0053-三輥卷板機(jī)設(shè)計(jì)
0053-三輥卷板機(jī)設(shè)計(jì),三輥卷,板機(jī),設(shè)計(jì)
畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1概述
機(jī)械加工行業(yè)在我國有著舉足輕重的地位,它是國家的國民經(jīng)濟(jì)命脈。作為整個(gè)工業(yè)的基礎(chǔ)和重要組成部分的機(jī)械制造業(yè),任務(wù)就是為國民經(jīng)濟(jì)的各個(gè)行業(yè)提供先進(jìn)的機(jī)械裝備和零件。它的規(guī)模和水平是反映國家的經(jīng)濟(jì)實(shí)力和科學(xué)技術(shù)水平的重要標(biāo)志,因此非常值得重視和研究。
卷板機(jī)是一種將金屬板材卷彎成筒形、弧形或其它形狀工件的通用設(shè)備。根據(jù)三點(diǎn)成圓的原理,利用工件相對位置變化和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動使板材產(chǎn)生連續(xù)的塑性變形,以獲得預(yù)定形狀的工件。該產(chǎn)品廣泛用于鍋爐、造船、石油、木工、金屬結(jié)構(gòu)及其它機(jī)械制造行業(yè)。
卷板機(jī)作為一個(gè)特殊的機(jī)器,它在工業(yè)基礎(chǔ)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(jī)輥制。其在汽車,軍工等各個(gè)方面都有應(yīng)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(dāng)實(shí)用的器械。
在國外一般以工作輥的配置方式來劃分。國內(nèi)普遍以工作輥數(shù)量及調(diào)整形式等為標(biāo)準(zhǔn)實(shí)行混合分類,一般分為:
1、三輥卷板機(jī):包括對稱式三輥卷板機(jī)、非對稱式三輥卷板機(jī)、水平下調(diào)式三輥卷板機(jī)、傾斜下調(diào)式三輥卷板機(jī)、弧形下調(diào)式三輥卷板機(jī)和垂直下調(diào)式三輥卷板機(jī)等。
2、四輥卷板機(jī):分為側(cè)輥傾斜調(diào)整式四輥卷板機(jī)和側(cè)輥圓弧調(diào)整式四輥卷板機(jī)。
3、特殊用途卷板機(jī):有立式卷板機(jī)、船用卷板機(jī)、雙輥卷板機(jī)、錐體卷板機(jī)、多輥卷板機(jī)和多用途卷板機(jī)等。
卷板機(jī)采用機(jī)械傳動已有幾十年的歷史,由于結(jié)構(gòu)簡單,性能可靠,造價(jià)低廉,至今在中、小型卷板機(jī)中仍廣泛應(yīng)用。在低速大扭矩的卷板機(jī)上,因傳動系統(tǒng)體積龐大,電動機(jī)功率大,起動時(shí)電網(wǎng)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(dá)作為源控制工作輥移動但主驅(qū)動仍為機(jī)械傳動的機(jī)液混合傳動的卷板機(jī),也有同時(shí)采用液壓馬達(dá)作為工作輥旋轉(zhuǎn)動力源的全液壓式卷板機(jī)。
卷板機(jī)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(shí)最小卷筒直徑的能力。國內(nèi)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(zhì)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(dāng)卷制板厚較大或彎曲半徑較小并超過設(shè)備工作能力時(shí),在設(shè)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。
1.2卷板機(jī)的原理
1.2.1 卷板機(jī)的運(yùn)動形式
卷板機(jī)的運(yùn)動形式可以分為主運(yùn)動和輔運(yùn)動兩種形式的運(yùn)動。主運(yùn)動是指構(gòu)成卷板機(jī)的上輥和下輥對加工板材的旋轉(zhuǎn)、彎折等運(yùn)動,主運(yùn)動完成卷板機(jī)的加工任務(wù)。輔運(yùn)動是卷板機(jī)在卷板過程中的裝料、下料及上輥的升降、翹起以及倒頭架的翻轉(zhuǎn)等形式的運(yùn)動。
該機(jī)構(gòu)形式為三輥對稱式,上輥在兩下輥中央對稱位置作垂直升降運(yùn)動,通過絲桿絲母蝸桿傳動而獲得,兩下輥?zhàn)餍D(zhuǎn)運(yùn)動,通過減速機(jī)的輸出齒輪與下輥齒輪嚙合,為卷制板材提供扭矩。
圖1.1 三輥卷板機(jī)工作原理圖
由圖1.1:主運(yùn)動指上輥繞O1,下輥分別繞O2、O3作順時(shí)針或逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)。輔運(yùn)動指上輥的上升或下降運(yùn)動,以及上輥在O1垂直平面的上翹、翻邊運(yùn)動等。
1.2.2彎曲成型的加工方式
在鋼結(jié)構(gòu)制作中彎制成型的加工主要是卷板(滾圓)、彎曲(煨彎)、折邊和模具壓制等幾種加工方法。彎制成型的加工工序是由熱加工或冷加工來完成的。
滾圓是在外力的作用下,使鋼板的外層纖維伸長,內(nèi)層纖維縮短而產(chǎn)生彎曲變形(中層纖維不變)。當(dāng)圓筒半徑較大時(shí),可在常溫狀態(tài)下卷圓,如半徑較小和鋼板較厚時(shí),應(yīng)將鋼板加熱后卷圓。在常溫狀態(tài)下進(jìn)行滾圓鋼板的方法有:機(jī)械滾圓、胎模壓制和手工制作三種加工方法。機(jī)械滾圓是在卷板機(jī)(又叫滾板機(jī)、軋圓機(jī))上進(jìn)行的。
在卷板機(jī)上進(jìn)行板材的彎曲是通過上滾軸向下移動時(shí)所產(chǎn)生的壓力來達(dá)到的。它們滾圓工作原理如圖1.2所示。
a) b) c)
a)對稱式三輥卷板機(jī) b)不對稱式三輥卷板機(jī) c)四輥卷板機(jī)
圖1.2 滾圓機(jī)原理圖
用三輥彎(卷)板機(jī)彎板,其板的兩端需要進(jìn)行預(yù)彎,預(yù)彎長度為0.5L+(30~50)mm(L為下輥中心距)。預(yù)彎可采用壓力機(jī)模壓預(yù)彎或用托板在滾圓機(jī)內(nèi)預(yù)彎(圖1.3)
a) b)
a)用壓力機(jī)模壓預(yù)彎 b)用托板在滾圓機(jī)內(nèi)預(yù)彎
