【正文】 接 （）式中——各齒載荷分布不均勻系數(shù)，一般?。? Z——花鍵齒數(shù)；h——花鍵齒側(cè)面的工作高度（mm）。常用的卷筒直徑尺寸系列有：毫米。在連軋機上，張力與個機座之間的軋制素服的自動調(diào)節(jié)有關(guān)，根據(jù)經(jīng)驗，張力的選取可以參見下表：表312 張力選取參數(shù)參考表h=(2~4)mmh=(~1)mmh=(1~2)mmh2mm可逆式軋機h=(1~2)mm連軋機組精整機組公斤/毫米，最大可達3公斤/毫米，厚度小時取最大值，厚度大時取最小值。對于斜楔角小于滑動摩擦面的摩擦角，此為自鎖情況，稱為固定卷筒，這樣的情況下，卷取機工作時，不論卷筒上承受多大的徑向壓力，都不會使卷筒弓形塊與棱錐軸相配合的斜楔面上產(chǎn)生相對滑動。,式中為卷筒的外徑，為卷筒的徑向壓力，B為卷筒的寬度； 卷筒扇形板受力分析示意圖： 楔形塊的受力分析示意圖 分析前提：，則有： ()聯(lián)立A、B式有： ()由于值比較小，：因為鋼卷不打滑的條件為：，且,，由此可得：(極限值)。若考慮油缸的效率，則有：(最大油缸拉力) ()，卷取過程中自動縮徑和卸卷過程中卷筒縮徑油缸所需要提供的力大小相等，方向相反，在該種情況下建議選用雙作用油缸。一般采用加權(quán)余量法推導(dǎo)。是工業(yè)領(lǐng)域最著名的并行框架式有限元前后處理及分析系統(tǒng)，其開放式、多功能的體系結(jié)構(gòu)可將工程設(shè)計、工程分析、結(jié)果、評估、用戶化身和交互圖形界面集于一身，構(gòu)成一個完整CAE集成環(huán)境。此外,卷筒軸又是其中最主要的部件，是支撐楔形塊和扇形板以及傳遞轉(zhuǎn)動的重要部件，在實際生產(chǎn)中，卷筒軸的結(jié)構(gòu)，材質(zhì)和受力對它的剛度和強度以及壽命有很大影響。接下來對卷筒軸進行約束，約束位置在三個軸承的位置，如下圖所示： 約束位置 接著在卷筒軸和楔形塊接觸面上添加徑向壓力及張力產(chǎn)生的扭矩，如下： 添加約束力 有限元應(yīng)力分析計算時只考慮一種工況，卷筒開始縮徑時候的徑向壓力和鋼卷的重力。由應(yīng)力云圖可知，在卷筒軸和楔形塊相接觸的地方應(yīng)力最大。以下是本文的主要內(nèi)容：本文在第一章對扎鋼機械進行了簡單的介紹，主要對冷帶鋼卷取機的發(fā)展現(xiàn)狀及種類進行了介紹，另外還初步介紹了下卡羅塞爾卷取機，以及本論文的研究背景及意義。在第四章，本文選取卷筒軸作為研究對象，利用三維建模軟件INVENTOR對其進行了三維建模，然后利用有限元分析軟件PATRAN對卷筒軸進行了初步的應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系的分析，解決了一般解析方法無法對復(fù)雜截面，復(fù)雜載荷進行應(yīng)力分析的問題。在第三章，對主傳動系統(tǒng)，卷筒裝置，減速裝置，旋轉(zhuǎn)和鎖緊裝置等結(jié)構(gòu)進行了著重的闡述，并在此基礎(chǔ)上，結(jié)合本科所學(xué)的知識，對卷取機的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)進行了計算。重慶大學(xué)本科學(xué)位論文 5 結(jié)論5 結(jié)論卡羅塞爾卷取機作為現(xiàn)今世界上最為先進的冷軋帶鋼卷取機，其高效的卷取效率使其成為許多軋鋼生產(chǎn)線上最優(yōu)先考慮的卷取設(shè)備。，應(yīng)力云圖和局部應(yīng)力集中時的應(yīng)力云圖： 位移云圖由圖可見，最大位移發(fā)生在卷筒軸與楔形塊相接觸的中段。 用Inventor軟件進行三維模型的建立，： 卷筒軸的三維模型模型建立完成后，將其另存為STP格式，以便于能夠直接導(dǎo)入Patran軟件中。以使用戶更靈活的完成模型準(zhǔn)備。既容易使用又方便記憶。對于有限元方法，其基本解題步驟可歸納為 ：(1)建立積分方程，(2)區(qū)域單元剖分，(3)確定單元基函數(shù)，(4)單元分析，(5)總體合成，(6)邊界條件的處理，(7)解有限元方程。