三辊卷板机的毕业设计

三辊卷板机的设计作者伟人指导教师宋诚生摘要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。本设计旨在设计出用于卷制最大厚度为10MM、最大宽度为2000MM钢板的卷板机。本文首先简单介绍了卷板机的分类、工作原理及在我国的发展情况。结合任务书要求，通过对常用机构类型的论证，选择了本课题的对称式三辊卷板机。由分析整个卷板运动，将其分为主运动和辅运动。论证确定了主运动和辅运动的传动系统方案后，经过计算工作机构的工作功率及运动参数，选择电动机的型号。再对传动系统中各传动装置分别进行类型选择、材料及热处理选择、设计计算和校核。设计和校核工作机构的材料和尺寸后，对轴、轴承、联轴器和键进行设计计算，最后简述了机架的设计。关键词三辊卷板机参数化设计校核THEDESIGNOFTHETHREEROLLERCOILINGMACHINEABSTRACTTHEBENDINGMACHINEISACOMMONMOLDINGEQUIPMENTWHICHCOULDBENDPLATEINTOACYLINDER,CONE,CURVEDBODYOROTHERBODYTHISDESIGNISAIMEDTODESIGNTHEBENDINGMACHINEROLLINGTHEMAXIMUMTHICKNESSOF10MM,MAXIMUMWIDTHOF2000MMPLATETHISARTICLEFIRSTBRIEFLYDESCRIBESTHECLASSIFICATIONOFTHEBENDINGMACHINE,WORKINGPRINCIPLEANDDEVELOPMENTINCHINATHROUGHTHEDEMONSTRATIONOFTHECOMMONTYPESOFINSTITUTIONSANDTHETASKBOOK,HAVINGCHOSENTHISTHREEROLLERCOILINGMACHINEBYTHEANALYSISOFTHEENTIRECOILINGMOVEMENT,ITCOULDBEDIVIDEDINTOTHEMAINANDTHEAUXILIARYMOVEMENTAFTERDETERMININGTHEDRIVESYSTEMPROGRAMOFTHEMAINANDTHEAUXILIARYMOVEMENT,THENCALCULATINGTHEPOWEROFWORKINGBODIESANDMOTIONPARAMETERS,REACHINGTHEMODELOFMOTORANDSELECTTHETYPEOFTRANSMISSIONSYSTEM,MATERIALSANDHEATTREATMENT,DESIGNCALCULATIONSANDCHECKDESIGNANDCHECKTHEMATERIALSANDSIZE,SHAFT,BEARINGS,COUPLINGSANDKEYDESIGNCALCULATIONS,THEFINALRACKDESIGNKEYWORDSTHETHREEROLLERCOILINGMACHINEPARAMETERDESIGNCHECK目录1绪论111概述112工作原理213卷板机在我国的发展22机构方案的论证及确定421方案的论证422方案的确定53主运动系统的设计631主传动系统的设计632主电动机的选择733确定传动系统的总传动比和分配传动比1034带传动的设计1135减速器的选择1436末级输出齿轮传动设计1537下辊的校核1838键的选择2039下辊轴承的设计214辅运动系统的设计2341辅传动系统的设计2342辅电动机的选择2343丝杠螺母传动的设计2444确定传动系统的总传动比和分配传动比2745减速器的选择2846蜗杆传动的设计2947上辊的校核3348上辊轴承的设计3549辅电动机与减速器联轴器的选择35410减速器与蜗杆轴联轴器的选择36411蜗杆轴的设计37412蜗杆轴轴承的选择40413蜗轮轴的设计42414蜗轮轴轴承的选择435上、卸料机构的设计4451机构设计4452设计校核446机架的设计4661结构设计4662材料和厚度46结论46致谢46参考文献471绪论11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。该设备广泛用于石油、金属结构、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，国内一般以工作辊数量及调节方式等做为标准进行混合分类。如表11。表11卷板机种类分类方法卷板机类别立式按辊筒方位卧式闭式（上辊有中部托辊）有反压装置按上辊受力类型开式（上辊无中部托辊）无反压装置四辊对称式按辊筒数目及布置方式三辊不对称式垂直上调式上调式横竖上调式不对称下调式对称下调式按辊位调节方式下调式水平下调式12工作原理卷板是指板材在外力的作用下，使板材的外层纤维拉长，内层纤维缩短而产生弯曲变形。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。图11卷板机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11。三辊卷板机的运动形式分为主运动和辅运动。两个下辊是主动辊，是固定不动的，可绕图11中、同时作顺时2O3针或逆时针旋转，属于主运动。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11中垂直平面作上翘和翻边等运动，属于辅运动。卷制时，板料被送入上下辊之间，1O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，如图12所示。图12卷板过程13卷板机在我国的发展我国的卷板机制造始于六十年代末，最早为机械传动的对称式三辊卷板机，这种机型结构简单，但不能预弯板材端部。七十年代末，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。八十年代中，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，工作效率得到了显著的提高。