步进式冷床传动系统中传动轴的改进设计-硕士论文

论文题目:步讲式冷床传动系统中传动轴的改讲设计 英文题目:1mproved Design for The Driving Shaft of Walking Beam Cooling Bed Transmission System 学位类别: T和硕十 研究生姓名:商莹学号:2013022259 学科(领域)名称:机械工程 指导教师:于文娇职称:教授 协助指导教师:职称: 2015年6月9日 内蒙古科技大学硕士学位论文 边创性说明 本人黯童声明:所里交11: cos (96d * (time - 1.40625), 1. 16E6 * cos ( 96d * ( time - 1.40625 ) ) , IF ( time - 5 : 0 , 0, 0 ) ) ) 将载荷与转矩施加在偏心轮与传动轴的交点处，在ADAMS中将其他零部件隐 藏之后的示意图如图3.6所示。 -21 - 3添加驱动 内蒙古科技大学硕士学位论文 gr即挂y 1 图3.6载荷转矩方向图 冷床传动系统共有两组传动装置，分别安装在距离传动轴两端各30米的位置。 在传动系统运动学模型中，直接将驱动添加在联接轴的运动副上，来代替传动装 置，所以传动装置的重量直接以载荷的形式施加在联接轴的两端。单个蜗轮减速机 的重量为2215kg，将连接轴以上的部件的大概的重量添加在联接轴上，在这里连接 轴的两端分别添加3000N的载荷。 传动轴在匀加速-匀速-匀减速的旋转周期内，其角速度-角加速度关系图如图3.7 所示。根据表3.1所示的计算结果，角速度值的大小为76.8 0/豆， 时间Tl为1.25s， 所以匀速时角速度的大小为96 0/s 。 -22- 内蒙古科技大学硕士学位论文 回回mm!II 三j Name Joinl Joinl Type I revolule Direclion I Rotali叫 才 Define Using F川刷 二j t/ s Func叫ime)I if(time-1.25:76.8(.=J Type 阳削n 二j Displacement IC IDisplacement Velocity IC Velocity 旦 QK 8p内I,ancel I 图3.7角速度与角加速度曲线图图3.8Motion的选择类型 在ADAMSNiew中驱动的添加有三种类型，分别为Displacement(位移、 Veloci可(角速度与Acceleration(角加速度), Motion的类型在本文选择 Acceleration (角加速度)，如图3.8所示。角加速度的函数类型为分段函数，所以 选择E函数编写传动轴的在一个周期内的旋转变化规律如下: IF (time - 1.25 76.8 d , 76.8 d IF(time-3.75 Od, Od IF(time-5: -76.8d,. -76.8d, 0) 两个传动装置的作用点在联接轴与Ground之间建立的旋转副上，p Motion添 加在旋转副JOINT155和JOINT156的中心点处，将编写好的E函数分别复制到两 个驱动的编辑函数Function(time)的地方。 3.3传动长轴的运动仿真 在运行之前，需要验证模型的可行性。单击菜单【Tools】【ModelVerify 后弹出的传动系统(Transmission-shaft)信息窗口，如图3.9所示，从中可以得到有 关模型的详细信息。 - 23 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 阮.町fiUi川川叩山illlUh1 1_ _ rs叭叫 2 Parent I旦ildrenI旦旦JrVerbose . Transll1is$ion s也af也.JOINT151 (Fixed Join) Trans:魅立ssions也afe.JOINT161 (Fixed Joine . Transmission sha室也.JOINT .lS7 (Fixed Join忽 Transmission shafe.JOINT 158 (Fixd JQin忘 .Transmission shaft.JOINT lSa (Pixed 30in己 . Transm.孟ssionshafe.JOIN162 (F孟xedJoint.) . Trans:lD.ission s:hat1巳.JOINT163 (Fixed Joine) Transmission shatt.JOT 160 (Fixe d Joint) .TranslD.ission shate.JOINT 160 (Pixed J()in也 . Tran.smission s也aft.J OmT 164 (Fixed Join也 .Transmission .sha爱也.JOINTSO (Pixed Joi自忽 Hodel verif立edsuccessfully Rot;.a巳忌。nBeeween :;:孟Yj R。也a 也立。nBtun 2i 6. Xj 民。也a 巳立。nBetQeen Zi , y, R。巳a巳ionBtUn 2i 6. Xj 10也a巳ionBe也1;Jeen2i 6. Yj R。