四辊卷板机设计

摘要
本说明书是按照所设计的卷板机内容撰写的，主要包括卷板机轴辊的受力分析、电动机的选择、主减速器的设计、侧辊传动系统的设计、下辊液压传动系统的设计以及对下辊液压同步控制系统进行了研究。

从而保证了下辊在上升的过程中始终能够保持两端同步。

四辊卷板机主要为锅炉厂辊制锅炉圆筒而设计，它可以用于各种型号锅炉圆筒的生产和加工，也在造船、石油化工、航空、水电、装潢、及电机制造等工业领域得到了广泛的应用，用以把金属板料卷制成圆筒、圆锥以及弧形板等各种零件。

该四辊卷板机利用其四个辊筒的空间布置，最大范围地减少了剩余直边的出现、降低了生产成本、提高了生产效率。

关键词：四辊卷板机辊制剩余直边弧形板
Abstract
This statement is in accordance with the design cylinder content written mainly include the pressure analysis of cylinder axle roller, electric motors choice, the reducer design, lateral roller drive train system design, the design of the roller hydraulic drive train system on the roller and hydraulic control systems simultaneously conducted research. Thereby ensuring an increase in the course of the roller always able to maintain both simultaneously.
The four cylinder roller machine mainly boiler plant roller system designed boilers cones, which can be used for various types of boilers cones production and processing are also shipbuilding, petrochemical, aviation, utilities, furniture, and electrical manufacturing industries widely applied to the metal plate material volumes produced cones, circular cone arc boards and various parts.
The four cylinder roller machine use its four roller cylinders space layout, the greatest scope to reduce the margin in the remaining departments, reducing production costs, improving production efficiency.
Key words: four-cylinder roller machine Roller machine
Left straight-side Arc board
目录
前言 (1)
第1章绪论 (2)
1.1卷板的分类及特点 (2)
1.2卷板机的分类及特点 (2)
1.3 W12X2000型四辊卷板机的用途 (5)
1.4 传动系统设计 (6)
第2章卷板机轴辊受力分析 (7)
2.1作用在卷板机辊子上的弯曲扭矩 (7)
2.2卷板机的空载扭矩 (8)
2.3四辊卷板机的卷板力 (8)
第3章电动机的选择与计算 (12)
3.1功率计算 (12)
3.2电动机的选择 (12)
第4章主减速器的设计 (14)
4.1电动机的确定 (14)
4.2 传动比的分配 (15)
4.3传动系统的运动和动力参数设计 (15)
4.4 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (17)
4.4.1选择精度等级，材料和齿数 (17)
4.4.2 按齿面接触强度设计 (17)
4.4.3按齿根弯曲疲劳强度设计 (21)
4.4.4几何尺寸计算 (21)
4.5中间级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (22)
4.5.1选择精度等级，材料和齿数 (22)
4.5.2. 按齿面接触强度设计 (22)
4.5.3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (24)
4.5.4几何尺寸计算 (26)
4.6 低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算： (26)
4.6.1选择精度等级，材料和齿数 (26)
4.6.2. 按齿面接触强度设计 (27)
4.6.3按齿根弯曲疲劳强度设计 (29)
4.6.4几何尺寸计算 (30)
4.7高速轴的设计以及轴的校核 (32)
第5章侧辊传动系统的设计 (36)
5.1侧辊电动机的确定 (36)
5.2侧辊减速器的确定 (36)
5.3蜗轮蜗杆传动设计 (36)
第6章下辊筒液压缸的设计 (41)
6.1下辊液压系统的工作原理 (41)
6.2下辊筒液压缸设计 (42)
第7章辊筒轴的强度校核 (47)
第8章专题论文 (50)
8.1前言 (50)
8.2四辊卷板机工作原理 (50)
8.3液压同步控制系统研究及设计原理 (52)
8.4.结论 (53)
致谢 (54)
参考文献 (55)
前言
我所设计的这台四辊卷板机由四个辊筒所组成，其中一个上辊、两个侧辊和一个下辊。

最大可以将40mm厚、2m长的钢板卷曲成圆柱、圆锥或其一部分。

上辊为主传动，由主电动机通过主减速器和联轴器与上辊筒相连接，为卷制钢板提供扭矩；下辊作垂直升降运动，通过液压缸内的液压油作用于活塞而获得，以便夹紧板材，为液压传动，在下辊的两侧设有两个侧辊，侧辊可以沿着机架导轨做倾斜运动，由侧辊电动机通过一个单级减速器把扭矩传到丝杆丝母蜗轮蜗杆传动副，这样既达到了传递扭矩的作用，同时也改变了运动方向。

在本次设计中，我设计了一套液压同步控制系统，通过控制电磁换向阀的通断，来控制下辊两端液压缸的同步上升，达到在下辊上升的过程中，下辊中心线能够始终同上辊中心线保持水平，这样就可以避免因钢板位置偏离中间位置，而使下辊受力不均匀，使下辊在上升的过程中一端受力大，一端受力小，使卷出来的圆筒一端大而一端小的情况发生。

