機械式雙頭套皮輥機設計

機械式雙頭套皮輥機設計,機械式,頭套,皮輥,設計 目　錄 摘要…………………………………………………………………………3 0.前言………………………………………………………………………4 1.總體設計…………………………………………………………………5 2.傳動方案設計……………………………………………………………6 2.1電動機的選擇…………………………………………………………6 2.1.1傳動參數(shù)計算………………………………………………………6 2.1.2確定電動機功率及其它參數(shù)………………………………………7 2.2蝸輪、蝸桿的設計……………………………………………………8 2.2.1傳動參數(shù)計算………………………………………………………8 2.2.2材料選擇……………………………………………………………9 2.2.3參數(shù)計算……………………………………………………………9 2.3軸的設計………………………………………………………………11 2.3.1軸的材料及選擇……………………………………………………12 2.3.2軸的強度計算………………………………………………………13 2.4軸承的選擇……………………………………………………………16 2.5V帶及帶輪的設計………………………………………………………17 2.5.1普通V帶傳動的設計…………………………………………………17 2.5.2帶輪設計………………………………………………………………19 3.傳動箱的箱體設計…………………………………………………………20 3.1箱體的結構型式……………………………………………………………20 3.2鑄造箱體的結構分析………………………………………………………21 3.3箱體的結構尺寸……………………………………………………………21 4.傳動箱附件的設計……………………………………………………………21 4.1軸承蓋………………………………………………………………………21 4.2軸承套杯……………………………………………………………………23 4.3調整墊片組…………………………………………………………………23 4.4油標…………………………………………………………………………23 4.5排油孔螺塞…………………………………………………………………23 5.總機體的設計…………………………………………………………………23 6.導軌及間隙調整裝置設計……………………………………………………24 6.1導軌設計……………………………………………………………………24 6.2間隙調整裝置設計…………………………………………………………24 7.傳動絲桿及橫臂設計…………………………………………………………25 7.1絲桿設計……………………………………………………………………25 7.2橫臂設計……………………………………………………………………25 8.潤滑的選擇……………………………………………………………………25 8.1潤滑的作用…………………………………………………………………25 8.2潤滑系統(tǒng)和方法的分類……………………………………………………26 8.3潤滑系統(tǒng)的選擇原則………………………………………………………26 9.其它……………………………………………………………………………26 9.1支角…………………………………………………………………………26 9.2行程開關的選擇……………………………………………………………27 10.結論…………………………………………………………………………27 11小結…………………………………………………………………………28 12參考文獻……………………………………………………………………29 12附錄…………………………………………………………………………30 摘要 對機械式雙頭套皮輥機進行了研究，它的目的主要是完成整臺機器的生產(chǎn)，提高生產(chǎn)效率，可以同時完成多個皮輥的壓入和套出?？梢詫⑵ぽ仚C做成雙套頂頭和定位架供工人操作，它的工作原理是由電機帶動蝸輪、蝸桿轉動，使絲桿升降、帶動橫臂升降，從而使滑桿上下移動，實現(xiàn)皮輥的套入、壓出。采用這個可以大大降低工作人員的勞動負荷。皮輥機主要通過帶傳動、齒輪傳動、蝸桿蝸輪傳動和絲桿傳動來實現(xiàn)傳動。完成了傳動箱的箱體、傳動箱附件、絲桿及搖臂的設計。 關鍵詞　　油標 軸承 蝸輪蝸桿 帶輪 前　言 機械式雙頭套皮輥機設計，主要是完成整臺機器的生產(chǎn)設計，套皮輥機是紡織行業(yè)常用的機械，用來完成紡織皮輥的套入和壓出，是棉紡織行業(yè)的必備配套設備。所設計的套皮輥機靠傳統(tǒng)機械方式傳動（例如蝸輪-蝸桿傳動），為了提高生產(chǎn)效率，套皮輥機設計成雙頭套皮輥機，能同時完成兩個皮輥的壓入、套出。 課題主要來源于鹽城金通機械廠，這是一家主要生產(chǎn)紡織機械的民營企業(yè)，企業(yè)位于鹽城電場路。我們需要解決的問題就是完成整臺機械式雙頭套皮輥機的工程設計。 根據(jù)實際工作需要對雙頭套皮輥機的要求，其主要已知條件有：采用JT—SA808G型機械式雙頭套皮輥機，JT—SA808G型雙頭套皮輥機主要由定位滑塊、上頂頭、滑桿、皮輥定位架、傳動橫臂、絲桿、蝸輪、蝸桿、滑動座臂、防護罩、絲桿螺母、機架等組成。JT—SA808G型雙頭套皮輥機為立式，機械蝸輪、蝸桿傳動，其操作簡便，能適應棉紡廠的精梳機、粗紗和細紗機、并條機、條卷機等紡織設備使用的各種規(guī)格丁氰皮輥的套入和壓出。