说明书滚圆机

1、第一章 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。滚圆机是一种广泛应用的冷加工成形设备。 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工件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。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：在国

2、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、三轴滚圆机：包括对称式三轴滚圆机、非对称式三轴滚圆机、水平下调 式三轴滚圆机、 倾斜下调式三轴滚圆机、 弧形下调式三轴滚圆机和垂直下调式三 轴滚圆机等。2、四轴滚圆机：分为侧辊倾斜调整式四轴滚圆机和侧辊圆弧调整式四轴滚圆机3、七轴滚圆机：有侧辊倾斜调整式七轴滚圆机。滚圆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，至今仍广泛应用。在低速大扭矩的滚圆机上，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 液压马达作为电

3、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滚 圆机，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滚圆机。滚圆机的工作能力是指工件在冷态下， 按规定的屈服极限卷制最大工件厚度 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，但对工件的质量要求较高 （如不允许有缺口、 裂纹等缺陷）， 金相组织一致性要好。1.2 滚圆机的原理1.2.1 滚圆机的运动形式滚圆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 成滚圆机的上辊和下辊同步旋转从而带动工件前进。 辅运动是滚圆机在滚圆过程 中后辊的升降便产生不同曲率的圆弧。该机构

4、形式为非对称式三轴滚圆机 ,其布局结构如图 1.1图 1.1 非对称三轴滚圆机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。 机械滚圆是在滚圆机 （又叫轧圆机） 上进行的。1.3 滚圆的发展趋势加入 WTO 后

5、我国滚圆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”期末中国的滚圆机总需求量为 600 万台，相关装备的需求预计超过1000 亿元。到 2010 年，中国的滚圆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，产品的更换也要求滚圆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， 滚圆机工业 1000 万以上投入的项目达近百项； 2. 滚圆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. 由于滚圆机的 高利

6、润，促使各地政府都纷纷投资（国家投资、外资和民间资本）滚圆机制造。 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。 民营企业的崛起以及机制的敏锐使 其成为滚圆机工业的新宠，民营企业已开始成为滚圆机装备市场一个新的亮点。滚圆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 滚圆机，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。滚 圆机制造业的技术革命， 将引起装备市场的结构变化： 数控技术推动了滚圆机制 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

7、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，滚圆机工业对制造装备的需求与现 在比将增长 12% 左右，据预测，滚圆机制造业：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

8、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， 滚圆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。第2 章 方案的选择与确定2.1 设计原则 根据产品的特点，我们确定了几条设 计原则， 1 、机器必须有较高的加工精度。 2， 转子线 圈端部滚弧成形后， 剩余直线边越短越好，不用压头机。 3 、机器必须有较宽的加工工件厚度范围，

9、要求机器能适用厚度 s=315ram 左右。 4 、操作调整方便， 能快速调整厚度 s和滚弧半径 R。5 给操作者提供合理的站位条 件。2.2 滚圆机的选择与确定滚圆机按轴可分： 三轴滚圆机、 四轴滚圆机、 七轴滚圆机。 根据本次产品的要求， 我选择三轴滚圆机。 三轴滚圆机是一种应用广泛的冷加工成形设备。主要有二种滚圆形式，一种是三轴对称 分布形式，见图 4 。这种形式结构简单紧凑， 三轴受力接近， 易于设计制造， 但是加工后， 工件两端剩余直线边 很长，其理论剩余直线边长为 t2， 实际常比理论值大， 为（6 20）S 。为此工件上滚圆 机前， 必须先在压头机上压二端， 即增加一台压头机及压

10、头工序， 且压头机上压出的是非 圆弧曲线。如转子线澍端部厚 s=12ram 贝 9最大剩余直线边长为 240ram ，线圈端部是一 段圆弧， 卒身并不长， 滚圆加工后，两端还存在不短的直线边， 即使经压头，也不能达 到形状准确。国内生产滚圆机厂家很多， 产品规格不少。 但是形式单一，大多数是三轴对称 式。另一种是三轴不对称分布形式，见图 5。这种形式结构比对称式稍复杂， 辊轴受力较大 但是采用这种形式加工的工件剩余直线边 短，理论剩余直线边长为 （15 2）s ，实际是对称式的 （161l0） ，与理论值相差不太， 按照这一数据，如滚轧 12m-m 厚转子线圈端部，剩余直线边长约 2扭m ，在

