设计说明滚圆机

设计说明滚圆机中南林业科技大学本科毕业论文铜排滚圆机机构设计中南林业科技大学本科毕业论文铜排滚圆机机构设计00第一章绪论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。作为整个工业的根底和重要组成局部的机械制造业，任务就是为国民经济的各个行业供给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，因此格外值得重视和争论。滚圆机是一种广泛应用的冷加工成形设备。依据三点成圆的原理，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，以获得预定外形的工件。该产品广泛用于锅炉、造船、石油、木工、金属构造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。滚圆机承受机械传动已有几十年的历史，由于构造简洁，性能牢靠，造价低廉，至今仍广泛应用。在低速大扭矩的滚圆机上，因传动系统体积浩大，电动机功率大，起动时电网波动也较大，所以越来越多地承受液压传动。近年来，有以液压马达作为电源掌握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，也有同时承受液压马达作为工作辊旋转动力源的全液压式滚圆机。滚圆机的工作力量是指工件在冷态下，按规定的屈服极限卷制最大工件厚中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计度与宽度时最小卷筒直径的力量。国内外承受冷卷方法较多。冷卷精度较高，操作工艺简便，本钱低廉，但对工件的质量要求较高〔如不允许有缺口、裂纹等缺陷，金相组织全都性要好。滚圆机的原理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开工件前进。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。该机构形式为非对称式三轴滚圆机,其布局构造如图1.11.1非对称三轴滚圆机弯曲成型的加工方式在钢构造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1中南林业科技大学本科毕业论文铜排滚圆机机构设计中南林业科技大学本科毕业论文铜排滚圆机机构设计2小和钢板较厚时，应将钢板加热后卷圆。在常温状态下进展滚圆钢板的方法有：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〕上进展的。滚圆的进展趋势WTO济的重要产业，对国民经济的奉献和提高人民生活质量的作用也越来越大。估量600万台，相关装备的需求估量超过10002023年，中国的滚圆机生产量和消费量可能位居世界其次位，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.从国家计委立项的状况看，滚圆机工业1000万以上投入的工程达近百项；2.高利润，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，跨国公司都开头将最的车型投放到中国市场，并打算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宠，民营企业已开头成为滚圆机装备市场一个的亮点。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进展。滚圆机制造业的技术革命，将引起装备市场的构造变化：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、高牢靠性的特点，引进数控设备在增加企业的应变力量、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进展。因此，至2023年，滚圆机工业对制造装备的需求与现在比将增长12%26%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12%；对液压成形设备需求增长8%36%6%；对硬车削和硬铣消机床的需18%30%；对周密加工设备的需求增长34%；23%；对机器人和制造自动扮装置的需求增长13%36%8%，对质检验与测16%。在今后的工业生产中，滚圆时机始终得到很好的利用。它能节约大量的人力物力用以弯曲钢板。可以说是不行缺少的高效机械。时代在进展，科技在进步，国民经济的高速进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快速进展。第2章方案的选择与确定设计原则依据产品的特点，我们确定了几条设计原则，1、机器必需有较高的加工精度。23、左右。4、操机器必需有较宽的加工工件厚度范围，要求机器能适用厚度s=3～15ram作调整便利，能快速调整厚度s和滚弧半径R。5给操作者供给合理的站位条件。滚圆机的选择与确定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。中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计其理论剩余直线边长为t／2，实际常比理论值大，为(6～20)S。为此工件上滚圆机前，必需先在压头机上压二端，即增加一台压头机及压9最大剩余直线边长为240ram圆加工后，两端还存在不短的直线边，即使经家很多，产品规格不少。但是形式单一，大多数是三轴对称式。4中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计另一种是三轴不对称分布形式，见图5。这种形式构造比对称式稍简单，辊轴受力较大}论剩余直线边长为(1．5～2)s，实际是对称式的(1／6～1／l0)，与理论值相差不太，依据这一数据，如滚轧12m-m厚转子线圈端部，剩余直线边长约2扭m上能到达线圈质量标准。虽然三轴不对称式构造简单，辊轴受力又大，但是可以不压头，不设置压头机，根本上不对称形式。5中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计主运动方案的设计6中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计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7中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计发生脱离，保证了正常传动。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3.1.2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。进给方案的设计后轴辊的运动辊的上升、下降〔在肯定的角度下〕便产生了不8中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计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。后轴辊的调整〔依据所需要的不同曲率半径R大小进展调整可承受电动机粗调和人工细调两种方式来实现。4.1.主要参数设备参数要求为9中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计输出速度

