H型鋼制作矯直機設計含6張CAD圖

H型鋼制作矯直機設計含6張CAD圖,型鋼,制作,矯直機,設計,cad H型鋼制作矯直機設計 摘要 矯直機的功能就是使鋼材的彎曲部位承受相當大的反向彎曲或拉伸，使該部位產生一定的彈塑性變形，當外力消除時，鋼材經過彈性回復，然后達到平直。 本文是依據H型鋼的生產，闡述了H型鋼的腹板矯直過程。課題主要完成了對矯直機的總體設計以及矯直機的主傳動系統設計。主傳動系統采用電機通過聯軸器連接減速器，再通過聯軸器與齒輪座相連，最后與矯直機下輥通過來聯軸器相連帶動傳動；上輥通過電機與液壓缸來進行升降運動。并對矯直機的某些零件和基本結構進行了設計與校核。 關鍵詞：彎曲，矯直，H型鋼矯直機。 I Design of straightening machine for making H type steel Abstract Straightening machine's function is to make the steel bending parts bear considerable reverse bending or stretching, generate the elastic-plastic deformation of the parts of the, when the external force is elimin-ated,steel after elastic recovery, then bestraight. This paper is based on the production of H type steel, and the Straightening process of web plate of H type steel is described. The main task is to complete the design of the straightening machine and the design of the Main drive system of the straightening machine. Main drive system by motor through the shaft coupling is connected with a speed reducer, then is connected by the gear coupling and support, finally and straightening machine and through to coupling drive the connected transmission; and through the motor and hydraulic cylinder for lifting movement. And some parts of the straightening machine and the basic structure of the design and check. Key words： bend ，Straightening， H type steel straightening machine.  目錄 摘要 I Abstract II 引言 1 第一章 矯直理論以及矯直機 2 第一節(jié) 彈塑性彎曲 2 一 彈塑性彎曲的變形過程 2 二 彈塑性彎曲時的曲率變化 2 三 彎曲力矩和彈復曲率 4 第二節(jié) 矯直機 7 一 概述 7 二 型鋼輥式矯直機 8 三 壓下方案 9 第二章 矯直機的設備組成 9 第一節(jié) 主傳動裝置 10 一 主電動機和減速器的選擇 10 二 萬向接軸和聯軸器 10 第二節(jié) 矯直機機體 11 一 矯直輥 11 二 機架 11 三 上輥壓下調整裝置 11 四 矯直輥的軸承 12 第三章 矯直機設計 12 第一節(jié) 設計任務 13 第二節(jié) 矯直方案確定 14 第三節(jié) 基本參數選擇 14 一 輥距t 14 二 輥徑D 15 三 輥子數目 15 五 輥身長度L 15 第四節(jié) 矯直機力能參數計算 16 一 矯直力計算 16 二 矯直扭矩 18 第五節(jié) 主電動機選擇 20 第四章 主減速器的設計 22 第一節(jié) 傳動裝置方案的比較與總體設計 22 一 傳動比的計算及分配 23 二 傳動裝置運動以及動力參數的計算 23 第二節(jié) 傳動件的設計計算 24 一 高速級圓柱齒輪傳動設計 24 二 低速級圓柱齒輪傳動設計 27 三 軸的設計 31 第五章 零件校核 33 第一節(jié) 輥的校核 