滚带机的设计-毕业论文.doc

济南大学毕业设计
1 前言
在电力、化工、船舶、机械、冶金、运输等重要行业中散热器都有广泛的应用，散热器是汽轮机内燃机、发电机、冷冻机、空压机、润滑设备等主机必不可少的重要组成部件。翅片散热器主要用于中冷器、汽车水箱以及汽车空调器等散热设备。散热片均为形状各样、型号不同的翅片。其中翅片是散热器、冷凝器芯体的重要组成部分，其质量的好坏直接影响到汽车空调等装置的散热效果，进而对汽车的经济性、动力性、和可靠性产生很大的影响。随着我国汽车工业的迅猛发展，汽车工业正逐渐成为国民经济的重要支柱性产业，汽车市场竞争的日趋激烈，作为影响汽车舒适性主要因素的汽车空调，为汽车提供制冷、取暖、空气过滤和湿度控制等功能，已成为汽车市场竞争的主要手段之一。可见翅片在国内乃至国际上有着不可估量的市场前景，对国民经济的发展起着无可替代的作用。
我国汽车散热器产品主要经历了四个主要阶段，管片式铜质散热器、管带式铜质散热器、装配式铝质散热器、钎焊式铝质散热器等几个发展阶段。其中由以铜质管片式为主的散热器产品，到西方发达国家引进的滚带、制管等先进生产设备及生产制造技术，产品的结构和产品的性能都有了很大的提高，从而使散热器行业得到了一次较大的改革。与此同时，西方发达国家的汽车散热器产品在新材料、新技术、新工艺的开发研究上有了重大突破，他们生产的钎焊式铝质散热器具有精度高、质量轻、散热性能好等优点，因此在小型汽车、面包车和中小型货车上得到了广泛的应用。
目前，国内散热器厂的关键设备大部分从国外引进，生产的散热器结构尺寸也由国外公司提供，因此极大地限制了我国散热器生产水平的提高。与此同时，国内外关于滚带机的相关技术报道相对较少，加上国内生产翅片散热器的厂家很少，技术也相对保守。虽然我国机电一体化的迅猛发展、机械自动化程度不断提高，数控机床得到了广泛的应用，但在我国关于加工翅片类的数控生产设备还很少，技术含量低，生产效率低，已经成为我国翅片难加工的问题。并且大多数的翅片滚带机为普通的手动或是半自动的加工设备，需要多人监控并手工辅助才能加工出成形的翅片。对于旧式的翅片滚带机，其加工翅片的宽度单一，而且波数一经设定不易改变，生产效率低、产品质量差，不能用于精密装置中[1]。随着汽车空调“二器”不断向高精度、高技术、高效率的迅速发展，原有的生产设备已经跟不上时代发展的需要。现如今，不断提高产品的技术含量，追求环保高效节能，最大限度地获取经济效益已经成为企业生产所遵循的基本原则，同时也是现代化工业的要求。对于同类的国外机床其价格非常昂贵，市场上急需一种性价比比合适的易于大量生产的滚带机，实现翅片的全自动控制生产，使其制造技术接近国际先进水平[2]。
2 总体设计及关键零部件设计
2.1 总体设计
翅片滚带机是将铝箔卷材连续地加工成形为用于汽车空调热交换器等设备中的带百叶窗的波状翅片或其它不同型号的波状翅片，并将成形后的翅片按热交换器所需波峰数进行切断的设备，同时其在工作过程中可以实时检测波峰高度以整形。翅片滚带机的结构如图2.1所示。

l.开料架；2．接料装置；3．送料装置；4．张紧涂油装置；5．滚轧刀架装置；6.积片装置；7．波距调整装置；8.波高检测装置； 9.翅片缓冲装置；10.翅片排料装置；11.翅片切断装置；12.差速装置；13.导料辊
图2.1滚带机结构图

