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河南理工大學萬方科技學院 本科畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 指導教師： 明平美 職稱： 副教授 所在院（系）： 機械與動力工程系 教研室（研究室）： 機械樓316 題 目 礦用u型鋼修復機設計 學生姓名 馮柳清 專業(yè)班級 07機制2班 學號 0720150177 一、 選題質(zhì)量： 1、本題目符合機械設計專業(yè)的培養(yǎng)目標，能夠充分鍛煉和培養(yǎng)分析問題和實際操作能力，能夠體現(xiàn)綜合訓練的要求。 2、設計任務難易程度和工作量適中，符合本科畢業(yè)設計要求，能在規(guī)定的時間內(nèi)完成。 3、所選題目礦用u型鋼修復機設計與實際貼合比較緊密，對煤礦支撐材料具有非常重要的作用。在設計過程中，對機器的零件的設計和計算對我來說是以往所學知識的總結和應用，所以能夠滿足綜合訓練的要求。礦用u型鋼修復機的設計過程中，對于我來說還是具有很大的難度，對于這方面的了解不是很多，且這方面的資料也是比較少，所以這對我來說是一個挑戰(zhàn)。 二、開題報告完成情況： 根據(jù)自己在各方面資料的收集和整理，通過對可行性的分析，結合老師給的題目的 選擇，我完成了這次設計的選題。在選題結束之后，通過自己認真查閱相關的資料， 最后結合本身的實際情況和設計的時間任務完成了開題報告。 三、階段性成果： 1. 通過對礦用u型鋼的了解，再加上老師對我們的講解，算是對礦用u型鋼修復機設計有了一個大概的了解。前期階段主要是對有關于礦用u型鋼修復機的各方面的文獻和資料進行搜集，為設計以后的設計做了必要的準備。 2. 中期階段主要是依據(jù)參考資料，從上面找到一些關于關于礦用u型鋼修復機的信息，首先對其零部件有了大致的了解，其次是已有了大概的設計方法，并開始了一些基本的結構設計。 3. 即將進行裝配圖的CAD畫圖和設計說明書。 四、存在主要問題： 1、這次設計對我來說是個巨大挑戰(zhàn)，以往從沒這樣自己進行設計過，在設計的方法和 時間把握上估計有點欠缺。 2、礦用u型鋼修復機的設計對我是個新題，并且在搜索資料方面發(fā)現(xiàn)，關于礦用u型鋼修復機的資料的很少。 3、設計過程中關于自己所設計的方面不是太明確，導致了自己的很大被動。 五、指導教師對學生在畢業(yè)實習中，勞動、學習紀律及畢業(yè)設計（論文）進展等方面的評語 指導教師： （簽名） 年 月 日 3 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計（論文）開題報告 題目名稱 礦用U型鋼修復機整體設計 學生姓名 馮柳清 專業(yè)班級 機制2007-2班 學號 0720150177 一、選題的目的和意義 U型鋼大家都很熟悉，就是一種橫截面像英文字母“U”的鋼鐵，有時橫截面呈日文字母“ひ”的形狀。U型鋼在我們的生產(chǎn)和生活當中都應用廣泛，并且作用不可小覷。 礦用U型鋼對開采煤礦是必不可少的，主要用于礦井巷道、礦井巷道二次支護、以及穿山隧道的支撐支護等用途。少了U型鋼我們就無法進行順利的采礦業(yè)務。 但是大家都知道礦井里面由于煤礦不斷的被開采，支撐礦井隧道的鋼材所收到的力也在不斷的發(fā)生這變化，而所有的鋼材都有自己的屈服極限，當U型鋼收到的力超過了它所能承受的極限之后就很容易發(fā)生變形，支撐礦井隧道的U型鋼發(fā)生變形之后就很容易發(fā)生折斷進而導致事故，這不僅會對煤礦公司造成不小的損失，更會威脅到礦井工人的生命安全。 目前各大煤礦對變形的U型鋼通采取更換的辦法來防止產(chǎn)生事故，但是通過采購新的U型鋼來替換變形的U型鋼所需要的費用非常龐大，而變形的U型鋼的形變也不是很大，直接丟棄非常浪費。礦用U型鋼的修復能夠讓煤礦公司節(jié)省很大一筆開始而且符合低碳的國家政策，但是該技術還很不完善，所以本次課程設計將會對礦用U型鋼修復就的設計進行淺析。 這次設計我將完成一套礦用U鋼修復機整體設計，這對我來說是一個不小的挑戰(zhàn)，但也是一次重要的鍛煉機會。通過本次設計可將四年來學過的知識大致運用起來，達到對所學知識的加深與掌握。 二、國內(nèi)外研究綜述 　　 礦產(chǎn)資源可謂是一個國家的經(jīng)濟命脈，隨著開采的不斷進行，世界各種礦藏資源不斷減少，各國越來越重視礦藏的計劃性開采，越來越重視低碳，這就要求我們從各個方面來減少開采所需要的費用，不僅為煤礦公司節(jié)約經(jīng)費，更為國家節(jié)約能源。 以往的礦用U型鋼變形之后都直接更換新的，而購買新的U型鋼的費用遠比將舊的U型鋼進行修復的費用要高，因此今年來人們還是著眼U型鋼的修復，并且已經(jīng)開發(fā)出一些產(chǎn)品，但是這些產(chǎn)品的性能還不完善。 三、畢業(yè)設計（論文）所用的方法 采用相似設計和類比設計，對設計的方案進行對比，選擇，論證和圖紙說明；對設計的設備做出運動計算、動力計算； 四、主要參考文獻與資料獲得情況：（下列多為科研成果，無出版社） [1] GW1型滾壓成型機的結構特點及礦用前景 [2]T型鋼構件彎曲變形的機械矯正裝置 [3]U型鋼板樁的矯正方法 [4]U型鋼拱形梁剛性伸縮支架的整型修復工藝及設備 [5]U型鋼拱形支架滾壓成型機 [6]超高建筑巨型鋼構件安裝測量預控與校正系統(tǒng) [7]大型型鋼彎曲成形的加工方法 [8]導軌自動校直傳輸線 [9]工字鋼校直機 [10]固定不等輥距型鋼矯直機的優(yōu)化設計 [11]矯正H型鋼的液壓千斤頂矯正機 [12]矯正機 [13]礦用U型鋼支架滾壓成型修復機 [14]礦用型鋼整形機 [15]輕便型鋼拱架彎曲機 [16]熱軋型鋼萬能矯正機 [17]校直機 [18]型鋼校正裝置 [19]液壓滾動校直機異型型鋼彎曲機 五、畢業(yè)設計（論文）進度安排（按周說明） 第5~6周：熟悉設計題目，掌握所設計的系統(tǒng)的工作原理，通過網(wǎng)絡、圖書館尋找相關的資料，并認真閱讀，逐步形成設計思路，完成畢業(yè)設計開題報告； 第7~10周：著手開始設計，通過查閱相關資料和設計手冊，設計各個零件的形狀、尺寸，統(tǒng)籌兼顧，并不斷完善各種尺寸； 第11~13周：在老師的指導下，修改設計的零件，使整個系統(tǒng)更加完善、合理。然后用Auto CAD軟件，繪制各零件圖和裝配圖圖； 第14~16周：整理設計資料，完成畢業(yè)設計論文。 六、指導教師審批意見： 指導教師： （簽名） 年 月 日 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 本 科 畢 業(yè) 設 計（論文） 題目 礦用U型鋼成型修復機整體設計 院（系部） 萬方科技學院 專業(yè)名稱 機械設計制造及其自動化 年級班級 07級機制2班 學生姓名 馮 柳 清 指導教師 明 平 美 2011 年 6 月 10 日 摘 要 本設計是關于礦用U型鋼支架滾壓成型修復機的設計，通過對比各種滾彎成型原理，最終確定利用側(cè)輥擺動式四輥滾彎成型原理，主要對主副輥及減速器部分進行了較為詳細的設計計算。 首先對各種滾彎成型原理進行了分析比較，選定類型，然后對各輥（主要是主副輥）進行分析設計。側(cè)輥擺動式四輥滾彎成型原理是由主副輥對滾，為滾彎U型鋼提供動力，能夠連續(xù)滾彎，經(jīng)濟高效。 