圖1.3 鋼板預(yù)彎示意圖
1.3卷板機(jī)的發(fā)展趨勢
加入WTO后我國卷板機(jī)工業(yè)正在步入一個(gè)高速發(fā)展的快道,并成為國民經(jīng)濟(jì)的重要產(chǎn)業(yè),對國民經(jīng)濟(jì)的貢獻(xiàn)和提高人民生活質(zhì)量的作用也越來越大。預(yù)計(jì)“十五”期末中國的卷板機(jī)總需求量為600萬輛,相關(guān)裝備的需求預(yù)計(jì)超過1000億元。到2010年,中國的卷板機(jī)生產(chǎn)量和消費(fèi)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(qiáng),市場的競爭也愈演愈烈,產(chǎn)品的更換也要求卷板機(jī)裝備工業(yè)不斷在技術(shù)和工藝上取得更大的優(yōu)勢:1.從國家計(jì)委立項(xiàng)的情況看,卷板機(jī)工業(yè)1000萬以上投入的項(xiàng)目達(dá)近百項(xiàng);2.卷板機(jī)工業(yè)已建項(xiàng)目的二期改造也將會產(chǎn)生一個(gè)很大的用戶群;3.由于卷板機(jī)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(jī)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(jì)劃在中國加大投資力度,擴(kuò)大產(chǎn)能,以爭取中國更大的市場份額。民營企業(yè)的崛起以及機(jī)制的敏銳使其成為卷板機(jī)工業(yè)的新寵,民營企業(yè)已開始成為卷板機(jī)裝備市場一個(gè)新的亮點(diǎn)。
卷板機(jī)制造業(yè)作為機(jī)床模具產(chǎn)業(yè)最大的買方市場,其中進(jìn)口設(shè)備70%用于卷板機(jī),同時(shí)也帶動了焊接、涂裝、檢測、材料應(yīng)用等各個(gè)行業(yè)的快速發(fā)展。卷板機(jī)制造業(yè)的技術(shù)革命,將引起裝備市場的結(jié)構(gòu)變化:數(shù)控技術(shù)推動了卷板機(jī)制造企業(yè)的歷史性的革命,數(shù)控機(jī)床有著高精度、高效率、高可靠性的特點(diǎn),引進(jìn)數(shù)控設(shè)備在增強(qiáng)企業(yè)的應(yīng)變能力、提高產(chǎn)品質(zhì)量等方面起到了很好的作用,促進(jìn)了我國機(jī)械工業(yè)的發(fā)展。因此,至2010年,卷板機(jī)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(yù)測,卷板機(jī)制造業(yè):對數(shù)控機(jī)床需求將增長26%;對壓鑄設(shè)備的需求將增長16%;對纖維復(fù)合材料壓制設(shè)備的需求增長15%;對工作壓力較高的擠或沖壓設(shè)備需求增長12%;對液壓成形設(shè)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(jī)床的需求增長18%;對切割機(jī)床的需求增長30%;對精密加工設(shè)備的需求增長34%;對特種及專用加工設(shè)備需求增長23%;對機(jī)器人和制造自動化裝置的需求增長13%;對焊接系統(tǒng)設(shè)備增長36%;對涂裝設(shè)備的需求增長8%,對質(zhì)檢驗(yàn)與測試設(shè)備的需求增長16%。
在今后的工業(yè)生產(chǎn)中,卷板機(jī)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(jī)械。時(shí)代在發(fā)展,科技在進(jìn)步,國民經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展將對這個(gè)機(jī)械品種提出越來越高的要求,將促使這個(gè)設(shè)計(jì)行業(yè)的迅速發(fā)展。
第2章 方案的論證及確定
2.1 方案的論證
一般情況下,一臺卷板機(jī)所能卷制的板厚,既工作能力,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(shí)的最小卷桶直徑的能力,熱卷可達(dá)冷卷能力的一倍。但近年來,冷卷的能力正日益提高。
結(jié)合上章卷板機(jī)的類型,擬訂了以下幾種方案,并進(jìn)行了分析論證。
2.1.1方案1雙輥卷板機(jī)
雙輥卷板機(jī)的原理如圖2.1所示:
1
3
2
1.上輥2.工件3.下輥
圖2.1 雙輥卷板機(jī)工作原理圖
上輥是鋼制的剛性輥,下輥是一個(gè)包有彈性的輥,可以作垂直調(diào)整。當(dāng)下輥旋轉(zhuǎn)時(shí),上輥及送進(jìn)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(chǎn)生強(qiáng)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(zhuǎn)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(shí)驗(yàn)研究,壓下量越大,板料彎曲半徑越?。坏?dāng)壓人量達(dá)到某一數(shù)值時(shí),彎曲半徑趨于穩(wěn)定,與壓下量幾乎無關(guān),這是雙輥卷板機(jī)工藝的一個(gè)重要特征。
雙輥卷板機(jī)具有的優(yōu)點(diǎn):1.板料不需要預(yù)彎成形,因此生產(chǎn)率高;2.可以彎曲多種材料,機(jī)器結(jié)構(gòu)簡單。缺點(diǎn):1.對于不同彎度的制品,需要跟換相適應(yīng)的上棍,因而不適用多品種,小批量生產(chǎn)。 2.可彎曲的板料厚度系列受到一定限制,目前一般只能用于10mm以下的板料。
2.1.2方案2 三輥卷板機(jī)
三輥卷板機(jī)是目前最普遍的一種卷板機(jī)。利用三輥滾彎原理,使板材彎曲成圓形,圓錐形或弧形工作。
1.對稱三輥卷板機(jī)特點(diǎn)
結(jié)構(gòu)簡單、緊湊,質(zhì)量輕、易于制造、維修、投資小、兩側(cè)輥可以做的很近。形成較準(zhǔn)確,但剩余直邊大。一般對稱三輥卷板機(jī)減小剩余直邊比較麻煩。
2.不對稱三輥卷板機(jī)特點(diǎn)
