皖西學院本科畢業論文（設計）對稱式三輥卷板機設計畢業論文1 緒論1.1 概述機械制造業是國民經濟的中流砥柱，在國家經濟實力中具有非常重要的作用和地位。國民經濟各部門的技術進步直接受制于機械制造業提供的裝備水平。機械制造業的規模水平是反映國民經濟實力和科學技術水平的重要指標，世界各國都把發展機械制造業作為振興和發展本國經濟的戰略重點之一。機械制造生產能力和制造水平，主要取決于機械制造裝備的先進程度。因此，決定了機械裝備設計在整個機械制造業中舉足輕重的地位。我國是制造大國，更應該注重機械裝備設計的資金投入和創新。卷板機是一種將金屬板材彎卷成筒體、錐體、曲面體或其他形體的通用成型設備，在工業基礎加工中占有重要的地位。該設備廣泛用于石油、金屬結構、木工、造船、鍋爐及其它機械制造行業。卷板機的分類，國外通常以工作輥的配置方式來劃分，國內一般以工作輥數量及調節方式等做為標準進行混合分類。如表1-1。表1-1 卷板機種類分類方法卷板機類別按輥筒方位立式臥式按上輥受力類型閉式（上輥有中部托輥）開式（上輥無中部托輥）有反壓裝置無反壓裝置按輥筒數目及布置方式四輥三輥對稱式不對稱式按輥位調節方式上調式垂直上調式橫豎上調式下調式不對稱下調式對稱下調式水平下調式1.2 工作原理卷板是指板材在外力的作用下，使板材的外層纖維拉長，內層纖維縮短而產生彎曲變形。卷板機的工作能力是指板材在冷態下，按規定的屈服極限卷制最大板材厚度與寬度時最小卷筒直徑的能力。 圖1-1 卷板機工作原理圖 選擇對稱上調式三輥卷板機說明卷板的工作原理，如圖1-1。三輥卷板機的運動形式分為主運動和輔運動。兩個下輥是主動輥，是固定不動的，可繞圖1.1中、同時作順時針或逆時針旋轉，屬于主運動。上輥是被動輥，在傳動系統的帶動下可上下升降，也可以在圖1-1中垂直平面作上翹和翻邊等運動，屬于輔運動。卷制時，板料被送入上下輥之間，板材的下表面與兩個下輥的最高點相接觸，當上輥下壓并超過材料的屈服極限時，板材便產生塑性變形，形成一段弧線。在兩個下輥的旋轉下，由于摩擦力板材也隨之旋轉，使板材形成沿其全長的塑性變形，根據三點成圓原理，最后板材被卷制成圓，如圖1-2所示。 圖1-2 卷板過程1.3 卷板機在我國的發展我國的卷板機制造始于六十年代末，最早為機械傳動的對稱式三輥卷板機，這種機型結構簡單，但不能預彎板材端部。七十年代末，長冶鍛壓機床廠研制成功了機械傳動四輥卷板機，此種卷板機雖然能直接預彎，也改善了性能，但其結構龐大，制造周期長，沒有得到普遍推廣。八十年代中，該廠又推出全液壓四輥卷板機和液壓水平下調式三輥卷板機，這兩種機型即可一次上料完成簡體成形，又可對簡體進行焊接后的校圓，工作效率得到了顯著的提高。八十年代末，由PC、NC控制的三、四輥卷板機進入國內市場。該機具有工作輥自動調平、下輥傾斜可水平水平升降等功能。后來出現NC弧形下調式三輥卷板機，除具備四輥卷板機的優點外，還可以進行板材端部預彎。該機結構緊湊合理，重量輕，受到市場的廣泛歡迎。經過三十多年的發展，在國家的大力扶持下，企業通過多次技術改造，引進了美英等國家先進卷板技術。目前研制的新型板材卷制設備的設計水平與制造水平均已達到亞洲先進，并可與世界先進的卷板機生產廠家的產品相媲美。卷板機制造業作為機床模具產業最大的買方市場，也帶動了焊接、檢測、材料應用等各個行業的快速發展。卷板機制造業的技術革命，將引起裝備市場的結構變化，最終將促進我國機械加工工業的發展。近些年，隨著原子能、石油化工、宇航、海洋開發、軍工等部門的迅速發展，卷板機作業的范圍正在不斷的擴大，要求也在不斷的提高。作為一種不可或缺的高效機械，卷板機在今后的工業生產中一定會得到更好的利用。時代在發展，科技在進步，國民經濟的高速發展將對這個機械品種提出越來越高的要求，將促使這個設計行業的迅速發展。2 機構方案的論證及確定在選擇卷板機構類型時，首先要確保需要卷制的板材在其工藝范圍以內，還要保證卷制的加工精度，同時要考慮到其生產率制造維修難易程度經濟性等。我們結合上章所述卷板機的類型，選擇較為常用的幾種機構，擬訂方案，并進行分析論證。