該型號雙頭套皮輥機有雙套頂頭和定位架供工人操作，由電機帶動蝸輪、蝸桿轉動，使絲桿升降、帶動橫臂升降，從而使滑桿上下移動，實現(xiàn)皮輥的套入、壓出。能滿足以下操作使用要求： a) 按要求接通380V電源 b) 蝸輪箱要加入1kg機械油及傳動部件潤滑 c) 根據(jù)使用的皮輥規(guī)格的大小，調節(jié)行程開關，確定所需位置 d) 啟動電機，使機器進入正常運轉狀態(tài) e) 必須保持兩側軌道及兩滑桿清潔 f) 每班操作前須對軌道和滑桿加油潤滑 g) 對蝸輪箱及轉動部和軸承須6個月清洗換油一次 JT—SA808G型雙頭套皮輥機主要技術參數(shù)要求有：1、套壓皮輥鐵芯直徑為18—35毫米，2、套壓皮輥長度為320毫米，3、工作行程為320毫米，4、最大極限行程為60毫米，5、電動機1.5Kw、1400rad/min。其次，JT—SA808G型雙頭套皮輥機主要尺寸為：長，500毫米；寬，400毫米；高，1600毫米；重量，300kg。 1. 總體設計 目前在國內(nèi)外JT—SA808G型機械雙頭套皮輥機主要為立式，采用機械蝸輪—蝸桿傳動，其操作簡便，能適應棉紡廠的精梳機、粗紗和細紗機、并條機、條卷機等紡織設備使用的各種規(guī)格丁氰皮輥的套入和壓出。目前國內(nèi)外主要采用蝸輪—蝸桿傳動的原因是：1、其傳動比比其他形式傳動大，傳遞動力大，一般傳動比在8到100之間；2、蝸桿傳動相當于螺旋傳動，為多齒嚙合，故傳動平穩(wěn)，振動小，噪音低；3、蝸桿在導程角小于當量摩擦角時，可實現(xiàn)反向自鎖，即具有自鎖性。 套皮輥機結構簡單，目前國內(nèi)外的套皮輥機主要不同的地方有傳動方式不同、傳遞導軌不同等。在傳動方式上主要有機械式和液壓式兩種。液壓式套皮輥機采用液壓泵、閥實現(xiàn)液壓傳動，其主要特點有：結構簡單，傳遞功率大，結構小、有利于節(jié)省材料，傳動控制靈敏度高等。機械式套皮輥機除了有蝸輪—蝸桿傳動外還有絲桿傳動，絲桿傳動一般大都采用螺紋絲桿，其也是螺旋傳動，在利用絲桿傳動同時，大都采用調整絲桿間隙的措施。在傳動導軌上，一般都采用熱扎等邊角鋼來作為導軌，其結構簡單，并且能夠滿足傳動要求，其它導軌還有：1、矩形導軌，其承載能力大，導軌垂直和水平方向誤差相互沒有影響，制造與維修方便，但側面存在誤差，影響導向精度，適應于載荷較大、導向精度要求不太高的場合；2、三角形導軌，支承件導軌為凸形時，稱為山形導軌，反之稱為V形導軌，這種導軌在磨損后 ，在正向載荷的作用下，能自行補償磨損量，不產(chǎn)生間隙，導向精度較好，但垂直與水平方向的誤差相互影響，制造與維修困難；3、燕尾形導軌，其高度尺寸較小，結果緊湊，能承受顛覆力矩，便于調整間。目前國內(nèi)外套皮輥機上的導軌所用的形式主要就是以上幾種形式。同時也要采用調整導軌間隙的裝置，在調整間隙的裝置上，目前國內(nèi)外主要有：1、壓板，壓板用螺釘緊固在運動部件上，可用刮研、墊片或平鑲條來調整間隙；2、鑲條，鑲條有平鑲、楔形鑲條和壓板鑲條等。目前，大多數(shù)機械式皮輥機在傳動上都設計有傳動箱，傳動箱是簡化了的傳動減速器，傳動箱的設計都要求結構簡單，滿足傳動要求，節(jié)約成本等。 目前除了JT—SA808G型雙頭套皮輥機外，廣泛使用的還有SA812型號，其適用各種粗、細紗皮輥,并條皮輥套丁氰后的滾壓,使丁氰包管包覆皮輥殼表面接觸良好,應力均勻。主要技術參數(shù):壓輥幅度:430mm,壓輥直徑:￠75mm,壓輥轉速:178轉/分,傳動方式:單獨電動機轉動,電機型號:Y90S-4,功率:1.1KW,轉速:1400轉/。 總體方案設計，主要完成機械式雙頭套皮輥機的設計所采用的傳動形式，本課題主要采用蝸輪—蝸桿傳動箱；完成本課題的設計的實際使用情況、結構合理性、加工可行性，成本材料節(jié)約性等論證。論證采用JT—SA808G型機械式雙頭套皮輥機，JT—SA808G型雙頭套皮輥機主要由定位滑塊、上頂頭、滑桿、皮輥定位架、傳動橫臂、絲桿、蝸輪、蝸桿、滑動座臂、防護罩、絲桿螺母、機架等組成。JT—SA808G型雙頭套皮輥機為立式，機械蝸輪、蝸桿傳動，其操作簡便，能適應棉紡廠的精梳機、粗紗和細紗機、并條機、條卷機等紡織設備使用的各種規(guī)格丁氰皮輥的套入和壓出。該型號雙頭套皮輥機有雙套頂頭和定位架供工人操作，由電機帶動蝸輪、蝸桿轉動，使絲桿升降、帶動橫臂升降，從而使滑桿上下移動，實現(xiàn)皮輥的套入、壓出。論證得總體以及外型美觀等設計要求來設計。其次設計有所創(chuàng)新，在傳統(tǒng)機器上作了改進，預計本設計產(chǎn)品能收到良好的經(jīng)濟效應和社會效應。 2. 傳動方案設計 機械式雙頭套皮輥機設計的技術線路主要是根據(jù)皮輥的技術參數(shù)，皮輥的壓入、套出參數(shù)（如壓力、運動速度，功率等）來確定選擇電機，進而選擇傳動形式（如蝸輪—蝸桿傳動），計算傳動件參數(shù)，設計傳動箱體。同時在設計傳動箱體是考慮整臺輥機的體積大小，使傳動箱的大小與整機體的大小協(xié)調一致。傳動箱設計完成后根據(jù)實際要求設計整機體。在設計整機體時主要考慮機體采用何種結構，（如鑄體式、角鋼式、焊接式等），其次考慮采用導軌的形式以及傳動件的結構，在考慮機體設計的時候要考慮導軌、傳動件、運動件等部件的固定等。完成總體機體的設計、導軌、傳動件、運動件的設計固定后，考慮各部件的密封要求及密封措施，考慮導軌、傳動件、運動件的 間隙調整等問題。再次，考慮電機的固定與距離調整問題，設計電機固定板、滑動導軌以及旋轉件等。接下來考慮電路板、電氣線路的設計。最后作總體設計、修改，主要使機體結構合理，造型美觀。 2.1 電動機選擇 原動機是許多機器中運動和動力的來源，其種類很多，有電動機、內(nèi)燃機、蒸汽機、水輪機、液壓機等。