圓弧剪刃滾切式鋼板剪切機(jī)設(shè)計【含8張CAD圖紙】
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熱連軋機(jī)震顫的識別和解決對策1導(dǎo)論對任何軋機(jī)來說保證質(zhì)量和生產(chǎn)力是主要的要求。無論是操作還是維修人員,目標(biāo)都是保證成品的性能和外觀。實(shí)現(xiàn)這些目標(biāo)必須要求所有的設(shè)備都正常運(yùn)行。在熱、冷連軋工藝中,機(jī)械振動在大多數(shù)情況下是可見的,某些特定的條件下甚至產(chǎn)生震顫。由于這個震顫,軋機(jī)機(jī)座的出口處橫向標(biāo)志覆蓋寬度都留下了明顯的痕跡,。過去研究人員已經(jīng)注意到在冷軋線發(fā)生這種現(xiàn)象,但問題并不像熱軋中那么廣泛。這種情況是極其有害的,因?yàn)樗粌H改變了產(chǎn)品的表面質(zhì)量,而且在某些嚴(yán)重的情況下使儀表也發(fā)生了震顫Siderar的66英寸熱連軋生產(chǎn)線包含四個加熱爐、一個粗軋機(jī)、除鱗機(jī),生產(chǎn)速度每分鐘640公尺,產(chǎn)品范圍從161250mm厚、291560mm寬。一個熱軋廠的概圖顯示。在處理小斷面小寬度的馬口鐵產(chǎn)品時,重復(fù)發(fā)生振動問題,并由此,工作輥磨損增加,影響效率,次品率也在增加。這個問題是只發(fā)生在第二架軋機(jī)處,軋輥和軋制速度每分鐘接近120米時。一般來說,這個振動伴隨著一個強(qiáng)度變化的低頻的嗡嗡聲。1997年8月,Siderar決定建立一個與尺寸數(shù)據(jù)相關(guān)的計算模型來尋找震顫的源頭。而從以前的工作,主要是一系列的測量軋制速度和觀測主軸齒輪輪齒的振動特性。為了改進(jìn)對發(fā)生在Siderar的軋機(jī)上的現(xiàn)象的理解,我們做了一個額外的測量和模式分析研究。在二月,進(jìn)行第二次測量來大體上完成一個顫動的波譜特性描述,包括運(yùn)動系統(tǒng)和軋制法測定了裝配的固有頻率和驗(yàn)證模型,發(fā)現(xiàn)在各個不同點(diǎn)中存在相關(guān)性。在后者情況下,同時計算了驅(qū)動系統(tǒng)中的扭轉(zhuǎn)頻率和立輥的振動的簡化模型,模擬了大型有限元分析模型。在2000年5月, Anther測量了軋制馬口鐵軋件時,第二和第三軋機(jī)處的相關(guān)數(shù)據(jù)。從計算結(jié)果與實(shí)測值的比較,給出了一個對這些現(xiàn)象的解釋。2所描述的問題在Siderar軋機(jī)最終軋制中的顫振問題可追溯到軋機(jī)的啟動,并經(jīng)歷了相當(dāng)數(shù)量的增加,因?yàn)閮蓚€因素:(1)介紹了在F2和F3軋機(jī)外殼的改良,即為變輥和彎輥的移動塊增加了窗口。(2)對產(chǎn)品表面質(zhì)量的要求增加,放任了震顫缺陷。在軋制輕薄材料時最大的振動條件出現(xiàn)了,比如馬口鐵, 或在遲于材料滾軋時間表時,如1020mm寬、1.60mm厚的。產(chǎn)生這一現(xiàn)象可能突然的,在某些情況下是在軋制的第一卷時,在其他情況中,也可能是在軋制過程中經(jīng)過逐漸變化后達(dá)到最大幅度。當(dāng)振顫在首軋時產(chǎn)生后,隨后進(jìn)入第四,第五和第六軋機(jī)會修正表面差異。在最不利的情況下,基于觀察到成品樣品上的問題會需要一次換輥。被移走的軋輥會通過不同強(qiáng)度和數(shù)量的振動頻率顯示在整個寬度表面上的振顫。類似的,在第二和第三軋機(jī)的出口處帶卷的上表面,就能觀察到振顫的標(biāo)志。但是大多數(shù)軋輥的不均勻磨損發(fā)生在下輥。3進(jìn)行測量進(jìn)行了三套測量: 1997年8月,1998年2月,1998年7月。在第二架軋機(jī)處,最初的兩個表示振動行為的特征通過加速表的信號頻譜分析在圖3中顯示。在第一個數(shù)據(jù)集,僅僅鎖定了每個信號的線性譜,目的就是確定主軸的磨損是否是振顫最主要的起因。在這種情況下,通過固有頻率的計算分析了基于關(guān)聯(lián)測量光譜特征頻率的運(yùn)動學(xué)系統(tǒng)。得到如圖所示的一個特征譜圖。主軸的牙齒嚙合運(yùn)行過程中,大約60r/min轉(zhuǎn)速時,觀察到一個頻率大約40到41赫茲的頻率。當(dāng)軋制厚板帶時,第二架軋機(jī)的速度大約降低25%和沒有產(chǎn)生振顫。因此,我們可以推斷一個來源于磨損的主軸的輪齒的周期的力激起了共振。下輥比上輥的振動更強(qiáng)烈是由于下輥剛度比上輥大。此外,高的主軸剛度更有容易將振動傳遞到工作輥。作用第二架軋機(jī)運(yùn)動系統(tǒng)部分的主動力和第一組數(shù)據(jù)中產(chǎn)生過程變量可以見表。為了驗(yàn)證結(jié)果,進(jìn)行了另一種更完整的測量,包括對不同的振動的波形進(jìn)行了測定以及光譜分析與對比。通過加速度計和鄰近的一個放在上工作輥和移動塊之間的傳感器測量,經(jīng)過惠普3560A分析儀得到數(shù)據(jù)。1998年7月進(jìn)行的測量目的就是利用技術(shù)來確定第二架軋機(jī)的固有頻率。估算中的傳遞函數(shù)在每一個測試圖中的分析真實(shí)的和虛構(gòu)的自然的頻率的方法,顯示出各方面垂直測量的函數(shù)的大小。頻率為60.75 和 72.75 赫茲時共振是最明顯的。在圖中,大量的傳遞函數(shù)表明,在垂直方向存在一個橫向激勵。在這種情況下,主共振在10至90赫茲的范圍內(nèi)大約在39.5赫茲時很明顯。在2000年5月,另一個是在第二第三架軋機(jī)的正常的工藝驗(yàn)證條件,利用相同的測試點(diǎn)評估表格中主動力的影響。結(jié)果表明了實(shí)質(zhì)性的進(jìn)步。4計算模型的結(jié)果說明下測量方法,通過不同的形式執(zhí)行一個關(guān)于第二架軋機(jī)的特性模型。主要的目的是為了確定運(yùn)動學(xué)系統(tǒng)的哪些部分在振顫的共振中表明一種共振條件,如光譜特性。再者,在軋制帶材時發(fā)現(xiàn)了振顫痕跡,這只有軋輥和機(jī)架的垂直移動能產(chǎn)生,正如兩者覆蓋了帶卷寬度。主要的前提是尋找一種形式的在主軸上放大的扭轉(zhuǎn)振動,源于它是熱軋中的振動的主要原因。最復(fù)雜的計算是確定正常頻率和振型的正常利用振型的有限元法的整體結(jié)構(gòu)。運(yùn)用整個體系結(jié)構(gòu)分析程序,區(qū)分機(jī)架的主要部分為有限的立體元件的類型、模擬六面體旋轉(zhuǎn)構(gòu)件與梁式的元素。該模型包括了主軸、上分離器和鋼柱支承。表格顯示最重要的計算的頻率。例如,第三振型在35赫茲。為了估計傳動體系中的扭轉(zhuǎn)頻率,從工作輥和支承輥經(jīng)過整個運(yùn)動系統(tǒng)直到電動機(jī),為整個傳動體系建模,劃分匯編成大約1100元素,最大的數(shù)目為主軸。用Holzer法來解決問題。頻率的影響顯示在表格中。進(jìn)行了靈敏度研究,改變組件和慣性矩。計算結(jié)果影響不大,這表明改變固有頻率也有必要做出重大修改裝配、堆疊裝配的四個軋輥的垂直振動頻率。這是基于一項類似于利用參考的方案。主要結(jié)果顯示在表格。5解釋測量結(jié)果現(xiàn)場檢測的非臨界的資料顯示軋制過程中主要的頻率,13、17、32、55Hz沒有哪個激起機(jī)架的特征頻率。在窄帶的軋制中,出現(xiàn)在主頻35.7赫茲。另一方面, 在固有頻率測量中經(jīng)由影響技術(shù),這個影響是:39.5和60.5赫茲,代表機(jī)架的垂直運(yùn)動;84.5赫茲,相當(dāng)于軋輥的垂直運(yùn)動;大約41赫茲,由于工作輥和齒輪耦合的切向沖擊,用軸向的傳感器測得。振動就會發(fā)生在接觸弧的摩擦條件變得不穩(wěn)定(即速度增加摩擦系數(shù)減?。?。當(dāng)擾亂發(fā)生,扭矩增加,產(chǎn)生了一種自我維持的振動。這個結(jié)果可以聯(lián)系到大幅衰減和摩擦滑脫的條件。扭轉(zhuǎn)頻率焦點(diǎn)一般落在40到41赫茲,而機(jī)架的垂直振動在35赫茲。這些價值就是, 考慮到基于Siderar關(guān)于振顫特性的假設(shè)的簡化描述,測量軋制馬口鐵材料中發(fā)生的振顫能得到頻率為37.5赫茲。振動在板帶進(jìn)入軋機(jī)時產(chǎn)生,可能是由潤滑不足(摩擦系數(shù)) 產(chǎn)生的軸扭轉(zhuǎn)振動。這些主軸扭轉(zhuǎn)振動在機(jī)架上激起一個垂直振動模式,就像驅(qū)動了一個運(yùn)動放大器,通過計算有限元模型可能相當(dāng)于表格中的振動模式三。這個運(yùn)動是從軋輥開始的。一旦這種情況發(fā)生時,由于振顫的工作輥中的振動,其效果是持續(xù)的。6 結(jié)論通過完美地識別源頭來成功地止住熱軋開始時的振動。這些測試進(jìn)行分析,使Siderar得到的結(jié)果。振顫是一個出現(xiàn)在操作中的軋機(jī)上的特異的能自我維持的振動,由于三者之間的動態(tài)結(jié)構(gòu)的設(shè)備裝配和軋制過程本身。敏感的分析顯示實(shí)際上不可能在這個時刻修改大部分被牽連部分的慣性。最有效的對策是,降低潤滑油的間隙的移動組件和改進(jìn)的頻率變化的主軸。結(jié)果,這些措施大大降低熱軋振動。當(dāng)主軸在這個狀態(tài)的時候,想關(guān)心減少,溫度和板帶速度下降。遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第6頁Identification and Countermeasures to Resolve Hot Strip Mill Chatter1 IntroductionQuality and productivity are major requirements for any rolling mill. Physical and metallurgical properties and surface appearance of the finished product are goals shared both by the operating and maintenance personnel. All equipment must function properly to achieve these goals.In both hot and cold rolling processes, mechanical vibrations called chatter can be observed under certain condition, in most cases audibly. As a result of this chatter, transverse marks covering the strip width are impressed at the exit of the considered mill stand. The occurrence of this phenomenon in the last stands of cold rolling mills has been reported by several researchers, but information is not as widespread foe hot mills. The problem is highly undesirable, as it not only changes strip surface appearance, but creates gauge chatter in sever case.Siderars 66-inch hot strip mill consist of four reheating furnaces, a condition roughing mill, a descaling mum speed of 640 meter per minute, Product ranges from 1.6 to 12.5 mm in thickness and 560 to 1525 mm in width. A schematic of the hot strip mill facility is shown in Fig. During the processing of light gauge and narrow tinplate product, a repetitive vibration problem occurred. Consequently, work roll wear increased, affecting mill productivity. Reject rates also increased. This problem was only when rolling strip with rolling speeds close to 120meters per minute in stand F2. In general, the vibrations were accompanied by a low-frequency audible humming of variable intensity.In Aug. 1997, Siderar decided to carry out an intensive campaign of measurements and data correlation with calculation models to detect chatter origin. From previous work, a series of measurements was made to relate rolling speed and number of spindle teeth with observed vibration characteristics.To improve understanding of the phenomenon at Siderars rolling mill, an additional set of measurements and a mode analysis study were performed. On Feb a second set of measurements was carried out for achieving a spectral characterization of the vibrations in the whole stand, as well as the existing correlation among different points, including an analysis of the kinematic system and rolling for determination of the assemblys natural frequencies and validation of calculation models. In the latter case, a modeling of the stand by means of finite element (FEM) was developed, along with simplified models for the calculation of torsion frequencies in the drive system and vertical roll vibrations.In May 2000, Anther set of measurements was carried out on stands F2 and F3, during rolling of tinplate bands.Results obtained from calculations and their comparison with measured values, as well as an explanation of the observed phenomenon observed on these results, are presented.2 Description of the problemThe chatter problem in the finishing mill at Siderar dates back to the mills start-up, and experienced a sizeable increase due to two factors:(1) Modifications were introduced in the F2 and F3 stands-housing windows were machined for installation of mobile blocks for roll shifting and roll bending.(2) Increased demand for surface critical product, free of chatter defects. The conditions of maximum vibration appeared when light gauge and thin material was being rolled, material for tinplate, or in material rolled late in the rolling schedule, such as 1020 mm wide and 1.60 mm thick.Appearance of the phenomenon could be sudden, in some cases during the first strips of the rolling schedule, and in other case after a gradual evolution, reaching its maximum level in the middle of the rolling. As the chatter affected the fist stands, subsequent passes in the F4, F5 and F6 stands corrected surface variations. In the most unfavorable cases, a partial roll change was required based on observed wear on finished product samples.The removed rolls showed chatter on the whole surface width, with varying intensity and number of marks related to the vibration frequency. Similar to others, chatter marks were observed on the upper surface of the strip at exit of stands F2 and F3, but the roll most affected by irregular wear was he lower roll.3 Measurements performedThree sets of measurements were performed: Aug 1997, Feb. 1998 and July 1998. The first two characterized the vibratory behavior of the F2 stand via spectral analysis of signals measured with accelerometers in the locations indicate in Fig.3.In the first data set only the linear spectra of each signal were determined, as the intention was determine if the primary cause of the chatter was spindle wear. In this case, analysis of the measured spectra was based on correlation of the characteristic frequencies of the kinematic system with the natural frequencies calculated. A characteristic spectrum is illustrated in Fig.One observed frequency was approximately 40 to 41 Hz, which corresponds to the spindle teeth meshing during operation around 60 rpm. When thicker strips were rolled, the F2 speed is around 25% lower and no chatter was observed. Thus, it can be concluded that resonance was excited by a periodic force originating in worn spindle teeth. A higher vibration in the lower roll than the upper roll was due to a higher stiffness of the lower part of the