2.1 方案的論證2.1.1 方案1三輥卷板機 三輥卷板機是目前最普遍使用的一種卷板機，制造技術成熟，結構簡單，維修方便，經濟適用。（1）對稱式三輥卷板機 上輥在兩下輥中央對稱位置，結構簡單緊湊，易于制造維修，重量輕，投資小，成型較準確，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，需要配預彎設備，如圖1-2。（2）不對稱式三輥卷板機 上輥位于下輥之上而略偏移，結構較簡單，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，工作能力一般在323000mm以下，如圖2-1。圖2-1 不對稱式卷板機2.1.2 方案2四輥卷板機 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。但質量體積大，結構復雜。上下輥夾持力使工件受氧化壓傷嚴重，操作技術不易掌握。常用于重型工件卷制及自動化水平和技術水平較高的場合，如圖2-2。圖2-2 四輥卷板機2.2 方案的確定一個好的設計應該是技術上實用，操作和維修方便，經濟上合理和運轉安全可靠。通過上述幾個機構類型的比較，我們可以得出，雖然四輥卷板機對中方便，可直接完成板材的預彎，工藝通用性廣，但其質量體積大，操作復雜，價格高昂，用于卷制本課題的102000mm薄鋼板實屬浪費。而不對稱式相比對稱式結構較復雜，操作不方便。結合了實際需要和現實局限，最后確定了我的設計方案：對稱式三輥卷板機。3 主運動系統的設計主運動是指兩個下輥繞圖1-1中、同時作順時針或逆時針旋轉。實現主運動需要由原動機、傳動裝置和工作機構三大部分組成的系統來完成，以下對各部分進行論證設計。3.1 主傳動系統的設計3.1.1 方案的論證 實現主運動的傳動系統稱為主傳動系統。主運動屬于回轉運動，對于回轉運動的驅動，可以是機械的，也可以是液壓或電氣的。液壓和電氣傳動裝置的成本較高，而機械驅動形式工作可靠，要求一般的制造水平，在各類機器中得到廣泛的應用，因此，主傳動系統中的傳動裝置我們選擇為機械傳動，現列出三種常用的機械傳動方式分布論證。（1）方案一 帶傳動帶傳動是一種撓性傳動，其特點有：帶具有彈性，能緩和沖擊、吸收振動，因而工作平穩，噪聲小。結構簡單，對制造、安裝要求不高，工作時不需要潤滑，成本低。適用于中心距較大的場合，但帶壽命短，不宜用于高溫、易燃場合。摩擦帶傳動傳動過載時，帶相對小帶輪打滑，可保護其他零件免受損壞，但工作時存在彈性滑動，不能保證準確的傳動比。（2）方案二 齒輪傳動齒輪傳動是一種十分重要的機械傳動形式，其特點有：傳動比準確，傳動效率高。工作可靠，壽命長。結構緊湊。在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小。（3）方案三 鏈傳動與摩擦帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現象，有準確的平均傳動比和較高的傳動效率，但不能保證恒定的瞬時傳動比。與齒輪傳動相比，制造與安裝精度要求較低，成本低。只能實現平行軸間的同向傳動，不宜用于載荷變化很大、高速和急速反向的傳動中。3.1.2 方案的確定已知兩個下輥的工作轉速與主電動機的轉速傳動比較大，應采用由多種傳動形式組成的多級傳動。帶傳動的承載能力小，在傳動相同轉矩時，結構尺寸較其他傳動形式大，但可以吸收振動，傳動平穩，噪聲小，因此宜布置在高速級；而鏈傳動運動不均勻，有沖擊和動載荷，噪聲較大，不適用于高速級；齒輪傳動效率高，對大功率傳動能減少能耗。通過以上分析，我們選擇由帶傳動作為高速級、齒輪傳動作為低速級的三級傳動。傳動系統簡圖如圖3-1。1主電動機 2帶傳動 3齒輪減速器 4末級輸出齒輪傳動 5下輥圖3-1 主傳動系統簡圖3.2 主電動機的選擇電動機是批量生產的標準部件。設計時要根據工作機的工作環境、工作特性和工作載荷等條件，選擇電動機的類型、結構、功率和轉速，并在設計手冊中選出其具體型號和尺寸。