三輥卷板機傳動系統的設計

1、本設計是關于對稱式三輾卷板機的設計， 主要對卷板機上、 下輾及減速器進行設計和計算。設計前部分詳細闡述了卷板機上、 下輾結構設計和受力分析。 板機結構型式為三輾對稱式，在該結構中上輾下壓提供壓力，兩下輾做旋轉運動，為卷制板材提供扭矩。它具有結構簡單、體積小、重量輕、經濟、等優(yōu)點。動力源則選擇了YZ系列YZ160L6型電機，具工作特性優(yōu)于Y系列電機，適用于有輕微震動，正反轉且轉速不高的場合?？傮w設計后部分所涉及的減速器采用了三級展開式圓柱齒輪結構。齒輪材料為40Cr,并經調質及表面淬火。校核齒輪、軸、鍵、軸承確保了設計的實際可行性。關鍵詞：卷板機；電動機；減速器；鍵；齒輪ABSTRACTABST

2、RACTThisdesignisaboutthethree-rollersymmwtryrollingmachine,mainlycalcatstheupanddownrollerandthedeceleratorDuringthefrontprocessofthedesign,therollingmachinesstructucredesignandtheanalysisofstrengtharedescribed.Therollingmachinestructureisthree-rollersymmetry.Pressureprovidespressureunderowingstruct

3、uretheabove-averageroller,therollerdoesrevolutionsportundertwo,sheetmaterialprovidesmomentoftorsiontorollofsystem.Ithasaseriesofadvantagessuchassimplystructure,smallvolume,lightweight,economicalandsoon.YZtypeYZ-160L-6motorisselectedasthepowersource,whichadaptssituationsuchassliencequenchingandlightr

4、eversevelocity.Thelastpartofthepaperisahoutdeceleratorwhichischoosingtripleexpandingcolummgearconstiuction.Thematerialofgearis40Crwhichhasbeenhardeningsurface.Thegears,axes,keys,bearingsarechecked,sotoconfirmthisdesignispracticalKeywordsKeywords：Rollingmachine；Motor；Decelerator；Key;Gear摘要I,AbstractA

5、bstractTT,第1 1章緒論,1第2章方案的論證及確定，,，52.1方案的論證,52.2方案的確定,72.3本章小結,7第3章傳動設計,83.1傳動方案的分析,83.1.1齒輪傳動，,，83.1.2皮帶傳動,，83.2傳動系統的確定,93.1.1主傳動的確定,93.1.2副傳動的確定,93.3本章小結,9第4章動力的設計,101.1主電機選擇和計算,101.1.1上下輾的參數選擇,101.1.2主電機的功率確定,101.2上輾的校核,191.2.1上輾結構及受力圖，,，201.2.2剛度校核，,，201.2.3上輾強度校核,211.2.4疲勞強度安全校核,211.2.5上輾在卸料時的校核

6、，,，221.3下輾的校核,221.3.1下輾結構及受力圖，,，231.3.2下輾剛度校核,241.3.3下輾彎曲強度校核,241.3.4下輾疲勞強度校核,241.4本章小結，,，26第5章減速器的設計,275.1傳動方案的分析和擬定，,，276.2減速器傳動比的分配與計算,275.2.1總的傳動比，,，275.2.2傳動比的分配，,，275.3減速器傳動裝置總的傳動比和各級傳動比的分配,275.3.1各軸轉速，,，285.3.2各軸功率，,，285.3.3各軸轉矩，,，285.4齒輪傳動設計,295.1.1第一級傳動設計,295.1.2第二級傳動設計,335.1.3第三級傳動設計,365.5

7、蝸輪、蝸桿傳動設計,385.1.1材料的選擇，,，395.1.2參數的選擇，,，395. 6軸的設計校核計算,405.1.1四個軸的結構設計,415.1.2軸的校核計算,425.7軸承校核，,，455.1.1參數,，465.1.2求軸承受到的徑向力,465.1.3驗算軸承壽命,465.8鍵的校核，,，465.9減速器的結構設計和齒輪、軸承的潤滑,475.9.1箱體參數，,，475.9.2減速器齒輪、軸承的潤滑,475.10本章小結，,，47結論,，4950P|TyV,n51,71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，它是國家的國民經濟命脈。作為整個工業(yè)的基礎和重要組成部分的

8、機械制造業(yè)，任務就是為國民經濟的各個行業(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濟實力和科學技術水平的重要標志，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備。根據三點成圓的原理，利用工件相對位置變化和旋轉運動使板材產生連續(xù)的塑性變形，以獲得預定形狀的工件。該產品廣泛用于鍋爐、造船、石油、木工、金屬結構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，幾乎都用卷板機輾制。其在汽車，軍工等各個方面都有應用。根據不同的要求，它可以輾制出符合要求的鋼柱，是一種相當實用的器械。在國外一般以工作輾的

