机械毕业设计（论文）-拆卷机的设计（全套图纸） .pdf

辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第页 拆卷机的设计 摘要 冷轧带钢在国民生产生活中占有重要的地位。 在冷轧带材车间， 拆卷机被广泛应用。 凡是以带卷为坯料的机组， 如： 连续酸洗、 轧制、 剪切、 连续热处理及连续镀层等机组， 头部都必须设置拆卷机，完成拆卷、直头和送料等准备工序。所以说拆卷机为带材生产 线上不可缺少的单体设备。本设计对拆卷机力能参数进行了计算，包括对主轴传递力矩 的计算、主电机的选择、减速器的选择，还对拆卷机横移机构进行了设计校核及其支承 装置的改进设计，对拆卷机主要零件如拆卷机主轴、主轴轴承、弹性柱销联轴器等进行 了强度校核、寿命设计及型号选择等。最后，对拆卷机进行了润滑方式选择、技术经济 及社会效益分析。 关键词：拆卷机；横移机构；液压缸；设计；校核 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第页 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 页 design of unwinder intensity abstract cold- rolled strip steel occupies an important position in the national production and life.in the cold rolling strip workshop,unwinder is widely used.the reminder is necessary for every coil as blank units,such as,continuous pickling,rolling,shearing,continuous and continuous plating,heat treatment unit,the head,complete tear open volume,straight head and feeding process.so unwinder is one of indispensable equipment for strip production line.in this design, the calculation of main shaft transmission torque,the choice of the main motor and reducer are done.also the design of the unwinder transversal mechanism improvement design,checking and its supporting device for main parts such as unwinder unwinder spindle,spindle bearing,elastic dowel pin shaft coupling,key,etc on the intensity and service life design and model selection are all finished.finally,the unwinder lubrication mode selection,technical and economic and social benefit analysis are finished. key words:unwinder；transverse institutions；the hydraulic cylinder；design；check 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 页 目录 1 绪论 . 1 1.1 拆卷机的发展方向 1 1.2 拆卷机的结构与特点 . 1 1.2.1 单卷筒可胀缩拆卷机 . 1 1.2.2 双锥头无胀缩拆卷机 . 2 1.2.3 双圆柱头可胀缩拆卷机 . 2 1.3 研究现状 3 1.4 研究内容和研究方法 . 4 2 横移机构方案的传动评述与选择 5 2.1 横移装置传动方案的确定 5 2.2 主要传动机构的结构设计 6 2.2.1 主轴传动机构的结构设计 6 2.2.2 横移传动机构的结构设计 . 6 3 力能参数的计算 . 8 3.1 拆卷机设计计算 8 3.1.1 拆卷张力的选用计算 . 8 3.1.2 拆卷机压辊压紧力计算 . 9 3.1.3 圆柱头径向压力计算 . 10 3.1.4 拆卷机卷筒传动力矩计算 . 11 3.2 主电机的选择 . 12 3.2.1 传动功率的计算 . 12 3.2.2 选择电动机系列 . 13 3.2.3 选择电动机功率 . 13 3.2.4 校核电动机 . 14 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 页 3.3 减速器的选择 . 14 3.3.1 减速器类型选择 . 14 3.3.2 减速器速比确定 . 14 4 横移液压缸装置 . 16 4.1 液压缸及其选择 16 4.2 液压缸系统工作原理 . 