【正文】 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。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。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。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。 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。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。以使用戶更靈活的完成模型準備。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、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。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。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。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。,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，：因為鋼卷不打滑的條件為：，且,，由此可得：(極限值)。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。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。 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。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。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。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?；ㄦI聯(lián)接的強度條件為：靜聯(lián)接 （）動聯(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）。① 平鍵聯(lián)接的強度校核平鍵聯(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 （）當材質(zhì)均勻，載荷和應(yīng)力計算精確時，=~；當材質(zhì)不均勻，載荷和應(yīng)力計算不精確時，=~；當材質(zhì)均勻性，計算精確度都很低時或尺寸很大的軸（D200mm），=~。但是它未考慮應(yīng)力集中，表面狀態(tài)和絕對尺寸等因素對疲勞強度的影響。(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。根據(jù)受載的情況，進行軸的強度校核計算。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%，然后圓整為標準直徑。 P——軸傳遞的功率；n——軸的轉(zhuǎn)速； D——計算截面處軸的直徑； ——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。（2）經(jīng)驗公式計算 對一般減速器，可采用經(jīng)驗公式來估算軸的直徑。（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。② 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 設(shè)計軸時，通常先估算軸的最小直徑，作為結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù)。 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。為保證其力學(xué)性能，應(yīng)進行調(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。修正軸承使用條件，特別是潤滑條件對軸承壽命的影響，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準值則。通過專門的軸承設(shè)計，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)對基本額定壽命進行修正。 在計算軸承的時候，應(yīng)考慮機器工作的時候的沖擊與振動使實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） （）其中，數(shù) 見表35，載荷系數(shù)見表36。③ 計算軸承壽命 取軸上2個軸承中當量靜載荷較大的P進行軸的壽命計算。當時，其中 （）當時， （）式中：Fa ——軸承軸向載荷；Fr——軸承徑向載荷；e，Y1，Y2——軸承計算系數(shù)； 計算結(jié)果應(yīng)滿足當量動載荷小于額定動載荷，同時要求軸承的工作轉(zhuǎn)速小于相應(yīng)潤滑條件下的極限轉(zhuǎn)速。所以應(yīng)取卷取時軸的平均轉(zhuǎn)速來進行當量動載荷的計算。① 計算軸承當量動載荷當軸承工作過程中，負荷和轉(zhuǎn)速有變化時，應(yīng)按照平均當量動負荷和平均轉(zhuǎn)速進行計算選型校核。因此，滾動軸承的尺寸（型號）主要取決于疲勞壽命。 雙列圓錐滾子軸承選型2030軋機配套減速器及齒輪座采用雙列圓錐滾子軸承，因此我們在軸承選型的時候選擇以雙列圓錐滾子軸承作為選擇對象。 （）如，取=。取β=30