剩余邊小,結(jié)構(gòu)簡單,但坯料需要調(diào)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(shí)最小力臂。其大小與設(shè)備及彎曲形式有關(guān)。如圖2.2所示:
不對稱彎曲時(shí)
t2
對稱彎曲時(shí)
t1
圖2.2 三輥卷板機(jī)工作原理圖
對稱式三輥卷板機(jī)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(shí)際剩余直邊常比理論值大。一般對稱彎曲時(shí)為板厚6~20倍。由于剩余直邊在校圓時(shí)難以完全消除,所以一般應(yīng)對板料進(jìn)行預(yù)彎,使剩余直邊接近理論值。
不對稱三輥卷板機(jī),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)。
2.1.3 方案3四輥卷板機(jī)
其原理如圖2.3
圖2.3 四輥卷板機(jī)
它有四個(gè)輥,上輥是主動輥,下輥可上下移動,用來夾緊鋼板,兩個(gè)側(cè)輥可沿斜線升降,在四輥卷板機(jī)上可進(jìn)行板料的預(yù)彎工作,它靠下輥的上升,將鋼板端頭壓緊在上、下輥之間。再利用側(cè)輥的移動使鋼板端部發(fā)生彎曲變形,達(dá)到所需要。
它的特點(diǎn)是:板料對中方便,工藝通用性廣,可以校正扭斜,錯邊缺陷,可以既位裝配點(diǎn)焊。但滾筒多。質(zhì)量體積大,結(jié)構(gòu)復(fù)雜。上下輥夾持力使工件受氧化皮壓傷嚴(yán)重。兩側(cè)輥相距較遠(yuǎn),對稱卷圓曲率不太準(zhǔn)確,操作技術(shù)不易掌握,容易造成超負(fù)荷等誤操作。
2.2 方案的確定
通過上節(jié)方案的分析,根據(jù)各種類型卷板機(jī)的特點(diǎn),再根據(jù)三輥卷板機(jī)的不同類型所具有的特點(diǎn),最后形成我的設(shè)計(jì)方案,12×2000對稱上調(diào)三輥卷板機(jī)。
雙輥卷板機(jī)不需要預(yù)彎、結(jié)構(gòu)簡單,但彎曲板厚受限制,只適合小批量生產(chǎn)。四輥卷板機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜造價(jià)又高。雖然三輥卷板機(jī)不能預(yù)彎,但是可以通過手工或其它方法進(jìn)行預(yù)彎。
2.3本章小結(jié)
通過幾種運(yùn)動方案的分析,雙輥卷板機(jī)雖然不需要預(yù)彎,但只適合小批量生產(chǎn),而且彎曲板厚受限制。四輥卷板機(jī)通用性廣,但其質(zhì)量體積大而且操作技術(shù)不易掌握。對稱三輥卷板結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量輕、易于制造等優(yōu)點(diǎn)。經(jīng)過相比較下最終決定采用三輥卷板機(jī)。
第3章 傳動設(shè)計(jì)
對稱上調(diào)式三輥卷板機(jī)如圖3.1所示:
圖 3.1 對稱上調(diào)式三輥卷板機(jī)
它是以兩個(gè)下輥為主動輪 ,由主動機(jī)、聯(lián)軸器、減速器及開式齒輪副驅(qū)動。上輥工作時(shí),由于鋼板間的摩擦力帶動。同時(shí)作為從動軸,起調(diào)整擠壓的作用。由單獨(dú)的傳動系統(tǒng)控制,主要組成是:上輥升降電動機(jī)、減速器、蝸輪副、螺母。工作時(shí),由蝸輪副轉(zhuǎn)動蝸輪內(nèi)螺母,使螺桿及上輥軸承座作升降運(yùn)動。兩個(gè)下輥可以正反兩個(gè)方向轉(zhuǎn)動,在上輥的壓力下下輥經(jīng)過反復(fù)的滾動,使板料達(dá)到所需要的曲率,形成預(yù)計(jì)的形狀。
3.1傳動方案的分析
卷板機(jī)傳動系統(tǒng)分為兩種方式:
3.1.1 齒輪傳動
電動機(jī)傳出的扭距通過一個(gè)有保護(hù)作用的聯(lián)軸器,傳人一個(gè)有分配傳動比的減速器,然后功過連軸器傳人開式齒輪副,進(jìn)入帶動兩軸的傳動。如圖3.2所示。
圖3.2 齒輪式傳動系統(tǒng)圖
這種傳動方式的特點(diǎn)是:工作可靠,使用壽命長,傳動準(zhǔn)確,效率高,結(jié)構(gòu)緊湊,功率和速度適用范圍廣等。
3.1.2皮帶傳動
由電動機(jī)的轉(zhuǎn)距通過皮帶傳人減速器直接傳人主動軸。如圖3.3所示:
圖3.3 皮帶式傳動系統(tǒng)圖
這種傳動方式具有傳動平穩(wěn),噪音下的特點(diǎn),同時(shí)以起過載保護(hù)的作用,這種傳動方式主要應(yīng)用于具有一個(gè)主動輥的卷板機(jī)。
3.2 傳動系統(tǒng)的確定
鑒于上節(jié)的分析,考慮到所設(shè)計(jì)的是三輥卷板機(jī),具有兩個(gè)主動輥,而且要求結(jié)構(gòu)緊湊,傳動準(zhǔn)確,所以選用齒輪傳動。
3.2.1 主傳動系統(tǒng)的確定
傳動系統(tǒng)如圖3.4所示:
上輥傳動壓下系統(tǒng)
下輥?zhàn)鲃酉到y(tǒng)
圖 3.4 傳動系統(tǒng)圖
所以選用了圓柱齒輪減速器,減速比i=134.719,減速器通過聯(lián)軸器和齒輪副帶動兩個(gè)下輥工作。
3.2.1副傳動系統(tǒng)的確定
為調(diào)整上下輥間距,由上輥升降電動機(jī)通過減速器,蝸輪副傳動蝸輪內(nèi)螺母,使螺桿及上輥軸承座升降運(yùn)動,為使上輥、下輥軸線相互平行,有牙嵌離和器以備調(diào)整,副傳動系統(tǒng)如圖3.4所示。
需要卷制錐筒時(shí),把離和器上的定位螺釘松開,然后使蝸輪空轉(zhuǎn)達(dá)到只升降左機(jī)架中升降絲桿的目的。
3.3 本章小結(jié)
收集資料對各種運(yùn)動方式進(jìn)行分析,在結(jié)合三輥卷板機(jī)的運(yùn)動特點(diǎn)和工作的可靠性,最后主傳動采用齒輪傳動,副傳動采用蝸輪蝸桿傳動。
第4章 動力設(shè)計(jì)
4.1主電機(jī)的選擇和計(jì)算
4.1.1 上下輥的參數(shù)選擇計(jì)算
1. 已知設(shè)計(jì)參數(shù)
加工板料:Q235-A[1] 屈服強(qiáng)度:σs=235MPa 抗拉強(qiáng)度:σb=420MPa
輥材:Mn 屈服強(qiáng)度:σs=930MPa 抗拉強(qiáng)度:σb=1080MPa
硬度:HBSHB
板厚:mm 板寬:b=2000mm
滾筒與板料間的滑動摩擦系數(shù): 滾筒與板料間的滾動摩擦系數(shù):f =0.8
無油潤滑軸承的滑動摩擦系數(shù): 板料截面形狀系數(shù):