八十年代末，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NC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。该机结构紧凑合理，重量轻，受到市场的广泛欢迎。经过三十多年的发展，在国家的大力扶持下，企业通过多次技术改造，引进了美英等国家先进卷板技术。目前研制的新型板材卷制设备的设计水平与制造水平均已达到亚洲先进，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。21方案的论证211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12。（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323000MM以下，如图21。图21不对称式卷板机212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22。图22四辊卷板机22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，用于卷制本课题的102000MM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11中、同时作顺时针或逆时针旋转。实现主运动需要2O3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。31主传动系统的设计311方案的论证实现主运动的传动系统称为主传动系统。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。工作可靠，寿命长。结构紧凑。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。312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，在传动相同转矩时，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31。1主电动机2带传动3齿轮减速器4末级输出齿轮传动5下辊图31主传动系统简图32主电动机的选择电动机是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。321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，电动机有防护式、开启式、封闭自扇冷式和防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161，确定了Y系列（IP23）防护4式笼型三相异步电动机。322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CR40M10MB20限，卷板速度，上辊升降速度。MPAS25IN/5VBSVS/51（2）确定卷板机基本参数2下辊中心距（3401041）上辊直径（3MAD257231312）下辊直径D009802（33）上辊轴直径（3MD下辊轴直径（323225）最小卷圆直径（3MDD3051751MIN6）下辊转速IN/92002RDVBG（3）下辊受力分析1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。在加工时,卷制板材并不是一次成型的，而是需要经过多次滚弯的。因此在确定最大弯曲力矩时，应按照纯塑性变形来考虑，即板材所受的应力已全部达到屈服极限，获得了沿全长的塑性变形。卷管截面上受力情况和弯曲应力分布如图32。图32卷管的受力情况和弯曲应力分布图则最大弯曲应力为（3422BYDDAMSSS7）因为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（37）进行修正K1251R（3MKNBMS14014204439268）卷制时，钢板受力情况如图33，通过受力分析，得到下辊作用于卷板上的支持力SIN2RMF式中连心线与的夹角1O2（3235034ARCSIN/ARCSIN2MID9）图33卷板的受力分析由于板厚远小于卷板的最小直径，中性层半径可简算为。MINDMIN50DR则KNDMF916235SI10342SIN2M上辊对板材的下压力K26COS962COS21作用在下辊上的驱动力矩包括克服卷板变形扭矩和摩擦扭矩。钢板在卷制过程1NT2NT中,存贮于钢板AB段图33的变形能为,卷制时间为,有等式，MBVR212DVMBNB简化为（3MKNDRMTN15302144MIN2110）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2N矩,可用下式计算（3MKNDFDFFTN310291620514026079162208331211211）式中滚动摩擦系数，取；FMF081滑动摩擦系数，取。5因此，下辊驱动力矩为KNTN4831521主传动系统的总传动效率，其中、分别为带传动、减速器43211234传动、齿轮传动和轴承的传动效率。查表117得，9609703，9704则。84097046所以下辊驱动功率，即主电动机功率为KWTNPG3840620323转速的确定根据带传动传动比范围，三级圆柱齿轮减速器传动比范围，21I431520I4输出齿轮传动比范围。则总传动比范围为。3I12604321I则电动机转速的可选范围为MIN/9536MIN/9712604RRINGD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极，其同步转速分别为、共4种。I/0RI/10RIN/10RMIN/750R当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164最后选择主电动机型号为。