17 4.3 液压缸推力和流量等参数的计算 17 4.4 液压缸稳定性计算与稳定性校核 18 4.4.1 横移机构的阻力 . 18 4.4.2 液压缸稳定性校核 . 18 4.5 横移液压缸支承装置改进 20 5 主要零件的强度计算 . 21 5.1 拆卷机主轴计算 21 5.1.1 弯矩图 . 21 5.1.2 扭矩图 23 5.1.3 校核轴的强度 23 5.2 拆卷机主轴轴承计算 . 25 5.2.1 初选轴承 25 5.2.2 验算轴承的使用寿命 25 5.3 联轴器的选择与校核 . 27 5.3.1 联轴器类型选择 27 5.3.2 联轴器的转矩 27 5.3.3 联轴器型号选择 28 5.3.4 联轴器强度验算 28 6 润滑方式的选择 . 30 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 页 7 设备的可靠性与经济性评价 31 7.1 设备完好率与利用率 . 31 7.2 设备的可靠性 . 31 7.2.1 设备可靠度的计算 31 7.2.2 设备平均寿命 32 7.2.3 机械设备的有效度 32 7.3 设备的经济性评价 33 7.3.1 盈亏平衡分析 . 34 总 结 . 36 致 谢 . 37 参考文献 . 38 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 1 页 1 绪论 随着我国经济和科技的蓬勃发展， 对钢铁的需求越来越重要。 为满足国民生产生活 各部门的需求，除轧制生产一般产品外，还生产建筑、造船、汽车、石油化工、矿山、 国防用的专业钢材，对带钢的需求也日渐增加。作为实现带钢生产连续化、机械化和自 动化的重要设备，拆卷机和卷取机广泛应用于热轧、酸洗、冷轧、平整、连续退火、涂 镀、精整、重卷、剪切等生产线机组中，是必不可少的关键生产设备 1。 拆卷机的设计，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、横移机构的改进设计、主要参数确定、卷筒压力计 算和张力、调速、卷取质量等。 1.1 拆卷机的发展方向 冷轧带材拆卷机和卷取机是将冷状态下钢卷打拆或将钢带卷成钢卷的机械设备， 用在可逆式、连续式轧制线上和带钢精整机组的作业线上。常用的冷轧带钢卷取机分 为辊式和卷筒式两种，前者已很少被使用，本文着重介绍的卷筒式卷取机中的扇形胀 缩式卷取机，由斜楔胀缩和棱锥胀缩两类组成，广泛应用于高速卷取机、大张力卷取 机和小张力卷取机上。 在现代冷轧车间， 轧机正向高速化、 大卷重和自动化方向发展 2。 1.2 拆卷机的结构与特点 1.2.1 单卷筒可胀缩拆卷机 这种结构拆卷机，由于卷筒长，考虑上料方便，要求卷筒卷径胀缩范围大，另外上 卷时间也较双圆柱头拆卷机长。由于卷筒支撑在活动支座上，增加卷筒刚性，适用于大 张力拆卷。单卷筒式拆卷机适用于薄带钢（2 毫米以下） 。按卷筒结构形式不同，可分为 单卷筒棱锥式拆卷机和单卷筒链板式拆卷机。图 1.1 为单卷筒链板拆卷机机构。 1- 内卷筒；2- 链板；3- 弓形块；4- 心轴；5- 垫板 图1.1 单卷筒链板式拆卷机结构 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 2 页 这种拆卷机进适用于拆卷张力不大于 1000 公斤的卷重在 15 吨以下的横切机组、清洗机 组、退火机组等精整机组。对于处理卷重较大和拆卷张力较大的带卷时，可采用单卷筒 棱锥式拆卷机。图 1.2 为单卷筒棱锥式拆卷机。 1- 活动支撑轴颈；2- 拉杆；3- 空心轴；4- 扁销；5- 弓形块；6- 棱锥轴；7- 滑键 图 1.2 单卷棱锥式拆卷机的卷筒结构 这种单卷筒棱锥式拆卷机与链板式拆卷机比较，具有刚性好、拆卷张力大、设备重量较 轻等优点，目前已被广泛采用。 1.2.2 双锥头无胀缩拆卷机 这种结构出现较早。具有上料方便，结构简单等优点。由于双锥头拆卷机锥头部分 和带卷内圈接触面积太小，在带张力操作时，容易损坏带钢头部。此外，由于锥头不能 胀缩，在拆卷过程中容易使带卷内孔与锥头产生打滑。因此，这种结构的拆卷机仅用来 拆卷张力小的厚带钢。目前，新设计的拆卷机已经不太采用这种结构形式。图 1.3 为双 锥头无胀缩拆卷机。 图 1.3 双锥头无胀缩拆卷机 1.2.3 双圆柱头可胀缩拆卷机 双圆柱头可胀缩拆卷机按其胀缩方式的不同，还可分为径向液压缸胀缩双圆柱头式 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 3 页 拆卷机和轴向液压缸胀缩双圆柱头拆卷机两种。 双圆柱头式拆卷机用于酸洗机组、剪切机组及冷连轧机组。一般来说，这种拆卷机用 来拆卷张力不大的带厚为 2- 8 毫米的热轧带钢。 图 1.4 为径向液压缸胀缩双圆柱头拆卷机。 图 1.4 径向液压缸胀缩双圆柱头拆卷机 轴向液压缸双圆柱头拆卷机， 用于五机架冷连轧机组。 卷筒结构如图 1.5 所示。 1- 空心轴；2- 拉杆；3- 弓形块 图 1.5 轴向液压缸胀缩的双圆柱头拆卷机的卷筒结构 轴向液压缸胀缩双圆柱头拆卷机与径向液压缸胀缩双圆柱头拆卷机相比，仅仅是圆 柱头胀缩液压缸布置方式不同。制造和使用等方面来看，轴向液压缸胀缩双圆柱头拆卷 机较好 3。 