1646-圓盤剪切機設計,圓盤,剪切,設計 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 1 頁本設計已經通過答辯，如果需要圖紙請聯系 QQ 251133408 另專業(yè)團隊代做畢業(yè)設計，質量速度有保證圓盤剪切機設計1.緒論1.1 選題的背景和目的剪切機有各種類型，平刃剪、斜刃剪、圓盤剪和飛剪。平刃剪用于剪切方坯，斜刃剪用于剪切板材，而圓盤剪廣泛用于縱向剪切厚度小于 20~30 毫米的鋼板及薄帶鋼。而飛剪用于剪切運動著的軋件，其剪刃有平刃、斜刃和圓盤式飛剪。圓盤式剪切機由于刀片是旋轉的圓盤，因而可連續(xù)縱向剪切運動鋼板和帶鋼。圓盤式剪切機通常設置在精整作業(yè)線上用于將運動著的鋼板縱向邊緣切齊和剪切或者切成窄帶鋼，根據其用途可分為剪切板邊的圓盤剪和剪切帶鋼的圓盤剪。剪切板邊的圓盤剪，每個圓盤刀片均以懸臂的形式固定在單獨傳動的軸上，刀片的數目為兩對。這種圓盤剪用于厚板精整加工線。板卷的橫切機組和連續(xù)酸洗機組等作業(yè)線。剪切帶鋼的圓盤剪用于板卷的縱切機組，連續(xù)退火和渡鋅機組等作業(yè)線上。鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 2 頁將板卷切成窄帶鋼，作為焊管坯料和車圈的坯料等。這種圓盤剪的刀片數目是多對的，一般刀片都固定在兩根公用的運動軸上，也有少數的圓盤刀片是固定在獨立的傳動軸上的。這次選圓盤式剪切機作為設計題目是在對 1700 橫切機組的調研的背景下進行的。1700 橫切機組使用多年，其中圓盤剪使用過程中存在一些問題。該廠對該剪切機也進行了多次改造。圓盤剪使用過程中傳動系統(tǒng)精度底，徑向調整機構和刀片側向調整精度低，迫切要求更新和改造設計。這次設計的目的就是通過設計對主軸傳動系統(tǒng)，刀片側向調整機構，特別是各個機構中的傳動部分進行設計。通過設計過程掌握圓盤剪單體機械設備的設計方法，使所學的理論知識和實際結合起來，提高設計能力，獨立分析能力和繪圖技術，進行規(guī)范化的的訓練為今后的工作打下有力的基礎。1.2 圓盤式剪切機國內外的發(fā)展現狀圓盤剪切機有下列幾個機構組成：刀盤旋轉傳動系統(tǒng)，刀盤徑向調整和刀片的側向調整，剪切寬度的調整等。剪切寬度的調整實際上就是對機架的距離調整。早期圓盤式剪切機速度較低，圓盤式剪切機刀片旋轉是用電機通過齒輪傳動，以及和萬向連接軸來實現的。刀盤徑向間隙調整用電機通過蝸桿蝸輪傳動是偏心套轉動來實現的。而刀片側向間隙是 用手動通過蝸輪傳動使刀片軸軸向移動來完成的。隨著生產的發(fā)展，圓盤式剪切機剪切速度在逐漸提高，由于受到碎邊機的限制，現在大型圓盤剪切機的剪切速度通常為 0.4 米/秒。目前圓盤式剪切機裝在橫切機組上，剪切厚度為 0.6~2.5 毫米，寬度為 700~1500 毫米。帶鋼剪切速度達到 1~3m/s。刀片傳動通過減速機和 4 個相同尺寸的齒輪同時傳動兩對刀片。為保證刀片同步，4 個齒輪組成相當于連桿機構，使齒輪傳動的中心距不變，提高了齒輪傳動精度，為調整上刀片徑向間隙，上刀片軸承座可沿機架滑道上下移動。滑座移動用針齒擺線減速機，它體積小速比大調整精度高。刀片軸向距離調整也采用針齒擺線減速機驅動絲桿和螺母來實現的，為了提高傳動精度，傳動系統(tǒng)增加了測速裝置，進行主傳動速度調整。圓盤剪后設置碎邊剪，將剪切下來的板邊剪成碎段送到下面的滑槽中，也可對剪下來的薄板邊用卷取機卷起來，然后停車卸卷。為了使切下來的板邊的鋼板平直，在出圓盤剪時切邊應向下彎曲，現在采用上刀片軸相對下刀片軸移動一個不大的距離或鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 3 頁者上刀片直徑比下刀片直徑小一些來實現見圖 1.1。圖 1.1 使鋼板保持水平位置的方法目前，各國都在研究擴大圓盤剪的剪切范圍，有的國家已經采用兩臺連續(xù)圓盤剪，剪切厚度為 10 毫米的鋼板，第一臺圓盤剪切入板厚的 5%~10%，緊接著由第二臺圓盤剪將鋼板全部切斷，見圖 1.2。在冷軋橫切機組上采用不帶驅動裝置的圓盤剪，其圓盤剪刀片的傳動是由帶有一定張力的被剪切的帶鋼來帶動實現拉剪方式。分條圓盤剪為了提高工作效率，從而采用了兩套機架，輪流使用，整體更換使設備的維修性提高，但投資費用大。1.3 圓盤剪切機研究的內容和方法1.3.1 圓盤剪切機在機組的布置和作用1、熱軋鋼板精整機組熱軋鋼板精整機組示意圖如圖 1.3 所示鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 4 頁圖 1.2 雙重圓盤剪示意圖1. 運輸輥道 2. 前斜刃剪 3. 后斜刃剪 4. 圓盤剪 5.碎邊機圖 1.3 熱軋鋼板精整機組示意圖熱軋鋼板冷卻后由運輸輥道運輸到后斜刃剪進行切頭，然后送到圓盤剪切邊，在達到一定寬度要求后送到冷床。切下的邊由碎邊機剪切成小段后運走。為滿足鋼板的長度要求，再由輥道運回前斜刃剪，加工成一定的尺寸長度。圓盤剪的作用是剪切鋼板寬度尺寸，即去掉兩邊并切齊滿足寬度要求。2、1700 橫切機組1700 橫切機組的布置見圖 1.4 所示。由吊車將鋼卷吊來放到鏈式傳送機上進入拆卷機拆卷，由伸直機將板頭伸直，由下切剪切頭后經 17 輥矯直機初矯后到圓盤剪進行切邊，再送入 1700 矯直機進行膠直，最后由飛剪組合控制剪切帶鋼的長度，帶鋼連續(xù)運行切斷，由涂油機經給料輥進入磁鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 5 頁力輥1. 