9、配置方式來劃分。 國內普遍以工作輾數量及調整形式等為標準實行混合分類，一般分為：1、三輾卷板機：包括對稱式三輾卷板機、非對稱式三輾卷板機、水平下調式三輾卷板機、傾斜下調式三輾卷板機、弧形下調式三輾卷板機和垂直下調式三輾卷板機等。2、四輾卷板機：分為側輾傾斜調整式四輾卷板機和側輾圓弧調整式四輾卷板機。3、特殊用途卷板機：有立式卷板機、船用卷板機、雙輾卷板機、錐體卷板機、多輾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，由于結構簡單，性能可靠，造價低廉，至今在中、小型卷板機中仍廣泛應用。在低速大扭矩的卷板機上，因傳動系統體積龐大，電動機功率大，起動時電網波動也較大，所以越來越多地采用

10、液壓傳動。近年來，有以液壓馬達作為源控制工作輾移動但主驅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輾旋轉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。當卷制板厚較大或彎曲半徑較小并超過設備工作能力時，在設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1.2.11.2.1卷板機的運動形式卷板機的運動形式可以分

11、為主運動和輔運動兩種形式的運動。 主運動是指構成卷板機的上輾和下輾對加工板材的旋轉、彎折等運動，主運動完成卷板機的加工任務。輔運動是卷板機在卷板過程中的裝料、下料及上輾的升降、翹起以及倒頭架的翻轉等形式的運動。該機構形式為三輾對稱式， 上輾在兩下輾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，兩下輾作旋轉運動，通過減速機的輸出齒輪與下輾齒輪嚙合，為卷制板材提供扭矩。由圖1.1:主運動指上輾繞O1,下輾分別繞02、03作順時針或逆時針旋轉。輔運動指上輾的上升或下降運動，以及上輾在01垂直平面的上翹、翻邊運動等。1.2.21.2.2彎曲成型的加工方式在鋼結構制作中彎制成型的加工主要是卷

12、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，內層纖維縮短而產生彎曲變形（中層纖維不變）。當圓筒半徑較大時，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生的壓力來達到的。 它們滾圓工作原理如圖1.2所示。圖1.2滾圓機原理圖mm（L為下輾中心距）。預彎可采用壓力機模壓預彎或用托板在滾圓機內預彎（圖1.3

13、）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， 并成為國民經濟的重要產業(yè)，對國民經濟的貢獻和提高人民生活質量的作用也越來越大。預計“十五”期末中國的卷板機總需求量為600萬輛，相關裝備的需求預計超過1000億元。到2010年，中國的卷板機生產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，產品的更換也要求卷板機裝備工業(yè)不斷在技術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生一個很大的用戶群；3.由于卷板機的高利潤，促

14、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a）對稱式三輻卷板機b）不對稱式三輻卷板機用三輾彎（卷）板機彎板，具板的兩端需要進行預彎,預彎長度為0.5L+（3050）c）四輻卷板機a）用壓力機模壓預彎圖1.3鋼板預彎示意圖b）用托板在滾圓機內預彎板機工業(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)作為機床模具產業(yè)最大的買方市場，其中進口設備70%用于卷板機，同時也帶動了焊接、涂裝、檢測、材料應用等各個行業(yè)的快速

15、發(fā)展。卷板機制造業(yè)的技術革命，將引起裝備市場的結構變化：數控技術推動了卷板機制造企業(yè)的歷史性的革命，數控機床有著高精度、高效率、高可靠性的特點，引進數控設備在增強企業(yè)的應變能力、提高產品質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在比將增長12%左右，據預測，卷板機制造業(yè)：對數控機床需求將增長26%;對壓鑄設備的需求將增長16%;對纖維復合材料壓制設備的需求增長15%;對工作壓力較高的擠或沖壓設備需求增長12%;對液壓成形設備需求增長8%;對模具的需求增長36%;對加工中心需求增長6%;對硬車削和硬銃消機床的需求增長18%;對切割機床

16、的需求增長30%;對精密加工設備的需求增長34%;對特種及專用加工設備需求增長23%;對機器人和制造自動化裝置的需求增長13%;對焊接系統設備增長36%;對涂裝設備的需求增長8%,對質檢驗與測試設備的需求增長16%。在今后的工業(yè)生產中，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，將促使這個設計行業(yè)的迅速發(fā)展。第2章方案的論證及確定2.12.1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