設計中的減速器是三級展開式圓柱齒輪減速器。齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），校核齒輪、軸、鍵、軸承確保實際可行。 關鍵詞：U型鋼 四輥 修復機 減速器 齒輪 ABSTRACT This design is about the machine that stents roll forming repair U shaped steel. After comparing various principles, I finally determination using the side roller swing four roll bending forming principle. In the design， I did a detailed calculation for the roller gears. First of all，I compared various principles of roll bending and selected the types, then I design the mainly analyzes main and vice roller. Side roller swing four rolls bending forming principle by lord to roll. Vice roller to roll bending U sections provide motivation for continuous rolling, curved, economic efficiency. The last part of the paper is about decelerator which is choosing triple expanding column gear construction. The material of gear is 40Cr（hardening）.The gears，axes，bearings are checked， so to confirm this design this design is practical. Key words：U shaped steel Four rolls Repair machine Decelerator Gear 目 錄 緒 論 - 1 - 1.1 概述 - 1 - 1.2 卷板機的原理 - 2 - 1.2.1 卷板機的運動形式 - 2 - 1.2.2 彎曲成形的加工方式 - 3 - 1.3 卷板機的發(fā)展趨勢 - 4 - 第二章 方案的論證及確定 - 6 - 2.1 方案的論證 - 6 - 2.1.1 方案1 雙輥卷板機 - 6 - 2.1.2 方案2 三輥卷板機 - 7 - 2.1.3 方案3 四棍卷板機 - 8 - 2.2 方案的確定 - 9 - 2.3 本章小結 - 9 - 第三章 側(cè)輥擺動方案的確定 - 10 - 3.1 u型鋼滾彎加工的步驟和過程 - 10 - 3.2 主傳動方案的機構設計 - 11 - 3.2.1 主傳動達到的技術指標 - 11 - 3.2.2 主傳動設計方案 - 11 - 3.3 控制系統(tǒng)方案選擇 - 12 - 3.4 液壓系統(tǒng)的傳動原理 - 12 - 3.5 本章小結 - 12 - 第四章 傳動設計 - 13 - 4.1 傳動方案分析 - 13 - 4.1.1 齒輪傳動 - 13 - 4.1.2 皮帶傳動 - 14 - 4.2 傳動系統(tǒng)的確定 - 15 - 4.3 本章小結 - 15 - 第五章 動力設計 - 15 - 5.1 主傳動系統(tǒng)液壓馬達的選擇 - 15 - 5.1.1 主副輥參數(shù)的選擇計算 - 15 - 5.1.2 液壓馬達的功率確定 - 16 - 第六章 減速器設計 - 23 - 6.1 傳動方案擬定 - 23 - 6.2 減速器總傳動比及其分配 - 23 - 6.2.1 總傳動比 - 23 - 6.2.2 傳動比的分配 - 24 - 6.3 各軸參數(shù)計算 - 25 - 6.3.1 各軸轉(zhuǎn)速計算 - 25 - 6.3.2 各軸扭矩計算 - 25 - 6.3.3 各軸功率計算 - 25 - 6.4 齒輪傳動設計 - 26 - 6.4.1 一級變速齒輪設計 - 26 - 6.4.2 二級變速齒輪設計 - 31 - 6.4.3 三級變速齒輪設計 - 34 - 6.4.4 齒輪設計結果匯總 - 38 - 6.5 軸的設計校核 - 39 - 6.5.1 軸的結構設計 - 39 - 6.6 軸承的選型 - 41 - 6.7 鍵的選型及校核 - 41 - 6.8 減速器的結構設計和齒輪、軸承的潤滑 - 43 - 6.8.1 箱體參數(shù) - 43 - 6.8.2 齒輪、軸承的潤滑 - 44 - 第七章 液壓系統(tǒng)設計 - 45 - 7.1 液壓系統(tǒng)工作要求 - 45 - 7.2 液壓系統(tǒng)設計參數(shù) - 45 - 7.3 液壓執(zhí)行元件載荷分析 - 45 - 7.3.1 各液壓缸載荷計算 - 45 - 7.3.2 液壓馬達參數(shù) - 47 - 7.4 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)計算 - 47 - 7.4.1 初選系統(tǒng)工作壓力 - 47 - 7.4.2 計算液壓缸的主要機構尺寸 - 47 - 7.4.3 計算液壓馬達排量 - 48 - 7.5 計算液壓執(zhí)行元件的實際最大工作壓力 - 49 - 7.7制定系統(tǒng)方案及擬定液壓系統(tǒng)圖 - 49 - 7.7.1制定系統(tǒng)方案 - 49 - 7.7.2 系統(tǒng)所需回路分析 - 49 - 7.7.3 擬定液壓系統(tǒng)圖 - 52 - 7.8 液壓元件的選擇 - 52 - 7.8.1 液壓泵的選擇 - 52 - 7.8.2 電動機功率的確定 - 53 - 7.8.3 液壓馬達的選擇 - 54 - 7.8.4 液壓閥的選擇 - 54 - 7.8.5 液壓管道內(nèi)徑計算 - 55 - 7.8.6 確定油箱有效容積 - 56 - 7.9 液壓系統(tǒng)性能驗算 - 56 - 7.9.1 液壓系統(tǒng)壓力損失： - 56 - 7.9.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算 - 58 - 結 論 - 59 - 參考文獻 - 60 - 致 謝 - 61 - 附錄： - 62 - 外文資料與中文翻譯 - 62 - 緒 論 1.1 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)的基礎和重要組成部分的機械制造業(yè)，任務就是為國民經(jīng)濟的各個行業(yè)提供現(xiàn)金的機械裝備和零件。他的規(guī)模和水平是反映國家的經(jīng)濟實力和科學技術水平的重要標志，因此非常值得重視和研究。 礦用u型鋼成型修復機是將礦用鋼材彎曲成u形的機械設備，根據(jù)三點成員的原理，利用工件相對位置變化和旋轉(zhuǎn)運動使鋼材產(chǎn)生連續(xù)的塑性變形，以獲得預訂形狀的工件。 