三辊卷板机设计

1、 三辊卷板机设计1.1 概述机械制造业是国民经济的中流砥柱，在国家经济实力中具有非常重要的作用和地位。国民经济各部门的技术进步直接受制于机械制造业提供的装备水平。机械制造业的规模水平是反映国民经济实力和科学技术水平的重要指标，世界各国都把发展机械制造业作为振兴和发展本国经济的战略重点之一。机械制造生产能力和制造水平，主要取决于机械制造装备的先进程度。因此，决定了机械装备设计在整个机械制造业中举足轻重的地位。我国是制造大国，更应该注重机械装备设计的资金投入和创新。卷板机是一种将金属板材弯卷成筒体、锥体、曲面体或其他形体的通用成型设备，在工业基础加工中占有重要的地位。该产品广泛用于石油、金属结构、

2、木工、造船、锅炉及其它机械制造行业。卷板机的分类，国外通常以工作辊的配置方式来划分。国内普遍以工作辊数量及调节方式等做为标准进行混合分类。如表1.1分类方法卷板机类别按辊筒方位立式卧式按上辊受力类型闭式（上辊有中部托辊）开式（上辊无中部托辊）有反压装置无反压装置按辊筒数目及布置方式四辊三辊对称式不对称式按辊位调节方式上调式垂直上调式横竖上调式下调式不对称下调式对称下调式水平下调式表1.1 卷板机种类1.2 工作原理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。卷板是在外力的作用下，使板材的外层纤维拉长，内层纤维缩短而产生弯曲变形。图1.1 卷板机

3、工作原理图选择对称上调式三辊卷板机说明卷板的工作原理，如图1.1。三辊卷板机的运动形式分为主运动和辅运动。上辊是被动辊，在传动系统的带动下可上下升降，也可以在图1.1中垂直平面作上翘和翻边等运动，属于主运动。两个下辊是主动辊，是固定不动的，可绕图1.1中、同时作顺时针或逆时针旋转，属于辅运动。加工时，将板料送入上下辊之间，板材的下表面与两个下辊的最高点相接触，当上辊下压并超过材料的屈服极限时，板材便产生塑性变形，形成一段弧线。在两个下辊的旋转下，由于摩擦力板材也随之旋转，使板材形成沿其全长的塑性变形，根据三点成圆原理，最后板材被卷制成圆。适当调整上下辊的相对位置，就可以把板材弯成半径不小于上辊

4、半径的任意值。如图1.2所示。图1.2 卷板过程1.3 卷板机在我国的发展我国的卷板机制造起步于60年代末，最早为机械传动的对称式三辊卷板机，这种机型结构简单，但不能进行板材端部预弯。70年代末，长冶锻压机床厂研制成功了机械传动四辊卷板机，此种卷板机虽然能直接预弯，也改善了性能，但其结构庞大，制造周期长，没有得到普遍推广。80年代中，该厂又推出全液压四辊卷板机和液压水平下调式三辊卷板机，这两种机型即可一次上料完成简体成形，又可对简体进行焊接后的校圆，工作效率是原来的23倍。80年代末，由PC、NC控制的三、四辊卷板机进入国内市场。该机具有工作辊自动调平、下辊倾斜可水平水平升降等功能。后来出现N

5、C弧形下调式三辊卷板机，除具备四辊卷板机的优点外，还可以进行板材端部预弯。该机重量轻，整机结构紧凑合理，深得用户青睐。经过30多年的发展，在国家的大力扶持下，特别是经过“六五”、“七五”、“八五”、“九五”20年的时间，企业通过多次技术改造，引进了美英日法瑞士等国家先进卷板技术。目前研制的 CNC卷板机和 CNC卷板机加工单元，作为新型的板材加工设备将越来越被用户所接受，其设计水平与制造水平，均已达到亚洲先进水平，并可与世界先进的卷板机生产厂家的产品相媲美。卷板机制造业作为机床模具产业最大的买方市场，也带动了焊接、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

6、变化，最终将促进我国机械加工工业的发展。近些年，随着原子能、石油化工、宇航、海洋开发、军工等部门的迅速发展，卷板机作业的范围正在不断的扩大，要求也在不断的提高。作为一种不可或缺的高效机械，卷板机在今后的工业生产中一定会得到更好的利用。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。2 机构方案的论证及确定在选择卷板机构类型时，首先要确保需要卷制的板材在其工艺范围以内，还要保证卷制的加工精度，同时要考虑到其生产率制造维修难易程度经济性等。我们结合上章所述卷板机的类型，选择较为常用的几种机构，拟订方案，并进行分析论证。2.1 方案的论证2