33 第二節(jié) 軸承的校核 36 第三節(jié) 減速器軸的校核（以中間軸Ⅱ為例） 38 一 齒輪傳動的作用力 38 二 軸上力作用點的間距 38 三 軸的受力分析 39 四 軸的強度校核 41 第四節(jié) 減速器軸承的校核（以中間軸Ⅱ為例） 42 第五節(jié) 減速器鍵的校核（以中間軸Ⅱ為例） 44 第六節(jié) 減速器齒輪的校核（低速級齒輪為例） 44 第六章 輔助裝備 45 第一節(jié) 矯直前原料 45 第二節(jié) 矯直后原料 46 第七章 維護保養(yǎng) 46 第一節(jié) 減速器潤滑 46 第二節(jié) 矯直機軸承潤滑 47 結束語 47 參考文獻 49 致謝 50 VI 引言 軋鋼生產是鋼鐵行業(yè)生產的最后環(huán)節(jié)，軋鋼車間擔負著生產軋鋼的任務，軋鋼體制在國家工業(yè)體系中占有舉足輕重的地位。近代一些工業(yè)發(fā)達的國家的軋鋼設備發(fā)展動向是大型化、連續(xù)話、高速化和自動化。這是對鋼材要求不斷提高產品常量和質量、提高勞動生產率、降低原材料和能源消耗及產品成本的發(fā)展結果，這也和軋鋼設備制造水平有關的重型機器制造、電機制造、計算機和自動化控制以及液壓系統等科學技術發(fā)展有密切關系。 H 型鋼作為一種經濟斷面型鋼，具有重量輕、承載能力大、外形美觀、易于鉚接、節(jié)約工時、降低造價等優(yōu)點，已被廣泛應用于工業(yè)與民用鋼結構中，具有廣闊的應用前景。但是，由于 H 型鋼的斷面結構相對其它形式型鋼存在著腰高腿薄等特點，矯直時因穩(wěn)定性問題，只能通過壓下腹板進行整體矯直，這樣就存在局部變形過大，合理壓下量設置問題，因此，H 型鋼矯直過程研究和實踐研究有很多難點問題。 H 型鋼在軋制生產、冷卻等過程中，由于種種影響因素，往往會產生各種變形。大型 H 型鋼同其他鋼材一樣，由于斷面復雜易產生冷卻不均，不可避免地產生某些塑性變形，因此在成為成品之前必須進行矯直。所以大型 H 型鋼的矯直是大型 H 型鋼生產中不可缺少的工序之一，決定著大型 H 型鋼成品的質量。通過矯直不僅要保證大型 H 型鋼在長度方向的彎曲度，而且要規(guī)整大型 H 型鋼的斷面形狀，這也就決定了大型 H 型鋼矯直的難度和大型 H 型鋼矯直機的復雜性。隨著大型 H 型鋼生產的發(fā)展、生產技術的提高及對大型 H 型鋼產品形狀精度的要求也不斷提高，大型 H 型鋼矯直機也就相應需要的不斷更新發(fā)展。 第一章 矯直理論以及矯直機 第1節(jié) 彈塑性彎曲 一 彈塑性彎曲的變形過程 軋件在矯直機上彎曲變形時，實際上是一個橫向彎曲過程。但若軋件厚度h與矯直軋件時的兩個支點距離t的比值（h/t）很小時，可忽略剪應力的影響，近似的認為矯直軋件時的彎曲是個純彎曲變形。軋件在外負荷彎曲力矩M作用下產生彎曲變形時，中性層以上的縱向纖維受到拉伸變形，中性層以下的縱向纖維受到壓縮變形。在外負荷彎曲力矩M 的作用下，軋件中同時有彈性和塑性變形的彎曲變形稱為彈塑性彎曲變形；軋件彈塑性彎曲變形的過程有兩個階段組成，在外負荷彎曲力矩作用下的彈塑性彎曲階段和除去外負荷后的彈性恢復階段（軋件產生彈性恢復變形）。 二 彈塑性彎曲時的曲率變化 軋件的彎曲狀態(tài)可用曲率表示，軋件的彈塑性彎曲變形過程則可用曲率的變化來說明。 (1)原始曲率 (如圖a所示)。軋件在彎曲前所具有的曲率稱為原始曲率，以表示，其中是軋件的原始曲率。曲率的方向用正負號表示，+表示彎曲凸度向上的曲率；-表示彎曲凸度向下的曲率。=0時，表示軋件是平直的。=時，原始曲率為最大。 (2)反彎曲率(如圖a所示)。在彎曲力矩M的作用下，將原始曲率為的軋件向反方向彎曲后，軋件所具有的曲率稱為反彎曲率。反彎曲率的選擇是決定軋件能否矯直的關鍵。軋件矯直的實質就是要選擇 “適量的”反彎曲率，以便使扎件在外負荷消除后，經過彈性恢復而變直(即=0)。在輥式矯直機上，反彎曲率是通過輥子的壓下來獲得的。反彎曲率大小的選擇是決定軋件能否被矯直的關鍵。 (3)殘余曲率(如圖b所示)。當除去外負荷后，軋件在彈性內力矩 My的作用下，經過彈復后所具有的曲率稱為殘余曲率如果軋件得到矯直，則殘余曲率等于零（=0);如果軋件還未矯直，則此殘余曲率 即為下次再彎曲時的原始曲率，即 = (1-1) 其中，i是指第i次彎曲。 （4）彈復曲率.在彈性恢復的階段,軋件彈性恢復的曲率稱為彈復曲率，它是反彎曲率與殘余曲率的代數差，即 =- (1-2) 顯然，當殘余曲率等于零時，上式得 = (1-3) 上式表示了矯直軋件的基本原則：要使原始曲率為的軋件得到矯直，必須使反彎曲率在數值上等于彈復曲率。