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沈陽工業(yè)大學工程學院本科生畢業(yè)設計（論文）
摘 要
本設計是關于小型對稱式三輥卷板機的設計，主要對卷板機上、下輥及減速器進行設計和計算。
卷板機是一種將金屬板材卷彎成筒形、弧形或其他形狀工件的通用設備。根據(jù)三點成圓的原理，利用工作輥相對位置變化和旋轉運動使板材產生連續(xù)的塑性變形，以獲得預定形狀的工件。為提高卷板機的工作效率，提高制品的加工精度，減輕勞動強度，改善工作條件，通常采用板料送料工作臺、輔助操作機械、托架平臺以及支承滾道等輔助設備。卷板機作為一個特殊的機器，它在工業(yè)基礎加工中占有重要的地位。凡是鋼材成型為圓柱型，幾乎都用卷板機輥制。該產品廣泛用于鍋爐、造船、石油、化工、木工、金屬結構及其它機械制造行業(yè)。
設計前部分詳細闡述了卷板機上、下輥結構設計和受力分析。板機結構型式為三輥對稱式, 在該結構中上輥下壓提供壓力,兩下輥做旋轉運動,為卷制板材提供扭矩。它具有結構簡單、體積小、重量輕、經濟、等優(yōu)點。動力源則選擇了YZ系列YZ160L—6型電機，其工作特性優(yōu)于Y系列電機，適用于有輕微震動，正反轉且轉速不高的場合。
總體設計后部分所涉及的減速器采用了三級展開式圓柱齒輪結構。齒輪材料為40Cr，并經調質及表面淬火。校核齒輪、軸、鍵、軸承確保了設計的實際可行性。
關鍵詞: 卷板機；電動機；減速器；鍵；齒輪
55
Abstract
This design is about the three-roller symmwtry rolling machine,mainly calcats the up and down roller and the decelerator.
Roll trigger a sheet metal bending roll into the cylindrical, arc or other shape the universal equipment. According to the principle of into round three, use of work roll change and the relative position of the rotary motion to produce continuous plastic deformation plank, scheduled for the shape of the workpiece. In order to improve the efficiency of the roll triggers, improve the machining precision of the products, reduce labor intensity, to improve the working conditions of the sheet metal, usually by lateral table, auxiliary operation machinery, bracket platform, as well as supporting groove and auxiliary equipment. Roll trigger as a special machine, it in the industry foundation processing occupies an important position. All steel cylinder, forming for almost all roll trigger roller system with. The products are widely used in the boiler, shipbuilding, petroleum, chemical industry, carpentry, metal structure and other mechanical manufacturing industry.
During the front process of the design,the rolling machine`s structucre design and the analysis of strength are described. The rolling machine` structure is three-roller symmetry. Pressure provides pressure under owing structure the above-average roller , the roller does revolution sport under two , sheet material provides moment of torsion to roll of system.It has a series of advantages such as simply structure,small volume,light weight,economical and so on.YZ type YZ-160L-6 motor is selected as the power source,which adapts situation such as slience quenching and light reverse velocity.
The last part of the paper is ahout decelerator which is choosing triple expanding columm gear constiuction .The material of gear is 40Cr which has been hardening surface.The gears, axes, keys, bearings are checked, so to confirm this design is practical
