三辊卷板机的设计-毕业论文

三辊卷板机的设计前言第页（共54页）三辊卷板机的设计1前言1.1选题背景机械制造业在近代中国的发展过程中起到非常重要的作用，在国民经济中占有很大的比例，因此在国民经济中具有很重要的作用和地位。一个国家的技术的发展与进步离不开机械制造业。当一个国家的机械制作非常发达是，它的国民经济实力和科学技术水平也会是非常的厉害，因此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。机械制造装备的先进程度决定了机械制造生产能力和制造水平。因此，机械制造业的发展是离不来机械制造装备技术的。努力地研究机械装备技术可以让我们国家的经济实力和科学技术都能得到发展。我国也是制造业非常发达的大国，因此更应该花费资金投入机械制造业去，去研究和发展。卷板机是一个将金属板材弯卷成锥体、曲面体体、筒体或其他形体的通用成型设备。根据以往的概论三点可以成圆的原理，卷板机在工作时的工作辊他们的位置不是固定的，而是变化和旋转运动从而使板材产生连续不断的塑性变形，可以以获得预制的工件。该通用设备可应用于造船、锅炉、石油、化工及机械制造行业等。与外国的工作辊（一般以工作辊的配置方式划分）划分方式不同，国内基本都以工作辊调整形式及数量作为标准，实行分类，一般分为：1、特殊用途卷板机：有双辊卷板机、船泊式卷板机、立体式卷板机、多功能卷板机和锥体式卷板机等。2、三辊卷板机：分为机械式三辊卷板机（机械式三辊卷板机包括机械式对称式三辊卷板机和机械式非对称式三辊卷板机）和液压式三辊卷板机。3、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。机械传动式卷板机已经有很长的发展时间，但是由于它的机械运动简单，工作性能很好，制造价格很低，因此在很多中、小型的卷板机仍然使用中。但是由于现在的卷板机都是低速大扭矩的卷板机，所以传动系统体积过于庞大，卷板机在工作时产生的功率较大，并且在启动的时候电能的上下起伏太大，因此现在大型的卷板机都是在用液压传动。卷板机可分为冷卷和热卷。冷卷指板材在冷态下，按照规定上要求的的屈服极限方式，才能卷制出最大板材厚度和宽度时最小卷筒直径。由于板材在生产加工中的候没有加热的过程，所有也就不会有麻点和氧化铁皮等缺点。因此生产出来的物件质量是非常的高的，目前国内一般情况下采用冷卷较多。不过在特殊的情况下也可以使用加热卷制的方法，当遇到弯曲半径较小或板材厚较大并超过卷板机的工作能力时，可采用热卷。1.2卷板机的原理1.2.1卷板机的运动形式卷板的工作原理其实很简单，当板材进入卷板机时，卷板机会拉长板材的外层纤维并且缩短内层纤维，从而使板材产生弯曲变形。卷板机的工作性质也非常的简单，首先使板材在未加热的状态下，然后必须按照规定的屈服极限，最后就是来卷制出最大板材厚度与宽度时最小卷筒直径。卷板机的运动形式大体上可以分为两种运动，分别是主运动和辅运动。主运动就是指的主动运动，它是对加工板材的旋转和弯曲等一系列运动的总称。因此它主要就是对板材的加工，从而是板材能够完成初始的加工过程。辅运动就是被动运动，它是对卷板机在卷板过程中辊的升降和板材的翻转等形式运动的总称。因此它主要是对卷板机的辅助运动，可以使它更好的卷制出合格的物件。下图的为三辊对称式卷板机的工作原理,它的上面只有一根辊，称之为上辊，它位于两下辊中央对称位置并且只在位置上作垂直升降运动。下面两个平行的辊为下辊通过丝杆丝母蜗杆传动而获得动能作旋转运动,并且通过两个齿轮的齿和,来为卷板机的卷制提供了扭矩。图1三辊卷板机工作原理图由图1：主运动指上辊绕O1，下辊分别绕O2、O3作顺时针或逆时针旋转。辅运动指上辊的上升或下降运动，以及上辊在O1垂直平面的上翘、翻边运动等。1.2.2弯曲成型的加工方式卷板机弯曲的板材基本上都是钢制板材，因此对于钢制的板材结构弯曲成型的加工方法有很多种，但是最主要的还是卷板、弯曲的方式。弯曲成型加工时的外部条件可以是加热或者冷却，均可以完成弯曲成型。卷板是钢板在卷板机中的动能的作用下，从而让钢板中的的外部的纤维变的比以前更长了，而内部的纤维却变的比以前短了，产生的卷板成型。假如要卷制的圆筒的半径比正常的要大时，可以直接在正常的温度中进行卷制成圆，假如要卷制的圆筒的半径比正常的要小并且钢板的厚度较大的时候，就必须要先把钢板进行加热使得钢板更能被卷制成圆。在正常的温度下卷制成圆的钢板的方法有：机械卷圆和手工卷制两个加工方法。机械卷圆是必须要在卷板机上面才能完成的。板材弯曲受到的压力是通过卷板机上面的上辊轴向下移动的过程中形成的压力，从而使得硬度较大的板材弯曲。工作原理如下图2所示。a）b）c）a）对称式三辊卷板机b）不对称式三辊卷板机c）四辊卷板机

