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The device consists of three lead plates, framework of the correction roller and roller bearings, hydraulic cylinders controlled by the strip to keep on correcting roller, the roller strip is clamped by hydraulic cylinders, the impetus provided by electrical steel conveyor belt, so can a stable and efficient conduct of the strip on the conveyor. Keywords: steering roller, pinch roll, hydraulic cylinders 目 錄 1 緒論-----------------------------------------------------------------1 1.1 糾偏輥裝置的研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢-------------------------------------1 1.2 糾偏輥裝置的常見故障-----------------------------------------------2 1.3 本章小結(jié)-----------------------------------------------------------2 2 糾偏輥裝置設(shè)計-----------------------------------------------------4 2.1 設(shè)備基本性能與工作原理---------------------------------------------4 2.2 設(shè)備結(jié)構(gòu)-----------------------------------------------------------6 2.3 電機的選型---------------------------------------------------------7 2.4 糾偏輥軸的設(shè)計-----------------------------------------------------9 2.5 調(diào)心滾子軸承的承載能力計算----------------------------------------12 2.6 軸承座受力分析及強度計算------------------------------------------14 2.7 壓輥的設(shè)計計算----------------------------------------------------18 3 糾偏輥裝置液壓缸選型---------------------------------------------23 3.1 液壓缸選型要求----------------------------------------------------23 3.2 液壓缸主要零部件選擇----------------------------------------------23 3.3 確定執(zhí)行元件主要參數(shù)----------------------------------------------26 3.4 液壓缸選型確定----------------------------------------------------30 4 結(jié)論----------------------------------------------------------------31 參考文獻-------------------------------------------------------------32 致謝------------------------------------------------------------------33 1緒論 卷取機前側(cè)導(dǎo)裝置是冷軋酸洗生產(chǎn)線上開卷器中的設(shè)備之一，用來使帶鋼正確地對中并導(dǎo)入卷取機進行卷取。在冶金領(lǐng)域冷軋酸洗生產(chǎn)線上已被廣泛使用。該裝置配置在輥道德兩側(cè)，即雙側(cè)傳動，并采用齒輪齒條結(jié)構(gòu)，使得設(shè)備結(jié)構(gòu)緊湊，占地面積小。該裝置具有結(jié)構(gòu)簡單，檢修維護方便等特點。 在冶金領(lǐng)域冷軋酸洗生產(chǎn)線上糾偏輥裝置被廣泛使用，要使帶鋼正確地對中并導(dǎo)入卷取機進行卷取，必須有足夠的對中力及選擇相應(yīng)的壓力等級液壓缸，并通過齒輪齒條結(jié)構(gòu)傳達旋轉(zhuǎn)臂的夾緊力。 考慮機械零部件的強度、剛度、工藝性、經(jīng)濟性和維護等要求任何零部件的機構(gòu)和尺寸，除去考慮它的強度剛度外，還應(yīng)該綜合考慮零件本身及整個部件的工藝性要求、經(jīng)濟性要求、使用要求等才能確定。 1.1 糾偏輥裝置的研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 在冷軋板帶軋機方面，目前我國擁有40余套冷軋板帶軋機組，其中不乏具有世界領(lǐng)先水平的生產(chǎn)機組。而冷軋生產(chǎn)技術(shù)也正向大型化、集成化、高速化方向發(fā)展，并且在進一步提高自動化和連續(xù)化水平。產(chǎn)量和生產(chǎn)率都有顯著的提高，產(chǎn)品質(zhì)量更趨完美。 國內(nèi)外現(xiàn)有冷軋帶鋼連續(xù)作業(yè)機組中的帶材糾偏裝置大致可分為兩大類。 第一類為機械式糾偏裝置(無傳感器)。如側(cè)導(dǎo)輥或?qū)О?，帶各種輥形或凸度的轉(zhuǎn)向輥及托輥等。該類糾偏裝置僅靠輥形或輥子的布置等方式產(chǎn)生機械側(cè)向糾偏力,使帶材對中，這種糾偏能力是有限的，不能滿足高速或薄帶連續(xù)作業(yè)機組糾偏的需要。