本次毕业设计是一次大型综合的设计，通过这次做毕业设计使我对大学四年所学的知识有了更加深刻的回顾，也培养了我使用工具书的能力，同时它也是对我大学四年所学知识的一次检验。

通过做毕业设计使我学习到了许多在课本上面所学习不到的致知识，也提高了我的动手能力。

相信他们都是我在未来工作中能够用得上的。

第1章绪论
近些年随着原子能、石油化工、海洋开发、宇航、军工等部门的迅速发展，卷板机作业的范围正在不断的扩大，要求也在不断提高，现在卷板机已经广泛应用于锅炉、造船、石油化工、航空、水电、装潢、金属结构等行业中，用于将金属板材卷制成圆柱、圆锥或者将任意形状卷曲成圆柱形或其一部分。

1.1卷板的分类及特点
卷板按照工作状况分为：冷卷和热卷两种。

冷卷的精度高，操作方便，要求钢板不能有缺口及裂缝等缺陷，有时还需在滚弯前进行正火或退火处理。

热卷的最大缺陷是产生氧化皮及明显热膨胀。

因此，只有当弯制的板超过机器的冷卷能力或弯曲较大时，才能使用热卷法，但冷卷的板料厚度范围目前正在日益扩大。

生产也应根据不同卷制方法的特点结合具体情况适当选用。

例如有些不允许冷卷的刚度太差，而且弯曲困难。

如果采用温卷的方法就比较合适。

1.2卷板机的分类及特点
卷板机按照辊筒数量布置形式分为：四辊式卷板机和三辊式卷板机，其中三辊又可以分为对称式和不对称式两种。

对称式三辊卷板机：结构紧凑，重量轻，易于制造、维修，投资小，两侧辊可以作得很近，成形准确。

但是剩余直边大，一般对称三辊卷板机减小剩余直边比较麻烦。

（如图1.1-2所示）不对称三辊卷板机是一根下辊轴和上辊轴中心水平距离到极小位置，另一根下辊轴放在侧边，所以滚出的零件仅起始端有直边。

这样在滚零件时，正反两次辊制就可以消除直边问题。

（如图1.1-1所示）其缺点为：在滚弯时大大
增加了辊轴的弯曲力，使辊轴容易弯曲，影响零件的精度，坯料需要调头，弯边，操作不方便，辊筒受力较大，弯卷能力较小。

图1.1-1非对称式卷板机图1.1-2对称式卷板机
卷板机按辊位调节方式可以分为：上调式和下调式两种，其中上调式可以分为横竖上调式（机械或液压调节）；垂直上调式；下调式又可以分为不对称下调式（机械或液压调节）；对称下调式（含垂直下调式）（液压调节）水平下调式（液压调节）。

垂直下调式：结构简单、紧凑；剩余直边小，有时设计成上辊可以沿轴向抽出的结构。

它的缺点是：弯板时，板料有倾斜动作，对热卷及重型工件不安全，长坯料必须先经初弯，否则会碰地面。

水平下调式：较四辊卷板机的结构紧凑，操作方便剩余直边小，坯料始终保持在同一水平面，进料安全方便。

其缺点是：上辊轴承间距较大，坯料对中不如四辊卷板机方便。

横竖上调式：如图1.1-3，调节辊筒的数目最少，具有各种三辊的优点，而且剩余直边小。

其缺点：设计时结构复杂不易处理。

图1.1-3横竖上调式图1.1-4立式
卷板机按照辊筒方位，可以分为立式和卧式。

按上辊受力类型，可以分为闭式（上辊中部有托辊）和开式（上辊无中部托辊），其中开式又可以分为有反压力装置的和无反压力装置的。

立式：如图1.1-4，消除了氧化皮压伤，矩形板料可保证垂直进入辊间，防止扭斜，卷薄壁大直径，长条料等刚性较差的工件时，没有因自重而下榻的现象，板样测量较准，占地面积小。

其缺点是：短工件只能在辊筒下部卷制，辊筒受力不均匀，易呈锥形；工件下端面与支撑面摩擦影响上下曲率的均匀性，卸料及工件放平料不方便，非矩形坯料支持不稳定。

闭式：如图1.1-5 没有活动轴承机构结构较简单，上辊加中间支承辊后可作得很细可弯到较大的曲率，上辊刚度好，工件母线直线度好，下辊间距小，可卷薄板且曲率较准确，上辊行程大，有足够的位置装模具，可以作长拆边机用，但只能卷制圆心角小于180度的弧形板。

图1.1-5 闭式卷板机图1.1-6 四辊卷板机四辊卷板机有四个辊，（如图1.1-6所示）上辊是主动辊，下辊可以上下移动，用以夹紧钢板，两个侧辊可以沿斜向升降，在四辊卷板机上可进行钢板的预弯工作，它靠下辊的上升，将钢板端头压紧在上下辊之间，再利用侧辊的移动使钢板端部发生弯曲变形，从而达到所要求的曲率。