翅片滚带机的主要工作进程是：有一定宽度的铝箔以卷筒的形式放在开料架上，通过绕过导料辊依次送到其他各装置，当变频送料装置起动后，开料架被牵引着进行转动放卷，开料架上铝箔的预张紧力由磁粉制动器来控制，然后铝箔经过差速装置到由磁粉制动器控制的张力控制装置，在经过涂油、除污后进行滚轧成形，成形后的翅片经过再积片装置、波距调整装置、波高自动检测装置后形成了要求的翅片，翅片经过缓冲装置后由伺服计数装置进行排料计数，然后按照要求的波峰数进行切断。整个加工过程均应为自动化生产、结构应便于作。经本机加工成形的翅片及其结构简图如图2.1所示。
在本机上加工成形的成品形状是带百叶窗的波形翅片，如图2.2所示，其宽度一定，波高在一定的公差范围内，峰谷均匀，其上有百叶窗状的小孔，可以看出其上的小孔由挤压而成，但并没有真正的剪掉材料。欲加工出此种形状的翅片，首先是要有与其宽度、厚度相一致的铝箔，通过成形刀具的连续加工，将铝箔轧制出符合要求的带百叶窗状的小孔的翅片带，然后按照一定的波距密集起来，最后再经过剪切装置剪切之后输出。经实验证明，带百叶窗的波形翅片，与平直式的翅片相比，在同样的条件下，散热面积可增加12%左右。上述动作必须要连续高速完成。并且还要保证铝箔自始至终与相关装置的同步。因其在散热片上开有百叶窗，破坏了空气流在散热片表面上的附着层，提高了散热能力，因此

图2.2带百叶窗的波形翅片及其结构简图

具有良好的散热效果。在汽车散热器里，翅片和扁管要用密封箱封装起来，空气在密封箱里流动，密封箱的高度等于翅片的波高，所以不同的密封箱所要求的翅片规格也不一样。
通过以上的介绍分析，我们不难看出，滚带机的滚轧刀架装置和翅片的成形密不可分，本文以滚刀架装置作为滚带机设计的内容，就是想通过对其的设计能够解决目前滚带机加工翅片的生产效率低、宽度单一、产品质量差等存在的问题。以达到具有灵活的可调性，能够满足不同宽度的铝箔带的加工以及可加工出不同波峰的铝翅片等要求。
在翅片滚轧过程中，对滚刀的同步性要求很严格，所以，根据要求及传动机构的特点，同组刀具的传动选用齿轮传动，组与组之间的传动选用链传动。装置主要由以下几个部分组成：成形刀具、开窗刀具、定位轮、传动链轮、传动齿轮等。翅片滚轧刀架装置是滚带机的核心部分，铝箔的滚轧在此完成，其刀具设计直接决定滚轧翅片的形状及性能。此处，开窗成形滚刀分为上下两组，每组滚刀都是由十数至数十片像齿轮一样的带齿的高精度刀片互相叠加、紧密排列而成。在滚带机工作时，上下两组滚刀精密啮合，经前面一系列装置处理得到的无张力且和滚刀线速度同步的原料带从上下两组滚刀中间通过，被滚轧后便可得到已开出若干组要求方向的百叶窗翅片，然后再经过成形滚刀的进一步滚轧，便可得到要求的翅片。
滚轧刀架装置在滚带机工作时的运作过程：主电机经减速器后由同步齿形带带动主轴转动，在此处，经传动齿轮，开窗刀具啮合运转；经传动链，成形刀具和开窗刀具同步运转。经前面一系列装置处理得到的无张力且和滚刀线速度同步的原料带在开窗滚轧刀具上下两组滚刀中间通过，被滚压后得到已开出符合要求翅片并且初具波形的翅片带，然后再经成形滚轧刀具同样的滚轧之后，翅片带便成形了，然后再缝过后面一系列工序的处理，经剪切装置后便形成符合要求的翅片带。在滚轧不同规格、不同材质的翅片时，只需对相关部件做简单调整加上更换相应的滚刀即可实现。原有刀架装置采用导轨、轴承座、传动齿轮、滚轧刀具轴承座和导轨之间存在间隙，滚轧铝箔时会造成轴的位置产生微量的偏移，由于力的反向作用，会给翅片的加工精度带来一定的影响，因此本设计做了改进，采用导槽一滑块结构代替上述结构，克服了间隙造成的误差、安装不便、结构复杂、存在定位误差等缺点。
根据带百叶窗的波形翅片的结构及相关参数，采用啮合剪切复合加工的方法，设计出了相应的翅片成形刀具，其是先通过电火花线切割的加工方法，试制出了翅片成形刀具如图2.3所示，通常我们所说的金属切削加工是指用金属切削刀具通过切除工件上多余的金属，从而获得合乎预定要求的工件的形状、尺寸精度及表面质量。而本设计对百叶窗波形翅片的加工是一种无屑加工方法，它是通过两组刀具在啮合来滚轧挤压原料铝箔带，使铝箔带发生变形，从而形成带百叶窗形状的翅片。在铝箔发生变形的同时，刀具的刃口剪切铝箔，形成翅片状开口。之后通过试切铝箔验证了刀具设计的正确性。通过该刀具加工的翅片可以一次成形，从而实现了材料利用率高，加工质量高的设计要求，是一种加工成本较低，生产率高的加工方法。