其存在的問題是： (1) 某些糾偏的部件與被糾偏帶材處于滑動摩擦或擦撞狀態(tài),部件磨損快； (2) 對薄帶材邊部有損傷； (3) 糾偏能力和靈敏度都比較低。 第二類為采用電機伺服機構(gòu)的自動糾偏裝置。如日本的CPC 裝置采用光電檢測，通過伺服閥控制液壓缸使轉(zhuǎn)向輥或夾送輥擺動，達到糾偏效果。該類裝置可以實現(xiàn)連續(xù)自動控制帶材位置，對中精度高。 在冷軋酸洗機組機器上, 帶材跑偏是很普遍的現(xiàn)象。所謂帶材跑偏是指可撓性帶材在運行中可能受到不可控制力的作用, 不能保持直線運行而使其幅寬中心線偏離基準(zhǔn)中心線。帶材在傳輸中一般經(jīng)過3個環(huán)節(jié), 即放卷、通過中間過渡輥、收卷。由于其經(jīng)過的環(huán)節(jié)多, 帶材發(fā)生跑偏的機會也多。帶材產(chǎn)生跑偏有諸多原因, 如傳動輥之間的軸線不平行、傳動輥表面不呈圓柱形、表面加工缺陷以及帶材張力不穩(wěn)定等。通過機器本身來保證帶材跑偏在所要求的范圍內(nèi)就比較困難, 通常利用外加一套自動糾偏系統(tǒng)來實現(xiàn)跑偏的自動糾正。現(xiàn)在采用的自動糾偏控制裝置主要有以下類型: 氣動(位移傳感器的形式) - 液壓式(執(zhí)行機構(gòu)部分的形式)；電子- 液壓式； 全電子式等。 氣動位移傳感器與電子位移傳感器相比結(jié)構(gòu)簡單, 能檢測透明物體, 但響應(yīng)稍差, 并且需要一套氣源。 液壓驅(qū)動與電力驅(qū)動相比, 功率大, 無須減速, 也不需將旋轉(zhuǎn)變?yōu)橹本€運動, 但有泄露問題, 并且費用高。例如： 武鋼硅鋼廠、冷軋廠一些作業(yè)線盡管均安裝有數(shù)臺CPC裝置，但在對老線技術(shù)改造時，受空間尺寸和資金的限制，難以采用這類裝置。 而漣鋼冷軋薄板廠酸洗連軋機組生產(chǎn)線于2005年9月投產(chǎn)，該生產(chǎn)線采用了目前世界上最先進的生產(chǎn)技術(shù)和裝備，全部由計算機采用人機接口實行智能化控制。20年來的國內(nèi)外生產(chǎn)經(jīng)驗證明，這種一體化生產(chǎn)工藝與常規(guī)的串列式冷軋機或無頭軋制相比，具有工序簡單、生產(chǎn)周期短、操作人員少、節(jié)約投資、減少占地面積、產(chǎn)品質(zhì)量好、成材率高等優(yōu)點。 1.2 糾偏輥常見故障 (1)帶鋼自身的缺陷：帶鋼在軋制過程中形成的鐮刀彎或邊浪,會破壞帶鋼表面張力的均勻分布而造成跑偏,其偏離的程度取決于帶鋼弧度的大小、實際張力的大小和兩個輥之間的實際距離。 (2)張力控制不穩(wěn)定或控制不適當(dāng)：該因素主要是由電氣控制系統(tǒng)造成的,在某一區(qū)域內(nèi)張力忽高忽低容易造成帶鋼跑偏。 (3)機械支撐框架的對中不合適：在施工過程中造成機械設(shè)備對中不好而使帶鋼跑偏。譬如當(dāng)帶鋼跨過兩個軸線不平行的輥時帶鋼偏離情況,其偏離程度取決于輥之間的角度和距離。通常, 這種情況還將影響帶鋼的張力分布,使帶鋼一側(cè)的張力增加,從而使鋼在生產(chǎn)過程中形成鐮刀彎。 (4)夾送輥壓力不均勻：當(dāng)帶鋼經(jīng)過夾送輥時,如果帶鋼所受的壓力分布不均勻時,會使帶鋼向壓力較小的一側(cè)偏移, 類似情況還有清洗段的擠干輥、淬水槽的擠干輥等。 (5)糾偏系統(tǒng)的糾偏能力：對于糾偏系統(tǒng)來講,能否達到良好的糾偏效果,主要看張力,糾偏系統(tǒng)要求在糾偏過程中只有液壓缸動作,而帶鋼不能在輥子上滑動,不過能保證帶鋼在運行中不滑動,那就需要一定的包角和張力來增加摩擦力,具體要多少包角和張力, 主要以帶鋼不滑動為準(zhǔn)。 (6)其它因素的影響：帶鋼在生產(chǎn)線上運行時,還受到一些其它因素的影響,如輥型的影響,固化爐內(nèi)風(fēng)壓的影響等, 都是造成帶鋼跑偏因素。 1.3 本章小結(jié) 此次的設(shè)計目的及意義在于該控制系統(tǒng)具有動態(tài)響應(yīng)快、控制精度高的優(yōu)點，在帶鋼的對中糾偏過程中能實時地控制糾偏輥的角度和壓輥的夾送力，使帶鋼穩(wěn)定在軋制中心線上。糾偏輥裝置對于帶鋼質(zhì)量好壞起到很重要的作用，因此糾偏輥裝置的設(shè)計越來越向大功率、高響應(yīng)、不減速、無泄漏、低成本的方向發(fā)展。 通過對糾偏輥裝置的設(shè)計，學(xué)生可以運用機械設(shè)計的相關(guān)知識，采用數(shù)字化設(shè)計手段，完成畢業(yè)設(shè)計任務(wù)。本課題通過對該裝置的總體設(shè)計以及關(guān)鍵零部件的設(shè)計，達到畢業(yè)設(shè)計綜合訓(xùn)練的目的，其結(jié)果對于企業(yè)設(shè)備的技術(shù)改造具有一定的實際意義。 2糾偏輥裝置的設(shè)計 2.1 設(shè)備基本性能與工作原理 2.1.1基本性能 糾偏精度： ± 10mm 緩沖輥傳動速度： 最大120m/分 2.1.2工作原理 (1)帶鋼跑偏的機理 一些大型冷軋薄板廠帶鋼生產(chǎn)線上的活套段多為幾層帶鋼重疊放置，如圖1 所示W(wǎng)G冷軋硅鋼片廠酸洗活套段為多層帶鋼水平重疊放置，另有些帶鋼生產(chǎn)線活套段為多層帶鋼鉛垂重疊放置?；钐變啥说霓D(zhuǎn)向輥相距甚遠，帶鋼在運行過程中常常自行偏移到轉(zhuǎn)向輥一端，俗稱作“跑偏”。當(dāng)帶鋼跑偏超出轉(zhuǎn)向輥端部，就會使帶鋼表面出現(xiàn)壓痕或翹曲變形，影響冷軋薄板質(zhì)量，嚴(yán)重時還會拉斷帶鋼，損壞活套設(shè)施，故糾正帶鋼跑偏是許多冷軋薄板廠極為重視的事情。 圖1　W G 冷軋硅鋼片廠酸洗活套段示意圖 1. 卷揚機　2. 活套張緊車　3. 托輥　4. 帶鋼　5. 導(dǎo)向輥 6～ 7. 端部轉(zhuǎn)向輥(糾偏輥) 帶鋼在轉(zhuǎn)向輥上跑偏的形成原因比較復(fù)雜，極具隨機性。如果帶鋼板形均勻平整，且保持垂直進入轉(zhuǎn)向輥，如圖2a所示，帶鋼將難以跑偏。