。n=15.6rpm侧滚自动进给速度

。V=0.093m/s〔3〕侧滚进给驱动电机功率N=390Wn=1400rpm。〔机〕估算出的上下主轴辊及后轴辊直径如图2-1所示。10中南林业科技大学本科毕业论文铜排滚圆机机构设计中南林业科技大学本科毕业论文铜排滚圆机机构设计11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后轴辊的调整方向与竖直方向的夹角参照其它同类产品标准，推举值为20~40度，本机床为35。上下主轴辊中心线与竖直方向的夹角为，° α按α=〔0.4-0.8〕θ，取α=18°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主轴运动参数的计算受力状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，构造尺寸如图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计算受力端的弧长AB：=+θ=35+18OE=2O 2=26.52=60=120.34mm3OEtan∂tan26.5=OO +O33E=200+60.34=260.34mmδ=2arctan60260.34=26AB =2δ*3.14R+h/2360=93.5mmAB依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，故其正应力为σmaxM•σmaxM•Y= maxIZN•m；Y—简支梁外缘到中性层的矩离，m；maxIm4；Z当最大正应力

σmax

[]时,M即为横截面上的极限σ=σs弯矩,且当弯矩大于极限弯矩时，简支梁发生塑性变形。铜的许用应力[][ ] σbσ =200 MPa =2×10bh 12 .5

8PaYmax

= = =6.252 2bh 3 0.1×0.012 3I = = =Z 12 12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=12313.08N驱动轴辊的转矩与功率MM=FD2=n12313.08×120×1023=738.78N•mP=M×nn输出=输入9.55×103738.78×15.69.55×103=1.2KW计算电机功率由于P =P •η输出 输入 总式中 —总传动效率η总所以=0.98η总P 1.2

0.98×

0.99=0.825×P = =

=1.45kw输入 η总

0.825由于电机的输入功率大于1.45kw,Y100L-6N=1.5KW、n=940r/m。传动比的安排nγ= 总 nn出

940=15.6=

=60.256式中 -总的传动比；γ总-轴辊的输出转速；n出中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计n-电机的输入转速；入为了避开带轮尺寸过大，取i带

=3.7，则i =60.256/3.7=16.285,在闭式圆柱直齿传动减减〔1.2～1.3〕i低

2=i减

，所以i低

=3.6，i =4.5。高传动装置各轴的参数计算各轴的转速n1n

940n= i带n=n2i

=3.74.5

=254r/min=56.4r/min高i低

3.6

=15.7r/min计算各轴的功率η =0.9η带

=0.9η轴承

=0.9915中南林业科技大学本科毕业论文铜排滚圆机机构设计中南林业科技大学本科毕业论文铜排滚圆机机构设计16计算各轴的转矩1T =9550N电机1n1

1.45•=9550 =1.473×104N mm•940T =9550N2=95501.42

=5.339×104N•mmn2 254n2T =9550N3=95501.34=2.269×105N•mmn3 56.4n34T =9550N44n45T =9550N55n5

1.25•=9550 =7.604×105N mm•15.7•1.23•=9550 =7.482×105N mm15.7各齿轮的计算同步齿形带的计算Zi=3.7

=20,大带轮齿数Z1

=74，传动比确定计算功率kp = •pkca Ak 式中 -工作状况系数，=1.2k A Akp = kca A齿形带模数m1m1 Am32kT3YF1]S1=2.14φdZ12 σ Fm取2.5m1D确定小带轮的节圆直径D1D1=m•Z1=2.5×20=50mm确定齿形带速vv3.14Dv=

