畢業(yè)設計說明書40滾圓機.doc

第1章 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)提供先進的機械裝備和零件。它的規(guī)模和水平是反映國家的經(jīng)濟實力和科學技術(shù)水平的重要標志，因此非常值得重視和研究。滾圓機是一種廣泛應用的冷加工成形設備。根據(jù)三點成圓的原理，利用工件相對位置變化和旋轉(zhuǎn)運動使工件產(chǎn)生連續(xù)的塑性變形，以獲得預定形狀的工件。該產(chǎn)品廣泛用于鍋爐、造船、石油、木工、金屬結(jié)構(gòu)及其它機械制造行業(yè)。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：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：1、三軸滾圓機：包括對稱式三軸滾圓機、非對稱式三軸滾圓機、水平下調(diào)式三軸滾圓機、傾斜下調(diào)式三軸滾圓機、弧形下調(diào)式三軸滾圓機和垂直下調(diào)式三軸滾圓機等。2、四軸滾圓機：分為側(cè)輥傾斜調(diào)整式四軸滾圓機和側(cè)輥圓弧調(diào)整式四軸滾圓機。3、七軸滾圓機：有側(cè)輥傾斜調(diào)整式七軸滾圓機。滾圓機采用機械傳動已有幾十年的歷史，由于結(jié)構(gòu)簡單，性能可靠，造價低廉，至今仍廣泛應用。在低速大扭矩的滾圓機上，因傳動系統(tǒng)體積龐大，電動機功率大，起動時電網(wǎng)波動也較大，所以越來越多地采用液壓傳動。近年來，有以液壓馬達作為電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滾圓機，也有同時采用液壓馬達作為工作輥旋轉(zhuǎn)動力源的全液壓式滾圓機。滾圓機的工作能力是指工件在冷態(tài)下，按規(guī)定的屈服極限卷制最大工件厚度與寬度時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，但對工件的質(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。1.2滾圓機的原理1.2.1 滾圓機的運動形式滾圓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(gòu)成滾圓機的上輥和下輥同步旋轉(zhuǎn)從而帶動工件前進。輔運動是滾圓機在滾圓過程中后輥的升降便產(chǎn)生不同曲率的圓弧。該機構(gòu)形式為非對稱式三軸滾圓機,其布局結(jié)構(gòu)如圖1.1圖1.1非對稱三軸滾圓機1.2.2彎曲成型的加工方式在鋼結(jié)構(gòu)制作中彎制成型的加工主要是卷板（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，可在常溫狀態(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。機械滾圓是在滾圓機（又叫軋圓機）上進行的。1.3滾圓的發(fā)展趨勢加入WTO后我國滾圓機工業(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”期末中國的滾圓機總需求量為600萬臺，相關裝備的需求預計超過1000億元。到2010年，中國的滾圓機生產(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)品的更換也要求滾圓機裝備工業(yè)不斷在技術(shù)和工藝上取得更大的優(yōu)勢：1.從國家計委立項的情況看，滾圓機工業(yè)1000萬以上投入的項目達近百項；2.滾圓機工業(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.由于滾圓機的高利潤，促使各地政府都紛紛投資（國家投資、外資和民間資本）滾圓機制造。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滾圓機工業(yè)的新寵，民營企業(yè)已開始成為滾圓機裝備市場一個新的亮點。滾圓機制造業(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%用于滾圓機，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。滾圓機制造業(yè)的技術(shù)革命，將引起裝備市場的結(jié)構(gòu)變化：數(shù)控技術(shù)推動了滾圓機制造企業(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2010年，滾圓機工業(yè)對制造裝備的需求與現(xiàn)在比將增長12%左右，據(jù)預測，滾圓機制造業(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15%；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%；對硬車削和硬銑消機床的需求增長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%；對特種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16%。在今后的工業(yè)生產(chǎn)中，滾圓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。