然而，不少生產(chǎn)線上的帶鋼板形不太好，常有縱向浪形或橫向浪形、邊緣浪形、中部浪瓢、歪扭、成段鐮刀彎(旁彎)等缺陷，再加上各處寬度、厚度、硬度、表面粗糙度及所受張力大小有差異，使帶鋼不能均勻?qū)ΨQ地貼繞在轉(zhuǎn)向輥上；因活套兩端張力較大，各種不對稱因素會使接觸轉(zhuǎn)向輥的帶鋼面上產(chǎn)生垂直于前進方向的側(cè)向力，在通常情況下，帶鋼板形不好會使貼繞在轉(zhuǎn)向輥上的帶鋼兩側(cè)張力不相等，產(chǎn)生的側(cè)向力會使帶鋼在輥面上向張力小的一側(cè)滑移，帶鋼偏斜進入轉(zhuǎn)向輥，出現(xiàn)向左或向右偏角，圖2b所示為出現(xiàn)向右偏角α0 的情形；即使帶鋼在轉(zhuǎn)向輥上無側(cè)向滑移，在遇到帶鋼鐮刀彎時也會出現(xiàn)這種偏角，如帶鋼具有左凸鐮刀彎時也會出現(xiàn)圖2b所示情形。入口帶鋼偏斜使帶鋼側(cè)邊繞上輥面后成為螺旋線，偏角α0 成為螺旋升角，對于圖2b所示情況，左側(cè)一點A’進入輥面后會落在C點左邊，CD為A’C段帶鋼初入轉(zhuǎn)向輥的相切接觸線，不計帶鋼在輥面上側(cè)向滑移時，此A’C段帶鋼進入轉(zhuǎn)向輥后的左移跑偏距離f = A’C·sinα0，同理，帶鋼具有右凸鐮刀彎時會使帶鋼在轉(zhuǎn)向輥上產(chǎn)生右移跑偏。帶鋼在轉(zhuǎn)向輥上的側(cè)向滑移與螺旋偏移是形成帶鋼跑偏的兩個重要原因。板形不好的帶鋼運行時兩側(cè)張力不斷改變，使之在輥面上的滑移方向多變，滑移量時大時小，隨機性很大，難于定量分析。不過，因活套兩端轉(zhuǎn)向輥相距較遠，轉(zhuǎn)向輥上帶鋼在運行中兩側(cè)張力變化不會太大，帶鋼在輥面上的側(cè)向滑移量通常較小。實驗室試驗與現(xiàn)場實用結(jié)果都表明，入口帶鋼的螺旋偏移作用在帶鋼跑偏過程中常常起著主導(dǎo)作用。 圖2　帶鋼貼繞轉(zhuǎn)向輥情形 (a) 帶鋼未跑偏時　(b) 帶鋼有左凸鐮刀彎時 1. 轉(zhuǎn)向輥　2. 入口帶鋼　3. 生產(chǎn)線的中心線 而帶鋼在連續(xù)作業(yè)處理線上，主要與各種輥子接觸，從力的角度來說，假如帶鋼受到的橫向擾動力不能克服帶鋼和輥子的橫向靜摩擦力，帶鋼是不會跑偏的，假如帶鋼受到的橫向擾動力能夠克服帶鋼和輥子的橫向靜摩擦力，帶鋼將偏離原來的運動中心線，發(fā)生跑偏，直到橫向擾動力又小于橫向靜摩擦力，帶鋼停止跑偏，在新的中心線上繼續(xù)運動。帶鋼跑偏的方向要由分析后得出。 (2)帶鋼跑偏的受力分析 最常見的帶鋼跑偏現(xiàn)象可以用受力分析的方法來分析，例如帶鋼和輥子的夾角不是90°等。如圖3所示，帶鋼主動，輥子被動。帶鋼和輥子的夾角不是90°，帶鋼對輥子的力也就不垂直于輥子軸線。將沿輥子軸線方向和其垂直方向分解，得到F1和F2，F(xiàn)1和F2有實際意義。F2使輥子沿軸線轉(zhuǎn)動，F(xiàn)1使輥子沿軸線向上移動。由于輥子被軸向固定，所以根據(jù)作用力和反作用力原理，輥子對帶鋼有與F1方向相反，大小相同的力F1’。F1’使帶鋼產(chǎn)生移動到雙點劃線位置的趨勢，如果F1’能夠克服輥子對帶鋼的橫向靜摩擦力，帶鋼就在F1’的作用下移動到新的位置，直到帶鋼和輥子垂直，沒有沿輥子軸線方向的分力。這種現(xiàn)象被EMG 公司(德國一家生產(chǎn)糾偏設(shè)備的公司)定義為“輥效應(yīng)”。EMG 公司對“輥效應(yīng)”的描述如下：板帶運行過程中總是力圖保持和進入輥子軸線夾角為90°，我們將其稱為“輥效應(yīng)”，實踐中，這種幾乎看不見的調(diào)整總在進行。 圖3 帶鋼跑偏的受力分析 (3)帶鋼跑偏的張力分析 我們從帶鋼的張力分析著手分析帶鋼跑偏的原因。如圖4所示，帶鋼主動，輥子被動。當(dāng)帶鋼張力分布均勻，帶鋼將繼續(xù)沿著原來的運動軌跡運行。當(dāng)帶鋼的張力分布發(fā)生變化，張力的合力與帶鋼的幾何中心不能重合，這時帶鋼相當(dāng)于對輥子施加了一個逆時針的力矩M（如圖所示）。由于輥子是軸向固定的，根據(jù)作用力和反作用力原理，輥子對帶鋼有一個順時針的力矩M’（圖中未標(biāo)出），這使得帶鋼產(chǎn)生了左移的趨勢。如果帶鋼能夠克服輥子對帶鋼的橫向靜摩擦力，帶鋼將向左偏移，一直運動到帶鋼的張力分布均勻為止。 圖4 帶鋼跑偏的張力分析 2.2 設(shè)備構(gòu)成 （1）機械設(shè)備：糾偏輥、壓輥、連接支承框架 （2）液壓系統(tǒng)：糾偏液壓缸、夾緊液壓缸 （3）電氣系統(tǒng)：減速電機 2.3 電機的選型 由于本設(shè)備傳動速度不是很高，故采用減速電機。 2.3.1減速電機的典型類型 減速電機是指減速機和電機(馬達)的集成體。這種集成體通常也可稱為齒輪馬達或齒輪電機。通常由專業(yè)的減速機生產(chǎn)廠進行集成組裝好后成套供貨。減速電機廣泛應(yīng)用于鋼鐵行業(yè)、機械行業(yè)等。使用減速電機的優(yōu)點是簡化設(shè)計、節(jié)省空間。 減速電機結(jié)合國際技術(shù)要求制造,具有很高的科技含量。節(jié)省空間,可靠耐用,承受過載能力高,功率可達95KW以上。能耗低,性能優(yōu)越,減速機效率高達95%以上。振動小,噪音低,節(jié)能高,選用優(yōu)質(zhì)段鋼材料,鋼性鑄鐵箱體,齒輪表面經(jīng)過高頻熱處理。經(jīng)過精密加工,確保定位精度,這一切構(gòu)成了齒輪傳動總成的齒輪減速電機配置了各類電機,形成了機電一體化,完全保證了產(chǎn)品使用質(zhì)量特征。產(chǎn)品才用了系列化、模塊化的設(shè)計思想,有廣泛的適應(yīng)性,本系列產(chǎn)品有極其多的電機組合、安裝位置和結(jié)構(gòu)方案,可按實際需要選擇任意轉(zhuǎn)速和各種結(jié)構(gòu)形式。 減速電機主要可以分為：傘齒輪減速電機，硬齒面減速電機，斜齒輪同軸式減速電機，平行軸斜齒輪減速電機，螺旋錐齒輪減速電機，YCJ系列齒輪減速電機等。 2.3.2減速電機類型的選擇 (1)減速電機的選擇方法 減速機是按載荷平穩(wěn)，每天工作時間一定和少量起停次數(shù)的情況設(shè)計的，而在實際使用中往往不是出于此種理想狀態(tài)，因此必須按照實際情況的載荷類型、運行時間、使用頻率來確定工作機系數(shù)、原動機系數(shù)、啟動系數(shù)。