Keywords: Rolling machine；Motor；Decelerator；Key；Gear
目 錄
摘 要 I
Abstract II
前 言 1
第1章 緒論 2
1．1 概述 2
1．2 卷板機的分類 3
1．3 卷板機的發(fā)展趨勢 3
第2章 小型卷板機結構及特點分析 5
2.1 輥卷板機 5
2.2 三輥卷板機 6
2.2.1 對稱式三棍卷板機結構及特點 6
2.2.2 不對稱三輥卷板機特點 6
2.3 方案的確定 7
第3章 傳動設計 8
3.1 傳動方案的分析及確定 8
3.2 主傳動系統(tǒng)的確定 9
3.2.1 副傳動系統(tǒng)的確定 9
第4章 動力設計 10
4.1 主電機的選擇和計算 10
4.1.1 上下輥的參數(shù)選擇計算 10
4.1.2 主電機的功率確定 11
4.2 上輥的設計計算校核 22
4.2.1上輥結構設計及受力圖 22
4.2.2 剛度校核 23
4.2.3 上輥強度校核 23
4.2.4 疲勞強度安全強度校核 24
4.2.5 上輥在卸料時的校核 25
4.3 下輥設計計算及校核 26
4.3.1下輥結構及受力圖 26
4.3.2下輥剛度校核： 27
4.3.3 下輥彎曲強度校核： 27
4.3.4 下輥疲勞強度校核 28
第5章 減速器的設計計算 31
5.1 傳動方案的分析和確定 31
5.2 減速器傳動裝置總的傳動比和各級傳動比的分配 31
5.2.1 總的傳動比 31
5.3傳動裝置各軸的參數(shù)計算 32
5.3.1 各軸轉速 32
5.3.2 各軸功率 32
5.3.3 各軸轉矩 32
5.4 齒輪傳動設計 33
5.4.1第一級傳動設計 33
5.4.2 第二級傳動設計： 37
5.4.3 第三級傳動設計： 41
5.5 蝸輪、蝸桿的傳動設計 44
5.5.1 材料選擇： 44
5.5.2 參數(shù)的設計： 44
5.6軸的設計校核計算： 46
5.6.1 四個軸的結構設計： 46
5.6.2 軸的校核計算： 47
5.7 軸承校核 52
5.7.1軸承參數(shù) 52
5.7.2求軸承受到的徑向力 53
5.7.3驗算軸承壽命 53
5.8 鍵的校核 53
結 論 54
參考文獻 55
致 謝 56
前 言
卷板機是一種將金屬板料彎卷成筒體、錐體、曲面體或其他形體的一 種專用鍛壓機械設備，廣泛用于鍋爐、造船、化工、金屬結構及機械制造 行業(yè)。本課題的研究旨在改進舊式卷板機的不足，提高生產率、降低工人勞動強度，滿足廠方對板料加工的生產需求。
卷板機的規(guī)格型號很多，按卷板機的機械結構和卷板機輥的數(shù)量劃分，有三輥卷板機和四輥卷板機之分，按輥的驅動方式有機械式卷板機和液壓式卷板機之分，卷板機結構相對簡單，三輥當中有一對側輥和一根上輥，其中上輥能夠上下移動。四輥卷板機結構相對復雜，有一對側輥和一根上輥和下輥，這種卷板機成本很高，但性能較好，卷制成品質量較好。各種卷板機，工作原理都相同，通過調整上輥和側輥的相對位置，使板料在輥之間逐漸彎曲變形，用主軸的正反轉使板料在輥之間來回運動直至板料產生塑性變形。隨著輥的相對位置的不斷調整，主軸不斷的往復正反轉運動，板料的塑性變形量逐漸加大，直至加工成符合要求的圓弧或圓通型成品。
本設計是關于對稱式三輥卷板機的設計，主要對卷板機上、下輥及減速器進行設計和計算。設計前部分詳細闡述了卷板機上、下輥結構設計和受力分析。板機結構型式為三輥對稱式, 在該結構中上輥下壓提供壓力,兩下輥做旋轉運動,為卷制板材提供扭矩。它具有結構簡單、體積小、重量輕、經濟、等優(yōu)點。
第1章 緒論
1．1 概述
卷板機是一種將金屬板材卷彎成筒形、弧形或其他形狀工件的通用設備。根據(jù)三點成圓的原理，利用工作輥相對位置變化和旋轉運動使板材產生連續(xù)的塑性變形，以獲得預定形狀的工件。該產品廣泛用于鍋爐、造船、石油、化工、木工、金屬結構及其它機械制造行業(yè)。
卷板機采用機械傳動以有幾十年的歷史，由于結構簡單，性能可靠，造價低廉，至今在中、小型卷板機中仍廣泛應用。
卷板機作為一個特殊的機器，它在工業(yè)基礎加工中占有重要的地位。凡是鋼材成型為圓柱型，幾乎都用卷板機輥制。其在汽車，軍工等各個方面都有應用。根據(jù)不同的要求，它可以輥制出符合要求的鋼柱，是一種相當實用的器械。
在國外一般以工作輥的配置方式來劃分。國內普遍以工作輥數(shù)量及調整形式等為標準實行混合分類，一般分為：
1）、三輥卷板機：包括對稱式三輥卷板機、非對稱式三輥卷板機、水平下調式三輥卷板機、傾斜下調式三輥卷板機、弧形下調式三輥卷板機和垂直下調式三輥卷板機等。
2）、四輥卷板機：分為側輥傾斜調整式四輥卷板機和側輥圓弧調整式四輥卷板機。
3）、特殊用途卷板機：有立式卷板機、船用卷板機、雙輥卷板機、錐體卷板機、多輥卷板機和多用途卷板機等。
卷板機采用機械傳動已有幾十年的歷史，由于結構簡單，性能可靠，造價低廉，至今在中、小型卷板機中仍廣泛應用。在低速大扭矩的卷板機上，因傳動系統(tǒng)體積龐大，電動機功率大，起動時電網波動也較大，所以越來越多地采用液壓傳動。近年來，有以液壓馬達作為源控制工作輥移動但主驅動仍為機械傳動的機液混合傳動的卷板機，也有同時采用液壓馬達作為工作輥旋轉動力源的全液壓式卷板機。
卷板機的工作能力是指板材在冷態(tài)下，按規(guī)定的屈服極限卷制最大板材厚度與寬度時最小卷筒直徑的能力。
國內外采用冷卷方法較多。冷卷精度較高，操作工藝簡便，成本低廉，但對板材的質量要求較高（如不允許有缺口、裂紋等缺陷），金相組織一致性要好。
當卷制板厚較大或彎曲半徑較小并超過設備工作能力時，在設備允許的前提下可采用熱卷的方法。有些不允許冷卷的板材，熱卷剛性太差，則采用溫卷的方法。
卷板機是一種通用性及適應性較高的彎曲整形機械。為提高卷板機的工作效率，提高制品的加工精度，減輕勞動強度，改善工作條件，通常采用板料送料工作臺、輔助操作機械、托架平臺以及支承滾道等輔助設備。國外有些廠家已有配上自動焊接機、下料機械手等成線或單元供貨。
