三輥卷板機設計

三輥卷板機設計,三輥卷,板機,設計 畢業(yè)設計 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)的基礎和重要組成部分的機械制造業(yè)，任務就是為國民經(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(jù)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(chǎn)生連續(xù)的塑性變形，以獲得預定形狀的工件。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，幾乎都用卷板機輥制。其在汽車，軍工等各個方面都有應用。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)整形式等為標準實行混合分類，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：分為側輥傾斜調(diào)整式四輥卷板機和側輥圓弧調(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(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 1.2.1 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。主運動是指構成卷板機的上輥和下輥對加工板材的旋轉、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、下料及上輥的升降、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。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 在鋼結構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(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彎，預彎長度為0.5L＋（30~50）mm(L為下輥中心距）。預彎可采用壓力機模壓預彎或用托板在滾圓機內(nèi)預彎（圖1.3） a） b） a）用壓力機模壓預彎 b）用托板在滾圓機內(nèi)預彎 圖1.3 鋼板預彎示意圖 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(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(shù)控技術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)控設備在增強企業(yè)的應變能力、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)預測，卷板機制造業(yè)：對數(shù)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(tǒng)設備增長36%；對涂裝設備的需求增長8%，對質(zhì)檢驗與測試設備的需求增長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)約大量的人力物力用以彎曲鋼板?？梢哉f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，將促使這個設計行業(yè)的迅速發(fā)展。 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 3 2 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。當下輥旋轉時，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?。坏攭喝肆窟_到某一數(shù)值時，彎曲半徑趨于穩(wěn)定，與壓下量幾乎無關，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.板料不需要預彎成形，因此生產(chǎn)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(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 結構簡單、緊湊，質(zhì)量輕、易于制造、維修、投資小、兩側輥可以做的很近。形成較準確，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。 2.不對稱三輥卷板機特點 剩余邊小，結構簡單，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。其大小與設備及彎曲形式有關。如圖2.2所示： 不對稱彎曲時 t2 對稱彎曲時 t1 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，所以一般應對板料進行預彎，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，兩個側輥可沿斜線升降，在四輥卷板機上可進行板料的預彎工作，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，結構復雜。上下輥夾持力使工件受氧化皮壓傷嚴重。兩側輥相距較遠，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。 2.2 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，最后形成我的設計方案，12×2000對稱上調(diào)三輥卷板機。 雙輥卷板機不需要預彎、結構簡單，但彎曲板厚受限制，只適合小批量生產(chǎn)。四輥卷板機結構復雜造價又高。