三辊卷板机设计

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摘要

本设计是关于对称式三辊卷板机的设计，主要对卷板机上、下辊及减速器进行设计和计算。

设计前部分详细阐述了卷板机上、下辊结构设计和受力分析。板机结构型式为三辊对称式, 在该结构中上辊下压提供压力,两下辊做旋转运动,为卷制板材提供扭矩。它具有结构简单、体积小、重量轻、经济、等优点。动力源则选择了YZ系列YZ160L—6型电机，其工作特性优于Y系列电机，适用于有轻微震动，正反转且转速不高的场合。

总体设计后部分所涉及的减速器采用了三级展开式圆柱齿轮结构。齿轮材料为40Cr，并经调质及表面淬火。校核齿轮、轴、键、轴承确保了设计的实际可行性。

关键词: 卷板机；电动机；减速器；键；齿轮

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ABSTRACT

This design is about the three-roller symmwtry rolling machine,mainly calcats the up and down roller and the decelerator

During the front process of the design,the rolling machine`s structucre design and the analysis of strength are described. The rolling machine` structure is three-roller symmetry. Pressure provides pressure under owing structure the above-average roller , the roller does revolution sport under two , sheet material provides moment of torsion to roll of system.It has a series of advantages such as simply structure,small volume,light weight,economical and so on.YZ type YZ-160L-6 motor is selected as the power source,which adapts situation such as slience quenching and light reverse velocity.

The last part of the paper is ahout decelerator which is choosing triple expanding columm gear constiuction .The material of gear is 40Cr which has been hardening surface.The gears, axes, keys, bearings are checked, so to confirm this design is practical

Key words: Rolling machine；Motor；Decelerator；Key；Gear

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摘要 ………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract …………………………………………………………………………………Ⅱ 第 1 章绪论 …………………………………………………………………………1 第 2 章方案的论证及确定 ………………………………………………………5

2.1方案的论证…………………………………………………………………………5 2.2方案的确定…………………………………………………………………………7 2.3本章小结……………………………………………………………………………7

第 3 章传动设计………………………………………………………………………8

3．1 传动方案的分析…………………………………………………………………8

3.1.1 齿轮传动…………………………………………………………………8 3.1.2 皮带传动…………………………………………………………………8 3．2 传动系统的确定…………………………………………………………………9

3.2.1 主传动的确定……………………………………………………………9 3.2.2 副传动的确定……………………………………………………………9 3. 3 本章小结…………………………………………………………………………9

第 4 章动力的设计…………………………………………………………………10

4.1 主电机选择和计算………………………………………………………………10 4.1.1上下辊的参数选择………………………………………………………10 4.1.2主电机的功率确定………………………………………………………10 4.2 上辊的校核………………………………………………………………………19 4.2.1上辊结构及受力图………………………………………………………20 4.2.2刚度校核…………………………………………………………………20 4.2.3上辊强度校核……………………………………………………………21 4.2.4疲劳强度安全校核………………………………………………………21 4.2.5上辊在卸料时的校核………………………………………………………22

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4.3 下辊的校核………………………………………………………………………22 4.3.1下辊结构及受力图………………………………………………………23 4.3.2下辊刚度校核……………………………………………………………24 4.3.3下辊弯曲强度校核………………………………………………………24 4.3.4下辊疲劳强度校核………………………………………………………24 4.4 本章小结…………………………………………………………………………26

第 5 章减速器的设计………………………………………………………………27

5．1 传动方案的分析和拟定………………………………………………………27 5．2 减速器传动比的分配与计算…………………………………………………27 5.2.1总的传动比………………………………………………………………27 5.2.2传动比的分配……………………………………………………………27 5．3 减速器传动装置总的传动比和各级传动比的分配…………………………27 5.3.1各轴转速…………………………………………………………………28 5.3.2各轴功率…………………………………………………………………28 5.3.3各轴转矩…………………………………………………………………28 5．4 齿轮传动设计…………………………………………………………………29 5.4.1第一级传动设计…………………………………………………………29 5.4.2第二级传动设计…………………………………………………………33 5.4.3第三级传动设计…………………………………………………………36 5．5 蜗轮、蜗杆传动设计…………………………………………………………38 5.5.1材料的选择………………………………………………………………39 5.5.2参数的选择………………………………………………………………39 5. 6 轴的设计校核计算……………………………………………………………40 5.6.1四个轴的结构设计………………………………………………………41 5.6.2轴的校核计算……………………………………………………………42 5．7 轴承校核………………………………………………………………………45 5.7.1参数………………………………………………………………………46 5.7.2求轴承受到的径向力……………………………………………………46 5.7.3验算轴承寿命……………………………………………………………46

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5．8 键的校核………………………………………………………………………46 5．9 减速器的结构设计和齿轮、轴承的润滑……………………………………47 5.9.1箱体参数…………………………………………………………………47 5.9.2减速器齿轮、轴承的润滑………………………………………………47 5.10 本章小结………………………………………………………………………47

结论………………………………………………………………………………………49 参考文献…………………………………………………………………………………50 致谢………………………………………………………………………………………51

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第1章绪论

1.1概述

机械加工行业在我国有着举足轻重的地位，它是国家的国民经济命脉。作为整个工业的基础和重要组成部分的机械制造业，任务就是为国民经济的各个行业提供先进的机械装备和零件。它的规模和水平是反映国家的经济实力和科学技术水平的重要标志，因此非常值得重视和研究。

卷板机是一种将金属板材卷弯成筒形、弧形或其它形状工件的通用设备。根据三点成圆的原理，利用工件相对位置变化和旋转运动使板材产生连续的塑性变形，以获得预定形状的工件。该产品广泛用于锅炉、造船、石油、木工、金属结构及其它机械制造行业。

卷板机作为一个特殊的机器，它在工业基础加工中占有重要的地位。凡是钢材成型为圆柱型，几乎都用卷板机辊制。其在汽车，军工等各个方面都有应用。根据不同的要求，它可以辊制出符合要求的钢柱，是一种相当实用的器械。

在国外一般以工作辊的配置方式来划分。国内普遍以工作辊数量及调整形式等为标准实行混合分类，一般分为：

1、三辊卷板机：包括对称式三辊卷板机、非对称式三辊卷板机、水平下调式三辊卷板机、倾斜下调式三辊卷板机、弧形下调式三辊卷板机和垂直下调式三辊卷板机等。

2、四辊卷板机：分为侧辊倾斜调整式四辊卷板机和侧辊圆弧调整式四辊卷板机。 3、特殊用途卷板机：有立式卷板机、船用卷板机、双辊卷板机、锥体卷板机、多辊卷板机和多用途卷板机等。

卷板机采用机械传动已有几十年的历史，由于结构简单，性能可靠，造价低廉，至今在中、小型卷板机中仍广泛应用。在低速大扭矩的卷板机上，因传动系统体积庞大，电动机功率大，起动时电网波动也较大，所以越来越多地采用液压传动。近年来，有以液压马达作为源控制工作辊移动但主驱动仍为机械传动的机液混合传动的卷板机，也有同时采用液压马达作为工作辊旋转动力源的全液压式卷板机。

卷板机的工作能力是指板材在冷态下，按规定的屈服极限卷制最大板材厚度与宽度时最小卷筒直径的能力。国内外采用冷卷方法较多。冷卷精度较高，操作工艺简便，成本低廉，但对板材的质量要求较高（如不允许有缺口、裂纹等缺陷），金相组织一致性要好。当卷制板厚较大或弯曲半径较小并超过设备工作能力时，在设备允许的前提下可采用热卷的方法。有些不允许冷卷的板材，热卷刚性太差，则采用温卷的方法。

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1.2卷板机的原理

1.2.1 卷板机的运动形式

卷板机的运动形式可以分为主运动和辅运动两种形式的运动。主运动是指构成卷板机的上辊和下辊对加工板材的旋转、弯折等运动，主运动完成卷板机的加工任务。辅运动是卷板机在卷板过程中的装料、下料及上辊的升降、翘起以及倒头架的翻转等形式的运动。

该机构形式为三辊对称式,上辊在两下辊中央对称位置作垂直升降运动,通过丝杆丝母蜗杆传动而获得,两下辊作旋转运动,通过减速机的输出齿轮与下辊齿轮啮合,为卷制板材提供扭矩。

图1.1 三辊卷板机工作原理图

由图1.1：主运动指上辊绕O1，下辊分别绕O2、O3作顺时针或逆时针旋转。辅运动指上辊的上升或下降运动，以及上辊在O1垂直平面的上翘、翻边运动等。 1.2.2弯曲成型的加工方式

