自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線設(shè)計-卷材支撐開卷機設(shè)計【液壓剪板機】,液壓剪板機,自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線設(shè)計-卷材支撐開卷機設(shè)計【液壓剪板機】,自動控制,液壓,板料,剪切,生產(chǎn)線,設(shè)計,卷材,支撐,支持,開卷,板機 中原工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 畢業(yè)設(shè)計說明書 題目名稱：自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線設(shè)計 —卷材支撐開卷機設(shè)計 院系名稱： 機 電 學(xué) 院 班 級： 機 自 073 學(xué) 號： 200700314325 學(xué)生姓名： 劉 子 健 指導(dǎo)教師： 樊 瑞 2011年 05月 畢業(yè)設(shè)計開題報告 題目名稱：自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線設(shè)計 ——卷材支撐、開卷機設(shè)計 院系名稱： 機 電 學(xué) 院 班 級： 機 自 073 學(xué) 號： 200700314325 學(xué)生姓名： 劉 子 健 指導(dǎo)教師： 樊 瑞 2011年3月 5 1． 本課題所涉及的內(nèi)容國內(nèi)(外)研究現(xiàn)狀綜述 1.1選題背景 隨著科學(xué)技術(shù)的迅猛發(fā)展和人類生活節(jié)奏的加快，產(chǎn)品的生產(chǎn)，特別是機械產(chǎn)品為了能夠有很強的市場競爭力，必須減少產(chǎn)品的生產(chǎn)時間，減輕工作的勞動強度這就要求機械產(chǎn)品更加效率自動化和智能化。在今天生活節(jié)奏很快的世界里，剪板機主要是為其他的加工提供或其他用途提供板料，因此，要求剪板機能提供合格板料的基礎(chǔ)上，還要有高的工作效率，很高的自動化程度。因此液壓剪板機自動生產(chǎn)線就應(yīng)運而生了。 1.2 國內(nèi)（外）狀況 支撐開卷機是板料剪切生產(chǎn)線機組的一部分，是卷材加工準(zhǔn)備工序的主要設(shè)備，其主要作用是為帶材運行時提供張力，支撐帶材，并把帶材送入校平機。 隨著對開卷機速度和板面質(zhì)量的要求，開卷機的型式已由箱式開卷機，無脹縮卷筒開卷機等類型，逐步發(fā)展過渡到脹縮卷筒式開卷機，這種通過卷筒軸上的弓形板的脹縮支持帶卷內(nèi)徑，避免了帶材邊部損傷和內(nèi)孔打滑的缺點。根據(jù)結(jié)構(gòu)脹縮卷筒開卷機大致有以下型式：單卷筒懸臂式.雙卷筒回轉(zhuǎn)式.雙柱頭開卷機.單卷筒懸臂式。單卷筒懸臂式適用于帶材寬度在350mm以上，帶厚較大的帶卷，大多帶有離合驅(qū)動裝置，可以被動或主動開卷，具有正.反轉(zhuǎn)驅(qū)動功能,大多配有拆頭直頭機，方便開卷; 對于帶材寬度在350mm以上，帶厚較大的帶卷我們推薦使用單卷筒懸臂式開卷機。雙卷筒回轉(zhuǎn)式適用于帶厚小于3mm的帶材,這種雙工位開卷機就是一個卷筒在工作時，另一個可以用懸臂吊或其他方法上卷。前一卷帶材用完后，已上好卷的另一個卷筒可以立即回轉(zhuǎn)至帶材準(zhǔn)備作業(yè)線進(jìn)行開卷，當(dāng)前一卷帶材用完后。這樣可以減少上卷工作時間，以減少后續(xù)活套的帶材儲存量。雙柱頭開卷機適用于帶材寬度較大，卷重較重的帶卷都帶有離合驅(qū)動裝置，可以被動或主動開卷具有強度剛性好，上卷操作方便，工作平穩(wěn)可靠，對中性好，結(jié)構(gòu)簡單的優(yōu)點。對于帶材寬度較大，卷重較重的帶卷我們推薦使用雙錐或雙柱頭開卷機。為了避免外徑較大（￠1600以上）的帶卷在高速工作時傾倒，大帶卷的單卷筒懸臂式.雙卷筒回轉(zhuǎn)式開卷機都設(shè)有側(cè)倒端裝置。 2．本課題有待解決的主要關(guān)鍵問題 根據(jù)支撐開卷機結(jié)構(gòu)特點，在設(shè)計時要注意以下幾點問題： 1）支撐開卷機的支撐脹緊的形式及結(jié)構(gòu)設(shè)計； 2）開卷機主軸的設(shè)計與計算； 3）變速系統(tǒng)設(shè)計； 3．對課題要求及預(yù)期目標(biāo)的可行性分析 (包括解決關(guān)鍵問題技術(shù)和所需條件兩方面) ?3.1 課題任務(wù)介紹 1） 市場參觀調(diào)查對開卷機結(jié)構(gòu)分析其合理性 2） 查閱資料，確定支撐開卷機總體設(shè)計方案 3） 繪制草圖，完成相關(guān)的理論計算 4） 利用CAD軟件繪制支撐開卷機關(guān)鍵零部件和裝配圖 5） 撰寫畢業(yè)設(shè)計說明書 3.2 關(guān)鍵問題的技術(shù)解決 1）支撐開卷機支撐的形式及機構(gòu)設(shè)計 卷筒軸上裝有滑塊，通過固定螺母、卡套與拉桿相連接，拉桿與脹縮缸的活塞相連接，滑塊可在卷筒軸上的T形槽內(nèi)滑動?；瑝K的斜面與水平面成1 6 度角。扇形板通過滑塊與卷筒軸相連接，由于卷筒軸端蓋的限制，使得扇板只能作徑向運動.當(dāng)脹縮缸左端進(jìn)油時使活塞向右移動 ，活塞通過拉桿帶動固定螺母和卡套向右移動，帶動滑塊也向右移動，扇形板在滑塊的斜面上作徑向運動使卷筒脹徑。 2）開卷機對中調(diào)節(jié)功能 為了減小帶鋼的翹曲現(xiàn)象，對于一般的帶材開卷機組，都要求開卷機具有對中調(diào)整功能，即在上卷時和工作過程中，始終保證帶材中心線與機組中心線重合，以保證機組能正常工作。目前采用的糾偏系統(tǒng)主要有光電液糾偏系統(tǒng)和氣電液糾偏系統(tǒng)。但是光電液系統(tǒng)應(yīng)用比較成熟。在光電液糾偏系統(tǒng)中，光電頭固定在帶材的邊緣，使帶材位于光源的中心線位置，當(dāng)帶材跑偏時，將引起電信號的變化，系統(tǒng)將此變化反饋給液壓對中油缸，推動開卷機，實現(xiàn)自動對中。 3）保證開卷機開卷線速度的恒定 在開卷過程中卷材的半徑逐漸變小，而開卷的線速度V=2πr n，式中r為帶材半徑，n為開卷機主軸轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)在很多設(shè)計為了保證開卷線速度的基本恒定。在選用電動機的時要選擇電磁調(diào)速電機。 4．完成本課題的工作計劃及進(jìn)度安排 2.25～3.9 畢業(yè)實習(xí)； 3.10～3.30 方案論證，確定方案，完成調(diào)研報告，開題報告及外文翻譯； 4.1～5.12 確定支撐開卷機總體設(shè)計方案,繪制草圖并完成相關(guān)的理論計算 5.14～5.20 完成該支撐開卷機總體設(shè)計及關(guān)鍵零部件設(shè)計;按學(xué)院規(guī)定的統(tǒng)一規(guī)范化要求撰寫設(shè)計說明書； 5.20～5.30 審查設(shè)計、準(zhǔn)備答辯； 6.1～6.3 答辯資格評審； 6.4～6.12畢業(yè)答辯（6.4星期三公開答辯）； 6.12～6.20 修改畢業(yè)設(shè)計。 