图2滚圆机原理图根据研究可得用三辊卷板机弯板时，无法对笔直的板材进行直接弯曲，必须要进行预备弯曲才行，预弯长度为0.5L＋（30~50）mm(L为下辊中心距）。预弯可采用压力机模压预弯或用托板在滚圆机内预弯（图3）a）b）a）用压力机模压预弯b）用托板在滚圆机内预弯图3钢板预弯示意图1.3卷板机的发展趋势自从2001年我国加入了世界贸易组织后，我国的机械制造业在飞速的发展中，所以卷板机作为机械制造业中非常重要的组成部分也在飞速的发展，机械制作业的发展也促使了我国经济实力的不断增强。我国的卷板机最早发源于六十年代，最早使用机械传动的是三辊卷板机，这种卷板机的结构非常简单，但是也有一些缺点就是不能将板材端部弯曲，发展到了七十年代后，一些研制机构，研制出来了一种机械传动的卷板机，这种卷板机改进了缺点了，可以直接对板材的端部进行弯曲，同时也改进了卷板机的性能，但是他的结构太过于庞大，制造起来也很麻烦，所以没有得到推广。八十年代中期，这个厂家又对该卷板机进行了改进，将液压技术应用了进来，还对筒形进行了较圆，这样就很大程度上提高了该机器的效率。发展到了八十代后，又将一些先进的控制技术应用与卷板机，例如PC、NC等，这些技术使卷板机具有了自动调平、水平升降等功能。经过不断对卷板机进行改进，使卷板机的重量大大降低，性能大幅度的提高，因此在市场中得到了广泛应用。随着国家的经济、技术等各方面水平的不断提升，国家对卷板机的支持力度也越来越大，很多企业都对卷板机不断的改进，有些还引进了一些国外的高新技术，目前，我国的卷板机研制技术已经达到了亚洲的先进水平。由于卷板机的飞速发展，带动了卷板机的下游企业的发展，例如一些焊接、检测、材料等行业，卷板机的研究和创新带动了我过的机械加工工业的发展。方案的论证及确定这些年，随着国家的石油、化工、海洋开发等部门的飞速发展，卷板机的使用范围也大大的扩广，如今卷板机已经成为机械行业不可缺少的高效机器，时代在不断发展，科技在不断进步，所以对卷板机的功能要求也越来越多。2方案的论证及确定2.1方案的论证一般的情况下，卷板机的工作能力就是指它所能够卷制的板材的厚度，也就是按照规定的屈服极限用冷却状态下的板材，卷制出板材的最大厚度与宽度时候的卷筒的最小直径的能力。正常情况下冷态卷制的能力是热态卷制能力的一半左右。但是最近却是冷卷的能力在不断的发展中。综上所诉，根据卷板的各种类型我拟订了以下几种不同的方案，并且分别进行了分析和论证。2.1.1方案1双辊卷板机双辊卷板机的原理如图4所示：1321321.上辊2.工件3.下辊图4双辊卷板机工作原理图双辊卷板机只有两个辊，上辊是个用钢制作的辊，下辊是一个含有弹性的辊，并且也能用来垂直运动。当卷板机开始工作的时候，首先下辊开始作旋转运动，促使板料和上辊在运动的压力作用下，将板材压进下辊的弹性层中，从而使下辊发生弹性变形。但是在发生变化时的下辊体积没有发生过变化，所以压力便向四面传递，使得产生了强度很大且不停作用的反压力，迫使板料与刚性辊连续贴紧，最终使的板材能够被卷制出圆桶。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。经过多次不一样的实验得到结论：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点。双辊卷板机具有其他卷板机没有的优点：1.加工的板材不需要进行预弯可直接加工，因此生产的速度很快；2.卷板机的结构简单，价格低廉3对于各种不同类型的材料都能进行加工。双辊卷板机的缺点：1.每个弯度的成品都有个对应的上辊进行加工，因而不适用小批量生产中需求不同的弯度的成品；2一般只能用于10mm以下的板料厚度进行加工，对于过厚的板材加工效果很差。2.1.2方案2三辊卷板机（1）对称式三辊卷板机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5图5卷板过程（2）不对称式三辊卷板机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，工作能力一般在32×3000mm以下，如图6图6不对称式卷板机2.1.3方案3四辊卷板机图7四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7。2.2方案的确定要想得到一个合理并且实用的设计方案，那么就要注重这个方案的技术上要实用，而且维修和操作要方便，并且工作时要安全可靠。经过上面的几个论证比较，我们可以得出，虽然双辊卷板机的操作简单但是对于我们设计的板厚为12mm的板材加工就不适合了。而四辊卷板机虽然能够很完美的完成此次设计，但是它的体积太过庞大，而且操作复杂，价格太高，用来卷制本设计的12×2000mm薄钢板实在是太浪费，不选用。不对称式三辊卷板机相比于对称式三辊卷板机结构更复杂，操作更加不方便。因此我结合上面的种种条件和实际需要，最终我确定了设计方案为：对称式三辊卷板机。2.3本章小结经过对几种运动方案的分析和论证比较，双辊卷板机虽然不需要预弯，但是它的生产加工中板材的厚度是有一定的限制的，并且只能在小批量的生产中使用。四辊卷板机的应用范围比较广，但是它的结构复杂，并且体积过于庞大，操作难道较高，在设计过程中不宜使用。对称三辊卷板结构比较简单、体积和质量都很适中，制作也很简单。所以通过这三种卷板机的相互比较最终决定采用三辊卷板机。3传动设计对称上调式三辊卷板机如图8所示：图8对称上调式三辊卷板机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。