三輥卷板機的設(shè)計-畢業(yè)論文

三輥卷板機的設(shè)計前言第頁（共54頁）三輥卷板機的設(shè)計1前言1.1選題背景機械制造業(yè)在近代中國的發(fā)展過程中起到非常重要的作用，在國民經(jīng)濟中占有很大的比例，因此在國民經(jīng)濟中具有很重要的作用和地位。一個國家的技術(shù)的發(fā)展與進步離不開機械制造業(yè)。當(dāng)一個國家的機械制作非常發(fā)達是，它的國民經(jīng)濟實力和科學(xué)技術(shù)水平也會是非常的厲害，因此世界各國都把發(fā)展機械制造業(yè)作為振興和發(fā)展本國經(jīng)濟的戰(zhàn)略重點之一。機械制造裝備的先進程度決定了機械制造生產(chǎn)能力和制造水平。因此，機械制造業(yè)的發(fā)展是離不來機械制造裝備技術(shù)的。努力地研究機械裝備技術(shù)可以讓我們國家的經(jīng)濟實力和科學(xué)技術(shù)都能得到發(fā)展。我國也是制造業(yè)非常發(fā)達的大國，因此更應(yīng)該花費資金投入機械制造業(yè)去，去研究和發(fā)展。卷板機是一個將金屬板材彎卷成錐體、曲面體體、筒體或其他形體的通用成型設(shè)備。根據(jù)以往的概論三點可以成圓的原理，卷板機在工作時的工作輥他們的位置不是固定的，而是變化和旋轉(zhuǎn)運動從而使板材產(chǎn)生連續(xù)不斷的塑性變形，可以以獲得預(yù)制的工件。該通用設(shè)備可應(yīng)用于造船、鍋爐、石油、化工及機械制造行業(yè)等。與外國的工作輥（一般以工作輥的配置方式劃分）劃分方式不同，國內(nèi)基本都以工作輥調(diào)整形式及數(shù)量作為標(biāo)準(zhǔn)，實行分類，一般分為：1、特殊用途卷板機：有雙輥卷板機、船泊式卷板機、立體式卷板機、多功能卷板機和錐體式卷板機等。2、三輥卷板機：分為機械式三輥卷板機（機械式三輥卷板機包括機械式對稱式三輥卷板機和機械式非對稱式三輥卷板機）和液壓式三輥卷板機。3、四輥卷板機：分為側(cè)輥傾斜調(diào)整式四輥卷板機和側(cè)輥圓弧調(diào)整式四輥卷板機。機械傳動式卷板機已經(jīng)有很長的發(fā)展時間，但是由于它的機械運動簡單，工作性能很好，制造價格很低，因此在很多中、小型的卷板機仍然使用中。但是由于現(xiàn)在的卷板機都是低速大扭矩的卷板機，所以傳動系統(tǒng)體積過于龐大，卷板機在工作時產(chǎn)生的功率較大，并且在啟動的時候電能的上下起伏太大，因此現(xiàn)在大型的卷板機都是在用液壓傳動。卷板機可分為冷卷和熱卷。冷卷指板材在冷態(tài)下，按照規(guī)定上要求的的屈服極限方式，才能卷制出最大板材厚度和寬度時最小卷筒直徑。由于板材在生產(chǎn)加工中的候沒有加熱的過程，所有也就不會有麻點和氧化鐵皮等缺點。因此生產(chǎn)出來的物件質(zhì)量是非常的高的，目前國內(nèi)一般情況下采用冷卷較多。不過在特殊的情況下也可以使用加熱卷制的方法，當(dāng)遇到彎曲半徑較小或板材厚較大并超過卷板機的工作能力時，可采用熱卷。1.2卷板機的原理1.2.1卷板機的運動形式卷板的工作原理其實很簡單，當(dāng)板材進入卷板機時，卷板機會拉長板材的外層纖維并且縮短內(nèi)層纖維，從而使板材產(chǎn)生彎曲變形。卷板機的工作性質(zhì)也非常的簡單，首先使板材在未加熱的狀態(tài)下，然后必須按照規(guī)定的屈服極限，最后就是來卷制出最大板材厚度與寬度時最小卷筒直徑。卷板機的運動形式大體上可以分為兩種運動，分別是主運動和輔運動。主運動就是指的主動運動，它是對加工板材的旋轉(zhuǎn)和彎曲等一系列運動的總稱。因此它主要就是對板材的加工，從而是板材能夠完成初始的加工過程。輔運動就是被動運動，它是對卷板機在卷板過程中輥的升降和板材的翻轉(zhuǎn)等形式運動的總稱。因此它主要是對卷板機的輔助運動，可以使它更好的卷制出合格的物件。下圖的為三輥對稱式卷板機的工作原理,它的上面只有一根輥，稱之為上輥，它位于兩下輥中央對稱位置并且只在位置上作垂直升降運動。下面兩個平行的輥為下輥通過絲桿絲母蝸桿傳動而獲得動能作旋轉(zhuǎn)運動,并且通過兩個齒輪的齒和,來為卷板機的卷制提供了扭矩。圖1三輥卷板機工作原理圖由圖1：主運動指上輥繞O1，下輥分別繞O2、O3作順時針或逆時針旋轉(zhuǎn)。輔運動指上輥的上升或下降運動，以及上輥在O1垂直平面的上翹、翻邊運動等。1.2.2彎曲成型的加工方式卷板機彎曲的板材基本上都是鋼制板材，因此對于鋼制的板材結(jié)構(gòu)彎曲成型的加工方法有很多種，但是最主要的還是卷板、彎曲的方式。彎曲成型加工時的外部條件可以是加熱或者冷卻，均可以完成彎曲成型。卷板是鋼板在卷板機中的動能的作用下，從而讓鋼板中的的外部的纖維變的比以前更長了，而內(nèi)部的纖維卻變的比以前短了，產(chǎn)生的卷板成型。假如要卷制的圓筒的半徑比正常的要大時，可以直接在正常的溫度中進行卷制成圓，假如要卷制的圓筒的半徑比正常的要小并且鋼板的厚度較大的時候，就必須要先把鋼板進行加熱使得鋼板更能被卷制成圓。在正常的溫度下卷制成圓的鋼板的方法有：機械卷圓和手工卷制兩個加工方法。機械卷圓是必須要在卷板機上面才能完成的。板材彎曲受到的壓力是通過卷板機上面的上輥軸向下移動的過程中形成的壓力，從而使得硬度較大的板材彎曲。工作原理如下圖2所示。a）b）c）a）對稱式三輥卷板機b）不對稱式三輥卷板機c）四輥卷板機