housing compared with the upper part. Additionally, the high stiffness of the spindle more efficiently transmitted vibrations to the work roll. Actions taken on elements of the F2 kinematic system and process variables resulting from the first set of measurements are presented in Table.TO validate the results, a second and more complete set of measurements was performed, including wave shape determination, spectral analysis and correlation of vibration from at different measurement points. Measurement were obtained with accelerometers and proximity sensors positioned between the upper work roll and the mobile shifting blocks, together with a Hewlett Packard 3560A two-channel analyzer.The measurements performed in July 1998 had the purpose of determining the natural frequencies of the F2 stand utilizing the impact technique.Methodology for determining natural frequencies consisted of analyzing the real and imaginary parts of the estimated transfer function in each of the tests Fig shows the magnitude of the function for a vertical measurement on each stand. Resonance frequencies of 60.75 and 72.75 Hz are evident. In Fig, the magnitude of the transfer function, take in the vertical direction in presence of a horizontal excitation, is shown. In this case, the main resonances were within the range of 10 to 90 Hz and the one corresponding to approximately 39.5 HZ was excited.In May 2000, another verification was performed under normal process conditions on stands F2 and F3, utilizing the same measurement points to evaluate the influence of the action items taken in Table. Results indicated a substantial improvement.4 Results of the calculation modelTo interpret the measurements, a modal characterization of stand F2 was carried out with different models. The main objective was to determine which part of the kinematic system enters into resonance during chatter, as spectra characteristics indicated a resonance condition. Furthermore, chatter marks observed on the rolled strip indicated that only vertical movements of the roll/stand assembly could produce them, as they covered the entire strip width. The predominant hypothesis was to search for a form of torsional vibration amplification in the spindle, due to its being the frequent cause of vibration in hot rolling. The most complex part of the calculations was determining normal frequencies and vibration modes of the whole stand structure utilizing FEM. The COSMOS structural analysis program was used, dividing the main part of the stand into finite three-dimensional elements of a hexahedron type, and simulating the rotating structural components with beam type element.The model includes the spindle, upper separators and mass of the cylinder supports. Table shows the most important calculated frequencies. For example, the third mode of vibration at 35 Hz.For estimation of the torsional frequencies of the drive assembly, from the work and backup roll through the kinematic system up to the motor, the drive assembly was modeled, dividing the assembly into approximately 1100 elements, the greatest number being for the spindle. The Holzer method was used to solve the problem. The frequencies of interest are indicated in Table. A sensitivity study was performed, changing component masses and moments of inertia. Little influence on calculation results was observed, indicating that for changing the natural frequencies it would be necessary to make major modifications to the assembly, the vertical vibration frequencies of the stacked assembly of the four rolls. This was based on a scheme similar to that utilized in reference. Main results are shown in Table.5 Interpretation of the measurement resultsField measurements taken during rolling of noncritical material revealed predominant frequencies of 13, 17, 32 and 55Hz, none of which excites any of the characteristic frequencies of the stand.During narrow strip rolling, a predominant frequency of 35.7Hz occurs. On the other hand, among the natural frequencies measured via the impact technique, those of interest are: 39.5 and 60.5Hz, representing a vertical movement of the stand; 84.5Hz,correspond to the vertical movement of rolls; and approximately 41Hz, resulting from tangential impact on the coupling between the work roll and the pinion stand, using a sensor tangential to the shaft.Vibrations result when friction condition in the arc of contact are unstable (i.e, where the friction coefficient decreases as speed increases). When a disturbance occurs, torque is increased torque, producing a self-sustained vibration. This result relates to high reductions and conditions of friction with slip.Focus generally falls on torsional frequencies of 40 to 41 Hz and vertical vibration of the stand at 35 Hz. These values, when associated with the 37.5 Hz frequency