礦用u型鋼成型修復機作為一個特殊的機器，在礦山機械加工中占有重要的地位。凡是礦井都必不可使的要用到礦用u型鋼，而礦用u型鋼起支撐作用，又非常容易變形，所以礦用u型鋼成型修復機將成為礦山機械的一顆新星。 礦用u型鋼成型修復機成型原理同卷板機，以下分析原理類比卷板機做詳細介紹。 卷板機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)整形式等為標準實行混合分類，一般分為： 三輥卷板機：包括對稱式三輥卷板機、非對稱式三輥卷板機、水平下調(diào)式三輥卷板機、傾斜下調(diào)式三輥卷板機、弧形下調(diào)式三輥卷板機和垂直下調(diào)式三輥卷板機等。 四棍卷板機：分為側(cè)滾傾斜調(diào)整式四棍卷板機和側(cè)滾圓弧調(diào)整式四棍卷板機。 特殊用途卷板機：有立式卷板機、船用卷板機、雙輥卷板機、椎體卷板機、多滾卷板機和多用途卷板機等。 卷板機采用機械傳動已有幾十年的歷史，由于結構簡單，性能可靠，造價低廉，至今在中小型卷板機中仍然廣泛應用，在低速大扭矩的卷板機上，因傳動系統(tǒng)體積龐大，電動機功率大，啟動時電網(wǎng)波動也較大，所以原來越多地采用液壓傳動。近年來，有以液壓馬達作為源控制工作輥移動但主驅(qū)動仍為機械傳動的機液混合傳動的卷板機，也有同事采用液壓馬達作為工作輥旋轉(zhuǎn)動力源的全液壓式卷板機。 卷板機的工作能力是指板材在冷態(tài)下，按照規(guī)定的屈服極限卷制最大板材厚度與寬度是最小卷筒直徑的能力，國內(nèi)外采用冷卷方法較多。冷卷精度較高，操作工藝簡便，成本低廉，但對板材的質(zhì)量要求較高（如不允許有缺口，裂紋等缺陷），金相組織一致性要好。當卷制班后較大或彎曲半徑較小并未超過設備工作能力時，在設備允許的前提下課采用熱卷的方法，有些不允許冷卷的板材，熱卷剛性太差，則采用溫卷的方法。 1.2 卷板機的原理 1.2.1 卷板機的運動形式 卷板機的運動形式可以分為主運動和輔運動兩種形式的運動。主運動是指構成卷板機的上輥和下輥加工板材的旋轉(zhuǎn)，彎折等運動，主運動完成卷板機的加工任務。輔運動是卷板機在卷板過程中的裝料，下料及上輥的升降，翹起以及倒頭架的翻轉(zhuǎn)等形式的運動。 圖1-1 三輥卷板機工作原理圖 由圖1-1：主運動指上輥繞O1，下輥分別繞O2，O3做順時針或逆時針旋轉(zhuǎn)。輔運動指上輥的上升或下降運動，以及上輥在O1垂直平面的上翹、翻邊運動等。 該機構形式為三輥對稱式，上輥在兩下滾中央對稱位置做垂直升降運動，通過絲桿絲母蝸桿傳動而獲得，兩下滾做旋轉(zhuǎn)運動，通過減速機的輸出齒輪與下輥齒輪嚙合，為卷制板材提供扭矩。 1.2.2 彎曲成形的加工方式 在鋼結構制作中彎制成犁的加工主要是卷板(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)。當圓筒半徑較大時，口J在常溫狀態(tài)下卷圓，如半徑較小和鋼板較厚時，應將鋼板加熱后卷圓。在常溫狀態(tài)下進行滾圓鋼板的方法有：機械滾圓、胎模壓制和手工制作三種加工方法。機械滾圓是在卷板機(又叫滾板機、軋圓機)上進行的。 在卷板機上進行板材的彎曲是通過上滾軸向下移動時所產(chǎn)生的壓力來達到的。它們滾圓工作原理如圖1-2所示 圖1-2滾圓機原理圖 圖1-3鋼板預彎示意圖 1.3 卷板機的發(fā)展趨勢 加入WTO后我國卷板機工業(yè)正在步入一個高速發(fā)展的快道，并成為國民經(jīng)濟的重要產(chǎn)業(yè)，對國民經(jīng)濟的貢獻和提高人民生活質(zhì)量的作用也越來越大。預計“十五”期末中國的卷板機總需求量為600萬輛，相關裝備的需求預計超過1000億元。到20lO年，中國的卷板機生產(chǎn)量和消費量可能位居世界第二位，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)品的更換也要求卷板機裝備工業(yè)不斷在技術和工藝上取得更大的優(yōu)勢： 1．從國家計委立項的情況看，卷板機工業(yè)1000萬以上投入的項目達近百項； 2．卷板機工業(yè)已建項目的二期改造也將會產(chǎn)生一個很大的用戶群； 3．由于卷板機的高利潤，促使各地政府都紛紛投資(國家投資、外資和民間資本)卷板機制造。 其次，跨國公司都開始將最新的車型投放到中國市場，并計劃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卷板機工業(yè)的新寵，民營企業(yè)已開始成為卷板機裝備市場一個新的亮點。 卷板機制造業(yè)作為機床模具產(chǎn)業(yè)最大的買方市場，其中進口設備70％用于卷板機．同時也帶動了焊接、涂裝、檢測、材料應用等各個行業(yè)的快速發(fā)展。卷板機制造業(yè)的技術革命，將引起裝備市場的結構變化：數(shù)控技術推動了卷板機制造企業(yè)的歷史性的革命，數(shù)控機床有著高精度、高效率、高可靠性的特點，引進數(shù)控設備在增強企業(yè)的應變能力、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)的發(fā)展。因此，至20lO年，卷板機工業(yè)對制造裝備的需求與現(xiàn)在比將增長12％左右，據(jù)預測，卷板機制造業(yè)：對數(shù)控機床需求將增長26％；對壓鑄設備的需求將增長16％；對纖維復合材料壓制設備的需求增長1 5％；對工作壓力較高的擠或沖壓設備需求增長12％；對液壓成形設備需求增長8％；對模具的需求增長36％；對加工中心需求增長6％；對硬車削和硬銑削機床的需求增長18％；對切割機床的需求增長30％；對精密加工設備的需求增長34％；對特利一及專用加工設備需求增長23％；對機器人和制造自動化裝置的需求增長13％；對焊接系統(tǒng)設備增長36％；對涂裝設備的需求增長8％，對質(zhì)檢驗與測試設備的需求增長1 6％。 在今后的工業(yè)生產(chǎn)中，卷板機會一直得到很好的利用。它能節(jié)約大量的人力物力用以彎曲鋼板?？梢哉f是不可缺少的高效機械。時代在發(fā)展，科技在進步，國民經(jīng)濟的高速發(fā)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(yè)的迅速發(fā)展。 第二章 方案的論證及確定 2.1 方案的論證 一般情況下， 一臺卷板機所能卷制的板厚，既工作能力，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的最小卷桶直徑的能力，熱卷可達冷卷能力的一倍。但近年來，冷卷的能力正日益提高。 結合上章卷板機的類型，擬訂了以下幾種方案，并進行了分析論證。 2.1.1 方案1 雙輥卷板機 雙輥卷板機的原理如圖2-1所示： 圖2-1 雙輥卷板機工作原理圖 上輥是鋼制的剛性輥，下輥是一個包有彈性的輥，可以作垂直調(diào)整。當下輥旋轉(zhuǎn)時，上輥及送進板料在壓力作用下，壓人下輥的彈性層中，使下輥發(fā)生彈性變形。但因彈性體的體積不變，壓力便向四面?zhèn)鬟f，產(chǎn)生強度很高，但分布均勻的連續(xù)作用的反壓力，迫使板料與剛性輥連續(xù)貼緊，目的是使它隨著旋轉(zhuǎn)而滾成桶形。上輥壓人下輥的深度，既彈性層的變形暈，是決定所形成彎曲半徑的主要工藝參數(shù)。