φ1300熱鋸機設計論文

1、<p><b>　　1300熱鋸機</b></p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　從分析不同熱鋸機的優(yōu)缺點著手，借鑒國內外先進的經驗，并結合中國國情以及實際工作狀況，設計了1300滾輪滑座式熱鋸機。</p><p>　　該熱鋸機結構簡單、新穎、緊湊，傳動受力合理。運轉準確可靠，制造成本低，

2、備件費用低，安裝維修方便，各部位潤滑良好、密封結構完善，裝備工藝性好，并總結了熱鋸機床在軋件生產中的作用及提出可能出現(xiàn)的問題，并介紹了該熱鋸機的設計思路及具體的設計步驟，并在參照了部分鋼廠現(xiàn)行的熱鋸機的結構基礎上，做了有效而實際性的改進。該滾輪滑座式熱鋸機的鋸片是由電動機通過皮帶傳動的。由皮帶帶動鋸片轉動能夠有效緩解振動，并且能夠使電動機遠離軋件，減小高溫軋件對電機的熱輻射，同時也起到過載保護作用。本文詳細介紹了滾輪滑座式熱鋸機的結構特

3、點及工作原理，精心選擇了熱鋸機的結構參數(shù)和力能參數(shù)，并對熱鋸機各部分的選擇進行了有理有據(jù)的分析并進行了校核，使的整個熱鋸機的設計達到了畢業(yè)設計的要求。</p><p>　　關鍵詞：熱鋸機 ；滾輪滑座式； 機構參數(shù) ；力能參數(shù)</p><p>　　1300 Heat Saw</p><p><b>　　Abstract</b></p>

4、<p>　　Beginning of the advantages and defects on the roller slide type mill,using the experience of home and abroad for reference,thinking of our Chinese real status and real work conditions, a 1300 roller slide

5、heat saw type mill is designed.</p><p>　　The structure features and work principles of the mill are systematically expounded Particularly the structure of the heat saw is simple,new,and compact able,the tran

6、smission is reasonable forced.Accurate and reliable operation of heat saw,manufacture low-cost,low cost of spare parts,installation and maintenance convenience,each part is well lubricated,sealing well structured,the ass

7、embly process is good,and summed up the heat saw in rolled piece of production to the problems which may arise,int</p><p>　　Keywords:heat saw;roller slide type;organ parameters;force parameters</p>&l

8、t;p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　1 緒論1</b></p><p>　　1.1 鋸切機的分類1</p><p>　　1.1.1 按鋸切時鋼材處于靜止或運動狀態(tài)分為1</p><p>　　1.1.2 按鋸座能否移動分為1</p><p&

9、gt;　　1.1.3 按鋸片的進鋸方式分為1</p><p>　　1.2 方案選擇2</p><p>　　1.2.1 設計給定條件3</p><p>　　2 總體方案設計4</p><p>　　2.1 熱鋸機的主傳動機構方案設計4</p><p>　　2.2 熱鋸機的進鋸機構方案設計4</p>

10、<p>　　2.3 熱鋸機的橫移機構方案設計4</p><p>　　3 熱鋸機的參數(shù)設計5</p><p>　　3.1 熱鋸機結構參數(shù)設計5</p><p>　　3.1.1 鋸片直徑5</p><p>　　3.1.2 鋸片厚度及加盤直徑5</p><p>　　3.1.3 鋸軸高度及鋸片行程5&l

11、t;/p><p>　　3.2 熱鋸機主要工藝參數(shù)設計6</p><p>　　3.2.1 鋸片圓周速度6</p><p>　　3.2.2 進鋸速度6</p><p>　　4 熱鋸機鋸切功率的計算及電機的選擇7</p><p>　　4.1 鋸切作用力的計算7</p><p>　　4.1.1 鋸

12、切力計算7</p><p>　　4.1.2 正壓力計算7</p><p>　　4.1.3 進鋸阻力的計算8</p><p>　　4.2 鋸切功率的計算8</p><p>　　4.2.1 塑性變形和形成鋸屑的功率的計算9</p><p>　　4.2.2 金屬鋸槽側壁摩擦功率的計算9</p>&

13、lt;p>　　4.2.3 其它功率的計算10</p><p>　　4.3 熱鋸機進鋸電機的選擇10</p><p>　　4.3.1 類型選擇10</p><p>　　4.3.2 外殼結構形式選擇10</p><p>　　4.3.3 電機電壓和轉速選擇10</p><p>　　4.3.4 電機容量選擇1

14、0</p><p>　　5 帶傳動設計11</p><p>　　5.1 確定計算功率11</p><p>　　5.2帶型的選擇11</p><p>　　5.3 確定帶輪的基準直徑11</p><p>　　5.3.1 初選小帶輪的基準直徑11</p><p>　　5.3.2 驗算皮帶的速

15、度12</p><p>　　5.3.3 設計大帶輪直徑12</p><p>　　5.3.4 確定中心距并選擇帶的基本長度12</p><p>　　5.4 驗算主動輪的包角14</p><p>　　5.5 確定傳動帶的根數(shù)14</p><p>　　5.6 確定傳動帶的預緊力15</p><

16、;p>　　5.7 計算帶傳動的壓軸力16</p><p>　　6 進鋸機構齒輪設計17</p><p>　　6.1 按齒根彎曲強度設計17</p><p>　　6.1.1確定公式內的各計算數(shù)值17</p><p>　　6.1.2齒輪幾何尺寸計算18</p><p>　　6.2齒條長度確定19</