也aeionBeeween ZiXj R.oeaeion B也eenZi 在拖钢点时间位置，即活动齿条部件动台面支撑 轧件进行步进运动的时间，由于动齿条上突然施加的金属载荷，曲线呈直线上:H趋 势，传动轴受到冲击，在拖钢点时受力曲线会有大的波动，此时传动轴受到的支撑 力最大，最大值接近32000N最小值也为15000N;在1.2s到放钢点3.5s的时间内， 传动轴承受活动齿条部件重量和轧件金属重量之和且载荷大小是恒定不变的，所以 传动轴的受力变化是均匀的，没有大的变化，曲线接近于水平状态:在放钢点时间 3.5417s的位置，活动齿条与静齿条在水平位置重合，也就是棒材从动齿条到静齿条 的过度时间，由于棒材重量从动齿条上面急剧辈p载，传动轴的受力曲线突然下降， 波动较为明显。 - 25 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 35000.0 T阳nsmissionshaft -.JOINT 1.Elemenl fOIC8.Y - .JOINT 2.Elemenl fOlC 8.Y -.JOINT 3.Elemenl F OIce.Y -.JOINT 4.Elemenl FOlce.Y -JOtUr _5 ElemonlJ OICO V -JOINT_6 Elemenl_FolceY -.JOINT _7 .Elemenl_F orce.Y -.JOINT _8.Elemenl_F orce.Y -.JOINT_9 Elemenl_Force.Y 甲甲.JOINT10 Elemenl Force.Y 30000.0 2 250.0 0 言 C ., 20000.0 15000.0 10000.0 0.0 An副ysis:Last_Run 1.0 2.0 3.0 4.0 5.0 2015.06.06 10:08:25 Time (5ec) 图4.1匀速旋转时JOINT1JOINT10受力曲线图 35000.0 Transm,sslon_shaft 30000.0 -L-J叭I1 Elemenl_F叫 1:一-叮J恻T_12汪EI阳em制叽叩川1_F0阳。阳r叫c -.JOINT 13.EI阳err、enlFor陀ce.Y -.JOINT 1忖4.E启leme凹n时IFor陀ce.Y -一-.J1阳阳I_1竹 t创t凹酬le帕nl_forc叫cYY -.JO刨INT16.E曰l阳emen时IF。町rc阳e.YY -JOINT_17 Elem、e刷n、LFor陀ceY -.JOINT _18.Elemenl_F orce.Y -.JOINT 19.Elemenl Force.Y -.JOINT 20.Elemenl FOlce.Y 宫 。 军 250日0.0 。 L 20000.0 15000.0 。 。 阳alysis:Lasl_Run 1.0 2.0 3.0 4.0 5.0 2015-06-0610:08:25 Time (sec) 图4.2匀速旋转时JOINT11JOINT20受力曲线图 35000.0 Transmission shaft -.JOINT 21.Elemenl Force.Y - .JOINT 22.Elemenl Force.Y -.JOINT 23.Elemenl Force.Y 厂|一-.Jw I -.JOINT 25.Elemenl F orce Y I - .JOINT 26.Elemenl Force.Y -.JOINT 27.Elemenl Force.Y - .JOINT 28.Elemenl Force.Y -.JOINT 29.Elemenl Force.Y - .JOINT 30.Elemenl Force.Y 30000.0 。 n nn nn 。 n E30 句，句， (CO 言E)EO 比 15000.0 10000.0 0.0 Analysis: Lasl_Run ，。 2.0 3.0 4.0 5.0 2015.06.0610:08:25 Time (5ec) 图4.3匀速旋转时JOINT21JOINT30受力曲线图 -26- 内蒙古科技大学硕士学位论文 -.JOINT 31.Element Force.Y - .JOINT _32.Element_F orce.Y -.JOINT 33.E19m9nt FOC9.Y -.JOINT 34日ementF orce.Y -.JO削T_3EI肝nl_Fo凹， - .JOINT 36 Element Forc8.Y -,JOINT 37,Elemenl Force.Y -.JOINT_38.Element_Force.Y -JOINT 39Elemenl ForceY -,JOINT 40.Element Force.Y Transmission sha白 35000.0 向命 Aun u nUn U 2 雪40.0 e Z250 95.0 所示。 10.0 0.0 -5.0 0.0 M3IVSIS Last_Run 5.0 2015.03.2819:21:13 .O 3.0 1Ime lsec) 2.0 1.0 图4.5传动轴变速旋转时角速度曲线图 传动轴上每个支撑点处受力变化 传动轴承受活趋势是相似的。