三辊卷板机设计方案毕业设计

wordword文档可自由复制编辑1概述志，因此格外值得重视和争论。制造行业。卷板机作为一个特别的机器，它在工业根底加工中占有重要的地位。但凡钢材成的要求，它可以辊制出符合要求的钢柱，是一种相当有用的器械。标准实行混合分类，一般分为：1、三辊卷板机：包括对称式三辊卷板机、非对称式三辊卷板机、水平下调式三辊2、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。辊卷板机和多用途卷板机等。卷板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，至今在中、小型卷板机中仍广泛应用。在低速大扭矩的卷板机上，因传动系统体积庞有以液压马达作为源把握工作辊移动但主驱动仍为机械传动的机液混合传动的卷板机，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卷板机。卷板机的工作力气是指板材在冷态下，按规定的屈服极限卷制最大板材厚度与宽本钱低廉，但对板材的质量要求较高〔如不允许有缺口、裂纹等缺陷，金相组织全都性要好。当卷制板厚较大或弯曲半径较小并超过设备工作力气时，在设备允许的前提下可承受热卷的方法。有些不允许冷卷的板材，热卷刚性太差，则承受温卷的方法。卷板机的原理卷板机的运动形式形式的运动。该机构形式为三辊对称式,上辊在两下辊中心对称位置作垂直升降运动,通过丝杆卷制板材供给扭矩。1.1三辊卷板机工作原理图O2、O3作顺时针或逆时针旋转。辅O1垂直平面的上翘、翻边运动等。弯曲成型的加工方式〔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〔又叫滚板机、轧圆机〕上进展的。1.2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1.2滚圆机原理图mm(L为下辊中心距〔1.3〕a〕 b〕a〕用压力机模压预弯 b〕用托板在滚圆机内预弯1.3钢板预弯示意图卷板机的进展趋势WTO后我国卷板机工业正在步入一个高速进展的快道，并成为国民经济的重要产业，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“十五”10002023年，中国的卷板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，产品的更换也要求卷板机装1.从国家计委立项的状况看，卷板机工个很大的用户群；3.由于卷板机的高利润，促使各地政府都纷纷投资〔国家投资、外资和民间资本〕卷板机制造。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。民营企业的崛一个的亮点。70%用于卷板机，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。卷板机制造业的技术革命，将引起装备市场的构造变化：数控技术推动了卷板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气、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，卷板机工业对制造装备的需求与现在比将增长12%机制造业：对数控机床需求将增长26%；对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%；对工作压力较高的挤或冲压设备需求增长12%；对液压成形设备需求增长8%；对模具的需求增长36%；对加工中心需求增长6%；对硬车削和硬铣消机床的需求增长18%；对切割机床的需求增长30%；对周密加工设备的需求增长34%；对特种及专用加工设备需求增长23%；对机器人和制造自动扮装置的需求增长13%；对焊接系统设备增长36%；对涂装设备的需求增长8%，对质检验与测试设备的16%。在今后的工业生产中，卷板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，国民经济第2章 方案的论证及确定方案的论证的一倍。但近年来，冷卷的力气正日益提高。结合上章卷板机的类型，拟订了以下几种方案，并进展了分析论证。1双辊卷板机123双辊卷板机的原理如图2.112323.下辊2.1双辊卷板机工作原理图定，与压下量几乎无关，这是双辊卷板机工艺的一个重要特征。1.对于不同弯度的制品，需要跟换相适应的上棍，因而2.可弯曲的板料厚度系列受到确定限制，目前一般只能10mm以下的板料。2三辊卷板机圆锥形或弧形工作。对称三辊卷板机特点成较准确，但剩余直边大。一般对称三辊卷板机减小剩余直边比较麻烦。不对称三辊卷板机特点t1t2对称弯曲时不对称弯曲时t1t2对称弯曲时不对称弯曲时2.2三辊卷板机工作原理图实际剩余直边常比理论值大。一般对称弯曲时为板厚6～20倍。由于剩余直边在校圆时难以完全消退，所以一般应对板料进展预弯，使剩余直边接近理论值。2.2所示，它主要卷制薄筒〔32×3000以下。3其原理如图2.32.3四辊卷板机在上、下辊之间。再利用侧辊的移动使钢板端部发生弯曲变形，到达所需要。荷等误操作。方案确实定型所具有的特点，最终形成我的设计方案，12×2023对称上调三辊卷板机。法进展预弯。本章小结通过几种运动方案的分析，双辊卷板机虽然不需要预弯，但只适合小批量生产，对称三辊卷板构造简洁、紧凑、质量轻、易于制造等优点。经过相比较下最终打算承受三辊卷板机。3对称上调式三辊卷板机如图3.1所示：图3.1对称上调式三辊卷板机工作时，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。由单独的传动系统把握，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，使板料到达所需要的曲率，形成估量的外形。传动方案的分析卷板机传动系统分为两种方式：齿轮传动3.2所示。3.2齿轮式传动系统图功率和速度适用范围广等。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3.3所示：3.3皮带式传动系统图动方式主要应用于具有一个主动辊的卷板机。传动系统确实定紧凑，传动准确，所以选用齿轮传动。主传动系统确实定下辊住传动系统上辊传动压下系统传动系统如图3.4下辊住传动系统上辊传动压下系统图3.4传动系统图两个下辊工作。3.2.1副传动系统确实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3.4所示。架中升降丝杆的目的。本章小结性，最终主传动承受齿轮传动，副传动承受蜗轮蜗杆传动。第4章 动力设计主电机的选择和计算上下辊的参数选择计算设计参数加工板料：Q235-A[1]屈服强度：σs=235MPa 抗拉强度：σb=420MPa辊材：50Mn 屈服强度：σs=930MPa 抗拉强度：σb=1080MPa硬度：HBS229HB板宽：b=2023mm滚筒与板料间的滑动摩擦系数：m0.18 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：m”0.05 板料截面外形系数：K 1.51板料相对强化系数：K 11.6 板料弹性模量：E=2.06×106MPa0卷板速度：V6m/min确定卷板机根本参数[14]下辊中心矩：t12~40s=390mm 上辊直径：D

