纵剪线收卷机构毕业设计

1、浙 江 科 技 学 院本 科 毕 业 设 计（2011届） 题 目 纵剪线收卷机构的设计 学 院 信息与控制工程学院 专 业 机电一体化技术 班 级 g10机电2班 学 号 0210100232 学生姓名 王郑杰 指导教师 蒋玮 完成日期 2012.05.20 纵剪线收卷机构的设计 学生姓名：王跃峰 指导教师：凌玮 浙江科技学院机械与汽车工程学院摘 要现代社会，包装技术应用广泛，金属材料包装产品也随处可见，薄板剪切是金属材料包装的重要环节，根据不同包装尺寸，剪切技术越来越体现重要地位。本论文主要介绍了薄板剪切技术中收卷机构的设计，主要包括收卷机构中电机驱动减速箱带动主轴旋转，液压驱动油缸通过拉

2、杆实现胀瓦开合，胀瓦部分的相关设计。电机驱动减速箱的内容，在机械设计课程设计时已经具体实施过，本文从简述说；液压驱动油缸，相关液压回路的设计；胀瓦部分主要零件的设计及装配工艺。电控系统的设计主要根据任务书的参数计算选择出合适的电机，并通过设计二级斜齿轮传动实现主轴旋转；液压系统的设计主要根据胀瓦的伸缩范围选择合适的液压缸，并选用合适的液压元件完成液压回路的设计；胀轴部件的设计主要是主轴和胀瓦部件间的相互配合。关键词： 薄板剪切 收卷 电控系统 液压系统 胀轴部件longitudinal cut the line rewinder design of organizationstudent: y

3、uefeng wang advisor: wei lingschool of mechanical and automotive engineering zhejiang university of science and technologyabstractin the modern society, packaging technology has been used widely, metal materials packaging products also are everywhere, thin shear is an important link of metal materia

4、ls packaging. according to the different packing size, cutting technology is increasingly reflect important position .this paper mainly introduced the design of organization about thin shear technology rewinder. mainly includes rewinder institutions in motor driver reducer drive shaft rotation. hydr

5、aulic drive oil cylinder through the bars open realize bilge watts, the relevant design bilge tile parts. in mechanical design course design, the motor driver reducer content, this paper has specific implementation simple declare; hydraulic oil cylinder and related hydraulic circuit design; part of

6、the main parts bilge tile design and assembly process.the design of the electric control system based on commitments parameter calculation choose the suitable motor, and through the design level two inclined gear transmission realize the spindle; hydraulic system design according to the expansion of

7、 the main scope of expansion, choose the appropriate hydraulic cylinder, and choose the right hydraulic components complete hydraulic circuit design; expansion shaft parts design main spindle and bilge watts is interaction between components.keywords：sheet shear ；rewinder ；electronic control system

8、；hydraulic system ；expansion shaft parts目 录摘 要iabstractii目 录iii第一章 绪 论11.1背景与意义11.2研究的目的和任务21.3研究路线3第二章 电控系统设计42.1电机的选择42.2计算总传动比及分配各级传动比52.3运动参数及动力计算5第三章 传动零部件的设计73.1传动齿轮的设计计算7 3.1.1第一级齿轮传动零件设计7 3.1.2第二级齿轮传动零件设计133.2传动轴的设计计算13第四章 液压系统设计164.1设计要求及设计构思16 4.1.1设计要求16 4.1.2设计构思174.2液压回路设计17第五章 胀轴部件的设计1

9、95.1主轴的设计215.2胀瓦部件的设计19第六章 结 论24参考文献25致 谢26第一章 绪 论1.1背景与意义 21世纪随着人民生活水平的提高，对各类商品的包装质量有着极大的要求，特别是灌装饮料、奶粉行业的快速发展，加大了对薄板类罐装包装的极大需求，极大地推动了国内薄板剪切行业的发展。薄板裁剪生产线是种适用于马口铁、铝板、硅钢片、冷轧板、镀锌板、铜等自动卷料开卷、校平、高精度裁剪、落料的生产设备，可分为纵剪线机和波剪线机。本论文中主要叙述纵剪线机。纵剪线机又叫纵剪机组，用于马口铁、镀锌铁、硅钢片、冷轧带钢、不锈钢带、铝带、钢带等卷料分条剪切。将金属卷料裁剪成所需各种宽度的条料，再将条料收

