設(shè)計說明滾圓機

設(shè)計說明滾圓機中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計00第一章緒論概述機械加工行業(yè)在我國有著舉足輕重的地位，它是國家的國民經(jīng)濟命脈。作為整個工業(yè)的根底和重要組成局部的機械制造業(yè)，任務(wù)就是為國民經(jīng)濟的各個行業(yè)供給先進的機械裝備和零件。它的規(guī)模和水平是反映國家的經(jīng)濟實力和科學(xué)技術(shù)水平的重要標(biāo)志，因此格外值得重視和爭論。滾圓機是一種廣泛應(yīng)用的冷加工成形設(shè)備。依據(jù)三點成圓的原理，利用工件相對位置變化和旋轉(zhuǎn)運動使工件產(chǎn)生連續(xù)的塑性變形，以獲得預(yù)定外形的工件。該產(chǎn)品廣泛用于鍋爐、造船、石油、木工、金屬構(gòu)造及其它機械制造行業(yè)。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)實行混合分類，一般分為：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)實行混合分類，一般分為：1、三軸滾圓機：包括對稱式三軸滾圓機、非對稱式三軸滾圓機、水平下調(diào)式三軸滾圓機、傾斜下調(diào)式三軸滾圓機、弧形下調(diào)式三軸滾圓機和垂直下調(diào)式三軸滾圓機等。2、四軸滾圓機：分為側(cè)輥傾斜調(diào)整式四軸滾圓機和側(cè)輥圓弧調(diào)整式四軸滾圓機。3、七軸滾圓機：有側(cè)輥傾斜調(diào)整式七軸滾圓機。滾圓機承受機械傳動已有幾十年的歷史，由于構(gòu)造簡潔，性能牢靠，造價低廉，至今仍廣泛應(yīng)用。在低速大扭矩的滾圓機上，因傳動系統(tǒng)體積浩大，電動機功率大，起動時電網(wǎng)波動也較大，所以越來越多地承受液壓傳動。近年來，有以液壓馬達(dá)作為電源掌握工作輥移動但主驅(qū)動仍為機械傳動的機液混合傳動的滾圓機，也有同時承受液壓馬達(dá)作為工作輥旋轉(zhuǎn)動力源的全液壓式滾圓機。滾圓機的工作力量是指工件在冷態(tài)下，按規(guī)定的屈服極限卷制最大工件厚中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計度與寬度時最小卷筒直徑的力量。國內(nèi)外承受冷卷方法較多。冷卷精度較高，操作工藝簡便，本錢低廉，但對工件的質(zhì)量要求較高〔如不允許有缺口、裂紋等缺陷，金相組織全都性要好。滾圓機的原理滾圓機的運動形式滾圓機的運動形式可以分為主運動和輔運動兩種形式的運動。主運動是指構(gòu)成滾圓機的上輥和下輥同步旋轉(zhuǎn)從而帶開工件前進。輔運動是滾圓機在滾圓過程中后輥的升降便產(chǎn)生不同曲率的圓弧。該機構(gòu)形式為非對稱式三軸滾圓機,其布局構(gòu)造如圖1.11.1非對稱三軸滾圓機彎曲成型的加工方式在鋼構(gòu)造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，可在常溫狀態(tài)下卷圓，如半徑較1中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計2小和鋼板較厚時，應(yīng)將鋼板加熱后卷圓。在常溫狀態(tài)下進展?jié)L圓鋼板的方法有：機械滾圓、胎模壓制和手工制作三種加工方法。機械滾圓是在滾圓機〔又叫軋圓機〕上進展的。滾圓的進展趨勢WTO濟的重要產(chǎn)業(yè)，對國民經(jīng)濟的奉獻和提高人民生活質(zhì)量的作用也越來越大。估量600萬臺，相關(guān)裝備的需求估量超過10002023年，中國的滾圓機生產(chǎn)量和消費量可能位居世界其次位，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(chǎn)品的更換也要求滾圓機裝備工業(yè)不斷在技術(shù)和工藝上取得更大的優(yōu)勢：1.從國家計委立項的狀況看，滾圓機工業(yè)1000萬以上投入的工程達(dá)近百項；2.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〕滾圓機制造。其次，跨國公司都開頭將最的車型投放到中國市場，并打算在中國加大投資力度，擴大產(chǎn)能，以爭取中國更大的市場份額。民營企業(yè)的崛起以及機制的敏銳使其成為滾圓機工業(yè)的寵，民營企業(yè)已開頭成為滾圓機裝備市場一個的亮點。70%用于滾圓機，同時也帶動了焊接、涂裝、檢測、材料應(yīng)用等各個行業(yè)的快速進展。