畢業(yè)設計（論文）-雙滾筒碎邊剪傳動系統(tǒng)的設計（全套圖紙）

1、武漢科技大學本科畢業(yè)設計摘 要 本文主要討論了雙滾筒碎邊剪傳動系統(tǒng)的結構組成，首先在緒論中對碎邊剪做了簡要的介紹，包括其特點，現(xiàn)狀，以及工作原理。隨后在正文的計算部分，首先對剪切力,剪切力矩以及電功率進行了計算從而選擇了合適的電動機，隨后又對傳動比的分配和軸的轉速，轉矩進行分析計算，接著對軸與齒輪進行了設計計算，其中包括一級，二級齒的設計，高，中，低速軸的計算，以及鍵與聯(lián)軸器的選擇。而后分析了齒輪座的構成，齒輪座箱體內裝著一對齒數(shù)相同的圓柱斜齒輪，保證直徑相等的上下裝刀滾筒轉速相同，上、下成對刀刃得以對齊剪切，每個滾筒上均布有6個刀片，其刀片長度方向平行于滾筒軸線。最后對滾筒和刀片進行了設計，

2、其中包括裝刀滾筒的外徑，內徑和寬度以及碎邊剪剪刃的主要結構參數(shù):刀刃的圓周直徑，刀刃寬度，刀刃長度，刀刃厚度，刀刃傾角等的選擇。該碎邊剪傳動系統(tǒng)結構比較簡單，具有剪切平穩(wěn)，振動和噪音小，速度高，生產(chǎn)率高的特點。關鍵詞： 雙滾筒碎邊剪； 傳動系統(tǒng)； 滾筒； 刀刃全套圖紙加153893706AbstractThis paper mainly discusses the structure of the double roller broken edge cut transmission system. Firstly it gives a simply instruction of the she

3、ar cutter in the introduction, Including its characteristics, the status quo, and working principle. Then in the text of the computation part, Firstly calculate the shear force, shear torque and power in order to choose the right motor, and the distribution and axis of transmission speed, torque is

4、analyze. Then design and calculate the axes and the gear. Including the design of the level 1, level 2 tooth ,calculation of the High, middle and low speed axis, the choosing of the keys and the coupling, analyzing the composition of the gear wheel seat, there is a pair of oblique gear wheel of cyli

5、nder having the same tooth number in the body of gear wheel seat, make sure roller fixing bits which own the same diameter have the same rotational speed, upper and lower blades can shear belted steel stable, there are 6 razor blades at each cylinder and the length direction of the razor blade is pa

6、rallel in the cylinder axis. Finally, discuss External diameter, internal diameter and width of roller fixing bits and the main structural parameter of cutting edge of the scrap chopper: The circumference diameter of the cutting edge, the width of the crucial point, the length of the crucial point,

7、the thickness of the crucial point, the inclination of cutting edge and so on. The structure of the transmission system of double-roller shearer for break verge of strip is simpler, having the characteristics of shearing steadily, vibration with low noises, high pace, and high productivity.Key words

8、： Double-roller shearer for break verge of strip; Transmission System; Drum; Blade目 錄緒論11 碎邊剪的簡介12 碎邊剪的現(xiàn)狀：13 設計方案：41 剪切力的計算和電機的選擇61.1 剪切力的計算：61.2 剪切力矩的計算：61.3 電動機功率的計算：91.4 電動機的選擇：92 減速器的設計與計算：102.1 傳動比的分配和軸的轉速、轉矩的分析計算102.1.1 滾筒直徑的確定102.1.2 總傳動比的分析計算102.1.3 傳動比的分配102.2 軸和齒輪的設計122.2.1 一級齒輪的設計122.2.2

9、二級齒輪的設計162.2.3 高速軸的設計計算212.2.4 中速軸的設計計算242.2.5 低速軸的設計計算272.2.6 鍵連接的選擇302.2.7 連軸器的選擇303 齒輪座的設計323.1 齒輪設計323.2 傳遞軸的設計333.2.1 與低速軸聯(lián)接的軸的設計（即IV軸）333.2.2 軸的設計：343.2.3 軸的校核：343.3 鍵連接的選擇364 滾筒和刀片的設計374.1 滾筒的設計374.1.1 滾筒體直徑D和寬度B的確定:374.1.2 滾筒側板尺寸的確定:384.2 刀片尺寸的確定:39結束語41參考文獻42致謝4343緒論1 碎邊剪的簡介碎邊剪是安裝在帶鋼生產(chǎn)線上的廢邊

