卷板机毕业设计

1、毕业设计（论文）题目 卷板机的设计 教学单位： 专 业： 班 级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成日期： 目录 1 绪论211 概述22 一般卷板机结构及特点分析321 辊卷板机322 三辊卷板机4221 对称式三棍卷板机结构及特点52.3 方案的确定53 传动设计532 主传动系统的确定64.1 主电机的选择和计算64.1.1 上下辊的参数选择计算64.1.2 主电机的功率确定74.2 上辊的设计计算校核154.2.1上辊结构设计及受力图154.2.2 刚度校核164.2.3 上辊强度校核174.2.4 疲劳强度安全强度校核174.3 下辊设计计算及校核184.3.1下辊结构及受力图1

2、84.3.2下辊刚度校核：194.3.3 下辊弯曲强度校核：204.3.4 下辊疲劳强度校核205 减速器的设计计算2351 传动方案的分析和确定2352 减速器传动装置总的传动比和各级传动比的分配235.2.1 总的传动比2353传动装置各轴的参数计算245.3.1 各轴转速245.3.2 各轴功率245.3.3 各轴转矩2454 齿轮传动设计255.4.1第一级传动设计255.4.2 第二级传动设计：292.轴承的润滑：因轴承的速度V1.5-2m/s，故采用飞溅润滑。32结 论33参考文献331 绪论11 概述卷板机是一种将金属板材卷弯成筒形、弧形或其他形状工件的通用设备。根据三点成圆的原

3、理，利用工作辊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、化工、木工、金属结构及其它机械制造行业。卷板机采用机械传动以有几十年的历史，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。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、

4、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

5、作为工作辊旋转动力源的全液压式卷板机。卷板机是一种通用性及适应性较高的弯曲整形机械。为提高卷板机的工作效率，提高制品的加工精度，减轻劳动强度，改善工作条件，通常采用板料送料工作台、辅助操作机械、托架平台以及支承滚道等辅助设备。国外有些厂家已有配上自动焊接机、下料机械手等成线或单元供货。2 一般卷板机结构及特点分析21 辊卷板机双辊卷板机的原理如图2.1所示： 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

6、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.不必端头弯曲，加工速度快；2.在一次行程中有做高精度成型的可能；3.板坯即使是经过冲孔、切口、起伏成型等加工，也不致产生折裂及不规则翘曲等；4.不产生皱折，不在制件表面造成划痕；5.如果把棍轮的压下量取大，即使俩棍轮的间距有所变动而制件的直径也不发生变化，因此设备精度不是很高也行，使用的是

7、简单的装置等等。另一方面，二棍卷板机的缺点是1.由于相对于制件直径的每一个变化都需要制作导向辊轮，故不适于多品种小批量生产； 2.不能做厚板的加工（最大加工板料69mm）。22 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。221 对称式三棍卷板机结构及特点对称式三棍卷板机，由工作辊、机架、传动系统和机座等组成。通常两个下辊为主动辊，相对于上辊作对称布置，上辊为从动辊，可垂直调节，所以也称对称上调式三棍卷板机。机器一侧安装有倾倒轴承，称为机器的倾倒侧，另侧安装有传动系统，称为机器的传动侧。除去全机械传动的对称式三棍卷板机，还有半液压半机械传

8、动的对称式三棍卷板机。传动侧的翘起机构和倾倒侧的轴承倾倒机构均是为方便卸下卷制成形的筒件。通过倾倒机构能把轴承体倾倒85°90°，翘起机构可把上工作辊翘起1°3°。在中小型对称式三棍卷板机中大多采用手动倾倒机构和手动翘起机构。在大型的对称式三棍卷板机中，大多采用液压驱动的翘起机构倾倒机构。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。2.3 方案的确定通过上节一般小型卷板机结构特点的分析，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，最后形成本设计

9、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。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。3 传动设计对称上调式三辊卷板机如图3所示：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

10、2 主传动系统的确定图3.2传动系统所以选用了圆柱齿轮减速器，减速器通过联轴器和齿轮副带动两个下辊工作。4 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 屈服强度：s=235MPa 抗拉强度：b=420MPa辊材：50 Mn 屈服强度：s=930MPa 抗拉强度：b=1080MPa硬度：HBS229HB板厚：s=8-12 mm 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（冷卷）无油润滑轴承的滑动摩擦系数：=0.05板料截面形状系数：K1=1.5 （矩形）板料相对强化