拆卷機 2. 伸直機 3. 下切剪 4. 17 輥矯直機 5. 圓盤剪6. 17 輥矯直機 7. 飛剪機 8. 涂油機 9. 給料機 10. 垛板臺圖 1.4 1700 橫切機組示意圖道（或磁性皮帶）送到垛板臺上落下垛起，當達到一定高度后由吊車運走。圓盤剪的作用就是將矯直后的帶鋼連續(xù)切邊，并使其達到一定寬度要求，再送到飛剪機連續(xù)剪切到要求的長度尺寸。3、1700 冷縱剪切機組1700 冷縱剪切機組布置見圖 1.5 所示。1. 拆卷機 2. 伸直機 3. 下切剪 4. 給料機5. 圓盤剪切機 6. 卷邊機 7. 風動分離盤 8. 分卷卷取機圖 1.5 1700 冷縱剪切機組示意圖縱剪就是將鋼板破成窄條。鋼卷由吊車吊到拆卷機處拆卷，將頭伸直經下剪切頭由給料機送到圓盤剪切縱切后切成窄條，給風動分離盤，由分卷取機卷成窄帶卷，卸卷后由吊車吊走送入成品庫。切下的帶鋼邊，由板卷機卷成卷，卸下后送走。鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 6 頁圓盤剪切機的作用是將冷軋成卷帶鋼切成窄條，并卷成窄帶鋼卷。其窄帶鋼卷的寬度由刀盤軸定位環(huán)調整，使刀盤之間位置變化。1.3.2 圓盤剪切機的類型和特點圓盤剪切按用途分為剪切板邊圓盤剪和剪切帶鋼縱切圓盤剪。1、剪切板邊的圓盤剪熱軋鋼板圓盤剪，剪切厚度小于 20 毫米，徑向調整采用偏心套，同步齒輪與刀片軸用萬向連接軸傳動。熱軋鋼板圓盤剪的另一種類型，剪切厚度在 40~50 毫米，采用二架圓盤剪同時剪切，第一架切入一定的深度后第二架圓盤剪再將其完全切斷。冷軋帶鋼圓盤剪，剪切厚度 0.5~2.5 毫米之間，徑向調整移動上刀盤同步齒輪采用四連桿機構。有的冷軋帶鋼圓盤剪采用測速裝置，使剪切精度更準確。冷軋帶鋼圓盤剪的另一中類型，刀盤不帶驅動，而是利用帶鋼拉著剪切。2、剪切帶鋼縱切圓盤剪縱切圓盤剪將帶鋼連續(xù)破條剪切，采用多對刀盤，刀盤軸傳動有兩種：一種是集中驅動，另一種刀盤軸分別驅動。1.3.3 圓盤剪切機設計內容和方法1、通過靠工廠調研，了解同類圓盤剪生產中存在的問題，查閱相關資料掌握圓盤剪的發(fā)展現狀。2、制定圓盤剪設計方案，在認真研究，有創(chuàng)新和改進，方案合理，并進行方案評述。3、進行設計計算，保證機件強度和剛度，計算公式采用要有依據。4、畫出總圖，部分部件圖和零件圖，利用計算機繪圖。5、對設計中控制系統(tǒng)提出要求，選擇潤滑方法。6、試車方法和維修技術，保證維修方便。7、對設備進行經濟分析和評價，降低設計成本。2. 設計方案的選擇和方案評述按給定的設計參數，設計題目是 1700 橫切機組的圓盤式剪切機有兩中類型，一種是一般的切邊圓盤剪。有的設有測速電機，另一種靠帶鋼拉動圓盤剪刀進行剪切稱為鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 7 頁拉剪。設計方案選擇設有增速機構的圓盤剪，其結構示意圖如圖 2.1 所示。1. 帶電機擺線針輪減速器 2. 徑向調整減速機 3. 調整絲桿 4. 刀盤5. 離合器 6. 增速機構 7. 減速機 8. 電機 9.10.11.12 同步齒輪13. 刀盤側向間隙調整裝置 14. 機座移動機構 （寬度調整機構）圖 2.1 圓盤剪結構示意圖該圓盤剪裝在橫切機組上，用來剪切厚度為 0.6~2.5 毫米，寬度為 700~1500 毫米的帶鋼。剪刃線速度為 1~3 米/秒。主傳動由電機 8 通過減速機 7 同時傳動兩對刀盤，上刀盤與齒輪 9 相連，下刀盤與齒輪 10 相連，齒輪 9、11，12 之間用連桿相連，以保證各齒輪中心距不變。因此在調整刀盤徑向間隙（調整上刀盤位置）各齒輪能很好的嚙合，刀盤側向間隙調整，轉動手輪使螺紋套筒旋出使下刀盤做軸向移動調整間隙很小，調整好在鎖緊。刀盤徑向調整通過帶電機的減速機 1，調整減速機 2，及調整螺絲帶動上刀盤軸的鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 8 頁軸承座沿著架體內滑道上下移動。在剪切機下部設置機架橫移機構，由電機通過行星減速機傳動左右兩端螺紋方向相反的絲桿，由固定機架的螺母帶動機架沿著導軌作相同或者相反移動從而達到調整帶鋼寬度的目的。該設計方案做下列改進：其一,徑向間隙調整比偏心套調整可靠利用連桿機構比萬向接軸精度高。其二，側向間隙調整增加自鎖裝置，安全可靠。其三，寬度調整采用行星齒輪減速機比蝸桿減速機效率高占地空間小。最后增加了測速機構，為電機提供信號，為電機達到精確的轉速提供的保障，從而使整機更完善。由以上所述方案是比較好的，并且可行的。3. 電機容量的計算3.1 定性選電機鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 9 頁電動機分交流電動機和直流電動機兩種，由于直流電動機需要直流電源，結構較復雜 價格較高，維護比較不便等缺點，因此無特殊要求是不宜采用。冶金行業(yè)生產單位一般為三相交流電源，因此，應選用交流電動機，同時交流電動機又分為異步電動機和同步電動機兩類，我國新設計的 Y 系列三相籠型異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其具有以下優(yōu)點：1、結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便； 2、適用于不易然，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上；3、由于起動性能較好，也適用與某些要求起動轉矩較高的機械。