剪切控制系統(tǒng)說明書-學士學位論.doc
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摘 要 剪切控制裝置廣泛應用于軋鋼機械中，實現(xiàn)對鋼板的循環(huán)進給和用于剪切鋼板的精確導向，直接影響鋼板的剪切質量，在軋鋼機械中占有非常重要的地位。我國對夾送輥多采用國外進口或者引進國外技術在國內配套制造，對其研究設計還未進一步加深。實際生產中，由于對夾送輥裝置調整不當以及制造等因素，嚴重制約鋼板成材率和生產作業(yè)率，經濟損失嚴重。為此，非常有必要對其進行研究設計，設計出比較經濟實用的夾送輥及其傳動系統(tǒng)。 本次設計是根據(jù)夾送輥的夾送鋼板的能力推算所需電動機的功率,選擇電動機的型號及參數(shù),據(jù)電動機的轉速和輥子的轉速選擇蝸輪蝸桿減速器,減速器后接一齒輪箱以將減速器的輸出轉速分為兩個轉向相反,大小相同的轉速。齒輪箱后接萬向聯(lián)軸節(jié),萬向聯(lián)軸節(jié)后接輥子,輥子需要機架支撐。各個部件之間用齒式聯(lián)軸器連接起來。設計出合理的夾送輥及傳動系統(tǒng)的裝配圖。 關鍵詞：夾送輥；減速器；齒輪；軸承；機架 Abstract Pinch Roll is widely used in rolling machinery, achieving the cycle of the plate and precise orientation for shearing plate，which has the direct impact on the shearing quality and plays an important role in the rolling machinery. We China mostly use to import from foreign countries or introduce their technology to produce in the domestic market, but for their research and design we haven’t been further deepened. The actual production, Due to the wrong adjustment of the pinch roller device and the factors such as manufacturing and so on, which serious constraints steel plate and production yield rate, resulting in much economy losses. So, it is necessary for us to study and design for pinch roll until we design a more economical and practical pinch roller and its drive system. According to the Pinch Roll Pinch plate capacity calculate the motor power, thus choosing the motor models and parameters, according to the motor speed and the speed of roller choose Worm Gear Reducer, reducer followed by a gearbox which divided The output speed of the reducer into two speeds, the two speeds are the same at the size, but opposite at the direction. Gearbox followed by universal coupling, universal coupling followed by roller, the rollers need rack support. Between the various components used gear coupling Link.Designing a assembly of a reasonable pinch roller and