1

1t=300mmDc

0.8~0.9 a

a=240mm da

1.3 1.10.5~0.6Da

=180mm下辊轴直径：dc

0.5~0.6Dc

=130mm n

1.25~2.5Da

=600mm筒体回弹前内径： Dn

12

D

Ds

=506.607mm1 2 ES主电机的功率确定功率，板材成形需按四次成形计算：40%时40%的根本参数D0.4

Dn

506012.61mm0.4R”

Dn0.4

S1266.51812639.259mmt2R” t2R” sD0.42c2sin

3902

0.2350.4tg 0.2420.4

639.2596120M KW1 1 s

1.54.81042351.692107 kgf·mmBS2 2023122W为板材的抗弯截面模量。W40%M0.4

4.81046 6KS 11.612M0.4

(K1

02R”0.4

s

(1.5

)4.81042351.815107 kgf·mm板料从R” 卷制到R” 时的变形弯矩M 0.4 n11 1 DM (Mn1 1

M0.4

)( R” R”0.4 0

c41 1 240

(1.6921.815)107639.259 4

3.292106kgf·mm2MP 0.4

21.815107

2.325105kgfa0.4

R”

639.25960.242下辊受力：P

M0.4

0.4

1.815107

1.197105kgfc0.4

R”

6

0.235 0.4 2

0.4消耗于摩擦的摩擦阻力矩Mn2M fPn2

2Pc0.4

mPdaDca 2Dca

mPdc c0.82.3251.19221050.062.3251051802400.061.1971051302 300=2.315 106 kgf·mmMTM fP2P

mPD dacT a c

aD 2a0.83.2922.32521050.063.2921051802401.381106 kgf·mm2 300Mn3M M

130M n1 T cn3 Dc

32.9213.81

1050.06

240

1.519105 kgf·mmMpM D

0.181.1971052405.171106

kgf·mmp c c卷板机空载时的扭矩M :n41GG:11 D

S2 D

S2G n n b7.81061 2 2 2 2 600 122 600 122 2 2 2 220237.8106588.106kg G：联轴器的重量[8]ZL10G=180.9kg2 2G：下辊重量:3 2403G 227.8106 2 2403M mGGn4 1 2

Gdc3 20.06588.106180.91764.3181309.88103 kgf·mm2卷板时板料不打滑的条件：Mn1MTMn4MpM M M 3.2921061.3811069.881034.682106 kgf·mmn1 T n4M 5.171106 kgf·mmp由于M M M M ，所以满足。n1 T n4 p驱动功率：M M M M M 5.769106 kgf·mmn n1 n2 n3 n4N [M 〔fd]Vq n 2 Dc

20.170%时

[5.7691063.522

0.80.067] 7.954kw2400.870%的根本参数D” 506.607D0.7

” n 0.7 0.7D ”SR0.7

” n0.7 2

390Sin

0.7

2t2S D 367.8626120t2

0.395R” c0.7 2 2Tg 0.4290.770%M0.7 KS

11.612 M K

W 1.5 4.81042350.7

(2R0.7

”) s

2367.8621.905107 kgf·mmP ”

2M0.7

21.905107 2.376105kgfa0.7

R ”STg

(367.86212)0.42922P ”

0.7

M0.7

0.7 21.905107 1.289105kgf2c0.72

R

(367.86212)0.395 0.7

0.7 2R”0.4变化到R”0.7时的板料变形弯矩Mn1 1 1 DM M M cn1 n0.4

0.7

R0.7

R 40.4 1.8511.905107 1

1 240

2.601106 kgf·mm消耗于摩擦的扭矩Mn2

367.862 639.259 4M fP”2Pn2 a

”M”P”daDcM”Pda 2 D c ca0.82.37621.2891050.062.3761802401050.061.2891301052 3002.428106 kgf·mmMTM fP”2P

”M”P”dc cDT a cD

a 2 Da

180 2400.(2.7362 1.289 100.0 2.73652 300

gf·.423 10Mn3M M Mn3 n1

mdcDc

2.6011061.423106 0.06 13 13

1.308105 kgf·mmMpM MPD

0.181.2891052405.568106

kgf·mmp c c卷板机空载时的扭矩M 9.88103 kgf·mmn4板料不打滑的条件M M M 2.6011069.881031.4231064.033106 kgf·mmn1 n4 T因M M M M ，所以满足。n1 n4 T P驱动功率MnMn1Mn2Mn3Mn4(2.6012.4280.13080.00988)1065.169106 kgf·mmN [M 〔fd]Vq n 2 Dc

