压辊的强度可以用轴的强度计算方法来近似计算压辊的强度。工程上提高轴的强度和刚度的常规方法有改用高强度钢,以提高轴的强度,或加大轴的直径,以提高轴的强度和刚度。但加大直径会使零件尺寸增大及质量增加,导致整个设备重量增加。因此,重点应在轴和轴上零件的结构、工艺以及轴上零件的安装布置上采取相应的措施,以提高轴的承载能力,减小轴的尺寸和质量,降低制造成本。比如:
1.    合理设计和布置轴上零件,减少最大载荷。
2.    改进轴的结构,减少应力集中。
`采用力平衡或局部相互抵消的办法,减小轴的载荷。
3.    改变支点位置,提高轴的刚度和强度。
4.    改善表面质量,提高轴的疲劳强度。
在本设计开始时就已经确定使用斜列式双辊施胶机的结构,两根压辊为倾斜排列,根据施胶机设计手册,最佳倾斜角度为30°,加压机构双曲气胎的杠杆同样也不是水平装设的。
这样可运用理论力学中学习的知识,在受力分析后,计算出双曲气胎需要提供的压力p,以及两根各自承受的载荷Q1和Q2
斜列布置示意图和受力情况如图所示:
图5.3.3.1压辊倾斜布置和受力示意图
如图5.3.3.1,上、下压辊的轴线是错开排列的,加压机构的杠杆不是水平装设的。压辊间挤压的荷强,即压辊间的线压力q是决定于压辊中心连线上的载荷Q0,图中Q0 为上、下两压辊中心连线上的载荷。
由q=Q0/b可知,Q0=b×q
Q0 =15×2200=3300kg
又Q0=p-G2 cosα
式中α ----上、下辊中心连线M1M2与铅垂线之间的夹角。
α =60°     
即3300=p-1486×cos60°
得p= 3300-1486×0.5= 2557kg
图5.3.3.2双曲气胎平衡杠杆受力示意图
如图所示:双曲气胎需要提供的压力P´
(1)下辊的总载荷Q2
Q2 =   (式中G2为下压辊的总载荷)
   =4243kg
(2)上辊的总载荷Q1 =2861kg
(3)压辊的强度校核
由计算结果可见,下辊的总载荷远大于上辊的总载荷,若下辊能满足强度则上辊也能满足,所以校核强度时只要校核下辊。
对造纸类机械的辊筒、钢管的许可压力不应该超过[σ],根据一般的造纸机械,选定[σ]= 70~100MPa
σ=M/W
因为:M=q×b/2×l/2-q×b/2×b/4=q×b/4(l-b/2)
        =15×220/4×9.8×(2700-2200/2)×10-3 N.m
W=0.8×(D+d)2/4×(D-d)/2
  =0.8×(550+520)2×(550-520)/2×10-9 m3
所以:σ=
       =941567 Pa
式中,q----均匀分布载荷的荷强。
     b----辊筒的辊、面宽度。
      l----辊筒的轨距
  D---下压辊外径
  d----下压辊内径
显然:σ<[σ],∴上下辊都能满足条件。
5.3.4 压辊的结构设计和工艺要求
    施胶机的压辊由两根轴、两个闷头和外包的辊筒组装而成。
轴与闷头之间要采用过盈配合,装配时需采用热套的方法,所以轴必须先加工与闷头配合的部分,待与闷头热套后再加工其余伸出的部分,以防止遇热变形。由于闷头装在左右两根轴上,再套上辊筒,工作时高速旋转,所以两根轴之间有较高的同轴度要求。
关于动平衡,当施胶机速度大于200 m/min时,应作动平衡检测。本次设计施胶机速度为600 m/min,速度为347.4 r/min,电机转速1480 r/min,而降低速度是通过变频电机来实现的。
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