1．2 卷板機的分類
卷板機（Rolling Machine）是對板料進行連續(xù)點彎曲的塑形機床。
卷板機由于使用的領域不同，種類也就不同。
卷板機按其抱輥數(shù)目分：
1）八輥式卷板機；
2）四輥式卷板機；
3）三輥式卷板機；
4）二輥式卷板機。
卷板機按其卷筒結構分：
1）連桿式卷板機，其卷筒結構基本原理與鏈板式張力卷取機相同；
2）斜契式卷板機，其卷筒結構基本原理與棱錐式張力卷取機相同。
卷板機按其抱輥滑移動移動方式分：
1）滑道式卷板機，抱輥輥架可延滑道移動；
2）無滑道式卷板機，抱輥輥架的移動，不是在滑道內滑動來實現(xiàn)，而是直接由連桿來實現(xiàn)的。
1．3 卷板機的發(fā)展趨勢
加入WTO后我國卷板機工業(yè)正在步入一個高速發(fā)展的快道，并成為國民經濟的重要產業(yè)，對國民經濟的貢獻和提高人民生活質量的作用也越來越大。預計“十五”期末中國的卷板機總需求量為600萬輛，相關裝備的需求預計超過1000億元。到2010年，中國的卷板機生產量和消費量可能位居世界第二位，僅次于美國。而其在裝備工業(yè)上的投入力度將會大大加強，市場的競爭也愈演愈烈，產品的更換也要求卷板機裝備工業(yè)不斷在技術和工藝上取得更大的優(yōu)勢：1.從國家計委立項的情況看，卷板機工業(yè)1000萬以上投入的項目達近百項；2.卷板機工業(yè)已建項目的二期改造也將會產生一個很大的用戶群；3.由于卷板機的高利潤，促使各地政府都紛紛投資（國家投資、外資和民間資本）卷板機制造。其次，跨國公司都開始將最新的車型投放到中國市場，并計劃在中國加大投資力度，擴大產能，以爭取中國更大的市場份額。民營企業(yè)的崛起以及機制的敏銳使其成為卷板機工業(yè)的新寵，民營企業(yè)已開始成為卷板機裝備市場一個新的亮點。
卷板機制造業(yè)作為機床模具產業(yè)最大的買方市場，其中進口設備70%用于卷板機，同時也帶動了焊接、涂裝、檢測、材料應用等各個行業(yè)的快速發(fā)展。卷板機制造業(yè)的技術革命，將引起裝備市場的結構變化：數(shù)控技術推動了卷板機制造企業(yè)的歷史性的革命，數(shù)控機床有著高精度、高效率、高可靠性的特點，引進數(shù)控設備在增強企業(yè)的應變能力、提高產品質量等方面起到了很好的作用，促進了我國機械工業(yè)的發(fā)展。因此，至2010年，卷板機工業(yè)對制造裝備的需求與現(xiàn)在比將增長12%左右，據(jù)預測，卷板機制造業(yè)：對數(shù)控機床需求將增長26%；對壓鑄設備的需求將增長16%；對纖維復合材料壓制設備的需求增長15%；對工作壓力較高的擠或沖壓設備需求增長12%；對液壓成形設備需求增長8%；對模具的需求增長36%；對加工中心需求增長6%；對硬車削和硬銑消機床的需求增長18%；對切割機床的需求增長30%；對精密加工設備的需求增長34%；對特種及專用加工設備需求增長23%；對機器人和制造自動化裝置的需求增長13%；對焊接系統(tǒng)設備增長36%；對涂裝設備的需求增長8%，對質檢驗與測試設備的需求增長16%。
在今后的工業(yè)生產中，卷板機會一直得到很好的利用。它能節(jié)約大量的人力物力用以彎曲鋼板?？梢哉f是不可缺少的高效機械。時代在發(fā)展，科技在進步，國民經濟的高速發(fā)展將對這個機械品種提出越來越高的要求，將促使這個設計行業(yè)的迅速發(fā)展。
第2章 小型卷板機結構及特點分析
2.1 輥卷板機
雙輥卷板機的原理如圖2.1所示：
2.1雙輥卷板機工作原理圖
上輥是鋼制的剛性輥，下輥是一個包有彈性的輥，可以作垂直調整。當下輥旋轉時，上輥及送進板料在壓力作用下，壓人下輥的彈性層中，使下輥發(fā)生彈性變形。但因彈性體的體積不變，壓力便向四面?zhèn)鬟f，產生強度很高，但分布均勻的連續(xù)作用的反壓力，迫使板料與剛性輥連續(xù)貼緊，目的是使它隨著旋轉而滾成桶形。上輥壓人下輥的深度，既彈性層的變形量，是決定所形成彎曲半徑的主要工藝參數(shù)。根據(jù)實驗研究，壓下量越大，板料彎曲半徑越小；但當壓人量達到某一數(shù)值時，彎曲半徑趨于穩(wěn)定，與壓下量幾乎無關，這是雙輥卷板機工藝的一個重要特征。
雙輥卷板機具有的優(yōu)點：1.不必端頭彎曲，加工速度快；2.在一次行程中有做高精度成型的可能；3.板坯即使是經過沖孔、切口、起伏成型等加工，也不致產生折裂及不規(guī)則翹曲等；4.不產生皺折，不在制件表面造成劃痕；5.如果把棍輪的壓下量取大，即使倆棍輪的間距有所變動而制件的直徑也不發(fā)生變化，因此設備精度不是很高也行，使用的是簡單的裝置等等。
另一方面，二棍卷板機的缺點是1.由于相對于制件直徑的每一個變化都需要制作導向輥輪，故不適于多品種小批量生產； 2.不能做厚板的加工（最大加工板料6~9mm）。
2.2 三輥卷板機
三輥卷板機是目前最普遍的一種卷板機。利用三輥滾彎原理，使板材彎曲成圓形，圓錐形或弧形工作。
2.2.1 對稱式三棍卷板機結構及特點
對稱式三棍卷板機，由工作輥、機架、傳動系統(tǒng)和機座等組成。通常兩個下輥為主動輥，相對于上輥作對稱布置，上輥為從動輥，可垂直調節(jié)，所以也稱對稱上調式三棍卷板機。機器一側安裝有傾倒軸承，稱為機器的傾倒側，另側安裝有傳動系統(tǒng)，稱為機器的傳動側。除去全機械傳動的對稱式三棍卷板機，還有半液壓半機械傳動的對稱式三棍卷板機。傳動側的翹起機構和傾倒側的軸承傾倒機構均是為方便卸下卷制成形的筒件。通過傾倒機構能把軸承體傾倒85°~90°，翹起機構可把上工作輥翹起1°~3°。在中小型對稱式三棍卷板機中大多采用手動傾倒機構和手動翹起機構。在大型的對稱式三棍卷板機中，大多采用液壓驅動的翹起機構傾倒機構。
結構簡單、緊湊，質量輕、易于制造、維修、投資小、兩側輥可以做的很近。形成較準確，但剩余直邊大。一般對稱三輥卷板機減小剩余直邊比較麻煩。