10、成小卷供下道工序使用，是变压器、电机行业及其它金属带材精密剪切的必需设备。薄板剪切行业在国内属于新兴行业，薄板剪切技术也不够完善，存在众多缺陷，在技术研发和创新方面重视不足，仍需大力发展，需提高机械部分的稳定性，并减少投入成本，并在软件控制方面需大力投入，提高人工智能化水准。 研究该课题可以了解薄板剪切技术在国内的发展趋势，以及在发展中出现的问题，并通过发现问题，提出可行性解决方案，解决问题。通过技术改进，包括机械部分类似于减少投入成本之类的技术改进，以及控制部分，例如液压，气动方面的改进，或者plc技术的引用，让整条生产线注入新鲜的血液，形成完全全自动式生产线。研究纵剪线收卷机构，可以了解其

11、在整条纵剪线中所起到的作用，解决在收卷时设备所出现的问题，达到卷料收卷后平整紧密的效果。研究过程中，对于个人来说也可以掌握机械各功能实现方式和研发内容，掌握简单的液压线路的设计和控制的实现，为以后的工作打下良好的基础。通过完成机械部分各个元件的设计，熟悉各类机床加工原理以及零件加工工艺，为以后设计水平的提高打下基础。1.2研究的目的和任务本论文研究的目的是完成收卷机构（如图1.1所示）主要部件的设计，包括电机传动部分零部件的设计，简单液压控制系统及液压回路的设计，胀轴部件的设计。掌握收卷技术在薄板剪切技术中起到的作用，为今后国内薄板剪切技术在技术改进、技术创新方面的发展提供帮助。 研究的主要任

12、务是对收卷机构进行详细分析，判断结构的合理性，如功能实现的方式和准确性，机械部分强度的合理性、安全性，以及机构的详细结构等等，提出设计和改进方案，并完成收卷机构典型机构的设计，如齿轮传动机构，液压驱动机构，胀轴部件（如图1.2所示），及其他典型零部件的设计以到达所需的技术要求。图1.1 收卷机构图1.2 胀轴部件1.3研究路线1收卷机构整体分析，主要包括如何实现收卷，驱动方式的选择，收卷机构各部件间的协作分析。2. 收卷机构电机驱动主轴旋转的分析设计，主要由电机驱动，通过齿轮减速箱实现速度调控，并根据不同的物料剪切速度，改变电机转速，实现收卷速度的平稳性。3. 收卷机构液压驱动部分的分析设计，

13、主轴中套有连杆，油缸驱动拉杆及胀瓦部件间零件的相互配合，实现胀瓦开合；4. 胀瓦机构及其工作原理分析，主要部件胀瓦、胀块、滑块与主轴和拉杆之间的装配配合，实现胀瓦开合的目的；5其他辅助机构的相关设计介绍；6. 机构标准件设计，详细数据参考标准件手册进行设计；7. 收卷机构胀轴部件装配图的绘制；8. 主要零件图的绘制。第二章 电控系统设计 收卷机构是薄板纵剪剪切线收卷区的主要机构，起到平稳收取裁剪好的薄板，将平整的薄板均匀地收取成为卷筒状卷料的作用。要实现薄板的收取动作，则需要收卷机构具有一根外伸的旋转主轴，轴的旋转一般采用电机控制，轴的速度调控可增加一个减速装置，由于收卷时一般要求主轴旋转平稳

14、，则减速装置传动需平稳，故可采用斜齿圆柱齿轮轮实现减速传动。初步拟定主轴旋转的控制及传动方式后，先进行电控系统的相关设计计算：2.1电机的选择1选择电动机类型由设计任务书知：所要剪切的薄板厚度为0.13mm,宽度为1250mm，形成卷料后最大直径为2000mm，最大重量为1.35吨。所要设计的收卷胀瓦最大直径为508mm，设备设计速度为120m/min。按一般工作要求及条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，y型。 2选择电动机容量 电动机所需工作功率 pd=pw/总 kw （2.1） 其中 总=12243 =0.972x0.984x0.99=0.86 （2.2）(总为电机至主