在钢结构制作中弯制成型的加工主要是卷板（滚圆）、弯曲（煨弯）、折边和模具压制等几种加工方法。弯制成型的加工工序是由热加工或冷加工来完成的。

滚圆是在外力的作用下，使钢板的外层纤维伸长，内层纤维缩短而产生弯曲变形（中层纤维不变）。当圆筒半径较大时，可在常温状态下卷圆，如半径较小和钢板较厚时，应将钢板加热后卷圆。在常温状态下进行滚圆钢板的方法有：机械滚圆、胎模压制和手工制作三种加工方法。机械滚圆是在卷板机（又叫滚板机、轧圆机）上进行的。

在卷板机上进行板材的弯曲是通过上滚轴向下移动时所产生的压力来达到的。它们滚圆工作原理如图1.2所示。

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a） b） c）

a）对称式三辊卷板机 b）不对称式三辊卷板机 c）四辊卷板机

图1.2 滚圆机原理图

用三辊弯（卷）板机弯板，其板的两端需要进行预弯，预弯长度为0.5L＋（30~50）mm(L为下辊中心距）。预弯可采用压力机模压预弯或用托板在滚圆机内预弯（图1.3）

a） b）

a）用压力机模压预弯 b）用托板在滚圆机内预弯

图1.3 钢板预弯示意图

1.3卷板机的发展趋势

加入WTO后我国卷板机工业正在步入一个高速发展的快道，并成为国民经济的重要产业，对国民经济的贡献和提高人民生活质量的作用也越来越大。预计“十五”期末中国的卷板机总需求量为600万辆，相关装备的需求预计超过1000亿元。到2010年，中国的卷板机生产量和消费量可能位居世界第二位，仅次于美国。而其在装备工业上的投入力度将会大大加强，市场的竞争也愈演愈烈，产品的更换也要求卷板机装备工业不断在技术和工艺上取得更大的优势：1.从国家计委立项的情况看，卷板机工业1000万以上投入的项目达近百项；2.卷板机工业已建项目的二期改造也将会产生一个很大的用户群；3.由于卷板机的高利润，促使各地政府都纷纷投资（国家投资、外资和民间资本）卷板机制造。其次，跨国公司都开始将最新的车型投放到中国市场，并计划在中国加大投资力度，扩大产能，以争取中国更大的市场份额。民营企业的崛

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起以及机制的敏锐使其成为卷板机工业的新宠，民营企业已开始成为卷板机装备市场一个新的亮点。

卷板机制造业作为机床模具产业最大的买方市场，其中进口设备70%用于卷板机，同时也带动了焊接、涂装、检测、材料应用等各个行业的快速发展。卷板机制造业的技术革命，将引起装备市场的结构变化：数控技术推动了卷板机制造企业的历史性的革命，数控机床有着高精度、高效率、高可靠性的特点，引进数控设备在增强企业的应变能力、提高产品质量等方面起到了很好的作用，促进了我国机械工业的发展。因此，至2010年，卷板机工业对制造装备的需求与现在比将增长12%左右，据预测，卷板机制造业：对数控机床需求将增长26%；对压铸设备的需求将增长16%；对纤维复合材料压制设备的需求增长15%；对工作压力较高的挤或冲压设备需求增长12%；对液压成形设备需求增长8%；对模具的需求增长36%；对加工中心需求增长6%；对硬车削和硬铣消机床的需求增长18%；对切割机床的需求增长30%；对精密加工设备的需求增长34%；对特种及专用加工设备需求增长23%；对机器人和制造自动化装置的需求增长13%；对焊接系统设备增长36%；对涂装设备的需求增长8%，对质检验与测试设备的需求增长16%。

在今后的工业生产中，卷板机会一直得到很好的利用。它能节约大量的人力物力用以弯曲钢板。可以说是不可缺少的高效机械。时代在发展，科技在进步，国民经济的高速发展将对这个机械品种提出越来越高的要求，将促使这个设计行业的迅速发展。

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第2章方案的论证及确定

2.1 方案的论证

一般情况下，一台卷板机所能卷制的板厚，既工作能力，是指板材在冷态下，按规定的屈服极限卷制最大板材厚度与宽度时的最小卷桶直径的能力，热卷可达冷卷能力的一倍。但近年来，冷卷的能力正日益提高。

结合上章卷板机的类型，拟订了以下几种方案，并进行了分析论证。

2.1.1方案1双辊卷板机

双辊卷板机的原理如图2.1所示：

1.上辊2.工件3.下辊

图2.1 双辊卷板机工作原理图

上辊是钢制的刚性辊，下辊是一个包有弹性的辊，可以作垂直调整。当下辊旋转时，上辊及送进板料在压力作用下，压人下辊的弹性层中，使下辊发生弹性变形。但因弹性体的体积不变，压力便向四面传递，产生强度很高，但分布均匀的连续作用的反压力，迫使板料与刚性辊连续贴紧，目的是使它随着旋转而滚成桶形。上辊压人下辊的深度，既弹性层的变形量，是决定所形成弯曲半径的主要工艺参数。根据实验研究，压下量越大，板料弯曲半径越小；但当压人量达到某一数值时，弯曲半径趋于稳定，与压下量几乎无关，这是双辊卷板机工艺的一个重要特征。

双辊卷板机具有的优点：1.板料不需要预弯成形，因此生产率高；2.可以弯曲多种材料，机器结构简单。缺点：1.对于不同弯度的制品，需要跟换相适应的上棍，因而不适用多品种，小批量生产。 2.可弯曲的板料厚度系列受到一定限制，目前一般只能

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用于10mm以下的板料。 2.1.2方案2 三辊卷板机

三辊卷板机是目前最普遍的一种卷板机。利用三辊滚弯原理，使板材弯曲成圆形，圆锥形或弧形工作。

1.对称三辊卷板机特点

结构简单、紧凑，质量轻、易于制造、维修、投资小、两侧辊可以做的很近。形成较准确，但剩余直边大。一般对称三辊卷板机减小剩余直边比较麻烦。

2.不对称三辊卷板机特点

剩余边小，结构简单，但坯料需要调头弯边，操作不方便，辊筒受力较大，弯卷能力较小。所谓理论剩余直边，就是指平板开始弯曲时最小力臂。其大小与设备及弯曲形式有关。如图2.2所示：

t1 对称弯曲时

不对称弯曲时

图2.2 三辊卷板机工作原理图

对称式三辊卷板机剩余直边为两下辊中心距的一半。但为避免板料从滚筒间滑落，实际剩余直边常比理论值大。一般对称弯曲时为板厚6～20倍。由于剩余直边在校圆时难以完全消除，所以一般应对板料进行预弯，使剩余直边接近理论值。

不对称三辊卷板机，剩余直边小于两下辊中心的一半，如图2.2所示，它主要卷制薄筒（一般在32×3000以下）。 2.1.3 方案3四辊卷板机

其原理如图2.3

图2.3 四辊卷板机

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它有四个辊，上辊是主动辊，下辊可上下移动，用来夹紧钢板，两个侧辊可沿斜线升降，在四辊卷板机上可进行板料的预弯工作，它靠下辊的上升，将钢板端头压紧在上、下辊之间。再利用侧辊的移动使钢板端部发生弯曲变形，达到所需要。

它的特点是：板料对中方便，工艺通用性广，可以校正扭斜，错边缺陷，可以既位装配点焊。但滚筒多。质量体积大，结构复杂。上下辊夹持力使工件受氧化皮压伤严重。两侧辊相距较远，对称卷圆曲率不太准确，操作技术不易掌握，容易造成超负荷等误操作。

2.2 方案的确定

通过上节方案的分析，根据各种类型卷板机的特点，再根据三辊卷板机的不同类型所具有的特点，最后形成我的设计方案，12×2000对称上调三辊卷板机。

双辊卷板机不需要预弯、结构简单，但弯曲板厚受限制，只适合小批量生产。四辊卷板机结构复杂造价又高。虽然三辊卷板机不能预弯，但是可以通过手工或其它方法进行预弯。

2.3本章小结

通过几种运动方案的分析，双辊卷板机虽然不需要预弯，但只适合小批量生产，

而且弯曲板厚受限制。四辊卷板机通用性广，但其质量体积大而且操作技术不易掌握。对称三辊卷板结构简单、紧凑、质量轻、易于制造等优点。经过相比较下最终决定采用三辊卷板机。