1.3 研究现状 冷轧带材拆卷机和卷取机是将冷状态下钢卷打开或将钢带卷成钢卷的机械设备，用在可 逆式、连续式轧制线上和带钢精整机组的作业线上。常用的冷轧带钢拆卷机分为无压辊 式和有压辊式两种，前者已很少被使用，有压辊式拆卷机中的胀缩式拆卷机 4，由斜楔 胀缩和棱锥胀缩两类组成，广泛应用于高速拆卷机、大张力拆卷机和小张力拆卷机上。 在现代冷轧车间，轧机正向高速化、大卷重和自动化方向发展 5。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 4 页 1.4 研究内容和研究方法 本课题通过对冷轧厂冷轧带钢的生产工艺过程的全面深入了解，研究冷轧带钢生产 过程中拆卷机的作用与特点，提高带钢拆卷时间。 （1）去鞍钢参观冷轧带钢生产线更深入的了解拆卷机的构造运行。 （2）查阅资料再结合到鞍钢参观来确定设计方案。 （3）按工艺要求和理论计算对拆卷机强度进行计算校核研究。 （4）根据生产工艺和实际操作对横移机构进行改进设计。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 5 页 2 横移机构方案的传动评述与选择 根据对拆卷机结构的了解，可以确定它的几个主要组成成分：横移机构、电动机、 减速器、主轴胀缩结构、拆卷机卷筒、压辊。 本篇论文主要进行横移机构的评述与选择。 根据拆卷机的结构特点的介绍，优缺点和拆卷机现场的综合考虑，选择横移液压缸 胀缩双圆柱头拆卷机。 双圆柱头拆卷机包括左、右两个卷筒，分别由电动机经过减速装置单独传动。左右 锥头分别由液压缸操作， 可沿其水平方向移动， 借此夹持带卷内径， 并对中机组中心线。 圆柱胀缩由两个轴向液压缸来实现。为了使两个轴向液压缸作同步径向运动，利用齿轮 箱实现机械同步。这种机构基本上克服了锥头无胀缩拆卷机的打滑，使用效果良好 6。 2.1 横移装置传动方案的确定 从功能与动作着手分析，横移装置的功能是负责拆卷机卷筒的运送，基本动作就是左右 进退，即也有往复的直线运动，但过程和动作都比较简单，其中也有变速过程。 根据工作情况，并结合一些现有的资料，实现生产生活中普遍应用的有两种横移装置方 案。一种是机械式（如图 2.1 所示） ，另一种是液压式（如图 2.2 所示） 。通过对比这两 种方案，并结合本设计的拆卷机的工作条件和环境，来确定本设计的横移装置。它们的 优缺点比较列于表 2.1。 往复直线运动很容易用油缸来实现， 而且根据表 2.1 传动方案的 比较，选择液压式的横移传动机构 6。 图 2.1 机械式横移机构 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 6 页 图 2.2 液压式横移机构 表 2.1 传动方案比较 种类 比较 机械式 液压式 优点 工作稳妥可靠、 传动效率高不需 要经常维修、 推力、行程大 推力大 推速易控制 缺点 结构较复杂、自重大 漏油、勤维修 备注 应用广 推广使用 2.2 主要传动机构的结构设计 2.2.1 主轴传动机构的结构设计 主轴传动的方式：通过左右两个轴向液压缸实现胀缩操作。 主轴传动机构的具体结构设计： 机构的主体被设置在拆卷机内卷筒中心。液压缸用轴向布置，通过液压油的进出来 实现小轴的往复运动，从而带动其端部的锥头进行胀缩运动。 2.2.2 横移传动机构的结构设计 横移传动的方式：也是通过左右两个液压缸驱动实现机架横移往复运动。 横移传动机构的具体结构设计： 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 7 页 机构被布置在机架的左右两侧。液压缸用尾部销轴的安装方式固定；活塞杆一段用 螺纹连接一耳环，把两块支撑板用销轴固定在耳环上。当液压缸活塞杆伸长，推动机架 内框，内框连同上面的托架在活塞杆推力作用下，随杆的伸长而向前移动，当要到达指 定位置时，其速度较慢，之后进行主轴胀缩固定钢卷 7。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 8 页 3 力能参数的计算 拆卷机主要参数 1、钢板最大厚度： max h=4mm；计算中取：h=3mm 2、钢卷最大外径： max d=2000mm；内径：d=508mm 3、钢卷最大宽度： max b=1000mm；最小宽度： min b=600mm，计算中取：b=750mm 4、钢卷最大卷重： max g=12t=120kn，计算中取：g=7.5t=75kn 5、拆卷最大开口度： max l=2144mm；最小开口度： min l=584mm 6、拆卷最大张力： max t=10kn 7、拆卷机单侧行程：s=780mm 8、带钢速度：v开=23.5m/s，计算中取：v开=3m/s 9、横移速度（穿带速度） ：v=0.5m/s 10、启动时间：t=2s；制动时间：t=2s 11、工作油压：p=16mpa；额定油压： e p =20mpa 12、难轧钢种： b =750mpa， s =400mpa 13、单侧锥头重量：g锥=7000n；单侧支承座重量：g支=75000n 3.1 拆卷机设计计算 3.1.1 拆卷张力的选用计算 精整机组拆卷张力的选用，与机组尾部卷取张力一样，应该十分谨慎。