圖2滾圓機原理圖根據(jù)研究可得用三輥卷板機彎板時，無法對筆直的板材進行直接彎曲，必須要進行預(yù)備彎曲才行，預(yù)彎長度為0.5L＋（30~50）mm(L為下輥中心距）。預(yù)彎可采用壓力機模壓預(yù)彎或用托板在滾圓機內(nèi)預(yù)彎（圖3）a）b）a）用壓力機模壓預(yù)彎b）用托板在滾圓機內(nèi)預(yù)彎圖3鋼板預(yù)彎示意圖1.3卷板機的發(fā)展趨勢自從2001年我國加入了世界貿(mào)易組織后，我國的機械制造業(yè)在飛速的發(fā)展中，所以卷板機作為機械制造業(yè)中非常重要的組成部分也在飛速的發(fā)展，機械制作業(yè)的發(fā)展也促使了我國經(jīng)濟實力的不斷增強。我國的卷板機最早發(fā)源于六十年代，最早使用機械傳動的是三輥卷板機，這種卷板機的結(jié)構(gòu)非常簡單，但是也有一些缺點就是不能將板材端部彎曲，發(fā)展到了七十年代后，一些研制機構(gòu)，研制出來了一種機械傳動的卷板機，這種卷板機改進了缺點了，可以直接對板材的端部進行彎曲，同時也改進了卷板機的性能，但是他的結(jié)構(gòu)太過于龐大，制造起來也很麻煩，所以沒有得到推廣。八十年代中期，這個廠家又對該卷板機進行了改進，將液壓技術(shù)應(yīng)用了進來，還對筒形進行了較圓，這樣就很大程度上提高了該機器的效率。發(fā)展到了八十代后，又將一些先進的控制技術(shù)應(yīng)用與卷板機，例如PC、NC等，這些技術(shù)使卷板機具有了自動調(diào)平、水平升降等功能。經(jīng)過不斷對卷板機進行改進，使卷板機的重量大大降低，性能大幅度的提高，因此在市場中得到了廣泛應(yīng)用。隨著國家的經(jīng)濟、技術(shù)等各方面水平的不斷提升，國家對卷板機的支持力度也越來越大，很多企業(yè)都對卷板機不斷的改進，有些還引進了一些國外的高新技術(shù)，目前，我國的卷板機研制技術(shù)已經(jīng)達到了亞洲的先進水平。由于卷板機的飛速發(fā)展，帶動了卷板機的下游企業(yè)的發(fā)展，例如一些焊接、檢測、材料等行業(yè)，卷板機的研究和創(chuàng)新帶動了我過的機械加工工業(yè)的發(fā)展。方案的論證及確定這些年，隨著國家的石油、化工、海洋開發(fā)等部門的飛速發(fā)展，卷板機的使用范圍也大大的擴廣，如今卷板機已經(jīng)成為機械行業(yè)不可缺少的高效機器，時代在不斷發(fā)展，科技在不斷進步，所以對卷板機的功能要求也越來越多。2方案的論證及確定2.1方案的論證一般的情況下，卷板機的工作能力就是指它所能夠卷制的板材的厚度，也就是按照規(guī)定的屈服極限用冷卻狀態(tài)下的板材，卷制出板材的最大厚度與寬度時候的卷筒的最小直徑的能力。正常情況下冷態(tài)卷制的能力是熱態(tài)卷制能力的一半左右。但是最近卻是冷卷的能力在不斷的發(fā)展中。綜上所訴，根據(jù)卷板的各種類型我擬訂了以下幾種不同的方案，并且分別進行了分析和論證。2.1.1方案1雙輥卷板機雙輥卷板機的原理如圖4所示：1321321.上輥2.工件3.下輥圖4雙輥卷板機工作原理圖雙輥卷板機只有兩個輥，上輥是個用鋼制作的輥，下輥是一個含有彈性的輥，并且也能用來垂直運動。當(dāng)卷板機開始工作的時候，首先下輥開始作旋轉(zhuǎn)運動，促使板料和上輥在運動的壓力作用下，將板材壓進下輥的彈性層中，從而使下輥發(fā)生彈性變形。但是在發(fā)生變化時的下輥體積沒有發(fā)生過變化，所以壓力便向四面?zhèn)鬟f，使得產(chǎn)生了強度很大且不停作用的反壓力，迫使板料與剛性輥連續(xù)貼緊，最終使的板材能夠被卷制出圓桶。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)。經(jīng)過多次不一樣的實驗得到結(jié)論：壓下量越大，板料彎曲半徑越小；但當(dāng)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(guān)。這是雙輥卷板機工藝的一個重要特點。雙輥卷板機具有其他卷板機沒有的優(yōu)點：1.加工的板材不需要進行預(yù)彎可直接加工，因此生產(chǎn)的速度很快；2.卷板機的結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉3對于各種不同類型的材料都能進行加工。雙輥卷板機的缺點：1.每個彎度的成品都有個對應(yīng)的上輥進行加工，因而不適用小批量生產(chǎn)中需求不同的彎度的成品；2一般只能用于10mm以下的板料厚度進行加工，對于過厚的板材加工效果很差。2.1.2方案2三輥卷板機（1）對稱式三輥卷板機上輥在兩下輥中央對稱位置，結(jié)構(gòu)簡單緊湊，易于制造維修，重量輕，投資小，成型較準(zhǔn)確，輥筒受力較小，但是不能彎卷板材的全部長度，板材的兩端有略小于兩下輥距離一半的長度是直的，即剩余直邊大，需要配預(yù)彎設(shè)備，如圖5圖5卷板過程（2）不對稱式三輥卷板機上輥位于下輥之上而略偏移，結(jié)構(gòu)較簡單，剩余直邊少，但板料需要掉頭彎邊，操作不方便，輥筒受力較大，卷彎能力小，常用來卷制薄而短的輕型筒節(jié)，工作能力一般在32×3000mm以下，如圖6圖6不對稱式卷板機2.1.3方案3四輥卷板機圖7四輥卷板機四輥卷板機有四個輥，上輥是主動輥，下輥可以上下移動，兩個側(cè)輥可以沿斜向升降。特點是板材對中方便，工藝通用性廣，可直接完成板材的預(yù)彎，卷圓時無需掉頭，可以矯正扭斜錯邊等缺陷，可即位裝配電焊。但質(zhì)量體積大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。上下輥夾持力使工件受氧化壓傷嚴重，操作技術(shù)不易掌握。常用于重型工件卷制及自動化水平和技術(shù)水平較高的場合，如圖7。2.2方案的確定要想得到一個合理并且實用的設(shè)計方案，那么就要注重這個方案的技術(shù)上要實用，而且維修和操作要方便，并且工作時要安全可靠。