雖然三輥卷板機不能預彎，但是可以通過手工或其它方法進行預彎。 2.3本章小結 通過幾種運動方案的分析，雙輥卷板機雖然不需要預彎，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不易掌握。對稱三輥卷板結構簡單、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。 第3章 傳動設計 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動，在上輥的壓力下下輥經(jīng)過反復的滾動，使板料達到所需要的曲率，形成預計的形狀。 3.1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，傳動準確，效率高，結構緊湊，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，這種傳動方式主要應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，考慮到所設計的是三輥卷板機，具有兩個主動輥，而且要求結構緊湊，傳動準確，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： 上輥傳動壓下系統(tǒng) 下輥住傳動系統(tǒng) 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，然后使蝸輪空轉達到只升降左機架中升降絲桿的目的。 3.3 本章小結 收集資料對各種運動方式進行分析，在結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。 第4章 動力設計 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. 已知設計參數(shù) 加工板料：Q235-A[1] 屈服強度：σs=235MPa 抗拉強度：σb=420MPa 輥材：Mn 屈服強度：σs=930MPa 抗拉強度：σb=1080MPa 硬度：HBSHB 板厚：mm 板寬：b=2000mm 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 =0.8 無油潤滑軸承的滑動摩擦系數(shù)： 板料截面形狀系數(shù)： 板料相對強化系數(shù)： 板料彈性模量： E=2.06×106MPa 卷板速度：m/min 2. 確定卷板機基本參數(shù)[14] 下輥中心矩：=390mm 上輥直徑：=300mm 下輥直徑：=240mm 上輥軸直徑：=180mm 下輥軸直徑：=130mm 最小卷圓直徑：=600mm 筒體回彈前內(nèi)徑： =506.607mm 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 1）板料變形為40%的基本參數(shù) mm mm 2）板料由平板開始彎曲時的初始彎矩M1 kgf·mm W為板材的抗彎截面模量。 3）板料變形40%時的最大彎矩M0.4 kgf·mm 4）從 kgf·mm 上輥受力： kgf 下輥受力： kgf 5）消耗于摩擦的摩擦阻力矩 = kgf·mm 6）板料送進時的摩擦阻力矩 kgf·mm 7）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩 kgf·mm 8）卷板機送進板料時的總力矩 kgf·mm 9）卷板機空載時的扭矩: ：板料重量G1: kg ：聯(lián)軸器的重量[8] : 選ZL10，=180.9kg ：下輥重量: kg kgf·mm 10）卷板時板料不打滑的條件： kgf·mm kgf·mm 因為，所以滿足。 11）驅動功率： kgf·mm kw 2. 成形70%時 1）板料成型70%的基本參數(shù) mm mm 2）板料變形70%時的最大彎矩M0.7 kgf·mm kgf kgf 3）板料從 kgf·mm 4）消耗于摩擦的扭矩 kgf·mm 5）板料送進時的摩擦阻力矩 kgf·mm 6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失 kgf·mm 7）機器送進板料時的總力矩 kgf·mm 8）卷板機空載時的扭矩 kgf·mm 9）板料不打滑的條件 kgf·mm 因，所以滿足。 10）驅動功率 kgf·mm kw 3.成形90%時 1） 板料成型90%的基本參數(shù) mm mm 2）板料變形為90%時的最大彎矩M0.9 kgf·mm kgf kgf 3）板料從 kgf·mm 4）消耗于摩擦的扭矩 kgf·mm 5）板料送進時的摩擦阻力矩 kgf·mm 6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失 kgf·mm 7）機器送進板料時的總力矩 kgf·mm 8）卷板機空載時的扭矩 kgf·mm 9）卷制時板料不打滑的條件： kgf·mm kgf·mm 因，所以滿足。 10）驅動功率 kgf·mm kw 4．成形100%時 1）板料成型100%的基本參數(shù) mm mm 2）板料變形為100%時的最大彎矩M1。0 kgf·mm 3）板料從 kgf·mm kgf kgf 4）消耗于摩擦的扭矩 kgf·mm 5）板料送進時的摩擦阻力矩 kgf·mm 6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失 kgf·mm 7）機器送進板料時的總力矩 kgf·mm 8）空載時的扭矩kgf·mm 9）板料不打滑的條件 kgf·mm kgf·mm 因為，所以滿足。 