7、.1.1 方案1三辊卷板机三辊卷板机是目前最普遍使用的一种卷板机，制造技术成熟，结构简单，维修方便，经济适用。（1） 对称式三辊卷板机特点是上辊在两下辊中央对称位置，结构简单紧凑，易于制造维修，重量轻，投资小，成型较准确，辊筒受力较小，但是不能弯卷板材的全部长度，板材的两端有略小于两下辊距离一半的长度是直的，即剩余直边大，需要配预弯设备。如图1.2。（2） 不对称式三辊卷板机特点是上辊位于下辊之上而略偏移，结构较简单，剩余直边少，但板料需要掉头弯边，操作不方便，辊筒受力较大，卷弯能力小，常用来卷制薄而短的轻型筒节，一般在32×3000 mm以下。如图2.1。图2.1 不对称式卷板机2

8、.1.2 方案2四辊卷板机四辊卷板机有四个辊，上辊是主动辊，下辊可以上下移动，两个侧辊可以沿斜向升降。特点是板材对中方便，工艺通用性广，可直接完成板材的预弯，卷圆时无需掉头，可以矫正扭斜错边等缺陷，可即位装配电焊。但质量体积大，结构复杂。上下辊夹持力使工件受氧化压伤严重，操作技术不易掌握。常用于重型工件卷制及自动化水平和技术水平较高的场合。如图2.2。图2.2 四辊卷板机2.2 方案的确定一个好的设计应该是技术上实用，操作和维修方便，经济上合理和运转安全可靠。通过上述几个机构类型的比较，我们可以得出，虽然四辊卷板机对中方便，可直接完成板材的预弯，工艺通用性广，但其质量体积大，操作复杂，价格高昂

9、，用于卷制本课题的10×2000 mm薄钢板实属浪费。而不对称式相比对称式结构较复杂，操作不方便。结合了实际需要和现实局限，最后确定了我的设计方案：对称式三辊卷板机。3 主运动系统的设计主运动是指两个下辊绕图1.1中、同时作顺时针或逆时针旋转。实现主运动需要由原动机、传动装置和工作机构三大部分组成的系统来完成，以下对各部分进行论证设计。3.1 主传动系统的设计3.1.1 主传动系统方案的论证实现主运动的传动系统成为主传动系统。主运动属于回转运动，对于回转运动的驱动，可以是机械的，也可以是液压或电气的。液压和电气传动装置的成本较高，而机械驱动形式工作可靠，要求一般的制造水平，在各类机器

10、中得到广泛的应用，因此，主传动系统中的传动装置我们选择为机械传动，现列出三种常用的机械传动方式分布论证。（1） 方案一 带传动带传动是一种挠性传动，其特点有：带具有弹性，能缓和冲击、吸收振动，因而工作平稳，噪声小。结构简单，对制造、安装要求不高，工作时不需要润滑，成本低。适用于中心距较大的场合，但带寿命短，不宜用于高温、易燃场合。摩擦带传动传动过载时，带相对小带轮打滑，可保护其他零件免受损坏，但工作时存在弹性滑动，不能保证准确的传动比。（2） 方案二 齿轮传动齿轮传动是一种十分重要的机械传动形式，其特点有：传动比准确，传动效率高。在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。工作可靠，寿命长。结

11、构紧凑。在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。（3） 方案三 链传动与摩擦带传动相比，链传动无弹性滑动和整体打滑现象，有准确的平均传动比和较高的传动效率，但不能保证恒定的瞬时传动比。与齿轮传动相比，制造与安装精度要求较低，成本低。只能实现平行轴间的同向传动，不宜用于载荷变化很大、高速和急速反向的传动中。3.1.2 方案的确定已知两个下辊的工作转速与主电动机的转速传动比较大，应采用由多种传动形式组成的多级传动。带传动的承载能力小，当传动相同转矩时，结构尺寸较其他传动形式大，但可以吸收振动，传动平稳，噪声小，因此宜布置在高速级；而链传动运动不均匀，有冲击和动载荷，噪声较大，不适用于高