its drive system. Key words: Pinch Roll；Reducer；Gears；Bearings；Rack 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒 論 1 1.1 課題研究的意義 1 1.2 國內外的研究現(xiàn)狀 1 1.3 課題研究內容 2 第2章 夾送輥的分析及設計 3 2.1 夾送輥作用 3 2.2 夾送輥規(guī)格 3 2.3 夾送輥的工作原理 3 2.4 夾送輥的結構特點 3 2.5 電動機的選取 4 2.6 夾送輥最小送板能力校核 4 2.7 夾送輥兩端軸設計 5 2.7.1 求軸上的功率、轉速和轉矩 5 2.7.2求作用在輥子上的力 5 2.7.3 初步確定軸的最小直徑 6 2.7.4 求軸上載荷 7 2.7.5 按彎扭合成應力校核軸的強度 8 2.7.6 按疲勞強度進行校核 9 2.8 軸承的選取 10 2.9 端蓋的選取 13 2.10 軸承座的設計 14 2.11 機架的設計 15 2.12 本章小結 15 第3章 減速器的設計計算 16 3.1 蝸輪、蝸桿設計 16 3.1.1 蝸桿傳動類型選擇 16 3.1.2 材料的選擇 16 3.1.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 16 3.1.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 17 3.1.5 齒根彎曲疲勞強度校核 19 3.1.6 精度等級公差和表面粗糙度的確定 19 3.1.7 蝸桿傳動的潤滑 19 3.1.8 度及蝸桿蝸輪寬齒寬計算 19 3.2 齒輪的設計計算 20 3.2.1 齒輪的初定 20 3.2.2 齒輪的校核 20 3.3 電機、蝸桿聯(lián)軸器選用 23 3.4花鍵的設計及其校核 23 3.5 軸的設計 23 3.5.1 傳動軸直徑的初定 23 3.5.2 軸承的選取 25 3.5.3 軸的校核 26 3.5.4 軸承的校核 32 3.6蝸桿傳動的熱平衡計算 34 3.7 本章小結 34 結 論 35 致 謝 36 參考文獻 37 第1章 緒 論 1.1 課題研究的意義 夾送輥裝置在雙邊剪中的作用是夾緊被剪切的鋼板和輸送待剪或剪過的鋼板。鋼板邊部的剪切要求直線度好, 沒有任何剪切缺陷, 刀口平整，光滑。夾送輥裝置影響剪切質量的原因主要有兩方面: 一是安裝精度; 二是夾送輥裝置動作的協(xié)調程度。 剪切機是用于剪切金屬材料的一種機械設備。在軋制生產過程中，大斷面鋼錠和鋼坯經過軋制后，其斷面變小，長度增加。為了滿足后續(xù)工序和產品尺寸規(guī)格的要求，各種鋼材生產工藝過程中都必須有剪切工序。剪切機的用途就是用來剪切定尺、切頭、切尾、切邊、切樣及切除軋件的局部缺陷等。在中厚扳生產過程 ，必須用剪切機對鋼板進行切邊，切頭尾，切定尺、剖分 以及切去板材的局部缺陷等。因此，在生產作業(yè)線上必須設置與軋機能力相匹配的剪切機組，剪切能力的大小和剪切方式， 直接影響著軋鋼能力的發(fā)揮與成品鋼板的外觀質量[2]。而夾送輥是剪切機的重要組成部分，對其研究十分必要。 夾送輥作為鋼板滾切式定尺剪的重要組成部分，不僅要實現(xiàn)鋼板在剪機中的循環(huán)進給，而且要用于剪切鋼板的精確導向，它直接影響鋼板的剪切質量。鋼板邊部的剪切要求是直線度好，沒有任何剪切缺陷，刀口平整光滑。在實際生產中，由于工作人員對夾送輥裝置的結構不甚了解，調整不當，調整精度達不到要求等原因，導致剪切出的鋼板經常出現(xiàn)邊浪、錯口、階梯狀、鐮刀彎、S形等現(xiàn)象，造成鋼板必須回切改尺，使得不合格產品增多，這嚴重制約著鋼板成材率和生產作業(yè)率，失誤軋時間居高不下，甚至經濟損失嚴重，因此解決該問題迫在眉睫。由此可視之，夾送輥在鋼材生產中占據(jù)關鍵性的地位，其直接影響企業(yè)的發(fā)展前途甚至命運。為此，非常有必要對夾送輥及傳動系統(tǒng)進行研究設計，設計出比較合理的、經濟實用的夾送輥及其傳動系統(tǒng)。 1.2 國內外的研究現(xiàn)狀 1996年我國鋼產量突破年產1億噸大關，成為世界上第一產鋼大國。2005年我國粗鋼 產量為34936.15萬噸，比2004年增長24.56％，近十年，我國鋼鐵工業(yè)高速發(fā)展，這在世界鋼鐵發(fā)展中是前所未有的。2005年全世界鋼產量為110714.5 萬噸，我國占30.93％。