图2.3翅片成形刀具
2.2 滚带机的性能参数
(1)加工的翅片宽度：(10～20)mm
(2)加工的翅片波高及公差：(6～12±0.5)mm
(3)加工的翅片波距：(2.5～4±0.2)mm
(4)加工能力：(0～6000)峰/min
刀辊转速(0～223)r/min，无级可调
(5)同时加工条数：1条
(6)加工的铝箔厚度：(0.08～0.15)mm
2.3 相关零部件的设计及选型
在翅片滚轧过程中，滚轧装置通过同步带与经减速器的电动机连接进行动力输入，一套开窗滚轧刀具安装于主轴上，通过链传动带动后面的成形刀具组转动，整个过程要同步一致,通过齿轮传动带动同组与之相啮合的开窗滚轧刀具同步转动，除此之外，为了进一步提高滚带机滚轧装置的整体性能，需对关键的零部件进行了必要的改进，提高设备生产率。
2.3.1 电动机的选型
依据同步带传动滚刀的最高转速为223r/min，输出的传动功率为6kw，即同步带从动轮的最高转速为223r/min，在满足功率的前提下，为保证传动过程中带运转的平稳性，应选用转速较小的合适的电机，此处，选用Y160M-6型号的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，已知该电机的额定功率是7.5kw，同步转速是l000r/min。
2.3.2 同步带轮设计
此处已知已选好型号的电机经无级降速后，输出的最高转速是630r/min，加上同步带传动的从动轮的最高转速是223r/min，得同步带的传动比为
i= =2.8 (2.1)
式中：n1——主动带轮的最高转速；
n2——从动带轮的最高转速。
已知该同步带传动的功率为6kw，查得到工况系数为1.9，可得到该带传动的设计功率为
(2.2)
依据主动带轮的最高转速是n1=630r/mim和 =11.4Kw查表得齿距制式为周节制时可选型号为H型的，则节距为12.7mim;齿距制式为模数制时，模数选用m=4;齿距制式为圆弧齿时，型号是8M。
为保证带传动平稳，提高带的柔性及增加啮合齿数，节距应尽可能选小值的原则，试选用模数制。由此查表得主动带轮的最小齿数是Zmin=16，此处令主动带轮的齿数为Z1=16，由此可得到主动轮的节圆直径
(2.3)
带速
(2.4)
经查表知模数为4时，Vmax为35～40m/s，v≤Vmax符合要求。
从动轮的齿数
(2.5)
从动轮的节圆直径
(2.6)
初定中心距
(2.7)
(2.8)
此处≤≤，试取=400mm。
初定同步带的节线长度
(2.9)
查表选该值附近的Lp及其对应的同步带齿数Zb得Lp=1193.81mm，Zb=95。
因中心距不可调，所以其实际中心距为
(2.10)
又 (2.11)
式中：——主动轮包角；
——角的渐开线函数。
计算得a=463.0mm。
主动带轮啮合齿数为
(2.12)
经计算得 。
带宽
(2.13)
(2.14)
式中： ——主动带轮啮合齿数系数；
——单位带宽的离心拉力；
——单位带宽的许用应力；
——带的单位宽度、单位长度的质量
查表得 ，=20N/mm
经计算得 =0.054N/mm
由表可得=1.00，又=11.4Kw
由此可得带宽=24mm
剪切应力
(2.15)
经查表得此处介于0.5与0.8之间
压强
(2.16)
经查表得此处介于1.2与1.6之间。
设计的带轮符合要求。
2.3.3 齿轮传动设计
(1)选定齿轮类型、材料及齿数、精度等级依据所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；滚带机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；两齿轮的材料均为45钢（调质）硬度为240HBS; 此处的齿轮传动是为了保证同组滚刀滚轧铝带的同步性，故传动比为1:1，选齿轮齿数Zl=Z2=Z=27。
(2)按齿面接触强进行设计按齿面接触强进行计算，即
(2.17)
确定公式内的计算数值
试选载荷系数=1.3
齿轮传递的转矩为
(2.18)
经查表选取圆柱齿轮的齿宽系数=0.6
经查表选取材料的弹性影响系数
由图查得齿轮的接触疲劳强度
应力循环次数
次) (2.19)
由图查得取接触疲劳寿命系数=0.96
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=l，得
(2.20)
由此试算齿轮分度圆直径，由式2.17得
=96.62(mm) (2.21)
计算圆周速度v
(2.22)
计算齿宽b
(2.23)
计算齿宽与齿高之比
模数：
（2.24）
齿高：
（2.25）
则齿宽与齿高之比为
= (2.26)
计算载荷系数
根据v= 1.1282 m/s、7级精度，查图得其动载系数为KV=1.05
又因选用的为直齿轮，则
由表查得使用系数=1
由表用差值法查得7级精度、齿轮相对支承悬臂布置时，
由=8，，查图得
故载荷系数
(2.27)
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得
(2.28)
计算模数m
(2.29)
(3)按齿根弯曲强度设计
弯曲强度公式为
(2.30)
确定公式内的各计算值
查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
查得弯曲疲劳寿命系数
计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S= 1.4，得
(2.31)
计算载荷系数K
(2.32)
查取齿形系数
由表查得：=2.52
查取应力校正系数
由表查得：=1.625
计算齿轮的
= (2.33)
设计计算
(2.34)

