双滚筒碎边剪传动系统的设计【毕业论文+CAD图纸】

买文档就送您CAD图纸，Q号交流197216396或11970985摘 要 本文主要讨论了双滚筒碎边剪传动系统的结构组成，首先在绪论中对碎边剪做了简要的介绍，包括其特点，现状，以及工作原理。随后在正文的计算部分，首先对剪切力,剪切力矩以及电功率进行了计算从而选择了合适的电动机，随后又对传动比的分配和轴的转速，转矩进行分析计算，接着对轴与齿轮进行了设计计算，其中包括一级，二级齿的设计，高，中，低速轴的计算，以及键与联轴器的选择。而后分析了齿轮座的构成，齿轮座箱体内装着一对齿数相同的圆柱斜齿轮，保证直径相等的上下装刀滚筒转速相同，上、下成对刀刃得以对齐剪切，每个滚筒上均布有6个刀片，其刀片长度方向平行于滚筒轴线。最后对滚筒和刀片进行了设计，其中包括装刀滚筒的外径，内径和宽度以及碎边剪剪刃的主要结构参数:刀刃的圆周直径，刀刃宽度，刀刃长度，刀刃厚度，刀刃倾角等的选择。该碎边剪传动系统结构比较简单，具有剪切平稳，振动和噪音小，速度高，生产率高的特点。关键词： 双滚筒碎边剪； 传动系统； 滚筒； 刀刃AbstractThis paper mainly discusses the structure of the double roller broken edge cut transmission system. Firstly it gives a simply instruction of the shear cutter in the introduction, Including its characteristics, the status quo, and working principle. Then in the text of the computation part, Firstly calculate the shear force, shear torque and power in order to choose the right motor, and the distribution and axis of transmission speed, torque is analyze. Then design and calculate the axes and the gear. Including the design of the level 1, level 2 tooth ,calculation of the High, middle and low speed axis, the choosing of the keys and the coupling, analyzing the composition of the gear wheel seat, there is a pair of oblique gear wheel of cylinder having the same tooth number in the body of gear wheel seat, make sure roller fixing bits which own the same diameter have the same rotational speed, upper and lower blades can shear belted steel stable, there are 6 razor blades at each cylinder and the length direction of the razor blade is parallel in the cylinder axis. Finally, discuss External diameter, internal diameter and width of roller fixing bits and the main structural parameter of cutting edge of the scrap chopper: The circumference diameter of the cutting edge, the width of the crucial point, the length of the crucial point, the thickness of the crucial point, the inclination of cutting edge and so on. The structure of the transmission system of double-roller shearer for break verge of strip is simpler, having the characteristics of shearing steadily, vibration with low noises, high pace, and high productivity.Key words： Double-roller shearer for break verge of strip; Transmission System; Drum; Blade目 