卷圆机结构设计-型材卷制 结构三辊对称式【含CAD图纸+PDF图】
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卷圆机结构设计-型材卷制
结构三辊对称式【含CAD图纸+PDF图
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大专学生毕业设计 卷圆机结构设计院系名称： 数控技术系 专业班级： 数控（车）50805 学生姓名： 景鑫 指导教师： 职 称： 教授 无无 锡锡 技技 师师 学学 院院二一二 年十月 The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Roll Round Machine Structure Candidate：Specialty：Mechanical Design and Manufacture & AutomationClass：08-13Supervisor：Heilongjiang Institute of Technology2012-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计I摘 要本设计是关于卷圆机的结构设计。卷圆机是将各种型材卷制成圆环的一种高质量、高效益的卷圆装置。主要对卷圆机的传动系统、上下辊轮、压下装置以及卷圆机的总体进行设计和计算。卷圆机结构型式为三辊对称式，在该结构中上辊下压提供压力，两下辊做旋转运动，为卷制板材提供扭矩。该机具有结构紧凑、操作简便、寿命长、噪声小、一机多用、质优价廉等优点，是工厂实现机械化生产的配套设备，该设备的上市可以大大减轻工人的劳动强度，提高企业生产效益。关键词：卷圆机；辊轮；传动系统；压下装置；卷制黑龙江工程学院本科生毕业设计IIABSTRACTThis design is about flange machine. Roll round machine is made of various profiles will roll ring flange and a high quality, high benefit rolls round device ,mainly to transmission system, roll on the circle next roller, pressing device and roll machine design and calculation of the overall.Roll machine athreeroller symmetrical structure, in the upper roller press structure provides pressure, the two lower rollers make rotation, top provide torque. This machine with compact structure, easy operation, low noise, long service life, high quality and reasonable price multi-usage, etc, and is realized mechanization production factory, this equipment facilities listed can greatly reduce the labor intensity, improve production efficiency.Key words: Roll round machine ；Roll wheel ；Transmission system；Pressing device； Rolling 黑龙江工程学院本科生毕业设计1 目 录 摘要-Abstract-第 1 章 绪论-11.1 国内外发展现状-1 1.1.1 国外发展现状-1 1.1.2 国内发展现状-11.2 卷圆机的类型和特点-21.3 本文设计内容-2第 2 章 卷圆机工作方案的选择-3 2.1 卷圆机成型方案的确定-32.2 圆环卷制成型方式的选择-42.3 本章小结-5第 3 章 力学分析与主参数的确定-63.1 卷圆的工艺过程分析-63.2 卷圆过程中的力学分析-63.3 工作辊轮的设计-63.31 三辊轮受力情况分析-63.32 卷圆机的主参数的确定-73.4 本章小结-9第 4 章 传动系统设计-104.1 传动方案的设计-104.2 电机的选择-104.2.1 选择电机的结构形式-10 4.2.2 电动机的确定-11黑龙江工程学院本科生毕业设计24.3 传动比的计算-11 4.3.1 总传动比的计算-11 4.3.2 分配传动比-114.4 运动和动力参数计算-12 4.4.1 各轴转速计算-12 4.4.2 各轴功率计算-12 4.4.3 各轴转矩计算-124.5 传动零件的设计计算-13 4.5.1 带传动的设计计算-13 4.5.2 蜗轮蜗杆的传动设计-15 4.5.3 齿轮的设计计算-164.6 轴的设计计算-194.7 轴承设计-22 4.7.1 滚动轴承的选择-22 4.7.2 滚动轴承的寿命计算-234.8 键的设计-24 4.8.1 键连接的功能及结构型式-24 4.8.2 键的选择和键联接的强度计算-244.9 本章小结-25第 5 章 压下装置的设计-265.1 卷圆成形直径与标尺刻度的关系-265.2 压下装置的设计-275.3 上辊轮轴的设计-28 5.3.1 轴的材料及结构的确定-28 5.3.2 轴的受力分析-28 5.3.3 校核轴的强度-305.4 螺旋传动设计-305.5 本章小结-32第 6 章 其他各主要零部件的设计及选用-336.1 箱体的设计-336.2 “五大轮”的设计-336.3 各主要部件的选用-34黑龙江工程学院本科生毕业设计36.4 本章小结-34结论-35参考文献-36致谢-37黑龙江工程学院本科生毕业设计1第 1 章 绪 论11 国内外发展现状1.1.1 国外发展现状50 年来，卷圆机随着科技特别是微电子、计算机技术的进步而不断发展。美国、德国、日本三国的卷圆机技术非常先进，经验很多，并且分别有自己的特点。在美国，政府重视卷圆机工业的发展，因而不断提出卷圆机的发展方向，提供充足的经费，特别讲求“效率”、“创新”，注重基础科研。由于美国首先结合汽车、轴承行业的生产需求开发了大批自动生产线，所以美国的高性能卷圆机技术在世界一直居领先地位。但因为偏重基础科研，忽视应用技术，有一段时间卷圆机的产量增加缓慢，直到纠正偏向后，产量又逐渐上升。德国政府讲求“实际”与“实效”，坚持以人为本，不断提高人员素质，他们还特别重视理论与实际相结合，基础科研与应用技术并重，在卷圆机产品质量上精益求精。