10）驅動功率 kgf·mm kw 綜合上述的計算結果總匯與表4.1 表4.1 計算結果總匯 成形量 計算結果 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) 1.692×107 村料受到的最大變形彎矩M(kgf·mm) 1.815×107 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) 3.292×106 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 1.381×106 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 1.519×105 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 驅動力矩Mn 5.769×106 5.119×106 4.497×106 4.485×106 驅動功率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%時所需的驅動功率最大，考慮工作機的安全系數(shù)，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、正反轉且轉速不高、有時過負荷及有顯著的振動與沖出的設備。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。 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 上輥的設計計算校核 4.2.1上輥結構設計及受力圖 由上部分計算可知輥筒在成形100%時受力最大： kgf kgf 故按計算，其受力圖4.1： 圖4.1輥筒受力圖 4.2.2 剛度校核 撓度[1]： 確定公式各參數(shù)： mm4 （Ia為軸截面的慣性矩） kgf kgf/m mm mm 得： 因為，所以上輥剛度滿足要求。 4.2.3 上輥強度校核 危險截面為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ，因Ⅰ、 Ⅲ相同，且>，所以只需校核Ⅰ、Ⅱ處： Ⅰ： kgf·mm kgf/mm2 W為抗彎截面系數(shù)。mm3 kgf/mm2 Ⅱ： kgf·mm kgf/mm2 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/mm2 kgf/mm2 在截面Ⅰ、Ⅱ處 <，所以只需校核Ⅱ、Ⅲ處： Ⅱ處：r=0 由[1]得 因上輥轉矩T=0，故： 應力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力 MPa Ⅲ處： kgf· mm MPa 故：疲勞強度滿足條件。 4.2.5 上輥在卸料時的校核 根據(jù)上輥的受力情況，只需考慮彎曲強度即可，卸料時其受力如下圖4.2： 板重： kg 上輥重： kg 總重： kg 圖4.2 上輥卸料受力圖 由受力圖4.2可知： MPa 故：卸料時彎曲強度滿足。 4.3 下輥設計計算及校核 4.3.1下輥結構及受力圖 下輥受力如圖4.3 圖4.3 下輥受力圖 受力：kgf 主電機kw 齒輪嚙合效率： 聯(lián)軸器效率： 軸承效率： 總傳動效率： m/min r/min 轉矩： N·mkgf·mm kgf·mm kgf·mm 4.3.2下輥剛度校核： 撓度[5]： I為軸截面的慣性矩： mm4 kgf mm kgf/m mm mm mm 故：安全。 4.3.3 下輥彎曲強度校核： 由受力圖知彎曲強度危險截面在Ⅱ、Ⅲ處[5]： Ⅱ處： kgf·mm kgf·mm kgf·mm （） kgf·mm kgf·mm 安全系數(shù)： Ⅲ處： kgf·mm kgf·mm 安全系數(shù) 故安全，故彎曲強度滿足。 4.3.4 下輥疲勞強度校核 初選Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ截面： Ⅰ、Ⅲ同類；Ⅳ、Ⅴ同類；Ⅱ、Ⅳ處：；Ⅰ、Ⅳ處： 顯然 ， 故僅校核Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ即可。 疲勞強度校核公式[1] kgf·mm Ⅱ截面： kgf·mm N·m 應力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力 MPa 應力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力和應力副 所以：截面Ⅱ處滿足疲勞強度要求。 Ⅲ截面： kgf·mm kgf·mm 應力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力 MPa 應力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力和應力副 故滿足疲勞強度要求。 Ⅳ截面： kgf·mm N·m mm3 ， 應力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力 MPa 應力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力和應力副 〉 故:安全下輥滿足疲勞強度要求。 kgf kgf·mm kgf·mm kgf·mm 剛度條件滿足。 滿足彎曲強度要求。kgf·mm 4.4 本章小結 由于卷板機不是一次成型的，而且每次成型所需的功率都不一樣，所以我把它分為四次成型，結果40%時所需功率最大，最后確定電動機的功率為11kw。對三輥卷板機選擇的參數(shù)進行校核，結果上下輥的強度都合格。 第5章 減速器的設計計算 5．1 傳動方案的分析和擬定 本設計的卷板機卷板時所需的大功率是由一個主電機通過減速器傳遞給個下輥來獲得的，為了避免兩下輥發(fā)生干涉，故減速器采用對稱式結構。又因減速器轉速較高，而減速器輸也軸轉速較低，故總傳動比較大?？紤]到經(jīng)濟性，故采用結構簡單、展開式的減速器。傳動方案如圖5.1： 圖5.1 減速器結構圖 5．2 減速器傳動裝置總的傳動比和各級傳動比的分配 5.2.1 總的傳動比 n0=7.074r/min ni=953r/min 5.2.2 傳動比的分配 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，?。