其技术数据如下MIN/10R4610LY表31。表31型电动机技术数据610LY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（KGY160L6119712398650782020657815033确定传动系统的总传动比和分配传动比总传动比9127GDNI已知，末级输出齿轮传动比。取带传动的传动比为，则减速器的321I13I431I传动比。4612I34带传动的设计341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。由于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。342设计计算（1）确定计算功率CAP根据工况载荷变动小，每天工作小时数，由表87查得工作情况系数，160H3，故（32AKKWKDACA2132112）（2）选择V带的带型根据、由图811，选取B型。CAPDN13（3）确定带轮的基准直径并验算带速V初选小带轮的基准直径。由表86和表88，取小带轮的基准直径1D33。MD140验算带速。根据式（813）验算带速V3（3SMSNVD/17/1069410613）计算大带轮的基准直径。根据式（815A,计算大带轮的基准直径，32D（3MDI47610431214）根据表88，圆整为。3D52（4）确定V带的中心距和基准长度ADL根据式（820），有327021021DDA12804A（315）初定中心距MA80按式（822）计算所需的基准长度3（3MADDLOD2648041501428022216）由表82选择带的基准长度。3LD5按式（823）计算实际中心距3A（3MLAD722640820017）（5）验算小带轮上的包角1（3901527314058035718012AD18）（6）计算带的根数Z计算单根V带的额定功率RP由、，查表84A根据线性插值法得，根据和查表84B得1DN3KWP1201NI3；KWP30查表85得，表82得，于是9250K3LK（3KLR302192501019）计算V带的根数。（3Z7302RCAP20）取整为6根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F由表83得B型带的单位长度质量，所以3KGQ/18（3NVZKPFCA2731801769250352MIN021）（8）计算压轴力PF压轴力的最小值为（3NFZOP317825SIN7362SIN21MMIN22）343带轮的结构设计及几何尺寸计算（1）小带轮相关尺寸小带轮，由于，采用腹板式。MD140MDD30521轮毂和轮辐的尺寸由查表722，其外径，轴的直径为主电动机的轴伸直径，1D4A471D48，取，（396828190123）MFEB18521952且，取（3DL1BL3024）（3MMC235981641725）带轮轮槽截面尺寸参照表810得轮槽截面尺寸如表32。3表32小带轮轮槽截面尺寸槽型DBMINAHMINFHEMINFB1403501081911534（2）大带轮相关尺寸由于大带轮，采用轮辐式。D3052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2DMDA572MD60轴直径，取1208681115（326），取（3DL92525L027）MFEB1819，（3MB19B2508228）（3MNZPHA74605821033129）式中传递的功率，；KW带轮的转速，；NMIN/R轮辐数。AZ（3H5948760801230）（3MF1221131）（3HF7954802232）带轮轮槽截面尺寸由表810得轮槽截面尺寸如下表33。3表33小带轮轮槽截面尺寸槽型DBMINAHMINFHEMINFB140350108191153835减速器的选择351类型的选择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。352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142和表143，得工况系数KWPW5102144计算输入功率。5AKKKAC8156（333）根据、传动比和与实际输入转速接近的CP1153497IMIN/5821RNZW公称转速，由表149初选型，其额定输入功率，相对转速误MIN/750R280ZSKP1差（349610758201NW34）需要进行额定功率的折算，由式（142）知，4（3CWPKNP118567502835）不满足机械强度要求。重新选择为型，额定输入功率；35ZSKWP41CWKNP1175670824所以型满足机械强度要求。35ZS（2）校核热功率功率利用率，查图141，得额定功率利用系数；36104851PW43251K由图142得负荷率系数；由图143，自然通风下环境温度系数；472K43由表1412知，许用热功率。则计算热功率为KWPG15（31321920845GWTPKP36）热平衡校核通过。结论选用公称传动比为355减速器型号为。53ZS型减速器的相关尺寸如下表34，表35。53ZS表34型减速器装配形式和外观尺寸MM53ZS规格ABHA1DL1LB1T2DL2LB2T355128060087078560105380186417024053040179表35型减速器装配形式和外观尺寸MM53ZS地脚螺栓孔规格C1M231N21E23EH3DN质量（KG润滑油量3556310803605204252525143188398400358140011536末级输出齿轮传动设计为减小尺寸及降低成本，不需要将末级输出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。361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837，选择齿轮材料为，调质处理，硬度；4CR40HBS270查表848，选用8级精度。