3934 自动控制液压板料剪切生产线设计—卷材支撑开卷机设计
3934 自动控制液压板料剪切生产线设计卷材支撑开卷机设计,自动控制,液压,板料,剪切,生产线,设计,卷材,支撑,支持,开卷
摘要液压剪板机自动生产线中第一道工序就是开卷。这就用到了开卷机,开卷机是用来支撑钢卷、回转钢卷的。随着对开卷机速度和板面质量的要求,开卷机的型式已由箱式开卷机,无胀缩卷筒开卷机等类型,逐步发展过渡到胀缩卷筒式开卷机。目前市场上开卷机的型式有很多种,如单卷筒悬臂式.双卷筒回转式.双柱头开卷机。它们共同特点都是涨缩卷筒式开卷机。采用胀缩卷筒式开卷机的优点是:其设备配置较为简单,主要由传动系统及胀缩卷筒、压紧辊和支撑等装置组成。根据现场调研,原开卷机的张力较小,现增加了带钢的张力,进行了主要零件的强度计算。该开卷机保证开卷时恒定张力,保证开卷线速度恒定,从而提高了带钢的表面质量。而且具有对中调节功能,即在上卷和工作过程中,始终保证带材中心线与下道机组中心线重合,减少带钢的翘曲现象,从而保证剪板的正常进行,提高了带钢产品质量。关键词:开卷机,表面质量,恒定张力AbstractThe first step of hydraulic plate shears automatic production line is open- book. This will use the uncoiler, uncoiler is used to support steel coil, rotary steel coil. As the uncoiler speed and surface quality request, uncoiler type already developed from box uncoiler, without swell-shrink reel of decoiler type etc, and gradually developed transition to swell-shrink prefabricated uncoiler. Now on the market of decoiler type has a lot of kinds, such as single reel cantilever. Double drum rotary. Double the stigma of decoiler. Their common characteristic is all decoiler prefabricated rose shrinkage. The advantage of adopting swell-shrink prefabricated uncoiler in equipment configuration is simple, and mainly by the transmission system and swell-shrink drum, pressure roller and supports device component. According to the field investigation, the tension of original fetching machines is relatively small, increase the tension with steel now, the intensity of carrying on the major part is calculated.The uncoiler guarantee open-book invariableness tensile, guarantee the open-book rotational speed, thereby improving the strip surface quality. And it has regulating function , be in namely roll-up and working process, always guarantee strip with road centerline centerline coincidence, reduce strip unit to ensure the warp phenomenon, the normal shear, improved the surface quality with steel.Keyword:uncoiler,surface quality,invariable tension中原工学院毕业设计(论文)说明书目录引言 .11 开卷机的概念和发展趋势 .21.1 选题的背景和目的 .21.2 开卷机的概述 .21.3 开卷机的结构 .31.3.1 单筒可胀缩开卷机 .31.3.2 双锥头无胀缩开卷机 .41.3.3 双圆柱头可胀缩开卷机 .51.4 开卷机的发展趋势 .62 开卷机筒结构设计 .82.1 开卷机筒结构 .82.2 开卷机筒结构设计 .93 开卷机电机功率与减速箱速比的合理选择 .113.1 开卷机电机功率与减速箱速比合理选择重要性 .113.2 开卷机张力和速度的确定 .113.3 开卷电机的选择及功率计算 .113.3.1 电磁调速电动机的选用及工作原理 .113.3.2 按卷筒上的静张力计算的电机功率 .123.3.3 减速箱速比的设计 .124 减速箱各齿轮设计计算 .144.1 齿轮模数的估算和验算 .144.1.1 齿轮模数的估算(以高速级小齿轮为例) .144.1.2 齿轮模数的验算(以高速级小齿轮为例) .144.2 齿轮强度校核 .154.2.1 选定的齿轮材料及精度等级及齿数(以低速级啮合齿轮为例) .154.