2.2.2 不對稱三輥卷板機特點
剩余邊小，結構簡單，但坯料需要調頭彎邊，操作不方便，輥筒受力較大，彎卷能力較小。所謂理論剩余直邊，就是指平板開始彎曲時最小力臂。其大小與設備及彎曲形式有關。如圖2.2所示：
圖2.2三輥卷板機工作原理圖
對稱式三輥卷板機剩余直邊為兩下輥中心距的一半。但為避免板料從滾筒間滑落，實際剩余直邊常比理論值大。一般對稱彎曲時為板厚6～20倍。由于剩余直邊在校圓時難以完全消除，所以一般應對板料進行預彎，使剩余直邊接近理論值。
不對稱三輥卷板機，剩余直邊小于兩下輥中心的一半，如圖2.2所示，它主要卷制薄筒（一般在32×3000以下）。
2.3 方案的確定
通過上節(jié)一般小型卷板機結構特點的分析，根據(jù)各種類型卷板機的特點，再根據(jù)三輥卷板機的不同類型所具有的特點，最后形成本設計方案，12×2000對稱上調三輥卷板機。
雙輥卷板機不需要預彎、結構簡單，但彎曲板厚受限制，只適合小批量生產。雖然三輥卷板機不能預彎，但是可以通過手工或其它方法進行預彎。
第3章 傳動設計
對稱上調式三輥卷板機如圖3所示：
它是以兩個下輥為主動輪 ，由主動機、聯(lián)軸器、減速器及開式齒輪副驅動。上輥工作時，由于鋼板間的摩擦力帶動。同時作為從動軸，起調整擠壓的作用。由單獨的傳動系統(tǒng)控制，主要組成是：上輥升降電動機、減速器、蝸輪副、螺母。工作時，由蝸輪副轉動蝸輪內螺母，使螺桿及上輥軸承座作升降運動。兩個下輥可以正反兩個方向轉動，在上輥的壓力下下輥經過反復的滾動，使板料達到所需要的曲率，形成預計的形狀。
3.1 傳動方案的分析及確定
卷板機傳動系統(tǒng)分為兩種方式：齒輪傳動和皮帶傳動。
皮帶傳動方式具有傳動平穩(wěn)，噪音下的特點，同時以起過載保護的作用，這種傳動方式主要應用于具有一個主動輥的卷板機。
齒輪傳動方式具有工作可靠，使用壽命長，傳動準確，效率高，結構緊湊，功率和速度適用范圍廣等特點。
所設計的是三輥卷板機，具有兩個主動輥，而且要求結構緊湊，傳動準確，所以選用齒輪傳動
3.2 主傳動系統(tǒng)的確定
圖3.2傳動系統(tǒng)
所以選用了圓柱齒輪減速器，減速器通過聯(lián)軸器和齒輪副帶動兩個下輥工作。
3.2.1 副傳動系統(tǒng)的確定
為調整上下輥間距，由上輥升降電動機通過減速器，蝸輪副傳動蝸輪內螺母，使螺桿及上輥軸承座升降運動，副傳動系統(tǒng)如圖3.2所示。
第4章 動力設計
4.1 主電機的選擇和計算
4.1.1 上下輥的參數(shù)選擇計算
1. 已知設計參數(shù)：
加工板料：Q235-A 屈服強度：σs=235MPa 抗拉強度：σb=420MPa
輥材：50 Mn 屈服強度：σs=930MPa 抗拉強度：σb=1080MPa
硬度：HBS≤229HB
板厚：s=8-12 mm 板寬：b=2000mm
滾筒與板料間的滑動摩擦系數(shù)：m=0.18
滾筒與板料間的滾動摩擦系數(shù)：f =0.8（冷卷）
無油潤滑軸承的滑動摩擦系數(shù)：=0.05
板料截面形狀系數(shù)：K1=1.5 （矩形）
板料相對強化系數(shù)：K0=11.6 （A3鋼）
板料彈性模量： E=2.06×105 MPa
卷板速度：V≥6 m/min
2. 確定卷板機基本參數(shù)
下輥中心矩：t=(12~14)s =390mm
上輥直徑：
下輥直徑：
上輥軸直徑：
下輥軸直徑：
最小卷圓直徑：
筒體回彈前直徑：
其中。
4.1.2 主電機的功率確定
因在卷制板材時，板材不同成形量所需的電機功率也不相同，所以要確定主電機功率，板材成形需按四次成形計算：
1．成形40%時
1）板料變形為40%的基本參數(shù)
2）板料由平板開始彎曲時的初始彎矩M1
其中W為板材的抗彎截面模量：
3）板料變形40%時的最大彎矩M0.4
4）
上輥受力：
下輥受力：
5）消耗于摩擦的摩擦阻力矩
6）板料送進時的摩擦阻力矩
7）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩
8）卷板機空載扭矩
空載扭矩與主動輥、板材以及聯(lián)軸節(jié)的重量有關，一般忽略不計。
9）卷板機送進板料時的力矩
10）卷板時板料不打滑的條件：
，所以滿足。
11）驅動功率：
2．成形70%時
1）板料變形為70%的基本參數(shù)
2）板料變形70%時的最大彎矩M0.7
3）
上輥受力：
下輥受力：
4）消耗于摩擦的摩擦阻力矩
5）板料送進時的摩擦阻力矩
6）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩
7）卷板機送進板料時的力矩
8）卷板時板料不打滑的條件：
，所以滿足。
9）驅動功率：
3．成形90%時
1）板料變形為90%的基本參數(shù)
2）板料變形90%時的最大彎矩M0.9
3）
上輥受力：
下輥受力：
4）消耗于摩擦的摩擦阻力矩
5）板料送進時的摩擦阻力矩
6）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩
7）卷板機送進板料時的力矩
8）卷板時板料不打滑的條件：
，所以滿足。
9）驅動功率：
4．成形100%時
1）板料變形為100%的基本參數(shù)
2）板料變形100%時的最大彎矩M1.0
3）
上輥受力：
下輥受力：
4）消耗于摩擦的摩擦阻力矩
5）板料送進時的摩擦阻力矩
6）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩
7）卷板機送進板料時的力矩
8）卷板時板料不打滑的條件：
，所以滿足。
9）驅動功率：
綜合上述的計算結果總匯與表4
表4計算結果總匯
成形量
計算結果
40%
70%
90%
100%
簡體直徑（mm）
1266.518
723.724
562.899
506.607
簡體曲率半徑R’(mm)
639.259
367.862
287.45
259.304
初始變形彎矩M1(kgf·mm)