在传动系统启动起始时间到托钢点时间1.4s的位置， 动齿条部件的重量且大小值是恒定的， 从传动轴的受力曲线图4.6到图4.9可以看出， 没有太大的波所以曲线是接近直线变化的， 即活动齿条部件也就是动台面支撑棒材进行步进运动的时 传动轴受到冲击，曲线呈直线上升趋势， -27 - 由于动齿条上突然施加的金属载荷， 在拖钢点时间位置，动: 间， 内蒙古科技大学硕士学位论文 nu o ou n u 5 、， 言。-EZ)Z 。hw 言25000.0 v z s d胁 20000.0 nU向U OU自U 的U向U OD E3自u 码4价4 ACOS 昌CVEO L Transn、Jsslon_sMtt 40000.0 十1T -.JOINT_I.Element_Force Y -.JOINT_2.ElemenLForce.Y .JOINT 3.E阳mentForce.Y -JOINT 4.Elen、enlForceY -OINT_5 E悟m.nt_rorceY -JOINT_6 Flemenl_Force Y .JOINT T.Element Force.Y -气JOINT_8.Elemenl_Force.Y -.JOINT_9.C悟menLFofceY -.JOINT_1 O .ElemenLForce.Y 35日00.0 30000.0 2000日.0.1 15000.0 10000.0 0.0 Anaifsls: LasLRun ，。2.0 30 Tlme (sec) 4.0 5.0 20103-2819:27:13 图4.6传动轴变速旋转时JOINT1JOINTlO受力曲线图 35000.0 15000.0 30000.0 一-.JOINT_11Elcmenl_Forcc.Y - .JOINT 12 Elemenl Force.Y -JOINT _13 Elemenl_Force.Y -气JOINT_14Element_Force.Y -.JOI、 rr1气EImntF 01(0 V -JOINT_16 Elcmcnt_Forco.Y .JOINT 17 Element Force.Y 一-.JOINT_18Element_Force.Y -JNT_19日emenl_ForceY - .JOINT 20 Elemenl Force.Y 10000.0 0.0 阳al但is:L目t_Run 2.0 3.0 4.日5.0 2015.03-28 19:27:13 1.0 Tlmo (so 1.0E007 5.OE006 -5.OE.006 EE-E言主 -1.0E+007 0.0 Analysis: Last_Run 5.0 2015-06-06 10:08:25 4.0 3.0 Time (sec) 2.0 1.0 图4_13匀速旋转时Shaft11-Shaft 15扭矩曲线图 1.0E+007 5.0E+006 -5.0E+006 。 EEtovEc -1.0E+007 0.0 AnalySis: Lasl_Run 5.0 2015-06-0610:08:25 4.0 图4.14匀速旋转时Shaft16-Sha玩20扭矩曲线图 3.0 Time (sec) 2.0 1.0 4.2.2变速旋转时传动轴的扭矩大小 传动长轴的最高转速传动系统按照匀加速-匀速-匀减速旋转变化规律运行时， 放钢点的时间为3.2s。传动长轴运动仿真计算后，托钢点的时间为l.4s， 分段轴上的扭矩值变化情况如图4.15到图4.18所示。 - 32- 为96 0/s ， 内蒙古科技大学硕士学位论文 -.JOINT _ 41.Element_ TorqueX -，JOINT喃43.ElemenLTorqueX -.JOINT _ 45.Element_ Torque X -.JOINT_47.ElemenLTorqueX -.JOINT_181 EIm时._TorQuX 1.0E+007 5.0E+006 。 -5.0E+006 EE-CO E E . -1.0E+007 0.0 Analysls: Last_Run 5.0 2015-03-28 19:27:13 4.0 图4.15变速旋转时ShaftI-Shaft 5扭矩曲线图 3.0 Tlme (sec) 2.0 1.0 1.0E+007 5.0E. 006 .5.0E.006 。 EE丘。e ep巳 .1.0E. 007 0.0 Anal回S:Las只un 5.0 4.0 3.0 Tme (sec) 2.0 1.0 图4.16变速旋转时Shaft6-Shaft 10扭矩曲线图 -.JOINT_5!且ElemenLTorqueX -.JOINT_61.Element_ TorqueX -.JOINT_63.ElemenLTo叫ueX - .JOINT_65.Element_ TorqueX 甲-.JOINT_163.Eleme川二TorqueX 1.0E+007 5.0E+006 。 -5.0E+006 ZC-CO哇 ，PC -1.0E+007 0.0 M旧Iyss:Last_Run 5.0 2015.03-2820:22:03 4.0 图4.17变速旋转时ShaftII-Shaft 15扭矩曲线图 -33 - 3.0 Tme (sec) 2.0 1.0 内蒙古科技大学硕士学位论文 Trans mis si on shaft 1.0E001 .5.0E+0日E .1.0E+001 0.0 Analysls: Last_Run 5.0E+006 。 仨-P汇CD吃epG 5 日 2015.03.2820:22:03 3.0 Time (sec) 2.0 1日 图4.18变速旋转时Shaft16-Shaft 20扭矩曲线图 从图4.15到图4.18转矩曲线可以看出传动轴之间的转矩变化趋势与匀速时的变 化规律相似，都是呈正弦曲线形状，其变化规律也是逐渐递增递减的。在l旬的位 置也是拖钢点的时间，活动齿条装置抬起棒材，此时传动轴受到棒材产生的最大阻 随着偏心轮渐渐旋转至最高点时，偏心力矩，所以传动轴在此处转矩值急剧下降: 距越来越小直到为0，转矩值呈正选曲线变化渐渐趋近与最小值:当偏心轮从最高 点旋转至放钢点的位置，偏心距渐渐变大，转矩值也随着增大到最大值，此时转矩 方向与传动轴旋转方向一致，作为驱动力矩推动传动轴旋转，直到放钢点的位置。 2 . W e 5 3 2 4 70 lY.l 9J 1110 IZO 130 L1m 10 20 30 图4.19传动轴转矩与位置关系图 -34- 40 W 00 -10 0 内蒙古科技大学硕士学位论文 根据传动轴在两种转速情况下的扭矩图中的数值可以看出传动轴按照匀速和变 速旋转时所受到的扭矩值的大小是非常接近的。在计算传动轴的轴径大小时，传动 轴变速旋转时受到的支撑力较大，所以选择变速时扭矩值来计算轴径尺寸。 图4.15和图4.18为传动装置远端传动轴传动轴的转矩图，从图中可以看出分段 轴越靠近传动装置转矩值越大，且转矩值的大小变化趋势呈等距变化，最大的转矩 值为8.213E+06。图4.16和图4.17代表的两组传动装置中间部分的传动轴shaft6 shaft 15，其最大的转矩值与传动装置两侧的传动轴转矩值一样大。整个传动轴在拖 钢点时所受到转矩值如表4.2所示，单位为106Nmm。 表4.2传动轴在拖钢点位置的转矩值 Name Shaftl Ti 2.5663 8.1869 Name Shaft6 Ti 8.1869 0.1784 Name Shaftll Ti 0.1784 8.1863 Name Shaft16 Ti 8.1863 由以上仿真求解计算可知传动长轴的各支撑点处受力状况和传动轴所受转矩大 小，为后面传动轴的设计提供数据。 4.3本章小结 本章根据齿条步进式冷床传动系统在正常运行工作条件下，计算分析了传动系 统中传动长轴在匀速和变速旋转的情况下的受力和转矩变化，分析结果表明，传动 轴在偏心轮旋转托起棒材阶段的受力和转矩远大于传动轴托起棒材后前进阶段的受 力，因此在对传动轴轴径的尺寸计算的过程中，可以只考虑传动系统同在上升阶段 托钢点位置的受力。传动装置远端传动轴的传动轴的受力稍微比内侧的受力大一 些，且整个传动系统的受力和转矩是相对于中间位置对称的，因此对其中一组传动 装置两侧的传动轴进行分析计算。 -35 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 5步进式冷床传动轴的改进设计 目前七种类型的传动轴最大轴径都为190mm，最小直径为170mm，根据表4.1 和表4.2的仿真结果重新校核计算冷床传动系统中传动轴的轴径尺寸，确定传动轴 上的键槽尺寸。对计算之后的传动轴进行强度、刚度与振动稳定性校核，并对结果 进行分析对比。 5.1传动轴各段轴径的计算 在计算轴径之前，表4.1和表4.2显示的受力及转矩数值是在工况下求得的，其 值受到传动系统中其他构件如偏心轮和平衡块及传动长轴的重量和转矩的影响，所 以要对表中的数据进行处理。在没有安装平衡块的分段轴上受到的两个支撑力大小 不同，此处取两个值中较大的值为计算数据，偏心轮处承受的载荷取最大的支撑力 来计算:安装有平衡块的分段轴，需要将平衡块的重量计算进去，平衡块的重量为 321kg，平衡块盖的重量为55kg，所以传动轴在安装平衡块的截面处施加大小约为 3800N的力Fc，在拖钢点处平衡块旋转至水平面的状态，它的重心到传动轴中心线 的距离约为280mm，对传动轴产生的正向转矩Mc约为1.06x106N.mm，危险截面发 生在传动轴的两个偏心轮相交的横截面处，取两处中最大的弯矩值为计算数据。 5.1.1未安装平衡块分段轴的轴径计算 在传动系统包含的七种传动部件中，没有安装平衡块的传动部件为传动部件 (一)和传动部件(四)。传动部件(一)共有一件，它包含的分段轴为sha位1; 传动部件(囚共有2件，它包含的分段轴为sha位6和shaft16。 l传动部件(一)的轴径计算 传动部件(一)的结构框架示意图如图5.1(a)所示。除去部件中分段轴之外 的零部件，画出轴上的受力分析图如图5.1(b)所示，长度单位为mm，经过计算 传动轴上危险截面的位置发生在两个偏心轮与传动轴相交的横截面处。 在载荷分析图5.1中，按照垂直面上的受力，计算分段轴受到的弯矩，垂直面 上的弯矩图M如图5.1(c)所示。