录绪论11 碎边剪的简介12 碎边剪的现状：13 设计方案：41 剪切力的计算和电机的选择61.1 剪切力的计算：61.2 剪切力矩的计算：61.3 电动机功率的计算：91.4 电动机的选择：92 减速器的设计与计算：102.1 传动比的分配和轴的转速、转矩的分析计算102.1.1 滚筒直径的确定102.1.2 总传动比的分析计算102.1.3 传动比的分配102.2 轴和齿轮的设计122.2.1 一级齿轮的设计122.2.2 二级齿轮的设计162.2.3 高速轴的设计计算212.2.4 中速轴的设计计算242.2.5 低速轴的设计计算272.2.6 键连接的选择302.2.7 连轴器的选择303 齿轮座的设计323.1 齿轮设计323.2 传递轴的设计333.2.1 与低速轴联接的轴的设计（即IV轴）333.2.2 轴的设计：343.2.3 轴的校核：343.3 键连接的选择364 滚筒和刀片的设计374.1 滚筒的设计374.1.1 滚筒体直径D和宽度B的确定:374.1.2 滚筒侧板尺寸的确定:384.2 刀片尺寸的确定:39结束语41参考文献42致谢4342绪论1 碎边剪的简介碎边剪是安装在带钢生产线上的废边剪断机，用于将圆盘剪切机剪下的厚度在2mm以上的带钢废边，再剪成长150-250mm的碎段，以便堆放、输出。碎边剪的主要作用是：在轧薄带钢时,剪边机将运动着的薄带钢纵向边缘剪齐，因而会产生长度很长的窄带钢条。这些窄带钢条是回收的废钢,而当废钢的厚度在2mm以上时,需用碎边剪将剪开成一小段才方便回收。常见的碎边剪的核心机构是上、下剪鼓,上、下剪鼓是装着刀片的两个相对转动的刀鼓组成，他们构成了碎边剪的剪切机构。 图0.1碎边剪刀鼓工作简图碎边剪一般都是两个机架分别传动，每个机架各剪切带材的一边。为了适应圆盘剪剪切速度的变化，碎边剪采用直流电动机传动。电动机经减速器直接转动刀鼓轴；双刀鼓碎边剪则直接转动下轴，由下轴的齿轮带动上刀鼓同时旋转。为了在剪切过程中能紧急停车，可在主传动轴上装设离合器。也可在主传动轴上装设飞轮，用以减小电动机功率。2 碎边剪的现状：如今常见的碎边剪有如下类别：(1)摆动式液压碎边机：摆动式液压碎边机采用的是悬挂式，主要有导向装置、剪切装置及固联其上的板条压紧及分离构件、液压系统及电控系统组成。液压系统与电控系统借用以前装置上的配置，液压缸有一台专用的叶片泵PFE51090驱动，两边的剪切油缸交错进行剪切作业，剪切长度和相互间隔时间有PLC控制。这种结构形式简洁，占有空间非常小。结构特点：(a)采用剪切油缸中间铰接和缸尾铰接相结合的形式，剪切力对整个结构来讲完全是内力，悬挂点承受的只是油缸与吊架的重量。由于不存在速度的匹配问题，同时，剪切部分重量非常轻，而且悬挂点装有轴承，摆动起来所需推力很小，因而能适应的板条宽度范围大。(b)导向装置主要是让板条适当向两边分，以使板条避开前面的立辊装置，这样可以将板条剪的长一点，方便收集。(c)固联于上刀座上的板条压紧与分离构件在总体结构中地位也非常重要，它一方面可以在剪切开始时将板条压紧，改善剪刃剪切状况；另一方面，在剪切动作完成上剪刃纠缠在一起，造成板条歪曲以致于堵塞导入口，影响生产的顺利进行。(d)刀刃间隙的调整也非常方便，调整工作量小。值得注意的是：(a)由于机组作业时板条的宽度变化是不可避免的，因此必须适应细窄板条的摆动剪切要求。为此，在保证剪切强度与刚度要求的前提下，应尽可能的减轻悬挂部分的重量，减小圆盘剪上下剪刃重合点和碎边机的距离。(b)悬挂点的转动要非常灵活，轴承要加足润滑油，以减小摆动时的阻力。(c)板条压紧与分离构件所用弹簧要有合适的刚性，压板还要尽量靠近上剪刃，防止较软材质的变形上翘。(d)导向装置不仅导向功能要好，还要减小板条前进时的阻力，防止局部阻力过大引起板条变形。(2)机-液双滚筒式碎边剪切机：1.电机 2.驱动针轮摆线减速机3.鼓形齿离合器4.齿轮箱5.上刀轴6.上滚筒7.下刀轴8.下滚筒9.液压缸10.液压缸图0.2机-液双滚筒式碎边剪切机工作原理及结构: 机-液双滚筒式碎边剪切机是将剪切下来的废边通过导向槽进入转动的剪刀，碎边成大约220mm长的小块，然后沿着溜槽掉入碎边运输机上，运送到车间外部驱动电机采用交流变频调速该碎边剪切机刀刃的圆周速度与带钢行走速度相等，而使得碎边剪与圆盘剪切同步，即在带钢高速运行时追踪剪切废边，故又称该碎边剪切机为飞剪式碎边剪。该碎边剪切机包括两组装在底盘上可移动的滚筒剪子组（对称布置）组成，电机驱动针轮摆线减速机，通过鼓形齿离合器和齿轮箱同时将动力传到下刀轴和上刀轴上，它们分别带动下滚筒和上滚筒转动，装在滚筒上的剪刃即可剪切废边。 整个刀头箱在鼓形齿离合器3的内外齿套相互脱开后，可以单独拿到修理间更换或修磨刀刃，换上新的刀头箱后继续生产，鼓形齿离合器的离开或闭合是由液压缸来操作的，这就避免了换刀而需较长的停车时间。机-液双滚筒式碎边剪切机是一种新型的碎边剪切机，具有剪切平稳、振动和噪声小，速度高，生产率高等特点，尤其是刀刃采用倾斜式布置形式，使剪切力、剪切力矩及功率下降、刀架的移动，轨道的夹紧等采用了液压驱动，使结构简化、体积缩小，重量减轻。太钢第七轧钢厂冷线机组上采用了这种碎边剪切机。(3)双滚筒式碎边剪：1.