村料受到的最大變形彎矩M(kgf·mm)
1.692×107
1.815×107
1.905×107
1.965×107
1.995×107
上輥受力Pa(kgf)
2.325×105
2.376×105
2.503×105
2.972×105
下輥受力Pc(kgf)
1.197×105
1.289×105
1.419×105
1.281×105
村料變形彎矩Mn1(kgf·mm)
3.292×106
1.869×106
1.766×106
8.972×105
摩擦阻力扭矩Mn2
2.321×106
2.428×106
2.615×106
2.725×106
材料送進時摩擦阻力扭矩Mn3
1.381×106
1.423×106
1.509×106
1.727×106
空載力矩
0
拉力引起摩擦扭矩Mn4
1.519×105
1.308×105
1.064×105
8.529×104
Mn1+Mn3
4.673×106
4.024×106
3.275×106
2.624×106
總力矩M0
5.171×106
5.568×106
4.964×106
5.534×106
驅動力矩Mn
5.769×106
5.119×106
4.497×106
4.485×106
驅動功率N (kw)
7.954
7.408
7.151
7.019
5．主電機的選擇：
由表4.1可知，成形量為40%時所需的驅動功率最大，考慮工作機的安全系數(shù)，電動機的功率選11kw。
因YZ系列電機具有較大的過載能力和較高的機械強度，特別適用于短時或斷續(xù)周期運行、頻繁起動和制動、正反轉且轉速不高、有時過負荷及有顯著的振動與沖出的設備。其工作特性明顯優(yōu)于Y系列電機，故選YZ160L—6型電機，其參數(shù)如下：
N=11kw； r=953r/min； Fa=40%； G=160kw。
升降電動機選擇YD系列變極多速三相異步電動機，能夠簡化變速系統(tǒng)和節(jié)能。故選擇YD90S—6/4，其參數(shù)如下：
N=0.65kw； r=1000r/min； G=15kg。
4.2 上輥的設計計算校核
4.2.1上輥結構設計及受力圖
由上部分計算可知輥筒在成形100%時受力最大：
故按Pamax計算，其受力圖4.1：
圖4.1上輥受力圖
4.2.2 剛度校核
撓度：
確定公式各參數(shù)：
（Ia為軸截面的慣性矩）
得：
因為，所以上輥剛度滿足要求。
4.2.3 上輥強度校核
危險截面為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ，因Ⅰ、 Ⅲ相同，且，所以只需校核Ⅰ、Ⅱ處：
Ⅰ：
Ⅱ：
故安全，強度合乎條件。
4.2.4 疲勞強度安全強度校核
50Cr：
在截面Ⅰ、Ⅱ處，所以只需校核Ⅱ、Ⅲ處：
Ⅱ處：r=0
則
因上輥轉矩T=0，故：
應力集中系數(shù) 表面質量系數(shù)
尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力
Ⅲ處：
故：疲勞強度滿足條件。
4.2.5 上輥在卸料時的校核
根據(jù)上輥的受力情況，只需考慮彎曲強度即可，卸料時其受力如下圖4.2：
板重：
上輥重：
總重：
圖4.2 上輥卸料受力圖
由受力圖4.2可知：
故：卸料時彎曲強度滿足。
4.3 下輥設計計算及校核
4.3.1下輥結構及受力圖
下輥受力如圖4.3
圖4.3 下輥受力圖
受力：k 主電機
齒輪嚙合效率： 聯(lián)軸器效率： 軸承效率：
總傳動效率：
轉矩：
4.3.2下輥剛度校核：
撓度：
I為軸截面的慣性矩：
故：安全。
4.3.3 下輥彎曲強度校核：
由受力圖知彎曲強度危險截面在Ⅱ、Ⅲ處：
Ⅱ處：
安全系數(shù)：
Ⅲ處：
安全系數(shù) 故安全，故彎曲強度滿足。
4.3.4 下輥疲勞強度校核
初選Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ截面：
Ⅰ、Ⅲ同類；Ⅳ、Ⅴ同類；Ⅱ、Ⅳ處：；Ⅰ、Ⅳ處：
顯然 ， 故僅校核Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ即可。
疲勞強度校核公式
Ⅱ截面：
應力集中系數(shù) 表面質量系數(shù)
尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力
應力集中系數(shù) 表面質量系數(shù)尺寸影響系數(shù)
彎曲平均應力和應力副
所以：截面Ⅱ處滿足疲勞強度要求。
Ⅲ截面：
應力集中系數(shù) 表面質量系數(shù)
尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力
應力集中系數(shù) 表面質量系數(shù)尺寸影響系數(shù)
彎曲平均應力和應力副
故滿足疲勞強度要求。
Ⅳ截面：
，
應力集中系數(shù) 表面質量系數(shù)
尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應力
應力集中系數(shù) 表面質量系數(shù)尺寸影響系數(shù)
彎曲平均應力和應力副
故滿足疲勞強度要求。
剛度條件滿足。 滿足彎曲強度要求。
第5章 減速器的設計計算
5.1 傳動方案的分析和確定
本設計的卷板機卷板時所需的大功率是由一個主電機通過減速器傳遞給個下輥來獲得的，為了避免兩下輥發(fā)生干涉，故減速器采用對稱式結構。又因減速器轉速較高，而減速器輸也軸轉速較低，故總傳動比較大?？紤]到經濟性，故采用結構簡單、展開式的減速器。傳動方案如圖5.1：
圖5.1 減速器結構圖
5.2 減速器傳動裝置總的傳動比和各級傳動比的分配
5.2.1 總的傳動比
n0=7.074r/min ni=953r/min
5.2.2 傳動比的分配
考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，?。?
