毕业设计8mm卷板机的设计

说明书的内容
一.设计题目
二.卷板机的用途,特点及主要参数
三.卷板机电机的选择
四.卷板机结构的确定
五.传动方案的分析
六.卷板机主要零件的估算和验算
七.润滑系统的设计
八.设计的体会及总结
九.其他
一.设计题目: 8mm卷板机的设计
二.卷板机的用途特点及主要参数
1.卷板机的用途
利用卷板机可将板料卷成单曲率或双曲率的制件.本台卷板机主要是用来卷制圆柱面,通风管,也可卷制圆锥面等.
2.卷板机的工作原理
本台卷板机为对称式三辊筒卷板机, 其辊筒断面图如下:
1. 上辊筒 2 下辊筒 3 板料
上棍1有两种运动:一种是可上下垂直运动,使量于上下棍间的板料3到不同的卷曲半径上棍通过升降电机带动垂直运动;另一种运动就是可转动,是由板料送进时与上棍筒产生摩擦而转动.
下棍2只有一种运动即转动,它是通过主电机齿轮而转动的,下辊筒为主动辊.
工作时板料置于上下辊间,压下上辊使板料在支撑点间发生弯曲,当两下辊转动时由于摩擦力作用使板料移动,从而使整个板料发生均匀的弯曲.
3卷板机的特点
对称三辊筒卷板机结构简单紧凑,重量轻,易于制造,维修,投资少,两侧辊可以做得很近.成形较准确,但剩余直边大.它一般需配预弯设备或不要求弯边的各种卷板工作,可用对称式.
4卷板工艺过程
1. 预弯: 对于较薄板可直接在卷板机上用垫板弯曲如图示:
3.对中
将预弯的板料置于卷板机上滚弯时,为防止产生歪斜应将板料对中,使板料的纵向中心线与辊筒轴线严格保持平行.
5卷板机的主要参数
卷板规格(最厚X宽度) 8X2000 mm
卷制3X2000mm板时最小弯曲半径90 mm
上辊直径/侧轴直径Φ121/Ф117.5 mm
两侧辊中心距 180 mm
卷板速度 4 m/分
主电机功率 2.2千瓦
升降电机功率 1.5千瓦
三. 卷板机电机功率的确定
(一) 工艺参数计算
已知条件
板厚S=3mm, 板宽L=2000 mm, 最小弯曲半径Rmin=90 mm
板料的最大变形弯矩M
σs w s M R k k ⎪⎪⎭⎫ ⎝
⎛+=min 012（1-1）查《机械工程手册》
取5.11=k
； k 0-材料的相对强化系数。