20.190%时

[5.1691065

0.80.067] 7.408kw2400.890%的根本参数D” 506.607D ” n 562.90.9 0.9 0.9562.89912R ”0.9

2Sin

0.9

0.472t2t2R” c0.9 2 2Tg 0.5350.990%M0.9 KS

11.612M K

0 2R

”W 1.5

4.8104235 1.965107 kgf·mm0.9 1

s0.92M

2287.4521.965107P ”a0.9

0.9R”STgR

12 2.503105kgf(287.45 )0.535 0.9P

M0.9

0.9 21.965107 1.419105kgf2c0.92

R

(287.4512)0.472 0.9

0.9 2板料从R” 变化到R” 时的板料变形弯矩M0.7 0.9 n1 1 1 DM M Mn1 0.7

0.9

cR R 40.9 0.7 1

1 240(1.9051.965)107 287.45 367.862 41.766106 kgf·mm4〕消耗于摩擦的扭矩Mn2M fP”2Pn2 a

”mP”daDcmP”da 2 D c ca0.82.5031.41921050.062.5031051802400.061.4191051302 3002.615106 kgf·mmMT

D dM f P2PT a

mP c aaD 2a0.82.5031.41921040.062.5031051802402 3001.509106 kgf·mmMn3M MM n1

M”dc

1066

130

kgf·mmn3 Dc

240MpM MPD

0.181.1491052404.964106

kgf·mmp c cMn4M 9.88103kgf·mmn4卷制时板料不打滑的条件：M M M Mn1 T n4 pM M M 1.7661061.5091069.881033.285106kgf·mmn1 T n4M 4.964106kgf·mmp因M M M M ，所以满足。n1 n4 T P驱动功率MnMn1Mn2Mn3Mn4(17.6626.151.0640.0988)1054.497106kgf·mmN [M 〔fd]Vq n 2 Dc

20.1时

[4.4971068

0.80.067] 7.151kw2400.8100%的根本参数D ”506.607mm R ”259.41.0 1.0Sin

1.0

0.506t2t2R” c1.0 2 2Tg 0.5871.0100%M10M KK0S W (1.5 11.612 )4.81042351.995107kgf·mm1.0

2R ” s1.0

2259.304R”0.9

变化到R”1.0

时的板料变形弯矩Mn1 1 1 DM M M cn1 n0.9

1.0

R1.0

R0.9

41 1 240(1.9651.995)107

8.972105kgf·mm259.304 287.45 42M 21.995107P ”a1.0

1.0R”STgR

12 2.972105kgf(259.304 )0.506 1.0P

M1.0

1.0 21.995107 1.281104kgf2c1.02

R

(259.30412)0.587 1.0

1.0 2消耗于摩擦的扭矩Mn2M fP”2Pn2 a

”mP”daDcmP”da 2 D ca0.82.9721.28121050.062.9721051802400.061.2811051302 3002.725106 kgf·mmMTM fP2P

mPD dacT a c

aD 2a0.82.9721.28121050.062.9721051802402 3001.727106 kgf·mmMn3M MM n1

c

8.97217.27

156

130

8.529104 kgf·mn3 Dcm

240MpM MPD0.181.2811052405.534106kgf·mmp c c空载时的扭矩M 9.88103kgf·mmn4板料不打滑的条件M M M Mn1 T n4 pM M M 8.9721059.881031.7271062.634106kgf·mmn1 n4 TM 5.534106kgf·mmp由于M M M M ，所以满足。n1 n4 T P驱动功率M M M M Mn n1 n2 n3 n4(8.97227.258.5290.0988)1054.485106kgf·mmN [M 〔fd]Vq n 2 Dc

20.1[4.4851063

0.80.067] 7.019kw2400.8综合上述的计算结果总汇与表4.1成形量计算结果简体直径〔mm〕成形量计算结果简体直径〔mm〕简体曲率半径初始变形弯矩1.692×1071村料受到的最大变形M(kgf·mm)M(kgf·mm)上辊受力P(kgf)a下辊受力P(kgf)c村料变形弯矩M (kgf·mm)n1摩擦阻力扭矩Mn2材料送进时摩擦阻力MT空载力矩Mn4拉力引起摩擦扭矩Mn3M +M+Mn1 Tn4总力矩Mp驱动力矩Mn驱动功率N(kw)qc40%70%90%100%1266.518723.724562.899506.607639.259367.862287.45259.3041.815×1071.905×1071.965×1071.995×1072.325×1052.376×1052.503×1052.972×1051.197×1051.289×1051.419×1051.281×1053.292×1061.869×1061.766×1068.972×1052.321×1062.428×1062.615×1062.725×1061.381×1061.423×1061.509×1061.727×1069.88×1031.519×1051.308×1051.064×1058.529×1044.682×1064.033×1063.285×1062.634×1065.171×1065.568×1064.964×1065.534×1065.769×1065.119×1064.497×1064.485×1067.9547.4087.1517.0195．主电机的选择：11kw。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YYZ160L—6型电机，其参数如下：N11kw；r953r/min；Fa