不适合的开 卷张力，会影响到精整机组正常生产。一般开卷张力的选用按式（3.1）计算 3。 bht 0 = （3.1） 式中 b带钢宽度，b=750mm； h带钢厚度，h=0.6mm； 0 单位压力，在设计计算时， 0 可经验公式（3.2）计算。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 9 页 s0 k= （3.2） 式中 s 带钢屈服极限， 2 s mm/kg40=； k张力系数，可按文献选取，04. 0=k。 可得：kn2 . 7=t。 3.1.2 拆卷机压辊压紧力计算 一般在拆卷机上设有压辊，用压紧带钢来增加制动力矩，有利于正常拆卷。有时还 可以把压辊做成驱动的，这样对拆卷引料也有一定好处（如图 3.1 所示） 。 压辊压紧力p 可按式（3.3）计算 3。 p r 弾塑 m=sin sinr m p 弾塑 = （3.3） 式中 r 带卷内半径，mm254=r； 拆卷角度， o 15=； 弾塑 m 带钢在压辊压紧力作用下，带钢所产生弾塑弯曲力矩值，其值可按 式（3.4）计算。 s 2 1 2 -3 12 1 bhhm）（ 弾塑 = （3.4） 式中 1 h 带钢横截面上弹性区部分高度，即 e r h s 1 2 =，mm； h带钢厚度，h=3mm； s 带钢屈服极限， 2 s mm/kg40=； b带钢宽度，b=750mm； e 带钢弹性模量，mpa104 5 =e； r 带卷内半径，mm254=r。 可得：kn17.10=p 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 10 页 图 3.1 拆卷机压辊压紧力计算简图 3.1.3 圆柱头径向压力计算 如上所述，为了不要让带钢卷内径和圆柱头之间打滑，必须胀径圆柱头来产生足够 的摩擦力，使其力矩值和拆卷张力所引起的力矩相互平衡（如图 3.2 所示） 。 圆柱头径向压力 n 可按式（3.5）计算 3。 每个圆柱头受力为总的拆卷张力的一半，即 2 t 。由于圆柱头有时受力不均。在设计 计算时，可取t t 6 . 0 2 2 . 1=。则有 222 6 . 0 d n d f d t= = t d dt n 6 . 06 . 0 （3.5） 式中 d d =带卷卷径比。即带卷外径与内径之比：94. 3=； 带卷内径与圆柱头的摩擦系数。在圆柱头上车有刻痕，取3 . 02 . 0=； t 拆卷张力，t=7.2kn。 可得：kn08.68=n 图 3.2 圆柱头径向压力 n 计算简图 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 11 页 3.1.4 拆卷机卷筒传动力矩计算 参考图 3.3，卷筒传动力矩可按式（3.6）计算 3。 压 摩压摩卷卷 ）（ r r mmrpxrtm+=（3.6） 式中 t拆卷张力，kn4 . 7=t； r带卷外半径，mm1000=r； x下垂度，mm60=x； p 压辊压力，kn17.10=p； 压辊与带钢的摩擦系数，一般可取18 . 0 15 . 0 =； 压 r 压辊半径，mm100= 压 r； 摩卷 m卷筒轴承处的摩擦力矩，其值可按式（3.7）计算。 2 d 2 2 22 1 11 nhnh f d fm+= 摩卷 （3.7） 式中 1nh f由卷筒（包括）自重即张力在卷筒轴承 1 处所引起的反力， kn99 . 8 1 = nh f； 由卷筒（包括）自重即张力在卷筒轴承 2 处所引起的反力， kn29 . 5 2 = nh f； 1 卷筒轴承处的摩擦系数，2 . 0 1 =； 1 d 卷筒轴承处 1 轴颈直径，mm360 1 =d； 2 d 卷筒轴承处 2 轴径直径，mm260 2 =d； （注： 1nh f 、 2nh f受力图如图 3.4 所示） 摩压 m压辊轴承处的摩擦力矩，其值可按式（3.8）计算。 2 2 2 d qm= 摩压 （3.8） 式中 q压辊压紧力 p 和压辊自重 压 g 在轴承处引起的反力， 2nh f 辽宁科技大学本科生毕业设计 kn17.25=+= 压 gpq； 2 卷筒轴承处的摩擦系数， 2 d 卷筒轴承处轴径直径， 2 d 可得：mmkn4547= 卷 m。 图 3.2 主电机的选择 3.2.1 传动功率的计算 按式（3.6）求出卷筒传动力矩后 pw 式中 卷 m卷筒传动力矩， 卷 m v开开卷速度，m/s，v开=3m/s； 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 2 . 0 12 = ； mm260=。 图 3.3 有压辊的拆卷机受力图 图 3.4 轴承处受力图 求出卷筒传动力矩后，可按式（3.9）计算卷筒的传动功率p r vm w 102 卷 = mmkn4547= 卷； ； 第 12 页 w p 3。 （3.9） 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 13 页 传动效率，9 . 0=； r带卷外半径，mm，r=750mm。 可得：kw65.62= w p。 3.2.2 选择电动机系列 电机是拆卷机的核心部分，如果电机选择不合适，就会造成设备不能正常运行，或者达 不到客户的速度及其他的生产要求。