某太阳能热水器内筒起筋机的设计.doc

毕毕 业业 设设 计计 题题 目目 太阳能热水器内筒起筋机的设计 学学 院院 机械工程学院 专专 业业 机械工程及自动化 班班 级级 机自 0707 班 学学 生生 姜永超 学学 号号 20070403071 指导教师指导教师 樊宁 二一 一 年 五 月 二十八 日 摘 要 内筒是太阳能热水器的核心部分，其特性影响着产品的整体寿命，太阳能内筒 起筋机是用来增强太阳能内筒的刚性，在太阳能行业得到广泛的应用。通过文献检 索、企业流水生产线的参观，对太阳能内筒起筋机的结构、功能和工作原理进行归 纳分析，并对国内外太阳能内筒起筋机的研究现状做了一番比较和总结，完成了起 筋机的设计。 传动系统和辊压系统是起筋机的核心部分，本文对这两部分进行了详细的设计， 其中将上下辊轮轴同时作为主动轴，通过一个齿轮传动达到二者的同步运动，较之 电机只带动下辊轮轴旋转，再通过摩擦力带动上辊轮轴旋转，这样需求的动力大为 减小，且减少了对被加工件的磨损。同时将下辊轮轴的直径加粗，并将其设计成空 心轴，在保证其刚度的前提下即减轻了其重量，又方便了辊轮的安装固定。同时在 下辊轮轴的悬臂端安装一个由汽缸带动的气动门，拖住下辊轮轴，避免了由于下辊 轮轴刚性不足导致的起筋高度不够。本文对减速机、汽缸、万向联轴器和辊轮轴进 行了详细的计算和校核，保证了设计的合理性，也简要介绍了对机架、轴承座等零 部件的设计和选择过程。 通过计算分析和校核，本设计实现了预期的设计要求，达到了降低成本、寿命 长、噪声小的目的。机器外形尺寸的设计方便工作人员操作，提高了加工效率。 关键词：太阳能内筒起筋机；辊轮轴；传动系统；辊轮 ABSTRACT Solar water heaters within the cylinder is the core part of their characteristics affect the overall life of the product, solar energy from the inner cylinder machine is used to enhance solar energy bars within the rigid tube, in the solar industry has been widely used. Through literature search, visit the companys assembly line, from the tendons of solar energy within the cylinder machine structure, function and working principle of inductive analysis, and the inner cylinder from the domestic and international solar energy research status bar machine did some comparison and summary of completed the tendon from the machine design. Drive system and roll bars from the machine system is the core of the two parts of this paper carried out a detailed design, in which both the upper and lower axle roll axis as through a gear drive to achieve synchronization between the two movements, compared with the motor only driven roller shaft rotation, then driven by friction on the roller shaft rotation, so much less power demand, and reduce the wear and tear on the parts to be machined. While the diameter of the roller axle bold, and designed into the hollow shaft, to ensure that the premise of its stiffness to reduce its weight, but also facilitates the installation of the fixed roller. At the same time the next roll to install a cantilever axle driven by a