最初用于固體力學(xué)問題的數(shù)值計算，上世紀70年代在英國科學(xué)家Zienkiewicz 等人的努力下，將它推廣到各類場問題的數(shù)值求解，如溫度場，電磁場，也包括流場。,式中為卷筒的外徑，為此狀態(tài)下卷筒的徑向壓力，B為卷筒的寬度。目前，我們所設(shè)計的卷筒，大部分是縮徑卷筒，在卷取工作過程中，卷筒壓力值達到一定的值以后，卷筒開始收縮，此時壓力就會下降，隨著卷取工作的繼續(xù)進行，徑向壓力又會繼續(xù)增大，卷筒再次收縮，一般情況下，在整個卷取過程中，卷筒要完成3~4次收縮，這種卷筒受力比較有利。 卷筒脹縮機構(gòu)的分析由卷取結(jié)構(gòu)可知，卷筒脹縮是由液壓驅(qū)動的棱錐軸，與弓形塊或者是扇形塊相互配合的斜楔來完成的。為符合自動縮徑的要求，楔形塊的角度取值為大于7度，書本推薦為7~8度。表310 鍵的許用應(yīng)力和許用壓強許用應(yīng)力和許用壓強聯(lián)接工作方式聯(lián)接中較弱零件的材料載荷性質(zhì)靜載荷輕微沖擊沖擊靜聯(lián)接鋼120～150100～12060～90鑄鐵70～8056～6030～45動聯(lián)接鋼504030靜聯(lián)接鋼1209060表311 花鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力[]和許用壓強（MPa）許用擠壓應(yīng)力和許用強度聯(lián)接工作方式使用和制造情況齒面未經(jīng)熱處理齒面經(jīng)熱處理[]靜聯(lián)接不良35～5040～70中等60～100100～140良好80~120120～200空載下移動的動聯(lián)接不良15~2020~35中等20~3030~60良好25~4040~70在載荷作用下移動的動聯(lián)接不良—3~10中等—5~15良好—10～20注：1．使用和制造情況不良是指受變載、有雙向沖擊、振動頻率高和振幅大、潤滑不良（對動聯(lián)結(jié)）、材料硬度不高或精度不高等； 2．同一情況下，[]和的較小值用于工作時間長和比較重要的場合。假設(shè)工作壓力沿鍵的長度和高度均勻分布，則它們的強度條件為：靜聯(lián)接時： （） 動聯(lián)接時： （）式中： ——鍵聯(lián)接工作表面的擠壓應(yīng)力（MPa）； P——鍵聯(lián)接工作表面的壓強（MPa）； T——轉(zhuǎn)矩（）； d——軸的直徑（mm）； ——鍵的工作長度（mm）；A型鍵=Lb, B型鍵=L,(L為鍵公稱長度)，C型鍵=； k——鍵與輪轂接觸高度（mm）； ——許用擠壓應(yīng)力（MPa）； ——許用壓強（MPa）。在進行彎扭合成強度計算后，可以根據(jù)截面上受到的彎矩和扭矩，可以求出彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力，并按其循環(huán)特性求出平均應(yīng)力及和應(yīng)力幅及，然后分別求出彎矩和扭矩作用下的安全系數(shù)及： （） （）最后求出綜合安全系數(shù)S并應(yīng)滿足下列條件 （）當(dāng)材質(zhì)均勻，載荷和應(yīng)力計算精確時，=~；當(dāng)材質(zhì)不均勻，載荷和應(yīng)力計算不精確時，=~；當(dāng)材質(zhì)均勻性，計算精確度都很低時或尺寸很大的軸（D200mm），=~。(1) 按彎扭合成強度校核對于一般鋼制的軸，可以采用第三強度理論，求出危險截面的當(dāng)量應(yīng)力，其強度條件為： （）為對稱循環(huán)變應(yīng)力，而的循環(huán)特性往往與其不同，為考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，得彎扭強度計算的校核計算式： （）對不變的扭矩：；對扭矩脈動變化時：；對于頻繁正反轉(zhuǎn)的軸，可以看成對稱循環(huán)變應(yīng)力：1。