上滚筒2.离合器3.减速器4电动机5机架横移电机6座底7.下滚筒图0.3 联邦德国施罗曼350双滚筒式碎边剪 以武钢冷轧厂引进的联邦德国施罗曼350双滚筒式碎边剪为例，它是由直流电机（N=070/70千瓦，n=01000/1000转/分）通过传动比i=3.2的减速器，带动下滚筒旋转，同时通过安装在上、下滚筒轴上的一对斜齿轮带动上滚筒旋转进行剪切。上下滚筒都是悬臂支承载机架中，其结构特点是：每一个滚筒上都安装有和滚筒轴线倾斜成角的五块均匀分布的刀片.上下二个滚筒上的刀片按相反方向配置。倾角=25度。刀片上可以看出，刀片固定后，刀刃正好在351的圆柱面上。由于剪刃具有一定的倾角，故使剪切力，剪切力矩，功率，剪切机重量和尺寸都相应减少。其剪切特点是当上下二个滚筒转动剪切时，固定在滚筒上二剪刃是依次逐渐接触，由A到B进行滚动剪切，且各点的重叠量都是相等的，不会卡住，故其刀片行程相对的比倾斜的直刀刃大。3 设计方案：1.直流电动机2.减速器、3.联轴器4.齿轮座5.装刀滚筒图0.4双滚筒式碎边剪将碎边剪设计成双滚筒碎边剪，该碎边剪的传动系统包括：1.直流电动机2.减速器、3.联轴器4.齿轮座5.装刀滚筒等部件，电动机直联减速器，变频调速器控制电动机转速。其齿轮座与装刀滚筒具体结构见所示。齿轮座箱体内装着一对齿数相同的圆柱斜齿轮，保证直径相等的上下装刀滚筒转速相同，上、下成对刀刃得以对齐剪切。上齿轮有主齿轮与副齿轮通过螺栓连为一体，调整其间垫片的厚度，可使上下齿轮成为无侧隙啮合传动用以减少传动冲击载荷，副齿轮做的较薄，具有一定的弹性，不会使上、下齿轮因制造、安装小量误差而在传动过程中出现别劲现象。设计中注明上、下齿轮相对键槽位置，让齿轮与装刀滚筒装在上、下轴上后，上、下滚筒上的成对刀刃能安装对齐。上、下装刀滚筒分别用切向楔键固定在上、下轴上，每个滚筒具有两个切向楔键，调整两楔键的楔入深度，可在切向锁紧的同时，尚能微量调节上、下刀刃对齐状态。每个滚筒上均布有6个刀片，其刀片长度方向平行于滚筒轴线，这样便于在滚筒上准确分度加工装刀槽。刀片置于装刀槽中，用楔快固定，调整背垫片的厚度，可微量调节每对上、下刀刃的对齐位置，使成对刀刃键具有适量间隙。调整底垫片的厚度可调节刀片装入后的高度，使每个滚筒上6个刀片的刀尖处于同一轨迹圆上，并保证上、下刀刃所需的剪切重合度。刀片使用一段时间后刃口会变钝，可换下修磨再用，修磨会使刀片高度变小，安装这种修磨后的刀片需要底垫片。4.设计方案的优越性：此双滚筒碎边机结构较简单，具有剪切平稳，振动和噪音小，速度高，生产率高的特点。它采用直流流电动机，控制系统简单；每个滚筒上装6个刀片，容易分度加工装刀槽；减速器与齿轮座之间采用容易脱开的齿轮联轴器，检修时整体拆走待修齿轮座与装刀滚筒，换上早以准备好的齿轮座与装刀滚筒。这样在生产线外修理齿轮座与装刀滚筒，可减少带钢生产线停产时间。1 剪切力的计算和电机的选择1.1 剪切力的计算： 剪切力 （1.1） 式中 被剪切时带钢的横截面积； 被剪切时带钢的强度极限； 技术参数：钢板厚度，材料45钢，板宽1200钢的最大宽度b=50mm则查金属工艺学，得 材料45的钢的强度极限，延伸率 剪切力1.2 剪切力矩的计算：总力矩 （1.2）式中 n刀片对数； 转动刀盘所需的力矩； 刀片轴上的摩擦力矩； 转动力矩： （1.3）式中 D刀片直径； 查轧钢机械，见下表被剪切带材厚度刀片直径刀片厚度0.18-0.60.6-2.52.5-66-1010-25150-170250-270440-460680-700700-10001520406080表1.1 刀片直径、厚度与被剪切带材厚度的关系（mm）由于带钢厚度为2mm，所以刀片直径D=250-270mm，取D=250mm如图所示，为弦AB与CD间夹角的一半。图1.1 剪切金属的压力图由图得 （1.4） 式中 S刀片重叠量查轧钢机械，得S=1.1mm，侧向间隙=0.2mm （1.5） 式中 断裂时的相对切入深度； （1.6）其中取，则则 得 所以又有 （1.7） 式中 轴承处摩擦系数； d轴承处轴径；刀片轴承的使用寿命至少十年，转速n=10r/s=600r/min根据 式 （1.8）查机械设计手册第二卷表7-2-8 7-2-11，得，轴承受径向载荷得根据式 查机械设计手册第二卷表7-2-14，查机械设计手册第二卷表7-2-16,则 查机械设计手册第二卷表7-2-67，得 ，选取N1012型圆柱滚子轴承，其内径d=60mm，D=95mm，B=18mm查机械设计手册第二卷表7-2-17，得摩擦系数 所以 总力矩 1.3 电动机功率的计算： 功率 （1.9） 式中 考虑刀片与钢板间摩擦系数， V钢板运动速度，2m/s传动系统效率，取，得1.4 电动机的选择：根据所算功率N=19.97KW，查机械设计手册第五卷，选取YH-180L-4型高转差率三相异步电动机：额定功率22KW，满载转速1380r/min，同步转速1500r/min。图1.2 YH-180L-4型高转差率三相异步电动机2 减速器的设计与计算：2.1 传动比的分配和轴的转速、转矩的分析计算2.1.1 滚筒直径的确定 （2.1）式中 D刀刃圆周直径； S刀刃重叠量； h被剪切带钢厚度； 余量，一般，取则取2.1.2 总传动比的分析计算由电动机的满载转速和工作机主动轴转速（滚筒的转速）可确定传动装置应有的总传动比为： （2.2）则由于，此减速器设计为双极圆柱斜齿轮减速器。