10、剪斷機，用于將圓盤剪切機剪下的厚度在2mm以上的帶鋼廢邊，再剪成長150-250mm的碎段，以便堆放、輸出。碎邊剪的主要作用是：在軋薄帶鋼時,剪邊機將運動著的薄帶鋼縱向邊緣剪齊，因而會產(chǎn)生長度很長的窄帶鋼條。這些窄帶鋼條是回收的廢鋼,而當廢鋼的厚度在2mm以上時,需用碎邊剪將剪開成一小段才方便回收。常見的碎邊剪的核心機構是上、下剪鼓,上、下剪鼓是裝著刀片的兩個相對轉動的刀鼓組成，他們構成了碎邊剪的剪切機構。 圖0.1碎邊剪刀鼓工作簡圖碎邊剪一般都是兩個機架分別傳動，每個機架各剪切帶材的一邊。為了適應圓盤剪剪切速度的變化，碎邊剪采用直流電動機傳動。電動機經(jīng)減速器直接轉動刀鼓軸；雙刀鼓碎邊剪則直接

11、轉動下軸，由下軸的齒輪帶動上刀鼓同時旋轉。為了在剪切過程中能緊急停車，可在主傳動軸上裝設離合器。也可在主傳動軸上裝設飛輪，用以減小電動機功率。2 碎邊剪的現(xiàn)狀：如今常見的碎邊剪有如下類別：(1)擺動式液壓碎邊機：擺動式液壓碎邊機采用的是懸掛式，主要有導向裝置、剪切裝置及固聯(lián)其上的板條壓緊及分離構件、液壓系統(tǒng)及電控系統(tǒng)組成。液壓系統(tǒng)與電控系統(tǒng)借用以前裝置上的配置，液壓缸有一臺專用的葉片泵PFE51090驅動，兩邊的剪切油缸交錯進行剪切作業(yè)，剪切長度和相互間隔時間有PLC控制。這種結構形式簡潔，占有空間非常小。結構特點：(a)采用剪切油缸中間鉸接和缸尾鉸接相結合的形式，剪切力對整個結構來講完全是內

12、力，懸掛點承受的只是油缸與吊架的重量。由于不存在速度的匹配問題，同時，剪切部分重量非常輕，而且懸掛點裝有軸承，擺動起來所需推力很小，因而能適應的板條寬度范圍大。(b)導向裝置主要是讓板條適當向兩邊分，以使板條避開前面的立輥裝置，這樣可以將板條剪的長一點，方便收集。(c)固聯(lián)于上刀座上的板條壓緊與分離構件在總體結構中地位也非常重要，它一方面可以在剪切開始時將板條壓緊，改善剪刃剪切狀況；另一方面，在剪切動作完成上剪刃糾纏在一起，造成板條歪曲以致于堵塞導入口，影響生產(chǎn)的順利進行。(d)刀刃間隙的調整也非常方便，調整工作量小。值得注意的是：(a)由于機組作業(yè)時板條的寬度變化是不可避免的，因此必須適應細

13、窄板條的擺動剪切要求。為此，在保證剪切強度與剛度要求的前提下，應盡可能的減輕懸掛部分的重量，減小圓盤剪上下剪刃重合點和碎邊機的距離。(b)懸掛點的轉動要非常靈活，軸承要加足潤滑油，以減小擺動時的阻力。(c)板條壓緊與分離構件所用彈簧要有合適的剛性，壓板還要盡量靠近上剪刃，防止較軟材質的變形上翹。(d)導向裝置不僅導向功能要好，還要減小板條前進時的阻力，防止局部阻力過大引起板條變形。(2)機-液雙滾筒式碎邊剪切機：1.電機 2.驅動針輪擺線減速機3.鼓形齒離合器4.齒輪箱5.上刀軸6.上滾筒7.下刀軸8.下滾筒9.液壓缸10.液壓缸圖0.2機-液雙滾筒式碎邊剪切機工作原理及結構: 機-液雙滾筒式