由上式計算出的直徑為軸受扭段的最小直徑，若該剖面有鍵槽時，應(yīng)將軸放大，當(dāng)只有一個鍵槽時，增大4%～5%，若同意截面上開兩個鍵槽時，增大7%～10%，然后圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑。（3）按扭轉(zhuǎn)強度計算 這種方法是按扭轉(zhuǎn)強度條件確定軸的最小直徑，計算中只考慮軸所承受的扭矩，而用降低許用應(yīng)力的方法來考慮彎矩的影響。（1）類比法 它是參考同類型已有機器的軸的結(jié)構(gòu)和尺寸，經(jīng)分析對比，確定所設(shè)計的軸的直徑。 對于受載大并要求尺寸緊湊，重量輕或耐磨性要求高的重要軸，或處于非常溫度或者腐蝕條件下的工作軸，可以采用合金鋼。 軸的材料主要有碳素鋼和合金鋼，常用的碳素鋼有30，40，45，和50鋼。如能形成彈性流體動力潤滑時，軸承壽命明顯提高，則，如工作溫度高或轉(zhuǎn)速特別低，ｎ為軸承的轉(zhuǎn)速（）；為球或滾子組的節(jié)圓直徑（）]或工作溫度下潤滑劑運動粘度對于球軸承小于，對于滾子軸承小于時，則。如采用夾雜物含量非常低或經(jīng)特別分析處理的鋼材，可提高軸承壽命，如熱處理工藝差，軸承材料硬度低于標(biāo)準(zhǔn)值則。考慮要求的可靠性，具體的工作條件，引入修正系數(shù)對基本額定壽命進行修正。③ 計算軸承壽命 取軸上2個軸承中當(dāng)量靜載荷較大的P進行軸的壽命計算。所以應(yīng)取卷取時軸的平均轉(zhuǎn)速來進行當(dāng)量動載荷的計算。因此，滾動軸承的尺寸（型號）主要取決于疲勞壽命。 （）如，取=。因此，通常按其當(dāng)量直齒圓柱齒輪進行齒根彎曲疲勞強度計算。 ——彈性系數(shù)， 其中,，為齒輪材料的彈性模量和泊松比； ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ()式中：——基圓螺旋角：；——端面壓力角:；——螺旋角系數(shù)；；——重合度系數(shù)。表34圓柱齒輪的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一系列1，2，3，4，5，6，8，10，12，16，20，25，32，40，50第二系列,(),(),(),7,9,(11),14,18,22,28,(30),36,45優(yōu)先采用第一系列，其次是第二系列，括號內(nèi)的數(shù)值盡可能采用。10）確定齒輪模數(shù)設(shè)計以滿足齒根彎曲強度為基礎(chǔ)，確定齒輪的最小模數(shù)，計算公式如下： （）計算中、按較大的選取式中：——齒寬系數(shù)；——載荷系數(shù)；——許用彎曲應(yīng)力；——齒形系數(shù)，應(yīng)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)由表查得；——齒根應(yīng)力修正系數(shù)，應(yīng)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)由表查得；——螺旋角系數(shù)，螺旋角系數(shù)取決于縱向重合度和螺旋角β，可以由下式求出： （）如果??；如1,取=1,如,取=。驗算實際傳動比：驗算實際傳動比與理想傳動比的誤差范圍 誤差范圍在5%以內(nèi)，可以接受初選的結(jié)果。表32 圓柱齒輪的齒寬系數(shù)裝置狀況兩支撐相對小齒輪做對稱布置兩支撐相對小齒輪做不對稱布置小齒輪做懸臂布置~（~）~（~）~5）確定載荷系數(shù)K根據(jù)減速器的工作情況，確定載荷系數(shù)K。3）確定齒輪基本參數(shù)齒輪基本參數(shù)包括：齒形角，齒頂高系數(shù)，徑向間隙系數(shù)，小齒輪變位系數(shù)，大齒輪變位系數(shù)。在一個減速器中，盡可能使大齒輪（小齒輪），采用同一種材料。設(shè)計中，齒輪采用硬齒面（硬度大于350HBS）。設(shè)卷筒軸直徑為，考慮到雙卷筒卷取機尺寸要求，卷筒軸齒輪直徑推薦為。② 聯(lián)軸器尺寸