骸? 故： =6.2 =4.8 5．3傳動裝置各軸的參數(shù)計算 5.3.1 各軸轉速 r/min r/min r/min r/min 5.3.2 各軸功率 各軸輸入效率：η1=0.97 聯(lián)軸器效率：η2=0.99 軸承：η3=0.98 Ⅰ軸： PⅠ=P0P01=11×0.99＝10.89lw Ⅱ軸： PⅡ=PⅠP12=10.89×0.98×0.97＝10.352kw Ⅲ軸： PⅢ=PⅡP23=10.352×0.98×0.97＝9.841kw Ⅳ軸： PⅣ=PⅢP34=9.841×0.98×0.97＝9.355kw 5.3.3 各軸轉矩 電動機軸： N·m Ⅰ軸： N·m Ⅱ軸： N·m Ⅲ軸： N·m Ⅳ軸： N·m 將上述結果匯總于表5.1以備查用。 5．4 齒輪傳動設計 因合金結構鋼比碳素調(diào)質(zhì)鋼具有較好塑性和韌性，即有較好的綜合機械性能，再綜合卷板機的工作特性：低速、大功率、交變負荷，所以選擇較為適合的合金結構鋼40Cr。對于大型減速器，為了提高箱體的強度，選用箱體材料為鑄鐵或鑄鋼。 5.4.1第一級傳動設計 1.齒輪參數(shù)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， 表5.1 減速器參數(shù)表 軸名 功率(kw) 轉矩T(N·m ) 轉速n(r/min) 傳動比i 效率η 電動機軸 11 110.231 953 1 0.99 Ⅰ軸 10.89 109.129 953 0.97 6.2 Ⅱ軸 10.352 6432.170 153.710 0.97 4.8 Ⅲ軸 9.841 2934.814 32.023 0.97 4.527 Ⅳ軸 9.355 12623.382 7.071 0.97 齒輪材料為40Cr，表面需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為48－55HRC。 3）選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。 3）選小齒輪數(shù)：Z1=24, Z2=UZ1=148.8，Z2取149 齒數(shù)比：u= 6.2 由于u>5所以采用斜齒β=15° 2.按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸[15] mm (5.1) (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：T1=1.093×105 N·mm c)齒寬系數(shù)[15]： 材料的彈性影響系數(shù)[15]： 取α=20° 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]：MPa f)計算應力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=60×953×1×（2×8×300×15）＝4.117×109 N2=4.117/6.2=6.64×108 g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)[15]：ZN1=1.0 ZN2=1.0 h)計算接觸疲勞許用應力[15]： 安全系數(shù)S＝1 MPa MPa 所以： MPa （2）計算 a)試算小齒輪分度直徑d1t 由5.1得： mm b)計算圓周速度V： m/s c)齒寬b： mm d)齒寬與齒高之比b/h： 模數(shù)： mt＝d1t/Z1＝52.53/24＝2.195mm 齒高： h＝2.25mt＝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]：Kv=1.11 KHα=KFα=1.4 使用系數(shù)：KA=1 KHβ=1.41 KFβ=1.46 故載荷系數(shù)： K=KHKVKHαKHβ=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 ?。簃m g)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm 3.按齒根彎曲強度設計[15] (5.2) (1)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]： MPa b)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)[15]： c)計算彎曲疲勞許用應力： 取安全系數(shù)S＝1.4 MPa MPa d)計算載荷系數(shù)K： e)查取齒形系數(shù)[15]： f)查取應力校正系數(shù)[15]： g)計算大小齒輪的并加以比較： 故小齒輪數(shù)值較大。 (2)模數(shù)設計算 mm 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，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、、Z2： Z1=d1/m=64/2=32 取Z1=32 Z2=×Z1=200 β確定： 取=241mm 4.幾何尺寸計算 a)兩齒輪的分度圓直徑： mm mm b)中心距： mm c)齒寬： mm 故取：b1=65 ，b2=60。 5.驗算 N N/m 故：假設合適，設計合理。 5.4.2 第二級傳動設計： 1．齒輪參數(shù)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(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為48－55HRC。 3）選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。 4）選小齒輪數(shù)：Z1=24, Z2=iⅡ×Z1=4.8×24=115. Z2取116 齒數(shù)比：u= 4.8 2．