12、速级；齿轮传动效率高，对大功率传动能减少能耗。通过以上分析，我们选择由带传动作为高速级、齿轮传动作为低速级的三级传动。传动系统简图如图3.1。图3.1 主传动系统简图3.2 主电动机的选择电动机是由专门工厂批量生产的标准部件。设计时要根据工作机的工作环境、工作特性和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构、功率和转速，并在设计手册中选出其具体型号和尺寸。3.2.1 主电动机类型和结构形式的选择电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求时均应选用三相交流电动机，其中以三相异步交流电动机应用最广泛。根据不同防护要求，电动机有开启式、防护式、封闭自扇冷式和防

13、爆式等几种结构形式。最后根据电动机的工作特性、工作环境和工作载荷等条件，查表16-1，确定了Y系列（IP23）防护式笼型三相异步电动机。3.2.2 主电动机功率的计算（1） 已知设计参数工作辊材料为，最大卷板厚度,最大卷板宽度，板材屈服极限，卷板速度，上辊升降速度。（2） 确定卷板机基本参数下辊中心距：（1）上辊直径：（2）下辊直径： （3）上辊轴直径：（4）下辊轴直径：（5）最小卷圆直径：（6）下辊转速：（7）（3） 下辊受力分析主电动机为两个下辊提供驱动力矩，我们需要通过对下辊来求得电动机的功率。事实上,钢板卷制成一定曲率半径的筒体是需要多次滚弯的,在确定最大弯曲力矩时,材料所受的应力已全

14、部达到屈服极限,板材获得了沿全长的塑性变形,此时应按照纯塑性变形来考虑,卷管截面上受力情况和弯曲应力分布如图3.2。图3.2 卷管的受力情况和弯曲应力分布图则最大弯曲应力为（8）由于板材的滚弯属于冷塑性变形, 材料会发生强化现象,引入材料硬化的修正系数（可取,较大时取大值）对式（8）进行修正（9）卷制时,钢板受力情况如图3.3所示。根据受力平衡,可以得到下辊作用于卷板上的支持力（10）式中：连心线与的夹角（11）图3.3 卷板的受力分析由于板厚远小于卷管的最小直径,中性层半径可简算为上式化为：（12）卷板机的下辊为主动辊,作用在下辊上的驱动力矩用于克服卷板变形扭矩和摩擦扭矩。钢板在卷制过程中,

15、存贮于钢板AB段(图4.2)的变形能为,所花费的时间为,有等式（13）摩擦扭矩包括上、下辊与钢板间的滚动摩擦力矩和辊子轴颈与轴套间的滑动摩擦力矩,可用下式计算（14）式中 滚动摩擦系数。滑动摩擦系数。下辊驱动力矩等于变形扭矩和摩擦扭矩之和。（15）总传动效率，其中、分别为带传动、减速器传动、齿轮传动和轴承的传动效率。查表1-17得，。则 （16）下辊驱动功率为：（17）3.2.3 主电动机转速的确定带传动比，三级圆柱齿轮减速器传动比，输出齿轮传动比。则总传动比范围为 （18）则电动机转速的可选范围为：（19）对于三相交流异步电动机，同一功率有4种同步转速。按电动机的极数分为2极、4极、6极、8

16、极，其同步转速分别为、共4种。在电动机功率和工作机转速一定时，极数多而转速低的电动机尺寸大、重量重、价格高，但能使传动系统的总传动比减小。通过以上分析计算，根据电动机类型、功率和转速，选择同步转速为，参照表16-4最后选择主电动机型号为。其技术数据如下表3.1：型号额定功率(kW)转速(r/min)定子电流(A)效率(%)功率因数cos最大转矩额定转矩堵转转矩额定转矩堵转电流额定电流噪声（声功率级）(dB)重量（kg)Y160L-61197123.986.50.782.02.06.578150表3.1 型电动机技术数据3.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比 （20）已知，齿轮传动

17、比。取带传动的传动比为，则减速器的传动比 （21）3.4 带传动的设计3.4.1 带传动类型的选择带传动可分为摩擦型带传动和啮合型带传动。在摩擦型带传动中，根据传动带的横截面形状的不同又可分为平带传动、圆带传动、V带传动和多楔带传动。V带的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，结构紧凑，并且大多数V带已标准化。因此，选用V带传动。3.4.2 带传动的设计计算（1） 确定计算功率 根据工况载荷变动小，每天工作小时数，由表8-7查得工作情况系数，故 （22）（2） 选择V带的带型 根据、由图8-11，选取B型。（3） 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直