5．指導(dǎo)教師審閱意見 指導(dǎo)教師(簽字)：　　　　　　 年 月 日 6．指導(dǎo)小組意見 指導(dǎo)小組組長(簽字)： 　　 　　　 年 月 日 說明： 1. 本報告前4項內(nèi)容由承擔(dān)畢業(yè)論文(設(shè)計)課題任務(wù)的學(xué)生獨立撰寫； 2. 本報告必須在第八學(xué)期開學(xué)兩周內(nèi)交指導(dǎo)教師審閱并提出修改意見； 3. 學(xué)生須在小組內(nèi)進(jìn)行報告，并進(jìn)行討論； 本報告作為指導(dǎo)教師、畢業(yè)論文(設(shè)計)指導(dǎo)小組審查學(xué)生能否承擔(dān)該畢業(yè)設(shè)計(論文)課題和是否按時完成進(jìn)度的檢查依據(jù)，并接受學(xué)校的抽查。 說明書 摘要 液壓剪板機自動生產(chǎn)線中第一道工序就是開卷。這就用到了開卷機，開卷機是用來支撐鋼卷、回轉(zhuǎn)鋼卷的。隨著對開卷機速度和板面質(zhì)量的要求，開卷機的型式已由箱式開卷機，無脹縮卷筒開卷機等類型，逐步發(fā)展過渡到脹縮卷筒式開卷機。目前市場上開卷機的型式有很多種，如單卷筒懸臂式.雙卷筒回轉(zhuǎn)式.雙柱頭開卷機。它們共同特點都是漲縮卷筒式開卷機。采用脹縮卷筒式開卷機的優(yōu)點是：其設(shè)備配置較為簡單，主要由傳動系統(tǒng)及脹縮卷筒、壓緊輥和支撐等裝置組成。 根據(jù)現(xiàn)場調(diào)研，原開卷機的張力較小，現(xiàn)增加了帶鋼的張力，進(jìn)行了主要零件的強度計算。該開卷機保證開卷時恒定張力，保證開卷線速度恒定，從而提高了帶鋼的表面質(zhì)量。而且具有對中調(diào)節(jié)功能，即在上卷和工作過程中，始終保證帶材中心線與下道機組中心線重合，減少帶鋼的翹曲現(xiàn)象，從而保證剪板的正常進(jìn)行，提高了帶鋼產(chǎn)品質(zhì)量。 關(guān)鍵詞：開卷機，表面質(zhì)量，恒定張力 Abstract The 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 目錄 引言 1 1 開卷機的概念和發(fā)展趨勢 2 1.1選題的背景和目的 2 1.2開卷機的概述 2 1.3開卷機的結(jié)構(gòu) 3 1.3.1 單筒可脹縮開卷機 3 1.3.2雙錐頭無脹縮開卷機 4 1.3.3雙圓柱頭可脹縮開卷機 5 1.4開卷機的發(fā)展趨勢 6 2 開卷機筒結(jié)構(gòu)設(shè)計 8 2.1 開卷機筒結(jié)構(gòu) 8 2.2開卷機筒結(jié)構(gòu)設(shè)計 9 3 開卷機電機功率與減速箱速比的合理選擇 11 3.1開卷機電機功率與減速箱速比合理選擇重要性 11 3.2開卷機張力和速度的確定 11 3.3開卷電機的選擇及功率計算 11 3.3.1電磁調(diào)速電動機的選用及工作原理 11 3.3.2按卷筒上的靜張力計算的電機功率 12 3.3.3減速箱速比的設(shè)計 12 4 減速箱各齒輪設(shè)計計算 14 4.1齒輪模數(shù)的估算和驗算 14 4.1.1齒輪模數(shù)的估算（以高速級小齒輪為例） 14 4.1.2齒輪模數(shù)的驗算（以高速級小齒輪為例） 14 4.2齒輪強度校核 15 4.2.1選定的齒輪材料及精度等級及齒數(shù)（以低速級嚙合齒輪為例） 15 4.2.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 15 4.3齒輪齒數(shù)及結(jié)構(gòu)設(shè)計 17 5 減速箱實際傳動比及主軸的設(shè)計計算 19 5.1所設(shè)計的減速器實際傳動比及各軸動力參數(shù)計算 19 5.2 主軸的設(shè)計計算 19 5.2.1選擇軸的材料 19 5.2.2 初步估算軸的最小直徑 19 5.2.3 軸上受力分析 20 5.2.4 軸的強度校核 21 6 軸承壽命計算 23 7 開卷機對中調(diào)節(jié)功能 24 8 開卷機壓輥壓緊力計算 25 9 開卷機各液壓缸壓力流量的確定 27 9.1 開卷機卷筒脹縮缸推力及壓力流量的確定 27 9.1.1卷筒脹縮功能的介紹 27 9.1.2脹縮缸推力的計算 27 9.2 開卷機上其他液壓缸流量的確定 28 9.2.1壓輥裝置中液壓缸流量的計算 28 9.2.2橫移液壓缸流量的計算 29 致謝 31 參考文獻(xiàn) 32 引言 目前脹縮卷筒開卷機大致有以下型式：單卷筒懸臂式.雙卷筒回轉(zhuǎn)式.雙柱頭開卷機。單卷筒懸臂式適用于帶材寬度在350mm以上，帶厚較大的帶卷，大多帶有離合驅(qū)動裝置，可以被動或主動開卷，具有正、反轉(zhuǎn)驅(qū)動功能,大多配有拆頭直頭機，方便開卷; 對于帶材寬度在350mm以上，帶厚較大的帶卷我們推薦使用單卷筒懸臂式開卷機。雙卷筒回轉(zhuǎn)式適用于帶厚小于3mm的帶材,這種雙工位開卷機就是一個卷筒在工作時，另一個可以用懸臂吊或其他方法上卷。前一卷帶材用完后，已上好卷的另一個卷筒可以立即回轉(zhuǎn)至帶材準(zhǔn)備作業(yè)線進(jìn)行開卷，當(dāng)前一卷帶材用完后。這樣可以減少上卷工作時間，以減少后續(xù)活套的帶材儲存量。雙柱頭開卷機適用于帶材寬度較大，卷重較重的帶卷都帶有離合驅(qū)動裝置，可以被動或主動開卷具有強度剛性好，上卷操作方便，工作平穩(wěn)可靠，對中性好，結(jié)構(gòu)簡單的優(yōu)點。對于帶材寬度較大，卷重較重的帶卷我們推薦使用雙錐或雙柱頭開卷機。為了避免外徑較大（￠1600以上）的帶卷在高速工作時傾倒，大帶卷的單卷筒懸臂式.雙卷筒回轉(zhuǎn)式開卷機都設(shè)有側(cè)倒端裝置。 開卷機是自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線中不可少的設(shè)備，是卷材加工準(zhǔn)備工序的主要設(shè)備，其主要作用是為帶材運行時提供張力，支撐帶材，并把帶材送入下道工序校平機。因此保證開卷機順利工作對提高剪板生產(chǎn)率有很重要意義。例如該設(shè)計，首先根據(jù)所要卷材的厚度，寬度，選擇開卷機的設(shè)計方案，并對設(shè)計方案進(jìn)行評述。由于鋼卷開卷張力大，采用滑塊脹縮式卷筒脹縮結(jié)構(gòu)，用液壓缸活塞移動 通過芯軸帶動固定螺母、端蓋向右移動，從而帶動滑塊也向右移動，扇形板在滑塊0的斜面上作徑向運動使卷筒縮徑；反之，脹縮缸右端進(jìn)油時使活塞向左移動，卷筒脹徑。采用壓輥壓緊帶鋼，方便收卷，卸卷。這次設(shè)計，計算脹縮缸推力，保證推力足以使扇形板脹徑。還有主軸的直徑設(shè)計及校核。采用合理的直徑使結(jié)構(gòu)緊湊、經(jīng)濟(jì)合理、強度足夠。 1 開卷機的概念和發(fā)展趨勢 1.1選題的背景和目的 隨著科學(xué)技術(shù)的迅猛發(fā)展和人類生活節(jié)奏的加快，產(chǎn)品的生產(chǎn)，特別是機械產(chǎn)品為了能夠有很強的市場競爭力，必須減少產(chǎn)品的生產(chǎn)時間，減輕工作的勞動強度這就要求機械產(chǎn)品更加效率自動化和智能化。