毕业设计（论文）-1700冷轧机组卷取机设计（含全套CAD图纸）

鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 1 页 1700 冷轧机组卷取机设计 1 绪论 1.1 选题的背景和目的 卷取机的设计，除了按一般机械设计程序进行机构和强度设计外，尚有几个与工 艺和操作有关特殊问题。如机构选择、主要参数确定、卷筒压力计算和张力、调速、 卷取质量等。 卷取机的结构形式的选择，热带钢卷取机装在热带钢轧机的后面地下式卷取机， 一般三辊式成形辊布置多支点棱锥型卷筒。冷轧带钢卷取机安装冷轧机组、平整机组 外，广泛用于各类纵切和横切精整机组、重卷机组和酸洗机组的不同部位以满足不同 的工艺要求。 在可逆式冷轧机上轧制时，带钢张力由卷取机产生，因而这种卷取机要承受很大 的张力，宽带钢的张力可达 400500 千牛，特别多辊轧机轧制合金薄带材时，带钢对 卷取机的径向压力极大，长期以来多采用带钳口的实心卷筒。再设置重卷机组倒卷， 多采用八棱锥无缝隙卷筒，以防止卷筒损坏坯带材表面。冷带钢卷取机是冷轧生产的 重要设备。通过卷取机将带钢卷成钢卷，以便贮存和运输。 卷取机的设计，为解决针对工艺和操作有关特殊问题背景下进行的。其目的是确 定合理的主要参数。通过综合分析选择正确的机构，按工艺要求确定张力的大小，计 算调速范围，保证恒张力卷取。按实测张力讯号调整电机转速，解决卷取带卷平整， 防止产生左右偏斜的跑偏问题。提高卷取质量。这次设计，根据卷取机生产中存在的 问题，制定合理的改造方案，选择合适电机以满足调速范围的要求。通过设计过程， 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 2 页 掌握单体机械设备设计方法，提高绘图技术和设计能力，为以后工作打下良好的基础。 1.2 带钢卷取机国内外发展 热带钢卷取机最早是八辊成型导板引入，生产中事故较多，改成四个成型辊和导 板。由于压力不均，钢卷质量不好，易形成塔形。现在，多数采用三辊式卷取机，用 计算机进行控制。卷取机的引料辊由框架结构改进摆动机构以便快速提升上辊，满足 卷取张力的要求。 冷带钢卷取机是地上卷取机，卷筒机构由形块改成扇形块，由于扇形块机构对称、 强度高，在冷轧机上广泛应用。近年来，冷轧机发展采用高速、大卷重、自动化。要 求卷取机进行改革。采用八棱锥扇形块卷筒，对薄带钢采用牙条扇形块无缝隙卷筒， 以防止钢卷不圆。 为满足卷取工艺要求，保证卷取质量，卷取机能够夹紧板头和卸卷，一定采用钢 板头夹紧机构，卷筒胀缩机构。近年来采用液压伺服系统自动调整卷取机的位置，保 证板边整齐。 近年来，由于卷筒机构的改进，卷筒一般有两段胀缩和三段胀缩机构，胀缩量较 大。最近，使用四棱锥可控制刚度的卷筒。这种卷取机在卷取过程中，随着径向压力 的增加有微量的自动缩径。从而，在不影响带钢张力的前提下，大大减少了带钢对卷 筒的径向压力。以保证卷筒的刚度。卷取机卸卷侧都设有活动支撑，以提高它的刚度 同时，保证卸卷要求。 1.3 冷带钢卷取机研究内容和方法 1.3.1 冷轧机组平面布置图，卷取机的作用 1700 冷轧机组平面布置如图 1.1 所示 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 3 页 1 预拆卷机 2 伸直机 3 拆卷机 4 导向辊（二个） 5 机前压板 6 1700 四辊轧机（二架） 7 张力辊 8 卷取机 图 1.1 1700 冷轧机组平面布置示意图 1700 冷轧机是不可逆轧机，采用二辊机架连轧，也称二重式冷轧机。轧制工艺过 程是，将吊车吊运的钢卷用拆卷机拆开，由伸直机将带钢头部平直。拆卷机转动使带 钢经过机前压板进入四辊轧机运行到卷取机，带钢头部被卷取机钳口夹紧。卷筒直径 胀大，卷取几卷后，压板压紧，进行轧制。轧制一道次后，卸卷返回卸卷机再重复前 面的工艺轧制，重复一次轧制四道次。由于都是正向轧制道次压下量大，起到五道次 的作用。机前压板产生后张力，而二机架中间用张力辊产生张力，并用液压缸调节它 的大小。这样轧制工艺生产率高、成材率好，相当二机架连轧。 卷取机的作用保证卷取带钢，并产生恒张力轧制。 1.3.2 冷带钢卷取机的类型和特点 由于成卷冷轧带材生产方式的发展，卷取机成为轧制和各精整线中不可缺少的重 要设备，根据不同的用途采用不同的结构形式。在不同的卷取速度、带卷重量和卷取 张力的条件下，卷筒承受较大的张力，这就决定了卷筒结构的多样性和复杂性。从卷 筒的发展过程来看，先后有无心卷筒和凸轮式、斜楔式、棱锥式和径向柱塞式等胀缩 卷筒。卷取机采用固定式卷取外，也出现浮动式卷取机，卷取机横向移动，补偿带材 跑偏。可采用光电或气动式发射和接受装置实现随机控制。 1 实心卷筒卷取机 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 4 页 实心卷筒强度和刚度最大，卷取时产生的弯曲和塌陷变形少，保证均匀的张力。 多半用于冷轧带材的多辊轧机上。