pneumatic cylinder door is holding the roller wheel to prevent the roller shaft due to insufficient rigidity resulting from the bars high enough. In this paper, reducer, cylinder, roller shaft universal coupling and a detailed calculation and verification to ensure that the design is reasonable, but also a brief introduction on the rack bearing and other parts of the design and selection process. Through analysis and verification, the design to achieve the desired design requirements, to reduce cost, long life, low noise purposes. Overall dimensions of the design to facilitate staff to operate and improve the processing efficiency. Key words：solar energy from the tendon within the cylinder machine；roller axle；transmission；roll 目 录 摘要.I ABSTRACT.II 1 前言 .1 1.1 选题背景与意 义.1 1.1.1 选题背景.1 1.1.2 选题的目的与意义.1 1.2 太阳能内筒起筋机简介.1 1.3 本次设计产品特点介绍.2 1.3.1 太阳能内筒起筋机传动系统组成.2 1.3.2 太阳能内筒起筋机滚压系统组成.3 2 方案设计及论证.4 2.1 传动方案初步设计.4 2.2 传动方案的初步确定.5 3 传动系统设计计算.6 3.1 电机的选择. 6 3.2 传动系统总传动比及各级传动比分 配.6 3.3 滚子链传动的整体设计. 7 3.3.1 滚子链传动的设计计算.7 3.3.2 滚子链链轮的主要尺寸.9 3.4 齿轮传动的设计计算. 12 3.4.1 选定吃齿轮类型、精度等级、材料及齿 数.12 3.4.2 按齿根弯曲强度设计.12 3.5 轴的设计计算. 16 3.5.1 轴的作用.16 3.5.2 箱体内部下辊轮轴的设计计算.17 3.5.3 箱体内与上辊轮轴相连的轴的设计计算.17 4 其他零部件的设计计算.19 4.1 气缸的选择.19 4.2 联轴器的选择 .19 4.3 气动门的设计计算.20 4.4 上下辊轮轴的设计计算.21 4.4.1 上辊轮轴的设计 .21 4.4.2 下辊轮轴的设计 .21 4.5 花键轴万向联轴器的选 择.22 4.6 轴承的选择与校核.23 4.6.1 轴承的选择标准.23 4.6.2 轴承的选择 .23 4.6.3 轴承的校核 .23 5 结论. .25 参考文献.26 致谢.27 1 前言 1.1 选题背景与意义 1.1.1 选题背景 在太阳能热水器行业，起筋机可以经济合理的增强内筒的刚性，方便于后续加 工。目前，国内有多家机械厂可以生产起筋机，如宁津县恒硕太阳能设备有限公司、 南通海剪机床厂、北京立威盛达机床厂、华兴设备有限公司等。国内目前主流产品 都具有筋间距可调，每个压筋辊轮都可以更换的特点，可以满足一般厂家的生产需 求。但目前国外先进技术可以完全符合美国 LOCKFORMER 质量标准，确保结构坚固耐 用，成形快速精确，无需特别的维护而具有超长使用寿命。机器多采用重型底盘， 电弧焊钢架，电机速度稳定，轴精度高，经淬火及磨圆加工的辊轮轴，专有技术制 造的辊轮，免维护传动系统，机架表面经喷塑处理。且进料辊轮在整个厚度范围内 可以自我补偿，操作简单，工作效率高。 虽然目前国内有多家机床厂可以生产起筋机，但与国外先进技术相比仍有很大 的差距。首先，国内产品多为手动进料，自动化程度较低；第二，辊轮的平行度不 好，易产生螺旋筋；第三，国内产品多体积庞大，造成了材料的浪费和运输安装的 不便。国内产品多停留在上世纪八九十年代的水平，产品更新换代速度慢，且电机 和辊轮的精度不高，不适合快速精确成形。虽然目前国内对起筋机进行了多方面的 改进，但主体结构仍没有太大的变化。因此，在加工精度、操作性和运动学设计等 方面，均落后于国际先进水平。 1.1.2 选题的目的与意义 伴随着世界能源的紧张，太阳能行业越来越受到人们的关注。内筒是太阳能热 水器的核心部分，其特性影响着产品的整体寿命。由于不锈钢具有耐腐蚀的特性， 大多数的制造商都选用不锈钢材料作为太阳能热水器的内筒。