在今天生活節(jié)奏很快的世界里，剪板機主要是為其他的加工提供或其他用途提供板料，因此，要求剪板機能提供合格板料的基礎(chǔ)上，還要有高的工作效率，很高的自動化程度。因此自動控制液壓剪板機生產(chǎn)線就應(yīng)運而生了。而支撐開卷機是板料剪切生產(chǎn)線機組的一部分，是卷材加工準(zhǔn)備工序的主要設(shè)備，其主要作用是為帶材運行時提供張力，支撐帶材，并把帶材送入下道工序矯平機組中。 開卷機的設(shè)計，除了按一般機械設(shè)計程序進(jìn)行結(jié)構(gòu)和強度設(shè)計外，還有幾個與工藝和操作有關(guān)特殊問題：如機構(gòu)選擇、主要參數(shù)確定、開卷機張力的形成與確定脹縮液壓缸推力的大小計算、調(diào)速以保證開卷使線速度恒定、變速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計及各個嚙合齒輪的傳動比及結(jié)構(gòu)設(shè)計計算、壓輥壓緊力計算、主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核、軸承的壽命計算等。 1.2開卷機的概述 開卷設(shè)備大體可分為：懸臂式開卷機、雙圓柱頭式開卷機和雙錐頭式開卷機。懸臂式開卷機具有剛性大，開卷張力大等優(yōu)點，因此適用于較薄帶材的開卷。 懸臂式開卷機和雙圓柱頭式開卷機及雙錐頭式開卷機已成功地應(yīng)用于帶材精整機及液壓剪板機生產(chǎn)線機組。最近幾年，西德和美國一些機械制造公司和生產(chǎn)廠家，大力推廣雙圓柱頭式開卷機。國外生產(chǎn)實踐證明，雙圓柱頭式開卷機上料操作方便、工作平穩(wěn)可靠，其結(jié)構(gòu)也比懸臂式開卷機簡單。其缺點是。由于采用兩套傳動裝置，雙圓柱頭式開卷機設(shè)備重量比懸臂式開卷機要大。 由于雙錐頭式開卷機，錐頭部分和帶內(nèi)巻圈接觸面積太小，帶張力操作時，容易損壞帶材頭部，所以目前已不大采用。 圖1-1為某機組懸臂式開卷機的結(jié)構(gòu)形式。 圖1-1 懸臂式開卷機 1、卷筒2、傳動裝置3、減速機4、電機5、脹縮油缸6、對中油缸 1.3開卷機的結(jié)構(gòu) 1.3.1 單筒可脹縮開卷機 這種結(jié)構(gòu)開卷機，其結(jié)構(gòu)上與張力卷取機基本相同，但在開卷機筒上無鉗口裝置。按筒結(jié)構(gòu)形式不同，可分為單筒棱錐式開卷機和單筒鏈板式開卷機。 圖1-2為單筒鏈板開卷機機構(gòu)。它在帶鋼精整機組的頭部，用來開卷厚度為0.6mm，寬度為500mm的帶卷。卷重為16t，開卷速度為3m/s。 筒的縮徑機構(gòu)，依靠僅作徑向運動的四塊弓形塊3來實現(xiàn)。弓形塊3與內(nèi)筒1用鏈板2鉸接，內(nèi)筒1與芯軸4采用其尾部的墊板5連接在一起。芯軸4則與筒尾端部地軸向脹縮液壓缸活塞桿相連。若軸向液壓缸進(jìn)行壓力壓油時，活塞桿與芯軸4一起做軸向移動使筒縮徑。借助于彈簧的作用，使活塞桿與芯軸4復(fù)位，筒脹徑。 圖1-2單筒鏈板式開卷機機構(gòu) 1 內(nèi)筒 2 鏈板 3 弓形塊 4 芯軸 5 墊板 這種開卷機適用于開卷張力不大于1000公斤的卷重在15t以下的橫切機組、清洗機組、退火機組等精整機組。對于處理卷重較大和開卷張力較大的帶卷時，可采用單筒棱錐式開卷機。 圖1-3為單筒棱錐式開卷機。它用于雙機架平整機組，帶材厚度為0.15-0.8mm，寬度為550-1270mm。開卷速度為33m/s或23m/s。開卷張力為2270公斤，卷重為20000-45000公斤。 這種開卷機筒由活動支撐軸頸1、拉桿2、空心軸3、扇銷4、弓形塊5、棱錐軸6以及滑鍵7等組成。 圖1-3單筒棱錐式開卷機的筒結(jié)構(gòu) 1 活動支撐軸頸 2 拉桿 3空心軸 4 扇銷 5 弓形塊 6 棱錐軸 7 滑鍵 這種單筒棱錐式開卷機與鏈板式開卷機比較，具有剛性好、開卷張力大、設(shè)備重量較輕等優(yōu)點，目前已被廣泛采用。 1.3.2雙錐頭無脹縮開卷機 圖1-4為雙錐頭無脹縮開卷機。它用來開卷厚度為1.5-5mm，寬度為1500mm的帶材,開卷速度為1m/s。這種開卷機結(jié)構(gòu)簡單，其缺點是圓錐頭與帶卷內(nèi)孔容易產(chǎn)生打滑。為了克服這一缺點，可采用錐頭可脹縮開卷機。 圖1-4 雙錐頭無脹縮開卷機 1.3.3雙圓柱頭可脹縮開卷機 雙圓柱頭可脹縮開卷機按其脹縮方式的不同，還可分為徑向液壓缸脹縮雙圓柱頭式開卷機和軸向液壓缸脹縮雙圓柱頭開卷機兩種。 雙圓柱頭式開卷機用于酸洗機組、剪切機組及冷軋機組。一般來說，這種開卷機用來開卷張力不大的帶厚為2-8mm的熱軋帶鋼。對于薄帶鋼和大張力開卷時，則采用懸臂式開卷機。 圖1-5為徑向液壓缸脹縮雙圓柱頭開卷機。開卷機左右錐頭分別由液壓缸2操作，可沿其水平方向移動。借此夾持帶卷內(nèi)徑，并對中機組中心線。圓柱脹縮由兩個徑向液壓缸來實現(xiàn)。為了使兩個徑向液壓缸4作同步徑向運動，利用齒輪3實現(xiàn)機械同步。這種結(jié)構(gòu)上克服了上述錐頭無脹縮開卷機的打滑現(xiàn)象，使用情況表明，效果良好。 圖1-5 徑向液壓缸脹縮雙圓柱頭開卷機 軸向液壓缸雙圓柱頭開卷機，用于無機架冷連軋機組。帶材厚度為1.5-6mm，帶材寬度為550-1530mm。屈服極限為37公斤/毫米2。最大卷重為45000公斤。開卷速度為10.5m/s。開卷張力為920-9200公斤。 筒結(jié)構(gòu)如圖1-6所示，筒直徑為610mm，脹徑時為630mm，縮徑時為560mm，筒長度為855mm，由于筒較短，把與軸向脹縮液壓缸活塞直接相連的拉桿頭部做成錐形，在錐形部位加工出燕尾槽滑動面，使它與弓形3相配合，構(gòu)成斜楔滑動機構(gòu)。推動弓形塊脹開，筒脹徑。軸向脹縮液壓缸反向動作時，借助拉桿端部上的燕尾槽使筒縮徑。軸向脹縮活塞直徑為440mm，形成221mm。 圖1-6 軸向液壓缸脹縮的雙圓柱頭開卷機的筒結(jié)構(gòu) 1 空心軸 2 拉桿 3 弓形塊 軸向液壓缸脹縮雙圓柱頭開卷機與徑向液壓缸雙圓柱頭開卷機相比，僅僅是圓柱頭脹縮液壓缸布置方式不同。制造和使用等方面來看，軸向液壓缸脹縮雙圓柱頭開卷機較好。 圖1-7 脹縮液壓缸和回轉(zhuǎn)接頭 1 拉桿 2 活塞 3 回轉(zhuǎn)接頭 1.4開卷機的發(fā)展趨勢 隨著科學(xué)技術(shù)的迅猛發(fā)展和人類生活節(jié)奏的加快，產(chǎn)品的生產(chǎn)，特別是機械產(chǎn)品為了能夠有很強的市場競爭力，必須減少產(chǎn)品的生產(chǎn)時間，減輕工作的勞動強度這就要求機械產(chǎn)品更加效率自動化和智能化。在今天生活節(jié)奏很快的世界里，剪板機主要是為其他的加工提供或其他用途提供板料，因此，要求剪板機能提供合格板料的基礎(chǔ)上，還要有高的工作效率，很高的自動化程度。因此自動控制液壓剪板機生產(chǎn)線就應(yīng)運而生了。而支撐開卷機是板料剪切生產(chǎn)線機組的一部分，是卷材加工準(zhǔn)備工序的主要設(shè)備，其主要作用是為帶材運行時提供張力，支撐帶材，并把帶材送入下道工序矯平機組中。