所設計圓盤剪切機已知原始數據：剪切帶鋼速度 V=1~3 m/s, 取 3 m/s; 剪切帶鋼強度 ≤600 MPa 取 600 MPa；b?剪切帶鋼厚度 h=0.5~2.5 mm；剪切帶輪寬度 B=700~1500 mm；剪刃的擺動不超過 0.1 mm， 不平行度 0.01 mm；?上下剪刀的側間隙 0.05 mm， 重疊度 S=0~0.3 mm。??由于圓盤剪切機屬于一般冶金機械設備，無特殊要求，連續(xù)工作時間長，要求起動性能好，起動轉矩較高，故選擇交流異步電動機 Y 系列。3.2 選擇電動機的容量1、圓盤刀片尺寸 圓盤刀片尺寸包括圓盤刀片直徑 D 及其厚度 。圓盤刀片直徑 D?主要決定于鋼板厚度 h，查文獻[1，295]，其計算公式為：1cos????h（3.1）上式中的最大咬入角 ，一般取為 ~ 。 值也可以根據剪切速度 V 來選取，同1??05?時當咬入角 = ~ 時，我們可以引用一個經驗公式，圓盤刀盤直徑通常在下列范1?05圍內選取鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 10 頁D=(40~125)h (3.2)帶入數值計算得：D=125 2.5=312.5 mm?圓盤刀片厚度 一般取為?(3.3)D)1.0~6.(??帶入數值計算得：mm25.3..1.0?同時根據表[1.表 8-13]一般圓盤刀片直徑、厚度與被剪切帶材厚度的關系，可取的各數值：D=270 mm、 =20 mm，為了保證剪切力及刀片的強度和使用壽命，我們取 =30 ? ?mm。2、上下刀盤的側間隙 我們取預定值 0.05 mm。?3、剪切速度 V 我們取預定值 3 m/s。4、剪切力與剪切功率 作用在一個刀片上的總的剪切力是由兩個分力所組成的，即21P??式中 —純剪切力；1p—鋼板被剪掉部分的彎曲力；2PhdxqdPx??1式中 —作用在接觸弧 AB 水平投影單位長度上的剪切力。xq由相對切入深度知hx??tan2?微分后得 ?dxtan2所以純剪切力為??hp?1鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 11 頁?????dhtan2t式中的 值可利用平行剪單位功數據。a在圓盤剪上冷剪時， 值可按下面公式計算a??bbK?21%06?=120式中取系數 ， 為金屬材料延伸率，查手冊取 20%。121??K?所以 ahP?tn21??0t5.N3127.??查文獻[1 ，297]總剪切力的計算公式為(3.4))tan(1??Zp?)%201t4.27.3???N315.4考慮到刀刃磨鈍的影響，增大 15%~20%，這里取增大 20%。N331072.)0(72. ?????P圓盤剪上的剪切力可根據作用在刀片上的力矩來確定。在上下刀片直徑，速度相等而且都驅動時，則與簡單軋制情況相似，合力 P 垂直作用在刀片上，這時轉動一對刀盤所需之力矩為(3.5)?sin1DM?鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 12 頁?10sin27.107.53??N m826?而驅動圓盤剪的總力矩為 )(21Mn??式中 n —刀片對數M2—一對刀片軸上的摩擦力矩， ，其中 為刀片軸軸頸的直徑，這里?Pd2取 =170mm， 為刀片軸承處的摩擦系數，查手冊取 0.004。d?所以總的力矩為 )(21Mn?? )04.170.58633????=544.11 N m?查文獻[1 ，298]圓盤剪電動機功率可按下式確定(3.6)??DMv102?式中 —考慮刀片與鋼板間摩擦系數， =1.1~1.2；1?—鋼板運動速度，m/s；v—傳動系統(tǒng)效率， =0.93~0.95。??代入數據后 ??DMvN102?93.754.?=15.6 KW3.3 確定轉速根據以上計算所得數據，查找專業(yè)手冊，選取合適電機。容量相同的同類型的電動機，有幾種不同的轉速系列，此種情況下我們綜合考慮，分析比較電動機及傳動裝置的性能、尺寸、重量和價格等因素，再考慮到機械在實際中的運轉，他的可靠性鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 13 頁與電機相連接的減速機，以及以后的發(fā)展，適當的增加電機功率，最后選同步轉速1500r/min的電動機。綜上，選取電機型號為：Y180L—4，其主要性能見表 3.1表 3.1 電機主要性能參數表型號 額定功率/kW轉速/(r/min)電流/A效率（% ） 額 定 轉 矩最 大 轉 矩 重量/kgY180L—4 22 1470 42.5 91.5 2.2 1903.4 電動機的校核電機的校核主要是針對電機的過載能力校核。過載能力是指電動機負荷運行時，可以在短時間內出現的電流或轉矩的允許倍數，對不同類型的電動機不完全一樣，對異步電動機來說，校核其過載能力時即最大轉矩倍數 時，要考慮到交流電網電壓可能向下波動 10%~15%，因此，最大轉矩按?（0.81~0.72） 來考慮，他應該比負載最可能出現的最大轉矩大。NT齒輪轉速： =n?dv= 6012703??