滾圓機制造業(yè)的技術(shù)革命，將引起裝備市場的構(gòu)造變化：數(shù)控技術(shù)推動了滾圓機制造企業(yè)的歷史性的革命，數(shù)控機床有著高精度、高效率、高牢靠性的特點，引進數(shù)控設(shè)備在增加企業(yè)的應(yīng)變力量、提高產(chǎn)品質(zhì)量等方面起到了很好的作用，促進了我國機械工業(yè)的進展。因此，至2023年，滾圓機工業(yè)對制造裝備的需求與現(xiàn)在比將增長12%26%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12%；對液壓成形設(shè)備需求增長8%36%6%；對硬車削和硬銑消機床的需18%30%；對周密加工設(shè)備的需求增長34%；23%；對機器人和制造自動扮裝置的需求增長13%36%8%，對質(zhì)檢驗與測16%。在今后的工業(yè)生產(chǎn)中，滾圓時機始終得到很好的利用。它能節(jié)約大量的人力物力用以彎曲鋼板?？梢哉f是不行缺少的高效機械。時代在進展，科技在進步，國民經(jīng)濟的高速進展將對這個機械品種提出越來越高的要求，將促使這個設(shè)計行業(yè)的快速進展。第2章方案的選擇與確定設(shè)計原則依據(jù)產(chǎn)品的特點，我們確定了幾條設(shè)計原則，1、機器必需有較高的加工精度。23、左右。4、操機器必需有較寬的加工工件厚度范圍，要求機器能適用厚度s=3～15ram作調(diào)整便利，能快速調(diào)整厚度s和滾弧半徑R。5給操作者供給合理的站位條件。滾圓機的選擇與確定三軸滾圓機是一種應(yīng)用廣泛的冷加工成形設(shè)備。主要有二種滾圓形式，一種是三軸對稱分布形式，見圖4。中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計其理論剩余直線邊長為t／2，實際常比理論值大，為(6～20)S。為此工件上滾圓機前，必需先在壓頭機上壓二端，即增加一臺壓頭機及壓9最大剩余直線邊長為240ram圓加工后，兩端還存在不短的直線邊，即使經(jīng)家很多，產(chǎn)品規(guī)格不少。但是形式單一，大多數(shù)是三軸對稱式。4中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計另一種是三軸不對稱分布形式，見圖5。這種形式構(gòu)造比對稱式稍簡單，輥軸受力較大}論剩余直線邊長為(1．5～2)s，實際是對稱式的(1／6～1／l0)，與理論值相差不太，依據(jù)這一數(shù)據(jù)，如滾軋12m-m厚轉(zhuǎn)子線圈端部，剩余直線邊長約2扭m上能到達(dá)線圈質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)。雖然三軸不對稱式構(gòu)造簡單，輥軸受力又大，但是可以不壓頭，不設(shè)置壓頭機，根本上不對稱形式。5中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計主運動方案的設(shè)計6中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計1.2主傳動鏈?zhǔn)疽鈭D3.1.1上下主軸輥的傳動上下主軸輥的傳動式由電機帶動減速機構(gòu)及過橋齒輪實現(xiàn)的，主傳動鏈如圖1-2所示。上下主軸輥傳動如圖1-3所示，上下軸輥的傳動式用一對三聯(lián)塊和一對二聯(lián)塊固定兩個過橋齒構(gòu)緊湊即實現(xiàn)了上下軸輥的同速反向運動又可使上下主軸輥在調(diào)整間隙時主軸輥傳動齒輪不7中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計發(fā)生脫離，保證了正常傳動。1-3上下主軸輥傳動示意圖3.1.2上下主軸輥間距的調(diào)整3.1.2上下主軸輥間距的調(diào)整是通過蝸桿帶動上軸滑塊上的蝸輪轉(zhuǎn)動,蝸輪內(nèi)徑是絲母,當(dāng)絲母轉(zhuǎn)動時帶動絲杠轉(zhuǎn)動,使絲杠上的滑塊做上下移動,在滑塊上的軸承帶著軸同時上下移動從而實現(xiàn)了間隙的調(diào)整。進給方案的設(shè)計后軸輥的運動輥的上升、下降〔在肯定的角度下〕便產(chǎn)生了不8中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計齒輪帶動與箱體相關(guān)的螺母沿固定的絲杠旋轉(zhuǎn)，從而使箱體沿直線方向運動，由箱體帶動后軸輥實現(xiàn)進給。后軸輥的調(diào)整〔依據(jù)所需要的不同曲率半徑R大小進展調(diào)整可承受電動機粗調(diào)和人工細(xì)調(diào)兩種方式來實現(xiàn)。4.1.主要參數(shù)設(shè)備參數(shù)要求為9中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計輸出速度