40； G160kw。YD90S—6/4，其参数如下：N=0.65kw； r=1000r/min； G=15kg。上辊的设计计算校核上辊构造设计及受力图100%时受力最大：P2.972105kgf Pc

1.21 kf故按P 计算，其受力图4.1：amax刚度校核

4.1辊筒受力图PL3

b2 b3挠度[1]： f384

84

EI

L LI D4a 64

3004

643.976108mm4〔I

为轴截面的惯性矩〕aP2.972105kgf E2.06106kgf/m b2023mm L2470mmaawordword文档可自由复制编辑得：

PL3

4b2b3a 384EI8

L L 2.97210524703 2023 2023 [84( )2( )3]0.0813842.061063.976108

2470 2470f L 3a 1000fa

fa

上辊强度校核危急截面为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ，因Ⅰ、Ⅲ一样，且M MⅠ

，所以只需校核Ⅰ、Ⅱ处：ⅢⅠ： MI

a2353.492107kgf·mmP2Pmax

MIW

3.492107D332 13.172D332W为抗弯截面系数。W

D332

300332

2.651106mm3 49kgf/mm2 n0

s 3.72 1maxⅡ： MM

2P L PL a a 235 1.078106P L PL 22 2L2 49 max

0.414kgf/mm2 nW

s 0.414max

118.3571故安全，强度符合条件。疲乏强度安全强度校核50Cr[1]：b

1080Mpa=108kgf/mm2 s

93kgf/mm2 0.2( )10050.2kgf/mm21 a b在截面Ⅰ、Ⅱ处MⅠ

M ，所以只需校核Ⅱ、Ⅲ处：Ⅱ

D3001

r0d 300 d由由[1]SSSSS2S2 wordword文档可自由复制编辑T=0S

K

1 m应力集中系数[1]K 1.66 S1.2~1.外表质量系数1.8尺寸影响系数0.60 弯曲平均应力m0 Mmax5.542106

20.905MPa W 2.651106S

502 15.59S K

1.6620.9501.80.60Ⅲ处： K1.66 1.8 0.6PM aⅢ 2

2353.094107kgf·mm Mmax3.492107

131.72MPa W 2.651106KS K

502 2.479S上辊在卸料时的校核

m

1.66131.721.80.60依据上辊的受力状况，只需考虑弯曲强度即可，4.2： D

S2

D S2板重： G

n n b7.8106588.106kg1

2 2 2 2300上辊重： G2

v7.8109(

)220401124.53kg2总重： GG1 2

1712.636kg4.2可知：

4.2上辊卸料受力图 M 4.027105 18max

max180180332

0.703MPa

ns

25.6040.703故：卸料时弯曲强度满足。下辊设计计算及校核下辊构造及受力图下辊受力如图4.3

max4.3下辊受力图P 1.281受力：F F c 1056.405104kgf 主电机P11kwR1 R2 2 2齿轮啮合效率： 0.97 联轴器效率： 0.98 轴承效率： 0.981 2 36000

20.85 V6m/min n

7.958r/min1 3 2

240TT 11 0.85转矩： 9550 950 n 7.958

1.·1.122106kgf·mmM FI R1

2156.4051042151.377107kgf·mm22470 F 2470 22M FR1

R 215 5.212107kgf·mm2470 2 下辊刚度校核：

b2

b3挠度[5]： f c 384

4 EI

L LD4I为轴截面的惯性矩： I64

2404

641.629108mm4P1.281105kgf b2023mm E2.06 4gf/m L2470mmcf PL3

4b2b30.885mm f

0.0005L1.235mm

f8 c 384EI

L Lc c c故：安全。下辊弯曲强度校核：由受力图知弯曲强度危急截面在Ⅱ、Ⅲ处[5]：Ⅱ处： M

5.29 gf·mm TⅡ 2

1.12 kf·mmM 2M 2(aT )2ca

5.220107kgf·mm 〔1〕max

5.22010732Mdamax3cMdamax3c32

38.46kgf·mm

49kgf·mm0安全系数： ns

4938.46

1.2741Ⅲ处： M

max710 T

710M 2M 2T 2ca

1.776107kgf·mm Mca1.776103213.08kgf·mm7max W 2403安全系数n

49 3.7461 故安全，故弯曲强度满足。13.08下辊疲乏强度校核初选Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ截面：T0t0明显S SⅢ