而内筒不锈钢板只有 0.37mm 左右，在其卷成圆筒状后，刚性十分差，非常容易变形，不易于后续加工。 所以，要增加内筒的刚性，可以在内筒壁上做上加强筋，虽然这样可以非常好的加 强筒的刚性，但这种方法操作复杂，对设备和技术要求高。而太能热水器内筒只是 作为一个储水装置，安置加强筋更是缩小了内筒的容量，所以这种方法不够经济且 过于复杂。而通过起筋机在内筒壁上压上加强筋，不仅很好的增强了内筒的刚性， 而且对内筒的储水量几乎没有影响。经比较，最经济合理的办法就是在内筒壁上压 出一道道加强筋，由此，做出本设计内筒起筋机。 1.2 太阳能内筒起筋机简介 太阳能内筒起筋机如图 1.1，主要用于太阳能热水器不锈钢内筒加强起筋，增 加内筒刚性，方便后续加工。设备一般采用型钢焊接主架，震动时效处理，可满足 市场现有各种规格热水器内桶皮的加强起筋。设备多采用人工上下工件，控制起筋 圆弧角度，操作灵活简便，效率高。在工作过程中，根据产品长度设置滚筋轮，定 位准确，无螺旋筋现象出现，产品一次成型，加工精度高。在国外，一些先进公司 一般采用伺服电机灵活控制起筋机的辊轮速度，这样起筋机的用途和使用范围就更 加广泛了。但这样做却大大提高了起筋机的生产成本，且设计和生产更为复杂繁琐。 而太阳能内筒对于起筋的要求并不是太严格，只是为了提高内筒的刚性，方便后续 加工，所以国内起筋机生产厂家产品的起筋速度多为出厂速度，在低成本的前提下 满足太阳能内筒的起筋要求。 图 1.1 太阳能内筒起筋机 1.3 本次设计产品特点介绍 太阳能热水器内筒起筋机主要用于太阳能内筒的加强起筋，本次设计遵循结构 合理、节省材料、操作简单的原则，在传统起筋机的基础上做了相应的设计和改善， 下面就我设计的太阳能内筒起筋机特点及工作原理做一个简单的介绍。 1.3.1 太阳能内筒起筋机传动系统组成 本次设计动力系统是由江苏泰兴减速机销售中心提供的 XW-22-1/87 的 1.5kw 减 速机，通过联轴器与联轴器相连。通过链传动与下辊轮轴相连，下辊轮轴又通过一 个齿轮传动带动其上面的一根轴旋转。这根轴通过通过一个花键轴万向联轴器与上 辊轮轴相连，这样便保证了两跟辊轮轴同时作为主传动轴旋转。同时，下辊轮轴与 其上面轴二者之间的传动比与上下辊轮直径成固定比例，以保证上下辊轮轴旋转的 同步，避免因摩擦而造成的动力损耗和对被加工件的磨损。 1.3.2 太阳能内筒起筋机滚压系统组成 滚压系统主要是由上下两根辊轮轴组成，辊轮轴上装有可以调隙的辊轮，可以 满足不同厂家对起筋距离的不同要求。 2 方案设计及论证 太阳能内筒起筋机工作时，将被加工件置于下辊轮轴上，由汽缸带动上辊轮轴 下压，减速机通过一个链传动带动下辊轮轴旋转，下辊轮轴又通过一个齿轮传动带 动上辊轮轴旋转，上下辊轮分别安装在上下辊轮轴上，二者旋转线速度相同，完成 起筋过程。 主要性能参数：电机功率：1.5kw 工作效率：4 个/分 最大加工长度：2200mm 加工直径：300600mm 辊轮线速度：0.150.20m/s 电源：3 相 4 线 压缩空气：0.20.4KPa 2.1 传动方案初步设计 传动方案首先应满足机器自身的功能要求，如所传递的功率大小、转速和运动 形式。此外，还要满足结构简单、工作平稳、使用维护方便、传动效率较高、工艺 性好等当今时代对优化设计的要求。 常用传动方案有 3 种： （1）带传动：结构简单,适用于两轴中心距较大的传动场合； 传动平 稳无噪声,能缓冲、吸振； 过载时带将会在带轮上打滑 ,可防止薄弱零部件损 坏,起到安全保护作用； 不能保证精确的传动比，带轮材料一般是铸铁等。 （2) 链传动:和齿轮传动比较 ,它可以在两轴中心相距较远的情况下传递 运动和动力； 能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作； 和带传动比较 ,它能保证准确的平均传动比 ,传递功率较大 ,且作用在轴和轴承 上的力较小； 传递效率较高 ,一般可达 0.950.97；链条的铰链磨损后 ,使 得节距变大造成脱落现象。 （3）圆柱齿轮传动： 能保证瞬时传动比恒定 ,平稳性较高 ,传递运动准确 可靠；传递的功率和速度范围较大； 结构紧凑、工作可靠 ,可实现较大的传 动比；传动效率高,使用寿命长。 根据太阳能内筒起筋机的实际工作情况，起筋机需要比较精确的传动比才能保 证上下辊轮轴转动同步，不至于形成滚动摩擦，造成过大的阻力和对工件的磨损。 所以，带传动虽然有结构简单、过载保护等功能，仍因传动比不精确而不能使用。 另外起筋机要求的起筋速度约为 0.150.20m/s，需要较大的力来带动辊轮轴的旋转， 可以选择链传动和齿轮传动。 2.2 传动方案的初步确定 根据起筋机的实际工作情况，以及从空间紧凑性方面考虑，初定两种传动方案， 其传动部件组成为： （1）电动机-联轴器-减速器-链传动-下辊轮轴-齿轮传动-上辊轮轴 （2）减速机-联轴器-链传动-下辊轮轴-齿轮传动-上辊轮轴 其传动系统简图如图 1.2。 