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 .154.3 齿轮齿数及结构设计 .175 减速箱实际传动比及主轴的设计计算 .195.1 所设计的减速器实际传动比及各轴动力参数计算 .195.2 主轴的设计计算 .195.2.1 选择轴的材料 .195.2.2 初步估算轴的最小直径 .195.2.3 轴上受力分析 .205.2.4 轴的强度校核 .216 轴承寿命计算 .237 开卷机对中调节功能 .248 开卷机压辊压紧力计算 .259 开卷机各液压缸压力流量的确定 .279.1 开卷机卷筒胀缩缸推力及压力流量的确定 .279.1.1 卷筒胀缩功能的介绍 .279.1.2 胀缩缸推力的计算 .27中原工学院毕业设计(论文)说明书9.2 开卷机上其他液压缸流量的确定 .289.2.1 压辊装置中液压缸流量的计算 .289.2.2 横移液压缸流量的计算 .29致谢 .31参考文献 .32中原工学院毕业设计(论文)说明书1引言目前胀缩卷筒开卷机大致有以下型式:单卷筒悬臂式.双卷筒回转式.双柱头开卷机。单卷筒悬臂式适用于带材宽度在 350mm 以上,带厚较大的带卷,大多带有离合驱动装置,可以被动或主动开卷,具有正、反转驱动功能,大多配有拆头直头机,方便开卷; 对于带材宽度在 350mm 以上,带厚较大的带卷我们推荐使用单卷筒悬臂式开卷机。双卷筒回转式适用于带厚小于 3mm 的带材, 这种双工位开卷机就是一个卷筒在工作时,另一个可以用悬臂吊或其他方法上卷。前一卷带材用完后,已上好卷的另一个卷筒可以立即回转至带材准备作业线进行开卷,当前一卷带材用完后。这样可以减少上卷工作时间,以减少后续活套的带材储存量。双柱头开卷机适用于带材宽度较大,卷重较重的带卷都带有离合驱动装置,可以被动或主动开卷具有强度刚性好,上卷操作方便,工作平稳可靠,对中性好,结构简单的优点。对于带材宽度较大,卷重较重的带卷我们推荐使用双锥或双柱头开卷机。为了避免外径较大(1600 以上)的带卷在高速工作时倾倒,大带卷的单卷筒悬臂式.双卷筒回转式开卷机都设有侧倒端装置。开卷机是自动控制液压板料剪切生产线中不可少的设备,是卷材加工准备工序的主要设备,其主要作用是为带材运行时提供张力,支撑带材,并把带材送入下道工序校平机。因此保证开卷机顺利工作对提高剪板生产率有很重要意义。例如该设计,首先根据所要卷材的厚度,宽度,选择开卷机的设计方案,并对设计方案进行评述。由于钢卷开卷张力大,采用滑块胀缩式卷筒胀缩结构,用液压缸活塞移动 通过芯轴带动固定螺母、端盖向右移动,从而带动滑块也向右移动,扇形板在滑块1 的斜面上作径向运动使卷筒缩径;反之,胀缩缸右端进油时使活塞向左移动,卷筒胀径。采用压辊压紧带钢,方便收卷,卸卷。这次设计,计算胀缩缸推力,保证推力足以使扇形板胀径。还有主轴的直径设计及校核。采用合理的直径使结构紧凑、经济合理、强度足够。 中原工学院毕业设计(论文)说明书21 开卷机的概念和发展趋势1.1 选题的背景和目的随着科学技术的迅猛发展和人类生活节奏的加快,产品的生产,特别是机械产品为了能够有很强的市场竞争力,必须减少产品的生产时间,减轻工作的劳动强度这就要求机械产品更加效率自动化和智能化。在今天生活节奏很快的世界里,剪板机主要是为其他的加工提供或其他用途提供板料,因此,要求剪板机能提供合格板料的基础上,还要有高的工作效率,很高的自动化程度。因此自动控制液压剪板机生产线就应运而生了。而支撑开卷机是板料剪切生产线机组的一部分,是卷材加工准备工序的主要设备,其主要作用是为带材运行时提供张力,支撑带材,并把带材送入下道工序矫平机组中。开卷机的设计,除了按一般机械设计程序进行结构和强度设计外,还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、开卷机张力的形成与确定胀缩液压缸推力的大小计算、调速以保证开卷使线速度恒定、变速箱的结构设计及各个啮合齿轮的传动比及结构设计计算、压辊压紧力计算、主轴的结构设计与强度校核、轴承的寿命计算等。1.2 开卷机的概述开卷设备大体可分为:悬臂式开卷机、双圆柱头式开卷机和双锥头式开卷机。悬臂式开卷机具有刚性大,开卷张力大等优点,因此适用于较薄带材的开卷。悬臂式开卷机和双圆柱头式开卷机及双锥头式开卷机已成功地应用于带材精整机及液压剪板机生产线机组。最近几年,西德和美国一些机械制造公司和生产厂家,大力推广双圆柱头式开卷机。国外生产实践证明,双圆柱头式开卷机上料操作方便、工作平稳可靠,其结构也比悬臂式开卷机简单。其缺点是。由于采用两套传动装置,双圆柱头式开卷机设备重量比悬臂式开卷机要大。由于双锥头式开卷机,锥头部分和带内巻圈接触面积太小,带张力操作时,容易损坏带材头部,所以目前已不大采用。图 1-1 为某机组悬臂式开卷机的结构形式。中原工学院毕业设计(论文)说明书3图 1-1 悬臂式开卷机1、卷筒 2、传动装置 3、减速机 4、电机 5、胀缩油缸 6、对中油缸1.3 开卷机的结构1.3.1 单筒可胀缩开卷机这种结构开卷机,其结构上与张力卷取机基本相同,但在开卷机筒上无钳口装置。