15、轴胀瓦的传动总效率；1为齿轮传动效率，精度为8级；2为滚子轴承传动效率；3为齿式联轴器传动效率) pw=fv/1000=mgv/1000=1.35x103x9.8x120/60x1000 kw=26.46 kw （2.3）(pw为主轴旋转端所需功率，f为卷料收取端的有效拉力，v为设备设计速度，即主轴旋转速度) 则pd=30.77 kw 电机额定功率pedpd 3确定电动机转速 主轴工作转速为： n=60x1000v/d=75.2 r/min （2.4） 电机驱通过联轴器驱动减速箱，传动比为1；二级圆柱齿轮减速器传动比为i=840，则总传动比合理范围为i总=840 。故电动机转速的可能范围为 n

16、d= i总，n=601.63008 r/min （2.5）符合这一范围的同步转速有750、1000和1500 r/min。 根据容量和转速，由参考文献5，并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及减速器传动比，选定电动机型号为y225s-4，其主要性能见表1、表2表2.1 电动机技术参数型号额定功率kw满载时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流 (380v时)a效率%功率因素y225s-437148070.491.80.877.01.92.2表2.2 电动机主要外形和安装尺寸中心高h外形尺寸lx（ac/2+ad）xhd底脚安装尺寸axb轴伸尺寸dxe装键部位尺

17、寸fxg225820x582.5x530356x28660x14018x532.2计算总传动比及分配各级传动比1总传动比 ： i总=nm/n21.43（nm为电机满载转速） （2.6）2分配各级传动比： i总=i齿1 i齿2io （2.7）io为联轴器传动比为1，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径接近，由参考文献6查得，取i齿1=4.6，则i齿2=4.65 。2.3运动参数及动力参数计算 为了进行传动零部件的设计计算，要先推算出各轴的转速和转矩或者功率。将传动装置各轴由高速至低速依次定位i轴、ii轴和iii轴，其中iii轴为输出轴。 1各轴转速： i 轴 n1= nm =1480 r/min （

18、2.8） ii 轴 n2= n1/ i齿1=1480/4.6=321.74 r/min （2.9） iii 轴 n3= n2/ i齿2=321.74/4.65=69.19 r/min （2.10） 2各轴输入输出功率： i 轴 p1=pd.3=30.46 kw p1= p1.2=29.85 kw ii 轴 p2=p1.1.2=28.96 kw p2= p2.2=28.38 kw iii 轴 p3=p2.1.2=27.53 kw p3= p3.2=26.98 kw 公式（2.112.16） 3各轴输入输出转矩： 电动机轴输出转矩 td=9550 pd/ nm=198.5 n.m （2.17） i

19、 轴 t1=td. io.3=196.52 n.m t1= t1.2=192.58 n.mii 轴 t2=t1.i齿1.1.2= 859.31n.m t2= t2.2=842.13 n.m iii 轴 t3=t2.i齿2.1.2= 3798.41n.m t3= t3.2=3722.44n.m 公式（2.182.23）表2.3 运动和动力参数计算结果表轴 名 效率p（ kw） 转矩t （n.m）转速nr/min传动比i效率输 入输 出输 入输 出电动机轴30.77198.5014801.000.99 轴30.4629.85196.52192.5814804.600.95 轴28.96 28.38

20、859.31842.13321.744.650.95 轴27.5326.983798.413722.4469.19第三章 传动零部件的设计收卷机构的主轴旋转是通过电机驱动减速器实现的，且齿轮器为二级减速装置，采用斜齿圆柱齿轮传动，通过第二章得出的运动和动力参数计算结果表，可以设计计算出传动齿轮及传动轴的相关参数，并通过相应计算校核，保证传动零部件的可靠性。3.1传动齿轮的设计计算3.1.1第一级齿轮传动零件设计： 由第二章表2.3知，第一级齿轮传动中，输入轴轴传递的功率为p1=30.46kw，传递的转矩t1=196.52n.m，转速n1=1480r/min，传动比i齿1=4.6 。1.齿轮材料

21、的选择： 先估计毛坯的制造方法，齿轮直径d500mm时，根据制造条件，采用锻料或铸造毛坯；当d500mm时，多用铸造毛坯。根据参考文献5，选用齿轮材料 小齿轮：20crmnti，渗碳淬火，渗碳层深度均为0.8mm，齿面硬度hrc5862，心部硬度hrc3042。 大齿轮：qt600-3，铸件时效处理。 齿轮的疲劳极限应力按中等质量要求查得 hlim1=hlim2=1500mpa flim1=flim2=400mpa 2.初定齿轮主要参数： （1）按齿面接触强度估算齿轮中心距：齿数比= i齿1=4.6；载荷因素k=2；齿宽因素ba*=0.3；取shmin=1.1，许用接触应力 hp=hmin/s

