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PAGEI目錄摘要 IAbstrac II第1章引言 11.1概述 11.2工作原理 11.3卷板機(jī)在我國(guó)的發(fā)展 2第2章機(jī)構(gòu)方案的論證及確定 42.1方案的論證 42.1.1方案1三輥卷板機(jī) 42.1.2方案2四輥卷板機(jī) 52.2方案的確定 5第3章主運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 63.1主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 63.1.1方案的論證 63.1.2方案的確定 73.2主電動(dòng)機(jī)的選擇 73.2.1類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 83.2.2功率的計(jì)算 83.2.3轉(zhuǎn)速的確定 123.3確定傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 123.4帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 133.4.1類型的選擇 133.4.2設(shè)計(jì)計(jì)算 133.4.3帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及幾何尺寸計(jì)算 153.5減速器的選擇 173.5.1類型的選擇 173.5.2型號(hào)的選用計(jì)算 173.6末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 193.6.1進(jìn)行相關(guān)齒輪類型、精度等級(jí)、材料及熱處理方法的選擇 193.6.2設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 193.6.3齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及幾何尺寸計(jì)算 223.7下輥的校核 233.7.1強(qiáng)度校核 233.7.2剛度校核 243.8鍵的選擇 253.8.1類型的選擇 253.8.2尺寸的選擇 263.8.3連接強(qiáng)度計(jì)算 263.9下輥軸承的設(shè)計(jì) 273.9.1類型的選擇 273.9.2設(shè)計(jì)計(jì)算 27第4章輔運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 284.1輔傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 284.1.1方案的論證 284.2輔電動(dòng)機(jī)的選擇 294.2.1類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 294.2.2功率的計(jì)算 294.2.3轉(zhuǎn)速的選擇 294.3絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)的設(shè)計(jì) 304.3.1類型的選擇 304.3.2材料及熱處理 304.3.3設(shè)計(jì)計(jì)算 314.3.4幾何尺寸計(jì)算 344.4確定傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 344.5減速器的選擇 354.5.1類型的選擇 354.5.2型號(hào)的選用計(jì)算 354.6蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 364.6.1類型的選擇 364.6.2材料及熱處理 364.6.3設(shè)計(jì)計(jì)算 374.6.4主要參數(shù)與幾何尺寸計(jì)算 404.7上輥的校核 414.7.1強(qiáng)度校核計(jì)算 424.7.2剛度校核 434.8上輥軸承的設(shè)計(jì) 444.8.1類型的選擇 444.8.2設(shè)計(jì)計(jì)算 444.9輔電動(dòng)機(jī)與減速器聯(lián)軸器的選擇 454.9.1類型的選擇 454.9.2型號(hào)的選擇計(jì)算 454.10減速器與蝸桿軸聯(lián)軸器的選擇 464.10.1類型的選擇 464.10.2型號(hào)的選擇計(jì)算 464.11蝸桿軸的設(shè)計(jì) 474.11.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 474.11.2設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 514.12蝸桿軸軸承的選擇 524.12.1類型選擇 524.12.2型號(hào)的選擇計(jì)算 524.12.3壽命校核 554.13蝸輪軸的設(shè)計(jì) 564.131材料及熱處理 564.13.2設(shè)計(jì)計(jì)算 564.14蝸輪軸軸承的選擇 564.14.1類型選擇 564.14.2型號(hào)的選擇計(jì)算 574.14.3壽命校核 57第5章上、卸料機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 585.1機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 585.2設(shè)計(jì)校核 585.2.1支撐桿的設(shè)計(jì) 585.2.2滑動(dòng)螺旋的設(shè)計(jì) 60第6章機(jī)架的設(shè)計(jì) 616.1結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 616.2材料和厚度 61第7章結(jié)論 62致謝 63參考文獻(xiàn) 64PAGE59 第1章引言1.1概述各個(gè)與國(guó)民經(jīng)濟(jì)有關(guān)的部門,它們的技術(shù)發(fā)展情況也依賴受制于機(jī)械制造業(yè)的發(fā)展。我們知道從一個(gè)國(guó)家機(jī)械制造業(yè)的規(guī)模和水平達(dá)到了什么樣的程度我們可以看出其國(guó)民經(jīng)濟(jì)實(shí)力和科學(xué)技術(shù)水平的發(fā)展情況。一個(gè)國(guó)家的機(jī)械制造生產(chǎn)能力和制造水平可體現(xiàn)出這個(gè)國(guó)家的機(jī)械制造裝備水平站在什么高度上。我國(guó)是制造大國(guó),所以我國(guó)更應(yīng)該注重機(jī)械裝備設(shè)計(jì)方面的創(chuàng)新發(fā)展等一系列問(wèn)題,并給予發(fā)展過(guò)程中足夠的資金支持。卷板機(jī)作為。在實(shí)際機(jī)械加工過(guò)程中我們經(jīng)常需要把一些金屬板料加工彎曲成直徑可調(diào)的筒狀、錐度可調(diào)的錐形以及弧形等。這時(shí),我們就需要機(jī)械加工領(lǐng)域方向板料成形的通用成型設(shè)備——卷板機(jī)的幫助。它能將目標(biāo)板料通過(guò)多次的滾彎加工把其加工成我們需要的樣子。它的工作原理也很好理解:根據(jù)上輥與下輥組成三點(diǎn)成圓的原理,使板料在卷彎的過(guò)程中逐漸產(chǎn)生塑性變形,最后變成我們所需要的筒體、錐體、曲面體或其他形體。目前,該設(shè)備在機(jī)械制造行業(yè)的各個(gè)方面廣泛應(yīng)用,例如:石油、金屬結(jié)構(gòu)、木工、造船、鍋爐等。