開卷機的控制更加要自動化、智能化、使用方便、操作簡單。根據(jù)開卷速度和板面質(zhì)量的要求，開卷機的型式已由箱式開卷機，無脹縮卷筒開卷機等類型，逐步發(fā)展過渡到脹縮卷筒式開卷機。 薄板、帶鋼的生產(chǎn)技術(shù)是鋼鐵工業(yè)發(fā)展水平的一個重要標(biāo)志。薄鋼板除了供汽車、農(nóng)機、化工、食品罐頭、建筑、電器等工業(yè)使用外，還與日常生活有直接關(guān)系，如家用電冰箱、洗衣機、電視機等需要薄鋼板。因而在一些工業(yè)發(fā)達(dá)的國家中，薄鋼板占鋼材的比例逐年增加。 開卷機的發(fā)展主要有以下幾面： （1）為了提高設(shè)備的生產(chǎn)能力，相應(yīng)的增加鋼卷的重量。因為帶鋼是以鋼卷方式生產(chǎn)的，每一個鋼卷在送入矯平機前，都必須經(jīng)過吊料、上料、拆捆、開卷、然后送入展平、矯平機組中。在每一卷終了時又需要有減速、停機、卷取及卸卷的過程，占了較多的生產(chǎn)時間。鋼卷質(zhì)量增大后，可相應(yīng)地增加作業(yè)的時間，而且由于每卷帶鋼長度的增加，帶鋼在穩(wěn)定速度下開卷的時間也相應(yīng)的增加，帶鋼的質(zhì)量才能得以改善。然而帶鋼質(zhì)量也不可無限制地增加，它受到開卷機等機械設(shè)備的結(jié)構(gòu)和強度的限制，也受到電動機調(diào)速范圍的限制，而且卷重太大還會給車間內(nèi)鋼卷的運輸和存放帶來困難。目前，鋼卷的質(zhì)量已達(dá)40t，個別的達(dá)到60t，以帶鋼單位寬度計算的卷重達(dá)到30-36kg/mm。 （2）提高開卷機開卷的速度。20世紀(jì)50年代開卷機大都在20m/s左右，60年代以來已逐步提高到30m/s。但是開卷速度的進(jìn)一步提高會受到工藝潤滑材料與方式的限制。 （3）提高自動化程度。在生產(chǎn)操作自動化方面，普遍采用各種形式的極限開關(guān)、光電管等，對每個動作實行自動程序控制，實現(xiàn)了鋼卷對中、帶鋼邊緣糾偏、開卷速度的自動調(diào)整、剪切鋼板的自動分選等自動化操作與控制。 2 開卷機筒結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.1 開卷機筒結(jié)構(gòu) 脹縮式筒基本上有以下四種結(jié)構(gòu)形式的：弓形板式、平行四連桿式、四棱錐式、四斜契式。其中平行四連桿式和四棱錐式兩種結(jié)構(gòu)比較常見，下面對這兩種種筒結(jié)構(gòu)進(jìn)行介紹。 平行四連桿式筒用四塊結(jié)構(gòu)尺寸基本相同的弧形板組成，每塊弧形板和軸上的支撐套筒用四條相聯(lián)形成平行四連桿機構(gòu)，依靠短連桿傾角變化產(chǎn)生筒徑的脹縮（圖2-1） 圖2-1 平行四連桿式筒 在網(wǎng)上圖書館館藏一個文獻(xiàn)上也找到了平行四連桿式筒，其結(jié)構(gòu)如圖2-2，此時筒處于脹徑的最大極限位置。 圖2-2 處于脹徑最大極限位置的平行四連桿式筒 四棱錐式筒的筒體由四塊扇形板組成，扇形板的內(nèi)側(cè)有階梯形斜面與中心四棱錐的階梯斜面相配合，利用四棱錐的少量軸向滑動形成外徑的脹縮（圖2-3） 圖2-3 四棱錐式筒 在圖書館藏中文科技期刊數(shù)據(jù)庫，維普資訊中找到一篇文獻(xiàn)，2007年第2期， 《開卷機漲縮缸推力的確定》。我設(shè)計的卷筒就是與這個類似，下面來介紹文獻(xiàn)中這個筒結(jié)構(gòu)。 卷筒軸為開卷機的主要部件，它主要由扇形板、卷筒軸、滑塊、拉桿、漲縮缸、旋轉(zhuǎn)接頭等裝配組成，如圖2-4 圖2-4開卷機卷筒軸 卷筒軸上裝有滑塊，通過固定螺母、卡套與拉桿相連接，拉桿與漲縮缸的活塞連接，滑塊可在卷筒軸上的T形槽內(nèi)滑動?；瑝K的斜面與水平面成16。角。扇形板通過滑塊與卷筒軸相連接，由于卷筒軸端蓋的限制，使得扇形板只能作徑向運動。當(dāng)漲縮缸左端進(jìn)油時使活塞向右移動，活塞通過拉桿帶動固定螺母和卡套向右移動，帶動滑塊也向右移動，扇形板在滑塊的斜面上作徑向運動使卷筒縮徑；反之，漲縮缸右端進(jìn)油時使活塞向左移動，卷筒脹徑。 2.2開卷機筒結(jié)構(gòu)設(shè)計 我設(shè)計的卷筒脹縮的原理與上面的比較相似，卷筒軸上也裝有滑塊式的導(dǎo)軌，通過固定螺母、端蓋與芯軸相連接，滑塊可在卷筒軸上的T形導(dǎo)軌內(nèi)滑動。扇形板通過滑塊與卷筒軸相連接，由于卷筒軸上的鋼卷擋圈的限制，扇形板只能作徑向運動。當(dāng)漲縮缸左端進(jìn)油時活塞向右運動，推動芯軸向右移動從而帶動固定螺母和端蓋向右移動，卷筒軸上的滑塊向右移動，扇形板在滑塊的斜面上作徑向運動使卷筒縮徑，最小值可達(dá)到Ф530mm；反之，漲縮缸右端進(jìn)油時使活塞向左移動，卷筒脹徑，最大值可達(dá)到Ф650。結(jié)構(gòu)如圖2-5： 圖2-5 開卷機卷筒裝配圖 3 開卷機電機功率與減速箱速比的合理選擇 3.1開卷機電機功率與減速箱速比合理選擇重要性 現(xiàn)代帶材開卷機的卷重、卷徑和開卷速度都比較大，在同一臺開卷機上希望生產(chǎn)的帶材的厚度范圍也比較大，因而卷取、開卷張力的變化范圍比較寬。因此，合理地選擇電機功率和減速比就顯得非常重要。在計算開卷電機功率之前首先要確定張力的大小和開卷速度。 3.2開卷機張力和速度的確定 精整機組開卷張力的選用，與機組尾部去張力一樣，應(yīng)該十分慎重。不合適的開卷張力，會影響到精整機組正常生產(chǎn)。采用大張力，使傳動設(shè)備加大，增加投資。過大的張力還可能拉斷帶材。小張力可能使帶材跑偏。 卷取張力是軋機出口側(cè)帶材斷面積與帶材張應(yīng)力的乘積： T=S*F 式中 S——帶材張應(yīng)力，N/㎜2 F——帶材的橫斷面面積，㎜2 對于鋁帶冷軋機，開卷張應(yīng)力一般取軋制帶材屈服極限的10﹪—25％，而卷取張應(yīng)力取開卷張應(yīng)力的60％-75％；對于鋁箔軋機，S一般經(jīng)驗數(shù)據(jù) S=20-50N/㎜2而設(shè)計的開卷機工作對象是鋼材，所以S取S=80N/㎜2 設(shè)計時開卷機按最大來料厚度和寬度計算斷面積，乘以張應(yīng)力就可以求得開卷機張力值。 根據(jù)選型的尺寸帶材厚度最大為4㎜，帶材最大寬度為2000㎜，代入上面的公式T=S*F得到開卷張力T=80*2000*4N=640kN 開卷速度最大速度初定為2m/s即主軸的轉(zhuǎn)速為120r/min。 3.3開卷電機的選擇及功率計算 3.3.1電磁調(diào)速電動機的選用及工作原理 在開卷過程中卷材的半徑逐漸變小，而開卷的線速度V=2πr n，式中r為帶材半徑，n為開卷機主軸轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)在很多設(shè)計為了保證開卷線速度的基本恒定。在選用電動機的時要選擇電磁調(diào)速電機。電磁調(diào)速異步電動機是由普通鼠籠式異步電動機、電磁滑差離合器和電氣控制裝置三部分組成。