17、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。結合上草卷板機的類型，擬訂了以下幾種方案，并進行了分析論證。2.1.12.1.1方案 1 1 雙輾卷板機雙輾卷板機的原理如圖2.1所示：1.上輻2.工件3.下輻圖2.1雙輻卷板機工作原理圖上輾是鋼制的剛性輾，下輾是一個包有彈性的輾，可以作垂直調整。當下輾旋轉時，上輾及送進板料在壓力作用下，壓人下輾的彈性層中，使下輾發(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，迫使板料與剛性輾連續(xù)貼緊，目的是使它隨著旋轉而滾成桶形。上輾壓人下輾的深度，既彈性層的變形量，是決定所形成彎曲半徑的主要

18、工藝參數。根據實驗研究，壓下量越大，板料彎曲半徑越??；但當壓人量達到某一數值時，彎曲半徑趨于穩(wěn)定，與壓下量幾乎無關，這是雙輾卷板機工藝的一個重要特征。雙輾卷板機具有的優(yōu)點：1.板料不需要預彎成形， 因此生產率高；2.可以彎曲多種材料，機器結構簡單。 缺點：1.對于不同彎度的制品， 需要跟換相適應的上棍， 因而不適用多品種，小批量生產。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。2.1.22.1.2方案2三輾卷板機三輾卷板機是目前最普遍的一種卷板機。利用三輾滾彎原理，使板材彎曲成圓形,圓錐形或弧形工作。1 1 .對稱三輾卷板機特點結構簡單、緊湊，質量輕、易于制造、維

19、修、投資小、兩側輾可以做的很近。形成較準確，但剩余直邊大。一般對稱三輾卷板機減小剩余直邊比較麻煩。2 2 .不對稱三輾卷板機特點剩余邊小，結構簡單，但坯料需要調頭彎邊，操作不方便，輾筒受力較大，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。具大小與設備及彎曲形式有關。如圖2.2所示：圖2.2三輻卷板機工作原理圖對稱式三輾卷板機剩余直邊為兩下輾中心距的一半。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620倍。由于剩余直邊在校圓時難以完全消除，所以一般應對板料進行預彎，使剩余直邊接近理論值。不對稱三輾卷板機，剩余直邊小于兩下輾中心的一半，如圖2.2所示

20、，它主要卷制薄筒（一般在32M000以下）。2.1.32.1.3方案3四輾卷板機其原理如圖2.3它有四個輾，上輾是主動輾，下輾可上下移動，用來夾緊鋼板，兩個側輾可沿斜線升降，在四輾卷板機上可進行板料的預彎工作，它靠下輾的上升，將鋼板端頭壓緊在上、下輾之間。再利用側輾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。質量體積大，結構復雜。上下輾夾持力使工件受氧化皮壓傷嚴重。兩側輾相距較遠，對稱卷圓曲率不太準確，操作技術不易掌握，容易造成超負荷等誤操作。2.22.2方案的確定通過上節(jié)方案的分析，根據各種類型卷板機的

21、特點，再根據三輾卷板機的不同類型所具有的特點，最后形成我的設計方案，122000對稱上調三輾卷板機。雙輾卷板機不需要預彎、結構簡單，但彎曲板厚受限制，只適合小批量生產。四輾卷板機結構復雜造價又高。雖然三輾卷板機不能預彎，但是可以通過手工或其它方法進行預彎。2.32.3本章小結通過幾種運動方案的分析，雙輾卷板機雖然不需要預彎，但只適合小批量生產，而且彎曲板厚受限制。四輾卷板機通用性廣，但其質量體積大而且操作技術不易掌握。對稱三輾卷板結構簡單、緊湊、質量輕、易于制造等優(yōu)點。經過相比較下最終決定采用三輾卷板機。第3章傳動設計它是以兩個下輾為主動輪，由主動機、 聯軸器、減速器及開式齒輪副驅動。上輾工作

22、時，由于鋼板間的摩擦力帶動。同時作為從動軸，起調整擠壓的作用。由單獨的傳動系統控制，主要組成是：上輾升降電動機、減速器、蝸輪副、螺母。工作時，由蝸輪副轉動蝸輪內螺母，使螺桿及上輾軸承座作升降運動。兩個下輾可以正反兩個方向轉動，在上輾的壓力下下輾經過反復的滾動，使板料達到所需要的曲率，形成預計的形狀。3.13.1傳動方案的分析卷板機傳動系統分為兩種方式：3.1.13.1.1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。對稱上調式三輾卷板機如圖圖3.2齒輪式傳動系統圖這種傳動方式的特點是：工作可靠

23、，使用壽命長，傳動準確，效率高，結構緊湊,功率和速度適用范圍廣等。3.1.23.1.2皮帶傳動由電動機的轉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，這種傳動方式主要應用于具有一個主動輾的卷板機。3.23.2傳動系統的確定鑒于上節(jié)的分析， 考慮到所設計的是三輾卷板機， 具有兩個主動輾， 而且要求結構緊湊，傳動準確，所以選用齒輪傳動。3.2.13.2.1主傳動系統的確定傳動系統如圖3.4所示：圖3.4傳動系統圖所以選用了圓柱齒輪減速器，減速比i=134.719,減速器通過聯軸器和齒輪副帶動兩個下輾工作