按筒结构形式不同,可分为单筒棱锥式开卷机和单筒链板式开卷机。图 1-2 为单筒链板开卷机机构。它在带钢精整机组的头部,用来开卷厚度为0.6mm,宽度为 500mm 的带卷。卷重为 16t,开卷速度为 3m/s。筒的缩径机构,依靠仅作径向运动的四块弓形块 3 来实现。弓形块 3 与内筒 1用链板 2 铰接,内筒 1 与芯轴 4 采用其尾部的垫板 5 连接在一起。芯轴 4 则与筒尾端部地轴向胀缩液压缸活塞杆相连。若轴向液压缸进行压力压油时,活塞杆与芯轴4 一起做轴向移动使筒缩径。借助于弹簧的作用,使活塞杆与芯轴 4 复位,筒胀径。图 1-2 单筒链板式开卷机机构1 内筒 2 链板 3 弓形块 4 芯轴 5 垫板中原工学院毕业设计(论文)说明书4这种开卷机适用于开卷张力不大于 1000 公斤的卷重在 15t 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开卷张力较大的带卷时,可采用单筒棱锥式开卷机。图 1-3 为单筒棱锥式开卷机。它用于双机架平整机组,带材厚度为 0.15-0.8mm,宽度为 550-1270mm。开卷速度为 33m/s 或 23m/s。开卷张力为 2270 公斤,卷重为 20000-45000 公斤。这种开卷机筒由活动支撑轴颈 1、拉杆 2、空心轴 3、扇销 4、弓形块 5、棱锥轴 6 以及滑键 7 等组成。图 1-3 单筒棱锥式开卷机的筒结构1 活动支撑轴颈 2 拉杆 3 空心轴 4 扇销 5 弓形块 6 棱锥轴 7 滑键这种单筒棱锥式开卷机与链板式开卷机比较,具有刚性好、开卷张力大、设备重量较轻等优点,目前已被广泛采用。1.3.2 双锥头无胀缩开卷机图 1-4 为双锥头无胀缩开卷机。它用来开卷厚度为 1.5-5mm,宽度为 1500mm的带材,开卷速度为 1m/s。这种开卷机结构简单,其缺点是圆锥头与带卷内孔容易产生打滑。为了克服这一缺点,可采用锥头可胀缩开卷机。中原工学院毕业设计(论文)说明书5图 1-4 双锥头无胀缩开卷机1.3.3 双圆柱头可胀缩开卷机双圆柱头可胀缩开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开卷机和轴向液压缸胀缩双圆柱头开卷机两种。双圆柱头式开卷机用于酸洗机组、剪切机组及冷轧机组。一般来说,这种开卷机用来开卷张力不大的带厚为 2-8mm 的热轧带钢。对于薄带钢和大张力开卷时,则采用悬臂式开卷机。图 1-5 为径向液压缸胀缩双圆柱头开卷机。开卷机左右锥头分别由液压缸 2 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。圆柱胀缩由两个径向液压缸来实现。为了使两个径向液压缸 4 作同步径向运动,利用齿轮 3 实现机械同步。这种结构上克服了上述锥头无胀缩开卷机的打滑现象,使用情况表明,效果良好。图 1-5 径向液压缸胀缩双圆柱头开卷机轴向液压缸双圆柱头开卷机,用于无机架冷连轧机组。带材厚度为 1.5-6mm,带材宽度为 550-1530mm。屈服极限为 37 公斤/毫米 2。最大卷重为 45000 公斤。开卷速度为 10.5m/s。开卷张力为 920-9200 公斤。筒结构如图 1-6 所示,筒直径为 610mm,胀径时为 630mm,缩径时为 560mm,筒长度为 855mm,由于筒较短,把与轴向胀缩液压缸活塞直接相连的拉杆头部做成中原工学院毕业设计(论文)说明书6锥形,在锥形部位加工出燕尾槽滑动面,使它与弓形 3 相配合,构成斜楔滑动机构。推动弓形块胀开,筒胀径。轴向胀缩液压缸反向动作时,借助拉杆端部上的燕尾槽使筒缩径。轴向胀缩活塞直径为 440mm,形成 221mm。图 1-6 轴向液压缸胀缩的双圆柱头开卷机的筒结构1 空心轴 2 拉杆 3 弓形块轴向液压缸胀缩双圆柱头开卷机与径向液压缸双圆柱头开卷机相比,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开卷机较好。图 1-7 胀缩液压缸和回转接头1 拉杆 2 活塞 3 回转接头1.4 开卷机的发展趋势随着科学技术的迅猛发展和人类生活节奏的加快,产品的生产,特别是机械产品为了能够有很强的市场竞争力,必须减少产品的生产时间,减轻工作的劳动强度这就要求机械产品更加效率自动化和智能化。在今天生活节奏很快的世界里,剪板机主要是为其他的加工提供或其他用途提供板料,因此,要求剪板机能提供合格板料的基础上,还要有高的工作效率,很高的自动化程度。因此自动控制液压剪板机中原工学院毕业设计(论文)说明书7生产线就应运而生了。而支撑开卷机是板料剪切生产线机组的一部分,是卷材加工准备工序的主要设备,其主要作用是为带材运行时提供张力,支撑带材,并把带材送入下道工序矫平机组中。开卷机的控制更加要自动化、智能化、使用方便、操作简单。根据开卷速度和板面质量的要求,开卷机的型式已由箱式开卷机,无胀缩卷筒开卷机等类型,逐步发展过渡到胀缩卷筒式开卷机。薄板、带钢的生产技术是钢铁工业发展水平的一个重要标志。薄钢板除了供汽车、农机、化工、食品罐头、建筑、电器等工业使用外,还与日常生活有直接关系,如家用电冰箱、洗衣机、电视机等需要薄钢板。因而在一些工业发达的国家中,薄钢板占钢材的比例逐年增加。开卷机的发展主要有以下几面:(1)为了提高设备的生产能力,相应的增加钢卷的重量。因为带钢是以钢卷方式生产的,每一个钢卷在送入矫平机前,都必须经过吊料、上料、拆捆、开卷、然后送入展平、矫平机组中。