22、hmin=1363mpa （3.1）对于n=20的标准圆柱斜齿轮，齿轮副材料为刚对刚，精度不高、重合度影响不计， a476（1）（kt1/ ba*hp2）1/3=391 mm （3.2）为利于制造和测量，初定a=395mm（应尽量圆整成尾数0或5）（2）选定模数n、齿数z1、z2和螺旋角： a=n（z1+z2）/2cos （3.3）一般z1=1730，=815。初选z1=25，10，则z2= i齿1z1=25x4.6=115，则 n=2 a cos/ （z1+z2）=2x395xcos10/25+115=5.6mm 由标准取n=6mm，则z1+z2=2 a cos/n=2x395x cos10

23、/6=129.6取 z1+z2=129 因为 i齿1=z2/z1 所以 z1+z2=(1+ i齿1)z1 z1=(z1+z2)/ (1+ i齿1)=23.04 取z1=23，则 z2=129-23=106 齿数比 z2/z1=4.61 与i齿1=4.6的要求比较，误差为0.2%，可用，于是=cos-1n（z1+z2）/2 a = cos-16x129/2x395=11333.6 满足要求。 故齿轮参数确定为：a=395mm，n=6mm，=11333.6 z1=23，z2=106，i齿1=4.61 （3）计算齿轮分度圆直径： 小齿轮： d1=nz1/ cos=6x23/cos11333.6=14

24、0.85mm （3.4） 大齿轮： d2=nz2/ cos=6x106/cos11333.6=649.15mm （3.5） （4）齿轮宽度： 按强度计算要求，取齿宽系数为bd*=0.9，则齿轮工作宽度 b=d1bd*=140.85x0.9=126.8mm （3.6） 圆整为大齿轮宽度 b2=130mm（取125mm也可以） 取小齿轮宽度 b1=130mm（或135mm） 3.校核齿面接触疲劳强度： 齿面接触应力 h=zhzezzkakvkhkhft（c1）/bd11/2 （3.7） 接触强度安全因素 sh=hlimzntzlzvzrzwzx/hshmin （3.8）（1）计算齿面接触应力确定式

25、中各参数分度圆上的名义切向力ft ft=2000t1/d1=2000x196.52/140.85 n=2790.49 n （3.9）使用因数ka 取ka=1.10动载因数kv 先确定传动精度因数c，因为齿轮的同侧面值是按gb/t10095.1-2001的精度等级选取的，传动精度因数c即为齿轮精度等级，c=8，得kv=1.12 确定齿向载荷分布因数kh 因为小齿轮相对支承的布置是非对称的，且精度等级为8级，则 kh=1.15+0.181+0.6(b/d1)2)（b/d1）2+0.31x10-3b =1.15+0.181+0.6(130/140.85)2(130/140.85)2+0.31x10-

26、3x130 =1.78 （3.10）估计kh1.34，故估计正确。确定齿间载荷分配因数kh由kaft/b=1.10x290.49/130=2.5n.m100n.m，得kh=1.4节点区域因数zh 由=11333.6，x1=x2=0，得zh=2.45弹性系数ze 取ze=181.4mpa1/2重合度因数z 取z=0.78螺旋角因数z 取z=0.99计算齿面接触应力h 将各数值代入公式求得 h=258.96mpa （2）计算接触强度安全因素sh 接触强度计算的寿命因素znt 大小齿轮的齿面应力循环数 nl1=60jn1t=60x1x1500x40000=3.6x109次 （3.11） nl2= n

27、l1/=7.8x108次 （3.12）按齿面允许有一定点蚀，得 znt1=0.93，znt2=1.02 润滑因数zlvr zlzvzr=zlvr=0.92 （3.13） 齿面工作硬化因数zw 取zw=1尺寸因素zx 取zx=1计算接触强度安全因素sh 将上述数据代入公式，得sh1=4.96 sh2=5.44按一般可靠性要求，选用shmin=1.1，两齿轮均符合要求，接触强度安全。4.校核齿根弯曲疲劳强度： 齿根应力 f= kakvkfkfftyfaysayy/bn （3.14）安全因数 sf=flimystyntyreltyrreltyx/fsfmin （3.15）（1）计算齿根弯曲应力f 确