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第3章传动设计

对称上调式三辊卷板机如图3.1所示：

图 3.1 对称上调式三辊卷板机

它是以两个下辊为主动轮，由主动机、联轴器、减速器及开式齿轮副驱动。上辊工作时，由于钢板间的摩擦力带动。同时作为从动轴，起调整挤压的作用。由单独的传动系统控制，主要组成是：上辊升降电动机、减速器、蜗轮副、螺母。工作时，由蜗轮副转动蜗轮内螺母，使螺杆及上辊轴承座作升降运动。两个下辊可以正反两个方向转动，在上辊的压力下下辊经过反复的滚动，使板料达到所需要的曲率，形成预计的形状。

3.1传动方案的分析

卷板机传动系统分为两种方式： 3.1.1 齿轮传动

电动机传出的扭距通过一个有保护作用的联轴器，传人一个有分配传动比的减速器，然后功过连轴器传人开式齿轮副，进入带动两轴的传动。如图3.2所示。

图3.2 齿轮式传动系统图

这种传动方式的特点是：工作可靠，使用寿命长，传动准确，效率高，结构紧凑，功率和速度适用范围广等。 3.1.2皮带传动

由电动机的转距通过皮带传人减速器直接传人主动轴。如图3.3所示：

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图3.3 皮带式传动系统图

这种传动方式具有传动平稳，噪音下的特点，同时以起过载保护的作用，这种传动方式主要应用于具有一个主动辊的卷板机。

3.2 传动系统的确定

鉴于上节的分析，考虑到所设计的是三辊卷板机，具有两个主动辊，而且要求结构紧凑，传动准确，所以选用齿轮传动。 3.2.1 主传动系统的确定

传动系统如图3.4所示：

下辊住传动系统

上辊传动压下系统

图 3.4 传动系统图

所以选用了圆柱齿轮减速器，减速比i=134.719，减速器通过联轴器和齿轮副带动两个下辊工作。 3.2.1副传动系统的确定

为调整上下辊间距，由上辊升降电动机通过减速器，蜗轮副传动蜗轮内螺母，使螺杆及上辊轴承座升降运动，为使上辊、下辊轴线相互平行，有牙嵌离和器以备调整，副传动系统如图3.4所示。

需要卷制锥筒时，把离和器上的定位螺钉松开，然后使蜗轮空转达到只升降左机架中升降丝杆的目的。

3.3 本章小结

收集资料对各种运动方式进行分析，在结合三辊卷板机的运动特点和工作的可靠性，最后主传动采用齿轮传动，副传动采用蜗轮蜗杆传动。

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第4章动力设计

4.1主电机的选择和计算

4.1.1 上下辊的参数选择计算

1. 已知设计参数

加工板料：Q235-A[1] 屈服强度：σs=235MPa 抗拉强度：σb=420MPa 辊材：50Mn 屈服强度：σs=930MPa 抗拉强度：σb=1080MPa 硬度：HBS?229HB

板厚：s?6～12mm 板宽：b=2000mm

滚筒与板料间的滑动摩擦系数：m?0.18 滚筒与板料间的滚动摩擦系数：f =0.8 无油润滑轴承的滑动摩擦系数：m'?0.05 板料截面形状系数：K1?1.5 板料相对强化系数：K0?11.6 板料弹性模量： E=2.06×106MPa 卷板速度：V?6m/min

2. 确定卷板机基本参数[14]

1??1~下辊中心矩：t??12~40?s=390mm 上辊直径：Da???t=300mm 1.31.1??下辊直径：Dc??0.8~0.9?Da=240mm 上辊轴直径：da??0.5~0.6?Da=180mm 下辊轴直径：dc??0.5~0.6?Dc=130mm 最小卷圆直径：Dn??1.25~2.5?Da=600mm 筒体回弹前内径： Dn??4.1.2 主电机的功率确定

因在卷制板材时，板材不同成形量所需的电机功率也不相同，所以要确定主电机功率，板材成形需按四次成形计算：

1．成形40%时

1）板料变形为40%的基本参数

?.4?Dn?? D050.6607?126.5618mm 0.4D1?（2K1?SK2/2D）ES?sD=506.607mm

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R'0.4?Dn0.4?S1266.518?12??639.259mm 22sin?0.4?22??0.235

sDc639.259?6?120R'0.4??22t390tg?0.4?0.242

2）板料由平板开始弯曲时的初始弯矩M1

M1?K1W?s?1.5?4.8?104?235?1.692?107 kgf·mm

BS22000?122??4.8?104 W为板材的抗弯截面模量。W?663）板料变形40%时的最大弯矩M0.4

M0.4?(K1?K0S11.6?12)W??s?(1.5?mm )?4.8?104?235?1.815?107 kgf·2R'0.42?639.2594）板料从R'?卷制到R'0.4时的变形弯矩Mn1

Mn1?(M1?M0.4)(11Dc?) R'0.4R'0411?240?????3.292?106kgf· ?(1.692?1.815)?107??mm

639.259?4??上辊受力：

Pa0.42M0.42?1.815?107???2.325?105kgf

S??'?639.259?6??0.242R?tg??0.4?0.42??下辊受力：

Pc0.4M0.41.815?107???1.197?105kgf

S??'?639.259?6??0.235R?Sin??0.4?0.42??5）消耗于摩擦的摩擦阻力矩Mn2

Mn2?f?Pa0.4?2Pc0.4??m?PadaDc?m?Pcdc2Da

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?0.8??2.325?1.192?2??105?0.06?2.325?105?180240??0.06?1.197?105?130 2300=2.315?106 kgf·mm

6）板料送进时的摩擦阻力矩MT

MT?f?Pa?2Pc??m?PaDcdaDa2

180240?1.381?106 kgf·mm ?2300?0.8??3.292?2.325?2??105?0.06?3.292?105?7）拉力在轴承中所引起的摩擦阻力矩Mn3 Mn3??Mn1?MT??m?dcDc??32.92?13.81??105?0.06?130mm ?1.519?105 kgf·

2408）卷板机送进板料时的总力矩Mp

56mm Mp?mPcDc?0.18?1.197?10?240?5.171?10 kgf·

9）卷板机空载时的扭矩Mn4:

G1：板料重量G1:

2??DnS?2?DnS??G1?????????????b?7.8?10?6?22?????22??

2??60012?2?60012???????????????2000?7.8?10?6?588.106kg

2?2???2???2?G2：联轴器的重量[8] : 选ZL10，G2=180.9kg G3：下辊重量:

?240?G3?2???2?7.8?10?6??????2500?1764.318kg

?2?Mn4?m??G1?G2?G3??dc 2130?9.88?103 kgf·mm 22?0.06??588.106?180.9?1764.318??10）卷板时板料不打滑的条件：

Mn1?MT?Mn4?Mp

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Mn1?MT?Mn4?3.292?106?1.381?106?9.88?103?4.682?106 kgf·mm

mm Mp?5.171?106 kgf·

因为Mn1?MT?Mn4?Mp，所以满足。

11）驱动功率：

Mn?Mn1?Mn2?Mn3?Mn4?5.769?106 kgf·mm

d2VNq?[Mn??P（f??）]

2Dc?2?0.15?[5.769?106?3.522?10（0.8?0.06?75）]?7.954kw

240?0.82. 成形70%时

1）板料成型70%的基本参数

D'506.607D0.7'?n??723.724mm

0.70.7D'?SR0.7'?n0.7?367.862mm

2Sin?0.739022???0.395 SDc367.862?6?120R'0.7??22tTg?0.7?0.429

2）板料变形70%时的最大弯矩M0.7

11.6?12????KS4M0.7??K?0?4.8?10?235 '?W?s??1.5??(2?R)2?367.862?0.7????1.905?107 kgf·mm

Pa0.7'2M0.72?1.905?107???2.376?105kgf

12S??(367.862?)?0.429R'?Tg??0.7?0.722??M0.71.905?107???1.289?105kgf

12S??(367.862?)?0.395R'?Sin??0.7?0.722??Pc0.7'3）板料从R'0.4变化到R'0.7时的板料变形弯矩Mn1

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?11?Dc? Mn1??Mn0.4?M0.7????R??0.7R0.4?411??240??1.851?1.905??107????2.601?106 kgf·mm ??367.862639.2594??4）消耗于摩擦的扭矩Mn2

Mn2?f?Pa'?2Pc'??M'Pa'daDc??M'Pcdc 2Da?0.8??2.376?2?1.289??105?0.06?2.376??2.428?106 kgf·mm

180240??105?0.06?1.289?130?10523005）板料送进时的摩擦阻力矩MT

MT?f?Pa'?2Pc'??M'Pa'dcDc? 2Da1802405?0.8?(2.7?36?21.?2589)?10?0.06?2.?736?2300?6 1kgf·?0mm 1.423106）拉力在轴承中所引起的摩擦损失Mn3