在每一卷终了时又需要有减速、停机、卷取及卸卷的过程,占了较多的生产时间。钢卷质量增大后,可相应地增加作业的时间,而且由于每卷带钢长度的增加,带钢在稳定速度下开卷的时间也相应的增加,带钢的质量才能得以改善。然而带钢质量也不可无限制地增加,它受到开卷机等机械设备的结构和强度的限制,也受到电动机调速范围的限制,而且卷重太大还会给车间内钢卷的运输和存放带来困难。目前,钢卷的质量已达 40t,个别的达到 60t,以带钢单位宽度计算的卷重达到 30-36kg/mm。(2)提高开卷机开卷的速度。20 世纪 50 年代开卷机大都在 20m/s 左右,60 年代以来已逐步提高到 30m/s。但是开卷速度的进一步提高会受到工艺润滑材料与方式的限制。(3)提高自动化程度。在生产操作自动化方面,普遍采用各种形式的极限开关、光电管等,对每个动作实行自动程序控制,实现了钢卷对中、带钢边缘纠偏、开卷速度的自动调整、剪切钢板的自动分选等自动化操作与控制。中原工学院毕业设计(论文)说明书82 开卷机筒结构设计2.1 开卷机筒结构胀缩式筒基本上有以下四种结构形式的:弓形板式、平行四连杆式、四棱锥式、四斜契式。其中平行四连杆式和四棱锥式两种结构比较常见,下面对这两种种筒结构进行介绍。平行四连杆式筒用四块结构尺寸基本相同的弧形板组成,每块弧形板和轴上的支撑套筒用四条相联形成平行四连杆机构,依靠短连杆倾角变化产生筒径的胀缩(图 2-1)图 2-1 平行四连杆式筒在网上图书馆馆藏一个文献上也找到了平行四连杆式筒,其结构如图 2-2,此时筒处于胀径的最大极限位置。图 2-2 处于胀径最大极限位置的平行四连杆式筒四棱锥式筒的筒体由四块扇形板组成,扇形板的内侧有阶梯形斜面与中心四棱锥的阶梯斜面相配合,利用四棱锥的少量轴向滑动形成外径的胀缩(图 2-3)中原工学院毕业设计(论文)说明书9图 2-3 四棱锥式筒在图书馆藏中文科技期刊数据库,维普资讯中找到一篇文献,2007 年第 2 期,开卷机涨缩缸推力的确定 。我设计的卷筒就是与这个类似,下面来介绍文献中这个筒结构。卷筒轴为开卷机的主要部件,它主要由扇形板、卷筒轴、滑块、拉杆、涨缩缸、旋转接头等装配组成,如图 2-4图 2-4 开卷机卷筒轴卷筒轴上装有滑块,通过固定螺母、卡套与拉杆相连接,拉杆与涨缩缸的活塞连接,滑块可在卷筒轴上的 T 形槽内滑动。滑块的斜面与水平面成 16。 角。扇形板通过滑块与卷筒轴相连接,由于卷筒轴端盖的限制,使得扇形板只能作径向运动。当涨缩缸左端进油时使活塞向右移动,活塞通过拉杆带动固定螺母和卡套向右移动,带动滑块也向右移动,扇形板在滑块的斜面上作径向运动使卷筒缩径;反之,涨缩缸右端进油时使活塞向左移动,卷筒胀径。 2.2 开卷机筒结构设计我设计的卷筒胀缩的原理与上面的比较相似,卷筒轴上也装有滑块式的导轨,通过固定螺母、端盖与芯轴相连接,滑块可在卷筒轴上的 T 形导轨内滑动。扇形板通过滑块与卷筒轴相连接,由于卷筒轴上的钢卷挡圈的限制,扇形板只能作径向运动。当涨缩缸左端进油时活塞向右运动,推动芯轴向右移动从而带动固定螺母和端盖向右移动,卷筒轴上的滑块向右移动,扇形板在滑块的斜面上作径向运动使卷筒缩径,最小值可达到 530mm;反之,涨缩缸右端进油时使活塞向左移动,卷筒胀径,最大值可达到 650。结构如图 2-5:中原工学院毕业设计(论文)说明书10图 2-5 开卷机卷筒装配图中原工学院毕业设计(论文)说明书113 开卷机电机功率与减速箱速比的合理选择3.1 开卷机电机功率与减速箱速比合理选择重要性现代带材开卷机的卷重、卷径和开卷速度都比较大,在同一台开卷机上希望生产的带材的厚度范围也比较大,因而卷取、开卷张力的变化范围比较宽。因此,合理地选择电机功率和减速比就显得非常重要。在计算开卷电机功率之前首先要确定张力的大小和开卷速度。 3.2 开卷机张力和速度的确定 精整机组开卷张力的选用,与机组尾部去张力一样,应该十分慎重。不合适的开卷张力,会影响到精整机组正常生产。采用大张力,使传动设备加大,增加投资。过大的张力还可能拉断带材。小张力可能使带材跑偏。卷取张力是轧机出口侧带材断面积与带材张应力的乘积:T=S*F式中 S带材张应力,N/ 2F带材的横断面面积, 2对于铝带冷轧机,开卷张应力一般取轧制带材屈服极限的 1025,而卷取张应力取开卷张应力的 60-75 ;对于铝箔轧机,S 一般经验数据S=20-50N/ 2而设计的开卷机工作对象是钢材,所以 S 取 S=80N/ 2设计时开卷机按最大来料厚度和宽度计算断面积,乘以张应力就可以求得开卷机张力值。根据选型的尺寸带材厚度最大为 4,带材最大宽度为 2000,代入上面的公式 T=S*F 得到开卷张力 T=80*2000*4N=640kN开卷速度最大速度初定为 2m/s 即主轴的转速为 120r/min。3.3 开卷电机的选择及功率计算3.3.1 电磁调速电动机的选用及工作原理在开卷过程中卷材的半径逐渐变小,而开卷的线速度 V=2r n,式中 r 为带材半径,n 为开卷机主轴转速。现在很多设计为了保证开卷线速度的基本恒定。在选用电动机的时要选择电磁调速电机。电磁调速异步电动机是由普通鼠笼式异步电动机、电磁滑差离合器和电气控制装置三部分组成。异步电机作为原动机使用,当它旋转时带动离合器的电枢一起旋转,电气控制装置是提供滑差离合器励磁线圈励磁电流的装置。这里主要介绍电磁滑差离合器,它包括电枢、磁极和励磁线圈三部分。