【正文】 在第四章，本文選取卷筒軸作為研究對(duì)象，利用三維建模軟件INVENTOR對(duì)其進(jìn)行了三維建模，然后利用有限元分析軟件PATRAN對(duì)卷筒軸進(jìn)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(duì)復(fù)雜截面，復(fù)雜載荷進(jìn)行應(yīng)力分析的問題。在第三章，對(duì)主傳動(dòng)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(jìn)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(shí)，對(duì)卷取機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)進(jìn)行了計(jì)算。以下是本文的主要內(nèi)容：本文在第一章對(duì)扎鋼機(jī)械進(jìn)行了簡單的介紹，主要對(duì)冷帶鋼卷取機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀及種類進(jìn)行了介紹，另外還初步介紹了下卡羅塞爾卷取機(jī)，以及本論文的研究背景及意義。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(jī)作為現(xiàn)今世界上最為先進(jìn)的冷軋帶鋼卷取機(jī)，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。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。，應(yīng)力云圖和局部應(yīng)力集中時(shí)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。接下來對(duì)卷筒軸進(jìn)行約束，約束位置在三個(gè)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(jì)算時(shí)只考慮一種工況，卷筒開始縮徑時(shí)候的徑向壓力和鋼卷的重力。 用Inventor軟件進(jìn)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。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(dòng)的重要部件，在實(shí)際生產(chǎn)中，卷筒軸的結(jié)構(gòu)，材質(zhì)和受力對(duì)它的剛度和強(qiáng)度以及壽命有很大影響。以使用戶更靈活的完成模型準(zhǔn)備。此外,既容易使用又方便記憶。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(jì)、工程分析、結(jié)果、評(píng)估、用戶化身和交互圖形界面集于一身，構(gòu)成一個(gè)完整CAE集成環(huán)境。對(duì)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。一般采用加權(quán)余量法推導(dǎo)。最初用于固體力學(xué)問題的數(shù)值計(jì)算，上世紀(jì)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。若考慮油缸的效率，則有：(最大油缸拉力) ()，卷取過程中自動(dòng)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。,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。,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?yàn)殇摼聿淮蚧臈l件為：，且,，由此可得：(極限值)。目前，我們所設(shè)計(jì)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(dá)到一定的值以后，卷筒開始收縮，此時(shí)壓力就會(huì)下降，隨著卷取工作的繼續(xù)進(jìn)行，徑向壓力又會(huì)繼續(xù)增大，卷筒再次收縮，一般情況下，在整個(gè)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。對(duì)于斜楔角小于滑動(dòng)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(jī)工作時(shí)，不論卷筒上承受多大的徑向壓力，都不會(huì)使卷筒弓形塊與棱錐軸相配合的斜楔面上產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)。 卷筒脹縮機(jī)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(dòng)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。在連軋機(jī)上，張力與個(gè)機(jī)座之間的軋制素服的自動(dòng)調(diào)節(jié)有關(guān)，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，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(jī)h=(1~2)mm連軋機(jī)組精整機(jī)組公斤/毫米，最大可達(dá)3公斤/毫米，厚度小時(shí)取最大值，厚度大時(shí)取最小值。為符合自動(dòng)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。常用的卷筒直徑尺寸系列有：毫米。表310 鍵的許用應(yīng)力和許用壓強(qiáng)許用應(yīng)力和許用壓強(qiáng)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(dòng)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(qiáng)（MPa）許用擠壓應(yīng)力和許用強(qiáng)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(dòng)的動(dòng)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(dòng)的動(dòng)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(dòng)頻率高和振幅大、潤滑不良（對(duì)動(dòng)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(shí)間長和比較重要的場合?