18、径。验算带速。按式（8-13）验算带是速度（23）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a),计算大带轮的基准直径，（24）根据表8-8，圆整为（4） 确定V带的中心距和基准长度根据式（8-20）， 有 （25）初定中心距根据式（8-22）计算所需的基准长度（26）由表8-2选择带的基准长度按式（8-23）计算实际中心距（27）（5） 验算小带轮上的包角（28）（6） 计算带的根数计算单根V带的额定功率。由、，查表8-4a根据线性插值法得，根据和查表8-4b得查表8-5得，表8-2得，于是（29）计算V带的根数 （30）取整为6根（7） 计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得B型带的单位长度

19、质量，所以（31）（8） 计算压轴力压轴力的最小值为（32）3.4.3带轮的结构设计选择带轮材料为HT150（1）小带轮相关尺寸小带轮，由于，采用腹板式。轮毂和轮辐的尺寸：由查表7-22，其外径，轴的直径为主电动机的轴伸直径，取， （33）， （34）且，取， （35）（36）带轮轮槽截面尺寸参照表8-10得轮槽截面尺寸如表3.2槽型B14.03.5010.81911.5表3.2 小带轮轮槽截面尺寸（2）大带轮相关尺寸由于大带轮，采用轮辐式。轮毂和轮辐的尺寸：大带轮，可查得外径，轴的直径为圆柱齿轮减速器输入轴直径，取， （37），取， （38）， （39）， （40）， （41）式中：传递的功

20、率，；带轮的转速，；轮辐数， （42）， （43）（44）带轮轮槽截面尺寸由表8-10得轮槽截面尺寸如下表3.3槽型B14.03.5010.81911.5表3.2 小带轮轮槽截面尺寸3.5 减速器的设计3.5.1 减速器类型的选择较常用的齿轮减速器为渐开线圆柱齿轮减速器，按齿轮布置可分展开式、分流式和同轴式，按齿面硬度又分为硬齿面和中硬齿面。根据工作条件，我们选择三级展开式中硬齿面圆柱齿轮减速器。3.5.2减速器型号的选用计算（1）机械强度的校核计算减速器的实际输入功率，查表14-2和表14-3，得工况系数计算输入功率 （45）根据、传动比和与实际输入转速接近的公称转速，由表14-9初选型，其

21、额定输入功率相对转速误差 （46）需要进行额定功率的折算，由式（14-2）知，（47）不满足机械强度要求，因此重新选择为型，额定输入功率 （48）所以型满足机械强度要求。（2）校核热功率功率利用率,查图14-1，得额定功率利用系数;由图14-2得负荷率系数;由图14-3，自然通风下环境温度系数；由表14-12知，许用热功率。则计算热功率为 （49）热平衡校核通过。结论：选用公称传动比为35.5减速器型号为型减速器的相关尺寸如下表3-4a，表3-4b规格355128060087078560105380186417024053040179表3-4a 型减速器装配形式和外观尺寸(mm)规格地脚螺栓孔

22、质量（kg)润滑油量35563108036052042.5252.51431883984003581400115表3-4b 型减速器装配形式和外观尺寸(mm)3.6 输出齿轮传动设计为减小尺寸及降低成本，不需要将输出轴齿轮传动封闭在严密的箱体内，仅需装有简单的防护罩，属于半开式传动。这种传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，轮齿容易磨损。可以采用中硬度齿面齿轮。3.6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及热处理方法选用直齿圆柱齿轮传动。由表8-37，选择齿轮材料为，调质处理，硬度。查表8-48，选用8级精度。3.6.2 计算及校核半开式齿轮传动的主要失效形式是轮齿磨损后使齿厚减薄，最后导致轮齿