可以說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2章 方案的選擇與確定2.1設計原則 根據(jù)產(chǎn)品的特點，我們確定了幾條設計原則，1、機器必須有較高的加工精度。2， 轉(zhuǎn)子線圈端部滾弧成形后， 剩余直線邊越短越好，不用壓頭機。3、機器必須有較寬的加工工件厚度范圍，要求機器能適用厚度s=315ram左右。4、操作調(diào)整方便，能快速調(diào)整厚度s和滾弧半徑R。5 給操作者提供合理的站位條件。2.2滾圓機的選擇與確定滾圓機按軸可分：三軸滾圓機、四軸滾圓機、七軸滾圓機。根據(jù)本次產(chǎn)品的要求，我選擇三軸滾圓機。三軸滾圓機是一種應用廣泛的冷加工成形設備。主要有二種滾圓形式，一種是三軸對稱分布形式，見圖4。這種形式結(jié)構(gòu)簡單緊湊，三軸受力接近，易于設計制造，但是加工后，工件兩端剩余直線邊很長，其理論剩余直線邊長為t2， 實際常比理論值大， 為(620)S。為此工件上滾圓機前， 必須先在壓頭機上壓二端， 即增加一臺壓頭機及壓頭工序，且壓頭機上壓出的是非圓弧曲線。如轉(zhuǎn)子線澍端部厚s=12ram貝9最大剩余直線邊長為240ram，線圈端部是一段圓弧， 卒身并不長， 滾圓加工后，兩端還存在不短的直線邊， 即使經(jīng)壓頭，也不能達到形狀準確。國內(nèi)生產(chǎn)滾圓機廠家很多，產(chǎn)品規(guī)格不少。但是形式單一，大多數(shù)是三軸對稱式。另一種是三軸不對稱分布形式，見圖5。這種形式結(jié)構(gòu)比對稱式稍復雜， 輥軸受力較大但是采用這種形式加工的工件剩余直線邊短，理論剩余直線邊長為(152)s，實際是對稱式的(161l0)，與理論值相差不太，按照這一數(shù)據(jù)，如滾軋12m-m厚轉(zhuǎn)子線圈端部，剩余直線邊長約2扭m，在加工中輔之操作者加以修正，基本上能達到線圈質(zhì)量標準。雖然三軸不對稱式結(jié)構(gòu)復雜，輥軸受力又大，但是可以不壓頭，不設置壓頭機，基本上能使工件全長范圍上彎曲成形。因此決定用三軸不對稱形式。第3章 傳動設計3.1主運動方案的設計圖1.2主傳動鏈示意圖3.1.1上下主軸輥的傳動上下主軸輥的傳動式由電機帶動減速機構(gòu)及過橋齒輪實現(xiàn)的，主傳動鏈如圖1-2所示。上下主軸輥傳動如圖1-3所示，上下軸輥的傳動式用一對三聯(lián)塊和一對二聯(lián)塊固定兩個過橋齒輪使其與上下主軸輥齒輪嚙合實現(xiàn)的。該方案機構(gòu)緊湊即實現(xiàn)了上下軸輥的同速反向運動又可使上下主軸輥在調(diào)整間隙時主軸輥傳動齒輪不發(fā)生脫離，保證了正常傳動。 圖1-3 上下主軸輥傳動示意圖 3.1.2上下主軸輥間距的調(diào)整上下主軸輥間距的調(diào)整是通過蝸桿帶動上軸滑塊上的蝸輪轉(zhuǎn)動,蝸輪內(nèi)徑是絲母,當絲母轉(zhuǎn)動時帶動絲杠轉(zhuǎn)動,使絲杠上的滑塊做上下移動,在滑塊上的軸承帶著軸同時上下移動從而實現(xiàn)了間隙的調(diào)整。3.2進給方案的設計3.2.1.后軸輥的運動 后軸輥的上升才能使銅排受阻彎曲，所以后軸輥的上升、下降（在一定的角度下）便產(chǎn)生了不同曲率的圓弧。后軸輥的調(diào)節(jié)用一單獨電機帶動減速機構(gòu)來實現(xiàn)。蝸輪、蝸桿減速機構(gòu)通過空套齒輪帶動與箱體相關的螺母沿固定的絲杠旋轉(zhuǎn)，從而 使箱體沿直線方向運動，由箱體帶動后軸輥實現(xiàn)進給。 后軸輥的調(diào)整（根據(jù)所需要的不同曲率半徑R大小進行調(diào)整）可采用電動機粗調(diào)和人工細調(diào)兩種方式來實現(xiàn)。第4章 非對稱三軸滾圓機設計分析4.1.主要參數(shù)已知設備參數(shù)要求為 （1）輸出速度n=15.6rpm。（2）側(cè)滾自動進給速度V=0.093m/s。（3）側(cè)滾進給驅(qū)動電機功率N=390W，轉(zhuǎn)速n=1400rpm。根據(jù)使用要求并參照同類型機床（滾圓機、滾板機）估算出的上下主軸輥及后軸輥直徑如圖2-1所示。 圖2-2各軸輥幾何位置示意圖上主軸輥 D=120mm 下主軸輥 D=120mm 后軸輥 D=100mm 后軸輥的調(diào)節(jié)方向與豎直方向的夾角參照其它同類產(chǎn)品標準，推薦值為2040度，本機床為35。上下主軸輥中心線與豎直方向的夾角為，按=（0.4-0.8），取=182.非對稱式三軸輥滾圓機床的外型尺寸為長：L=620mm 寬：B=625mm 高：H=1265mm 4.2主軸運動參數(shù)的計算4.2.1受力情況分析當所滾銅排尺寸最大且滾圓半徑最小時軸輥所受阻力位極限狀況，結(jié)構(gòu)尺寸如圖2-2所示：通過對極限參數(shù)的計算而得到的輸入功率即為本機工件的最大功率。極限狀況下的通篇尺寸為：銅排的最大寬度： b=100mm 銅排的最大厚度： h=12.5mm 要求滾制的最小半徑： r=200mm （1） 計算受力端的弧長AB：（2） AB弧段的受力分析根據(jù)簡支梁在純彎曲狀況下橫截面上最大正應力產(chǎn)生在最大變形處的最外緣，故其正應力為式中 M彎矩，； Ymax簡支梁外緣到中性層的矩離，m； IZ橫截面對中性層的慣性矩，m4； 當最大正應力時,M即為橫截面上的極限彎矩,且當彎矩大于極限彎矩時，簡支梁發(fā)生塑性變形。