對(duì)稱式三輥卷板機(jī)設(shè)計(jì)畢業(yè)論文.doc

皖西學(xué)院本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）對(duì)稱式三輥卷板機(jī)設(shè)計(jì)畢業(yè)論文1 緒論1.1 概述機(jī)械制造業(yè)是國(guó)民經(jīng)濟(jì)的中流砥柱，在國(guó)家經(jīng)濟(jì)實(shí)力中具有非常重要的作用和地位。國(guó)民經(jīng)濟(jì)各部門的技術(shù)進(jìn)步直接受制于機(jī)械制造業(yè)提供的裝備水平。機(jī)械制造業(yè)的規(guī)模水平是反映國(guó)民經(jīng)濟(jì)實(shí)力和科學(xué)技術(shù)水平的重要指標(biāo)，世界各國(guó)都把發(fā)展機(jī)械制造業(yè)作為振興和發(fā)展本國(guó)經(jīng)濟(jì)的戰(zhàn)略重點(diǎn)之一。機(jī)械制造生產(chǎn)能力和制造水平，主要取決于機(jī)械制造裝備的先進(jìn)程度。因此，決定了機(jī)械裝備設(shè)計(jì)在整個(gè)機(jī)械制造業(yè)中舉足輕重的地位。我國(guó)是制造大國(guó)，更應(yīng)該注重機(jī)械裝備設(shè)計(jì)的資金投入和創(chuàng)新。卷板機(jī)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(shè)備，在工業(yè)基礎(chǔ)加工中占有重要的地位。該設(shè)備廣泛用于石油、金屬結(jié)構(gòu)、木工、造船、鍋爐及其它機(jī)械制造行業(yè)。卷板機(jī)的分類，國(guó)外通常以工作輥的配置方式來(lái)劃分，國(guó)內(nèi)一般以工作輥數(shù)量及調(diào)節(jié)方式等做為標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行混合分類。如表1-1。表1-1 卷板機(jī)種類分類方法卷板機(jī)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(kāi)式（上輥無(wú)中部托輥）有反壓裝置無(wú)反壓裝置按輥筒數(shù)目及布置方式四輥三輥對(duì)稱式不對(duì)稱式按輥位調(diào)節(jié)方式上調(diào)式垂直上調(diào)式橫豎上調(diào)式下調(diào)式不對(duì)稱下調(diào)式對(duì)稱下調(diào)式水平下調(diào)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(zhǎng)，內(nèi)層纖維縮短而產(chǎn)生彎曲變形。卷板機(jī)的工作能力是指板材在冷態(tài)下，按規(guī)定的屈服極限卷制最大板材厚度與寬度時(shí)最小卷筒直徑的能力。 圖1-1 卷板機(jī)工作原理圖 選擇對(duì)稱上調(diào)式三輥卷板機(jī)說(shuō)明卷板的工作原理，如圖1-1。三輥卷板機(jī)的運(yùn)動(dòng)形式分為主運(yùn)動(dòng)和輔運(yùn)動(dòng)。兩個(gè)下輥是主動(dòng)輥，是固定不動(dòng)的，可繞圖1.1中、同時(shí)作順時(shí)針或逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，屬于主運(yùn)動(dòng)。上輥是被動(dòng)輥，在傳動(dòng)系統(tǒng)的帶動(dòng)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(yùn)動(dòng)，屬于輔運(yùn)動(dòng)。卷制時(shí)，板料被送入上下輥之間，板材的下表面與兩個(gè)下輥的最高點(diǎn)相接觸，當(dāng)上輥下壓并超過(guò)材料的屈服極限時(shí)，板材便產(chǎn)生塑性變形，形成一段弧線。在兩個(gè)下輥的旋轉(zhuǎn)下，由于摩擦力板材也隨之旋轉(zhuǎn)，使板材形成沿其全長(zhǎng)的塑性變形，根據(jù)三點(diǎn)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(guò)程1.3 卷板機(jī)在我國(guó)的發(fā)展我國(guó)的卷板機(jī)制造始于六十年代末，最早為機(jī)械傳動(dòng)的對(duì)稱式三輥卷板機(jī)，這種機(jī)型結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但不能預(yù)彎板材端部。七十年代末，長(zhǎng)冶鍛壓機(jī)床廠研制成功了機(jī)械傳動(dòng)四輥卷板機(jī)，此種卷板機(jī)雖然能直接預(yù)彎，也改善了性能，但其結(jié)構(gòu)龐大，制造周期長(zhǎng)，沒(méi)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(jī)和液壓水平下調(diào)式三輥卷板機(jī)，這兩種機(jī)型即可一次上料完成簡(jiǎn)體成形，又可對(duì)簡(jiǎn)體進(jìn)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(jī)進(jìn)入國(guó)內(nèi)市場(chǎng)。該機(jī)具有工作輥?zhàn)詣?dòng)調(diào)平、下輥傾斜可水平水平升降等功能。后來(lái)出現(xiàn)NC弧形下調(diào)式三輥卷板機(jī)，除具備四輥卷板機(jī)的優(yōu)點(diǎn)外，還可以進(jìn)行板材端部預(yù)彎。該機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊合理，重量輕，受到市場(chǎng)的廣泛歡迎。經(jīng)過(guò)三十多年的發(fā)展，在國(guó)家的大力扶持下，企業(yè)通過(guò)多次技術(shù)改造，引進(jìn)了美英等國(guó)家先進(jìn)卷板技術(shù)。目前研制的新型板材卷制設(shè)備的設(shè)計(jì)水平與制造水平均已達(dá)到亞洲先進(jìn)，并可與世界先進(jìn)的卷板機(jī)生產(chǎn)廠家的產(chǎn)品相媲美。卷板機(jī)制造業(yè)作為機(jī)床模具產(chǎn)業(yè)最大的買方市場(chǎng)，也帶動(dòng)了焊接、檢測(cè)、材料應(yīng)用等各個(gè)行業(yè)的快速發(fā)展。卷板機(jī)制造業(yè)的技術(shù)革命，將引起裝備市場(chǎng)的結(jié)構(gòu)變化，最終將促進(jìn)我國(guó)機(jī)械加工工業(yè)的發(fā)展。近些年，隨著原子能、石油化工、宇航、海洋開(kāi)發(fā)、軍工等部門的迅速發(fā)展，卷板機(jī)作業(yè)的范圍正在不斷的擴(kuò)大，要求也在不斷的提高。