2.1.3 传动比的分配高速级：低速级：2.1.4 传动装置的运动和动力参数计算：（1）各轴转速的确定： （2）各轴的输入功率计算：设、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动、滚动轴承的效率查机械设计课程设计P6表2-2，得，则 （3） 各轴的输入转矩计算： 各轴的运动机动力参数表2.1轴号电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III138019.36133.983.07403.5118.59439.982.36153.4317.821109.181153.4317.471087.392.2 轴和齿轮的设计2.2.1 一级齿轮的设计1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数，齿数比，大齿轮齿数，取。4） 选取螺旋角。初选螺旋角142 按齿面接触强度设计由式 （2.3）1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由图1030选取区域系数（3） 由表107选取尺宽系数（4） 由图1026查得，则（5） 由表106查得材料的弹性影响系数（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的解除疲劳强度极限；（7） 由式1013计算应力循环次数（工作寿命至少10年，每年工作300天） 由图1019查得接触疲劳寿命系数；（8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t =（2） 计算圆周速度 （3） 计算齿宽b及模数（4） 计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取根据v=4.71m/s,7级精度，由图108查得 动载系数；由表104查;由表1013查得;由表103查得;故载荷系数 （6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 （7） 计算模数 3 按齿根弯曲强度设计由式(1017) (2.4)1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数 (2)根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数 (3)计算当量齿数 (4)查取齿型系数由表105查得；(5)查取应力校正系数由表105查得；(6)由图1020c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（7）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数；(8)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 (9)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。2） 设计计算取标准值小齿轮齿数 取大齿轮齿数 取4 几何尺寸计算1） 计算中心距a圆整后取172mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故、等参数不必修正。3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 4） 计算齿轮宽度 圆整后取，5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。2.2.2 二级齿轮的设计1 选精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（2）精度等级选用7级精度；（3）选小齿轮齿数，齿数比，大齿轮齿数，取（4）选取螺旋角。初选螺旋角2 按齿面接触强度设计由式 (2.5)（1）确定公式内的各计算数值1)试选2)由图1030选取区域系数3)由表107选取尺宽系数4)由图1026查得，则5)由表106查得材料的弹性影响系数6)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的解除疲劳强度极限；7)由式1013计算应力循环次数（工作寿命至少10年，每年工作300天） 8)由图1019查得接触疲劳寿命系数；9)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）计算1)试算小齿轮分度圆直径 2)计算圆周速度 3)计算齿宽b及模数 4)计算纵向重合度5)计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取根据v=2.19m/s,7级精度，由图108查得 