11、加工中辅之操 作者加以修正，基本上能达到线圈质量标准。虽然三轴不对称式结构复杂，辊轴受力又大，但是可以不压头，不设置压头机，基本上 能使工件全长范围上弯曲成形。因此决定用三轴不对称形式。第三章 传动设计3.1 主运动方案的设计图 1.2 主传动链示意图3.1.1 上下主轴辊的传动 上下主轴辊的传动式由电机带动减速机构及过桥齿轮实现的，主传动链如图 1-2 所示。上下主轴辊传动如图 1-3 所示，上下轴辊的传动式用一对三联块和一对二联块固定两个过桥 齿轮使其与上下主轴辊齿轮啮合实现的。 该方案机构紧凑即实现了上下轴辊的同速反向运动 又可使上下主轴辊在调整间隙时主轴辊传动齿轮不发生脱离，保证了正常

12、传动。图 1-3 上下主轴辊传动示意图3.1.2 上下主轴辊间距的调整上下主轴辊间距的调整是通过蜗杆带动上轴滑块上的蜗轮转动, 蜗轮内径是丝母 ,当丝母转动时带动丝杠转动 ,使丝杠上的滑块做上下移动 ,在滑块上的轴承带着轴同时上下移动从而 实现了间隙的调整。3.2 进给方案的设计 3.2.1. 后轴辊的运动 后轴辊的上升才能使铜排受阻弯曲， 所以后轴辊的上升、 下降（在一定的角度下） 便产 生了不同曲率的圆弧。 后轴辊的调节用一单独电机带动减速机构来实现。 蜗轮、 蜗杆减速机 构通过空套齿轮带动与箱体相关的螺母沿固定的丝杠旋转，从而 使箱体沿直线方向运动， 由箱体带动后轴辊实现进给。后轴辊的调

13、整（根据所需要的不同曲率半径R 大小进行调整）可采用电动机粗调和人工细调两种方式来实现。第四章 非对称三轴滚圆机设计分析4.1. 主要参数 已知设备参数要求为（1 ）输出速度 n=15.6rpm 。（2 ）侧滚自动进给速度 V=0.093m/s 。（3 ）侧滚进给驱动电机功率 N=390W ，转速 n= 1400rpm 。根据使用要求并参照同类型机床 （滚圆机、 滚板机） 估算出的上下主轴辊及后轴辊直径如图 2-1 所示。图 2-2 各轴辊几何位置示意图上主轴辊 D =120mm下主轴辊 D =120mm后轴辊 D =100mm后轴辊的调节方向与竖直方向的夹角参照其它同类产品标准，推荐值为20

14、 40 度，本机床为 35 。上下主轴辊中心线与竖直方向的夹角为2. 非对称式三轴辊滚圆机床的外型尺寸为长： L=620mm宽： B=625mm高： H= 1265mm，按=( 0.4-0.8 )，取=184.2 主轴运动参数的计算4.2.1 受力情况分析当所滚铜排尺寸最大且滚圆半径最小时轴辊所受阻力位极限状况，结构尺寸如图 2-2 所示：通过对极限参数的计算而得到的输入功率即为本机工件的最大功率。 极限状况下的通篇尺寸为：铜排的最大宽度： b=100mm铜排的最大厚度： h=12.5mm 要求滚制的最小半径： r =200mm? =? + =35 +18 =26 .52=2=O2E60O 3

15、E =120 .34 mmtan ?tan 26 .5OE =OO 3 +O 3 E = 200+ 60 .34 = 260 .34 mm=2 arctan60 =26260 .34 =R+h/2AB =2 * 3.14= 93 .5mm3601 )计算受力端的弧长 AB ：2 )AB 弧段的受力分析根据简支梁在纯弯曲状况下横截面上最大正应力产生在最大变形处的最外缘，M ?Y max max = IZ故其正应力为式中 M弯矩， N ?mYmax 简支梁外缘到中性层的矩离，m；IZ横截面对中性层的惯性矩， m 4；当最大正应力 max =s时,M 即为横截面上的极限弯矩 ,且当弯矩大于极限弯矩时