k 0=11.6 查《机械工程手册》
σs =24 mm kgf 2 查《机械加工手册》
32
233.21336
820006mm bh w =⨯== 将这些数据代入式（1-1）中得
σs w s R k k )2(min 01+
=M 243000)90
236.115.1(⨯⨯⨯⨯+
= ).(12190mm kgf =
2. 板料由平板开始弯曲时的初始变形弯矩M 1
σs w k 11=M （1-2）查《机械工程手册》
σs
w k 11=M 108002430005.1=⨯⨯= mm kgf .
3. 卷板机空载扭矩：
M 4n 2)
(3214d M G G G n ++=M （1-3） -G 1板料的重量； -G 2万向接头的重量 ； -G 3主动辊的重量；
-d 主动辊轴径的直径 -μ 滑动摩擦系数 08.0~05.0-μ
板料的比重 mm mm kg g
26
21085.785.7-⨯==ρ
339292018014.3320001=⨯⨯⨯=v
mm 3 63.26339292085.7.10611=⨯⨯==-v G e kg
)57.72625220153030(414.388302022222⨯⨯⨯-⨯-⨯-⨯+⨯=v =40027.15 mm 3
314.015.4002785.7.22=⨯==v G e kg
[]5040902000)(195280414.34550625.965.1175.966222222223⨯+⨯+⨯+⨯-+⨯⨯+⨯=v =10580.97 mm 3
06.8397.1058085.7.10633=⨯⨯==-v G e kg
2
)(3214d G G G n ++=M μ ()26206.83314.063.2606.0⨯
++= =204.61 mm kg .
4. 卷板力和功率的计算
（1） 几何参数
受力图为：
2
22sin min Dc s t
R ++=α （1-4） t- 两侧辊的中心距
取t=180 mm
-D c 主动辊直径， 取75.11=D c
（2） 轴辊受力计算：
上辊受力 αtg s M R p a ⎪⎭⎫ ⎝
⎛+=22min （1-5） 49.356274805.0239012192021sin 22sin 2min =⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯=-⎪⎭⎫ ⎝⎛+=ααs M R p a kg 下轴辊所受力 47.2224599.023********sin 2min =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛+=⎪⎭⎫ ⎝⎛+=
αs M R p c kg （3） 将板料从平板弯到R m in 时消耗于板料变形的扭矩M n 1 （假设一次弯成）
()4
11111D R R M M C MIN n M ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+= =75043.33 kg. mm
（4） 消耗于摩擦阻力的扭矩：
M n 2
()⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛
+++=d p D p p p M c Da dc f c
a c a n ..2.22μ （1-7）
取8.0=f 08.0=μ 〈机械工程手册〉
()⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯+⨯+=6247.22241215.11726249.356208.047.2224249.35628.02M n =6409.144+19612.789
=26021.93 kg. mm
（5） 板料送进的摩擦阻力的扭矩： M T
()Da da f D p p p M
c a
c a T .2..2μ++= （1-8） 式中取8.0=f 2.0=μ mm
d a
a 62= 代入式 （1-8） 得()Da da
f D p p p M c
a
c a T 22μ++= =()121
5.11726249.35622.047.2224249.35628.0⨯⨯
⨯+⨯+ =55.21448144.6409+
=69.27857 mm kg .
（6） 送进板料所需的拉力 T ()21D
M M C
T n T += （1-9） =()25
.11769.2785733.75043+
51.1571= f kg .
（7） 拉力在轴承中所引起的摩擦损失 M n 3
()D d M M M c c
T n n μ+=13 取2.0=μ
()5.117622.069.2785733.75043⨯
⨯+= 34.10859= mm kgf .
（8） 机器送进板料的总力矩： M p
D P M C C p μ1= 取2.01=μ
5.11747.22242.0⨯⨯=
045.52275= mm kgf .
（9） 板料送进不打滑条件：
M M M M n T n p 41++≥=75043.33+27857.69+204.62=10315.64 045.52275=M P
M M M M n T n p 41++<
板料送进要打滑，即将把板料从平板弯到最小弯曲半径90mm 若一次弯成，则不满足不打滑条件，故应进行多次弯曲。

现假设进行两次弯成，则由板料送进不打滑条件得；
M M M M n T p n 41--=
=52275.045-27857.69-204.62
=24212.735
又 ()4
.111min 11D R R M M c n M ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+= ()D M
M R R c n M +=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-∴111min 411 ()()5.117121920108000735.24212490141111min 1⨯+⨯-=+-=D M
M R R c n M 10353.7-⨯
= mm mm R 1338.13253.711031==⨯=∴-
即先将板料从平板弯到R 1的半径，然后再由R 1弯到90m in =R 的最小弯曲半径，这样分两次进行弯曲则可满足不打滑条件，也可将板料弯到最小弯曲半径90mm.
由于M n 1变了，所以推力，推力引起的摩擦损失M n 3也随之变化。

即： ()21D
M M c
T n T += =()25
.11769.27857735.24212+
=886.31 kg
()D M M M c
T n n dc μ+=13
()5.117622.069.27857735.24212⨯
⨯+= 09.5495= mm kgf .
（10） 驱动扭矩：
M n
M M M M M n n n n n 4321+++= （1-13） 62.20409.549593.26021735.24212+++=M n
377.55934= mm kg .
（11） 驱动功率 N
η
.21021D M c n v N -= -v 卷板速度，一般min 4~3m
v = （1-14） 取s
m m v 0667.0min 4== 85.0=η
则 η
..21021D M c n v N ⨯= kw 73.085
.05.1170667.0377.5593421021=⨯⨯⨯⨯= 由于在传动过程中，蜗杆减速器和齿轮都存在功率损失，特别是蜗轮，蜗杆传动的损失较大，所以电机可选用Y 型，电机额定功率为2.2千瓦，转速1430转。