measured during chatter when rolling material for tinplate, allow for a simplified description based on the following hypothesis for chatter characteristics at Siderar.Vibration is incited when strip enters the stand and is probably roduced by inadequate lubrication (friction coefficient), yielding torsional vibrations of the spindle. These torsional spindle vibrations excite a vertical vibration mode of the stand, which actuates as a movement amplifier, likely corresponding to vibration mode 3 in Table calculated by the finite element model. This movement starts making the roll. Once this occurs, the effect is perpetuated by vibration of chattered work roll.6 CouclusionsSuccessfully suppressing vibration in hot rolling starts with perfect identification of the source. Analytical tolls and field measurements performed allowed Siderar to converge on the obtained result.Chatter is a peculiar self-sustained oscillatory movement that appears during the operation of rolling mills, due to interaction between the dynamic structure of the equipment assembly and the rolling process itself.Sensitivity analyses revealed the practical impossibility of modifying the moments of inertia of the most compromised element.The most efficient countermeasures were lubricated rolling, decrease of the clearance of the mobile assemblies and modification to the frequency of spindle changes. As a result of these corrective action, hot strip mill vibration decreased considerably.When spindles are in phase, a correlation among reduction, speed and strip temperature develops.遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第IV頁圓弧剪刃滾切式鋼板剪切機(jī)設(shè)計摘要圓弧剪刃滾切式鋼板剪切機(jī)是一種新式鋼板剪切設(shè)備,它是中厚鋼板精整工序中的重要設(shè)備,保證剪切機(jī)正常工作隊提高板材生產(chǎn)線的產(chǎn)量有重要意義。隨著我國中厚鋼板年產(chǎn)量的不斷增加,現(xiàn)在中厚板軋鋼廠對鋼板質(zhì)量、品種、產(chǎn)量的要求也隨之提高。圓弧剪刃滾切式鋼板剪切機(jī)在整個剪切范圍內(nèi)刀片重疊量不變,剪切變形區(qū)小,被剪切板材不易彎曲變形,毛刺少,剪切質(zhì)量高,并且,滾切式剪切機(jī)運(yùn)動的上刀片與被剪板材之間只產(chǎn)生很小的相對運(yùn)動,刀片磨損較小,特別適合于中厚板的切邊、切定尺和縱向部分。本次設(shè)計的圓弧剪刃滾切式鋼板剪切機(jī)用于定尺剪切最大厚度為40mm的鋼板,要求剪切機(jī)結(jié)構(gòu)合理、工作可靠、剪切質(zhì)量高。此次設(shè)計內(nèi)容主要是圓弧剪刃滾切式鋼板剪切機(jī)的設(shè)計,設(shè)計內(nèi)容主要包括剪切機(jī)總體方案設(shè)計、工作原理與基本機(jī)構(gòu)等的確定、滾切剪主要參數(shù)的計算、電動機(jī)容量選擇和減速器的設(shè)計、主要零件的設(shè)計與校核、潤滑方式的選擇以及圖紙的繪制等。計算得其最大剪切力為8.5MN,剪切次數(shù)18次/分,上刀架最大行程162mm,電動機(jī)功率355kW,額定轉(zhuǎn)速987r/min。機(jī)架采用閉式機(jī)架。關(guān)鍵詞:滾切剪;圓弧剪刃;剪切力The Design of steel plate shearing machine with circular blade and scrolling shear modeAbstractThe design of steel plate shearing machine with circular blade and scrolling shear mode is a new plate shearing machine, which is the important equipment of medium and heavy plate finishing processes, play an important part in ensuring shearing machines working normally to improve the output of sheet productions. With the increased annual output of medium and heavy plate, the requirements of quality, variety, output of medium and heavy plate rolling mill are much higher than before. The blade of hearing machine with roller blade cutting steel plate is with the same overlap quantity during the whole range of shearing, with small shearing deformation zone, not easy to deform for the sheared plates, with small burrs, high quality of shearing, besides, the blade and sheared plate move only a little on the roller blade cutting steel plate machine, also with small blade wear which is particularly suited to the edge of plate, shearing ruler and vertical parts. The designed shearing machine with roller blade cutting steel plate is used with fixed 40mm shearing plate length, which required the frame of machine to be reasonable, reliable and with high quality of shearing. The design of the main content is circular blade cutting plate shearing machine design, design content mainly includes shear machine overall design, working principle and basic institutions, roll-cut calculation, main parameters of shear capacity motor reducer design, selection and design of the main parts and checking, lubrication and the choice of rendering drawings etc. Calculated the maximum shear stress 8.5MN, shearing time 18 times/min, the biggest distance on the knife rest 162mm, motor power 355KW, rated speed 987r/min. Closed-rack is adopted.KEY WORDS: rolls cuts, circular blade, shearing stress目錄1緒論11.1 選題背景及目的11.2 滾切剪的發(fā)展趨勢32 設(shè)計方案的選擇和分析43 滾切剪的設(shè)計63.1 滾切剪的工作原理63.2滾切剪的基本機(jī)構(gòu)73.3 剪切理論113.3.1 軋件剪切過程分析113.3.2 金屬機(jī)械性能對剪切抗力的影響123.4 滾切剪主要參數(shù)的計算123.4.1 設(shè)計基本要求123.4.2 最大剪切力133.4.3額定剪切力133.4.4 剪切功143.4.5 上剪刃圓弧半徑143.4.6 上刀架最大行程153.5 電動機(jī)容量的選擇163.6 減速器的設(shè)計183.7 主要零件的設(shè)計與校核183.7.1齒輪的設(shè)計與校核193.7.2 齒輪軸的校核243.7.3 軸承的選擇與校核293.7.4 曲軸的設(shè)計與校核303.7.5 聯(lián)軸器的選擇與校核353.7.6 鍵的校核364 影響剪切效率和質(zhì)量的因素分析384.1 影響剪切效率的因素384.2 影響剪切質(zhì)量的因素385 潤滑方法的選擇395.1 潤滑的作用395.2 潤滑方法395.3 潤滑脂的特點(diǎn)和注意事項405.4 添加劑416 設(shè)備的環(huán)保、可靠性和經(jīng)濟(jì)可行性分析426.1 設(shè)備的環(huán)保性分析426.2 設(shè)備的可靠性426.3 設(shè)備的經(jīng)濟(jì)性分析44結(jié)論46致謝47參考文獻(xiàn)48遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第48頁1緒論1.1 選題背景及目的剪切機(jī)是用于對鋼板進(jìn)行切頭、切尾、切邊或者切定尺寸的設(shè)備,如今廣泛地應(yīng)用在冶金工業(yè)、農(nóng)機(jī)、船舶、起重機(jī)械、建筑機(jī)械、航空航天以及國防等行業(yè)。