軸配合具有良好的對中性，故選帶輪輪轂與軸的配合為。由于= 25mm查表得鏈輪與軸的連接選用平鍵為bh =8mm7mm，同樣為了保證鏈輪與軸配合具有良好的對中性，其與軸的配合公差為。同樣同軸段的齒輪與軸的連接，選用平鍵也為bh =8mm7mm，鍵槽長度為12mm，選用的齒輪輪轂與軸的配合為。按=35mm查表得刀具組與軸的連接選用的平鍵是b×h=10mm×9mm，為了保證刀具組與軸配合具有良好的對中性，其與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公

32、差為k7。3.5 求軸上載荷經(jīng)畫圖計算分析得刀具組所在的軸的截面是危險截面，現(xiàn)將計算出的危險截面處的、及m的值列于表3.1中。在確定軸承的支點位置時，應從手冊上查取a值。對于30206型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=13.8mm。因此，作為簡支粱的軸的支撐跨度為212mm。表3.1載荷水平面h垂直面v支反力f/(n)彎矩m/(nmm)總彎矩/(nmm)扭矩t/(nmm) t1285003.6 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）的強度。依據(jù)表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈沖循環(huán)變應力，取= 0.6，軸的計算應力 (3.2)前已選定軸

33、的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得mpa。因此< ，故安全。3.7 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定的，所以鍵槽、軸肩、和過渡配合部分均無需校核。與其相近兩軸肩的應力集中的影響相近，但軸肩較大者，不受扭矩作用，故不必做強度校核。刀具組所在的軸段截面雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里的軸直徑比較大，故該截面不必校核。知鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只校核刀具組最近軸肩中直徑最小的截面左右兩側即可。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，距

34、離刀具組最近的軸肩截面處過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載情況來看，刀具組所處軸段截面的應力最大。截面vi右側 (3.3)抗扭截面系數(shù) (3.4)截面vi右側的彎矩m為 (3.5)截面vi上的扭矩丁為t=128500 截面上的彎曲應力 (3.6)截面上的扭轉切應力 (3.7)軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得，。截面上由于軸肩而形成理論應力集中系數(shù)及有表可查。因，經(jīng)插值后可查得=1.31，=2.0又由圖可得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效集中系數(shù)為 (3.8) （3.9）由圖可得尺寸系數(shù)，并且由圖也可得扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，可查得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，得，則綜合系數(shù)為 (3.1

35、0) (3.11)得碳鋼的特性系數(shù)，??；，取于是計算安全系數(shù)值，得 (3.12) (3.13)>>s=1.5 (3.14)故安全截面vi左側抗彎截面系數(shù)為 (3.15)抗扭截面系數(shù)為 (3.16)彎矩m及彎曲應力為 （3.17） (3.18)扭矩及扭矩切應力為 t=128500 (3.19)過盈配合處的，由表用插值法求出，取得=0.8，于是=3.16 =0.8=0.83.16=2.53 (3.20)軸按磨削加工，由圖得表面質(zhì)量系數(shù)為則綜合系數(shù)為 ( 3.21) (3.22)所以軸在截面vi左側的安全系數(shù)是 (3.23) (3.24) (3.25)故該軸在截面vi左側的強度也是足夠的

36、。本題因無大的瞬間過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，該軸的設計計算即告結束。其他幾根軸在受力形式、結構形式和安裝的零件上，和主軸相同的部位有很多的相似點，在工作過程中，其強度符合要求，故在此不做設計說明。3.8 軸承的校核在軸的結構設計過程中，初選的軸承型號為：30206，查表可確定其外徑d= 62mm，寬度b=17.25mm基本額定動載荷為c=43.2kn，基本額定靜載荷為c0= 50.5kn，極限轉速為6000 rmin。根據(jù)條件，該軸承的預計壽命為。在軸的結構設計過程中，已知軸承的徑向支反力為對于30206型軸承，查表知軸承派生軸向力fd啦，其中，e為判斷系數(shù)，其值

37、由善的大小來確定，但現(xiàn)在軸承的軸向力fa未知，故先初步選e=0.37，因此可估算 (3.26) (3.27)由該軸承的工作情況知fa1=1476.7n，fa2=fd2=2473.0n，則得 (3.28)進行插值計算，得e1=0.300，e2=0.380，再計算兩次計算的每值相差不大，因此確定e1=0.300，e2=0.380，fa1 =1197.3n，fa2 =2539.8n求軸承當量動載荷p1和p2因為 由表分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為軸承1 x1=1，y1=0軸承2 x2=1，y2=0因軸承運轉中有中等沖擊載荷，查表知fp 1.21.8，取fp =1.5。則 (3.

38、29) (3.30)驗算軸承壽命因為plp2，所以按軸承2的受力大小驗算 (3.31)故所選軸承滿足要求。3.9 鍵的校核 在軸的結構設計過程中，由鍵所處軸直徑的大小，經(jīng)查表初選鍵的類型鏈輪處 bhl=8720(mm)齒輪處 bhl=8712(mm)刀具處 bhl =l0850(mm)帶輪處 bhl =8720(mm)鍵與輪轂鍵槽的接觸高度分別為鏈輪處 k= 0.5h=0.57=3.5(mm)齒輪處 k= 0.5h=0.57=3.5(mm)刀具處 k= 0.5h=0.58=4(mm)帶輪處 k= 0.5h=0.5×7=3.5(mm)鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，經(jīng)查表的許用擠壓應力=10

39、0120mpa，取其平均值，=110mpa。比較以上幾處的kld的值，得齒輪處的是最小的，故只校核齒輪處鍵的強度，只要其在許用擠壓應力之內(nèi)，就可保證其他幾處鍵的強度也符合要求。在軸的結構設計中得知t=128500nmm?？傻谬X輪處鍵的擠壓強度 (3.32)由此得該軸上所用的所有鍵的強度均能達到要求，其他軸上安裝鍵的部位，在受力形式，結構形式等方面，與主軸相應的部位基本相同，在各自的工作條件下，其抗擠壓強度均能符合要求，在此處不做過多的分析計算。4 結 論隨著目前汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，作為影響汽車舒適度的主要因素汽車空調(diào)裝置得到了廣泛應用。因此，對生產(chǎn)影響汽車空調(diào)散熱性能的翅片的滾帶機床提出了更高

40、的要求，如何提高翅片滾帶機的生產(chǎn)效率及整體性能已經(jīng)成為重要的研究課題，為解決這些問題，本文就滾帶機的核心部件滾軋裝置進行了深入的研究，完成的工作有以下幾點：(1)就滾帶機的核心部件滾扎刀架裝置進行深入研究設計，并細分了組成零部件；(2)提出了當前滾帶機普遍存在的問題，并將新技術、新工藝引入到滾待機的設計開發(fā)領域，闡述了滾帶機的總體結構和設計方案；(3)對組成部件中非標準件的結構進行了設計以及標準件進行了選型，經(jīng)分析比較選擇了最優(yōu)方案，之后通過對部分關鍵零部件進行了相的強度校核，驗證了本方案的可靠性。本文在面向滾帶機的總體結構分析，運行機理的設計要求，核心部件滾軋裝置的結構設計做了一些探討性的的研究。在本文的基礎上還