23、折断。在设计时，应按轮齿弯曲疲劳强度进行设计。（1）按齿根弯曲强度设计轮齿弯曲疲劳强度的设计公式为 （50）初选载荷系数齿轮传递的功率 （51）式中：、分别为V带传动、圆柱齿轮传动、滚动轴承的传动效率，查表1-17得，。作用于齿轮的转矩 （52）齿轮做悬臂布置，由表10-7选取齿宽系数，对半开式齿轮传动，为保证齿根有足够的弯曲疲劳强度，应适当减少齿数，一般取,则选取。由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；本齿轮传动设计工作寿命10年，每年工作300天，两班制。则工作寿命 （53）齿轮的工作应力循环次数， （54）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数;取弯曲疲劳安全系数,由式（10-12）得（

24、55）由表10-5查得齿形系数；应力校正系数得 （56）数值代入，查表8-2选用第一系列标准值。（2）计算齿宽与齿高之比（57）圆周速度 （58）齿宽 （59）齿高 （60）齿宽与齿高之比 （61）（3）计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮，由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得8级精度、齿宽、齿轮悬臂布置时，由，查图10-13得;故载荷系数（62）按实际的载荷系数校正所算得的模数， （63）查表8-2取第二系列标准值。3.6.3 齿轮的结构设计及几何尺寸计算由于齿轮的齿顶圆直径，采用腹板式结构。圆柱减速器输出轴的直径，根据图10-39腹板式结构的齿轮，则，不符

25、合腹板式结构的要求，因此重新选择为实心结构。分度圆直径， （64）齿顶高， （65）齿根高， （66）齿全高， （67）齿顶圆直径， （68）齿根圆直径， （69）中心距， （70）齿宽， （71）， （72）齿厚 （73）3.7下辊的设计校核（1）强度校核下辊是主动辊，由主电动机驱动。工作中带动板材在卷制过程中的不断转动，期间受到一定的扭矩。下辊即承受弯矩又承受扭矩，应按弯矩合成强度条件进行计算。下辊的长度均匀作用在下辊的集度 （74）画出下辊的受力简图及弯矩图、扭矩图，如图3.4对弯矩和扭矩最大的危险截面进行校核最大弯矩 （75）扭矩因下辊为空心圆截面，抗弯截面系数 （76）式中：为截面内

26、、外径之比。按第三强度理论，计算应力，由于扭转切应力是对称循环变应力，因此引入折合系数，（77）查表15-1，知许用弯曲应力，则满足强度要求。（2）刚度校核下辊的弯曲刚度校核下辊的受力如图3.5，根据表4-2得，最大挠度 （78）式中 （79）由表15-5得允许挠度， （80）（3）扭转刚度校核下辊的扭转变形用每米长的扭转角来衡量，计算公式为 （81）（82）可取，则刚度满足。3.8 下辊轴承的设计3.8.1 类型的选择根据轴承中摩擦性质的不同，可分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承。滚动轴承起动阻力小、摩擦系数小，且已标准化，应用广泛。滑动轴承多用于特大冲击振动、转速高、径向尺寸受到限制或必须剖分

27、安装的场合。由于下辊的工作情况为低速重载，则选用整体式径向滑动轴承。3.8.2 设计计算（1） 选择轴承宽径比根据机床常用的宽径比范围，取宽径比轴承宽度 （83）计算轴径圆周速度 ， （84）计算轴承工作压力 （85）（86）查表12-2，在满足、条件下，选择整体轴套材料为4 辅运动系统的设计辅运动是指上辊在图1.1中上下升降的运动，以下对构成系统的各部分进行论证设计。4.1 辅传动系统的设计4.1.1 辅传动系统方案的论证辅运动属于直线运动。辅传动系统即将电动机的回转运动转化为上辊的直线运动，对于此类型运动的驱动,机械传动和液压传动都得到了广泛应用。通过对卷板机生产厂家的调研，卷制本课题最大

28、卷板厚度薄钢板的辅传动系统基本采用机械传动，而液压传动仅广泛应用于的情况，并且液压装置制造要求精度高、成本高。为此，我们选择机械传动。直线运功的机械传动机构，常用的有齿轮齿条传动、蜗杆齿条传动和丝杠螺母传动。结合辅运动低速短行程及自锁性的特点，我们低速极选用蜗杆传动加丝杠螺母传动，高速极选用减速器。传动系统简图如图4.1图4.1 辅运动传动系统简图4.2 辅电动机的选择4.2.1 辅电动机类型和结构形式的选择与主电动机的类型和结构形式相同，但其功率比主电动机降低一个等级，查表16-1，选择为 Y系列（ IP44）封闭式笼型三相异步电动机。4.2.2 辅电动机功率的计算上辊的有效功率为 （87）