28、定式中各参数：弯曲强度计算的齿向载荷分布因数kf按b/h=b/（2.25n）=130/（2.25x6）=9.6，kh=1.78，查得kf=1.75。 弯曲强度计算的齿间载荷分配因数kf 按kaft/b=1.1x2790.49/130=23.6100n/mm， kf=1.4 复合齿形因数yfs=yfaysa 按当量齿数 zv1=z1/cos3=23/ cos311333.6=24， （3.16） zv2=z2/cos3=106/ cos311333.6=113， （3.17） 查得 yfs1=4.35 ，yfs2=3.95 重合度因数y y=0.25+0.75/an （3.18） 其中an为当量

29、齿轮的端面重合度，由 端面压力角 t=arctan（tann/cos）=202247 （3.19） 基圆柱上的螺旋角 b=arctan（tancost）=105044 （3.20） 当量齿轮的端面重合度 an=a/cos2b=1.6/cos2105044=1.659 （3.21） 所以重合度因数 y=0.7 螺旋角因数y y=1-（/120）=1-1.11x11333.6/120=0.89 （3.22） 计算弯曲应力f f1= kakvkfkfftyfs1yy/bn=29.3mpa （3.23） f2= kakvkfkfftyfs2yy/bn=26.6mpa （3.24） （2）计算弯曲强度安

30、全因数sf 确定式中各因数：应力修正因数yst 取 yst=2。弯曲强度计算的寿命因数ynt 按应力循环数查取，弯曲应力循环数与接触应力循环数相同，nl1=3.6x109次，nl2=7.8x108次，均大于循环基数nc=3 x106次，故ynt1=ynt2=1。 相对齿根圆角敏感因数yrelt 小齿轮大齿轮的qs1.5，则取yrelt1=yrelt2=1。相对齿根表面状况因数yrrelt按齿根圆角表面粗糙度rz=6.3m查取，得yrrelt=1.025。弯曲强度计算的尺寸因数yx 取yx=0.99。弯曲强度安全因数sf sf1=flim1ystyntyrelt1yrreltyx/f1=27.7

31、 （3.25） sf2=flim2ystyntyrelt2yrreltyx/f2=30.5 （3.26）按一般可靠要求，选用sflim=1.6，两齿轮的弯曲强度安全因数均大于sflim，弯曲强度安全。5.齿轮尺寸： 第一级齿轮尺寸如下： n=6mm，z1=23，z2=106，=4.61，=11333.6，d1=140.85mm，d2=649.15mm，a=395mm，b2=130mm，b1=130mm 。 da1=152.85mm，da2=661.15mm，df1=128.85mm，df2=637.15mm 3.1.2第二级齿轮传动零件设计： 第二级齿轮传动中，输入轴轴传递的功率为p2=28.

32、96kw，传递的转矩t2=859.31n.m，转速n2=321.74r/min，传动比i齿2=4.65 。 其中第二级齿轮传动的设计方法和校核方法和第一级齿轮传动方法类似，在此不详细论述，仅列出第二级齿轮的齿轮特性：1.齿轮的材料： 小齿轮：20crmnti，渗碳淬火，渗碳层深度均为0.8mm，齿面硬度hrc5862，心部硬度hrc3042。 大齿轮：20crmnti，渗碳淬火，渗碳层深度均为0.8mm，齿面硬度hrc5458，心部硬度hrc3042。 2.齿轮尺寸： 第二对齿轮尺寸如下： n=8mm，z1=20，z2=93，=4.65，=10424.6，d1=162.83mm，d2=757.

33、17mm，a=460mm，b2=140mm，b1=140mm 。 da1=178.83mm，da2=773.17mm，df1=146.83mm，df2=739.17mm 传动齿轮的设计计算及校核，借鉴参考文献1、文献5及文献13。3.2传动轴的设计计算 1轴的类型和材料的选用：由传动齿轮的设计计算得知，两对齿轮传动中，小齿轮均选用材料20crmnti，齿部渗碳淬火，此类合金结构钢具有较高的机械强度和较好的淬火性能，其中渗碳淬火处理是为了提高耐磨性，但是选用这类材料做成轴类零件，只能提高轴的强度和耐磨性，对轴的刚度影响很小。不过通过增加轴的直径、减小轴的支承跨距，甚至采用空心轴结构等，可有效的提