電動機構造簡單、工作可靠、控制簡便、維護容易，一般生產(chǎn)機械上大多數(shù)均采用電動機驅動。本設計也采用電動機作為原動力。我國已制定統(tǒng)一標準的Y系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。所以本設計采用Y系列三相異步電動機。 2.1.1 傳動參數(shù)計算 根據(jù)總體設計和傳動方案設計可知，要確定電動機功率需要首先確定工作總阻力。在本設計中工作阻力主要來源于皮輥對鐵芯的摩擦阻力。根據(jù)皮輥主要材料橡膠的性能以及幾何尺寸可以初步估計橡膠皮輥對鐵芯的彈性應力為F=959.825N，由此可以知道橡膠皮輥對鐵芯的等效摩擦力（公式）為：FW=F×u 其中：u為橡膠材料對鑄鐵芯的摩擦系數(shù)，由資料可知u=0.8(此處為無潤滑狀態(tài))。 因此： 根據(jù)資料可知，傳動桿的工作功率為： 式中：為工作裝置傳動速度，初估；為工作裝置的傳動效率，根據(jù)已知條件可知。 因此： 根據(jù)傳動順序可知絲桿的傳動功率為： 式中：分母為絲桿副傳動效率，查資料可知其值為0.95 因此： 根據(jù)傳動順序可知軸的傳動功率為： 式中：為軸承傳動效率，由資料可得；為聯(lián)軸器傳動效率，由資料可知。 因此： 根據(jù)傳動順序可知蝸桿的傳動功率為： 式中：分別為蝸輪、蝸桿傳動效率和軸承傳動效率，由資料可知其值分別為0.8、0.995。 因此： 根據(jù)傳動順序可知電機的傳動功率為： 式中：為帶輪傳動效率。 因此： 對于傳動速度，設計各級傳動比為：絲桿傳動比,蝸輪、蝸桿傳動比,帶輪傳動比,由此可以計算出電動機的轉速： 因此： 2.1.2 確定電動機功率及其它參數(shù) 電動機的容量（功率）選的合適與否，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電動機不能保證工作裝置的正常工作，或使電動機因為長期過載而過早損壞；容量過大則電動機的價格高，能量不能充分利用，且因經(jīng)常不在滿載下運行，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費。 電動機的容量主要由電動機運行時的發(fā)熱情況決定，而發(fā)熱又與其工作情況有關。電動機的工作情況一般可分為兩類：（1）用于長期連續(xù)運轉、載荷不變或很少變化的、在常溫下工作的電動機；（2）用于變載荷下長期用行的電動機、短時運行的電動機和重復短時運行的電動機。根據(jù)本設計的實際工程條件來看，應該根據(jù)第一種情況來確定電動機。選擇這類電動機的容量，只需要使電動機的負載不超過其額定值，電動機便不會過熱。電動機的額定功率Pm等于或稍大于電機輸出功率Po,即 Pm≥Po。從手冊中選擇相應的電機型號，而不必再作發(fā)熱計算。通常按照 Pm=(1-1.3)Po 選擇，電機功率裕度大小應視工作裝置可能的過載情況而定。 根據(jù)實際生產(chǎn)的條件，可選擇型號為Y90L-4的電機，其基本參數(shù)如下： 額定功率 Pm=1.5 Kw 額定轉速 Nm=1400 r/min 額定電壓 V=380 V 額定電流 A=3.7 A 其次電動機的外形尺寸、電動機中心高、軸伸尺寸、鍵聯(lián)接尺寸等也均可在手冊中查得。 2.2 蝸輪、蝸桿設計 根據(jù)實際工程要求，傳動箱采用蝸輪、蝸桿傳動，其主要優(yōu)點有： a) 其傳動比比其他形式傳動大，傳遞動力是，一般傳動比在8到100之間； b) 蝸桿傳動相當于螺旋傳動，為多齒嚙合，故傳動平穩(wěn)，振動小，噪音低； c) 蝸桿在導程角小于當量摩擦角時，可實現(xiàn)反向自鎖，即具有自鎖性。 蝸桿傳動的失效形式與齒輪傳動基本相同，主要有齒輪的點蝕、彎曲折斷、磨損及膠合失效等。由于該傳動嚙合齒面間的相對滑動速度大，效率底，發(fā)熱量大，故更易發(fā)生磨損和膠合失效。而蝸輪無論在材料的強度或結構方面均較蝸桿弱，所以失效多發(fā)生在蝸輪輪齒上，設計時一般只需對蝸輪進行承載能力計算。設計準則主要為：開式蝸桿傳動以保證蝸輪齒根彎曲疲勞強度進行設計；閉式蝸桿傳動以保證蝸輪齒面接觸疲勞強度進行設計，校核齒根彎曲疲勞強度；此外因閉式蝸桿傳動散熱較困難，故需進行熱平衡計算。 2.2.1 傳動參數(shù)計算 電動機所需的輸出功率為： Po=Pm/η Kw 式中：Pw 為工作裝置所需功率； Po為Pm/(1-1.3)； η為由電動機至工作裝置的傳動裝置的總效率，其可按下式計算： η=η1*η2*η3…ηn 式中：η1、η2、η3、ηn分別為傳動裝置中每一級傳動副（蝸輪、蝸桿等）、每對軸承或每個聯(lián)軸器的效率，其值可查閱機械設計手冊。 計算傳動裝置總效率時應注意以下幾點： 1） 所取傳動裝副的效率是否已經(jīng)包括其軸承效率，如包括則不再計如軸承效率； 2） 軸承效率通常指一對軸承而言； 3） 同類型的幾對傳動副、軸承或聯(lián)軸器，要分別計如各自的效率； 4） 蝸桿傳動效率與蝸桿頭數(shù)及材料有關，設計時應初選頭數(shù)，估計效率，待設計 出蝸桿傳動后在確定效率，并且修正前面的設計計算數(shù)據(jù)； 5） 資料推薦的效率值一般有一個范圍。如工作條件差、加工精度低、維護不良時，　　　 則應取低值，反之則取高值。 