德国的卷圆机质量及性能良好、先进实用，出口遍及全世界，尤其是大型、重型、精密卷圆机，在质量、性能上居世界前列。日本政府对卷圆机工业的发展异常重视，并通过规划、法规进行引导。在重视人才及卷圆机部件配套方面学习德国，在质量管理及卷圆机技术方面学习美国，而且做得更好。日本在发展卷圆机的过程中，狠抓关键，突出发展卷圆机系统。日本 FANUC公司在产量上居世界第一，销售额占世界市场的 50%，对加速日本和世界卷圆机的发展起了重要作用。1.1.2 国内发展现状我国是世界上卷圆机机床产量最多的国家，但在国际市场竞争中仍处于较低水平；即使国内市场也面临着严峻的形势，一方面国内市场对各类卷圆机机床产品特别是数控机床有大量的需求，而另一方面却有不少国产机床滞销积压，国外卷圆机机床产品充斥市场。这种现象的出现，除了有经营上、产品制造质量上和促销手段上等原因外，一个主要的原因是我国生产的数控卷圆机机床品种、性能和结构不够先进，新产品的开发周期长，从而不能及时针对用户的需求提供满意的产品。我国工厂由于缺乏卷圆机设计的科学分析工具(如分析和评价软件、整机结构有限元分析方法以及卷圆机机床性能测试装置等)，自行开发的新产品大多基于直观经验和类比设计，使设计一次成功的把握性降低，往往需要反复试制才能定型，从而可能错过新产品推向市场的良机。黑龙江工程学院本科生毕业设计2卷圆机用户根据使用需要，在订货时往往提出一些特殊要求，甚至在产品即将投产时有的用户临时提出一些要求，这就需要迅速变型设计卷圆机和修改相应的卷圆机图纸及卷圆机技术文件。在国外，这项卷圆机修改工作在计算机的辅助下一般仅需数天至一周，而在我国卷圆机机床厂用手工操作就至少需 12 个月，且由于这些图纸和文件涉及多个部门，常会出现漏改和失误的现象，影响了产品的质量和交货期。由于长期以来形成的卷圆机设计、工艺和制造部门分立，缺乏有效的协同开发的模式，不能从制订方案开始就融入各方面的正确意见，容易造成产品的反复修改，延长了开发的周期。 为解决这些问题，必须对产品开发的整个过程综合应用计算机技术，发展优化和仿真技术，提高产品结构性能，使用相应的产品虚拟开发软件，这样才能有效地解决产品开发的落后局面，使企业取得良好的经济效益。1.2 卷圆机的类型和特点卷圆机分为机械式和液压式两种，机械式卷圆机是将碳钢、不锈钢、有色金属型材（角钢、带钢、槽钢、管子等）卷制成圆环的一种高质量、高效益的卷圆装置。其结构独特，具有体积小、能耗低、效率高、无噪音、安装使用方便、操作简单、承载能力强、寿命长、卷圆速度快、产品质量可靠等优点。液压卷圆机是机械式卷圆机的升级产品，能加大卷圆的厚度和宽度，能够完成机械式卷圆无法卷动厚板的缺点，代替了原有钢板下料、对接、校正、车床加工等复杂工艺并节省了氧气、乙炔、劳动力、原材料等，是制造圆盘的先进母体。1.3 本文设计内容 本文主要对机械式三辊对称式卷圆机进行设计。主要包括电机的选择、传动系统设计、压下装置设计及箱体的设计等。 黑龙江工程学院本科生毕业设计3 第 2 章 卷圆机工作方案的选择 2.1 卷圆机成型方案的确定如图 2.1 所示，制造该圆环零件的方法有以下两种：冲压法。即利用冲压的方法，设计一套专门用来制造该零件的模具，这种方法最突出的优点就是生产效率高，只要设计出一套模具和与之相配套的模架便可大量生产同一型号的圆环零件，但此法也有明显的不足之处：a.由于需要得到的圆环的外径为 430mm，内径为 370mm，设计出来的模具体形巨大，非常笨重，成本较高；b.冲压对 加工坏料的材质有限制，只适合加工塑性较好的低碳钢；c.由于该圆环的内径较大，加工产生的废料也较多。卷制法。即利用辊轮将 30 3mm 的扁钢卷制成所需的圆环。钢板在辊轮上弯曲变形，是一个横向弯曲的过程，如图 2.2 所示。钢板在外负荷力矩 M 的作用下，产生弯曲变形时，中性层以上的纵向纤维受到压缩变形，中性层以下的纵向纤维受到拉伸变形。根据外负荷力矩的大小，当钢板表面层的最大应力小于钢板材质的屈服极限时，各层的纵向纤维都处于弹性变形状态，随着外负荷弯曲力矩的增大，钢板各层纤维继续产生变形。当外负荷增加到一定数值，钢板表层纵向纤维应力超过了材料屈服极限时，纤维产生塑性变形，负荷越大，塑性变形区由表层向中性层扩展的深度也越大。当钢板整个断面的纵向纤维应力都超过材料的屈服极限时，所有纵向纤维都处于塑性变形状态，弯曲过程完成。当钢板完全卷制成所需的圆环时，再将首尾端焊合即可。利用这种方法加工法兰环，只要辊轮提供的扭矩大，基本上不会受到加工坏料材质的影响，且不会产生废料，操作方便实用，不失为一种加工大中型圆环的好方法。综合以上两种方法的优缺点，我们选用卷制法加工。因为扁钢在卷制过程中，中性层以上部分受到压缩变形，而中性层以下部分受到拉伸变形，唯独中性层长度没有变化，所以需要提供的扁钢长度为 mm，即 1256mm。4303702L图 2.1 圆环 图 2.2 钢板弯曲变形示意图黑龙江工程学院本科生毕业设计42.2 圆环卷制成型方式的选择目前市场上出现的卷圆机种类较多，大致分类如图 2.3 所示。三辊式结构卷制原理是利用三个辊轮对板料进行连续的三点弯曲卷制成弧体，下辊为主动辊，上辊作垂直升降运动，结构较简单，而四辊式卷圆机是以上辊为主动辊，由主电动机通过主减速器以及联轴器，从而带动上辊的工作，下辊的作用是提供一定的向上力，与上辊一起夹紧,所卷钢板使上辊与被卷钢板间产生足够的摩擦力，在上辊旋转时能够带动钢板运动。两个侧辊用以形成卷筒所需的曲率，使板料达到所需的目的，其工作原理如图 2.4 所示。采用四辊卷圆结构可以免去端部预弯的工序，但是传动系统较复杂，机器较笨重，因此我们采用三辊式卷圆结构。图 2.3 卷圆机分类 图 2.4 四辊卷圆机工作原理图而三辊式卷圆机又分为机械式三辊对称式卷圆机、机械式三辊非对称式卷圆机、液压式三辊卷圆机，它们的主要特点分别为:机械式三辊对称式卷圆机：(如图 2.5 所示)，该结构型式为三辊对称式，上辊在两下辊中央对称位置作垂直升降运动，通过螺杆螺母传动而获得，两下辊作旋转运动，通过减速机的输出齿轮与下辊齿轮啮合，为卷制板材提供扭矩。该机缺点是板材端部需借助其它设备进行预弯。a.机械式三辊非对称式卷圆机：(如图 2.6 所示)，该机结构型式为三辊非对称式，上辊为主传动，下辊作垂直升降运动，以便夹紧板材，并通过下辊齿轮与上辊齿轮啮合，同时作为主传动，边辊作倾升降运动，具有预弯和卷圆双重功能。b.液压式三辊卷圆机：(如图 2.7 所示)，该机上辊可以垂直升降，垂直升降的液压传动是通过液压缸内的液压油作用活塞杆而获得，下辊作旋转驱动，通过减速机输出齿轮啮合，为卷圆提供扭矩，下辊下部有托辊并可调节。 