n 3.14×50×940m= =2.46 smD确定大带轮的节圆直径D2D =m Z =2.5×74=185mm2 2计算中心距A=(0.7～2)(D0

+D)=164.5～470mm1 2初取A0

=450mm所以实际中心距a≈A

L－L+

1250－1279.075mm=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( ) ( )D+D

D－D 2

50+185

L=2A1 2+ 2

1 =2×450+3.14× +

=1279.075mm0 0 2 4A0

2 4×450验算小带轮上的包角∂( )57.3

( )57.3≈180－D －D2 1

=180－185－50 =162≥90a435a检验Z ∂20×162Z = 1a 360

=360

=9单位带宽的离心力所产生的张力 T=qv2g式中q—每米齿形长度上的重力，查文献【1取q =3.43×103NmT=qv2=3.43×103×2.462

=211Ng 9.8确定齿形带宽bb=12 N jP －T V式中[P]-齿形带许用拉力[P]=9.8N;b=12 N j

=(10274 =75mmP －T V 211－9.8×2.4f=(1.1～1.2)P式中P-传递的圆周力，N;P=102N电机

=610.4NV 2.46f=1.1×610.4=671.44Nθ=40带轮顶圆直径DeD+2δDe=18520.75186.5mmDe小=5020.7551.5mm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+e18+0.82=2.62mmD 分度圆直径 = －D f eDf=186.5－1.8184.7mmDf小=51.5－1.849.7mm分度圆齿距

－h2P =πm－2πPf大

=7.803mmPf小

(74(

=7.863mm2020Sf

=Pf

— －fS)mS)S式中，-齿形带齿高中心线处的齿SmS厚;=3.66mm；Smf-齿侧间隙f=0.6mm;( )所以Sf=7.8033.660.6=3.543mm( )Sf=7.8633.660.6=3.603mm齿根圆角半径r=0.1m=0.1×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轮切点中心的力为重力〔w=B r其中B为带宽)，假设中点的挠度在10~28范围内便认为是合格的。4.4.2其次级传动设计4.4.2齿轮参数选择选用圆柱直齿传动。材料选择：因此级传递功率校大，磨损严峻，考虑磨损对齿轮强度的削弱，小齿轮材料为40Cr，外表需调质处理，齿面硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢〔调质〕240HBS,40HBS。选取精度等级：选7级精度(GB10095-88)。4〕Z1=24Z2=24×4.5=108。kkT (u±1)Z32φ u σH[]E22dd ≥2.321t

(5.1)确定公式内各计算数值试选载荷系数：Kt=1.3小齿轮传递扭矩：T2=5.339×104N·mmdc)齿宽系数φ=1dZE

1=189.8MPa2按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;σHlim2=550MPa计算应力循环次数：N1=60n1JLn=60×940×1×〔2×8×300×15〕＝4.06×109N2=4.06×109/3.2=1.269×109KHN1=0.9KHN2=0.95。计算接触疲乏许用应力[]Kσ =

HN1σ

lim1=0.9×600=540MPaH1 Sσ安全系数S＝1 ，[]K σσ〔2〕计算

= HN2H2 S[

lim2=0.95×550=522.5MPa]试算小齿轮分度圆直径d1t,代入σH

中较小的值。由式〔5.1〕得d1t=51.897mmb)V:1V=πd1tn1

=3.14×51.897×254

=0.69msb:b=φd

d1t

=1×51.897=51.897mmb/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＝51.897/4.939＝10.51计算载荷系数：依据v=2.55m/s，7级精度α α 动载荷系数[15]：Kv=1.11 KH=KF=1 使用系数：KA=1 KHα α FK =1.26Fβα 故载荷系数：K=KAKVKHKH=1×1.11×1×α k3ktk3kt1.57131.3d=d1

=51.897×

=55.278mmg)计算模数m： m=d1/Z1=55.278/24=2.3mm按齿根弯曲强度设计2k2kT3φ2zY 2d1FaσYSaF确定公式内的各计算数值查大小齿轮的弯曲疲乏强度极限]：σFE1=500MPa;σFE2=380MPa查得弯曲疲乏寿命系数：kFN1=0.85;kFN2=0.88;c)计算弯曲疲乏许用应力：取安全系数S＝1.4，[]kσ =