所以我們可以發(fā)現(xiàn)卷板機(jī)技術(shù)的發(fā)展在工業(yè)基礎(chǔ)加工領(lǐng)域是十分重要的。同時(shí)新型卷板機(jī)的制造與興起必將在未來(lái)我國(guó)的市場(chǎng)上擁有一席之地。根據(jù)工作輥的配置方式,以及通過(guò)工作輥數(shù)量及調(diào)節(jié)方式等來(lái)做標(biāo)準(zhǔn)可以將卷板機(jī)分為以下四類:1.按輥筒方位一般分為:立式和臥式兩種;2.根據(jù)上輥受力情況的不同分為:閉式和開式兩種;3.根據(jù)輥筒數(shù)目、輥筒分布情況分為:四輥,三輥兩種,三輥卷板機(jī)還有有對(duì)稱式、不對(duì)稱式;4.按調(diào)節(jié)輥筒位置的方式可分為:上調(diào)式,下調(diào)式。1.2工作原理簡(jiǎn)單來(lái)說(shuō)卷板機(jī)是將板材在未加熱情況下,憑借上下棍給予的外力作用,使需要被加工的板材產(chǎn)生相應(yīng)彎曲變形的一種機(jī)械。下面我們通過(guò)對(duì)稱上調(diào)式三輥卷板機(jī)工作原理的分析來(lái)更直觀的了解卷板機(jī)的工作原理。如圖1-1。圖1-1卷板機(jī)工作原理圖圖中位于下面的下輥是主動(dòng)輥是固定住的。卷主運(yùn)動(dòng)即兩個(gè)下棍繞著圖1-1中、點(diǎn)完成順時(shí)針旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)或逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。輔運(yùn)動(dòng)主要由被動(dòng)輥——上輥完成,它的位置是可以進(jìn)行變化的即在傳動(dòng)系統(tǒng)的帶動(dòng)下它不僅可以向上運(yùn)動(dòng)還可以向下進(jìn)行位置變化,同時(shí)可以做更為復(fù)雜的上翹或翻邊等運(yùn)動(dòng)。在進(jìn)行卷制工作時(shí),上輥抬起,我們將板材送入上、下輥之間,接著上輥下壓,板材的下表面與兩個(gè)下輥的最高點(diǎn)接觸并產(chǎn)生擠壓,當(dāng)這一過(guò)程超過(guò)材料的屈服極限時(shí),板材就會(huì)產(chǎn)生塑性形變,變形為一段弧線。在兩個(gè)下輥的主運(yùn)動(dòng)旋轉(zhuǎn)下,它們之間產(chǎn)生的摩擦力使板材跟著進(jìn)行相應(yīng)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),從而使卷板機(jī)將目標(biāo)板材完成其全長(zhǎng)的塑性變形。板材最后將因三點(diǎn)成圓這一原理被卷板機(jī)卷制成我們所需要的圓筒。如圖1-2所示。其他型號(hào)的卷板機(jī)更可以通過(guò)調(diào)節(jié)輥的相對(duì)位置來(lái)完成對(duì)不同需求的板材的進(jìn)行相應(yīng)的加工。圖1-2卷板過(guò)程1.3卷板機(jī)在我國(guó)的發(fā)展二十世紀(jì)六十年代末我國(guó)的卷板機(jī)制造業(yè)開始出現(xiàn),二十世紀(jì)七十年代初期我國(guó)的卷板機(jī)制造業(yè)開始正式起步。在這段時(shí)期里,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,加工精度不高最早且最具代表的的機(jī)械傳動(dòng)式對(duì)稱式三輥卷板機(jī)被市場(chǎng)廣泛應(yīng)用,因?yàn)榧幢闼a(chǎn)效率低下又不能進(jìn)行板材端部的預(yù)彎工作,但依然是那個(gè)時(shí)期最適用于市場(chǎng)的卷板機(jī)機(jī)型。到了七十年代末,機(jī)械傳動(dòng)式四輥卷板機(jī)被成功研制出來(lái),這種新的機(jī)型具有能直接對(duì)板材進(jìn)行預(yù)彎工作的優(yōu)點(diǎn),這讓卷板機(jī)的工作效率得到了相當(dāng)大的提高,但是此種卷板機(jī)也擁有著致命的缺點(diǎn)與遺憾那就是其結(jié)構(gòu)過(guò)于龐大,制造周期太過(guò)漫長(zhǎng)。所以哪怕它能直接進(jìn)行預(yù)彎,工作性能更高效,也沒有得到普遍的推廣,只是用于極個(gè)別要求較為復(fù)雜的工作之中。直八十年代中期,全新的能夠?qū)庸ね搀w進(jìn)行焊后的校圓工作的卷板機(jī)被研制成功,除此之外新型卷板機(jī)還能一次完成上料、筒體成形等工作,這就是全液壓四輥卷板機(jī)以及液壓水平下調(diào)式三輥卷板機(jī)這兩種創(chuàng)新機(jī)型被研制成功。卷板機(jī)的工作效率隨之再次達(dá)到了新高度。隨著市場(chǎng)的需求,八十年代末,國(guó)外的技術(shù)開始進(jìn)入我國(guó)市場(chǎng),通過(guò)數(shù)控卷板技術(shù),我們制造出了更加方便,優(yōu)秀的三輥、四棍卷板機(jī)。它們有著可以進(jìn)行自動(dòng)調(diào)平的工作輥,可以傾斜、水平升降的下棍,以及對(duì)板材端部進(jìn)行預(yù)彎工作的能力。雖然自動(dòng)化水平不夠,大量工作依然要工人手動(dòng)操作完成,但是其結(jié)構(gòu)緊湊合理,重量輕,工作效率也比傳統(tǒng)的卷板機(jī)更高,所以它們依然受到了市場(chǎng)的廣泛歡迎。三十多年的發(fā)展,在我國(guó)起步較晚的情況下我們依然憑借快速的發(fā)展成為了世界上最大的卷板機(jī)生產(chǎn)國(guó)。在國(guó)家隊(duì)扶持下,工作者們不斷地吸收國(guó)外的先進(jìn)技術(shù),并加大創(chuàng)新力度從而對(duì)卷板機(jī)進(jìn)行一次又一次的技術(shù)革新。終于,我國(guó)也研制出了在亞洲乃至世界也堪稱一流的新型板材卷制設(shè)備,雖然某些卷板機(jī)技術(shù)水平以及制造水平與世界頂端的公司相比還有些許差距,但是我們已經(jīng)逐漸趕上,并且保持這個(gè)態(tài)勢(shì)我們將在不久的將來(lái)完成對(duì)他國(guó)技術(shù)上的超越。卷板機(jī)制造業(yè)的技術(shù)革命將是一陣風(fēng),一場(chǎng)革命之風(fēng),同時(shí)也是機(jī)械制造業(yè)的革命風(fēng)暴,這場(chǎng)風(fēng)暴必將使得我國(guó)裝備市場(chǎng)結(jié)構(gòu)發(fā)生翻天覆地的變化,將我國(guó)機(jī)械加工工業(yè)的整體發(fā)展吹出一片新天地!我相信卷板機(jī)制造業(yè)的高速發(fā)展,必將將帶動(dòng)機(jī)械制造業(yè)的各個(gè)行業(yè)不斷前行!近些年,隨著機(jī)械加工行業(yè)的快速發(fā)展以及其他方向行業(yè)的相互擴(kuò)展,卷板機(jī)的應(yīng)用范圍也在不斷的擴(kuò)大到更多更廣的領(lǐng)域。對(duì)應(yīng)無(wú)論是原本的作業(yè)范圍還是近年新起的新領(lǐng)域都在對(duì)卷板機(jī)的性能、工作精度,便利程度等一系列方面提出了更高的要求與需求。卷板機(jī)作為一種應(yīng)用廣范,必不可少的高效機(jī)械設(shè)備,我們應(yīng)該也必須讓它得到更好更有效的利用讓它,為工業(yè)生產(chǎn)的發(fā)展添磚加瓦。