3.2.1 類型和結構形式的選擇 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產單位一般多采用三相交流電源，因此無特殊要求時均應選用三相交流電動機，其中以三相異步交流電動機應用最廣泛。根據不同防護要求，電動機有防護式、開啟式、封閉自扇冷式和防爆式等幾種結構形式。最后根據電動機的工作特性、工作環境和工作載荷等條件，查表16-1，確定了Y系列（IP23）防護式籠型三相異步電動機。3.2.2 功率的計算（1）已知設計參數 工作輥材料為，最大卷板厚度,最大卷板寬度，板材屈服極限，卷板速度，上輥升降速度。（2）確定卷板機基本參數下輥中心距： （3-1）上輥直徑： （3-2）下輥直徑： （3-3）上輥軸直徑： （3-4）下輥軸直徑： （3-5）最小卷圓直徑： （3-6）下輥轉速：（3）下輥受力分析主電動機為兩個下輥提供驅動力矩，我們需要通過對下輥來求得電動機的功率。在加工時, 卷制板材并不是一次成型的，而是需要經過多次滾彎的。因此在確定最大彎曲力矩時，應按照純塑性變形來考慮，即板材所受的應力已全部達到屈服極限，獲得了沿全長的塑性變形。卷管截面上受力情況和彎曲應力分布如圖3-2。圖3-2 卷管的受力情況和彎曲應力分布圖則最大彎曲應力為： （3-7）因為板材的滾彎屬于冷塑性變形，材料會發生強化現象，引入材料硬化的修正系數（可取,較大時取大值）對式（3-7）進行修正： （3-8）卷制時，鋼板受力情況如圖3-3，通過受力分析，得到下輥作用于卷板上的支持力： 式中：連心線與的夾角 （3-9） 圖3-3 卷板的受力分析由于板厚遠小于卷板的最小直徑，中性層半徑可簡算為。則： 上輥對板材的下壓力：作用在下輥上的驅動力矩包括克服卷板變形扭矩和摩擦扭矩。鋼板在卷制過程中,存貯于鋼板AB段(圖3-3)的變形能為,卷制時間為,有等式，簡化為： （3-10）摩擦扭矩包括上、下輥與鋼板間的滾動摩擦力矩和輥子軸頸與軸套間的滑動摩擦力矩,可用下式計算： （3-11）式中：滾動摩擦系數，取；滑動摩擦系數，取。因此，下輥驅動力矩為： 主傳動系統的總傳動效率，其中、分別為帶傳動、減速器傳動、齒輪傳動和軸承的傳動效率。查表1-17得，則。所以下輥驅動功率，即主電動機功率為： 3.2.3 轉速的確定根據帶傳動傳動比范圍，三級圓柱齒輪減速器傳動比范圍，輸出齒輪傳動比范圍。則總傳動比范圍為。則電動機轉速的可選范圍為：對于三相交流異步電動機，同一功率有4種同步轉速。按電動機的極數分為2極、4極、6極、8極，其同步轉速分別為、共4種。當電動機功率和工作機轉速一定時，極數多而轉速低的電動機尺寸大、重量重、價格高，但能使傳動系統的總傳動比減小。通過以上分析計算，根據電動機類型、功率和轉速，選擇同步轉速為，參照表16-4最后選擇主電動機型號為。其技術數據如下表3-1。表3-1 型電動機技術數據型號額定功率(kW)轉速(r/min)定子電流(A)效率(%)功率因數cos最大轉矩額定轉矩堵轉轉矩額定轉矩堵轉電流額定電流噪聲（聲功率級）(dB)重量（kg)Y160L-61197123.986.50.782.02.06.5781503.3 確定傳動系統的總傳動比和分配傳動比總傳動比 已知，末級輸出齒輪傳動比。取帶傳動的傳動比為，則減速器的傳動比。 3.4 帶傳動的設計3.4.1 類型的選擇 帶傳動可分為摩擦型帶傳動和嚙合型帶傳動。在摩擦型帶傳動中，根據傳動帶的橫截面形狀的不同又可分為平帶傳動、圓帶傳動、V帶傳動和多楔帶傳動。由于V帶的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，結構緊湊，并且大多數V帶已標準化。因此，選用V帶傳動。3.4.2 設計計算（1）確定計算功率 根據工況載荷變動小，每天工作小時數，由表8-7查得工作情況系數，故 （3-12）（2）選擇V帶的帶型 根據、由圖8-11，選取B型。（3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑。驗算帶速。根據式（8-13）驗算帶速 （3-13）計算大帶輪的基準直徑。根據式（8-15a),計算大帶輪的基準直徑， （3-14）根據表8-8，圓整為。（4）確定V帶的中心距和基準長度根據式（8-20）， 有 （3-15）初定中心距：按式（8-22）計算所需的基準長度： （3-16）由表8-2選擇帶的基準長度。按式（8-23）計算實際中心距 （3-17）（5）驗算小帶輪上的包角 （3-18）（6）計算帶的根數計算單根V帶的額定功率由、，查表8-4a根據線性插值法得，根據和查表8-4b得；查表8-5得，表8-2得，于是： （3-19）計算V帶的根數。 （3-20）取整為6根。（7）計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得B型帶的單位長度質量：，所以： （3-21）（8）計算壓軸力壓軸力的最小值為： （3-22）3.4.3帶輪的結構設計及幾何尺寸計算（1）小帶輪相關尺寸小帶輪，由于，采用腹板式。輪轂和輪輻的尺寸：由查表7-22，其外徑，軸的直徑為主電動機的軸伸直徑，取， （3-23）且，取 （3-24） （3-25）帶輪輪槽截面尺寸參照表8-10得輪槽截面尺寸如表3-2。表3-2 小帶輪輪槽截面尺寸槽型B14.03.5010.81911.5（2）大帶輪相關尺寸由于大帶輪，采用輪輻式。輪轂和輪輻的尺寸：大帶輪，可查得外徑，軸的直徑為圓柱齒輪減速器輸入軸直徑，取 （3-26），取 （3-27） ， （3-28） （3-29）式中：傳遞的功率，； 帶輪的轉速，； 輪輻數。 （3-30） （3-31） （3-32）帶輪輪槽截面尺寸由表8-10得輪槽截面尺寸如下表3-3。表3-3 小帶輪輪槽截面尺寸槽型B14.03.5010.81911.53.5 減速器的選擇3.5.1 類型的選擇 常用的齒輪減速器為漸開線圓柱齒輪減速器，按齒輪布置可分展開式、分流式和同軸式，按齒面硬度又分為硬齒面和中硬齒面。根據工作條件，我們選擇三級展開式中硬齒面圓柱齒輪減速器。3.5.2 型號的選用計算（1）機械強度的校核計算減速器的實際輸入功率，查表14-2和表14-3，得工況系數計算輸入功率。 （3-33）根據、傳動比和與實際輸入轉速接近的公稱轉速，由表14-9初選型，其額定輸入功率，相對轉速誤差： （3-34）需要進行額定功率的折算，由式（14-2）知， （3-35）不滿足機械強度要求。重新選擇為型，額定輸入功率； 所以型滿足機械強度要求。（2）校核熱功率功率利用率，查圖14-1，得額定功率利用系數；由圖14-2得負荷率系數；由圖14-3，自然通風下環境溫度系數；由表14-12知，許用熱功率。則計算熱功率為： （3-36）熱平衡校核通過。 結論：選用公稱傳動比為35.5減速器型號為。型減速器的相關尺寸如下表3-4，表3-5。表3-4 型減速器裝配形式和外觀尺寸(mm)規格355128060087078560105380186417024053040179表3-5 型減速器裝配形式和外觀尺寸(mm)規格地腳螺栓孔質量（kg)潤滑油量35563108036052042.5252.514318839840035814001153.6 末級輸出齒輪傳動設計 為減小尺寸及降低成本，不需要將末級輸出齒輪傳動封閉在嚴密的箱體內，僅需裝有簡單的防護罩，屬于半開式傳動。這種傳動不僅外界雜物極易侵入，而且潤滑不良，輪齒容易磨損。可以采用中硬度齒面齒輪。3.6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及熱處理方法選用直齒圓柱齒輪傳動；由表8-37，選擇齒輪材料為，調質處理，硬度；查表8-48，選用8級精度。3.6.2 設計計算及校核 半開式齒輪傳動的主要失效形式是輪齒磨損后使齒厚減薄，最后導致輪齒折斷。在設計時，應按輪齒彎曲疲勞強度進行設計。（1）按齒根彎曲強度設計計算輪齒彎曲疲勞強度的設計公式為： （3-37）初選載荷系數：，齒輪傳遞的功率：其中，、分別為V帶傳動、圓柱齒輪傳動、滾動軸承的傳動效率，查表1-17得，。