由上面可得： Po=Pm/(1-1.3)=1.5/1.2=1.25 Kw 工作裝置所需傳動功率Pw=Po*η,在設計傳動裝置中采用 V帶聯(lián)接電動機與傳動蝸桿，可以查設計手冊得： η=0.96 因此蝸桿轉動功率為： Po=1.25x0.96=1.2 Kw 查設計手冊，所采用的單級普通V帶傳動比為: i=2 所以蝸桿的轉速為： n1=Nm/i =1400/2=700 r/min 選擇蝸輪、蝸桿的傳動比為 : i1=20 因此蝸輪轉速為： n2=n1/i1=700/20=35 r/min 2.2.2 材料選擇 根據(jù)蝸桿傳動的失效形式可知，制造蝸桿副的組合材料首先應具有足夠的強度，更重要的還應具有良好的跑合性、減摩性和耐磨性。由機器的實際工作條件可知：蝸桿傳動功率不大、速度中等，根據(jù)手冊，可選45號鋼作為材料，并且整體調質。考慮到使效率高些、耐磨性好些，故蝸桿螺旋面要求表面淬火，齒面硬度45HRC-50HRC。對于蝸輪，初估其滑動速度 Vs=4.0 m/s,選定蝸輪齒圈材料為 ZcuSn10Pb1,金屬型鑄造，滾銑后加載跑合。 2.2.3 參數(shù)計算 1）按接觸疲勞強度設計 1.選擇Z1、Z2 根據(jù)傳動比， 查手冊并計算得: Z1=2 Z2=i1*Z1=2x20=40 2.計算蝸桿轉距T2 初估蝸桿、蝸輪傳動效率 η1=0.82 由 T2=T1*i1*η1 得 T2=9.55x（1.2/700）x20x0.82 N.mm =268500 N.mm 3.確定模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑d1 因載荷平穩(wěn)，取載荷因數(shù)K=1.1，估計vs≤12m/s。根據(jù)表查得[σ]]]]]=200MPaa，由表初取導程r=12°，按式可得 m2d1≥KT2cosr(480/z2[σH])2=1.1×2.68×10?×cos12°(480/400)2㎜2 =1575㎜2 查表得，模數(shù)m=5㎜，d=63㎜ 2）.計算傳動效率 1. 嚙合效率 2. 傳動效率 軸承效率，因此在查時已經(jīng)計入軸承磨損損耗；攪油效率 3. 檢驗 所以原選參數(shù)足夠 3）確定傳動的主要參數(shù) 1. 中心距 2. 蝸桿尺寸 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 導程角 （右旋） 軸向齒距 輪齒部分長度 取 3. 蝸輪尺寸 分度圓直徑 齒頂院直徑 齒根圓直徑 外圓直徑 蝸輪輪齒寬 螺旋角 咽喉母圓半徑 4）熱平衡計算 1.傳動效率 2.估算散熱面積 3.油的工作溫度 t2<70oC，油的溫度為超過極 蝸桿、蝸輪的設計計算是傳動箱設計的主要內(nèi)容，作為主要傳動裝置，蝸桿，蝸輪的設計計算直接影響著整個機器的設計，因此很關鍵。 對蝸桿傳動進行良好的潤滑是十分重要的。充分潤滑可以降低齒面的工作溫度，減少磨損和避免膠合失效。蝸桿傳動常采用粘度大的礦物油進行潤滑，為了提高其抗膠合能力，必要時可以加入油性添加劑以提高油膜的剛度。 在實際工程應用中，除了要很好利用蝸桿傳動的優(yōu)點外，還要了解起傳方面的不足之處: 1)　　因傳動時嚙合齒面間的相對滑動速度大，故摩擦損失大，效率低。一般效率為η=0.7-0.9；具有自鎖性時，其效率小于0.5。所以不宜由于大功率傳動； 2） 為減輕齒面的磨損及防止膠合，蝸輪一般使用貴重的減磨材料制造，成本高； 3） 對制造和安裝誤差很敏感，安裝時對中心距的尺寸精度要求較高。 蝸桿傳動常用于傳動功率在50Kw，滑動速度在15m/s以下的機器設備中。 2.3 軸的設計 軸是組成機器的重要零件之一，其主要功能是支持作回轉運動的傳動零件(如齒輪、蝸輪等)，并傳遞運動和動力。 軸的設計是根據(jù)給定的軸的功能要求(傳遞功率或轉矩，所支持零件的要求等)和滿足物理、幾何約束的前提下，確定軸的最佳形狀和尺寸，盡管軸設計中所受的物理約束很多，但設計時，其物理約束的選擇仍是有區(qū)別的，對一般的用途的軸，滿足強度約束條件, 具有合理的結構和良好的工藝性即可。對于靜剛度要求高的軸，如機床主軸，工作時不允許有過大的變形，則應按剛度約束條件來設計軸的尺寸。對于高速或載荷作周期變化的軸，為避免發(fā)生共振，則應需按臨界轉速約束條件進行軸的穩(wěn)定性計算。 軸的設計并無固定不變的步驟，要根據(jù)具體情況來定，一般方法是： 　　(1)按扭轉強度約束條件或與同類機器類比，初步確定軸的最小直徑； 　　(2)考慮軸上零件的定位和裝配及軸的加工等幾何約束，進行軸的結構設計，確定軸的幾何尺寸； 　　值得指出的是：軸結構設計的結果具有多樣性。不同的工作要求、不同的軸上零件的裝配方案以及軸的不同加工工藝等，都將得出不同的軸的結構型式。因此，設計時，必須對其結果進行綜合評價，確定較優(yōu)的方案。 　　(3)根據(jù)軸的結構尺寸和工作要求，選擇相應的物理約束，檢驗是否滿足相應的物理約束。若不滿足，則需對軸的結構尺寸作必要修改，實施再設計，直至滿足要求。 2.3.1 軸的材料及選擇 軸的材料種類很多，選擇時應主要考慮如下因素： 　　1、軸的強度、剛度及耐磨性要求； 　　2、軸的熱處理方法及機加工工藝性的要求； 　　3、軸的材料來源和經(jīng)濟性等?！　? 軸的常用材料是碳鋼和合金鋼。 　　碳鋼比合金鋼價格低廉，對應力集中的敏感性低，可通過熱處理改善其綜合性能，加工工藝性好，故應用最廣，一般用途的軸，多用含碳量為0.25～0.5%的中碳鋼。尤其是45號鋼，對于不重要或受力較小的軸也可用Q235A等普通碳素鋼。 合金鋼具有比碳鋼更好的機械性能和淬火性能，但對應力集中比較敏感，且價格較貴，多用于對強度和耐磨性有特殊要求的軸。如20Cr、20CrMnTi等低碳合金鋼，經(jīng)滲碳處理后可提高耐磨性；20CrMoV、38CrMoAl等合金鋼，有良好的高溫機械性能，常用于在高溫、高速和重載條件下工作的軸。 