在中厚板生產(chǎn)中,剪切機(jī)一般用來將鋼板剪切成規(guī)定的尺寸。按照刀片形狀和配置方式及鋼板情況,剪切機(jī)大致分為斜刀片式剪切機(jī)(通稱鍘刀剪或斜刃剪)、圓盤式剪切機(jī)、滾切式剪切機(jī)(通稱滾切剪)三種基本類型。其中,應(yīng)用最多的是斜刀片式剪切機(jī),其次是圓盤式剪切機(jī)。滾切式剪切機(jī)是近年來出現(xiàn)的一種新型剪切機(jī),它在現(xiàn)代化的中厚板生產(chǎn)中將具有更多的優(yōu)越性和更強(qiáng)的生命力。三種剪切機(jī)刀片配置如圖1.1所示。(a)斜刃剪;(b)圓盤剪;(c)滾切剪圖1.1 剪切機(jī)刀片配置圖1、 斜刀片剪切機(jī) 這種剪切機(jī)的兩個剪刃是成某一角度配置的,即其中一個剪刃相對于另一個剪刃是傾斜配置的。在生產(chǎn)中多數(shù)上刀片是傾斜的,其傾斜角度一般為l060角,并且剪切機(jī)下刀片固定不動,上刀片向下運(yùn)動剪切鋼板。如圖1(a)所示。其優(yōu)點(diǎn)主要有:對鋼板溫度適應(yīng)性強(qiáng),既適用于熱狀態(tài)也適用于冷狀態(tài)鋼板的剪切;對鋼板厚度適應(yīng)性強(qiáng),40mm以下的鋼板均能剪切。主要缺點(diǎn):一是剪切時斜刀片與鋼板之間有相對滑動,剪切厚度大于20mm的板材時,由于刀片行程長,易使板材產(chǎn)生橫向彎曲,在剪切側(cè)邊時板邊不齊,影響板材的剪切質(zhì)量;二是由于間斷剪切,空程時間長,能達(dá)到的剪切次數(shù)少,產(chǎn)量受到限制,并浪費(fèi)能源。2、圓盤式剪切機(jī) 圓盤式剪切機(jī)的兩個刀片均是圓盤狀的,如圖1(b)所示。常用來剪切鋼板的側(cè)邊,也可用于鋼板縱向剖分成窄條。其主要優(yōu)點(diǎn)是可連續(xù)縱向滾動剪切,速度快,產(chǎn)量高,質(zhì)量好。缺點(diǎn):一是剪切厚度限于25mm以內(nèi);二是對于小批量規(guī)格品種多,鋼板寬度變換頻繁,則需要頻繁調(diào)整其兩側(cè)邊剪刃間的距離。3、滾切式剪切機(jī) 滾切式剪切機(jī)是在斜刃鍘刀剪的基礎(chǔ)上,將上剪刃做成圓弧形,如圖1(c)所示。呈弧形的上刀刃在剪切時相對于平直的下刀刃作滾動。此時,在整個剪切范圍內(nèi)刀片重疊量不變,剪切變形區(qū)小,被剪切板材不易彎曲變形,毛刺少,剪切質(zhì)量高。并且,滾切式剪切機(jī)運(yùn)動的上刀片與被剪板材之間只產(chǎn)生很小的相對運(yùn)動,刀片磨損較小。滾切式剪切機(jī)自20世紀(jì)70年代應(yīng)用于生產(chǎn)后,得到了一定的發(fā)展。這種剪切機(jī)剪切板材的切口光滑、板材無變形、切邊平直度高、能耗小、壽命長、產(chǎn)量高,特別適合于中厚板的切邊(滾切式雙邊剪)、切定尺(滾切式定尺剪)和縱向切分(滾切式剖分剪)。圓弧剪刃滾切式鋼板剪切機(jī)的剪切過程是個無限個變傾角斜刃剪的剪切過程的組合,有如下優(yōu)點(diǎn)。(1)滾切剪的上刀片是以半徑為R的圓弧組成,在剪切過程中,沿鋼板剪切方向上下刀片的重疊量不變,在上下刀片開口度相同的條件下,斜刃剪的上刀行程比滾切剪上刀行程大3040。滾切剪的偏心半徑小,在剪切力一定時,剪切力矩小。 (2)滾切剪的上刀行程小,對被剪切鋼板的壓彎變形小,避免了鋼板端部和棱邊的彎曲,剪切質(zhì)量好。 (3)滾切剪剪切次數(shù)可達(dá)24次min,最高可達(dá)到30次min,剪切效率高。 (4)滾切剪有快速換剪刃裝置,換刀時間只需30min。 (5)滾切剪有上下剪刃間隙調(diào)整裝置,上下剪刃的間隙可根據(jù)鋼板厚度進(jìn)行調(diào)整,間隙調(diào)整精度高,速度快,并用切口干凈毛刺少。 (6)滾切剪剪切板材的厚度最大可達(dá)到50mm,而圓盤剪和斜刃剪的剪切板材厚度最大只能達(dá)到25mm和40mm。 (7)滾切剪剪切機(jī)組采用計算機(jī)控制,鋼板運(yùn)送和長度測量由夾送輥和測長輥或激光測長裝置組成,定尺系統(tǒng)精度高,使用維修方便。本次滾切式剪切機(jī)的設(shè)計的目的是確定合理的主要參數(shù)。通過綜合分析選擇滾切剪的機(jī)構(gòu),按照工藝要求確定剪切力的大小及計算技術(shù)參數(shù),保證剪切質(zhì)量,并且根據(jù)滾切剪生產(chǎn)中存在的問題,制定合理的改造方案,使其性能更加完善。通過此次設(shè)計,掌握單體機(jī)械設(shè)備設(shè)計方法,提高繪圖技術(shù)和設(shè)計能力,為以后工作打下良好的基礎(chǔ)。1.2 滾切剪的發(fā)展趨勢剪切設(shè)備是軋鋼生產(chǎn)線上的重要設(shè)備之一,世界各國為提高產(chǎn)品質(zhì)量,提高生產(chǎn)效率,競相進(jìn)行技術(shù)改造。從20世紀(jì)70年代,滾切剪開始興起到現(xiàn)在,經(jīng)過多年的發(fā)展,國外先進(jìn)國家滾切剪方面的技術(shù)已經(jīng)成熟,除了滾切剪主體設(shè)備性能完善,還增加了先進(jìn)的輔助設(shè)備,如輸入滾到上設(shè)有激光劃線裝置和磁力對中裝置、入口側(cè)設(shè)有紅外溫度計、固定剪入口側(cè)夾送輥上設(shè)有接觸式傳感器測厚裝置、刀片設(shè)有彈簧夾緊液壓松開式的夾緊機(jī)構(gòu)以及自動換刀裝置等,使剪切鋼板完全實(shí)現(xiàn)了自動化。目前,目前我國擁有40多條中厚板軋機(jī)生產(chǎn)線,但是由于受到資金和技術(shù)等因素的制約,剪切線設(shè)備還較落后,大部分仍沿用斜刀片剪切機(jī)切頭、切尾、切定尺和切邊,尤其是一部分老舊的生產(chǎn)線,剪切設(shè)備停留在20世紀(jì)5060年代水平,嚴(yán)重影響鋼板質(zhì)量和產(chǎn)量的提高。而新建或在建的中厚板廠則多數(shù)采用了滾切剪,切邊以滾切式雙邊剪為主,頭尾、定尺及分段橫切采用滾切式定尺剪。滾切式剪切機(jī)取代斜刃剪和圓盤剪已成為國際上中厚板廠技術(shù)改造和新建的發(fā)展趨勢。國產(chǎn)滾切式定尺剪設(shè)計制造技術(shù)正在不斷提高,主要技術(shù)性能和剪切質(zhì)量已基本上達(dá)到國際同類設(shè)備水平,完全可以替代進(jìn)口以滿足中厚板廠生產(chǎn)的需要。滾切式雙邊剪由于機(jī)構(gòu)復(fù)雜、自動化程度高,電氣元件、自動控制精度和可靠性技術(shù)等方面與國外還有差距,目前國內(nèi)還不能完全自行設(shè)計及制造。2 設(shè)計方案的選擇和分析1 設(shè)計基本要求本次設(shè)計剪切機(jī)剪切鋼板鋼種為普通鋼、低合金鋼等,剪切鋼板厚度6mm40mm,剪切鋼板寬度1500mm2800mm,剪切鋼板長度18000mm,刀片圓弧半徑r=47000mm左右,滾切范圍角=7左右。2 設(shè)計方案的選擇和分析1). 根據(jù)設(shè)計參數(shù)選擇剪切機(jī)類型在普通斜刀片剪切機(jī)上剪切厚度大于20mm板材時,由于刀片行程大,易使板材產(chǎn)生橫向彎曲,在剪切側(cè)邊時半邊也不齊,影響板材的剪切質(zhì)量和產(chǎn)量。而滾切式剪切機(jī)上刀刃是弧形的,在整個剪切范圍內(nèi)刀片重疊量不變,被剪切板材幾乎不彎曲。這種剪切機(jī)的開口度比斜刀片剪切機(jī)大一些,但其總行程卻小30%40%,故其曲柄軸半徑小,傳動力矩小。此外,滾切式剪切機(jī)運(yùn)動的上刀與被剪板材之間只產(chǎn)生很小的相對運(yùn)動,刀片磨損較小。因此本設(shè)計選擇圓弧滾切式剪切機(jī)。2). 剪切機(jī)結(jié)構(gòu)的選擇圓弧滾切式剪切機(jī)按結(jié)構(gòu)形式劃分,可以分為單軸雙偏心、二軸二偏心型、三軸三偏心型、一軸三偏心型等幾種形式。由于單軸雙偏心驅(qū)動機(jī)構(gòu)比較簡單,因此本設(shè)計選擇單軸雙偏心型的上剪刃驅(qū)動機(jī)構(gòu)。1、2曲柄軸; 3,4連桿; 5弧形上刀片; 6平直下刀片;7導(dǎo)向桿圖2.1 滾切剪結(jié)構(gòu)圖最終選定剪切方式為平直下剪刃固定,圓弧上剪刃做滾動剪切,單軸雙偏心型的上剪刃驅(qū)動機(jī)構(gòu);交流電機(jī)驅(qū)動;傳動裝置采用上傳動,電機(jī)及減速裝置布置在機(jī)架上面。該方案上刀刃相對鋼板的滑動量小,鋼板劃傷?。簧舷碌镀闹丿B量很小,可以保證鋼板平直度,切下的板邊彎曲也較??;設(shè)置間隙調(diào)整裝置,上刀片的間隙可以根據(jù)鋼板厚度進(jìn)行調(diào)整,保證剪切斷面質(zhì)量好;安裝剪刃更換裝置便于維護(hù)和事故處理;設(shè)備結(jié)構(gòu)緊湊,占地面積也較小,坯料及聊頭運(yùn)輸條件好,節(jié)省成本。3 滾切剪的設(shè)計3.1 滾切剪的工作原理如圖3.1,滾切剪的剪切機(jī)構(gòu)是由曲柄軸1和2、連桿3和4、弧形上刀片5、平直下刀片6以及導(dǎo)向桿7組成。其工作原理是由于兩根左右曲柄軸之間存在相位差,左右曲柄軸由電機(jī)經(jīng)減速機(jī)同步傳動而帶動連桿,使上刀架在導(dǎo)向桿的作用下實(shí)現(xiàn)滾切式剪切的過程。1、2曲柄軸;3,4連桿;5弧形上刀片;6平直下刀片;7導(dǎo)向桿圖3.1 滾切剪剪切原理由該剪切過程可知,滾切剪在剪切的每個瞬時仍是一個斜刃剪的工作狀態(tài),只不過是斜刃傾角并非恒值,而是隨剪切瞬時改變而變化。每個瞬時的傾角應(yīng)等于該瞬時上刃圓弧觸點(diǎn)的切線與下刃之夾角。因此,也可以說,滾切剪的剪切過程是無限個變傾角斜刃剪的剪切過程之組合。這種剪切方式的偏心半徑小,在剪切力一定時,剪切力矩小。而且對被剪切鋼板的壓彎變形小,避免了鋼板端部和棱邊的彎曲,剪切質(zhì)量好。3.2滾切剪的基本機(jī)構(gòu)滾切剪主要由以下幾個部分組成:鋼板定位裝置、入口側(cè)夾送輥和廢鋼推鋼機(jī)、測量輥、滾切式剪切機(jī)、切頭運(yùn)輸設(shè)備、升降輥道。 1. 剪刃 與其它剪切機(jī)一樣,有一對上下剪刃。下刃為直刃,上刃為兩端圓弧形成的圓弧刃(圖3.2)。