11、系数：K0=11.6 （A3钢） 板料弹性模量： E=2.06×105MPa卷板速度：V6 m/min2. 确定卷板机基本参数下辊中心矩：t=(1214)s =390mm 上辊直径：下辊直径： 上辊轴直径： 下辊轴直径：最小卷圆直径：筒体回弹前直径：其中。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2）板料由平板开始弯曲时的初始弯矩M1其中W为板材的抗弯截面模量：3）板料变形40%时的最大弯矩M0.44） 上辊受力： 下辊受力： 5）消耗于摩擦的摩擦阻力矩

12、6）板料送进时的摩擦阻力矩7）拉力在轴承中所引起的摩擦阻力矩8）卷板机送进板料时的力矩9）卷板时板料不打滑的条件：，所以满足。10）驱动功率：2成形70%时1）板料变形为70%的基本参数2）板料变形70%时的最大弯矩M0.73） 上辊受力： 下辊受力： 4）消耗于摩擦的摩擦阻力矩5）板料送进时的摩擦阻力矩6）拉力在轴承中所引起的摩擦阻力矩7）卷板机送进板料时的力矩8）卷板时板料不打滑的条件：，所以满足。9）驱动功率：3. 成形100%时1）板料变形为100%的基本参数2）板料变形100%时的最大弯矩M1.03） 上辊受力： 下辊受力： 4）消耗于摩擦的摩擦阻力矩5）板料送进时的摩擦阻力矩6）拉

13、力在轴承中所引起的摩擦阻力矩7）卷板机送进板料时的力矩8）卷板时板料不打滑的条件：，所以满足。9）驱动功率：综合上述的计算结果总汇与表4表4计算结果总汇 成形量计算结果40%70%100%简体直径（mm）1266.518723.724506.607简体曲率半径R(mm)639.259367.862259.304初始变形弯矩M1(kgf·mm)1.692×107村料受到的最大变形弯矩M(kgf·mm)1.815×1071.905×1071.995×107上辊受力Pa(kgf)2.325×1052.376×1052.9

14、72×105下辊受力Pc(kgf)1.197×1051.289×1051.281×105村料变形弯矩Mn1(kgf·mm)3.292×1061.869×1068.972×105摩擦阻力扭矩Mn22.321×1062.428×1062.725×106材料送进时摩擦阻力扭矩Mn31.381×1061.423×1061.727×106空载力矩0拉力引起摩擦扭矩Mn41.519×1051.308×1058.529×104Mn1+Mn3

15、4.673×1064.024×1062.624×106总力矩M05.171×1065.568×1065.534×106驱动力矩Mn5.769×1065.119×1064.485×106驱动功率N (kw)7.9547.4087.0195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

16、明显优于Y系列电机，故选YZ160L6型电机，其参数如下：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YD90S6/4，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： 故按Pamax计算，其受力图4.1：图4.1上辊受力图4.2.2 刚度校核挠度： 确定公式各参数：（Ia为轴截面的惯性矩） 得： 因为，所以上辊刚度满足要求。4.2.3 上辊强度校核危险截面为、，因、

17、 相同，且，所以只需校核、处： ： 故安全，强度合乎条件。4.2.4 疲劳强度安全强度校核50Cr： 在截面、处，所以只需校核、处：处：r=0 则因上辊转矩T=0，故：应力集中系数 表面质量系数 尺寸影响系数 弯曲平均应力处： 故：疲劳强度满足条件。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：k 主电机齿轮啮合效率： 联轴器效率： 轴承效率：总传动效率： 转矩： 4.3.2下辊刚度校核：挠度： I为轴截面的惯性矩： 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、处：处： 安全系数：处： 安全系数 故安全，故弯曲强度满足

18、。4.3.4 下辊疲劳强度校核初选、截面：、同类；、同类；、处：；、处：显然 ， 故仅校核、即可。疲劳强度校核公式 截面： 应力集中系数 表面质量系数尺寸影响系数 弯曲平均应力 应力集中系数 表面质量系数尺寸影响系数弯曲平均应力和应力副 所以：截面处满足疲劳强度要求。截面： 应力集中系数 表面质量系数尺寸影响系数 弯曲平均应力应力集中系数 表面质量系数尺寸影响系数弯曲平均应力和应力副 故满足疲劳强度要求。截面： ，应力集中系数 表面质量系数尺寸影响系数 弯曲平均应力应力集中系数 表面质量系数尺寸影响系数弯曲平均应力和应力副 故满足疲劳强度要求。 刚度条件满足。 满足弯曲强度要求。5 减速器的设

19、计计算51 传动方案的分析和确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52 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 5.2.2传动比的分配i总=i1 x i2i1=6.2i2=i总53传动装置各轴的参数计算5.3.1 各轴转速5.3.2 各轴功率各轴输入效率：1=0.97 联轴器效率：2