电枢为铸钢制成的圆筒形结构,它与鼠笼式异步电动机的转轴相连接,俗称主动部分;磁极做成爪形结构,装在负载轴上,俗称从动部分。主动部分和从动部分在机中原工学院毕业设计(论文)说明书12械上无任何联系。当励磁线圈通过电流时产生磁场,爪形结构便形成很多对磁极。此时若电枢被鼠笼式异步电动机拖着旋转,那么它便切割磁场相互作用,产生转矩,于是从动部分的磁极便跟着主动部分电枢一起旋转,前者的转速低于后者,因为只有当电枢与磁场存在着相对运动时,电枢才能切割磁力线。磁极随电枢旋转的原理与普通异步电动机转子跟着定子绕组的旋转磁场运动的原理没有本质区别,所不同的是:异步电动机的旋转磁场由定子绕组中的三相交流电产生,而电磁滑差离合器的磁场则由励磁线圈中的直流电流产生,并由于电枢旋转才起到旋转磁场的作用。当稳定运行时,负载转矩与离合器的电磁转矩相等。综合考虑:由机械设计手册选用 YCT 系列电磁调速三相异步电动机(JB/T 71231993)其调速范围 1250-125r/min 电源:三相交流 50HZ 380V。3.3.2 按卷筒上的静张力计算的电机功率对于开卷机,由于带材的直径在不断的减小,在保证带材开卷速度不变的条件下,卷筒的转速随着卷径的减小而增大。因此,电气控制采用最大力矩法进行控制。根据电机在基速以上随着速度的增加力矩下降的特性,让电机始终在最大力矩状态下工作。最大力矩法的开卷功率计算公式如下:)(*6120maxKWnDTVNe式中 T最大张力,N;V开卷速度,m/min;Dmax最大卷径,m;D0最小卷径(卷筒直径) ,m;ne电机基速,r/min;nmax电机最高转速,r/min;效率,取 0.95。根据所设计的开卷机:Dmax=1.6m;D0=0.51m;nmax =1250r/min;ne=125r/min;T 取 640kN。开卷最大速度初定为 2m/s 即 120m/min代入上面的公式得到: 电机功率 N=3.739kN=3.74kW。根据机械设计手册(常用电机、电器及电动(液)推杆)表 16-1-68 选用 YCT 系列电磁调速三相异步电动机型号为 YCT180-4A,其技术参数 :拖动电机功率 4kW 、额定转矩25.2N.M 、调速范围 1250-125r/min 、转速变化率 2.5 、电源三相交流 50Hz 380V重量 157kg。3.3.3 减速箱速比的设计 设计所采用的是双级圆柱齿轮减速,在设计时要注意下面几个问题:(1)由于二级圆柱齿轮减速器其传动比范围 i=i1i2=8-40。各级传动机构的传中原工学院毕业设计(论文)说明书13动比应尽量在推荐范围内选取。圆柱齿轮传动比常用值为 3-5,最大值为 8。(2)各传动件彼此不发生干涉碰撞。例如,在双级圆柱齿轮减速器中,若高速级传动比过大,可能会使高速级的大齿轮顶圆与低速级大齿轮的轴相撞。在分配各轴的传动比时要按机械设计具体标准进行设计。开卷机主轴其转速大致为 30r/min 左右,电磁调速三相异步电动机调速范围最大值为 1250r/min,可计算其变速比 i=1250/30=41.6 与 40 比较接近,就初定传动比 i 减速器 =40。当设计多级传动的传动装置时,分配传动比是一个很重要的步骤;往往由于传动比分配不当,造成尺寸不紧凑、结构不协调、成本高、维护不变等诸多问题。欲做到较合理地分配传动比,就要按照要求去设计。下面给出一部分分配传动比的参考数据:对二级圆柱齿轮减速器,可取 i1=(1.3-1.4)i 2,i 减速器 = i1i2,式中 i1 、i 2分别为高速级和低速级的传动比,i 减速器 为两级齿轮减速器的传动比。但是考虑到开卷机主轴直径较大,低速级的齿轮较大,防止各传动件彼此不发生干涉碰撞。所以高速级的传动比要小于低速级的传动比,即 i1i 2 反过来,i2=(1.3-1.4)i 1 。由下面两个式子 i 2=(1.3-1.4)i 1;i 减速器 =i1i2=40 。从而可以得到:i 1=5.48i2=7.3中原工学院毕业设计(论文)说明书144 减速箱各齿轮设计计算4.1 齿轮模数的估算和验算4.1.1 齿轮模数的估算(以高速级小齿轮为例)在减速器高速级中,啮合的两对齿轮一般取同一模数。选择负载最重的小齿轮按下述公式进行模数的估算:(参考机床课程设计指导书 24 页)mj表达式中 m j 按接触疲劳强度估算的模数(mm) ;pd驱动电动机的功率(KW) ;nj齿轮的计算转速(r/min) ;u大齿轮与小齿轮齿数之比, “+”号用于外啮合, “-”号用于内啮合;Z1被计算齿轮的齿数; m齿宽系数, m=B/m;【 j】许用接触应力(MPa) ,其中:P d=3.74KW;nj=1250r/min;u=Z2/Z1=5.48;Z1=35;45 钢整淬接触应力【 j】为 1100MPa;代入数据得到: m j=2 4.1.2 齿轮模数的验算(以高速级小齿轮为例)齿轮模数的验算,应在结构确定之后才能进行。一般对高速传动齿轮以验算接触疲劳强度为主,对低速传动齿轮,以验算弯曲疲劳强度为主。以高速级小齿轮为例,按接触疲劳强度计算齿轮模数 mj:322153【jmZ)(160jnuPKf 式中:P被验算齿数所传递的功率, (KW) ,P=Pd*;K1工作状态系数,考虑载荷冲击的影响,冲击性机床,K 1=1.6-1.8,中等冲击 K1=1.2-1.6,轻微冲击,K 1=1-1.2;K2动载荷系数;K3齿向载荷分布系数;K5寿命系数;查表得到:K 1=1.5K2=1.1K3=1.05中原工学院毕业设计(论文)说明书15代入数据得到 mj=1.98所以模数估算准确。