。n=15.6rpm側(cè)滾自動進給速度

。V=0.093m/s〔3〕側(cè)滾進給驅(qū)動電機功率N=390Wn=1400rpm?！矙C〕估算出的上下主軸輥及后軸輥直徑如圖2-1所示。10中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計11圖2-2各軸輥幾何位置示意圖上主軸輥D=120mm下主軸輥D=120mm后軸輥D=100mm后軸輥的調(diào)整方向與豎直方向的夾角參照其它同類產(chǎn)品標(biāo)準(zhǔn)，推舉值為20~40度，本機床為35。上下主軸輥中心線與豎直方向的夾角為，° α按α=〔0.4-0.8〕θ，取α=18°2.非對稱式三軸輥滾圓機床的外型尺寸為長：L=620mm寬：B=625mm高：H=1265mm主軸運動參數(shù)的計算受力狀況分析當(dāng)所滾銅排尺寸最大且滾圓半徑最小時軸輥所受阻力位極限狀況，構(gòu)造尺寸如圖2-2所示：通過對極限參數(shù)的計算而得到的輸入功率即為本機工件的最大功率。極限狀況下的通篇尺寸為：銅排的最大寬度：b=100mm銅排的最大厚度：h=12.5mm要求滾制的最小半徑：r=200mm計算受力端的弧長AB：=+θ=35+18OE=2O 2=26.52=60=120.34mm3OEtan?tan26.5=OO +O33E=200+60.34=260.34mmδ=2arctan60260.34=26AB =2δ*3.14R+h/2360=93.5mmAB依據(jù)簡支梁在純彎曲狀況下橫截面上最大正應(yīng)力產(chǎn)生在最大變形處的最外緣，故其正應(yīng)力為σmaxM?σmaxM?Y= maxIZN?m；Y—簡支梁外緣到中性層的矩離，m；maxIm4；Z當(dāng)最大正應(yīng)力

σmax

[]時,M即為橫截面上的極限σ=σs彎矩,且當(dāng)彎矩大于極限彎矩時，簡支梁發(fā)生塑性變形。銅的許用應(yīng)力[][ ] σbσ =200 MPa =2×10bh 12 .5