但实心卷筒不能胀缩，故不能卸卷，卷取后需要重 卷。 2 凸轮式卷筒卷取机 这种卷取机用凸轮实现胀缩卷筒，强度和刚度低，对称性差，动平衡不好，加工 较困难，凸轮磨损严重，容易卡住而不能胀缩，大型卷取机很少用这种卷筒，多用于 小型冷轧机组。 3 弓形块卷筒卷取机 弓形块卷筒卷取机，带有独立的钳口，斜楔式胀缩卷筒，这种卷筒虽然机构比较 复杂，加工较困难。但实践证明使用性能良好，工作可靠，卷筒轴强度、刚度较高， 平衡性较好，广泛用于轧机、酸洗机组和精整机组中。 4 棱锥式卷筒卷取机 棱锥式卷筒结构简单，斜楔机构工作可靠，强度和刚度较大，可在高速下以大张 力卷取带卷。胀缩液压缸与卷筒旋转部分分开，改善液压缸的工作条件，容易密封。 转动部分飞轮较小，利于快速启制动。特别四棱锥得到广泛应用。 1.3.3 带钢卷取机研究内容和方法 为搞好卷取机的设计，应研究下列内容，按下列方法进行： 1 下厂收集资料，实习有关设备，了解生产中存在的问题，查阅与设计有关的资料。 2 制定设计方案，对生产中存在的问题进行改进，制定合理的设计方案，并对方案进 行评述。 3 对电机容量进行选择，制定传动方案。 4 对主要零部件进行设计计算，保证强度和刚度要求。 5 绘制总图、部分部件图和零件图。 6 说明试车要求、润滑方法和油脂，为达到设计功能采用合理控制方案。 7 经济分析与评价。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 5 页 2 方案的选择与分析 冷轧机组采用的卷取机一般用四棱锥式卷取机，有卷筒轴和四个扇形块组成。卷 筒的胀缩靠扇形块与其下面的棱锥轴上的斜楔轴向相对运动来实现。由于结构对称， 强度和刚度好，适用大张力卷取。因此选择扇形块式斜楔四棱锥卷取机。卷取机传动 简图见图 2.1。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 6 页 1 卷筒 2 推动杆 3 空心传动轴 4 减速机 5 制动器联轴器 6 电机 7 双向胀缩液压缸 8 随动液压缸 9 活动支承 图 2.1 卷取机传动简图 卷筒有电机经减速机带动空心棱锥轴来传递，卷筒的胀缩靠液压缸带动推动杆实 现胀缩。 现代冷轧机向高速、大卷重、自动化方向发展。为保证钢卷质量，对卷取机做了 改进，为了减少卷取机的传动惯量以改善卷取机启动、制动、调速性能。对传动齿轮 设计时减少惯量。其次为解决卷取轴的加工困难，改进卷取轴圆形用键装上较短的带 斜楔的四棱锥轴这样改进不仅加工长卷取轴方便，而且更换提高维修度，由于冷轧机 带钢出口速度很高已达 40 米/秒。为提高轧机的生产率，缩短辅助操作时间，方案中 卷筒均不采用钳口。而用助卷机帮助带钢绕在卷筒上，这样卸卷方便快速。 3 卷筒的设计计算 3.1 卷筒当量半径的确定 对于冷轧带材卷取机，卷筒直径的选择一般以卷取过程中内层带材不产生塑性变 形为设计原则。对热轧带材卷取机，则要求带材的头几圈产生一定程度的塑性变形， 以便得到整齐密实的带卷。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 7 页 四棱锥扁形块式卷筒，可从弹性变形等条件到出卷筒当量半径公式 1，467 （3.1） 2 2 2 0 2A Ar r 当 式中：-卷筒半径 mm o r - 1.467 2 A A r 2 ln 0 tgLAA maz /2 为棱锥轴横断面大边长 maz A L-为段棱锥轴长 -棱锥角 tgLAA maz /2 8182185tg mm31.146 mm A A16.73 2 31.146 2 7989 . 0 16.132 230 ln 2 A 2 2 2 0 2A Ar r 当 71. 02 71. 02302 mm88.122 3.2 卷筒径向压力的计算 径向压力计算不仅是卷筒零件强度和胀缩缸推力计算的先决条件，而且与卷取质 量直接相关。一般认为卷筒径向压力与卷取张力和带卷直径、带卷和卷筒的径向刚度 （包括带卷的层间变形效应和卷筒的胀缩性能） 、带卷层间介质及表面状态、层间滑动 与摩擦及带宽等因素有关。由于这些问题在理论分析和实验研究方面都具有较大的难 度，多年来国内虽有许多学者做了大量研究工作，至今仍不能精确计算卷筒径向压力。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 8 页 卷筒压力的计算公式较多，一般都把卷筒化为薄壁圆筒，考虑圆筒受力后的弹性 压缩变形与应力的，但没有考虑卷筒的自动缩径和卷层之间的摩擦的影响。其中英格 利斯公式较易于计算，其计算结果与不自动缩径情况较为接近。 英格利斯公式推导的出发点是，认为在张力卷取时，带材是连续依次地绕在卷筒 上并把带卷和卷筒看成厚圆筒的整体。 