第2章機(jī)構(gòu)方案的論證及確定想要挑選出我們本次設(shè)計(jì)的卷板的機(jī)構(gòu)類型,我們就要從卷制的板材的工藝加工的范圍,與卷制過(guò)程中的加工精度兩個(gè)方面下手。同時(shí)根據(jù)生產(chǎn)這類機(jī)構(gòu)的經(jīng)濟(jì)成本﹑以及制造、維修它的技術(shù)要求以及機(jī)構(gòu)的生產(chǎn)率等因素,通過(guò)分析卷板機(jī)的各種類型,我們對(duì)下面內(nèi)容中的幾種機(jī)構(gòu)進(jìn)行了更加細(xì)致的論證,并擬訂了相關(guān)方案。下面是對(duì)我們擬定的各個(gè)方案進(jìn)行的一系列分析、論證以及校核。2.1方案的論證2.1.1方案1三輥卷板機(jī)我國(guó)三輥卷板機(jī)的制造技術(shù)已經(jīng)十分成熟。它有著簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu),造價(jià)低維修方便等特點(diǎn),是目前市場(chǎng)上最為常用的一種卷板機(jī)型。(1)對(duì)稱式三輥卷板機(jī)為了使它結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單緊湊,更易于制造和維修。設(shè)計(jì)師把它的上輥布置在兩個(gè)下輥中央的對(duì)應(yīng)部位,這樣的位置安排也使它具有了重量輕,投資小,成型準(zhǔn)確,輥筒受力較小等特點(diǎn),但想使被加工板材的全部長(zhǎng)度都彎卷成功是不可能的,同時(shí)還會(huì)產(chǎn)生板材兩端產(chǎn)生略小于的長(zhǎng)度是直的這種情況,所以預(yù)彎設(shè)備是這種機(jī)械必不可少的裝備,如圖1-2。(2)不對(duì)稱式三輥卷板機(jī)它有著簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu),而且剩余直邊少。但板材在卷制過(guò)程中需要進(jìn)行掉頭等操作,導(dǎo)致加工過(guò)程不方便。該設(shè)備在生產(chǎn)工作中一般用來(lái)卷制質(zhì)量小,短小的薄壁圓筒,原因是它的輥筒受力較大,但卷彎能力相對(duì)較小,如圖2-1。圖2-1不對(duì)式卷板機(jī)2.1.2方案2四輥卷板機(jī)四個(gè)輥筒是四棍卷板機(jī)最直觀的特點(diǎn),被固定的主動(dòng)輥上輥,可以進(jìn)行上下移動(dòng)的被動(dòng)輥下輥,以及可以進(jìn)行沿斜向升降等移動(dòng)的兩個(gè)側(cè)輥。此卷板機(jī)在加工板材時(shí)對(duì)中方便,可一次性完成板材的預(yù)彎工作,卷筒過(guò)程中還無(wú)需掉頭,可以加工結(jié)束后還可以進(jìn)行扭斜、錯(cuò)邊等缺陷的矯正等復(fù)雜的加工工作,還可以即位裝配電焊,工藝通用性廣。但它質(zhì)量大、體積大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜,操作技術(shù)不易掌握對(duì)操作員技術(shù)要求較高。同時(shí)上下輥夾持力過(guò)大會(huì)使加工板材氧化壓傷嚴(yán)重。如圖2-2。圖2-2四輥卷板機(jī)2.2方案的確定通過(guò)對(duì)上述機(jī)構(gòu)類型的比較,我們發(fā)現(xiàn),雖然四輥卷板機(jī)有著三輥卷板機(jī)所不具備的許多更加便捷的功能特點(diǎn),但是更高的技術(shù)要求,與造價(jià)。如果用在卷制本課題的10×2000mm薄鋼板上明顯大材小用完全不合算。不對(duì)稱式三輥卷板機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜,在造價(jià)維修方面以及操作要求上缺點(diǎn)明顯。所以結(jié)合實(shí)際需要和現(xiàn)實(shí)情況,通過(guò)對(duì)實(shí)用性、經(jīng)濟(jì)性、操作維修方面的綜合考量,運(yùn)轉(zhuǎn)安全可靠的對(duì)稱式三輥卷板機(jī)成為了我的選擇。
第3章主運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)兩個(gè)下輥繞圖1-1中、同時(shí)作順時(shí)針或逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)的運(yùn)動(dòng)就是我們?cè)O(shè)計(jì)的三輥卷板機(jī)的主運(yùn)動(dòng)。所以我們決定用電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置以及工作機(jī)構(gòu)三大部分組成一個(gè)運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)用來(lái)實(shí)現(xiàn)我們的設(shè)計(jì)。3.1主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)3.1.1方案的論證這里我們確定的主運(yùn)動(dòng)屬于回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。機(jī)械、液壓、電氣等驅(qū)動(dòng)方式都可以運(yùn)用到回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)上。但是液壓和電氣兩種驅(qū)動(dòng)方式的成本高,不適合我們的課題。因此,我們選擇機(jī)械傳動(dòng)作為我們的傳動(dòng)裝置,它工作可靠,要求制造水平也相對(duì)較低,同時(shí)在各類機(jī)器中也應(yīng)用廣泛完全符合我們的要求。下面列出三種待定方案。(1)方案一帶傳動(dòng),特點(diǎn)有:①帶,它具有能緩和工作過(guò)程中產(chǎn)生的沖擊、從而吸收不必要的振動(dòng)的彈性,這一性質(zhì)可以讓我們的傳動(dòng)工作更加平穩(wěn),產(chǎn)生的噪聲更小。②,工作中不需要進(jìn)行潤(rùn)滑,簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu),較低的制造、安裝要求更使成本達(dá)到了最低,適用于中心距較大的情況,。③帶的使用壽命短,因?yàn)椴馁|(zhì)的原因帶也不能用于高溫、易燃的工作場(chǎng)合。④帶傳動(dòng)還具有保護(hù)作用,比如傳動(dòng)過(guò)載時(shí),帶相對(duì)小帶輪打滑,發(fā)生打滑現(xiàn)象從而使其他零件免受損壞。但是工作時(shí)發(fā)生的彈性滑動(dòng),也讓它的傳動(dòng)比得不到不能準(zhǔn)確的保證。(2)方案二齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)有:①傳動(dòng)比準(zhǔn)確,傳動(dòng)效率高。②工作性能可靠,使用壽命長(zhǎng)。③結(jié)構(gòu)緊湊。同樣條件下,所需空間尺寸更小。(3)方案三鏈傳動(dòng)①雖然不能保證傳動(dòng)過(guò)程中的恒定瞬時(shí)傳動(dòng)比,但也具有更準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比和更高的傳動(dòng)效率,而且不會(huì)產(chǎn)生彈性滑動(dòng)和整體打滑現(xiàn)象。②制造與安裝精度要求更低,成本更小。③不能應(yīng)用在載荷變化較大、高速和急速反向的傳動(dòng)過(guò)程中。④只能實(shí)現(xiàn)平行軸間的同向傳動(dòng)。3.1.2方案的確定通過(guò)查閱資料,以及激烈討論我們最后決定采用由多種傳動(dòng)形式組成的多級(jí)傳動(dòng)這一形式。選擇:齒輪傳動(dòng)作為低速級(jí)、帶傳動(dòng)作為高速級(jí)的三級(jí)傳動(dòng)這一方案。