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取由弯曲强度算得的模数2.24mm，就近圆整为标准值m= 2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d=99.669mm，算得齿轮齿数
(2.35)
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。
(4)几何尺寸计算
计算分度圆直径
(2.36)
计算中心距
(2.37)
计算齿轮宽度
(2.38)
在已知齿项高系数顶隙系数的情况下，可确定以下几项
齿顶高：
(2.39)
齿根高：
(2.40)
齿全高：

(2.41)
齿顶圆直径：
（2.42）
齿根圆直径：
(2.43)
至此，齿轮的结构设计结束。
2.3.4 链轮结构设计
(1)链轮几何尺寸的确定
为了保证成形滚刀与开窗滚刀的同步性，选用传动比为i=1的链传动。令主动链轮的齿数为Z1，，从动链轮的齿数为Z2，则Z1= Z2。
(a) Z1增大，链条总拉力下降，多边形效应减弱，结构重量增大；
(b)Z1、Z2取奇数，链节数为偶数时，可使链条和链轮轮齿磨损均匀；
(c)Z1 Zmin=9的选取原则，查表试选Zl=27，则从动链轮齿数Z2=27。
因传动功率为P=3.0Kw，经查表得工况系数 =1.0则设计功率为
(2.44)
由主动链轮齿数系数，排数系数查表得 =1，则得特定条件下单排链条传递的功率
(2.45)
根据n1=223 r/min和=2.06Kw，为保证传动平稳、结构紧凑宜选用小节距单排链，选得链的型号为08A，节距为12.7mm。
试选中心距a。= 150mm，该值介于0.2Z1(i+1)P和25P之间，数值较小，无需张紧装置。以节距计初定中心距为节，则链条节数
(2.46)
式中
圆整为偶数得50节
链条长度
(2.47)
因则计算中心距
（2.48）
为使链条松边有合适垂度，需将计算中心距减小，其垂度f=(0.01~0.02) ，对中心距不可调或无张紧装置的或有冲击振动的传动，取小值。
=(0.002~0.004) 得介于0.2921和0.5821之间，依据取最小值原理，实际中心距为
(2.49)
链条速度
(2.50)
有效圆周力
(2.51)
因该传动为水平传动，作用在轴上的力
(2.52)
(2)链轮端面齿形设计
滚子链与链轮的啮合属于非共轭啮合，GB1244.85中没有规定具体的链轮齿形，仅仅规定了最大和最小齿槽形状及其极限参数．目前国内常用的齿形是“三圆弧一直线”齿形。凡是在两个齿槽形状之间的各种标准齿形均可以与同一规格的链条配套使用，因此链轮齿形设计有较大的灵活性。图2.4所示为链轮的端面齿形及参数。