FN1σ

FE1=

0.85×500

MPa=303.57MPaF1 s 1.4[]kσ =

σFE2=

0.88×380

MPa=238.86MPaF2 s 1.4K：= k k k= A v F

k =1×1.1×1×1.26=1.386Fβe)YFα1=2.65;YFα2=2.172查取应力校正系数:YSα1=1.58;YSα2=1.8计算大小齿轮的YFαSα并加以比较:σFYα1Sα1=2.65×1.58

=0.01379σF 1

303.57Yα2Sα2=2.172 ×1.8

=0.01637σF 2故大齿轮数值较大。模数设计计算

238.86m

242

×0.01637=1.6由于齿轮模数m的大小是由齿根弯曲疲乏强度计算所得的承载力量打算的，而齿面接触疲乏强度计算所得的承载力量仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲乏强度计算的模数m大于齿根弯曲疲乏的计算模数，故取弯曲强度算得模数m＝1.68mmm＝2mmd1=55.278mm。齿数Z1、Z2：Z1=d1/m=55.278/2=28 ；Z2=i×Z1=4.5×28=126、4.几何尺寸计算d1两齿轮的分度圆直径：

Ⅰ=Z•m=28×2=56mm1d =Z2 2

m=126×2=252mm中心距：

a=d1+d2

=56+252=154mmb=φ

2 2dd=1×56=56mmd1B2=56mm,B1=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。材料选择：因此级传递功率校大，磨损严峻，考虑磨损对齿轮强度的减弱，40Cr，外表需调质处理，齿面硬度为280HBS,45钢〔调质〕硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3〕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=86按齿面接触强度计算和确定齿轮尺寸( )t kt d1t≥2.323

1ZE2

(5.1)2φduσH2确定公式内各计算数值试选载荷系数：Kt=1.3小齿轮传递扭矩：T3=2.269×105N·mmdc)齿宽系数φ=1dZE

1=189.8MPa2按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;σHlim2=550MPa计算应力循环次数：N1=60n1JLn=60×940×1×〔2×8×300×15〕＝4.06×109N2=4.06×109/3.6=1.128×109KHN1=0.9KHN2=0.95。计算接触疲乏许用应力[]σH

KHN1σ

lim1=0.9×600=540MPa1安全系数S＝1 ，[σH

S=KHN2

σlim2=0.95×550=522.5MPa2 S〔2〕计算 []1〕试算小齿轮分度圆直径d1t,代入σH由式〔5.1〕得d1t=85.318mmb)V:

中较小的值。Vπd nV= 1t

×56.4

=0.25msb:b=φ d =1×85.318=85.318mmd 1tb/h：模数： mt＝d1t/Z1＝85.318/24＝3.555mm齿高： h＝2.25mt＝2.25×3.555＝7.999mm齿高之比： b/h＝85.318/7.999＝10.67计算载荷系数：依据v=0.25m/s，7级精度α α 动载荷系数：Kv=1.08 KH=KF=1 使用系数：KA=1 KHα α FK =1.35Fβα 故载荷系数：K=KAKVKHKH=1×1.08×1×α k3ktk3kt1.52831.3d=d1

=85.318×

=90.04mmg)计算模数m： m=d1/Z1=90.04/24=3.75mm按齿根弯曲强度设计m

2kT 3

Fa

YSa

〔5.2〕σφ z 2σd 1 F确定公式内的各计算数值查大小齿轮的弯曲疲乏强度极限]：σFE1=500MPa;σFE2=380MPa查得弯曲疲乏寿命系数：kFN1=0.85;kFN2=0.88;c)计算弯曲疲乏许用应力：取安全系数S＝1.4，[]kσ =

FN1σ

0.85×500FE1= MPa=303.57MPaF1 s 1.4[]kσ =

σFE2=

0.88×380

MPa=238.86MPaF2 s 1.4计算载荷系数K：K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1×1.35=1.458e)YFα1=2.65;YFα2=2.208查取应力校正系数:YSα1=1.58;YSα2=1.776计算大小齿轮的YFαSα并加以比较:σFYα1Sα1=2.65×1.58