實際上我國產鋼能力已達4億噸。這說明我國鋼鐵生產繼續(xù)保持高速增長。 近幾十年來，軋鋼生產的技術進步取得了長足發(fā)展。在板帶材生產方面，板厚和板行控制技術已趨于成熟，中厚板平面形狀控制技術和無切邊技術的應用，大幅度提高了成材率和產品的質量檔次；在型鋼生產方面，H型鋼自由尺寸軋制、型鋼的多線切分軋制、三輥Y形軋制技術得到了應用和發(fā)展；在鋼管生產方面，限動芯棒連軋管技術，ACCUROLL成形技術，UOD、CBR和復合成形技術等，都是高新技術在軋鋼生產領域結出的成果。 冶金生產過程的短流程，與上下游生產工序集成一體化，也是當代出現(xiàn)的發(fā)展趨勢。市場經濟發(fā)展是這一趨勢的客觀需要，高新技術的應用是這一趨勢的技術保證，對生產過程中各工序物理化學本質的深入理解是實現(xiàn)這一趨勢的基礎。軋鋼的內涵已經突破了原有的界限，顯著地向著上、下工序拓展。與之相適應，為滿足最終產品質量的要求，上、下游工序的要求對軋鋼生產技術的發(fā)展及工藝規(guī)程的規(guī)定也起著越來越明顯的作用，軋鋼已不再是單純意義上的軋鋼了。 隨著軋鋼、冶金工業(yè)突飛猛進的發(fā)展，夾送輥作為軋鋼機械中重要的組成部分，其主要影響著生產的效率和質量，世界各國對夾送輥的研究設計的積極性一直居高不下。夾送輥的種類繁多，有用于剪切機的，也有用于高速線材軋機的，還有用于卷取機的，我國對于夾送輥多采用國外進口或者引進國外技術在國內配套制造，而尚未對其設計思想和設計機理作深入的分析和研究。現(xiàn)在大多數(shù)設計和生產廠家都只停留在對國外設備的轉化設計上。我國對夾送輥的研究設計還需要進一步加深，對其直徑選取原則要進行深入的研究探討，這將對夾送輥國產化具有非常重要的參考價值。 1.3 課題研究內容 本設計主要進行了剪切控制裝置（夾送輥)及傳動系統(tǒng)的設計計算以及它們的校核，使夾送輥對鋼板的夾持和輸送能夠做到穩(wěn)定，持續(xù)。此外設計了一款新型減速器，利用蝸輪、蝸桿先減速，再在蝸輪軸上使用齒輪與第三軸上一齒輪配合使用，設計它們的傳動比為1：1。這樣，它們所在軸輸出的速度大小將不變，方向相反。這兩根軸分別與上、下兩根夾送輥聯(lián)接，就能做到對上、下兩根夾送輥同時驅動，從而使得上、下輥精確的做到速度大小相同，方向相反。它與單輥驅動相比，將更加精確；與多個減速器相比，將更能節(jié)省材料，使用更簡單。 第2章 夾送輥的分析及設計 2.1 夾送輥作用 夾送輥起夾緊、運送被剪切的鋼板之作用，并保證鋼板在運送過程中不發(fā)生偏移。 2.2 夾送輥規(guī)格 原始參數(shù)：1.上夾送輥重2噸。 2.上輥行程0.5m。 3.輥子轉速100轉/分。 2.3 夾送輥的工作原理 圖2-1 夾送輥結構簡圖 如圖2.1，在夾送輥兩端設有兩臺氣缸3、6。當氣缸上腔通入壓縮氣體時，上夾送輥壓緊鋼板。每個夾送輥皆由電機1經蝸輪、蝸桿減速器2直接驅動旋轉，從而帶動鋼板前進[11]。 檢測板厚的工作原理為當上夾送輥在氣缸作用下繞心軸擺動時，上、下輥間的輥縫即發(fā)生變化，而輥縫值即等于所夾緊鋼板的板厚。 2.4 夾送輥的結構特點 下夾送輥5固定，在夾送輥兩端軸承座中裝有雙列圓錐滾子軸承。上輥4靠兩氣缸來進行夾緊與松開運動。 設計使上、下兩輥的結構相同，長m，直徑m，又有kg/m3，則所設計的兩輥為實心輥。 2.5 電動機的選取 輥端的最大轉矩： Nmm 則有輥端的最大功率： KW (2-1) 電動機的最大功率： KW 要求選取的電動機功率 則可選取電動機為Y160M-4，其中 r/min，KW[4]. 2.6 夾送輥最小送板能力校核 鋼板在剪機中是以步進方式實現(xiàn)進給的，這樣夾送輥裝置就需要不斷的啟動制動，不斷的加減速，如果夾送輥裝置由于夾緊力不足而導致鋼板跑偏，產生錯口，因此有必要先對其最小的送板能力進行校核。 夾送輥采用氣缸來實現(xiàn)上夾送輥的抬起和壓下任務。根據(jù)不同的板厚，夾緊力設定也不同，當板厚在范圍內，夾緊力設定為，當板厚大于時，夾緊力設定為，這樣主要是防止夾送鋼板因壓力過大而產生邊浪。 夾送輥最小牽引力： (2-2) 式中：——摩擦系數(shù)， ——最小夾緊力，N 有 N 輥道輸送鋼板能力： 式中：——輸送鋼板自重，kg ——輥道摩擦系數(shù)， 有 N 則總送板能力為： N 按送板要求需要的牽引力： 式中：——輸送鋼板自重，kg ——夾送輥加速度，m/s2 (2-3) 有 N ，滿足送板條件； 實際生產中，因重量平均分布在整張鋼板上，校核又是以最小的夾緊力計算的，因此完全滿足送板要求[1]。 