17、p><p>　　7 進鋸機構功率的計算及電機選擇20</p><p>　　7.1 進鋸機構靜力矩計算20</p><p>　　7.1.1 計算進鋸機構移動時產生的摩擦力矩20</p><p>　　7.1.2 計算鋸切時產生的負荷力矩21</p><p>　　7.1.3 進鋸靜力矩計算21</p>&

18、lt;p>　　7.2 起動力矩計算21</p><p>　　7.2.1 啟動時靜力矩的計算22</p><p>　　7.2.2 啟動時需克服的動力矩計算22</p><p>　　7.3 進鋸機構功率的計算及電機的選擇23</p><p>　　8 鋸切機構主軸的設計及校核24</p><p>　　8.1

19、主軸設計24</p><p>　　8.1.2 軸的結構設計25</p><p>　　8.2 主軸受力分析計算26</p><p>　　8.2.1 計算H面內的力27</p><p>　　8.2.2 計算V面內的力28</p><p>　　8.3 主軸的彎矩及扭矩計算29</p><p&g

20、t;　　8.3.1 在H面內的彎、扭矩計算29</p><p>　　8.3.2 在V面內的彎、扭矩計算29</p><p>　　8.3.3 合成彎矩及扭矩計算30</p><p>　　8.4 主軸校核30</p><p>　　8.4.1 軸上載荷的計算30</p><p>　　8.4.2 由彎扭合成應力校核主

21、軸強度31</p><p>　　8.4.3 軸的疲勞強度校核32</p><p>　　9 主軸軸承校核計算37</p><p>　　9.1 軸的主要參數(shù)承37</p><p>　　9.1.3 軸承的附加軸向力計算37</p><p>　　9.1.4 軸承軸向載荷及當量動載荷的計算38</p>

22、<p>　　9.2 軸承壽命的計算38</p><p>　　10.1 減速器的選擇39</p><p>　　10.2 減速器校核39</p><p>　　10.2.1 熱功率校核39</p><p>　　11 潤滑方式41</p><p>　　12 經濟分析及環(huán)境保護42</p>&

23、lt;p>　　12.1 經濟分析42</p><p>　　12.2 環(huán)境保護43</p><p>　　12 .2.1 廢水治理43</p><p>　　12.2.2 固體廢物處理和綜合利用43</p><p>　　12.2.3 噪聲處理43</p><p><b>　　結 論44</b

24、></p><p><b>　　致 謝45</b></p><p><b>　　參考文獻46</b></p><p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　根據(jù)據(jù)切時軋件溫度的不同，鋸切機可分為熱鋸機機和冷鋸切機兩種形式。對于各種復雜斷面的型鋼在軋制后高溫

25、情況下如用剪切機剪切定尺，切口要產生明顯的壓扁和彎曲，超出所要求的公差變動范圍。如果在冷壓狀態(tài)下用成型刀片剪切也不能保證剪切質量。在這隨著軋制品種的改變，需要經常更換刀片，很不方便，因此，切斷面復雜的高溫鋼材，如重軌、鋼軌薄管坯等通常采用鋸切機。</p><p>　　鋸切機是用于切段各種復雜斷面的型鋼的重要的輔助設備之一。在很多情況下，整個軋鋼車間的生產量往往因為鋸切機的能力限制而受到影響。普通鋸切機是帶有能分離

26、切屑的尖齒圓鋸盤。根據(jù)結構不同，又分為如下各種情況：</p><p>　　1.1 鋸切機的分類</p><p>　　1.1.1 按鋸切時鋼材處于靜止或運動狀態(tài)分為：</p><p><b>　　普通熱鋸機和飛鋸。</b></p><p>　　1.1.2 按鋸座能否移動分為：</p><p><

27、;b>　　移動鋸和固定鋸。</b></p><p>　　1.1.3 按鋸片的進鋸方式分為：</p><p>　　擺式鋸：占據(jù)面積小，但鋸切行程受到限制。缺點：剛性差，振動大。進鋸方式：手動或電動。鋸片傳動方式：皮帶傳動。</p><p>　　杠桿式鋸：結構簡單。缺點：不易用高壓水沖刷掉屑，出屑困難，適用于生產效率低的小型車間或專門為取樣。進鋸方式：

28、皮帶傳動。</p><p>　　風動送料固定鋸：結構簡單，重量輕，事故少。單機生產效率高。缺點：鋸切質量上存在較嚴重的斜頭、扁頭、彎頭等質量問題，同時不能用于多臺鋸切機聯(lián)合鋸切，所以生產質量高時，裝置兩臺軋機又較困難，只能另置一條生產線。進料方式：氣缸送料。傳動方式：V帶傳動。</p><p>　　滑座鋸分為滑板式滑座據(jù)和滑輪式滑座鋸。前種的上滑臺、滑座通常是燕尾槽形滑板加工精度高，進鋸機

29、構往往采用曲柄搖桿式。這種結構給鋸切機帶來一系列缺點：</p><p>　　1）由于上下滑動，滑板表面潤滑不良，加上鋸屑易濺入滑動導軌面板極易損壞。</p><p>　　2）曲柄式搖桿機構進鋸系統(tǒng)的鋸片行程小不能變速，生產率低，進鋸機構受到較大阻力時不能自動減速，因此鋸片易磨損。</p><p>　　由于上述缺點，這種鋸切機的事故較多，而且滑板消耗較大，更換頻繁。因

30、此不適用于中小軋機生產發(fā)展的需要。滾輪式滑座鋸由于滾輪代替了上滑板，摩擦力減小不易磨損，所以它逐漸淘汰了滑板式滑鋸。</p><p>　　四連桿式熱鋸機優(yōu)點：工作行程大，工藝性能好，生產率高。隨著軋鋼生產的發(fā)展對連鑄及軋鋼生產線的熱鋸機的生產率和鋸切斷面質量提出了越來越高的要求，但是現(xiàn)有的滑板式和四連桿式熱鋸機的生產率相比之下不高且鋸切質量也不宜滿足要求，且鋸片壽命短。</p><p>　