板料相對強(qiáng)化系數(shù): 板料彈性模量: E=2.06×106MPa
卷板速度:m/min
2. 確定卷板機(jī)基本參數(shù)[14]
下輥中心矩:=390mm 上輥直徑:=300mm
下輥直徑:=240mm 上輥軸直徑:=180mm
下輥軸直徑:=130mm 最小卷圓直徑:=600mm
筒體回彈前內(nèi)徑: =506.607mm
4.1.2 主電機(jī)的功率確定
因在卷制板材時(shí),板材不同成形量所需的電機(jī)功率也不相同,所以要確定主電機(jī)功率,板材成形需按四次成形計(jì)算:
1.成形40%時(shí)
1)板料變形為40%的基本參數(shù)
mm
mm
2)板料由平板開始彎曲時(shí)的初始彎矩M1
kgf·mm
W為板材的抗彎截面模量。
3)板料變形40%時(shí)的最大彎矩M0.4
kgf·mm
4)從
kgf·mm
上輥受力:
kgf
下輥受力:
kgf
5)消耗于摩擦的摩擦阻力矩
= kgf·mm
6)板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩
kgf·mm
7)拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩
kgf·mm
8)卷板機(jī)送進(jìn)板料時(shí)的總力矩
kgf·mm
9)卷板機(jī)空載時(shí)的扭矩:
:板料重量G1:
kg
:聯(lián)軸器的重量[8] : 選ZL10,=180.9kg
:下輥重量:
kg
kgf·mm
10)卷板時(shí)板料不打滑的條件:
kgf·mm
kgf·mm
因?yàn)椋詽M足。
11)驅(qū)動功率:
kgf·mm
kw
2. 成形70%時(shí)
1)板料成型70%的基本參數(shù)
mm
mm
2)板料變形70%時(shí)的最大彎矩M0.7
kgf·mm
kgf
kgf
3)板料從
kgf·mm
4)消耗于摩擦的扭矩
kgf·mm
5)板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩
kgf·mm
6)拉力在軸承中所引起的摩擦損失
kgf·mm
7)機(jī)器送進(jìn)板料時(shí)的總力矩
kgf·mm
8)卷板機(jī)空載時(shí)的扭矩 kgf·mm
9)板料不打滑的條件
kgf·mm
因,所以滿足。
10)驅(qū)動功率
kgf·mm
kw
3.成形90%時(shí)
1) 板料成型90%的基本參數(shù)
mm
mm
2)板料變形為90%時(shí)的最大彎矩M0.9
kgf·mm
kgf
kgf
3)板料從
kgf·mm
4)消耗于摩擦的扭矩
kgf·mm
5)板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩
kgf·mm
6)拉力在軸承中所引起的摩擦損失
kgf·mm
7)機(jī)器送進(jìn)板料時(shí)的總力矩
kgf·mm
8)卷板機(jī)空載時(shí)的扭矩
kgf·mm
9)卷制時(shí)板料不打滑的條件:
kgf·mm
kgf·mm
因,所以滿足。
10)驅(qū)動功率
kgf·mm
kw
4.成形100%時(shí)
1)板料成型100%的基本參數(shù)
mm mm
2)板料變形為100%時(shí)的最大彎矩M1。0
kgf·mm
3)板料從
kgf·mm
kgf
kgf
4)消耗于摩擦的扭矩
kgf·mm
5)板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩
kgf·mm
6)拉力在軸承中所引起的摩擦損失
kgf·mm
7)機(jī)器送進(jìn)板料時(shí)的總力矩
kgf·mm
8)空載時(shí)的扭矩kgf·mm
9)板料不打滑的條件
kgf·mm
kgf·mm
因?yàn)椋詽M足。
10)驅(qū)動功率
kgf·mm
kw
綜合上述的計(jì)算結(jié)果總匯與表4.1
表4.1 計(jì)算結(jié)果總匯
成形量
計(jì)算結(jié)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)
1.692×107
村料受到的最大變形彎矩M(kgf·mm)
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(jìn)時(shí)摩擦阻力扭矩MT
1.381×106
1.423×106
1.509×106
1.727×106
空載力矩Mn4
9.88×103
拉力引起摩擦扭矩Mn3
1.519×105
1.308×105
1.064×105
8.529×104
Mn1+MT+ Mn4
4.682×106
4.033×106
3.285×106
2.634×106
總力矩Mp
5.171×106
5.568×106
4.964×106
5.534×106
驅(qū)動力矩Mn
5.769×106
5.119×106
4.497×106
4.485×106
驅(qū)動功率Nqc(kw)
7.954
7.408
7.151
7.019
5.主電機(jī)的選擇:
由表4.1可知,成形量為40%時(shí)所需的驅(qū)動功率最大,考慮工作機(jī)的安全系數(shù),電動機(jī)的功率選11kw。
因YZ系列電機(jī)具有較大的過載能力和較高的機(jī)械強(qiáng)度,特別適用于短時(shí)或斷續(xù)周期運(yùn)行、頻繁起動和制動、正反轉(zhuǎn)且轉(zhuǎn)速不高、有時(shí)過負(fù)荷及有顯著的振動與沖出的設(shè)備。其工作特性明顯優(yōu)于Y系列電機(jī),故選YZ160L—6型電機(jī),其參數(shù)如下:
kw; r/min; ; kw。
升降電動機(jī)選擇YD系列變極多速三相異步電動機(jī),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(shè)計(jì)計(jì)算校核
4.2.1上輥結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及受力圖
由上部分計(jì)算可知輥筒在成形100%時(shí)受力最大:
kgf kgf
故按計(jì)算,其受力圖4.1:
圖4.1輥筒受力圖
4.2.2 剛度校核
撓度[1]:
確定公式各參數(shù):
mm4 (Ia為軸截面的慣性矩)
kgf kgf/m mm mm
得:
因?yàn)椋陨陷亜偠葷M足要求。
4.2.3 上輥強(qiáng)度校核