根據(jù)實驗研究，壓下量越大，板料彎曲半徑越??；但當壓人量達到某一數(shù)值時，彎曲半徑趨于穩(wěn)定，與壓下量幾乎無關，這是雙輥卷板機工藝的一個重要特征。 雙輥卷板機具有的優(yōu)點：1．板料不需要預彎成形，因此生產(chǎn)率高；2．可以彎曲多種材料，機器結構簡單．。缺點：1．對于不同彎度的制品，需要跟換相適應的上棍，因而不適用多品種，小批量生產(chǎn)。 2．可彎曲的板料厚度系列受到一定限制，目前一般只能用于10mm以下的板料。 2.1.2 方案2 三輥卷板機 三輥卷板機是目前最普遍的一種卷板機。利用三輥滾彎原理，使板材彎曲成圓形．圓錐形或弧形工作。 對稱三輥卷板機特點 1.結構簡單、緊湊，質(zhì)量輕、易于制造、維修、投資小、兩側(cè)輥可以做的很近。形成較準確，但剩余直邊大。一般對稱三輥卷板機減小剩余直邊比較麻煩。 2.不對稱三輥卷板機特點 剩余邊小，結構簡單，但坯料需要調(diào)頭彎邊，操作不方便，輥筒受力較大，彎卷能力較小。所謂理論剩余直邊，就是指平板開始彎曲時最小力臂。其大小與設備及彎曲形式有關。如圖2-2所示 圖2-2 三輥卷板機工作原理圖 對稱式三輥卷板機剩余直邊為兩下輥中心距的一半。但為避免板料從滾筒問滑落，實際剩余直邊常比理論值大。一般對稱彎曲時為板厚6～20倍。由于剩余直邊在校圓時難以完全消除，所以一般應對板料進行預彎，使剩余直邊接近理論值。 不對稱三輥卷板機，剩余直邊小于兩下輥中心的，一半，如圖2．2所示，它主要卷制薄筒(一般在32×3000以下)。 2.1.3 方案3 四棍卷板機 其原理如圖2-3 圖2-3 四棍卷板機 它有四個輥，上輥是主動輥，下輥可上下移動，用來夾緊鋼板，兩個側(cè)輥可沿斜線升降，在四輥卷板機上可進行板料的預彎工作，它靠下輥的上升，將鋼板端頭壓緊在上、下輥之間。再利用側(cè)輥的移動使鋼板端部發(fā)生彎曲變形，達到所需要。 它的特點是：板料對中方便，工藝通用性廣，可以校正扭斜，錯邊缺陷，可以既位裝配點焊。但滾筒多。質(zhì)量體積大，結構復雜。上下輥夾持力使工件受氧化皮壓傷嚴重。兩側(cè)輥相距較遠，對稱卷圓曲率不太準確，操作技術不易掌握，容易造成超負荷等誤操作。 2.2 方案的確定 通過上節(jié)方案的分析，根據(jù)各種類型卷板機的特點，再根據(jù)三輥卷板機的不同類型所具有的特點，最后形成我的設計方案，四棍卷板機。 雙輥卷板機不需要預彎、結構簡單，但彎曲板厚受限制，只適合小批量生產(chǎn)。三輥卷板機不能預彎導致u型鋼末端長度大于80mm，不符合礦用u型鋼標準。 2.3 本章小結 通過幾種運動方案的分析，雙輥卷板機雖然不需要預彎，但只適合小批量生產(chǎn)，而且彎曲板厚受限制。對稱三輥卷板雖然結構簡單、緊湊、質(zhì)量輕、易于制造等優(yōu)點，但不能達到加工要求。四棍卷板機可以滿足加工要求。經(jīng)過相比較下最終決定采用四輥卷板機。 第三章 側(cè)輥擺動方案的確定 采用側(cè)輥擺動式滾彎原理加工u型鋼拱形支架，在一次滾彎過程中完成u型鋼滾彎的全過程。結合側(cè)輥擺動式4輥滾彎原理應用的特點，在原理實現(xiàn)上。為便于實現(xiàn)傳動和易于控制，機構設計采用主副輥與側(cè)輥分開操作相對獨立的系統(tǒng)，主傳動系統(tǒng)主要實現(xiàn)主副輥的回轉(zhuǎn)運動，控制系統(tǒng)主要完成與主副輥運動相匹配的側(cè)輥位置的調(diào)節(jié)，因為根據(jù)以上研究，側(cè)輥擺動幅度不大，便于實現(xiàn)擺動制。本章重點研究以下幾個方面的問題：確定u型鋼滾彎加工的步驟和過程，根據(jù)成型過程確定各機構的運動形式。確定主傳動系統(tǒng)設計方案．確定控制系統(tǒng)方案。根據(jù)主傳動和控制系統(tǒng)傳動特點，確定液壓傳動方案。 3.1 u型鋼滾彎加工的步驟和過程 要實現(xiàn)u型鋼支架的連續(xù)彎曲成型，在一次滾壓過程中三次使用三輥滾彎原理，其中采用兩次不對稱式三輥滾彎和一次對稱式三輥滾彎，兩次不對稱式三輥滾彎消除兩端直線段．中間采用對稱式三輥滾彎。其成型過程需分三步完成： 第一步，進料及彎曲第一段u型鋼從左側(cè)進入滾壓成型機后，由主副輥帶動入料進行滾壓，此時為非對稱的三輥滾彎，其目的是完成所需曲率半徑以及前端直頭的過渡(一般成型后u形鋼支架梁兩端直線長度≤80mm)。這時參與工作的輥輪為主副輥及左側(cè)輥，u型鋼支架曲率半徑的大小決定了左側(cè)輥的位置。第二步，擺動成型過程(即第二段彎曲)當?shù)谝欢螐澢尚秃螅Ъ茴^部接觸右側(cè)輥并使其轉(zhuǎn)動后，擺動梁開始慢慢擺動，此時由非對稱的三輥滾彎逐步向?qū)ΨQ的三輥滾彎過渡．完成第二段圓弧的彎曲過程，這段過程消耗功率小，參與工作的輥輪為主、副及左、右側(cè)輥．左、右側(cè)輥的位置決定了u型鋼支架曲率半徑大小。第三步，出料及第三段彎曲當擺動粱擺動到右側(cè)規(guī)定位置后，左側(cè)輥退出工作，而右側(cè)輥位置需要前進，補足由于u型鋼彎曲后的進給量，保證第三段圓弧形成，此時為非對稱三輥滾彎，其目的是完成所需曲率半徑以及后端直頭的過渡，這時參與工作的輥輪為主副輥及右側(cè)輥，需根據(jù)u型鋼支架曲率半徑大小調(diào)整右側(cè)輥的位置。 側(cè)輥擺動式4輥滾彎原理．把u型鋼兩端頭直線段彎曲在一次連續(xù)輥彎過程中實現(xiàn)．主副輥回轉(zhuǎn)運動使?jié)L彎的速度可調(diào)節(jié)，側(cè)輥的運動軌跡和運動方式直接影響成型過程。因此，需要根據(jù)成型曲率大小確定側(cè)輥的具體運動形式。 3.2 主傳動方案的機構設計 主傳動系統(tǒng)主要實現(xiàn)主副輥回轉(zhuǎn)運動，主副輥回轉(zhuǎn)運動可以實現(xiàn)滾彎速度的調(diào)節(jié)，即主副輥的轉(zhuǎn)速可調(diào)節(jié)。同時在滾彎過程中主副輥扭矩使u型鋼產(chǎn)生塑性變形。根據(jù)主傳動所要達到的技術指標，確定主傳動方案以及主要部件的設計。 3.2.1 主傳動達到的技術指標 要使研制的u型鋼支架滾壓成型機，在性能參數(shù)、成本價格、體積重量方面在國內(nèi)處于領先地位，其主要技術參數(shù)應確定為： (1)生產(chǎn)能力：60噸／班左右： (2)進給速度：0-10m／min； (3)型鋼規(guī)格：18U、25U、29U、36U： (4)最大彎曲性能： 最大截面模量: 132.1； 材料強度極限:850； 材料強度極:650； 最小曲率半徑:1000mm。 3.2.2 主傳動設計方案 實際生產(chǎn)需要滿足彎曲速度10m／min，即線速度Vmax=10 m／min，根據(jù)主副輥輪的半徑可以確定角速度，通過對滾壓不同規(guī)格U型鋼的受力分析I，主輥最大轉(zhuǎn)矩為3270。 經(jīng)過計算，主傳動系統(tǒng)所需最大功率為45KW．因為滾彎過程中要求滿足無級變速，故主傳動系統(tǒng)采用機械液壓傳動．電液控制，操縱控制方便，價格適中。 在傳動系統(tǒng)中有三個設計方案可供選擇：機械傳動方案、低速馬達液壓傳動方案、中速馬達液壓傳動方案。由于要實現(xiàn)無級調(diào)速，并達到滾壓速度10m／rain，根據(jù)計算，采用1000r/nm電機，則減速箱傳動比要為：200。