图 1.2 传动系统简图 3 传动系统设计计算 3.1 电机的选择 通常选用 Y 系列三相交流异步电动机。对于启动频繁、制动和反转的场合（如 起重机） ，则应选用起重或冶金用 YZ 型（笼型）或 YZR 型（绕线型）三相交流异 步电动机。电动机结构形式有开启式、防护式、和防爆式等。电机的安装形式可根 据防护要求选择。 本设计要求起筋速度不宜过大，起筋线速度约为 0.150.20m/s，通过实现参观 及查阅资料，初步确定下辊轮的直径为=240mm，上辊轮的直径为=170mm， 1 D 2 D 辊轮线速度约为 v=0.16m/s，则下辊轮每旋转一周用时 4.71（s） v D t 1 则下辊轮的转速为 =12.74r/min t s n min/60 1 普通电机的转速一般为 1500r/min，二者相差比较大，为方便起见可以选用自带 减速器的电动机，故选择传动方案： 减速机-联轴器-链传动-下辊轮轴-齿轮传动-上辊轮轴 本次设计动力系统是由江苏泰兴减速机销售中心提供的 XW-22-1/87 的 1.5kw 减 速机,其电机功率为，电机转速，减速机传动比。 kw5 . 1 0 min/1500 0 rn 87 0 i 参数如表 1.1 所示 表1.1 3.2 传动系统总传动比及各级传动比分配 已知电动机的转速 n0=1500r/min，下辊轮轴转速 n2=12.74r/min，则总传动比 型号功率(kw)传动比转速(r/min)效率(%) XW-22-1/871.587150090 =117.4。 min/74.12 min/1500 0 r r i 传动比分配及选择原则为 （1）各级机构传动比应尽量在推荐的范围内选取。 （2）应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。 （3）应使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。 分析本传动系统，本传动系统中由电动机自带的减速器以及链传动来分配传动 比，一般链传动的传动比 i6，链条在小链轮上的包角不应小于 120。根据以上选 择原则，电动机自带的减速器的传动比，则链传动的传动比 87 1 i =1.35，合适。 87 74.117 2 i 3.3 滚子链传动的整体设计 3.3.1 滚子链传动的设计计算 （1）已知 i=1.35，选择链轮齿数，一般链轮齿数在 17-114 之间。由于链 21 z、z 节数通常是偶数，为使链条和链轮磨损均匀，常取链轮齿数为奇数，并尽可能与链 节数互质。优先选用的链轮齿数系列为：17、19、21、23、25、38、57、76、95、 和 114。综上所述选择。2519 21 zz， （2）计算当量的单排排链的计算功率 ca P 根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修 正为当量的单排链的计算功率 P K KK P P ZA ca 式中：电机平稳运转，工况系数0 . 1 A K 主动链齿数系数35 . 1 Z K 多排链系数1 P K 传递的功率 P=1.5kw （kw）025 . 2 5 . 1 1 35 . 1 1 P K KK P P ZA ca （3）确定链条型号和节距 P 主动链轮转速 (r/min)24.17 87 min/1500 1 r n 根据当量的单排链的计算功率和主动链轮转速，可205 . 2 ca Pmin/24.17 1 rn 选链条型号为 20A，链条节距为 P=31.75mm。 （4）计算链节数和中心距 初选中心距（3050）p=（3050）31.75mm=952.51587.5mm。取 0 a 1000mm，相应的链长节数为 0 a 0 212210 0 ) 2 ( 2 2 a pzzzz p a Lp 1000 75.31 ) 2 1925 ( 2 2519 75.31 1000 2 2 =85.02(mm) 取链长节数节。85 P L 查表得中心距计算系数，则链传动的最大中心距为24467 . 0 1 f )(2 211 zzLpfa p =0.2446731.75285-(19+25) =978.8mm (5)计算链速 v，确定润滑方式 0.173m/s 100060 11p zn v sm/ 100060 75.311924.17 由 v=0.173m/s 和链号 20A，可知应采用定期人工润滑。 （6）计算压轴力 p F 有效圆周力为： 8670（N） 173 . 0 5 . 1 10001000 v P Fe 链轮垂直布置时的压轴力系数，则压轴力为：05 . 1 fp K 1.058670=9103(N) efpp FKF 3.3.2 滚子链链轮的主要尺寸 （1）小链轮的主要尺寸 分度圆直径 d =193（mm）) 180 ( sin 1 z p d ) 19 180 ( sin p 齿顶圆直径 a d =203.1（mm） 1 1 min ) 6 . 