值得注意的是：由于常溫下合金鋼與碳素鋼的彈性模量相差不多，因此當其他條件相同時，如想通過選用合金鋼來提高軸的剛度是難以實現(xiàn)的。 低碳鋼和低碳合金鋼經(jīng)滲碳淬火，可提高其耐磨性，常用于韌性要求較高或轉速較高的軸。 球墨鑄鐵和高強度鑄鐵因其具有良好的工藝性，不需要鍛壓設備，吸振性好，對應力集中的敏感性低，近年來被廣泛應用于制造結構形狀復雜的曲軸等。只是鑄件質量難于控制。 軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內(nèi)部組織均勻，強度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。 2.3.2 軸的強度計算 2.3.2.1 扭轉強度 對只受轉矩或以承受轉矩為主的傳動軸，應按扭轉強度條件計算軸的直徑。若有彎矩作用，可用降低許用應力的方法來考慮其影響。 　　扭轉強度約束條件為： 　　　 =M/=9550×1000P3/n≤[]　 式中：為軸危險截面的最大扭剪應力(MPa)； 　　 M為軸所傳遞的扭矩(N.mm)； 　　　為軸危險截面的抗扭截面模量()； 　　　P為軸所傳遞的功率(kW)； 　　　n為軸的轉速(r/min)； 　　　[]為軸的許用扭剪應力(MPa)，見表3-1； 對實心圓軸，,以此代入式得，可得扭轉強度條件的設計式： 　　　　　　 　　　 式中：C為由軸的材料和受載情況決定的系數(shù)，其值可查表3-1。 　　當彎矩相對轉矩很小時，C值取較小值，[]取較大值；反之，C取較大值，[]取較小值。 應用式求出的值，一般作為軸受轉矩作用段最細處的直徑，一般是軸端直徑。若計算的軸段有鍵槽，則會削弱軸的強度，作為補償，此時應將計算所得的直徑適當增大，若該軸段同一剖面上有一個鍵槽，則將d 增大5％，若有兩個鍵槽，則增大10％。 此外，也可采用經(jīng)驗公式來估算軸的直徑。如在一般減速器中，高速輸入軸的直徑可按與之相聯(lián)的電機軸的直徑估算：；各級低速軸的軸徑可按同級齒輪中心距估算，。 表3-1　幾種軸的材料的[]和C值 軸的材料 Q235 1Cr18Ni9Ti 35 45 40Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi [] 12～20 12～25 20～30 30～40 40～52 160～135 148～125 135～118 118～107 107～98 強度校核 設傳動軸各截面上的扭矩均為 Mn=M=1000N.m 傳動軸的抗扭截面系數(shù)為 Wn=0.2D3 2.3.2.2彎扭合成強度條件 對于轉軸，應按彎扭組合強度計算危險截面上的軸徑。設計轉軸過程中，一般按扭轉強度估算軸的最小直徑，在進行軸系結構設計后，支點位置及軸上所受載荷的大小、方向、作用點已確定，須再按彎扭組合強度進行校核。 軸的結構初步確定后，應首先畫出軸的受力圖，確定軸的受力情況，然后再作出水平面彎矩圖、垂直面彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖，按彎扭組合強度校核軸的強度。 對于一般鋼制的軸，可按第三強度理論強度計算。強度條件為： 　 　　 　　　　　 考慮到彎矩所產(chǎn)生的彎曲應力和轉矩所產(chǎn)生的扭剪應力的性質不同，對上式中的轉矩乘以折合系數(shù)，則強度約束條件一般公式為： 　　　 　　　　　 式中：稱為當量彎矩；為根據(jù)轉矩性質而定的折合系數(shù)。 　　　　　轉矩不變時，； 　　　　　轉矩按脈動循環(huán)變化時，； 　　　　　轉矩按對稱循環(huán)變化時，。 若扭矩的變化規(guī)律不清楚，一般也按脈動循環(huán)處理。、、分別為對稱循環(huán)、脈動循環(huán)及靜應力狀態(tài)下的許用應力，見表3-2。 　為軸的抗彎截面模量() 對實心軸，式也可寫為設計式： 　　　　　　　　　 若計算的剖面有鍵槽，則應將計算所得的軸徑增大，方法同扭轉強度計算。 表3-2 軸的許用應力(MPa) 材料 碳鋼 400 500 600 700 130 170 200 230 70 75 95 110 40 45 55 65 合金鋼 800 900 1000 1200 270 300 330 400 130 140 150 180 75 80 90 110 鑄鋼 400 500 100 120 50 70 30 40 根據(jù)以上技術，設計得蝸桿軸和傳動軸的參數(shù)如下圖： 圖3-1 蝸桿尺寸圖 圖3-2 軸尺寸圖 2.4 軸承的選擇 軸承是用以支承軸和軸上回轉體或擺動零件的部件，在各種機械中廣泛運用。根據(jù)軸承工作時的摩擦性質，可分為滾動軸承和滑動軸承。本設計主要采用滾動軸承。 滾動軸承的設計準則 （1）對于一般 運轉的軸承，為防止疲勞點蝕發(fā)生， 以疲勞強度計算為依據(jù)，稱為軸承的壽命計算。 （2）對于不回轉、轉速很低或間歇擺動的軸承，為防止塑性變形，以靜強度計算為依據(jù)，稱為軸承的靜強度計算。 滾動軸承的種類、類型及尺寸是多種多樣的。為使機械裝置發(fā)揮出預期的性能，選擇最適宜的軸承是至關重要的。為選定軸承，需要分析諸多要因，從各個角度進行研究、評價有關選擇軸承的程序，并無特殊規(guī)格，但一般順序如下： （1）掌握機械裝置和軸承的使用條件等 　?。?）明確對軸承的要求 　?。?）選定軸承的類型 　　（4）選定軸承配置方式 　?。?）選定軸承尺寸 　?。?）選定軸承規(guī)格 　?。?）選定軸承的安裝方法 正確把握軸承在機械裝置的使用部位及使用條件與環(huán)境條件是選擇適宜軸承的前提。為之，需要取得以下幾個方面的數(shù)據(jù)和資料： 　?。?）