因此，正確計算彈復曲率進而確定反彎曲曲率的大小是完成矯直的前提和關鍵所在。 (a)彈塑性彎曲階段 （b）彈性恢復階段 圖1-1 彈塑性彎曲時的曲率變化 三 彎曲力矩和彈復曲率 1彎曲力矩M. 外力矩計算式的一般形式 使軋件產生彈塑性彎曲時的外力矩是軋件斷面上各層纖維應力引起的內矩相平衡的，按照圖(b）所示可得出彈塑性彎曲階段彎曲力矩M的計算公式 ： （1-4） 式中σ——彈性變形區(qū)內，距中性層Z處縱向纖維的應力。 dF——微分斷面面積 因為,代入上式，得 （1-5） 或者 M= （1-6） 式中 W′——軋件彈性變形區(qū)的斷面系數 W′= （1-7） S′——兩倍的半段面塑性變形區(qū)的面積對中性層的面積矩 S′= （1-8） 軋件產生純彈性變形時的外力矩最小，其值為屈服力矩,對應的軋件總變形曲率為屈服曲率。 （2）理想彈塑性材料的彎曲力矩 在彈性彎曲極限的狀態(tài)，如圖（a）所示，此時,外力矩計算公式為 （1-9） 當軋件彎曲至（c）所示的純塑形狀態(tài)時，外力矩最大，其值為塑性彎曲力矩,對應的軋件總變形曲率也將達到最大值。此時，外力矩計算公式為 （1-10） 式中 S——矩形斷面的塑性斷面系數 。 Mw和Ms值分別為 （1-10） （1-10） （a）彈性彎曲變形 （b）彈塑性彎曲變形 (c)純塑形彎曲變形 圖1-2 彈塑性彎曲階段軋件的幾種變形形態(tài) 2彈復曲率。 彈塑性變形后的軋件在彈復階段的應力與應變呈直線關系。因此，可以用材料力學中曲率與力矩的關系公式來計算彈復曲率，即 = （1—11） 式中 I——為軋件的慣性矩，對矩形斷面I= 對于矩形截面，其最小和最大彈復曲率分別為 （1—12） （1—13） 矩形斷面軋件的力矩方程為 M= （1—14） 代入彈復曲率方程，得 = 在已知材料性能、斷面尺寸及原始曲率的情況下，求解方程，即可定量計算反彎曲率。 第2節(jié) 矯直機 一 概述 20世紀以來，矯直技術得到了很大的發(fā)展。但在快速發(fā)展的矯直理論背后，矯直技術在實際生產中的應用卻非常滯后。矯直理論總體來說還很粗糙，因為矯直機的許多參數還需要依靠經驗公式和經驗數據來決定，矯直機矯直輥負輥距的破壞作用的機理直到20世紀80年代才被闡明，落后于實際30多年。輥數、輥距、壓彎量、輥徑、矯直速度等許多數據還沒有權威的理論公式。直到20世紀80年代，矯直理論才逐步走向完善，現已開發(fā)出萬能矯直機、行星矯直機、旋轉反彎矯直機、輥距改變的9+1輥矯直機，并且矯直機實現了利用計算機程序實現自動控制。隨著矯直技術的發(fā)展四種矯直技術逐步發(fā)展成熟，它們是彎曲矯正技術、拉伸矯正技術、拉彎矯正技術和扭轉矯正技術。隨之而來的還有平動矯直技術，行星矯直技術、全長矯直技術、變凸度及變輥距矯直技術等。 由于軋材品種規(guī)格的多樣化和對其形狀精度要求的不同嗎所需要的矯直方式和矯直設備也各不相同。按用途和工作原理，矯直機可分為以下幾種基本形式： 壓力矯直機：如圖（a）所示，將軋件的彎曲部位支撐在工作臺的兩個支點之間，用壓頭對準彎曲部位進行反向壓彎，這類矯直機用來矯直大型鋼梁、鋼軌、型材、棒料和管材。主要缺點就是操作復雜且生產率低。 平行輥矯直機：如圖（b）所示，被矯鋼材通過上下兩排相符交錯排列的矯直輥，利用多次反復彎曲而得到矯正。平行輥矯直機主要用于矯正板材和型鋼的矯直，這類矯直機生產率高且易于實現機械化，得到了廣泛的應用。 斜輥矯直機：如圖（c）所示，采用具有類似雙曲線形狀的工作輥相互交差排列，圓材邊旋轉邊前進，從而獲得對軸線對稱的形狀，主要用于矯直棒料和管材。此類矯直機重量較輕，便于調整和維修。 拉伸（張力）矯直機：如圖（d）所示，矯直時由兩個鉗口將被矯金屬兩端沿寬度方向夾住，一個鉗口固定不動，另一個移動對金屬施加超過材料屈服極限的拉力，產生塑性變形，從而矯直。此來矯直機生產率低，金屬端部會造成較大的廢料頭，損耗大。主要用來矯直極薄帶材和復雜斷面異型材。 拉彎矯直機：如圖（e）所示，在張力作用下的帶材，經過彎曲輥劇烈彎曲時從而產生彈塑性延伸，進而矯正。主要用于矯直各種金屬帶材尤其是薄帶材。 扭轉矯直機：如圖（f）所示，對發(fā)生扭轉變形的軋件，施加外扭矩使其反向扭轉而矯直，是用來消除軋件斷面相對軸線發(fā)生扭轉變形的一種矯直設備，主要用于矯直型材。 （a）壓力矯直機 （b）平行輥矯直機 (c)斜輥矯直機 （d）拉伸矯直機 （e）拉彎矯直機 （f）扭轉矯直機 圖1-3 矯直機的基本類型 二 型鋼輥式矯直機 型鋼輥式矯直機的主要用途是矯直各種規(guī)格的變形型鋼，矯直機的輥子上加工了被矯軋件斷面相應的孔型。