2.7 夾送輥兩端軸設計 2.7.1 求軸上的功率、轉速和轉矩 由課題要求知轉速為： 式中：——電動機功率，KW ——傳動效率， 有 KW Nmm 2.7.2求作用在輥子上的力 輥子直徑m，則 N (2-4) N (2-5) N (2-6) 圓周力，徑向力，軸向力如圖2.2所示。 圖2-2 夾送輥受力分析圖 2.7.3 初步確定軸的最小直徑 選取的軸的材料為45剛，調質處理。 查參考文獻[9]表15-3，取，則可初步估算最小直徑，即 mm (2-7) 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為使其與聯(lián)軸器的孔徑適應，則應選取好聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器計算轉矩： 查參考文獻[7]表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則 Nmm (2-8) 計算轉矩應小于公稱轉矩。選用鼓型齒式聯(lián)軸器。又有鼓型齒式聯(lián)軸器左右兩端相配合。則可取夾送輥與聯(lián)軸器相連的直徑和軸長分別為： mm， mm。 與端蓋配合的軸選取直徑和軸長分別為： mm mm 與軸承配合的軸選取直徑和軸長分別為： mm mm 與輥子相連接的軸分兩階，直徑和軸長分別取 mm， mm； mm， mm； 如圖2.3所示為夾送輥兩端軸[5]。 如圖，左端鍵采用的是 圖2-3 夾送輥左端軸示意圖 2.7.4 求軸上載荷 由軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖. 圖2-4 軸的彎矩及扭矩圖 聯(lián)系圖2及圖4可求得： 支反力F： N N 彎矩M： Nmm Nmm 總彎矩： 扭矩T： Nmm 2.7.5 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，只校核承受最大彎矩和扭矩的截面的強度[6]。取，軸的計算應力： (2-9) 前面已選定軸的材料為45號鋼，調質處理，查[5]表15-1，有，因，所以軸的強度是安全的。 2.7.6 按疲勞強度進行校核 危險截面抗彎截面系數(shù)： mm3 抗扭截面系數(shù)： mm3 彎矩M為： Nmm 扭矩為： Nmm 截面上的彎曲應力： MPa 截面上的扭轉切應力： MPa 軸材料為45鋼，調質處理，查參考文獻[7]表15-1得： MPa，MPa，MPa 截面上理論應力集中系數(shù)可查參考文獻[7]附表3-2得： ， 又查參考文獻[7]附表3-1取得材料的敏性系數(shù)： ， 則有效應力集中系數(shù)為： 查參考文獻[7]附表3-2得尺寸系數(shù) 查參考文獻[7]附表3-3得表面質量系數(shù) 則綜合系數(shù)值為： 碳鋼特性系數(shù)：，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，有 (2-10) (2-11) (2-12) 則，可知其為安全的。因本設計無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，則可略去靜強度校核。 2.8 軸承的選取 采用雙列圓錐滾子軸承，如圖2.5所示，取雙列圓錐滾子軸承32224。 圖2-5 圓錐滾子軸承32224 ，，，， ， 需對軸承進行疲勞壽命驗算： 即可按 (2-13) 驗算動負荷 （2-14） 式中 —額定壽命[h] 25000[h] —額定動載荷[N] 30600[N] —計算動載荷[N] —壽命系數(shù) —速度系數(shù) —軸承的計算轉速 r/min —壽命指數(shù) —工作情況指數(shù) 1.1~1.3 —壽命系數(shù) —功率利用系數(shù) —轉速變化系數(shù) —工作期限系數(shù) 齒輪最低轉速r/min 基準循環(huán)次數(shù) 疲勞曲線指數(shù) 式中 —齒輪輪換工作系數(shù) =0.95 —當量動載荷的計算 —徑向載荷[N] =505.5N —軸向載荷[N] =195.5N —徑向系數(shù) =0.45 —軸向系數(shù) =1.327 N N N N 查表：對軸承1有 對軸承2有 取 N N N =0.95 P=356.29N 即所選軸承可用。 