362设计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计算轮齿弯曲疲劳强度的设计公式为（332FSADYZKTM37）初选载荷系数，1TK齿轮传递的功率KWPD64909860332其中，、分别为V带传动、圆柱齿轮传动、滚动轴承的传动效率，查表117得1234，。960893作用于齿轮的转矩MNMNNPTG661059741050齿轮做悬臂布置，由表107选取齿宽系数，3D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。2017Z18Z查图1020C知齿轮的弯曲疲劳强度极限，3MPAFE580本齿轮传动设计工作寿命15年，每年工作300天，两班制。则工作寿命（3HLH4108508238）齿轮的工作应力循环次数（374102819760HGJLNN39）由图1018取弯曲疲劳寿命系数；3FNK取弯曲疲劳安全系数，由式（1012）得41S3（3MPAKFENF285040）由表105查得齿形系数；应力校正系数391FAY531SAY得（307284159FSAY41）数值代入，查表82选用第一系列标MMT58107186053265准值。12T（2）计算齿宽与齿高之比HB分度圆直径MZMDT21681圆周速度（3SSNVG/089/0970642）齿宽（3MDB612943）齿高MCHTA7502结合以上数据得，齿宽与齿高之比（38427619HB44）（3）计算载荷系数根据，8级精度，查图108知动载系数，由于直齿轮，则SMV/09301VK，查表102得使用系数，查表104用插值法得8级精度、齿宽、齿1FK3251AK3B轮悬臂布置时，由，查图1013得故载荷系41H84HB41H3261F数（359261025FVAK45）按实际的载荷系数校正所算得的模数（3MKMTT841235912346）查表82取第二系列标准值。514363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。MDA0601圆柱减速器输出轴的直径，根据图1039腹板式结构的齿轮D743，MD217643则，不符合腹板式结构的要求，因此重新选择为实心结构。FD分度圆直径MZ251841齿顶高（3MHA47）齿根高（3CAF517425148）齿全高（3MHA3249）齿顶圆直径（3MMHZDAAA28014282150）齿根圆直径（3FF751151）中心距（3MDA2221152）齿宽MBD15601252齿厚（3PS91453）37下辊的校核371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。工作时，下辊即承受弯矩又承受扭矩，所以应按弯扭合成强度条件进行计算（322MAX4WTMCA54）下辊的长度ML2012均匀作用在下辊的集度MNFQ/047/201963画出下辊的受力简图及弯矩图、扭矩图，如图34。图34下辊的受力简图及弯矩图、扭矩图对弯矩和扭矩最大的危险截面进行校核最大弯矩MNMNQLM622MAX107948047扭矩NTN62103因下辊为空心圆截面，抗弯截面系数（33634343243210870120101MDDW55）式中为截面内、外径之比。70由于扭转切应力是对称循环变应力，因此引入折合系数，1MPAACA13561083946262查表151，知许用弯曲应力，则满足强度要求。371CAMD20372刚度校核（1）弯曲刚度校核下辊的受力变形如图35，根据表427图35下辊的受力变形得EIQLBA2431最大挠度（3MIY1208701238455342MAX56）式中48444417606MDI由表155得允许挠度，3MLY0202。YMAX（2）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（3MGITP/05174023173510735864457）（348444420132013MDIP58）可取M/50，则刚度满足。38键的选择381类型的选择键连接的主要类型有平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接。由于平键连接装拆方便、结构简单、对中性较好等特点，故选用平键。根据实际用途，确定为圆头（A型）普通平键。382尺寸的选择键的主要尺寸为其截面尺寸（以键宽键高表示）与长度。其中，其截面尺寸需BHL按照轴的直径由标准选定，键长一般按轮毂的长度确定，通常等于或略短轮毂长度。已知轴径，根据表67，将键的公称尺寸及键槽尺寸列于下表36。MD1304表36键的公称尺寸及键槽尺寸键的公称尺寸（MM）键槽尺寸（MM）轴槽深T毂槽深1T圆角半径RBHCL公称尺寸偏差公称尺寸偏差MINAX3218061401102007402000406383连接强度计算平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。所以通常按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。强度校核公式为（3PPKLDT259）式中传递的转矩，；MNTN62103键与轮毂键槽的接触高度，；KHK95轴、键、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，见表65，。P4MPAP10则，。PPMPAA65431204936即一个键就可满足挤压强度要求。39下辊轴承的设计391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。392设计计算（1）选择轴承宽径比DB/根据机床常用的宽径比范围，取宽径比；1/DB轴承宽度（3MD120/60）（2）计算轴径圆周速度（3SMSNVG/05/10697106261）（3）计算轴承工作压力（3MPAABDFP3112093262）（3SMMPSPAPV/56/053163）查表122，在满足、条件下，选择整体轴套材料为。