Y 型电机为本台卷板机的主电机，升降电机主要是带动上辊筒上下运动的，由于有时需用上辊压板料，使板料发生弯曲，和蜗轮蜗杆传动存在的损耗较大，故电机可选用Y 型。

额定功率1.5千瓦，转速n=1410转。

四. 卷板机结构的确定
我设计的这台卷板机是选用三辊筒对称式的结构，我之所以选用这种结构简单，适合于安装系统用，它的特点及用途在前面已有介绍，因安装单位流动性强，机器结构太大，太复杂，不易于搬迁，故三辊筒对称式卷板机较适用于安装单位。

1. 卷板机的组成：
卷板机由动力部分、传动部分、工作部分、机架部分组成。

（1） 动力部分主要有两台电机，一台为主动电机，额定功率为2.2千瓦，转速1430转，主要用来带动主动辊（下辊筒）转动的；
另一台电机为升降电机，额定功率为1.5千瓦，转速1410转，主要是用来带动上辊筒做垂直上下运动的。

（2） 传动部分包括齿轮和皮带轮，主要是起传递动力和降速的作用
（3） 工作部分：
主要由辊筒组成，包括一个上轴辊，两个下轴辊，主要是起工作时使板料在上下辊间发生弯曲变形的作用。

（4） 支承部分：
包括机架，左右支架，支板等。

主要是起支承作用。

2. 卷板机的运动形式：
卷板机的运动主要是辊筒的转动和上下运动两种运动。

两下辊筒为主动辊，由电机→ 齿轮→下辊转动。

上辊可转动和上下垂直运动，转动是由于板料送进时摩擦力作用为产生的。

上下垂直运动是由电机→皮带轮→蜗杆蜗轮→升降丝杆带动的。

3. 卷板机的总布局： （见总装配图）
五. 传动方案的确定。

已知： 板料送进的速度为s m 4 s
m v 4= 即主动辊的线速度为s
m 4 主电机的转速为rpm n 1430=
从以上两已知数据可知，传动机构需降速很多，若采用齿轮降速，则传动机构就较大，故选用一蜗轮蜗杆减速器来主要降速。

传动线路如下：
一 两主动辊传动图：
1，3-为带动两主动辊的齿轮 ； 2-导向齿轮； 4- 传动齿轮；
5- 齿轮轴； 6，7—传动齿轮 ； 8—蜗轮轴； 9—减速器；
10—大皮带轮； 11—三角带； 12—小皮带轮； 13—主电机
传动路线如下：
13123456789101112→→→→→→→→−−−→−−−
−→−二级减速一级减速，， 由于下辊转速很低，故可选用传动比较大的减速器来降速。

下辊转速 14
.32⨯=w n
R
v w =
s m m v 667.0min 4== m mm R 10325.11725.117-⨯== 135.12
5.1170667.0103=⨯==∴R v w rpm s w n 85.101808.014
.32135.114.32==⨯=⨯= rpm n 11≈
1. 减速器传动比i 的确定和带轮直径的确定：
主电机转速,1430rpm n =电 现预计用皮带轮和减速器二级降速使电机转速
1430rpm 降到11rpm ，
假设传动齿轮的模数均取 m=4.5, 传动齿轮均为直齿圆柱齿轮 取
;2231==z z 202=z 30764===z z z
则： z z z z D D n i n 437612⨯⨯
⨯=减电
取47=减i （查《机械零件设计手册》中册）
)471430==i n 通过减速器（电 rpm n 30'= 77.31122304730301430 (364)
712'=⨯⨯⨯⨯⨯===
n z z i z z n D D i 减电 求可达到卷板机转速的要减‘电rpm i i n n
1122.30=⨯= 77.312==D D i ’ 取901=D
则 mm D D 33977.39077.312
=⨯=⨯= 3392=D 尺寸过大，三角带在传动过程中要碰到机架的连接板，如图示位置，改变小皮带轮中心距也不可避免，故只有改变减速器的传动比
现取60=i （查《机械零件设计手册》 则：
z
z z z n D D i
i n 3
64
712
'
.减电⨯⨯==
96.222
30601130
301430=⨯⨯⨯⨯⨯=
取 3≈i
mm D i D 2678931'
2=⨯==
即两皮带轮直径为
,267,8921
mm mm D D
==
通过画草图，采用这个尺寸就可避免三角带与机架连接板的碰撞。

