【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 kgf3）板料從 kgfmm4）消耗于摩擦的扭矩 kgfmm5）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 kgfmm6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失 kgfmm7）機(jī)器送進(jìn)板料時(shí)的總力矩 kgfmm8）卷板機(jī)空載時(shí)的扭矩kgfmm9）卷制時(shí)板料不打滑的條件：kgfmmkgfmm因，所以滿足。10）驅(qū)動(dòng)功率kgfmmkw4．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。0kgfmm3）板料從kgfmmkgfkgf4）消耗于摩擦的扭矩 kgfmm5）板料送進(jìn)時(shí)的摩擦阻力矩 kgfmm6）拉力在軸承中所引起的摩擦損失kgfmm7）機(jī)器送進(jìn)板料時(shí)的總力矩kgfmm8）空載時(shí)的扭矩kgfmm9）板料不打滑的條件kgfmmkgfmm因?yàn)?，所以滿足。10）驅(qū)動(dòng)功率 kgfmm kw 計(jì)算結(jié)果總匯 成形量計(jì)算結(jié)果40%70%90%100%簡(jiǎn)體直徑（mm）簡(jiǎn)體曲率半徑R’(mm)初始變形彎矩M1(kgfmm)107村料受到的最大變形彎矩M(kgfmm)107107107107上輥受力Pa(kgf)105105105105下輥受力Pc(kgf)105105105105村料變形彎矩Mn1(kgfmm)106106106105摩擦阻力扭矩Mn2106106106106材料送進(jìn)時(shí)摩擦阻力扭矩MT106106106106空載力矩Mn4103拉力引起摩擦扭矩Mn3105105105104Mn1+MT+ Mn4106106106106總力矩Mp106106106106驅(qū)動(dòng)力矩Mn106106106106驅(qū)動(dòng)功率Nqc(kw)5．主電機(jī)的選擇：，成形量為40%時(shí)所需的驅(qū)動(dòng)功率最大，考慮工作機(jī)的安全系數(shù)，電動(dòng)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(dòng)和制動(dòng)、正反轉(zhuǎn)且轉(zhuǎn)速不高、有時(shí)過負(fù)荷及有顯著的振動(dòng)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(dòng)機(jī)選擇YD系列變極多速三相異步電動(dòng)機(jī)，能夠簡(jiǎn)化變速系統(tǒng)和節(jié)能。故選擇YD90S—6/4，其參數(shù)如下：N=； r=1000r/min； G=15kg。 上輥的設(shè)計(jì)計(jì)算校核由上部分計(jì)算可知輥筒在成形100%時(shí)受力最大：kgf kgf故按計(jì)算，： 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)?，所以上輥剛度滿足要求。 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： kgfmmkgf/mm2W為抗彎截面系數(shù)。mm3kgf/mm2 Ⅱ： kgfmmkgf/mm2 故安全，強(qiáng)度合乎條件。 疲勞強(qiáng)度安全強(qiáng)度校核[1]： Mpa=108kgf/mm2 kgf/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(qiáng)度滿足條件。 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，： 板重： kg 上輥重： kg總重： kg 上輥卸料受力圖 ：MPa 故：卸料時(shí)彎曲強(qiáng)度滿足。 下輥設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 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(dòng)效率： m/min r/min轉(zhuǎn)矩： Nmkgfmmkgfmmkgfmm：撓度[5]： I為軸截面的慣性矩： mm4kgf mm kgf/m mmmm mm 故：安全。 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： kgfmm kgfmmkgfmm （）kgfmm kgfmm安全系數(shù)： Ⅲ處： kgfmmkgfmm 安全系數(shù) 故安全，故彎曲強(qiáng)度滿足。 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] kgfmm Ⅱ截面： kgfmm Nm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： kgfmm kgfmm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：kgfmm Nmmm3， 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 kgfmmkgfmm kgfmm剛度條件滿足。 滿足彎曲強(qiáng)度要求。kgfmm 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(dòng)機(jī)的功率為11kw。對(duì)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(dòng)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(duì)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(dòng)比較大?？紤]到經(jīng)濟(jì)性，故采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、展開式的減速器。： 減速器結(jié)構(gòu)圖5．2 減速器傳動(dòng)裝置總的傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比的分配 總的傳動(dòng)比n0= 傳動(dòng)比的分配 考慮潤(rùn)滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，?。骸?故： = = 5．3傳動(dòng)裝置各軸的參數(shù)計(jì)算 各軸轉(zhuǎn)速r/min r/minr/min r/min 各軸功率各軸輸入效率：η1= 聯(lián)軸器效率：η2= 軸承：η3=Ⅰ軸： PⅠ=P0P01=11＝Ⅱ軸： PⅡ=PⅠP12=＝Ⅲ軸： PⅢ=PⅡP23=＝Ⅳ軸： PⅣ=PⅢP34=＝ 各軸轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸： NmⅠ軸： NmⅡ軸： NmⅢ軸： NmⅣ軸： Nm。5．4 齒輪傳動(dòng)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(duì)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。 1）選用圓柱直齒傳動(dòng)。2）材料熱處理：因此級(jí)傳遞功率校大，磨損嚴(yán)重，考慮磨損對(duì)齒輪強(qiáng)度的削弱， 減速器參數(shù)表軸名功率(kw)轉(zhuǎn)矩T(Nm )轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動(dòng)比i效率η電動(dòng)機(jī)軸119531Ⅰ軸953Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸齒輪材料為40Cr，表面需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為48－55HRC。 3）選取精度等級(jí)：選7級(jí)精度(GB1009588)。 3）選小齒輪數(shù)：Z1=24, Z2=UZ1=，Z2取149齒數(shù)比：u= 由于u5所以采用斜齒β=15176。[15] mm () (1)確定公式內(nèi)各參數(shù)a)試選載荷系數(shù)：Kt= b)小齒輪傳遞扭矩：T1=105 Nmmc)齒寬系數(shù)[15]：材料的彈性影響系數(shù)[15]： 取α=20176。 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]：MPaf)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1JLn=609531（2830015）＝109 N2=108g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)[15]：ZN1= ZN2=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 ： mmb)計(jì)算圓周速度V： m/sc)齒寬b： mm d)齒寬與齒高之比b/h：模數(shù)： mt＝d1t/Z1＝＝ 齒高： h＝＝＝齒高之比 ： b/h＝＝e)計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù)v=，7級(jí)精度動(dòng)載荷系數(shù)[15]：Kv= KHα=KFα= 使用系數(shù)：KA=1 KHβ=KFβ=故載荷系數(shù)： K=KHKVKHαKHβ=1=f)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： mm 取：mmg)計(jì)