3VPV10PZCUSN4辅运动系统的设计辅运动是指上辊在图11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。41辅传动系统的设计411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M10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30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41。1上辊2电动机3联轴器4齿轮减速器5丝杠螺母传动6蜗杆传动图41辅运动传动系统简图42辅电动机的选择421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161，4选择为Y系列（IP44）封闭式笼型三相异步电动机。422功率的计算上辊的有效功率为KWVFPSW390105261从电动机到上辊间的总效率为31065789225432142315其中，、分别为联轴器、轴承、蜗杆传动、丝杠螺母传动和圆柱齿轮减25速器的传动效率，查表117有、，4012034965所以电动机所需工作功率为。KWPWD5139423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。MIN/10R最后选定主电动机型号为。其技术数据如下表41。610LY表41型电动机技术数据型号额定功率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2GD重量（KGY100L61594039777507420206000693343丝杠螺母传动的设计431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。滑动螺旋的螺纹有梯形、锯齿形和矩形。锯齿形螺纹传动效率高、牙根强度高，与上辊受力情况相符。因此确定为锯齿形螺纹。30432材料及热处理螺杆材料选用45钢,调质处理，查表32得屈服点，由表11110得许4MPAS3706用弯曲应力，许用剪应力。重载低速，螺母材料选用MPABP92PAP92，查表11110知，。310FEZCUAL6MB50P5433设计计算（1）耐磨性计算通常情况下，传力螺旋的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。设计时通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（4PFD65021）式中轴向载荷；NF33110206螺纹副许用压强，查表1119；/8MNP6值可根据螺母的形式选定，整体式螺母取。15216得；MD64180365032查表57，已知，选定外螺纹大径，即公称直径，螺距，4PD752MD48MP8螺母高度（4H9874641822）旋合圈数（41203897PN3）基本牙型高度（4MPH6875014）则，工作压强PMNNDFP22312/41/1098746（45）（2）自锁性计算导程（4MNPS816）查表1117，摩擦因数，牙型角；609F30当量摩擦角（425COSARTN2COSARTN7）螺纹升角（4493618ARCTNARCTN2DS8），故自锁可靠。（3）校核螺杆强度外螺纹小径（4MPD1348735148735139）螺纹摩擦力矩（4MNMNFDMT33210694232549TAN10641TAN10）当量应力（4PTCADMDF23230411）（4）螺母螺纹强度校核由于螺母材料强度低于螺杆，只需校核螺母螺纹强度。螺纹牙根部的宽度（4MPB925874012）牙顶间隙（4AC4016176013）内螺纹大径MADDC892484剪切强度（4PNBNF2234/341/109514）弯曲强度（4BPBMNDH2223241/643/109586315）（5）螺杆刚度校核轴向载荷使导程产生的变形（4234EDFSASF16）转矩使导程产生的变形（4432162GDSMISTPTM17）式中弹性模量,查表114；EAE10切变模量，。GG34得，MSF09710128342M34692导程的总变形量（4MSMF01470918）查表1116，知在螺杆每米长的允许螺距变形量之内。6S（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。434几何尺寸计算参照表57，得出滑动螺旋的相关几何尺寸。4外螺纹大径MD8螺距P牙顶间隙（4MPAC94081760176019）基本牙型高度（4H5120）外螺纹牙高（4MAHC946061321）内螺纹牙高H9434牙顶高（4MZ26122）外螺纹中径（4MZD428223）内螺纹中径D42外螺纹小径（4MPD1348735187351324）内螺纹小径（4MH6241125）内螺纹大径（4ADDC84908426）牙根部宽度；（4MPB2574027）牙顶（4R912428）44确定传动系统的总传动比和分配传动比已知螺杆转速MIN/251IN/85160RRPVNSL则总传动比213294IILD式中减速器的传动比；1I蜗杆传动的传动比。2而具体的传动比数值需要按实际情况选择。45减速器的选择451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。452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，KWPDW48190511查表142和表143，得工况系数，44AK计算输入功率KWC2481根据和与实际输入转速接近的公称转速，由表149初CP1MIN/90RNDMIN/10R4选型，其额定输入功率，80ZDKP521相对转速误差46104NW需要进行额定功率的折算，由式（142）知，4，KNPW321094521因为，所以型减速器满足机械强度要求。C18ZD（2）校核热功率功率利用率，查图141，得额定功率利用系数；460145281PW4081K由图142得负荷率系数；由图143，自然通风下环境温度系数；47K4253由表1410知，许用热功率。