1，466 （3.2） 2 0 2 0 22 0 2 0 2 )( ln 1r rRrRa a p 1，466 （3.3） 1 2 1 2 22 0 22 0 1 2 E E rr rr E E a 当 当 2,420 22 0 22 2 0 2 0 ln12 2 当 当当 rr rR r r t （3.4） -作用在带材上的张应力 0 R-带卷外半径 -卷筒外半径 0 r -卷筒当量半径 当 r -带材的弹性模数 1 E -卷筒的弹性模数 2 E -带材波松系数 1 -卷筒波松系数 2 若，EE 121 2 0 2 0 22 0 2 0 2 )( ln 2r rRrRa p 22 22 2 2 88.122230 88.1221150 ln 230 88.122 1 2 05.19 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 9 页 MPa12.24 式中： f e C 1 1 2 1 f=0.15 时，C=0.81 22 0 22 2 0 2 0 ln12 2 当 当当 rr rR r r t 22 22 2 2 88.122230 88.1221150 ln 230 88.122 12 2 05.19 MPa33.24 3.3 卷筒的强度条件 选择 45#钢 （3.5） 22 0 2 2 当 当 合外 rr pr 22 2 88.122230 88.12212.242 MPaMPa58027.19 （3.6） 22 0 2 0 2 当 合外 rr pr 22 2 88.122230 23012.242 MPaMPa58051.67 3.4 卷取张力的计算 MpabhT1207008 . 124.95 0 （3.7） 3.5 卷筒胀缩机构受力分析 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 10 页 P F/4 F/4 fN fN P 图 3.1 卷筒收缩时受力分析 3.5.1 卷取工作时收缩时的受力分析 0sincosfNNP （3.8） sincosf P N 12sin12 . 0 12cos 12.24 MPa05.24 0sin4cos4NfNF （3.9） cossin4fNF sincos cossin4 f fP F 若 0sinf ftgPF4 12 . 0 1212.244tg MPa93 . 8 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 11 页 p 2A Pm 图 3.2 卷筒收缩时受力 参考图带宽为 b AbpP m 2 （3.10） A pr pm 2 0 （3.11） Ab A pt P2 2 0 155016.732 16.732 23012.24 2 92.12160627MPamm ftgAb A pr F o 2 2 412 . 0 f （3.12） ftgbpr 0 24 12 . 0 12155023012.2424tg 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 12 页 2 188.4504210MPamm 式中： -卷筒收缩时受力（卷筒工作时卷筒缩径）F 3.5.2 卸卷时卷筒缩径的受力分析 P F/4 F/4 fN fN P N 图 3.3 卸卷时卷筒缩径的受力分析简图 取扇形块为自由体 0sincosNfPN （3.13） 0cos4sin4fNNF （3.14） 1,469 ftgbprF 0 24125 . 0 f （3.15） 125 . 0 8155023071.561940524tg MPa 11 1076. 1 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 13 页 式中： -胀缩液压缸反向推力（卸卷缩径） F 3.6 轴向胀缩液压缸行程计算 N L G 图 3.4 轴向胀缩液压缸行程计算简图 卷筒胀缩时直径 1 D 1 44 1 GLD （3.16） 1 13.258415.3364 mm460 卷筒缩径时直径 2 D 1 44 2 GLD （3.17） 1 0415.3364 mm428 XGG2 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 14 页 （3.18） X-径向位移 HtgX 卷筒胀缩量 HtgXDDD24 1 24 1 21 （3.19） tg D H 24 1224 32 tg mm61.103 3.7 胀缩缸直径的计算 1，470 0 2 p Q DH （3.20） 9 . 0 3 . 159 188.4504210 2 mm200 Q-胀缩缸张紧力 FQ -液压缸供油压力 0 p -胀缩缸效率 9 . 0 液压缸的反向推力 Q 0 22 4 pdDQ HH （3.20） 9 . 0 3 . 15975200 4 22 2 86.3870708MPamm -活塞杆直径 H d 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 15 页 tg bpr Q f 0 max 24 （3.21） 155023071.561940524 188.4504210 2126 . 