按齒面接觸強度設計由公式5.1 (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：T1=6.432×105 N·mm c)齒寬系數(shù)[15]： 材料的彈性影響系數(shù)： 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]： MPa e)計算應力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=60×153.71×1×（2×8×300×15）＝6.64×108 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力[15]：安全系數(shù)S＝1 MPa MPa 所以： MPa (2)計算 a)試算小齒輪分度直徑d1t： ＝71.44mm b)計算圓周速度： m/s c)齒寬b： mm d)齒寬與齒高之比b/h： 模數(shù)：mt＝d1t/Z1＝71.44/24＝2.99mm 齒高：h＝2.25mt＝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]：Kv=1.03 KHα=KFα=1.1 使用系數(shù)：KA=1 KHβ=1.323 KFβ=1.39 故載荷系數(shù)： K=KHKVKHαKHβ=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76mm g)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm 3.按齒根彎曲強度設計根據(jù)公式5.2 (1)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]：MPa b)彎曲疲勞壽命系數(shù)[15]： c)計算彎曲疲勞許用應力[15]：取安全系數(shù)S＝1.4 MPa MPa d)計算載荷系數(shù)K： e)查取齒形系數(shù)[15]： f)查取應力校正系數(shù)[15]： g)計算大小齒輪的并加以比較： 因為： 所以小齒輪的數(shù)值較小。 (2)模數(shù)設計計算 mm 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，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、、Z2：Z1=d1/m=71.744/4=21.7 取Z1=25 Z2=×Z1=120 4. 幾何尺寸計算 a兩齒輪的分度圓直徑： mm mm b)中心距： c)齒寬： mm 故取b1=90 ，b2=85。 5. 驗算： N N/m 故：假設合適，設計合理。 5.4.3 第三級傳動設計： 1．齒輪參數(shù)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(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為48－55HRC。 3）選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。 4）選小齒輪數(shù)：Z1=28, Z2=iⅡ×Z1=4.527×28=126.76 Z2取127 齒數(shù)比：u= 4.527 2．按齒面接觸強度設計由公式5.1 (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：T1=2.935×106 N·mm c)得齒寬系數(shù)[15]： 材料的彈性影響系數(shù)： 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]：MPa f)計算應力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=60×32.023×1×（2×8×300×15）＝1.383×108 N2=1.383×108/4.527=3.06×107 g)接觸疲勞壽命系數(shù)[15]：ZN1=1.0 ZN2=1.02 h)計算接觸疲勞許用應力[15]：安全系數(shù)S＝1 MPa MPa 所以 MPa (2)計算 a) 試算小齒輪分度直徑d1t： =118.08mm b)計算圓周速度： m/s c)齒寬b： mm d)齒寬與齒高之比b/h： 模數(shù)： mt＝d1t/Z1＝118.09/28＝4.217mm 齒高： h＝2.25mt＝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]：Kv=1.02 KA=1 KHβ=1.329 KFβ=1.39 故載荷系數(shù)： f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： mm g)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm 3. 按齒根彎曲強度設計[15] (1) 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： b) 查文獻[15]得彎曲疲勞壽命系數(shù)： c)計算彎曲疲勞許用應力[15]： 取安全系數(shù)S＝1.4 MPa MPa d)計算載荷系數(shù)K： e)查取齒形系數(shù)[15]： f)查取應力校正系數(shù)[15]： g)計算大小齒輪的并加以比較： 故小齒輪數(shù)值較大。 2）模數(shù)設計計算 mm 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，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、、Z2：Z1=d1/m=124/5=25 取Z1=25 Z2=×Z1=114 4. 