垂直丽上rNI和r斗飞h阳、 力大小，此处FNI和FN2大小理论上等于在传动轴上施加的载荷Fr的值，且几和Fs 的值是大小相等的，但此时力FNI和FN2大小受到传动系统中传动轴自身重力、偏心 -36- 内蒙古科技大学硕士学位论文 轮的重量和其他构件的共同作用，按照一般短轴上受到的最大支撑力来定义FNl和 FN2见表4.1所示，去两者中较大的值来计算FNl=FN2=29154N，传动部件(一)垂 直面上受到的四个载荷是大小相等的。 Shaft 1右侧受到的转矩为丑，其值见表4.2所示大小为2.57xl06Nmm，对传 动轴运动仿真时添加在偏心轮处的阻力女巨大小为1.16x106 Nmm, Tl的值明显大于2 倍的阻力矩，其中就包括偏心轮和传动轴本身产生的阻力矩，所以在计算时丑的值 取1/2倍的TJ的大小。 (b) A F N2 T1 Fm 、，J FLW ，、 M 、， 4G J、 T 图5.1传动部件(-)的载荷分析图 按照弯扭合成强度条件计算分段轴与偏心轮相交处横截面的最小轴径: 弯矩值:M1 =300.FN 1 =300 x29154=8.75 xl06N.mm (式5.1) JM? +(.TJ2 Sha位1的弯曲应力:c1=VW卢三J (式5.2) - 37 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 抗弯截面系数:W = 1d v 32 (式5.3) 公式5.2中，对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，取=1, -1 =60MPa。经 过计算后，得到传动轴初始轴径do的大小为116mm。对于直径大于100mm的轴， 有一个键槽时，轴径增大3%;有两个键槽时，轴径直径应增大7%。对于直径小于 等于100mm的轴径，有一个键槽时轴径增大5%7%;有两个键槽时，轴径增大 10%15%。经过计算圆整后，传动轴shaft1的最小轴径为d1为124mm。 传动轴上安装的偏心轮及两端刚性联轴器的轴向定位选择轴肩定位，轴肩定位 的高度h一般取为h=C O.07O.I) d, d为传动轴与零件相配合处的轴径。传动轴两 端与联轴器相配合的轴径为dmin，1l!1分段轴的最小轴径dl为124mm;与最小轴径的 轴段相定位的轴径为dm仙它的计算值为136mm;与偏心轮轴段相定位的轴径为 dmar，也是传动轴轴径最大的地方，它的计算值为150mm。经过计算圆整后传动部 件(一)每段的轴径为表5.1所示，单位为mm。 表5.1传动部件(-)各段轴径的对应值 名称dmin dmid dm缸 传动部件(一)120 130 140 2传动部件(囚)的轴径计算 传动部件(四)共有2件，以它代表的分段轴为shaft6和shaft16，结构框架示 意图如图5.2C a)所示。去掉部件中除分段轴之外的零部件，画出轴上的受力分析 图如图5.2Cb)所示，长度单位为mm，经过计算传动轴上危险截面的位置发生在 两个偏心轮与传动轴相交的横截面处。在表4.1和4.2所示的分段轴shaft6和sha负 16的受力和转矩值，通过对两轴相对应的支撑力和转矩值做比较，发现两轴之间差 值是很小的，所以在此处以sha白6为例计算传动部件(四)的轴径。 分段轴shaft6的支撑力FNI和F陋的取值为28495N，瓦=28495N， 卫.=1.28xl06Nmm，T6= 8.19x106Nmm, T7= 5.63 x106Nmm。按照弯扭合成强度条 件计算分段轴上shaft6与偏心轮相交处横截面的最小轴径: 弯矩值:M6 =300.FN1 1 =300 x28495=8.55xl0 6N .mm (式5.4 ) -38- 内蒙古科技大学硕士学位论文 JM:+兀y 弯曲应力:c6=VWL 三卡-1 抗弯截面系数:W，=巫 v 32 (a) (c) (d) E FNl2 图5.2传动部件(四)的载荷分析图 (式5.5) (式5.6) M r 经过计算得到传动轴初始轴径do的大小为127mm。计算圆整后，分段轴sha负 6的最小轴径为dl为136mm。传动轴两端与联轴器相配合的轴径为dmin，即分段轴 的最小轴径d1为136mm;与最小轴径的轴段相定位的轴径为dm的它的计算值为 148mm;与偏心轮轴段相定位的轴径为dmax，也是传动轴轴径最大的地方，它的计 算值为160mm。经过计算困整后传动部件(囚每段的轴径为表5.2所示，单位为 口1自1。 表5.2传动部件(四)各段轴径的对应值 名称dmin dmid dm缸 传动部件(四)136 148 160 -39- 内蒙古科技大学硕士学位论文 5.1.2安装平衡块分段轴的轴径计算 在传动轴上增加平衡块的配重，用于平衡冷床运动台面产生的力矩，平衡块的 重量为321kg，平衡块盖的重量为55kg，所以在分段轴上施加的平衡块的力Fc为 3800N。传动长轴中安装平衡块的分段轴分别为shaft2 shaft 5、shaft7 sha负15、 shaft 17 shaft 20，传动部件(二)为代表的分段轴共有13个shaft2 sha位4、shaft 7 shaft 9、shaft1 1 shaft 15和shaft18 shaft 19;传动部件(三)为代表的传动轴 为shaft5和shaft15;传动部件(五)与传动部件(六)安装在两排传动长轴中的 最右侧，其中传动部件(五)右端与主令控制器相连接，它代表的分段轴为shaft 20;传动部件(七)为代表的分段轴为shaft10和shaft17。