【正文】 4）式中：—載荷系數(shù)，查表132(a)得，對有非金屬彈性元件的聯(lián)軸器，應考慮環(huán)境影響，對以上值再乘以表132(b)中系數(shù)； —聯(lián)軸器傳遞的功率，即為電動機的輸出功率； —聯(lián)軸器轉速。 則聯(lián)軸器公稱轉矩。再由電動機和減速器的軸伸，參照表1310，確定聯(lián)軸器型號如下表44。表44 型彈性套柱銷聯(lián)軸器（摘自）型號公稱轉矩許用轉速軸孔直徑，軸孔長度J型 質量轉動慣量63570024446210635 減速器與蝸桿軸聯(lián)軸器的選擇 類型的選擇 與輔電動機與減速器聯(lián)軸器類型相同，均為帶彈性元件的撓性聯(lián)軸器。 型號的選擇計算 聯(lián)軸器的計算轉矩由下式求得，再由聯(lián)軸器標準按其公稱轉矩選定聯(lián)軸器型號。式中：—載荷系數(shù)，查表132(a)得，對有非金屬彈性元件的聯(lián)軸器，應考慮環(huán)境影響，對以上值再乘以表132(b)中系數(shù)； —聯(lián)軸器傳遞的功率，即位蝸桿的輸入功率； —聯(lián)軸器轉速，；；則聯(lián)軸器公稱轉矩。再由電動機和減速器的軸伸，參照表1310，確定聯(lián)軸器型號如下表45。表45 型彈性套柱銷聯(lián)軸器（摘自）型號公稱轉矩許用轉速軸孔直徑，軸孔長度J型 質量轉動慣量125460032608213045 蝸桿軸的設計 軸的結構設計（1） 求作用在蝸桿上的力作用在蝸輪軸上的轉矩：，蝸輪軸轉速為螺桿轉速蝸桿輸入功率： 蝸桿轉速： 蝸桿軸上的轉矩： 已知蝸輪分度圓直徑：，蝸桿分度圓直徑： 作用在蝸輪上的切向力： 徑向力： 軸向力： 蝸桿的軸向力：，徑向力：，切向力：。（2）初步確定軸的最小直徑根據(jù)表153，取，于是得，已知蝸桿軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑與上文所選聯(lián)軸器型號匹配，取。（3）結構設計如圖44，圖44 軸的結構圖①12段需要安裝半聯(lián)軸器，因此。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故12段長度應比略短。②需要在12軸段右端需制出一軸肩以滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，故取23端的直徑。長度根據(jù)三個輥的長度及蝸輪傳動箱體的尺寸，初步確定為。③34段與78段均安裝軸承，選用型號可參考下文，其尺寸查表1015，知。④56段為螺紋段，蝸桿齒頂圓直徑齒根圓直徑；蝸桿。⑤為軸承的軸向定位，在45段和67段制一軸肩，取，根據(jù)箱體尺寸，可得。 （2） 計算軸上載荷由軸的結構圖做出計算簡圖，查表1015查得左軸承，右軸承，，并根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖45，見下頁。從軸的彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面的各值列于下表46。表 46 截面計算數(shù)值載荷水平面垂直面支反力，彎矩，總彎矩扭矩圖45 軸的彎矩圖和扭矩圖 設計計算及校核按彎扭合成應力校核軸的強度 對危險截面做彎扭合成強度校核計算。按照式（155），軸的彎扭合成強度條件為 （455）式中：—計算應力，； —所受的彎矩，取兩者最大值，； —所受的扭矩，； —折合系數(shù)，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，??； —軸的抗彎截面系數(shù)，由表154，； （456） —對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。則：查表151，知。因此，故安全。 蝸桿軸軸承的選擇 類型選擇 鑒于工作要求，選擇滾動軸承。參考上文的受力計算，可知工作時軸承受到一定的軸向力，因此選擇角接觸球軸承。 型號的選擇計算（1）求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。由力分析可知：垂直徑向力： 水平徑向力： （2） 求兩軸承受到的軸向載荷和軸承1選用型軸承，由表137，軸承派生軸向力， 軸承2選用型軸承，由表137，其中，為表135中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)未知，故先初取，可估算：按式（1311）得 （457）。（3） 初步計算軸承當量動載荷和軸承1 比值 （458）根據(jù)表135，知，則；軸承2 值如表135所示，則；根據(jù)式（138a） （459）由表136，取。