图2.4链轮的端面齿形
对于“三圆弧——直线”齿形，链轮主要尺寸计算公式为：
分度圆直径 (2.53)
齿顶圆直径 (2.54)齿根圆直径 为滚子直径) (2.55)
根据资料提供设计参数主动链轮设计功率P= 3KW，转速223 r/min，查机械设
计手册参照ISO-B系列滚子链功率曲线图，选取链号08A型，依据公式计算得到
d=108.0mm；116.0mm；=100.0mm
参考相关机械设计手册，根据3R-GB1244-85规定，链轮的端面齿形参数计算公
式如表2.1所示。

表2.1链轮端面齿形参数计算公式
名称

计算公式
沟圆弧半径/(mm)

赤沟半径/()
工作段圆弧中心的
坐标

M

T

工作段圆弧半径/(mm)

工作段圆弧中心角()

齿顶圆弧中心
的坐标

W

V

齿形半径/()

齿顶圆弧半径/(mm)

工作段直线部分长度
/(mm)

bc

根据已知数据和计算公式，得到链轮的端面齿形参数如下：
4.0mm；= ；T=3.8mm；=10.5mm； ；W=10.2mm；
V=1.2mm；=14.6mm；3.8mm；=0.79mm
(3)链轮轴面齿形设计计算
链轮轴面齿形如图2.5所示，分为A型和B型。具有圆弧的A型齿形有利于链节进入和退出啮合，可用于较高的传动速度，具有倒角的B型齿形仅适用于低速传动，本机刀具设计转速223 r/min，属于高速转动传动，根据设计要求，选用A型轴面齿形。

图2.5链轮的轴面齿形

链轮的轴面齿形各参数计算公式如表2.2

名称

单排齿宽
0.93

双排、三排齿宽
0.91
0.93
赤侧半径
赤侧倒角
赤侧凸缘角半径

=p
=0.13p
0.04p

查表滚子链为单排链p= 12.7时，b1=7.85计算得到：
=7.3；=12.7；=1.65；=0.5
到此链轮的结构尺寸已全部获得。

3 轴的结构设计
轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。
由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以，轴没有标准的结构形式。轴的结构主要取决于以下因素；轴在机械中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。设计时，针对不同情况应进行具体分析。但是不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺等。本着以上对轴的设计原则，接下来对装有带轮和链轮的主轴进行结构设计。
3.1 初步确定轴的最小直径
已知该轴的功率为P= 6Kw转速是n=223 r/min除此之外选取轴的材料为45钢，调质处理。经查表，取Ao =112于是得
(3.1)
为便于轴上零部件的安装及满足工作原理的要求，该轴设计为阶梯轴，处于两端的链轮或带轮处轴的直径是轴的最小直径。为了满足轴的中间部分能够配合刀具的孔 径尺寸又加上链轮和带轮都不是标准件，试选安装链轮和带轮处轴的直径为25mm。
3.2 拟订轴上零件的装配方案
轴上零件的装配方案的拟定应遵循便于轴的加工和轴上零件的装配，保证生产率高，成本低的原则。并且在满足使用要求的前提下，应力求简化。
为了便与装配零件并去掉毛刺，轴端应制出的倒角，对于需要磨削加工的轴段，应留有砂轮越程槽。
为此，根据设计要求，现拟定轴上的零件有：带轮、套筒、齿轮、轴承、轴套、定位轮、开窗刀具、链轮等，为使开窗刀具定位准确，两组轴套和定位轮对称分布，为便于装置的安装拆卸维修，带轮、齿轮、链轮安装于箱体的外面，为使轴上零部件的的布局合理，安排带轮和齿轮同端，链轮位于轴的另一端，其中一轴套用轴肩定位，另一轴套通过套筒用圆锥滚子轴承项紧。并且链轮和齿轮均通过轴肩定位，不同的是链轮是用紧定螺钉固定，齿轮是通过套筒被通过用紧定螺钉固定的带轮项紧。
3.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
首先，在这令带轮所在的轴端为I，然后沿着轴的方向向另一端升序排号,规律是每遇轴肩数值加一直至到达轴的另一端为止。
因带轮要通过带来输入系统动力，设计带轮在齿轮的外侧，此处，齿轮通过轴肩定位，并通过套筒和轴端挡圈定位带轮，按轴端直径取挡圈直径为D= 32mm。为了便于齿轮的定位及工作时精准的啮合，设计齿轮和带轮之间的轴段为通轴即直径相同即= 25mm。经对带轮和齿轮的设计计算知带轮厚30mm，齿轮厚20mm，再加上为了留有足够的安装尺寸，设计套筒长15mm，并且为了保证轴端挡圈只压在带轮的轮毂上而不压在轴的端面上，该轴段I-II的长度应比三零件的长度和略小一些，现取= 64mm。
初步选择滚动轴承。轴承同时受有径向力和轴向力的作用，选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的型号为30206单列圆锥滚子轴承，其尺寸为 = 30mm×62mm x17.25mm。该滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查的30206型轴承的定位轴肩高度为h= 2.5mm，因此取=35mm。
定位轮的外侧是轴套，其中一个用轴肩定位，为了得到好的可靠性，此处轴肩略大，为h= 5mm；为了能够安装，另一端为开式的，该处的轴套通过套筒被轴承顶紧。根据滚刀的孔径知V-VI轴段的直径为= 35mm。为了更好的得到定位，采用了定位轮，限制滚刀的轴向移动。
III-IV和IV-V轴段为非安装段，这两处的主要作用是为零件提供定位轴肩仅此而已，其长度分别是=16mm， = 5mm。
该轴上的另一支撑件是同种型号的轴承，在其外侧是用轴肩定位的链轮，并且用轴端挡圈进行轴向压紧，再经轴肩设计降级后取此处轴段的直径为= 25mm，按轴端直径取挡圈直径为D= 32mm，链轮厚32mm，为了保证轴端挡圈只压在链轮端面上而不压在轴的端面上，该轴段的长度应比链轮的厚度略小一些．现取= 31mm。
轴承端盖厚6mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与齿轮或链轮的内侧端面的距离为l=5mm。
对轴段V-VI而言，设计的轴套长35mm，定位轮厚20mm，刀具组的总厚度为56mm，还有套筒的长度为15mm等，可以确定该轴段的长度为