，S SⅣ

故仅校核Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ即可。SS S2 S2S2r D

S 1

50.gf·mm

d0 d1 M

5.29 gf·mm T

1.12 ·m应力集中系数[1]K 1.66 S1.2~1.5面质量系数1.8尺寸影响系数

0.88 弯曲平均应力m

0 50.2

Mma38.6PaWKS K

1

1.6638.4601.80.88

1.245应力集中系数[1]K 1.73 外表质量系数0.58 尺寸影响系数 0.55 弯曲平均应力和应力副 T 0.413

1 00.481 m 2WT

050.2S 1 25.1 K

1.730.4130.4130.4810.580.88 S2S S2S21.24525.1

1.245

S所以：截面Ⅱ处满足疲乏强度要求。r DⅢ截面：d0 d

1 MⅢ

1.76 kf·mm T1.122106kgf·mm应力集中系数[1]K 1.66

面质量系数1.8尺寸影响系数

0.88 弯曲平均应力m

0

Mma13.8PaWS 1

50.2

3.662 K

1.613.0801. 0.88应力集中系数[1]K 1.73 外表质量系数0.58 尺寸影响系数 0.55 弯曲平均应力和应力副

T 0.413

1 00.481 m 2W T 0S 1

50.2

25.1 K

1.730.4130.4130.4810.580.88 S2 S2S2

3.66225.1

SM4.323106kgf·mm T1.12 ·mW 32

d3c

13032.157105mm332r 3

0.0231，

D240

1.846d 130 d 130应力集中系数[1]K2.12 S1.2~1.外表质量系数0.58尺寸影响系数0.88 弯曲平均应力m0 Mmax4.323106

200.417MPa W 2.157105

502KS K

1

2.12200.41701.80.88

1.871应力集中系数[1]K 1.73 外表质量系数0.58 尺寸影响系数 0.55弯曲平均应力和应力副

T 2.601

1 00.481S 1

m 2WT

50.2

05.569 K

1.732.6010.4130.4810.580.88 S2S21.8715.569 S2S21.8715.569故:安全下辊满足疲乏强度要求。F FR1 R2

6.40514kgf T1.12 gf·mmMI1.377107kgf·mm M 5.29 gf·mm刚度条件满足。n

1.274 满足弯曲强度要求。1

50.2kgf·mm本章小结由于卷板机不是一次成型的，而且每次成型所需的功率都不一样，所以我把它分40%11kw机选择的参数进展校核，结果上下辊的强度都合格。第5章 减速器的设计计算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而减速器输也轴转速较低，故总传动比较大。考虑到经济性，故承受构造简洁、开放5.1：5.1减速器构造图减速器传动装置总的传动比和各级传动比的安排总的传动比0n=7.074r/min n=953r/min 0

ni 953 134.7190 i传动比的安排 i ii i

总n 7.074总 I ⅢiIi

(1.1～1.5)i134.719

i i Ⅲ故： i=6.2 i=4.8

总 4.527Ⅰ传动装置各轴的参数计算各轴转速

Ⅲ ii 6.24.8In953r/minⅠn 953n Ⅰ 153.71r/min i 6.2Ⅰ各轴功率

n nⅢ innn ⅢnⅣ iⅢ

153.71 4.8 32.023r/min32.0234.5277.074r/min各轴输入效率：η1=0.97 联轴器效率：η2=0.99 轴承：η3=0.98Ⅰ轴： P=PP =11×0.99＝10.89lwⅠ 001Ⅱ轴： P=PP =10.89×0.98×0.97＝10.352kwⅡ Ⅰ12Ⅲ轴： P=PP =10.352×0.98×0.97＝9.841kwⅢ Ⅱ23Ⅳ轴： P=PP =9.841×0.98×0.97＝9.355kwⅣ Ⅲ34各轴转矩电动机轴：

9550p

1109550 110.231N·m0Ⅰ轴： TⅠ

0

n 953Ⅰp 10.89Ⅰ9550 109.129N·mn 953Ⅰp 10.352Ⅱ轴： T 955Ⅱ 950

643.170Ⅱ n 153.71ⅡⅢ轴：

9.841p9550Ⅲ 950 p

29·.814ⅢⅣ轴： TⅣ

nⅢⅣ9550pⅣnⅣ

32.0239.35595507.07412623.382N·m将上述结果汇总于表5.1以备查用。齿轮传动设计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。1.齿轮参数选择选用圆柱直齿传动。材料热处理：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，5.1减速器参数表轴名功率(kw)转矩T(N·m)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9.8412934.81432.0230.97Ⅳ轴9.35512623.3827.0714.5270.9748－55HRC。7级精度(GB10095-88)。3〕选小齿轮数：Z1=24, 取149齿数比：u=6.2 由于u>5所以承受斜齿β=15°按齿面接触强度计算和确定齿轮尺寸[15]2K2KTu1ZZ3t1u(ZZE N )2d[]H1t确定公式内各参数试选载荷系数：Kt=1.3小齿轮传递扭矩：T1=1.093×105N·mmc)齿宽系数[15]： 0.9d9 M材料的弹性影响系数[15]： Z 189.9 ME

mm (5.1)aα=20°2cossico2cossicosb431H 20.858 121.608cos1 Z0.789 Zcos

0.98352HRC查得大小齿轮的接触疲乏强度极限[15]：Hlim1Hlim21170MPa计算应力循环次数：N2=4.117/6.2=6.64×108查得接触疲乏寿命系数[15]：ZN1=1.0 h)计算接触疲乏许用应力[15]：S＝1

K HN1

1171 H1 S 1

K HN2 Hlim

1171 H2 S 1所以： H

H1

936.36MPa计算d1t5.1得：2K2KTu1ZZ3t1u(ZZdE H )2[]H1t321.31.093321.31.0931050.96.216.2(2.45189.80.9831.6081170)2V：V

dn1t1

56.67495360000

2.621m/s齿宽b： bdd 1tb/h：

0. 525

4.407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： 算载荷系数：依据v=2.621m/s，7级精度α动载荷系数[15]：Kv=1.11 α