它的优点是：
1、预弯及卷圆时，钢板可不调头。

2、上下辊能夹紧钢板，防止弯曲时滑脱。

3、侧辊能起定位作用，在进料时可使钢板找正。

4、便于弯曲锥形件，椭圆形件及仿形加工。

综合以上各种卷板机的综合特点，在本次毕业设计中我选择了W12 40X2000型四辊卷板机进行设计
1.3 W12X2000型四辊卷板机的用途
W12X2000型四辊卷板机是专供金属板的卷曲和弯曲圆筒之用，是锅炉、造船、石油化工、水泥、电机及电器制造业中的主要设备之一。

在常温的情况下，它可以将长达2m，厚度达40mm的钢板弯曲成圆柱面、圆锥面或任意形状的柱面或其一部分，在加热的情况下，它可以将长达2m,厚度达70mm的钢板卷曲成圆柱形或其一部分，它可以对一些厚度大，用常规方法无法弯卷的钢板进行加工，在加工的过程中它还可以对金属板端部进行直接弯曲，免去了端部预弯的工序，这是四辊卷板机比一般三辊卷板机优越之处。

因此，W12X2000型四辊卷板机在锅炉、造船、石油化工、水泥、电机及电器制造业中得到了广泛应用。

同时，这种设备的上市大大减轻了工人的劳动强度，提高了企业的效益。

1.4 传动系统设计
W12 40X2000型四辊卷板机是以上辊为主动辊，由主电动机通过主减速器及联轴器，从而带动上辊工作，下辊的作用是提供一定的向上力，（设该力为夹紧力W），与上辊一起夹紧所卷钢板，使上辊与被卷钢板间产生足够的摩擦力，在上辊旋转时能够带动钢板运动。

两个侧辊用以形成卷筒所需的曲率，使板料达到所需的目的。

在我设计的这台四辊卷板机中，我采用了由主电动机通过主减速器以及联轴器，从而带动上辊的旋转。

而下辊的运动我采用在下辊的两端各放一个液压缸，通过液压缸内的液压油作用于活塞而使下辊能够实现上下的升降运动，以便夹紧钢板，用液压系统来控制下辊筒的升降以及两个液压缸在上升的过程中保持同步上升。

在下辊的两侧设有两个侧辊，两个侧辊分别由两个电动机通过两个单级减速器以及联轴器带动；两个电动机可以分别单独控制也可以同时控制，两个侧辊可以沿着机架导轨做倾斜运动，通过丝杆丝母蜗轮蜗杆传动。

第2章 卷板机轴辊受力分析
2.1作用在卷板机辊子上的弯曲扭矩
板料的最大变形弯矩 M
S W R S K M σ⎪⎭⎫ ⎝
⎛
+='012K
板料具有原始曲率半径R1时的初始变形弯矩
S W R s K K M σ⎪⎪⎭⎫
⎝
⎛+=1012
式中：1K 截面的形状系数，矩形断面取5.11=K
0K 材料的相对强化模数，对于30，35钢取140=K
W 为横截面的断面模数，矩形截面 6/2δB W =，(B 为材料宽度，s δ为板材的屈服极限，35钢s δ=250MPa)；则W=51033.5⨯
R 为弯曲最小半径，在最大弯矩产生于板材弯成上辊半径时，得到弯曲的最小半径。

（2
21B
D R +=
，1D 为上辊直径，mm; B 为板材厚度，mm ）。

S σ为板材屈服极限 S σ=250MPa
1R 为板料由平板（∞=1R ）开始弯曲时的初始变形弯矩
s w k M σ⋅⋅=11
()571.514402260 5.331025 3.4410M =+⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
571 1.5 5.331025 2.010M =⨯⨯⨯=⨯
2.2卷板机的空载扭矩
()23214d G G G M n ++=μ
式中：1G 、2G 、3G 分别为板料、万向接送和主动辊的重量（kg ）
d-------------主动辊轴颈的直径（mm ）
μ------------滑动摩擦系数。

用青铜轴套时，取μ=0.05-0.08
631 3.140.60.012 1.87.8100.3110G DtLr π==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
2
2
6330.24
3.14 1.87.8100.63104
4
d
G Lr π==⨯⨯⨯⨯=⨯
所以对321G G G ++取3101⨯
则： 334102.7224010106.0⨯=⨯⨯⨯=n M
2.3四辊卷板机的卷板力
侧辊所受的力为 α
sin 2⎪⎭⎫
⎝
⎛+=
S R M
P C
=︒
⎪⎭⎫ ⎝
⎛
+⨯25sin 2402601044.37
=52.9210⨯
25
3 3.14125 1.4710H P ==⨯⨯=⨯所加液压力
辊筒所受到的力为 α
tg S R M
P a ⎪⎭⎫ ⎝
⎛+=
22
=︒
⎪⎭⎫ ⎝
⎛+⨯⨯252402601044.327
tg =55.2310⨯
则H a a P P P +='
=55(5.23 1.47)10 6.710+⨯=⨯
将板料从平板弯曲到'R 时消耗于板料变形的扭矩1n M
()4
11'11a n D
R R M M M ⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=
因为∞=1R ，
所以7771480
(2.010 3.4410) 1.13102260
n M =⨯+⨯=⨯⨯
消耗于摩擦阻力的扭矩2n M
⎪⎪⎭⎫
⎝
⎛+⋅+⋅+++=b a b H c a c c a a H c a n D D d P D D d P d P P P P f M 22)22(2μ 式中：f----------滚动摩擦系数（mm ）滚筒与板料间。