0 -最大允许摩擦系数 max f 4 卷筒传动设计 4.1 电机的额定转速与传动比 卷筒电机的额定转速必须与卷取计算转速相适应 er n j n 2，423 （4.1） C j R v n max 30 1150 1030 sm/04.83 式中-最大卷取线速度，； max vsm/ -最大带卷半径，。 c Rm 需要减速机时，其速比 为i 2，423 j er n n i （4.2） 04.83 320 85 . 3 通过电机的调速，速比定为 3.5。 4.2 激磁调整范围与最大卷径比 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 16 页 为实现在卷取过程中张力不发生波动，卷筒的电机的弱磁调速范围应满足下列要 求 由于 i Dn i nR v erc 6060 2 max max 故 2，423 D R n n c er 2 max （4.3） 460 . 0 15 . 1 2 320 max n rpmn1600 max 式中 -卷筒电机弱磁调整的最高转速。 max n -卷筒直径，。Dm 4.3 卷筒电机功率计算 卷取带材所需的转动功率应由带材的张力、塑性弯曲变形、卷取的速度和加速度 及摩擦阻力等因素确定。由于塑性弯曲和摩擦的影响远小于张力，故初选电机时，额 定功率可按下式近似计算 er N 2，424 1000 max 2 Tv KNN jer （4.4） 9 . 0 /10120 2 . 1 smkN kw1600 式中 -塑性弯曲及摩擦影响系数，取； 2 K2 . 11 . 1 -卷取张力，；TN -卷取速度，；vsm/ -传动效率，取。9 . 085 . 0 式中 j N 称为计算功率，表示在各种工艺制度下，速度和张力乘积的最大值。 maxTv 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 17 页 用两台电机驱动卷筒工作，选 ZD120/45TH 直流电动机。kw800 初选电机并确定传动比之后，应对电机过载能力进行校核，应满足下列条件 2，424 er z M M （4.5） 式中 -所选电机的过载系数； -电机额定力矩 ， 2，424 er M er er er n N M9550mN （4.6） mN 47750 320 800 9550 -电机轴上的最大力矩，可按下式计算： z M 2，424 (4.7) fbTz MMMM 式中 -张力对电机轴的阻力矩 T M 2，424 (4.8) 3 0 10 2 Bh i D M W T 3 1005.195 . 41550 5 . 32 2300 mN 52.43658 其中 -带卷外径，； W Dmm -带材厚度，；hmm -电机至卷筒的减速比；i -带材弯曲对电机轴的阻力矩，忽略弹复作用时 b M 2，424 (4.9) 3 2 10 4 sb i Bh M 3 2 10225 5 . 34 5 . 41550 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 18 页 mN 44.504 -卷筒轴承摩擦形成的电机轴阻力矩 f M 2，425 (4.10) 3 10 2 Rj jj f P i d M 2 6 . 444 004 . 0 07.358 2 597 004 . 0 56.743 mN 21.1206 -表示卷筒支承的编号；j -第轴承处的轴承摩擦系数；j -第轴承处的轴承当量摩擦直径，单位为； j djmm -第轴承处的轴承支反力，单位为； Rj PjN fbTz MMMM 21.120644.50452.43658 mN 17.45369 mNMmN M er z 4775098.18330 99 . 0 5 . 2 17.45369 5 减速器的设计计算 5.1 传动装置的运动和动力参数 传动装置采用一级减速器，一对斜齿轮传动。运动参数为：电机功率，kWP800 1 转数，齿轮比。min/320 1 rn 5 . 3u 5.2 齿轮的设计计算 5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （2）选用 7 级精度（GB10095-88） 。 （3）材料选择:选择小齿轮材料为 40（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢 r C （调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 。 （4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数。24 1 z84243.5uzz 12 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 19 页 （5）选取螺旋角。初选螺旋角 =14。 