3.1传动方案的分析卷板机传动系统分为两种方式：3.1.1齿轮传动电动机传出的扭距通过一个有保护作用的联轴器，传人一个有分配传动比的减速器，然后功过连轴器传人开式齿轮副，进入带动两轴的传动。如图9所示。传动设计图9齿轮式传动系统图这种传动方式的特点是：工作可靠，使用寿命长，传动准确，效率高，结构紧凑，功率和速度适用范围广等。3.1.2皮带传动由电动机的转距通过皮带传人减速器直接传人主动轴。如图10所示：图10皮带式传动系统图这种传动方式具有传动平稳，噪音下的特点，同时以起过载保护的作用，这种传动方式主要应用于具有一个主动辊的卷板机。3.2传动系统的确定鉴于上节的分析，考虑到所设计的是三辊卷板机，具有两个主动辊，而且要求结构紧凑，传动准确，所以选用齿轮传动。3.2.1主传动系统的确定传动系统如图11所示：上辊传动压下系统下辊住传动系统上辊传动压下系统下辊住传动系统图11传动系统图所以选用了圆柱齿轮减速器，减速比i=134.719，减速器通过联轴器和齿轮副带动两个下辊工作。3.2.1副传动系统的确定为调整上下辊间距，由上辊升降电动机通过减速器，蜗轮副传动蜗轮内螺母，使螺杆及上辊轴承座升降运动，为使上辊、下辊轴线相互平行，有牙嵌离和器以备调整，副传动系统如图3.4所示。需要卷制锥筒时，把离和器上的定位螺钉松开，然后使蜗轮空转达到只升降左机架中升降丝杆的目的。3.3本章小结通过对资料上的运动方式进行研究和分析，然后再和三辊卷板机的运动形式和工作的安全性相结合，最后可以选择齿轮传动为主传动，选择蜗轮蜗杆传动为副传动。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.已知设计参数动力设计加工板料：Q235-A屈服强度：σs=235MPa抗拉强度：σb=420MPa辊材：Mn屈服强度：σs=930MPa抗拉强度：σb=1080MPa硬度：HBSHB板厚：s=12mm板宽：b=2200mm滚筒与板料间的滑动摩擦系数：滚筒与板料间的滚动摩擦系数：f=0.8无油润滑轴承的滑动摩擦系数：板料截面形状系数：板料相对强化系数：板料弹性模量：E=2.06×105Pa卷板速度：m/min2.确定卷板机基本参数[14]下辊中心矩：=390mm上辊直径：=300mm下辊直径：=240mm上辊轴直径：=180mm下辊轴直径：=130mm最小卷圆直径：=600mm筒体回弹前内径：=506.607mm4.1.2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mmmm2）板料由平板开始弯曲时的初始弯矩M1kgf·mmW为板材的抗弯截面模量。3）板料变形40%时的最大弯矩M0.4kgf·mm4）从kgf·mm上辊受力：kgf下辊受力：kgf5）消耗于摩擦的摩擦阻力矩=kgf·mm6）板料送进时的摩擦阻力矩kgf·mm7）拉力在轴承中所引起的摩擦阻力矩kgf·mm8）卷板机送进板料时的总力矩kgf·mm9）卷板机空载时的扭矩:：板料重量G1:kg：联轴器的重量[8]:选ZL10，=180.9kg：下辊重量:kgkgf·mm10）卷板时板料不打滑的条件：kgf·mmkgf·mm因为，所以满足。11）驱动功率：kgf·mmkw2.成形70%时1）板料成型70%的基本参数mmmm2）板料变形70%时的最大弯矩M0.7kgf·mmkgfkgf3）板料从kgf·mm4）消耗于摩擦的扭矩kgf·mm5）板料送进时的摩擦阻力矩kgf·mm6）拉力在轴承中所引起的摩擦损失kgf·mm7）机器送进板料时的总力矩kgf·mm8）卷板机空载时的扭矩kgf·mm9）板料不打滑的条件kgf·mm因，所以满足。10）驱动功率kgf·mmkw3.成形90%时1）板料成型90%的基本参数mmmm2）板料变形为90%时的最大弯矩M0.9kgf·mmkgfkgf3）板料从kgf·mm4）消耗于摩擦的扭矩kgf·mm5）板料送进时的摩擦阻力矩kgf·mm6）拉力在轴承中所引起的摩擦损失kgf·mm7）机器送进板料时的总力矩kgf·mm8）卷板机空载时的扭矩kgf·mm9）卷制时板料不打滑的条件：kgf·mmkgf·mm因，所以满足。10）驱动功率kgf·mmkw4．成形100%时1）板料成型100%的基本参数mmmm2）板料变形为100%时的最大弯矩M1。0kgf·mm3）板料从kgf·mmkgfkgf4）消耗于摩擦的扭矩kgf·mm5）板料送进时的摩擦阻力矩kgf·mm6）拉力在轴承中所引起的摩擦损失kgf·mm7）机器送进板料时的总力矩kgf·mm8）空载时的扭矩kgf·mm9）板料不打滑的条件kgf·mmkgf·mm因为，所以满足。