14、碎邊剪切機是將剪切下來的廢邊通過導向槽進入轉動的剪刀，碎邊成大約220mm長的小塊，然后沿著溜槽掉入碎邊運輸機上，運送到車間外部驅動電機采用交流變頻調速該碎邊剪切機刀刃的圓周速度與帶鋼行走速度相等，而使得碎邊剪與圓盤剪切同步，即在帶鋼高速運行時追蹤剪切廢邊，故又稱該碎邊剪切機為飛剪式碎邊剪。該碎邊剪切機包括兩組裝在底盤上可移動的滾筒剪子組（對稱布置）組成，電機驅動針輪擺線減速機，通過鼓形齒離合器和齒輪箱同時將動力傳到下刀軸和上刀軸上，它們分別帶動下滾筒和上滾筒轉動，裝在滾筒上的剪刃即可剪切廢邊。 整個刀頭箱在鼓形齒離合器3的內外齒套相互脫開后，可以單獨拿到修理間更換或修磨刀刃，換上新的刀頭箱后

15、繼續(xù)生產(chǎn)，鼓形齒離合器的離開或閉合是由液壓缸來操作的，這就避免了換刀而需較長的停車時間。機-液雙滾筒式碎邊剪切機是一種新型的碎邊剪切機，具有剪切平穩(wěn)、振動和噪聲小，速度高，生產(chǎn)率高等特點，尤其是刀刃采用傾斜式布置形式，使剪切力、剪切力矩及功率下降、刀架的移動，軌道的夾緊等采用了液壓驅動，使結構簡化、體積縮小，重量減輕。太鋼第七軋鋼廠冷線機組上采用了這種碎邊剪切機。(3)雙滾筒式碎邊剪：1.上滾筒2.離合器3.減速器4電動機5機架橫移電機6座底7.下滾筒圖0.3 聯(lián)邦德國施羅曼350雙滾筒式碎邊剪 以武鋼冷軋廠引進的聯(lián)邦德國施羅曼350雙滾筒式碎邊剪為例，它是由直流電機（N=070/70千瓦，n

16、=01000/1000轉/分）通過傳動比i=3.2的減速器，帶動下滾筒旋轉，同時通過安裝在上、下滾筒軸上的一對斜齒輪帶動上滾筒旋轉進行剪切。上下滾筒都是懸臂支承載機架中，其結構特點是：每一個滾筒上都安裝有和滾筒軸線傾斜成角的五塊均勻分布的刀片.上下二個滾筒上的刀片按相反方向配置。傾角=25度。刀片上可以看出，刀片固定后，刀刃正好在351的圓柱面上。由于剪刃具有一定的傾角，故使剪切力，剪切力矩，功率，剪切機重量和尺寸都相應減少。其剪切特點是當上下二個滾筒轉動剪切時，固定在滾筒上二剪刃是依次逐漸接觸，由A到B進行滾動剪切，且各點的重疊量都是相等的，不會卡住，故其刀片行程相對的比傾斜的直刀刃大。3

17、設計方案：1.直流電動機2.減速器、3.聯(lián)軸器4.齒輪座5.裝刀滾筒圖0.4雙滾筒式碎邊剪將碎邊剪設計成雙滾筒碎邊剪，該碎邊剪的傳動系統(tǒng)包括：1.直流電動機2.減速器、3.聯(lián)軸器4.齒輪座5.裝刀滾筒等部件，電動機直聯(lián)減速器，變頻調速器控制電動機轉速。其齒輪座與裝刀滾筒具體結構見所示。齒輪座箱體內裝著一對齒數(shù)相同的圓柱斜齒輪，保證直徑相等的上下裝刀滾筒轉速相同，上、下成對刀刃得以對齊剪切。上齒輪有主齒輪與副齒輪通過螺栓連為一體，調整其間墊片的厚度，可使上下齒輪成為無側隙嚙合傳動用以減少傳動沖擊載荷，副齒輪做的較薄，具有一定的彈性，不會使上、下齒輪因制造、安裝小量誤差而在傳動過程中出現(xiàn)別勁現(xiàn)象。