5.2.2 按齿面接触强度设计 即： (5.1) 3 2 1 1 12 H EH ad t t ZZ u uTK d （1）确定公式内的各计算数值 试选 Kt = 1.6。 由图选取区域系数。2.453 ZH 由图查得，则。77 . 0 1 a 88 . 0 2 a 65. 1 21 aaa 由表选取齿宽系数。1 d 由表查得材料的弹性影响系数。MPa 189.8 ZE 计算小齿轮传递的转矩 0 0 3 0 1055.9 n P T = 9.55 320 800000 =23887500 mN 计算应力循环次数 jLhnN 11 60 1530082132060 9 1038 . 1 (5.2)uNN/ 12 5 . 3/1038 . 1 9 9 1039 . 0 查取弯曲疲劳寿命系数 由图查得，；90 . 0 1 FN K95 . 0 2 FN K 计算弯曲疲劳许用应力 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 20 页 取弯曲疲劳安全系数 S=1 得： (5.3) S K FEFN H 11 1 1 6009 . 0 MPa540 S K FEFN H 22 2 1 60095 . 0 MPa540 许用接触应力 (5.4) 2/ 21HHH 2/540540 MPa540 （2） 计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得： 3 2 1 540 8 . 189433 . 2 5 . 3 15 . 3 65 . 1 1 238875006 . 12 t d mm85.351 计算圆周速度 (5.5) 100060 11 nd v t 100060 32085.351 sm/895. 5 计算齿宽 b 及模数 nt m (5.6) tdd b 1 85.3511 mm85.351 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 21 页 (5.7) 1 1 cos z d m t nt 24 14cos85.351 mm22.14 (5.8) nt mh25 . 2 22.1425 . 2 mm995.31 995.31/85.351/hb mm997.10 计算纵向重合度 (5.9)tgz d1 318 . 0 14241318 . 0 tg 903 . 1 计算载荷系数 K 已知使用系数=1。 A K 根据 v = 5.895m/s，7 级精度，查得动载系数；由表查得的计算公式:17 . 1 V K H K 故 bK ddH 3 22 1023. 0)6 . 01 (18 . 0 12 . 1 85.3511023 . 0 1)16 . 01 (18 . 0 12 . 1 322 95 . 1 查得，。故载荷系数：35. 1 F K2 . 1 FH KK (5.10) HHVA KKKKK 95 . 1 2 . 117 . 1 1 74 . 2 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， 即： (5.11) 3 1 1 / t t KKdd 3 6 . 1/74 . 2 85.351 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 22 页 mm94.420 计算模数 n m (5.12) 1 1cos z d mn 24 14cos94.420 mm02.17 （3） 按齿根弯曲强度设计 即： (5.13) F SF ad n YY z YKT m 2 1 2 1 cos2 A 确定计算参数 计算载荷系数 FFVA KKKKK 35 . 1 2 . 117 . 1 1 90 . 1 根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数。903 . 1 88. 0 B Y 计算当量齿数 (5.14) 3 1 1 cos z zV 14cos 24 3 27.26 3 2 0 cos z zV 14cos 84 3 945.91 查取齿形系数 由表查得，；。592. 2 1 F Y20 . 2 2 F Y 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 23 页 查取应力校正系数 由表查得，；。596. 1 1 S Y78 . 1 2 S Y 查取弯曲疲劳强度极限 由图查得，小齿轮MPa；大齿轮MPa。500 1FE 380 2 FE 由图 10-18 查得:弯曲疲劳极限寿命系数: 88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 计算弯曲疲劳许用应力,取安全系数,由式(10-12)得:4 . 1S S K FEFN F 11 1 1 50085 . 0 57.303 S K FEFN F 22 2 1 38088 . 