图 2.5 机械式三辊对称 图 2.6 机械式三辊非对称 图 2.7 液压式三辊卷圆式卷圆机工作原理图 式卷圆机工作原理图 机工作原理图黑龙江工程学院本科生毕业设计5由于非对称式和液压式卷圆机的传动系统较复杂，制造精度要求高，难度大，而卧式结构相比于立式结构，外形大方，结构紧凑，且传动系统布置较简单，因此设计的卷圆机采用机械式三辊对称卧式结构方案。2.3 本章小结已知加工圆环零件的尺寸，其成型方式有俩种，一种是冲压法一种是卷制法。但由于冲压法设计出来的模具体型巨大，非常笨重且成本较高等原因，因此选择卷制法成型方式。卷圆机的类型有很多种，通过对加工零件的分析和对卷圆机类型的分析，确定本设计采用机械式三辊对称卧式结构方案。 黑龙江工程学院本科生毕业设计6第 3 章 力学分析与主参数的确定3.1 卷圆的工艺过程分析对称式三辊卷圆机在卷制钢板时，两下辊做旋转运动，上辊做垂直升降运动，板材平放在两下辊上，由于轧辊与板之间存在着摩擦力，所以当下辊转动时，板材也沿纵向运动，同时由上辊施加压制力，当板材所受应力超过屈服极限，则产生塑性变形，板材被弯曲。3.2 卷圆过程中的力学分析板材在被卷制过程中首先要克服板材的挠曲变形受力，变形到一定的程度时板材要克服本身的弹性和塑性抗力，因此施加在板材上的力应有 3 个部分：（1）克服板材的挠曲变形力；（2）克服板材的弹性变形力；（3）克服板材的塑性变形力。3.3 工作辊轮的设计3.3.1 三辊轮受力情况分析卷制时，钢板受力情况如图 3.1 所示，根据受力平衡，可以得到下辊作用于钢板上的支持力 F2： （3.1） 2sinMFR式中： 连心线 OO1与 OO2夹角，；min2arcsinadda下辊中心距（m） ；dmin卷圆最小直径（m） ；d2下辊直径（m） ； 图 3.1 被卷钢板的受力分析黑龙江工程学院本科生毕业设计7考虑到板宽 b 远小于卷圆的最小直径 dmin，中层半径 R0.5dmin，为简化计算，式（3.1）可变为： 2min2sinMFKNd（3.2）根据受力平衡，上辊作用于钢板上的力即压下力 F1为： 122cosFFKN（3.3）根据文献可知，下辊轮受到的力为：1 222()MFRraR（3.4）式中 ： M板材被弯曲到中性层半径为 R 时所需的弯曲力矩（N m） ； r2下辊轮半径，r2=r3（mm） 。根据文献可知，钢板的塑性极限弯矩为：1 212sMhb（3.5）式中：h卷板的厚度（m） ； b卷板的宽度（m） ； s卷板材料的屈服极限（Q235 为 235Mpa） 。 初选下辊轮的直径为 170mm，中心距为 200mm，考虑到钢板在卷制时会与下辊轮发生轴向滑动，我们在钢板与辊轮接触处设置一环形槽，槽深 2mm，因此下辊轮的实际 直径为 166mm。 由式（3.4）和（3.5）得：23 2622200853 (30 10 )235 104.52200 200sRrFhbNKNaR 所以，下辊轮作用在钢板上的力为 4.52KN。根据式（3.3）得上辊轮对钢板的压力为：122cosFF因为 R=a=200mm,所以=, 30 12 4.52cos304.52 1.7327.83FKNKNKN3.3.2 卷圆机的主参数的确定黑龙江工程学院本科生毕业设计8如图 3.2 所示，组成了一个直角三角形，其三边边长分别为，1OO B2()2DRb，根据它们之间的三角关系可得：2a1()2DHR 21222()( )()222DaDRbHR（3.6）式中：、上、下辊轮直径， （mm） ；1D2Db扁钢宽度（一般取最大值） ， （mm） ；R加工工件曲率半径， （mm） ；H上下辊中心高， （mm） 。因而，由式（3.6）完全可以确定该机的各参数，其值可靠，可以作为设计其系列产品的理论依据。 在本次设计中，由于 R=200mm，b=30mm，=166mm,a=200mm,均为已知，而只有2D和 H 的值未知，它们之间存在着一一映射的关系。设计=160mm，为了防止钢板1D1D在它上面发生轴向滑动，我们也在钢板与辊轮接触处设置一环形槽，槽深 2mm，因此上辊轮的实际直径为 156mm，将其值代式（3.6）得：222166200156(20030)()(200)222H 222313100(122)HH=174.6 （mm） 所以在卷制过程中，只需将上下辊中心高调整为 174.6mm 即可。 图 3.2 主参数的结构分析通过对卷圆过程中三辊轮受力情况的分析，确定卷圆机主要参数如表 3.1 所示。 黑龙江工程学院本科生毕业设计9表 3.1 卷圆机主要参数加工工件曲率半径 R/mm卷板的宽度 b/mm上辊轮直径/mm1D20030156下辊轮直径/mm2D上下辊轮中心高 H/mm下辊轮中心距 a/mm166174.62003.4本章小结 卷圆机在卷圆的过程中是通过上辊轮和俩个下辊轮对钢板施加压制力，从而使钢板产生塑性变形进行加工零件的。因此通过对卷圆机工作过程中三辊轮受力情况的分析，确定上下辊轮的直径、下辊轮中心距及上下辊轮的中心高等参数。 黑龙江工程学院本科生毕业设计10第 4 章 传动系统设计4.1 传动方案的设计为了使传动功率损失最小，传动级数最少，机器结构最紧凑，我们采用传动比非常大的蜗轮蜗杆传动方案，且根据“传动比大的放在靠电机处”的原则，将其放在带传动的下一级传动中。通过“过桥”齿轮与下辊轮齿轮的啮合作用，带动两个下辊轮旋转，因为两个下辊轮齿轮的参数完全一致，且“过桥”齿轮中心在两个辊轮的对称中心上，所以两个下辊轮作同步旋转运动。传动方案示意图如图 4.1 所示。 图 4.1 传动系统示意图4.2 电动机选择4.2.1 选择电机的结构形式 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此无特殊需要时不宜采用。生产单位一般用三相交流电源，因此基本都选用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类。异步电动机有笼型和绕线型两种。我国新设计的 Y 系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。黑龙江工程学院本科生毕业设计114.2.2 电动机的确定卷圆机的下辊轮工作转速： /60 1000dnVWRm s 60 1000/ minvnrd（4.1）式中： V下辊轮工作速度， （m/min） ； d下辊轮直径，(mm)。则 2 10003.84 / min166nr总传动比 （4.2）12nin式中：i总传动比； n1电机满载转速(r/min)； n2下辊轮工作转速(r/min)。 在整个传动系统中带轮的传动比 i带=24，齿轮的传动比 i齿=36，蜗轮蜗杆的传动比 i蜗=1532。