24、。3.2.23.2.2副傳動系統的確定為調整上下輾間距，由上輾升降電動機通過減速器，蝸輪副傳動蝸輪內螺母，使螺桿及上輾軸承座升降運動，為使上輾、下輾軸線相互平行，有牙嵌離和器以備調整,副傳動系統如圖3.4所示。需要卷制錐筒時，把離和器上的定位螺釘松開，然后使蝸輪空轉達到只升降左機架中升降絲桿的目的。3.33.3本章小結收集資料對各種運動方式進行分析，在結合三輾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。第4章動力設計4.1主電機的選擇和計算4.1.14.1.1 上下輾的參數選擇計算1 1 . .已知設計參數加工板料：Q235-A1屈服強度：(rs=235MP

25、a抗拉強度：(rb=420MPa輾材：50Mn屈服強度：(Ts=930MPa抗拉強度：(rb=1080MPa硬度：HBSw229HB板厚：s=612mm板寬：b=2000mm滾筒與板料間的滑動摩擦系數：m=0.18 滾筒與板料間的滾動摩擦系數：f=0.8無油潤滑軸承的滑動摩擦系數：m=0.05 板料截面形狀系數：K1=1.5板料相對強化系數：K0=11.6板料彈性模量：E=2.06X106MPa卷板速度：V_6m/min2 2 . .確定卷板機基本參數1414下輾中心矩：t=(1240s=390mm上輾直徑：Da=I-lt=300mm1.31.1下輾直徑：Dc=(0.80.9Da=240mm上

26、輾軸直徑：da=(0.50.6Da=180mm下輾軸直徑：dc=(0.50.6Dc=130mm最小卷圓直徑：Dn=(1.252.5Qa=600mm筒體回彈前內徑：Dn=D=506.607mm1+2(K1+SK2/2D)言4.1.24.1.2 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 1 . .成形 40%40%時1)板料變形為40%的基本參數506.607D04=Dn=1266.518mm0.4口S1266.51812.=639.259mm5）消耗于摩擦白摩擦阻力矩Mn2R0.4sin;0.4t23902sDc-6

27、39.2596120R0.422=0.235tga0.4=0.2422）板料由平板開始彎曲時的初始彎矩M1M1=K1W、s=1.54.8104235=1.692107kgfmm22W為板材的抗彎截面模量。W=生-=4.8104663）板料變形40%時的最大彎矩Mo.4KnS11.6124)W、s=(1.5-)4.810235=1.815107kgfmm2R0.42M639.2594）板料從RL卷制到R0.4時的變形彎矩Mn1Mn1=(MIM0.4)(-)DR0.4R04=(1.6921.815)107-240_6.=3.29210kgfmm4上輾受力:2M0.4SR0.4-tg:0.421.8

28、15107=2.325Mgf639.25960.242卜輾受力:Pc0.4M0.4ScR0.4-Sin0.4815107=1.197105kgf639.25960.235Mn2=fPa0.42Pc0.4mPa久mPcdc2Da551802405=0.82.3251.19221050.062.3251050.061.1971051302300=2.315106kgfmm6）板料送進時白摩擦阻力矩MTDcdaMT=fPa2PcmPaDa25518024061,0.83.2922.3252100.063.29210T藐布8110kgfmm56.Mp=mF?Dc=0.181.197105240=5.1

29、71106kgfmmG1:板料重量Gi：20007.810*=588.106kgG2：聯軸器的重量網：選ZL10,G2=180.9kgG3:下輾重量:G3=2=27.810.JI2402500=1764.318kg329dcMn4=mG1G2G3一27)拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩Mn3Mn3Mn1MTmdcDc51305.=32.9213.81100.06=1.51910kgfmm2408)卷板機送進板料時的總力矩Mp9)卷板機空載時的扭矩Mn4：n+_Si一DrSJ：222b7.810，1303,r=0.06588.106180.91764.318=9.8810kgfmm10）卷板時板料

30、不打滑的條件:Mn1MTMn4二MpMn1MTM3.2921061.3811069.88103=4.682106kgfmmn11n4Mp=5.171106kgfmm因為Mn1+MT+Mn4Mp,所以滿足。11）驅動功率:-Mn1Mn2Mn3M5.769106kgfmmn1n2n3n4/d、2V=Mn+P(f+N)2Dc=5.7691063.522105(0.80.0675)20.1=7.954kw2400.8Tg：0.7=0.429=1.905107kgfmmMnNq2.2. 成形 70%70%時1)板料成型70%的基本參數D0.7Dn506.607=723.724mmR0.70.7Dn0.7