鋼板入口端刃弧半徑較??;出口端刃弧半徑較大。出此考慮的目的是使鋼板入口處有較大的導(dǎo)向開度。上下剪刃安裝在剪刃盒中(圖3.3)。在剪刃長度方向上,由多個特殊的液壓缸(圖3.3中5)將剪刃盒緊固在剪刃架上(圖3.3中3)。正常剪切時,借助于液壓缸內(nèi)的板型彈簧(圖3.3中4)將剪刃盒緊壓在剪刃架上,每個缸內(nèi)板型彈簧的壓緊力為7080kN當(dāng)要更換剪刃時,液壓缸柱塞由高壓油推動,克服彈簧壓緊力松開剪刃盒,剪刃盒整體卸下,達(dá)到快速更換剪刃的目的??v向滾切剪在鋼板出口側(cè)還要設(shè)置一對橫向小剪刃。它將主剪刃切下的半邊剪切成方便運(yùn)輸?shù)拈L度,此剪刃又稱為“碎邊刃”。它的上刃為斜刃。其固定方式與主任相同。剪刃側(cè)間隙調(diào)整為手動式。上剪刃的剪切運(yùn)動依附于主刃架帶動。2 上剪刃驅(qū)動機(jī)構(gòu)目前,圓弧滾切剪式剪切機(jī)的上剪刃驅(qū)動機(jī)構(gòu)主要有下列形式:二軸二偏心型、三軸三偏心型、一軸三偏心型、一軸雙偏心。本設(shè)計采用一軸雙偏心型驅(qū)動,如圖3.4所示。1-下剪刃臺; 2-曲柄軸;3-上刃架;4-被剪鋼板;5-導(dǎo)向桿;6-連桿圖3.4 上剪刃驅(qū)動機(jī)構(gòu)示意圖主剪刃由曲柄軸2經(jīng)減速機(jī)由電機(jī)驅(qū)動。上刃架兩側(cè)靠楔形擋塊限位,兩端分別由液壓平衡缸與彈簧限位器定位。液壓缸通入壓力油。上刃架四面均處于可靠的約束狀態(tài),這就保證了剪切的穩(wěn)定與精確。3 調(diào)整剪刃間隙機(jī)構(gòu)表3.1 板厚與剪刃間隙對應(yīng)關(guān)系序號鋼板厚度(mm)剪刃間隙(mm)剪切頻率(次/min)14.560.30.626.826100.30.625.5310150.60.824.3415200.81.023.1520251.01.221.9625301.21.420.7730351.41.719.6835401.72.018.4940452.02.317.21045502.32.616剪切鋼板時,按工藝要求必須對不同厚度范圍的鋼板設(shè)定不同的剪刃側(cè)間隙。長期生產(chǎn)實(shí)踐指出,隨鋼板厚度的變化,剪刃側(cè)間隙值按表3.1所列值比較適宜。為了實(shí)現(xiàn)這一工藝要求,各類滾切剪均設(shè)置了自動調(diào)整間隙機(jī)構(gòu),現(xiàn)在最通用的是雙楔塊調(diào)整機(jī)構(gòu)。如圖3.5所示,上剪架2緊貼在兩側(cè)楔形滑塊3上,楔形滑塊由兩個斜度相同方向相反的楔塊組成。當(dāng)電機(jī)7驅(qū)動時,經(jīng)傘齒輪傳動6,渦輪傳動5帶動兩側(cè)螺桿4按相反方向旋轉(zhuǎn),使兩側(cè)螺桿一升一降,從而帶動兩側(cè)楔形滑塊作方向相反行程相等的升降移動。由于兩側(cè)楔形滑塊斜度完全相同,因此上刃架仍能緊貼在兩側(cè)楔形滑塊上隨楔形滑塊水平移動而改變與下剪刃臺之間的相對位置,從而達(dá)到調(diào)整上下剪刃側(cè)間隙的目的。間隙值可用指針盤和電氣計數(shù)表指示。1-下刃臺;2-上刃架;3-楔形滑塊;4-螺桿傳動;5-渦輪傳動;6-傘齒輪傳動;7-電機(jī);8-讓刀杠桿系;9-主曲柄軸圖3.5 調(diào)整間隙與讓刀機(jī)構(gòu)示意圖4 上剪刃讓刀機(jī)構(gòu)在剪切鋼板時,上下剪刃側(cè)間隙應(yīng)保持上述給定的值,但剪板結(jié)束后,在上刃架返回過程中,希望上剪刃要離開鋼板被剪面一定距離(0.20.4mm)。出于此目的,在滾切剪上設(shè)置了上剪刃的讓刀機(jī)構(gòu)。設(shè)置此機(jī)構(gòu)的好處有兩個,一是防止上刃擦傷被剪鋼板的剪切斷面,二是減輕上刃的磨損,延長剪刃的重磨周期。如圖3.5所示,在一根主曲柄軸9的尾部安一個凸輪,凸輪的偏心位角相差一個適當(dāng)值,這個位角差保證在上剪刃剪切結(jié)束瞬時,由主曲柄軸尾部凸輪偏心作用帶動讓刀杠桿系8拉開楔形滑塊3,上刃架跟隨移開,使上刃相對鋼板剪切斷面有0.20.4mm間隙。而開始下一次剪切時,又有凸輪偏心作用使上刃架恢復(fù)刀原始位置,以保證給定的剪刃側(cè)間隙。國外的縱向滾切剪均采用這種讓刀機(jī)構(gòu),生產(chǎn)實(shí)踐證明,此機(jī)構(gòu)是實(shí)用和可靠的。上述幾方面是現(xiàn)代圓弧滾切剪本體的基本機(jī)構(gòu)。本體還有一些設(shè)備環(huán)節(jié),如壓緊器以及一些相應(yīng)的附屬機(jī)構(gòu)。譬如前后必須設(shè)置強(qiáng)力壓送輥裝置,鋼板橫移對中裝置等。這累設(shè)備均與斜刃剪的相差無幾。 3.3 剪切理論3.3.1 軋件剪切過程分析金屬的剪切過程可以分為以下幾個階段:刀片彈性壓入金屬階段;刀片塑性壓入金屬階段;金屬塑性滑移階段;金屬內(nèi)裂紋萌生和擴(kuò)展階段;金屬內(nèi)裂紋失穩(wěn)擴(kuò)展和斷裂階段。一般可粗略地分為兩個階段:刀片壓入金屬階段和金屬塑性滑移階段。在不同階段,被剪切金屬剪切區(qū)域內(nèi)應(yīng)力狀態(tài)是不同的。在整個剪切過程中,剪切區(qū)應(yīng)力狀態(tài)不斷變化,剪切力也不斷變化。試驗(yàn)表明,最大剪切力產(chǎn)生于刀片塑性壓入階段中了、金屬塑性滑移階段開始之時。因此,一般可將剪切過程分為兩個階段來建立剪切過程的受力模型。壓入階段作用在被剪切金屬上的力,如圖3.6所示。當(dāng)?shù)镀瑝喝虢饘贂r,上下刀片對被剪切金屬的作用力P組成力矩Pa,此力矩使被剪金屬沿圖示方向轉(zhuǎn)動。而上下刀片側(cè)面對軋件的作用力T組成的力矩Tc,將阻止軋件的轉(zhuǎn)動。隨著刀片的逐漸壓入,被剪金屬轉(zhuǎn)動的角度不斷增大,直到轉(zhuǎn)過角度后,兩力矩平衡,便停止轉(zhuǎn)動。被剪金屬停止轉(zhuǎn)動后,刀片壓入達(dá)到一定深度時,力P克服了剪切面上金屬的剪切阻力,此時,剪切過程由壓入階段過渡刀滑移階段,金屬沿剪切面開始滑移,直到剪斷為止。3.3.2 金屬機(jī)械性能對剪切抗力的影響剪切力與被剪金屬的機(jī)械性能和剪切面積大小有關(guān)。為了求得普遍意義剪切力,將剪切力除以對應(yīng)轉(zhuǎn)角的剪切面積,得到隨轉(zhuǎn)角變化的單位剪切抗力曲線。圖3.7 剪切抗力曲線結(jié)合滾切剪的剪切過程和曲線形狀特點(diǎn),把曲線分為三部分:(1) A部分上刀開始切入的初始階段,直到上刀切入理論滾切線為止。單位剪切抗力曲線在此階段出現(xiàn)峰值,形狀近似于平行刃剪切機(jī)單位剪切抗力變化曲線。(2) B部分滾動剪切階段。此階段剪切過程比較穩(wěn)定,類似于斜刀片剪切狀態(tài),只是刀弧運(yùn)動狀態(tài)稍有不同,單位剪切抗力基本不變。(3) C部分剪切階段后期。刀弧最低點(diǎn)未到鋼板左端,鋼板已經(jīng)斷裂.3.4 滾切剪主要參數(shù)的計算3.4.1 設(shè)計基本要求(1)剪切鋼板鋼種:普通鋼,低合金鋼;(2)剪切鋼板厚度:6mm40mm;(3)剪切鋼板寬度:1500mm2800mm;(4)剪切鋼板長度:1800mm;3.4.2 最大剪切力 剪切機(jī)最基本的參數(shù)是剪切力,用剪切力來設(shè)計其余的技術(shù)參數(shù)。設(shè)計剪切機(jī),一般要計算最大剪切力與額定剪切力,前者標(biāo)為剪切機(jī)的公稱能力,并用此剪切力對機(jī)械零件進(jìn)行強(qiáng)度校核;后者用作電機(jī)容量選擇計算。由設(shè)計參數(shù)可知,當(dāng)h=40mm時,b700MPa;h=20mm時,b800MPa。查文獻(xiàn)5,42,最大剪切力的計算公式為: (3.1)式中:k 刀刃磨鈍系數(shù)(1.151.3);b鋼板材料強(qiáng)度;h 鋼板最大厚度;剪切某種厚度鋼板時的上忍最大當(dāng)量傾角。 取k=1.3 ; b=800Mpa ; h=40mm ; =2.6; 則: 3.4.3額定剪切力查文獻(xiàn)5,42,額定剪切力P的計算公式為: (3.2) 3.4.4 剪切功查文獻(xiàn)1,291,剪切功A的計算公式為: (3.3)式中:P最大剪切力;B被剪鋼板寬度; 3.4.5 上剪刃圓弧半徑刀片圓弧半徑r是滾切式剪切機(jī)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)。r主要取決于刀片咬入角。咬入角小,剪切力增大,剪切質(zhì)量好。咬入角大,剪切力小,咬入條件差。圖3.8 刀片圓弧半徑確定簡圖查文獻(xiàn)1,292,圓弧滾切式剪切機(jī)的上剪刃圓弧半徑r的計算公式為: (3.4)式中:最大剪切厚度; S重合度,此處取S=7;所以: 取r=47000mm。當(dāng)?shù)镀瑢挾葹锽時,則滾切范圍角為: (3.5)式中:圓弧刀片端點(diǎn)與圓弧中心O的連線垂直線之間的夾角; 3.4.6 上刀架最大行程刀片行程是剪切機(jī)的主要參數(shù),它決定了剪切機(jī)的高度。在剪切能力允許的范圍內(nèi),它決定了所能剪切的軋件做大斷面高度。1上刀架;2下刀架;3軋件;4壓板圖3.9 刀片行程圖根據(jù)文獻(xiàn)1,258刀片行程為: (3.6)式中:H刀片最大行程; h被切軋件最大斷面高度;f軋件上表面與壓板之間的距離,此值的選取要保證軋件有一定翹頭時,仍能通過剪切機(jī);q1為了避免上刀受軋件沖撞,而使壓板低于上刀的距離;q2為了使軋件能順利通過剪切機(jī),上刀不被軋件磨損,使下刀低于輥道表面的距離;S上下刀片的重疊量;取h=40mm;f=60mm;q1=35mm;q2=20mm;S=7mm;因?yàn)闈L切上刃是大半徑的圓弧刃,因此在確定上剪刃行程時,沒必要考慮像斜刃剪上刃傾角所造成的附加行程。3.5 電動機(jī)容量的選擇由文獻(xiàn)5,43知,電動機(jī)的功率可用下式計算: (3.7)式中:曲柄旋轉(zhuǎn)一周,某一個最繁重的品種平均靜阻力矩; 電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速,?。?電機(jī)的過載系數(shù),一般可取; 電機(jī)至曲柄軸的速比,取。利用剪切靜力矩計算出曲軸每一個轉(zhuǎn)到2.6角時靜力矩,然后求出一周的平均值,代入數(shù)據(jù)可得 根據(jù)以上計算所得數(shù)據(jù),查找專業(yè)手冊,選取合適電機(jī)。由于YR系列的大型三相異步電動機(jī)具有良好的密封性,廣泛用于機(jī)械工業(yè)粉塵多、環(huán)境較惡劣的場所。且它非常適合用于礦山、冶金等機(jī)械工業(yè),所以圓弧剪切機(jī)的驅(qū)動電機(jī)選擇YR系列電機(jī)。再根據(jù)N=353.88 kW, 由文獻(xiàn)7,40-131 附表40-14選擇的電動機(jī)的型號為 YR400-6 的大型三相異步電動機(jī)。 