34、高轴的刚度。故在此将两对齿轮传动中的小齿轮均设计为齿轮轴，轴材料和齿轮材料相同，选用20crmnti，且轴径和齿轮的分度圆直径相差不大，可提高轴的刚度。轴和轴均选用齿轮轴，结构大同小异，在此仅以轴为例。2.初步确定轴的最小直径： 由第二章表2.3知轴的输入功率p1=30.46kw，转速n1=1480r/min，由参考文献13，按无特殊要求、重要性一般，且选择的材料为20crmnti，取c=110，则最小直径 dmin=c（p1 /n1）1/3=110x（30.46/1480）1/365mm。 （3.27）取安装联轴器处轴头的直径d1-2为轴的最小直径,且联轴器直接与电机连接，由第二章表2.2知

35、，轴伸尺寸为60x140，查参考文献5，经选择，选用zl5弹性柱销齿式联轴器（gb/t5015-2003），其中半联轴的孔径范围为6075，怎电机连接端为60x142，与轴连接端尺寸为70x107，选用最小轴径d1-2=70mm。3轴的结构设计：（1）轴上零件的轴向定位和固定：轴通过联轴器与电机相连接，为满足半联轴器的定位要求，必须制出轴肩，则轴肩段轴径d2-3=80mm，输入轴与电机相连接，收卷机构增加制动功能，故增加刹车盘，则与电机连接端轴径d3-4=90mm，轴承的定位段轴径d4-5=100mm，齿轮轴与轴承间轴肩定位，轴径d5-6=110mm，轴径d5-6段上加工齿轮，齿轮齿根圆直径为

36、df1=128.85mm，轴的最大直径必须小于齿轮的齿根圆直径，则可以满足。剩余段d7-8=110mm，d8-9=100mm。d1-2段与半联轴器相连，半联轴器尺寸为70x107，则1-2段得长度应略小于半联轴器上相应的长度，取d1-2=100mm；d4-5，d8-9段安装轴承，且此段直径为100mm，选用调心滚子轴承22220c/w33，其尺寸为dxdxt=100mmx180mmx46mm。 故取l8-9=50mm;d6-7取齿轮齿宽长，则d6-7= b1=130mm。 （2）轴上零件的周向定位： 半联轴器,刹车盘与轴的周向定位均采用平键联接。并按各联接处轴径,查参考文献5,则d1-2段选用

37、平键bxh=20mmx12mm，长为70mm，且配合为h7/k6。刹车盘的联接按刹车盘尺寸而定。 则轴的结构大致如图3.1所示。图3.1 轴结构图 轴材料为20crmnti，且尺寸较大，性能数据按毛坯直径d200mm选择，查得b=600mpa，-1b=400mpa，-1=160mpa 在机械设计课程设计中，曾大量进行过类似轴的计算校核，再本论文省略校核过程。 轴和轴的具体参数尺寸，详见附录图纸，图号分别为sj01-01和sj01-02。 第四章 液压系统设计4.1设计要求及设计构思收卷机构胀瓦的胀紧主要通过液压系统控制，由油缸驱动拉杆（图4.1），其中油缸通过花兰连接器与主轴相连接，油缸的活塞

38、杆通过联轴器与拉杆相连接，活塞杆驱动拉杆，拉杆拉动挡块，挡块与胀块联接，胀块受力，胀块、胀瓦、滑块之间产生相对位置移动，形成胀瓦胀开的动作。收卷机构收取卷料时，胀瓦为最大胀开量，保持压力不变，主轴旋转，油缸随着主轴一起旋转，油管需固定，通过连接在油缸上的旋转接头，实现油管不随油缸及主轴一起旋转的目的。 1.旋转接头，2.油缸，3.花兰连接器，4.联轴器，5.主轴，6.拉杆图4.1 油缸驱动4.1.1设计要求：收卷机构在收取卷料前，胀瓦需要先缓缓胀开，克服胀瓦胀开所需的阻力，阻力由零上升到最大值，胀瓦由闭合胀开至最大胀开量。在收卷过程中，卷料重量慢慢增大，但胀瓦仍需保持最大胀开量，活塞杆位置保持