經(jīng)過上面的幾個論證比較，我們可以得出，雖然雙輥卷板機的操作簡單但是對于我們設(shè)計的板厚為12mm的板材加工就不適合了。而四輥卷板機雖然能夠很完美的完成此次設(shè)計，但是它的體積太過龐大，而且操作復(fù)雜，價格太高，用來卷制本設(shè)計的12×2000mm薄鋼板實在是太浪費，不選用。不對稱式三輥卷板機相比于對稱式三輥卷板機結(jié)構(gòu)更復(fù)雜，操作更加不方便。因此我結(jié)合上面的種種條件和實際需要，最終我確定了設(shè)計方案為：對稱式三輥卷板機。2.3本章小結(jié)經(jīng)過對幾種運動方案的分析和論證比較，雙輥卷板機雖然不需要預(yù)彎，但是它的生產(chǎn)加工中板材的厚度是有一定的限制的，并且只能在小批量的生產(chǎn)中使用。四輥卷板機的應(yīng)用范圍比較廣，但是它的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，并且體積過于龐大，操作難道較高，在設(shè)計過程中不宜使用。對稱三輥卷板結(jié)構(gòu)比較簡單、體積和質(zhì)量都很適中，制作也很簡單。所以通過這三種卷板機的相互比較最終決定采用三輥卷板機。3傳動設(shè)計對稱上調(diào)式三輥卷板機如圖8所示：圖8對稱上調(diào)式三輥卷板機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(qū)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(diào)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(zhuǎn)動蝸輪內(nèi)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(zhuǎn)動，在上輥的壓力下下輥經(jīng)過反復(fù)的滾動，使板料達到所需要的曲率，形成預(yù)計的形狀。3.1傳動方案的分析卷板機傳動系統(tǒng)分為兩種方式：3.1.1齒輪傳動電動機傳出的扭距通過一個有保護作用的聯(lián)軸器，傳人一個有分配傳動比的減速器，然后功過連軸器傳人開式齒輪副，進入帶動兩軸的傳動。如圖9所示。傳動設(shè)計圖9齒輪式傳動系統(tǒng)圖這種傳動方式的特點是：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皮帶傳動由電動機的轉(zhuǎn)距通過皮帶傳人減速器直接傳人主動軸。如圖10所示：圖10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，同時以起過載保護的作用，這種傳動方式主要應(yīng)用于具有一個主動輥的卷板機。3.2傳動系統(tǒng)的確定鑒于上節(jié)的分析，考慮到所設(shè)計的是三輥卷板機，具有兩個主動輥，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11所示：上輥傳動壓下系統(tǒng)下輥住傳動系統(tǒng)上輥傳動壓下系統(tǒng)下輥住傳動系統(tǒng)圖11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，把離和器上的定位螺釘松開，然后使蝸輪空轉(zhuǎn)達到只升降左機架中升降絲桿的目的。3.3本章小結(jié)通過對資料上的運動方式進行研究和分析，然后再和三輥卷板機的運動形式和工作的安全性相結(jié)合，最后可以選擇齒輪傳動為主傳動，選擇蝸輪蝸桿傳動為副傳動。4動力設(shè)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(shè)計參數(shù)動力設(shè)計加工板料：Q235-A屈服強度：σs=235MPa抗拉強度：σb=420MPa輥材：Mn屈服強度：σs=930MPa抗拉強度：σb=1080MPa硬度：HBSHB板厚：s=12mm板寬：b=2200mm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)：板料相對強化系數(shù)：板料彈性模量：E=2.06×105Pa卷板速度：m/min2.確定卷板機基本參數(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：=506.607mm4.1.2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)mmmm2）板料由平板開始彎曲時的初始彎矩M1kgf·mmW為板材的抗彎截面模量。3）板料變形40%時的最大彎矩M0.4kgf·mm4）從kgf·mm上輥受力：kgf下輥受力：kgf5）消耗于摩擦的摩擦阻力矩=kgf·mm6）板料送進時的摩擦阻力矩kgf·mm7）拉力在軸承中所引起的摩擦阻力矩kgf·mm8）卷板機送進板料時的總力矩kgf·mm9）卷板機空載時的扭矩:：板料重量G1:kg：聯(lián)軸器的重量[8]:選ZL10，=180.9kg：下輥重量:kgkgf·mm10）卷板時板料不打滑的條件：kgf·mmkgf·mm因為，所以滿足。11）驅(qū)動功率：kgf·mmkw2.成形70%時1）板料成型70%的基本參數(shù)mmmm2）板料變形70%時的最大彎矩M0.7kgf·mmkgfkgf3）板料從kgf·mm4）消耗于摩擦的扭矩kgf·mm5）板料送進時的摩擦阻力矩kgf·mm6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失kgf·mm7）機器送進板料時的總力矩kgf·mm8）卷板機空載時的扭矩kgf·mm9）板料不打滑的條件kgf·mm因，所以滿足。