16、，简支梁 发生塑性变形。铜的许用应力 bb = 200 MPa= 2 10 8 PaY m ax12 .5226 .25IZbh 30 .1 0 .0121212（3 ）计算轴辊与铜排间的摩擦力 轴辊与铜排之间静摩擦系数取 f=0.54 轴辊与铜排间的静摩擦力为 F=f*N 又N=P 。 所以 F=f P=0.54 22802=12313.08N4.2.2 驱动轴辊的转矩与功率3Mn=FD12313 .08 120 10=738 .78N ?m22P 输入Mn n 输出738 .78 15.6 =1.2KW9.55 10 39.55 10 3 =4.2.3 计算电机功率 因为 P 输出 = P

17、 输入 ? 总式中 总 总传动效率所以 总 =0.98 0.98 0.99=0.825P输入 = P输出 = 1.2 =1.45kw 总0.825Y100L-6 。其参数因为电机的输入功率大于 1.45kw, 为了安全起见，选取的电机型号为 N=1.5KW 、 n=940r/m 。4.2.4 传动比的分配= 940= 15 .6= 60 .256n入总 =n出式中 总 - 总的传动比；n出 -轴辊的输出转速； n入 - 电机的输入转速；在闭式圆柱直齿传动为了避免带轮尺寸过大，取 i带=3.7 ，则i减=60.256/3.7=16.285, 减速机构中， （ 1.2 1.3）i低 2=i减，所以

18、 i低=3.6 ， i高=4.5 。4.3 传动装置各轴的参数计算4.3.1 各轴的转速n1=940r/minn1940n21=254r / mini带3.7n3 =n2254 =56.4r / mini高4.5n4n356.4=15.7r / mini低3.64.3.2 计算各轴的功率带 =0.98，齿 = 0.98，轴承 =0.994.3.3 计算各轴的转矩T1 =9550 N电机 =95501.45=1.473104N ?mm n1940T2=9550Nn22=955012.5442= 5.339 104 N ?mmT3=9550N3=95501.34=2.269105N ?mm3 n3

19、56.4T4=9550N4 =95501.25=7.604105N ?mm4 n415.7T5=9550N5=95501.23=7.482105N ?mm5 n515.74.4 各齿轮的计算4.4.1 同步齿形带的计算小带轮齿数 Z 1=20, 大带轮齿数 Z 2=74 ，传动比 i=3.71. 确定计算功率pca =kA?p式中 k A -工作情况系数， kA =1.2；pca=kA?p=1.21.45=1.74kw2. 齿形带模数 m1m1Am3 2kT3YF?1YS?1 = 2.14 m3 d Z12F取 m1 =2.53. 确定小带轮的节圆直径D1D1 = m ?Z1 = 2.520

20、= 50mm4. 确定齿形带速 v=2.46ms3.14 D1 n 3.14 50 940 v = =60100060 10005. 确定大带轮的节圆直径 D2D2 =m?Z2 = 2.5 74 =185mm6. 计算中心距 A0=（0.7 2）（D 1+D 2）=164.5 470mm 初取 A 0 =450mmL L012501279.075所以实际中心距 aA0+0 =450+= 435mm0 2 2中心距的变化范围为 164.5 470mm7. 计算齿轮带带长和齿数D1+D2 （D2 D1）250 +185 （18550）2L0 = 2 A0 +D1 D2+ D2 D1 =2450+3

21、.14+ =1279.075mm0 0 24A024450取 L =1250mm,Z =1608. 验算小带轮上的包角180 （D 2 D1）57.3 =180 （185 50 ） 57 .3 =162 90a 4359. 检验Za=Z136020 162360=9 6合格10. 单位带宽的离心力所产生的张力T =qv2式中 q每米齿形长度上的重力，查文献【1】，取 q =3.43103 NmT =qv2 = 3.43103 2.462 =211Ng 9.89.8102 NNj= P T V11. 确定齿形带宽 b102 N j1021.74式中 P-齿形带许用拉力 P=9.8N;= P T

22、V = (2119.8)2.4 =75mm12. 齿形带传动对轴的作用力f=(1.1 1.2)P式中 P-传递的圆周力， N;P =102 N电机 =1021.45=610.4NV 2.46 f =1.1610.4 = 671.44N13. 同步齿形带齿轮的齿形角 =40 带轮顶圆直径 De =D+2De大 =185+ 2 0.75 =186.5mmDe小 =50+20.75=51.5mm齿高 h=h+e式中 h- 齿形带齿高 h=1.8mm;e- 径向间隙 e=0.82mm;所以 h=h+e=18+0.82=2.62mm 分度圆直径D f =De hD f大 =186.51.8 =184.7