=1.4 使用系数：KA=1

=1.41KFβ=1.46故载荷系数：

K=KHKVKHαKHβ=1×1.11×1.41×1.4=2.191按实际载荷系数校正分度圆直径：3K/3K/Kt1 1t

52.674

62.685mm d331.722/1.3

64mmm：m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm2KT2KTcos2 Y Y31Z21(F S)YYF dm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[15]： 680MPaFE1 FE2

(5.2)查得弯曲疲乏寿命系数[15]：YN1

1.0 ZN2

1.0S＝1.4F1

Z N1 S

1.0680485.71MPa1.4F2

FZ N2 FS

lim

1. 680485.Pa1.4Fd)计算载荷系数K：KKKK K 11.111.41.462.269A V F F查取齿形系数[15]YF1

2.65 YF2

2.14查取应力校正系数[15]：Y1.58

1.83S1 S2Y Y

FF

并加以比较：FY Y 2.651.58

Y Y 1.832.14F1F1

0.00862 2F2 0.00806 458.71F1Y Y

485.71F2Y Y模数设计算32322.2691.093105cos2150.008620.7160.8330.9242

F1F1

FF2

0.00806

1.68mm面接触疲乏强度计算所得的承载力气仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲乏强度计算mm＝1.68mm，圆整m＝2mm。校正后的分度圆直径d1=64mm。、Z2： Z1=d1/m=64/2=32 Z2=i×Z1=200、β确定： a

(22cos15

Ⅰ240.240.184

(zz) (32180)2arccos 1 2 arc 15.7082a 2241两齿轮的分度圆直径：dZ1 1

m 322 71mm dcos15.708 2

Zm2002400mm2中心距： a=(d+d1 2

)/2=241mmc)齿宽： bd 71 d 1

63.9 故取：b1=65，b2=6。1验算 Ft2T1d1

21.03510 3104.22 71tKAF3104.225147.757100N/mtb 65故：假设适宜，设计合理。其次级传动设计：1．齿轮参数选择1〕选用圆柱直齿传动40Cr48－55HRC。7级精度(GB10095-88)。4〕选小齿轮数：Z1=24, Z2=iⅡ×Z1=4.8×24=115. 116 齿数比：u=4.85.1(1)确定公式内各参数试选载荷系数：Kt=1.3小齿轮传递扭矩：T1=6.432×105N·mmMPa齿宽系数[15]：d0.9 材料的弹性影响系数：ZE189.9MPa52HRC,查得大小齿轮的接触疲乏强度极限[15]：Hlim1Hlim21170MPa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)接触疲乏寿命系数[15]: ZN1=1.0 [15]：安全系数S＝1H1

Z 1.01170 N1 Hlim1S 1Z 1.01170 N2 Hlim2S 1

1170MPa1170MPa所以： H

H1

1170MPa(2)计算321.3321.36.4321050.94.814.8(1170)22KT2KTu1Z Z3t1ud( H E[])2H1t

＝71.44mm计算圆周速度：V

dn1t1601000

71.44153.7160000

0.577m/s宽b： bd 0.971.4464.57mmd 1tb/h：mt＝d1t/Z1＝71.44/24＝2.99mm齿高之比：b/h＝64.57/6.728＝9.597计算载荷系数：α动载荷系数[15]：Kv=1.03 α

=1.1使用系数：KA=1 KHβ=1.323 KFβ=1.39故载荷系数：K=KHKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.323=1.499331.499/1.33K/3K/Kt1 1t

71.744

75.232mm

76mm1数m： m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm15.2(1)确定公式内的各参数查大小齿轮的弯曲疲乏强度极限[15]： 680MPaFE1 FE2弯曲疲乏寿命系数[15]：YN1

1.0 YN2

1.0计算弯曲疲乏许用应力[15]S＝1.4F1

Y N1 Flim1S 1.4

485.71MPa

Y N2 Flim

1. 680 485.7 F2 S 1.4d)计算载荷系数K：KKKK K 11.031.11.391.575A V F F查取齿形系数[15]：YF1

2.62 YF2

2.17查取应力校正系数[15]：Y1.58

1.81S1 S2Y Y

FF

并加以比较：FY Y 2.651.58

Y Y 2.171.81F1F1

0.0086 2F2 0.0081 485.71F1Y Y Y

485.71F2由于：

F1F1

F2FF2

20.0081 所以小齿轮的数值较小。(2)模数设计计算32321.5756.4321050.00860.9242

3.227mmm面接触疲乏强度计算所得的承载力气仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲乏强度计算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＝3.227mm，圆整m＝4mm。校正后的分度圆直径d1=71.744mm。、Z2=i×Z1=120、几何尺寸计算a两齿轮的分度圆直径：d1Z1m254100mm d2Z2m1204488mmb)中心距： a=(d1+d2)/2=290mmc)齿宽： b dd 1