=212.3 r/min其中： d—齒輪的分度圓直徑，單位：mm 負載最大轉矩： 2WT?1.54=272.06 N m?傳動比 nid?= 3.21470=6.92鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 14 頁粗略計算電動機的最大轉矩 iT?max= 92.607=40.35 N m?由電動機的參數可知 .2?額 定 扭 矩最 大 扭 矩?(3.7)dNnPT095= 1472?=142.63 N m?其中 —電動機額定轉速，單位： r/mindn所以 63.142.702.??NT?=226.40 N m >40.35 N m =??axT故安全。鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 15 頁4. 主要零件強度計算校核4.1 齒輪的計算與校核4.1.1 齒輪的計算1、材料： 鋼#45表面處理：調質處理 HB 228 ~ 2692、機械性能：查文獻[2，表 3.2-42]可知：=980 MPa =835 MPaB?S?3、齒輪參數：模數 m=5 齒數 =47 分度圓直徑 =235 mm 2Zd壓力角 =1 =0.25 0???ah?c?0??x=225 mm =245 mm =10mm B=80 mmfddh與之嚙合的齒輪齒數 =601Z4、齒輪受力分析齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合輪齒間的摩擦力通常很小，計算輪齒受力時，可不予考慮。從作用力來說，沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷 垂直于齒面，為了計nF算方便，一般將法向載荷 在節(jié)點 P 處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周力 與徑nF tF向力 ，如圖 4-1，由此得：rF 12dTt??antrFcostn式中： —小齒輪傳遞的轉矩，單位為 N·mm；1T—小齒輪的節(jié)圓直徑，對標準齒輪即為分度圓直徑，單位為 mm；d鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 16 頁—嚙合角，對標準齒輪， = °。??204.1.2 按接觸疲勞強度校核齒輪在工作齒面發(fā)生的失效較多，如齒面磨損、點蝕、膠合等。所以對齒輪進行接圖 4-1 齒輪受力分析觸疲勞強度計算是必須的，下面首先按接觸疲勞強度校核。查文獻[3 ，199]其計算公式為：(4.1)EHtHZubdKF???1????H?其中： —齒面接觸應力，單位： MPaH—齒面許用接觸應力，單位：MPa ???—載荷系數K—齒輪所受切向力，單位：N tF—齒寬，單位：mm b鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 17 頁—齒輪分度圓直徑，單位：mm 1d—齒數比u—區(qū)域系數HZ—彈性影響系數，單位： MPaE1、求齒面接觸應力 H?(1)求 K= (4.2)KAv??其中：—使用系數A—動載系數vK—齒向載荷分配系數?—齒面載荷分配系數?根據文獻[3 ，表 10-2]可查得： =1.5；AK[3，圖 10-8]根據 v=3m/s 可查得： =1.18；v[3，表 10-3]可查得： = =1.2；?HF[3，表 10-4]可查得：=1.15+0.18（1+0.6 ） +0.31?HK2d?b310??其中 = = =0.11592d???????b3580=1.15+0.18（1+0.6 0.1159） 0.1159 0.31?H??8013?=1.15再根據 =8 查[3，圖 10-13]可得： =1.16;108?hb?FK所以： = Av?H鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 18 頁= 15.28.51?=2.44(2) 21WTF?1.54=272.06 N mm30??=tFd12= 35706=2315 N?tanrF?=2315 ?20?=843 N=2463 N?costnF?(3) u= 12Z= 4760=1.27(4)根據齒輪材料查文獻[3 ，表 10-6]可得：=188 MPaEZ(5) = H?cosin2?= 002i?=2.5鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 19 頁所以： EHtHZubdKF???1?= 185.27.1235804. ??=344.52 MPa2、求許用應力 ??H?= (4.3)??H?HNSKlim?其中： —為接觸疲勞安全系數，可取 =1；HS—為壽命系數；NK—齒輪接觸疲勞極限，單位：MPa；limH?(1)求 N齒輪應力循環(huán)次數 =60NhnjL=60 212.3 1 20 365 24??= 次9023.查文獻[3 ，圖 10-19]可得： =0.93HNK(2)求 limH?根據材料查文獻[3，圖 10-21(續(xù))] 可得：=860 MPa；limH?所以 =??HNSKlim?=0.93 =799.80 MPa?18603、校核顯然， =799.80 MPa >344.52 MPa = ，故安全。??H?H?4.1.3 按彎曲疲勞強度校核鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 20 頁查文獻[3 ，197] = (4.4)F?bmYKSFt?????F?