18、設計中注明上、下齒輪相對鍵槽位置，讓齒輪與裝刀滾筒裝在上、下軸上后，上、下滾筒上的成對刀刃能安裝對齊。上、下裝刀滾筒分別用切向楔鍵固定在上、下軸上，每個滾筒具有兩個切向楔鍵，調整兩楔鍵的楔入深度，可在切向鎖緊的同時，尚能微量調節(jié)上、下刀刃對齊狀態(tài)。每個滾筒上均布有6個刀片，其刀片長度方向平行于滾筒軸線，這樣便于在滾筒上準確分度加工裝刀槽。刀片置于裝刀槽中，用楔快固定，調整背墊片的厚度，可微量調節(jié)每對上、下刀刃的對齊位置，使成對刀刃鍵具有適量間隙。調整底墊片的厚度可調節(jié)刀片裝入后的高度，使每個滾筒上6個刀片的刀尖處于同一軌跡圓上，并保證上、下刀刃所需的剪切重合度。刀片使用一段時間后刃口會變鈍，可

19、換下修磨再用，修磨會使刀片高度變小，安裝這種修磨后的刀片需要底墊片。4.設計方案的優(yōu)越性：此雙滾筒碎邊機結構較簡單，具有剪切平穩(wěn)，振動和噪音小，速度高，生產(chǎn)率高的特點。它采用直流流電動機，控制系統(tǒng)簡單；每個滾筒上裝6個刀片，容易分度加工裝刀槽；減速器與齒輪座之間采用容易脫開的齒輪聯(lián)軸器，檢修時整體拆走待修齒輪座與裝刀滾筒，換上早以準備好的齒輪座與裝刀滾筒。這樣在生產(chǎn)線外修理齒輪座與裝刀滾筒，可減少帶鋼生產(chǎn)線停產(chǎn)時間。1 剪切力的計算和電機的選擇1.1 剪切力的計算： 剪切力 （1.1） 式中 被剪切時帶鋼的橫截面積； 被剪切時帶鋼的強度極限； 技術參數(shù)：鋼板厚度，材料45鋼，板寬1200鋼的最

20、大寬度b=50mm則查金屬工藝學，得 材料45的鋼的強度極限，延伸率 剪切力1.2 剪切力矩的計算：總力矩 （1.2）式中 n刀片對數(shù)； 轉動刀盤所需的力矩； 刀片軸上的摩擦力矩； 轉動力矩： （1.3）式中 D刀片直徑； 查軋鋼機械，見下表被剪切帶材厚度刀片直徑刀片厚度0.18-0.60.6-2.52.5-66-1010-25150-170250-270440-460680-700700-10001520406080表1.1 刀片直徑、厚度與被剪切帶材厚度的關系（mm）由于帶鋼厚度為2mm，所以刀片直徑D=250-270mm，取D=250mm如圖所示，為弦AB與CD間夾角的一半。圖1.1 剪

21、切金屬的壓力圖由圖得 （1.4） 式中 S刀片重疊量查軋鋼機械，得S=1.1mm，側向間隙=0.2mm （1.5） 式中 斷裂時的相對切入深度； （1.6）其中取，則則 得 所以又有 （1.7） 式中 軸承處摩擦系數(shù)； d軸承處軸徑；刀片軸承的使用壽命至少十年，轉速n=10r/s=600r/min根據(jù) 式 （1.8）查機械設計手冊第二卷表7-2-8 7-2-11，得，軸承受徑向載荷得根據(jù)式 查機械設計手冊第二卷表7-2-14，查機械設計手冊第二卷表7-2-16,則 查機械設計手冊第二卷表7-2-67，得 ，選取N1012型圓柱滾子軸承，其內徑d=60mm，D=95mm，B=18mm查機械設計手

22、冊第二卷表7-2-17，得摩擦系數(shù) 所以 總力矩 1.3 電動機功率的計算： 功率 （1.9） 式中 考慮刀片與鋼板間摩擦系數(shù)， V鋼板運動速度，2m/s傳動系統(tǒng)效率，取，得1.4 電動機的選擇：根據(jù)所算功率N=19.97KW，查機械設計手冊第五卷，選取YH-180L-4型高轉差率三相異步電動機：額定功率22KW，滿載轉速1380r/min，同步轉速1500r/min。圖1.2 YH-180L-4型高轉差率三相異步電動機2 減速器的設計與計算：2.1 傳動比的分配和軸的轉速、轉矩的分析計算2.1.1 滾筒直徑的確定 （2.1）式中 D刀刃圓周直徑； S刀刃重疊量； h被剪切帶鋼厚度； 余量，一