要實現(xiàn)．45KW功率，傳動比為200的減速箱體積很大，成本高，且不易變速。機械傳動不適合。由于低速馬達價格高，供貨也有問題，最后決定采用中速馬達液壓和機械傳動相結合的傳動方案，通過中速液壓馬達，再經(jīng)過齒輪減速箱，傳動比降低為40，選用液壓馬達的轉(zhuǎn)速范圍為3—320r／min，其額定的有效轉(zhuǎn)矩可達到．4000N．m．體積減小，既實現(xiàn)了無絨調(diào)速又降低了制造成本。 3.3 控制系統(tǒng)方案選擇 由主副輥運動組成的主傳動系統(tǒng)通過液壓與機械結合實現(xiàn)．在主傳動系統(tǒng)采用液壓傳動的同時，控制系統(tǒng)用油缸作為執(zhí)行機構，運用液壓控制實現(xiàn)側(cè)輥的進給和擺動。 主、副輥的轉(zhuǎn)速通過液壓系統(tǒng)實現(xiàn)無級變速，同時，與主傳動系統(tǒng)對應的控制系統(tǒng)速度也采用液壓無級變速，以實現(xiàn)輥彎速度的匹配。調(diào)節(jié)側(cè)輥位置的目的兩個方面：一是調(diào)節(jié)與主輥的距離，二是實現(xiàn)繞主輥的轉(zhuǎn)動。進給輥即側(cè)輥進給采用左、右側(cè)缸推進的方式．側(cè)輥的擺動采用油缸的進給實現(xiàn)。 3.4 液壓系統(tǒng)的傳動原理 從u型鋼滾弩工藝看，液壓系統(tǒng)是實現(xiàn)滾彎過程重要的一環(huán)，應根據(jù)主機用途、操作過程、工作特點及性能指標，明確液壓系統(tǒng)必須完成的動作、運動形式-執(zhí)行元件的載荷特性、形成和速度的要求。根據(jù)上述要求制定液壓系統(tǒng)如圖3．1： 液壓馬達的正反轉(zhuǎn)帶動主副輥的正反轉(zhuǎn)，調(diào)節(jié)液壓馬達的速度可以調(diào)節(jié)滾彎速度。油缸l和油缸2可以調(diào)節(jié)左右側(cè)輥的進培速度和進給量，油缸3可以調(diào)節(jié)左右側(cè)輥的擺動角度及速度。 3.5 本章小結 通過對側(cè)輥擺動滾彎成型過程的研究，在機構上采用主副輥運動與側(cè)輥運動分開的傳動方案，利用液壓馬達、油缸作為執(zhí)行元件，在機構設計上更加合理，易于實現(xiàn)大扭矩和無級調(diào)速的要求。 第四章 傳動設計 4.1 傳動方案分析 卷板機傳動系統(tǒng)的兩種方案：1.齒輪傳動；2.皮帶傳動。 4.1.1 齒輪傳動 液壓馬達傳出的扭矩通過一個有保護作用的聯(lián)軸器，傳入一個有分配傳動比的減速器，然后通過錐齒輪改變轉(zhuǎn)動方向，帶動兩輥轉(zhuǎn)動。如圖4-2所示。 圖4-2 齒輪室傳動系統(tǒng) 這種傳動凡是的特點是：工作可靠，使用壽命長，傳動準確，效率高，結構緊湊，功率和速度適用范圍廣等。 4.1.2 皮帶傳動 由電動機的轉(zhuǎn)距通過皮帶傳人減速器直接傳人主動軸。如圖4-3所示： 圖4-3 皮帶傳動系統(tǒng)圖 這種傳動方式具有傳動平穩(wěn)，噪音下的特點，同時以起過載保護的作用，這種傳動方式主要應用于具有一個主動輥的卷板機。 4.2 傳動系統(tǒng)的確定 鑒于上節(jié)的分析，考慮到所設計的是三輥卷板機，具有兩個主動輥，而且要求結構緊湊，傳動準確，所以選用齒輪傳動。 4.3 本章小結 收集資料對各種運動方式進行分析，在結合三輥卷板機的運動特點和工作的可靠性，最后主傳動采用齒輪傳動，副傳動采用蝸輪蝸桿傳動。 第五章 動力設計 5.1 主傳動系統(tǒng)液壓馬達的選擇 5.1.1 主副輥參數(shù)的選擇計算 1、已知設計參數(shù) 加工材料：20MnK 屈服強度： 抗拉強度： 輥材： 板厚：S=17mm 輥與板料間的滾動摩擦系數(shù)：f=0.8 軸承處滑動摩擦系數(shù)： 板料相對強化系數(shù)： 板料彈性模量：E=200GPa 滾彎速度： 2、確定卷板機基本參數(shù) 兩測滾中心距：nt=（1240）sn=980mm 主輥直徑： 副輥直徑： 測滾直徑： 主輥軸直徑： 副輥軸直徑： 測滾軸直徑： 5.1.2 液壓馬達的功率確定 前面已經(jīng)提到側(cè)輥擺動式四輥滾彎分為三個階段，這其中的受力分析可以分為兩種情況： 1、軸輥按對稱的方式排列 中間滾彎過程，側(cè)輥呈對稱排列，如圖4-1. 圖4-1 兩測輥對稱時滾彎受力分析 其中 式中： K0是相對強化模數(shù)，K0=11.6 K1是形狀系數(shù)，K1=1.2 w是截面模數(shù)，w=138.45cm3=138450mm3 是屈服強度，=350MPa=350 R0是U型鋼半徑，R0=2800mm E是彈性模量，E=200GPa=2.0x1011Pa m是相對彎曲力矩， 2、 側(cè)輥以不對稱的方式排列 在滾彎兩端時，側(cè)輥呈不對稱分布。 作用在輥上的力分析，圖4-2 圖4-2 測輥不對稱時的受力分析圖 其中 式中： K0是相對強化模數(shù)，K0=11.6 K1是形狀系數(shù)，K1=1.2 w是截面模數(shù)，w=138.45cm3=138450mm3 是屈服強度，=350MPa=350 R0是U型鋼半徑，R0=2800mm E是彈性模量，E=200GPa=2.0x1011Pa m是相對彎曲力矩， 是擺動梁的最大擺角，=100 計算： 將數(shù)據(jù)代入 得： 將數(shù)據(jù)代入 得： 由可知 代入數(shù)據(jù)得： a=88.0396261mm 將a=88.0396261mm代入 得： 將 代入 ： 將數(shù)據(jù)代入 得： 將 代入 得： N 將和 代入 得： 驅(qū)動的扭矩和功率計算： 每一個扭矩的組成部分可以用下列方程式表示： 彎曲U型鋼時消耗在變形上的扭矩為： 消耗在克服摩擦上的扭矩為： 驅(qū)動力的功率為： 計算： 將以上計算所得數(shù)據(jù)代入 得： 將所得數(shù)據(jù)代入 得： 將 和 代入 得： 第六章 減速器設計 6.1 傳動方案擬定 合理的傳動方案應首先滿足機器的功能要求，如所傳遞功率的大小，轉(zhuǎn)速和運動形式。此外還應滿足工作可靠、傳動效率高、結構簡單、尺寸緊湊、工藝性好、使用維護方便等要求。 圖5-1 減速器傳動方案結構圖 6.2 減速器總傳動比及其分配 6.2.1 總傳動比 一般傳動比應根據(jù)轉(zhuǎn)速確定，但是本設計的動力源是液壓馬達BJM5-2000，沒有額定的轉(zhuǎn)速，不宜確定，故這里根據(jù)轉(zhuǎn)矩確定傳動比。 主輥上對應U型鋼中間層處的直徑D1中=D1+2H1=648mm 副輥上對應U型鋼中間層處的直徑D2中=D2+2H1=608mm 其中： D1是主輥直徑，D1=510mm； D2是副輥直徑，D2=470mm； H1是36U型鋼的高度，H1=138mm 根據(jù)之前計算三軸、四軸總的扭矩T=49708.47055N.m，可將其分配到三軸、四軸兩部分： =24062.69912N.m 由于主輥的動力來源于副輥軸即三軸，所以： 液壓馬達的額定轉(zhuǎn)矩是T0=6260N.m 所以減速器的傳動比： 其中： 是聯(lián)軸器效率， 是軸的輸入效率， 是軸承的效率，=0.98 6.2.2 傳動比的分配 合理分配各級傳動比是傳動裝置總體設計中的一個重要問題。