动载系数；由表104查;由表1013查得;由表103查得;故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 7)计算模数 3 按齿根弯曲强度设计由式 (2.6)（1）确定计算参数1）计算载荷系数 2)根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数 3)计算当量齿数 4)查取齿型系数由表105查得；75)查取应力校正系数由表105查得；6)由图1020c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；7）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数；8)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，得 9)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）设计计算取标准值小齿轮齿数 取大齿轮齿数 取4 几何尺寸计算（1）计算中心距圆整后取（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故、等参数不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 (4)计算齿轮宽度 圆整后取，(5)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。2.2.3 高速轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋1 作用在齿轮上的力2 初步确定轴的最小直径34 轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案图2.1 高速轴 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)各段直径的确定： I-II段：由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为35mm。 II-III段：考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为40mm。 III-IV段：该段轴要安装轴承，则轴承选用7209c型，即该段直径定为45mm。 IV-V段:该段轴直径定为52mm。 V-VI段：该段为小齿轮，外径为78mm。 VI-VII段：该段轴肩固定轴承，直径为52mm。 VII-VIII段：该段轴要安装7209c型轴承，直径定为45mm。(2)各段长度的确定I-II段：该段由联轴器孔长决定，联轴器型号为LT6，长度为82mm。 II-III段：该段长度为56mm。 III-IV段：该段安装7209c型轴承，长度为19mm。 IV-V段:该段长度定为143.5mm。 V-VI段：该段为小齿轮，长度就等于小齿轮的宽度，为85mm。 VI-VII段：考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，则该段长度为16mm。 VII-VIII段：该段安装7209c型轴承，长度为19mm。I轴表2.2I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径35404552785245长度825619143.58516194.轴的校核：（1）求轴上的载荷：图2.2图2.3根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，作为简支梁的轴的支承跨距为263.5mm。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面.以下是C处的, ,M的值:表2.3载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T（2）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的强度。根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 此前选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查的 因此，,故安全。2.2.4 中速轴的设计计算1 初步确定轴的最小直径2 求作用在齿轮上的受力:第一对齿轮：第二对齿轮：3 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案 图2.4 中速轴2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：直径： I-II段轴用于安装轴承7209c，故取直径为45mm。 II-III段轴肩用于固定轴承，查机械设计手册得到直径为52mm。 III-IV段为小齿轮，外径106mm。 IV-V段分隔两齿轮，直径为62mm。 