23、般，取則取2.1.2 總傳動比的分析計算由電動機的滿載轉速和工作機主動軸轉速（滾筒的轉速）可確定傳動裝置應有的總傳動比為： （2.2）則由于，此減速器設計為雙極圓柱斜齒輪減速器。2.1.3 傳動比的分配高速級：低速級：2.1.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：（1）各軸轉速的確定： （2）各軸的輸入功率計算：設、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動、滾動軸承的效率查機械設計課程設計P6表2-2，得，則 （3） 各軸的輸入轉矩計算： 各軸的運動機動力參數(shù)表2.1軸號電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III138019.36133.983.07403.5118.59439.982.36153.4317.8

24、21109.181153.4317.471087.392.2 軸和齒輪的設計2.2.1 一級齒輪的設計1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)，齒數(shù)比，大齒輪齒數(shù)，取。4） 選取螺旋角。初選螺旋角142 按齒面接觸強度設計由式 （2.3）1） 確定公式內的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)（3） 由表107選取尺寬系數(shù)（4） 由圖1026查得，則（5） 由表106查得材料的彈性影響系

25、數(shù)（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的解除疲勞強度極限；（7） 由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)（工作壽命至少10年，每年工作300天） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)；（8） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t =（2） 計算圓周速度 （3） 計算齒寬b及模數(shù)（4） 計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取根據(jù)v=4.71m/s,7級精度，由圖108查得 動載系數(shù)；由表104查;由表1013查得;由表103查得;故載荷系數(shù) （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分

26、度圓直徑，得 （7） 計算模數(shù) 3 按齒根彎曲強度設計由式(1017) (2.4)1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù) (2)根據(jù)縱向重合度，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) (3)計算當量齒數(shù) (4)查取齒型系數(shù)由表105查得；(5)查取應力校正系數(shù)由表105查得；(6)由圖1020c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（7）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；(8)計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 (9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。2） 設計計算取標準值小齒輪齒數(shù) 取大齒輪齒數(shù) 取4 幾何尺寸計算1） 計算中心距a圓整后取172mm2

27、） 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故、等參數(shù)不必修正。3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 4） 計算齒輪寬度 圓整后取，5） 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。2.2.2 二級齒輪的設計1 選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（2）精度等級選用7級精度；（3）選小齒輪齒數(shù)，齒數(shù)比，大齒輪齒數(shù)，?。?）選取螺旋角。初選螺旋角2 按齒面接觸強度設計由式 (2.5)（1

28、）確定公式內的各計算數(shù)值1)試選2)由圖1030選取區(qū)域系數(shù)3)由表107選取尺寬系數(shù)4)由圖1026查得，則5)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)6)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的解除疲勞強度極限；7)由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)（工作壽命至少10年，每年工作300天） 8)由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)；9)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 （2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑 2)計算圓周速度 3)計算齒寬b及模數(shù) 4)計算縱向重合度5)計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取根據(jù)v=2.19m/s,7級精度，由圖108查得

29、 動載系數(shù)；由表104查;由表1013查得;由表103查得;故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 7)計算模數(shù) 3 按齒根彎曲強度設計由式 (2.6)（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) 4)查取齒型系數(shù)由表105查得；75)查取應力校正系數(shù)由表105查得；6)由圖1020c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；7）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；8)計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算取標準值小齒輪齒數(shù) 取大齒輪齒

30、數(shù) 取4 幾何尺寸計算（1）計算中心距圓整后?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故、等參數(shù)不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度 圓整后取，(5)結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。2.2.3 高速軸的設計計算擬定輸入軸齒輪為右旋1 作用在齒輪上的力2 初步確定軸的最小直徑34 軸的結構設計1） 確定軸上零件的裝配方案圖2.1 高速軸 2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)各段直徑的確定： I-II段：由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑

31、尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為35mm。 II-III段：考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為40mm。 III-IV段：該段軸要安裝軸承，則軸承選用7209c型，即該段直徑定為45mm。 IV-V段:該段軸直徑定為52mm。 V-VI段：該段為小齒輪，外徑為78mm。 VI-VII段：該段軸肩固定軸承，直徑為52mm。 VII-VIII段：該段軸要安裝7209c型軸承，直徑定為45mm。(2)各段長度的確定I-II段：該段由聯(lián)軸器孔長決定，聯(lián)軸器型號為LT6，長度為82mm。 II-III段：該段長度為56mm。 III-IV段：該段安裝7209