8PaYmax

= = =6.252 2bh 3 0.1×0.012 3I = = =Z 12 12計算軸輥與銅排間的摩擦力軸輥與銅排之間靜摩擦系數(shù)取f=0.54軸輥與銅排間的靜摩擦力為F=f*N又N=P。所以F=f·P=0.54×22802=12313.08N驅(qū)動軸輥的轉(zhuǎn)矩與功率MM=FD2=n12313.08×120×1023=738.78N?mP=M×nn輸出=輸入9.55×103738.78×15.69.55×103=1.2KW計算電機功率由于P =P ?η輸出 輸入 總式中 —總傳動效率η總所以=0.98η總P 1.2

0.98×

0.99=0.825×P = =

=1.45kw輸入 η總

0.825由于電機的輸入功率大于1.45kw,Y100L-6N=1.5KW、n=940r/m。傳動比的安排nγ= 總 nn出

940=15.6=

=60.256式中 -總的傳動比；γ總-軸輥的輸出轉(zhuǎn)速；n出中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計n-電機的輸入轉(zhuǎn)速；入為了避開帶輪尺寸過大，取i帶

=3.7，則i =60.256/3.7=16.285,在閉式圓柱直齒傳動減減〔1.2～1.3〕i低

2=i減

，所以i低

=3.6，i =4.5。高傳動裝置各軸的參數(shù)計算各軸的轉(zhuǎn)速n1n

940n= i帶n=n2i

=3.74.5

=254r/min=56.4r/min高i低

3.6

=15.7r/min計算各軸的功率η =0.9η帶

=0.9η軸承

=0.9915中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計16計算各軸的轉(zhuǎn)矩1T =9550N電機1n1

1.45?=9550 =1.473×104N mm?940T =9550N2=95501.42

=5.339×104N?mmn2 254n2T =9550N3=95501.34=2.269×105N?mmn3 56.4n34T =9550N44n45T =9550N55n5

1.25?=9550 =7.604×105N mm?15.7?1.23?=9550 =7.482×105N mm15.7各齒輪的計算同步齒形帶的計算Zi=3.7

=20,大帶輪齒數(shù)Z1

=74，傳動比確定計算功率kp = ?pkca Ak 式中 -工作狀況系數(shù)，=1.2k A Akp = kca A齒形帶模數(shù)m1m1 Am32kT3YF1]S1=2.14φdZ12 σ Fm取2.5m1D確定小帶輪的節(jié)圓直徑D1D1=m?Z1=2.5×20=50mm確定齒形帶速vv3.14Dv=

n 3.14×50×940m= =2.46 smD確定大帶輪的節(jié)圓直徑D2D =m Z =2.5×74=185mm2 2計算中心距A=(0.7～2)(D0

+D)=164.5～470mm1 2初取A0

=450mm所以實際中心距a≈A

L－L+

1250－1279.075mm=450+ =435mm0 2 2中心距的變化范圍為164.5～470mm7.計算齒輪帶帶長和齒數(shù)( ) ( )D+D

D－D 2

50+185

L=2A1 2+ 2

1 =2×450+3.14× +

=1279.075mm0 0 2 4A0

2 4×450驗算小帶輪上的包角?( )57.3

( )57.3≈180－D －D2 1

=180－185－50 =162≥90a435a檢驗Z ?20×162Z = 1a 360

=360

=9單位帶寬的離心力所產(chǎn)生的張力 T=qv2g式中q—每米齒形長度上的重力，查文獻【1取q =3.43×103NmT=qv2=3.43×103×2.462

=211Ng 9.8確定齒形帶寬bb=12 N jP －T V式中[P]-齒形帶許用拉力[P]=9.8N;b=12 N j

=(10274 =75mmP －T V 211－9.8×2.4f=(1.1～1.2)P式中P-傳遞的圓周力，N;P=102N電機

=610.4NV 2.46f=1.1×610.4=671.44Nθ=40帶輪頂圓直徑DeD+2δDe=18520.75186.5mmDe小=5020.7551.5mm齒高h(yuǎn)=h+e式中 h-齒形帶齒高h(yuǎn)=1.8mm;e-徑向間隙e=0.82mm;所以=h+e18+0.82=2.62mmD 分度圓直徑 = －D f eDf=186.5－1.8184.7mmDf小=51.5－1.849.7mm分度圓齒距