理由如下:齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率高,進(jìn)行大功率傳動(dòng)時(shí)耗能小,因此用于低速;帶傳動(dòng)可以吸收振動(dòng),使傳動(dòng)過(guò)程平穩(wěn),產(chǎn)生的噪聲小,但同時(shí)它的承載能力也小,在進(jìn)行相同轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)時(shí),結(jié)構(gòu)尺寸較其他傳動(dòng)形式大,因此布置在高速級(jí)位置;鏈傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)不均勻,產(chǎn)生的噪聲大,不適用于高速級(jí)等位置。傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如圖3-1。1—主電動(dòng)機(jī)2—帶傳動(dòng)3—齒輪減速器4—末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)5—下輥圖3-1主傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖3.2主電動(dòng)機(jī)的選擇作為標(biāo)準(zhǔn)部件的電動(dòng)機(jī)。我們是通過(guò)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)與其類型、結(jié)構(gòu)、功率和轉(zhuǎn)速進(jìn)行比較來(lái)進(jìn)行下一步選擇的??紤]到我們的工作環(huán)境、以及要求的電動(dòng)機(jī)的工作特性以及工作載荷等問(wèn)題,再根據(jù)我國(guó)相應(yīng)的規(guī)范,我們進(jìn)行了如下研討。3.2.1類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇工廠一般多采用三相交流電源,所以我們決定選用三相異步交流電動(dòng)機(jī)。最后根據(jù)所需電動(dòng)機(jī)的條件,我們?cè)诜雷o(hù)式、開啟式、封閉自扇冷式幾種形式的電動(dòng)機(jī)中,通過(guò)查表16-1,確定選用Y系列(IP23)防護(hù)式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。3.2.2功率的計(jì)算(1)已知設(shè)計(jì)參數(shù)工作輥材料選用,最大卷板厚度,最大卷板寬度,板材屈服極限,卷板速度,上輥升降速度。(2)進(jìn)行卷板機(jī)基本參數(shù)確認(rèn)下輥中心距:上輥直徑:下輥直徑:上輥軸直徑:下輥軸直徑:最小卷圓直徑:下輥轉(zhuǎn)速:(3)下輥受力分析之所以我們用下輥來(lái)計(jì)算所需電動(dòng)機(jī)的功率,是因?yàn)橄螺伒尿?qū)動(dòng)力矩是由主電動(dòng)機(jī)提供的。在實(shí)際加工過(guò)程中,卷制板材是通過(guò)多次滾彎成型的,不需要一次成型。因此,我們應(yīng)按照純塑性變形來(lái)處理(板材受的應(yīng)力全部達(dá)到屈服極限)來(lái)確定最大彎曲力矩。卷管截面上的受力情況與彎曲應(yīng)力分布我們表示在下圖中。圖3-2卷管的受力情況和彎曲應(yīng)力分布圖冷塑性變形是板材彎滾的主要形變形式,所以板材材料會(huì)在形變過(guò)程中發(fā)生強(qiáng)化現(xiàn)象,這時(shí)我們需要引入(可取,較大時(shí)取大值)材料硬化的修正系數(shù),采用修正公式計(jì)算,最大彎曲應(yīng)力為:卷制時(shí),受力情況如圖3-3,輥?zhàn)饔糜诰戆迳系闹С至Γ海?-1)式中:—連心線與的夾角,圖3-3卷板的受力分析因?yàn)橛诰戆宓淖钚≈睆竭h(yuǎn)大于板厚,由此我們確定中性層半徑為。則:上輥對(duì)板材的下壓力:變形扭矩和摩擦扭矩都是通過(guò)工作過(guò)程中下輥提供的驅(qū)動(dòng)力矩來(lái)進(jìn)行克服的。卷制過(guò)程中,鋼板AB段(圖3-3)的變形能為,這個(gè)過(guò)程的卷制時(shí)間為,可得出等式,簡(jiǎn)化為:上、下輥與鋼板間的摩擦力矩在摩擦扭矩之內(nèi),同樣輥?zhàn)虞S頸與軸套間的滑動(dòng)摩擦力矩也在其中,可用式(3-2)計(jì)算:(3-2)式中:滾動(dòng)摩擦系數(shù),??;滑動(dòng)摩擦系數(shù),取。因此,下輥驅(qū)動(dòng)力矩為:所以可以得到主傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)效率為,其中、、、分別為帶傳動(dòng)效率、減速器傳動(dòng)效率、齒輪傳動(dòng)效率以及軸承的傳動(dòng)效率。查表1-17得,,,,則。所以下輥驅(qū)動(dòng)功率為:3.2.3轉(zhuǎn)速的確定帶傳動(dòng)傳動(dòng)比范圍,三級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍,輸出齒輪傳動(dòng)比范圍。所以總傳動(dòng)比范圍可以確定為。電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的范圍為:一個(gè)電動(dòng)機(jī)它的功率一定、工作轉(zhuǎn)速一定時(shí),它的極數(shù)越多、它的轉(zhuǎn)速就越低同時(shí)電動(dòng)機(jī)尺寸更大、質(zhì)量更重、價(jià)格更高,傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比越小。因此我們選用同步轉(zhuǎn)速為,參照表16-4最后選擇主電動(dòng)機(jī)型號(hào)為。3.3確定傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比總傳動(dòng)比已知,末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)比。帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比,減速器的傳動(dòng)比。3.4帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)3.4.1類型的選擇平帶傳動(dòng)、圓帶傳動(dòng)、V帶傳動(dòng)以及多楔帶傳動(dòng)都是摩擦型帶傳動(dòng)。因?yàn)閂帶傳動(dòng)可以提供更大的摩擦力,結(jié)構(gòu)緊湊,最重要的大多數(shù)V帶已完成標(biāo)準(zhǔn)化,所以我們選用v帶傳動(dòng)。3.4.2設(shè)計(jì)計(jì)算(1)確定計(jì)算功率已知每天工作時(shí)間,由表8-7查得工作情況系數(shù),,故(2)選擇V帶的帶型根據(jù)、選取B型。(3)帶輪的基準(zhǔn)直徑,驗(yàn)算帶速①先把小帶輪的基準(zhǔn)直徑確定為。由表8-6和表8-8,取。②驗(yàn)算帶速。根據(jù)式(8-13)驗(yàn)算帶速④大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式(8-15a),根據(jù)表8-8,圓整為。(4)確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度①根據(jù)式(8-20),有初定中心距:②按式(8-22)所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度:由表8-2選擇帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。