29、从电动机到上辊间的总效率为（88）式中：、分别为联轴器、轴承、蜗杆传动、丝杠螺母传动和圆柱齿轮减速器的传动效率，查表1-17有、所以电动机所需工作功率为 （89）4.2.3 辅电动机转速的选择在综合考虑了电动机和传动系统的性能、尺寸、重量和价格等因素后，选择同步转速为。最后选定主电动机型号为。其技术数据如下表4.1型号额定功率(kW)转速(r/min)电流(A)效率(%)功率因数cos最大转矩额定转矩堵转转矩额定转矩堵转电流额定电流转子转动惯量重量（kg)Y100L-61.59403.9777.50.742.02.06.00.06933表4.1 型电动机技术数据4.3 丝杠螺母传动的设计4.3

30、.1 类型的选择丝杠螺母传动是以传递动力为主的传力螺旋，属于螺旋传动。螺旋传动按螺纹间摩擦状态可分为滑动螺旋、滚动螺旋与精压螺旋。由于滑动螺旋结构简单，加工方便，传动平稳，能自锁，广泛用于金属切削机床的进给和分度机构的传导螺旋以及摩擦压力机、千斤顶的传力螺旋。因此，我们选择滑动螺旋。滑动螺旋的螺纹通常为梯形、锯齿形和矩形三种。锯齿形螺纹兼有矩形螺纹传动效率高、梯形螺纹牙根强度高的特点，但只能用于单向受力的螺纹传动中，与上辊受力情况相符。确定为锯齿形螺纹。4.3.2 材料及热处理螺杆材料选用45钢,调质处理，查表3-2得屈服点，由表11-1-10得许用弯曲应力，许用剪应力。重载低速，螺母材料选用

31、，查表11-1-10知，。4.3.3 设计计算（1） 耐磨性计算对于一般的传力螺旋，其主要失效形式是螺旋表面的磨损螺杆的拉断或剪断以及螺纹牙根部的剪断及弯断。设计时常以耐磨性计算和强度计算确定螺旋传动的主要尺寸。外螺纹中径 （90）式中：轴向载荷,螺纹副许用压强，查表11-1-9，值可根据螺母的形式选定，整体式螺母取查表5-7，已知，选定外螺纹大径，即公称直径，螺距螺母高度， （91）旋合圈数， （92）基本牙型高度， （93）工作压强 （94）（2） 自锁性计算导程 （95）查表11-1-7，摩擦因数，牙型角当量摩擦角 （96）螺纹升角 （97），故自锁可靠。（3） 校核螺杆强度外螺纹小径

32、（98）螺纹摩擦力矩（99）当量应力 （100）（4） 螺母螺纹强度校核因螺母材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹强度螺纹牙根部的宽度 （101）牙顶间隙 （102）内螺纹大径剪切强度 （103）弯曲强度 （104）（5） 螺杆刚度校核轴向载荷使导程产生的变形 （105）转矩使导程产生的变形 （106）式中，弹性模量,查表1-14；切变模量，导程的总变形量 （107）查表11-1-6，知在螺杆每米长的允许螺距变形量之内。（6）稳定性计算由于螺杆主要承受拉伸载荷，故不必进行稳定性计算。4.3.4 滑动螺旋的几何尺寸参照表5-7，得出滑动螺旋的相关几何尺寸。外螺纹大径螺距牙顶间隙 （108）基本牙

33、型高度 （109）外螺纹牙高 （110）内螺纹牙高牙顶高 （111）外螺纹中径 （112）内螺纹中径外螺纹小径 （113）内螺纹小径 （114）内螺纹大径 （115）牙根部宽度 （116）牙顶 （117）4.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比：已知螺杆转速 （118）则总传动比 （119）式中：减速器的传动比，蜗杆传动的传动比具体的传动比数值需要按实际情况选择。4.5 减速器的设计4.5.1 类型的选择由于下一级减速传动为蜗杆传动，其传动比范围较大，因此可以适当减小此减速器的传动比，以达到降低成本的目的。为此我们选择单级展开式中硬齿面圆柱齿轮减速器。4.5.2 型号的选用计算（1） 机械强