=0.01379σF 1

303.57Yα2Sα2=2.208×1.776

=0.01642σF 2故大齿轮数值较大。(3)模数设计计算

238.86m

2×1.458×2.269×105242

×0.01642=2.66由于齿轮模数m的大小是由齿根弯曲疲乏强度计算所得的承载力量打算的，而齿面接触疲乏强度计算所得的承载力量仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲乏强度计算的模数m大于齿根弯曲疲乏的计算模数，故取弯曲强度算得模数m＝2.66mmm＝3mmd1=90.4mm。齿数Z1、Z2：Z1=d1/m=90.4/3=30 ；Z2=i×Z1=3.6×30=108、4.几何尺寸计算d1两齿轮的分度圆直径：

Ⅰ=Z•m=30×3=90mm1d =Z2 2

m=108×3=324mm中心距：

a=d1+d2

=90+324=207mm2 2c)b=φd=1×90=90mmc)d 1B2=90mm,B1=95mm.第四级传动设计：过桥齿轮参数选择IV轴上的小齿轮与Ⅶ轴上的齿轮以及过桥齿轮的齿数为Z=ZZ4 5

=Z=246 75〕40Cr280HBS,大齿轮材料为45钢〔调质〕硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。6〕7级精度(GB10095-88)。kkT (u±1)Z34φ u σH[]E22dd ≥2.321t

(5.1)确定公式内各计算数值试选载荷系数：Kt=1.3小齿轮传递扭矩：T2=7.604×105N·mmdc)齿宽系数φ=1dZE

1=189.8MPa2按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;σHlim2=550MPa计算应力循环次数：N1=60n4JLn=60×15.7×1×〔2×8×300×15〕＝6.78×107N2=6.78×107/1=6.78×107KHN1=0.9KHN2=0.95。计算接触疲乏许用应力[]σH

KHN1σ

lim1=0.9×600=540MPa1安全系数S＝1 ，[σH

S=KHN2

σlim2=0.95×550=522.5MPa2 S〔2〕计算 []1〕d1t,代入σH由式〔5.1〕得d1t=148.24mmb)V:

中较小的值。Vπd nV= 1t

=0.12msb:φb= d φd 1tb/h：模数： mt＝d1t/Z1＝148.24/24＝6.17mm齿高： h＝2.25mt＝2.25×6.17＝13.9mm齿高之比： b/h＝148.24/13.9＝10.66计算载荷系数：依据v=0.12m/s，7级精度α α 动载荷系数：Kv=1.05 KH=KF=1 使用系数：KA=1 KHα α FK =1.26Fβα 故载荷系数：K=KAKVKHKH=1×1.05×1×α k3ktk3kt1.51231.3d=d1

=148.24×

=155.9mmg)计算模数m： m=d1/Z1=155.9/24=6.5mm22kT3φ4zY 2d1FaσYSaFm ≥

〔5.2〕确定公式内的各计算数值查大小齿轮的弯曲疲乏强度极限]：σFE1=500MPa;σFE2=380MPa查得弯曲疲乏寿命系数：kFN1=0.85;kFN2=0.88;c)计算弯曲疲乏许用应力：取安全系数S＝1.4，[]kσ =

FN1σ

FE1=

0.85×500

MPa=303.57MPaF1 s 1.4[]k\l“_TOC_250001“σ =

σFE2=

\l“_TOC_250000“

MPa=238.86MPaF2 s 1.4K：k kkkk kkA v F

kFβ=1 ×1.05×1×1.26=1.323YFα1=2.65;YFα2=2.65查取应力校正系数:YSα1=1.58;YSα2=1.58计算大小齿轮的YFαSα并加以比较:σFYα1Sα1=2.65×1.58