31、0.7=367.862mmSin0.7Rt2SDc3902367.8626120=0.3950.7222)板料變形70%時的最大彎矩M0.7MO.7=KKS(2R0.71)J-1.622367.862卜4.8104235Pa0.72M0.721.905107Pc0.7“2Tg：M0.70.712(367.862)0.4291.905107R0.70.712(367.8622)0.395=2.376105kgf-1.289105kgf3)板料從R0.4變化到R0.7時的板料變形彎矩Mn1=(2.6012.4280.13080.00988)106=5.169106kgfmm4）消耗于摩擦的扭矩Mn

32、2daDeMn2=fPa2PCMPaMRd,a518024055=0.82.37621.2891050.062.3761050.061.2891301052300=2.428106kgfmm因Mn1+Mn4+MTMP,所以滿足。10）驅動功率Mn=Mn1Mn2Mn3Mn4Mn1=Mn0.4M0.7二D2%44=1.8511.905107(367.862639.259J2406M=2.601x10kgfmm45)板料送進時的摩擦阻力矩MTMT,dcDcfPa2PcMPa=0.8(2.73621.2589)100.V6二烈65230061kgfmm.423106)拉力在軸承中所引起的摩擦損失Mn3

33、nMn3=Mn1MTm*=2.6011061.4231060.06c=1.308105kgfmm7)機器送進板料時的總力矩Mp8)MD=MPDC=0.181.289105240=5.568106pcc卷板機空載時的扭矩Mn4-9.88103kgfmmkgfmm9)板料不打滑的條件Mn1Mn4MT=2.6011069.881031.423106=4.033106kgfmmNq=Mn八 P(fd)|V2DcA一、20.1二5.1691063.665105(0.80.0675)=7.408kw2400.83 3.成形 90%90%時1）板料成型90%的基本參數3）板料從RO.7變化到RO.9時的板料

34、變形彎矩Mn1D0.9Dn0.9506.607=562.899mm0.9R0.9562.89912=287.45mm$叫9t22D=0.472Tga0.k0.5352）板料變形為90%時的最大彎矩MO.9M0.9=K1叫小”224.8104235=1.965107kgfmmPa0.9=2M0.921.965107(R0.90.912、cc(287.452)0.535=2.503105kgfMO.91.965107=1.419105kgfSi巾0.9(287.450.472Mn1=MO.7MO.9IR0.9DR0.7J4=2.615106kgfmm=1.509106kgfmm56Mp=MPcDc

35、=0.181.14910240=4.96410kgfmmMn4=9.88103kgfmm卷制時板料不打滑的條件：Mn1MTMn4：MpMn1MTMn4=1.7661061.5091069.88103=3.285106kgfmmMp=4.964106kgfmm因Mn1+Mn4+MTMP,所以滿足。10）驅動功率Mn=Mn1Mn2Mn3Mn4二(17.6626.151.0640.0988)105=4.497106kgfmmMn2=fPa2PcmPa今DamPCdc=0.82.5031.41921050.062.50310518024050.061.41910513023005)板料送進時的摩擦阻力

36、矩MTMT=fPa2PCmPaDcdaDa2=0.82.5031.41921040.062.503105出24023006)拉力在軸承中所引起的摩擦損失Mn3Mn3Mn1MTMdcDc=1.7661.5091060.061302405一一=1.06410kgfmm7)機器送進板料時的總力矩Mpp8)卷板機空載時的扭矩Mn49)Nq=Mn、P(fd)|V2DcA-、20.1二4.4971064.468105(0.80.0675)=7.151kw2400.84.4.成形 100%100%時1)板料成型100%的基本參數D1.0=506.6mmR0=259.304mm=0.506R1.0S2Tg%.

37、0=0.5872）板料變形為100%時的最大彎矩MIOKK0SOD，W；，s=(1.511.612)4.8104235=1.995107kgfmm.2R1.02259.3043）板料從R0.9變化到R1.0時的板料變形彎矩Mn1Sin1.0M1.0Mn1=(Mn0.9+M1.0111R1.0R0.9JDC4二(1.9651.995)107259.304287.454=8.972105kgfmm4)Mn2P-2MR.。2Tg：Pc1.0M1.01.0SCRoSSin1.0消耗于摩擦的扭矩Mn2d二 fPa2RmPada21.99510712(259.304)0.506=2.972105kgf1.