生产要求对我们的电机选择是息息相关的。 其中 对于选择电机来说，最主要的就是带材的尺寸、带材的材料类型、客户要求的最高速度 及启动时最大加速时间等。 其次是按工作要求，根据工作电源种类（直流或交流） 、工作条件（环境、温度、 空间位置等）及负荷太小、性质、启动特性和过载状况等来选择。 按生产要求及工作要求选用三相异步电动机，封闭式机构，电压 380v,yx 系列。 3.2.3 选择电动机功率 传动装置总效率可按式（3.10）计算 7。 = 联承齿 42 联 （3.10） 式中 联联轴器效率，取 联=0.99； 齿齿轮啮合效率，取 齿=0.97； 承滚动轴承效率，取 承=0.99。 可得：=0.8858。 所需电动机功率由公式（3.11）计算。 w p p = r （3.11） 式中 传动总效率，=0.8858。 可得：kw73.70 r =p。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 14 页 3.2.4 校核电动机 负荷较稳定 （或变化很小） ， 连续长期运转的机械， 可按电动机的额定功率来选择， 而不需要校验电动机的发热与起动转矩。选择时应保证： r0 pp （3.12） 式中 0 p 电动机额定功率，kw； r p 工作时所需电动机功率，kw。 查文献8， 选用电动机型号为 yx280s- 4， 额定功率 0 p =75kw， 转数 n=1490minr。 3.3 减速器的选择 3.3.1 减速器类型选择 减速器是作用在原动机与工作机之间独立、封闭的传动装置。由于减速器具备结构 紧凑、传动准确可靠、传动效率高和使用维护方便等特点，故在各种工业机械设备中应 用广泛。 减速器种类型号很多，用来满足多种机械传动的不同要求。 按工作环境和工作要求选用卧式二级圆柱直齿轮减速器。 3.3.2 减速器速比确定 卷筒速度由公式（3.13）计算 7。 r v n 2 60 开 = （3.13） 式中 v开带钢速度，m/s，v开=23.5m/s； r卷筒半径，mm。 1.当卷筒载重最大时，带钢速度最小，带卷的卷径此时最大。v=2m/s，r=750mm， 可得：n1=25.46r/min； 2.当卷筒空载时，带钢速度最大，带卷的卷径此时最小。v=3.5m/s，r=254mm， 可得：n2=131.58r/min。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 15 页 所以由 n n i 电 =得：i1=58.52，i2=11.32 根据所求 i1和 i2，由文献9，选用减速器型号为 zsy- 560- 31.5- i, i=31.5 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 16 页 4 横移液压缸装置 4.1 液压缸及其选择 液压缸是液压系统中非常重要的执行元件，它可以将系统的压力能转换成机械能， 也可以用来实现往复直线运动或摆动。液压缸可以单独使用，也可以两个或多个组合起 来或和其他机械机构组合起来使用。其结构特点是： 1.结构简单、制造容易、工作可靠； 2.重量轻、传力大、寿命长； 3.运动惯性小、加工制造精度高、可作频繁换向； 4.易于实现远控和自控。 为了满足不同型式机械的不同用途的需要，液压缸相应地拥有多种结构和不同的性 能类型。 按供油方向的不同，液压缸可以分为单作用缸和双作用缸。单作用缸只可以向缸的 一侧输入高压油， 靠其他外力使活塞回程。 双作用缸则可以分别向缸的两侧输入压力油， 活塞的正反向运动均是靠液压力来完成。 按结构形式的不同，液压缸可以分为活塞缸、柱塞缸、摆动缸与伸缩式套筒缸。按 活塞杆的数量，液压缸又可以分为单活塞杆缸和双活塞杆缸。 按缸的特殊用途，液压缸又可以分为串联缸、增速缸、增压缸、步进缸等。此类缸 都不是一个单独的缸筒，而是要和其他缸筒、构件组合而成，所以从结构形式来看，这 类缸又称为组合缸。 液压缸在工程机械上应用十分广泛。其使用条件有以下特点： 1.工作强度高，经常承受作用在工作装置上及由液压缸驱动的惯性质量引起的冲击 压力。 2.工作环境非常恶劣，经常要在充满了水泥砂石与灰尘的环境中工作。 3.工程机械大部分是移动式设备。安装在其上的液压缸，质量要轻、体积要小（这 种要求是靠提高系统工作压力来达到的） 。所以质量轻、体积小、压力高也就成了 工程机械用液压缸的一个特点。 4.工程机械工作场所的环境温度变化大。要求液压缸所用材料能适应高温和低温。 所以根据液压缸结构特点和工作要求，本设计选用单杆双作用活塞缸，单杆双作用 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 17 页 活塞缸是各类液压机械应用最广泛的液压缸。 液压缸的固定支承方式原本是采用两端固定，在本设计中将其改成中间铰链连接。 这样，在滑动机座的滑板磨损后整体下降时，能使横移液压装置工作比较平稳，也减小 了活塞和液压缸体之间的阻力，减少拉杆的受力所引起的力对活塞和缸壁的损伤，还能 减轻拉杆运动中所受的阻力，也还能减轻液压缸的漏油现象。 4.2 液压缸系统工作原理 单杆活塞缸是指活塞只有一侧带活塞杆的液压缸，如图 4.1 所示。单杆活塞缸也有 活塞杆固定式和缸筒固定式两种安装形式。