使其小于或等于選型表中的服務(wù)系數(shù)，即 或?qū)⒐ぷ鳈C所需轉(zhuǎn)矩乘以服務(wù)系數(shù)應(yīng)小于或等于減速機的許用轉(zhuǎn)矩，即 (2)減速電機參數(shù)的選擇 根據(jù)本糾偏裝置的特點，工作情況，工作環(huán)境，最終選擇L系列斜齒輪硬齒面減速機。已知條件：減速電機功率20KW；速比12；輸出轉(zhuǎn)速1530rpm； 由于本對中裝置屬于金屬加工設(shè)備，類似于輥縫調(diào)節(jié)驅(qū)動裝置，每日工作小時不大于8小時，所以經(jīng)查工作機系數(shù)表得知為1.0。 由于是減速電機，所以經(jīng)查原動機系數(shù)表得知為1.0。 由于本對中裝置只有在穿帶和甩尾階段才起作用，也就是說只有在這兩個階段電動機是啟動的，那么其中間時間段電動機就要停止，所以本裝置通常一天要停200～300次，那么要啟動300～500次。于是算得一個小時估計啟動70次，又1，所以經(jīng)查啟動系數(shù)表得知為1.6。 所以。 本裝置是均勻負(fù)載，所以允許慣性加速系數(shù)0.2。 根據(jù)已知條件減速電機功率20KW；速比12；輸出轉(zhuǎn)速1530rpm，按照L系列斜齒輪減速機選型參數(shù)表查的參數(shù)為：輸出扭矩220，傳動比即速比12，輸出軸許用徑向載荷為4390N，使用系數(shù)為2.2，機型號為LA5，減速機級數(shù)為2級，重量97Kg。 根據(jù)輸出功率與許用轉(zhuǎn)矩表查得最大許用輸出扭矩為260。 滿足了要求。 所允許的使用系數(shù) 滿足了要求。 (3)減速電機型號的確定 根據(jù)上述條件，最終確定采用型號為1 LA5 207的L系列斜齒輪減速機。 斜齒輪同軸式減速機采用優(yōu)化設(shè)計，減速器中心距呈三角形分布，結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、承載能力大、可頻繁正反轉(zhuǎn)啟動，能與多種減、變速機組合，特別適合大速比減速器的輸入部分。主要傳動部位軸承均選用國內(nèi)知名品牌軸承或進口軸承，密封件選用臺灣NAK骨架油封，齒輪材料全部采用20CrMnTi,高頻滲碳磨削處理，齒面硬度達58-62HRC，磨齒后精度可達6級，以確保產(chǎn)品的可靠性及低噪音。輸出聯(lián)結(jié)方式可用聯(lián)軸器直接連接，也可用鏈條，皮帶連接。分別有底腳及法蘭兩種安裝形式，可多級組合。該系列功率范圍為0.09KW～160KW，輸出扭矩最大18000N.M，速比范圍（配4極電機）1.6～289.6,分別為一級傳動，二級傳動，三級傳動；如配6極或8極電機可獲得更低的輸出轉(zhuǎn)速；如需更低的輸出轉(zhuǎn)速可采用雙級減速機組合的形式，能獲得更低的輸出轉(zhuǎn)速（一萬多速比），可在立體空間六個方位任意安裝使用。如在輸入端配上無級變速機更可實現(xiàn)變速減速的要求。此外可配不同類型的電機(普通電機、單相電機、防爆電機、變頻電機、制動電機等)。廣泛應(yīng)用于食品糧食機械、印刷包裝機械、立體車庫設(shè)備、環(huán)保機械、輸送設(shè)備、化工設(shè)備、冶金礦山設(shè)備、鋼鐵電力設(shè)備、輸送線、流水線等。能滿足廣大客戶群體的需求，具有良好性價比和廣泛的實用性，有利于國產(chǎn)化設(shè)備的配套。是目前工業(yè)動力傳輸領(lǐng)域最普遍采用的減速驅(qū)動裝置。 減速機的噪音產(chǎn)生主要是源于傳動齒輪的摩擦、振動以及碰撞，需有效降低及減少噪聲，用修形的方法，使其動載荷及速度波動減至最小，以達到降低噪聲的目的。這種方法在實踐中證明是一種較有效的方法。但是用這種方法，工藝上需要有修形設(shè)備，廣大中、小廠往往無法實施。 經(jīng)過多年研究，提出了通過優(yōu)化齒輪參數(shù)，如變位系數(shù)、齒高系數(shù)、壓力角、中心距，使嚙入沖擊速度降至最小，嚙出沖擊速度與嚙入沖擊速度的比值處于某一數(shù)值范圍，減小或避免嚙合節(jié)圓沖擊的齒輪設(shè)計方法，也可明顯降低減速機齒輪噪聲。 2.4 糾偏輥軸的設(shè)計 2.4.1軸的材料選擇和最小直徑估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即。計算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。 當(dāng)該軸段界面有一個鍵槽時d增大5%～7%，兩個鍵槽時，d增大10%～15%。A0值由所引用教材確定：A0=110。 齒輪軸 因該階梯軸設(shè)有一個鍵槽，則：dmin=d’min(1+7%)=178.81mm，取為整數(shù)dmin=180mm。 2.4.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）各軸段直徑的確定 d1: 最小直徑，d1=dmin=180mm。滾動軸承選取。 d2: 軸環(huán)，d2=210mm。 d3: 過渡軸段，d3=228mm。 d4: 軸環(huán)，d4=230mm。 d5: 軸套，d5=200mm。 d6: 調(diào)心滾子軸承處軸段，d8=180mm。滾動軸承選取。 （2）各軸段長度的確定 l1: 由軸承寬度67mm 確定，l1=192mm。 l2: 由軸套和裝配關(guān)系確定，l2=326mm。 l3: 由鼓型輥長度1900mm確定，l3=1792mm。 l4: 由軸套和裝配關(guān)系確定，l4=230mm，定位距離l7=102mm。 l5: 由裝配關(guān)系等確定，l5=90mm。 l6: 由軸承寬度67mm確定l6=96mm。 2.4.3軸的校核 （1）根據(jù)軸上力的作用點位置和支點跨距確定壓力的作用點，按簡化原則應(yīng)在軸l3長度的中點，因此可作用點按簡化原則應(yīng)在軸上安裝的調(diào)心滾子軸承的中心，可知它的負(fù)荷作用中心到軸承外端面的距離a=33.5mm，故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸。支點跨距L=2400mm；壓力的作用點C到左右支點A、B距離L1、2=1200mm 1）計算軸上的作用力 2）計算支反力 ①垂直面支反力（XZ面） 由繞支點B的力矩和，得： = ==5459.55N 方向向上。 同理，由繞A點的力矩和，得 ===5459.55N 方向向上。 由軸上的合力，校核： ； 計算無誤。 ②水平面支反力（XY面） 由繞支點B的力矩和，得 ===15000N 方向向下。 同理，由繞支點A的力矩和，得： ===15000N 方向向下 由軸上的合力，校核： ； 計算無誤。 ③A點總支反力 B點總支反力 垂直面內(nèi)的彎矩 C處的彎矩： 水平面內(nèi)的彎矩 C處彎矩 合成彎矩 C處： 因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)。 C處： 彎曲合成強度校核 根據(jù)選定軸的材料查機械設(shè)計手冊大得，因，故強度足夠。 2.5 調(diào)心滾子軸承的承載能力計算 2.5.1軸承的選取與壽命計算 本次設(shè)計選用調(diào)心滾子軸承，因為調(diào)心滾子軸承的調(diào)心性能好，當(dāng)軸的中心線與軸承座中心線不重合而有角度誤差時，或因軸受力而彎曲或傾斜時，會造成軸承內(nèi)外圈軸線發(fā)生偏移。這時，應(yīng)采用有一定調(diào)心性能的調(diào)心軸承，調(diào)心滾子軸承對軸承的偏移最為敏感，允許內(nèi)圈軸線相對外圈軸線傾斜<2~3，適用于長軸及因剛度差有較大彎曲的雙支承軸或多支撐軸，符合輥子設(shè)計的條件要求。 定義壽命：單個軸承，其中一個套圈（或墊圈）或滾動體材料首次出現(xiàn)疲勞擴展之前，套圈（或墊圈）相對于另一套圈（或墊圈）的轉(zhuǎn)速。 可靠度（即軸承壽命的可靠度）：在同一條件下運轉(zhuǎn)的一組近于相同的軸承期望達到或超過某一規(guī)定壽命的百分率。 單個軸承的可靠度為該軸承達到或超過某一規(guī)定壽命的概率。 基本額定壽命：單個軸承或一組在相同條件下運轉(zhuǎn)的近于相同的軸承，其可靠度為90%時的壽命L10（以106r為單位）或L10h（以h為單位）。 徑向基本額定動負(fù)荷：系指一個軸承假想能承受一個大小和方向恒定的徑向負(fù)荷，在這一負(fù)荷作用下軸承基本額定壽命為100萬轉(zhuǎn)（即=1）。對于單列角接觸軸承，它是使軸承套圈之間產(chǎn)生純徑向位移的負(fù)荷的徑向分量。 軸向基本額定動負(fù)荷：系指一個軸承假想能承受一個恒定的中心軸，在這一負(fù)荷作用下軸承基本額定壽命為100轉(zhuǎn)（即=1）。 徑向當(dāng)量動負(fù)荷：系指大小和方向恒定的一個徑向負(fù)荷，在此負(fù)荷作用下，軸承壽命與實際負(fù)荷作用下的壽命相等。 軸向當(dāng)量動負(fù)荷：系指恒定的一個中心軸向負(fù)荷，在此負(fù)荷作用下，軸承壽命與實際負(fù)荷作用下的壽命相等。 滾動軸承的額定壽命計算： 式中 P——當(dāng)量動負(fù)荷（N），對向心軸承為徑向當(dāng)量負(fù)荷Pr，對推力軸承為軸向當(dāng)量動負(fù)荷Pa； C——基本額定動負(fù)荷（N），對向心軸承為徑向基本額定動負(fù)荷Cr，對推力軸承基本額定動負(fù)荷Ca； ——壽命指數(shù)，對滾子軸承=10/3； n——軸承轉(zhuǎn)速（r/min）； 因為選取的是調(diào)心滾子軸承 P=Fr=18725N 根據(jù)手冊按調(diào)心滾子軸承查得：C=992×106，=10/3； 修正額定壽命： 式中 ——軸承可靠度壽命的修正因素； ——軸承材料對壽命的修正因素，由軸承制造廠家根據(jù)實驗及經(jīng)驗給出，對常規(guī)軸承鋼=1 ——軸承運轉(zhuǎn)條件對壽命的修正因素，當(dāng)轉(zhuǎn)速特別低[n·Dpw<10000，Dpw—軸承滾動體節(jié)圓直徑（mm），n—軸承轉(zhuǎn)速（r/min）]或高溫工作使?jié)櫥瑒┑恼扯冉档?，?yīng)考慮減小，當(dāng)潤滑條件優(yōu)越，使軸承足以形成彈性流動力潤滑時，可考慮去>1，一般運轉(zhuǎn)條件下=1； 根據(jù)重工的工作條件選取=0.45； 根據(jù)重工的生產(chǎn)條件要求軸承的額定壽命為10（年）×300（天）×16（小時）=48000h，所以軸承具有足夠的壽命。 2.6軸承座受力分析及強度計算 2.6.1冷軋酸洗線的基本參數(shù) 糾偏輥布置在軋機的入口壓輥處，鋼帶的張力與壓輥電機參數(shù)有關(guān),布置位置如圖1所示。糾偏輥的作用是糾正帶鋼的運行方向,其性能參數(shù)如下 型式:雙偏轉(zhuǎn)式 糾偏輥輥子直徑: 1200 mm 輥子重量: 512kg 最大速度: 130 (m /min) 下輥兩鋼帶之間的夾角: 74° 軋機的入口速度300～750 m /min,出口速度為最大130 m /min,糾偏輥輥子重量為512 kg,軸承座的重量為118 kg,輥子直徑1200 mm,鋼帶最大的破壞張力227. 60 kN, 糾偏輥下輥鋼帶之間的夾角為74°,輥子的最大速度130 m /min。軸承座受力雖然屬于三維問題,但根據(jù)實際結(jié)構(gòu)和受力特點,應(yīng)力沿軸向變化不大,可簡化為平面應(yīng)變問題進行處理。 2.6.2按正常運行的張力計算 由冷軋酸洗生產(chǎn)線的布置可知,糾偏輥鋼帶的張力是由出口壓輥中的電機提供的,按電動機的正常運行的功率、效率、傳動比可得到鋼帶運行的張力: F = 式中, F為鋼帶運行的張力;M為電機給鋼帶的制動力矩,M = 6350. 4 Nm; i為電動機傳動比, i = 12; D為 出口壓輥輥子直徑, D = 300 mm;η為電動機的傳動效率,取η = 0. 95。 則可得: F = = = 534770.5 N = 534.77 kN。 軸承座所受到的載荷為: F1 = F2 =F/2 =534.77/2 = 267.39kN。 