在第四章节中分析得 知传动长轴的受力分布和扭矩分布是相对于中间位置两侧对称的，所以在此处只需 要分析传动部件中受力和扭矩相对较大的分段轴为例来计算各传动部件的轴径值。 l传动部件(二)的轴径计算 传动部件(二)共有13个，取其中受力和扭矩较大的分段轴shaft4为例来计 算传动部件(二)的轴径值。传动部件(二)的结构框架示意图如图5.3(a)所 示。去掉部件中除分段轴之外的零部件，画出轴上的受力分析图如图5.3(b)所 示，长度单位为mm。根据表4.1和4.2所示的分段轴shaft4的受力和转矩值，分段 轴shaft4的支撑力FN7=34233N、FN8=28736N、Fc=3800N;T3= 5.38xl06Nmm，丑 = 6. 79x 106 N.mm。根据计算值画出传动部件囚的载荷分析图如图5.3所示。 按照弯扭合成强度条件计算分段轴上shaft4的最小轴径: 弯矩值:M4 =300.FN8 =300 x28736=8.63 xl06N.mm (式5.7) 弯曲应力:=问rhm1 (式5.8) 抗弯截面系数:JiIi二=亟 v 32 (式5.9) - 40 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 、EJ a ，、 。)咋J= TJ (d) F, 、 ，J F ，、 M T 图5.3传动部件(二)的载荷分析图 经过计算得到传动轴(二)初始轴径do的大小为124mm。计算圆整后，分段 轴shaft4的最小轴径为d1为134mm。轴肩定位的高度h一般取为h=(O.07O.1) d，与最小轴径的轴段相定位的轴径d叫的计算值为146mm;与偏心轮轴段相定位 的轴径为dm阳的计算值为160mm。经过计算圆整后传动部件(四)每段的轴径为表 5.3所示，单位为mm。 表5.3传动部件(二)各段轴径的对应值 名称dmin dmid dm脏 传动部件(二)134 2传动部件(三)的轴径计算 传动部件(三)为代表的分段轴为shaft5和shaft15，安装在传动装置的左侧。 146 160 通过对表4.1和表4.2中关于两个分段轴对应值的比较，选择分段轴shaft5为例来 计算传动部件(三)的轴径值。传动部件( 三 )的结构框架示意图如图5.4(a)所 示。去掉部件中除分段轴之外的零部件，画出轴上的受力分析图如图5.4(b)所 示，长度单位为mm。根据表4.1和4.2所示的分段轴shaft5的受力和转矩值，分段 -41 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 轴shaft5的支撑力FN9=35042N、FN8=26994N、Fc=3800N:只=6. 79x 1 06Nmm，只 =8.l9x 106Nmm。根据计算值画出传动部件囚的载荷分析图如图5.4所示 、 .， a , . 、 IL Tr T5 (d) Fr Fmo (。 M T 图5.4传动部件(三)的载荷分析图 按照弯扭合成强度条件计算分段轴上shaft5的最小轴径: 弯矩值:M s =300.FN8 =300 x26994=8.10 xl06N.mm (式5.10) 弯曲应力:CS=，i:iJThJ 抗弯截面系数:WL=ZL v 32 (式5.11) (式5.12) 经过计算得到传动轴(三)初始轴径do的大小为126mm。经过计算圆整后， 分段轴shaft5的最小轴径为d，为136mm。轴肩定位的高度h一般取为h= (0.07-0.1) d，与最小轴径的轴段相定位的轴径dmid的计算值为148mm;与偏心轮 -42- 内蒙古科技大学硕士学位论文 轴段相定位的轴径为品n阳的计算值为160mm。经过计算圆整后传动部件(三)每段 的轴径为表5.4所示，单位为mm。 表5.4传动部件(三)各段轴径的对应值 名称 H -rflln dmid dm缸 传动部件(三)136 3传动部件(五)和传动部件(六)的轴径计算 传动部件(五)与传动部件(六并列平行安装在两排传动长轴中的最右侧， 其中传动部件(五)右端与主令控制器相连接，与传动部件(六)的主要区别在与 右端的轴径的大小与连接方式，它代表的分段轴为sha仕20。以传动部件(六)为例 来计算这两个传动部件的轴径大小。 (d) 且d (功 (b) 、 tdr FU ，、 T 图5.5传动部件(六)的载荷分析图 传动部件(六)的结构框架示意图如图5.5(a)所示。去掉部件中除分段轴之 外的零部件，画出轴上的受力分析图如图5.5(b)所示，长度单位为mm。根据表 4.1和4.2所示的分段轴shaft20的受力和转矩值，分段轴shaft20的支撑力FN39 - 43 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 =31497N、FN40=21878N、凡=3800N;丑9=-1.41 x 1 06N.mm。根据计算值画出传动部 件囚的载荷分析图如图5.5所示。 