Mn3??Mn1?MT?m?dc130??2.601?106?1.423?106??0.06? ?1.308?105 kgf·mm Dc2407）机器送进板料时的总力矩Mp

56mm Mp?MPcDc?0.18?1.289?10?240?5.568?10 kgf·

8）卷板机空载时的扭矩Mn4?9.88?103 kgf·mm 9）板料不打滑的条件

Mn1?Mn4?MT?2.601?106?9.88?103?1.423?106?4.033?106 kgf·mm

因Mn1?Mn4?MT?MP，所以满足。 10）驱动功率

Mn?Mn1?Mn2?Mn3?Mn4

?(2.601?2.428?0.1308?0.00988)?106?5.169?106 kgf·mm

毕业设计

d2VNq?[Mn??P（f??）]

2Dc?2?0.15?[5.169?106?3.665?10（0.8?0.06?75）]?7.408kw

240?0.83.成形90%时

1）板料成型90%的基本参数 D0.9'?R0.9'Dn'506.607??562.8mm 99 0.90.9562.899?12??287.45mm

2Sin?0.9?2?0.472 SDcR'0.9??22t Tg?0.9?0.535 2）板料变形为90%时的最大弯矩M0.9

M0.9???K1??K0S?W???1.5?11.6?12??4.8?104?235 ?1.965?107 kgf·mm ?s??2R0.9'?2?287.45??2M0.92?1.965?107Pa0.9'???2.503?105kgf

12S??(287.45?)?0.535?R0.9'??Tg?0.922??Pc0.9M0.91.965?107???1.419?105kgf

12S??(287.45?)?0.472R'?Sin??0.9?0.922??3）板料从R'0.7变化到R'0.9时的板料变形弯矩Mn1

?11?DcMn1??M0.7?M0.9??? ?RR40.7??0.91?1?240?(1.905?1.965)?107??? ???287.45367.862?4?1.766?106 kgf·mm

4）消耗于摩擦的扭矩Mn2

毕业设计

Mn2?f?Pa'?2Pc'??mPa'daDc??mPc'dc2Da

180240??0.06?1.419?105?1302300?0.8??2.503?1.419?2??105?0.06?2.503?105?mm ?2.615?106 kgf·

5）板料送进时的摩擦阻力矩MT

MT?f?Pa?2Pc??m?PaDcdaDa2

180240 ?2300?0.8??2.503?1.419?2??104?0.06?2.503?105??1.509?106 kgf·mm

6）拉力在轴承中所引起的摩擦损失Mn3

Mn3Mn1?MT??M'dc??Dc??1.766?1.509??106?0.06?130?1.064?105 kgf·mm 2407）机器送进板料时的总力矩Mp

65mm Mp?MPcDc?0.18?1.149?10?240?4.964?10 kgf·

8）卷板机空载时的扭矩Mn4

Mn4?9.88?103kgf·mm

9）卷制时板料不打滑的条件：Mn1?MT?Mn4?Mp

Mn1?MT?Mn4?1.766?106?1.509?106?9.88?103?3.285?106kgf·mm

mm Mp?4.964?106kgf·

因Mn1?Mn4?MT?MP，所以满足。 10）驱动功率

Mn?Mn1?Mn2?Mn3?Mn4

?(17.66?26.15?1.064?0.0988)?105?4.497?106kgf·mm

毕业设计

d2VNq?[Mn??P（f??）]

2Dc?2?0.15?[4.497?106?4.468?10（0.8?0.06?75）]?7.151kw

240?0.84．成形100%时

1）板料成型100%的基本参数

'?259.3mm 04 D1.0'?506.607mm R1.0Sin?1.0?2?0.506

SDcR'1.0??22tTg?1.0?0.587

2）板料变形为100%时的最大弯矩M1。0

K0S?W??(1.5?11.6?12)?4.8?104?235?1.995?107kgf·M1.0??K?mm ??s2R'1.0??2?259.3043）板料从R'0.9变化到R'1.0时的板料变形弯矩Mn1

?11?Dc?Mn1??Mn0.9?M1.0??? ?R??1.0R0.9?411?240??(1.965?1.995)?107????8.972?105kgf·mm ??259.304287.454??2M1.02?1.995?107Pa1.0'???2.972?105kgf

12S??(259.304?)?0.506?R1.0'??Tg?1.022??Pc1.0M1.01.995?107???1.281?104kgf

12S??(259.304?)?0.587R'?Sin??1.0?1.022??4）消耗于摩擦的扭矩Mn2

Mn2?f?Pa'?2Pc'??m?Pa'daDc??m?Pc'd2Da

?0.8??2.972?1.281?2??105?0.06?2.972?105?180240??0.06?1.281?105?1302300 22

毕业设计

mm ?2.725?106 kgf·

5）板料送进时的摩擦阻力矩MT

MT?f?Pa?2Pc??m?PaDcdaDa2

180240 ?2300?0.8??2.972?1.281?2??105?0.06?2.972?105?mm ?1.727?106 kgf·

6）拉力在轴承中所引起的摩擦损失Mn3

Mn3?m

?Mn1?MT??m?dcDc??8.972?17.27??105?0.06?130?8.529?104kgf·m2407）机器送进板料时的总力矩Mp

56mm Mp?MPcDc?0.18?1.281?10?240?5.534?10kgf·

8）空载时的扭矩Mn4?9.88?103kgf·mm 9）板料不打滑的条件

Mn1?MT?Mn4?Mp

Mn1?Mn4?MT?8.972?105?9.88?103?1.727?106?2.634?106kgf·mm

mm Mp?5.534?106kgf·

因为Mn1?Mn4?MT?MP，所以满足。 10）驱动功率

Mn?Mn1?Mn2?Mn3?Mn4

?(8.972?27.25?8.529?0.0988)?105?4.485?106kgf·mm

d2V（f??）] Nq?[Mn??P

2Dc?2?0.15?[4.485?106?4.253?10（0.8?0.06?75）]?7.019kw

240?0.8 23

毕业设计

综合上述的计算结果总汇与表4.1

表4.1 计算结果总汇

成形量计算结果简体直径（mm）简体曲率半径R’(mm) 初始变形弯矩M1(kgf·mm) 村料受到的最大变形弯矩M(kgf·mm) 上辊受力Pa(kgf) 下辊受力Pc(kgf) 村料变形弯矩Mn1(kgf·mm) 摩擦阻力扭矩Mn2 材料送进时摩擦阻力扭矩MT 空载力矩Mn4 拉力引起摩擦扭矩Mn3 Mn1+MT+ Mn4 总力矩Mp 驱动力矩Mn 驱动功率Nqc(kw) 1.519×105 4.682×106 5.171×106 5.769×106 7.954 1.308×105 4.033×106 5.568×106 5.119×106 7.408 1.815×107 2.325×105 1.197×105 3.292×106 2.321×106 1.381×106 40% 1266.518 639.259 70% 723.724 367.862 90% 562.899 287.45 1.692×107 100% 506.607 259.304 1.905×107 2.376×105 1.289×105 1.869×106 2.428×106 1.423×106 1.965×107 2.503×105 1.419×105 1.766×106 2.615×106 1.509×106 9.88×103 1.064×105 3.285×106 4.964×106 4.497×106 7.151 1.995×107 2.972×105 1.281×105 8.972×105 2.725×106 1.727×106 8.529×104 2.634×106 5.534×106 4.485×106 7.019 5．主电机的选择：

由表4.1可知，成形量为40%时所需的驱动功率最大，考虑工作机的安全系数，电动机的功率选11kw。

因YZ系列电机具有较大的过载能力和较高的机械强度，特别适用于短时或断续周期运行、频繁起动和制动、正反转且转速不高、有时过负荷及有显著的振动与冲出的设备。其工作特性明显优于Y系列电机，故选YZ160L—6型电机，其参数如下：

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N?11kw； r?953r/min； Fa?40%； G?160kw。

升降电动机选择YD系列变极多速三相异步电动机，能够简化变速系统和节能。故选择YD90S—6/4，其参数如下：

N=0.65kw； r=1000r/min； G=15kg。

4.2 上辊的设计计算校核

4.2.1上辊结构设计及受力图

由上部分计算可知辊筒在成形100%时受力最大：

Pc?2.972?105kgf Pa?1.28?1510kgf

故按Pamax计算，其受力图4.1：

图4.1辊筒受力图

4.2.2 刚度校核

PL3[1]

挠度： f?384EI23??b??b???8?4??????