機械裝置的功能與結構 　　（2）軸承的使用部位 　?。?）軸承負荷（大小、方向） 　　（4）旋轉速度 　?。?）振動、沖擊 　?。?）軸承溫度（周圍溫度、溫升） 　?。?）周圍氣氛（腐蝕性，清潔性，潤滑性） 通常，軸是以兩個軸承在徑向和軸向進行支撐的，此時，將一側的軸承稱為固定側軸承，它承受徑向和軸向兩種負荷，起固定軸與軸承箱之間的相對軸向位移的作用。將另一側稱之為自由側，僅承受徑向負荷，軸向可以相對移動，以此解決因溫度變化而產(chǎn)生的軸的伸縮部題和安裝軸承的間隔誤差。 對于固定側軸承，需選擇可用滾動面在軸向移動（如圓柱滾子軸承）或以裝配面移動（如向心球軸承）的軸承。在比較短的軸上，固定側與自由側無甚別的情況下，使用只單向固定軸向移動的軸承（如向心推力球軸承）。 根據(jù)以上資料本設計選用角接觸球軸承（GB292-83），再根據(jù)軸的尺寸條件，選擇的軸承（一對）型號分別為：7204C，7206C 角接觸球軸承的計算 （1）查表得，7204C軸承的C=29000N C0=19200N D=72㎜ B=17㎜ 2） 查表得，S1=0.68Fn1=0.68×1000=680N （向右） S2=0.68Fr2=0.68×2100=1428N （向左） 3） 因S1+Fx＞S2， 即左松右緊，所以 Fa1=S1=680N Fa2=S1+Fx=1580N 查表得，e=0.68 Fa1/Fr1=680/1000=0.68 X1=1，Y1=0 Fa2/Fr2=1580/2100=0.75＞0.68 X2=0.41，Y2=0.87 4） 當量動載荷P P1=X1Fr1+Y1Fa1 =（1×1000+0×680） =1000N P2=X2Fr2+Y2Fa2 =（0.41×2100+0.87×1580） =2236N 同樣，取fp=1.1 ，ft=1 FpP2/Ft=1.1×2236/1=2460N 2.5 V帶及帶輪設計 2.5.1 普通V帶傳動的設計 1）失效形式和設計準則 帶傳動靠摩擦力工作，當傳遞的圓周阻力超過帶和帶輪接觸面上所能產(chǎn)生的最大摩擦力時，傳動帶將在帶輪上產(chǎn)生打滑而使傳動失效。另外，傳動帶在運行過程中由于受循環(huán)變應力的作用會產(chǎn)生疲勞破壞。因此，帶傳動的設計準則是：既要在工作中充分發(fā)揮其工作能力而又不打滑，同時還要求傳動帶有足夠的疲勞強度，以保證一定的使用壽命。 2)確定計算功率Pc 計算功率是根據(jù)需要傳遞的額定功率并且考慮載荷性質和每天運轉時間等因素而確定的，即 Pc = K.P = 1.1×4 = 4.4KW 3）帶型號的選擇 據(jù)計算功率Pc和小帶的轉速n 根據(jù)Pc=4.4KW和n=1440r/min 由V帶選型圖可知 ：選A型 4）驗算帶速 當傳遞功率一定時，帶輪的傳動速度一般控制在5m/s≤v≤25m/s 帶速V為 v=πdn/(60×1000) =3.14×40×1440/(60×1000) =3.01m/s 5）確定中心距a和帶的基準長度Ld Ld0=2a+π(d1+d2)/2+(d1+d2) 2/4a =2×200+3.14×(98+40)/2+(98+40)2/(4×200) =400+216.7+23.8 =640.5mm 由表中查出最相近的Ld=630mm 6)確定中心距a=a0+（Ld-Ld0）/2 =200+（640.5-630）/2 =205㎜ 7)驗算小帶輪包角∝ ∝1=180°-57.3°×（d2-d1）/a =180°-57.3°×58/205 =163°>120° 因為∝＞120°, 所以符合要求。 8）確定帶的根數(shù)Z 為了保證帶傳動不打滑，并具有一定的疲勞強度，必須保證每根V帶所傳遞的功率不超過它所傳遞的額定功率，有 Z=Pc/P1 Z=2 9）確定單根V帶的初拉力F0 F0=500[（2.5/Ka）-1]（Pc/Zv）+qv2 =500[(2.5/0.93)-1](4.4/(2×7.54)+0.1×7.542 =184N 10）計算帶對軸的壓力Fq 2.5.2 帶輪設計 對帶輪的主要要求是重量輕、加工工藝性好、質量分布均勻、與普通V帶接觸的槽面應光潔，以減輕帶的磨損。對于鑄造和焊接帶輪、內(nèi)應力要小。 帶輪由輪緣、輪幅和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，中間部分稱為輪幅。帶輪結構形式按直徑大小常用的有S型實心帶輪（用于尺寸較小的帶輪）、P型腹板帶輪（用于中小尺寸的帶輪）、H型孔板帶輪（用于尺寸較大的帶輪）及E型橢圓輪幅帶輪（用于大尺寸的帶輪）。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形，楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角f為32、34、36、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定）。 表5-1? 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 bp 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 hamin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 hfmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8±0.3 12±0.3 15±0.3 19±0.4 25.5±0.5 37±0.6 44.5±0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f 7±1 8±1 最小輪緣厚 dmin 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B=(z-1)e+2f? z—輪槽數(shù) 外徑 da 輪 槽 角 f 32° 相應的基準直徑d ≤60 - - - - - - 34° - ≤80 ≤118 ≤190 ≤315 - - 36° - - - - - ≤475 ≤600 38° - ＞80 ＞118 ＞190 ＞315 ＞475 ＞600 極限偏差 ±30′ 本設計帶輪材料為鑄鐵HT150，采用實心式。