容量相同的同類型的電動機(jī),有幾種不同的轉(zhuǎn)速系列,此種情況下我們綜合考慮,分析比較電動機(jī)及傳動裝置的性能、尺寸、重量和價格等因素,再考慮到機(jī)械在實(shí)際中的運(yùn)轉(zhuǎn),他的可靠性與電機(jī)相連接的減速機(jī),以及以后的發(fā)展,最后選同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電動機(jī)。YR400-6中型三相異步電動機(jī)的基本數(shù)據(jù)如表3.2所示:表3.2 YR400-6中型三相異步電動機(jī)主要性能參數(shù)表 型號額定功率(KW)定子電流(A)轉(zhuǎn)速(r/min)效率(%)轉(zhuǎn)動慣量()質(zhì)量(kg)YR400-635537298795.071531503.6 減速器的設(shè)計由于減速器采用電動機(jī)驅(qū)動,電動機(jī)轉(zhuǎn)速,電動機(jī)的額定功率為,每日工作24小時,廠房較大,自然通風(fēng)冷卻。按傳動比i=9.779,轉(zhuǎn)速選擇減速器。 減速器的基本數(shù)據(jù)如表3.3所示: 表3.3 減速器技術(shù)參數(shù)表 公稱傳動比i輸入公稱 轉(zhuǎn)速 (r/min)輸出公稱轉(zhuǎn)速 (r/min)低速級中心距(mm)高速級中心距(mm)總重量(kg)9.779 100011054243846292滾切剪的減速器為展開式兩級圓柱齒輪減速器,該減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、可靠性高、成本低等特點(diǎn),高速級和低速級都是斜齒輪。圖3.10 減速器傳動簡圖3.7 主要零件的設(shè)計與校核主要零部件的設(shè)計與校核包括:齒輪的設(shè)計與校核、齒輪軸的校核、曲軸的設(shè)計與校核、聯(lián)軸器的選擇與校核等內(nèi)容。3.7.1齒輪的設(shè)計與校核1選精度等級、材料及齒數(shù)1)根據(jù)前面所示的傳動方案,選用斜齒圓柱齒輪傳動。2)根據(jù)滾切剪傳動機(jī)構(gòu)速度,可選用7級精度(GB10095-88)。3)材料選擇。由文獻(xiàn)2,表10-1選擇小齒輪材料為50SiMn(整體調(diào)質(zhì)處理), 硬度為270HBS ;大齒輪材料為42SiMn(調(diào)質(zhì)處理),硬度為230HBS;二者硬度差40HBS。4)選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取=69,則。5)初選螺旋角2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 按文獻(xiàn)2,200中式(10-21)試算,即 (3.8) (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選。 2)由文獻(xiàn)2中圖10-31選取區(qū)域系數(shù)。 由文獻(xiàn)2圖10-26查得,,。 3)由文獻(xiàn)2,表10-7選取齒寬系數(shù)。 4)由文獻(xiàn)2,表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 5)由文獻(xiàn)2,圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 6)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 (3.9)7)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) (3.10) 8)由文獻(xiàn)2,圖10-13取接觸疲勞壽命系數(shù);。9)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得 (3.11) (2)計算 1)試算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得 2)計算圓周速度。 (3.12) 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)。已知使用系數(shù),根據(jù),7級精度,由文獻(xiàn)2,圖10-8查得動載系數(shù);由表10-4查得的值與直齒輪的相同,故;由圖10-13查得;再由表10-3查得。故載荷系數(shù) (3.13)6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由公式得 (3.14)7)計算模數(shù)。 (3.15)3按齒根彎曲強(qiáng)度計算 按文獻(xiàn)2,公式10-17校核 (3.16)(1)確定計算參數(shù)1) 確定載荷系數(shù) (3.17)2) 根據(jù)縱向重合度,從文獻(xiàn)2,圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3) 計算當(dāng)量齒數(shù)。 (3.18) 4) 查取齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)2,表10-5查得;5) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由文獻(xiàn)2,表10-5查得;6) 由文獻(xiàn)2,圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限;7) 由文獻(xiàn)2,圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),;8) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由文獻(xiàn)2,式10-12得 (3.19)9) 計算大、小齒輪的并加以比較。 (3.20)大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計計算對此計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù),由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),因此可取小齒輪的模數(shù)為10mm,分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取,則。4幾何尺寸計算(1)計算中心距 (3.21)將中心距圓整為438mm。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角 (3.22)因值改變不多,故參數(shù)等不必修正。(3)計算大、小齒輪分度圓直徑(4)計算齒輪寬度圓整后??;。同理,可設(shè)計第二級齒輪。表3.4 兩級齒輪設(shè)計數(shù)據(jù)級別Z1Z2mV第一級2.866226310mm10m/s第二級3.412175814mm4.5m/s3.7.2 齒輪軸的校核由于減速器外伸端小齒輪和與之嚙合的大齒輪所受轉(zhuǎn)矩較大,所以應(yīng)校核末級小齒輪的齒輪軸。1計算末級齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由于末級齒輪的功率 (3.23)式中:電動機(jī)的功率,=355kW;聯(lián)軸器的效率,=0.99;齒輪嚙合效率,=0.98;一對軸承的效率,=0.99。末級齒輪轉(zhuǎn)速 (3.24)因此,末級齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 (3.25) 2作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪分度圓直徑為 (3.26)所以可計算 (3.27) (3.28) (3.29) (3.30)3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為35CrMo,調(diào)質(zhì)處理,查文獻(xiàn)8,5得到如下性能參數(shù)。表3.5 35CrMo力學(xué)性能參數(shù)表207269700500320245185取,由文獻(xiàn)2,式(15-2)估算得 (3.31)因輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑,所以同時選取聯(lián)軸器型號。按照輸出軸轉(zhuǎn)矩和載荷條件,查文獻(xiàn)8,67可選用GCL13型鼓形齒式聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑取,故取,外伸段長度。4繪制軸的結(jié)構(gòu)簡圖圖3.11 軸結(jié)構(gòu)簡圖5求軸上的載荷水平面支反力: 兩式聯(lián)立求得:,垂直面支反力: 三式聯(lián)立求得:,6繪制齒輪軸的受力簡圖,如圖3.21所示。圖3.12 軸的內(nèi)力分析7計算彎矩水平面彎矩: (3.32) 垂直面彎矩: (3.33) (3.34) 合成總彎矩: (3.35) 扭矩:8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)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(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)2,式(15-5)和上面的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計算應(yīng)力 (3.36) 前面選定軸的材料為35CrMo,調(diào)質(zhì)處理,MPa。因此,故軸是安全的。3.7.3 軸承的選擇與校核(1) 初選代號為30238、30236的圓錐滾子軸承(2) 計算兩軸承承受的徑向載荷 (3.37) (3) 計算軸承產(chǎn)生的派生軸向力 由文獻(xiàn)7,2-31可知代號為30238的圓錐滾子軸承的有關(guān)數(shù)據(jù)為,。代號為30236的圓錐滾子軸承的有關(guān)數(shù)據(jù),。 (3.38) 所以軸承1為緊軸承,2為松軸承。(4) 計算滾動軸承的當(dāng)量動載荷對軸承1由文獻(xiàn)1,315可知徑向動載荷系數(shù),軸向動載荷系數(shù)。對軸承2由文獻(xiàn)1,315可知徑向動載荷系數(shù),軸向動載荷系數(shù)。因?yàn)檫\(yùn)轉(zhuǎn)中有強(qiáng)大沖擊載荷,由文獻(xiàn)1,316可知載荷系數(shù),取。