銅的許用應力（3） 計算軸輥與銅排間的摩擦力軸輥與銅排之間靜摩擦系數(shù)取f=0.54軸輥與銅排間的靜摩擦力為F=f*N又N=P。所以F=fP=0.5422802=12313.08N4.2.2驅(qū)動軸輥的轉(zhuǎn)矩與功率4.2.3計算電機功率因為式中 總傳動效率所以=0.980.980.99=0.825 因為電機的輸入功率大于1.45kw,為了安全起見，選取的電機型號為Y100L-6。其參數(shù)N=1.5KW、n=940r/m。4.2.4傳動比的分配式中 -總的傳動比； -軸輥的輸出轉(zhuǎn)速； -電機的輸入轉(zhuǎn)速；為了避免帶輪尺寸過大，取=3.7，則=60.256/3.7=16.285,在閉式圓柱直齒傳動減速機構(gòu)中，（1.21.3）2=，所以=3.6，=4.5。4.3傳動裝置各軸的參數(shù)計算4.3.1各軸的轉(zhuǎn)速=940r/min4.3.2計算各軸的功率4.3.3計算各軸的轉(zhuǎn)矩4.4各齒輪的計算4.4.1同步齒形帶的計算小帶輪齒數(shù)Z1=20,大帶輪齒數(shù)Z2=74，傳動比i=3.71. 確定計算功率 式中 -工作情況系數(shù)，； 2. 齒形帶模數(shù) 取3. 確定小帶輪的節(jié)圓直徑 4. 確定齒形帶速v 5. 確定大帶輪的節(jié)圓直徑6. 計算中心距A0=(0.72)(D1+D2)=164.5470mm初取A0=450mm所以實際中心距中心距的變化范圍為164.5470mm7. 計算齒輪帶帶長和齒數(shù)8. 驗算小帶輪上的包角9. 檢驗 合格10. 單位帶寬的離心力所產(chǎn)生的張力 式中q每米齒形長度上的重力，查文獻【1】，取11.確定齒形帶寬b式中P-齒形帶許用拉力P=9.8N;=12. 齒形帶傳動對軸的作用力 f=(1.11.2)P式中P-傳遞的圓周力，N;13. 同步齒形帶齒輪的齒形角 帶輪頂圓直徑齒高式中 h-齒形帶齒高h=1.8mm; e-徑向間隙e=0.82mm;所以 分度圓直徑 分度圓齒距 分度圓齒厚式中，-齒形帶齒高中心線處的齒厚;； f-齒側(cè)間隙 f=0.6mm;所以齒根圓角半徑 r=0.1m=0.12.5=0.25mm齒頂圓角半徑帶輪寬度B=b+(310)=75+5=80mm由以上的計算知同步齒形帶張力較小，一般在帶與兩輪切點中央的力為重力（)，如果中點的撓度在1028范圍內(nèi)便認為是合格的。4.4.2第二級傳動設計1.齒輪參數(shù)選擇 1）選用圓柱直齒傳動。2） 材料選擇：因此級傳遞功率校大，磨損嚴重，考慮磨損對齒輪強度的削弱，小齒輪材料為40Cr，表面需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。3） 選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。4） 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=244.5=108。2. 按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸 (5.1)（1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)：Kt=1.3 b) 小齒輪傳遞扭矩：T2=5.339104 Nmmc)齒寬系數(shù)d)材料的彈性影響系數(shù)e)按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限f)計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1JLn=609401（2830015）4.06109N2=4.06109/3.2=1.269109g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)。h)計算接觸疲勞許用應力安全系數(shù)S1 ，（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中較小的值。由式（5.1）得 d1t=51.897mmb)計算圓周速度V:c)齒寬b:d)齒寬與齒高之比b/h：模數(shù)： mtd1t/Z152.53/242.195mm 齒高： h2.25mt2.252.1954.939mm齒高之比 ： b/h51.897/4.93910.51e)計算載荷系數(shù)：根據(jù)v=2.55m/s，7級精度動載荷系數(shù)15：Kv=1.11 KH=KF=1 使用系數(shù)：KA=1 KH=1.415KF=1.26故載荷系數(shù)：K=KAKVKHKH=11.1111.415=1.571f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：g)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=55.278/24=2.3mm3. 按齒根彎曲強度設計 （5.2）(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a)查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限： b)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：c)計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S1.4，d)計算載荷系數(shù)K：e)查取齒形系數(shù)： f)查取應力校正系數(shù):g)計算大小齒輪的并加以比較:故大齒輪數(shù)值較大。