39、不变，阻力增大，但油缸压力需保持不变。卷料收卷结束后，卸料时，胀瓦缓缓闭合，以便卷料能从胀轴上卸下，活塞杆往回运动，压力慢慢减下到零。根据胀瓦的胀合范围选择合适行程的液压缸驱动。设计简单的液压回路，实现胀瓦所要达到的效果。4.1.2设计构思：胀瓦的胀紧和闭合由一个双作用油缸来驱动。选用合适的液压系统回路，确保能实现在收卷过程中所要达到的压力效果。确定所需要的液压系统回路后，选用合适的液压元件及数量，保证回路的畅通及必要的压力的可测量性。4.2液压回路设计 1.液压缸的选择： 由设计要求知，胀瓦的胀紧和闭合需要一个双作用油缸驱动，且胀开和闭合时无需有速度差异，故选用的液压缸为单杆式活塞缸，且油缸

40、和拉杆间由联轴器连接，故活塞杆需有外螺纹，则选用y-hg系列冶金用普通型液压缸，为双作用单活塞杆液压缸。 且胀瓦的开合范围为470508mm，（由于装配原因，可能无法实现最小范围，但必须保障最大胀开量），胀块斜角16，计算得活塞杆能运动的最大距离必须大于132.5mm。 综上，选用y-hg1-e150-60x150j型号的液压缸，其中液压缸参数为：缸径150mm，活塞杆直径为60m，行程为150mm，外接螺纹m48x3，额定压力16mpa。 2.液压回路的选择：首先需要的必须是一个液压泵，这里选用叶片泵，为了使进到系统中的油液的污染度降低，保证系统可以正常运行，增加一个用于滤除混在液压油液中的

41、杂质的过滤器。由设计要求知，要实现当收卷进行时，胀瓦始终保持最大收卷直径，则需要设计一个液压保压回路。保压回路的功用是使系统在液压缸不动或仅有极微小的位移下稳定地维持住压力。最简单的保压回路是使用密封性能较好的的液控单向阀的回路，但是阀类元件处的泄露使这种回路保压时间不能维持很久。其中蓄能器的功用主要是储存油液的压力能，在液压系统中蓄能器常用来：在短时间内供应大量压力油液；维持系统压力；减少液压冲击或压力脉冲。故可在保压回路中增加一个蓄能器，利用其维持系统压力的作用，补充液控单向阀的保压效果。由于回路要实现双作用液压缸活塞杆来回运动，故需选用换向阀，在此选用四通的。 为了测量方便，在油泵和油缸

42、处各安装一个压力表，用于测量液压油压力，以保证系统正常运行。3.总体液压回路图： 根据上述选出的回路及初拟定的液压元件组合在一起，绘出如图4.2所示的总体液压回路图。图4.2 总体液压回路图 4选用的液压元件：表4.1液压元件液压元件蓄能器叶片泵溢流阀液控单向阀三位四通阀压力表数量111112第五章 胀轴部件的设计 收卷机构最主要的部件为胀轴部件（图5.1所示），其中主轴和胀瓦部件是组成胀轴部件的主要零部件，两者的设计计算如下：1.主轴，2.胀瓦部件图5.1 胀轴部件5.1主轴的设计 主轴是即是电机控制齿轮旋转的最终输出轴，也是胀轴部件的主要组成部分，所以主轴的设计即要考虑齿轮传动的轴的设计，

43、也要考虑胀瓦部分的配合的设计，且主轴上安装有较多零部件，故主轴的设计较为复杂：1主轴的类型和材料的选用： 主轴为电控系统的输出轴，为传递转矩的传动轴，根据绝大多数轴类零件设计要求，选用直轴，且主轴不仅仅只是传递转矩，其伸出端安装有胀瓦，要保证胀瓦的开合运动，主轴中间还需增加拉杆，故需设计为空心轴结构。 主轴为输出轴，轴径相对高速轴较大，且主轴上安装有较多零部件，其中伸出端安装胀瓦，胀瓦所要收卷的卷料宽度为1250mm，故主轴尺寸偏大且形状复杂，为保证主轴良好的机械强度和耐磨性，主轴材料选用40cr，且毛坯采用锻件，调质处理。2.初步确定轴的最小直径： 由第二章表2.3知主轴的输入功率p3=27