2.9 端蓋的選取 如圖2.6所示，軸承外徑，則取6個直徑的螺栓使其與軸承座聯(lián)接。 圖2-6 端蓋 圖中mm， mm， mm，mm 2.10 軸承座的設計 圖2-7 軸承座 圖2-8 機架 如圖2.7，軸承座的長，寬，高。 左、右兩端各有一滑塊，設計使其 長，寬，高。 根據(jù)上、下輥可設計 上輥兩軸承座上滑塊上端與軸承座上端齊平; 下輥兩軸承座上滑塊下端與軸承座下端面齊平。 2.11 機架的設計 機架共分左右兩座，共同作用使夾送輥處于兩座機架之間，進行夾持，固定。圖2.8為一座機架，另一座與這座結構相同。 2.12 本章小結 本章主要對夾送輥進行了分析，了解了它的作用、規(guī)格、工作原理及其結構特點且對夾送輥進行了設計計算。對其最小送板能力進行了校核，設計了兩端軸并校核合格，并且選取了電動機。 第3章 減速器的設計計算 減速器采用蝸輪、蝸桿傳動，選取普通圓柱蝸桿傳動，再由渦輪處分出兩個齒輪，使輸出兩速度相同，方向相反的旋轉。 3.1 蝸輪、蝸桿設計 3.1.1 蝸桿傳動類型選擇 根據(jù)DB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） 3.1.2 材料的選擇 根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 3.1.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度[7]。 傳動中心距： (3-1) 1）確定作用在蝸輪上的轉矩 按，故取效率，則 2）確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)：; 查參考文獻[7]表11-5選取使用系數(shù)：； 由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)。 則 3）確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和45鋼蝸桿相配，故MPa1/2 4）確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，查參考文獻[7]圖11-18得。 5）確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，而又由于蝸桿螺旋齒面硬度〉45HRC，可查參考文獻[7]表11-7得渦輪的基本許用應力： MPa 應力循環(huán)次數(shù)： 壽命系數(shù)： 則 MPa 6）計算中心距： mm 取中心距： mm 傳動比： 由參考文獻[7]表11-2中取模數(shù)為mm，蝸桿分度圓直徑mm，此時，。 由參考文獻[7]圖11-18中可查得接觸系數(shù)，因為;因此以上計算結果可用。 3.1.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1）蝸桿 軸向齒距：mm 直徑系數(shù)： 齒頂圓直徑：mm 齒根圓直徑： mm 分度圓導程角： 蝸桿軸向齒厚：mm 2）蝸桿 蝸輪齒數(shù)：；變位系數(shù)：； 驗算傳動比： 此時傳動比誤差為：，是允許的。 蝸輪分度圓直徑： mm 蝸輪喉圓直徑： mm 蝸輪齒根圓直徑： mm 蝸輪咽喉母圓半徑： mm 3.1.5 齒根彎曲疲勞強度校核 (3-2) 當量齒數(shù)： 根據(jù)， 查參考文獻[7]圖11-19，取齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù)： 許用彎曲應力： 查參考文獻[7]表11-8中由鑄錫磷青銅ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 壽命系數(shù)： 則： MPa 又有： 所以滿足彎曲強度。 3.1.6 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f. GB/T 10089-1988[8]。查參考文獻[4]獲取表面粗糙度。 3.1.7 蝸桿傳動的潤滑 由選取材料為鋼蝸桿配青銅齒輪，可采用油潤滑。根據(jù)參考文獻[7]表11-21可查得使用給油方法為油池潤滑。采用蝸桿下置式，則浸油深度應為蝸桿的一個齒高。