31、　回轉鋸它是國外研制出的一種新式高效生產率的熱鋸機。優(yōu)點：鋸切時間短，質量好，鋸切壽命長，能耗少，能鋸切大及特大的鋼坯，且鋸切期間的噪聲作用時間短，有較大的經濟效果。</p><p><b>　　1.2 方案選擇</b></p><p>　　經過對上述六種熱鋸機的結構分析及優(yōu)缺點比較，并結合實際情況，查閱了國內外有關熱鋸機特別是滾輪滑座式熱鋸機的有關資料，故對《130

32、0熱鋸機》進行了滾動滑座式方案設計及計算。</p><p>　　本熱鋸機具有以下幾個特點：</p><p>　　鋸片由電動機通過皮帶帶動鋸片轉動，通過滾輪實現(xiàn)熱鋸機的送進操作。</p><p>　　通過滾輪實現(xiàn)熱鋸機的送進操作。為使上滑臺在下滑座上滾動，下滑座上裝有支撐輥，支撐輥滾軸的兩端做成方形，并裝配在下滑座上的方槽中。</p><p>

33、　　送進機構通過送進電動機，送進齒輪和送進齒條實現(xiàn)，使上滑臺往復運動。</p><p>　　軋件定尺長度改變后，必須通過橫移機構調整熱鋸機之間的距離因此采用車輪式橫移機構。</p><p>　　橫移機構電動機經齒輪、蝸輪減速機、圓錐齒輪傳動輪軸，在輪軸的兩端裝有兩個主動車輪，然后和另一側的被動行走輪共同使熱鋸機橫移。為使橫移時行走平穩(wěn)，前面的兩個車輪具有凸緣，后面的兩個車輪為平輪。<

34、/p><p>　　1.2.1 設計給定條件</p><p>　　鋸片的直徑：1300mm</p><p>　　鋸片的最大行程：1000mm</p><p>　　鋸片厚度：6-9mm</p><p>　　進給速度（前進/后退）：20-300mm/s</p><p>　　鋸片的圓周速度：90-120m/

35、s</p><p>　　鋸切機構采用皮帶傳動；進鋸機構采用齒輪齒條傳動；</p><p><b>　　2 總體方案設計</b></p><p>　　2.1 熱鋸機的主傳動機構方案設計</p><p>　　滾輪滑座式熱鋸機的鋸片是由電動機通過皮帶傳動的。由皮帶帶動鋸片轉動能夠有效緩解振動，并且能夠使電動機遠離軋件，減小高溫

36、軋件對電機的熱輻射，同時也起到過載保護作用。</p><p>　　2.2 熱鋸機的進鋸機構方案設計</p><p>　　送進運動是通過送進電機，經送進減速器，送進齒輪和齒條實現(xiàn)的，這將使上滑臺往復運動。通過滾輪實現(xiàn)熱鋸機的送進操作。為使上滑臺在下滑座上滾動，在下滑座上裝有支撐軌，每個支撐軌內部裝有軸承。在上滑臺的地面裝有滑板，通過它們使整個上滑臺被支撐在下滑座的滾輪上。滾輪呈的V形槽狀，與

37、其接觸的滑板也做成的V形，以防止上滑臺在送進時產生側向移動。因為直流減速機結構緊湊、體積小、承受過載能力強、能耗低性能優(yōu)越且保護性能好等特點，故采用直流電動機。</p><p>　　2.3 熱鋸機的橫移機構方案設計</p><p>　　軋件定尺長度改變后，必須通過橫移機構調整熱鋸機之間的距離此種熱鋸機采用車輪式橫移機構。橫移機構電動機，經齒輪、蝸輪減速機、圓錐齒輪傳動輪軸，在輪軸兩端裝有兩

38、個主動車輪具有凸緣，后面兩個車輪為平輪。采用車輪式橫移機構，必須裝有將熱鋸機夾緊在軌道上的夾持器，以防止熱鋸機在工作時因行走輪移動而改變軋材的定尺長度。</p><p>　　3 熱鋸機的參數(shù)設計</p><p>　　3.1 熱鋸機結構參數(shù)設計</p><p>　　熱鋸機結構參數(shù)包括鋸片直徑、鋸片厚度δ、加盤直徑、鋸軸高度H、鋸片最大行程L等。</p>

39、<p>　　3.1.1 鋸片直徑</p><p>　　鋸片直徑是熱鋸機最主要的結構參數(shù)。鋸片直徑D決定于被鋸切軋件的斷面尺寸，要保證鋸切最大高度軋件時，鋸軸上滑臺和夾盤能在軋件上自由通過。同時，為使被鋸切斷面能夠被完全鋸斷，鋸片下緣應比軌道表面最少低40-80mm(新鋸片可達100-150mm),鋸片直徑允許重磨量5%-10%。本課題鋸片直徑D=1300。</p><p>　　D

40、=10A+300 </p><p>　　式中A--方剛邊長（A=100mm）</p><p>　　3.1.2 鋸片厚度及加盤直徑</p><p>　　鋸片厚度δ過大將增加鋸切功率損耗，鋸片厚度δ過小會降低鋸片強度，并增加鋸切時鋸片的變形，一般情況下以經驗公式選擇</p><p>　　δ=（0.18-0.20） 本課題 D=1300mm,δ