10）驱动功率kgf·mmkw综合上述的计算结果总汇与表1表1计算结果总汇成形量计算结果40%70%90%100%简体直径（mm）1266.518723.724562.899506.607简体曲率半径R’(mm)639.259367.862287.45259.304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)1.815×1071.905×1071.965×1071.995×107上辊受力Pa(kgf)2.325×1052.376×1052.503×1052.972×105下辊受力Pc(kgf)1.197×1051.289×1051.419×1051.281×105村料变形弯矩Mn1(kgf·mm)3.292×1061.869×1061.766×1068.972×105摩擦阻力扭矩Mn22.321×1062.428×1062.615×1062.725×106材料送进时摩擦阻力扭矩MT1.381×1061.423×1061.509×1061.727×106空载力矩Mn49.88×103拉力引起摩擦扭矩Mn31.519×1051.308×1051.064×1058.529×104Mn1+MT+Mn44.682×1064.033×1063.285×1062.634×106总力矩Mp5.171×1065.568×1064.964×1065.534×106驱动力矩Mn5.769×1065.119×1064.497×1064.485×106驱动功率Nqc(kw)7.9547.4087.1517.0195．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。其工作特性明显优于Y系列电机，故选YZ160L—6型电机，其参数如下：kw；r/min；；kw。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YD90S—6/4，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：kgfkgf故按计算，其受力图12：图12辊筒受力图4.2.2刚度校核挠度[1]：确定公式各参数：mm4（Ia为轴截面的惯性矩）kgfkgf/mmmmm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Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ，因Ⅰ、Ⅲ相同，且>，所以只需校核Ⅰ、Ⅱ处：Ⅰ：kgf·mmkgf/mm2W为抗弯截面系数。mm3kgf/mm2Ⅱ：kgf·mmkgf/mm2故安全，强度合乎条件。4.2.4疲劳强度安全强度校核[1]：Mpa=108kgf/mm2kgf/mm2kgf/mm2在截面Ⅰ、Ⅱ处<，所以只需校核Ⅱ、Ⅲ处：Ⅱ处：r=0由[1]得因上辊转矩T=0，故：应力集中系数[1]表面质量系数尺寸影响系数弯曲平均应力MPaⅢ处：kgf·mmMPa故：疲劳强度满足条件。4.2.5上辊在卸料时的校核根据上辊的受力情况，只需考虑弯曲强度即可，卸料时其受力如下图4.2：板重：kg上辊重：kg总重：kg图13上辊卸料受力图由受力图13可知：MPa故：卸料时弯曲强度满足。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14图14下辊受力图受力：kgf主电机kw齿轮啮合效率：联轴器效率：轴承效率：总传动效率：m/minr/min转矩：N·mkgf·mmkgf·mmkgf·mm4.3.2下辊刚度校核：挠度[5]：I为轴截面的惯性矩：mm4kgfmmkgf/mmmmmmm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Ⅱ、Ⅲ处[5]：Ⅱ处：kgf·mmkgf·mmkgf·mm（）kgf·mmkgf·mm安全系数：Ⅲ处：kgf·mmkgf·mm安全系数故安全，故弯曲强度满足。4.3.4下辊疲劳强度校核初选Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ截面：Ⅰ、Ⅲ同类；Ⅳ、Ⅴ同类；Ⅱ、Ⅳ处：；Ⅰ、Ⅳ处：显然，故仅校核Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ即可。疲劳强度校核公式[1]kgf·mmⅡ截面：kgf·mmN·m应力集中系数[1]表面质量系数尺寸影响系数弯曲平均应力MPa应力集中系数[1]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Ⅱ处满足疲劳强度要求。Ⅲ截面：kgf·mmkgf·mm应力集中系数[1]表面质量系数尺寸影响系数弯曲平均应力MPa应力集中系数[1]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。Ⅳ截面：kgf·mmN·mmm3，应力集中系数[1]表面质量系数尺寸影响系数弯曲平均应力MPa应力集中系数[1]表面质量系数尺寸影响系数弯曲平均应力和应力副减速器的设计计算〉故:安全下辊满足疲劳强度要求。kgfkgf·mmkgf·mmkgf·mm刚度条件满足。满足弯曲强度要求。kgf·mm4.4本章小结经过多次研究可以得出卷板机的成型不是一次就可以的，要通过多次成型才能最终成功的。并且每一次成型使用的功率都是不同的，因此我将它分成为四次成型，经过实验得出40%时所需功率最大，最终我确定电动机的功率为11kw。然后再对三辊卷板机选择的参数进行计算和校核，得出来的结果是上辊和下辊的强度均为合格。