冷卷f=0.8mm 热卷f=2 mm ，工作辊与支承辊间f=0.3mm.
μ------0.05
a d 、
b d 、
c
d 分别为a 、b 、c 、辊轴径，其中a d =288mm,
b d =240mm,
c
d =204mm 。

所以将上面数值代入得：72 1.3310n M =⨯ 板料松紧的摩擦阻力T M
()⎪⎪⎭⎫
⎝
⎛++++=b a b H c a d a H c a T D D d P D D P P P P P f M 222μ
⎪⎭
⎫ ⎝⎛
⨯⨯⨯+⨯⨯⨯+⨯=40048022401002.54204802521023.505.01069.1556
=71.1110⨯
送进板料所需的拉力T
()
21a T n D M M T +=()
2
480
1011.11013.177⨯
⨯+⨯=95.3810=⨯ 拉力在轴承中所引起的摩擦损失ns M
()a
a
T n ns D d M M M μ
+=1 ()
480
288
05.01011.11013.177⨯⨯⨯+⨯=56.7210=⨯ 机器送板料的总力矩P M
2
)
(1a
H a p D p p M +=μ 式中；1μ-----------辊筒与未加工板料见滑动摩擦系数1μ=0.2
()
2
480
1047.11023.52.055⨯
⨯+⨯⨯=p M 73.2210=⨯ 驱动扭矩
4321n n n n n M M M M M +++=
53771072.61039.91033.11013.1⨯+⨯+⨯+⨯= 72.4710=⨯
作用在卷板机辊子上的压力（弯曲力）
KN t h b P s 62.2758580
402250222
2=⨯⨯⨯=⋅⋅=∑σ
式中： s σ--------钢板材料的屈服极限
b---------钢板的宽度(m) h---------钢板厚度(mm)
t----------两侧辊间的中心距（mm ） 作用在卷板机辊子上的弯曲扭矩
r
h b D M s K
1422⋅⋅⋅⋅=σ 式中：D------辊子辊身直径 r-------能够卷最小钢管直径
则： m kN M k ⋅=⨯⨯⨯⋅=29.341400
1440225024802
第3章 电动机的选择与计算
3.1功率计算
ημ122⋅⋅⎥⎦⎤⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛
+∑+=D v d f P M N K
确定式中各参数的值：
f--------辊子与钢板的滚动摩擦系数，钢板为0.0008 d---------辊筒的轴径 v---------辊身线速度
η---------传动效率，0.68---0.80
μ--------辊子轴承处摩擦系数，滑动轴承为0.05—0.07
65.016048.0422288.007.00008.062.275829.34⨯⨯⨯⨯
⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛
⨯+⋅+=N =KW 86.39
考虑到工作机器的安全系数，取功率为45KW 的主电动机。

3.2电动机的选择
由于四辊卷板机在工作中没有什么特殊的要求，因此在本次设计中我选用Y
系列的电动机。

Y 系列的电动机具有效率高，性能好，噪声小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便的特点，主要应用于灰尘多、土扬水溅的场合、如农用机械、矿山机械、搅拌机、碾米机等，为一般用途电动机。

根据前面计算的结果，主电动机选择Y280M-8型三相异步电动机，额定功率45KW，满载转速740r/min，额定转矩1.8，最大转矩2.0，质量592kg.
第4章 主减速器的设计
4.1电动机的确定
按照设计要求以及工作条件选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V 。

电动机型号的选择，根据前面计算的结果，主电动机选择Y280M-8型三相异步电动机，额定功率45KW ，满载转速740r/min ，额定转矩1.8，最大转矩2.0，质量592kg.
减速器中各部分的传动效率如下：
c η----联轴器效率，c η=0.99
g η----闭式圆柱齿轮传动效率，g η=0.97 b η----一对滚动轴承效率，b η=0.99 cy η----主辊的传动效率，cy η=0.96 则各部分的传动效率：
c ηη=01=0.99
g b ηηη=12η12=g b ηη=9603.097.099.0=⨯ g b ηηη=32=9603.097.099.0=⨯ g b ηηη=34=9603.097.099.0=⨯
g b w ηηη=4=9603.097.099.0=⨯
总η=8332.09603.09603.09603.09603.099.0=⨯⨯⨯⨯
工作辊的旋转转速
w n =
min /98.3480
6
1000r =⨯⨯π 取w n =4r/min
4.2 传动比的分配
总传动比总i =
1854
740==w m n n 由传动方案可知：
101=i ； 145=i
所以本设计的三级减速器的总传动比为185=i , 主减速器传动系统各级传动比的分配如下：
101=i 5.612=i 6.523=i 534=i 145=i
4.3传动系统的运动和动力参数设计
1.传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：
0 轴：（电动机轴） m in /7400r n n m = kw p p m 450== m N n p T ⋅=⨯=⨯
=74.580740
45
95509550000 1轴：（减速器的高速轴） min /74001
1r i n n ==
kw p p 55.4499.0450101=⨯=⋅=η
m N i T T ⋅=⨯⨯=⋅⋅=93.57499.0174.580010101η
2 轴（减速器的中间轴） min /85.1135
.67401212r i n n ===
kw p p 78.429603.055.441212=⨯==⋅η
m N i T T ⋅=⨯⨯=⋅⋅=68.35889603.05.693.574121212η
3 轴（减速器的另一根中间轴）
min /33.206
.585.1132323r i n n ===
kw p p 08.419603.078.422323=⨯==⋅η
m N i T T ⋅=⨯⨯=⋅⋅=77.192989603.06.568.3588232323η
4 轴（减速器的低速轴）
min /066.45
33.203434r i n n ===
kw p p 45.399603.008.413434=⨯==⋅η
m N i T T ⋅=⨯⨯=⋅⋅=04.926639603.0577.19298343434η
将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如表4-1
表4-1
4.4 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
4.4.1选择精度等级，材料和齿数
（1）材料及热处理。