3.4 轴上零件的周向定位
该轴上的零件中刀具、齿轮、带轮、链轮的周向定位均采用平键连接。按= 25mm经查表得平键截面为bh =8mm7mm，键槽用铣刀加工，长为20mm，同时为了保证带轮与轴配合具有良好的对中性，故选带轮轮毂与轴的配合为。由于= 25mm查表得链轮与轴的连接选用平键为bh =8mm7mm，同样为了保证链轮与轴配合具有良好的对中性，其与轴的配合公差为。同样同轴段的齿轮与轴的连接，选用平键也为bh =8mm7mm，键槽长度为12mm，选用的齿轮轮毂与轴的配合为。按=35mm查表得刀具组与轴的连接选用的平键是b×h=10mm×9mm，为了保证刀具组与轴配合具有良好的对中性，其与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k7。
3.5 求轴上载荷
经画图计算分析得刀具组所在的轴的截面是危险截面，现将计算出的危险截面处的、及M的值列于表3.1中。在确定轴承的支点位置时，应从手册上查取a值。对于30206型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=13.8mm。因此，作为简支粱的轴的支撑跨度为212mm。

表3.1
载荷
水平面H
垂直面V

支反力F/(N)

弯矩M/(Nmm)

总弯矩/(Nmm)

扭矩T/(Nmm)