2. 减速器型号的确定：
已知减速器的传动比mm a i 100,60==取中心距
查《机械零件设计手册》中册得蜗轮轴许用计算转距
T T
T
k c m kg m n p 22
2
.1.7.6.69===则蜗轮轴的计算转矩
根据 mm a i 100;60== 可确定减速器的型号的：Ⅱ--60100wD
WD -100-60-Ⅱ型减速器为普通圆柱蜗杆减速器；它适用于蜗杆啮合处滑动速度不大于
;
5.7s m 蜗杆转速不超过;1500rpm 工作环境温度为;~40400
C C +- 可用于乙
反两向运转的条件，本台卷板机适用于这些条件，故可选用普通圆柱蜗杆减速器。

（二） 上轴辊作上下垂直运动主要是通过升降电机带动皮带轮再通过蜗轮蜗杆带动丝套使升降丝杆上下运动，从而带动上辊筒作上下运动。

传动图如下，由于电机转速较高，故中间要进行降速，本方案采用皮带轮和蜗杆蜗轮两的降速。

1—升降电机 2—皮带轮 3—三角带 4—皮带轮 5—蜗杆
6—蜗轮 7—丝套 8—升降丝杆 9—滑块 10—上辊筒 丝杆的升降速度为：s mm v 9.1827
6024768
1410=⨯⨯⨯⨯=
六．卷扳机主要另见的估算和检算
（一）。

确定皮带轮的直径及中心距：
①．计算功率 ：
N N
d j
k ⨯=
主电机型号为JO2—31—4 额定功率：
kw N
d
2.2=
取 k = 1.2 查《机械另件设计手册》
P 318
表 10—4
∴
64.22.22.1=⨯=⨯=N N
d j
k KW
②．确定皮带轮的胶带型号： 根据
N
j
和
n 1
由图10—1选定
已知
64.2=N
j
rpm n 14301
= 由此可查《机械另件设计手册》
110317
—表p
确定皮带轮的胶带型号为A 型 ③．小带轮的计算直径
D
1
查《机械另件设计手册》上册 P
318
~317 表10—5 ，10—6
可确定
90min
≥d
取mm D 901=
④大带轮计算直径
D
2
()ε
-⋅=112
D D
i
=3 ×90（1—0.02） =264.6 查
p
318
表 10—6取
mm D
2652
=
⑤.带速： V=
60
21430
14.3209.014.322
2
11
11
⨯⨯⨯⨯=
⨯
⨯⨯=
⨯
n D N D
=6.74 s
m
⑥.初定中心句
A 0
A 0
=（0.7~2）
（D D 2
1
+）
=（0.7~2） （90+265） =248.5~710（mm ） 取 ：
mm A
5000
=
⑦.初定三角带长度
∆
∆0=2×A 0+2
14
.3（D D 21+）+
()A
D D 02
12
4-
= 2 ×500+()()500
49026526590214
.32
⨯-++ = 1000+
2
14
.3（90+265）+15.3125 =15.72.662 查《械另件设计手册》 p
316
表 10—2 选用
计算长度 ：
σ
c
=1633 ； 内周长 ：
1600=σ
i
⑧.实际中心距：A
A =
mm c a 5302
1573
16335002
00
=-+
=-+σσ
⑨．验算小带轮包角α
α= 600210
180⨯--A
D D
=
1202.16060180
000
530
90265〉=⨯--
⑩．单根三角带所能传递的功率：P
根据 mm D
9074.61
==和ν 查表图 10—2
P
319
得
kw P
8.00
=
11．单根胶带传递功率的增量 ： p
∆
p 0
∆
=K
B
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛-k N i 111 弯曲影响系数—K