同理:低速级啮合的两对齿轮的模数定为 3。4.2 齿轮强度校核4.2.1 选定的齿轮材料及精度等级及齿数(以低速级啮合齿轮为例)1)机器为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度(GB 10095-88) 。2)材料选择。由表课本表 10-1 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。3)选小齿轮齿数 z 1=39,大齿轮齿数 z2=39*7.3=284.7,取整得 284。4.2.2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式(10-9a)进行试算,即d12.32(KT 1(u+1)ZE2/ duH 2)1/3(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 Kt=1.3。2)计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5105PI/nI=95.51053.7/230.3=153430.3Nmm3)由课本表 10-7 选取齿宽系数 d=1。4)由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2。5)由课本图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2=550MPa。6)由课本式 10-13 计算应力循环次数N1=60nIjLh=60230.31(83008)=2.7108N2=N1/i 齿 =2.7108/7.28=0.371087)由图课本 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.93;K HN2=0.988)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%,安全系数 S=1.0 H1= KHN1 Hlim1/S=0.93600/1.0Mpa=558Mpa H2= KHN2 Hlim2/S=0.98550/1.0Mpa=539Mpa(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径 d1 低 ,代入 H较小的值d1 低 2.32(K tT1(u+1)ZE2/ du H2)1/3=2.321.3153430.3(7.28+1)189.8 2/(7.285392) 1/3=110mm中原工学院毕业设计(论文)说明书162)计算圆周速度 v。v=d 1 低 nI/(601000)=3.14110230.3/(601000)=1.32m/s因为m/s,故取级精度合适。3)计算齿宽 b。b= dd1t=1110mm=110mm 4)计算齿宽与齿高之比 b/h。模数:m t =d1t/Z1=110/39=2.8mm齿高:h=2.25m t =2.252.8 =6.3mmb/h=110/6.3=17.465)计算载荷系数。根据 v=1.32m/s,8 级精度,由课本图 10-8 查得动载荷系数 Kv=1.06;直齿轮,K Ha=KFa=1.316由课本表 10-2 查得 KA=1由课本表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KH =1.316由 b/h=17.46,KH=1.316 查课本表 10-13 得 KF=1.28:故载荷系数K=KAKVKHaKF =11.0611.316=1.4086)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由课本式(10-10a)d1= d1t(K/Kt)1/3=110 (1.408/1.3) 1/3=112mm7)计算模数 m:m=d 1/z1=112/39=2.8mm3.按齿根弯曲强度设计由课本式(10-5)得弯曲强度的设计公式m2KT 1YFaYSa/( dz12 F) 1/3(1) 确定公式内的各计算数值1)由课本图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa2)由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92 KFN2=0.983)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由课本式(10-12)得 F1= KFN1 FE1/S=0.92500/1.4=328.57MPa F2= KFN2 FE2/S=0.98380/1.4=266MPa4)计算载荷系数 KK=KAKVKFaKF =11.0611.28=1.36585)取齿形系数。由课本表 10-5 查得 Y Fa1=2.65 YFa2=2.146)查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 Y Sa1=1.58 YSa2=1.837)计算大、小齿轮的 YFa YSa/ FYFa1 YSa1/ F1=2.651.58/328.57=0.01274YFa2 YSa2/ F2=2.2261.83/266=0.01472大齿轮的数值大。