V-VI段安装大齿轮，直径为52mm。 VI-VII段安装套筒和轴承，直径为45mm。长度：I-II段轴承宽度为19mm，所以长度为19mm。II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度115mm。IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为15mm。V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为78mm。VI-VII长度为39.5mm。II 轴表2.4I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VII直径4552106625245长度1916115157839.54 轴的校核：图2.5图2.6（1）求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，作为简支梁的轴的支承跨距为259mm。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B和C是轴的危险截面.以下是B处的, ,M的值:表2.5载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T以下是C处的, ,的值:表2.6载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩总弯矩扭矩T（2）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的强度。根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 此前选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查的 因此，,故安全。2.2.5 低速轴的设计计算1 求作用在齿轮上的力2 初步确定轴的最小直径 3 轴的结构设计(1)轴上零件的装配方案图2.7 低速轴(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：I-II段轴直径尺寸由联轴器确定，选联轴器型号为LT9，直径为56mm；II-III段，考虑到联轴器的轴向定位可靠，轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径定为61mm；III-IV段轴安装轴承，选用型号7213C，则该段直径为65mm；IV-V段使轴承定位可靠，其直径为74mm；V-VI段直径定为80mm；VI-VII的直径定为74mm；VII-VIII段安装轴承，型号为7213C，则该段直径为65mm。根据I，II轴的尺寸的III轴的各尺寸如下表：III轴表2.8I-IIII-IIIIII-IVIV-V V-VI VI-VIIVII-VIII直径56616574807465长度84542310710108434 轴的校核：（1）求轴上的载荷图2.8图2.9根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，作为简支梁的轴的支承跨距为268mm。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面.以下是C处的, ,M的值:表2.9载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T（2）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的强度。根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 此前选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查的 因此，,故安全。2.2.6 键连接的选择1.对于高速轴，轴端选取单圆头普通平键10870；2.对于中速轴，轴间选取双圆头普通平键161070；3.对于低速轴，轴端选取单圆头普通平键161070，轴间选取双圆头普通平键161070。见下表：表2.10轴高速轴中速轴低速轴键10870（C型）161070(A型)161070（C型）2012100(A型)2.2.7 连轴器的选择1.高速轴用联轴器的设计计算：由于原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL6，但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以弹性柱销联轴器选用TL6其主要参数如下：材料HT200；公称转矩；轴孔直径，；轴孔长，；装配尺寸；半联轴器厚2.第二个联轴器的设计计算由于原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器TL9其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径 轴孔长， 装配尺寸半联轴器厚见下表：表2.11轴电动机轴和I轴III轴和轴联轴器LT6 LT93 齿轮座的设计图3.13.1 齿轮设计由于滚筒直径为250mm，刀刃直径为270mm，使得能对带钢进行碎边,则传递齿轮的中心距a=270mm.