=0.01379σ 303.57F 1 。Yα2Sα2=2.65×1.58

=0.01753σ 238.86F 2模数设计计算m

2×1.323×7.604×105242

×0.01753=3.94mm由于齿轮模数m的大小是由齿根弯曲疲乏强度计算所得的承载力量打算的，而齿面接触疲乏强度计算所得的承载力量仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲乏强度计算的模数m大于齿根弯曲疲乏的计算模数，故取弯曲强度算得模数m＝3.94mmm＝4mmd1=155.9mm。齿数Z1、Z2：Z1=d1/m=155.9/4=39 ；Z2=i×Z1=1×39=39、 Ⅰ4.几何尺寸计算d1=d2=Z1 m=38×4=152mm两齿轮的分度圆直径：中心距：

a=d1+d2=152+1522 2

=152mmc)b=φdd1=1×152152mm4.轴的设计校核计算：5.6.1四个轴的构造设计45号钢，Ap

=112mm。d0p3nP2p3nP23n21.423254

=A0d1A03

1=112×3n1

940

=25mmⅡ轴：P2=1.42kw n2=254r/min故Ⅱ轴可设计为齿轮轴。

d2=A0

=112×

=40mm中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计1.13 Ⅲ轴：P=1.34kw n=56.4r/m d=A3 3 3

p3=1123

1.34

=50mmn3构造如下4 Ⅳ轴：P=1.25kw n15.7r/m d =A4 4 4=

p4=1123

15.7

=60mmn4构造如下29中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计7 Ⅶ轴：P=1.18kw,n=15.6r/m d =A7 7 7

p7=1123

=60mmn7构造如下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轴进展校核计算。依据5.6。03-1上轴辊受力图垂直方向的支反力及弯矩3-2上轴辊垂直方向受力图2.作用在齿轮上的力30中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计F =2T7

N= Nr d 152rtF=F rtB=0B160Ft－160+24RHD=0R所以RHD

160+240

D=0DRHB(160+240)－240Ft=0R所以RHB

160+240

=2.16×103NHC M R =160×2.16×103=346N mHC 水平方向的支反力及弯矩3-3上轴辊水平方向受力图31中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计

=P=22802ND=0D160+24VB－VA160160+240240Fr=0RVB

=22802×(160+160+240)+240×9.8×103=37802.8N160+240B=0B160+240)VD160Fr160VA=0RVD

=160×22802－160×9.8×103=5200.8N160+240MVBM

=160RVA=240R

=160×22802×10－3=3648.32N•m=240×5200.8=1248N•mVC VDB M =M =3648.32N•B 1 1Mc=(M2HC

+ 2 )2MVCM

=(3462+12482)2

=1295N•m系数；

1M=[M2+T)2]2

式中α

是调整BM2BMB

1+(αT)2]21

1=[3648.32+(0.6×765)2]21

=3675.8N•mCM2CMC

+(αT)2]2

=[12952+(0.6×765)2]2

=1370.56N•m32中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计3-4上轴辊弯距图所以B剖面为危急截面，只需要校核该点的强度。B点的直径d=90mm

MB

3675.80.1×(90×10－3)3

=51.6MPa【σ =55MPa－133中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计σ

]=55MPa 所以截面B安全－1b其它轴的强度校核同此，且均安全。3.2.2轴的刚度校核〔仅校核上轴的刚度〕轴的材料弹性模量E=210GPa－7 4I1=641= 64

m－6 4I2= 642= 64

mF=3.6×103NFtF=9.8×103NFrRVA=22802N3-5上轴辊受力图[2]表8-1公式得=Fal) 1324131613402413 4Q t = =5.26×10HB 6lEI1

1324131613401613－4Q t =－ =－4.6×10HD 6lEI1

132413161340241616-5y t =－ HC 6lEI1 34中南林业科技大学本科毕业论文 铜排滚圆机机构设计图3-6上轴辊各具体状况受力图单独作用时,FvQvB1

=Frab(l+a)6lEI1

=9.8103×240103160103400+241036×400×10-3×210×109×3.34×10-7

=1.43×10-3Q =-Fr

abl+b)=-.8103×24010-316010-34001610-3VD1

6lEI1

6×400×10-3×210×109×3.34×10-7= -1.25×10-3Fab(l2

-b2