作為一種不可或缺的高效機(jī)械，卷板機(jī)在今后的工業(yè)生產(chǎn)中一定會(huì)得到更好的利用。時(shí)代在發(fā)展，科技在進(jìn)步，國(guó)民經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展將對(duì)這個(gè)機(jī)械品種提出越來(lái)越高的要求，將促使這個(gè)設(shè)計(jì)行業(yè)的迅速發(fā)展。2 機(jī)構(gòu)方案的論證及確定在選擇卷板機(jī)構(gòu)類型時(shí)，首先要確保需要卷制的板材在其工藝范圍以內(nèi)，還要保證卷制的加工精度，同時(shí)要考慮到其生產(chǎn)率制造維修難易程度經(jīng)濟(jì)性等。我們結(jié)合上章所述卷板機(jī)的類型，選擇較為常用的幾種機(jī)構(gòu)，擬訂方案，并進(jìn)行分析論證。2.1 方案的論證2.1.1 方案1三輥卷板機(jī) 三輥卷板機(jī)是目前最普遍使用的一種卷板機(jī)，制造技術(shù)成熟，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維修方便，經(jīng)濟(jì)適用。（1）對(duì)稱式三輥卷板機(jī) 上輥在兩下輥中央對(duì)稱位置，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(zhǎng)度，板材的兩端有略小于兩下輥距離一半的長(zhǎng)度是直的，即剩余直邊大，需要配預(yù)彎設(shè)備，如圖1-2。（2）不對(duì)稱式三輥卷板機(jī) 上輥位于下輥之上而略偏移，結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)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(lái)卷制薄而短的輕型筒節(jié)，工作能力一般在323000mm以下，如圖2-1。圖2-1 不對(duì)稱式卷板機(jī)2.1.2 方案2四輥卷板機(jī) 四輥卷板機(jī)有四個(gè)輥，上輥是主動(dòng)輥，下輥可以上下移動(dòng)，兩個(gè)側(cè)輥可以沿斜向升降。特點(diǎn)是板材對(duì)中方便，工藝通用性廣，可直接完成板材的預(yù)彎，卷圓時(shí)無(wú)需掉頭，可以矯正扭斜錯(cuò)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(yán)重，操作技術(shù)不易掌握。常用于重型工件卷制及自動(dòng)化水平和技術(shù)水平較高的場(chǎng)合，如圖2-2。圖2-2 四輥卷板機(jī)2.2 方案的確定一個(gè)好的設(shè)計(jì)應(yīng)該是技術(shù)上實(shí)用，操作和維修方便，經(jīng)濟(jì)上合理和運(yùn)轉(zhuǎn)安全可靠。通過(guò)上述幾個(gè)機(jī)構(gòu)類型的比較，我們可以得出，雖然四輥卷板機(jī)對(duì)中方便，可直接完成板材的預(yù)彎，工藝通用性廣，但其質(zhì)量體積大，操作復(fù)雜，價(jià)格高昂，用于卷制本課題的102000mm薄鋼板實(shí)屬浪費(fèi)。而不對(duì)稱式相比對(duì)稱式結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，操作不方便。結(jié)合了實(shí)際需要和現(xiàn)實(shí)局限，最后確定了我的設(shè)計(jì)方案：對(duì)稱式三輥卷板機(jī)。3 主運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)主運(yùn)動(dòng)是指兩個(gè)下輥繞圖1-1中、同時(shí)作順時(shí)針或逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)。實(shí)現(xiàn)主運(yùn)動(dòng)需要由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作機(jī)構(gòu)三大部分組成的系統(tǒng)來(lái)完成，以下對(duì)各部分進(jìn)行論證設(shè)計(jì)。3.1 主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)3.1.1 方案的論證 實(shí)現(xiàn)主運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)系統(tǒng)稱為主傳動(dòng)系統(tǒng)。主運(yùn)動(dòng)屬于回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，對(duì)于回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的驅(qū)動(dòng)，可以是機(jī)械的，也可以是液壓或電氣的。液壓和電氣傳動(dòng)裝置的成本較高，而機(jī)械驅(qū)動(dòng)形式工作可靠，要求一般的制造水平，在各類機(jī)器中得到廣泛的應(yīng)用，因此，主傳動(dòng)系統(tǒng)中的傳動(dòng)裝置我們選擇為機(jī)械傳動(dòng)，現(xiàn)列出三種常用的機(jī)械傳動(dòng)方式分布論證。（1）方案一 帶傳動(dòng)帶傳動(dòng)是一種撓性傳動(dòng)，其特點(diǎn)有：帶具有彈性，能緩和沖擊、吸收振動(dòng)，因而工作平穩(wěn)，噪聲小。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，對(duì)制造、安裝要求不高，工作時(shí)不需要潤(rùn)滑，成本低。適用于中心距較大的場(chǎng)合，但帶壽命短，不宜用于高溫、易燃場(chǎng)合。摩擦帶傳動(dòng)傳動(dòng)過(guò)載時(shí)，帶相對(duì)小帶輪打滑，可保護(hù)其他零件免受損壞，但工作時(shí)存在彈性滑動(dòng)，不能保證準(zhǔn)確的傳動(dòng)比。（2）方案二 齒輪傳動(dòng)齒輪傳動(dòng)是一種十分重要的機(jī)械傳動(dòng)形式，其特點(diǎn)有：傳動(dòng)比準(zhǔn)確，傳動(dòng)效率高。工作可靠，壽命長(zhǎng)。結(jié)構(gòu)緊湊。在同樣的使用條件下，齒輪傳動(dòng)所需的空間尺寸一般較小。（3）方案三 鏈傳動(dòng)與摩擦帶傳動(dòng)相比，鏈傳動(dòng)無(wú)彈性滑動(dòng)和整體打滑現(xiàn)象，有準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比和較高的傳動(dòng)效率，但不能保證恒定的瞬時(shí)傳動(dòng)比。