即： mm 3.1.8 度及蝸桿蝸輪寬齒寬計算 蝸輪寬度：mm 蝸桿齒寬： mm(x2=-0.5mm) 又有經磨削的蝸桿，當mm時，b1增加mm， 則可?。簃m，mm 3.2 齒輪的設計計算 3.2.1 齒輪的初定 兩齒輪只傳遞轉速，不進行改變，故選取 。齒輪采用直齒圓柱齒輪，材料選用40Cr，進行調質處理，其硬度為280HBS，精度等級為7級。并取其工作壽命為15年，每年工作300天。取齒數(shù)，mm，則有 分度圓直徑： mm 齒頂圓直徑： mm 齒根圓直徑： mm 3.2.2 齒輪的校核 1）按齒面接觸強度校核 (3-3) 確定公式內的各計算數(shù)值 載荷系數(shù)： 齒輪轉矩： Nmm 查參考文獻[7]表10-7，取齒寬系數(shù)： 。 查參考文獻[7]表10-6，取材料的彈性影響系數(shù)：MPa1/2 查參考文獻[7]圖10-21d，按齒面硬度取接觸疲勞強度極限： MPa 計算應力循環(huán)次數(shù)： 查參考文獻[7]圖10-19，取得接觸疲勞壽命系數(shù)： 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為，安全系數(shù)： 則： MPa 則有齒輪分度圓直徑： mm 計算圓周速度v： m/s 齒寬：mm 計算齒寬與齒高比 模數(shù)： mm 齒高： mm 計算載荷系數(shù)： 根據(jù)，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載荷系數(shù)： 由于選用的是直齒輪，假設N/mm。 查參考文獻[7]表10-3取得 查參考文獻[7]表10-2取得使用系數(shù) 查參考文獻[7]表10-4得7級精度，齒輪相對支承非對稱布置時， 將數(shù)據(jù)代入后有： 由，，查《機械設計》圖10-13得： 故載荷系數(shù)： 按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑： mm 計算模數(shù)m： mm 2）按齒根彎曲強度校核 (3-4) 確定式內各計算數(shù)值 查參考文獻[7]圖10-20C取彎曲疲勞強度極限：MPa 查參考文獻[7]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)： 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)：，則 MPa 計算載荷系數(shù)K： 查參考文獻[7]表10-5，取齒形系數(shù)： 查參考文獻[7]表10-5，取應力校正系數(shù)： 計算齒輪： 設計計算： mm 因為所選用的mm，所以齒輪滿足齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度。 3.3 電機、蝸桿聯(lián)軸器選用 電機、蝸桿處聯(lián)接所用聯(lián)軸器選用鼓型齒式聯(lián)軸器，取GICL3型。如圖3-1所示： 圖3-1 鼓型齒式聯(lián)軸器 3.4花鍵的設計及其校核 選取矩形花鍵，所選取的規(guī)格為8566210，材料為45號鋼，[p]=15MPa， T=823.6N?m 對所選取的花鍵進行校核： 取ψ=0.8，齒數(shù)Z=8，花鍵工作長度l=407.5mm, (3-5) 由p<[p],所以選取的花鍵符合條件。 3.5 軸的設計 3.5.1 傳動軸直徑的初定 (3-6) —傳動軸直徑 —該軸的計算轉速 —該軸每米長度允許扭轉角 —該軸傳遞的功率 軸Ⅰ： mm 軸Ⅱ： mm 軸Ⅲ： mm 由初始計算結果可對三根軸進行初步的選定。 圖3-2 軸Ⅰ 圖3-3 軸Ⅱ 圖3-4 軸Ⅲ 軸Ⅰ：如圖3.2，Ⅰ段長mm，直徑mm；Ⅱ段長mm，直徑mm；Ⅲ段長mm，直徑mm；Ⅳ段長mm，直徑mm；Ⅴ段長mm，直徑mm；Ⅵ段長mm，直徑mm。VII段長mm,直徑mm;VIII段長mm,直徑mm;IX段長mm,直徑mm;X段長mm,直徑mm;XI段長mm,直徑mm軸Ⅰ為蝸桿軸，選取蝸桿左旋。 軸Ⅱ：如圖3.3，Ⅰ段長mm，直徑mm；Ⅱ段長mm，直徑mm；Ⅲ段長mm，直徑mm；Ⅳ段長mm，直徑mm；Ⅴ段長mm，直徑mm；Ⅵ段長mm，直徑mm;VII段長mm,直徑mm。軸II為蝸輪軸. 軸Ⅲ：如圖3.4，Ⅰ段長mm，直徑mm；Ⅱ段長mm，直徑mm；Ⅲ段長mm，直徑mm；Ⅳ段長mm，直徑mm；Ⅴ段長mm，直徑mm；Ⅵ段長mm，直徑mm;VII段長mm,直徑mm, VIII段長mm,直徑mm。