两种安装形式的运动部件运动范围是相等的， 均是活塞有效行程的两倍。 单杆活塞缸因其左、右两腔有效面积 1 a 和 2 a 不等，因此当进油腔和回油腔压力分 别为 1 p 和 2 p ，输入左、右两腔的流量均为q时，液压缸左右两个方向的推力和速度均是 不相同。 图 4.1 单杆液压缸 4.3 液压缸推力和流量等参数的计算 1.液压缸推力 液压缸推力可按式（4.1）计算 10。 m 2 4 pdf= 推 （4.1） 式中 d活塞直径，mm250=d； p 工作油压，mpa16=p； m 液压效率，95 . 0 m =。 可得：kn 8 . 745= 推 f。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 18 页 2.流量 流量可按式（4.2）计算 10。 v vd q 4 2 = （4.2） 式中 v横移速度，5 . 0=vm/s； v 容积效率，98. 0= v 。 可得：023 . 0 =qm/s。 4.4 液压缸稳定性计算与稳定性校核 4.4.1 横移机构的阻力 横移机构阻力可按式（4.3）计算 10。 总阻 gf= （4.3） 式中 机座与横移机构轨道的摩擦系数，15 . 0 =； 总 g 横移机构推力机座总重量，n85000= 总 g。 可得：kn75.12= 阻 f。 n f f = 58 阻 推 式中 n安全系数，3=n。 4.4.2 液压缸稳定性校核 活塞杆当它受轴向压缩负载时， 它能所承载的力 f 不能超过使它保持恒定工作所能 允许的临界负载 f，以避免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。f 的值与活塞杆材 料性质、截面直径、形状和长度以及液压缸的装配方式等因素有关。 活塞杆的稳定性校核可按式（4.4）进行计算 10： k k n f f （4.4） 式中 k n 安全系数，取3= k n； 活塞杆横截面最小回转半径可按式（4.5）计算。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 19 页 a j rk= （4.5） k r 活塞杆横截面最小回转半径，mm； j活塞杆横截面惯性矩，由下式（4.6）求出： 64 4 d j = （4.6） 式中 d活塞杆直径，mm120=d。 可得： 45mm 101 =j。 a活塞杆横截面面积， 2 4 mm0113 . 0 4 = d a 。 所以可得：30= k rmm。 由文献可知： 液压缸支承方式为一端自由，一端固定。 4 1 2 = 式中 2 末端系数。 活塞杆长度：mm2665=l。 当活塞杆的细长比 21 k r l 时，则： 2 2 2 l ej fk = （4.7） 当活塞杆的细长比 21 k r l ，且12020 21 =时，则： + = k2 1 r la fa fk （4.8） 式中 1 柔性系数，由文献10得，5 . 8 1 =； e活塞杆材料的弹性模量，pa1006 . 2 11 =e。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 20 页 因为25 . 4 83.88 r 21 = k l 。 所以用式（4.8） ，可得：kn 4 . 727= k f。 可得：kn 5 . 242= k k n f 所以 k k n f f ,则液压缸能保证稳定工作，符合设计要求。 4.5 横移液压缸支承装置改进 本设计首先是对冷轧精整剪切线拆卷机的，要经过对拆卷机的主要力能参数进行计 算，然后对拆卷机的横移液压缸机构支承装置做出了改进设计。液压缸的固定支承方式 原本是采用两端固定，在本设计中将其改成中间铰链连接。 这样，在滑动机座的滑板磨损后整体下降时，能使横移液压装置工作比较平稳，也 降低了活塞与液压缸缸体之间的阻力，进而大大增加了活塞与缸体的使用时长，并且也 能大大减少液压缸的漏油现象。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 21 页 5 主要零件的强度计算 5.1 拆卷机主轴计算 拆卷机主轴在拆卷机拆卷的过程中，扮演着重要的角色，故主轴选用材料为 45 号 钢调质处理。按弯扭合成强度条件对主轴进行强度校核计算。计算步骤如下： 5.1.1 弯矩图 根据简图，分别按水平和垂直面计算各力产生的弯矩，按其结果做出水平面的弯矩 h m 图（图 5.1b）和垂直面上的弯矩 v m 图（图 5.1c） ，然后按式（5.1） 11计算出总弯矩 图 （图 5.1d） 。 22 vh mmm+= （5.1） 分析：1、水平面（h 面） ，受力如（5.1b）所示，则有： 2 21 t ff nhnh += （5.2） )( 21211 llflf nhnh += （5.3） 式中 1nh f轴承 1 水平面支反力，kn； 2nh f轴承 2 水平面支反力，kn； 1 l 带卷中心处到轴承 1 的距离， 1 l =965mm； 2 l 轴承 1 到轴承 2 的距离， 2 l =675mm。 可得：kn99 . 8 1 = nh f，kn29 . 5 2 = nh f。 则弯矩由式（5.4）计算。 