與齒輪傳動(dòng)相比，制造與安裝精度要求較低，成本低。只能實(shí)現(xiàn)平行軸間的同向傳動(dòng)，不宜用于載荷變化很大、高速和急速反向的傳動(dòng)中。3.1.2 方案的確定已知兩個(gè)下輥的工作轉(zhuǎn)速與主電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比較大，應(yīng)采用由多種傳動(dòng)形式組成的多級(jí)傳動(dòng)。帶傳動(dòng)的承載能力小，在傳動(dòng)相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其他傳動(dòng)形式大，但可以吸收振動(dòng)，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲小，因此宜布置在高速級(jí)；而鏈傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)不均勻，有沖擊和動(dòng)載荷，噪聲較大，不適用于高速級(jí)；齒輪傳動(dòng)效率高，對(duì)大功率傳動(dòng)能減少能耗。通過(guò)以上分析，我們選擇由帶傳動(dòng)作為高速級(jí)、齒輪傳動(dòng)作為低速級(jí)的三級(jí)傳動(dòng)。傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如圖3-1。1主電動(dòng)機(jī) 2帶傳動(dòng) 3齒輪減速器 4末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng) 5下輥圖3-1 主傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖3.2 主電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)是批量生產(chǎn)的標(biāo)準(zhǔn)部件。設(shè)計(jì)時(shí)要根據(jù)工作機(jī)的工作環(huán)境、工作特性和工作載荷等條件，選擇電動(dòng)機(jī)的類型、結(jié)構(gòu)、功率和轉(zhuǎn)速，并在設(shè)計(jì)手冊(cè)中選出其具體型號(hào)和尺寸。3.2.1 類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 電動(dòng)機(jī)分交流電動(dòng)機(jī)和直流電動(dòng)機(jī)兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此無(wú)特殊要求時(shí)均應(yīng)選用三相交流電動(dòng)機(jī)，其中以三相異步交流電動(dòng)機(jī)應(yīng)用最廣泛。根據(jù)不同防護(hù)要求，電動(dòng)機(jī)有防護(hù)式、開(kāi)啟式、封閉自扇冷式和防爆式等幾種結(jié)構(gòu)形式。最后根據(jù)電動(dòng)機(jī)的工作特性、工作環(huán)境和工作載荷等條件，查表16-1，確定了Y系列（IP23）防護(hù)式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。3.2.2 功率的計(jì)算（1）已知設(shè)計(jì)參數(shù) 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(jī)基本參數(shù)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(zhuǎn)速：（3）下輥受力分析主電動(dòng)機(jī)為兩個(gè)下輥提供驅(qū)動(dòng)力矩，我們需要通過(guò)對(duì)下輥來(lái)求得電動(dòng)機(jī)的功率。在加工時(shí), 卷制板材并不是一次成型的，而是需要經(jīng)過(guò)多次滾彎的。因此在確定最大彎曲力矩時(shí)，應(yīng)按照純塑性變形來(lái)考慮，即板材所受的應(yīng)力已全部達(dá)到屈服極限，獲得了沿全長(zhǎng)的塑性變形。卷管截面上受力情況和彎曲應(yīng)力分布如圖3-2。圖3-2 卷管的受力情況和彎曲應(yīng)力分布圖則最大彎曲應(yīng)力為： （3-7）因?yàn)榘宀牡臐L彎屬于冷塑性變形，材料會(huì)發(fā)生強(qiáng)化現(xiàn)象，引入材料硬化的修正系數(shù)（可取,較大時(shí)取大值）對(duì)式（3-7）進(jìn)行修正： （3-8）卷制時(shí)，鋼板受力情況如圖3-3，通過(guò)受力分析，得到下輥?zhàn)饔糜诰戆迳系闹С至Γ?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(yuǎn)小于卷板的最小直徑，中性層半徑可簡(jiǎn)算為。則： 上輥對(duì)板材的下壓力：作用在下輥上的驅(qū)動(dòng)力矩包括克服卷板變形扭矩和摩擦扭矩。鋼板在卷制過(guò)程中,存貯于鋼板AB段(圖3-3)的變形能為,卷制時(shí)間為,有等式，簡(jiǎn)化為： （3-10）摩擦扭矩包括上、下輥與鋼板間的滾動(dòng)摩擦力矩和輥?zhàn)虞S頸與軸套間的滑動(dòng)摩擦力矩,可用下式計(jì)算： （3-11）式中：滾動(dòng)摩擦系數(shù)，??；滑動(dòng)摩擦系數(shù)，取。因此，下輥驅(qū)動(dòng)力矩為： 主傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)效率，其中、分別為帶傳動(dòng)、減速器傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)和軸承的傳動(dòng)效率。查表1-17得，則。所以下輥驅(qū)動(dòng)功率，即主電動(dòng)機(jī)功率為： 3.2.3 轉(zhuǎn)速的確定根據(jù)帶傳動(dòng)傳動(dòng)比范圍，三級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍，輸出齒輪傳動(dòng)比范圍。則總傳動(dòng)比范圍為。則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：對(duì)于三相交流異步電動(dòng)機(jī)，同一功率有4種同步轉(zhuǎn)速。按電動(dòng)機(jī)的極數(shù)分為2極、4極、6極、8極，其同步轉(zhuǎn)速分別為、共4種。當(dāng)電動(dòng)機(jī)功率和工作機(jī)轉(zhuǎn)速一定時(shí)，極數(shù)多而轉(zhuǎn)速低的電動(dòng)機(jī)尺寸大、重量重、價(jià)格高，但能使傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比減小。