10）驅(qū)動功率kgf·mmkw3.成形90%時1）板料成型90%的基本參數(shù)mmmm2）板料變形為90%時的最大彎矩M0.9kgf·mmkgfkgf3）板料從kgf·mm4）消耗于摩擦的扭矩kgf·mm5）板料送進時的摩擦阻力矩kgf·mm6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失kgf·mm7）機器送進板料時的總力矩kgf·mm8）卷板機空載時的扭矩kgf·mm9）卷制時板料不打滑的條件：kgf·mmkgf·mm因，所以滿足。10）驅(qū)動功率kgf·mmkw4．成形100%時1）板料成型100%的基本參數(shù)mmmm2）板料變形為100%時的最大彎矩M1。0kgf·mm3）板料從kgf·mmkgfkgf4）消耗于摩擦的扭矩kgf·mm5）板料送進時的摩擦阻力矩kgf·mm6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失kgf·mm7）機器送進板料時的總力矩kgf·mm8）空載時的扭矩kgf·mm9）板料不打滑的條件kgf·mmkgf·mm因為，所以滿足。10）驅(qū)動功率kgf·mmkw綜合上述的計算結(jié)果總匯與表1表1計算結(jié)果總匯成形量計算結(jié)果40%70%90%100%簡體直徑（mm）1266.518723.724562.899506.607簡體曲率半徑R’(mm)639.259367.862287.45259.304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)1.815×1071.905×1071.965×1071.995×107上輥受力Pa(kgf)2.325×1052.376×1052.503×1052.972×105下輥受力Pc(kgf)1.197×1051.289×1051.419×1051.281×105村料變形彎矩Mn1(kgf·mm)3.292×1061.869×1061.766×1068.972×105摩擦阻力扭矩Mn22.321×1062.428×1062.615×1062.725×106材料送進時摩擦阻力扭矩MT1.381×1061.423×1061.509×1061.727×106空載力矩Mn49.88×103拉力引起摩擦扭矩Mn31.519×1051.308×1051.064×1058.529×104Mn1+MT+Mn44.682×1064.033×1063.285×1062.634×106總力矩Mp5.171×1065.568×1064.964×1065.534×106驅(qū)動力矩Mn5.769×1065.119×1064.497×1064.485×106驅(qū)動功率Nqc(kw)7.9547.4087.1517.0195．主電機的選擇：由表4.1可知，成形量為40%時所需的驅(qū)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(zhuǎn)且轉(zhuǎn)速不高、有時過負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，故選YZ160L—6型電機，其參數(shù)如下：kw；r/min；；kw。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(shè)計計算校核4.2.1上輥結(jié)構(gòu)設(shè)計及受力圖由上部分計算可知輥筒在成形100%時受力最大：kgfkgf故按計算，其受力圖12：圖12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）kgfkgf/mmmmm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：kgf·mmkgf/mm2W為抗彎截面系數(shù)。mm3kgf/mm2Ⅱ：kgf·mmkgf/mm2故安全，強度合乎條件。4.2.4疲勞強度安全強度校核[1]：Mpa=108kgf/mm2kgf/mm2kgf/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MPaⅢ處：kgf·mmMPa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：kg上輥重：kg總重：kg圖13上輥卸料受力圖由受力圖13可知：MPa故：卸料時彎曲強度滿足。4.3下輥設(shè)計計算及校核4.3.1下輥結(jié)構(gòu)及受力圖下輥受力如圖14圖14下輥受力圖受力：kgf主電機kw齒輪嚙合效率：聯(lián)軸器效率：軸承效率：總傳動效率：m/minr/min轉(zhuǎn)矩：N·mkgf·mmkgf·mmkgf·mm4.3.2下輥剛度校核：撓度[5]：I為軸截面的慣性矩：mm4kgfmmkgf/mmmmmmm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[5]：Ⅱ處：kgf·mmkgf·mmkgf·mm（）kgf·mmkgf·mm安全系數(shù)：Ⅲ處：kgf·mmkgf·mm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[1]kgf·mmⅡ截面：kgf·mmN·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處滿足疲勞強度要求。