按照弯扭合成强度条件计算分段轴上shaft20的最小轴径: 弯矩值:M 20 =300 .FN= 300 x 21878 = 6.57 xl06 N .mm (式5.13) .M:o +G丑。y 弯曲应力:czo=V 三J (式5.14) 抗弯截面系数:Wn=旦 v 32 (式5.15) 经过计算得到传动轴(六)初始轴径do的大小为110mm。经过计算圆整后， 分段轴shaft20的最小轴径为dl为120mm0轴肩定位的高度h一般取为h= (0.07- 0.1) d，与最小轴径的轴段相定位的轴径dmid的计算值为130mm;与偏心轮 轴段相定位的轴径为dmax的计算值为140mm。经过计算圆整后传动部件(五)和传 动部件(六)每段的轴径为表5.5所示，单位为mm。 表5.5传动部件(五)和传动部件(六)各段轴径的对应值 名称 传动部件(五) 传动部件(六) dmin 120 120 4传动部件(七)的轴径计算 dmid 130 130 dm缸 140 140 以传动部件(七)为代表的分段轴为shaft10和shaft17，通过对表4.1和表 4.2中关于两个分段轴对应值的比较，选择靠近传动装置的分段轴shaft17为例来计 算传动部件(七)的轴径值。传动部件(七)的结构框架示意图如图5.6(a)所 示。去掉部件中除分段轴之外的零部件，画出轴上的受力分析图如图5.6(b)所 示，长度单位为mm。根据表4.1和4.2所示的分段轴shaft17的受力和转矩值，分 段轴shaft17的支撑力FN33=34210N、FN34=28945N、Fc=3800N; T16 = 5.62x106N.mm, T17=4.22x106N.mm。根据计算值画出传动部件囚的载荷分析图如图 5.6所示。 .44. 内蒙古科技大学硕士学位论文 (a) 、， F lv ，E飞 Fr Fm M (d) T T16 M K 图5.6传动部件(七)的载荷分析图 按照弯扭合成强度条件计算分段轴上shaft17的最小轴径: 弯矩值:M7 = 300. FN34 = 300 x 28945 = 8.69x 106 N .mm (式5.16) 弯曲应力:CE7=JMLf几)zgJ (式5.17) 抗弯截面系数:W，=豆豆 v 32 (式5.18) 经过计算得到传动轴(七)初始轴径do的大小为122mm。经过计算圆整后， 分段轴shaft5的最小轴径为d，为130mm。轴肩定位的 高度h一般取为h= (0.07-0.1) d，与最小轴径的轴段相定位的轴径dmid的计算值为142mm;与偏心轮 轴段相定位的轴径为4峭的计算值为156mm。经过计算圆整后传动部件(三)每段 的轴径为表5所示，单位为mm。 - 45 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 表5.6传动部件(七)各段轴径的对应值 名称 dmin dmid dm缸 传动部件(七)130 经过求解可以得到每个分段轴上的载荷分析图，冷床整体的载荷分析图如图5.7 所示。根据计算结果，确定单个传动部件中分段轴上各段的轴径值，可以推算传动 轴与轴上连接件之间键槽的大小，进而可以对传动轴进行校核计算。从传动部件 (一)到传动部件(七的各段轴径值如表5.70 表5.7七种传动部件各段轴径的对应值 名称 d,nin dmid dmax 传动部件(一)120 130 140 传动部件(二)134 146 160 传动部件(二)136 148 160 传动部件(四)136 148 160 传动部件(五)120 130 140 传动部件(六)120 130 140 传动部件(七)130 142 156 5.2传动轴与连接件的尺寸的大小 传动轴与轴上零件的连接方式为普通平键连接。传动轴上所使用的普通平键主 要尺寸选择如表5.8所示。 表5.8普通平键的主要尺寸表(单位:mm) LH d- 间 t 径一创度 直-b深 的一宽糟 轴一键键 1l0130 32x18 130-150 36x20 150-170 170200 40 x22 45x25 11 12 13 15 键的长度系列L180, 200, 250 -46- 内蒙古科技大学硕士学位论文 以件数最多的传动部件(二)为例求解分段轴上键槽的尺寸，经过简化后，分 段轴的结构示意图如图5.8所示。 IB IB IB 一阵 图5.8分段轴的结构示意图 平键连接传递扭矩时，其主要的失效形式是工作表面被压溃，除非有严重过载 时一般不会出现键的剪断，因此通常按工作面上的挤压应力进行强度校核计算I叫。 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为: /)-旦旦:三crJ l kld L l (式5.19) 式中:T-一一传递的扭矩，N.m; t一一键与轮毅键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，mm; l一一键的工作长度，mm，因头平键I=L-b，L为键的公称长度，mm; b为 键的宽度，mm; d一一传动轴的直径，mm; p一一键、轴、轮载三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，这里选钢材的 许用挤压应力p=90MPa。 