20、=0.99 轴承：3=0.98轴： P=P001=11×0.9910.89lw轴： P=P12=10.89×0.98×0.9710.352kw轴： P=P23=10.352×0.98×0.979.841kw5.3.3 各轴转矩电动机轴： 轴： 轴： 轴： 将上述结果汇总于表5.1以备查用。表5.1 减速器参数表轴名功率(kw)转矩T(N·m )转速n(r/min)传动比i效率电动机轴11110.23195310.99轴10.89109.1299530.976.2轴10.3526432.170153.7100.974.8轴9.84129

21、34.81432.0230.974.527轴9.35512623.3827.0710.9754 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，齿轮材料为40Cr，表面需调质处理，齿面硬度为4855HRC。3）选取精度等级：选7级精度(GB10095-88)。4）选小齿轮数：Z1=24

22、, Z2=uZ1=148.8，Z2取149齿数比：u= 6.2 由于u>5所以采用斜齿=15°2.按齿面接触强度计算和确定齿轮尺寸(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·mmc)齿宽系数： 材料的弹性影响系数： 取=20° 其中 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：f)计算应力循环次数：N1=60n1JLn=60×953×1×（2×8×300×15）4.117×109N2=4.117/6.2

23、=6.64×108g)查得接触疲劳寿命系数：ZN1=1.0 ZN2=1.0h)计算接触疲劳许用应力：安全系数S1 所以： （2）计算a)试算小齿轮分度直径d1t： b)计算圆周速度V：c)齿宽b：d)齿宽与齿高之比b/h：模数： mtd1t/Z152.53/242.195mm齿高： h2.25mt2.25×2.1954.939mm齿高之比 ： b/h47.407/4.9399.599e)计算载荷系数：根据v=2.621m/s，7级精度动载荷系数：Kv=1.11 KH=KF=1.4 使用系数：KA=1 KH=1.41KF=1.46故载荷系数： K=KHKVKHKH=1

24、5;1.11×1.41×1.4=2.191f)按实际载荷系数校正分度圆直径：g)计算模数m： m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm3.按齿根弯曲强度设计：(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： c)计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数S1.4d)计算载荷系数K：e)查取齿形系数： f)查取应力校正系数： g)计算大小齿轮的并加以比较： 故小齿轮数值较大。(2)模数设计算因为齿轮模数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

25、m大于齿根弯曲疲劳的计算模数，故取弯曲强度算得模数m1.68mm，圆整后m2mm。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=i1×Z1=200确定： 4.几何尺寸计算a)两齿轮的分度圆直径： b)中心距： a=(d1+d2)/2=241mmc)齿宽： 故取：b1=65 ，b2=60。5.验算 故：假设正确，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4855HRC。3）选取精度

26、等级：选7级精度(GB10095-88)。4）选小齿轮数：Z1=24, Z2=i×Z1=4.8×24=115. Z2取116 齿数比：u= 4.82按齿面接触强度公式设计(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·mmc)齿宽系数： 材料的弹性影响系数：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：e)计算应力循环次数：N1=60n1JLn=60×153.71×1×（2×8×300×15）6.64×108N

27、2=6.64×108/4.8=1.383×108f)接触疲劳寿命系数: ZN1=1.0 ZN2=1.0g)计算接触疲劳许用应力：安全系数S1 所以： (2)计算a)试算小齿轮分度直径d1t： b)计算圆周速度：c)齿宽b：d)齿宽与齿高之比b/h：模数：mtd1t/Z171.44/242.99mm 齿高：h2.25mt2.25×2.996.723mm齿高之比：b/h64.57/6.7289.597e)计算载荷系数：动载荷系数：Kv=1.03 KH=KF=1.1 使用系数：KA=1 KH=1.323 KF=1.39故载荷系数： K=KHKVKHKH=1×1

28、.03×1.1×1.323=1.499f)按实际载荷系数校正分度圆直径：g)计算模数m： m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm3.按齿根弯曲强度设计 (1)确定公式内的各参数a)查大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：b)弯曲疲劳寿命系数： c)计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数S1.4d)计算载荷系数K：e)查取齿形系数： f)查取应力校正系数： g)计算大小齿轮的并加以比较： 因为： 所以小齿轮的数值较小。(2)模数设计计算因为齿轮模数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m3.227mm，圆整后m4mm。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=1204. 几何尺寸计算a两齿轮的分度圆直径： b)中心距： a=(d1+d2)/2=290mmc)齿宽： 故取b1=90 ，b2