(2) 模數(shù)設計計算因為齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強度計算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關，又因齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m1.68mm，圓整后m2mm。校正后的分度圓直徑d1=55.278mm。齒數(shù)Z1、Z2： Z1=d1/m=55.278/2=28 ； Z2=Z1=4.528=1264.幾何尺寸計算a)兩齒輪的分度圓直徑：b)中心距： c)齒寬：取B2=56mm,B1=61mm.4.4.3第三級傳動設計1.齒輪參數(shù)選擇 1）選用圓柱直齒傳動。2）材料選擇：因此級傳遞功率校大，磨損嚴重，考慮磨損對齒輪強度的削弱，小齒輪材料為40Cr，表面需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。3）選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=243.6=86.4，取Z2=863. 按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸 (5.1)（2） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值c) 試選載荷系數(shù)：Kt=1.3 d) 小齒輪傳遞扭矩：T3=2.269105 Nmmc)齒寬系數(shù)d)材料的彈性影響系數(shù)e)按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限f)計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1JLn=609401（2830015）4.06109N2=4.06109/3.6=1.128109g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)。h)計算接觸疲勞許用應力安全系數(shù)S1 ，（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中較小的值。由式（5.1）得 d1t=85.318mmb)計算圓周速度V:c)齒寬b:d)齒寬與齒高之比b/h：模數(shù)： mtd1t/Z185.318/243.555mm 齒高： h2.25mt2.253.5557.999mm齒高之比 ： b/h85.318/7.99910.67e)計算載荷系數(shù)：根據(jù)v=0.25m/s，7級精度動載荷系數(shù)：Kv=1.08 KH=KF=1 使用系數(shù)：KA=1 KH=1.415KF=1.35故載荷系數(shù)：K=KAKVKHKH=11.0811.415=1.528f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：g)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=90.04/24=3.75mm4. 按齒根彎曲強度設計 （5.2）(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a)查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限： b)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：c)計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S1.4，d)計算載荷系數(shù)K：K=KAKVKHKH=11.0811.35=1.458e)查取齒形系數(shù)： f)查取應力校正系數(shù):g)計算大小齒輪的并加以比較:故大齒輪數(shù)值較大。(3) 模數(shù)設計計算因為齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強度計算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關，又因齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m2.66mm，圓整后m3mm。校正后的分度圓直徑d1=90.4mm。齒數(shù)Z1、Z2： Z1=d1/m=90.4/3=30 ； Z2=Z1=3.630=1084.幾何尺寸計算a)兩齒輪的分度圓直徑：b)中心距： c)齒寬：取B2=90mm,B1=95mm.5.4.3 第四級傳動設計：1過橋齒輪參數(shù)選擇IV軸上的小齒輪與軸上的齒輪以及過橋齒輪的齒數(shù)為 Z4=Z5=Z6=Z7=245） 材料選擇：小齒輪材料為40Cr，表面需調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。6） 選取精度等級：選7級精度(GB10095-88)。4. 