傳動比分配時應注意一下幾點： （1）各級傳動比都應該在合理范圍內(nèi)，并使結構緊湊。 （2）應注意使各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，結構勻稱合理，避免各零件發(fā)生干涉及安裝不便。 （3）對于二級齒輪減速器，通常使各級大齒輪直徑相近。 這里取一級傳動比i1=3； 二級傳動比 副輥到主輥的傳動比i3==1.066 6.3 各軸參數(shù)計算 6.3.1 各軸轉(zhuǎn)速計算 前面已經(jīng)提到液壓馬達沒有額定轉(zhuǎn)速，只是有個轉(zhuǎn)速范圍（1250r/min），所以這里從終端往前推導： 四軸轉(zhuǎn)速： 三軸轉(zhuǎn)速： 二軸轉(zhuǎn)速： 一軸轉(zhuǎn)速： 液壓馬達轉(zhuǎn)速： 6.3.2 各軸扭矩計算 液壓馬達軸扭矩：=6260N.m 一軸扭矩：= 6323.232323N.m 二軸扭矩： 三軸扭矩： 四軸扭矩： 6.3.3 各軸功率計算 液壓馬達功率： 一軸功率： 二軸功率： 三軸功率： 四軸功率： 現(xiàn)將上述結果匯總于表5-1： 軸名 功率P（kw） 轉(zhuǎn)矩T（N.m） 轉(zhuǎn)速n（r/min） 傳動比i 效率 液壓馬達軸 17.73041554 6260 27.04879686 1 0.99 一軸 17.55311138 6197.4 27.04879686 0.9506 3 二軸 16.68598768 17673.74532 9.016265621 0.9506 2.87 三軸 15.86169989 48223.11875 3.141216036 0.9506 1.066 四軸 7.426212089 24062.69912 2.947313811 0.9506 表5-1 各軸運動和力參數(shù) 6.4 齒輪傳動設計 6.4.1 一級變速齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù) （1）按選定的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （2）礦用U型鋼成型修復機屬于一般工作機，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。 （3）材料選擇：查《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為30CrMnSi （調(diào)質(zhì)），硬度為320HBS，大齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬度差為50HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=3x23=69。 2、按齒面接觸強度設計 由下面設計計算公式進行試算， （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)。 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 3）由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)。 4）由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6）使用壽命按10000h計算， 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1=n1x60x10000=16229278.12 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2=n2x60x10000=5409759.373 7）由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》式10-12得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2）計算圓周速度v。 3）計算齒寬b。 4）計算齒寬與齒高的比值。 模數(shù) 齒高 h=2.25mt=27.5451275mm 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.32942982m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)； 直齒輪，； 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù) 由《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，。 由，查《機械設計》圖10-13得；故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由《機械設計》式10-10a得 7）計算模數(shù)m。 3、齒根彎曲強度設計 由《機械設計》式10-5得彎曲強度設計公式為 （1）確定公式中各計算數(shù)值 1）由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 2）由《機械設計》圖10-10取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》式10-12得 4）計算載荷系數(shù)。 5）查取齒形系數(shù)。 由《機械設計》表10-5查得 6）查取應力校正系數(shù)。 由《機械設計》表10-5查得 7）計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值較大。 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值m=8mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設計的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取， 6.4.2 二級變速齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù) （1）按選定的傳動方案，選用直齒錐齒輪傳動。已知：傳動功率P=16.68598768kw，轉(zhuǎn)速n1=9.016265621r/min、n2=3.141216036r/min。 （2）礦用U型鋼成型修復機屬于一般工作機，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。 （3）材料選擇：查《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為30CrMnSi （調(diào)質(zhì)），硬度為320HBS，大齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬度差為50HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=2.87031058x23=66。