作用于齒輪的轉矩：齒輪做懸臂布置，由表10-7選取齒寬系數，對半開式齒輪傳動，為保證齒根有足夠的彎曲疲勞強度，應適當減少齒數，一般取，則選取。查圖10-20c知齒輪的彎曲疲勞強度極限，本齒輪傳動設計工作壽命15年，每年工作300天，兩班制。則工作壽命： （3-38）齒輪的工作應力循環次數 （3-39）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數；取彎曲疲勞安全系數，由式（10-12）得： （3-40）由表10-5查得齒形系數；應力校正系數得 （3-41）數值代入，查表8-2選用第一系列標準值。（2）計算齒寬與齒高之比分度圓直徑 圓周速度 （3-42）齒寬 （3-43）齒高 結合以上數據得，齒寬與齒高之比 （3-44）（3）計算載荷系數根據，8級精度，查圖10-8知動載系數，由于直齒輪，則，查表10-2得使用系數，查表10-4用插值法得8級精度、齒寬、齒輪懸臂布置時，由，查圖10-13得;故載荷系數： （3-45）按實際的載荷系數校正所算得的模數： （3-46）查表8-2取第二系列標準值。3.6.3 齒輪的結構設計及幾何尺寸計算由于齒輪的齒頂圓直徑，采用腹板式結構。圓柱減速器輸出軸的直徑，根據圖10-39腹板式結構的齒輪，則，不符合腹板式結構的要求，因此重新選擇為實心結構。分度圓直徑： 齒頂高： （3-47）齒根高： （3-48）齒全高： （3-49）齒頂圓直徑： （3-50）齒根圓直徑： （3-51）中心距： （3-52）齒寬： 齒厚： （3-53）3.7 下輥的校核3.7.1 強度校核下輥是主動輥，由主電動機驅動。工作中帶動板材在卷制過程中的不斷轉動，期間受到一定的扭矩。工作時，下輥即承受彎矩又承受扭矩，所以應按彎扭合成強度條件進行計算： （3-54）下輥的長度： 均勻作用在下輥的集度： 畫出下輥的受力簡圖及彎矩圖、扭矩圖，如圖3-4。圖3-4 下輥的受力簡圖及彎矩圖、扭矩圖對彎矩和扭矩最大的危險截面進行校核：最大彎矩： 扭矩：因下輥為空心圓截面，抗彎截面系數： （3-55）式中：為截面內、外徑之比。由于扭轉切應力是對稱循環變應力，因此引入折合系數， 查表15-1，知許用彎曲應力，則滿足強度要求。3.7.2 剛度校核（1）彎曲剛度校核下輥的受力變形如圖3-5，根據表4-2圖3-5 下輥的受力變形得：最大撓度： （3-56）式中： 由表15-5得允許撓度，。（2）扭轉剛度校核下輥的扭轉變形用每米長的扭轉角來衡量，計算公式為： （3-57） （3-58）可取，則剛度滿足。3.8 鍵的選擇3.8.1 類型的選擇 鍵連接的主要類型有平鍵連接、半圓鍵連接、楔鍵連接和切向鍵連接。由于平鍵連接裝拆方便、結構簡單、對中性較好等特點，故選用平鍵。根據實際用途，確定為圓頭（A型）普通平鍵。3.8.2 尺寸的選擇 鍵的主要尺寸為其截面尺寸（以鍵寬鍵高表示）與長度。其中，其截面尺寸需按照軸的直徑由標準選定，鍵長一般按輪轂的長度確定，通常等于或略短輪轂長度。已知軸徑，根據表6-7，將鍵的公稱尺寸及鍵槽尺寸列于下表3-6。表3-6 鍵的公稱尺寸及鍵槽尺寸鍵的公稱尺寸（mm）鍵槽尺寸（mm）軸槽深轂槽深圓角半徑公稱尺寸偏差公稱尺寸偏差 32180.614011+0.20 07.4+0.20 00.40.63.8.3 連接強度計算平鍵連接傳遞轉矩時，其主要失效形式是工作面被壓潰。所以通常按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。強度校核公式為： （3-59）式中：傳遞的轉矩，； 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，； 軸、鍵、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，見表6-5，。則，。即一個鍵就可滿足擠壓強度要求。