參照表135，取，，則計算當量動載荷為： （3） 根據(jù)式（136），求軸承應有的基本額定動載荷值： （460）式中：—預期計算壽命，； —軸承轉速。根據(jù)上文軸的結構設計，知軸承處軸頸直徑可在范圍內選擇，查表1015有：左軸承型號選擇為，基本額定動載荷，基本額定靜載荷。右軸承型號選擇為，基本額定動載荷，基本額定靜載荷。 壽命校核（1） 左軸承校核查表135得：，已知，則，當量動載荷：基本額定壽命： （461）（2） 右軸承校核相對軸向載荷為：，查表135，利用插值法得，；當量動載荷， 基本額定壽命：故所選軸承滿足壽命要求。 蝸輪軸的設計 1 材料及熱處理 已知蝸輪軸即為絲杠，因此材料與熱處理方法與螺桿相同，即材料選用45鋼，調質處理。 設計計算 蝸輪軸僅承受扭矩，應按扭轉蝸強度條件計算。輪軸傳遞的功率，先按式（152）計算軸的最小直徑。根據(jù)表153，取，于是得： 蝸輪軸的直徑必須大于絲杠上螺紋的大徑，而且對于直徑小于100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大。所以確定蝸輪軸直徑為。 蝸輪軸軸承的選擇 類型選擇 根據(jù)蝸輪軸的受力情況，選用推力球軸承。 型號的選擇計算軸向當量動載荷，基本額定動載荷，查表1015，根據(jù)軸頸出直徑，得型號為51410。 壽命校核基本額定壽命，故所選軸承滿足壽命要求。5 上、卸料機構的設計 機構設計 在每次卷板前后，需要將上輥翹起，以產(chǎn)生一定的徑向空間來上料及卸料。參考以往三輥卷板機的上、卸料機構，結合實際情況，得出了如圖51的機構。工作時，轉動手輪，壓板在螺桿的帶動下壓上輥，最終使上輥翹起。1—手輪 2—螺桿 3—支撐座 4—壓板 5—固定螺栓、螺母 6—支撐桿圖51 上、卸料機構圖 設計校核 支撐桿的設計（1） 材料及熱處理 選用45鋼，調質處理。（2） 設計計算 需先求出整個上輥的形心位置，建立如圖52的坐標系：圖52 上輥形心圖易知：，，，則：。 （51） 整個上輥的體積，查表32得密度，則，根據(jù)圖53的受力分析，可列出以下關系式：，，圖53 受力簡圖算得，則作用在單根支撐桿的。初步確定支撐桿的直徑。由表32知45鋼的抗拉強度，拉應力，則滿足要求。 滑動螺旋的設計 此機構的滑動螺旋設計可參考絲杠螺母的設計，由于此處螺桿受力小于上文的滑動螺旋所受力。6 機架的設計 結構設計 過去傳統(tǒng)卷板機的機架主要為鉚接結構，部分為鑄造和鍛造結構。隨著焊接技術的發(fā)展，更因為全焊鋼結構質量好、重量輕、生產(chǎn)周期短等特點，焊接結構以在卷板機制造中占主導地位。因此我們選擇全焊鋼結構。 材料和厚度 卷板機機架主要采用類比和經(jīng)驗設計。根據(jù)卷板機的軋制力及外載受力分析，卷板機機架側壁板和主要受力面板采用厚為的，加強肋選用厚為的。機架其他相關尺寸，詳見總裝配圖。結論本次設計的任務是三輥卷板機。確定了機構的類型，對構成卷板機的主運動系統(tǒng)和輔運動系統(tǒng)分別進行了研究，將各運動系統(tǒng)的原動機、傳動裝置和工作機構分別進行重點論證和計算。最后設計出的機械式對稱三輥卷板機符合任務書要求。致謝本設計是在我的導師，宋誠生老師悉心指導下完成的。宋老師非常認真負責的對待這次畢業(yè)設計，對我的每一次指導都盡心盡力。同時，老師對本次畢業(yè)設計的及時檢查也督促了我按時保量地完成任務。宋老師豐富的實踐經(jīng)驗和嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度給了我極大幫助，使我受益匪淺。班級同學的積極幫助、室友的自身表率都幫助我圓滿地完成了這次任務。借此完成之際，向老師和同學表示衷心的感謝。參考文獻：[1] 李強，[J]. 鍛壓技術，2007，04.[2] 莫施寧. 卷板機[M]. 機械工業(yè)出版社，1970.[3] 濮良貴，紀名剛等. 機械設計[M]. 高等教育出版社，2010，05.[4] 張黎驊，鄭嚴. 新編機械設計手冊[M]. 人民郵電出版社，2008，05.[5] 陳曉南，楊培林等. 機械設計基礎[M]. 科學出版社，2011，01.[6] 成大先. 機械設計手冊單行本機械傳動[M]. 化學工業(yè)出版社，2004，04.[7] 周建方等. 材料力學[M]. 機械工業(yè)出版社，2010，01.[8] 陳立德. 機械制造裝備設計[M]. 高等教育出版社，2010，01.[9] 王青. 802800mm卷板機設計[J]. 包鋼科技，1997，04.[10] 魏忠才. 三輥卷板機設計力學分析及主參數(shù)確定[J]. 中州煤炭，2006，05.第 51 頁