1 1 (d z pdda19) 19 6 . 1 1 (75.31193 =193+1.2531.75-19=213.6（mm） 1max 25 . 1 dpdda 齿根圆直径 f d =19319=174（mm） 1 ddd f 齿高 a h （mm）375. 6)(5 . 0 1min dpha 1 1max 8 . 0 5 . 0625 . 0 z p dpha =11.68（mm） 19 75.318 . 0 195 . 075.31625 . 0 确定的最大凸缘直径 g d 76 . 0 04 . 1 180 cot 2 1 h z pdg =31.751.04300.76=158（mm） 19 180 cot 齿宽mm2422.2595 . 0 95 . 0 11 bbf 齿侧倒角mm1 . 475.3113 . 0 13 . 0 pba 齿侧半径mm75.31 prx 小链轮的设计如图 3.1 所示 图3.1 （2）大链轮的设计尺寸 分度圆直径 d =253（mm）) 180 ( sin 2 z p d ) 25 180 ( sin p 齿顶圆直径 a d 1 2 min ) 6 . 1 1 (d z pdda =263.7（mm）19) 25 6 . 1 1 (75.31253 1max 25 . 1 dpdda =253+1.2531.75-19=273.7（mm） 齿根圆直径 f d =253-19=234（mm） 1 ddd f 齿高 a h （mm）375 . 6 )(5 . 0 1min dpha 2 1max 8 . 0 5 . 0625 . 0 z p dpha =11.36（mm） 25 75.318 . 0 195 . 075.31625 . 0 齿宽mm2422.2595 . 0 95 . 0 11 bbf 齿侧倒角mm1 . 475.3113 . 0 13 . 0 pba 齿侧半径mm75.31 prx 大链轮的设计如图 3.1 所示 图3.1 3.4 齿轮传动的设计计算 3.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用直齿圆柱齿轮传动。 （2）起筋机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 （3）选择小齿轮材料为 40Gr(调制)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢, （调制）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （4）下辊轮的直径为=240mm，上辊轮的直径为=170mm，为使上下辊轮 1 D 2 D 旋转保持同步，则齿轮传动的传动比0.708，选择大齿轮的齿数， 1 2 D D i100 1 Z 则小齿轮的齿数70.8，选取小齿轮齿数70。 2 Z 1 iZ 2 Z 3.4.2 按齿根弯曲强度设计 由设计计算公式进行试算，即 3 21 1 ) ( 1 32 . 2 H E d t Z u uKT d （1） 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数3 . 1 t K 计算小齿轮传递的扭矩 1 1 5 1 10 5 . 95 n P T 7 . 0 74.12 5 . 110 5 . 95 5 5 1087 . 7 mmN 选取吃宽系数1 d 查表得材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189 MPZE 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触MPa H 600 1lim 疲劳强度极限。MPa H 550 2lim 假设机器的工作寿命为 15 年，每年工作 300 天，两班制，计算应力循环次数 7 22 105 . 5)8215300(174.126060 h jLnN 7 7 2 1 1086 . 7 7 . 0 105 . 5 7 . 0 N N 查表取接触疲劳强度系数；。90 . 0 1 HN K95 . 0 2 HN K 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 S=1，得 MPaMPa S KHN H 5406009 . 0 1lim1 1 MPaMPa S KHN H 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 （2）计算 试计算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值。 