带入式（4.2）得： 21nin （24） （36） （1532）n1 （90768） 3.84 （345.62949.12）r/min 且已知电动机功率 P=4kw，因此选择电动机型号 Y132M1-6，其额定功率 P=4KW，满载转速 n=960r/min.4.3 传动比的计算 4.3.1 总传动比计算由前面选取可知：工作机转速：n2=3.84r/min 电机满载转速：n1=960r/min由式（4.2）可得 。129602503.84nin4.3.2 分配传动 i带i齿i蜗；黑龙江工程学院本科生毕业设计12 不能超过各自范围；i总=i带i齿i蜗。则取 i带=2 ，i齿=5 ，i蜗=25 。4.4 运动和动力参数计算4.4.1 各轴转速计算轴： =960r/minn轴： 960480 / min2nnri轴： 48019.2 / min25nnri轴：19.23.84 / min5Vnnri4.4.2 各轴功率计算各轴输入效率：联轴器效率：1=0.99；带轮效率：2=0.96；齿轮效率：3=0.97；轴承效率：4=0.98；蜗轮蜗杆效率：5=0.75。轴： 4pkw轴： 24 0.963.84ppkw轴： 53.84 0.752.88ppkw轴： 342.88 0.97 0.982.74Vppkw4.4.3 各轴转矩计算轴： 955039.79pTN mn轴： 955076.4pTN mn轴： 95501432.5pTN mn轴： 95506814.32VVVpTN mn将上述结果汇总于表 4.1 以备查用。黑龙江工程学院本科生毕业设计13表 4.1 1 减速器参数表轴名功率(KW)转矩 T(Nm )转速 n(r/min)传动比 i效率 轴439.7996020.96轴3.8476.4480250.75轴2.881432.519.2轴2.746814.323.8450.974.5 传动零件的设计计算4.5.1 带传动的设计计算（1）选择普通 V 带由课文查得，工作情况系数 KA=1.2 计算功率：1.0 44.8VAPKPKW小带轮转速：0960 / minnr（2）选取 V 带型号根据 PV 和 n0 ，则工作点处在 A 型区，故 V 带型号为 A 型带。（3）确定带轮基准直径 D1和 D2 选择小带轮基准直径 D1 由文献P145 表 8-4 可得，小带轮直径 D1=100mm 2 取 D2=200mm2196011001 0.02196480nDDmmn 虽然略有增大，但误差小于 5%故允许。验算带速 1 13.14 100 9605.024/60 100060 1000Dnvm s在 525m/s 范围内可用。（4）确定中心距 a 和带的基准直径长度 L0 初选中心距 a0 取初中心距 0.7（D1+D2） a0 2（D1+D2）黑龙江工程学院本科生毕业设计14 0.7（100+200） a0 2（100+200） 210 a0 600取 a0=0.8（D1+D2）=540mm。确定带的基准长度 L0 221012()2()24DDlaDDa 23.14(200 100)2 540(100200)24 540 1556mm根据文献P143 表 8-3，取 V 带的基准长度 L=1120mm（带长修正系数 Kl=0.99） 2 则实际中心距 001600 155654056222dllaamm验算小带轮包角 由文献P141 公式 8-2 2 （适用） 21180() 57.3170DDa120（5）确定带的根数 由文献P151 表 8-6 查得 P0=0.95kw；由 P152 表 8-7 插入法求得 2；由查 P152 表 8-8 得，则有：00.11(2)Pi1700.98K 004.83.67()(0.950.11) 0.98 0.99vlpZpp k k取 Z=4 根。（6）计算作用在轴上载荷 FR 由文献P142 表 8-2，得 q=0.10kg/m，单根 V 带的初拉力： 2 202.5500(1)vpFqvvzk 24.82.5500(1)0.10 (5.02)5.02 4 0.98 =187.9N 作用在轴上压力：01702sin2 4 187.9 sin1497.4822QFZFN （7）带轮的结构设计黑龙江工程学院本科生毕业设计15 带速 V 30m/s，材料用灰铸铁 HT200。 ， 采用腹板式；1300Dmm ， 采用腹板式。2300Dmm（8）带轮轮槽尺寸 由文献P145 表 8-5，得，Bd=11mm， 2min9fmm15emmmin6mm，。min3hammmin9hfmm(1)2(4 1) 152 963BZefmm 4.5.2 蜗轮蜗杆的传动设计（1）已知蜗杆输入功率 P=3.84kw，转速 n=480r/min 传动比 i=25，单向传动，载荷基本平稳，冲击较小，因蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用 45号钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10Pb1 金属模制造。为节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。且已知蜗轮输出转矩为1432.5，蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10Pb1，砂型制造,估计 Vs=2.5m/s，根据N m表 6-5 查得 180HMP（2）选择蜗杆头数 Z1及蜗轮齿数 Z2 根据 i=25，查表 6-2 得蜗杆头数=2，蜗轮齿数为1Z212 2550ZZi （3）确定蜗轮传递的转矩 T2T2为已知，即 T2=1.43106 N mm（4）确定模数 m 和蜗杆分度圆直径 d1因载荷平稳，取载荷系数 K=1.1，得： 22623122500500()1.1 1.43 10()4863.4350 180Hm dkTmmZ查表 6-1 得：模数 m=8mm，蜗杆分度圆直径=80mm，直径系数 q=10。1d（5）计算主要尺寸蜗轮分度圆直径2250 8400dZmmm 蜗杆导程角12arctanarctan11.3110Zq中心距28()(1050)24022maqZmm（6）验算相对滑动速度 VS和传动效率，蜗杆分度圆速度1 113.14 80 4802.01/60 100060 1000d nVm s黑龙江工程学院本科生毕业设计16 齿面相对滑动速度12.012.05/coscos11.31SVVm s与估计值接近。 蜗杆传动效率：按=2.5m/s，硬度，蜗轮材料为铸锡磷青铜，查表 6-SV45HRC6 得,0.05vf 2.52vp 由式（6-9）得,（0.950.97）=0.760.78，与蜗轮蜗杆功率tantan()vp0.75 吻合。