0. 10 0

=90，b2

1验算： Ft2T1

26.4250 N1d1KF

100

13400A t 148.889100N/mb 90故：假设适宜，设计合理。第三级传动设计：1．齿轮参数选择1〕选用圆柱直齿传动40Cr48－55HRC。7级精度(GB10095-88)。4〕选小齿轮数：Z1=28, Z2=i×Z1=4.527×28=126.76 127Ⅱ齿数比：u=4.5275.1确定公式内各参数试选载荷系数：Kt=1.3小齿轮传递扭矩：T1=2.935×106N·mmMPa得齿宽系数[15]： 0.9 材料的弹性影响系数：Z 189.9MPad E52HRC查得大小齿轮的接触疲乏强度极限[15]： 1170MPaHlim1 Hlim2f)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)接触疲乏寿命系数[15]：ZN1=1.0 h)计算接触疲乏许用应力[15]：安全系数S＝1H1

K 1.01170 HN1 Hlim1S 1

1170MPaH2

K 1.021170 HN2 Hlim2 1193MPaS 1H1

H2

所以 H

H2

1193MPa计算2.62.9352.62.935106 4.527130.94.527(2.5189.81193)22KT2KTu1Z Z3t1ud( H E[])2H1t

=118.08mm计算圆周速度：V

dn1t1

11932.02360000

0.197m/sc齿宽b： bd 0. 118.0d 1tb/h：

1.272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： e)计算载荷系数：v A H 动载荷系数[15]：K=1.02 K =K =1.1 Kv A H H F β β故载荷系数： K=K K H V H

K =1 1.2 1.1 1.329=1.491H31.491/1.331.491/1.33K/3K/Kt1 1t

118.09

123.6mm数m： m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm按齿根弯曲强度设计[15](1)确定公式内的各参数查文献[15]大小齿轮的弯曲疲乏强度极限： 680MPaFE1 FE2查文献[15]得弯曲疲乏寿命系数：YN1

1.0 YN2

1.0计算弯曲疲乏许用应力[15]：取安全系数S＝1.4F1

Y 1.0680 N1 Flim1S 1.4

485.71MPa

Y N2 Flim

1. 680485.F2 S 1.4计算载荷系数K：KK K KA V F

K11.2 .1 1.39 1F查取齿形系数[15]YS2F1S2

2.55 YF2

2.16S1查取应力校正系数[15]：YS1

1.61

1.81Y Y

FF

并加以比较：FY Y 2.551.61

Y Y 2.161.81F1FF1

485.71

2FF2

0.008485.71Y Y Y YF1F1

FF2

0.008 故小齿轮数值较大。2〕模数设计计算m

21.3121.310090.02.60.282.60.28、Ⅲi、Ⅲ几何尺寸计算

×Z1=114a)分度圆直径：dZm255125mm d Z m1145570mm1 1 2 2b)中心距： a=(d+d)/2=347.5mm1 2c齿宽： bd 0. 1d 1

15故取b1=115 b2=110T 22.95610验算 Ft

1

125

46960NA KF469601408100N/mA b 115故：假设适宜，设计合理。蜗轮、蜗杆的传动设计8.35kwn1=100r/mini=40。蜗杆传动的主要参包络环面蜗杆传动。材料选择：蜗杆：40C，外表淬火，HRC50R0.8r a蜗轮：ZCS10P1，传动选用8级精度，标准侧隙，三棍卷板机间隙工作。u n参数的设计：求传动的中心距书[1]：P

P 8.35 1 10.438kw 1p KKKK1 2 3 4

11.00.81式中，K、K、K、K1、1.0、0.8、11 2 3由[1]a=175mm，取成标准值a=180mm主要几何尺寸计算[1]Z 1

40 da2

312mm，diz

245mm，de2

315mm，b2

38mm，R 40mm，da2

125mm其余工程由[1]：312蜗轮端面模数：m da2 7.52mmz 1.5 401.52径向间隙和根部圆角半径： cr0.2m1.m齿顶高：ha

0.75

5m

齿根高：hf

hc7.144mma蜗轮分度圆直径：d2

d 2ha2

31225.64300.72mm蜗轮齿根圆直径：d d 2h 300.7227.144286.432mmf2 2 f蜗杆分度圆直径：d 2ad 218031248mm1 2蜗杆喉部齿根圆直径：d d2h 4827.14433.712mmf1 1 f蜗杆喉部齿顶圆直径da1

d2h

4825.6459.28mmRa1

a0.5da1

1800.559.28150.36mm蜗杆齿根圆弧半径：R a0.5d 1800.533.712163.144mmf1 f1360z2

360 940蜗杆包涵蜗轮齿数：zz2404蜗杆工作包角之半：

10 100.5(z0.45)0.5(40.45)915.975蜗杆工作局部长度：L

dsin

300.72sin15.985 82.764mmR 2(0.5l)2fR 2(0.5l)2f1 m蜗杆最大根径：

f1max 163.1442(0.582.764)24163.1442(0.582.764)2 d

a1max

2aRa1

cos(wd

1)2180150cos(14.975)70.188mm300.72蜗杆喉部螺旋导角： rm

arctan 2id1

arctan 8.9024048分度圆压力角： aarcsindbd2

arcsin 125 24.561300.72蜗轮法面弦齿厚：s dsin(0.275)cos 300.72sin(0.2759)cos8.902n2 2 m12.830mm蜗轮弦齿高： ha2

h0.5da 2

0.5 300.2(1

=5.78mm蜗杆喉部法面弦齿厚：s dn1 2

sin(0.225)cosm

2f(0.3 50.4 )cos4015.975 m300.72sin(0.2259)cos8.90220.2988(0.3:

50.4 )cos8.902=10.629mm4015.975h ha1

0.5d2

(1cos0.225)5.640.5300.72(1cos0.2259)5.7339mmf(0.0030.00003i)a0.2988mmf0.6f0.60.29880.1793mme0.