按照輥子在機座中心的配置方式，型鋼輥式矯直機有開式和閉式兩種結構。 開式矯直機；如圖1-4所示，此類矯直輥是懸臂的，又稱為懸臂式矯直機。該矯直機的特點是在操作、調整、維修和更換軸套等方面比較方便，但因輥子是懸臂放置的，矯直輥置于機架的一側，故軸承受力不均，所以這種矯直機多用于矯正中小型斷面鋼材。 閉式矯直機：如圖1-5所示，矯直輥置于輥軸的兩個軸承之間，兩端軸承受力均勻，鋼性較好，多用于矯直大型鋼材，其缺點是在生產中操作人員看不清鋼材的矯正情況，給調整工作造成困難。此外，更換軸套不方便，影響矯直機的作業(yè)率。 圖1-4 開式矯直機 圖1-5 閉式矯直機 三 壓下方案 矯直機矯直方案的合理確定，不僅可以有效地矯正工件，使工件平直,板形質量得到改善，而且可以降低設備的承載能力和提高經濟效益。在輥式矯直機上，按照每個輥子使工件產生的變形程度不同，主要可以分成兩種矯直方案。 第一種為小變形原則矯直方案，即逐步矯直法。小變形原則矯直方案是假設矯直機上排工作輥可以單獨調整，每個輥子采用的壓彎量恰好能完全矯正前面相鄰輥子處的最大殘余曲率，使殘余曲率逐漸減小的矯直方案。條材經過反復彎曲和彈復，最大原始曲率的部分被矯直，原來平直的部分被壓彎，形成新的最大彎曲，如此反復，直到條材被矯直。采用這個方案各輥的壓下量相對較小，所以消耗的功率小，但是原始曲率消除緩慢，要達到既定的矯直質量就必須增加矯直輥的數量，從而導致矯直機設備結構復雜。 第二種為大變形原則矯直方案，即小殘差遞減方案。大變形原則矯直方案是在前面幾個輥子上采用很大的反彎曲率，使工件的各部分彎曲變形總曲率均達到很大的數值。這樣就可以使殘余曲率的不均勻性迅速減小，后面幾個輥子采用小變形矯直法，使工件的反彎曲率逐漸減小，使工件趨于平直。采用這種方案，可以用較少的輥子獲得較好的矯直質量。但是過分增加工件的變形程度會使對加工硬化明顯的材料及大斷面系數的工件增加其內部的殘余應力，影響產品質量，而且會加大矯直機的能量消耗。 第二章 矯直機的設備組成 型鋼矯直機主要由主電機，減速器，齒輪座，萬向接軸，聯軸器，矯直機本體等六部分組成。 第1節(jié) 主傳動裝置 一 主電動機和減速器的選擇 異步電機主要用于又劇烈尖峰載荷的軋機上，為了減小電機的容量，裝有飛輪。異步電機的投資費用較低，應用較為廣泛。 減速機采用圓齒輪傳動，由一臺電機軸輸入傳動力矩，減速機輸出軸通過齒輪嚙合將壯舉傳遞給各矯直輥。由于矯直機的第三輥所受的扭矩最大，因此盡量使該輥為減速機的輸出軸直接傳動，以減少減速機的負荷。檢驗復合減速機中齒輪和軸承的強度，若強度不能滿足要求，則要增加減速機的齒輪模數。在一些情況下，也可將直接傳動第三輥改為直接傳動相鄰輥，以改善載荷分配不均勻的情況。 二 萬向接軸和聯軸器 軋機齒輪座，減速機或電機的運動和力矩都是通過聯軸器傳遞給軋輥的。常用的聯軸器有：萬向接軸、齒輪接軸、聯合接軸和梅花接軸等。 帶有滾動軸承的十字軸式萬向接軸近十年來，越來越廣泛的應用與軋機的主傳動中，并有取代滑塊式萬向接軸的趨勢。所以，本次設計采用了帶滾動軸承的十字滑塊萬向接軸。其優(yōu)點如下： （1）傳動效率高。由于采用滾動軸承，所以摩擦損失少,傳動效率可達98.7～99％， 可降低電力消耗5～15％。 （2）傳動扭矩大。多在800KMm以下。 （3）傳動平穩(wěn)。由于滾動軸承間隙小，接軸的沖擊和震動顯著減小。約為滑塊式 萬向接軸的1/10～1/30提高了產品的質量。 （4）潤滑條件好。用潤滑脂潤滑，易密封，沒有漏油現象，耗油量少。 （5）噪音低。使用滑塊式萬向接軸，空轉時，噪音達80～90dB。而十字軸式萬向接軸噪音可降至30～40dB，改善了工作環(huán)境，有利于工人的身體健康。 （6）使用壽命長，一般可達1～2年以上，可減少更換零部件的時間。 （7）允許傾角大，可達10～15度。 一般雙接頭萬向接軸的組成包括：法蘭叉頭、花鍵叉頭、由花鍵及套管叉頭組成的中間軸。軸承蓋，法蘭叉頭采用合金鑄鋼，十字軸采用合金鍛鋼。 目前十字軸式萬向接軸在各行各業(yè)中已趨于標準化。十字軸強度的計算主要是計算軸頸處的彎曲應力，根據零件應力狀態(tài)校核其強度。 萬向接軸的尺寸：直徑 d0=40mm 中心距 L=410mm 本次設計采用梅花接軸。梅花接軸用于橫列式型鋼軋機。當梅花接軸的請教小于1，接軸軸頭為普通的梅花頭。當傾角到時。接軸軸頭一般采用外圓具有弧形半徑R的弧形梅花頭，以改善接軸與套筒的接觸狀況。 第2節(jié) 矯直機機體 一 矯直輥 型鋼開式輥式矯直機的矯直輥由輥軸和帶槽孔的軸套組合而成。軋件是在由輥套所構成的孔型中得到矯直的。 