（7）蜗杆传动强度计算蜗轮齿面接触疲劳强度计算蜗轮齿面的接触疲劳强度验算公式为： 2232122500500HHkTkTd dm qz（4.3）可得： 22122500()Hm dkTz（4.4）式中：分别为蜗轮齿面的接触应力和许用接触应力（MPa） ； ,HHk载荷系数，通常设计可取 k=1.11.3。则有：，即。2322500175.43180HkTMPam qz HH（8）蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算蜗轮齿根弯曲疲劳强度的近似校核公式为： 22121.53FFaFkTYYd d m（4.5）式中：螺旋角影响系数，已知，则Y1140Y 11.3111.3110.92140Y 蜗轮齿形系数，按当量齿数值取，2FaY23cosvZZ。35053.19cos 11.31vZ4.5.3 齿轮的设计计算黑龙江工程学院本科生毕业设计17（1）选择齿轮材料精度 8 级小齿轮 45 号钢（调质处理）硬度 240HBS1；大齿轮 45 号钢（正火处理）硬度200HBS2。HBS1- HBS2=40 HBS由文献P82 表 5-4 取齿轮等级精度为 8 级，初选（80200） 。 215（2）取齿数 Z，范围 2040 取齿数 Z1=20，Z2=i齿Z1=520=100（3）按齿面接触疲劳强度计算 公式： 213121()EHdHZZZZkTidi（4.6） 确定各参数K： K=1.11.8 取 K=1.1。T1：。6119.55 106814.32pTN mn：文献P46 表 5-8 取=1。d 2dZE： 文献P95 表 5-7 取 ZE=189.8 。 2MPaZH： ，其中 2cos(sincos)bHttZtantan20arctanarctan20.65coscos15nt arctan(tancos)14.08bt得 2cos14.082.42sin20.65 cos20.65HZ： ，其中Z4(1)3Z12111.883.2() cosZZ得 111.883.2() cos151.6320100 其中 ，取1sin0.318tan0.318 1 20 tan151.7dnBZm 1则 4 1.631(1 1)0.7831.63Z ： Zcos0.98Z黑龙江工程学院本科生毕业设计18： HlimHHNHkSH其中由图 5-28， ，；由图 5-26，计limHlim1580HMPalim2390HMPaHNK算循环次数 N： 16060 3.84 1 (365 16 10)13455360Nnjlh 121345536026910725NNi取 ， 121HNHNKK1HS则 ， 1580 15801HMPa2390 13901HMPa（4）设计计算2312 1.1 6814.325 1189.8 2.42 0.78 0.98()15390d则 124.43dmm（5）几何尺寸计算 中心距 ， 12()2cosnmaZZ11cos24.43 cos151.1820ndmZ取标准值 ，则，圆整得：。1.25nm 1.25(20 100)76.82cos15amm80amm12()1.25(20 100)arccosarccos20.3622 80nm ZZa111.25 2026.6coscos20.36nmZdmm221.25 100132.98coscos20.36nmZdmm 齿宽，圆整 ，（510）1 26.626.6dbdmm 230bbmm12bb=40mm（6）齿根弯曲强度校核 112FFaSaFnkTYYY Yd bm（4.7） 确定各参数 可查 P94 表 5-6 则， ,FaSaYY11222.8,1.552.18,1.79FaSaFaSaYYYY黑龙江工程学院本科生毕业设计1911332024.1coscos 20.36VZZ 2233100120.48coscos 20.36VZZ 0.750.750.250.250.711.63Y 图 5-39 ， =0.84YY 其中图 5-27， ，；limFFNFFkSlimFlim1400FMPalim2310FMPa1FNK；1.251.5，取1.4。FS FS 则，1400 1285.71.4FMPa2310 1221.41.4FMPa 校核12 1.1 6814.32 2.8 1.55 0.71 0.8438.926.6 30 1.25FMPa1F22 1.1 6814.32 2.18 1.79 0.71 0.8434.9826.6 30 1.25FMPa2F 验证圆周速度 31 13.14 26.6 3.845.35 10/60 100060 1000d nVm s圆周速度小于 10m/s，故选浸油润滑。 小齿的相关参数计算分度圆直径 11.25 2026.6coscos20.36nmZdmm 基圆直径 cos26.6 cos20.6525btdd 齿顶高 1 1.251.25nhahammm 齿根高 ()(1 0.25) 1.251.56nnhfhaCmmm全齿高 1.25 1.562.81hhahfmm齿顶圆直径 226.62 1.2529.1addhamm 齿根圆直径 226.62 1.5623.48fddhfmm 大齿的相关参数计算黑龙江工程学院本科生毕业设计20分度圆直径 21.25 100132.98coscos20.63nmZdmm基圆直径 cos132.98 cos20.65125btddmm齿顶高 1 1.251.25nnmmmhaha 齿根高 (1 0.25) 1.251.56()nnnCmmhfham 全齿高 1.25 1.562.81hhahfmm 齿顶圆直径 2132.982 1.25135.48adhammd 齿根圆直径 2132.982 1.56129.86fdhfmmd 4.6 轴的设计计算（1）四根轴的结构设计四根轴均采用 45 钢，调制处理。轴：P=4KW，n=960r/min，其中 c 取 103，3minpdcn则，取。3min4103960d16.6mm20dmm轴：P=3.84KW，n=480r/min，其中 c 取 103，则 3minpdcn3min3.84103480d。 20.6mm轴：P=2.88KW，n=19.2r/min，其中 c 取 103，则min20.6dmm 。 3min2.8810319.2d54.7mm轴：P=2.74KW，n=3.84r/min，c 取 103，则，取 3min2.741033.84d52.04mmd=60mm。