t d1 H 3 21 1 ) ( 1 32 . 2 H E d t Z u uKT d = 3 2 5 ) 5 . 522 8 . 189 ( 7 . 0 17 . 0 2 . 0 1087 . 7 3 . 1 32 . 2 =180.17（mm） 计算圆周速度 v。 v= 100060 11 nd t =0.172（m/s） 100060 2 . 1817.180 计算齿宽 b。 b=0.2180.17=36（mm） td d1 计算齿宽与齿高之比。 h b =2.57（mm） 70 17.180 1 1 z d m t t h=2.25=2.252.57=5.78（mm） t m 17.31 78 . 5 17.180 h b 弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 ) ( 2 F SaFa dz YY z KT m （1）确定公式内各计算数值 查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度MPa FE 500 1 极限。MPa FE 380 2 取弯曲疲劳寿命系数，。85 . 0 1 FN K88 . 0 2 FN K 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 (MPa)57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 S K FEFN F (MPa)86.238 4 . 1 38088 . 0 22 1 S K FEFN F 计算载荷系数 K。 查表得使用系数，直齿轮1 A K1 F K 根据 v=0.172m/s，7 级精度，查的动载荷系数，小齿轮相对于支撑对02 . 1 v K 称布置时，。由，查表得。158 . 1 H K17.31 h b 158 . 1 H K16 . 1 F K K=11.0211.16=1.1832 FFvA KKKK 查取齿形系数。 查表得；。65 . 2 1 Fa Y226 . 2 2 Fa Y 查取应力校核系数。 查表得；。58 . 1 1 Sa Y764 . 1 2 Sa Y 计算大、小齿轮的并加以比较。 F SaFaY Y 01379 . 0 57.303 58 . 1 65 . 2 1 11 F SaFaY Y 01644 . 0 86.238 764 . 1 226 . 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 （2）计算 3 2 1 1 ) ( 2 F SaFa dz YY z KT m =（mm）85 . 2 01644 . 0 702 . 0 7870001832 . 1 2 3 2 可取由弯曲疲劳强度算的的模数就近圆整为标准值 m=3mm。 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 =703=210（mm）mzd 11 =1003=300（mm）mzd 22 （2） 计算中心距 （3） （mm）255 2 300210 2 21 dd a （4） 计算齿轮宽度 （mm）422102 . 0 1 db d 3.5 轴的设计计算 3.5.1 轴的作用 （1）轴是组成机器的主要零件之一。所有可以做回转运动的零件都必须安装在 轴上才得以传递运动和动力。按照承受载荷的不同，轴可以分为转轴，心轴和传动 轴三类。轴按照轴线形状的不同，分为曲轴和直轴两类。直轴根据外形的不同可分 为光轴和阶梯轴两种。光轴形状简单加工容易，但轴上的零件不易装配及定位，阶 梯轴则正好与光轴相反。因此光轴主要用于心轴和传动轴，阶梯轴则常用于转轴。 （2）轴的设计是根据轴上零件的安装，定位及轴的制造工艺等方面的要求合理 的确定轴的结构形式和尺寸。轴的工作能力计算指的是轴的强度，刚度和振动稳定 性等方面的计算。多数情况下轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进 行强度计算以防止断裂或塑性变形，对高速运转的轴，还应进行振动稳定性计算， 以防发生共振而破坏。 3.5.2 箱体内部下辊轮轴的设计计算 （1）轴的材料选择：由于这根轴主要是传递扭矩，且没有较大冲击，所以可以 选择 45 钢作为轴的材料。轴的材料为 45 钢，调质处理。 （2）求输出轴上的功率、。 1 P 1 n 电机的效率，则90 . 0 0 =1.50.9=1.35（kW） 001 PP 已知r/min 初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调制处理，24.17 1 n 查表=112，于是得： 0 A =47.9（mm）3 1 1 0min n P Ad 3 24.17 35 . 