施胶机总体设计+CAD图纸+辊筒设计(9)
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。