32、c型軸承，長度為19mm。 IV-V段:該段長度定為143.5mm。 V-VI段：該段為小齒輪，長度就等于小齒輪的寬度，為85mm。 VI-VII段：考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，則該段長度為16mm。 VII-VIII段：該段安裝7209c型軸承，長度為19mm。I軸表2.2I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直徑35404552785245長度825619143.58516194.軸的校核：（1）求軸上的載荷：圖2.2圖2.3根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，作為簡支梁的軸的支承跨距為263.5mm。從

33、軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面.以下是C處的, ,M的值:表2.3載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T（2）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 此前選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表15-1查的 因此，,故安全。2.2.4 中速軸的設計計算1 初步確定軸的最小直徑2 求作用在齒輪上的受力:第一對齒輪：第二對齒輪：3 軸的結構設計1） 擬定軸上零件的裝配方案 圖2.4 中速軸2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：直徑：

34、I-II段軸用于安裝軸承7209c，故取直徑為45mm。 II-III段軸肩用于固定軸承，查機械設計手冊得到直徑為52mm。 III-IV段為小齒輪，外徑106mm。 IV-V段分隔兩齒輪，直徑為62mm。 V-VI段安裝大齒輪，直徑為52mm。 VI-VII段安裝套筒和軸承，直徑為45mm。長度：I-II段軸承寬度為19mm，所以長度為19mm。II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度115mm。IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為15mm。V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為78m

35、m。VI-VII長度為39.5mm。II 軸表2.4I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VII直徑4552106625245長度1916115157839.54 軸的校核：圖2.5圖2.6（1）求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，作為簡支梁的軸的支承跨距為259mm。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B和C是軸的危險截面.以下是B處的, ,M的值:表2.5載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T以下是C處的, ,的值:表2.6載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩總彎矩扭矩T（2）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時,通常只校核軸上承

36、受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力 此前選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表15-1查的 因此，,故安全。2.2.5 低速軸的設計計算1 求作用在齒輪上的力2 初步確定軸的最小直徑 3 軸的結構設計(1)軸上零件的裝配方案圖2.7 低速軸(2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：I-II段軸直徑尺寸由聯(lián)軸器確定，選聯(lián)軸器型號為LT9，直徑為56mm；II-III段，考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑定為61mm；III-IV段軸安裝軸承，選用型號7213C，則該段直徑為65mm

37、；IV-V段使軸承定位可靠，其直徑為74mm；V-VI段直徑定為80mm；VI-VII的直徑定為74mm；VII-VIII段安裝軸承，型號為7213C，則該段直徑為65mm。根據(jù)I，II軸的尺寸的III軸的各尺寸如下表：III軸表2.8I-IIII-IIIIII-IVIV-V V-VI VI-VIIVII-VIII直徑56616574807465長度84542310710108434 軸的校核：（1）求軸上的載荷圖2.8圖2.9根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，作為簡支梁的軸的支承跨距為268mm。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面.以下是C處的,

38、,M的值:表2.9載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T（2）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力 此前選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表15-1查的 因此，,故安全。2.2.6 鍵連接的選擇1.對于高速軸，軸端選取單圓頭普通平鍵10870；2.對于中速軸，軸間選取雙圓頭普通平鍵161070；3.對于低速軸，軸端選取單圓頭普通平鍵161070，軸間選取雙圓頭普通平鍵161070。見下表：表2.10軸高速軸中速軸低速軸鍵10870（C型）161070

39、(A型)161070（C型）2012100(A型)2.2.7 連軸器的選擇1.高速軸用聯(lián)軸器的設計計算：由于原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL6，但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以彈性柱銷聯(lián)軸器選用TL6其主要參數(shù)如下：材料HT200；公稱轉矩；軸孔直徑，；軸孔長，；裝配尺寸；半聯(lián)軸器厚2.第二個聯(lián)軸器的設計計算由于原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL9其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑 軸孔長， 裝配尺寸半聯(lián)軸器厚見下表：表2.11軸電動機軸和I軸III軸和軸聯(lián)軸器LT6 L