（2）低速轴的计算估算轴的基本直径辊轮处：60mm轴承处：60mm轴肩： 110mm齿轮处：55mm轴承处：60mm黑龙江工程学院本科生毕业设计21确定各轴段长度辊轮处：39mm轴承处：70mm轴肩： 25mm齿轮处：60mm轴承处：71mm（3）轴的受力分析求轴传递的转矩6662.749.55 109.55 106.8 103.84pTN mn 求轴上作用力齿轮上的切向力 65222 6.8 101 10133tTFNd 齿轮上的径向力 54tan1 10tan209.8 10tantan20.36trFFN齿轮上的轴向力 54tan1 10tan20.363.7 10atFFN 确定轴上圆角和倒角尺寸参照 30220 型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取，轴端倒角1rmm为，其余取。2 452.5 45计算轴的支承反力水平面上的支反由 得， 12r vr vrFFF21()2arr vdFF aFab得,419.36 10r vFN44429.8 109.36 100.44 10r vFN 垂直面上的支反力： 12r Hr HtFFF 1()r HtFabF a得： 417.3 10r HFN 422.7 10r HFN计算轴的弯矩，画弯矩图、转矩图水平弯矩图： 2Hr HMFa42.7 108062.16 10 N mm垂直弯矩图： 46119.36 10302.81 10vr vMFbN mm 46220.44 10800.35 10vr vMFaN mm黑龙江工程学院本科生毕业设计22合成弯矩图： 226262611(2.16 10 )(2.81 10 )3.55 10HvMMMN mm226262622(2.16 10 )(0.35 10 )2.19 10HvMMMN mm 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度，根据：轴的计算应力： （） 221()caMMT0.3 6262(3.55 10 )(0.3 6.8 10 ) 4.1N mmB 面的计算应力： 634.1 1047.820.1 95cacaMMPaW由表 11-4 查得，对于 45 号钢，其中,600bMPa155WMPa且，因此轴的强度足够安全。47.82caMPa155WMPa黑龙江工程学院本科生毕业设计23 图 4.2 轴的载荷分析图4.7 轴承设计4.7.1 滚动轴承的选择和计算与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗小，起动容易等优点。滚动轴承的类型按照轴承所能承受的外载荷不同，可分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类。选用轴承时，首先是选择轴承类型。选择轴承类型时应考虑的主要因素有轴承的载荷，轴承的转速，轴承的调心性能及轴承的安装和拆卸。其中，轴承所受载荷的大小、方向和性能，是选择轴承类型的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件间是线接触，宜用于承受较大的载荷，承受后的变形也较小。而球轴承中则主要为点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷。根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷 Fr的同时，还有不大的轴向载荷 Fa时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。根据以上因素,选择圆锥滚子轴承。其径向承载能力较大，可以同时承受径向载荷和轴向载荷。内外圈可分离，游隙可调整，装拆方便。一般成对使用。适用于转速不太高、刚性较大的轴，且可大量生产，价格最低。因此输出轴上选用 30220 型轴承。其中，255rCKN，。且，305orCKN1pTff0.4e 49.8 10rFN3.84 / minnr。449.8 103.5 1022 1.4rsFFNY求： rF12110.195.10rrFF 12rrrFFF得：，。516 10rFN527 10rFN求： sF5110.42.4 10srFFN 5220.42.8 10srFFN求： aF555122.4 103.5 102.75 10ssFFN2sF黑龙江工程学院本科生毕业设计24轴系向左移动，左侧轴承被压紧，右侧被放松。5122.8 10asFFN5223.15 10assFFFN ，则51512.8 100.466 10arFFe0.4,1.4xy5111()6.32 10prapfxFyFN ，则52523.15 100.457 10arFFe0.4,1.4xy5222()7.2 10prapfxFyFN因为，所以1p2p106631051010255000()()5326060 3.847.2 10hcLhn p因所以综上所述，所选轴承符合要求。45000hLh4.7.2 滚动轴承装置的设计要想保证轴承顺利工作，除了正确选择轴承类型和尺寸外，还应正确设计轴承装置。轴承装置的设计主要是正确解决轴承的安装、配合、紧固、调节、润滑、密封等问题。设计采用轴承端盖和套筒来固定滚动轴承。润滑的润滑方式与轴承的速度有关，这里采用甘油润滑，不仅可以降低摩擦阻力，起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用，而且减少润滑加油次数，因为本产品密封性能较差，不能采用油润滑。轴承的密封装置是为了阻止灰尘、水、酸气和其它杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失而设置的。密封装置可分为接触式和非接触式两大类。这里采用接触式密封即毡圈油封。4.8 键的设计4.8.1 键联接的功能及结构型式键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩。有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。键联接的主要类型有：平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接。这里选用平键联接，它的两侧是工作面，工作时靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。键的上表面和轮毂的键槽底面间则留有间隙。它具有结构简单、装拆方便、对中性好等优点。但这种键联接不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。4.8.2 键的选择和键联接的强度计算黑龙江工程学院本科生毕业设计251键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。这里键的材料采用抗拉强度不小于 600 MP a 的钢，即 45 号钢。键的主要尺寸为其截面尺寸(一般以键宽 b键高 h 表示)与长度 L。