Ⅲ截面：kgf·mmkgf·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)力副故滿足疲勞強度要求。Ⅳ截面：kgf·mmN·mmm3，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)力副減速器的設(shè)計計算〉故:安全下輥滿足疲勞強度要求。kgfkgf·mmkgf·mmkgf·mm剛度條件滿足。滿足彎曲強度要求。kgf·mm4.4本章小結(jié)經(jīng)過多次研究可以得出卷板機的成型不是一次就可以的，要通過多次成型才能最終成功的。并且每一次成型使用的功率都是不同的，因此我將它分成為四次成型，經(jīng)過實驗得出40%時所需功率最大，最終我確定電動機的功率為11kw。然后再對三輥卷板機選擇的參數(shù)進行計算和校核，得出來的結(jié)果是上輥和下輥的強度均為合格。5減速器的設(shè)計計算5.1傳動方案的分析和擬定本設(shè)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，因此減速器采用對稱式結(jié)構(gòu)。又因為減速器轉(zhuǎn)速較高，而減速器輸出軸轉(zhuǎn)速較低，故總傳動比較大。考慮到經(jīng)濟性，故采用結(jié)構(gòu)簡單、展開式的減速器。傳動方案如圖15：圖15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/minni=953r/min5.2.2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=4.85.3傳動裝置各軸的參數(shù)計算5.3.1各軸轉(zhuǎn)速r/minr/minr/minr/min5.3.2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=0.98Ⅰ軸：PⅠ=P0P01=11×0.99＝10.89lwⅡ軸：PⅡ=PⅠP12=10.89×0.98×0.97＝10.352kwⅢ軸：PⅢ=PⅡP23=10.352×0.98×0.97＝9.841kwⅣ軸：PⅣ=PⅢP34=9.841×0.98×0.97＝9.355kw5.3.3各軸轉(zhuǎn)矩電動機軸：N·mⅠ軸：N·mⅡ軸：N·mⅢ軸：N·mⅣ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(jié)構(gòu)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(shè)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，表2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電動機軸11110.23195310.99Ⅰ軸10.89109.1299530.976.2Ⅱ軸10.3526432.170153.7100.974.8Ⅲ軸9.8412934.81432.0230.974.527Ⅳ軸9.35512623.3827.0710.97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.按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸[15]mm(5.1)(1)確定公式內(nèi)各參數(shù)a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3b)小齒輪傳遞扭矩：T1=1.093×105N·mmc)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度極限[15]：MPaf)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1JLn=60×953×1×（2×8×300×15）＝4.117×109N2=4.117/6.2=6.64×108g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)[15]：ZN1=1.0ZN2=1.0h)計算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]：安全系數(shù)S＝1MPaMPa所以：MPa（2）計算a)試算小齒輪分度直徑d1t由5.1得：mmb)計算圓周速度V：m/sc)齒寬b：mmd)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＝9.599e)計算載荷系數(shù)：根據(jù)v=2.621m/s，7級精度動載荷系數(shù)[15]：Kv=1.11KHα=KFα=1.4使用系數(shù)：KA=1KHβ=1.41KFβ=1.46故載荷系數(shù)：K=KHKVKHαKHβ=1×1.11×1.41×1.4=2.191f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：mm取：mmg)計算模數(shù)m：m=d1/Z1=52.23/24=2.666mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計[15](5.2)(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a)查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限[15]：MPab)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)[15]：c)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取安全系數(shù)S＝1.4MPaMPad)計算載荷系數(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)計算mm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(guān)，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=32Z2=×Z1=200β確定：取=241mm4.