由表10-1选得大、小齿轮的材料均为40Cr 并经调质及表面淬火，齿面硬度为48—55HRC 。

表面淬火，轮齿变形不大，故精度等级、大小齿轮的齿数以及螺旋角分别为：精度等级为7级，小齿轮齿数241=Z 、大齿轮的齿数1562=Z 。

（2）选取螺旋角，初选螺旋角︒=14β
4.4.2 按齿面接触强度设计
[]
3
2
112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅+⋅⋅⋅≥⋅H E
H d t Z Z u u T k d σεφα
(1)确定公式内的各计算数值： 1.试选6.1=t k
2. 由文献[1]，选取区域系数43
3.2=H Z 3.由文献[1]，查得78.01=αε 12=αε 78.1=αε
4.因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取小的齿宽系数，7.0=d φ
5.由文献[1]，查得MPa H H 11002lim 1lim ==σσ。

6.计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1）
[]MPa S
K H HN H 99011009.01
lim 11=⨯=⋅=σσ
[]MPa S
K H HN H 1045110095.02lim 22=⨯=⋅=σσ
[]H σ=[][]
MPa H H 5.10172
1045990221=+=+σσ
7.小齿轮的转矩m N T ⋅=5749301 8.计算应力循环次数
()9111019.3153008217406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
9912121049.05.6/1019.3/⨯=⨯==i N N
由文献[1]，查得9.01=HN K 95.02=HN K 2）试算小齿轮的分度圆直径 3
2
15.10178.189433.25.65.778.17.05749306.12⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥t d =70.53mm
3)计算圆周速度
s m n d v t /73.21000
60740
53.7014.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯⋅⋅=
π
4）计算齿宽b 及模数nt m
mm d b t d 37.4953.707.01=⨯=⋅=φ
85.224
14cos 53.70cos 11=︒
⨯=⋅=
Z d m t nt β 4.685.225.225.2=⨯=⋅=nt m h
7.74.6/37.49/==h b
5）计算纵向重合度βε
34.125.0247.0318.0tan 318.01=⨯⨯⨯=⋅⋅=βφεβZ d
6）计算载荷系数K
根据 s m v /73.2=，7级精度，查文献[1]，取08.1=v K ，由文献[1]，查得
4.1==ααF H K K ，从文献[1]中的硬齿面；齿轮栏中查得小齿轮相对支承非对称
布置，6级精度，34.1≤βH K 时，
(
)
b K d d H 32
2
1016.06.0126.005.1-⨯+++=φφβ
=()37.491016.07.07.06.0126.005.1322⨯⨯+⨯⨯+⨯+-=1.22
考虑齿轮为7级精度，取25.1=βH K ，故载荷系数
89.125.14.108.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K
另由文献[1]，查得26.1=βH K 。

7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
mm K K d d t t 56.746.1/89.153.70/3311=⨯==
8）计算模数
mm Z d m n 01.324
14cos 56.74cos 11=︒
⨯=⋅=
β []3
2
121cos 2F sa
Fa d n Y Y Z T K m σεφβα
⋅⋅⋅⋅⋅⋅≥ 1）确定计算参数 1.计算载荷系数
923.126.14.109.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K
2.由文献[1]，查得齿轮的弯曲疲劳强度极限,62021MPa FE FE ==σσ
3.由文献[1]，查得弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=FN K
4.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数4.1=S ，
[]MPa S
K FE FN F 43.3764.1620
85.01
111=⨯=
⋅=σσ
[]MPa S
K FE FN F 71.3894
.162088.02
222=⨯=⋅=σσ
5.计算大、小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]01099.043
.37665
.258.11
1
1=⨯=
⋅F Sa Fa Y Y σ
[]01004.071
.38983
.114.22
2
2=⨯=
⋅F Sa Fa Y Y σ
4.4.3按齿根弯曲疲劳强度设计 ()mm m n 038.301099.078
.1247.014cos 88.0574930923.123
2
2
=⨯⨯⨯︒⨯⨯⨯⨯≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准模数m=3，取分度圆直径mm d 56.741=。