其中：—齒輪齒根彎曲應力，單位：MPa F—齒輪彎曲疲勞許用應力，單位：MPa ???—齒輪模數m—齒輪系數?FY—應力校正系數S1、求齒輪齒根彎曲應力 F?=FbmYKSFt??(1)根據 =47 查文獻[3，表 10-5] 采用插值法求得：1Z=2.33?FY=1.69S(2) K??FVAK??1.5 1.18 1.2 1.16?2.46所以： =F?58069.13246.2= 56.06 MPa2、求齒輪彎曲疲勞許用應力 ??F= (4.5)?FNKSlim?式中：—彎曲疲勞強度安全系數，取 =1.5FSF鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 21 頁—壽命系數FNK—齒輪彎曲疲勞極限，單位：MPa lim?(1)求 FN根據應力循環(huán)次數 N= 查文獻[3 ，圖 10-18]可得：91023.?=0.83FNK(2)求 limF?根據文獻[3 ，圖 10-20(完)d] 可得：=700 MPalimF?所以 =??NKFSlim?=0.83 5.170?=386.4 MPa3、校核顯然， =386.4 MPa >56.06 MPa = ，故安全。??F?F?4.2 傳動軸的強度校核計算刀盤的力主要集中在刀盤軸上，且刀盤軸所承受的轉距最大，因此對刀盤軸進行計算校核是十分有必要的。4.2.1 軸的材料及其機械性能1、材料： 鋼#45表面處理：調質處理 HB 228 ~ 2692、機械性能：查文獻[2，表 3.2-42]可知：=980 MPa =835 MPaB?S?由文獻[3，表 15-1]可查得：275 MPa1??鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 22 頁=155 MPa1??4.2.2 軸上零件布置及基本參數1、擬定軸上零件的布置方案根據軸上齒輪、軸承、軸承蓋等零件的裝配方向、順序和相互關系，軸上零件的布置方案如圖 4-2(a)所示；2、軸的基本數據：轉速 = = =212.3 r/min。n?dv6012703???圖 4-2(a) 軸的主要尺寸及軸上零件布置圖4.2.3 按彎扭合成進行軸的強度校核1、軸的結構及尺寸，如圖 4-2(b)所示；2、對軸進行受力分析與強度校核計算(1)軸的驅動力矩： 驅動一對刀盤的力矩為 M=544.11 NM=544110 N·mm一根刀盤軸上的轉矩為 T= =272055 N·mm25410?M(2)求與此軸配合的齒輪上的作用力鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 23 頁=tFdT2= 3570?=2315 N?tanrF?=2315 ?20?=843 N(3)計算軸在軸承處所受的支反力垂直面內的支反力： =VAF)25694(?r= 083?=392.4 N=VBF)25694(?r= 083?=450.6 N水平面內的支反力： HAF?)25694(?t= 031?=1077.5 NHBF?)25694(?t= 031?=1237.5 N(4)計算彎矩鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 24 頁垂直面內： VM?AF1lmm2941Cl392.4 294V?30?115.8 N·m?水平面內： HMAF1l1077.5 294?30?316.8 N·m?總彎矩： 2HV?8.316.5337.3 N·m?鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 25 頁圖 4-2 軸的載荷分析圖(5)作彎矩圖如圖 4-2(d)、(f) 、(g)；作轉矩圖如圖 4-2(h)。(6)校核軸的強度根據軸的結構圖以及彎矩和轉矩圖可以看出截面 C 是軸的危險截面，故選截面 C作彎扭合成強度校核計算，查文獻[3，365] 按第三強度理論有：鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 26 頁= (4.6)ca?WTM22)(?????1??式中：— 軸的計算應力，單位：MPa ca—軸所受彎矩，單位： N·mmW—軸所受轉矩，單位：N·mm T—軸的抗彎截面系數，單位：mm 3—扭轉切應力為靜應力時，取 0.3???所以 ca??3221.0)(dTM?322.)705(7?2.47 MPa?查文獻[2，表 38.1-1]得：=213 MPa??1??故 >S，故該軸在截面 L 右側的強度也是足夠的。ca鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 30 頁4.3 軸承的選取及校核由于圓盤剪切機刀盤在對鋼板進行剪切的時候，很大的徑向力，同時要對刀盤間隙進行調整，這樣刀盤軸就要受到軸向力了。由此看刀盤軸受力十分復雜，所以對軸承的選取十分有必要的。 4.3.1 根據工作條件選取軸承類型如果僅按軸承用于承受的外載荷不同來分類時，滾動軸承可以概括的分為向心軸承、推力軸承、向心推力軸承這三大類，具體說來，主要承受徑向載荷的軸承叫做向心軸承，其中有幾類還可以同時承受不大的軸向載荷；只能承受軸向載荷的軸承叫做推力軸承；能同時承受徑向載荷和軸向載荷的軸承叫做向心推力軸承。