幾何尺寸計算a)兩齒輪的分度圓直徑：mmmmb)中心距：mmc)齒寬：mm故?。篵1=65，b2=60。5.驗算NN/m故：假設(shè)合適，設(shè)計合理。5.4.2第二級傳動設(shè)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(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=4.82．按齒面接觸強度設(shè)計由公式5.1(1)確定公式內(nèi)各參數(shù)a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3b)小齒輪傳遞扭矩：T1=6.432×105N·mmc)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度極限[15]：MPae)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1JLn=60×153.71×1×（2×8×300×15）＝6.64×108N2=6.64×108/4.8=1.383×108f)接觸疲勞壽命系數(shù)[15]:ZN1=1.0ZN2=1.0g)計算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]：安全系數(shù)S＝1MPaMPa所以：MPa(2)計算a)試算小齒輪分度直徑d1t：＝71.44mmb)計算圓周速度：m/sc)齒寬b：mmd)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＝9.597e)計算載荷系數(shù)：動載荷系數(shù)[15]：Kv=1.03KHα=KFα=1.1使用系數(shù)：KA=1KHβ=1.323KFβ=1.39故載荷系數(shù)：K=KHKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.323=1.499f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：mmd1取76mmg)計算模數(shù)m：m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計根據(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度極限[15]：MPab)彎曲疲勞壽命系數(shù)[15]：c)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[15]：取安全系數(shù)S＝1.4MPaMPad)計算載荷系數(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(shè)計計算mm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(guān)，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=25Z2=×Z1=1204.幾何尺寸計算a兩齒輪的分度圓直徑：mmmmb)中心距：c)齒寬：mm故取b1=90，b2=85。5.驗算：NN/m故：假設(shè)合適，設(shè)計合理。5.4.3第三級傳動設(shè)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(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=126.76Z2取127齒數(shù)比：u=4.5272．按齒面接觸強度設(shè)計由公式5.1(1)確定公式內(nèi)各參數(shù)a)試選載荷系數(shù)：Kt=1.3b)小齒輪傳遞扭矩：T1=2.935×106N·mmc)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度極限[15]：MPaf)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1JLn=60×32.023×1×（2×8×300×15）＝1.383×108N2=1.383×108/4.527=3.06×107g)接觸疲勞壽命系數(shù)[15]：ZN1=1.0ZN2=1.02h)計算接觸疲勞許用應(yīng)力[15]：安全系數(shù)S＝1MPaMPa所以MPa(2)計算a)試算小齒輪分度直徑d1t：=118.08mmb)計算圓周速度：m/sc)齒寬b：mmd)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＝11.2e)計算載荷系數(shù)：動載荷系數(shù)[15]：Kv=1.02KA=1KHβ=1.329KFβ=1.39故載荷系數(shù)：f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：mmg)計算模數(shù)m：m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計[15](1)確定公式內(nèi)的各參數(shù)a)查文獻[15]大小齒輪的彎曲疲勞強度極限：b)查文獻[15]得彎曲疲勞壽命系數(shù)：c)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[15]：取安全系數(shù)S＝1.4MPaMPad)計算載荷系數(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)計計算mm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(guān)，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=25Z2=×Z1=1144.幾何尺寸計算a)分度圓直徑：mmmmb)中心距：c)齒寬：mm故取b1=115b2=1105.驗算NN/m故：假設(shè)合適，設(shè)計合理。5.5蝸輪、蝸桿的傳動設(shè)計蝸桿傳遞名義功率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：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(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，三棍卷板機間隙工作。5.5.2參數(shù)的設(shè)計：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=180mm2.主要幾何尺寸計算[1]mm，mm，mm，mm，mm，mm其余項目由[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]：mmmmmm5.6軸的設(shè)計校核計算：5.6.1四個軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：各軸材料為40Cr[1]，A=104.5mm。I軸：P=10.89kwn=953r/mind≥104.5=23.538mm取mm，故I軸可設(shè)計為齒輪軸。軸I的結(jié)構(gòu)如圖16圖16軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖軸II：P=10.352kwn=153.71r/minA=104.5mmd≥A=42.516mm取d=45mm軸結(jié)構(gòu)如圖17圖17軸Ⅱ結(jié)構(gòu)圖軸III：P=9.841kwn=32.023r/minA=104.5mmd≥Amm取d=80mm軸III的結(jié)構(gòu)圖18圖18軸Ⅲ結(jié)構(gòu)圖軸Ⅳ：P=9.355kwn=7.071r/min由材料40Cr查表15-3取得：A0=104.5mm取d=120mmAB軸Ⅳ的結(jié)構(gòu)簡圖19：ABⅦⅤⅥⅣⅢⅡⅠⅦⅤⅥⅣⅢⅡⅠ圖19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(zhuǎn)矩：Tca=KAT3=1.184×1.262×104=14942.08N·m。選用ZL10（GB5015－85），其公稱轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)圖5.4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(dāng)量彎矩圖5.6。B面受力分析：a)轉(zhuǎn)矩：T＝1.26×107N·mmb)直徑：已知d=570mmc)求圓周力:Nd)求徑向力Fr:Fr=Ft.tanα=44211×tan200=16091.316Ne)求支反力：RV1、RV2、RH1、RH2RV1＝11579.063NRV2＝4512.253NRH1＝31813.555NRH2＝12397.455Nf)彎矩：MH=3.706×106N.mmMV=1.349×106N·mmg)總彎矩：N·mmh)扭矩：N·mm(α＝0.6)i)計算當(dāng)量彎矩：N·mmFtFtMca(N.mm)αT(N.mm)M(N.mm)MV(N.mm)RV1FtRV2RH1FtRH1Mca(N.mm)αT(N.mm)M(N.mm)MV(N.mm)RV1FtRV2RH1FtRH1RV1RH2RV2RH2MH(N.mm)Fr圖20軸Ⅳ彎扭距圖將上述結(jié)果列表3：表3軸Ⅳ彎扭距計算結(jié)果載荷水平面H垂直面支反力R(N)RH1=31813.553NRH2=12397.455NRV1=11579.063NRV2=4512.253N彎矩M(N·mm)MH=1.094×106N·mmMV=3.006×106N·mm總彎矩(N·mm)M＝3.199×106N·mm扭矩T(N·mm)αT＝7.56×106N·mm當(dāng)量彎矩McaMca＝8.527×106N·mm2.軸強度校核[1]MPa[σ-1]=70MPa，因<[σ-1]=70MPa，所以安全。3.軸疲勞強度校核(1)確定危險截面因截面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)：mm3b．抗扭截面系數(shù)：mm3c．左側(cè)彎矩：N·mmd．扭矩：N·mme．彎曲應(yīng)力：MPaf．