107.243
14cos 56.74cos 11=︒
⨯=⋅=
n m d Z β 取241=Z ，则156245.62=⨯=Z 。

4.4.4几何尺寸计算
1）计算中心距
()()mm m Z Z a n
35.27814cos 2324156cos 221=︒
⨯⨯+=
+=
β
将中心距圆整为278mm.
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
()()︒=⨯⨯+=+=78.13278
2324156arccos
2arccos
21a
m Z Z n
β
因β值改变不多，αε，βK ，H Z 等不必修正。

1）
计算大、小齿轮的分度圆直径
mm m Z d n 23.7414cos 3
24cos 11=︒⨯=⋅=
β mm m Z d n 47.48214cos 3
156cos 22=︒
⨯=⋅=
β 2） 计算齿轮的宽度
mm
d b d 96.5123.747.01=⨯=⋅=φ
取mm B 522=，mm B 551=
4.5中间级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
4.5.1选择精度等级，材料和齿数
1）材料及热处理。

由表10-1选得大、小齿轮的材料均为40Cr 并经调质及表面淬火，齿面硬度为48—55HRC 。

1）表面淬火，轮齿变形不大，故精度等级、大小齿轮的齿数以及螺旋 角分别为：精度等级为7级，小齿轮齿数261=Z 、大齿轮的齿数
1456.5262=⨯=Z 。

2）选取螺旋角，初选螺旋角︒=14β
4.5.2. 按齿面接触强度设计
[]
3
2
112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅+⋅⋅⋅≥⋅H E
H d t Z Z u u T k d σεφα 1）确定公式内的各计算数值： 1.试选6.1=t k
2. 由文献[1]，选取区域系数43
3.2=H Z 3.由文献[1]，查得7
4.01=αε 12=αε 74.1=αε
4.因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取小的齿宽系数，6.0=d φ
5.由文献[1]，查得MPa H H 11002lim 1lim ==σσ。

6.计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1）
[]MPa S
K H HN H 1056110096.01
lim 11=⨯=⋅=σσ
[]MPa S
K H HN H 1078110098.02lim 22=⨯=⋅=σσ
[]H σ=[][]
MPa H H 10672
10781056221=+=+σσ
7.小齿轮的转矩m N T ⋅=35886802 8.计算应力循环次数
()9111019.3153008217406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
9912121049.05.6/1019.3/⨯=⨯==i N N
由文献[1]，查得96.01=HN K 98.02=HN K 2）试算小齿轮的分度圆直径
3
2
110568.189433.26.56.674.16.035886806.12⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥t d =135.34mm
3)计算圆周速度
s m n d v t /81..01000
6085
.11334.13514.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯⋅⋅=
π
3） 计算齿宽b 及模数nt m
mm d b t d 2.8134.1356.01=⨯=⋅=φ
526
14cos 34.135cos 11=︒
⨯=⋅=
Z d m t nt β 75.10525.225.2=⨯=⋅=nt m h
55.74.6/37.49/==h b
4） 计算纵向重合度βε
2402.125.0266.0318.0tan 318.01=⨯⨯⨯=⋅⋅=βφεβZ d
5） 计算载荷系数K
根据 s m v /73.2=，7级精度，查文献[1]，取08.1=v K ，由文献[1]，查得4.1==ααF H K K ，从文献[1]中的硬齿面齿轮栏中查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，34.1≤βH K 时；
(
)
b K d d H 32
2
1016.06.0126.005.1-⨯+++=φφβ
=()2.811016.06.06.06.0126.005.1322⨯⨯+⨯⨯+⨯+-=1.30 考虑齿轮为7级精度，取30.1=βH K ，故载荷系数
89.125.14.108.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K
另由文献[1]，查得26.1=βH K 。

6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
11135.34108.20d d mm ===
7） 计算模数
mm Z d m n 31.524
14cos 20.142cos 11=︒
⨯=⋅=
β
4.5.3.按齿根弯曲疲劳强度设计
[]3
2121cos 2F sa
Fa d n Y Y Z T K m σεφβα
⋅⋅⋅⋅⋅⋅≥
1）确定计算参数 1.计算载荷系数
923.126.14.109.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K
2.由文献[1]，查得齿轮的弯曲疲劳强度极限,62021MPa FE FE ==σσ
3.由文献[1]，查得弯曲疲劳寿命系数89.01=FN K ，92.02=FN K
4.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数4.1=S ，
[]MPa S
K FE FN F 3944.1620
89.01
111=⨯=
⋅=σσ
[]MPa S
K FE FN F 4074
.162092.02
222=⨯=⋅=σσ
5.计算大、小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]0105.0394595
.16.21
1
1=⨯=
⋅F Sa Fa Y Y σ
[]0096.0407
83
.114.22
2
2=⨯=
⋅F Sa Fa Y Y σ
2）设计计算
()mm m n 54.50105.074
.1266.014cos 88.0358*******.123
2
2
=⨯⨯⨯︒⨯⨯⨯⨯≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准模数m=3，取分度圆直径mm d 56.741=。