－h(huán)2P =πm－2πPf大

=7.803mmPf小

(74(

=7.863mm2020Sf

=Pf

— －fS)mS)S式中，-齒形帶齒高中心線處的齒SmS厚;=3.66mm；Smf-齒側(cè)間隙f=0.6mm;( )所以Sf=7.8033.660.6=3.543mm( )Sf=7.8633.660.6=3.603mm齒根圓角半徑r=0.1m=0.1×齒頂圓角半徑r=0.15m=0.15×2.5=0.375mm帶輪寬度B=b+(3～10)=75+5=80mm由以上的計算知同步齒形帶張力較小一般在帶與兩輪切點中心的力為重力〔w=B r其中B為帶寬)，假設(shè)中點的撓度在10~28范圍內(nèi)便認(rèn)為是合格的。4.4.2其次級傳動設(shè)計4.4.2齒輪參數(shù)選擇選用圓柱直齒傳動。材料選擇：因此級傳遞功率校大，磨損嚴(yán)峻，考慮磨損對齒輪強度的削弱，小齒輪材料為40Cr，外表需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕240HBS,40HBS。選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。4〕Z1=24Z2=24×4.5=108。kkT (u±1)Z32φ u σH[]E22dd ≥2.321t

(5.1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)：Kt=1.3小齒輪傳遞扭矩：T2=5.339×104N·mmdc)齒寬系數(shù)φ=1dZE

1=189.8MPa2按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa;σHlim2=550MPa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1JLn=60×940×1×〔2×8×300×15〕＝4.06×109N2=4.06×109/3.2=1.269×109KHN1=0.9KHN2=0.95。計算接觸疲乏許用應(yīng)力[]Kσ =

HN1σ

lim1=0.9×600=540MPaH1 Sσ安全系數(shù)S＝1 ，[]K σσ〔2〕計算

= HN2H2 S[

lim2=0.95×550=522.5MPa]試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入σH

中較小的值。由式〔5.1〕得d1t=51.897mmb)V:1V=πd1tn1

=3.14×51.897×254

=0.69msb:b=φd

d1t

=1×51.897=51.897mmb/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＝51.897/4.939＝10.51計算載荷系數(shù)：依據(jù)v=2.55m/s，7級精度α α 動載荷系數(shù)[15]：Kv=1.11 KH=KF=1 使用系數(shù)：KA=1 KHα α FK =1.26Fβα 故載荷系數(shù)：K=KAKVKHKH=1×1.11×1×α k3ktk3kt1.57131.3d=d1

=51.897×

=55.278mmg)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=55.278/24=2.3mm按齒根彎曲強度設(shè)計2k2kT3φ2zY 2d1FaσYSaF確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值查大小齒輪的彎曲疲乏強度極限]：σFE1=500MPa;σFE2=380MPa查得彎曲疲乏壽命系數(shù)：kFN1=0.85;kFN2=0.88;c)計算彎曲疲乏許用應(yīng)力：取安全系數(shù)S＝1.4，[]kσ =

FN1σ

FE1=

0.85×500

MPa=303.57MPaF1 s 1.4[]kσ =

σFE2=

0.88×380

MPa=238.86MPaF2 s 1.4K：= k k k= A v F

k =1×1.1×1×1.26=1.386Fβe)YFα1=2.65;YFα2=2.172查取應(yīng)力校正系數(shù):YSα1=1.58;YSα2=1.8計算大小齒輪的YFαSα并加以比較:σFYα1Sα1=2.65×1.58