41、(6.50,7.21),課題中δ（6，9），所以選取δ=7.0mm。</p><p>　　鋸片用夾盤和螺栓加緊裝在鋸軸上。當鋸片直徑一定時，夾盤直徑過大，鋸片能鋸切的軋件最大高度減小；夾盤直徑過小，據(jù)切時鋸片變形和軸向振動加大，導致鋸片壽命降低。由經驗公式：</p><p>　　=（0.35-0.50）D，即（455，650），選取=550。</p><p>　　3

42、.1.3 鋸軸高度及鋸片行程</p><p>　　鋸軸高度H為鋸軸軸心到軌道上表面的高度。滾輪滑座式熱鋸機軋件不動，熱鋸機向被切軋件移動，為此H不能太小，否則會在熱鋸機送進鋸切過程中將被切件推開而不能進行鋸切；同時當鋸片直徑一定時鋸軸高度H又不能過大，否則會無法保證鋸片重磨后的最小直徑下緣應低于軌道上表面的要求。由經驗公式</p><p>　　H=，即H（530，605），選取H=550m

43、m。</p><p>　　鋸片行程L由被鋸切軋件的最大寬度和并排鋸切的最多根數(shù)而定。本課題中L=1000mm。</p><p>　　3.2 熱鋸機主要工藝參數(shù)設計</p><p>　　熱鋸機主要工藝參數(shù)包括鋸片圓周速度V、進鋸速度U等。</p><p>　　3.2.1 鋸片圓周速度</p><p>　　提高鋸片圓周速度

44、V可以在同樣送進速度U的條件下，減少每個鋸齒所鋸切的切屑厚度，從而減少每齒的受力。換言之，如果每齒所能承受的載荷一定，則提高V可為提高U創(chuàng)造條件，也可提高生產率。但隨著V的增加，由于離心力而引起的徑向拉應力也將增加，從而降低了鋸齒所能承受的鋸切能力。因此，一般應用的鋸片圓周速度V一般在100-200m/s以下，140m/s。課題中圓周速度V=90-120m/s，選取鋸片圓周速度V=100m/s。</p><p>

45、　　3.2.2 進鋸速度</p><p>　　進鋸速度U根據(jù)被切軋件斷面的大小，進鋸速度U也應做相應調整，一般取U=30-300mm/s。</p><p>　　由經驗公式U=，式中f--熱鋸機生產率；h--軋件高度；</p><p>　　f=4000-6000/s，由經驗公式得U==50/s</p><p>　　4 熱鋸機鋸切功率的計算及電機

46、的選擇</p><p>　　4.1 鋸切作用力的計算</p><p>　　鋸片傳動功率在鋸切軋件時，軋件作用在鋸片上的力有：</p><p>　　4.1.1 鋸切力計算</p><p>　　由[1]得鋸切圓周力式中；</p><p>　　P--據(jù)切時單位鋸切力（kg/mm)，當鋸切溫度為800-850℃時,</p

47、><p>　　P=（5.5+0.32s);</p><p>　　S--鋸口寬度相當于鋸片厚度，δ=0.70mm；</p><p>　　U--進鋸速度，U=50mm/s；</p><p>　　h--軋件斷面高度，h=100mm;</p><p>　　V--鋸片圓周速度，V=100m/s;</p><p&g

48、t;<b>　　代入公式得：</b></p><p>　　4.1.2 正壓力計算</p><p>　　由[1]得R=（15-18)代入公式得：</p><p>　　4.1.3 進鋸阻力的計算</p><p><b>　　由受力分析圖得：</b></p><p><b&g

49、t;　??；</b></p><p><b>　　代入公式得：</b></p><p><b>　??；</b></p><p><b>　　則有：</b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><p>　　代入公

50、式進鋸阻力的水平分力為：</p><p><b>　　上抬力：</b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><p><b>　　代入公式得：</b></p><p>　　由此得作用在鋸片上的合力S有：</p><p><b>　?。?/p>

51、</b></p><p><b>　　代入得：</b></p><p><b>　　;</b></p><p>　　與水平方向呈50.285。</p><p>　　4.2 鋸切功率的計算</p><p>　　由文獻[1]知鋸片的傳動功率由三部分組成：</p&

52、gt;<p><b>　　式中：</b></p><p>　　N--消耗于鋸齒使軋件產生塑性變形和形成鋸屑的功率；</p><p>　　N--鋸片被鋸切金屬鋸槽側壁摩擦所消耗的功率；</p><p>　　N--空載功率，包括機械傳動效率、鋸屑甩出所消耗的功率及空氣阻力等；</p><p>　　4.2.1

53、塑性變形和形成鋸屑的功率的計算</p><p>　　由文獻[1,11-17]得：</p><p><b>　　；</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　鋸機生產率，f=5000mm/s;</p><p>　　鋸切時單位鋸切力（kg/mm),當

54、鋸切溫度為800-850℃時 </p><p><b>　　mm/s;</b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)有：</b></p><p>　　4.2.2 金屬鋸槽側壁摩擦功率的計算</p><p>　　由文獻[1,11-21]知：

55、</p><p><b>　?。?lt;/b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　軋件與鋸片側面摩擦系數(shù),取 ；</p><p>　　鋸片圓周速度（m/s);</p><p>　　軋件對鋸片側面的直壓力，Q=；</p><p>

56、　　f--鋸片振擺值，由鋸片直徑與鋸切生產率決定，由文獻[1,表11-5]查得f=1.4;</p><p>　　c--鋸片柔度，由文獻[1，11-5]可知c=0.016mm/kg;</p><p><b>　　則：</b></p><p><b>　??；</b></p><p>　　4.2.3 其它

57、功率的計算</p><p>　　影響的因素很多，一般來講鋸機消耗于傳動件的功率和軸承摩擦、空氣阻力、把鋸屑甩出等所消耗的功率與總功率是成比例增加的。所以可以按以下公式計算。</p><p><b>　??；</b></p><p>　　計算時k=(0.1,0.3),取k=0.2。</p><p><b>　　帶入

58、數(shù)據(jù)得：</b></p><p>　　=0.2（42.494+51.471）=18.793(kw);</p><p><b>　　故綜上所述；</b></p><p>　　即： N=42.494+51.471+18.793=112.758（kw)</p><p>　　4.