0 86.238 计算大、小齿轮的并加以比较 F SF YY (5.15) 57.303 596.1592.2 1 11 F SF YY 01363 . 0 86.238 78.120.2 2 22 F SF YY 01639 . 0 大齿轮的数值大。 B 设计计算 3 2 2 01639. 0 65 . 1 241 14cos238875009 . 12 n m mm38.11 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲强度计算 n m 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 24 页 的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需mmmn12 按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由：mmd94.420 1 (5.16) n m d z cos 1 1 12 14cos94.420 036.34 取,则。34 1 zmmuzz119345 . 3 12 （4）几何尺寸的计算 计算中心距 (5.17) cos2 21n mzz a 14cos2 1211934 mm10.946 将中心距圆整为 946mm。 按圆整后的中心距修正螺旋角 (5.18) a mzz n 2 arccos 21 9462 1211934 arccos 584913 因 值改变不多，故参数、等不必修正。 a K H Z 计算大、小齿轮分度圆直径 (5.17) cos 1 1 n mz d 584913 cos 1234 mm45.420 cos 2 2 n mz d 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 25 页 584913cos 12119 mm55.1471 计算齿轮宽度 (5.20)mmdb d 45.42045.4201 1 圆整后取，。mmB430 2 mmB440 1 5.3 心轴的校核 5.3.1 作出心轴的计算简图 作计算简图时，求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力， 如图。求各个支承处的水平力和垂直反力 NH F NV F （1）力能参数的计算 轴传递的功率： 每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）97 . 0 (5.21)PP 2 97 . 0 800 kW72.752 轴的转数： min/04.83 2 rnn j 轴的转矩： 2 2 2 9550000 n P T 04.83 72.752 9550000 mN 82.86566425 求作用在齿轮上的力 (5.22) 2 2 2 d T Ft 55.1471 82.865664252 N39.117653 (5.23) cos tan n tr FF 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 26 页 948513cos 20tan 39.117653 N54.44128 (5.24)tan ta FF 948513tan39.117653 N55.29279 垂直面支反力： 0 2 10 1 D FBDFCDFABG aNVr 0 2 55.1471 19.3092549.45127014491034 1 BDFNV kNFNV56.743 1 kNFNV07.358 2 水平面支反力： 0 1 BDFCDFABT NHt 0127092529.12112701449120 1 NH F kNFNH25.345 1 kNFNH96.103 2 弯矩计算 010 2 31 VNHa MABGBCF D F 03451449103434556.743 2 55.1471 19.30 3 V M mmkNMV75.331218 3 mmkNMV80.353431 2 绘制齿轮轴的受力简图，如图所示 合成总弯矩 M： (5.25) 2 1 2 11HV MMM 合 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 27 页 22 144912014491034 mmkN 5 1022 . 5 2 2 2 22HV MMM 合 2 2 92596.103 8 . 353431 mmkN 5 1066 . 3 2 2 2 33HV MMM 合 2 2 92596.10375.331218 mmkN 5 1045 . 