異步電機作為原動機使用，當(dāng)它旋轉(zhuǎn)時帶動離合器的電樞一起旋轉(zhuǎn)，電氣控制裝置是提供滑差離合器勵磁線圈勵磁電流的裝置。這里主要介紹電磁滑差離合器，它包括電樞、磁極和勵磁線圈三部分。電樞為鑄鋼制成的圓筒形結(jié)構(gòu)，它與鼠籠式異步電動機的轉(zhuǎn)軸相連接，俗稱主動部分；磁極做成爪形結(jié)構(gòu)，裝在負(fù)載軸上，俗稱從動部分。主動部分和從動部分在機械上無任何聯(lián)系。當(dāng)勵磁線圈通過電流時產(chǎn)生磁場，爪形結(jié)構(gòu)便形成很多對磁極。此時若電樞被鼠籠式異步電動機拖著旋轉(zhuǎn)，那么它便切割磁場相互作用，產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩，于是從動部分的磁極便跟著主動部分電樞一起旋轉(zhuǎn)，前者的轉(zhuǎn)速低于后者，因為只有當(dāng)電樞與磁場存在著相對運動時，電樞才能切割磁力線。磁極隨電樞旋轉(zhuǎn)的原理與普通異步電動機轉(zhuǎn)子跟著定子繞組的旋轉(zhuǎn)磁場運動的原理沒有本質(zhì)區(qū)別，所不同的是：異步電動機的旋轉(zhuǎn)磁場由定子繞組中的三相交流電產(chǎn)生，而電磁滑差離合器的磁場則由勵磁線圈中的直流電流產(chǎn)生，并由于電樞旋轉(zhuǎn)才起到旋轉(zhuǎn)磁場的作用。當(dāng)穩(wěn)定運行時，負(fù)載轉(zhuǎn)矩與離合器的電磁轉(zhuǎn)矩相等。 綜合考慮：由機械設(shè)計手冊選用YCT系列電磁調(diào)速三相異步電動機（JB/T 7123——1993）其調(diào)速范圍1250-125r/min 電源：三相交流50HZ 380V。 3.3.2按卷筒上的靜張力計算的電機功率 對于開卷機，由于帶材的直徑在不斷的減小，在保證帶材開卷速度不變的條件下，卷筒的轉(zhuǎn)速隨著卷徑的減小而增大。因此，電氣控制采用最大力矩法進(jìn)行控制。根據(jù)電機在基速以上隨著速度的增加力矩下降的特性，讓電機始終在最大力矩狀態(tài)下工作。最大力矩法的開卷功率計算公式如下： 式中 T——最大張力，N； V——開卷速度，m/min； Dmax——最大卷徑，m； D0——最小卷徑（卷筒直徑），m； ne——電機基速，r/min； nmax——電機最高轉(zhuǎn)速，r/min； η——效率，取0.95。 根據(jù)所設(shè)計的開卷機： Dmax=1.6m； D0=0.51m； nmax =1250r/min； ne=125r/min； T取640kN。 開卷最大速度初定為2m/s即120m/min 代入上面的公式得到： 電機功率N=3.739kN=3.74kW。 根據(jù)機械設(shè)計手冊（常用電機、電器及電動（液）推桿）表16-1-68 選用YCT系列電磁調(diào)速三相異步電動機型號為YCT180-4A，其技術(shù)參數(shù) ：拖動電機功率4kW 、額定轉(zhuǎn)矩25.2N.M 、調(diào)速范圍1250-125r/min 、轉(zhuǎn)速變化率2.5﹪ 、電源三相交流50Hz 380V 重量 157kg。 3.3.3減速箱速比的設(shè)計 設(shè)計所采用的是雙級圓柱齒輪減速，在設(shè)計時要注意下面幾個問題： （1）由于二級圓柱齒輪減速器其傳動比范圍i=i1i2=8-40。各級傳動機構(gòu)的傳動比應(yīng)盡量在推薦范圍內(nèi)選取。圓柱齒輪傳動比常用值為3-5，最大值為8。 （2）各傳動件彼此不發(fā)生干涉碰撞。例如，在雙級圓柱齒輪減速器中，若高速級傳動比過大，可能會使高速級的大齒輪頂圓與低速級大齒輪的軸相撞。在分配各軸的傳動比時要按機械設(shè)計具體標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行設(shè)計。 開卷機主軸其轉(zhuǎn)速大致為30r/min左右，電磁調(diào)速三相異步電動機調(diào)速范圍最大值為1250r/min，可計算其變速比i=1250/30=41.6與40比較接近，就初定傳動比i減速器=40。 當(dāng)設(shè)計多級傳動的傳動裝置時，分配傳動比是一個很重要的步驟；往往由于傳動比分配不當(dāng)，造成尺寸不緊湊、結(jié)構(gòu)不協(xié)調(diào)、成本高、維護(hù)不變等諸多問題。欲做到較合理地分配傳動比，就要按照要求去設(shè)計。 下面給出一部分分配傳動比的參考數(shù)據(jù)： 對二級圓柱齒輪減速器，可取i1=（1.3-1.4）i2，i減速器= i1i2，式中i1 、i2分別為高速級和低速級的傳動比，i減速器為兩級齒輪減速器的傳動比。 但是考慮到開卷機主軸直徑較大，低速級的齒輪較大，防止各傳動件彼此不發(fā)生干涉碰撞。所以高速級的傳動比要小于低速級的傳動比，即i1＜i2 反過來，i2=（1.3-1.4）i1 。 由下面兩個式子 i2=（1.3-1.4）i1； i減速器=i1i2=40 。 從而可以得到：i1=5.48 i2=7.3 4 減速箱各齒輪設(shè)計計算 4.1齒輪模數(shù)的估算和驗算 4.1.1齒輪模數(shù)的估算（以高速級小齒輪為例） 在減速器高速級中，嚙合的兩對齒輪一般取同一模數(shù)。選擇負(fù)載最重的小齒輪按下述公式進(jìn)行模數(shù)的估算：(參考機床課程設(shè)計指導(dǎo)書24頁) mj表達(dá)式中 mj —按接觸疲勞強度估算的模數(shù)（mm）； pd—驅(qū)動電動機的功率（KW）； nj—齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； u—大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； Z1—被計算齒輪的齒數(shù)； ￠m—齒寬系數(shù),￠m=B/m； 【δj】—許用接觸應(yīng)力（MPa）， 其中：Pd=3.74KW； nj=1250r/min； u=Z2/Z1=5.48； Z1=35； 45鋼整淬接觸應(yīng)力【δj】為1100MPa； 代入數(shù)據(jù)得到： mj=2 4.1.2齒輪模數(shù)的驗算（以高速級小齒輪為例） 齒輪模數(shù)的驗算，應(yīng)在結(jié)構(gòu)確定之后才能進(jìn)行。 一般對高速傳動齒輪以驗算接觸疲勞強度為主，對低速傳動齒輪，以驗算 彎曲疲勞強度為主。 以高速級小齒輪為例，按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj： 式中：P—被驗算齒數(shù)所傳遞的功率，（KW），P=Pd*η； K1—工作狀態(tài)系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，沖擊性機床，K1=1.6-1.8，中 等沖擊K1=1.2-1.6，輕微沖擊，K1=1-1.2； K2—動載荷系數(shù)； K3—齒向載荷分布系數(shù)； K5—壽命系數(shù)； 查表得到：K1=1.5 K2=1.1 K3=1.05 代入數(shù)據(jù)得到mj=1.98 所以模數(shù)估算準(zhǔn)確。 