38、9951074-=1.281104kgf12(259.3042)0.587DcmPcdDa=2.725106kgfmm55180240=0.82.9721.28121050.062.9721052300=1.727106kgfmmMp=MPCDc=0.181.281105240=5.534106kgfmm空載時的扭矩Mn4=9.88103kgfmmMmMTMn4：MpMn1Mn4MT=8.9721059.881031.727106=2.634106kgfmmMp=5.534106kgfmm因為Mn1+Mn4+MTM皿，所以只需校核 I I、IIII 處:MIPa7.=j235=3.49210k

39、gfmmmaxMiW3.4921072=13.172kgf/mmW為抗彎截面系數。二 D332二 30033263=2.65110mm=49kgf/mmnicrs=3.721crPLPL6.一-=-235=1.078106kgfmmII222L2M2二s49二max0.414kgf/mmn=118.3571Wmax0.414故安全，強度合乎條件。4.2.44.2.4 疲勞強度安全強度校核50Cr1:仃b2_2=1080Mpa=108kgf/mm二s=93kgf/mm一一一一-2二,=0.2(二a%)100=50.2kgf/mm2在截面 I I、IIII 處MiMn,所以只需校核 n n、ini

40、n 處:IIII 處：r=0駟;1d300,1/RQSS由得S,-22-,S：S1-Sl故：疲勞強度滿足條件 4.2.54.2.5 上輾在卸料時的校核根據上輾的受力情況，只需考慮彎曲強度即可，卸料時其受力如下圖4.2:-ib.SarDeS、A.板重：G1=M+-nI一父八 7.8 父 10=588.106kg11122J122j上輾重：G2=Pv=7.8 父 10，s等）2父 2040=1124.53kg總重：G1G2=1712.636kg因上輾轉矩T=0,故:+1 故安全，故彎曲強度滿足13.084.3.44.3.4 下輾疲勞強度校核初選I、H、m、IV、V截面:MU=FRI2470FR24

41、70-21524702:=5.212107kgfmm撓度5：fPL3c384EI8-4bI為軸截面的慣性矩:,4二 D4642404/=1.629X108mm4,64PL3384EI8.4 佟IL卜陰=0.885mmIfc.1-0.0005L=1.235mmfcIfc1II處:M口=5.21M971kgfmmT2=1.1226kgfmmMca.=.M（aTj2=5.220107kgfmm二maxMamax5.22010732amax二d:二2403c32=38.46kgfmm（：-=1）二0二49kgfmm安全系數:49二max38.461.2741in處:maxMCa1.7761073213

42、二 240=13.08kgfmmI、出同類；IV、V同類；H、IV處：T#0；I、IV處：t=0顯然Sw5所以采用斜齒0=152 2 .按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸15(1)(1)確定公式內各參數a)試選載荷系數：Kt=1.3b)小齒輪傳遞扭矩：T1=1.093X105Nmmc)齒寬系數15：0d=0.9材料的彈性影響系數15:ZE=189.gMPPaa=202cos4Ss=2.4525r(”三2=0.752=0.858；：=y2=1.608三=1Z；=0.789Z：=.coS-=0.983e)按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限15dit32KtTiu1(ZEZNZZ

43、-：)21,-du二Hmm(5.1)ZH二(J=(JHlim1Hlim2=1170MPab=0dd1t=0.952.當347mm07d)齒寬與齒高之比b/h:模數：mt=d1t/Z1=52.53/24=2.195mm齒高：h=2.25mt=2.25X2.195=4.939mm齒高之比：b/h=47.407/4.939=9.599e）計算載荷系數：根據v=2.621m/s,7級精度動載荷系數15：Kv=1.11KH=KF=1.4使用系數：KA=1KHB=1.41KFB=1.46故載荷系數：K=KHKVKH“KHB=1X1.11X1.41X1.4=2.191f)按實際載荷系數校正分度圓直徑：d1=

44、d1t1K/Kt=52.674 父曲.722/1.3=62.685mm?。篸1=64mmg）計算模數m：f)計算應力循環(huán)次數：9Ni=60niJLn=60X953X1X(2X8X300X15)=4.117X10N2=4.117/6.2=6.64X108g)查得接觸疲勞壽命系數15：ZN1=1.0ZN2=1.0h)計算接觸疲勞許用應力15：安全系數S=1I；-I-KHNHlm1.HZU=1170MPaH1S1I；-I-KHN2二HlimUZ11170MPaH2S1所以:I；-I-I；-I-936.3/6HH1（2 2）計算a）試算小齒輪分度直徑d1t由5.1得:du32KtTu1(ZEZHZZ-

45、：.2-dU二H21.31.0931056.212.45189.80.9831.6082()0.96.21170=52.53mmb）計算圓周速度V：二 d1tn1601000二 56.67495360000=2.621m/sc）齒寬b:m=di/Zi=52.23/24=2.666mm3 3 .按齒根彎曲強度設計15(1)(1)確定公式內的各計算數值b)查得彎曲疲勞壽命系數15：YNI=1.0ZN2=1.0c)計算彎曲疲勞許用應力:取安全系數S=1.4d)計算載荷系數K:K=KAKVKFQKFP=1黑1.11父1.4黑1.46=2.269e)查取齒形系數阿：YF0fl=2.65YFa2=2.14