5减速器的设计计算5.1传动方案的分析和拟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，因此减速器采用对称式结构。又因为减速器转速较高，而减速器输出轴转速较低，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15：图15减速器结构图5.2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/minni=953r/min5.2.2传动比的分配考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取：～故：=6.2=4.85.3传动装置各轴的参数计算5.3.1各轴转速r/minr/minr/minr/min5.3.2各轴功率各轴输入效率：η1=0.97联轴器效率：η2=0.99轴承：η3=0.98Ⅰ轴：PⅠ=P0P01=11×0.99＝10.89lwⅡ轴：PⅡ=PⅠP12=10.89×0.98×0.97＝10.352kwⅢ轴：PⅢ=PⅡP23=10.352×0.98×0.97＝9.841kwⅣ轴：PⅣ=PⅢP34=9.841×0.98×0.97＝9.355kw5.3.3各轴转矩电动机轴：N·mⅠ轴：N·mⅡ轴：N·mⅢ轴：N·mⅣ轴：N·m将上述结果汇总于表5.1以备查用。5.4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，表2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η电动机轴11110.23195310.99Ⅰ轴10.89109.1299530.976.2Ⅱ轴10.3526432.170153.7100.974.8Ⅲ轴9.8412934.81432.0230.974.527Ⅳ轴9.35512623.3827.0710.97齿轮材料为40Cr，表面需调质处理，齿面硬度为48－55HRC。3）选取精度等级：选7级精度(GB10095-88)。3）选小齿轮数：Z1=24,Z2=UZ1=148.8，Z2取149齿数比：u=6.2由于u>5所以采用斜齿β=15°2.按齿面接触强度计算和确定齿轮尺寸[15]mm(5.1)(1)确定公式内各参数a)试选载荷系数：Kt=1.3b)小齿轮传递扭矩：T1=1.093×105N·mmc)齿宽系数[15]：材料的弹性影响系数[15]：取α=20°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[15]：MPaf)计算应力循环次数：N1=60n1JLn=60×953×1×（2×8×300×15）＝4.117×109N2=4.117/6.2=6.64×108g)查得接触疲劳寿命系数[15]：ZN1=1.0ZN2=1.0h)计算接触疲劳许用应力[15]：安全系数S＝1MPaMPa所以：MPa（2）计算a)试算小齿轮分度直径d1t由5.1得：mmb)计算圆周速度V：m/sc)齿宽b：mmd)齿宽与齿高之比b/h：模数：mt＝d1t/Z1＝52.53/24＝2.195mm齿高：h＝2.25mt＝2.25×2.195＝4.939mm齿高之比：b/h＝47.407/4.939＝9.599e)计算载荷系数：根据v=2.621m/s，7级精度动载荷系数[15]：Kv=1.11KHα=KFα=1.4使用系数：KA=1KHβ=1.41KFβ=1.46故载荷系数：K=KHKVKHαKHβ=1×1.11×1.41×1.4=2.191f)按实际载荷系数校正分度圆直径：mm取：mmg)计算模数m：m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm3.按齿根弯曲强度设计[15](5.2)(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[15]：MPab)查得弯曲疲劳寿命系数[15]：c)计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数S＝1.4MPaMPad)计算载荷系数K：e)查取齿形系数[15]：f)查取应力校正系数[15]：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mm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＝1.68mm，圆整后m＝2mm。校正后的分度圆直径d1=64mm。齿数Z1、、Z2：Z1=d1/m=64/2=32取Z1=32Z2=×Z1=200β确定：取=241mm4.几何尺寸计算a)两齿轮的分度圆直径：mmmmb)中心距：mmc)齿宽：mm故取：b1=65，b2=60。5.验算NN/m故：假设合适，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48－55HRC。3）选取精度等级：选7级精度(GB10095-88)。