故：
5.3傳動裝置各軸的參數(shù)計算
5.3.1 各軸轉速
5.3.2 各軸功率
各軸輸入效率：η1=0.97 聯(lián)軸器效率：η2=0.99 軸承：η3=0.98
Ⅰ軸： PⅠ=P0η01=11×0.99＝10.89lw
Ⅱ軸： PⅡ=PⅠη12=10.89×0.98×0.97＝10.352kw
Ⅲ軸： PⅢ=PⅡη23=10.352×0.98×0.97＝9.841kw
Ⅳ軸： PⅣ=PⅢη34=9.841×0.98×0.97＝9.355kw
5.3.3 各軸轉矩
電動機軸：
Ⅰ軸：
Ⅱ軸：
Ⅲ軸：
Ⅳ軸：
將上述結果匯總于表5.1以備查用。
表5.1 減速器參數(shù)表
軸名
功率(kw)
轉矩T(N·m )
轉速n(r/min)
傳動比i
效率η
電動機 軸
11
110.231
953
1
0.99
Ⅰ軸
10.89
109.129
953
0.97
6.2
Ⅱ軸
10.352
6432.170
153.710
0.97
4.8
Ⅲ軸
9.841
2934.814
32.023
0.97
4.527
Ⅳ軸
9.355
12623.382
7.071
0.97
5.4 齒輪傳動設計
因合金結構鋼比碳素調質鋼具有較好塑性和韌性，即有較好的綜合機械性能，再綜合卷板機的工作特性：低速、大功率、交變負荷，所以選擇較為適合的合金結構鋼40Cr。對于大型減速器，為了提高箱體的強度，選用箱體材料為鑄鐵或鑄鋼。
5.4.1第一級傳動設計
1.齒輪參數(shù)選擇
1）選用圓柱直齒傳動。
2）材料熱處理：因此級傳遞功率校大，磨損嚴重，考慮磨損對齒輪強度的削弱，齒輪材料為40Cr，表面需調質處理，齒面硬度為48－55HRC。
3）選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。
4）選小齒輪數(shù)：Z1=24, Z2=uZ1=148.8，Z2取149
齒數(shù)比：u= 6.2 由于u>5所以采用斜齒β=15°
2.按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸
(1)確定公式內各參數(shù)
a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3
b)小齒輪傳遞扭矩：T1=1.093×105 N·mm
c)齒寬系數(shù)：
材料的彈性影響系數(shù)： 取α=20°
其中
e)按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限：
f)計算應力循環(huán)次數(shù)：
N1=60n1JLn=60×953×1×（2×8×300×15）＝4.117×109
N2=4.117/6.2=6.64×108
g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)：ZN1=1.0 ZN2=1.0
h)計算接觸疲勞許用應力：
安全系數(shù)S＝1
所以：
（2）計算
a)試算小齒輪分度直徑d1t：
b)計算圓周速度V：
c)齒寬b：
d)齒寬與齒高之比b/h：
模數(shù)： m t＝d1t/Z1＝52.53/24＝2.195mm
齒高： h＝2.25mt＝2.25×2.195＝4.939mm
齒高之比 ： b/h＝47.407/4.939＝9.599
e)計算載荷系數(shù)：根據(jù)v=2.621m/s，7級精度
動載荷系數(shù)：Kv=1.11 KHα=KFα=1.4 使用系數(shù)：KA=1 KHβ=1.41
KFβ=1.46
故載荷系數(shù)：
K=KHKVKHαKHβ=1×1.11×1.41×1.4=2.191
f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：
g)計算模數(shù)m：
m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm
3.按齒根彎曲強度設計：
(1)確定公式內的各計算數(shù)值
a)查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限：
b)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：
c)計算彎曲疲勞許用應力：
取安全系數(shù)S＝1.4
d)計算載荷系數(shù)K：
e)查取齒形系數(shù)：
f)查取應力校正系數(shù)：
g)計算大小齒輪的并加以比較：
故小齒輪數(shù)值較大。
(2)模數(shù)設計算
因為齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強度計算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關，又因齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m＝1.68mm，圓整后m＝2mm。校正后的分度圓直徑d1=64mm。
齒數(shù)Z1、、Z2： Z1=d1/m=64/2=32 取Z1=32 Z2=i1×Z1=200
β確定：
4.幾何尺寸計算
a)兩齒輪的分度圓直徑：
b)中心距： a=(d1+d2)/2=241mm
c)齒寬： 故?。篵1=65 ，b2=60。
5.驗算
故：假設正確，設計合理。
5.4.2 第二級傳動設計：
1．齒輪參數(shù)選擇
1）選用圓柱直齒傳動
2）材料熱處理：因此級傳遞功率校大，磨損嚴重，考慮磨損對齒輪強度的削弱，齒輪材料為40Cr，表面需調質處理，齒面硬度為48－55HRC。
3）選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。