=0.01379σF 1

303.57Yα2Sα2=2.172 ×1.8

=0.01637σF 2故大齒輪數(shù)值較大。模數(shù)設(shè)計計算

238.86m

242

×0.01637=1.6由于齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲乏強度計算所得的承載力量打算的，而齒面接觸疲乏強度計算所得的承載力量僅與齒輪直徑有關(guān)，又因齒面接觸疲乏強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲乏的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m＝1.68mmm＝2mmd1=55.278mm。齒數(shù)Z1、Z2：Z1=d1/m=55.278/2=28 ；Z2=i×Z1=4.5×28=126、4.幾何尺寸計算d1兩齒輪的分度圓直徑：

Ⅰ=Z?m=28×2=56mm1d =Z2 2

m=126×2=252mm中心距：

a=d1+d2

=56+252=154mmb=φ

2 2dd=1×56=56mmd1B2=56mm,B1=61mm.4.4.3 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。材料選擇：因此級傳遞功率校大，磨損嚴(yán)峻，考慮磨損對齒輪強度的減弱，40Cr，外表需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為280HBS,45鋼〔調(diào)質(zhì)〕硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。3〕7級精度(GB10095-88)。選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=24×3.6=86.4，取Z2=86按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸( )t kt d1t≥2.323

1ZE2

(5.1)2φduσH2確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)：Kt=1.3小齒輪傳遞扭矩：T3=2.269×105N·mmdc)齒寬系數(shù)φ=1dZE

1=189.8MPa2按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa;σHlim2=550MPa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1JLn=60×940×1×〔2×8×300×15〕＝4.06×109N2=4.06×109/3.6=1.128×109KHN1=0.9KHN2=0.95。計算接觸疲乏許用應(yīng)力[]σH

KHN1σ

lim1=0.9×600=540MPa1安全系數(shù)S＝1 ，[σH

S=KHN2

σlim2=0.95×550=522.5MPa2 S〔2〕計算 []1〕試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入σH由式〔5.1〕得d1t=85.318mmb)V:

中較小的值。Vπd nV= 1t

×56.4

=0.25msb:b=φ d =1×85.318=85.318mmd 1tb/h：模數(shù)： mt＝d1t/Z1＝85.318/24＝3.555mm齒高： h＝2.25mt＝2.25×3.555＝7.999mm齒高之比： b/h＝85.318/7.999＝10.67計算載荷系數(shù)：依據(jù)v=0.25m/s，7級精度α α 動載荷系數(shù)：Kv=1.08 KH=KF=1 使用系數(shù)：KA=1 KHα α FK =1.35Fβα 故載荷系數(shù)：K=KAKVKHKH=1×1.08×1×α k3ktk3kt1.52831.3d=d1

=85.318×

=90.04mmg)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=90.04/24=3.75mm按齒根彎曲強度設(shè)計m

2kT 3

Fa

YSa

〔5.2〕σφ z 2σd 1 F確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值查大小齒輪的彎曲疲乏強度極限]：σFE1=500MPa;σFE2=380MPa查得彎曲疲乏壽命系數(shù)：kFN1=0.85;kFN2=0.88;c)計算彎曲疲乏許用應(yīng)力：取安全系數(shù)S＝1.4，[]kσ =

FN1σ

0.85×500FE1= MPa=303.57MPaF1 s 1.4[]kσ =

σFE2=

0.88×380

MPa=238.86MPaF2 s 1.4計算載荷系數(shù)K：K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1×1.35=1.458e)YFα1=2.65;YFα2=2.208查取應(yīng)力校正系數(shù):YSα1=1.58;YSα2=1.776計算大小齒輪的YFαSα并加以比較:σFYα1Sα1=2.65×1.58