?L??L?????确定公式各参数：

Ia??D464???300464?3.976?108mm4 （Ia为轴截面的惯性矩）

Pa?2.972?105kgf E?2.06?106kgf/m b?2000mm L?2470mm

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PL3得： fa?384EI23??b??b???8?4??????

?L??L?????2.972?105?247032000220003?[8?4?()?()]?0.081 68384?2.06?10?3.976?1024702470?fa??L?3

1000因为fa??fa?，所以上辊刚度满足要求。 4.2.3 上辊强度校核

危险截面为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ，因Ⅰ、 Ⅲ相同，且MⅠ>MⅢ，所以只需校核Ⅰ、Ⅱ处： Ⅰ： MI?Pamm ?235?3.492?107kgf·

2?maxMI3.492?107???13.172kgf/mm2 3?DW32W为抗弯截面系数。W??D332???300332?2.651?106mm3

?0?49kgf/mm2 nI??s?3.72? 1?max2PLP?L?Ⅱ： M??a?a??235??1.078?106kgf·mm

222L?2??max?M??49?118.357??1 ?0.414kgf/mm2 n??s??0.414Wmax故安全，强度合乎条件。 4.2.4 疲劳强度安全强度校核

50Cr[1]： ?b?1080Mpa=108kgf/mm2 ?s?93kgf/mm2

??1?0.2(?a??b)?100?50.2kgf/mm2

在截面Ⅰ、Ⅱ处 MⅠ

D300r??1 ?0

dd300S?S?S??S?22??S?

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因上辊转矩T=0，故：S???1K?

?????????m应力集中系数[1]K??1.66 ?S??1.2~1. 5表面质量系数??1.8 尺寸影响系数???0.60 弯曲平均应力?m?0

Mmax5.542?106?????20.905MPa

W2.651?106S????1K???????????m502?15.59??S?

1.66?20.9501.8?0.60Ⅲ处： K??1.66 ??1.8 ???0.6

MⅢ?Pa mm ?235?3.094?107kgf·

2Mmax3.492?107?????131.72MPa

W2.651?106S????1K?????故：疲劳强度满足条件。 4.2.5 上辊在卸料时的校核

??????m502?2.479??S?

1.66?131.721.8?0.60根据上辊的受力情况，只需考虑弯曲强度即可，卸料时其受力如下图4.2：

2??DnS?2DS?n???????????b?7.8?10?6?588.106kg 板重： G1?????22????22???上辊重： G2???v?7.8?10?9???(总重： G1?G2?1712.636kg

3002)?2040?1124.53kg 2 27

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图4.2 上辊卸料受力图

由受力图4.2可知：

?maxMmax4.027?105?s18???0.703n???25.604 MPa

?1803?max0.703W32故：卸料时弯曲强度满足。

4.3 下辊设计计算及校核

4.3.1下辊结构及受力图

下辊受力如图4.3

图4.3 下辊受力图

受力：FR1?FR2?Pc1.281??105?6.405?104kgf 主电机P?11kw 22齿轮啮合效率：?1?0.97 联轴器效率：?2?0.98 轴承效率：?3?0.98 总传动效率：???1?3?2?0.85 V?6m/min n?P11?0.85?0?转矩： T?9550?955n7.9583326000?7.958r/min

??240?01.122?106kgf·1.1?42N·2m1mm

MI?FR1?215?6.405?104?215?1.377?107kgf·mm

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F?24702470?mm M?FR1?R??215??5.212?107kgf·

22470?2?4.3.2下辊刚度校核：

PL3[5]

挠度： fc?384EI23??b??b???8?4??????

?L??L?????42I为轴截面的惯性矩： I??D464???24064?1.629?108mm4

4Pc?1.281?105kgf b?2000mm E?2.0?610kgf/m L?2470mm

PL3fc?384EI23??b??b???8?4???????0.885mm ?fc??0.0005L?1.235mm fc??fc?

?L??L?????故：安全。

4.3.3 下辊弯曲强度校核：

由受力图知弯曲强度危险截面在Ⅱ、Ⅲ处[5]：

0mm 0mm T2?1.12?261Ⅱ处： MⅡ?5.21?971kgf·kgf·

Mca?M?2??(aT)2?5.220?107kgf·mm （??1） ??maxMamax5.220?107?32mm ?0?49kgf·mm ???38.46kgf·33?dc??24032安全系数： n???s49??1.274?1 ?max38.46Ⅲ处： M???1.377?107 T???1.12?271 0Mca?M2???T2???1.776?107kgf·mm

?max安全系数n?Mca1.776?107?32???13.08kgf·mm 3W??24049?3.746?1 故安全，故弯曲强度满足。 13.084.3.4 下辊疲劳强度校核

初选Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ截面：

Ⅰ、Ⅲ同类；Ⅳ、Ⅴ同类；Ⅱ、Ⅳ处：T?0；Ⅰ、Ⅳ处：t?0

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显然SⅢ?SⅠ ， SⅣ?SⅤ故仅校核Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ即可。疲劳强度校核公式[1]S?Ⅱ截面：

S?S?S??S?222mm ??S? ??1?50.kgf·

rD0m 0mm T??1.12?261kgf·N·?0 ?1 M??5.21?971dd应力集中系数[1]K??1.66 ?S??1.2~1. 表面质量系数??1.8 5尺寸影响系数???0.88 弯曲平均应力?m?0 ??? S??Mmax?38.4MPa 6W??1K???????????m50.2?1.245

1.66?38.46?01.8?0.88应力集中系数[1]K??1.73 表面质量系数??0.58 尺寸影响系数???0.55 弯曲平均应力和应力副 ????m????T?0.413 ????10?0.481

?02WTS????1K?????S?2??????m?50.2?25.1

1.73?0.413?0.413?0.4810.58?0.881.245??S?

S?S?S??S?21.245?25.11.245?25.122所以：截面Ⅱ处满足疲劳强度要求。

rD0mm T?1.122?106kgf·Ⅲ截面： ?0 kgf·mm ?1 MⅢ?1.77?671dd??1.8 应力集中系数[1]K??1.66 ?S??1.2~1.表面质量系数5尺寸影响系数???0.88 弯曲平均应力?m?0 ??? S??Mmax?13.0MPa 8W??1K???????????m50.2?3.66 21.6?613.08?01.8?0.88应力集中系数[1]K??1.73 表面质量系数??0.58 尺寸影响系数???0.55 弯曲平均应力和应力副 ????m????T?0.413 ????10?0.481

?02WT 30

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S????1K?????S?2??????m?50.2?25.1

1.73?0.413?0.413?0.4810.58?0.883.624??S?

S?S?S??S?23.662?25.13.662?25.122故满足疲劳强度要求。 Ⅳ截面：

M?4.323?106kgf·0m mm T?1.12?261N·

W???3232r3D240??0.0231， ??1.846 d130d130dc3???1303?2.157?105mm3

应力集中系数[1]K??2.12 ?S??1.2~1. 5表面质量系数??0.58 尺寸影响系数???0.88 弯曲平均应力?m?0

Mmax4.323?106?????200.417MPa 5W2.157?10S????1K???????????m502?1.871

2.12?200.417?01.8?0.88应力集中系数[1]K??1.73 表面质量系数??0.58 尺寸影响系数???0.55 弯曲平均应力和应力副 ????m????T?2.601 ????10?0.481

?02WTS????1K?????S?2??????m?50.2?5.569

1.73?2.601?0.413?0.4810.58?0.881.688〉?S?