4）选小齿轮数：Z1=24,Z2=iⅡ×Z1=4.8×24=115.Z2取116齿数比：u=4.82．按齿面接触强度设计由公式5.1(1)确定公式内各参数a)试选载荷系数：Kt=1.3b)小齿轮传递扭矩：T1=6.432×105N·mmc)齿宽系数[15]：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[15]：MPae)计算应力循环次数：N1=60n1JLn=60×153.71×1×（2×8×300×15）＝6.64×108N2=6.64×108/4.8=1.383×108f)接触疲劳寿命系数[15]:ZN1=1.0ZN2=1.0g)计算接触疲劳许用应力[15]：安全系数S＝1MPaMPa所以：MPa(2)计算a)试算小齿轮分度直径d1t：＝71.44mmb)计算圆周速度：m/sc)齿宽b：mmd)齿宽与齿高之比b/h：模数：mt＝d1t/Z1＝71.44/24＝2.99mm齿高：h＝2.25mt＝2.25×2.99＝6.723mm齿高之比：b/h＝64.57/6.728＝9.597e)计算载荷系数：动载荷系数[15]：Kv=1.03KHα=KFα=1.1使用系数：KA=1KHβ=1.323KFβ=1.39故载荷系数：K=KHKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.323=1.499f)按实际载荷系数校正分度圆直径：mmd1取76mmg)计算模数m：m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm3.按齿根弯曲强度设计根据公式5.2(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[15]：MPab)弯曲疲劳寿命系数[15]：c)计算弯曲疲劳许用应力[15]：取安全系数S＝1.4MPaMPad)计算载荷系数K：e)查取齿形系数[15]：f)查取应力校正系数[15]：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mm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＝3.227mm，圆整后m＝4mm。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=25Z2=×Z1=1204.几何尺寸计算a两齿轮的分度圆直径：mmmmb)中心距：c)齿宽：mm故取b1=90，b2=85。5.验算：NN/m故：假设合适，设计合理。5.4.3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48－55HRC。3）选取精度等级：选7级精度(GB10095-88)。4）选小齿轮数：Z1=28,Z2=iⅡ×Z1=4.527×28=126.76Z2取127齿数比：u=4.5272．按齿面接触强度设计由公式5.1(1)确定公式内各参数a)试选载荷系数：Kt=1.3b)小齿轮传递扭矩：T1=2.935×106N·mmc)得齿宽系数[15]：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[15]：MPaf)计算应力循环次数：N1=60n1JLn=60×32.023×1×（2×8×300×15）＝1.383×108N2=1.383×108/4.527=3.06×107g)接触疲劳寿命系数[15]：ZN1=1.0ZN2=1.02h)计算接触疲劳许用应力[15]：安全系数S＝1MPaMPa所以MPa(2)计算a)试算小齿轮分度直径d1t：=118.08mmb)计算圆周速度：m/sc)齿宽b：mmd)齿宽与齿高之比b/h：模数：mt＝d1t/Z1＝118.09/28＝4.217mm齿高：h＝2.25mt＝2.25×4.217＝9.488mm齿高之比：b/h＝119/9.488＝11.2e)计算载荷系数：动载荷系数[15]：Kv=1.02KA=1KHβ=1.329KFβ=1.39故载荷系数：f)按实际载荷系数校正分度圆直径：mmg)计算模数m：m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm3.按齿根弯曲强度设计[15](1)确定公式内的各参数a)查文献[15]大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：b)查文献[15]得弯曲疲劳寿命系数：c)计算弯曲疲劳许用应力[15]：取安全系数S＝1.4MPaMPad)计算载荷系数K：e)查取齿形系数[15]：f)查取应力校正系数[15]：g)计算大小齿轮的并加以比较：故小齿轮数值较大。2）模数设计计算mm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＝4.976mm，圆整后m＝5mm。校正后的分度圆直径d1=124mm。齿数Z1、、Z2：Z1=d1/m=124/5=25取Z1=25Z2=×Z1=1144.