23、mmD f小 =51.51.8=49.7mm分度圆齿距 P f = m 2 h 220=7.803mm74分度圆齿厚 Sf = P f （Smf ）式中， Sm -齿形带齿高中心线处的齿厚 ; Sm =3.66mm； f- 齿侧间隙 f=0.6mm;Sf大 =7.803（3.66+0.6）=3.543mm 所以Sf小 =7.863（3.66+0.6）=3.603mm齿根圆角半径 r=0.1m=0.1 2.5=0.25mm 齿顶圆角半径 r = 0.15m = 0.15 2.5 = 0.375mm 带轮宽度 B=b+（3 10）=75+5=80mm 由以上的计算知同步齿形带张力较小，一般在带与两

24、轮切点中央的力为重力 （w=B?r其中 B为带宽 ），如果中点的挠度在 1028 范围内便认为是合格的。4.4.2 第二级传动设计1. 齿轮参数选择1 ）选用圆柱直齿传动。2）材料选择：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，小齿轮材料为 40Cr ，表面需调质处理，齿面硬度为 280HBS, 大齿轮材料 为 45 钢（调质）硬度为 240HBS, 二者材料硬度差为 40HBS 。3）选取精度等级：选 7 级精度 （GB10095-88） 。4）选小齿轮齿数 Z1=24 ，大齿轮齿数 Z2=24 4.5=108 。2. 按齿面接触强度计算和确定齿轮尺寸2.32 kT 2（u

25、1）ZE2（5.1）d1t 2.32 32 2E （5.1）d uH （1）确定公式内各计算数值a）试选载荷系数： Kt=1.3b）小齿轮传递扭矩： T2=5.339 104 Nmmc）齿宽系数 d =11d）材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa 2e) 按 齿 面 硬 度 查 得 大 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 H lim 1 = 600MPa ;Hlim 2 = 550 MPaf) 计算应力循环次数：N1=60n 1JLn=60 940 1(28300 15 ) 4.06 10 9N2=4.06 10 9/3.2=1.26910 9g）查得接触疲劳寿命系数 K

26、HN 1 = 0.9; K HN 2 =0.95 。h） 计算接触疲劳许用应力H 1 = KHN1lim1=0.9600=540MPa 安全系数 S1 ， SH 2 = K HN 2lim 2 = 0.95550 =522.5MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入H 中较小的值。由式（ 5.1 ）得 d 1t =51.897mmb）计算圆周速度 V:V = d1t n1V = 60 10003.1451.897254=0.69m601000c)齿宽 b:b=d ?d1t =151.897 =51.897mmd) 齿宽与齿高之比 b/h ：模数：m td 1t/Z 152.53/

27、24 2.195mm齿高：h2.25m t 2.25 2.195 4.939mm齿高之比 ：b/h 51.897/4.93910.51e）计算载荷系数：根据 v=2.55m/s ，7 级精度动载荷系数 15 ：Kv=1.11 K H =K F=1 使用系数： KA=1 KH=1.415KF=1.26故载荷系数： K=KAKVKHKH=1 1.11 11.415=1.571f）按实际载荷系数校正分度圆直径：d1=d1t3 k =51.8973 1.571 =55.278mmkt1.3g）计算模数 m ： m=d 1/Z 1=55.278/24=2.3mm3. 按齿根弯曲强度设计5.2）FE1 =

28、 500MPa ;FE 2 = 380MPak T 2 Y Fa Y Sa d z1 2 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 ：b）查得弯曲疲劳寿命系数： kFN1=0.85;kFN 2 = 0.88;c）计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数 S1.4 ，k FN 1FE1 0.85 500F1=kFN1sFE1=0.851.4500MPa=303.57MPa =kFN2FE2 F 2s0.881.4380 MPa =238.86MPad）计算载荷系数 K ：k=kA?kvkF?kF=1 1.111.26=1.386 e）查取齿形系数： Y F1 = 2.65; Y