S?S?S??S?21.871?5.5691.871?5.56922故:安全下辊满足疲劳强度要求。

FR1?FR2?6.405?104kgf T?1.12?2610mm kgf·

MI?1.377?107kgf·0mm mm M?5.21?971kgf·

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刚度条件满足。n??1.274 满足弯曲强度要求。??1?50.2kgf·mm

4.4 本章小结

由于卷板机不是一次成型的，而且每次成型所需的功率都不一样，所以我把它分为四次成型，结果40%时所需功率最大，最后确定电动机的功率为11kw。对三辊卷板机选择的参数进行校核，结果上下辊的强度都合格。

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第5章减速器的设计计算

5．1 传动方案的分析和拟定

本设计的卷板机卷板时所需的大功率是由一个主电机通过减速器传递给个下辊来获得的，为了避免两下辊发生干涉，故减速器采用对称式结构。又因减速器转速较高，而减速器输也轴转速较低，故总传动比较大。考虑到经济性，故采用结构简单、展开式的减速器。传动方案如图5.1：

图5.1 减速器结构图

5．2 减速器传动装置总的传动比和各级传动比的分配

5.2.1 总的传动比

n0=7.074r/min ni=953r/min i总?ni953??134.719 n07.074i?Ⅲi 5.2.2 传动比的分配 i总?iI??考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取：iI?(1.1～1.5)i? i??iⅢ 故： iⅠ=6.2 i=4.8 iⅢ?i总134.719??4.527 iIi6.2?4.85．3传动装置各轴的参数计算

5.3.1 各轴转速

nⅠ?953r/min

n??n953Ⅰ??153.71r/min i6.2Ⅰ33

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nⅢ?n?153.71??32.023r/min i?4.8nⅢ32.023??7.074r/min iⅢ4.527nⅣ?5.3.2 各轴功率

各轴输入效率：η1=0.97 联轴器效率：η2=0.99 轴承：η3=0.98 Ⅰ轴： PⅠ=P0P01=11×0.99＝10.89lw

Ⅱ轴： PⅡ=PⅠP12=10.89×0.98×0.97＝10.352kw Ⅲ轴： PⅢ=PⅡP23=10.352×0.98×0.97＝9.841kw Ⅳ轴： PⅣ=PⅢP34=9.841×0.98×0.97＝9.355kw 5.3.3 各轴转矩

电动机轴： T0?9550p011?9550??110.231N·m n953ⅠⅠ轴： TⅠ?9550p10.89Ⅰ?9550??109.129N·m n953Ⅰ64N·3.m 170p10.352?0?Ⅱ轴： TⅡ?9550Ⅱ?955nⅡ153.71p9.841?0?Ⅲ轴： TⅢ?9550Ⅲ?955nⅢ32.023293N·4m .814Ⅳ轴： TⅣ?9550pⅣ9.355?9550??12623.382N·m nⅣ7.074将上述结果汇总于表5.1以备查用。

5．4 齿轮传动设计

因合金结构钢比碳素调质钢具有较好塑性和韧性，即有较好的综合机械性能，再综合卷板机的工作特性：低速、大功率、交变负荷，所以选择较为适合的合金结构钢40Cr。对于大型减速器，为了提高箱体的强度，选用箱体材料为铸铁或铸钢。 5.4.1第一级传动设计

1.齿轮参数选择 1）选用圆柱直齿传动。

2）材料热处理：因此级传递功率校大，磨损严重，考虑磨损对齿轮强度的削弱，

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表5.1 减速器参数表

轴名电动机轴 Ⅰ轴功率(kw) 11 10.89 转矩T(N·m ) 110.231 109.129 转速n(r/min) 953 1 953 6.2 Ⅱ轴 10.352 6432.170 153.710 4.8 Ⅲ轴 Ⅳ轴 9.841 9.355 2934.814 12623.382 32.023 4.527 7.071 0.97 0.97 0.97 0.97 传动比i 效率η 0.99 齿轮材料为40Cr，表面需调质处理，齿面硬度为48－55HRC。 3）选取精度等级：选7级精度(GB10095-88)。 3）选小齿轮数：Z1=24, Z2=UZ1=148.8，Z2取149

齿数比：u= 6.2 由于u>5所以采用斜齿β=15° 2.按齿面接触强度计算和确定齿轮尺寸[15] d1t?(1)确定公式内各参数 a)试选载荷系数：Kt=1.3

b)小齿轮传递扭矩：T1=1.093×105 N·mm c)齿宽系数[15]：?d?0.9

材料的弹性影响系数[15]： ZE?189.9M P取aα=20°

32KtT1u?1ZEZNZ?Z?2()mm (5.1)

?du[?]H??2co?sb4????2.45 2（1???）? ZH? Z??

sin?c?os3????1?0.75 ??2?0.858 ?????1???2?1.608 ???1 Z??0.789 Z??cos??0.983

e)按齿面硬度中间值52HRC查得大小齿轮的接触疲劳强度极限[15]：

?Hlim1??Hlim2?1170MPa

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f)计算应力循环次数：

N1=60n1JLn=60×953×1×（2×8×300×15）＝4.117×109 N2=4.117/6.2=6.64×108 g)查得接触疲劳寿命系数[15]：ZN1=1.0 ZN2=1.0 h)计算接触疲劳许用应力[15]：安全系数S＝1 ???H1? ???H2KHN1?Hlim1117?01??1170MPa S1K?012117??HN2Hlim??1170MPa

S1所以： ???H????H1?936.36MPa （2）计算

a)试算小齿轮分度直径d1t 由5.1得：

2KtT1u?1ZEZHZ?Z?2() d1t?3?du[?]H52?1.3?1.093?106.2?12.45?189.8?0.983?1.6082?3??()?52.53mm

0.96.21170b)计算圆周速度V： V??d1tn160?1000???56.674?95360000?2.621m/s 47.40mm 7?52.?53c)齿宽b： b??dd1t?0.9d)齿宽与齿高之比b/h：

模数： mt＝d1t/Z1＝52.53/24＝2.195mm 齿高： h＝2.25mt＝2.25×2.195＝4.939mm 齿高之比： b/h＝47.407/4.939＝9.599 e)计算载荷系数：根据v=2.621m/s，7级精度

动载荷系数[15]：Kv=1.11 KHα=KFα=1.4 使用系数：KA=1 KHβ=1.41 KFβ=1.46 故载荷系数：

K=KHKVKHαKHβ=1×1.11×1.41×1.4=2.191 f)按实际载荷系数校正分度圆直径：

d1?d1t3K/Kt?52.674?31.722/1.3?62.685mm 取：d1?64mm g)计算模数m：

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m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm 3.按齿根弯曲强度设计[15]

2KT1cos2?YF?YS?m?3()Y?Y? (5.2) 2?dZ1???F(1)确定公式内的各计算数值

a)查大小齿轮的弯曲疲劳强度极限[15]： ?FE1??FE2?680MPa b)查得弯曲疲劳寿命系数[15]：YN1?1.0 ZN2?1.0 c)计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数S＝1.4

???F1? ???F2?ZN1?Flim11.0?680??485.71MPa SF1.4ZN2?FSFlim2?1.0?680?485.71MPa 1.4 d)计算载荷系数K：K?KAKVKF?KF??1?1.11?1.4?1.46?2.269 e)查取齿形系数[15]：YF?1?2.65 YF?2?2.14 f)查取应力校正系数[15]：YS?1?1.58 YS?2?1.8 3 g)计算大小齿轮的

YF?YF????F

并加以比较：

YF?1YF?1???F1?YY2.65?1.581.83?2.14?0.00862 F?2F?2??0.00806

458.71485.71???F2YF?1YF?1

???F1?0.00862?YF?2YF?2???F2?0.00806

故小齿轮数值较大。 (2)模数设计算

522?2.269?1.093?10?cos15m?3?0.00862?0.716?0.833?1.68mm 20.9?24因为齿轮模数m的大小是由齿根弯曲疲劳强度计算所得的承载能力决定的，而齿面接触疲劳强度计算所得的承载能力仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲劳强度计算

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的模数m大于齿根弯曲疲劳的计算模数，故取弯曲强度算得模数m＝1.68mm，圆整后m＝2mm。校正后的分度圆直径d1=64mm。

齿数Z1、、Z2： Z1=d1/m=64/2=32 取Z1=32 Z2=iⅠ×Z1=200

(29?18?0)2取a=241mm ?240.1 8 42cos15(z?z)(32?180)?2 ??arccos12?arc15.708

2a2?2414.几何尺寸计算 β确定： a?a)两齿轮的分度圆直径：

d1?Z1?m?32?2?71mm d2?Z2?m?200?2?400mm

cos15.708b)中心距： a=(d1+d2)/2=241mm

?0.?9c)齿宽： b??dd1?716mm 3.9 故取：b1=65 ，b2=60。

2T12?1.09?35105.验算 Ft? ??3104.2N 25d171KAFt3104.225?1??47.757?100N/m b65 故：假设合适，设计合理。

5.4.2 第二级传动设计：

1．齿轮参数选择 1）选用圆柱直齿传动

2）材料热处理：因此级传递功率校大，磨损严重，考虑磨损对齿轮强度的削弱，齿轮材料为40Cr，表面需调质处理，齿面硬度为48－55HRC。 3）选取精度等级：选7级精度(GB10095-88)。