通過(guò)以上分析計(jì)算，根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、功率和轉(zhuǎn)速，選擇同步轉(zhuǎn)速為，參照表16-4最后選擇主電動(dòng)機(jī)型號(hào)為。其技術(shù)數(shù)據(jù)如下表3-1。表3-1 型電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)型號(hào)額定功率(kW)轉(zhuǎn)速(r/min)定子電流(A)效率(%)功率因數(shù)cos最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流額定電流噪聲（聲功率級(jí)）(dB)重量（kg)Y160L-61197123.986.50.782.02.06.5781503.3 確定傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比總傳動(dòng)比 已知，末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)比。取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為，則減速器的傳動(dòng)比。 3.4 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)3.4.1 類型的選擇 帶傳動(dòng)可分為摩擦型帶傳動(dòng)和嚙合型帶傳動(dòng)。在摩擦型帶傳動(dòng)中，根據(jù)傳動(dòng)帶的橫截面形狀的不同又可分為平帶傳動(dòng)、圓帶傳動(dòng)、V帶傳動(dòng)和多楔帶傳動(dòng)。由于V帶的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，結(jié)構(gòu)緊湊，并且大多數(shù)V帶已標(biāo)準(zhǔn)化。因此，選用V帶傳動(dòng)。3.4.2 設(shè)計(jì)計(jì)算（1）確定計(jì)算功率 根據(jù)工況載荷變動(dòng)小，每天工作小時(shí)數(shù)，由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 （3-12）（2）選擇V帶的帶型 根據(jù)、由圖8-11，選取B型。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑。驗(yàn)算帶速。根據(jù)式（8-13）驗(yàn)算帶速 （3-13）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a),計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑， （3-14）根據(jù)表8-8，圓整為。（4）確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度根據(jù)式（8-20）， 有 （3-15）初定中心距：按式（8-22）計(jì)算所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度： （3-16）由表8-2選擇帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距 （3-17）（5）驗(yàn)算小帶輪上的包角 （3-18）（6）計(jì)算帶的根數(shù)計(jì)算單根V帶的額定功率由、，查表8-4a根據(jù)線性插值法得，根據(jù)和查表8-4b得；查表8-5得，表8-2得，于是： （3-19）計(jì)算V帶的根數(shù)。 （3-20）取整為6根。（7）計(jì)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(zhǎng)度質(zhì)量：，所以： （3-21）（8）計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為： （3-22）3.4.3帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及幾何尺寸計(jì)算（1）小帶輪相關(guān)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(dòng)機(jī)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(guān)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(zhuǎn)速，； 輪輻數(shù)。 （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(kāi)線圓柱齒輪減速器，按齒輪布置可分展開(kāi)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(jù)工作條件，我們選擇三級(jí)展開(kāi)式中硬齒面圓柱齒輪減速器。3.5.2 型號(hào)的選用計(jì)算（1）機(jī)械強(qiáng)度的校核計(jì)算減速器的實(shí)際輸入功率，查表14-2和表14-3，得工況系數(shù)計(jì)算輸入功率。 （3-33）根據(jù)、傳動(dòng)比和與實(shí)際輸入轉(zhuǎn)速接近的公稱轉(zhuǎn)速，由表14-9初選型，其額定輸入功率，相對(duì)轉(zhuǎn)速誤差： （3-34）需要進(jìn)行額定功率的折算，由式（14-2）知， （3-35）不滿足機(jī)械強(qiáng)度要求。重新選擇為型，額定輸入功率； 所以型滿足機(jī)械強(qiáng)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(shù)；由圖14-2得負(fù)荷率系數(shù)；由圖14-3，自然通風(fēng)下環(huán)境溫度系數(shù)；由表14-12知，許用熱功率。則計(jì)算熱功率為： （3-36）熱平衡校核通過(guò)。 結(jié)論：選用公稱傳動(dòng)比為35.5減速器型號(hào)為。型減速器的相關(guān)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(guī)格355128060087078560105380186417024053040179表3-5 型減速器裝配形式和外觀尺寸(mm)規(guī)格地腳螺栓孔質(zhì)量（kg)潤(rùn)滑油量35563108036052042.5252.514318839840035814001153.6 末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 為減小尺寸及降低成本，不需要將末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)封閉在嚴(yán)密的箱體內(nèi)，僅需裝有簡(jiǎn)單的防護(hù)罩，屬于半開(kāi)式傳動(dòng)。