軸承座所受到的合力: 式中, F1 為鋼帶作用在軸承座上的力(單位: kN) ; F12 為鋼帶作用在軸承座上的合力(單位: kN) ; F12G 為鋼帶與軸承座及輥子自重的合力(單位: kN) ;α表示鋼帶作用在軸承座上的張力之間夾角(單位:度) ;β表示鋼帶合力與軸承座重力之間的夾角(單位:度) ;γ表示鋼帶合力與軸承座合力之間的夾角(單位:度) 。 由糾偏輥軸承座的受力分析 可得軸承座受力計算結(jié)果: =2.67392×106+2.67392×106- 2×267385.25 ×267385.25cos 106° F12=198.564 kN =198.5642×106+ 13465. 22- 2×198564×13465. 2×cos 54° F12G= 190.96 kN =13. 4652 =198.5642+ 190.962- 2×198.564×190.96×cosγ co sγ = 0. 9986,則γ = 3° F12G合力與水平方向的夾角為: 37°- γ = 34° 2.6.3應(yīng)力分析 應(yīng)力是單位面積上的內(nèi)力。從多次報廢的軸承座實物中判斷,軸承座的危險截面在軸承座的下方中空 的地方。報廢的糾偏輥軸承座采用的材料是HT150,鑄鐵是脆性材料,在單向拉伸時的斷裂破壞發(fā)生于 拉應(yīng)力最大的橫截面上,可得: A = 199 ×8 ×4 + 86 ×8 ×5 = 5248 mm2。 在正常運轉(zhuǎn)時,軸承座所到的靜載荷產(chǎn)生的拉應(yīng)力為: 在受到靜載荷拉應(yīng)力的情況下,軸承座還受到很大程度的動載荷拉應(yīng)力的作用: 則總應(yīng)力為: σ =σ1 +σ2。 式中:σ1為軸承座受到靜載荷拉應(yīng)力(單位:N /mm2 ) ;σ2為軸承座受到動載荷拉應(yīng)力(單位:N /mm2 ) ;γ為單位體積的重量(單位:N /mm3 ) ;ν為速度(單位:mm /s) ;θ為軸承座所受合力與X 軸方向之間的夾角(單位:度) 。 則糾偏輥軸承座所受到的應(yīng)力計算如下: =190960×cos 34°/ 5248 = 30.2 N /mm2 = = 1. 09 ×10-5N /mm3 = 5.2 N /mm2 σ =σ1 +σ2 = 30.2+ 5.2 = 35.4 N /mm2 ,σ1 與σ2 的方向一致。 在實際工作中,軸承座體選用的材料是HT150,鑄件主要壁厚在7 mm ～10 mm之間, HT150的抗拉強度σb ≤ 175 N /mm2 ,在正常生產(chǎn)時,軸承座所受的應(yīng)力σ = 35.4N /mm2 ≤σb ,軸承座是安全的。 2.6.4按臨界最大的破壞張緊力計算 根據(jù)發(fā)生故障時,計算機檢測到當(dāng)鋼帶的張力持續(xù)增大到227. 6 kN時,軸承座發(fā)生斷裂,因此以軸承座受到鋼帶最大張力時為條件進行驗算。 根據(jù)上式可得: =227.62×106+227.62×106-2×227.62×106cos106° F12 = 363.54kN = 363.542×106 + 13465. 22 - 2 ×363540 ×13465.2 ×cos 54° F12G = 355.79 kN co sγ = 0. 9995,則γ = 1.7° F12G 合力與水平方向的夾角為: 37°- γ = 35.3°(如圖2所示) 。 在破壞力情況下軸承座的受力分析 在意外停電情況下,軸承座所到的靜載荷產(chǎn)生的拉應(yīng)力為: =355790 ×cos 35.3°/5248 = 55.33 N /mm2 在突然斷電或放炮的情況下,在很短的時間內(nèi),速度從130 m /min減小到零,軋機并沒有馬上停止運動,軋機停止運動需要8 ～ 10 s,鋼帶在極限拉應(yīng)力情況下工作,慣性力很大。根據(jù)實際發(fā)生的情況,估算輥子轉(zhuǎn)動的慣性力為: F = - M a = - M= 512 ×9. 8 × = - 1087.1 kN,方向相反。 則拉應(yīng)力為: σ2 = 糾偏輥所受的則總應(yīng)力為: σ =σ1 +σ2 = 55.33+ 0.207 ×106 ≈ 0.207 ×106N /mm2。 根據(jù)試驗結(jié)果，冷硬鑄鐵的抗拉強度在150～247MPa，抗彎強度在400～470MPa，說明由于突然斷電停機的慣性力產(chǎn)生的應(yīng)力在鑄鐵的抗拉強度范圍內(nèi)，從而保證在實際生產(chǎn)情況下，軸承座不會發(fā)生斷裂。對冷酸軋機糾偏輥軸承座在正常情況與突然斷電故障情況下的糾偏輥受力情況進行分析，并對由此產(chǎn)生的應(yīng)力進行了計算。計算結(jié)果顯示,正常情況下實際應(yīng)力遠遠小于材料抗拉強度，是安全的；突然停電時，糾偏輥慣性較大，危險截面處的應(yīng)力較大但未超過了其許用應(yīng)力值，符合實際生產(chǎn)需求。 2.7壓輥的設(shè)計計算 2.7.1壓輥襯膠層材料的選擇 考慮到壓輥的工作環(huán)境以及工作狀況，選用聚氨酯為壓輥的材料。聚氨酯英文簡稱PU。其主要特點為較寬的硬度范圍具有較高的彈性及強度、優(yōu)異的耐磨性、耐油性、耐疲勞性及抗震動性，具有“耐磨橡膠”之稱。 2.7.2壓輥的扭矩計算 （1）壓輥扭矩 M=F?μf ?R1 （1-1） M —— 壓輥扭矩 （N?m） F —— 壓輥壓緊力 （N） μf —— 摩擦系數(shù)。 鋼和聚氨酯的摩擦系數(shù)μf=0.15 R1 —— 壓輥半徑 （m） 壓輥半徑R1=0.15m （2）壓輥壓緊力F F=M / (R?sinα) （1-2） M —— 彈塑彎曲力矩 （N?mm） R —— 鋼卷半徑 （mm） 本機組鋼卷半徑Rmin=600mm α—— 包角 本機組包角α=90° （3）、彈塑彎曲力矩 M彈?塑 M彈?塑 = (3h2-h12) ?b?σs /12 （1-3） h —— 帶鋼厚度 （mm） 帶鋼厚度hmax =6mm h1 —— 帶鋼橫截面彈性應(yīng)變 （mm） b —— 帶鋼寬度 （mm） 帶鋼寬度b max =1800mm σs—— 帶鋼屈服極限 （MPa） 帶鋼屈服極限σs =350 MPa （4）帶鋼橫截面彈性應(yīng)變h1 h1 =σs?2R/E （1-4） σs—— 帶鋼屈服極限 （MPa） 本機組帶鋼屈服極限σs =350 MPa R —— 鋼卷半徑 （mm） 本機組鋼卷半徑Rmin=600mm E —— 帶鋼彈性模量 （MPa） 帶鋼彈性模量E=196103 MPa （5）數(shù)值計算 由（1-4）式求帶鋼橫截面彈性應(yīng)變h1 h1 =σs?2R/E =（3502600）/（196103） = 2.14mm 由（1-3）式求彈塑彎曲力矩M彈?