危險(xiǎn)截面為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ,因Ⅰ、 Ⅲ相同,且>,所以只需校核Ⅰ、Ⅱ處:
Ⅰ: kgf·mm
kgf/mm2
W為抗彎截面系數(shù)。mm3
kgf/mm2
Ⅱ: kgf·mm
kgf/mm2
故安全,強(qiáng)度合乎條件。
4.2.4 疲勞強(qiáng)度安全強(qiáng)度校核
[1]: Mpa=108kgf/mm2 kgf/mm2
kgf/mm2
在截面Ⅰ、Ⅱ處 <,所以只需校核Ⅱ、Ⅲ處:
Ⅱ處:r=0
由[1]得
因上輥轉(zhuǎn)矩T=0,故:
應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù)
尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力
MPa
Ⅲ處:
kgf· mm
MPa
故:疲勞強(qiáng)度滿足條件。
4.2.5 上輥在卸料時(shí)的校核
根據(jù)上輥的受力情況,只需考慮彎曲強(qiáng)度即可,卸料時(shí)其受力如下圖4.2:
板重: kg
上輥重: kg
總重: kg
圖4.2 上輥卸料受力圖
由受力圖4.2可知:
MPa
故:卸料時(shí)彎曲強(qiáng)度滿足。
4.3 下輥設(shè)計(jì)計(jì)算及校核
4.3.1下輥結(jié)構(gòu)及受力圖
下輥受力如圖4.3
圖4.3 下輥受力圖
受力:kgf 主電機(jī)kw
齒輪嚙合效率: 聯(lián)軸器效率: 軸承效率:
總傳動效率: m/min r/min
轉(zhuǎn)矩: N·mkgf·mm
kgf·mm
kgf·mm
4.3.2下輥剛度校核:
撓度[5]:
I為軸截面的慣性矩: mm4
kgf mm kgf/m mm
mm mm
故:安全。
4.3.3 下輥彎曲強(qiáng)度校核:
由受力圖知彎曲強(qiáng)度危險(xiǎn)截面在Ⅱ、Ⅲ處[5]:
Ⅱ處: kgf·mm kgf·mm
kgf·mm ()
kgf·mm kgf·mm
安全系數(shù):
Ⅲ處:
kgf·mm
kgf·mm
安全系數(shù) 故安全,故彎曲強(qiáng)度滿足。
4.3.4 下輥疲勞強(qiáng)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(qiáng)度校核公式[1] kgf·mm
Ⅱ截面: kgf·mm N·m
應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù)
尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 MPa
應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù)
彎曲平均應(yīng)力和應(yīng)力副
所以:截面Ⅱ處滿足疲勞強(qiáng)度要求。
Ⅲ截面: kgf·mm kgf·mm
應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù)
尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力 MPa
應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù)
彎曲平均應(yīng)力和應(yīng)力副
故滿足疲勞強(qiáng)度要求。
Ⅳ截面:
kgf·mm N·m
mm3
,
應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù)
尺寸影響系數(shù) 彎曲平均應(yīng)力
MPa
應(yīng)力集中系數(shù)[1] 表面質(zhì)量系數(shù) 尺寸影響系數(shù)
彎曲平均應(yīng)力和應(yīng)力副
〉
故:安全下輥滿足疲勞強(qiáng)度要求。
kgf kgf·mm
kgf·mm kgf·mm
剛度條件滿足。 滿足彎曲強(qiáng)度要求。kgf·mm
4.4 本章小結(jié)
由于卷板機(jī)不是一次成型的,而且每次成型所需的功率都不一樣,所以我把它分為四次成型,結(jié)果40%時(shí)所需功率最大,最后確定電動機(jī)的功率為11kw。對三輥卷板機(jī)選擇的參數(shù)進(jìn)行校核,結(jié)果上下輥的強(qiáng)度都合格。
第5章 減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1 傳動方案的分析和擬定
本設(shè)計(jì)的卷板機(jī)卷板時(shí)所需的大功率是由一個(gè)主電機(jī)通過減速器傳遞給個(gè)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(jié)構(gòu)。又因減速器轉(zhuǎn)速較高,而減速器輸也軸轉(zhuǎn)速較低,故總傳動比較大??紤]到經(jīng)濟(jì)性,故采用結(jié)構(gòu)簡單、展開式的減速器。傳動方案如圖5.1:
圖5.1 減速器結(jié)構(gòu)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,取:~
故: =6.2 =4.8
5.3傳動裝置各軸的參數(shù)計(jì)算
5.3.1 各軸轉(zhuǎn)速
r/min
r/min
r/min
r/min
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=P0P01=11×0.99=10.89lw
Ⅱ軸: PⅡ=PⅠP12=10.89×0.98×0.97=10.352kw
Ⅲ軸: PⅢ=PⅡP23=10.352×0.98×0.97=9.841kw
Ⅳ軸: PⅣ=PⅢP34=9.841×0.98×0.97=9.355kw
5.3.3 各軸轉(zhuǎn)矩
電動機(jī)軸: N·m
Ⅰ軸: N·m
Ⅱ軸: N·m
Ⅲ軸: N·m
Ⅳ軸: N·m
將上述結(jié)果匯總于表5.1以備查用。
5.4 齒輪傳動設(shè)計(jì)
因合金結(jié)構(gòu)鋼比碳素調(diào)質(zhì)鋼具有較好塑性和韌性,即有較好的綜合機(jī)械性能,再綜合卷板機(jī)的工作特性:低速、大功率、交變負(fù)荷,所以選擇較為適合的合金結(jié)構(gòu)鋼40Cr。對于大型減速器,為了提高箱體的強(qiáng)度,選用箱體材料為鑄鐵或鑄鋼。
5.4.1第一級傳動設(shè)計(jì)