， 2、確定許用應力 （1）計算接觸疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》式10-12得 （2）計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》式10-12得 3、工作轉(zhuǎn)矩 4、根據(jù)接觸疲勞強度，計算小齒輪分度圓直徑 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）初步計算時，取； ，一般 2）試選載荷系數(shù)， 3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 （2）代入數(shù)據(jù)進行計算 取 5、按齒根彎曲強度，計算小齒輪模數(shù)m 由 ， 查《機械設計》得 計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值較大。 計算 （不必取整數(shù)） 由 （一般取b/R=1/3） 求出模數(shù)m=10 6、幾何尺寸計算 修正小齒輪的齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù) ，取為 6.4.3 三級變速齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù) （1）按選定的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （2）礦用U型鋼成型修復機屬于一般工作機，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。 （3）材料選擇：查《機械設計》表10-1大、小齒輪材料均選為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=43，則大齒輪齒數(shù)Z2=1.065789474x43=45.828。 2、按齒面接觸強度設計 由下面設計計算公式進行試算， （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)。 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 3）由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)。 4）由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限。 6）使用壽命按10000h計算， 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1=n1x60x10000=188472.9621 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2=n2x60x10000=176838.8287 7）由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》式10-12得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2）計算圓周速度v。 3）計算齒寬b。 4）計算齒寬與齒高的比值。 模數(shù) 齒高 h=2.25mt=21.3235772mm 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)； 直齒輪，； 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù) 由《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，。 由，查《機械設計》圖10-13得；故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由《機械設計》式10-10a得 7）計算模數(shù)m。 3、按齒根彎曲強度設計 由《機械設計》式10-5得彎曲強度設計公式為 （1）確定公式中各計算數(shù)值 1）由《機械設計》圖10-20c查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 2）由《機械設計》圖10-10取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》式10-12得 4）計算載荷系數(shù)。 5）查取齒形系數(shù)。 由《機械設計》表10-5查得 6）查取應力校正系數(shù)。 由《機械設計》表10-5查得 7）計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值較大。 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值m=8mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 由于三軸、四軸分別和副輥、主輥相連，而主副輥的中心距為624mm，所以這里取小齒輪齒數(shù)為 大齒輪齒數(shù) 這樣設計的兩齒輪中心距是620mm，和主副輥的中心距很接近，基本可以滿足要求。 4、幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取， 6.4.4 齒輪設計結果匯總 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 模數(shù)m 8 8 10 10 10 10 齒數(shù)Z 23 69 25 72 60 64 分度圓直徑（mm） 184 552 250 720 600 640 齒寬（mm） 165 155 220 210 270 260 6.5 軸的設計校核 6.5.1 軸的結構設計 各軸的材料為40Cr，A0=104.5mm。 軸1：P1=17.55311138kw n1=27.04849686r/min 取d1=100mm，故軸1可設計為齒輪軸。 軸1的結構如圖6-2 圖6-2 軸1結構圖 軸2：P2=16.68598768kw n2=9.016265621r/min 取d2=130mm，故軸2可設計為齒輪軸。 軸2的結構如圖6-3 圖6-3 軸2 軸3：P3=15.86169989kw n3=3.141216036r/min 取d3=200mm，軸3可設計為如下圖結構： 圖6-4 軸3 軸4：P4=7.426212089kw n4=2.947313811r/min 取d4=200mm。 6.6 軸承的選型 一軸安裝軸承處的軸徑為100mm，查《機械基礎設計實踐》，選用深溝球軸承6220型，內(nèi)徑d=100mm，外徑D=180mm，厚度B=34mm，基本額定載荷122KN。 二軸安裝軸承處軸徑為140mm，查《機械基礎設計實踐》，選用30228型單列圓錐滾子軸承，內(nèi)徑d=140mm，外徑D=250mm，厚度B=42mm，額定載荷 6.7 鍵的選型及校核 各鍵的選型及校核。 一軸為齒輪軸，無需鍵連接。 二軸也是齒輪軸，但有一齒輪配合，配合處軸徑為d=150mm，　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T =17673745.32N·mm 查《機械設計手冊2008軟件版》選?。? 　