大帶輪和小帶輪結構尺寸分別如下： 圖5-1 大帶輪尺寸圖 圖5-2 小帶輪尺寸圖 3 傳動箱箱體設計 3.1 箱體的結構型式 3.1.1鑄造式箱體和焊接式箱體 箱體一般用灰鑄鐵HT150或HT200制造。對重型減速器，為提高其承受振動和沖擊的能力，也可以用球墨鑄鐵QT500-7或鑄鋼ZG270-500、ZG310-570制造。鑄造箱體適宜成批生產(chǎn)，其剛性好，易獲得合理和復雜的外型，易于切削（特別是灰鑄鐵制造的箱體），但是較重。在單件生產(chǎn)中，特別是大型傳動箱，為了減輕重量或縮短生產(chǎn)周期，箱體也可以用 Q215或Q235鋼板焊接制造，其軸承部分可用圓鋼、鍛鋼或鑄鋼制造。焊接箱體的臂后可以比鑄造箱體減薄20-30%，但焊接時易產(chǎn)生熱變形，要求較高的焊接技術及焊接后的退火處理。 3.1.2部分式箱體和整體式箱體 部分式箱體具有結合面，除為了用利于多級齒輪傳動的等油面浸油潤滑作成剖分面傾斜式外，一般均為水平式，且結合面多數(shù)通過各軸的中心線。 一般小型蝸桿傳動箱為整體式，蝸輪軸承支承在與整體箱體配合的兩個大端蓋中。這種箱體尺寸緊湊，鋼度大，重量較輕，易于保證軸承與座孔的配合要求，但是裝拆和調整不方便。 3.2.3平壁式箱體和凸壁式箱體 根據(jù)上面所述的箱體類型，從實際工程需要來看，本設計采用鑄造式箱體。 3.2 鑄造箱體的結構分析 箱體是支承和固定傳動零件及保證傳動件嚙合精度的重要機件，其重量約占整體底50%，對傳動箱的性能、尺寸、重量和成本均有很大的影響。箱體的具體結構與傳動件、軸系和軸承部件以及潤滑密封等密切相關，同時還應綜合考慮使用要求、強度、剛度及鑄造、機械加工和裝拆工藝等多方面因數(shù)。 箱體上的任何一處加工表面與非加工表面必須嚴格分開，不要使它們處于同一表面上，其凸出或凹入則根據(jù)加工方法而定。例如箱體表面在螺釘式軸承蓋處、檢查孔處，采取突出加工面，凸出高度一般為5-8mm；上下箱與連接螺栓的頭部及螺母的接觸表面一般都采用沉頭座結構。 3.3 箱體的結構尺寸 由于箱體的結構和受力情況比較復雜，目前尚無成熟的計算設計方法，本設計中傳動箱體的厚度采用8mm，同時加8mm厚度的肋板加強剛度。 4 傳動箱附件的設計 4.1 軸承蓋 軸承蓋的結構型式可分為螺釘聯(lián)接式和嵌入式兩類。每一類又有透蓋和悶蓋之分。其材料一般為鑄鐵（HT150）或鋼（Q235、Q215）。螺釘聯(lián)接式軸承蓋的結構尺寸如下，設計時應注意：尺寸m由結構確定，當m較大時，為減縮配合和加工表面，應在端面鑄出一段較小直徑,但必須保留足夠的配合長度 e1，以免擰緊螺釘時軸承蓋歪，各尺寸如7-1圖。 圖7-1 軸承蓋尺寸圖 各尺寸聯(lián)系如下： d3為軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑 D為軸承外徑 b1、d2由密封尺寸確定，b=(5-10)mm，h=(0.8-1)b 傳動箱的軸承蓋有4個，包括2個悶蓋，2個透蓋，其各自尺寸結構如下： 圖7-2 小悶蓋 圖7-3 小透蓋 圖7-4 大悶蓋 圖7-5 大透蓋 4.2 軸承套杯 套杯主要用作固定軸承的軸向位置，同一軸線上兩端軸承外徑不相等時使座孔可一次鏜出，調整支承的軸向位置。有時為避免因軸承座孔的鑄造或機械加工缺陷而造成整個箱體的報廢，也可使用套杯。套杯的結構及尺寸可根據(jù)軸承部件的要求自行設計。 4.3 調整墊片組 調整墊片組的作用是調整軸承游隙及支承的軸向位置。墊片組由若干中厚度的墊片根據(jù)調整需要的厚度疊合而成，其材料為沖壓銅片或08F鋼拋光。 4.4 油標 油標用來指示箱內(nèi)油面高度，種類很多，主要有桿式油標、旋塞式油標、管狀油標等，在這里選擇壓配式圓形油標（GB1160.1-89）。 4.5 排油孔螺塞 為了換油及清洗箱體是排出有污，在箱體低部設有排油孔，平時排油孔用螺栓及封油墊封住。排油孔螺栓材料一般用Q235,封油墊材料可用防油橡膠、工業(yè)用革或石棉膠紙，排油孔螺栓的直徑可按箱座壁厚的2-3倍選取。 5 總機體設計 機械式雙頭套皮輥機一般機體比較大，根據(jù)實際工程需要，本設計的機體主要采用焊接式。機體主要分為下機體和上機架結構，下機體采用焊接式，材料為Q235，其兩側和底版采用整體焊接，前后采用鐵皮包封。上機架采用側壁式，兩側材料為HT200結構，主要幾何尺寸見下圖： 圖8-1 下機體尺寸圖 圖8-2 上機架尺寸圖 在設計機體時應注意以下幾點： 1.下機體焊接成后，應清理并進行時效處理； 2.上機體和下機體采用配合聯(lián)結后，邊緣應留有3mm； 3.工作臺面板焊接在下機體上； 4.機械加工偏差尺寸處精度為1T/2。 6 導軌及間隙調整裝置設計 6.1導軌設計 導軌的功用是向導和承載。設計時主要按照保證導向精度、耐磨性、低速運動的平穩(wěn)性、結構簡單、工藝性好等基本要求來設計。導軌的材料主要有灰鑄鐵（HT150）、鋼、有色金屬、塑料等。 導軌的主要類型有： 1.