29、 F2 = 2.172f）查取应力校正系数 : Y S1 =1.58; Y S2 =1.8g)计算大小齿轮的YFYS并加以比较 : FY F 1Y S 1F 12.65 1.58 = 0.01379303 .57Y F 2 Y S 2F 22.172 1.8 = 0 .01637238 .86故大齿轮数值较大。(2)模数设计计算21.3865.3391042420.01637 =1.6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

30、数 m 1.68mm ，圆整后 m 2mm 。校正后的分度圆直径 d 1 =55.278mm 。 齿数 Z1、Z2： Z1 =d 1 /m=55.278/2=28； Z2=iZ1=4.5 28=1264. 几何尺寸计算d1=Z1?m=282=56mma）两齿轮的分度圆直径： 1 1d 2 = Z 2 ?m =126 2 = 252mmb）中心距：a=d1+d2 = 56+252 =154mm22c）齿宽： b =d d1 =156 =56mm取 B2=56mm,B 1=61mm.4.4.3 第三级传动设计1. 齿轮参数选择1 )选用圆柱直齿传动。2）材料选择：因此级传递功率校大，磨损严重，考虑

31、磨损对齿轮强度的削弱， 小齿轮材料为 40Cr ，表面需调质处理，齿面硬度为 280HBS, 大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS, 二者材料硬度差为 40HBS 。3）选取精度等级：选 7 级精度 （GB10095-88） 。选小齿轮齿数 Z1=24 ，大齿轮齿数 Z2=24 3.6=86.4 ，取 Z2=863. 按齿面接触强度计算和确定齿轮尺寸 d1t 2.323 ktT3（u1）Z2 E（5.1）d uH （2）确定公式内各计算数值c）试选载荷系数： Kt=1.3d）小齿轮传递扭矩： T3=2.269 105 Nmm c）齿宽系数 d =11d）材料的弹性影响系数 ZE

32、=189.8MPa 2e） 按 齿 面 硬 度 查 得 大 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim 1= 600MPa ;Hlim 2 =550MPaf)计算应力循环次数：N1=60n 1JLn=60 940 1( 28300 15) 4.06 10N2=4.06 10 9/3.6=1.128 10 9 g)查得接触疲劳寿命系数 K HN 1=0.9;K HN 2 =0.95 。h）计算接触疲劳许用应力H 1 = KHN1lim1=0.9600=540MPa安全系数 S1， 1 SH 2 = K HN 2lim 2 = 0.95550 =522.5MPa S（2）计算1）试算

33、小齿轮分度圆直径 d1t,代入H 中较小的值由式（ 5.1 ）得d 1t =85.318mmb）计算圆周速度V:V = d1t n3V =60 10003.14 85.31856.4 m= =0.25m60 1000sc）齿宽 b:b= d ?d1t =185.318=85.318mmd）齿宽与齿高之比 b/h ：模数：m td 1t/Z 1 85.318/24 3.555mm齿高：h 2.25m t 2.25 3.555 7.999mm齿高之比 ：b/h 85.318/7.999 10.67e）计算载荷系数：根据 v=0.25m/s ，7 级精度动载荷系数： Kv=1.08 KH=KF =1

34、 使用系数： KA=1 KH=1.415KF=1.35故载荷系数： K=KAKVKHKH=1 1.08 11.415=1.528f）按实际载荷系数校正分度圆直径：k 1.528d1=d1t3=85.3183=90.04mmg）计算模数 m ： m=d 1/Z 1=90.04/24=3.75mm4. 按齿根弯曲强度设计2 k T 3 Y Fa Y Sa（5.2） 3dT z1Y2 YF （5.2）=380MPa（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 ： FE1 = 500MPa ;FE 2b）查得弯曲疲劳寿命系数： kFN1=0.85;kFN 2 = 0.88;c）计算弯曲

35、疲劳许用应力：取安全系数 S1.4 ，F1=k FN 1FE1 = 0.85 500s = 1.4MPa =303.57MPaF 2 =kFN2FE2s0.883801.4MPa = 238.86MPad）计算载荷系数 K ：K=K AKVKHKH=1 1.08 11.35=1.458 e）查取齿形系数： Y F1 = 2.65; Y F2 =2.208 f）查取应力校正系数 : Y S1 =1.58; Y S2 =1.776g）计算大小齿轮的 YFYS并加以比较 :FY F1YS1 = 2.65 1.58 = 0 .01379 F 1303 .57Y F2Y S2 = 2.208 1 .77