塑 M彈?塑 = (3h2-h12) ?b?σs /12 =（362-2.142）1800350 = 65154852N?mm 由（1-2）式求壓輥壓緊力F F= M彈?塑 / (R?sinα) = 65154852/（600sin90°） = 10859N 由（1-1）式求壓輥扭矩M M = F?μf ?R1 = 108590.150.25 = 4072.2N?m 2.7.3壓輥的校核 其受力分析，如圖所示： F1=F2=5429.5N q= P==16.66KW T=9550P/n=397.7 N?m 其截面如下圖： 材料是Q345鋼，所以是塑性材料，應(yīng)該用第三或第四強度理論進行校核， 又由于軸為圓軸，斷面如上圖，所以強度理論的公式可以簡化為以下形式： 材料的需用應(yīng)力為 ，其中 用第三強度理論得 經(jīng)校核，上輥強度足夠通過。 3糾偏輥裝置液壓缸選型 3.1 液壓缸選型要求 壓輥的液壓缸用于完成旋轉(zhuǎn)臂開閉運動，能有足夠的夾緊力完成對帶鋼的輸送。糾偏輥的液壓缸用于控制旋轉(zhuǎn)架左右擺動，能夠保證有足夠的糾偏力來完成對跑偏帶鋼的對中。同時，液壓缸能適應(yīng)24小時工作，要具有結(jié)構(gòu)簡單，維修方便，故障低的特點。液壓缸能適應(yīng)高溫工作環(huán)境等。 液壓缸必須具有推程和回程兩種運動，往返時單邊最大瞬時移動速度為10mm/s。液壓缸因此選用單出桿活塞缸，使用一般連接，往返速度和出力相同，具有系統(tǒng)簡單，壓力恒定，一般能在工作中進行調(diào)節(jié)，效率高，適用于各種場合，應(yīng)用最廣。 3.2液壓缸主要零部件選擇 3.2.1缸筒 （1）缸筒結(jié)構(gòu) 常用的缸筒結(jié)構(gòu)有八種： 法蘭連接，內(nèi)、外螺紋連接，外半環(huán)連接，內(nèi)半環(huán)連接，拉桿連接，焊接，鋼絲連接。 （2）缸筒材料 1）一般要求材料應(yīng)用足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸筒還要求有良好的焊接性能。根據(jù)液壓缸的參數(shù)、用途和毛坯的來源等可選用以下各種材料；25，35，45等：25CrMo，35CrMo，35CrMoAl等；ZG200-400，ZG230-450，1Cr18Ni9，ZL105，5A03，5A06等；ZCuAl10Fe3，ZCuAl10Fe3Mn2等 2）缸筒毛坯：普遍采用退火的冷拔或熱軋無縫鋼管，國內(nèi)市場上已有內(nèi)孔經(jīng)衍磨或內(nèi)孔精加工，只需按所要求的長度切割的無縫鋼管，材料有20，35，45，27SiMn 3）對于工作溫度低于-50C的液壓缸缸筒，必須用35，45鋼，且要調(diào)質(zhì)處理 4）與端蓋焊接的缸筒，使用35鋼，機械預(yù)加工后再調(diào)質(zhì)。不與其他零件焊接的缸筒，使用調(diào)質(zhì)的45鋼 5）較厚壁的毛坯仍用鑄件或鍛件，或用厚鋼板卷成筒形，焊接后退貨，焊縫需用X射線或磁力探傷檢查 （3）對缸筒的要求 1）有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)實驗壓力而不致產(chǎn)生永久變形。 2）有足夠的剛度，能承受活塞側(cè)向力和安裝的反作用力而不致產(chǎn)生彎曲。 3）內(nèi)表面在活塞密封件及導(dǎo)向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，尺寸公差等級和形位公差等級足以保證活塞密封件的密封性。 4)需要焊接的缸筒還要求有良好的可焊性，以便在焊上法蘭或管接頭后不至于產(chǎn)生裂紋或過大的變形。 總之，缸筒是液壓缸的主要零件，它與缸蓋、缸底、油口等零件構(gòu)成密封的容腔，用以容納壓力油液，同時它還是活塞的運動“軌道”。設(shè)計液壓缸缸筒時，應(yīng)該正確全確定各部分的尺寸，保證液壓缸有足夠的輸出力、運動速度和有效行程，同時還必須具有一定的強度，能足以承受液壓力、負(fù)載力和意外的沖擊力；缸筒的內(nèi)表面應(yīng)具有適合的尺寸公差等級、表面粗糙度和形位公差等級，以保證液壓缸的密封性、運動平穩(wěn)性和耐用性。 3.2.2活塞 由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復(fù)滑動，因此，它與缸筒的配合應(yīng)適當(dāng)，即不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的滑動配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設(shè)計性能。 液壓力的大小與活塞的有效工作面積有關(guān)，活塞直徑應(yīng)與缸筒內(nèi)徑一致。設(shè)計活塞時，主要任務(wù)就是確定活塞的結(jié)構(gòu)形式。 （1）活塞結(jié)構(gòu)型式 根據(jù)密封裝置型式來選用活塞結(jié)構(gòu)型式（密封裝置則按工作條件選定）。通常分為整體活塞和組合活塞兩類。 整體活塞在活塞圓周上開溝槽，安置密封圈，結(jié)構(gòu)簡單，但給活塞的加工帶來困難，密封圈安裝時也容易拉傷和扭曲。組合活塞結(jié)構(gòu)多樣，主要由密封型式?jīng)Q定。組合活塞大多數(shù)可以多次拆裝，密封件使用壽命長。隨著耐磨的導(dǎo)向環(huán)的大量使用，多數(shù)密封圈與導(dǎo)向環(huán)聯(lián)合使用，大大降低了活塞的加工成本。 （2）活塞與活塞桿連接型式 活塞與活塞桿連接有多種型式，所有型式均需有鎖緊措施，以防止工作時由于往復(fù)運動而松開。同時在活塞與活塞桿之間需要設(shè)置靜密封。 （3）活塞密封結(jié)構(gòu) 活塞的密封型式與活塞的結(jié)構(gòu)有關(guān)，可根據(jù)液壓缸的不同作用和不同工作壓力來選擇。 （4）活塞材料 無導(dǎo)向環(huán)活塞：高強度鑄鐵HT200-HT300或球磨鑄鐵。 有導(dǎo)向環(huán)活塞：優(yōu)質(zhì)碳素鋼20、35及45，有的在外徑套尼龍或聚四氟乙烯+玻璃纖維和聚三氟氯乙烯材料制成的支承環(huán)，裝配式活塞外徑可用錫青銅。 還有用鋁合金作為活塞材料。 （5）活塞尺寸及加工公差 活塞寬度一般為活塞外徑的0.6-1.0倍，但也要根據(jù)密封件的型式、數(shù)量和安裝導(dǎo)向環(huán)的溝槽尺寸而定。有時，可以結(jié)合中隔圈的布置確定活塞寬度。 活塞外徑的配合一般采用f9，外徑對內(nèi)孔的同軸度公差不大于0.02mm，端面與軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圓度和援助度公差一般不大于外徑公差之半，表面粗糙度視結(jié)構(gòu)型式不同而異。 3.2.3活塞桿 （1）結(jié)構(gòu) 桿體 1）實心桿：一般情況多用 2）空心敢：多在以下情況采用 ①缸筒運動的液壓缸，用來導(dǎo)通油路 ②大型液壓缸的活塞桿（或活塞柱）為了減輕重量 ③為了增加活塞桿的抗彎能力 ④d/D比值較大或桿心需裝有如位置傳感器等機構(gòu)的情況 桿外端 活塞桿（或柱塞桿）的外端頭部與載荷的拖動機構(gòu)相連接，為了避免活塞桿在工作中生產(chǎn)偏心承載力，適應(yīng)液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應(yīng)根據(jù)載荷的具體情況，選擇適當(dāng)?shù)臈U頭連接型式。 （2）活塞桿的材料和技術(shù)要求 活塞桿要在導(dǎo)向套中滑動，一般采用H8/h7或H8/f7配合。太緊了，摩擦力大；太松了，容易引起卡滯現(xiàn)象和單邊磨損。其圓度和圓柱度公差大于直徑公差之半。安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于0.01mm，可保證活塞桿外圓與活塞外圓的同軸度，避免活塞與缸筒、活塞桿與導(dǎo)向套的卡滯現(xiàn)象。安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，以保證活塞安裝時不產(chǎn)生歪斜。 活塞桿的外圓粗糙度Ra值一般為0.1-0.3m。太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于潤滑。為了提高耐磨性和防銹性，活塞桿表面需進行鍍鉻處理，鍍層厚0.03~0.05mm，并進行拋光或磨削加工。對于工作條件惡劣、碰撞機會較多的情況，工作表面需先經(jīng)高頻淬火后再鍍鉻。用于低載荷和良好環(huán)境條件時，可不進行表面處理。 活塞桿內(nèi)端的卡環(huán)槽、螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線的同心，特別是緩沖柱塞，最好與活塞桿做成一體?？ōh(huán)槽取動配合公差，螺紋則取較緊的配合。 3.3 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 3.3.1壓輥液壓缸基本參數(shù)計算 已知該糾偏裝置最大夾送力為60KN，則兩個缸體的最大載荷Fmax=30KN，最大單程速度Vmax=10mm/s 查表得：D=63mm，d=45mm。 液壓缸采用活塞環(huán)密封=0.935 （1）計算壓力參數(shù) 根據(jù)液壓系統(tǒng)取=0.3MPa。 由=30KN，=10mm/s得， = （3-1） 代入公式： 得：MPa 查表取=10MPa 令未知 再次代入公式： 得：=0.758MPa（工程機械背壓壓力范圍0.6到1.9MPa）數(shù)值合理 根據(jù)計算可知，=10MPa，=0.758MPa。 （2）計算回程拉力 = （2-2） 代入公式： 得回程拉力：=12.9KN （3）計算液壓缸流量 由公式 （3-2） 由于采用橡膠圈密封，較小 已知 =10mm/s，D=63mm，d=45mm 代入公式: 根據(jù)計算可知，液壓缸流量得：q≈15.1L/min (4)計算液壓缸推程速度 由公式 （3-3） 由于采用橡膠圈密封，較小 已知q≈15.1L/min，D=63mm，d=45mm 代入公式: 根據(jù)計算可知，液壓缸推程速度得：V1≈80mm/s (5)計算活塞缸往復(fù)運動速度比 速度比計算主要是為了確定活塞缸的直徑和是否設(shè)置緩沖裝置。速比不宜過大或過小，以免產(chǎn)生過大的背壓或造成活塞桿太細導(dǎo)致穩(wěn)定性不好。參考下表選定 表3-1 合理速度比選擇 公稱壓力/MPa ≤10MPa 12.5~20 >20 Φ ≤1.33 1.46~2 >2 已知=80mm/s，=10mm/s， =10MPa。 故以上數(shù)據(jù)，取值合理。 3.3.2糾偏輥液壓缸基本參數(shù)計算 已知該糾偏裝置最大糾偏力為100KN，則缸體的最大載荷Fmax=100KN，最大單程速度Vmax=10mm/s 查表得：D=125mm，d=70mm。 液壓缸采用活塞環(huán)密封=0.987 （1）計算壓力參數(shù) 根據(jù)液壓系統(tǒng)取=0.6MPa。 由=100KN，=10mm/s得， = （3-1） 代入公式： 得：MPa 查表取=8.6MPa 令未知 再次代入公式： 得：=0.65MPa（工程機械背壓壓力范圍0.6到1.9MPa）數(shù)值合理 根據(jù)計算可知，=8.6MPa，=0.65MPa。 （2）計算回程拉力 = （2-2） 代入公式： 得回程拉力：=64.43KN （3）計算液壓缸流量 由公式 （3-2） 由于采用橡膠圈密封，較小 已知 =10mm/s，D=125mm，d=70mm 代入公式: 根據(jù)計算可知，液壓缸流量得：q≈84.2L/min (4)計算液壓缸推程速度 由公式 （3-3） 由于采用橡膠圈密封，較小 已知q≈84.2L/min，D=125mm，d=70mm 代入公式: 根據(jù)計算可知，液壓缸推程速度得：V1≈50mm/s