255
.514cos 20.142cos 11=︒
⨯=⋅=
n m d Z β 取251=Z ，则140255.62=⨯=Z
4.5.4几何尺寸计算
1）计算中心距
()()mm m Z Z a n
78.46514cos 25.525140cos 221=︒
⨯⨯+=
+=
β
将中心距圆整为468mm. 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
()()︒=⨯⨯+=+=18.14468
25.525140arccos
2arccos
21a
m Z Z n
β
因β值改变不多，αε，βK ，H Z 等不必修正 3)计算大、小齿轮的分度圆直径
1125 5.5
108cos cos14n Z m d mm β⋅⨯=
==︒ 22140 5.5
608cos cos14n Z m d mm β⋅⨯=
==︒
4)计算齿轮的宽度
取mm B 852=，mm B 901=
4.6 低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算：
4.6.1选择精度等级，材料和齿数
1）材料及热处理。

由表10-1选得大、小齿轮的材料均为40Cr 并经调质及表面淬火，齿面硬度为48—55HRC 。

mm
d b d 8575.1416.01=⨯=⋅=φ
2)表面淬火，轮齿变形不大，故精度等级、大小齿轮的齿数以及螺旋角分别为：精度等级为7级，小齿轮齿数28、大齿轮的齿数1405282=⨯=Z 。

3）选取螺旋角，初选螺旋角︒=14β
4.6.2. 按齿面接触强度设计
[]
3
2
112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅+⋅⋅⋅≥⋅H E
H d t Z Z u u T k d σεφα 1).确定公式内的各计算数值 1.试选6.1=t k
2. 由文献[1]，选取区域系数43
3.2=H Z 3.由文献[1]，查得78.01=αε 12=αε 78.1=αε
4.因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取小的齿宽系数，7.0=d φ
5.由文献[1]，查得MPa H H 11002lim 1lim ==σσ。

6.计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1）
[]MPa S
K H HN H 99011009.01
lim 11=⨯=⋅=σσ
[]MPa S
K H HN H 1045110095.02lim 22=⨯=⋅=σσ
[]H σ=[][]
MPa H H 5.10172
1045990221=+=+σσ
7.小齿轮的转矩m N T ⋅=192987703 8.计算应力循环次数
()9111019.3153008217406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
9912121049.05.6/1019.3/⨯=⨯==i N N
由文献[1]，查得9.01=HN K 95.02=HN K 2）试算小齿轮的分度圆直径
3
2
15.10178.189433.25678.17.0192987706.12⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥t d
3) 计算圆周速度
s m n d v t /25.01000
6033
.2052.23014.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯⋅⋅=
π
4）计算齿宽b 及模数nt m
mm d b t d 36.16152.2307.01=⨯=⋅=φ
98.728
14cos 52.230cos 11=︒
⨯=⋅=
Z d m t nt β 96.1798.725.225.2=⨯=⋅=nt m h
5）计算纵向重合度βε
56.125.0287.0318.0tan 318.01=⨯⨯⨯=⋅⋅=βφεβZ d
6）计算载荷系数K
根据 s m v /25.0=，7级精度，查文献[1]，取08.1=v K ，由文献[1]，查得
4.1==ααF H K K ，从文献[1]中的硬齿面齿轮栏中查得小齿轮相对支承非对称布
置，6级精度，34.1≤βH K 时，
(
)
b K d d H 32
2
1016.06.0126.005.1-⨯+++=φφβ
=()2.811016.07.07.06.0126.005.1322⨯⨯+⨯⨯+⨯+-=1.24
考虑齿轮为7级精度，取24.1=βH K ，故载荷系数
77.124.14.1018.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K
另由文献[1]，查得24.1=βH K 。

7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
mm K K d d t t 96.2376.1/77.152.230/3311=⨯==
8）计算模数
mm Z d m n 24.828
14cos 96.237cos 11=︒
⨯=⋅=
β
4.6.3按齿根弯曲疲劳强度设计
[]3
2
121cos 2F
sa
Fa d n Y Y Z T K m σεφβα⋅⋅⋅⋅⋅⋅≥ 1）确定计算参数 1.计算载荷系数
923.126.14.109.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K
2.由文献[1]，查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
,62021MPa FE FE ==σσ
3.由文献[1]，查得弯曲疲劳寿命系数9.01=FN K ，95.02=FN K
4.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数4.1=S
[]MPa S
K FE FN F 57.3984
.1620
9.01
111=⨯=
⋅=σσ []MPa S
K FE FN F 71.4204
.162095.02
222=⨯=⋅=
σσ
5.计算大、小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]0103.057
.39861
.155.21
1
1=⨯=
⋅F Sa Fa Y Y σ
[]0096.071
.42097
.106.22
2
2=⨯=
⋅F Sa Fa Y Y σ
2）设计计算
()mm m n 82.80103.078
.128.014cos 88.019298770923.12322
=⨯⨯⨯︒⨯⨯⨯⨯≥
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准模数m=8.5，取分度圆直径1135.52d mm =。

285
.814cos 52.230cos 11=︒
⨯=⋅=
n m d Z β 取281=Z ，则1402852=⨯=Z 。

4.6.4几何尺寸计算
1）计算中心距
()()mm m Z Z a n
78.46514cos 25.525140cos 221=︒
⨯⨯+=
+=
β
将中心距圆整为468mm. 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
()()︒=⨯⨯+=+=04.14736
25.828140arccos
2arccos
21a
m Z Z n
β
因β值改变不多，αε，βK ，H Z 等不必修正。