這種傳動(dòng)不僅外界雜物極易侵入，而且潤(rùn)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(jí)、材料及熱處理方法選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)；由表8-37，選擇齒輪材料為，調(diào)質(zhì)處理，硬度；查表8-48，選用8級(jí)精度。3.6.2 設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 半開(kāi)式齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是輪齒磨損后使齒厚減薄，最后導(dǎo)致輪齒折斷。在設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)按輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。（1）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： （3-37）初選載荷系數(shù)：，齒輪傳遞的功率：其中，、分別為V帶傳動(dòng)、圓柱齒輪傳動(dòng)、滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率，查表1-17得，。作用于齒輪的轉(zhuǎn)矩：齒輪做懸臂布置，由表10-7選取齒寬系數(shù)，對(duì)半開(kāi)式齒輪傳動(dòng)，為保證齒根有足夠的彎曲疲勞強(qiáng)度，應(yīng)適當(dāng)減少齒數(shù)，一般取，則選取。查圖10-20c知齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，本齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)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(yīng)力循環(huán)次數(shù) （3-39）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-12）得： （3-40）由表10-5查得齒形系數(shù)；應(yīng)力校正系數(shù)得 （3-41）數(shù)值代入，查表8-2選用第一系列標(biāo)準(zhǔn)值。（2）計(jì)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(jié)合以上數(shù)據(jù)得，齒寬與齒高之比 （3-44）（3）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，8級(jí)精度，查圖10-8知?jiǎng)虞d系數(shù)，由于直齒輪，則，查表10-2得使用系數(shù)，查表10-4用插值法得8級(jí)精度、齒寬、齒輪懸臂布置時(shí)，由，查圖10-13得;故載荷系數(shù)： （3-45）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的模數(shù)： （3-46）查表8-2取第二系列標(biāo)準(zhǔn)值。3.6.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及幾何尺寸計(jì)算由于齒輪的齒頂圓直徑，采用腹板式結(jié)構(gòu)。圓柱減速器輸出軸的直徑，根據(jù)圖10-39腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪，則，不符合腹板式結(jié)構(gòu)的要求，因此重新選擇為實(shí)心結(jié)構(gòu)。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(qiáng)度校核下輥是主動(dòng)輥，由主電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。工作中帶動(dòng)板材在卷制過(guò)程中的不斷轉(zhuǎn)動(dòng)，期間受到一定的扭矩。工作時(shí)，下輥即承受彎矩又承受扭矩，所以應(yīng)按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算： （3-54）下輥的長(zhǎng)度： 均勻作用在下輥的集度： 畫(huà)出下輥的受力簡(jiǎn)圖及彎矩圖、扭矩圖，如圖3-4。圖3-4 下輥的受力簡(jiǎn)圖及彎矩圖、扭矩圖對(duì)彎矩和扭矩最大的危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核：最大彎矩： 扭矩：因下輥為空心圓截面，抗彎截面系數(shù)： （3-55）式中：為截面內(nèi)、外徑之比。由于扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，因此引入折合系數(shù)， 查表15-1，知許用彎曲應(yīng)力，則滿足強(qiáng)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(jù)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(zhuǎn)剛度校核下輥的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)衡量，計(jì)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(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、對(duì)中性較好等特點(diǎn)，故選用平鍵。根據(jù)實(shí)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(zhǎng)度。其中，其截面尺寸需按照軸的直徑由標(biāo)準(zhǔn)選定，鍵長(zhǎng)一般按輪轂的長(zhǎng)度確定，通常等于或略短輪轂長(zhǎng)度。已知軸徑，根據(jù)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(qiáng)度計(jì)算平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，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(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。