3.9 下輥軸承的設計3.9.1 類型的選擇 根據軸承中摩擦性質的不同，可分為滑動摩擦軸承和滾動摩擦軸承。滾動軸承起動阻力小、摩擦系數小，且已標準化，應用廣泛。滑動軸承多用于特大沖擊振動、轉速高、徑向尺寸受到限制或必須剖分安裝的場合。由于下輥的工作情況為低速重載，則選用整體式徑向滑動軸承。3.9.2 設計計算（1）選擇軸承寬徑比根據機床常用的寬徑比范圍，取寬徑比；軸承寬度： （3-60）（2）計算軸徑圓周速度： （3-61）（3）計算軸承工作壓力： （3-62） （3-63）查表12-2，在滿足、條件下，選擇整體軸套材料為。4 輔運動系統的設計輔運動是指上輥在圖1-1中上下升降的運動，以下對構成系統的各部分進行論證設計。4.1 輔傳動系統的設計4.1.1 方案的論證 輔運動屬于直線運動。輔傳動系統即將電動機的回轉運動轉化為上輥的直線運動，對于此類型運動的驅動，機械傳動和液壓傳動都得到了廣泛應用。通過對卷板機生產廠家的調研，卷制本課題最大卷板厚度薄鋼板的輔傳動系統基本采用機械傳動，而液壓傳動僅廣泛應用于的情況，并且液壓裝置制造要求精度高、成本高。為此，我們選擇機械傳動。直線運功的機械傳動機構，常用的有齒輪齒條傳動、蝸桿齒條傳動和絲杠螺母傳動。結合輔運動低速短行程及自鎖性的特點，我們低速極選用蝸桿傳動加絲杠螺母傳動，高速極選用減速器。傳動系統簡圖如圖4-1。 1上輥 2電動機 3聯軸器 4齒輪減速器 5絲杠螺母傳動 6蝸桿傳動圖4-1 輔運動傳動系統簡圖4.2 輔電動機的選擇4.2.1 類型和結構形式的選擇 與主電動機的類型和結構形式相同，但其功率比主電動機降低一個等級，查表16-1，選擇為Y系列（IP44）封閉式籠型三相異步電動機。4.2.2 功率的計算上輥的有效功率為從電動機到上輥間的總效率為： 其中，、分別為聯軸器、軸承、蝸桿傳動、絲杠螺母傳動和圓柱齒輪減速器的傳動效率，查表1-17有、，所以電動機所需工作功率為。4.2.3 轉速的選擇在綜合考慮了電動機和傳動系統的性能、尺寸、重量和價格等因素后，選擇同步轉速為。最后選定主電動機型號為。其技術數據如下表4-1。表4-1 型電動機技術數據型號額定功率(kW)轉速(r/min)電流(A)效率(%)功率因數cos最大轉矩額定轉矩堵轉轉矩額定轉矩堵轉電流額定電流轉子轉動慣量重量（kg)Y100L-61.59403.9777.50.742.02.06.00.069334.3 絲杠螺母傳動的設計4.3.1 類型的選擇 絲杠螺母傳動是以傳遞動力為主的傳力螺旋，屬于螺旋傳動。螺旋傳動按螺紋間摩擦狀態可分為滑動螺旋、滾動螺旋與精壓螺旋。由于滑動螺旋結構簡單，加工方便，傳動平穩，能自鎖，廣泛用于金屬切削機床的進給和分度機構的傳導螺旋以及摩擦壓力機、千斤頂的傳力螺旋。因此，我們選擇滑動螺旋。 滑動螺旋的螺紋有梯形、鋸齒形和矩形。鋸齒形螺紋傳動效率高、牙根強度高，與上輥受力情況相符。因此確定為鋸齒形螺紋。4.3.2 材料及熱處理 螺桿材料選用45鋼,調質處理，查表3-2得屈服點，由表11-1-10得許用彎曲應力，許用剪應力。重載低速，螺母材料選用，查表11-1-10知，。4.3.3 設計計算（1）耐磨性計算 通常情況下，傳力螺旋的主要失效形式是螺旋表面的磨損、螺桿的拉斷或剪斷以及螺紋牙根部的剪斷及彎斷。設計時通常以耐磨性計算和強度計算確定螺旋傳動的主要尺寸。外螺紋中徑： （4-1） 式中：軸向載荷； 螺紋副許用壓強，查表11-1-9； 值可根據螺母的形式選定，整體式螺母取。得：；查表5-7，已知，選定外螺紋大徑，即公稱直徑，螺距，螺母高度： （4-2）旋合圈數： （4-3）基本牙型高度： （4-4）則，工作壓強： （4-5）（2）自鎖性計算導程 （4-6）查表11-1-7，摩擦因數，牙型角；當量摩擦角： （4-7）螺紋升角： （4-8），故自鎖可靠。（3）校核螺桿強度外螺紋小徑： （4-9）螺紋摩擦力矩： （4-10）當量應力： （4-11）（4）螺母螺紋強度校核由于螺母材料強度低于螺桿，只需校核螺母螺紋強度。