又由于两齿轮传动比u=1,则两齿轮的分度圆直径均为d=270mm1.选精度等级、材料(1)材料及热处理；选择齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS， (2)精度等级选用7级精度；(3)选取螺旋角。初选螺旋角2.几何尺寸计算(1)齿数的确定:由 ,取,得圆整后取(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 (3)确定齿轮宽度 （4）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。3.2 传递轴的设计3.2.1 与低速轴联接的轴的设计（即IV轴）（1）拟定轴上零件的装配方案：图3.2（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：I-II段：由于该轴端与减速器III由LT9型联轴器联接,则其长度与直径受联轴器尺寸影响，其直径为55mm，长度为112mm。 II-III段：考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为60mm，长度为40mm；III-IV段：该段轴要安装轴承，则轴承选用7213c型，则该段直径定为65mm，长度为23mm；IV-V段:该段轴装大齿轮和轴肩，其直径定为70mm，长度定为185mm； V-VI段：该段轴要安装轴承，则轴承选用7215c型，则该段直径定为75mm，长度为25mm；VI-VII段：该段轴装滚筒，根据滚筒尺寸，该段直径定位为84mm，长度定为210mm.轴的各尺寸如下表：表3.1I-IIII-IIIIII -IVIV -VV-VIVI-VII直径556065707584长度1124023185252103.2.2 轴的设计：由于轴与轴对称，则其尺寸与轴尺寸对应相同。图3.3表3.2 轴的各尺寸I-IIII-IIIIII -IVIV -VV-VI直径6065707584长度4023185252103.2.3 轴的校核：（1）求作用在齿轮上的力（2）求轴上的载荷由于两齿轮座轴对称相同，故去其中一轴校核即可。图3.4图3.5根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，作为简支梁的轴的支承跨距为164mm。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面，在B点受齿轮的力，在C点受剪切力。以下是B处的, ,M的值:表3.3载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T（3）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的强度。根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 此前选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查的 因此，,故安全。3.3 键连接的选择1.对于与减速器低速轴连接的齿轮座轴，从左至右，分别选取单圆头普通平键1610100，双圆头普通平键2012110，双圆头普通平键2214140；2.对于另一齿轮座轴，从左至右，分别选双圆头普通平键2012110，双圆头普通平键2214140。 表3.5轴轴（由左至右）轴（由左至右）键1610100 (C型）2012110(A型)2214140（A型）2012110（A型）2214140（A型）4 滚筒和刀片的设计4.1 滚筒的设计4.1.1 滚筒体直径D和宽度B的确定:图4.1滚筒 (3.1)式中 D刀刃圆周直径； S刀刃重叠量； h被剪切带钢厚度； 余量，一般，取则 取滚筒体宽度B可由被剪切带钢侧边最大宽度来确定: (3.2)一般取80-150mm,取, 则4.1.2 滚筒侧板尺寸的确定:根据滚筒所在轴的直径，设计滚筒侧板的尺寸如下：左侧板：图4.2 左侧板内径；外径；板宽；螺钉内径为M10，个数为6均布。右侧板：图5.3 右侧板内径；外径；板宽；螺钉内径为M10，个数为6均布。4.2 刀片尺寸的确定:根据滚筒外径以及其轴径,取刀片高度刀片倾角 (3.3)式中 B滚筒宽度; D刀刃圆周直径; -刀片高度.所以 刀片长度l可由滚筒宽度B,刀刃倾角和刀片厚度来确定, 查轧钢机械表8-13，得 所以如图所示：图5.4 剪刃结束语 通过这将近两个月的紧张设计，本设计终于完成了。在设计过程中我们发现了许多问题，也解决了许多问题。就是在这个发现问题和解决问题的过程中，我们将自己在机械方面的知识再次提升。重要的是，在这个关于退火线传动辊的设计中，我们对工业的各项要求有了深入的了解，在思想上，我们树立了工程思想，一切不再是简单的、死板的知识，而是一个