1 112 （3）轴的结构设计如图 4.1 所示 图1.2 传动系统简图 3.5.3 箱体内与上辊轮轴相连的轴的设计计算 （1）轴的材料选择：由于这根轴主要是传递扭矩，且没有较大冲击，所以可以 选择 45 钢作为轴的材料。轴的材料为 45 钢，调质处理。 （2）求输出轴上的功率、。 2 P 2 n 电机的效率，齿轮传动的效率，则90 . 0 0 97 . 0 1 =1.50.90.97=1.31（kW） 0002 PP （r/min）63.2424.17 7 10 7 10 12 nn 初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调制处理，查表=112，于 0 A 是得： =42.12（mm）3 2 2 0min n P Ad 3 63.24 31. 1 112 （3）轴的结构设计如图 4.1 所示 图1.2 传动系统简图 4 其他零部件的设计计算 4.1 气缸的选择 由于气缸具有输出力恒定的优点，故选择汽缸来带动上辊轮轴上下移动，完成 起筋过程。通过对工厂起筋机的实习观察，估算辊轮的压紧力约为 16000N。由于上 辊轮轴比较长，要使 16000N 的恒定压紧力平均分配在 2600mm 的辊轮轴上，可以 选择 4 个气缸同时工作。 已知 4 个气缸的实际负载总和为 12000N，查表可知负载率。4 . 0 每个气缸的理论输出力 )(7500 4 . 04 12000 4 0 N F F =154（mm） 4 . 0 750044 P F D 所以选择缸径 D=160mm 的气缸。 4.2 联轴器的选择 联轴器是机械传动中常用的部件，它主要用来联接轴与轴，以传递运动和转矩； 有时也用来做为安全装置。根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被联接两部件的 安装精度等，参考各类联轴器特性，选择一种合适的联轴器类型，具体选择可考虑 以下几点： （1）所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减振功能的要求，如对大功率的重 载传动，可选用齿式联轴器；对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传递，可 选用轮胎式联轴器等具有高弹性的联轴器。 （2）联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小，对于高速传动轴，应选用精 度高的联轴器，例如膜片联轴器等，而不应选用存在偏心的滑块联轴器等； （3）两轴相对位移的大小和方向，当安装调整后，难以保证两轴严格的、精度 对中，或工作过程中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。 （4）联轴器的可靠性和工作环境。通常由金属元件制成的不需要润滑的联轴器 比较可靠；需要润滑的联轴器，其性能易受润滑完善程度的影响，且可能污染环境。 （5）联轴器的制造、安装、维护和成本。在满足使用性能的前提下，应使用装 卸方便，维护简单，成本低的联轴器。 综上所述，太阳能内筒起筋机转速低，对加工精度要求不高，在满足使用性能 的前提下，可以选择一般的凸缘联轴器。本设计使用联轴器型号为： 凸缘联轴器 GB/T5843-20037GY 8455 8455 Y Y 如图 4.1： 图4.1 凸缘联轴器简图 其各项设计参数如表 4.1 所示 表 4.1 型号D（mm ） （mm 1 D ） （mm 1 d ） （mm 2 d ） s（mm ） b(mm) GY71601005555840 4.3 气动门的设计计算 气动门的结构设计也是此次课程设计的重点，其作用非常重要，当气动门打开 的时候，人工进行上下料，当气动门关闭时，起支撑下辊轮轴的作用，防止下辊轮 轴在起筋过程中被压弯，影响起筋效果。气动门与轴承配合的内圈设置一个圆弧倒 角，这样在气动门打开的时候不会受到下辊轮轴端轴承的影响而导致气动门打不开。 其结构设计简图如图 4.2 图4.2 气动门结构简图 4.4 上下辊轮轴的设计计算 4.4.1 上辊轮轴的设计 上辊轮轴是传递动力的终点，它既要能够旋转运动完成起筋过程，又要能够上 下运动，完成上下料过程。所以选择一个花键轴联轴器与其相连，这样便保证了其 在上下运动的同时保持其精度。 其结构简图如图 4.3 图4.3 上辊轮轴结构简图 4.4.2 下辊轮轴的设计 下辊轮轴既要完成起筋功能，又要承受来自上辊轮轴的压力，因此下辊轮轴的 结构设计非常重要。首先下辊轮轴不能太细，否则辊轮难以固定，起筋过程中辊轮 的晃动就容易产生螺旋筋，造成被加工件的报废。另外，下滚轮轴太细的话承受不 住上来自辊轮轴的压力而被压弯，导致起筋高度不一，达不到增加太阳能内筒刚性 的要求。但下辊轮轴也不能太粗，否则增加了自身的重量，造成了材料的浪费，而 且悬臂端过重也会影响起筋机自身的寿命。 