剪切應(yīng)力： MPag．軸材為40，查文獻[1]得：MpaMpaMPa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)：mm3b．抗扭截面系數(shù)：mm3c．右側(cè)彎矩：N·mmd．扭矩：N·mme．彎曲應(yīng)力：MPaf．剪切應(yīng)力：MPag．查文獻[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。因在傳動時無較大的瞬間過載和嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故無須靜強度校核。(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；轉(zhuǎn)速與工作環(huán)境等。a．軸I、軸II、軸Ⅲ軸承的選擇因為軸的軸向載荷幾乎沒有，徑向載荷遠大于軸向載荷，故軸向載荷可忽略不計，且轉(zhuǎn)速較高，由[1]選擇同類型的深溝球滾動軸承如表4。表4軸承參數(shù)軸號軸承型號（新）外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）額定動載荷（kN）額定靜載荷（kN）DDB軸I60063055133649113.28.30軸II60094575165161121.014.8軸Ⅲ6016801252287118147.539.8b．軸Ⅳ軸承的選擇因為齒輪傳動采用直齒傳動，故軸向力幾乎為零，僅受徑向作用力，選用單列圓柱滾了軸承，參照工作要求并依據(jù)dⅡ－Ⅲ＝126mm，選用32126，其尺寸：d×D×T=130×200×33，Cr=152，Cor=125kN，N=2400r/min。5.7軸承校核因為輸出軸=4\*ROMANIV傳遞的扭矩、受力比其它軸承大，所以只對與輸出軸=4\*ROMANIV配合的軸承進行校核即可。5.7.1參數(shù)：Cr=152kNCor=125kNN=2400r/min預(yù)期壽命：；實際參數(shù)：n=7.071r/minN·mmP=9.355kw5.7.2求軸承受到的徑向力因，所以只對軸承左側(cè)校核即可。載荷系數(shù)[1]：。則有當(dāng)量載荷：5.7.3驗算軸承壽命：h故可達到預(yù)計壽命要求，安全。5.8鍵的校核平鍵傳遞扭矩時，其主要失效形式是工作面壓潰，因此，通過計算工作面上的壓力進行條件性強度校核。許用壓力[1]=150MPa，計算公式。MPa=4\*ROMANIV軸聯(lián)軸器端平鍵：N·mmmmmmm〉故合適。對齒輪輪轂上平鍵：mmmm則有：〉采用雙鍵：〉，則雙鍵合適。5.9減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計和齒輪、軸承的潤滑：5.9.1箱體參數(shù)箱體是減速器結(jié)構(gòu)和受力最為復(fù)雜的零件，目前尚無完整的設(shè)計理論，因此在滿足剛度、強度的前提下，同時考慮結(jié)構(gòu)緊湊，制造方便，重量輕而做經(jīng)驗設(shè)計。減速器各部分尺寸如表減速器齒輪、軸承的潤滑1.齒輪的潤滑：因低速級的速度V<12m/s，故采用浸油潤滑。高速級采用帶油輪潤滑。2.軸承的潤滑：因軸承的速度V≥1.5-2m/s，故采用飛濺潤滑。5.10本章小結(jié)根據(jù)卷板機所需傳動比大，所以采用了三級減速器。根據(jù)所選電動機輸出功率和轉(zhuǎn)速和三輥卷板機的最后轉(zhuǎn)速，確定各級的傳動比，在計算確定減速器的各參數(shù)，最后對輸出軸、鍵和軸承的校核都合格。表5減速器參數(shù)代號名稱計算公式結(jié)果箱座壁厚16mm箱蓋壁厚14mm箱座加強肋厚14mm箱蓋加強肋厚12mmB箱座凸緣厚度b=1.524mmb1箱蓋凸緣厚度b1=1.521mmb2，b3，b4平臺凸緣厚度斜臺凸緣厚度b2=2.35,b3=1.5b4=(2.25-2.75)38mm，14mm40mmdfd1d2d3d4d5地腳螺栓軸承螺栓連接分箱面的螺栓軸承蓋螺釘檢查孔蓋螺釘?shù)醐h(huán)螺釘d1=0.7d2=(0.6-0.7)無無27mm20mm18mm44N地腳螺栓數(shù)6l8軸承座孔邊緣至軸承軸線的距離l8=(1-1.2)d1mm19軸承座孔外端面至軸箱外壁的距離19=C1+R1+(2-3)58mmHd箱座的深度Hd=ra+30402mmR3箱體內(nèi)壁圓角半徑R3=16mm6結(jié)論此次設(shè)計的卷板機是根據(jù)任務(wù)書中的數(shù)據(jù)進行分析論證而使用的三輥卷板機，在對目前三輥卷板機的各種情況的考慮與分析，最后使用的是對稱式三輥卷板機。因為三輥卷板機的工作的過程中都是通過三個點成圓的工作原理，通過一個上輥和兩個下輥共同來完成卷制過程，因此設(shè)計中的輥軸材料為50Mn。通過公式運算得出它的傳動比較大，所以根據(jù)這些我們設(shè)計的減速器為三級減速器。并且由于普通的減速器的占地面積較大要求更高，所以為了減少預(yù)算三級減速器采用同向輸入輸出來減少機器設(shè)備的占地面積而不影響其工作的性能。在此次的設(shè)計過程中的所有能量的傳動方式均為機械傳動。結(jié)論此次三輥卷板機設(shè)計中的新穎之處為：這臺設(shè)計的對稱式三輥卷板機設(shè)備也可以用來卷制圓錐類型的圓筒。只要我們用離合器把下面輥中的傳動軸斷開，從而使上輥軸一邊上升的高度能夠達到所需圓筒的錐度。最后只要使得卷板機設(shè)備能夠驅(qū)動就可以用來卷制出圓錐類型的圓筒。

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