59、3 熱鋸機進鋸電機的選擇</p><p>　　4.3.1 類型選擇</p><p>　　由于工作條件所限，本熱鋸機的鋸片要求負載基本平衡，對啟動制動無特殊條件要求，且要求長期運行。因此選擇了Y系列三相異步電動機作為鋸片軸部分的電機。</p><p>　　4.3.2 外殼結構形式選擇</p><p>　　該熱鋸機所處的生產車間內空氣中有較多的灰

60、塵等，因此采用封閉式電動機。</p><p>　　4.3.3 電機電壓和轉速選擇</p><p>　　根據(jù)使用要求和現(xiàn)場條件選用依據(jù)文獻[4，表9-2-8]選擇電動機電壓為380V，轉速n=1480r/min。</p><p>　　4.3.4 電機容量選擇</p><p>　　由前面的計算得鋸片功率傳動中鋸切功率N=112.785kw。<

61、;/p><p>　　綜上由文獻[4，表9-2-8]]查得選用Y315M-4型號電動機，額定功率P=132kw,轉速n=1480r/min，額定電壓為380V。</p><p><b>　　5 帶傳動設計</b></p><p>　　5.1 確定計算功率</p><p>　　計算功率是根據(jù)傳遞功率P，并考慮到載荷性質和每天工作

62、時間等影響因素確定的即：</p><p><b>　　；</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　--計算功率，單位：kw;</p><p>　　P--傳遞的額定功率，單位：kw;</p><p>　　--工況系數(shù)，由文獻[3,表8-7]查得；

63、</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p><b>　　5.2帶型的選擇</b></p><p>　　根據(jù)計算功率和小帶輪轉速選定帶型為D型V帶。</p><p>　　5.3 確定帶輪的基準直徑</p><p>　　5.3.1 初選小帶輪的基準直徑

64、</p><p>　　由文獻[3,表8-6及表8-8]選取，為提高V帶的壽命，應選取較大直徑。因此；</p><p><b>　　由得：</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　--小帶輪轉速；；</b></p><p

65、><b>　　--大帶輪轉速；;</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)得：</b></p><p><b>　　；</b></p><p><b>　　代入得：</b></p><p>　　5.3.2 驗算皮帶的速度V</p>

66、<p>　　由文獻[3,8-13]得</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)得：</b></p><p><b>　??；</b></p><p>　　因為文獻[3]查得5m/s<V<30m/s合適，因此滿足要求。</p><p>　　5.3.3 設計大帶輪直徑</p>

67、<p><b>　　由文獻[3]查得：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)有：</b></p><p>　　由文獻[3,表8-8]查得：</p><p>　　5.3.4 確定中心距并選擇帶的基本長度</p><p>　　由文獻[3]查得中心矩大可以增大帶輪的包角同時減少單位

68、時間內帶的循環(huán)次數(shù)，這有利于提高帶的壽命。但中心矩過大會加劇帶的波動，降低帶傳動的平穩(wěn)性同時也會增加帶傳動的整體尺寸。</p><p>　　根據(jù)文獻[3,8-20]初選中心矩為：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)有：</b></p><p>　　即： </p><p>　　因此取得： &l

69、t;/p><p>　　根據(jù)已確定的中心矩，由帶傳動的幾何關系計算V帶所需的基準長度。</p><p>　　由文獻[2,8-22]得：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)有：</b></p><p><b>　　計算得： </b></p><p>　　根據(jù)文獻[2,表8-2]選取

70、V帶的基準長度；</p><p>　　計算中心矩a及其變動范圍</p><p>　　由文獻[3,8-23]得帶傳動的實際中心距為：</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)得： </b></p><p><b>　　解得：</b></p><p>　　則中心矩變化范圍為：<

71、/p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)得：</b></p><p>　　由此求得中心矩變化范圍為：</p><p>　　5.4 驗算主動輪的包角</p><p>　　由文獻[3,8-25]查得應使包角滿足：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)得：</b></p>&l

72、t;p><b>　　解得：</b></p><p><b>　　滿足設計要求。</b></p><p>　　5.5 確定傳動帶的根數(shù)</p><p>　　由文獻[3,8-26]查得:</p><p><b>　　式中：</b></p><p>&l

73、t;b>　　帶入數(shù)據(jù)得：</b></p><p>　　因此取得Z=9（根）。由機械設計書中查得傳動帶的根數(shù)一般不大于10根，因此滿足設計要求。</p><p>　　5.6 確定傳動帶的預緊力</p><p>　　由文獻[3,8-27]查得單根V帶的最小預緊力為：</p><p><b>　　式中:</b>

74、;</p><p>　　q--傳動帶單位長度質量，由文獻[3]查得q=0.61kg/m;</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)得：</b></p><p><b>　　解得：</b></p><p><b>　　由文獻[2]查得：</b></p><p>

75、;　　對于新安裝的V帶初拉力為：</p><p>　　對于運轉后的V帶初拉力為：</p><p>　　5.7 計算帶傳動的壓軸力</p><p>　　由文獻[2,8-28]得：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)得： </b></p><p>　　6 進鋸機構齒輪設計</p>&l