键的截面尺寸 bh 按轴的直径 d 由标准中选定。键的长度 L 一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。故选用 A 型平键(GB1096)，与齿轮联接处，键的尺寸，键联28 16 125b h l 接强度校核按文献1中 6-1 公式计算，式中各参数为： =120MPa (按文献1p表 6-2 选取） 。k0.5h=0.516=8mm，l=L-b=125-28=97mm。2键联接的强度计算键工作面的比压 P 为： 622 6.8 10112110 8 97pFTMPakldkl 因为 ，所以键联接强度合格。pp4.9 本章小结已知卷圆机电动机的功率和辊轮工作速度，且通过计算得下辊轮直径，从而确定辊轮的输出转速，最终确定电动机的型号为 Y132M1-6。求得工作机的总传动比i=250，进而对传动系统进行设计计算。包括带传动、蜗轮蜗杆传动及齿轮传动的设计。对输出轴进行了设计和校核，达到强度要求；对轴承和键连接进行了选择和校核设计。 黑龙江工程学院本科生毕业设计26第 5 章 压下装置的设计5.1 卷圆成型直径与标尺刻度的关系由式（3.6）可得上下辊中心高 H 与各主参数的关系为： 2122()( )()222DaDHRbR（5.1）在公式中，、a 均为固定值，而 R 与 b 是用户给定的值。1D2D如图 5.1 所示，x 为上辊中心到标尺指针的垂直高度，为定值；y 为下辊中心到标尺“0”刻度的垂直高度，为定值；L 为标尺指针在标尺上所指定的刻度值，随用户给定的参数确定。它们之间的关系为： H+x=L+y H=L+y-x （5.2）将（5.2）式代入（5.1）式得：黑龙江工程学院本科生毕业设计27 2122()( )()222DaDLRbRxy（5.3）将已知的值代入（5.3）式得：（）22(83)100(78) 120223LRbRmm简化后，得：（）22(83)100(25)LRbRmm 图 5.1 上下辊中心高与标尺刻度的关系 表 5.1 ()mm R Lb1001502002503003504004505001560.2361.7062.8663.8064.582061.0263.5465.4066.8267.9668.8869.652562.8366.3168.7570.5671.9573.0673.9774.723063.0768.2571.6073.9575.7177.0778.1679.0579.793568.7173.6476.8779.1580.8682.1983.2684.1384.864074.3079.0382.1384.3586.0187.3188.3589.2189.924579.9084.3987.3889.5391.1592.4293.4494.2894.995085.4589.7492.6394.7196.2997.5398.5499.365590.9795.0897.8799.896096.47由于上辊轮行程为 40mm，且标尺指针在标尺上的指示范围为（60，100）mm，因黑龙江工程学院本科生毕业设计28此计算出来的 L 值若不在此范围内，则在本台机器上无法将其加工成所需工件。5.2 压下装置的设计 钢板在卷制过程中，曲率的控制是通过调整上辊的压下量来实现的，压下量可通过标尺任意调整，实现了一定范围内的曲率半径的卷曲。上辊的压下采用“螺母固定，螺杆转动并移动”的螺旋传动方式，并通过滑块使上辊轴与螺杆保持相对静止，从而达到上辊轴与螺杆同步升降的目的。其设计效果图如图 5.2 所示。 图 5.2 压下装置设计效果图5.3 上辊轮轴的设计5.3.1 轴的材料及结构的确定上辊轮轴是该机器的重要零件，承受着两下辊轮的合力，设计时应满足合理的结构，足够的强度，以及良好的工艺性等。1选择轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢，碳钢具有足够高的强度，对应力集中敏感性较低，便于进行各种热处理及机械加工，价格低、供应充足，应用最广。合金钢机械性能更高，常用于制造高速、重载的轴，或受力大而要求尺寸小、重量轻的轴。通过进行各种热处理、化学处理及表面强化处理，可以提高用碳钢或合金钢制造的轴的强度及耐磨性。特别是合金钢，只有进行热处理后才能充分显示其优越的机械性能。由于本台机器要求此轴具有较高的强度且轴径不能过大，因此我们选用合金钢，其牌号为38CrMoAlA，锻造成形及调质处理，毛坏直径60mm，硬度 293321HBS，抗拉强度极限=930MPa，屈服极限=785MPa，弯曲疲劳极限=440MPa，剪切疲劳极限bs1黑龙江工程学院本科生毕业设计29=280MPa 许用弯曲应力=5MPa。11 b2拟出轴的结构根据轴的工作情况和轴的材料，我初选轴径为 35mm，因为轴主要承受的是径向载荷，所以安装在上辊轮与轴之间的轴承的类型选用圆柱滚子轴承，由机械设计手册高教版中知圆柱滚子轴承（摘自 GB283-87）查得 d=40mm,D=80mm,B=23mm,型号为32508。由于上辊轮的宽度为 42mm，所以应在上辊轮中再安装一个型号为 32208 的圆柱滚子轴承，d=40mm,D=80mm,B=18mm，然后用密封圈密封。如图 5-2 所示，由于轴在滑块内的长度为 18mm，滑块到轴承的间距为 34mm，铜套的宽度为 20mm，上辊轮宽度为 42mm，因此轴的工作长度为：L=20+42+18+34=114 （）mm3轴上零件的定位和固定为了防止轴和零件在工作时发生轴向移动，保证其准确的工作位置，安装在轴上的所有零件必须有准确的定位和牢靠的固定。为了限制轴的轴向移动，轴与滑块采用螺纹联接，从而保证轴与滑块的相对静止，轴肩对轴承轴向定位，压板和铜套对上辊轮进行轴向定位，再利用双头螺栓和螺母对压板进行锁紧。5.3.2 轴的受力分析1绘制轴的受力简图如图 5-3 所示为上辊轮轴的受力简图，将上辊轮、滑块对其作用的力集中作用在轴上。图 5-3 上辊轮轴的受力简图 由于轴只受到上辊轮和滑块对它的作用力，因此这两个力等值反向，均为7.83KN。所以，作用在轴上 BC 段范围内的力的集度为： 7.83186.43/0.042pKN m作用在 DE 段范围内的力的集度为：黑龙江工程学院本科生毕业设计30 7.83435/0.018qKN m1.绘制上辊轮轴的剪力图、弯矩图在轴的 AB，BC，CD，DE 四段内，剪力和弯矩都不能用同一方程式来表示，所以应分四段考虑，对每一段都列出剪力方程和弯矩方程，方程中，x 以 m 为单位，以 KN 为单位，以为单位。