34、度的校核计算减速器的实际输入功率， （120）查表14-2和表14-3，得工况系数计算输入功率 （121）根据和与实际输入转速接近的公称转速，由表14-9初选型，其额定输入功率相对转速误差 （122）需要进行额定功率的折算，由式（14-2）知， （123）因为，所以型减速器满足机械强度要求，（2） 校核热功率功率利用率,查图14-1，得额定功率利用系数;由图14-2得负荷率系数;由图14-3，自然通风下环境温度系数；由表14-10知，许用热功率。则计算热功率为， （124）热平衡校核通过。结论：选用公称传动比为4.5减速器型号为型减速器的相关尺寸如下表4-2a，表4-2b规格802351502

35、0080243610682732581281035表4-2a 型减速器装配形式和外观尺寸(mm)规格地脚螺栓孔质量（kg)润滑油量8018280280120406067.581101100124140.9表4-2b型减速器装配形式和外观尺寸(mm)4.6 蜗杆传动的设计4.6.1 类型的选择根据蜗杆形状的不同，蜗杆传动可以分为圆柱蜗杆传动，环面蜗杆传动和锥蜗杆传动等。其中，圆柱蜗杆传动包括普通圆柱蜗杆传动和圆弧圆柱蜗杆传动两类，并以普通圆柱蜗杆最为常用。由工作环境等综合考虑，选择普通圆柱蜗杆传动中的渐开线蜗杆（ZI型）。无特殊要求，选用右旋蜗轮蜗杆。4.6.2 材料及热处理由于蜗杆传动功率不大

36、，中等速度，故蜗杆采用45钢，其螺旋齿面要求淬火，硬度为。蜗轮材料采用，金属膜铸造。为了节约成本，仅齿圈用青铜制造，轮芯用制造。4.6.3 设计计算（1） 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12），传动中心距 （125）确定作用在蜗轮上的转矩蜗杆输入功率 （126）蜗轮上的功率 （127）蜗杆转速 （128）蜗杆传动的传动比 （129）（130）确定载荷系数因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由表11-5选取使用系数;由于转速不高，冲击不大，取动载系数；则 （131）确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜

37、蜗轮和钢杆相配，故确定接触系数假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从图11-18中可查到。确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力。应力循环次数 （132）寿命系数 （133）则 （134)计算中心距由表11-2，根据传动比，选取中心距，蜗杆分度圆直径。此时，从图11-18中查得接触系数，因此以上计算结果可用。（2） 校核齿根弯曲疲劳强度（135）当量齿数 （136）根据，从图11-19中可查出齿形系数。螺旋角系数 （137）许用弯曲应力 （138）从表11-8中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力。寿命系数 （139）（1

38、40）弯曲强度是满足的。（3） 验算效率（141）式中：当量摩擦角，与相对滑动速度有关。（142）从表11-18中用插值法查得，；代入式中得，大于原估计值，因此不用重算。（4） 热平衡计算由于摩擦损耗的功率， （143）产生的热流量， （144）以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中去的热流量， （145）式中：箱体的表面传热系数，取；内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积；油的工作温度，可取周围空气的温度，常温情况取按热平衡条件，可得保持正常工作温度所需要的散热面积 （146）4.6.4 主要参数与几何尺寸（1） 蜗杆选用右旋蜗杆，蜗杆头数；分度圆直径；模数

39、；轴向齿距；直径系数；蜗杆齿宽，取；齿顶圆直径；（147）齿根圆直径；（148）蜗杆齿高；（149）分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚； （150）（2） 蜗轮选用右旋蜗轮，蜗轮齿数；变位系数；验算传动比，此时传动比误差为，是允许的。蜗轮分度圆直径；（151）蜗轮喉圆直径；（152）蜗轮齿根圆直径；（153）蜗轮咽喉母圆半径；（154）蜗轮宽度，取；顶隙；顶圆直径，取。4.7 上辊的校核上辊是被动辊，在工作时主要受到板材对其的反作用力，同时还有板材与上辊的滚动摩擦、轴颈处与轴承间的摩擦。我们需要分别对其强度和刚度进行校核，因为不受轴向压力，不需要稳定性校核。（1）强度校核计算由于卷板速度低，摩擦力产生