46、f)查取應力校正系數15：丫浜=1.58Yso2=1.83YF1Y-1Y-2Y-2=0.00862 至二=0.00806%b，-2故小齒輪數值較大。(2)(2)模數設計算22.2691.093105cos2150.008620.7160.833-1.68mm因為齒輪模數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，面接觸疲勞強度計算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關，又因齒面接觸疲勞強度計算2KTiC0S2,(Y-Ys：2-dZ1(5.2)a)查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限15二FE1=二FE2=680MpaHI二ZNT-Flim1SF1.06801.4=485.71MPaF2Z18:048

47、SF1.45.MPag)計算大小齒輪的并加以比較:丫#1=塞3=0.00862LTF1458.71YF2YF121.832.14-T-；=0.00806kT485.71而齒的模數m大于齒根彎曲疲勞的計算模數，故取彎曲強度算得模數m=1.68mm,圓整后m=2mm。校正后的分度圓直徑di=64mm。齒數Zi、Z2：Zi=di/m=64/2=32取Zi=32Z2=hXZi=200B 確定：a=(2918.)=240.i8 或a=24imm2cosi5(ziZ2)(32i80)2“-=arccos=arc15.7082a224i4 4.幾何尺寸計算a)兩齒輪的分度圓直徑：,r322di=Zim=7i

48、mmd2=Z2m=2002=400mmcosi5.708b)中心距：a=(di+d2)/2=24immc)齒寬：b=0ddi=7i0.96mm9故取：bi=65,b2=60。KAEb故：假設合適，設計合理。5.4.25.4.2 第二級傳動設計：1 1 . .齒輪參數選擇i）選用圓柱直齒傳動2）材料熱處理：因此級傳遞功率校大，磨損嚴重，考慮磨損對齒輪強度的削弱，齒輪材料為40Cr,表面需調質處理，齒面硬度為4855HRC。3）選取精度等級：選7級精度（GBi0095-88）。4）選小齒輪數：Zi=24,Z2=inXZi=4.8X24=ii5.Z2取ii6齒數比：u=4.82 2 . .按齒面接觸

49、強度設計由公式 5.15.1（1 1）確定公式內各參數a）試選載荷系數：Kt=i.3b）小齒輪傳遞扭矩：Ti=6.432Xi05Nmmc）齒寬系數i5：0d=0.9材料的彈性影響系數：ZE=i89.9jMPad）按齒面硬度中間值52HRC,查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限i55 5.驗算Ft號2i.0935i0”=3i04.7i2253i04225i=47.757：i00N/m65CJHlimiHlim2=ii70MPab，一dd1t=0.971.446r4m57d）齒寬與齒高之比b/h:模數：mt=d1t/Z1=71.44/24=2.99mm齒高：h=2.25mt=2.25X2.99=6.72

50、3mm齒高之比：b/h=64.57/6.728=9.597e）計算載荷系數：動載荷系數15：Kv=1.03KHA=KF=1.1使用系數：KA=1KHB=1.323KFB=1.39故載荷系數:K=KHKVKH“KHB=1X1.03X1.1X1.323=1.499f)按實際載荷系數校正分度圓直徑：d1=d14K/Kt=71.744 父 3/1.499/1.3=75.232mmd1取76mmg）計算模數m：m=dZ1=75.232/24=3.167mm3 3 .按齒根彎曲強度設計根據公式 5.25.2（1 1）確定公式內的各參數e）計算應力循環(huán)次數:8Ni=60niJLn=60X153.71X1X(

51、2X8X300X15)=6.64X10N2=6.64X108/4.8=1.383X108。接觸疲勞壽命系數15：ZN1=1.0ZN2=1.0g）計算接觸疲勞許用應力15：安全系數S=1ZN1-Hlim1S1.01170=1170MPaZN2；-Hlim2S1.011701=1170MPa所以：kH-lcH1=1170MPa（2 2）計算a）試算小齒輪分度直徑dt:du2&工 u1,ZHZE23：()-du-H121.36.4321054.812189.8、23.：()0.94.81170=71.44mmb）計算圓周速度:二 dtni601000二 71.44153.7160000=0.