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(yán)重,考慮磨損對齒輪強(qiáng)度的削弱,
表5.1 減速器參數(shù)表
軸名
功率(kw)
轉(zhuǎn)矩T(N·m )
轉(zhuǎn)速n(r/min)
傳動比i
效率η
電動機(jī)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
齒輪材料為40Cr,表面需調(diào)質(zhì)處理,齒面硬度為48-55HRC。
3)選取精度等級:選7級精度(GB10095-88)。
3)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(qiáng)度計(jì)算和確定齒輪尺寸[15]
mm (5.1)
(1)確定公式內(nèi)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)[15]:
材料的彈性影響系數(shù)[15]: 取α=20°
e)按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限[15]:MPa
f)計(jì)算應(yīng)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)[15]:ZN1=1.0 ZN2=1.0
h)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]:
安全系數(shù)S=1 MPa
MPa
所以: MPa
(2)計(jì)算
a)試算小齒輪分度直徑d1t 由5.1得:
mm
b)計(jì)算圓周速度V:
m/s
c)齒寬b: mm
d)齒寬與齒高之比b/h:
模數(shù): mt=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(jì)算載荷系數(shù):根據(jù)v=2.621m/s,7級精度
動載荷系數(shù)[15]: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(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:
mm ?。簃m
g)計(jì)算模數(shù)m:
m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)[15]
(5.2)
(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
a)查大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限[15]: MPa
b)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)[15]:
c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力:
取安全系數(shù)S=1.4
MPa
MPa
d)計(jì)算載荷系數(shù)K:
e)查取齒形系數(shù)[15]:
f)查取應(yīng)力校正系數(shù)[15]:
g)計(jì)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(shè)計(jì)算
mm
因?yàn)辇X輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力決定的,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān),又因齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計(jì)算模數(shù),故取彎曲強(qiáng)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=×Z1=200
β確定: 取=241mm
4.幾何尺寸計(jì)算
a)兩齒輪的分度圓直徑:
mm mm
b)中心距: mm
c)齒寬: mm 故?。篵1=65 ,b2=60。
5.驗(yàn)算 N
N/m
故:假設(shè)合適,設(shè)計(jì)合理。
5.4.2 第二級傳動設(shè)計(jì):
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(yán)重,考慮磨損對齒輪強(qiáng)度的削弱,齒輪材料為40Cr,表面需調(diào)質(zhì)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(qiáng)度設(shè)計(jì)由公式5.1
(1)確定公式內(nèi)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)[15]: 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(qiáng)度極限[15]:
MPa
e)計(jì)算應(yīng)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)[15]: ZN1=1.0 ZN2=1.0
g)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]:安全系數(shù)S=1
MPa
MPa
所以: MPa
(2)計(jì)算
a)試算小齒輪分度直徑d1t:
=71.44mm
b)計(jì)算圓周速度:
m/s
c)齒寬b: mm
d)齒寬與齒高之比b/h:
模數(shù):mt=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(jì)算載荷系數(shù):
動載荷系數(shù)[15]: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(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:
mm d1取76mm
g)計(jì)算模數(shù)m: m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)根據(jù)公式5.2
(1)確定公式內(nèi)的各參數(shù)
a)查大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限[15]:MPa