1 2 l t mh= （5.4） 可得：mmkn 5 . 3570= h m。 2、垂直面（v 面） ，受力如（图 5.1c）所示，则有： 2 21 g ff nvnv += （5.5） 辽宁科技大学本科生毕业设计 1 fnv 式中 1nv f轴承 1 垂直面支反力 2nv f轴承 2 垂直面支反力，kn 可得：kn 1 . 91 1 = nv f，.53 2 = nv f 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） )( 2121 llfl nv += 图 5.1 轴的载荷分析图 垂直面支反力，kn； kn； kn 6 . 。 第 22 页 （5.6） 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 23 页 则弯矩由式（5.7）计算。 1 2 l g mv= （5.7） 可得：mmkn 5 . 36187= v m。 5.1.2 扭矩图 由文献11得外力偶矩可按公式（5.8）计算。 n p m w 9550 e = （5.8） 式中 e m 外力偶矩； p输入功率，kw65.62= w pp； n最大转速，min/ r58.131 2 = nn。 则可得轴所受扭矩：mmkn4547= t m。 5.1.3 校核轴的强度 按第三强度理论12，计算应力 22 4+= ca （5.9） 由弯曲所产生的弯曲应力 是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力 ， 则常常不是对称循环变应力。考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数 ，则计算 应力为： 22 4）（+= ca （5.10） 式（5.10）中的弯曲变应力为对称循环应力，取1=。 对于直径为 d 的圆轴，弯曲应力 w m =，扭转切应力 2 t t t ww =，将 和 代入 式（5.10） ，则主轴的弯扭合成强度条件为： 1 22 22 )( ) 2 (4 + =+= w mm w m w m t t ca ）（ （5.11） 式中 ca 轴的计算应力，mpa； 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 24 页 m轴所受的弯矩，kn mm； w轴的抗弯截面系数， 3 mm ； 1 - 对称循环应力时，轴的许用应力，其值按文献选用。 由主轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 a、 b 和 c 是主轴可能的危险截 面。现将验算这三处的强度。 a 截面： a 处的弯扭合成强度条件是： 1 22 + = a ta a w mm （5.12） 式中 a 主轴 a 处的计算应力，mpa； a m 主轴 a 截面所受的弯矩，mmkn22.36363= a m； a w 主轴 a 截面的抗弯截面系数，）（ 43 -11 . 0dwa=， 其中5 . 0=，mm300=d，则 36mm 105 . 2= a w。 则可得：mpa14.15= a 。 b 截面： b 处的弯扭合成强度条件是： 1 2 = b t w m （5.13） 式中 主轴 b 处的计算应力，mpa； b w 主轴 b 截面的抗弯截面系数， 3 1 . 0 dwb=， 其中mm120=d，则 36mm 1017 . 0 = b w。 则可得：76.21=mpa。 c 截面： c 处的弯扭合成强度条件是： 1 22 c c + = c t w mm （5.14） 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 25 页 式中 c 主轴 c 处的计算应力，mpa； c m 主轴 c 截面所受的弯矩， 22 vchcc mmm+=, 其中 hc m主轴 c 截面水平面弯矩，mmkn83.1512 2 4 = hhc m l l m； vc m主轴 c 截面垂直面弯矩，mmkn78.15332 2 4 = vvc m l l m。 则mmkn23.15407= c m。 c w 主轴 c 截面的抗弯截面系数，）（ 43 -11 . 0dwc=， 其中mm250=d，5 . 0=，则 36mm 105 . 1= c w。 则可得：mpa39.11= c 。 由文献12选用 45 号钢调质处理，得mpa60 1 - =。因此 a、b、c 三个截面的计 算应力都小于 1 - ，故主轴安全。 5.2 拆卷机主轴轴承计算 5.2.1 初选轴承 因其主轴所受的轴向力 a f 很小，故可以省去。 初选： 轴承 1 为23560双列圆锥滚子轴承， 其中 d=400， d=300， t=210，kn1830 r =c， kn4390 r0 =c,e=0.31，y=2.2，2 . 3 2 =y,1 . 2 0 =y； 轴承 2 为 30332 圆锥滚子轴承，其中 d=300，d=160，t=75，kn878 r =c， kn1190 r0 =c,e=0.35，y=1.5。 