二 機架 軋鋼機架是工作機座的重要組成部分，軋輥軸承座及軋輥調整裝置都安裝在機架上。機架要承受軋制力，必須有足夠的強度和剛度。 對機架的要求： 有足夠的強度和剛度； 形狀簡單，便于制造； 便于在機架上安裝附件。 本設計采用35#鑄鋼為機架材料。機架為空心矩形斷面，便于裝卸其它部件，且剛性好。機架和上蓋用大型螺栓連接，并用螺母把緊。 三 上輥壓下調整裝置 上輥壓下調整裝置本次設計采用電動-液壓壓下裝置。電動-液壓壓下系統響應速度快，調整精度高，動態(tài)特性大幅度提升，是產品的精度提高，質量更有了保證，節(jié)約了金屬資源及能源，提高了產品的合格率。此外，過載保護簡單可靠，簡化了機械結構，較機械傳動效率高。 四 矯直輥的軸承 由于被矯軋件對輥子的壓力很大，所以在輥式矯直機的傳動功率中，有相當大的一部分是用于克服軸承中的摩擦力矩。同時懸臂式矯直機鄰近輥套的支點負荷沉重。實踐表明，采用滑動軸承時，軸承磨損嚴重，影響矯直機的正常運轉。為了使矯直機的功率，最大限度地用在使軋件彎曲變形上，選用摩擦系數低、耐用度高的滾動軸承，本次設計采用圓錐滾子軸承32320。 第3章 矯直機設計 輥式矯直機的基本參數包括：輥徑D，輥距t，輥數n，輥身長度L和矯直速度V。其中最主要的參數是D與t。矯直機基本參數選擇關系到軋件的矯直質量，設備的結構尺寸和功率消耗等。而結構參數是根據軋件的規(guī)格，材料，生產率以及類似設備或有關系列標準加以選擇和校核確定的。 第1節(jié) 設計任務 設計矯直機對H型鋼（如圖3-1所示）腹板進行矯直，即對2000mmX350mmx12mm的鋼板進行矯直?；镜淖冃稳鐖D3-2所示，對于型鋼，原始平均曲率半徑可取mm 圖3-1 H型鋼 圖3-2 曲率半徑 H型鋼腹板局部平面度（如圖3-3所示）允許誤差為3mm。 圖3-3 局部不平度 第2節(jié) 矯直方案確定 增加輥子的數量可以增加軋件的反彎次數，可以提高矯直的質量，但是輥子太多會使矯直機過于復雜并增加功率消耗。理想彈性材料矯直的最少輥數為5個，這也是輥式矯直機的臨界輥數。因此，此次設計的矯直機原理圖如下： 圖3-4 矯直機原理圖 第3節(jié) 基本參數選擇 一 輥距t 輥距是型鋼輥式矯直機的基本參數，它便是型鋼輥式矯直機的大小和能力。因此，通常用輥距來代表型鋼輥式矯直機的規(guī)格。 輥距越小，矯直精度越高。但隨著輥距的減小，被矯軋材對輥子的壓力將增大，會加劇輥子的磨損，使被矯軋材表面擦傷。同時輥距過小，在結構上輥軸直徑受到限制。但輥距也不能過大，過大則不能保證被矯軋材得到足夠的變形量，降低矯直精度。所以，輥距的最大值也應有個限制；由此可見，輥距主要決定于軋件的矯直精度和矯直輥的強度條件。 由實踐和理論可知型鋼矯直機的輥距可大致去下面值 H=12mm故t取200mm 二 輥徑D 型鋼矯直機輥徑D與輥距t之間，通常具有以下比例關系 因此確定輥徑D=mm，選取輥徑160mm 三 輥子數目 在輥距一定的條件下，從提高矯直精度的觀點看，輥子數目越多越好。但輥子數目增多，使矯直機的尺寸增大，從而增加了設備的造價和傳動矯直機的功率消耗。而且，當輥子數目增加到一定數量之后，輥子數目對矯直質量的影響就變得很不顯著；再增加輥子，就只能無意義的提高矯直機的造價。所以須根據矯直型材規(guī)格的實際情況，選擇足夠而又必需的輥子數目。 通常，矯直大型型鋼 n= 矯直中小型型鋼 n= 所以，設計采用9輥矯直機是合適的（不包括出口處一個“標準輥”）。 四 矯直速度V 按平均輥徑計算的輥子線速度叫做矯直速度。根據所要求的生產率不同，型鋼輥式矯直機的矯直速度在m/s的范圍內選取，故選取矯直速度1m/s 五 輥身長度L 對于懸臂式矯直機輥長較短，本次設計布置1個孔型，輥身長度計算公式 （3-1） 式中 n--孔型數； --型鋼最大寬度； b--孔型間結構余量； a--輥端結構余量， 對于本次設計，n=1 a=0.5，經過計算L=510mm. 第4節(jié) 矯直機力能參數計算 一 矯直力計算 作用在矯直機輥子上的壓力應根據彎曲軋件時所需的彎曲力矩來計算。此時，將軋件看為是一個受很多集中載荷作用的連續(xù)梁。這些集中載荷就是各輥子對軋件的壓力，在數值上也就是作用在輥子上的壓力。 分別以、、……表示矯直時第1到第10輥子對軋件的壓力（即矯直力），分別以、、…表示軋件在第2到第9輥子上的彎曲力矩。作用在各輥子上的壓力可按照軋件各斷面的力矩平衡條件求出。公式如下： （3-2） 得 （3-3） 得 用同樣的方法可求得: ... 