③按式(8-23)計(jì)算實(shí)際中心距(5)驗(yàn)算小帶輪上的包角(6)計(jì)算帶的根數(shù)①計(jì)算單根V帶的額定功率由、,查表8-4a得,根據(jù)和查表8-4b得;查表8-5得,表8-2得,于是:②計(jì)算V帶的根數(shù)。取整為6根。(7)單根V帶的初拉力的最小值由表8-3,B型帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量::(8)計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為:3.4.3帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及幾何尺寸計(jì)算(1)小帶輪相關(guān)尺寸小帶輪,由于,采用腹板式。轂和輪輻的尺寸:由查表7-22,外徑,軸直徑同時(shí)是主電動(dòng)機(jī)的軸伸直徑,,,且,?、趲л嗇啿劢孛娉叽鐓⒄毡?-10得表3-2。表3-2小帶輪輪槽截面尺寸槽型B14.03.5010.81911.5(2)大帶輪相關(guān)尺寸由于大帶輪,采用輪輻式。轂和輪輻的尺寸:大帶輪,查得外徑,軸直徑即圓柱齒輪減速器輸入軸的直徑,,另,取,(3-3)式中:—傳遞的功率,;—帶輪的轉(zhuǎn)速,;—輪輻數(shù)。輪輪槽截面尺寸由表8-10得出下表3-3。表3-3小帶輪輪槽截面尺寸槽型B14.03.5010.81911.53.5減速器的選擇3.5.1類型的選擇根據(jù)所需條件,我們的漸開線圓柱齒輪減速器選用三級(jí)展開式中硬齒面圓柱齒輪減速器。3.5.2型號(hào)的選用計(jì)算(1)機(jī)械強(qiáng)度的校核實(shí)際輸入功率,查表14-2和表14-3,得工況系數(shù)計(jì)算輸入功率。根據(jù)、傳動(dòng)比和實(shí)際輸入轉(zhuǎn)速接近的公稱轉(zhuǎn)速,由表14-9初選型,額定輸入功率,相對(duì)轉(zhuǎn)速誤差:額定功率折算,由式(14-2)知,不滿足機(jī)械強(qiáng)度要求。重新選擇為型,額定輸入功率;所以型滿足機(jī)械強(qiáng)度要求。(2)校核熱功率功率利用率,查圖14-1,額定功率利用系數(shù);由圖14-2負(fù)荷率系數(shù);由圖14-3,自然通風(fēng)下環(huán)境溫度系數(shù);由表14-12知,許用熱功率。則計(jì)算熱功率為:(3-4)熱平衡校核通過(guò)。選用公稱傳動(dòng)比為35.5型號(hào)為的減速器。3.6末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)要想達(dá)到減小尺寸和降低成本的目的,我們選擇放棄將末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)封閉在箱體內(nèi)這一想法,改為裝配簡(jiǎn)單的防護(hù)罩,即使用半開式傳動(dòng)。因?yàn)檫@種傳動(dòng)方式受外界環(huán)境影響嚴(yán)重,容易發(fā)生潤(rùn)滑不良,輪齒磨損等情況。所以我們選用中硬度齒面齒輪。3.6.1進(jìn)行相關(guān)齒輪類型、精度等級(jí)、材料及熱處理方法的選擇我們選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng);由表8-37,選擇齒輪材料為,調(diào)質(zhì)處理,硬度;查表8-48,選用8級(jí)精度。3.6.2設(shè)計(jì)計(jì)算及校核半開式齒輪傳動(dòng)通常按輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度來(lái)進(jìn)行設(shè)計(jì)(1)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為:(3-5)初選載荷系數(shù):,齒輪傳遞的功率:其中,、、分別為V帶傳動(dòng)、圓柱齒輪傳動(dòng)、滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率,查表1-17得,,。作用于齒輪的轉(zhuǎn)矩:齒輪做懸臂布置,由表10-7選取齒寬系數(shù),半開式齒輪傳動(dòng),為確保齒彎曲疲勞強(qiáng)度,應(yīng)適當(dāng)減少齒數(shù),一般取,選取。查圖10-20c得到齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限,設(shè)計(jì)齒輪的工作壽命為15年,每年工作300天,兩班制。計(jì)算其工作壽命:工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖10-18彎曲疲勞壽命系數(shù);彎曲疲勞安全系數(shù),由式(10-12)得:由表10-5齒形系數(shù);應(yīng)力校正系數(shù)得數(shù)值代入,查表8-2選用第一系列標(biāo)準(zhǔn)值。(2)計(jì)算齒寬與齒高之比分度圓直徑圓周速度齒寬齒高結(jié)合以上數(shù)據(jù)得,齒寬與齒高之比(3)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),8級(jí)精度,查圖10-8知?jiǎng)虞d系數(shù),直齒輪,,查表10-2使用系數(shù),查表10-4得8級(jí)精度、齒寬、齒輪懸臂布置時(shí),由,查圖10-13得;故載荷系數(shù):按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的模數(shù):查表8-2取第二系列標(biāo)準(zhǔn)值。3.6.3齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及幾何尺寸計(jì)算選擇實(shí)心結(jié)構(gòu)齒輪。分度圓直徑:齒頂高:齒根高:齒全高:齒頂圓直徑:齒根圓直徑:中心距:齒寬:齒厚:3.7下輥的校核3.7.1強(qiáng)度校核下輥是通過(guò)主電動(dòng)機(jī)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)的主動(dòng)輥。工作中下輥帶動(dòng)板材不斷轉(zhuǎn)動(dòng),工作過(guò)程中受到一定的扭矩。加上,下輥需要承受彎矩又要承受扭矩,我們決定計(jì)算其彎扭合成強(qiáng)度條件(3-5)下輥的長(zhǎng)度:均勻作用在下輥的集度:下輥的受力簡(jiǎn)圖、彎矩圖、扭矩圖,如圖3-4。圖3-4下輥的受力簡(jiǎn)圖及彎矩圖、扭矩圖對(duì)彎矩、扭矩最大危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核:最大彎矩:扭矩:因下輥為空心圓截面,抗彎截面系數(shù):(3-6)式中:為截面內(nèi)、外徑之比。由于扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是對(duì)稱循環(huán)切應(yīng)力,引入折合系數(shù),查表15-1,許用彎曲應(yīng)力,,則滿足強(qiáng)度要求。3.7.2剛度校核(1)彎曲剛度校核下輥受力變形如圖3-5,根據(jù)表4-2圖3-5下輥的受力變形得:最大撓度:(3-7)式中:由表15-5得允許撓度,。(2)扭轉(zhuǎn)剛度校核用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)衡量下輥的扭轉(zhuǎn)變形,計(jì)算公式為:可取,則剛度滿足。