则计算热功率为KG1813216412504GWTPKWP热平衡校核通过。结论选用公称传动比为45减速器型号为580ZD型减速器的相关尺寸如下表42，表43。5480ZD表42型减速器装配形式和外观尺寸MM5480ZD规格ABHA1DL1LB1T2DL2LB2T8023515020080243610682732581281035表43型减速器装配形式和外观尺寸MM5480ZD地脚螺栓孔规格C1M231N21E23EH3DN质量（KG润滑油量8018280280120406067581101100124140946蜗杆传动的设计461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。462材料及热处理由于蜗杆传动功率不大，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，齿圈用青铜制造，HRC50410PZCUSN轮芯用制造。1T463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（1112），传动中心距3（4322HPEZKTA29）确定作用在蜗轮上的转矩2T蜗杆输入功率KWPD70960512蜗轮上的功率K4732蜗杆转速MIN/820IN/5491RRIND蜗杆传动的传动比561312IMNNNPT41579680495910596262确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由表115选取使用系数K3；由于转速不高，冲击不大，取动载系数；15AK051V则（421051VAK30）确定弹性影响系数EZ由于铸锡磷青铜蜗轮和钢杆相配，故。2160MPAZE确定接触系数P假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从图1118中可查到1DA3501D3。92PZ确定许用接触应力H查表117得蜗轮的基本许用应力。3MPAH268应力循环次数（4621015060HLJNN31）寿命系数（4021816787KHN32）则（4MPAAHNH36702133计算中心距MA829436271045932由表112，根据传动比，选取中心距，蜗杆分度圆直径32IA36。此时，从图1118中查得接触系数，因此以上计算结果MD61501AD3PZ可用。（2）校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度校核公式为（4FFAFYDMKT215334）当量齿数（4854061COS3932ZV35）根据，从图1119中可查出齿形系数。14902X8502VZ352FAY螺旋角系数（49280146Y36）许用弯曲应力（4FNFK37）从表118中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力。寿命系数310PZCUSNMPAF56（4798109696NKF38）MPAAF247056FMPA56399805813961弯曲强度是满足的。（3）验算效率（4TAN9605V39）式中当量摩擦角，与相对滑动速度有关。VVFRCTSV（4SMNDVS/390/610COS608253OS10640）从表1118中用插值法查得，；代入式中得，大于原估计值，3594VF2V740因此不用重算。（4）热平衡计算由于摩擦损耗的功率（4KWPF1807410141）产生的热流量（4SJSF/80142）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（402ADTS43）式中箱体的表面传热系数，取；D/12CMWD3内表面能被润滑油所飞溅到，并且外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积；S油的工作温度，可取；0TCT650周围空气的温度，常温情况取。ATA20按热平衡条件，可得保持正常工作温度所需要的散热面积21（422030658MTPSADF44）464主要参数与几何尺寸计算3（1）蜗杆选用右旋蜗杆，蜗杆头数；分度圆直径；模数；21ZMD63136轴向齿距；直径系数；MPA79360Q蜗杆齿宽，取；ZB021B01齿顶圆直径（4MHDAA6753145）齿根圆直径（4MCAF232162146）蜗杆齿高（4MDHFAI74537221147）分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚（43618SA89362148）（2）蜗轮选用右旋蜗轮，蜗轮齿数；变位系数；392Z134902X验算传动比，此时传动比误差为，是允许的。5112I52685蜗轮分度圆直径MMZD72453962蜗轮喉圆直径（4MMHDAA32586127452249）蜗轮齿根圆直径（4CAF95250）蜗轮咽喉母圆半径（4MDRAG8302516021251）蜗轮宽度，取；1750ABMB5顶隙（4MC736252）顶圆直径，取（4DAE512DE52653）47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。471强度校核计算由于卷板速度低，摩擦力产生的力矩很小，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L。MB201均匀作用在上辊的集度MNLFQ/12/201631画出上辊的受力简图及弯矩图、扭矩图，如图42。图42上辊的受力简图及弯矩图、扭矩图对弯矩最大的危险截面进行校核最大弯矩MNMNQLM6221MAX1027380因上辊为空心圆截面，抗弯截面系数3634343143110870125002DDW式中为截面内、外径之比。70最大应力MPAAMCA03621082736MAX查表151，知许用弯曲应力，则满足强度要3CR401CAMD250