76、t;p>　　6.1 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　進鋸機構采用開式齒輪齒條傳動，故采用漸開線標準直齒圓柱齒輪。根據(jù)（GB10095-88），精度等級采用8級。由文獻[3,表10-1]選擇齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為241-286HBS。齒條材料為45鋼(調質),硬度為217-255HBS。強度極限，屈服極限,初選齒輪齒數(shù)為。</p><p>　　由文獻[3,10-5]

77、得彎曲強度的設計公式為：</p><p>　　6.1.1確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　1）由文獻[3,圖10-24c]查得齒輪齒條的齒根彎曲疲勞極限分別為：</p><p>　　由文獻[3,圖10-18]查取彎曲疲勞壽命系數(shù)：</p><p>　　3）計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安

78、全系數(shù)s=1.4,由文獻[3，10-12]得：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得:</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p><b>　　由文獻[3]查得：</b></p><p>　　使用系數(shù)： </p&

79、gt;<p>　　動載系數(shù)： </p><p>　　齒間載荷系數(shù)： </p><p>　　齒向載荷分配系數(shù)： </p><p><b>　　那么帶入數(shù)據(jù)求得：</b></p><p><b>　　5)查取齒形系數(shù)</b></p>

80、<p>　　由文獻[3，表10-5]查得： </p><p>　　6）查取應力校正系數(shù)</p><p>　　由文獻[3,圖10-18]查得：</p><p><b>　　計算齒輪模數(shù)</b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　

81、根據(jù)計算結果由文獻[2,表10-1]查得標準模數(shù)m=10。</p><p>　　6.1.2齒輪幾何尺寸計算</p><p><b>　　計算分度圓直徑：</b></p><p><b>　　計算齒輪寬度：</b></p><p><b>　　6.2齒條長度確定</b></

82、p><p>　　選取，則齒條長度為：</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　由計算結果知道齒條長度大于鋸片行程，因此符合設計要求。</p><p>　　7 進鋸機構功率的計算及電機選擇</p><p>　　7.1 進鋸機構靜力矩計算</p><p

83、>　　由文獻[4,11-25]查得：</p><p><b>　　式中： </b></p><p>　　7.1.1 計算進鋸機構移動時產生的摩擦力矩</p><p>　　由文獻[4,11-26]可知：</p><p><b>　　式中：</b></p><p><

84、b>　　故綜上所述：</b></p><p>　　7.1.2 計算鋸切時產生的負荷力矩</p><p>　　由文獻[4,11-27]得：</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　其他參數(shù)同上；</b></p><p><

85、b>　　則代入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　7.1.3 進鋸靜力矩計算</p><p>　　7.2 起動力矩計算</p><p>　　由文獻[4,11-27]查得起動力矩：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　7.2.1 啟動時靜力矩的計算

86、</p><p><b>　　由文獻[4]得：</b></p><p>　　7.2.2 啟動時需克服的動力矩計算</p><p>　　由文獻[4,11-30]查得：</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　包括：</b>&

87、lt;/p><p>　　由文獻[4]中查得：</p><p><b>　　所以有：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)有：</b></p><p><b>　　綜上帶入數(shù)據(jù)有：</b></p><p>　　7.3 進鋸機構功率的計算及電機的選擇&l

88、t;/p><p><b>　　由機械公式得：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)有：</b></p><p>　　因為直流減速機結構緊湊、體積小、承受過載能力強、能耗低、性能優(yōu)越，且保護性能好等優(yōu)點，因而采用直流電動機。由文獻[4,表9-2-3]查得選用Z2-51型號電動機。</p><p>

89、　　8 鋸切機構主軸的設計及校核</p><p><b>　　8.1 主軸設計</b></p><p><b>　　鋸片軸半裝配圖</b></p><p><b>　　圖8-1</b></p><p>　　已知電機軸的傳遞功率，轉速n=1480r/min，主軸通過皮帶和電機相接

90、，則主軸傳遞功率為。</p><p>　　選擇主軸材料為45鋼經調質處理，由[3,表15-1]查得，其性能參數(shù)為： </p><p>　　由文獻[3,15-2]初步估算軸的最小直徑：</p><p>　　式中由機械設計書查得： </p><p><b>　　；</b></p><p><b&

91、gt;　　帶入數(shù)據(jù)得：</b></p><p>　　圓整后取60mm.考慮到鋸片受到較大的沖擊載荷，且軸上開有鍵槽，故采用保守設計，軸最外端直徑為d=90mm。</p><p>　　8.1.2 軸的結構設計</p><p><b>　　軸的結構設計圖</b></p><p><b>　　圖8-2&l

92、t;/b></p><p>　　擬定軸上零件裝配方案，如上圖所示。根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度。通過裝配圖可看到最小直徑應該是安裝鋸片的一端。根據(jù)鋸片的工作原理知，鋸切時產生很大的扭轉和彎矩，所以鋸片的夾盤要通過軸與孔的過盈配合來傳遞扭矩。可以通過加粗軸的直徑來滿足彎矩要求。將軸徑加粗到100mm。為了增大鋸片的穩(wěn)定性，確定軸與夾盤配合段的軸長為146mm.為了緊固夾盤要有軸肩，高度一般?。篽=(

93、0.07-0.1)d；取h=12.5mm.此處軸肩直徑為125mm。</p><p>　　初選滾動軸承，因軸承同時受到徑向力和軸向力作用，選用雙列調心滾子軸承22326，其基本尺寸為：</p><p>　　為了滿足皮帶輪的軸向固定要求，軸的左端用軸套固定，右端用螺栓和軸端擋板來固定。通過鍵來傳遞扭矩，選擇鍵型號為：GB1096-97，基本尺寸為：。由文獻[3,表15-2]取軸端倒角為：。其