36、6 = 0 . 01642 F 2238 .86故大齿轮数值较大。（3）模数设计计算21.45822.2691052420.01642 = 2.66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 2.66mm ，圆整后 m 3mm 。校正后的分度圆直径 d 1 =90.4mm 。齿数 Z1、Z2： Z1=d1/m=90.4/3=30； Z2=iZ1=3.6 30=1084.几何尺寸计算d1 = Z1 ?m = 30 3 = 9

37、0mma）两齿轮的分度圆直径： 1 1d2 =Z2 ?m =1083 =324mmb）中心距：a=d1+d2 = 90+324 = 207mm22c）齿宽： b=d d1=190=90mm取 B2=90mm,B 1=95mm.5.4.3 第四级传动设计：1过桥 齿轮参数选择IV 轴上的小齿轮与轴上的齿轮以及过桥齿轮的齿数为Z4=Z 5=Z 6 =Z 7=245 ）材料选择：小齿轮材料为 40Cr ，表面需调质处理，齿面硬度为 280HBS, 大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS, 二者材料硬度差为 40HBS 。6）选取精度等级：选 7 级精度 （GB10095-88） 。4.按

38、齿面接触强度计算和确定齿轮尺寸(5.1)kT 4(u 1)Z E 2 d1t 2.32 3 T 4Z2Ed uH 23）确定公式内各计算数值 e）试选载荷系数： Kt=1.3f）小齿轮传递扭矩： T2=7.604 105Nmm c）齿宽系数 d =11d）材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa 2e) 按 齿 面 硬 度 查 得 大 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim 1 = 600MPa ;Hlim 2 = 550 MPaf) 计算应力循环次数：N1=60n 4JLn=60 15.7 1(28300 15 ) 6.78 10 7 N2=6.78 10 7/1=6.

39、78 10 7g）查得接触疲劳寿命系数 K HN 1=0.9;K HN 2 =0.95h） 计算接触疲劳许用应力安全系数 S1H 1 = KHN1lim1=0.9600=540MPaSH 2 = K HN 2lim 2 = 0.95550 =522.5MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入H 中较小的值由式（ 5.1 ）得d 1t =148.24mmb）计算圆周速度V:V = d1tn4V =60 10003.14 148.24 15.7 m= =0.12m601000c)齿宽 b:b=d ?d1t =1148.24=148.24mmd)齿宽与齿高之比 b/h ：齿高：h 2.

40、25m t 2.25 6.17 13.9mm齿高之比 ：b/h 148.24/13.9 10.66模数：m t d 1t/Z 1 148.24/24 6.17mme）计算载荷系数：根据 v=0.12m/s ，7 级精度动载荷系数：Kv=1.05 KH=KF =1 使用系数： KA=1 KH=1.44KF=1.26故载荷系数： K=KAKVKHKH=1 1.05 11.44=1.512f）按实际载荷系数校正分度圆直径：d1=d1t3 kkt =148.2431.15.312=155.9mmg）计算模数 m ： m=d 1/Z 1=155.9/24=6.5mm5. 按齿根弯曲强度设计m 3 2 k

41、 T 4 Y2 Fa Y Sa（5.2）d z1 2 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 ： FE1 = 500MPa;FE 2 =380MPab）查得弯曲疲劳寿命系数： kFN1=0.85;kFN 2 = 0.88;c）计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数 S1.4 ， = k FN1FE1 = F 1 s0.85500MPa =303.57MPa1.4 =kFN2FE2F 2 s d）计算载荷系数 K ：0.88380= MPa = 238.86MPa1.4k=kA?kvkF?kF=1 1.0511.26=1.323e）查取齿形系数： Y F1 = 2.65; Y

42、 F2 =2.65f）查取应力校正系数 :YS1=1.58;YS2 =1.58g）计算大小齿轮的 YFYS并加以比较 :F Y FY1= 303 .57 = 0.01379Y F 2 Y S 2F22.65 1.58238 .86= 0 .01753（4）模数设计计算21.3237.6041052420.01753 = 3.94mm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 3.94mm ，圆整后 m 4mm 。校正后的分度