強(qiáng)度校核公式為： （3-59）式中：傳遞的轉(zhuǎn)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(yīng)力，見(jiàn)表6-5，。則，。即一個(gè)鍵就可滿足擠壓強(qiáng)度要求。3.9 下輥軸承的設(shè)計(jì)3.9.1 類型的選擇 根據(jù)軸承中摩擦性質(zhì)的不同，可分為滑動(dòng)摩擦軸承和滾動(dòng)摩擦軸承。滾動(dòng)軸承起動(dòng)阻力小、摩擦系數(shù)小，且已標(biāo)準(zhǔn)化，應(yīng)用廣泛?；瑒?dòng)軸承多用于特大沖擊振動(dòng)、轉(zhuǎn)速高、徑向尺寸受到限制或必須剖分安裝的場(chǎng)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(dòng)軸承。3.9.2 設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇軸承寬徑比根據(jù)機(jī)床常用的寬徑比范圍，取寬徑比；軸承寬度： （3-60）（2）計(jì)算軸徑圓周速度： （3-61）（3）計(jì)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(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)輔運(yùn)動(dòng)是指上輥在圖1-1中上下升降的運(yùn)動(dòng)，以下對(duì)構(gòu)成系統(tǒng)的各部分進(jìn)行論證設(shè)計(jì)。4.1 輔傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)4.1.1 方案的論證 輔運(yùn)動(dòng)屬于直線運(yùn)動(dòng)。輔傳動(dòng)系統(tǒng)即將電動(dòng)機(jī)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為上輥的直線運(yùn)動(dòng)，對(duì)于此類型運(yùn)動(dòng)的驅(qū)動(dòng)，機(jī)械傳動(dòng)和液壓傳動(dòng)都得到了廣泛應(yīng)用。通過(guò)對(duì)卷板機(jī)生產(chǎn)廠家的調(diào)研，卷制本課題最大卷板厚度薄鋼板的輔傳動(dòng)系統(tǒng)基本采用機(jī)械傳動(dòng)，而液壓傳動(dòng)僅廣泛應(yīng)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(jī)械傳動(dòng)。直線運(yùn)功的機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，常用的有齒輪齒條傳動(dòng)、蝸桿齒條傳動(dòng)和絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)。結(jié)合輔運(yùn)動(dòng)低速短行程及自鎖性的特點(diǎn)，我們低速極選用蝸桿傳動(dòng)加絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)，高速極選用減速器。傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如圖4-1。 1上輥 2電動(dòng)機(jī) 3聯(lián)軸器 4齒輪減速器 5絲杠螺母?jìng)鲃?dòng) 6蝸桿傳動(dòng)圖4-1 輔運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖4.2 輔電動(dòng)機(jī)的選擇4.2.1 類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 與主電動(dòng)機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式相同，但其功率比主電動(dòng)機(jī)降低一個(gè)等級(jí)，查表16-1，選擇為Y系列（IP44）封閉式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。4.2.2 功率的計(jì)算上輥的有效功率為從電動(dòng)機(jī)到上輥間的總效率為： 其中，、分別為聯(lián)軸器、軸承、蝸桿傳動(dòng)、絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)和圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)效率，查表1-17有、，所以電動(dòng)機(jī)所需工作功率為。4.2.3 轉(zhuǎn)速的選擇在綜合考慮了電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)的性能、尺寸、重量和價(jià)格等因素后，選擇同步轉(zhuǎn)速為。最后選定主電動(dòng)機(jī)型號(hào)為。其技術(shù)數(shù)據(jù)如下表4-1。表4-1 型電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)型號(hào)額定功率(kW)轉(zhuǎn)速(r/min)電流(A)效率(%)功率因數(shù)cos最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流額定電流轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量重量（kg)Y100L-61.59403.9777.50.742.02.06.00.069334.3 絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)的設(shè)計(jì)4.3.1 類型的選擇 絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)是以傳遞動(dòng)力為主的傳力螺旋，屬于螺旋傳動(dòng)。螺旋傳動(dòng)按螺紋間摩擦狀態(tài)可分為滑動(dòng)螺旋、滾動(dòng)螺旋與精壓螺旋。由于滑動(dòng)螺旋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工方便，傳動(dòng)平穩(wěn)，能自鎖，廣泛用于金屬切削機(jī)床的進(jìn)給和分度機(jī)構(gòu)的傳導(dǎo)螺旋以及摩擦壓力機(jī)、千斤頂?shù)膫髁β菪?。因此，我們選擇滑動(dòng)螺旋。 滑動(dòng)螺旋的螺紋有梯形、鋸齒形和矩形。