几何尺寸计算a)分度圆直径：mmmmb)中心距：c)齿宽：mm故取b1=115b2=1105.验算NN/m故：假设合适，设计合理。5.5蜗轮、蜗杆的传动设计蜗杆传递名义功率8.35kw，转速n1=100r/min，传动比i=40。蜗杆传动的主要参数有模数、压力角、蜗杆头数、蜗轮齿蜗杆中圆直径及蜗杆直径系数。按照蜗杆的形状，蜗杆传动可分为圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动和锥蜗杆传动等。环面蜗杆传动具有的特点：同时齿合的齿的对数多，轮齿受力情况得到较大改善，其承受能力高于普通圆柱蜗杆传动。由于传动三辊卷板机上辊的上下运动需要较大的强度，所以我选择包络环面蜗杆传动。5.5.1材料选择：蜗杆：40Cr，表面淬火，HRC50齿面粗糙度Ra0.8蜗轮：ZCuSn10P1，传动选用8级精度，标准侧隙，三棍卷板机间隙工作。5.5.2参数的设计：1.求传动的中心距书[1]：kw式中，K1、K2、K3、K分别为：1、1.0、0.8、1由[1]得a=175mm，取成标准值a=180mm2.主要几何尺寸计算[1]mm，mm，mm，mm，mm，mm其余项目由[1]：蜗轮端面模数：mm径向间隙和根部圆角半径：mm齿顶高：mm齿根高：mm蜗轮分度圆直径：mm蜗轮齿根圆直径：mm蜗杆分度圆直径：mm蜗杆喉部齿根圆直径：mm蜗杆喉部齿顶圆直径：mm蜗杆齿顶圆弧半径：mm蜗杆齿根圆弧半径：mm周节角：蜗杆包容蜗轮齿数：蜗杆工作包角之半：蜗杆工作部分长度：mm蜗杆最大根径：mm蜗杆最大外径：mm蜗杆喉部螺旋导角：分度圆压力角：蜗轮法面弦齿厚：mm蜗轮弦齿高：=5.78mm蜗杆喉部法面弦齿厚：=10.629mm蜗杆弦齿高:mm确定蜗杆螺旋修形量及修缘量[1]：mmmmmm5.6轴的设计校核计算：5.6.1四个轴的结构设计：各轴材料为40Cr[1]，A=104.5mm。I轴：P=10.89kwn=953r/mind≥104.5=23.538mm取mm，故I轴可设计为齿轮轴。轴I的结构如图16图16轴Ⅰ结构图轴II：P=10.352kwn=153.71r/minA=104.5mmd≥A=42.516mm取d=45mm轴结构如图17图17轴Ⅱ结构图轴III：P=9.841kwn=32.023r/minA=104.5mmd≥Amm取d=80mm轴III的结构图18图18轴Ⅲ结构图轴Ⅳ：P=9.355kwn=7.071r/min由材料40Cr查表15-3取得：A0=104.5mm取d=120mmAB轴Ⅳ的结构简图19：ABⅦⅤⅥⅣⅢⅡⅠⅦⅤⅥⅣⅢⅡⅠ图19轴Ⅳ图因小轴直径dⅠ－Ⅱ与联轴器的孔径相配合的，故需先选定联轴器。计算联轴器转矩：Tca=KAT3=1.184×1.262×104=14942.08N·m。选用ZL10（GB5015－85），其公称转矩为31500N·m。5.6.2轴的校核计算：1.轴的弯矩计算由于Ⅳ轴的作为输出轴其转速最小，扭距最大故只对Ⅳ轴进行校核计算。Ⅳ轴的支承跨距L=155+14+108+60=337mm。由轴结构图5.4和弯距的计算得出截面B是轴的危险截面，根据受力图绘出轴的弯矩、扭矩图和当量弯矩图5.6。B面受力分析：a)转矩：T＝1.26×107N·mmb)直径：已知d=570mmc)求圆周力:Nd)求径向力Fr:Fr=Ft.tanα=44211×tan200=16091.316Ne)求支反力：RV1、RV2、RH1、RH2RV1＝11579.063NRV2＝4512.253NRH1＝31813.555NRH2＝12397.455Nf)弯矩：MH=3.706×106N.mmMV=1.349×106N·mmg)总弯矩：N·mmh)扭矩：N·mm(α＝0.6)i)计算当量弯矩：N·mmFtFtMca(N.mm)αT(N.mm)M(N.mm)MV(N.mm)RV1FtRV2RH1FtRH1Mca(N.mm)αT(N.mm)M(N.mm)MV(N.mm)RV1FtRV2RH1FtRH1RV1RH2RV2RH2MH(N.mm)Fr图20轴Ⅳ弯扭距图将上述结果列表3：表3轴Ⅳ弯扭距计算结果载荷水平面H垂直面支反力R(N)RH1=31813.553NRH2=12397.455NRV1=11579.063NRV2=4512.253N弯矩M(N·mm)MH=1.094×106N·mmMV=3.006×106N·mm总弯矩(N·mm)M＝3.199×106N·mm扭矩T(N·mm)αT＝7.56×106N·mm当量弯矩McaMca＝8.527×106N·mm2.轴强度校核[1]MPa[σ-1]=70MPa，因<[σ-1]=70MPa，所以安全。3.轴疲劳强度校核(1)确定危险截面因截面A、Ⅱ、Ⅲ受力要比Ⅵ、Ⅶ处小，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ无需校核。因截面Ⅵ、Ⅶ处采用过盈配合，所以应力最集中，但截面Ⅵ不受扭矩作用，轴径也比截面Ⅶ处大，故只对截面Ⅶ校核。截面B处虽受力很大，但应力集中明显校截面Ⅶ小，轴径也比截面Ⅶ大，所以截面B处不需校核。