所以本次设计将下滚轮轴设计为空心轴，增加其直径，这样在保持其刚性的前 提下减轻了其重量。 其结构简图如图 4.4 图4.4 下辊轮轴结构简图 4.5 花键轴万向联轴器的选择 考虑到上辊轮轴需要滚压并上下移动，所以要选择花键轴万向联轴器，通过查阅相 关资料并通过网络搜索，选择靖江市格瑞特传动轴有限公司的花键轴万向联轴器， 型号为 03GA。 其结构简图如图 4.5 D1 d1 D2 d2 图4.5花键轴联轴器结构简图 其结构参数如表 4.2 所示 表 4.2 型号 (mm) 1 D(mm) 2 D(mm) 1 d(mm) 2 d(mm) max L(mm) min L 03GA95955050650560 4.6 轴承的选择与校核 4.6.1 轴承的选择标准 选择滚动轴承主要依据几下几个原则 （1）轴承载荷 轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择滚动轴承类型的主要依据。 （2）轴承的转速 一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时， 才回有比较显著的影响。 （3）轴承的调心性能 当轴承的中心线与轴承座中心线补充和而有角度误差是，或因轴受力而弯曲或 倾斜时，会造成轴承的内外圈轴线发生偏斜。这时，应采用具有一定调心性能的调 心轴承或带座外球面球轴承。 （4）轴承的安装和拆卸 便于拆卸，也是在选择轴承类型时应考虑的一个因素。在轴承座没有刨分面而 必须严轴向安装和拆卸轴承部件时，应优先选用内外圈可分离轴承。 4.6.2 轴承的选择 根据工作条件，下辊轮轴几乎不受轴向力，而受到较大的径向力，故三个轴承 的型号选择为：与气动门相接处的轴承选为深沟球轴承 6216，另外两个轴承选为深 沟球轴承 6316。 箱体内部与上辊轮轴相连的短轴选用深沟球轴承 6210。 4.6.3 轴承的校核 （1）按照设计手册查得 6316 的轴承基本额定动载荷为，基本额NCr122000 定静载荷为。对于下辊轮轴安装的三个轴承，主要是由中部的深沟球NC r 86500 0 轴承和与气动门连接的深沟球轴承受径向力，下辊轮轴几乎不受轴向力。汽缸带动 上辊轮轴下压时，经估算，中间轴承约承受一多半的力，假设，NFa0 。NFr10000 查表可知深沟球轴承最小 e 值为 0.22，且，故径向动载荷系数为 X=1，e F F r a 轴向动载荷系数为 Y=0。 （2）初步计算动量载荷 P。 查表可知，取2 . 10 . 1 p f2 . 1 p f =12000（N）)100001 (2 . 1)( arp YFXFfP （3）演验算轴承的寿命 3 6 )( 60 10 P C n Lh = （h） 3 6 ) 12000 122000 ( 74.1260 10 6 1037 . 1 轴承寿命符合要求。 5 结 论 本次完成了太阳能内筒起筋机的设计，通过查阅大量关于太阳能内筒起筋机的 文献资料了解了太阳能内筒起筋机的应用及国内外发展现状。太阳能内筒起筋机的 发展趋势是自动化程度高、操作方便，起筋精度高、无螺旋筋、节能。而太阳能内 筒起筋机的传动系统和起筋系统是整个内筒起筋机的技术核心。通过对桑乐太阳能 淮安基地的实习参观，掌握了大量的关于内筒起筋机的资料，在本次设计中对传统 起筋机进行优化改良。动力系统将传统电动机改为减速机，省去了减速器的设计与 制造，缩小了其占用空间，另外，将下辊轮轴设计为空心轴，增加其直径，即方便 与辊轮的安装与固定，又减轻了其重量，符合了当今时代对节能的要求。 本次设计的太阳能内筒起筋机实现以下性能： （1）结构简单。设计中采用减速机，省去了带传动和减速器的使用，从而使传 动系统更加结构简单。 （2）无螺旋筋。设计中将下辊轮轴设计成空心轴并加粗，在增加其承载能力的 同时，又减轻了其重量，更重要的是方便与辊轮的定位和保持其稳定性，起筋过程 中辊轮队中性好，不易产生螺旋筋。 （3）操作方便，易于上下料。将滚压轴设计为悬臂梁结构，通过悬臂端上下料， 然后在悬臂端安装一个气动门，保证下辊轮轴在起筋过程中不被压弯，保证了起筋 精度。 本设计仍有许多可以改进的地方。 （1）可以将减速机该为伺服电机，这样可以根据用户需要调整起筋速度，但伺 服电机成本过高，有利亦有弊。 （2）本设计起筋速度约为 0.150.20m/s，可以满足一般厂家的生产需要。提高 起筋速度可以提高效率，但对机器本身和被加工件的影响仍需要实验验证。 参 考 文 献 1李柱国. 机械设计与原理M. 北京:科学出版社, 2003. 2濮良贵, 纪名刚. 机械设计M. 北京:高等教育出版社, 2001. 3卢耀祖, 郑慧强. 机械结构设计M. 上海:同济大学出版社, 2004. 4吕仲文. 机械创新设计M. 北京:机械工业出版社, 2004. 5何平. 压筋、冲孔、弯曲落料多工位级进模J. 模具工业, 1995,