軸III為圓柱齒輪軸. 3.5.2 軸承的選取 由軸的設計計算確定軸承采用圓錐滾子軸承30211。如圖3-5所示： 圖3-5 圓錐滾子軸承30211 mm，mm，mm，mm， ，mm，mm 3.5.3 軸的校核 1）軸Ⅰ的校核 蝸桿處的周向力： N 由蝸輪、蝸桿處的嚙合關系可知： N N N —蝸輪的軸向力 —蝸輪的周向力 根據(jù)圖3-2作出軸Ⅰ的載荷分析圖，如圖3-6。 如圖3-6a在H平面有：N ； 則： N N 如圖3-6b，H平面彎矩： Nmm Nmm 如圖3-6c，在V平面有： N 如圖3-6d，V平面彎矩： Nmm 圖3-6 軸Ⅰ載荷分析圖 如圖3-6e，合成彎矩，在C截面左側處： mm 如圖3-6f，扭矩： Nmm 如圖3-6g，當量彎矩： Nmm 危險截面C處的最大應力為： MPa 所以，軸Ⅰ合格。 2）軸Ⅲ的校核 齒輪處的周向力： N 齒輪處的徑向力： N 根據(jù)圖3-4作出軸Ⅲ的載荷分析圖，如圖4-7： 如圖3-7a在H平面有： ； 則： N N 如圖3-7b，H平面彎矩： Nmm 如圖3-7c，在V平面有： N N 如圖3-7d，V平面彎矩： Nmm 如圖3-7e，合成彎矩： mm 如圖3-7f，扭矩：Nmm 如圖3-7g，當量彎矩： Nmm 危險截面B處的最大應力為： MPa 所以，軸Ⅲ合格。 圖3-7 軸Ⅲ載荷分析圖 3）軸Ⅱ的校核 由于軸Ⅱ與軸Ⅰ、軸Ⅲ相配合使用，所以可知軸Ⅱ的受力大小與軸Ⅰ、軸Ⅲ相互作用處受力大小相同，方向相反。根據(jù)圖3-3做出軸Ⅱ的載荷分析圖，如圖3- 8： 圖3-8 軸Ⅱ載荷分析圖 如圖3-8a在H平面有： ； 則： N N 如圖3-8b，H平面彎矩： Nmm Nmm Nmm 如圖3-8c，在V平面有： ； 則：N N 如圖3-8d，V平面彎矩： Nmm Nmm 如圖3-8e，合成彎矩： mm mm mm 如圖3-8f，扭矩：Nmm 顯然，B、C處應為危險截面，B處當量彎矩為： Nmm 危險截面B處的最大應力為： MPa C處當量彎矩為： Nmm 危險截面C處的最大應力為： MPa 所以，軸Ⅱ合格。 3.5.4 軸承的校核 軸承需要進行疲勞壽命驗算： 即可按 (3-7) 取危險軸承Ⅱ上軸承進行校核 驗算動負荷 —額定壽命[h] 25000[h] —額定動載荷[N] 30600[N] —計算動載荷[N] —壽命系數(shù) —速度系數(shù) —軸承的計算轉速 r/min —壽命指數(shù) —工作情況指數(shù) 1.1~1.3 —壽命系數(shù) —功率利用系數(shù) —轉速變化系數(shù) —工作期限系數(shù) 齒輪最低轉速r/min 基準循環(huán)次數(shù) 疲勞曲線指數(shù) —齒-輪輪換工作系數(shù) =0.95 —當量動載荷的計算 —徑向載荷[N] =2548.94N N —軸向載荷[N] =1798.75N —徑向系數(shù) =0.45 —軸向系數(shù) =1.327 N N N N 查表：對軸承1有 對軸承2有 取 N N N =0.95 P=1910.7N 即所選軸承可用。 3.6蝸桿傳動的熱平衡計算 蝸桿傳動由于效率低,所以工作時發(fā)熱量大.在閉式傳動中,如果產生的熱量不能及時散逸,將使油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?從而增大摩擦損失,甚至發(fā)生膠合.所以,必須根據(jù)單 位時間內的發(fā)熱量等于同時間內的散熱量的條件進行熱平衡計算;以保證油溫處規(guī)定的范圍內[9]. 由于摩擦損耗的功率,則產生的熱量(單位為)為 (3-8) P-蝸桿傳遞的功率(KW). 以自然冷卻方式,從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中去的熱流量為 (3-9) 箱體的表面熱傳遞系數(shù),可取,當周圍空氣流通良好是取偏大值; S-內表面能被潤滑油飛濺到,而外表面又可為周圍空氣所冷卻的的箱體表面面積(); 油的工作溫度,一般限制在60-70; 周圍空氣的溫度,常溫情況可取20; 按熱平衡條件,保持正常工作溫度所需要的散熱 (3.10) 根據(jù)實際情況取. 得 S=2.59m2 而實際的蝸輪蝸桿減速器的表面積為=0.62m2
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