矩形導軌，其承載能力大，導軌垂直和水平方向誤差相互沒有影響，制造與維修方便，但側面存在誤差，影響導向精度，適應于載荷較大、導向精度要求不太高的場合； 2.三角形導軌，支承件導軌為凸形時，稱為山形導軌，反之稱為V形導軌，這種導軌在磨損后 ，在正向載荷的作用下，能自行補償磨損量，不產(chǎn)生間隙，導向精度較好，但垂直與水平方向的誤差相互影響，制造與維修困難； 3.燕尾形導軌，其高度尺寸較小，結果緊湊，能承受顛覆力矩，便于調整間。目前國內(nèi)外套皮輥機上的導軌所用的形式主要就是以上幾種形式。 參考以上幾種導軌，根據(jù)實際要求，本設計主要采用熱扎等邊角鋼（GB9787-88）來作為導軌，其結構簡單，并且能夠滿足傳動要求。主要尺寸見下圖 圖9-1 導軌尺寸圖 6.2 間隙調整裝置設計 導軌結合面之間都存在間隙。在調整間隙的裝置上有： 1.壓板，壓板用螺釘緊固在運動部件上，可用刮研、墊片或平鑲條來調整間隙；2、鑲條，鑲條有平鑲、楔形鑲條和壓板鑲條等。 7 傳動絲桿及橫臂設計 傳動絲桿主要采用螺旋傳動將回轉運動轉化為直線運動，同時傳遞運動和力或調整零件的相對位置。按照螺紋副的摩擦性質不同，螺旋傳動可分為滑動螺旋、滾動螺旋和靜壓螺旋?；瑒勇菪Y構簡單，加工方便、易于自鎖。本設計采用華東螺旋傳動。 7.1 絲桿設計 絲桿采用滑動螺旋傳動，其主要由螺桿、螺母及必要的支承件所組成。螺紋牙采用梯形，螺母采用整體式（在橫臂中設計）。 螺桿（絲桿）應該具有高的強度和良好的加工性，這里采用45鋼且熱處理后齒面硬度HRC=45-50。 主要參數(shù)計算如下： 牙高 導程 螺旋升角 公稱直徑 d=60mm 螺距 P=14mm 中徑 D=53mm 大徑 D1=62mm 小徑 D2=44 7.2 橫臂設計 橫臂除了要傳遞動力外還要，實現(xiàn)在導軌上滑動，根據(jù)這個要求設計如下圖，材料為HT200。 圖10-1 橫臂尺寸圖 8 潤滑選擇 8.1.潤滑的作用 潤滑的目的是在機械設備摩擦副相對運動的表面間加入潤滑劑以降低摩擦阻力和能源消耗,減少表面磨損,延長使用壽命,保證設備正常運轉。潤滑的作用如下： 1)降低摩擦 ??? 2)減少磨損 ??? 3)冷卻，防止膠合 ??? 4)防止腐蝕 此外,潤滑劑在某些場合可以起阻尼、減振或緩沖作用。潤滑劑的流動，可將摩擦表面上污染物、磨屑等沖洗帶走，起清潔作用。有些場合，潤滑劑還可起到密封作用，減少冷凝水、灰塵及其他雜質的侵入。? 8.2 潤滑系統(tǒng)和方法的分類 目前機械設備使用的潤滑系統(tǒng)和方法的類型很多，通?？砂礉櫥瑒┑氖褂梅绞胶屠闆r為分散潤滑系統(tǒng)和集中潤滑系統(tǒng)兩大類；同時這兩類潤滑系統(tǒng)又可分為全損耗性和循環(huán)潤滑兩類。 除以上分類而外，還可根據(jù)所供給的潤滑劑類型，將潤滑方法分為潤滑油潤滑（或稱稀油潤滑）、潤滑脂潤滑（或稱干油潤滑）以及固體潤滑、氣體潤滑等。 8.3 潤滑系統(tǒng)的選擇原則 在設計潤滑系統(tǒng)時，應對機械設備各部分的潤滑要求作全面的分析，確定所使用潤滑劑的品種，盡量減少潤滑劑和潤滑裝置的類別．在保證主要總值件的良好潤滑條件下，綜合考慮其他潤滑點的潤滑，要保證潤滑質量． 應使?jié)櫥到y(tǒng)既滿足設備運轉中對潤滑的需要，又應與設備的工況條件和使用環(huán)境相適應，以免產(chǎn)生不適當?shù)哪Σ?、溫度、噪聲及過早的失效。 應使?jié)櫥到y(tǒng)供送的油保持清潔，防止外界塵屑等的侵入造成污染、損傷摩擦表面，提高使用中的可靠性。 復雜潤滑系統(tǒng)的主要元件如泵、分配閥、過濾器等應適當?shù)亟M合在一起并盡可能標準化，便于接近進行維護、清洗，降低設備運轉與維修、保養(yǎng)費用，防止發(fā)生人身、設備安全事故。 在選擇潤滑系統(tǒng)時，要注意該系統(tǒng)自動化程度和可靠性，注意裝設指示、報警和工況監(jiān)控裝置，預測和防止早期潤滑故障，以提高設備開動率和使用壽命。 9 其它 9.1 支角 支角采用角鋼結構，，焊接在機體上。作為支承件，角鋼可以保證強度、鋼度。其基本結構尺寸如圖： 圖12-1 支角尺寸圖 9.2 行程開關選擇 本設計采用LX系列行程開關，本系列開關適用于50赫茲，電壓至380伏直流電壓至220伏的控制電路上，作控制運動機構的行程和變換其運動方向或速度之用。 參數(shù)表12-1 型號 動作力 動作行程 極限行程 X2 ≤1.5㎏ ≤8㎜ ≤9㎜ X2-N ≤1.5㎏ ≤7㎜ ≤8㎜ 參數(shù)表12-2 額定電流 2A 額定電壓 380V 常開觸頭數(shù) 2對 常閉觸頭數(shù) 2對 海拔高度 ≤1000m 環(huán)境溫度 -30～+40°c 相對濕度 ≤85% 機械壽命 100×10? 次 電氣壽命 30×10?次 耐電壓 2000v 觸頭換接時間 ≤20ms 應用范圍 行程控制和限位 符合標準 GB14048.5-93、JB5553-91 10 結論 整個設計已告一個段落，機器的整體設計已經(jīng)完成，包括對機械傳動系統(tǒng)的設計，機身的設計，以及其他部件的設計和選用。機械式雙頭套皮輥機的傳動方式主要采用傳動箱傳動。經(jīng)驗算后各類零部件的選用適合機械系統(tǒng)的整體設計思路。機身的設計也符合各個部件安裝需求。皮輥的裝夾裝置也滿足套壓皮輥的需求。所以機械式雙頭套皮輥機是適應當前時代發(fā)展的需求的。由于本人的能力有限，所學知識掌握還不夠深。機械式雙頭套皮輥機的設計還存在好多的缺點和錯誤，有些地方還不合理，需在以后不斷改進。 參考文獻 1 ．陳秀寧. 機械設計課程設計. 第1版. 浙江：浙江大學出版社，2001.10. 2． 徐錦康．機械設計.第2版. 北京：機