作用在所有輥子上的壓力總和為 （3-4） 彎曲力矩值取決于彎曲變形量的大小，要精確計算是困難的，通常采用一種簡化的方法，即作如下假設： （1）第2、3、4輥處軋件的變形最大，彎曲力矩為塑性彎曲力矩Ms,即； （2）第n-1、n-2、n-3輥處，軋件彎曲變形最小，其彎曲力矩為屈服力矩Mw,即； （3）其余各輥下軋件的彎曲力矩為與的平均值，即 將此假設代入上式，可得出作用在各矯直輥上的壓力為 矯直機上，各輥的矯直力分布規(guī)律為：從第一輥至第三輥矯直力遞增；從第 n—2 輥至n輥矯直力遞減；第四輥至第 n—3 輥的矯直力相差不大。第三輥的矯直力最大。 對于輥式矯直機，當輥子數目大于6時，作用在所有棍子上的壓力和為 （3-5） 在本次設計中， b=350mm，h=12mm代入上式有 將結果帶入上式得 二 矯直扭矩 矯直扭矩是指軋件產生彎曲變形所需的力矩，根據矯直扭矩在輥子上產生的矯直功等于使軋件產生彎曲變形功德功能相等原則，其計算公式如下： （3-6） 式中 ——作用在第i輥上的矯直扭矩 ——第i棍下軋件的彎曲力矩 ——第i輥下軋件的塑性變形曲率，它包括進入該輥的軋件原始曲率和軋件在該輥上產生的最大殘余曲率，即 （3-7） D——矯直輥直徑 矯直扭矩Ms的計算方法： 假設各輥子下軋件的彎曲力矩都等于純塑形彎曲力矩。矯直原始曲率為0的軋件時，因在第一輥與第n輥下軋件不發(fā)生彎曲變形。所以只計算第二輥到第n-1輥的塑性變形曲率，且因軋件在第n-1輥后已被矯直，即，則作用在所有輥子上的矯直扭矩為 （3-8） 在矯直原始曲率為0的軋件時，因軋件在第三輥才產生塑性彎曲變形，其矯直扭矩為 （3-9） 式中的二倍曲率是考慮到前一輥的殘余曲率是后一輥原始曲率，總塑性變形曲率是兩者之和。 對于具有雙向原始曲率的軋件，其矯直力矩為 （3-10） 式中 ——軋件的平均原始曲率， 對于本次設計取=30h=360mm 在不同的輥子下，軋件的殘余曲率是不相等的，為了計算方便，假設各輥子下的殘余曲率都等于最大殘余曲率，所以矯直扭矩為 （3-11） 矩形斷面軋件 （3-12） 代入上式得 =420 第5節(jié) 主電動機選擇 輥式矯直機主傳動電機功率可按下式確定： （3-13） V——被矯軋件的運動速度（m/s）； D——矯直輥輥身直徑（mm）； h——傳動效率，=0.75-0.90，取0.8； M——總的矯直力矩。 總的矯直力矩由三部分力矩組成： （3-14） 式中 M——使軋件產生塑性變形的矯直力矩； M——輥子與軋件的滾動摩擦力矩，按下式計算： （3-15） ——為矯直機輥子上的總壓力； f ——為輥子與軋件的滾動摩擦系數，取f=0.0002； M輥子軸承中的摩擦力矩， （3-16） ——輥子軸承的摩擦系數，取=0.005； d——輥子軸承處直徑（滾動軸承取中徑）； 將數據代入上述公式 因此 電動機的傳動功率計算： = 故主電動機選取Y180L-8，功率為11kW，同步轉速750/min，質量為184kg。 第4章 主減速器的設計 第1節(jié) 傳動裝置方案的比較與總體設計 1.方案比較： 圖4-1 第一種方案 圖4-2 第二種方案 第一種方案會發(fā)生帶與帶輪之間發(fā)生打滑，加劇帶的磨損，降低從動輪的轉速，作用在軸上的徑向壓力大：第二種方案傳動效率高，結構緊湊，而且傳動比穩(wěn)定，工作可靠； 第二種方案高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和在載荷作用下軸產生的彎曲變形可以部分的抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。 2. 主電動機選取Y180L-8，功率為11kW，同步轉速750r/min，滿載轉速為=730r/min，減速器的輸出軸 （4-1） 由表查得，一對軸承效率，斜齒圓柱齒輪傳動效率，聯軸器效率 因此，電動機的額定功率為 減速器壽命 一 傳動比的計算及分配 總傳動比 取高速級的傳動比，則低速級的傳動比： （4-2） 二 傳動裝置運動以及動力參數的計算 1) 各軸的轉速： （4-3） （4-4） （4-6） 2)各軸的功率 （4-7） （4-8） （4-9） （4-10） 3）各軸的轉矩 （4-11） （4-12） （4-13） （4-14） 第2節(jié) 傳動件的設計計算 一 高速級圓柱齒輪傳動設計 大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪常化，選用8級精度。 1.初步計算傳動的主要尺寸 對于軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，有 （4-15） 1） 小齒輪傳遞轉矩為 2） 選取載荷系數=1.4 3） 由表選取齒寬系數=1 4） 由表差得彈性系數=189.8 5） 初選螺旋角β=12゜，節(jié)點區(qū)域系數=2.46 6） 齒數比u==2 7） 初選小齒輪齒數=20.