則 (3.39) (5) 驗(yàn)算滾動軸承壽命軸承預(yù)期計算壽命因?yàn)?,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算 (3.40)故所選軸承可滿足壽命要求。3.7.4 曲軸的設(shè)計與校核曲軸是實(shí)現(xiàn)剪切動作的關(guān)鍵部位,在滿足動作精度要求的同時還要滿足強(qiáng)度要求。因此曲軸的設(shè)計對于剪切機(jī)的設(shè)計來說是非常重要的。圖3.13 滾切剪總體結(jié)構(gòu)圖(1) 各階段剪切力計算影響各階段剪切力的主要因素是被剪切軋件的材質(zhì)和實(shí)際有效剪切面積。軋件材質(zhì)主要決定單位剪切阻力的大小,因此引用聯(lián)邦德國MOELLER&NENMANN公司的剪切力計算公式: (3.41)式中剪切力,N; 單位剪切抗力,N; 剪切面積,mm。滾切剪在剪切過程中分為三個階段:剪切開始;滾動剪切;滾動剪切后期。在這三個階段中的剪切面積見圖3.14 ,剪切力作用位置見圖3.15 。圖3.14 各個階段剪切面積圖3.15 剪切力作用位置剪切開始階段剪切面積:式中:被剪鋼板厚度; 刀弧與直線的交點(diǎn)的橫坐標(biāo); 圓弧半徑; ,刀片圓弧的圓心位置; ,分別為鋼板左緣坐標(biāo),鋼板上限坐標(biāo)。滾動剪切階段剪切面積:剪切后期剪切面積:式中:,分別為鋼板下限的坐標(biāo),待剪鋼板厚度。剪切力作用位置:由力的平衡條件可知:總剪切力為,加在左右連桿上的力,則:曲軸中心,至連桿,的距離,分別為:式中:、分別為曲軸中心、的坐標(biāo)。兩連桿、上端點(diǎn)坐標(biāo)分別為,的長度分別為:,則曲軸上的例句及合力矩分別為:,(2) 曲軸的設(shè)計根據(jù)滾切剪技術(shù)參數(shù)和上述算式求出曲軸偏心為90mm,曲軸的結(jié)構(gòu)如圖 所示。圖3.16 曲軸結(jié)構(gòu)簡圖(3) 強(qiáng)度校核作為滾切剪中關(guān)鍵的部位,曲軸要滿足傳動精度和強(qiáng)度方面的要求。此軸承受的剪切力最大為8500KN,在剪切運(yùn)動中曲軸的兩根曲柄上所受的剪切力是在不斷變化的。根據(jù)計算和機(jī)構(gòu)運(yùn)動計算機(jī)模擬的結(jié)果可知,在曲軸轉(zhuǎn)動相位角為135時,單根曲柄上的受力最不平均,其中左曲柄上受到的剪切力為7410KN,右曲柄上受到的剪切力為1390KN。在曲軸兩端和中間部位設(shè)置支撐,在曲軸的右端施加電動機(jī)傳過來的扭矩。彎矩 (3.42) 彎曲段斷面系數(shù) (3.43) 彎曲應(yīng)力 (3.44)曲軸的最大應(yīng)力為49.418MPa,小于材料35CrMo的許用彎曲應(yīng)力值170MPa。所以曲軸可以滿足強(qiáng)度要求。3.7.5 聯(lián)軸器的選擇與校核(1) 類型選擇根據(jù)傳遞載荷的大小,軸轉(zhuǎn)速的高低,被聯(lián)接兩部件的安裝精度,參考各類聯(lián)軸器特性,選擇一種合用的聯(lián)軸器類型。具體選擇時可考慮以下幾點(diǎn):1. 所聯(lián)接兩個軸的軸徑;2. 傳遞的轉(zhuǎn)矩大小和性質(zhì)以及對緩沖減振功能的要求;3. 聯(lián)軸器的工作轉(zhuǎn)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(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境,以及成本。根據(jù)以上幾點(diǎn)選取聯(lián)軸器如下:在電機(jī)軸與減速機(jī)軸之間選取聯(lián)軸器型號CLZ 8齒型聯(lián)軸器,減速機(jī)軸和傳動軸之間選取聯(lián)軸器型號CLZ 13齒型聯(lián)軸器。查閱文獻(xiàn)7 知各聯(lián)軸器的主要尺寸和特性參數(shù)如下表3.6。表3.6 聯(lián)軸器的主要尺寸和特性參數(shù)型號許用轉(zhuǎn)矩(Nm)許用轉(zhuǎn)速(r/min)軸孔直徑(mm)軸孔長度(mm)轉(zhuǎn)動慣量(Kgm)重量(Kg)CLZ 8 CLZ 132240071000114018501101702122422.0617.7 133.8315( 2 ) 強(qiáng)度計算以減速器輸出軸與安裝齒輪的軸之間的聯(lián)軸器為例進(jìn)行強(qiáng)度校核。聯(lián)軸器的承載能力既與材料和熱處理有關(guān),也與兩軸相對位移的方向和位移量大小有關(guān),而且還與嚙合齒面間的滑動速度和潤滑狀態(tài)有關(guān),對于標(biāo)準(zhǔn)聯(lián)軸器,可按標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的方法驗(yàn)算:查文獻(xiàn)2,343得 (3.46)式中:聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩,單位:Nm 聯(lián)軸器長期承受的理論轉(zhuǎn)矩,單位:Nm 聯(lián)軸器工作條件系數(shù)查文獻(xiàn)2,351表14-1得:=1.7所以: =52645.6Nm由文獻(xiàn)2,表5.3知:T=71000 Nm顯然,故安全。3.7.6 鍵的校核聯(lián)軸器的鍵為:圓頭普通平鍵(A型),。鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 (3.47)式中:傳遞的轉(zhuǎn)矩,單位為; 鍵與輪轂槽的接粗高度,為鍵的高度,單位為mm; 鍵的長度,單位為mm,圓頭平鍵,為鍵的寬度,單位為mm。代入數(shù)據(jù)鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力,單位MPa;由文獻(xiàn)7,38-3可知所以鍵的強(qiáng)度滿足要求。4 影響剪切效率和質(zhì)量的因素分析4.1 影響剪切效率的因素目前國內(nèi)使用的斜刃剪均使用機(jī)后定尺機(jī)或人工劃線定尺,其優(yōu)點(diǎn)是定尺精度高,可靠性高,缺點(diǎn)是設(shè)備投資大,使用維護(hù)工作量大,人工操作,定尺機(jī)運(yùn)行生產(chǎn)效率低,切短尺鋼板、切頭、切試件時,由于定尺機(jī)的定尺頭部擋板與剪切線距離受限制不能使用定尺機(jī)。滾切式定尺剪使用定尺機(jī)也存在同樣問題。滾切式定尺剪的測長輥位于剪刃前面靠近剪切線位置,其原理是鋼板切頭時液壓缸將測長輥壓在鋼板上,自動剪切定尺時鋼板帶動測長輥旋轉(zhuǎn),安裝在測長棍上的測長儀檢測鋼板長度。其優(yōu)點(diǎn)是克服了定尺機(jī)的缺點(diǎn),可隨即快速檢測鋼板長度,生產(chǎn)效率高。為了提高滾切式定尺剪的生產(chǎn)效率,應(yīng)同時使用兩種定尺方式。4.2 影響剪切質(zhì)量的因素滾切式定尺剪的使用情況表明,上下刀片的水平間隙值對鋼板切口光潔度有很大影響。當(dāng)?shù)镀g隙值選擇合適時,鋼板切口光潔平整。刀片間隙要根據(jù)鋼板厚度、材質(zhì)、性能、溫度等條件測試確定。一般刀片間隙值為鋼板厚度的3%10%,不同設(shè)備的不同用戶其具體數(shù)值有差別。機(jī)后擺動輥道對剪切質(zhì)量也有影響。由于剪切鋼板長度、厚度、寬度不同,即被剪切鋼板在擺動輥道上的位置狀態(tài)、重量不同,對鋼板切口的作用力和力矩也不同,擺動輥道與上剪刃的運(yùn)作方式,即擺動輥道是托住鋼板剪切還是離開鋼板剪切,擺動輥道下降距離的最佳位置等。相位差和曲柄中心距對剪切質(zhì)量的影響比較顯著;曲柄半徑對剪切質(zhì)量的影響不及前兩者顯著,但也會產(chǎn)生一定作用;而連桿長度對滾切剪剪切質(zhì)量的影響甚微。增加相位差、曲柄半徑及上刀架偏移量均能夠使剪切力峰值和電機(jī)傳動力矩降低,而且前兩者的影響較大,后者的影響較小,增加曲柄中心距和連桿長度會使力能參數(shù)增加,但前者的影響很大,后者的影響很小。5 潤滑方法的選擇5.1 潤滑的作用潤滑的作用主要是:1)減少摩擦:減輕磨損 加入潤滑劑后,在摩擦表面形成一層油膜,可防止金屬直接接觸,從而大大減少摩擦磨損和機(jī)械功率的損耗。2)降溫冷卻:摩擦表面經(jīng)潤滑后其摩擦因數(shù)大為降低,使摩擦發(fā)熱量減少;當(dāng)采用液體潤滑劑循環(huán)潤滑時,潤滑油流過摩擦表面帶走部分摩擦熱量,起散熱降溫作用,保證運(yùn)動副的溫度不會升得過高。3)清洗作用:潤滑油流過摩擦表面時,能夠帶走磨損落下的金屬磨屑和污物。4)防止腐蝕:潤滑劑中都含有防腐、防銹添加劑,吸附于零件表面的油膜,可避免或減少由腐蝕引起的損壞。5)緩沖減振:潤滑劑都有在金屬表面附著的能力,且本身的剪切阻力小,所以在運(yùn)動副表面受到?jīng)_擊載荷時,具有吸振的能力。6)密封作用:潤滑脂具有自封作用,一方面可以防止?jié)櫥瑒┝魇?,另一方面可以防止水分和雜質(zhì)的侵入。5.2 潤滑方法參考所選滾動軸承的值,可采用鋰基潤滑脂,這種潤滑脂不僅能扣抗水、抗高溫(不高于145),而且具有較好的可靠性,是一種多用途的潤滑脂。根據(jù)開始齒輪圓周速度的大小,采用潤滑脂潤滑,潤滑劑為鈉基潤滑脂。這種潤滑脂有較高的耐熱性,工作溫度可達(dá)120,但抗水性差。由于它能與少量水乳化,從而保護(hù)金屬免遭腐蝕,比鈣基潤滑脂有更好的防銹能力。減速器內(nèi)齒輪圓周速度較大,故選用工業(yè)齒輪油潤滑。聯(lián)軸器采用鋁基潤滑脂潤滑。這種潤滑脂具有良好的抗水性,對金屬表面有良好的吸附能力,可起到很好的防銹作用。5.3 潤滑脂的特點(diǎn)和注意事項 潤滑脂就是將某種稠化劑均勻地分散在潤滑油中,得到半流體狀或粘稠膏狀的物質(zhì)就是潤滑脂,俗稱黃油或牛油。潤滑脂因具有許多優(yōu)點(diǎn)而被普遍應(yīng)用,主要優(yōu)點(diǎn)如下:粘附性好,能附著于摩擦表面,不易流失或飛濺。正常工作時,不會有漏油現(xiàn)象;防護(hù)性能較好,特別是防銹能力比潤滑油強(qiáng);特別適用于對滾動軸承的潤滑,不但注脂方便,而且可以在很長一段時間內(nèi)不用加脂,大大減少了維護(hù)工作量;密封性好,可以防止外界塵土侵入軸承;可在較寬廣的溫度下操作;其外顯黏度較不受溫度影響;比油有較低的摩擦系數(shù);可混合固體添加劑是用。潤滑脂也有其不足的一面,因而使用范圍受到限制,主要缺點(diǎn)是:散熱能力差,不能像油那樣對摩擦件進(jìn)行循環(huán)冷卻,因此不宜用在高轉(zhuǎn)速的軸承;對絕大多數(shù)滑動軸承不適用,其流動性差,內(nèi)摩擦阻力大,無法形成液動油
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