；ㄦI聯(lián)接的強(qiáng)度條件為：靜聯(lián)接 （）動(dòng)聯(lián)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）。假設(shè)工作壓力沿鍵的長度和高度均勻分布，則它們的強(qiáng)度條件為：靜聯(lián)接時(shí)： （） 動(dòng)聯(lián)接時(shí)： （）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(qiáng)（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(qiáng)（MPa）。① 平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核平鍵聯(lián)接的可能失效形式有：較弱零件的工作面被壓潰，磨損，鍵的剪斷等。在進(jìn)行彎扭合成強(qiáng)度計(jì)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(jì)算精確時(shí)，=~；當(dāng)材質(zhì)不均勻，載荷和應(yīng)力計(jì)算不精確時(shí)，=~；當(dāng)材質(zhì)均勻性，計(jì)算精確度都很低時(shí)或尺寸很大的軸（D200mm），=~。但是它未考慮應(yīng)力集中，表面狀態(tài)和絕對(duì)尺寸等因素對(duì)疲勞強(qiáng)度的影響。(1) 按彎扭合成強(qiáng)度校核對(duì)于一般鋼制的軸，可以采用第三強(qiáng)度理論，求出危險(xiǎn)截面的當(dāng)量應(yīng)力，其強(qiáng)度條件為： （）為對(duì)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(qiáng)度計(jì)算的校核計(jì)算式： （）對(duì)不變的扭矩：；對(duì)扭矩脈動(dòng)變化時(shí)：；對(duì)于頻繁正反轉(zhuǎn)的軸，可以看成對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力：1。根據(jù)受載的情況，進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算。由上式計(jì)算出的直徑為軸受扭段的最小直徑，若該剖面有鍵槽時(shí)，應(yīng)將軸放大，當(dāng)只有一個(gè)鍵槽時(shí)，增大4%～5%，若同意截面上開兩個(gè)鍵槽時(shí)，增大7%～10%，然后圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑。 P——軸傳遞的功率；n——軸的轉(zhuǎn)速； D——計(jì)算截面處軸的直徑； ——軸的材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算 這種方法是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑，計(jì)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。（2）經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 對(duì)一般減速器，可采用經(jīng)驗(yàn)公式來估算軸的直徑。（1）類比法 它是參考同類型已有機(jī)器的軸的結(jié)構(gòu)和尺寸，經(jīng)分析對(duì)比，確定所設(shè)計(jì)的軸的直徑。② 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)軸時(shí)，通常先估算軸的最小直徑，作為結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù)。 對(duì)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。為保證其力學(xué)性能，應(yīng)進(jìn)行調(diào)質(zhì)或正火等熱處理。 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。① 軸的材料選擇 軸工作時(shí)產(chǎn)生的應(yīng)力多為循環(huán)應(yīng)力，所有軸的損壞常為疲勞破壞。如能形成彈性流體動(dòng)力潤滑時(shí)，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(yùn)動(dòng)粘度對(duì)于球軸承小于，對(duì)于滾子軸承小于時(shí)，則。修正軸承使用條件，特別是潤滑條件對(duì)軸承壽命的影響，也包括外來有害物質(zhì)存在與否以及引起材料性能改變的條件。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。通過專門的軸承設(shè)計(jì)，采用特殊種類與質(zhì)量的材料或特殊的制造工藝可使軸承具有特殊性能?？紤]要求的可靠性，具體的工作條件，引入修正系數(shù)對(duì)基本額定壽命進(jìn)行修正。 在計(jì)算軸承的時(shí)候，應(yīng)考慮機(jī)器工作的時(shí)候的沖擊與振動(dòng)使實(shí)際載荷比公稱載荷要增大的影響，引入溫度系數(shù)和載荷系數(shù)壽命公式為 (單位 轉(zhuǎn)) （） （單位小時(shí)） （）其中，數(shù) 見表35，載荷系數(shù)見表36。③ 計(jì)算軸承壽命 取軸上2個(gè)軸承中當(dāng)量靜載荷較大的P進(jìn)行軸的壽命計(jì)算。當(dāng)時(shí)，其中 （）當(dāng)時(shí)， （）式中：Fa ——軸承軸向載荷；Fr——軸承徑向載荷；e，Y1，Y2——軸承計(jì)算系數(shù)； 計(jì)算結(jié)果應(yīng)滿足當(dāng)量動(dòng)載荷小于額定動(dòng)載荷，同時(shí)要求軸承的工作轉(zhuǎn)速小于相應(yīng)潤滑條件下的極限轉(zhuǎn)速。所以應(yīng)取卷取時(shí)軸的平均轉(zhuǎn)速來進(jìn)行當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算。① 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷當(dāng)軸承工作過程中，負(fù)荷和轉(zhuǎn)速有變化時(shí)，應(yīng)按照平均當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷和平均轉(zhuǎn)速進(jìn)行計(jì)算選型校核。因此，滾動(dòng)軸承的尺寸（型號(hào)）主要取決于疲勞壽命。 雙列圓錐滾子軸承選型2030軋機(jī)配套減速器及齒輪座采用雙列圓錐滾子軸承，因此我們?cè)谳S承選型的時(shí)候選擇以雙列圓錐滾子軸承作為選擇對(duì)象。 （）如，取=。取β=30