6 0.2988 m 0.690.6996.21fdt 2Z

2

300.725.540

4.294轴的设计校核计算：四个轴的构造设计：40Cr[1]A10.893 10.893 953

=104.5mm。I轴：P=10.89kw nI

=953r/min

min

≥104.5

=23.538mm取d 30mm，故I轴可设计为齿轮轴。II5.15.1轴Ⅰ构造图轴II： P=10.352kw n=153.71r/min

=104.5mm05.2

d ≥AP3nP3n

=42.516mm d=45mm5.2轴Ⅱ构造图n=32.023r/minA0

=104.5mmd ≥Amin 0III5.3

104.539.841/32.02370.519mm 取d =80mm3P3P/n5.3轴Ⅲ构造图轴Ⅳ：P=9.355kw n=7.071r/min39.355/7.07140Cr15-339.355/7.0713P/3P/n0

104.5

114.719mm 取d=120mm5.4：BBA因小轴直径d

Ⅶ ⅥⅤ ⅣⅢ Ⅱ Ⅰ5.4轴Ⅳ图与联轴器的孔径相协作的，故需先选定联轴器。计算联轴器转矩：Ⅰ－Ⅱ取轴器

Tca=KAT3=1.184×1.262×104=14942.08N·m。1Z120212〔GB501－8531500N·m。1ZB1202121轴的校核计算：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。Ⅳ轴的5.4B是轴5.6。B面受力分析：a)转矩：T＝1.26×107N·mm b)直径：d=570mmc)求圆周力Ft

2Td

44211N=44211×tan200=16091.316Ne)求支反力：RV1、RV2 、RH1 、RH2RV1＝11579.063N RV2＝4512.253N RH1＝31813.555N RH2＝12397.455Nf)弯矩： MH=3.706×106N.mm MV=1.349×106N·mmM2M2V Hg总弯矩： M 3.9M2M2V Hh)扭矩： T0.61.261077.56106N·mm (α＝0.6)M2M2(T)2ca

8.527 ·mmFt FrRV1RH1Ft

RV2 RH2MH(N.mm)

RH1Ft

RH2RV1 RV2MV(N.mm)M(N.mm)αT(N.mm)Mca(N.mm)将上述结果列表5.2：

5.6轴Ⅳ弯扭距图5.2轴Ⅳ弯扭距计算结果载荷载荷水平面H垂直面R =31813.553NR支反力R(N)H1=11579.063NV1RH2=12397.455NRV2=4512.253N总弯矩(N·mm)扭矩T(N·mm)M=1.094×106N·mmHM=3.006×106N·mmVM＝3.199×106N·mmαT＝7.56×106N·mm当量弯矩McaM＝8.527×106N·mmca轴强度校核[1]

ca

8.57 0 32 45. ca w 1353[σ-1]=70MPa，因<[σ-1]=70MPa，所以安全。ca轴疲乏强度校核确定危急截面因截面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处承受过盈协作，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B处不需校核。截面Ⅶ左侧aW

d332

1303215689.97mm332b．抗扭截面系数：W 2W431379.94mm3T11454c．左侧弯矩：M3.944106．扭矩： T1.26 7·

114

2.075106 N·mm弯曲应力：

M

2.075106

9.61MPab W 215989.97剪切应力：T

T WT

1.261074.313105

29.214MPa40Cr，查文献[1]得： 685Mpa 335Mpa 335MPa应力集中系数 ,2.148, 1.36B 1 1 rd〔 2 0.0154D 插值〕rd130材料敏感系数：q

d

0.84 k

1q (

k

1q(

尺寸系数： 0.60, 0.68 轴外表质量系数： 0.92 轴未经外表强化 q

1 材料特征系数

0.2～0.3取

0.2，

取

0.1kS 1k

3351.939.61

9.97m m

0.920.60kS k

1851.329.214

2.908 m

0.920.68

0.129.214SS S S2S2

9.97

15

安全。9.99.92.9IV右侧抗弯截面系数： W

d332

1353241546.75mm332抗扭截面系数： WT

W483093m311456c．右侧弯矩： M3.944106

114

1.9374106N·mmd．扭矩： T1.26 7·mmMe．弯曲应力： b WT

8.02Paf．剪切应力： T

W 26.8PaTg．查文献[1]得：k 0.8k ，于是：k 3.692，k 2.954 h．轴按磨削加工，质量系数[1]： 0.92 iIV右截面处的安全系数为：kS 1k

3351.938.02

44.703 m

0.920.60S

1.326.08

3.057 m

0.920.68

0.126.08SS S S2S2

4.3

1.5故安全。14.814.84.因在传动时无较大的瞬间过载和严峻的应力循环不对称，故无须静强度校核。(5)轴承的选择质；轴向固定形式；调心性能要求；刚度要求；转速与工作环境等。III、