43、圆直径 d 1 =155.9mm 。齿数 Z1、Z2： Z1=d1/m=155.9/4=39； Z2=iZ1=1 39=394.几何尺寸计算a）两齿轮的分度圆直径：d1=d2 =Z1?m=384=152mmb）中心距：a=d1+d2=152+152 =152mm22c）齿宽： b=d d1 =1152 =152mm4.轴的设计校核计算：5.6.1 四个轴的结构设计p 各轴材料为 45 号钢， A 0 =112mm 。d =A03n轴：d1=A03 1=1123 1.45 n1940=25mm=40mm轴：P2=1.42kwn 2 =254r/mind2=A03 P2 =1123 12.5442

44、2 0 n2254故轴可设计为齿轮轴轴的结构如图 1.1轴： P3=1.34kwn 3 =56.4r/md3=A03 np33 =1123 51.63.44=50mm结构如下轴：P4=1.25kw结构如下n 4=15.7r/md4 =A03 p4n4=111.25=60mm轴： P7=1.18kw,n 7 =15.6r/m结构如下15.7d7=A03 np77 =1123 115.1.68 =60mm5.6.2 轴的校核计算：1. 轴的弯矩计算由于轴的作为输出轴其转速最小， 扭距最大故只对轴进行校核计算。 根据受力图绘出轴的弯矩、扭矩图和当量弯矩图 5.6 。 0图 3-1 上轴辊受力图1.垂

45、直方向的支反力及弯矩图 3-2 上轴辊垂直方向受力图2.作用在齿轮上的力Fr =2T7=27.482105 =9.8103Nr d 152Ft = F r tan = 9.8 103 tan 20 =3.6 103 N M B =0 160Ft(160+240)RHD =0所以 RHB =2403.6103160 +240= 2.16103 N所以 RHD1603.6103 =1.44103N160+240M D =0RHB(160+240)240Ft=0M HC =160 RHB =160 2.16 103 =346N ?m2.水平方向的支反力及弯矩图 3-3 上轴辊水平方向受力图RVA =

46、P =22802NM D =0160+240)RVB RVA (160+160 + 240)240 F r =03 22802(160+160+240)+2409.8103RVB = 37802.8 NVB 160+240MB=0(160 +240) RVD +160F r 160 RVA =0RVD =5200.8N160228021609.8103160+240MVB =160RVA =160 22802 103 =3648.32N ?mMVC = 240 RVD = 240 5200.8 =1248N ?mM B =M VB =3648.32N ?m11M c =(M 2 HC +M 2

47、VC)2 =(3462 +12482 )2 =1295N ?m1量弯矩 M =M 2 +(T)22式中 是调整系数；11M B =M 2 B +(T)2 2 =3648.32 +(0.6 765)2 2 =3675.8N ?m 11M C =M 2C +(T)22 =12952 +(0.6 765)2 2 =1370.56N ?m图 3-4 上轴辊弯距图所以 B 剖面为危险截面，只需要校核该点的强度。B 点的直径 d=90mmM B0.1d33675.80.1（90103）3=51.6MPa1】=55MPab 1b=55MPa所以截面 B安全其它轴的强度校核同此，且均安全。3.2.2 轴的刚度

48、校核（仅校核上轴的刚度） 轴的材料弹性模量 E=210 GPad 41 3.14（6.8 103）47 4I1= d 1 = 3.34 107 m41 64 64d 42 3.14（90103）46 4I2= d 2 = 3.22 10 6 m 42 64 64Ft =3.6 103 NFr =9.8103 NRVA =22802N图 3-5 上轴辊受力图由文献 2 表8-1 公式得Q = Ft ab（l +a） =3.6103 240103 160103 （400+240）103 =5.26104 HB6lEI16400103 2101093.34107Ft ab（l +b） 3.6103

49、240103 160103 （400+160）103 4QHD=4.6106lEI16400103 210109 3.34107yHC=Ftab（l2a2b2） 3.6103240103160103（400224021602）106lEI16400103 210109 3.34107=-6.310-5m图 3-6 上轴辊各详细情况受力图Fv 单独作用时QvB1=Fr ab(l +a)=9.810324010-316010-3 (400+240)10-3 =1.4310-3640010-3 210109 3.3410-76lE I 1Q Frab(l +b) 9.810324010-316010-3(400+160)10-3 QVD16lEI1-1.2510-364