則=u=220=40，取=40，則端面重合度為： 軸向重合度為 由圖查的重合度系數 8)由圖查的重合度系數 8） 許用接觸應力 由圖查的接觸疲勞極限應力為， 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數分別為： 由圖查的壽命系數,由表取安全系數則 取 初算小齒輪的分度圓直徑，有 = 2.初步計算傳動的主要尺寸 1）計算載荷系數 由表差得使用系數,動載荷系數，齒間載荷分配系數，齒向載荷分配系數，則載荷系數 2) 對進行修正 3）確定模數 取 4） 計算傳動尺寸 中心距 則螺旋角為 因β值與初選值相差不大，故無需對β有關的參數進行修正 ； 分度圓直徑： 取 取 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 二 低速級圓柱齒輪傳動設計 大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪?；?，選用8級精度。 1.初步計算傳動的主要尺寸 對于軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，有 （4-16） 1）小齒輪傳遞轉矩為 2）選取載荷系數=1.4 3）由表選取齒寬系數=1 4）由表差得彈性系數=189.8 5）初選螺旋角β=14゜，節(jié)點區(qū)域系數=2.44 6）齒數比u==3.05 7）初選小齒輪齒數=23.則=u=3.0525=76.25，取=77，則端面重合度為： 軸向重合度為 由圖查的重合度系數 8)由圖查的重合度系數 9)許用接觸應力 由圖查的接觸疲勞極限應力為， 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數分別為： 由圖查的壽命系數,由表取安全系數則 取 初算小齒輪的分度圓直徑，有 = 2.初步計算傳動的主要尺寸 1）計算載荷系數 由表差得使用系數,動載荷系數，齒間載荷分配系數，齒向載荷分配系數，則載荷系數 3) 對進行修正 3）確定模數 取 5） 計算傳動尺寸 中心距 則螺旋角為 因β值與初選值相差較大，故需對β有關的參數進行修正 ； 由圖查得節(jié)點區(qū)域系數=2.44，則端面重合度為 軸向重合度為 由圖查的重合度系數 由圖查的重合度系數 = 查得動載系數,K值不變 取 中心距 則螺旋角為 修正完畢，故分度圓直徑 取 取 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 三 軸的設計 所有軸選用采用45鋼，調質處理 1. 中間軸（軸Ⅱ）的設計 查表取得C=106135，取中間值120，則 （4-17） 1）軸承選擇以及軸段1、5的設計 該段安裝軸承，考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，取軸承為 7208C，軸承內徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm，故： 2）軸段2、4的設計 軸段2上安裝齒輪3，軸段4上安裝齒輪2，便于安裝，和應分別高于于和，可定==50mm. 齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2 1.5）=，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，左端采用軸肩定位，右邊采用套筒定位。齒輪3采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，右端采用軸肩定位，左邊采用套筒定位。軸段的長度應比相應的齒輪的輪轂略短，取 3）軸段3 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，軸肩高度范圍= ，取其高度為5mm，則 齒輪3的左端面與箱體內壁的距離與齒輪2的右端面與箱體內壁的距離均取，，則箱體內壁的距離 4）軸段1、5的長度 軸承內端面距箱體內壁的距離取為則軸段1、5的長度為： 結構如下： 圖4-3 中間軸 2. 高速軸（軸Ⅰ）的設計 同理可求 軸承選用7208C 結構如下： 圖4-4 高速軸 3. 低速軸（軸Ⅲ）的設計 同理可求 軸承選用7212C 結構如下： 圖4-5 低速軸 第5章 零件校核 第1節(jié) 輥的校核 矯直輥軸由于在重載和沖擊載荷作用下工作，要求材料的機械性能、淬火性能好，故選用材料為40Cr。