8)设计计算m21.3568153430.30.01472 /(1392) 1/3=2.6mm中原工学院毕业设计(论文)说明书17对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数 m 的大小重要取决于弯曲强度的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数 2.6 并就近圆整为标准值 m=3mm,按接触强度的的分度圆直径d1=112mm,算出小齿轮的齿数 z1=d1/m=112/3=37.3mm 取 39大齿轮的齿数 z2=7.2839=283.9 取 z2=284这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。4.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d 1= z1m=393=117mmd2= z2m=2843=852mm(2)计算中心距 a=(d 1+ d2)/2=(117+852)/2=484.5mm(3)计算齿轮宽度 b= d d1=1117=117mm 取小齿轮宽度 B1=120mm ,大齿轮宽度B2=140mm。4.3 齿轮齿数及结构设计高速级小齿轮的齿数定为 35,由 i1=Z2 高 /Z1 高 得到与之啮合的大齿轮次数为:Z2 高 = Z1 高 i1=35*5.48=190低速级小齿轮的齿数定为 39 由 i2=Z2 低 /Z1 低 得到与之啮合的大齿轮,即开卷机主轴上的大齿轮的齿数:Z 2 低 =Z1 低 i2=39*7.28=283.9,取整得 284ha*=1;C*=0.25;高速级:小齿轮分度圆直径为 d1 高 =mz1 高 =2*35=70mm;齿顶圆直径为 da1 高 =d1 高 +2ha*m=74mm;大齿轮分度圆直径为 d2 高 =mZ2 高 =2*190=380mm;齿顶圆直径为 da2 高 =d2 高 +2ha*m=384mm;两齿轮的齿顶高 ha= ha*m=2mm;齿根高 hf=(ha *+C*)m=(1+0.25)*2=2.5mm;两齿轮的中心距为 a=(d 1 高 +d2 高 )/2=225mm。低速级: 小齿轮分度圆直径为 d1 低 =mz1 低 =3*39mm=117mm;齿顶圆直径为 da1 低 = d2 低 +2ha*m=123mm;大齿轮分度圆直径为 d2 低 =mZ2 低 =3*284=852mm;齿顶圆直径为 da1 低 = d2 低 +2ha*m=858mm;两齿轮的齿顶高 ha= ha*m=3mm;齿根高 hf=(ha *+C*)m=(1+0.25)*3=3.75mm;两齿轮的中心距为 a=(d 1 低 +d2 低 )/2=484.5mm。由上面的计算,高速级和低速级的小齿轮都选用齿轮轴,高速级的大齿轮 da2 高=384mm500mm 故选用腹板式结构的齿轮,低速级的大齿轮也选用腹板式结构齿轮。中原工学院毕业设计(论文)说明书18(1)低速级大齿轮轮辐式结构齿轮设计(参考机械设计第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著,232 页)D4为安装大齿轮的主轴直径为 220mm;B=140mm;D 3=1.6D4 =1.6*220=352mm;D0=da-(10-14)m=862-36=826mm;D 1=(D0+D3)/2=589mm;D2=(0.25-0.35)(D0-D3)=142.2mm;n 1=0.5m=1.5mm;C=(0.2-0.3)B=34.7mm,取C=35mm。(2)高速级大齿轮腹板式结构设计(参考机械设计第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著,231 页)D4为安装该大齿轮轴的直径为 80mm;D 3=1.6D4=1.6*80=128mm;D。=da-(10-14)m=384-12*2=360mm;D 1=(D 0+D3)/2=(128+360)/2=244mm;D 2=(0.25-0.35)(D。- D 3)=56-81.2,取 70mm;n 1=0.5m=0.5*2=1mm;r=5mm;B=80mm;C=(0.2-0.3)B=(0.2-0.3)*80=16-24mm,取 C=20mm。图 4-1 主轴上的齿轮零件图中原工学院毕业设计(论文)说明书195 减速箱实际传动比及主轴的设计计算5.1 所设计的减速器实际传动比及各轴动力参数计算高速级传动比 i1=Z2 高 /Z1 高 =190/35=5.428,低速级传动比为 i2=Z2 低 /Z1 低=284/39=7.282,总传动比为 i= i1 i2=5.428*7.282=39.526。