=0.01379σF 1

303.57Yα2Sα2=2.208×1.776

=0.01642σF 2故大齒輪數(shù)值較大。(3)模數(shù)設(shè)計計算

238.86m

2×1.458×2.269×105242

×0.01642=2.66由于齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲乏強度計算所得的承載力量打算的，而齒面接觸疲乏強度計算所得的承載力量僅與齒輪直徑有關(guān)，又因齒面接觸疲乏強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲乏的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m＝2.66mmm＝3mmd1=90.4mm。齒數(shù)Z1、Z2：Z1=d1/m=90.4/3=30 ；Z2=i×Z1=3.6×30=108、4.幾何尺寸計算d1兩齒輪的分度圓直徑：

Ⅰ=Z?m=30×3=90mm1d =Z2 2

m=108×3=324mm中心距：

a=d1+d2

=90+324=207mm2 2c)b=φd=1×90=90mmc)d 1B2=90mm,B1=95mm.第四級傳動設(shè)計：過橋齒輪參數(shù)選擇IV軸上的小齒輪與Ⅶ軸上的齒輪以及過橋齒輪的齒數(shù)為Z=ZZ4 5

=Z=246 75〕40Cr280HBS,大齒輪材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。6〕7級精度(GB10095-88)。kkT (u±1)Z34φ u σH[]E22dd ≥2.321t

(5.1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)：Kt=1.3小齒輪傳遞扭矩：T2=7.604×105N·mmdc)齒寬系數(shù)φ=1dZE

1=189.8MPa2按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa;σHlim2=550MPa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n4JLn=60×15.7×1×〔2×8×300×15〕＝6.78×107N2=6.78×107/1=6.78×107KHN1=0.9KHN2=0.95。計算接觸疲乏許用應(yīng)力[]σH

KHN1σ

lim1=0.9×600=540MPa1安全系數(shù)S＝1 ，[σH

S=KHN2

σlim2=0.95×550=522.5MPa2 S〔2〕計算 []1〕d1t,代入σH由式〔5.1〕得d1t=148.24mmb)V:

中較小的值。Vπd nV= 1t

=0.12msb:φb= d φd 1tb/h：模數(shù)： mt＝d1t/Z1＝148.24/24＝6.17mm齒高： h＝2.25mt＝2.25×6.17＝13.9mm齒高之比： b/h＝148.24/13.9＝10.66計算載荷系數(shù)：依據(jù)v=0.12m/s，7級精度α α 動載荷系數(shù)：Kv=1.05 KH=KF=1 使用系數(shù)：KA=1 KHα α FK =1.26Fβα 故載荷系數(shù)：K=KAKVKHKH=1×1.05×1×α k3ktk3kt1.51231.3d=d1

=148.24×

=155.9mmg)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=155.9/24=6.5mm22kT3φ4zY 2d1FaσYSaFm ≥

〔5.2〕確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值查大小齒輪的彎曲疲乏強度極限]：σFE1=500MPa;σFE2=380MPa查得彎曲疲乏壽命系數(shù)：kFN1=0.85;kFN2=0.88;c)計算彎曲疲乏許用應(yīng)力：取安全系數(shù)S＝1.4，[]kσ =

FN1σ

FE1=

0.85×500

MPa=303.57MPaF1 s 1.4[]k\l“_TOC_250001“σ =

σFE2=

\l“_TOC_250000“

MPa=238.86MPaF2 s 1.4K：k kkkk kkA v F

kFβ=1 ×1.05×1×1.26=1.323YFα1=2.65;YFα2=2.65查取應(yīng)力校正系數(shù):YSα1=1.58;YSα2=1.58計算大小齒輪的YFαSα并加以比較:σFYα1Sα1=2.65×1.58