3.8鍵的選擇3.8.1類型的選擇選用圓頭(A型)普通平鍵。3.8.2尺寸的選擇鍵的主要尺寸是截面尺寸(用鍵寬鍵高表示)與長(zhǎng)度。截面尺寸要根據(jù)軸的直徑選擇,鍵長(zhǎng)則根據(jù)輪轂的長(zhǎng)度確定。已知軸徑,根據(jù)表6-7,得出下表3-6。表3-6鍵的公稱尺寸及鍵槽尺寸鍵的公稱尺寸(mm)鍵槽尺寸(mm)軸槽深轂槽深圓角半徑公稱尺寸偏差公稱尺寸偏差32180.614011+0.2007.4+0.2000.40.63.8.3連接強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行工作面上擠壓應(yīng)力的強(qiáng)度校核。公式為:(3-8)式中:—傳遞的轉(zhuǎn)矩,,;—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度,,;—軸、鍵、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力,見表6-5,。則,。所以擠壓強(qiáng)度一個(gè)鍵就可滿足要求。3.9下輥軸承的設(shè)計(jì)3.9.1類型的選擇我們選用整體式徑向滑動(dòng)軸承。3.9.2設(shè)計(jì)計(jì)算(1)選擇軸承寬徑比取寬徑比;軸承寬度:(2)計(jì)算軸徑圓周速度:(3)計(jì)算軸承工作壓力:查表12-2,在滿足、、條件下,選擇材料為。
第4章輔運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)輔運(yùn)動(dòng)是上輥在圖1-1中上下升降的運(yùn)動(dòng),下面我們的分析論證設(shè)計(jì)。4.1輔傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)4.1.1方案的論證輔運(yùn)動(dòng)是直線運(yùn)動(dòng),輔傳動(dòng)系統(tǒng)的作用是將電動(dòng)機(jī)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為上輥的直線運(yùn)動(dòng)。通過(guò)對(duì)卷板機(jī)生產(chǎn)廠家的調(diào)研考察,我們決定輔傳動(dòng)系統(tǒng)選擇機(jī)械傳動(dòng)。在低速極位置我們選用蝸桿傳動(dòng)加絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)的方式,高速極位置選用減速器。傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如圖4-1。1—上輥2—電動(dòng)機(jī)3—聯(lián)軸器4—齒輪減速器5—絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)6—蝸桿傳動(dòng)圖4-1輔運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖4.2輔電動(dòng)機(jī)的選擇4.2.1類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇根據(jù)主電動(dòng)機(jī)情況,即主電動(dòng)機(jī)的類型、結(jié)構(gòu)形式等,我們選用功率降低一個(gè)等級(jí)的型號(hào),查表16-1,選擇為Y系列(IP44)封閉式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。4.2.2功率的計(jì)算上輥的有效功率為從電動(dòng)機(jī)到上輥間的總效率為:其中,、、、、分別為聯(lián)軸器、軸承、蝸桿傳動(dòng)、絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)和圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)效率,查表1-17有、、、、,所以電動(dòng)機(jī)所需工作功率為。4.2.3轉(zhuǎn)速的選擇選定型號(hào)做的電動(dòng)機(jī)做主電動(dòng)機(jī)。其技術(shù)數(shù)據(jù)如下表4-1。表4-1型電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)型號(hào)額定功率(kW)轉(zhuǎn)速(r/min)電流(A)效率(%)功率因數(shù)cosψ最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流額定電流轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量重量(kg)Y100L-61.59403.9777.50.742.02.06.00.069334.3絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)的設(shè)計(jì)4.3.1類型的選擇絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)屬于螺旋傳動(dòng)。我們選擇螺旋傳動(dòng)可分為滑動(dòng)螺旋、滾動(dòng)螺旋與精壓螺旋三種。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,加工方便能自鎖的滑動(dòng)螺旋?;瑒?dòng)螺旋的矩鋸齒形螺紋傳動(dòng)效率高、牙根強(qiáng)度高,因此確定為鋸齒形螺紋。4.3.2材料及熱處理螺桿材料選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表3-2屈服點(diǎn),由表11-1-10許用彎曲應(yīng)力,許用剪應(yīng)力。螺母材料選用,查表11-1-10知,。4.3.3設(shè)計(jì)計(jì)算(1)耐磨性計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算通過(guò)耐磨性計(jì)算和強(qiáng)度計(jì)算來(lái)確定。外螺紋中徑:(4-1)式中:—軸向載荷;—螺紋副許用壓強(qiáng),查表11-1-9;值可根據(jù)螺母的形式選定,整體式螺母取。得:;查表5-7,已知,選定外螺紋大徑,即公稱直徑,螺距,螺母高度:旋合圈數(shù):基本牙型高度:則,工作壓強(qiáng):(2)自鎖性計(jì)算導(dǎo)程查表11-1-7,摩擦因數(shù),牙型角;當(dāng)量摩擦角:螺紋升角:,故自鎖可靠。(3)校核螺桿強(qiáng)度外螺紋小徑:螺紋摩擦力矩:當(dāng)量應(yīng)力:(4)螺母螺紋強(qiáng)度校核由于螺母材料強(qiáng)度低于螺桿,只需校核螺母螺紋強(qiáng)度。螺紋牙根部的寬度:牙頂間隙:內(nèi)螺紋大徑:剪切強(qiáng)度:彎曲強(qiáng)度(5)螺桿剛度校核軸向載荷使導(dǎo)程產(chǎn)生的變形:(4-2)轉(zhuǎn)矩使導(dǎo)程產(chǎn)生的變形:(4-3)式中:—彈性模量,查表1-14;—切變模量,。得:,導(dǎo)程的總變形量:查表11-1-6,知在螺桿每米長(zhǎng)的允許螺距變形量之內(nèi)。(6)穩(wěn)定性計(jì)算螺桿主要承受拉伸載荷,不必進(jìn)行穩(wěn)定性計(jì)算。