同理：低速級嚙合的兩對齒輪的模數(shù)定為3。 4.2齒輪強度校核 4.2.1選定的齒輪材料及精度等級及齒數(shù)（以低速級嚙合齒輪為例） 1）機器為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。 2）材料選擇。由表課本表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3）選小齒輪齒數(shù) z1=39，大齒輪齒數(shù)z2=39*7.3=284.7,取整得284。 4.2.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即 d1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù)Kt=1.3。 2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=95.5×105×PI/nI =95.5×105×3.7/230.3=153430.3N·mm 3)由課本表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1。 4)由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。 5)由課本圖 10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 2=550MPa。 6）由課本式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60nIjLh=60×230.3×1×(8×300×8) =2.7×108 N2=N1/i齒=2.7×108/7.28=0.37×108 7）由圖課本10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.93；KHN2=0.98 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.0 [σH]1= KHN1σHlim1/S=0.93×600/1.0Mpa =558Mpa [σH]2= KHN2σHlim2/S=0.98×550/1.0Mpa =539Mpa (2)計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1低，代入[σH]較小的值 d1低≥2.32(KtT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3 =2.32×[1.3×153430.3×（7.28+1）×189.82/(7.28×5392)] 1/3 =110mm 2)計算圓周速度v。 v=πd1低 nI/（60×1000）=3.14×110×230.3/（60×1000）=1.32m/s 因為Ｖ＜６m/s，故?。讣壘群线m。 3）計算齒寬b。 b=φdd1t=1×110mm=110mm 4） 計算齒寬與齒高之比b/h。 模數(shù)：m t =d1t/Z1=110/39=2.8mm 齒高：h=2.25m t =2.25×2.8 =6.3mm b/h=110/6.3=17.46 5） 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=1.32m/s，8級精度，由課本圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.06； 直齒輪，KHa=KFa=1.316 由課本表10-2查得KA=1 由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=1.316 由b/h=17.46，KHβ=1.316查課本表10-13得KFβ=1.28：故載荷系數(shù) K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.06×1×1.316=1.408 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由課本式（10-10a） d1= d1t(K/Kt)1/3=110 ×(1.408/1.3) 1/3=112mm 7)計算模數(shù)m：m=d1/z1=112/39=2.8mm 3.按齒根彎曲強度設(shè)計 由課本式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式 m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF)] 1/3 （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由課本圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa 2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.92 KFN2=0.98 3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本式（10-12）得 [σF]1= KFN1σFE1/S=0.92×500/1.4=328.57MPa [σF]2= KFN2σFE2/S=0.98×380/1.4=266MPa 4)計算載荷系數(shù)K K=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.06×1×1.28=1.3658 5)取齒形系數(shù)。 由課本表10-5查得 YFa1=2.65 YFa2=2.14 6） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由課本表10-5查得 YSa1=1.58 YSa2=1.83 7） 計算大、小齒輪的YFa YSa/[σF] YFa1 YSa1/[σF]1=2.65×1.58/328.57=0.01274 YFa2 YSa2/[σF]2=2.226×1.83/266=0.01472 大齒輪的數(shù)值大。 8)設(shè)計計算 m≥[2×1.3568×153430.3×0.01472 /(1×392)] 1/3=2.6mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)m的大小重要取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.6并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm，按接觸強度的的分度圓直徑d1=112mm，算出小齒輪的齒數(shù)z1=d1/m=112/3=37.3mm取39 大齒輪的齒數(shù)z2=7.28×39=283.9 取z2=284 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1= z1m=39×3=117mm d2= z2m=284×3=852mm （2）計算中心距 a=（d1+ d2）/2=（117+852）/2=484.5mm （3）計算齒輪寬度 b=φd d1=1×117=117mm取小齒輪寬度B1=120mm ，大齒輪寬度B2=140mm。 