52、577m/sc）齒寬b:a）查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限15：DFEI=iFE2=680MPab）彎曲疲勞壽命系數15：YNI=1.0YN2=1.0c）計算彎曲疲勞許用應力15：取安全系數S=1.4YN=180=485.71MPaS1.4Y2A8=0485.MPad)計算載荷系數K:K=KAKvKFaKFp=1M1.03M1.1M1.39=1.575e)查取齒形系數15：YFM=2.62YF=2.17。查取應力校正系數15：YS=1.58YSM=1.81g）計算大小齒輪的%并加以比較:（2 2）模數設計計算321.5756.4321050.9242因為齒輪模數m的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所

53、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， 又因齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞的計算模數，故取彎曲強度算得模數m=3.227mm,圓整后m=4mm。校正后的分度圓直徑d1=71.744mm。齒數Z1、Z2：Z1=d1/m=71.744/4=21.7取Z1=25Z2=iJJXZ1=1204 4 . .幾何尺寸計算a兩齒輪的分度圓直徑:d1=Z1m=254=100mmd2=Z2m=1204=488mma=(d1+d2)/2=290mm因為:YF：1YF1-RT2.651.58485.71=0.0086YF：2YF|2feF22.171.81485.71

54、=0.0081%=0.0086%20.0081所以小齒輪的數值較小。0.0086-3.227mmb）中心距:b=0dMdi=0.9100n9r0故取bi=90,b2=85。_5_Ft=紅=2&432L03400Nd11005.4.35.4.3第三級傳動設計:1.1.齒輪參數選擇1）選用圓柱直齒傳動2）材料熱處理：因此級傳遞功率校大，磨損嚴重，考慮磨損對齒輪強度的削弱,齒輪材料為40Cr,表面需調質處理，齒面硬度為4855HRC。3）選取精度等級：選7級精度（GB10095-88）。4）選小齒輪數：ZI=28,Z2=inXZ1=4.527X28=126.76Z2取127齒數比：u=4.5

55、272.2.按齒面接觸強度設計由公式 5.15.1（1 1）確定公式內各參數a）試選載荷系數：Kt=1.3b）小齒輪傳遞扭矩：TI=2.935X106Nmmc）得齒寬系數15：0d=0.9材料的彈性影響系數：ZE=189.9,MPad）按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限15f)計算應力循環(huán)次數：N1=60mJLn=60X32.023X1X(2X8X300X15)=1.383X108N2=1.383X108/4.527=3.06X107g）接觸疲勞壽命系數15：ZNI=1.0ZN2=1.02h）計算接觸疲勞許用應力15：安全系數S=1KHN20Hlim21.021170-噌

56、二1193MPac）齒寬:5.5.驗算:3b 故：假設合適，設計合理。13400190=148.889100N/md=仃-Hlim1-Hlim2=1170MPaKHN1-Hlim1S1.011701=1170MPa（2 2）計算因為 kkH1H1bj二2一180J163.144(0.5-82.764)2=44.38r3n蝸桿最大外徑：da1max=2-aQcos(中w1)=2-180150cos(14.975)=70.188mm蝸桿喉部螺旋導角：rm=arctM=arc0sn728.902id14048分度圓壓力角：a=arcsin-db=arcsin125=24.561d2300.72蝸輪法

57、面弦齒厚：&2=d2sin(0.275)cosm=300.72sin(0.2759)cos8.902=12.83mm蝸輪弦齒高：ha2=1%+0.5d21cos(0.275)】=5.640.芍300.72(1cos0.=5.78mm蝸桿喉部法面弦齒厚：50.4sn1=d2sin(0.225)cosm-2f(0.3)cosm4015.97550.4=300.72sin(0.2259)cos8.902-20.2988(0.3)cos8.902=10.629mm4015.975蝸桿弦齒高：ha1=、-0.5d2(1-cos0.225)=5.64-0.5300.72(1-cos0.2259)=

58、5.7339mm確定蝸桿螺旋修形量及修緣量1:f=(0.0030.00003i)a=0.2988mm：f=0.6：f=0.60.2988=0.1793mme=0.16f=0.60.2988n0mf=0.69.=0.699=6.215.5. 6 6軸的設計校核計算：5.1.15.1.1 四個軸的結構設計：各軸材料為40Cr1,A0=104.5mm，I軸：P=10.89kwn =953r/mindmin104.5/。現=23.538mm,953取dI=30mm,故I軸可設計為齒輪軸軸I的結構如圖5.1軸II:P=10.352kwn=153.71r/minA0=104.5mm軸結構如圖5.2軸III

59、:P=9.841kwn=32.023r/minA0=104.5mmdmin-A03/P7n=104.5379.841/32.023=70.519mm取dIII=80mm二 d25.5Z2二 300.725.540=4.294dminA03匚=42.516mm取d=45mm圖5.2軸n結構圖軸III的結構圖5.3圖5.3軸出結構圖軸IV:P=9.355kwn=7.071r/min由材料40Cr查表15-3取得：Ao=104.5d-A0VP7K=104.5父3/9.355/7.071=114.719mm取d=120mm軸IV的結構簡圖5.4:圖5.4軸IV圖因小軸直徑din與聯軸器的孔徑相配合的，故需先選定聯軸器。計算聯軸器轉矩:Tca=KAT3=1.184X1.262X104