T128500

3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。依据表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取= 0.6，轴的计算应力
(3.2)
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得MPa。因此< ，故安全。
3.7 精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以键槽、轴肩、和过渡配合部分均无需校核。
与其相近两轴肩的应力集中的影响相近，但轴肩较大者，不受扭矩作用，故不必做强度校核。刀具组所在的轴段截面虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里的轴直径比较大，故该截面不必校核。知键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只校核刀具组最近轴肩中直径最小的截面左右两侧即可。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，距离刀具组最近的轴肩截面处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载情况来看，刀具组所处轴段截面的应力最大。
截面VI右侧
(3.3)
抗扭截面系数
(3.4)
截面VI右侧的弯矩M为
(3.5)
截面VI上的扭矩丁为T=128500
截面上的弯曲应力
(3.6)
截面上的扭转切应力
(3.7)
轴的材料为45钢，调质处理，查表得，，。截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及有表可查。因，，经插值后可查得=1.31，=2.0又由图可得轴的材料的敏感系数为，
故有效集中系数为
(3.8)
（3.9）
由图可得尺寸系数，并且由图也可得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，可查得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，得，则综合系数为
(3.10)
(3.11)
得碳钢的特性系数，取；，取
于是计算安全系数值，得
(3.12)
(3.13)
>>S=1.5 (3.14)
故安全
截面VI左侧
抗弯截面系数为
(3.15)
抗扭截面系数为
(3.16)
弯矩M及弯曲应力为
（3.17）
(3.18)
扭矩及扭矩切应力为
T=128500
(3.19)
过盈配合处的，由表用插值法求出，取得=0.8，于是
=3.16 =0.8=0.83.16=2.53 (3.20)
轴按磨削加工，由图得表面质量系数为
则综合系数为
( 3.21)
(3.22)
所以轴在截面VI左侧的安全系数是
(3.23)
(3.24)
(3.25)
故该轴在截面VI左侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬间过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，该轴的设计计算即告结束。
其他几根轴在受力形式、结构形式和安装的零件上，和主轴相同的部位有很多的相似点，在工作过程中，其强度符合要求，故在此不做设计说明。
3.8 轴承的校核
在轴的结构设计过程中，初选的轴承型号为：30206，查表可确定其外径D= 62mm，宽度B=17.25mm基本额定动载荷为C=43.2kN，基本额定静载荷为C0= 50.5kN，极限转速为6000 rmin。根据条件，该轴承的预计寿命为。
在轴的结构设计过程中，已知轴承的径向支反力为

对于30206型轴承，查表知轴承派生轴向力Fd啦，其中，e为判断系数，其值由善的大小来确定，但现在轴承的轴向力Fa未知，故先初步选e=0.37，因此可估算
(3.26)
(3.27)
由该轴承的工作情况知Fa1==1476.7N，Fa2=Fd2=2473.0N，则得
(3.28)
进行插值计算，得e1=0.300，e2=0.380，再计算

两次计算的每值相差不大，因此确定e1=0.300，e2=0.380，Fa1 =1197.3N，Fa2 =2539.8N
求轴承当量动载荷P1和P2
因为

由表分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为
轴承1 X1=1，Y1=0
轴承2 X2=1，Y2=0
因轴承运转中有中等冲击载荷，查表知fp 1.2～1.8，取fp =1.5。则
(3.29)
(3.30)
验算轴承寿命
因为Pl≤P2，所以按轴承2的受力大小验算
(3.31)
故所选轴承满足要求。
3.9 键的校核
在轴的结构设计过程中，由键所处轴直径的大小，经查表初选键的类型
链轮处 bhl=8720(mm)
齿轮处 bhl=8712(mm)
刀具处 bhl =l0850(mm)
带轮处 bhl =8720(mm)
键与轮毂键槽的接触高度分别为
链轮处 k= 0.5h=0.57=3.5(mm)
齿轮处 k= 0.5h=0.57=3.5(mm)
刀具处 k= 0.5h=0.58=4(mm)
带轮处 k= 0.5h=0.5×7=3.5(mm)
键、轴和轮毂的材料都是钢，经查表的许用挤压应力=100～120MPa，取其平均值，=110MPa。比较以上几处的kld的值，得齿轮处的是最小的，故只校核齿轮处键的强度，只要其在许用挤压应力之内，就可保证其他几处键的强度也符合要求。在轴的结构设计中得知T=128500Nmm。可得齿轮处键的挤压强度
(3.32)
由此得该轴上所用的所有键的强度均能达到要求，其他轴上安装键的部位，在受力形式，结构形式等方面，与主轴相应的部位基本相同，在各自的工作条件下，其抗挤压强度均能符合要求，在此处不做过多的分析计算。

4 结 论
随着目前汽车工业的迅猛发展，作为影响汽车舒适度的主要因素——汽车空调装置得到了广泛应用。因此，对生产影响汽车空调散热性能的翅片的滚带机床提出了更高的要求，如何提高翅片滚带机的生产效率及整体性能已经成为重要的研究课题，为解决这些问题，本文就滚带机的核心部件——滚轧装置进行了深入的研究，完成的工作有以下几点：
(1)就滚带机的核心部件——滚扎刀架装置进行深入研究设计，并细分了组成零部件；
(2)提出了当前滚带机普遍存在的问题，并将新技术、新工艺引入到滚待机的设计开发领域，阐述了滚带机的总体结构和设计方案；
(3)对组成部件中非标准