(2)截面Ⅶ左侧a．抗弯截面系数：mm3b．抗扭截面系数：mm3c．左侧弯矩：N·mmd．扭矩：N·mme．弯曲应力：MPaf．剪切应力： MPag．轴材为40，查文献[1]得：MpaMpaMPa应力集中系数：（插值）材料敏感系数：尺寸系数：轴表面质量系数：轴未经表面强化处理：材料特征系数，则：故安全。(3)截面IV右侧a．抗弯截面系数：mm3b．抗扭截面系数：mm3c．右侧弯矩：N·mmd．扭矩：N·mme．弯曲应力：MPaf．剪切应力：MPag．查文献[1]得：，于是：，h．轴按磨削加工，质量系数[1]：i．轴IV右截面处的安全系数为：则：故安全。因在传动时无较大的瞬间过载和严重的应力循环不对称，故无须静强度校核。(5)轴承的选择选择轴承类型的依据：安装轴承处的最小直径和轴承所受负荷的大小、方向及性质；轴向固定形式；调心性能要求；刚度要求；转速与工作环境等。a．轴I、轴II、轴Ⅲ轴承的选择因为轴的轴向载荷几乎没有，径向载荷远大于轴向载荷，故轴向载荷可忽略不计，且转速较高，由[1]选择同类型的深沟球滚动轴承如表4。表4轴承参数轴号轴承型号（新）外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）额定动载荷（kN）额定静载荷（kN）DDB轴I60063055133649113.28.30轴II60094575165161121.014.8轴Ⅲ6016801252287118147.539.8b．轴Ⅳ轴承的选择因为齿轮传动采用直齿传动，故轴向力几乎为零，仅受径向作用力，选用单列圆柱滚了轴承，参照工作要求并依据dⅡ－Ⅲ＝126mm，选用32126，其尺寸：d×D×T=130×200×33，Cr=152，Cor=125kN，N=2400r/min。5.7轴承校核因为输出轴=4\*ROMANIV传递的扭矩、受力比其它轴承大，所以只对与输出轴=4\*ROMANIV配合的轴承进行校核即可。5.7.1参数：Cr=152kNCor=125kNN=2400r/min预期寿命：；实际参数：n=7.071r/minN·mmP=9.355kw5.7.2求轴承受到的径向力因，所以只对轴承左侧校核即可。载荷系数[1]：。则有当量载荷：5.7.3验算轴承寿命：h故可达到预计寿命要求，安全。5.8键的校核平键传递扭矩时，其主要失效形式是工作面压溃，因此，通过计算工作面上的压力进行条件性强度校核。许用压力[1]=150MPa，计算公式。MPa=4\*ROMANIV轴联轴器端平键：N·mmmmmmm〉故合适。对齿轮轮毂上平键：mmmm则有：〉采用双键：〉，则双键合适。5.9减速器箱体的结构设计和齿轮、轴承的润滑：5.9.1箱体参数箱体是减速器结构和受力最为复杂的零件，目前尚无完整的设计理论，因此在满足刚度、强度的前提下，同时考虑结构紧凑，制造方便，重量轻而做经验设计。减速器各部分尺寸如表减速器齿轮、轴承的润滑1.齿轮的润滑：因低速级的速度V<12m/s，故采用浸油润滑。高速级采用带油轮润滑。2.轴承的润滑：因轴承的速度V≥1.5-2m/s，故采用飞溅润滑。5.10本章小结根据卷板机所需传动比大，所以采用了三级减速器。根据所选电动机输出功率和转速和三辊卷板机的最后转速，确定各级的传动比，在计算确定减速器的各参数，最后对输出轴、键和轴承的校核都合格。表5减速器参数代号名称计算公式结果箱座壁厚16mm箱盖壁厚14mm箱座加强肋厚14mm箱盖加强肋厚12mmB箱座凸缘厚度b=1.524mmb1箱盖凸缘厚度b1=1.521mmb2，b3，b4平台凸缘厚度斜台凸缘厚度b2=2.35,b3=1.5b4=(2.25-2.75)38mm，14mm40mmdfd1d2d3d4d5地脚螺栓轴承螺栓连接分箱面的螺栓轴承盖螺钉检查孔盖螺钉吊环螺钉d1=0.7d2=(0.6-0.7)无无27mm20mm18mm44N地脚螺栓数6l8轴承座孔边缘至轴承轴线的距离l8=(1-1.2)d1mm19轴承座孔外端面至轴箱外壁的距离19=C1+R1+(2-3)58mmHd箱座的深度Hd=ra+30402mmR3箱体内壁圆角半径R3=16mm6结论此次设计的卷板机是根据任务书中的数据进行分析论证而使用的三辊卷板机，在对目前三辊卷板机的各种情况的考虑与分析，最后使用的是对称式三辊卷板机。因为三辊卷板机的工作的过程中都是通过三个点成圆的工作原理，通过一个上辊和两个下辊共同来完成卷制过程，因此设计中的辊轴材料为50Mn。通过公式运算得出它的传动比较大，所以根据这些我们设计的减速器为三级减速器。并且由于普通的减速器的占地面积较大要求更高，所以为了减少预算三级减速器采用同向输入输出来减少机器设备的占地面积而不影响其工作的性能。在此次的设计过程中的所有能量的传动方式均为机械传动。结论此次三辊卷板机设计中的新颖之处为：这台设计的对称式三辊卷板机设备也可以用来卷制圆锥类型的圆筒。只要我们用离合器把下面辊中的传动轴断开，从而使上辊轴一边上升的高度能够达到所需圆筒的锥度。最后只要使得卷板机设备能够驱动就可以用来卷制出圆锥类型的圆筒。

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