40、T93 齒輪座的設計圖3.13.1 齒輪設計由于滾筒直徑為250mm，刀刃直徑為270mm，使得能對帶鋼進行碎邊,則傳遞齒輪的中心距a=270mm.又由于兩齒輪傳動比u=1,則兩齒輪的分度圓直徑均為d=270mm1.選精度等級、材料(1)材料及熱處理；選擇齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS， (2)精度等級選用7級精度；(3)選取螺旋角。初選螺旋角2.幾何尺寸計算(1)齒數(shù)的確定:由 ,取,得圓整后取(2)按圓整后的中心距修正螺旋角 (3)確定齒輪寬度 （4）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。3.2 傳遞軸的設計3.2.1

41、 與低速軸聯(lián)接的軸的設計（即IV軸）（1）擬定軸上零件的裝配方案：圖3.2（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：I-II段：由于該軸端與減速器III由LT9型聯(lián)軸器聯(lián)接,則其長度與直徑受聯(lián)軸器尺寸影響，其直徑為55mm，長度為112mm。 II-III段：考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為60mm，長度為40mm；III-IV段：該段軸要安裝軸承，則軸承選用7213c型，則該段直徑定為65mm，長度為23mm；IV-V段:該段軸裝大齒輪和軸肩，其直徑定為70mm，長度定為185mm； V-VI段：該段軸要安裝軸承，則軸承選用7215c型，則該段直徑

42、定為75mm，長度為25mm；VI-VII段：該段軸裝滾筒，根據(jù)滾筒尺寸，該段直徑定位為84mm，長度定為210mm.軸的各尺寸如下表：表3.1I-IIII-IIIIII -IVIV -VV-VIVI-VII直徑556065707584長度1124023185252103.2.2 軸的設計：由于軸與軸對稱，則其尺寸與軸尺寸對應相同。圖3.3表3.2 軸的各尺寸I-IIII-IIIIII -IVIV -VV-VI直徑6065707584長度4023185252103.2.3 軸的校核：（1）求作用在齒輪上的力（2）求軸上的載荷由于兩齒輪座軸對稱相同，故去其中一軸校核即可。圖3.4圖3.5根據(jù)軸的

43、結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，作為簡支梁的軸的支承跨距為164mm。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面，在B點受齒輪的力，在C點受剪切力。以下是B處的, ,M的值:表3.3載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T（3）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力 此前選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表15-1查的 因此，,故安全。3.3 鍵連接的選擇1.對于與減速器低速軸連接的齒輪座軸，從左至右，分別選取單圓頭普通平鍵

44、1610100，雙圓頭普通平鍵2012110，雙圓頭普通平鍵2214140；2.對于另一齒輪座軸，從左至右，分別選雙圓頭普通平鍵2012110，雙圓頭普通平鍵2214140。 表3.5軸軸（由左至右）軸（由左至右）鍵1610100 (C型）2012110(A型)2214140（A型）2012110（A型）2214140（A型）4 滾筒和刀片的設計4.1 滾筒的設計4.1.1 滾筒體直徑D和寬度B的確定:圖4.1滾筒 (3.1)式中 D刀刃圓周直徑； S刀刃重疊量； h被剪切帶鋼厚度； 余量，一般，取則 取滾筒體寬度B可由被剪切帶鋼側邊最大寬度來確定: (3.2)一般取80-150mm,取, 則

45、4.1.2 滾筒側板尺寸的確定:根據(jù)滾筒所在軸的直徑，設計滾筒側板的尺寸如下：左側板：圖4.2 左側板內徑；外徑；板寬；螺釘內徑為M10，個數(shù)為6均布。右側板：圖5.3 右側板內徑；外徑；板寬；螺釘內徑為M10，個數(shù)為6均布。4.2 刀片尺寸的確定:根據(jù)滾筒外徑以及其軸徑,取刀片高度刀片傾角 (3.3)式中 B滾筒寬度; D刀刃圓周直徑; -刀片高度.所以 刀片長度l可由滾筒寬度B,刀刃傾角和刀片厚度來確定, 查軋鋼機械表8-13，得 所以如圖所示：圖5.4 剪刃結束語 通過這將近兩個月的緊張設計，本設計終于完成了。在設計過程中我們發(fā)現(xiàn)了許多問題，也解決了許多問題。就是在這個發(fā)現(xiàn)問題和解決問題的過程中，我們將自己在機械方面的知識再次提升。重要的是，在這個關于退火線傳動輥的設計中，我們對工業(yè)的各項要求有了深入的了解，在思想上，我們樹立了工程思想，一切不再是簡單的、死板的知識，而是一個個