4）選小齒輪數(shù)：Z1=24, Z2=iⅡ×Z1=4.8×24=115. Z2取116 齒數(shù)比：u= 4.8
2．按齒面接觸強度公式設計
(1)確定公式內各參數(shù)
a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3
b)小齒輪傳遞扭矩：T1=6.432×105 N·mm
c)齒寬系數(shù)： 材料的彈性影響系數(shù)：
d) 按齒面硬度中間值52HRC,查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限：
e)計算應力循環(huán)次數(shù)：
N1=60n1JLn=60×153.71×1×（2×8×300×15）＝6.64×108
N2=6.64×108/4.8=1.383×108
f)接觸疲勞壽命系數(shù): ZN1=1.0 ZN2=1.0
g)計算接觸疲勞許用應力：安全系數(shù)S＝1
所以：
(2)計算
a)試算小齒輪分度直徑d1t：
b)計算圓周速度：
c)齒寬b：
d)齒寬與齒高之比b/h：
模數(shù)：m t＝d1t/Z1＝71.44/24＝2.99mm
齒高：h＝2.25mt＝2.25×2.99＝6.723mm
齒高之比：b/h＝64.57/6.728＝9.597
e)計算載荷系數(shù)：
動載荷系數(shù)：Kv=1.03 KHα=KFα=1.1
使用系數(shù)：KA=1 KHβ=1.323 KFβ=1.39
故載荷系數(shù)：
K=KHKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.323=1.499
f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：
g)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm
3.按齒根彎曲強度設計
(1)確定公式內的各參數(shù)
a)查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限：
b)彎曲疲勞壽命系數(shù)：
c)計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S＝1.4
d)計算載荷系數(shù)K：
e)查取齒形系數(shù)：
f)查取應力校正系數(shù)：
g)計算大小齒輪的并加以比較：
因為：
所以小齒輪的數(shù)值較小。
(2)模數(shù)設計計算
因為齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強度計算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關，又因齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m＝3.227mm，圓整后m＝4mm。校正后的分度圓直徑d1=71.744mm。
齒數(shù)Z1、、Z2：Z1=d1/m=71.744/4=21.7 取Z1=25 Z2=iⅡ×Z1=120
4. 幾何尺寸計算
a兩齒輪的分度圓直徑：
b)中心距： a=(d1+d2)/2=290mm
c)齒寬： 故取b1=90 ，b2=85。
5. 驗算：
故：假設正確，設計合理。
5.4.3 第三級傳動設計：
1．齒輪參數(shù)選擇
1）選用圓柱直齒傳動
2）材料熱處理：因此級傳遞功率校大，磨損嚴重，考慮磨損對齒輪強度的削弱，齒輪材料為40Cr，表面需調質處理，齒面硬度為48－55HRC。
3）選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。
4）選小齒輪數(shù)：Z1=28, Z2=iⅡ×Z1=4.527×28=126.76 Z2取127
齒數(shù)比：u= 4.527
2．按齒面接觸強度公式
(1) 確定公式內各參數(shù)
a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3
b)小齒輪傳遞扭矩：T1=2.935×106 N·mm
c)得齒寬系數(shù)： 材料的彈性影響系數(shù)：
d) 按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限：
f)計算應力循環(huán)次數(shù)：
N1=60n1JLn=60×32.023×1×（2×8×300×15）＝1.383×108
N2=1.383×108/4.527=3.06×107
g)接觸疲勞壽命系數(shù)：ZN1=1.0 ZN2=1.02
h)計算接觸疲勞許用應力：安全系數(shù)S＝1
因為所以
(2)計算
a) 試算小齒輪分度直徑d1t：
b)計算圓周速度：
c)齒寬b：
d)齒寬與齒高之比b/h：
模數(shù)： m t＝d1t/Z1＝118.09/28＝4.217mm
齒高： h＝2.25mt＝2.25×4.217＝9.488mm
齒高之比： b/h＝119/9.488＝11.2
e)計算載荷系數(shù)：
動載荷系數(shù)：Kv=1.02 KHα=KFα=1.1 KA=1 KHβ=1.329 KFβ=1.39
故載荷系數(shù)： K=KHKVKHαKHβ=1×1.02×1. 1×1.329=1.491
f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：
g)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm
3. 按齒根彎曲強度設計
(1) 確定公式內的各參數(shù)
a)由文獻查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限：