B
传动比系数—K
i
查《械另件设计手册》
p
319
表10—7 及 表10—8
得
K
B
=7.4
14.1=K
i
p 0
∆
=K
B
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-k N i 111=7.4×2×n ×60
14.111⎪⎭⎫ ⎝⎛- = 136w = 0.136kw
12．确定三角带根数
()K K P P N
j
υα⋅∆-=
Z 0
查《械另件设计手册》 P
490
319-图10—3 和 表10—9
得
93.0=K α 96.0=K υ
()96.093.0)16.88.0(64.20
⨯⨯+=
⋅∆+=
∴K K P P N j
Z υα
= 3.45 取 根4=Z 13.单根胶带初张力
F
F 0=0.5V N K Q j 215.2+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-Z ν
α = 0.574.62102.074
.6464
.2193.05.2⨯+⨯⎪⎭⎫
⎝⎛- = 4.72N
14.对轴的作用力 Q =2
2
10
αSin F ⋅Z ⋅
=2×4.72×4×Sim
N 9.362
5
.155= 2.升降电机皮带轮的确定
①．计算功率：
8.15.12.1=⨯=N
j
②．确定三角带型号： 由
kw N j 8.1= s rpd n
W 58.14760
1410
14.3260
21=⨯⨯=
=π
查《机械另件设计手册》 110317
—图P
可选用0型三角带
③．小带轮计算直径： O 型胶带
63min
≥d
取
mm D
671
=
④．大带轮直径的确定：
mm i d D
242)02.01(6769.3)1(12
=-⨯=-=ε
查
610318
—表P
取
mm D
2502
=
⑤．带速V V=
V
N D
max
1
1
2
≤
s
m V
30~25max
=
V =
60
2141026760
22672
10
3
11
⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=
ππn N D
= 4.94〈
s
m V
max
⑥．初定中心距：
))(2~7.0(210
D D A
+=
= （0.7~2）（67+250）=221.9~634 取
mm A
3000
=
⑦．三角带计算长度
∆
∆
=2
()()A D D
D A D 0
2
2
1
4122-+
++π
= 2()()300
4250672
30062502
⨯+
++
⨯-π
=1125.59mm 由表10—2
P
316
查得
1145=∆
c
1120=∆
i
⑧．实际中心距A
A=mm o C
A 5.3092
1126
11453002
0=-+
=-+∆∆
⑨．小带轮包角α
α=
605
.30967
25018060
180
1
2
⨯--
=⨯
--A
D D
=
120
5.1440
0〉
⑩．单根胶带所能传递的功率：
kw P
40.00
= 查《机械手册》
P
319
图10—2
11．单根胶带传递功率的增量p
∆
p
∆
=
⎪
⎪⎭
⎫ ⎝⎛-⋅K W K i B 111 =2.8)14
.11
1(602-⨯
n π =50.75w=0.05kw
12．三角带根数
k k P P N j
υ
α⋅∆+=
Z )(0
= 1.39
取Z =1 根
以上为三角皮带长度及带轮直径，中心距的计算
（二）。