=0.01379σ 303.57F 1 。Yα2Sα2=2.65×1.58

=0.01753σ 238.86F 2模數(shù)設(shè)計計算m

2×1.323×7.604×105242

×0.01753=3.94mm由于齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲乏強度計算所得的承載力量打算的，而齒面接觸疲乏強度計算所得的承載力量僅與齒輪直徑有關(guān)，又因齒面接觸疲乏強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲乏的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m＝3.94mmm＝4mmd1=155.9mm。齒數(shù)Z1、Z2：Z1=d1/m=155.9/4=39 ；Z2=i×Z1=1×39=39、 Ⅰ4.幾何尺寸計算d1=d2=Z1 m=38×4=152mm兩齒輪的分度圓直徑：中心距：

a=d1+d2=152+1522 2

=152mmc)b=φdd1=1×152152mm4.軸的設(shè)計校核計算：5.6.1四個軸的構(gòu)造設(shè)計45號鋼，Ap

=112mm。d0p3nP2p3nP23n21.423254

=A0d1A03

1=112×3n1

940

=25mmⅡ軸：P2=1.42kw n2=254r/min故Ⅱ軸可設(shè)計為齒輪軸。

d2=A0

=112×

=40mm中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計1.13 Ⅲ軸：P=1.34kw n=56.4r/m d=A3 3 3

p3=1123

1.34

=50mmn3構(gòu)造如下4 Ⅳ軸：P=1.25kw n15.7r/m d =A4 4 4=

p4=1123

15.7

=60mmn4構(gòu)造如下29中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計7 Ⅶ軸：P=1.18kw,n=15.6r/m d =A7 7 7

p7=1123

=60mmn7構(gòu)造如下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軸進展校核計算。依據(jù)5.6。03-1上軸輥受力圖垂直方向的支反力及彎矩3-2上軸輥垂直方向受力圖2.作用在齒輪上的力30中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計F =2T7

N= Nr d 152rtF=F rtB=0B160Ft－160+24RHD=0R所以RHD

160+240

D=0DRHB(160+240)－240Ft=0R所以RHB

160+240

=2.16×103NHC M R =160×2.16×103=346N mHC 水平方向的支反力及彎矩3-3上軸輥水平方向受力圖31中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計

=P=22802ND=0D160+24VB－VA160160+240240Fr=0RVB

=22802×(160+160+240)+240×9.8×103=37802.8N160+240B=0B160+240)VD160Fr160VA=0RVD

=160×22802－160×9.8×103=5200.8N160+240MVBM

=160RVA=240R

=160×22802×10－3=3648.32N?m=240×5200.8=1248N?mVC VDB M =M =3648.32N?B 1 1Mc=(M2HC

+ 2 )2MVCM

=(3462+12482)2

=1295N?m系數(shù)；

1M=[M2+T)2]2

式中α

是調(diào)整BM2BMB

1+(αT)2]21

1=[3648.32+(0.6×765)2]21

=3675.8N?mCM2CMC

+(αT)2]2

=[12952+(0.6×765)2]2

=1370.56N?m32中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計3-4上軸輥彎距圖所以B剖面為危急截面，只需要校核該點的強度。B點的直徑d=90mm

MB

3675.80.1×(90×10－3)3

=51.6MPa【σ =55MPa－133中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計σ

]=55MPa 所以截面B安全－1b其它軸的強度校核同此，且均安全。3.2.2軸的剛度校核〔僅校核上軸的剛度〕軸的材料彈性模量E=210GPa－7 4I1=641= 64

m－6 4I2= 642= 64

mF=3.6×103NFtF=9.8×103NFrRVA=22802N3-5上軸輥受力圖[2]表8-1公式得=Fal) 1324131613402413 4Q t = =5.26×10HB 6lEI1

1324131613401613－4Q t =－ =－4.6×10HD 6lEI1

132413161340241616-5y t =－ HC 6lEI1 34中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)論文 銅排滾圓機機構(gòu)設(shè)計圖3-6上軸輥各具體狀況受力圖單獨作用時,FvQvB1

=Frab(l+a)6lEI1

=9.8103×240103160103400+241036×400×10-3×210×109×3.34×10-7

=1.43×10-3Q =-Fr

abl+b)=-.8103×24010-316010-34001610-3VD1

6lEI1

6×400×10-3×210×109×3.34×10-7= -1.25×10-3Fab(l2

-b2