44、.53kw，转速n3=69.19r/min，由参考文献13，按无特殊要求、重要性一般，且选择的材料为40cr，取c=110，则最小直径： dmin=c（p3 /n3）1/3=110x（27.53/69.19）1/380.9mm。 因为轴上部件靠键定位，且主轴中间安装有拉杆，则最小直径需放大。3.轴的结构设计： 轴的结构设计，根据轴上安装部件：油缸、轴承、齿轮、胀瓦，空心轴孔内配拉杆，以及挡块的滑槽。初步结构设计如图所示 图5.2 主轴结构图4.确定轴各段长度和直径：根据主轴受力分析，主轴主要受力还是物料的重量及齿轮带动旋转的旋转力。所以轴承端面为危险截面，因胀瓦的本身直径较大，为使胀块和楔块设

45、计采取合理尺寸，且主轴有中心孔一安装拉杆，需加大加长轴的尺寸。d1-2段与油缸连接，并安装轴承，油缸附图；d3-4段安装有齿轮；d5-6段安装胀瓦部件。主轴材料为40cr锻件，尺寸较大，性能数据按毛坯直径d200mm选择，查得b=700mpa，-1b=500mpa，-1=185mpa5.计算主轴载荷 轴的受力分析当物料开始收卷时，主轴承担本身机构重量和物料重量，以及转动扭矩，此时主轴为临界状态，由第二章表2.3运动和动力参数计算结果表得：主轴转速n3=69.19r/min，输入功率p3=27.53kw，输出功率p3=26.98kw，传递转矩为t3=3198.41n.m物料机构的径向力：fa=1

46、40n（机构估重g=5kn，物料估重f=135kn）齿轮的径向力: fc=7.3kn齿轮的圆周力: fe=7kn主轴轴向力: f=0n图5.3 主轴受力图 经校核（过程略），轴无严重过载，且各危险截面都能达到要求，故主轴合格。6.主轴各阶段粗糙度确定:主轴上安装零部件繁多，配合要求较高，为了达到预期运动效果，对主轴的精度要求也比较高。如齿轮，轴承与主轴的配合安装，胀块在主轴上的滑动，都需要很高的运动精度要求。故对主轴各面粗糙度进行较高的精度设计，具体设计参数参照参考文献5得出。根据以上数据可绘制主轴零件图，根据轴各个阶段的不同装配和功能要求，实现主轴在收卷机构中搞得功能。主轴具体参数参看附图s

47、j01-05，其各阶段的装配可参看附图sj01.1-00胀轴部件。5.2胀瓦部件的设计 胀瓦部件（如图5.1所示），主要由胀瓦，胀块，滑块及相关零件组成。其中胀瓦和楔块之间通过定位块相连接；胀块和主轴之间为间隙配合，两块胀瓦和定距套形成一个整体，可在主轴确定范围内滑动，拉杆和挡块固定连接，挡块和滑块固定连接，拉杆的运动即可带动胀块的自由滑动；滑块固定在楔块上，滑块与楔块的整体间隙配合在胀块的滑槽内；胀块的滑动，使滑块也相对在胀块的滑槽内滑动。上述的串联运动，实现了胀瓦的胀开与闭合。1. 胀瓦，2.楔块，3.滑块，4.胀块，5.挡块，6.定距套，7.定位块图5.4胀瓦部件 1. 胀瓦的选用：胀瓦

48、所承担的任务是将卷料收卷支承的作用，外径应尽量保持圆度，故需用一个无缝管将其分割成三份，且要求胀瓦的伸缩范围为470508mm，故选取外径为515，壁厚为45的20材料的无缝管。每块胀瓦与胀块的配合视安装情况做一定调整。胀瓦图参看附图sj01-08. 2.其它零部件的选用： （1）胀块的设计：胀块分前后两块，套装在主轴上，两个胀瓦由定距套定位，其中一个胀块与拉杆通过挡块相连接，可在主轴上自由滑动，根据设计经验，两胀块距离为570mm，行程为160mm，即可使胀瓦直径变化区间为470mm508mm。前后胀瓦结构大致相同，为三棱锥式空心结构，三斜面在圆周上均布，斜面倾斜度16。前胀块相对后胀块要复杂，主轴在这里通过导向键，使胀块运动更加精确，根据设计尺寸，导向键的安装，主轴前端需出现阶梯轴径，不影响主轴强度，前胀块圆柱孔设计阶梯状予以配合安装；另外需留油槽供润滑之用。由于胀块和主轴属于高精度配合，重要部件，在设备运行中易损，所以胀块材料采用qt500-7，铸后退火处理。胀块设计具体参见零件图胀块sj01-9,胀块sj01-10。 （2）楔块的设计：楔块一端