鋸齒形螺紋傳動(dòng)效率高、牙根強(qiáng)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(diào)質(zhì)處理，查表3-2得屈服點(diǎn)，由表11-1-10得許用彎曲應(yīng)力，許用剪應(yīng)力。重載低速，螺母材料選用，查表11-1-10知，。4.3.3 設(shè)計(jì)計(jì)算（1）耐磨性計(jì)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(shè)計(jì)時(shí)通常以耐磨性計(jì)算和強(qiáng)度計(jì)算確定螺旋傳動(dòng)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(qiáng)，查表11-1-9； 值可根據(jù)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(shù)： （4-3）基本牙型高度： （4-4）則，工作壓強(qiáng)： （4-5）（2）自鎖性計(jì)算導(dǎo)程 （4-6）查表11-1-7，摩擦因數(shù)，牙型角；當(dāng)量摩擦角： （4-7）螺紋升角： （4-8），故自鎖可靠。（3）校核螺桿強(qiáng)度外螺紋小徑： （4-9）螺紋摩擦力矩： （4-10）當(dāng)量應(yīng)力： （4-11）（4）螺母螺紋強(qiáng)度校核由于螺母材料強(qiáng)度低于螺桿，只需校核螺母螺紋強(qiáng)度。螺紋牙根部的寬度： （4-12）牙頂間隙： （4-13）內(nèi)螺紋大徑：剪切強(qiáng)度： （4-14）彎曲強(qiáng)度： （4-15）（5）螺桿剛度校核軸向載荷使導(dǎo)程產(chǎn)生的變形： （4-16）轉(zhuǎn)矩使導(dǎo)程產(chǎn)生的變形： （4-17）式中：彈性模量,查表1-14；切變模量，。得：，導(dǎo)程的總變形量： （4-18）查表11-1-6，知在螺桿每米長(zhǎng)的允許螺距變形量之內(nèi)。（6）穩(wěn)定性計(jì)算由于螺桿主要承受拉伸載荷，故不必進(jìn)行穩(wěn)定性計(jì)算。4.3.4 幾何尺寸計(jì)算參照表5-7，得出滑動(dòng)螺旋的相關(guān)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(nèi)螺紋牙高：牙頂高： （4-22）外螺紋中徑： （4-23）內(nèi)螺紋中徑：外螺紋小徑： （4-24）內(nèi)螺紋小徑： （4-25）內(nèi)螺紋大徑： （4-26）牙根部寬度：； （4-27）牙頂： （4-28）4.4 確定傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比已知螺桿轉(zhuǎn)速：則總傳動(dòng)比： 式中：減速器的傳動(dòng)比；蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比。而具體的傳動(dòng)比數(shù)值需要按實(shí)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(jí)減速傳動(dòng)為蝸桿傳動(dòng)，其傳動(dòng)比范圍較大，因此可以適當(dāng)減小此減速器的傳動(dòng)比，以達(dá)到降低成本的目的。為此我們選擇單級(jí)展開(kāi)式中硬齒面圓柱齒輪減速器。4.5.2 型號(hào)的選用計(jì)算（1）機(jī)械強(qiáng)度的校核計(jì)算減速器的實(shí)際輸入功率， 查表14-2和表14-3，得工況系數(shù)，計(jì)算輸入功率： 根據(jù)和與實(shí)際輸入轉(zhuǎn)速接近的公稱轉(zhuǎn)速，由表14-9初選型，其額定輸入功率，相對(duì)轉(zhuǎn)速誤差： 需要進(jìn)行額定功率的折算，由式（14-2）知，因?yàn)椋孕蜏p速器滿足機(jī)械強(qiáng)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(shù)；由圖14-2得負(fù)荷率系數(shù)；由圖14-3，自然通風(fēng)下環(huán)境溫度系數(shù)；由表14-10知，許用熱功率。則計(jì)算熱功率為： 熱平衡校核通過(guò)。結(jié)論：選用公稱傳動(dòng)比為4.5減速器型號(hào)為型減速器的相關(guān)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(guī)格8023515020080243610682732581281035表4-3 型減速器裝配形式和外觀尺寸(mm)規(guī)格地腳螺栓孔質(zhì)量（kg)潤(rùn)滑油量8018280280120406067.581101100124140.94.6 蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)4.6.1 類型的選擇 根據(jù)蝸桿形狀的不同，蝸桿傳動(dòng)可以分為圓柱蝸桿傳動(dòng)，環(huán)面蝸桿傳動(dòng)和錐蝸桿傳動(dòng)等。其中，圓柱蝸桿傳動(dòng)包括普通圓柱蝸桿傳動(dòng)和圓弧圓柱蝸桿傳動(dòng)兩類，并以普通圓柱蝸桿最為常用。由工作環(huán)境等綜合考慮，選擇普通圓柱蝸桿傳動(dòng)中的漸開(kāi)線蝸桿（ZI型）。無(wú)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(dòng)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(jié)約成本，齒圈用青銅制造，輪芯用制造。4.6.3 設(shè)計(jì)計(jì)算（1）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由式（11-12），傳動(dòng)中心距： （4-29）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩蝸桿輸入功率：蝸輪上的功率： 蝸桿轉(zhuǎn)速： 蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比： 確定載荷系數(shù)因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù) ；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，取動(dòng)載系數(shù)；則： （4-30）確定彈性影響系數(shù)由于鑄錫磷青銅蝸輪和鋼桿相配，故。確定接觸系數(shù)假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動(dòng)中心距的比值，從圖11-18中可查到。確定許用接觸應(yīng)力查表11-7得蝸輪的基本許用應(yīng)力。