4）选小齿轮数：Z1=24, Z2=iⅡ×Z1=4.8×24=115. Z2取116 齿数比：u= 4.8 2．按齿面接触强度设计由公式5.1 (1)确定公式内各参数

a)试选载荷系数：Kt=1.3

b)小齿轮传递扭矩：T1=6.432×105 N·mm

c)齿宽系数[15]：?d?0.9 材料的弹性影响系数：ZE?189.9MPa d) 按齿面硬度中间值52HRC,查得大小齿轮的接触疲劳强度极限[15]：

?Hlim1??Hlim2?1170MPa

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e)计算应力循环次数：

N1=60n1JLn=60×153.71×1×（2×8×300×15）＝6.64×108

N2=6.64×108/4.8=1.383×108 f)接触疲劳寿命系数[15]: ZN1=1.0 ZN2=1.0

g)计算接触疲劳许用应力[15]：安全系数S＝1

Z?1.0?1170?1170MPa ???H1?N1Hlim1?S1Z?1.0?1170?1170MPa ???H2?N2Hlim2?S1所以： ???H????H1?1170MPa (2)计算

a)试算小齿轮分度直径d1t：

2KtT1u?1ZHZE232?1.3?6.432?1054.8?12?189.82d1t?3()???()＝71.44mm

?du[?]H0.94.81170b)计算圆周速度： V??d1tn160?1000???71.44?153.7160000?0.577m/s

c)齿宽b： b??dd1t?0.9?71.44?64.57mm d)齿宽与齿高之比b/h：

模数：mt＝d1t/Z1＝71.44/24＝2.99mm 齿高：h＝2.25mt＝2.25×2.99＝6.723mm 齿高之比：b/h＝64.57/6.728＝9.597 e)计算载荷系数：

动载荷系数[15]：Kv=1.03 KHα=KFα=1.1 使用系数：KA=1 KHβ=1.323 KFβ=1.39 故载荷系数：

K=KHKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.323=1.499 f)按实际载荷系数校正分度圆直径：

d1?d1t3K/Kt?71.744?31.499/1.3?75.232mm d1取76mm

g)计算模数m： m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm 3.按齿根弯曲强度设计根据公式5.2 (1)确定公式内的各参数

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a)查大小齿轮的弯曲疲劳强度极限[15]：?FE1??FE2?680MPa b)弯曲疲劳寿命系数[15]： YN1?1.0 YN2?1.0 c)计算弯曲疲劳许用应力[15]：取安全系数S＝1.4

Y?1.0?680?485.71MPa ???F1?N1Flim1?S1.4Y??68021.0 ???F2?N2Flim?MPa ?485.71S1.4d)计算载荷系数K：K?KAKVKF?KF??1?1.03?1.1?1.39?1.575 e)查取齿形系数[15]：YF?1?2.62 YF?2?2.17 f)查取应力校正系数[15]：YS?1?1.58 YS?2?1.81 g)计算大小齿轮的

YF?YF????F

?并加以比较：

YF?1YF?1???F1因为：

YY2.65?1.582.17?1.81?0.0086 F?2F?2??0.0081

485.71485.71???F2YF?Y2F?YF?1YF?1???F1?0.0086????F22?0.0081 所以小齿轮的数值较小。

(2)模数设计计算

2?1.575?6.432?105m??0.0086?3.227mm 20.9?243因为齿轮模数m的大小是由齿根弯曲疲劳强度计算所得的承载能力决定的，而齿面接触疲劳强度计算所得的承载能力仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳的计算模数，故取弯曲强度算得模数m＝3.227mm，圆整后m＝4mm。校正后的分度圆直径d1=71.744mm。

齿数Z1、、Z2：Z1=d1/m=71.744/4=21.7 取Z1=25 Z2=i×Z1=120

4. 几何尺寸计算 a两齿轮的分度圆直径：

d1?Z1?m?25?4?100mm d2?Z2?m?120?4?488mm

b)中心距： a=(d1+d2)/2=290mm

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?10?0mm 90 故取b1=90 ，b2=85。 c)齿宽： b??d?d1?0.92T12?6.43?25105. 验算： Ft???13400N

d1100KAFt13400?1??148.889?100N/m b90 故：假设合适，设计合理。

5.4.3 第三级传动设计：

1．齿轮参数选择 1）选用圆柱直齿传动

4）选小齿轮数：Z1=28, Z2=iⅡ×Z1=4.527×28=126.76 Z2取127

齿数比：u= 4.527

2．按齿面接触强度设计由公式5.1 (1) 确定公式内各参数 a)试选载荷系数：Kt=1.3

b)小齿轮传递扭矩：T1=2.935×106 N·mm

c)得齿宽系数[15]：?d?0.9 材料的弹性影响系数：ZE?189.9MPa d) 按齿面硬度中间值52HRC查得大小齿轮的接触疲劳强度极限[15]：

?Hlim1??Hlim2?1170MPa

f)计算应力循环次数：

N1=60n1JLn=60×32.023×1×（2×8×300×15）＝1.383×108 N2=1.383×108/4.527=3.06×107

g)接触疲劳寿命系数[15]：ZN1=1.0 ZN2=1.02

h)计算接触疲劳许用应力[15]：安全系数S＝1

K?1.0?1170?1170MPa ???H1?HN1Hlim1?S1K?1.02?1170 ???H2?HN2Hlim2??1193MPa

S1因为???H1????H2所以 ???H????H2?1193MPa (2)计算

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a) 试算小齿轮分度直径d1t：

2KtT1u?1ZHZE232.6?2.935?1064.527?12.5?189.82d1t?3()???()=118.08mm ?du[?]H0.94.5271193b)计算圆周速度： V??d1tn160?1000???119?32.02360000?0.197m/s

10mm 6.272?118?.09c)齿宽b： b??dd1t?0.9d)齿宽与齿高之比b/h：

模数： mt＝d1t/Z1＝118.09/28＝4.217mm 齿高： h＝2.25mt＝2.25×4.217＝9.488mm 齿高之比： b/h＝119/9.488＝11.2 e)计算载荷系数：

动载荷系数[15]：Kv=1.02 KH?=KF?=1.1 KA=1 KHβ=1.329 KFβ=1.39 故载荷系数： K=KHKVK?Hf)按实际载荷系数校正分度圆直径：

?HK?=1?1.0?21.11.3 29=1.491d1?d1t3K/Kt?118.09?31.491/1.3?123.6mm

g)计算模数m： m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm 3. 按齿根弯曲强度设计[15] (1) 确定公式内的各参数

a) 查文献[15]大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：?FE1??FE2?680MPa b) 查文献[15]得弯曲疲劳寿命系数： YN1?1.0 YN2?1.0 c)计算弯曲疲劳许用应力[15]：取安全系数S＝1.4

Y?1.0?680?485.71MPa ???F1?N1Flim1?S1.4Y??68021.0?485.71 ???F2?N2Flim?MPa

S1.4 d)计算载荷系数K： K?KAKVK?FK?21?.1?1.39 1?F?1?1.0 e)查取齿形系数[15]：YF?1?2.55 YF?2?2.16 f)查取应力校正系数[15]：YS?1?1.61 YS?2?1.81

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g)计算大小齿轮的

YF?YF????F

并加以比较：

YF?1YF?1???F1YF?1YF?1YF?2YF?22.16?1.812.55?1.61 ??0.0095??0.008

485.71485.71???F2YF?2YF?2???F1?0.0095????F2?0.008 故小齿轮数值较大。

2）模数设计计算

62?1.55?92.9?3510 m?3?0.0095?20.9?284.mm 976因为齿轮模数m的大小是由齿根弯曲疲劳强度计算所得的承载能力决定的，而齿面接触疲劳强度计算所得的承载能力仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳的计算模数，故取弯曲强度算得模数m＝4.976mm，圆整后m＝5mm。校正后的分度圆直径d1=124mm。

齿数Z1、、Z2：Z1=d1/m=124/5=25 取Z1=25 Z2=iⅢ×Z1=114

4. 几何尺寸计算

a)分度圆直径：d1?Z1?m?25?5?125mm d2?Z2?m?114?5?570mm b)中心距： a=(d1+d2)/2=347.5mm

?12?5c)齿宽： b??dd1?0.9112.5mm 故取b1=115 b2=110

2T12?2.93?56105. 验算 Ft???46960N

d1125KAFt46960?1??408?100N/m b115 故：假设合适，设计合理。

5.5 蜗轮、蜗杆的传动设计

蜗杆传递名义功率8.35kw，转速n1=100r/min，传动比i=40。蜗杆传动的主要参数有模数、压力角、蜗杆头数、蜗轮齿蜗杆中圆直径及蜗杆直径系数。按照蜗杆的形状，蜗杆传动可分为圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动和锥蜗杆传动等。环面蜗杆传动具有的特点：同时齿合的齿的对数多，轮齿受力情况得到较大改善，其承受能力高于普通圆柱蜗杆传动。由于传动三辊卷板机上辊的上下运动需要较大的强度，所以我选择