选择传动轴上受到转矩最大值的短轴和轴径最小轴段为校核对象，p靠近传动 装置的分段轴shaft5。在shaft5轴上T=8.19xI03N.m, d= 148mm, k= 10mm, 1= 164mm。横截面B-B处，普通平键的挤压应力为: P M ny A 叮f fo nU一 -M T 一 二 今一 (式5.20) -47 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 普通平键挤压面的应力值小于钢材的许用挤压应力值90MPa，所以平键的选用 满足强度要求。 5.3改进后传动轴的校核计算 l弯扭合成强度校核 根据步进式冷床本体传动轴的受力情况，在运算过程中将仿真计算得到的数据 施加在传动轴上。传动轴的许用弯曲应力为60MPa。根据设计要求，传动轴的允许 挠度为(0.0003-0.0005)1，此时传动轴的最大挠度为1.8-3mm，许用扭转角为 0.5- 1 (0) 1m。 重新设计后轴shaft5上危险截丽B-B处轴径为d=148mm，其横截面形状为如 图5.6所示。截面B-B处抗弯截面系数WP8的计算公式为 r3 bt(d _t)2 凡=一一一一一=2.554xl05 32 2d 式中:直径d=160mm;键槽宽度b=36;键槽深度1=12。 B-B 图5.9棋截面B-B形状 按照弯扭合成强度条件计算传动轴的应力为: M+(矶y 弯曲应力:户口= 陀B (式5.21) (式5.22) 经过计算后，转动轴的最大弯曲应力为43.5MPa，小于传动轴的许用弯曲应 力，因此在理论使用过程中，传动轴满足强度使用要求。 - 48 - 内蒙古科技大学硕士学位论文 2扭转刚度校核 传动轴的扭转变形会影响传动的性能和工作精度，扭转刚度校核是用每米轴长 的扭转角伊度量的。传动轴为阶梯轴，阶梯轴的扭转角的计算公式为: 1乒、Tl 扭转角: = 5.73x l0 4 一一了.:L.L 极惯性矩:Im=ZL 尸32 LG Jpi (式5.23) (式5.24) 传动轴的剪切弹性模量G=8.1 x 104MPa，总长度L= 5340mm，各轴径对应的轴 段长度为Imin= 400mm, 1叫=2160mm, l附=2780mm。经过计算后传动轴的扭转角 = 0.370 1m在传动轴的许用扭转角1=0.5lOlm之内，所以能满足刚度要求。 对冷床传动系统中传动轴进行运动分析，根据分析结果，在满足强度、刚度和 稳定性的前提下，重新计算得到的传动轴的各段的轴径，并与原有传动轴的轴径做 比较，根据表5.6和表5.7所示。 表5.9原有传动轴各段轴径值 名称 dmin dmid dm缸 原传动部件轴径170 180 190 从表5.10中可以看出，传动轴的轴径值是相对于传动装置的位置逐渐变化的， 越靠近传动装置的传动轴，其轴径值越大。其中传动轴轴径的最大值发生在靠近传 动装置的传动部件(三的位置，最大值为160mm，与原有传动轴的最大值190mm 相比较，减少了近30mm。改进后分段轴包含的七种类型的分段轴轴，它们的轴径 差值不是很大，为了加工和安装方便可以按照最大轴径值的标准即传动部件(三) 的轴径尺寸来加工传动系统中的所有分段轴。 -49- 内蒙古科技大学硕士学位论文 表5.10改进后传动轴各段轴径值 名称 dmin dmid dma-x 传动部件(一) 120 130 140 传动部件(二)134 146 160 传动部件(三) 136 148 160 传动部件(四) 136 148 160 传动部件(五) 120 130 140 传动部件(六) 120 130 140 传动部件(七) 130 142 156 5.5本章小结 根据前文对步进式冷床传动系统中传动轴的运动仿真分析结果，针对传动轴中 的分段短轴进行受力分析，可以对分段轴的轴径进行改进设计，重新计算传动轴各 段的轴径值，经过计算得出的轴径大小比原来的轴径值要小，通过类似方法解决了 传动系统中存在的超静定问题，并节约传动轴原材料，为类似传动轴的优化提供了 理论依据。 -so- 内蒙古科技大学硕士学位论文 4岛士、人 圭目Z巳 论文首先介绍了课题研究背景、J令床的简介和分类、国内外研究现状、本课题 的研究目的和意义，引出将要研究的内容。课题结合工程实际存在的问题，根据现 有的研究分析和数据对步进式冷床传动系统整体结构进行分析。以规格为120mx 6m的步进式冷床为研究对象，简述了冷床传动系统的结构及工作原理。 本文是以SolidWorks2012为建模工具，基于动力学软件ADAMS-VIEW-2012 的仿真平台结合步进式冷床在正常生产过程中的各种工况，对简化之后的步进式冷 床传动系统的模型进行运动学分析，传动系统按照匀速和变速两种运动规律，得到 传动轴在不同时刻的受力和扭矩图，参考分析结果，提出传动系统中传动轴的设计 改进思路，并对其结果进行分析。下表是改进前与改进后的传动轴各段轴径的比 较: 名称 改进前 改进后 dmi 170 136 d - 08 7m - OOA 内An- -AA dm 190 160 根据表中的数据可以看出改进后的最小轴径值比改进前的数值要小34mm，最 大值轴径尺寸比改进前的要小近30mm。用Solidwo