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： （4-31）壽命系數(shù)： （4-32）則： （4-33)計(jì)算中心距： 由表11-2，根據(jù)傳動(dòng)比，選取中心距，蝸桿分度圓直徑。此時(shí)，從圖11-18中查得接觸系數(shù)，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。（2）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式為： （4-34）當(dāng)量齒數(shù)： （4-35）根據(jù)，從圖11-19中可查出齒形系數(shù)。螺旋角系數(shù)： （4-36）許用彎曲應(yīng)力： （4-37）從表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力。壽命系數(shù) （4-38） 彎曲強(qiáng)度是滿足的。（3）驗(yàn)算效率 （4-39）式中：當(dāng)量摩擦角，與相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)。 （4-40）從表11-18中用插值法查得，；代入式中得，大于原估計(jì)值，因此不用重算。（4）熱平衡計(jì)算由于摩擦損耗的功率： （4-41）產(chǎn)生的熱流量： （4-42）以自然冷卻方式，從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中去的熱流量： （4-43）式中：箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，??； 內(nèi)表面能被潤(rùn)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??； 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(shù)與幾何尺寸計(jì)算（1）蝸桿選用右旋蝸桿，蝸桿頭數(shù)；分度圓直徑；模數(shù)；軸向齒距：；直徑系數(shù)；蝸桿齒寬：，??；齒頂圓直徑： （4-45）齒根圓直徑： （4-46）蝸桿齒高： （4-47）分度圓導(dǎo)程角：；蝸桿軸向齒厚 （4-48）（2）蝸輪選用右旋蝸輪，蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù)；驗(yàn)算傳動(dòng)比：，此時(shí)傳動(dòng)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：，??；頂隙： （4-52）頂圓直徑：，取 （4-53）4.7 上輥的校核 上輥是被動(dòng)輥，在工作時(shí)主要受到板材對(duì)其的反作用力，同時(shí)還有板材與上輥的滾動(dòng)摩擦、軸頸處與軸承間的摩擦。我們需要分別對(duì)其強(qiáng)度和剛度進(jìn)行校核，因?yàn)椴皇茌S向壓力，不需要穩(wěn)定性校核。4.7.1 強(qiáng)度校核計(jì)算由于卷板速度低，摩擦力產(chǎn)生的力矩很小，與上輥所受的剪力相比可忽略不計(jì)。因此在進(jìn)行強(qiáng)度校核時(shí)，只需按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算。上輥的長(zhǎng)度由卷板機(jī)的最大卷板寬度所決定，兩端應(yīng)預(yù)留一定的長(zhǎng)度，確定。 均勻作用在上輥的集度： 畫(huà)出上輥的受力簡(jiǎn)圖及彎矩圖、扭矩圖，如圖4-2。圖4-2 上輥的受力簡(jiǎn)圖及彎矩圖、扭矩圖對(duì)彎矩最大的危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核：最大彎矩： 因上輥為空心圓截面，抗彎截面系數(shù)：式中：為截面內(nèi)、外徑之比。最大應(yīng)力： 查表15-1，知許用彎曲應(yīng)力，則滿足強(qiáng)度要求。4.7.2 剛度校核因?yàn)樯陷佀芘ぞ睾苄。趧偠刃：藭r(shí)可以省略扭轉(zhuǎn)剛度校核。（1）彎曲剛度校核上輥的受力變形如圖4-3，根據(jù)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(shè)計(jì)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(dòng)軸承，另一端為球形整體式徑向滑動(dòng)軸承。4.8.2 設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇軸承寬徑比軸承寬度： （2）計(jì)算軸徑圓周速度 式中：上輥轉(zhuǎn)速 （3）計(jì)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(duì)開(kāi)式徑向滑動(dòng)軸承的軸承座材料采用灰鑄鐵制造。4.9 輔電動(dòng)機(jī)與減速器聯(lián)軸器的選擇4.9.1 類型的選擇 聯(lián)軸器可分為剛性聯(lián)軸器和撓性聯(lián)軸器。剛性聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低，但不具有補(bǔ)償性能。撓性聯(lián)軸器又可分為無(wú)彈性元件撓性聯(lián)軸器和帶彈性元件撓性聯(lián)軸器，前一類只具有補(bǔ)償兩軸相對(duì)位移的能力，后一類除有補(bǔ)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(lián)軸器。4.9.2 型號(hào)的選擇計(jì)算 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩由下式求得，再由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)按其公稱轉(zhuǎn)矩選定聯(lián)軸器型號(hào)。 （4-54）式中：載荷系數(shù)，查表13-2(a)得，對(duì)有非金屬?gòu)椥栽穆?lián)軸器，應(yīng)考慮環(huán)境影響，對(duì)以上值再乘以表13-2(b)中系數(shù)； 聯(lián)軸器傳遞的功率，即為電動(dòng)機(jī)的輸出功率； 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)速，。 則聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。再由電動(dòng)機(jī)和減速器的軸伸，參照表13-10，確定聯(lián)軸器型號(hào)如下表4-4。表4-4 型彈性套柱銷聯(lián)軸器（摘自）型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑，軸