3）计算大、小齿轮的分度圆直径
11288.5
138cos cos14n Z m d mm β⋅⨯=
==︒ 221408.5
936.80cos cos14n Z m d mm β⋅⨯=
==︒
4）计算齿轮的宽度
取mm B 1722=，mm B 1751=
主减速器中所有齿轮的基本参数如下表4-2：
表4-2
mm
d b d 5.1712457.01=⨯=⋅=φ
4.7高速轴的设计以及轴的校核
1.选择轴的材料及热处理
轴上小齿轮的直径娇小（mm d a 751 ），采用齿轮轴结构，轴的材料选用45号钢（调质）。

2.轴的受力分析 轴的受力简图如下：
图4.7-1 轴的受力简图
图4.7-2 轴在水平面内的受力图
图4.7-3. 轴在垂直面内的受力图
图4.7-4 轴在水平面内的弯矩图
图4.7-5 轴在垂直面内的弯矩图
图4.7-6 轴的合成弯矩图
图4.7-7 轴的合成转矩图
图中：mm l l AB 4501==
mm bh
k c n l AC 1502
211=+++=
mm l BC 300=
a)计算齿轮的啮合力
N d T F t 1533175
93
.57420002000111=⨯==
N F F n t r 9.575014cos 20tan 15331cos tan 11=︒
︒
⨯=⋅
=βα N F F t a 45.382214tan 15331tan 11=︒⨯=⋅=β
b)求水平面内的支承反力，做水平面内的弯矩图 轴在水平面内的受礼简图如图4.7-2所示
N l l F R AB BC t AX 5110450
150
153311=⨯=⋅
= N R F R AX t BX 102215110153311=-=-=
0==BX AX M M
mm N l R l R M BC BX AC AX CX ⋅=⨯=⋅=⋅=7665001505110
轴在水平面内的弯矩图如图4.7-4所示
C ）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图 轴在垂直面内的受力简图如图4.7-3所示
AB a BC r AY l d F l F R 2111⋅+⋅=
450
27545.38223009.5750⨯+⨯==4152N
N R F R AY r BY 9.159841529.57501=-=-=
0==BY AY M M
mm N M CY ⋅=⨯=6228001504152
mm N M DY ⋅=⨯=4796703009.1598
d)求支成承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图
N R R R AY AX A 658422=+= N R R R BY BX B 3.1034522=+=
0==B A M M
m N M C ⋅=705.7661 m N M C ⋅=560.7662
m N T ⋅=93.574
3.轴的初步计算
()
[]
3
2
210σαT M d +≥
()()mm 3
2
27
.585749306.076670510⨯+⨯
==mm 32.52
4.轴的结构设计
按经验公式，减速器输入轴的轴端直径
()()mm d d m e 72~48602.1~8.02.1~8.0=⨯==
参考联轴器标准孔直径，取减速器高速轴的轴端直径mm d e 70=。

第5章 侧辊传动系统的设计
5.1侧辊电动机的确定
侧辊电动机选择Y180L-8型三相异步电动机，额定功率11kw ，满载转速730r/min,堵转转矩1.7，最大转矩2.0。

5.2侧辊减速器的确定
在侧辊传动系统中，侧辊电动机通过一个单级减速器把扭矩传到丝杆丝母蜗轮蜗杆传动副，这样既达到了传递扭矩的作用，同时也改变了运动方向。

单级圆柱齿轮减速器：传动轴线平行，结构简单，精度易保证，而且应用广泛，直齿一般圆周速度v=25~50m/s ，应用于重负荷场合，但也用于重载低速的场合。

因此我选用了ZD10-8型单级减速器
由于侧辊的上升速度为80mm/min ，丝杆的螺距为16mm,故蜗轮的转速
min /810min /80r mm mm n ==
轮，因此，25.918
730
==总i ，此时单级减速器分得的传
动比为3.25，而蜗轮蜗杆分得的传动比为28。

5.3蜗轮蜗杆传动设计
1.选择蜗杆传动类型
根据GB/T 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ） 2.选择材料
考虑到蜗杆传递的功率不大，速度也很小，故蜗杆采用45钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度45~55HRC 。

蜗轮用铸锡磷
青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。

为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而铁芯用灰铸铁HT100制造。

3.按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。

由文献[2]查得，传动中心距
[]32
2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥H E Z Z KT a σρ
1） 确定作用在蜗轮上的转矩 2T 按11=z ，估算效率8.0=η，则
m N n P n P T ⋅=⨯⨯=⨯=⨯=6.1176528
/2259.01195501055.91055.91216226
2η 2)确定载荷系数K
因工作载荷比较稳定，故载荷分布不均匀系数1=βK ，由文献[2]，选取使用系数15.1=A K ；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数=v K 1.05；则
21.115.1115.1≈⨯⨯=⋅⋅=βK K K K V A
3)确定弹性影响系数E Z
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故E Z =16021MPa 4)确定接触系数ρZ
先假设蜗杆分度圆直径1d 和传动中心距a 的比值1d /a=0.35,从文献[2]中查得ρZ =2.9。

5)确定许用接触应力[]H σ。