幾何尺寸計算 a)分度圓直徑：mm mm b)中心距： c)齒寬： mm 故取b1=115 b2=110 5. 驗算 N N/m 故：假設合適，設計合理。 5.5 蝸輪、蝸桿的傳動設計 蝸桿傳遞名義功率8.35kw，轉速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，所以我選擇包絡環(huán)面蝸桿傳動。 5.5.1 材料選擇： 蝸桿：40Cr，表面淬火，HRC50齒面粗糙度Ra0.8 蝸輪：ZCuSn10P1，傳動選用8級精度，標準側隙，三棍卷板機間隙工作。 5.5.2 參數(shù)的設計： 1. 求傳動的中心距書[1]： kw 式中，K1、K2、K3、K分別為： 1、1.0、0.8、1 由[1]得a=175mm，取成標準值a=180mm 2. 主要幾何尺寸計算[1] mm， mm，mm，mm，mm，mm 其余項目由[1]： 蝸輪端面模數(shù)： mm 徑向間隙和根部圓角半徑： mm 齒頂高： mm 齒根高： mm 蝸輪分度圓直徑 ：mm 蝸輪齒根圓直徑 ：mm 蝸桿分度圓直徑 ：mm 蝸桿喉部齒根圓直徑 ：mm 蝸桿喉部齒頂圓直徑 ：mm 蝸桿齒頂圓弧半徑 ：mm 蝸桿齒根圓弧半徑 ：mm 周節(jié)角 ： 蝸桿包容蝸輪齒數(shù) ： 蝸桿工作包角之半 ： 蝸桿工作部分長度 ：mm 蝸桿最大根徑： mm 蝸桿最大外徑 ：mm 蝸桿喉部螺旋導角 ： 分度圓壓力角 ： 蝸輪法面弦齒厚： mm 蝸輪弦齒高 ： =5.78mm 蝸桿喉部法面弦齒厚 ： =10.629mm 蝸桿弦齒高 : mm 確定蝸桿螺旋修形量及修緣量[1]： mm mm mm 5．6 軸的設計校核計算： 5.6.1 四個軸的結構設計： 各軸材料為40Cr[1]， A=104.5mm。 I軸：P=10.89kw n=953r/min d≥104.5=23.538mm 取mm，故I軸可設計為齒輪軸。 軸I的結構如圖5.1 圖5.1 軸Ⅰ結構圖 軸II： P=10.352kw n=153.71r/min A=104.5mm d≥A=42.516mm 取d=45mm 軸結構如圖5.2 圖5.2 軸Ⅱ結構圖 軸III：P=9.841kw n=32.023r/min A=104.5mm d≥Amm 取d=80mm 軸III的結構圖5.3 圖5.3 軸Ⅲ結構圖 軸Ⅳ： P=9.355kw n=7.071r/min 由材料40Cr查表15-3取得：A0=104.5 mm 取d=120mm A B 軸Ⅳ的結構簡圖5.4： Ⅶ Ⅴ Ⅵ Ⅳ Ⅲ Ⅱ Ⅰ 圖5.4 軸Ⅳ圖 因小軸直徑dⅠ－Ⅱ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)軸器轉矩：Tca=KAT3=1.184×1.262×104=14942.08 N·m。 選用ZL10（GB5015－85 ），其公稱轉矩為31500N·m。 5.6.2 軸的校核計算： 1. 軸的彎矩計算 由于Ⅳ軸的作為輸出軸其轉速最小，扭距最大故只對Ⅳ軸進行校核計算。Ⅳ軸的支承跨距L=155+14+108+60=337mm。由軸結構圖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、扭矩圖和當量彎矩圖5.6。 B面受力分析： a) 轉矩：T＝1.26×107 N·mm b) 直徑：已知d=570mm c) 求圓周力:N d) 求徑向力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)彎矩： MH=3.706×106 N.mm MV= 1.349×106 N·mm g)總彎矩： N·mm h)扭矩： N·mm (α＝0.6) i) 計算當量彎矩： N·mm Ft Mca (N.mm) αT (N.mm) M (N.mm) MV (N.mm) RV1 Ft RV2 RH1 Ft RH1 RV1 RH2 RV2 RH2 MH (N.mm) Fr 圖5.6軸Ⅳ彎扭距圖 將上述結果列表5.2： 表5.2 軸Ⅳ彎扭距計算結果 載荷 水平面H 垂直面 支反力R(N) RH1=31813.553N RH2=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＝3.199×106 N·mm 扭矩T(N·mm) αT＝7.56×106 N·mm 當量彎矩Mca Mca＝8.527×106 N·mm 2. 軸強度校核[1] MPa [σ-1]=70MPa，因<[σ-1]=70MPa，所以安全。 3. 軸疲勞強度校核 (1) 確定危險截面 因截面A、Ⅱ、Ⅲ受力要比Ⅵ、Ⅶ處小，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ無需校核。 因截面Ⅵ、Ⅶ處采用過盈配合，所以應力最集中，但截面Ⅵ不受扭矩作用，軸徑也比截面Ⅶ處大，故只對截面Ⅶ校核。截面B處雖受力很大，但應力集中明顯校截面Ⅶ小，軸徑也比截面Ⅶ大，所以截面B處不需校核。 (2) 截面Ⅶ左側 a．抗彎截面系數(shù)： mm3 b．抗扭截面系數(shù)： mm3 c．左側彎矩： N·mm d．扭矩： N·mm e．彎曲應力：MPa f．剪切應力： MPa g．軸材為40，查文獻[1]得： Mpa Mpa MPa應力集中系數(shù)：（ 插值） 材料敏感系數(shù)： 尺寸系數(shù)： 軸表面質(zhì)量系數(shù)： 軸未經(jīng)表面強化處理： 材料特征系數(shù)， 則： 故安全。 (3)截面IV右側 a．抗彎截面系數(shù)： mm3 b．抗扭截面系數(shù)： mm3 c．右側彎矩： N·mm d．扭矩： N·mm e．彎曲應力： MPa f．剪切應力： MPa g．查文獻[1]得：，于是：， h．軸按磨削加工，質(zhì)量系數(shù)[1] ： i．軸IV右截面處的安全系數(shù)為： 則： 故安全。 因在傳動時無較大的瞬間過載和嚴重的應力循環(huán)不對稱，故無須靜強度校核。 (5)軸承的選擇 選擇軸承類型的依據(jù)：安裝軸承處的最小直徑和軸承所受負荷的大小、方向及性質(zhì)；軸向固定形式；調(diào)心性能要求；剛度要求