3 G T Ft Fa FNV2 FNH2 FNH1 FNV1 G FNV1 Fa Fr FNV2 A B D C Mv2 Mv3 Mv a) b) 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 28 页 T FNH1 Ft FNH2 MH1 MH2 M合1 M合2 M合3 T M合 MH c) d) e) 图 4.1 轴的载荷分布图（M，T 的单位为 Nm） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度。 根据下式计算轴的应力 (5.26) W TM ca 2 3 2 1 合 (5.27) 434 3 11 . 01 32 d d W 4 3 260 120 12601 . 0 3 15.1677846mm -轴所受的扭矩，单位为；W 3 mmN d-轴的直径，单位为；mm -空心轴内径与外径的比值； (5.28) 1合 MM 260 120 1022 . 5 5 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 29 页 3 17.241128mm 弯曲应力 (5.29) W M 17.241128 15.1677846 1437 . 0 -轴的弯曲应力，单位为；MPa -轴所受的弯矩，单位为；MmmN 扭转切应力 (5.30) W T W T T 2 15.16778462 82.86566425 8 . 25 -轴的扭转切应力，单位为；MPa -轴所受的扭矩，单位为；TmmN 计算应力，若扭转切应力亦为对称循环变应力时， 22 4 ca 22 8 . 2541437 . 0 MPa 6 . 51 该轴的材料为 45 钢调质处理，查机械设计表 15-1 得，因此，故MPa60 1 1 ca 安全。 式中 -轴的计算应力，单位为； ca MPa -对称循环变应力时轴的许用弯曲应力； 1 5.4 轴的计算简图 5.4.1 作出轴的计算简图 作计算简图时，求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力， 如图。求各个支承处的水平力和垂直反力 NH F NV F 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 30 页 （1）力能参数的计算 轴传递的功率： 每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内） kWP800 1 轴的转数： min/320 2 rn 轴的转矩： 1 1 1 9550000 n P T 320 800 9550000 mN 23875000 求作用在齿轮上的力 1 1 2 d T Ft 45.420 238750002 N 8 . 113568 cos tan n tr FF 948513cos 20tan 8 . 113568 N52.42596 tan ta FF 948513tan 8 . 113568 N85.28263 垂直面支反力： 0 2 1 1 11 BCF d FACF raNV 025.239 6 . 42225.21026.28 1 ACFNV kNFNV85 . 5 1 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 31 页 kNFNV75.36 2 水平面支反力： 0 1 BCFACF tNH 025.239 6 . 42 1 ACFNH kNFNH02.14 1 kNFNH58.28 2 绘制齿轮轴的受力简图，如图所示 弯矩计算： 1NHH FABM 02.14 5 . 487 75.6834mmkN 11NHV FABM 85 . 5 5 . 487 875.2851mmkN 2 1 12 d FMM aVV 2 45.420 26.28875.2851 08.3089mmkN 合成总弯矩 M： 2 1 2 1VH MMM 合 22 875.285175.6834 88.7405mmkN 2 2 2 2VH MMM 合 22 08.308975.6834 41.7500mmkN 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 32 页 FNH1 FNV1 FNH2 FNV2 Fa Fr Ft A B C FNV1 FNV2 Ft MH a) b) MH FNH1FNH2 Fa Fr Mv1 Mv2 M合1 M合2 T c) d) e) Mv M合 T 图 4.2 轴的载荷分布图（M，T 的单位为 Nm） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度。 根据下式计算轴的应力 3 2 1 2 2 W TM ca 合 3 2 2 2001 . 0 238750006 . 041.7500 MPa 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 33 页 91.17MPa 该轴的材料为 45 钢调质处理，查机械设计表 15-1 得，因此，故MPa60 1 1 ca 安全。 