輥徑取d=100mm，r=2.5mm 矯直理論和實踐證明，第三跟輥子受載最大，因此，再確定輥子的尺寸，以第三根輥子為對象。 取安全系數S=3； 由上邊的計算知道,, 得 第三根矯直輥的摩擦力矩為： （5-1） f——矯直輥與軋件的摩擦系數，取f=0.0002 ——輥子軸承的摩擦系數，取=0.005 d——輥子軸承處直徑（滾動軸承取中徑）； 帶入數字，得 =22.43N·mm 第三根矯直輥的矯直扭矩為： （5-2） = 第三根矯直輥的傳動力矩為: =(22.43+63860) =63882.4N·mm 只考慮彎矩作用時的安全系數: （5-3） 只考慮扭矩作用時的安全系數： （5-4） —對稱循環(huán)應力下的材料彎曲疲勞極限,查表得 ，查理論應力集中系數表插值，得 又查圖可得軸的材料的敏感系數為 故有效應力集中系數為 由圖得尺寸系數；由圖得扭轉尺寸系數。 輥按磨削加工，由圖得表面質量系數 軸未經表面強化處理，即 由公式得綜合系數為 合金鋼的特性系數為： 彎曲應力幅為： 彎曲平均應力 扭轉切應力為： 扭轉切應力幅和平均切應力為： 帶入上述數字得 =17，39 =2176.5 =17.4>>S=3 故安全。 第二節(jié) 軸承的校核 滾動軸承是標準件，安裝，維修更換方便，價格也便宜，故應用廣泛。本次設計矯直輥采用32320軸承。用小時數表示的軸承基本額定壽命為 （5-5） 對于滾子軸承，； n——軸承的轉速; P——軸承的當量動負荷； Fr——徑向載荷； Fa——軸向載荷 X,Y——徑和軸向動載荷系數； 實際上，在許多支撐中還會出現一些附加載荷，因此可對當量動載荷乘上一個根據經驗而定的載荷系數，當量動載荷應為 （5-6） 因為第三根輥受力最大，故只需計算第三根即可。由設計手冊知 由上述公式有P=110.88KN X=1,Y=0,因此 則 h 軸承壽命大約為90天 查表取 ,則 > 軸承合格。 第3節(jié) 減速器軸的校核（以中間軸Ⅱ為例） 一 齒輪傳動的作用力 齒輪 1的作用力 圓周力： 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力： 其方向為力的作用點指向輪1的轉動中心 軸向力： 法向力： 齒輪2的各個作用力與齒輪1相應的力大小相等，方向相反 齒輪3的作用力 圓周力： 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力： 其方向為力的作用點指向輪1的轉動中心 軸向力： 法向力： 齒輪4的各個作用力與齒輪3相應的力大小相等，方向相反. 二 軸上力作用點的間距 選用軸承7208C，因此軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離，由軸的設計圖得 三 軸的受力分析 1）畫出軸的受力簡圖，如下： 圖5-1 軸的受力簡圖 2）計算支承反力 在水平面上： 式中負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 3) 畫彎矩圖 在水平面上a-a剖面圖左側為 a-a剖面圖右側為 b-b剖面右側為 b-b左側為 在垂直平面上為 合成彎矩 畫出轉矩圖 四 軸的強度校核 1) a-a剖面的抗彎截面系數為 抗扭截面系數為 a-a左側彎曲應力為 右側的彎曲應力為 剪切應力為 差表得45鋼調質處理抗拉強度極限，查得軸的需用彎曲應力 。 對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，取折合系數，則 2) b-b剖面的抗彎截面系數為 抗扭截面系數為 a-a左側彎曲應力為 右側的彎曲應力為 剪切應力為 差表得45鋼調質處理抗拉強度極限，查得軸的需用彎曲應力。 對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，取折合系數，則 所以軸的強度滿足要求。 第4節(jié) 減速器軸承的校核（以中間軸Ⅱ為例） 中間軸Ⅱ選用軸承7208C由表得，受力如下： 圖5-2 軸承受力簡圖 由表差得軸承內部軸向力計算公式，分別為 外部軸向力 則兩軸承的軸向力分別為 ，故只需校核軸承1的壽命。 ,查表得 所以X=0.44,Y=1.21,當量動載荷為 軸承的壽命為 軸承壽命滿足要求。 第5節(jié) 減速器鍵的校核（以中間軸Ⅱ為例） 軸Ⅱ選用A型普通平鍵連接，型號分別為和； 鍵的擠壓應力為 鍵、軸、齒輪的材料都是鋼，查表得，,強度足夠 另一個處的鍵更長，其強度也足夠。