94、余各處圓角見零件圖。</p><p>　　8.2 主軸受力分析計算</p><p>　　因為在鋸切的過程中，鋸齒在鋸割時，同時受到塑性變形阻力、鋸切力及剪切塑性變形阻力的作用。這些力將會傳遞到主軸上，對主軸產生彎矩和扭矩。在這些力的作用下，由于主軸由兩個軸承支承，對外和電機相連，對主軸產生一定的扭矩。</p><p><b>　　主軸受力分析圖</b

95、></p><p><b>　　圖8-3</b></p><p><b>　　圖中：</b></p><p>　　由之前對鋸片受力的計算得：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p><b>　　式中：<

96、/b></p><p>　　由之前對帶輪的設計計算得：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　8.2.1 計算H面內的力</p><p>　　由文獻[4,8-12]得：</p>

97、<p><b>　　即：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　由文獻[4,8-13]得： </p><p><b>　　即：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b&g

98、t;</p><p><b>　　由以上兩式計算得：</b></p><p>　　8.2.2 計算V面內的力</p><p>　　由文獻[4,8-14]得：</p><p><b>　　即：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)得：</b><

99、;/p><p>　　由文獻[4,8-15]得：</p><p><b>　　即： </b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p><b>　　由以上兩式計算得：</b></p><p>　　8.3 主軸的彎矩及扭矩計算<

100、/p><p>　　8.3.1 在H面內的彎、扭矩計算</p><p>　　由文獻[4,8-16]B點彎矩：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　由文獻[4,8-17]C點彎矩：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p

101、><p>　　8.3.2 在V面內的彎、扭矩計算</p><p>　　由文獻[4,8-18]B點彎矩：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　由文獻[4,8-19]C點彎矩：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p&g

102、t;<p>　　8.3.3 合成彎矩及扭矩計算</p><p><b>　　由機械設計式得：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p><b>　　扭矩計算：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：<

103、;/b></p><p><b>　　8.4 主軸校核</b></p><p>　　8.4.1 軸上載荷的計算</p><p>　　由主軸的機構圖和計算簡圖再結合主軸的彎矩圖及扭矩圖，可以看出C處是主軸的危險截面。相關數(shù)據(jù)見下表：</p><p><b>　　表8.1</b></p>

104、;<p>　　8.4.2 由彎扭合成應力校核主軸強度</p><p>　　由機械設計書中，進行校核計算式，一般只對軸上承受最大彎矩和最大扭矩的截面進行（即危險截面Ⅱ）強度校核。根據(jù)文獻[4,6-1-5]查得：</p><p><b>　　;</b></p><p><b>　　式中：</b></p>

105、;<p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p><b>　　由計算結果知：</b></p><p><b>　　因而符合設計要求。</b></p><p>　　8.4.3 軸的疲勞強度校核</p><p>　　判斷軸的危險截面。從應力集中對軸的疲勞

106、強度的影響可知，截面Ⅱ的應力集中最大；從所受載荷的角度，截面Ⅲ的應力最大，但是應力卻不集中，因而不必進行校核計算。故而只需對截面Ⅱ處的左右兩側進行校核即可。</p><p>　　截面Ⅱ左側疲勞強度校核</p><p>　　由文獻[3，表15-4]查得抗彎截面系數(shù)：</p><p>　　由文獻[3，表15-4]查得抗扭截面系數(shù)：</p><p>

107、;　　則截面Ⅱ左側彎矩為：</p><p><b>　　截面上的扭矩為：</b></p><p>　　截面上的彎曲應力為：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　截面上的扭轉切應力為：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：

108、</b></p><p>　　軸的材料為45鋼調質處理，由文獻[3,表15-1]查得：</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按文獻[3,附表3-2]查取。</p><p><b>　　由于：</b></p><p><b>　　經插值法求得：</b></p&g

109、t;<p>　　又由附圖3-1查得軸的材料的敏性系數(shù)為：</p><p>　　故有效應力集中系數(shù)為;</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)；軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為：軸的表面未經強化處理，即。</p><p&

110、gt;　　則由機械設計式3-12及3-14b得綜合系數(shù)為：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　有由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)為： </p><p>　　于是計算安全系數(shù)的值，由文獻[4]式（15-6）~（15-8）得：</p><p><b>

111、　　帶入數(shù)據(jù)計算求得：</b></p><p><b>　　故綜上所述安全。</b></p><p>　　截面Ⅱ右側疲勞強度校核</p><p>　　抗彎截面系數(shù)W按表15-4中公式計算得;</p><p>　　抗扭截面系數(shù)由機械設計式得：</p><p>　　彎矩M及彎曲應力為：&l

112、t;/p><p>　　扭矩及扭轉切應力為：</p><p>　　過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是有：</p><p><b>　?。?；</b></p><p>　　軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為：</p><p>　　由此可得綜合系數(shù)為：</p><p

113、><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　從此可得軸在截面Ⅱ右側的安全系數(shù)為：</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算求得：</b></p><p>　　故該軸在危險截面Ⅱ的右側也是足夠的。</p><p>　　因此綜上所述所設計的軸符合強度設計要求。</p>

114、<p>　　9 主軸軸承校核計算</p><p>　　9.1 軸的主要參數(shù)承</p><p>　　由主軸的設計可知選用的軸承型號為雙列調心滾子軸承22326，其基本尺寸為：</p><p>　　9.1.2 軸承徑向載荷的計算</p><p><b>　　由機械設計式：</b></p><p

115、><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　9.1.3 軸承的附加軸向力計算</p><p><b>　　由機械設計式得：</b></p><p>　　式中：Y--計算系數(shù)，查得Y=1.7</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p&