( )sF x( )M xKN m在 AB 段内，=0 （00.02m）( )sF xx =0 （00.02m）( )M xx在 BC 段内，=186.43 ( )sF x(0.02)p x(0.02)x(0.02m0.062m）x =( )M x(0.02)(0.114)p xx 186.43 (0.02)(0.114)xx(0.02m0.062m）x在 CD 段，=7.83 ( )sF x（0.062m0.096m）x =7.83 ( )M x(0.114)x（0.062m0.096m）x在 DE 段内，=7.83=7.83 ( )sF x(0.096)xq(0.096) 435x（0.096m0.114m）x=7.83-q( )M x(0.096)x(0.114)x =7.83-43 (0.096)x(0.114)x（0.096m0.114m）x黑龙江工程学院本科生毕业设计31图 5-4 上辊轮轴的剪力图与弯矩图5.3.3 校核轴的强度由弯矩图知，C 处为可能的危险截面，计算出 C 处的剪力和弯矩。Fc=7.83KN7.83 (0.1140.062)0.41McKN mKN m因为材料为 38CrMoAlA 的许用弯曲应力，C 截面当量弯矩应力为：175bMPa （W 为轴的抗弯截面模量） 3332 0.4165.29323.14 (0.04)cccMMdMPaW1b（5.4）所以，C 截面安全。5.4 螺旋传动设计为了达到将螺杆的转动转化为滑块的升降运动，我们采用了“螺母固定，螺杆转动并作直线运动”的滑动螺旋传动方式。对于这种以传递运动为主的传导螺旋，其失效形式主要是由于磨损而产生的过大间隙或变形造成运动精度下降，设计时应以螺纹耐磨性计算和螺杆的刚度计算来确定螺旋传动的主要尺寸参数。由于在本次设计中，螺杆受到较大的受压的轴向载荷，因此，需对其进行强度核算和压杆稳定性核算，检验螺旋是否满足自锁条件。1选择材料和许用应力黑龙江工程学院本科生毕业设计32螺杆材料选 45 钢，调质处理，,由文献表 12-10 查得：2360/sN mm 212072，手动可取 100。 3 5s2/N mm2/N mm螺母材料为。由表 12-10 可得：103ZCuAl Fe，取 50；，取 35。 240 60/bN mm2/N mm 230 40/N mm2/N mm此螺旋传动系手动低速，由表 12-1-9 查得：，取 218 25/pN mm20。2/N mm2.按耐磨性计算螺纹中径螺纹的中径为： 20.8Fdp（5.5）式中：F轴向载荷（N） ； 许用比压， （） ； p2/N mm 螺母（或螺杆）的转角（rad） 。因为值可根据螺母的形式选定，取=1.7，所以螺纹的中径为：=0.8 21.46=12.14 327.83 100.81.7 20dmm由 GB5796.186（见机械设计手册高教版）可选 d=34，P=6， =31， 2d4D=35， =27，=28 的梯形螺纹，中等精度，螺旋副标记为 Tr34 6-7H/7e。3d1D螺母高度 H=1.7 31=52.7（mm） ，取 H=55mm。2d则螺纹圈数 n=9.17 圈。556HP3.自锁性验算由于系单头螺纹，导程 S=P=6mm，故螺纹升角为： 263.5331sarctgarctgd由表 12-7 知，钢对青铜，取 0.09，可得：0.08 0.10f 0.095.32cos15cos2farctgarctg，故自锁可靠。黑龙江工程学院本科生毕业设计334.螺杆强度验算 由表 12-1-3，螺纹摩擦力矩为：18896.76有： 12131()7830(3.535.32)22tMd FtgtgN mm=16.012223334()3()0.2ccaFMdd22234 783018896.76()3()270.2 27ca2/N mm 5.螺母螺纹强度验算因螺母材料强度低于螺杆故只算螺母螺纹强度即可。由文献表 12-4 得，牙根宽度 b=0.65P=0.65 6=3.9mm，基本牙型高 2H1=0.5P=0.5 6=3mm。则有： 1.99 4783035 3.9 9.17FD bn2/N mm （5.6） 4.60 1243bFHD b n23 7830 33.14 35 3.99.172/N mm b（5.7）6螺杆的稳定性验算由于螺杆的最大工作长度为上辊轮下压得最低时滑块与压下螺母间的长度，其值为：l=180-51-35-22.5=71.5mm。由表 12-1-4 知，（i 为螺杆危险截面的惯性半径，2 71.521.19274ulii=,mm） ，式中，按一端固定一端自由从表 12-1-5 可得=2。由表 12-1-4 可知，34d当40 时，可不进行稳定性计算。故稳定性条件满足。uli5.5 本章小结通过计算得出卷圆直径与上下辊轮中心高的关系。上辊压下采用“螺母固定、螺杆转动并移动”的螺旋传动方式，上辊轮通过滑块及螺旋传动实现控制上下辊轮中心高。对上辊轮轴及螺旋传动进行了设计校核。 黑龙江工程学院本科生毕业设计34第 6 章 其它各主要零部件的设计及选用6.1 箱体的设计箱体是用来支承和容纳机器中所有的零部件，保证它们相互间的正确位置，并承受作用力，在很大程度上影响着机器的工作精度和抗振性能。在本机器中，箱体主要承受着上辊轮、下辊轮、皮带轮及蜗轮对它的力，其中属上辊轮对它的力最大，强度作为评定箱体工作能力的基本准则。由于铸铁的铸造性能与切削性能好，吸振能力强，价格低廉，铸铁件易于大量生产，且箱体承受着较大的弯曲应力，因此我们选用 HT200 作为箱体的材料，根据箱体内各部件的布置方案，设计的箱体结构如图 6.1 所示，为了便于铸造，箱体上与各轴接触的凸台采用铸铁焊的形式，将其焊接在箱体上，底座角钢及支承钢板与箱体的连接也采用焊接的形式。 6.1 箱体结构图6.2 “五大轮”的设计“五大轮”包括调整辊轮（上辊轮） ，两个驱动辊轮（下辊轮）及两个限位轮。第四章中，已经确定了调整辊轮和驱动辊轮的直径分别为 156mm 和 166mm。由于这 三个辊轮为主要的工作部件，受重载作用，对强度和硬度有很高的要求，我们选用55 号优质碳素结构钢作为这三个辊轮的材料，其屈服强度为 380Mpa，热轧硬度s黑龙江工程学院本科生毕业设计35可达 255HBS。为了增大辊轮与被卷钢板间的摩擦，可对下辊轮表面进行滚花加工。考虑到卷圆钢板的厚度（或宽度）不一，我们将下辊轮做成分割式，由内外辊轮组成，对加工不同规格的扁钢（角钢）时，按其壁厚，调节内辊轮和外辊轮之间的间隙（如图 6-2 所示） ，调节时先松开螺钉 2，用内六角方扳手调整螺钉 3，使角钢在槽中能灵活移动，最后锁紧螺钉 2，即可进行不同规格的卷圆工作。 图 6.2 不同规格扁钢（角钢）间隙调整示意图 松开螺栓 2，旋紧螺钉 3，间隙加大 松开螺钉 3，旋紧螺钉 2，间隙减小限位轮在本机器中为非受力件，对各力学
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