4.3.4幾何尺寸計(jì)算參照表5-7,外螺紋大徑:螺距:牙頂間隙:基本牙型高度:外螺紋牙高:內(nèi)螺紋牙高:牙頂高:外螺紋中徑:內(nèi)螺紋中徑:外螺紋小徑:內(nèi)螺紋小徑:內(nèi)螺紋大徑:牙根部寬度:;牙頂:4.4確定傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比已知螺桿轉(zhuǎn)速:則總傳動(dòng)比:式中:—減速器的傳動(dòng)比;—蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比。而具體的傳動(dòng)比數(shù)值需要按實(shí)際情況選擇。4.5減速器的選擇4.5.1類型的選擇我們選擇單級(jí)展開式中硬齒面圓柱齒輪減速器。4.5.2型號(hào)的選用計(jì)算(1)機(jī)械強(qiáng)度的校核計(jì)算減速器的實(shí)際輸入功率,查表14-2和表14-3,工況系數(shù),計(jì)算輸入功率:根據(jù)和與實(shí)際輸入轉(zhuǎn)速接近的公稱轉(zhuǎn)速,由表14-9初選型,額定輸入功率,相對(duì)轉(zhuǎn)速誤差:需要進(jìn)行額定功率的折算,由式(14-2)知,,因?yàn)?,所以型減速器滿足機(jī)械強(qiáng)度要求。(2)校核熱功率功率利用率,查圖14-1,得額定功率利用系數(shù);由圖14-2得負(fù)荷率系數(shù);由圖14-3,自然通風(fēng)下環(huán)境溫度系數(shù);由表14-10知,許用熱功率。則計(jì)算熱功率為:熱平衡校核通過(guò)。結(jié)論:選用公稱傳動(dòng)比為4.5減速器型號(hào)為4.6蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)4.6.1類型的選擇出于對(duì)工作環(huán)境等綜合條件的整體考量,我們選擇普通圓柱蝸桿傳動(dòng)中的漸開線蝸桿(ZI型)。無(wú)特殊要求,選用右旋蝸輪蝸桿。4.6.2材料及熱處理蝸桿傳動(dòng)功率較低,速度中等,蝸桿采用45鋼,螺旋齒面淬火,硬度。蝸輪材料采用,金屬膜鑄造。齒圈用青銅制造,輪芯用制造。4.6.3設(shè)計(jì)計(jì)算(1)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)首先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì),再進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。由式(11-12),傳動(dòng)中心距:(4-4)①確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩蝸桿輸入功率:蝸輪上的功率:蝸桿轉(zhuǎn)速:蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比:②確定載荷系數(shù)因工作載荷較穩(wěn)定,取載荷分布不均勻系數(shù);由表11-5取使用系數(shù);由轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,取動(dòng)載系數(shù);則:③確定彈性影響系數(shù)由于鑄錫磷青銅蝸輪和鋼桿相配,故。④確定接觸系數(shù)假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動(dòng)中心距的比值,從圖11-18中可查到。⑤確定許用接觸應(yīng)力查表11-7蝸輪基本許用應(yīng)力。應(yīng)力循環(huán)次數(shù):壽命系數(shù):則:⑥計(jì)算中心距:由表11-2,根據(jù)傳動(dòng)比,選取中心距,,蝸桿分度圓直徑。此時(shí),從圖11-18中查得接觸系數(shù),因此以上計(jì)算結(jié)果可用。(2)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式為:當(dāng)量齒數(shù):根據(jù),,圖11-19中出齒形系數(shù)。螺旋角系數(shù):許用彎曲應(yīng)力:表11-8查得制造的蝸輪基本許用彎曲應(yīng)力。壽命系數(shù)彎曲強(qiáng)度是滿足的。(3)驗(yàn)算效率式中:當(dāng)量摩擦角,與相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)從表11-18查得,;代入式中得,大于原估計(jì)值,不用重算。(4)熱平衡計(jì)算由于摩擦損耗的功率:產(chǎn)生的熱流量:以自然冷卻方式,從箱體外壁散發(fā)到空氣中的熱流量:(4-5)式中:—箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),??;—內(nèi)表面被潤(rùn)滑油所飛濺到,外表面又為周圍空氣冷卻的箱體表面面積;—油的工作溫度,可取;—周圍空氣溫度,取。按熱平衡條件,可得保持正常工作溫度所需要的散熱面積:4.6.4主要參數(shù)與幾何尺寸計(jì)算(1)蝸桿選用右旋蝸桿,蝸桿頭數(shù);分度圓直徑;模數(shù);軸向齒距:;直徑系數(shù);蝸桿齒寬:,?。积X頂圓直徑:齒根圓直徑:蝸桿齒高:分度圓導(dǎo)程角:;蝸桿軸向齒厚(2)蝸輪選用右旋蝸輪,蝸輪齒數(shù);變位系數(shù);驗(yàn)算傳動(dòng)比:,傳動(dòng)比誤差為,允許。蝸輪分度圓直徑:蝸輪喉圓直徑:蝸輪齒根圓直徑:蝸輪咽喉母圓半徑:蝸輪寬度:,取;頂隙:頂圓直徑:,取4.7上輥的校核上輥是被動(dòng)輥。需要我們分別對(duì)其強(qiáng)度和剛度進(jìn)行校核,因?yàn)槠洳皇茌S向壓力,所以不需要進(jìn)行其穩(wěn)定性校核。4.7.1強(qiáng)度校核計(jì)算由于要求的卷板速度較低,摩擦力產(chǎn)生的力矩很小,所以其與上輥所受的剪力相比可忽略不計(jì)。在進(jìn)行強(qiáng)度校核時(shí),我們按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算即可。通過(guò)卷板機(jī)的最大卷板寬度決定上輥的長(zhǎng)度,所以兩端應(yīng)預(yù)留出一定長(zhǎng)度,所以確定。均勻作用在上輥的集度:上輥的受力簡(jiǎn)圖及彎矩圖、扭矩圖,如圖4-2。圖4-2上輥的受力簡(jiǎn)圖及彎矩圖、扭矩圖對(duì)彎矩最大危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核:最大彎矩:因上輥為空心圓截面,抗彎截面系數(shù):(4-6)式中:為截面內(nèi)、外徑之比。最大應(yīng)力:查表15-1,知許用彎曲應(yīng)力,,則滿足強(qiáng)度要求。4.7.2剛度校核上輥所受扭矩很小,在剛度校核時(shí)可以省略扭轉(zhuǎn)剛度校核。(1)彎曲剛度校核上輥受力變形如圖4-3,根據(jù)表4-2,圖4-3上輥的受力變形得:,最大撓度:式中:由表15-5查得允許撓度:。,滿足剛度要求。4.8上輥軸承的設(shè)計(jì)4.8.1類型的選擇由于板材在卷板前后需要上料和下料。所以我們一端選擇整體式徑向滑動(dòng)軸承,另一端為球形整體式徑向滑動(dòng)軸承。4.8.2設(shè)計(jì)計(jì)算(1)選擇軸承寬徑比軸承寬度:(2)計(jì)算軸徑圓周速度式中:—上輥轉(zhuǎn)速(3)計(jì)算軸承工作壓力:查表12-2,在滿足、、條件下,選擇軸瓦材料為,對(duì)開式徑向滑動(dòng)軸承的軸承座采用灰鑄鐵制造。4.9輔電動(dòng)機(jī)與減速器聯(lián)軸器的選擇4.9.1類型的選擇我們選擇帶彈性元件的撓性聯(lián)軸器。4.9.2型號(hào)的選擇計(jì)算由下式求得聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,再通過(guò)聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)按其公稱轉(zhuǎn)矩選定聯(lián)軸器型號(hào)。