5.2.2 验算轴承的使用寿命 轴承 1： 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 26 页 y f ff 2 r1 1da1 = （5.15） 式中 r1 f 轴承 1 径向力，kn54.91 2 1 2 1r1 =+= nvnh fff。 可得：kn81.20 a1 =f。 又因为e f f =23 . 0 54.91 81.20 r1 a1 ，则由文献13查得： 径向动载荷系数1 1 =x,轴向动载荷系数1 . 2 1 =y。 当量动载荷 p 的计算公式为： ）（ ar yfxffp p += （5.16） 式中 p f 载荷系数，其值见文献，取5 . 1= p f。 则可得：kn36.201 1 =p。 基本额定寿命： ）（ p cf lh rt 6 n60 10 = （5.17） 式中 t f 温度系数，由文献13查得00 . 1 t =f； 指数，对于滚子轴承 3 10 =。 则由式（5.17）得：h18132= h l。 轴承 2： 由式（5.15）得： y f f r a 2 2 2 = （5.18） 式中 2r f 轴承 2 径向力，kn86.53 2 2 2 22 =+= nvnhr fff。 则可得：kn95.17 2 = a f。 因为e f f r a =33 . 0 86.53 95.17 2 2 ，则可得：径向动载荷系数1 2 =x，轴向动载荷系数 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 27 页 0 2 =y。 同上可得：kn79.8086.535 . 1 22 = rpf fp。 则基本额定寿命h100563 2 = h l。 综上由轴承 1 和轴承 2 看出最小的基本额定寿命为 18131h，约为 2.1 年，所以能满 足工作要求，可以被选用。 5.3 联轴器的选择与校核 联轴器是用在连接两轴或轴与回转件之间，以传递运动和转矩，并在传动过程不能 分开使用的一种机械传动装置。 选用标准联轴器时，应根据具体的工作要求，综合考虑两轴间的相对偏移、联轴器 的载荷特性、工作转速、联轴器的外廓尺寸、工作环境、经济性等方面的因素。 5.3.1 联轴器类型选择 为了阻断振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。弹性套柱销联轴器适用于连接两 同轴线的传动轴系，并具有补偿两轴间相对偏移和一般减振性能。 5.3.2 联轴器的转矩 联轴器的主参数是公称转矩 n t 14，选用时各转矩应符合以下关系： maxmax ttttntt c （5.19） 式中 t 理论转矩，mn； c t 计算转矩，mn； tn公称转矩，mn； t 许用转矩，mn； max t许用最大转矩，mn； max t最大转矩，mn。 联轴器的理论转矩t 由式（5.20）计算。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 28 页 n p t w 9550= （5.20） 式中 w p 驱动功率，kw65.62= w pp； n工作转速，min/ r58.131=n 。 可得：mmkn4547=t 。 由文献 14 查得工况系数 k=2.3 ,则计算转矩 tc=kt=10458.1kn.mm 5.3.3 联轴器型号选择 联轴器型号查文献14得，选用 lx8 型弹性套柱销联轴器，许用转矩 16000kn.mm 许用最大转速为 2120r/min，轴径 80125mm 之间，故满足使用。 5.3.4 联轴器强度验算 1.联轴器强度验算 联轴器强度验算由文献14得： 弹性套与孔壁间的挤压应力 p 由式 （5.2.1） 计算。 p 1 c p d8 . 0 2 = ldz t （5.21） 式中 z 柱销数目， 5 1 d 8 . 2 d z =，其中 15 35 . 0 22 . 0 dd）（=，则12=z个； d柱销直径，mm155 . 0 5 =dd； 1 d 柱销中心所在轴的直径，mm120 1 =d； l弹性套长度，mm110=l； p 许用挤压应力，mpa2 p =。 可得： pp mp=a6 . 1。 2.联轴器柱销的弯曲应力验算 联轴器柱销的弯曲应力验算由文献14得：弯曲应力按式（5.22）计算。 bb zd lt w m = 3 1 c d 10 （5.22） 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 29 页 式中 b 柱销的许用弯曲应力， sb 5 . 0=， s 为柱销材料的屈服极限，其材 料为 45 号钢调质处理， s =335mpa，则mpa 5 . 167=b。 可得： bb =mpa 4 . 146。 综上弹性套与孔壁间的挤压应力 p 和弹性柱销弯曲应力 b 都符合强度要求。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 30 页 6 润滑方式的选择 机械零件之间的摩擦是导致零件发热、磨损且损坏机械设备的主要原因。加工再完 善的机械， 如果解决不了零件间的摩擦的磨损， 就无法保证机械的正常使用寿命而损毁。 所以我们要解决问题的办法就是采用润滑。润滑可以让零件之间的摩擦损耗降到最低， 润滑是机械设计中必不可少的重要组成部分。 在两摩擦面间加入润