从电动机开始计算各轴运动及动力参数:I 轴(电动机轴)P0=Pd=3.74(KW)n0=nm=1250(r/min)T0=9.55*106 P0/ n0=9.55*106*3.74/1250=28573.6(N*mm)II 轴(减速器高速轴)P1=P0* 轴承 =3.74*0.99=3.70(KW)n1=n0/i1=1250/5.428=230.3(r/min)T1=9.55*106 P1/ n1=9.55*106*3.7/230.3=153430.3(N*mm)III 轴(减速器低速轴即开卷机主轴)P1=P1* 轴承 齿轮 2=3.7*0.99*0.972=3.45(KW)n2=n1/i2=230.3/7.282=31.6(r/min)T2=9.55*106 P2/ n2=9.55*106*3.45/31.6=1042642.4(N*mm)5.2 主轴的设计计算5.2.1 选择轴的材料选择轴的材料为 45 钢,经调质处理,可知材料的机械性能为:硬度 230HBS,强度极限 B=650MPa,屈服极限 s=360MPa,弯曲疲劳极限 -1=270MPa,剪切疲劳极限 T-1=155MPa,E=2.15*105 MPa。5.2.2 初步估算轴的最小直径当轴的支撑位置和轴所受载荷大小、方向作用点及载荷种类均以确定,支点反力及弯矩可以求得时,可按弯矩合成的理论进行近似计算。主轴大致结构如图 5-1 所示中原工学院毕业设计(论文)说明书20图 5-1 主轴零件图图中两轴承中心之间距离为 1594mm,左轴承到齿轮中心距离为 1387.6mm,右轴承到卷筒中心距离为 1385mm。首先根据轴的直径计算公式初步估算直径:轴计算截面上的工作应力 )1(*aT)M101-4322rd轴的直径 34/122*)-(10( raTMd式中 M轴计算截面上的合成弯矩,Nm;T轴计算截面上的扭矩,Nm;P传递功率,KW;n转速,r/min;a根据扭应力变化性质而定的校正系数,扭应力对称循环变化时,a=1;r空心轴内径 d0与外径 d 之比,r=d 0/d=0.7;代入上式得 d91mm考虑到主轴左端有螺纹,故将其轴径增加 3-7。因此取轴径为 100mm。根据主轴上轴承与轴承座地旋转中心可能偏转,选取调心滚子轴承。装轴承处的直径为 d1=180mm,d 2=240mm。装齿轮处轴径 d3=220mm。初选轴承 7236 AC/DB 和 7244 AC/DB 其宽度分别为 74mm 和 92mm。5.2.3 轴上受力分析开卷机主要用于支撑钢带卷,把钢带送入矫平机。本开卷机采用胀缩式卷筒,可以适应多种内径变化。其技术参数为:电机功率 KW 4转速 r/min 31.5料宽 mm 2000卷重 Kg 12000轴上受力如图所示。计算时,通常把轴当作置于铰链支座上的梁,轴上零件传来的力,通常作为集中力,其作用点取为零件轮廓宽度的中心。轴上扭矩则从轮毂宽度的中心算起。轴上支撑反力的作用点,根据轴承的类型和组合确定。如果作用在轴上的各载荷不在同一平面内,可分解到 2 个相互垂直的平面上,中原工学院毕业设计(论文)说明书21然后分别求出这 2 个平面内的弯矩,再按矢量法求得合成弯矩。轴承受的弯矩M=6000*9.8*1.385=81438N.m轴传递的转矩T=950000P/n=3.45*9550000/31.6=1042642.4(N*mm)=1042.6N.m齿轮的圆周力Ft=2T/de=2*1042.6/0.856=2436N齿轮的径向力Fr=Ft tana=2436*0.364=886.7N(1)在水平平面内的支反力(见图 5-2(b) )由M A=0 得 RBZ*1594-Fr*1387.6=0因此 RBZ=886.7*1387.6/1594=771.9N;R AZ= Fr- RBZ=886.7-771.9=114.8N齿轮的作用力在水平平面的弯矩(见图 5-2(c))MDZ=RAZ*206.4=114.8*0.2064=23.7N.m(2)在垂直平面内的支反力(见图 5-2(d) )RAy=(1594-1387.6)Ft/1594=181.3NRBy=Ft*1387.6/1594=1218.7N齿轮的作用力在垂直平面的弯矩(见图 5-2(e) )MDy= RAy*1387.6=181.3*1.3876=251.6N.m(3)由于负载 F0的作用,在支点 A 和 B 处地支反力(见图 5.2(f) )由M B=0 得 R A0*1594-F0*1385=0RA0=6000*9.8*1385/1594=51090.3N;R B0= RA0+ F0=51090.3+6000*9.8=109890.3N由于负载 F0的作用而产生的弯矩(见图 5-2(g) )MB0=F0*1385=6000*9.8*1.385=81438N.m中原工学院毕业设计(论文)说明书22图 5-2 轴所受的载荷5.2.4 轴的强度校核根据轴的结构尺寸及弯矩图,截面 B 处弯矩较大,且有轴承配合引起的应力集中,因此,B 处是危险截面。现对其进行强度校核。由于该减速机轴的转动,弯矩引起对称循环的弯应力,而转矩引起的为脉动循环的剪应力。抗弯断面系数 =*0.24 3*(1-0.3 4)=1.3*10 -3)( 4r132dW弯曲应力幅=MB/W=81438/0.0013=62.6MPa由于是对称循环弯曲应力,故平均应力 m=0。根据安全系数计算公式=1.51ma1-KS中原工学院毕业设计(论文)说明书23式中 -145 钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限, -1=270MPa;K正应力有效应力集中系数,查表得 K=2;表面质量系数,查表取 =1;尺寸系数,查表取 =0.7。抗扭断面系数=2.6*10-3)( 4r16d3
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