按齒面接觸強度計算和確定齒輪尺寸 (5.1)（3） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值e) 試選載荷系數(shù)：Kt=1.3 f) 小齒輪傳遞扭矩：T2=7.604105Nmmc)齒寬系數(shù)d)材料的彈性影響系數(shù)e)按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限f)計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n4JLn=6015.71（2830015）6.78107N2=6.78107/1=6.78107g)查得接觸疲勞壽命系數(shù)。h)計算接觸疲勞許用應力安全系數(shù)S1 ，（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中較小的值。由式（5.1）得 d1t=148.24mmb)計算圓周速度V:c)齒寬b:d)齒寬與齒高之比b/h：模數(shù)： mtd1t/Z1148.24/246.17mm 齒高： h2.25mt2.256.1713.9mm齒高之比 ： b/h148.24/13.910.66e)計算載荷系數(shù)：根據(jù)v=0.12m/s，7級精度動載荷系數(shù)：Kv=1.05 KH=KF=1 使用系數(shù)：KA=1 KH=1.44KF=1.26故載荷系數(shù)：K=KAKVKHKH=11.0511.44=1.512f)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：g)計算模數(shù)m： m=d1/Z1=155.9/24=6.5mm5. 按齒根彎曲強度設計 （5.2）(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a)查大小齒輪的彎曲疲勞強度極限： b)查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：c)計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S1.4，d)計算載荷系數(shù)K：e)查取齒形系數(shù)： f)查取應力校正系數(shù):g)計算大小齒輪的并加以比較:。(4) 模數(shù)設計計算因為齒輪模數(shù)m的大小是由齒根彎曲疲勞強度計算所得的承載能力決定的，而齒面接觸疲勞強度計算所得的承載能力僅與齒輪直徑有關，又因齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞的計算模數(shù)，故取彎曲強度算得模數(shù)m3.94mm，圓整后m4mm。校正后的分度圓直徑d1=155.9mm。齒數(shù)Z1、Z2： Z1=d1/m=155.9/4=39 ； Z2=Z1=139=394.幾何尺寸計算a)兩齒輪的分度圓直徑：b)中心距： c)齒寬：4. 軸的設計校核計算：5.6.1 四個軸的結(jié)構(gòu)設計各軸材料為45號鋼， A=112mm。軸：軸：P2=1.42kw n2=254r/min 故軸可設計為齒輪軸。軸的結(jié)構(gòu)如圖1.1軸：P3=1.34kw n3=56.4r/m 結(jié)構(gòu)如下軸：P4=1.25kw n4=15.7r/m 結(jié)構(gòu)如下軸：P7=1.18kw,n7=15.6r/m 結(jié)構(gòu)如下5.6.2 軸的校核計算：1. 軸的彎矩計算由于軸的作為輸出軸其轉(zhuǎn)速最小，扭距最大故只對軸進行校核計算。根據(jù)受力圖繪出軸的彎矩、扭矩圖和當量彎矩圖5.6。0圖3-1 上軸輥受力圖1. 垂直方向的支反力及彎矩圖3-2 上軸輥垂直方向受力圖2. 作用在齒輪上的力2. 水平方向的支反力及彎矩 圖3-3 上軸輥水平方向受力圖當量彎矩 式中 是調(diào)整系數(shù)；圖3-4 上軸輥彎距圖所以B剖面為危險截面，只需要校核該點的強度。B點的直徑d=90mm 所以截面B安全其它軸的強度校核同此，且均安全。 3.2.2 軸的剛度校核（僅校核上軸的剛度） 軸的材料彈性模量E=210GPa 圖3-5 上軸輥受力圖由文獻2表8-1公式得圖3-6 上軸輥各詳細情況受力圖Fv單獨作用時,當Rva單獨作用時，由于AB段與BC段直徑不同不能直接應用文獻2表8-1的公式，先設軸上的B點截面不轉(zhuǎn)動，AB段視為懸臂梁，查表得假設再將B銷右處截開，截面上作用有剪力，彎矩，其中剪力由B端支座反力平衡，不引起軸彎曲。而相當于一個集中力偶。此時截面A產(chǎn)生與相同的轉(zhuǎn)角,并產(chǎn)生撓度在此基礎上再考慮AB段的轉(zhuǎn)角,截面A總轉(zhuǎn)角及撓度位所以及共同作用時， 將水平方向與垂直方向的轉(zhuǎn)角及撓度用勾股定理來合成0.006rad0.006rad所以軸的剛度合格. (5)軸承的選擇選擇軸承類型的依據(jù)：安裝軸承處的最小直徑和軸承所受負荷的大小、方向及性質(zhì)；軸向固定形式；調(diào)心性能要求；剛度要求；轉(zhuǎn)速與工作環(huán)境等。a 軸II、軸軸承的選擇選擇圓錐滾子軸承，可以同時承受徑向載荷及軸向載荷，一般成對使用。（1） .軸II：d=40mm,選擇的圓錐滾子軸承代號為30208，其尺寸為dDT=408019.75mm，Cr=63KN，Cor=74kN。（2） .軸：d=65mm，選擇的圓錐滾子軸承代號為30213，其尺寸為dDT=6512024.75mm，Cr=120KN，Cor=152kN。