齿轮有关尺寸的计算及验算 已知条件： 齿数Z =30 ， m=4.5
齿数材料选用45钢，热处理为调质 HB=217~255 ，HRC=40~50
p
a
s
M 353=σ
=36
mm
kgf
2
1．齿面接触强度的校核。

σσ
εαβνHP m A
E
A
c
t H
K K K K n
bd
F ≤Z Z Z ⋅⋅⋅+⋅
=
1
1
10
3
11
1
30222n m w p
N d d
T F
t
πηηZ =⨯
==
涡轮带轮电
1010
103
3
3
40.1511305.43064.085.02.22⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
π
b —齿宽 b=40mm=0.04m m=1(齿数比) 工况系数—K
A
见表12—20
p
389
取
1=k A
1.1=k ϑ k ϑ =1.1 k β =1.1
k
α
=1 8.189=Z
E
03.13
84
.043
4=-=
-=
Z εα
ε
ε
α
由图12—9 p
369
3021==Z Z
00
=β
得
εα
=ε
εⅡ
Ⅰ
+=0.84+0=0.84
由图12—17 取
2.1=Z
A
Z Z Z ⋅⋅⋅+⋅
=
εαβνσ
A
E
A
c
t H
K K K K n
bd
F
m 1
1
=
()03.12.18.18911.15.111
11135
.004.040.151010
3
3
⨯⨯⨯
⨯⨯⨯⨯⋅+⋅
⨯⨯
=719672867.0m N
2
=719.7M p a
应用应力
S
ASin
W N HLim AP
σσZ ⋅Z ⋅= 107
05⨯=N 查图 12—20
p
392
106
1131.235001116060⨯=⨯⨯⨯==t r n N
取
28.1=Z
N
1=Z
w
S ALin
=1.0 查表12—23
p
392
由HB=255查图12—19 p
391
得
S
ALin
=650MP ；
MP FLim
240=σ
∴ 许用应力
P
S
a
HLim
W N HLim HP
M
8321
1
28.1650=⨯⨯==Z Z σσ
σ
σhp
H
〈 接触强度合格
2.弯曲强度的校核 σσ
θ
βεαβνεF F
A
F
y y y K K K K F bm
≤
=
式中K K K K F A
αβνε
P y
F
393221210.2—查图=
P
y 393
24121—查图=β
1=y ε P
393
2312084—时查图=εα
∴
MP F
45.296111.25.4401
1.15.1140.1510
106
3
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
-σ
许用弯曲应力
y y y s
x
N
FLim
FP
SF ι
σσ
min =
寿命系数 15.1=y
N
查图12—26
尺寸系数
1=y X
查图12—27 应力集中系数89.0=y
sr
查图12—28
1min
=S
F 查图12—23 89
.011
15.1240⨯⨯⨯=
=
∴
S
fMin
FLim
FP y y x
N σ
σ=310M P a
σ
σFP
F
〈
安全、齿轮检验合格∴
13．蜗杆螺牙沿分度圆柱上的轴向齿厚
mm COS COSr mm
m S S S
X n X 2.42.42.4314.345.004571.50
111
====⨯⨯==法向齿厚
π
14．蜗杆齿厚测量高度 ：mm m h
a
3==
15．蜗杆分度圆直径：
mm m d 8127322
=⨯==Z
16．蜗杆齿轮直径
mm m d d
f 8.7334.2814.222
=⨯-=-=
17．涡轮齿顶圆半径
mm m d d
a 873281222
=⨯+=-=
18．涡轮最大外圆直径
9038722
=+=+=m d d
a w
19．涡轮绝缘宽度 b=0.65
mm d
a 4.233665.01
=⨯=
20.涡轮齿顶圆圆弧半径
mm m d R a 123302
1
2112=-⨯=-=
21．涡轮齿根圆圆弧半径：
mm m d R a f 4
.1732.03621
2.0211
2=⨯-⨯=-=
上面为涡轮蜗杆基本参数的确定。

结构如图：
b
c d
l d
m
f d
25.0)8.1~2.1()8.1~6.1(7.13
====
2 . 蜗杆的结构： 蜗杆选用铣制的蜗杆 材料
45#
调质
270<AB 尺面粗糙度
∇3
.6
3
蜗轮蜗杆强度的校核。

σωσγ
Ap A q
K Z
M T ≤⨯=22
3326
105.0
查表 15—11
p
466
《机械零件手册》 p
a
Ap M
90=σ
许用弯曲应力 p
a
FP M
40=σ
已知丝杆的螺旋角
kg
kg t t R R p
R g g c
10924.111224.11122
47
.22242
6.56
.5.
121.
=⨯===
=
=ββ由受力图知：
则蜗轮轴传递的扭距 2
22丝套
D R T ⨯
= m
N mm N mm kg .975.29.29975.5.29972
55
109===⨯
=
取 K=1.3
q
K z
m T H 22
3326
10
5.0γ
ωσ⨯=∴
σωHp
m
m
N
N
=⨯<=⨯⨯⨯⨯⨯=2
6
2
2
3
.
36
1027371
.510
9071.701710
975.293.15.0
故蜗杆的接触强度验算合格 验算蜗杆的弯曲强度：
查手册得
σσ
Fp
F
F
bm
K d
y
T ≤=
2
275.0
m
p
N
M
a
FP 2
6
104040⨯==σ
齿形系数
57.2=y
F
b
d y
T m
F
F
K 2
275.0⨯=
σ
m
m
m
N
N
N
Fp 2
6
26
2
12
3
3
3
10101010
1010402.130132.034.238157.2975.293.175.0⨯=<⨯=⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
---σ
故蜗杆蜗轮的弯曲强度验算合格 4. 蜗轮蜗杆传动效率： η )
(95.095.0)
(0933842538
425/
.
//
/
.
///.21+⨯=
⨯+==t t t
t g
g e
g
g ρηηγγ
η
64.015588
.0099
.0==
（四） 上辊筒受力分析及强度和校核。