b)由文獻查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：
c)計算彎曲疲勞許用應力： 取安全系數(shù)S＝1.4
d)計算載荷系數(shù)K：
e)查取齒形系數(shù)：
f)查取應力校正系數(shù)：
g)計算大小齒輪的并加以比較：
故小齒輪數(shù)值較大。
2）模數(shù)設計計算
因為齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強度計算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關，又因齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m＝4.976mm，圓整后m＝5mm。校正后的分度圓直徑d1=124mm。
齒數(shù)Z1、Z2：Z1=d1/m=124/5=25 取Z1=25 Z2=iⅢ×Z1=114
4. 幾何尺寸計算
a)分度圓直徑：d1=Z1×m=25×5=125mm d2=Z2×m=114×5=570mm
b)中心距： a=(d1+d2)/2=347.5mm
c)齒寬： 故取b1=115 b2=110
5. 驗算
故：假設正確，設計合理。
5.5 蝸輪、蝸桿的傳動設計
蝸桿傳遞名義功率8.35kw，轉速n1=100r/min，傳動比i=40。蝸桿傳動的主要參數(shù)有模數(shù)、壓力角、蝸桿頭數(shù)、蝸輪齒蝸桿中圓直徑及蝸桿直徑系數(shù)。按照蝸桿的形狀，蝸桿傳動可分為圓柱蝸桿傳動、環(huán)面蝸桿傳動和錐蝸桿傳動等。環(huán)面蝸桿傳動具有的特點：同時齒合的齒的對數(shù)多，輪齒受力情況得到較大改善，其承受能力高于普通圓柱蝸桿傳動。由于傳動三輥卷板機上輥的上下運動需要較大的強度，所以我選擇包絡環(huán)面蝸桿傳動。
5.5.1 材料選擇：
蝸桿：40Cr，表面淬火，HRC50齒面粗糙度Ra0.8
蝸輪：ZCuSn10P1，傳動選用8級精度，標準側隙，三棍卷板機間隙工作。
5.5.2 參數(shù)的設計：
1. 求傳動的中心距書：
式中，K1、K2、K3、K分別為： 1、1.0、0.8、1
由文獻查得a=175mm，取成標準值a=180mm
2. 主要幾何尺寸計算
Z1=1，Z2=40
da2=312mm, diz=245mm, de2=315mm
b2=38mm, Ra2=40mm, db=125mm
其余項目由公式計算得：
蝸輪端面模數(shù)：
徑向間隙和根部圓角半徑： c=r=0.2m=1.504mm
齒頂高： ha=0.75m=5.64mm 齒根高：hf=ha+c=7.144mm
蝸輪分度圓直徑 ：d2=da2-2ha=300.72mm
蝸輪齒根圓直徑 ：df2=d2-2hf=286.432mm
蝸桿分度圓直徑 ：d1=2a-d2=48mm
蝸桿喉部齒根圓直徑 ：df1=da-2hf=48-2×7.144=33.712mm
蝸桿喉部齒頂圓直徑 ：da1=d1+2ha=59.28mm
蝸桿齒頂圓弧半徑 ：Ra1=a-0.5da1=150.36mm
蝸桿齒根圓弧半徑 ：Rf1=a-0.5df1=163.144mm
周節(jié)角 ：
蝸桿包容蝸輪齒數(shù) ：Z’=Z2/10=4
蝸桿工作包角之半 ：
蝸桿工作部分長度 ：
蝸桿最大根徑：
蝸桿最大外徑 ：
蝸桿喉部螺旋導角 ：
分度圓壓力角 ：
5.6軸的設計校核計算：
5.6.1 四個軸的結構設計：
各軸材料為40Cr， A0=104.5mm。
I軸：P=10.89kw nⅠ=953r/min
取dⅠ=30mm，故I軸可設計為齒輪軸。
軸I的結構如圖5.2
圖5.2 軸Ⅰ結構圖
軸II： P=10.352kw n=153.71r/min A0=104.5mm
軸II結構如圖5.3
圖5.3 軸Ⅱ結構圖
軸III：P=9.841kw n=32.023r/min A0=104.5mm
軸III的結構圖5.4
圖5.4 軸Ⅲ結構圖
軸Ⅳ： P=9.355kw n=7.071r/min
由材料40Cr查表取得：A0=104.5
軸Ⅳ的結構簡圖5.5：
圖5.5 軸Ⅳ圖
因小軸直徑dⅠ－Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相配合的，故需先選定聯(lián)軸器。計算聯(lián)軸器轉矩：Tca=KAT3=1.184×1.262×104=14942.08 N·m。
選用ZL10聯(lián)軸器（GB5015－85 ），其公稱轉矩為31500N·m。
5.6.2 軸的校核計算：
1. 軸的彎矩計算
由于Ⅳ軸的作為輸出軸其轉速最小，扭距最大故只對Ⅳ軸進行校核計算。Ⅳ軸的支承跨距L=155+14+108+60=337mm。由軸結構圖5.5和彎距的計算得出截面B是軸的危險截面，根據(jù)受力圖繪出軸的彎矩、扭矩圖和當量彎矩圖5.6。
B面受力分析：
a) 轉矩：T＝1.26×107 N·mm b) 直徑：已知d=570mm
c) 求圓周力：Ft=2T/d=44211N
d) 求徑向力Fr: Fr=Ft×tanα=44211×tan200=16091.316N
e) 求支反力：RV1 、 RV2 、 RH1 、 RH2
RV1＝11579.063N, RV2＝4512.253N
RH1＝31813.555N , RH2＝12397.455N
f)彎矩： MH=3.706×106 N.mm MV= 1.349×106 N·mm
g)總彎矩：
h)扭矩： αT=0.6×1.25×107=7.56×106N·mm（α＝0.6）
i) 計算當量彎矩：
圖5.6軸Ⅳ彎扭距圖
將上述結果列表5.2：
表5.2 軸Ⅳ彎扭距計算結果
載荷
水平面H
垂直面
支反力R(N)
RH1=31813.553N RH2=12397.455N
RV1=11579.063N RV2=4512.253N
彎矩M(N·mm)
MH=1