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包络环面蜗杆传动。 5.5.1 材料选择：

蜗杆：40Cr，表面淬火，HRC50齿面粗糙度Ra0.8

蜗轮：ZCuSn10P1，传动选用8级精度，标准侧隙，三棍卷板机间隙工作。 5.5.2 参数的设计：

1. 求传动的中心距书[1]：

?P1p?P8.351??10.438kw

K1K2K3K41?1.0?0.8?1式中，K1、K2、K3、K分别为： 1、1.0、0.8、1 由[1]得a=175mm，取成标准值a=180mm 2. 主要几何尺寸计算[1]

Z1?1，Z2?40 da2?312mm， diz?245mm，de2?315mm，b2?38mm，Ra2?40mm，db?125mm

其余项目由[1]：蜗轮端面模数： m?da2312??7.52mm

z2?1.540?1.5径向间隙和根部圆角半径： c?r?0.2m?1.5mm 05?齿顶高： ha?0.7m5.mm 6 齿根高： hf?ha?c?7.144mm

蜗轮分度圆直径：d2?da2?2ha?312?2?5.64?300.72mm 蜗轮齿根圆直径：df2?d2?2hf?300.72?2?7.144?286.432mm 蜗杆分度圆直径：d1?2a?d2?2?180?312?48mm

蜗杆喉部齿根圆直径：df1?d1?2hf?48?2?7.144?33.712mm 蜗杆喉部齿顶圆直径：da1?d1?2ha?48?2?5.64?59.28mm 蜗杆齿顶圆弧半径：Ra1?a?0.5da1?180?0.5?59.28?150.36mm 蜗杆齿根圆弧半径：Rf1?a?0.5df1?180?0.5?33.712?163.144mm 周节角：??360360??9 z24044

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蜗杆包容蜗轮齿数： z??z240??4 1010蜗杆工作包角之半：???0.5(z??0.45)??0.5(4?0.45)?9?15.975 蜗杆工作部分长度：L??d2sin?m?300.72?sin15.985?82.764mm

df1max?2?a?Rf12?(0.5lm)2??? 蜗杆最大根径：

?2?180?163.1442?(0.5?82.764)2??44.38mm 3??蜗杆最大外径：da1max?2??a?Ra1cos(?w?1)???2??180?150cos(14.975)???70.188mm 蜗杆喉部螺旋导角： rm?arctand2300.72?arctan?8.902 id140?48分度圆压力角： a?arcsindb125?arcsin?24.561 d2300.72蜗轮法面弦齿厚：sn2?d2sin(0.275?)?cos?m?300.72?sin(0.275?9)?cos8.902 ?12.830mm

?0.?5300.?72(1蜗轮弦齿高： ha2?ha?0.5d2?1?cos(0.275?)??5.64co?s 0. =5.78mm 蜗杆喉部法面弦齿厚：

sn1?d2sin(0.225?)?cos?m?2?f?(0.3?50.4)?cos?m

40?15.97550.4)?cos8.902=10.629mm

40?15.975?300.72sin(0.225?9)cos8.902?2?0.2988(0.3?蜗杆弦齿高 :

ha1?ha?0.5d2(1?cos0.225?)?5.64?0.5?300.72(1?cos0.225?9)?5.7339mm

确定蜗杆螺旋修形量及修缘量[1]：

?f?(0.003?0.00003i)a?0.2988mm ?f??0.6?f?0.6?0.2988?0.1793mm

6f? ?e?0.1?0.?60.?2988mm 0

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?f?0.69??0.69?9?6.21

t??d25.5Z2???300.725.5?40?4.294

5．6 轴的设计校核计算：

5.6.1 四个轴的结构设计：

各轴材料为40Cr[1]， A0=104.5mm。

I轴：P=10.89kw nI=953r/min dmin≥104.53取dI?30mm，故I轴可设计为齿轮轴。轴I的结构如图5.1

10.89=23.538mm 953

图5.1 轴Ⅰ结构图

轴II： P=10.352kw n=153.71r/min A0=104.5mm

dmin≥A0轴结构如图5.2

3P=42.516mm 取d=45mm n

图5.2 轴Ⅱ结构图

轴III：P=9.841kw n=32.023r/min A0=104.5mm

dmin≥A0轴III的结构图5.3

3P/n?104.539.841/32.023?70.519mm 取dIII=80mm

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图5.3 轴Ⅲ结构图

轴Ⅳ： P=9.355kw n=7.071r/min 由材料40Cr查表15-3取得：A0=104.5

d?A03P/n?104.5?39.355/7.071?114.719mm 取d=120mm 轴Ⅳ的结构简图5.4：

Ⅶ Ⅵ Ⅴ

Ⅳ Ⅲ

Ⅱ Ⅰ

图5.4 轴Ⅳ图

因小轴直径dⅠ－Ⅱ与联轴器的孔径相配合的，故需先选定联轴器。计算联轴器转矩：

Tca=KAT3=1.184×1.262×104=14942.08 N·m。

选用ZL10取轴器Z1B120?212（GB5015－85 ），其公称转矩为31500N·m。

Z1B120?2125.6.2 轴的校核计算： 1. 轴的弯矩计算

由于Ⅳ轴的作为输出轴其转速最小，扭距最大故只对Ⅳ轴进行校核计算。Ⅳ轴的支承跨距L=155+14+108+60=337mm。由轴结构图5.4和弯距的计算得出截面B是轴的危险截面，根据受力图绘出轴的弯矩、扭矩图和当量弯矩图5.6。 B面受力分析：

a) 转矩：T＝1.26×107 N·mm b) 直径：已知d=570mm

2Tc) 求圆周力:Ft??44211N

dd) 求径向力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)弯矩： MH=3.706×106 N.mm MV= 1.349×106 N·mm

26?MH2?3.94?410mm g)总弯矩： M?MVN·

h)扭矩： ?T?0.6?1.26?107?7.56?106N·mm (α＝0.6)

毕业设计

i) 计算当量弯矩： Mca?M2?(?T)2?8.5?N·27 610mm

RV1 RH1

MH (N.mm)

RH1

RV2

RH2

RV1 RV2

(N.mm)

M (N.mm)

αT (N.mm)

Mca (N.mm)

图5.6轴Ⅳ弯扭距图

将上述结果列表5.2：

表5.2 轴Ⅳ弯扭距计算结果

载荷支反力R(N) 弯矩M(N·mm) 总弯矩(N·mm) 扭矩T(N·mm) 当量弯矩Mca 水平面H RH1=31813.553N RH2=12397.455N MH=1.094×106 N·mm 垂直面 RV1=11579.063N RV2=4512.253N MV= 3.006×106 N·mm M＝3.199×106 N·mm αT＝7.56×106 N·mm Mca＝8.527×106 N·mm 2. 轴强度校核[1]

Mca8.52?761?032??45.8MPa 8 ?ca?3w??135 48

毕业设计

[σ-1]=70MPa，因?ca<[σ-1]=70MPa，所以安全。 3. 轴疲劳强度校核 (1) 确定危险截面

因截面A、Ⅱ、Ⅲ受力要比Ⅵ、Ⅶ处小，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ无需校核。因截面Ⅵ、Ⅶ处采用过盈配合，所以应力最集中，但截面Ⅵ不受扭矩作用，轴径也比截面Ⅶ处大，故只对截面Ⅶ校核。截面B处虽受力很大，但应力集中明显校截面Ⅶ小，轴径也比截面Ⅶ大，所以截面B处不需校核。

(2) 截面Ⅶ左侧 a．抗弯截面系数： W??32d3??32?1303?215689.97mm3

b．抗扭截面系数： WT?2W?431379.94mm3 c．左侧弯矩： M?3.944?106?114?54mm ?2.075?106 N·

1147610mm d．扭矩： T?1.2?N·

M2.075?106??9.61MPa e．弯曲应力：?b?W215989.97T1.26?107f．剪切应力：?T???29.214 MPa

WT4.313?105g．轴材为40Cr，查文献[1]得：

?B?685Mpa ??1?335Mpa ??1?335MPa应力集中系数??,??：???2.148,???1.36（rd?2?0.0154,D?1.038 插值）

d130q??0.81,q??0.84 k??1?q?(???1)?1.93 k??1?q?(???1)?1.30 材料敏感系数：

尺寸系数：???0.60,???0.68 轴表面质量系数：??????0.92 轴未经表面强化处理：?q?1 材料特征系数???0.2～0.3取???0.2，???0.1～0.2取???0.1