首先我們來分析下刀盤軸安裝刀盤側間隙調整機構的一端。這一端由于安裝了刀盤側間隙調整機構，刀盤軸必然受到軸向力，此處的軸承必須能軸向力，而且它直接與調整螺絲直接進行接觸，并且軸向調整是雙向的，所以最后選去雙向推力球軸承，還要考慮到在對鋼板進行剪切的時候軸承受到徑向力是必然的，所以必須安裝一個能承受徑向力的軸承，他同時還能允許軸向移動，最后選取圓柱滾子軸承?，F在我們在來研究下安裝刀盤的軸端的軸承情況，由于刀盤對鋼板進行剪切，而刀盤安裝在這一端，必然承受很大的徑向力，同時要允許小量軸向移動，所以最后選取角接觸軸承，因為軸是雙向移動，所以角接觸軸承成對安裝。4.3.2 根據軸承結構確定軸承的型號根據軸的直徑初步確定軸承的型號為：在軸的直徑為 120 mm 處選 角接觸軸承 代號：7024AC在軸的直徑為 95 mm 處選 圓柱滾子軸承 代號：N219E雙向推力球軸承 代號：52222 4.3.3 軸承的壽命校核首先對角接觸軸承做校核計算根據文獻[2 ，表 39.2-22]可得，該軸承的性能參數如表 4-1：1、軸承分析在軸徑 120 mm 處是一對角接觸軸承，并且認為這對軸承是均勻分擔載荷的，我鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 31 頁們選其中一個軸承（編號為軸承 1）來進行校核，如果安全，則實際安裝了兩個軸承必然是十分安全的。2、求該軸承受到的徑向載荷和軸向載荷=392.4 N1VF=1077.5 NH1r?21HV?5.074.391146.7 N求該軸處的派生軸向力，查文獻[3，表 13-7]得其計算公式 rdF68.0?=0.68 1146.7?=779.8 N該軸承在刀盤軸不做刀盤側間隙調整的時候幾乎不承受軸向載荷，即可看做外加軸向載荷 =0 N。但因為它調整時受到調整螺絲或者彈簧的力不確定，所以在取單個aeF計算的時候是“放松”還是“壓緊”都不好確定，不過計算結果可忽略計算為779.8 N。?daE13、求軸承當量動載荷，查文獻[3，313] ：= (4.11)rPf??1arFYX?式中： —軸承所受當量動載荷，單位：N r—徑向動載荷系數X—軸向動載荷系數Y—載荷系數Pf表 4.1 軸承 7024AC 的性能參數（mm）d（mm）D（mm）B（KN）rC（KN）or重量（Kg）鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 32 頁120 180 28 102 105 2.1= =0.68=e 故查文獻[3，表 13-5]得：1raF7.4689=1 =0XY由于載荷是中等沖擊，查文獻[3，表 13-6]得：=1.2Pf所以 ： =rPf??1arFYX?=1.2?07.46?=1376.0 N(4)驗算軸承的壽命軸承壽命根據文獻[3，313]有：= (4.12) hL????????rtPCfn601其中： —軸承壽命，單位：h —軸轉速，單位：r/min n—溫度系數tf—基本額定動載荷，單位：N rC—滾動軸承為?310查文獻[3 ，表 13-4]查得：1.0tf?所以 hL????????rtPCfn601?310.762.321????????h507.鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 33 頁假設每年按 300 個工作日，每日工作 24 個小時計算，該對軸承可工作的年數為：N 17.4 年?243017.5?顯然非常安全了。4.3.4 驗算軸承的極限轉速滾動軸承的工作轉速上升到一定限度后滾動體和保持架的慣性力，以及小的形狀偏差，不僅導致運轉狀態(tài)的惡化，而且造成摩擦面見溫度升高和潤滑劑的性能變化，從而導致滾動體回火或軸承元件的膠合失效，故應對軸承轉速進行驗算。根據文獻[2 ，表 39.2-22]查得：r/min10lim?n又軸承的轉速 r/min<< ，故安全。3.21?nli4.4.2 鍵的尺寸的選擇這里主要計算刀盤軸上的鍵。根據與鍵配合的軸的直徑( mm)和齒輪120?d的寬度( mm)查文獻[2,表 25.2-4]選擇鍵 ，其高度 mm。80?l 9032?h4.4.3 鍵的強度校核平鍵聯接主要傳遞的是轉矩，其主要失效形式是工作面被壓潰， 一般不會出現鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯接的強度條件為：查文獻[3 ，103] (4.13)][1023ppkldT?????式中：—軸傳遞的轉矩，單位：N· m T—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，平鍵 ，此處 為鍵的k hk5.0?高度；單位：mm —鍵的工作長度，A 型平鍵 ， 為鍵的公稱長度，l bLl?b鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 34 頁為鍵的寬度；單位：mm —軸的直徑，單位：mm d—鍵、輪轂、軸三者中最小的材料的許用擠壓應力，單位：MPa ][p?1、 272.055 N·mT?2、 mmk1025..0??h3、 mml839?bL4、 mmd1?所以： 12058.710233???kldTp?MPa.根據文獻[2, 表 25.2-3]查得：MPa120][?p?顯然， ，故安全。][p??鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 35 頁5. 聯軸器的選擇 5.1 聯軸器的分類按照聯軸器的性能可分為剛性聯軸器和撓性聯軸器。剛性聯軸器對所聯兩軸間的相對位移缺乏補償能力，但有結構簡單，制造容易，不需維護，成本低等特點而仍有其應用范圍；撓性聯軸器中又分為無彈性元件的撓性聯軸器和帶彈性元件的撓性聯軸器， 。前一類只具有補償兩軸間相對位移的能力，后一類因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖減振的能力。5.2 聯軸器的選擇根據傳遞載荷的大小，軸轉速的高低，被聯接兩部件的安裝精度，參考各類聯軸器特性，選擇一種合用的聯軸器類型。具體選擇時可考慮以下幾點:1. 所聯接兩個軸的軸徑；2. 傳遞的轉矩大小和性質以及對緩沖減振功能的要求；3. 聯軸器的工作轉速高低和引起的離心力大?。?. 兩軸相對位移的大小和方向；5. 聯軸器的可靠性和工作環(huán)境，以及成本。根據以上幾點選取聯軸器如下：在電機軸與減速機軸之間選取聯軸器型號為TL8， 減速機軸和傳動軸之間，以及傳動軸和剪切機輸入軸之間的聯軸器型號為 TL10查閱文獻[7 ，表 4.72-2] 知各聯軸器的主要尺寸和特性參數如下表 5.1。表 5.1 聯軸器的主要尺寸和特性參數型號 許用（N ·m）許用轉速（r/min ）軸孔直徑（mm）軸孔長度（mm）轉動慣量（Kg·m ）2重量（Kg）TL8 71020002400170045 48 50 5580 85112 84172 1320.130.642460.2鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 36 頁TL105.3 聯軸器的強度計算以減速器輸出軸與安裝齒輪的軸之間的聯軸器為例進行強度校核。齒式聯軸器的承載能力既與材料和熱處理有關，也與兩軸相對位移的方向和位移量大小有關，而且還與嚙合齒面間的滑動速度和潤滑狀態(tài)有關，對于標準聯軸器，可按標準規(guī)定的方法驗算：查文獻[3 ，343] (5.1)][TKAc??式中： —聯軸器的許用轉矩，單位：N· m ][T—聯軸器長期承受的理論轉矩，單位：N ·m —聯軸器工作條件系數AK其中， 可得：=1.5AK= =40.35 N·mTMX所以： AXc?35.401?=60.5 N·m[T]=710 N·m顯然 ，故安全。][Tc?鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 37 頁6. 系統(tǒng)的潤滑潤滑的目的就是為了減少工作表面的摩擦及由此造成的能量損失、減少工作表面的磨損及發(fā)熱，提高其壽命、保持機器的工作精度及提高機器的工作效率；次外，潤滑劑還有沖洗污物、防止表面腐蝕的功能。6.1 潤滑劑的種類在機械行業(yè)中，常用的潤滑材料可分為礦物潤滑油、潤滑脂（俗稱黃油） ，另外還有水及固體潤滑劑等。不同的潤滑劑有不同的優(yōu)缺點。6.2 潤滑方式的選擇凡是能降低摩擦阻力作用的介質都可以作為潤滑劑。目前各類設備中常用的潤滑劑類型為稀油和干油兩大類。稀油潤滑一般用于下列情況：1.除完成潤滑任務外，還需要帶走摩擦表面間產生的熱量者；2.須能夠保證滑動平面間為液體摩擦者：液體摩擦軸承、高速移動的滑動平面之間、止推滑動軸承等；3.能夠用簡易的手段向嚙合傳動機構本身及其軸承，同時提供一種潤滑劑的情況；4.除潤滑外，還需要清洗摩擦平面并保持清潔狀態(tài)者；5.相同情況下，易于對軸承進行密封并能很好防止?jié)櫥屯庖缯?。干油潤滑一般用于下列情況：1.粘性很好，并能附著在摩擦平面上，不易流失及飛濺，多用于做往復轉動及短期鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 38 頁工作制的重載荷低轉速的滑動軸承上；2.密封性好，且給油方便；3.很適用于低速的滾動軸承潤滑，可長時間不用加油，維護方便；4.防護性能好，能保護裸露的摩擦表面免受機械雜質及水等的污染。6.3 潤滑方式的選擇確定6.3.1 齒輪減速器的潤滑方式對大多數的減速器來說，常采用浸油潤滑，即將大齒輪的輪齒浸入油池中。這樣齒輪在傳動時就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時，液體潤滑油也將被甩箱壁上，起到散熱的作用。6.3.2 部分傳動齒輪、軸承的潤滑方式外露齒輪、部分傳動齒輪、軸承處均采用集中干油潤滑方式，設置打油點。其中各軸承處在裝配時應注滿干油。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 39 頁7. 試車方法和對控制系統(tǒng)的要求7.1 試車要求1、先確定安裝尺寸符合設計要求，空間位置合適，各聯結件聯結可靠，確定后后方可試車。2、首先空載試車至少兩個小時。3、在試車前必須保證以下各項要求全都滿足：(1) 潤滑系統(tǒng)與冷卻系統(tǒng)的各處工作正常；(2) 傳動平穩(wěn)，無周期噪音；(3) 壓下系統(tǒng)輕便靈活；(4) 各緊固零件聯結可靠。7.2 對控制系統(tǒng)的要求機械系統(tǒng)控制的主要任務通常為：(1) 使各執(zhí)行機構按一定的順序和規(guī)律動作。(2) 改變個運動構件的運動（位移、速度和加速度）和規(guī)律（軌跡） 。(3) 協調各運動構件的運動和動作，完成給定的作業(yè)環(huán)節(jié)要求。