6 轴承计算 6.1 轴承的寿命计算 轴承参数： 水平力： 25.345 NH FkN 垂直力： 56.743 NV FkN 卷筒轴转数： 04.83nmin/r 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 34 页 轴承受到的径向载荷 r F (6.1) 22 NVNHr FFF 22 25.34556.743 8 . 819kN 轴承的计算轴向力 a F 对于 35000 型轴承，按机械设计表，轴承派生力，其中，713 YFF rd 2/e 为机械设计手册表表查得，24 2 . 3933 . 0 e1 . 2 1 Y1 . 3 2 Y2Y (6.2) YFF rd 2/ 22 8 . 819 95.204kN 0217 . 0 9460 95.204 0 C Fa 轴承当量动载荷P 因为 (6.3)e F F r a 25 . 0 8 . 819 95.204 由机械设计书表进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为5130, 1YX 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表，取。则6138 . 12 . 1 P f5 . 1 P f (6.4) arP YFXFfP 95.2040 8 . 81915 . 1 7 . 1229kN 轴承寿命 (6.5) 1 6 60 10 P C n Lh 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 35 页 3 10 6 7 . 1229 3210 04.8360 10 65.4915h 所选轴承用 4500 小时后换轴承。 7 润滑方法的选择 7.1 减速机润滑方法及润滑油的选择 由于两齿轮半径差过大，因此采用喷油润滑,如按高速级选用齿轮润滑油,齿轮圆 周速度m/s,按手册推荐选用时,运动粘度为 5ncst 的润04 . 7 21 . 0 51.33 1 R 50 滑油;如按低速级选用齿轮润滑油,齿轮圆周速度,按手册推荐sm/39 . 6 2 47 . 1 7 . 8 2 选用 50ncst 的润滑油,但考虑到减速机负载很大,而且为起动工作制.故选用高粘度润 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 36 页 滑油,选用 24 号汽缸油。 轴承的润滑采用飞溅润滑,即把传动零件飞溅到箱盖上的油汇集到箱体剖分面上的 油沟中,然后流进轴承中进行润滑。 7.2 卷取机的润滑 预处理：装配前，所有摩擦表面应涂以 PL 润滑脂；装配时，所有摩擦表面应用软 布擦拭干净光亮；在摩擦表面以润滑脂时，应有质检技术人员在场。 CMI 负责委托代理的“OPTIMOL”润滑剂。 润滑周期：使用 OPTIMOL 润滑 OLISTAL2 型启动，每天试验期加 20 台泵的冲击力， 启动到峰值。活动支承每天润滑一次；卷筒根部每 3 天润滑一次；卷筒内部耐磨板和 卷筒与液压缸接手处每 30 天润滑一次；颈部一定要保持润滑。 8 试车方法和对控制的要求 8.1 试车要求 (1)试车前应详细检查，不得有卷取二次胀径不到位、旋转接头漏油、自动卸卷现象。 (2)试车前按图纸进行润滑，不得有漏油现象 (3)试车时应从低速开始试车，试车速度分别以 8.5m/s、18.5 m/s、28.5 m/s、38.5 m/s、48.5 m/s 五种速度(指卷筒速度)进行试车，然后加载试车。试车时，要对卷取机 在起动、加速、制动和行车各阶段中的速度进行测定，不得有异常现象，试车正常后 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 37 页 可交付使用。 (4)试车次数不得少于 10 次。 (5)试车前要把安装、检查工具和影响试车的构件拿开，试车后要清扫现场。 8.2 对控制系统的要求 (1)主传动系统安装保护措施由电流控制。 (2)系统制动由电机反接制动和制动器制动共同作用。 9 设备可靠性与经济评价 9.1 机械设备的有效度 对于可维修设备，由于发生故障之后，可以修理恢复到正常工作状态。因此，从 开始工作到发生故障即可靠度；从发生故障后进行维修恢复到正常工作阶段即维修度； 二者结合起来，就是机械设备的有效度(有效利用率)。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 38 页 8，9 (7.1) %100 MTTRMTBF MTBF A MTBF平均故障间隔期 (h) MTTR平均维修时间 设备工作时间 10000h,可能发生 4 次故障，每次处理故障时间平均 8h，检修时间 200h。 4 10000 MTBF h2500 4 84200 MTTR h58 %100 582500 2500 A %73.97 9.2 投资回收期 表 7.1 有关资料表（万元） 时间（年 ） 12345678910 投资