b)彎曲疲勞壽命系數(shù)[15]:
c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力[15]:取安全系數(shù)S=1.4
MPa
MPa
d)計(jì)算載荷系數(shù)K:
e)查取齒形系數(shù)[15]:
f)查取應(yīng)力校正系數(shù)[15]:
g)計(jì)算大小齒輪的并加以比較:
因?yàn)椋? 所以小齒輪的數(shù)值較小。
(2)模數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算
mm
因?yàn)辇X輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力決定的,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān),又因齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計(jì)算模數(shù),故取彎曲強(qiáng)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=×Z1=120
4. 幾何尺寸計(jì)算
a兩齒輪的分度圓直徑:
mm mm
b)中心距:
c)齒寬: mm 故取b1=90 ,b2=85。
5. 驗(yàn)算: N
N/m
故:假設(shè)合適,設(shè)計(jì)合理。
5.4.3 第三級傳動設(shè)計(jì):
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(yán)重,考慮磨損對齒輪強(qiáng)度的削弱,齒輪材料為40Cr,表面需調(diào)質(zhì)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(qiáng)度設(shè)計(jì)由公式5.1
(1) 確定公式內(nèi)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)[15]: 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(qiáng)度極限[15]:MPa
f)計(jì)算應(yīng)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)[15]:ZN1=1.0 ZN2=1.02
h)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]:安全系數(shù)S=1
MPa
MPa
所以 MPa
(2)計(jì)算
a) 試算小齒輪分度直徑d1t:
=118.08mm
b)計(jì)算圓周速度:
m/s
c)齒寬b: mm
d)齒寬與齒高之比b/h:
模數(shù): mt=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(jì)算載荷系數(shù):
動載荷系數(shù)[15]:Kv=1.02 KA=1 KHβ=1.329 KFβ=1.39
故載荷系數(shù):
f)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:
mm
g)計(jì)算模數(shù)m: m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm
3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)[15]
(1) 確定公式內(nèi)的各參數(shù)
a) 查文獻(xiàn)[15]大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限:
b) 查文獻(xiàn)[15]得彎曲疲勞壽命系數(shù):
c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力[15]: 取安全系數(shù)S=1.4
MPa
MPa
d)計(jì)算載荷系數(shù)K:
e)查取齒形系數(shù)[15]:
f)查取應(yīng)力校正系數(shù)[15]:
g)計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算
mm
因?yàn)辇X輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力決定的,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān),又因齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計(jì)算模數(shù),故取彎曲強(qiáng)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=×Z1=114
4. 幾何尺寸計(jì)算
a)分度圓直徑:mm mm
b)中心距:
c)齒寬: mm 故取b1=115 b2=110
5. 驗(yàn)算 N
N/m
故:假設(shè)合適,設(shè)計(jì)合理。
5.5 蝸輪、蝸桿的傳動設(shè)計(jì)
蝸桿傳遞名義功率8.35kw,轉(zhuǎn)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(diǎn):同時(shí)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(jī)上輥的上下運(yùn)動需要較大的強(qiáng)度,所以我選擇包絡(luò)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(biāo)準(zhǔn)側(cè)隙,三棍卷板機(jī)間隙工作。
5.5.2 參數(shù)的設(shè)計(jì):
1. 求傳動的中心距書[1]:
kw
式中,K1、K2、K3、K分別為: 1、1.0、0.8、1
由[1]得a=175mm,取成標(biāo)準(zhǔn)值a=180mm
2. 主要幾何尺寸計(jì)算[1]
mm, mm,mm,mm,mm,mm
其余項(xiàng)目由[1]:
蝸輪端面模數(shù): mm
徑向間隙和根部圓角半徑: mm
齒頂高: mm 齒根高: mm
蝸輪分度圓直徑 :mm
蝸輪齒根圓直徑 :mm
蝸桿分度圓直徑 :mm
蝸桿喉部齒根圓直徑 :mm