(4) 對整個系統(tǒng)進行監(jiān)控及防止事故，對工作中出現的不正?，F象及時報警并消除。具體到圓盤剪切機對控制系統(tǒng)要求為：(1) 測速電機靈敏度要求要高；鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 40 頁(2) 當軋制速度達到 3.2m/s 時，發(fā)生間斷性響鈴報警；(3) 當軋制速度達到 3.5m/s 時，發(fā)生連續(xù)性響鈴報警，且系統(tǒng)自動強行斷電。8. 設備可靠性與經濟評價8.1 機械設備的有效度對于可修復設備，由于發(fā)生故障之后，可以修理恢復到正常工作狀態(tài)。因此，從開始工作到發(fā)生故障階段即可靠度，從發(fā)生故障后進行維修恢復到正常工作階段即維修度。把兩者結合起來，就是機械設備的有效度(有效利用率)，查文獻[8，52] %10???MTRBFA（8.1）式中：—平均故障間隔期，h；MTBF—平均維修時間，h。R設備工作時間 12000h，可能發(fā)生 10 次故障，每次處理故障時間平均為 5h，檢修時間為 200h。102?MTBF（8.2）h1058???TRh23鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 41 頁%1023???A988.2 機械設備的投資回收期表 8.1 有關資料表 （萬元）時間（年） 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10投資 60年凈收益 20 25 35 45 55 60 65 70 75累計凈收益-60 -40 -15 20 65 120 180 245 315 390查文獻[9 ，40]投資回收期 ???tP1???????始 出 現 正 值 年 份 數累 計 凈 現 金 流 量 開 當 年 凈 現 金 流 量 絕 對 值上 年 累 計 凈 現 金 流 量 的?即 354?tP年2.式中：—行業(yè)投資回收期，重型機械 年cP17?cPct?可見滿足要求。鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 42 頁結論以上是我對鞍鋼冷軋廠 1700 橫切機組中的圓盤式剪切機設計計算的全過程。主要是針對電動機的計算選取較核、傳動裝置中主要的軸和齒輪的計算較核，聯軸器的計算選取，部分鍵的計算，以及對潤滑系統(tǒng)進行的分析和設計。在設計和計算過程中涉及、運用了許多基礎及專業(yè)知識，如：機械設計、機械制造、機械原理、材料力學，理論力學、金屬工藝學等等。對這些知識的應用使我大大加強了本專業(yè)知識功底。同時在設計過程中使用 Auto CAD 繪制的大量的圖紙，運用公式編輯器編寫設計說明書使我對這些軟件的應用能力有了很大的提高，為以后參加工作打下了堅實的基礎。當然由于知識水平有限，在計算、設計及繪圖過程中不可避免地出現錯誤，請各位老師和專家給予批評指正。鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 43 頁致謝首先由衷的感謝指導我做本次學位論文的王德春老師。王老師對學生總是無微不至的關愛，真的很難忘王老師冒著炎炎烈日，不辭辛苦來我們宿舍指導我們做設計，他知識淵博，熱愛工作，那種忘我的工作精神永遠值得我去學習。感謝在設計中給予我很大幫助的同學和朋友。感謝鞍山鋼鐵集團各級領導，在實習期間給我的支持幫助，讓我能夠去現場參觀了解，并且讓我們借閱了大量的圖紙。 感謝現場的工人師傅為我們耐心細致的講解， 感謝鞍山科技大學機械工程學院計算機房、實驗室的各位老師對本次設計的支持和幫助！感謝鞍山科技大學特別是機械工程及自動化學院的領導和老師四年來對我的辛苦栽培，在此我致以深切的謝意！畢業(yè)后，我將再接再厲，秉承科大人的創(chuàng)新、求是、勤奮、尚德的一貫作風，頑強拼搏的精神，在今后的工作學習中不斷努力進取，為母校爭光！鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 44 頁參考文獻[1] 鄒家祥. 軋鋼機械[M] . 北京：冶金工業(yè)出版社，2005[2] 徐灝. 機械設計手冊（第二版）[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2000[3] 濮良貴、紀名剛 . 機械設計（第七版）[M]. 北京：高等教育出版社，2001[4] 徐灝. 機械設計手冊（第一版）[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1991[5] 羅振才. 煉鋼機械（第二版）[M]. 北京：冶金工業(yè)出版社，1989[6] 龔義. 機械設計課程設計指導書（第二版）[M] .北京：高等教育出版社，1990[7] 鞏云鵬、田萬祿、黃秋波. 機械設計課程設計[M]. 沈陽：東北大學出版社，2000[8] 孫家驥. 礦冶機械維修工程學[M]. 北京: 冶金工業(yè)出版社,1994[9] 陳錫璞. 工程經濟[M] . 北京: 機械工業(yè)出版社,1994[10] 張世昌、李旦、高航. 機械制造技術基礎[M]. 北京：高等教育出版社，2001[11] Y. 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