40、的力矩很小，与上辊所受的剪力相比可忽略不计。因此在进行强度校核时，只需按弯曲强度条件计算。上辊的长度由卷板机的最大卷板宽度所决定，两端应预留一定的长度，确定 （155）均匀作用在上辊的集度 （156）画出上辊的受力简图及弯矩图，如图4.2对弯矩最大的危险截面进行校核最大弯矩 （157）因上辊为空心圆截面，抗弯截面系数 （158）式中：为截面内、外径之比。最大应力 （159）查表15-1，知许用弯曲应力，则满足强度要求。（2）刚度校核因为上辊所受扭矩很小，在刚度校核时可以省略扭转刚度校核。弯曲刚度校核上辊的受力如图4.3，根据表4-2得, （160）最大挠度， （161）式中：（162）由表15

41、-5查得允许挠度， （163），满足刚度要求。4.8 上辊轴承的设计4.8.1 类型的选择由于板材在卷板前后需要上料和下料，这就要求上辊在某一端可以翘起。为满足这样要求，我们一端选择对开式径向滑动轴承，另一端为整体式径向滑动轴承。4.8.2 设计计算（1）选择轴承宽径比根据机床常用的宽径比范围，取宽径比轴承宽度 （164）（2）计算轴径圆周速度， （165）式中：为上辊转速， （166）（3）计算轴承工作压力 （167）（168）查表12-2，在满足、条件下，选择轴瓦材料为，对开式径向滑动轴承的轴承座材料采用灰铸铁制造。4.9 辅电动机与减速器联轴器的设计4.9.1 类型的选择按照联轴器的性能

42、可分为刚性联轴器和挠性联轴器。刚性联轴器结构简单、制作容易、成本低，但不具有补偿性能。挠性联轴器又可分为无弹性元件挠性联轴器和带弹性元件挠性联轴器，前一类只具有补偿两周相对位移的能力，后一类除有补偿性能外还具有缓冲和减震作用。综上，我们选择带弹性元件的挠性联轴器。4.9.2 型号的选择计算联轴器的计算转矩由下式求得，再由联轴器标准按其公称转矩选定联轴器型号。， （169）式中：载荷系数，查表13-2(a)得，对有非金属弹性元件的联轴器，应考虑环 境影响，对以上值再乘以表13-2(b)中系数；联轴器传递的功率，即为电动机的输出功率；联轴器转速，则联轴器公称转矩。再由电动机和减速器的轴伸，参照表1

43、3-10，确定联轴器型号如下表4.3型号公称转矩许用转速轴孔直径，轴孔长度J型 质量转动惯量635700244462106352.840.0037表4.3 型弹性套柱销联轴器（摘自）4.10 减速器与蜗杆轴联轴器的设计4.10.1 类型的选择与辅电动机与减速器联轴器类型相同，均为带弹性元件的挠性联轴器。4.10.2 型号的选择计算联轴器的计算转矩由下式求得，再由联轴器标准按其公称转矩选定联轴器型号。（170）式中：载荷系数，查表13-2(a)得，对有非金属弹性元件的联轴器，应考虑环境影响，对以上值再乘以表13-2(b)中系数；联轴器传递的功率，即位蜗杆的输入功率；联轴器转速，则联轴器公称转矩。

44、再由电动机和减速器的轴伸，参照表13-10，确定联轴器型号如下表4.4型号公称转矩许用转速轴孔直径，轴孔长度J型 质量转动惯量1254600326082130456.050.0120表4.4 型弹性套柱销联轴器（摘自）4.11 蜗轮轴的设计4.11 1 材料及热处理已知蜗轮轴即为丝杠，因此材料与热处理方法与螺杆相同，即材料选用45钢,调质处理。4.11.2 设计计算蜗轮轴仅承受扭矩，应按扭转蜗强度条件计算。轮轴传递的功率，作用在蜗轮轴上的转矩，蜗轮轴转速即为螺杆转速蜗杆输入功率 （171）蜗杆转速 （172）作用在蜗杆轴上的转矩 （173）已知蜗轮分度圆直径，蜗杆分度圆直径，作用在蜗轮上的切向力 （174）径向力 （175）轴向力 （176）先按式（15-2）计算轴的最小直径。根据表15-3，取，于是得 （177）蜗轮轴的直径必须大于丝杠上螺纹的大径，而且对于直径小于100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大。所以确定蜗轮轴直径为4.12 蜗杆轴的设计（1）求作用在蜗杆上的力参照蜗杆轴的设计参数轴向力径向力切向力（2）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根