蝸桿喉部齒頂圓直徑 :mm
蝸桿齒頂圓弧半徑 :mm
蝸桿齒根圓弧半徑 :mm
周節(jié)角 :
蝸桿包容蝸輪齒數(shù) :
蝸桿工作包角之半 :
蝸桿工作部分長度 :mm
蝸桿最大根徑:
mm
蝸桿最大外徑 :mm
蝸桿喉部螺旋導(dǎo)角 :
分度圓壓力角 :
蝸輪法面弦齒厚:
mm
蝸輪弦齒高 :
=5.78mm
蝸桿喉部法面弦齒厚 :
=10.629mm
蝸桿弦齒高 :
mm
確定蝸桿螺旋修形量及修緣量[1]:
mm
mm
mm
5.6 軸的設(shè)計(jì)校核計(jì)算:
5.6.1 四個(gè)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì):
各軸材料為40Cr[1], A=104.5mm。
I軸:P=10.89kw n=953r/min d≥104.5=23.538mm
取mm,故I軸可設(shè)計(jì)為齒輪軸。
軸I的結(jié)構(gòu)如圖5.1
圖5.1 軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖
軸II: P=10.352kw n=153.71r/min A=104.5mm
d≥A=42.516mm 取d=45mm
軸結(jié)構(gòu)如圖5.2
圖5.2 軸Ⅱ結(jié)構(gòu)圖
軸III:P=9.841kw n=32.023r/min A=104.5mm
d≥Amm 取d=80mm
軸III的結(jié)構(gòu)圖5.3
圖5.3 軸Ⅲ結(jié)構(gòu)圖
軸Ⅳ: P=9.355kw n=7.071r/min
由材料40Cr查表15-3取得:A0=104.5
mm 取d=120mm
A
B
軸Ⅳ的結(jié)構(gòu)簡圖5.4:
Ⅶ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅳ
Ⅲ
Ⅱ
Ⅰ
圖5.4 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(jì)算聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩:Tca=KAT3=1.184×1.262×104=14942.08 N·m。
選用ZL10(GB5015-85 ),其公稱轉(zhuǎn)矩為31500N·m。
5.6.2 軸的校核計(jì)算:
1. 軸的彎矩計(jì)算
由于Ⅳ軸的作為輸出軸其轉(zhuǎn)速最小,扭距最大故只對Ⅳ軸進(jìn)行校核計(jì)算。Ⅳ軸的支承跨距L=155+14+108+60=337mm。由軸結(jié)構(gòu)圖5.4和彎距的計(jì)算得出截面B是軸的危險(xiǎn)截面,根據(jù)受力圖繪出軸的彎矩、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖5.6。
B面受力分析:
a) 轉(zhuǎn)矩:T=1.26×107 N·mm b) 直徑:已知d=570mm
c) 求圓周力:N
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: N·mm
h)扭矩: N·mm (α=0.6)
i) 計(jì)算當(dāng)量彎矩: N·mm
Ft
Mca
(N.mm)
αT
(N.mm)
M
(N.mm)
MV
(N.mm)
RV1
Ft
RV2
RH1
Ft
RH1
RV1
RH2
RV2
RH2
MH
(N.mm)
Fr
圖5.6軸Ⅳ彎扭距圖
將上述結(jié)果列表5.2:
表5.2 軸Ⅳ彎扭距計(jì)算結(jié)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=1.094×106 N·mm
MV= 3.006×106 N·mm
總彎矩(N·mm)
M=3.199×106 N·mm
扭矩T(N·mm)
αT=7.56×106 N·mm
當(dāng)量彎矩Mca
Mca=8.527×106 N·mm
2. 軸強(qiáng)度校核[1]
MPa
[σ-1]=70MPa,因<[σ-1]=70MPa,所以安全。
3. 軸疲勞強(qiáng)度校核
(1) 確定危險(xiǎn)截面
因截面A、Ⅱ、Ⅲ受力要比Ⅵ、Ⅶ處小,所以截面A、Ⅱ、Ⅲ無需校核。
因截面Ⅵ、Ⅶ處采用過盈配合,所以應(yīng)力最集中,但截面Ⅵ不受扭矩作用,軸徑也比截面Ⅶ處大,故只對截面Ⅶ校核。截面B處雖受力很大,但應(yīng)力集中明顯校截面Ⅶ小,軸徑也比截面Ⅶ大,所以截面B處不需校核。
(2) 截面Ⅶ左側(cè)
a.抗彎截面系數(shù): mm3
b.抗扭截面系數(shù): mm3
c.左側(cè)彎矩: N·mm
d.扭矩: N·mm
e.彎曲應(yīng)力:MPa
f.剪切應(yīng)力: MPa
g.軸材為40,查文獻(xiàn)[1]得:
Mpa Mpa MPa應(yīng)力集中系數(shù):( 插值)
材料敏感系數(shù):
尺寸系數(shù): 軸表面質(zhì)量系數(shù): 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理: 材料特征系數(shù),
則: 故安全。
(3)截面IV右側(cè)
a.抗彎截面系數(shù): mm3
b.抗扭截面系數(shù): mm3
c.右側(cè)彎矩: N·mm
d.扭矩: N·mm
e.彎曲應(yīng)力: MPa
f.剪切應(yīng)力: MPa
g.查文獻(xiàn)[1]得:,于是:,
h.軸按磨削加工,質(zhì)量系數(shù)[1] :
i.軸IV右截面處的安全系數(shù)為:
則: 故安全。
因在傳動時(shí)無較大的瞬間過載和嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱,故無須靜強(qiáng)度校核。
(5)軸承的選擇
選擇軸承類型的依據(jù):安裝軸承處的最小直徑和軸承所受負(fù)荷的大小、方向及性質(zhì);軸向固定形式;調(diào)心性能要求;剛度要求
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三輥卷
板機(jī)
設(shè)計(jì)
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0053-三輥卷板機(jī)設(shè)計(jì),三輥卷,板機(jī),設(shè)計(jì)
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