4.3齒輪齒數(shù)及結(jié)構(gòu)設(shè)計 高速級小齒輪的齒數(shù)定為35，由i1=Z2高/Z1高得到與之嚙合的大齒輪次數(shù)為：Z2高= Z1高 i1=35*5.48=190 低速級小齒輪的齒數(shù)定為 39 由i2=Z2低/Z1低得到與之嚙合的大齒輪，即開卷機主軸上的大齒輪的齒數(shù)：Z2低=Z1低i2=39*7.28=283.9,取整得284 ha*=1； C*=0.25； 高速級：小齒輪分度圓直徑為d1高=mz1高=2*35=70mm； 齒頂圓直徑為da1高=d1高+2ha*m=74mm； 大齒輪分度圓直徑為d2高=mZ2高=2*190=380mm； 齒頂圓直徑為da2高=d2高+2ha*m=384mm； 兩齒輪的齒頂高h(yuǎn)a= ha*m=2mm； 齒根高h(yuǎn)f=（ha*+C*）m=（1+0.25）*2=2.5mm； 兩齒輪的中心距為a=（d1高+d2高）/2=225mm。 低速級： 小齒輪分度圓直徑為d1低=mz1低=3*39mm=117mm； 齒頂圓直徑為da1低= d2低+2ha*m=123mm； 大齒輪分度圓直徑為d2低=mZ2低=3*284=852mm； 齒頂圓直徑為da1低= d2低+2ha*m=858mm； 兩齒輪的齒頂高h(yuǎn)a= ha*m=3mm； 齒根高h(yuǎn)f=（ha*+C*）m=（1+0.25）*3=3.75mm； 兩齒輪的中心距為a=（d1低+d2低）/2=484.5mm。 由上面的計算，高速級和低速級的小齒輪都選用齒輪軸，高速級的大齒輪da2高 =384mm＜500mm故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪，低速級的大齒輪也選用腹板式結(jié)構(gòu)齒 輪。 (1)低速級大齒輪輪輻式結(jié)構(gòu)齒輪設(shè)計（參考《機械設(shè)計》第八版西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編著，232頁） D4為安裝大齒輪的主軸直徑為220mm；B=140mm；D3=1.6D4 =1.6*220=352mm； D0=da-(10-14)m=862-36=826mm；D1=(D0+D3)/2=589mm； D2=(0.25-0.35)(D0-D3)=142.2mm；n1=0.5m=1.5mm；C=(0.2-0.3)B=34.7mm，取 C=35mm。 (2)高速級大齒輪腹板式結(jié)構(gòu)設(shè)計（參考《機械設(shè)計》第八版西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編著，231頁） D4為安裝該大齒輪軸的直徑為80mm；D3=1.6D4=1.6*80=128mm；D。=da-（10-14）m=384-12*2=360mm；D1=（D0+D3）/2=（128+360）/2=244mm；D2=（0.25-0.35）（D。- D3）=56-81.2，取70mm；n1=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。 圖4-1主軸上的齒輪零件圖 5 減速箱實際傳動比及主軸的設(shè)計計算 5.1所設(shè)計的減速器實際傳動比及各軸動力參數(shù)計算 高速級傳動比i1=Z2高/Z1高=190/35=5.428，低速級傳動比為i2=Z2低/Z1低=284/39=7.282，總傳動比為i= i1 i2=5.428*7.282=39.526。 從電動機開始計算各軸運動及動力參數(shù)： I軸（電動機軸） 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軸（減速器高速軸） P1=P0*η軸承=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軸（減速器低速軸即開卷機主軸） P1=P1*η軸承η齒輪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 主軸的設(shè)計計算 5.2.1選擇軸的材料 選擇軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，可知材料的機械性能為：硬度230HBS，強度極限ɑB=650MPa，屈服極限ɑs=360MPa，彎曲疲勞極限ɑ-1=270MPa，剪切疲勞極限T-1=155MPa,E=2.15*105 MPa。 5.2.2 初步估算軸的最小直徑 當(dāng)軸的支撐位置和軸所受載荷大小、方向作用點及載荷種類均以確定，支點反力及彎矩可以求得時，可按彎矩合成的理論進(jìn)行近似計算。 主軸大致結(jié)構(gòu)如圖5-1所示 圖5-1主軸零件圖 圖中兩軸承中心之間距離為1594mm，左軸承到齒輪中心距離為1387.6mm，右軸承到卷筒中心距離為1385mm。 首先根據(jù)軸的直徑計算公式初步估算直徑： 軸計算截面上的工作應(yīng)力 軸的直徑 式中 M—軸計算截面上的合成彎矩，Nm； T—軸計算截面上的扭矩，Nm； P—傳遞功率，KW； n—轉(zhuǎn)速，r/min； a—根據(jù)扭應(yīng)力變化性質(zhì)而定的校正系數(shù)，扭應(yīng)力對稱循環(huán)變化時，a=1； r—空心軸內(nèi)徑d0與外徑d之比，r=d0/d=0.7； 代入上式得d≥91mm 考慮到主軸左端有螺紋，故將其軸徑增加3﹪-7﹪。因此取軸徑為100mm。根據(jù)主軸上軸承與軸承座地旋轉(zhuǎn)中心可能偏轉(zhuǎn)，選取調(diào)心滾子軸承。裝軸承處的直徑為d1=180mm，d2=240mm。裝齒輪處軸徑d3=220mm。初選軸承7236 AC/DB和7244 AC/DB其寬度分別為74mm和92mm。 5.2.3 軸上受力分析 開卷機主要用于支撐鋼帶卷，把鋼帶送入矯平機。本開卷機采用脹縮式卷筒，可以適應(yīng)多種內(nèi)徑變化。其技術(shù)參數(shù)為： 電機功率KW 4 轉(zhuǎn)速r/min 31.5 料寬mm 2000 卷重Kg 12000 軸上受力如圖所示。計算時，通常把軸當(dāng)作置于鉸鏈支座上的梁，軸上零件傳來的力，通常作為集中力，其作用點取為零件輪廓寬度的中心。軸上扭矩則從輪轂寬度的中心算起。軸上支撐反力的作用點，根據(jù)軸承的類型和組合確定。 如果作用在軸上的各載荷不在同一平面內(nèi)，可分解到2個相互垂直的平面上，然后分別求出這2個平面內(nèi)的彎矩，再按矢量法求得合成彎矩。 