上辊筒由轴头和钢管焊接而成，轴头为45号钢 查《机械加工手册》可得 mm
kg
s 2
36=σ 钢管为 钢20
#
mm
kg s
2
25=σ
受力图如下：
已知kg q x 5.3562=
集度 mm kg x q 78.120005.35625.3562=== 由受力分析知：
kg qx R R B A 25.17812
5.35622===
= ①在AC 段内，取截面Ⅰ---Ⅰ在截面 上的剪有应力kg R Q A 25.1781-=-= 在⎭
⎬⎫⎩
⎨
⎧
=-====-1350
*75.2404680
25.1781x x mm kg AX
x X M R 在CD 段内；取截面Ⅱ---Ⅱ R A x q x Q --=)135()(
25.1781- 135=X 25.1781 2135=X M （x ）= q （x-135）R AX x -⎪⎭
⎫
⎝⎛-2135
R AX x q
--=2)135(2
= mm
kg mm
kg m Kg R AX *75.242968*5.1131718*5.240---=- 2135
1135135===x x x
在BD 段；取截面Ⅲ---Ⅲ kg x Q R B 25.1781)(==
M （x ）=R BX -= 0 x=0 -240468.75 kg*mm x=135 剪力图和弯矩图如图所示 所以
mm kg M
*75.1131718max
=
()
43132
14.3α-⨯=D W Z
3
4
338.92739121100
13212114.3mm W
Z
=⎪⎪⎭⎫
⎝⎛-⨯=
[]22max max 252.1238
.9273975
.1131718mm kg mm kg s z
W
M ===
=σσ 故上辊筒检验合格
（五） 下辊筒受力分析几检验
受力图
已知
q q
x
c
=
112.12000
47
.2224==
=
x
p
q
c
由受力分析图可知kg q
R R X
B A 235.11122
47
.22242
==
=
= 在AB 段内 取（Ⅰ---Ⅰ）截面。

X
X M kg R Q R X A A 235.1112)(235.1112*====
225.1501380 135
==X O
X
在CD 段内；取截面（Ⅱ---Ⅱ）
)
135(112.1235.1112)
135()(--=--=x x q R x Q A
kg kg 235.1112235.1112- mm
x mm
x 2135135==
M （x ）=2)135(2
--x q
R AX =1112.2352)135(2
112
.1--
x x
= mm
kg mm kg mm
kg *725.150631*725.706286*725.151.15 21351135135
===x x x
在BD 段内；取（Ⅲ--Ⅲ）截面
Q （x ）=R B -=-1112.235 kg M （x ）=R BX =
*725.151.15mm kg 0135==x x 剪力图 弯矩图如上图所示。

弯曲图可知
M
max
=706286.725 kg
=
⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-43
132
14.3d d D =
mm 99.867625.1175.96132
5.11714.343
=⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯ 2max max 14.899
.86762725
.706286mm kg W
M Z
==
=σ []2max 25mm kg s =σσ
故下辊筒验算合格 （六） 销及升降丝杆的验算。

1． 丝杆验算
丝杆受力如图所示，由图可知丝杆只受拉应力 则kg R A a p 25.1781= 查《机械设计手册》得
[]20.36mm kg s =σ（45钢）
升降丝杆内M308⨯ 故 内径d=30-4=26mm
断面面积 []mm
mm
mm
d
kg
kg A N A s 2
2
2
2
2
3654.366.53025
.178166.5304
14.3414.336
=<====⨯=
⨯=
σσσ
故升降丝杆的强度验算合格。

2． 销的验算： 受力如图所示
销子直径为 Ø25mm 长为60mm kg R
A
25.1781=
由受力图知
x
x M kg x Q I
I kg
R
R R
R R
B
B A
C B
=
=-==
=)(625.890)(625.8902
则取截面
=0 X=0 ； 26718.75 kg..mm x=30 取截面II---II
Q （X ）=-890.625 kg
故销子验算合格
以上为主要零件强度的验算 七．润滑系统及电控部分：
1、轴承选用油脂润滑，因为轴承的转速不高，重负荷根据《机械设计手册》可选用4号石墨炳栓润滑脂2J-4S 和复合钙电路图如图所示： 2
八 .其他：
本次设计参考书目：
《机械零件手册》上册 、中册 〈金属机械加工工艺人员手册〉、〈冷作工艺学〉、〈机械设计手册〉 〈机械工程手册〉、〈金属材料及热处理〉、〈公差与配合〉等书。

九 设计体会及总结：
通过本次设计使我学到了许多知识。

主要是为以后的工作打下了良好的基础，由于我还是一名学生，没有实际经验在设计中一定存在很多问题，请各位老师多多指教。

q
K Z
m T H 22
3326
10
5.0γ
ωσ⨯=∴。