螺紋牙根部的寬度： （4-12）牙頂間隙： （4-13）內螺紋大徑：剪切強度： （4-14）彎曲強度： （4-15）（5）螺桿剛度校核軸向載荷使導程產生的變形： （4-16）轉矩使導程產生的變形： （4-17）式中：彈性模量,查表1-14；切變模量，。得：，導程的總變形量： （4-18）查表11-1-6，知在螺桿每米長的允許螺距變形量之內。（6）穩定性計算由于螺桿主要承受拉伸載荷，故不必進行穩定性計算。4.3.4 幾何尺寸計算參照表5-7，得出滑動螺旋的相關幾何尺寸。外螺紋大徑：螺距：牙頂間隙： （4-19）基本牙型高度： （4-20）外螺紋牙高： （4-21）內螺紋牙高：牙頂高： （4-22）外螺紋中徑： （4-23）內螺紋中徑：外螺紋小徑： （4-24）內螺紋小徑： （4-25）內螺紋大徑： （4-26）牙根部寬度：； （4-27）牙頂： （4-28）4.4 確定傳動系統的總傳動比和分配傳動比已知螺桿轉速：則總傳動比： 式中：減速器的傳動比；蝸桿傳動的傳動比。而具體的傳動比數值需要按實際情況選擇。4.5 減速器的選擇4.5.1 類型的選擇 由于下一級減速傳動為蝸桿傳動，其傳動比范圍較大，因此可以適當減小此減速器的傳動比，以達到降低成本的目的。為此我們選擇單級展開式中硬齒面圓柱齒輪減速器。4.5.2 型號的選用計算（1）機械強度的校核計算減速器的實際輸入功率， 查表14-2和表14-3，得工況系數，計算輸入功率： 根據和與實際輸入轉速接近的公稱轉速，由表14-9初選型，其額定輸入功率，相對轉速誤差： 需要進行額定功率的折算，由式（14-2）知，因為，所以型減速器滿足機械強度要求。（2）校核熱功率功率利用率，查圖14-1，得額定功率利用系數；由圖14-2得負荷率系數；由圖14-3，自然通風下環境溫度系數；由表14-10知，許用熱功率。則計算熱功率為： 熱平衡校核通過。結論：選用公稱傳動比為4.5減速器型號為型減速器的相關尺寸如下表4-2，表4-3。表4-2 型減速器裝配形式和外觀尺寸(mm)規格8023515020080243610682732581281035表4-3 型減速器裝配形式和外觀尺寸(mm)規格地腳螺栓孔質量（kg)潤滑油量8018280280120406067.581101100124140.94.6 蝸桿傳動的設計4.6.1 類型的選擇 根據蝸桿形狀的不同，蝸桿傳動可以分為圓柱蝸桿傳動，環面蝸桿傳動和錐蝸桿傳動等。其中，圓柱蝸桿傳動包括普通圓柱蝸桿傳動和圓弧圓柱蝸桿傳動兩類，并以普通圓柱蝸桿最為常用。由工作環境等綜合考慮，選擇普通圓柱蝸桿傳動中的漸開線蝸桿（ZI型）。無特殊要求，選用右旋蝸輪蝸桿。4.6.2 材料及熱處理 由于蝸桿傳動功率不大，中等速度，故蝸桿采用45鋼，其螺旋齒面要求淬火，硬度為。蝸輪材料采用，金屬膜鑄造。為了節約成本，齒圈用青銅制造，輪芯用制造。4.6.3 設計計算（1）按齒面接觸疲勞強度進行設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12），傳動中心距： （4-29）確定作用在蝸輪上的轉矩蝸桿輸入功率：蝸輪上的功率： 蝸桿轉速： 蝸桿傳動的傳動比： 確定載荷系數因工作載荷較穩定，故取載荷分布不均勻系數；由表11-5選取使用系數 ；由于轉速不高，沖擊不大，取動載系數；則： （4-30）確定彈性影響系數由于鑄錫磷青銅蝸輪和鋼桿相配，故。確定接觸系數假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，從圖11-18中可查到。確定許用接觸應力查表11-7得蝸輪的基本許用應力。應力循環次數： （4-31）壽命系數： （4-32）則： （4-33)計算中心距： 由表11-2，根據傳動比，選取中心距，蝸桿分度圓直徑。此時，從圖11-18中查得接觸系數，因此以上計算結果可用。（2）校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度校核公式為： （4-34）當量齒數： （4-35）根據，從圖11-19中可查出齒形系數。