軸承受的彎矩 M=6000*9.8*1.385=81438N.m 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=950000P/n=3.45*9550000/31.6=1042642.4(N*mm)=1042.6N.m 齒輪的圓周力 Ft=2T/de=2*1042.6/0.856=2436N 齒輪的徑向力 Fr=Ft tana=2436*0.364=886.7N （1）在水平平面內(nèi)的支反力（見圖5-2（b）） 由∑MA=0得RBZ*1594-Fr*1387.6=0 因此RBZ=886.7*1387.6/1594=771.9N；RAZ= Fr- RBZ=886.7-771.9=114.8N 齒輪的作用力在水平平面的彎矩(見圖5-2（c）) MDZ=RAZ*206.4=114.8*0.2064=23.7N.m （2）在垂直平面內(nèi)的支反力（見圖5-2（d）） RAy=（1594-1387.6）Ft/1594=181.3N RBy=Ft*1387.6/1594=1218.7N 齒輪的作用力在垂直平面的彎矩（見圖5-2（e）） MDy= RAy*1387.6=181.3*1.3876=251.6N.m （3）由于負(fù)載F0的作用，在支點A和B處地支反力（見圖5.2（f）） 由∑MB=0得 RA0*1594-F0*1385=0 RA0=6000*9.8*1385/1594=51090.3N；RB0= RA0+ F0=51090.3+6000*9.8=109890.3N 由于負(fù)載F0的作用而產(chǎn)生的彎矩（見圖5-2（g）） MB0=F0*1385=6000*9.8*1.385=81438N.m 圖5-2軸所受的載荷 5.2.4 軸的強度校核 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，截面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的應(yīng)力集中， 因此，B處是危險截面?，F(xiàn)對其進(jìn)行強度校核。 由于該減速機軸的轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應(yīng)力，而轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)的剪應(yīng)力。 抗彎斷面系數(shù) =π*0.243*（1-0.34）=1.3*10-3 彎曲應(yīng)力幅 =MB/W=81438/0.0013=62.6MPa 由于是對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力m=0。 根據(jù)安全系數(shù)計算公式 =1.51 式中 σ-1—45鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，σ-1=270MPa； Kσ—正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表得Kσ=2； β—表面質(zhì)量系數(shù)，查表取β=1； ε—尺寸系數(shù)，查表取ε=0.7。 抗扭斷面系數(shù) =2.6*10-3 剪應(yīng)力幅 Тm=Тa=T1/2Wp=1042.6*0.5/2.6=20MPa 因此，=2.55 式中 —45鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，=155MPa； KT—剪應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表得到KT=1.82； —表面質(zhì)量系數(shù)，查表取=0.92； —平均應(yīng)力折算系數(shù)，查表取=0.21； 因此，B截面的安全系數(shù) =1.3 查表可知：[S]=1.3-1.5 故S﹥[S],該軸B截面是安全的。 6 軸承壽命計算 主軸上的軸承受到的力最大，以主軸軸承壽命計算為例來進(jìn)行軸承壽命計算。主軸上軸承選用的是調(diào)心滾子軸承。從左到右軸承1的型號為23036，其基本額定動載荷Cr=540KN,基本額定靜載荷C0r=1230kN,基本尺寸d*D*B=180*280*74,軸向力判定系數(shù)e=0.26。軸承2的型號為23048，基本額定動載荷Cr=792kN，基本額定靜載荷C0r=2060kN，基本尺寸d*D*B=240*360*92，軸向力判定系數(shù)e=0.25。 由于調(diào)心滾子軸承只承受純徑向載荷Fr，所以P=fpFr 式中： fp—載荷系數(shù)，查機械設(shè)計課本表13-6，取fp=1.6 軸承1：由圖5.2圖軸所受的載荷可知 Fr1==50975.8N P= fpFr=1.6*50975=81561.28N。 以小時數(shù)表示的軸承基本額定壽命Lh為 式中 n—軸承的轉(zhuǎn)速（r/min）； ε—為指數(shù)，球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3； C—軸承基本額定動載荷； P—軸承所受的徑向力； 代入數(shù)據(jù)得到Lh1=287427h 軸承2：由圖5.2圖軸所受的載荷可知 Fr2===111111.7N P= fpFr=1.6*111111.7=177778.7N。 以小時數(shù)表示的軸承基本額定壽命Lh為 式中 n—軸承的轉(zhuǎn)速（r/min）； ε—為指數(shù)，球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3； C—軸承基本額定動載荷，大小為792kN； P—軸承所受的徑向力； 代入數(shù)據(jù)得到Lh2=76732.5h 若按大修期為八年，在大修時更換軸承，則軸承的預(yù)期使用壽命為Lh’=8*360*24=69120h,小于軸承計算的額定壽命Lh2=76732.5h,所選的軸承合適。 7 開卷機對中調(diào)節(jié)功能 對于一般的帶材開卷機組，都要求開卷機具有對中調(diào)整功能，即在上卷時和工作過程中，始終保證帶材中心線與機組中心線重合，以保證機組能正常工作。目前采用的糾偏系統(tǒng)主要有光電液糾偏系統(tǒng)和氣電液糾偏系統(tǒng)。但是光電液系統(tǒng)應(yīng)用比較成熟。在光電液糾偏系統(tǒng)中，光電頭固定在帶材的邊緣，使帶材位于光源的中心線位置，當(dāng)帶材跑偏時，將引起電信號的變化，系統(tǒng)將此變化反饋給液壓對中油缸，推動開卷機，實現(xiàn)自動對中。 8 開卷機壓輥壓緊力計算 一般在開卷機上均設(shè)有壓輥，用來壓緊帶材，增加制動力矩，有利于正常開卷。有時還可以把壓輥做成傳動，這樣對開卷引料也有一定好處。如圖所示壓緊力P可按下式?jīng)Q定： PRsinα=M彈塑； P=M彈塑/Rsinα 式中：R——帶卷半徑（m） α——開卷角（。） M彈塑——帶材在壓輥壓緊力作用下，帶材所產(chǎn)生彈塑彎曲力矩值（N、m）； M彈塑可由下式?jīng)Q定： M彈塑=bh2/6+δs b (h2-h12)/4=(3h2-h12)bδs/12 式中：h1——帶材橫截面上彈性區(qū)部分高度，即 h1=δs*2R/E(m)； h—帶材厚度（m）； δs—帶材屈服極限（MPa）； E—帶材彈性模量（MPa） 其中： δs帶材材料為碳素結(jié)構(gòu)鋼和低合金結(jié)構(gòu)鋼熱軋鋼帶（摘自GB