(4-7)式中:—載荷系數(shù),查表13-2(a)得,對(duì)有非金屬?gòu)椥栽?lián)軸器,應(yīng)考慮環(huán)境影響,對(duì)以上值再乘以表13-2(b)中系數(shù);—聯(lián)軸器傳遞功率,即為電動(dòng)機(jī)的輸出功率;—聯(lián)軸器轉(zhuǎn)速,。則聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。參照表13-10,確定聯(lián)軸器型號(hào)如下表4-2。表4-2型彈性套柱銷聯(lián)軸器(摘自)型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑,,軸孔長(zhǎng)度J型質(zhì)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量635700244462106352.840.00374.10減速器與蝸桿軸聯(lián)軸器的選擇4.10.1類型的選擇輔電動(dòng)機(jī)與減速器聯(lián)軸器類型相同,為帶彈性元件的撓性聯(lián)軸器。4.10.2型號(hào)的選擇計(jì)算聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩由下式求得,由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)按其公稱轉(zhuǎn)矩選定聯(lián)軸器型號(hào)。式中:—載荷系數(shù),查表13-2(a),對(duì)有非金屬?gòu)椥栽?lián)軸器,應(yīng)考慮環(huán)境影響,對(duì)以上值再乘以表13-2(b)中系數(shù);—聯(lián)軸器傳遞的功率(蝸桿的輸入功率);—聯(lián)軸器轉(zhuǎn)速,;;則聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。再由電動(dòng)機(jī)和減速器軸伸,參照表13-10,確定聯(lián)軸器型號(hào)如下表4-3。表4-3型彈性套柱銷聯(lián)軸器(摘自)型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑,,軸孔長(zhǎng)度J型質(zhì)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量1254600326082130456.050.01204.11蝸桿軸的設(shè)計(jì)4.11.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)作用在蝸輪軸上的轉(zhuǎn)矩:,蝸輪軸轉(zhuǎn)速為螺桿轉(zhuǎn)速蝸桿輸入功率:蝸桿轉(zhuǎn)速:蝸桿軸上的轉(zhuǎn)矩:已知蝸輪分度圓直徑:,蝸桿分度圓直徑:蝸輪的切向力:蝸輪的徑向力:蝸輪的軸向力:蝸桿的軸向力:,蝸桿的徑向力:,蝸桿的切向力:。(2)初步確定軸的最小直徑根據(jù)表15-3,取,于是得,已知蝸桿軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。取。(3)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖4-4,圖4-4軸的結(jié)構(gòu)圖1-2段安裝半聯(lián)軸器,因此。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度,因軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上,1-2段長(zhǎng)度應(yīng)比略短,。為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求需要在1-2軸段右端制出一軸肩來(lái),取2-3端直徑。根據(jù)三個(gè)輥的長(zhǎng)度及蝸輪傳動(dòng)箱體的尺寸,初步確定為。③3-4段與7-8段均安裝軸承,選用型號(hào)可參考下文,其尺寸查表10-15,知,,。5-6段為螺紋段,蝸桿齒頂圓直徑齒根圓直徑;蝸桿。⑤為軸承的軸向定位,在4-5段和6-7段制一軸肩,取,根據(jù)箱體尺寸,可得,。計(jì)算軸上載荷做出計(jì)算簡(jiǎn)圖,查表10-15查得左軸承,右軸承,,,,根據(jù)計(jì)算簡(jiǎn)圖畫出彎矩圖和扭矩圖4-5,見下頁(yè)。從上圖中可以看出截面是軸危險(xiǎn)截面。計(jì)算出的截面的各值列于下表4-4。表4-4截面計(jì)算數(shù)值載荷水平面垂直面支反力,,彎矩,總彎矩扭矩圖4-5軸的彎矩圖和扭矩圖4.11.2設(shè)計(jì)計(jì)算及校核按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對(duì)危險(xiǎn)截面做彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算。按照式(15-5),軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為(4-8)式中:—計(jì)算應(yīng)力,;—所受彎矩,取兩者最大值,;—所受的扭矩,;—折合系數(shù),取;—軸的抗彎截面系數(shù),由表15-4,;—軸的許用彎曲應(yīng)力。則:查表15-1,知。因此,故安全。4.12蝸桿軸軸承的選擇4.12.1類型選擇根據(jù)本次的設(shè)計(jì)要求,我們決定選擇滾動(dòng)軸承。參考上文的受力計(jì)算,我們選擇角接觸球軸承。4.12.2型號(hào)的選擇計(jì)算(1)兩軸承受到徑向載荷和垂直徑向力:水平徑向力:求兩軸承受到的軸向載荷和軸承1選用型軸承,由表13-7,軸承派生軸向力,軸承2選用型軸承,由表13-7,,其中,為表13-5中的判斷系數(shù),其值由的大小來(lái)確定,但現(xiàn)未知,故先初取,可估算:按式(13-11)得。初步計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和軸承1比值根據(jù)表13-5,知,則;軸承2值如表13-5所示,則;根據(jù)式(13-8a)由表13-6,,取。參照表13-5,取,,,,則計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷為:根據(jù)式(13-6),求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值:式中:—預(yù)期計(jì)算壽命,;—軸承轉(zhuǎn)速,。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),軸承處軸頸直徑范圍為,查表10-15有:左軸承型號(hào)選擇為,基本額定動(dòng)載荷,基本額定靜載荷。右軸承型號(hào)選擇為,基本額定動(dòng)載荷,基本額定靜載荷。4.12.3壽命校核左軸承校核查表13-5得:,已知,則,,當(dāng)量動(dòng)載荷:基本額定壽命:右軸承校核相對(duì)軸向載荷為:,查表13-5,利用插值法得,,;當(dāng)量動(dòng)載荷,基本額定壽命:故所選軸承滿足壽命要求。4.13蝸輪軸的設(shè)計(jì)4.131材料及熱處理絲杠選用45鋼,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。4.13.2設(shè)計(jì)計(jì)
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