螺旋角系數： （4-36）許用彎曲應力： （4-37）從表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應力。壽命系數 （4-38） 彎曲強度是滿足的。（3）驗算效率 （4-39）式中：當量摩擦角，與相對滑動速度有關。 （4-40）從表11-18中用插值法查得，；代入式中得，大于原估計值，因此不用重算。（4）熱平衡計算由于摩擦損耗的功率： （4-41）產生的熱流量： （4-42）以自然冷卻方式，從箱體外壁散發到周圍空氣中去的熱流量： （4-43）式中：箱體的表面傳熱系數，取； 內表面能被潤滑油所飛濺到，并且外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積； 油的工作溫度，可取； 周圍空氣的溫度，常溫情況取。按熱平衡條件，可得保持正常工作溫度所需要的散熱面積： （4-44）4.6.4 主要參數與幾何尺寸計算（1）蝸桿選用右旋蝸桿，蝸桿頭數；分度圓直徑；模數；軸向齒距：；直徑系數；蝸桿齒寬：，取；齒頂圓直徑： （4-45）齒根圓直徑： （4-46）蝸桿齒高： （4-47）分度圓導程角：；蝸桿軸向齒厚 （4-48）（2）蝸輪選用右旋蝸輪，蝸輪齒數；變位系數；驗算傳動比：，此時傳動比誤差為，是允許的。蝸輪分度圓直徑： 蝸輪喉圓直徑： （4-49）蝸輪齒根圓直徑： （4-50）蝸輪咽喉母圓半徑： （4-51）蝸輪寬度：，取；頂隙： （4-52）頂圓直徑：，取 （4-53）4.7 上輥的校核 上輥是被動輥，在工作時主要受到板材對其的反作用力，同時還有板材與上輥的滾動摩擦、軸頸處與軸承間的摩擦。我們需要分別對其強度和剛度進行校核，因為不受軸向壓力，不需要穩定性校核。4.7.1 強度校核計算由于卷板速度低，摩擦力產生的力矩很小，與上輥所受的剪力相比可忽略不計。因此在進行強度校核時，只需按彎曲強度條件計算。上輥的長度由卷板機的最大卷板寬度所決定，兩端應預留一定的長度，確定。 均勻作用在上輥的集度： 畫出上輥的受力簡圖及彎矩圖、扭矩圖，如圖4-2。圖4-2 上輥的受力簡圖及彎矩圖、扭矩圖對彎矩最大的危險截面進行校核：最大彎矩： 因上輥為空心圓截面，抗彎截面系數：式中：為截面內、外徑之比。最大應力： 查表15-1，知許用彎曲應力，則滿足強度要求。4.7.2 剛度校核因為上輥所受扭矩很小，在剛度校核時可以省略扭轉剛度校核。（1）彎曲剛度校核上輥的受力變形如圖4-3，根據表4-2，圖4-3 上輥的受力變形得：, 最大撓度： 式中：由表15-5查得允許撓度：。，滿足剛度要求。4.8 上輥軸承的設計4.8.1 類型的選擇 由于板材在卷板前后需要上料和下料，這就要求上輥在某一端可以翹起。為滿足這樣要求，我們一端選擇整體式徑向滑動軸承，另一端為球形整體式徑向滑動軸承。4.8.2 設計計算（1）選擇軸承寬徑比軸承寬度： （2）計算軸徑圓周速度 式中：上輥轉速 （3）計算軸承工作壓力： 查表12-2，在滿足、條件下，選擇軸瓦材料為，對開式徑向滑動軸承的軸承座材料采用灰鑄鐵制造。4.9 輔電動機與減速器聯軸器的選擇4.9.1 類型的選擇 聯軸器可分為剛性聯軸器和撓性聯軸器。剛性聯軸器結構簡單、成本低，但不具有補償性能。撓性聯軸器又可分為無彈性元件撓性聯軸器和帶彈性元件撓性聯軸器，前一類只具有補償兩軸相對位移的能力，后一類除有補償性能外還具有緩沖和減震作用。綜上，我們選擇帶彈性元件的撓性聯軸器。4.9.2 型號的選擇計算 聯軸器的計算轉矩由下式求得，再由聯軸器標準按其公稱轉矩選定聯軸器型號。 （4-54）式中：載荷系數，查表13-2(a)得，對有非金屬彈性元件的聯軸器，應考慮環境影響，對以上值再乘以表13-2(b)中系數； 聯軸器傳遞的功率，即為電動機的輸出功率； 聯軸器轉速，。 則聯軸器公稱轉矩。再由電動機和減速器的軸伸，參照表13-10，確定聯軸器型號如下表4-4。表4-4 型彈性套柱銷聯軸器（摘自）型號公稱轉矩許用轉速軸孔直徑，軸