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T =17673745.32 N·mm 　軸的直徑 d =150 mm 　鍵的類型　sType =A型 　鍵的截面尺寸　b×h =40x22 mm 　鍵的長度　L =180 mm 　鍵的有效長度　L0 =140.000 mm 　接觸高度　k =8.800 mm 　鍵的個數(shù)　N =　雙鍵 　最弱的材料　Met =鋼 　載荷類型　PType =靜載荷 　許用應力　[σp] =135 MPa 　計算應力　σp =127.516 MPa 　校核計算結果： σ≤[σ] 滿足 三軸有兩處齒輪配合，在齒輪4處軸徑為250mm 　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T =48233118.75 N·mm 　軸的直徑 d =250 mm 　鍵的類型　sType =A型 　鍵的截面尺寸　b×h =56x32 mm 　鍵的長度　L =200 mm 　鍵的有效長度　L0 =144.000 mm 　接觸高度　k =12.800 mm 　鍵的個數(shù)　N =　雙鍵 　最弱的材料　Met =鋼 　載荷類型　PType =靜載荷 　許用應力　[σp] =135 MPa 　計算應力　σp =129.563 MPa 　校核計算結果：σ≤[σ] 滿足 三軸齒輪5處軸徑為210mm 　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T =22577347.32 N·mm 　軸的直徑 d =210 mm 　鍵的類型　sType =A型 　鍵的截面尺寸　b×h =50x28 mm 　鍵的長度　L =280 mm 　鍵的有效長度　L0 =230.000 mm 　接觸高度　k =11.200 mm 　最弱的材料　Met =鋼 　載荷類型　PType =靜載荷 　許用應力　[σp] =135 MPa 　計算應力　σp =83.471 MPa 　校核計算結果： σ≤[σ] 滿足 四軸齒輪6處選用和齒輪5處一樣的鍵，經(jīng)校核滿足要求。 6.8 減速器的結構設計和齒輪、軸承的潤滑 6.8.1 箱體參數(shù) 名稱 符號 尺寸值（mm） 箱座壁厚 18 箱蓋壁厚 18 箱座凸緣厚度 b 30 箱蓋凸緣厚度 30 箱座底凸緣厚度 45 地腳螺釘直徑 25 地腳螺釘數(shù)目 n 8 軸承旁連接螺栓直徑 22 箱蓋與箱座連接螺栓直徑 18 連接螺栓的間距 l 200 軸承端蓋螺釘直徑 12 窺視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 d 12 至外箱壁距離 35 至凸緣邊緣距離 30 軸承旁凸臺半徑 30 凸臺高度 h 30 外箱壁至軸承底座端面距離 70 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 25 齒輪端面與內(nèi)箱壁離 20 箱蓋、箱座肋板厚 15、12 軸承端蓋外徑 240、310 軸承端蓋凸緣厚度 t 12 軸承旁連接螺栓距離 s 6.8.2 齒輪、軸承的潤滑 1、齒輪潤滑：因為齒輪轉(zhuǎn)速小于12m/s，故可以采用浸油潤滑。 2、軸承潤滑：軸承轉(zhuǎn)速都小于27r/min，故可以采用脂潤滑。 第七章 液壓系統(tǒng)設計 7.1 液壓系統(tǒng)工作要求 由主副輥運動組成的主傳動系統(tǒng)通過液壓與機械結合實現(xiàn)，在主傳動系統(tǒng)采用液壓傳動的同時，控制系統(tǒng)用油缸作為執(zhí)行機構，運用液壓缸控制實現(xiàn)側(cè)輥的進給和擺動。 主副輥的轉(zhuǎn)速通過液壓系統(tǒng)實現(xiàn)無級變速，同時，與主傳動系統(tǒng)對應的控制系統(tǒng)也采用液壓無級變速，以實現(xiàn)與滾彎速度的匹配。調(diào)節(jié)側(cè)輥位置的目的有兩個方面：一是調(diào)節(jié)與主輥的距離，二是實現(xiàn)繞主輥的轉(zhuǎn)動。進給輥即側(cè)輥進給采用左、右側(cè)缸推進的方式，側(cè)輥的擺動采用擺動油缸的進給實現(xiàn)。 （1） 為控制方便及系統(tǒng)簡化，主傳動系統(tǒng)液壓部分與控制系統(tǒng)的液壓部分由各自泵驅(qū)動，而回油路會合。 （2） 左右側(cè)輥進給缸進給平穩(wěn)，側(cè)輥與U型鋼接觸時不應有沖擊； （3） 擺動梁緩慢擺動，要與主運動配合； （4） 為使輥輪能夠反向送料，液壓馬達應能正反轉(zhuǎn)； 7.2 液壓系統(tǒng)設計參數(shù) 滾壓兩端時作用在側(cè)輥上的力：=163692.6N； 驅(qū)動扭矩：T=49708.47N?m； 最大滾壓速度：ν=0.1m/s； 擺動梁擺動速度：0.005m/s； 側(cè)輥進給缸快速進給速度：0.08m/s； 7.3 液壓執(zhí)行元件載荷分析 7.3.1 各液壓缸載荷計算 （1） 已分析知滾彎兩端時左右側(cè)輥所受U型鋼施加的力最大，由于作用側(cè)輥結構上處于對稱位置，受力相同，所以現(xiàn)只考慮左側(cè)缸。 根據(jù)機構工作情況左側(cè)缸受力如圖7-1所示： 圖7-1 左側(cè)缸受力示意圖 作用在活塞上總載荷： F= 其中 ——作用在活塞桿上的外載荷； ——活塞與缸壁及活塞桿與導向套之間的密封阻力； ① 的計算： =+ 其中 ——滾壓兩端時作用在側(cè)輥上的力：=163692.6N； ——導軌摩擦力，=； 式中 G——左側(cè)輥及其輥軸重力，約為1500N； μ——摩擦系數(shù)，見【4】表2.2-1，取0.1； α——V型導軌夾角，取； 帶入數(shù)據(jù)得： =163904.6N ② 的計算【4】 =（1?η） 式中 η——液壓缸的機械效率，取0.95； 故作用在活塞上的總載荷F=172531.2N。 （2） 擺動油缸載荷計算 擺動梁在左右極限位置時擺動油缸受力最大，擺動油缸受力分析與側(cè)缸相似，作用在活塞上總載荷： F= 其中 ——作用在活塞桿上的外載荷，===28424.9N； ——活塞與缸壁及活塞桿與導向套之間的密封阻力， =（1?η）=1496N； 故作用在活塞上的總載荷F=29920.9N。 7.3.2 液壓馬達參數(shù) 已計算得液壓馬達轉(zhuǎn)矩：T=49708.47N?m；最大驅(qū)動功率：P=27.9Kw； 7.4 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)計算 7.4.1 初選系統(tǒng)工作壓力 由滾壓成型機受力分析，參考【4】表2-2初步確定系統(tǒng)工作壓力為17MPa，其中由于擺動缸受力較小，可由限壓閥控制使其工作壓力定為4MPa。 7.4.2 計算液壓缸的主要機構尺寸 （1） 側(cè)缸尺寸計算 左側(cè)缸滾壓兩端時受力最大，其載荷為F=172531.2N，工作在活塞桿受壓狀態(tài)?；钊睆剑? D= 其中 ——液壓缸工作壓力，=17MPa； ——液壓缸回油壓力，因此時回油量極少，故≈0； 帶入數(shù)據(jù)得： D=114mm，查液壓缸內(nèi)徑系列表【2】取D=125mm； 查【4】