116、gt;<p>　　9.1.4 軸承軸向載荷及當量動載荷的計算</p><p>　　由上式計算可得因為,所以左端壓緊右端放松。因此有： ；</p><p>　　因為所以由文獻[6]機械設計手冊書查得所以</p><p>　　由文獻[5,13-8a]得當量動載荷

117、：</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　9.2 軸承壽命的計算</p><p>　　由文獻[3,13-5]得軸承壽命：</p><p>　　式中： C--基本額定動載荷C=942kN;<

118、;/p><p>　　n--主軸轉速，n=1376r/min;</p><p><b>　　P--當量動載荷；</b></p><p>　　--指數(shù)，對于滾子軸承=10/3；</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　故綜上所述軸承設計符合要求。&l

119、t;/p><p>　　10 減速器的選取及校核</p><p>　　10.1 減速器的選擇</p><p>　　由前面的設計已知，進鋸機構電機的輸出轉速，低速軸最大工作扭矩，而減速器傳動比為i=39.27。則按照強度條件選擇減速器，由文獻中式16.1-16.15查得：</p><p><b>　　式中：</b></p&

120、gt;<p><b>　　代入公式得：</b></p><p><b>　　由文獻</b></p><p>　　的減速器。型號為：HWT125-40-1 環(huán)面蝸桿減速器。</p><p>　　10.2 減速器校核</p><p>　　10.2.1 熱功率校核</p>&l

121、t;p>　　由文獻[6,表18-4]知當i=40,減速器許用輸入熱功率，故不需要采用強制冷卻措施。</p><p>　　10.2.2 軸懸臂負荷的校核</p><p>　　當減速器輸出軸裝有帶輪時、齒輪或鏈板時需要校核軸伸懸臂負荷。本設計的輸出軸裝有齒輪，因此需要進行校核。</p><p>　　由文獻[6,18-3]有：</p><p>

122、;<b>　　式中：</b></p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)計算得：</b></p><p>　　故綜上該減速器負荷要求。</p><p><b>　　11 潤滑方式</b></p><p>　　常用的潤滑方式有稀油潤滑（礦物油潤滑）和甘油潤滑（潤滑脂潤滑）兩種。<

123、/p><p>　　1.稀油潤滑一般用于要求對摩擦面實行液體或半液體摩擦的地方，以及除了潤滑外，還需要冷卻、清洗摩擦表面的地方。</p><p>　　2.甘油潤滑的主要目的是減少摩擦以及保護摩擦表面不受腐蝕和防止外來水、氧化鐵皮等污物進入。轉速較低或不經常工作的摩擦面。常用甘油潤滑油潤滑不能循環(huán)，因此消耗的油脂不能回收，但甘油潤滑設備比較簡單。稀油潤滑可以循環(huán)使用，但設備復雜。一般情況下，凡是甘

124、油潤滑可以滿足要求的機械設備，可以不用稀油潤滑。</p><p>　　稀油潤滑仍然是軋鋼車間主要的潤滑型式，由于稀油潤滑能有效的減少摩擦，有良好的潤滑效果，排散熱量冷卻工作表面以及保護工作表面不受腐蝕等作用。因此到目前為止軋鋼車間在所有齒輪嚙合部位、減速機、人字齒輪機座以及大部分軋機的軸承都還是采用稀油循環(huán)潤滑。</p><p>　　不過近幾年發(fā)展起來一種新的潤滑方式——油氣潤滑，它是以壓

125、縮空氣為動力將稀油沿管道輸送到各潤滑點。其適用于潤滑滾動軸承，尤其在重負荷軋機軋輥軸承上得到廣泛應用。</p><p><b>　　油氣潤滑的優(yōu)點：</b></p><p>　?。?）有利于環(huán)境保護。沒有油霧，周圍環(huán)境不受污染。</p><p>　?。?）精密計量。油和空氣兩個成分都可分別精確計量，按照不同的需要輸送到每一個潤滑點。</p

126、><p>　　（3）與油的粘度無關，凡是能流動的油都可以輸送。因為它不需要霧化，所以不存在高粘度霧化困難的問題。</p><p>　　（4）可以監(jiān)控。潤滑系統(tǒng)的工作狀況很容易實現(xiàn)電子監(jiān)控。特別適合用于滾動軸承，尤其是重負荷的軋機軋輥軸承，氣冷效果好，可降低軸承的運行溫度，延長壽命。</p><p>　　（5）耗油量小。僅為耗脂量的1/10～1/20。</p>

127、<p>　　12 經濟分析及環(huán)境保護</p><p><b>　　12.1 經濟分析</b></p><p>　　根據(jù)市場調查，估計未來12年的投入與收入，列于表7.1。 </p><p>　　表7.1 投資回收期 （單位：萬元）</p>

128、<p>　　根據(jù)表7.1，可知：</p><p><b>　　投資回收期：</b></p><p>　　=（6-1）+（1/2.5）</p><p><b>　　=5.4年</b></p><p>　　式中 ——行業(yè)投資回收期，中小型機械年。</p><p>&l

129、t;b>　　因為 ， </b></p><p><b>　　所以可以投資。</b></p><p><b>　　12.2 環(huán)境保護</b></p><p>　　車間的主要污染源及污染物為含氧化鐵皮和少量礦物油的濁廢水；廢乳化液；含塵廢氣；含微量SO2的煙氣；氧化鐵皮；管切頭和廢管；各種噪聲。本設計采取了以

130、下措施治理上述污染物。</p><p>　　12 .2.1 廢水治理</p><p>　　1.凈環(huán)水循環(huán)使用，為保持水質穩(wěn)定，有少量排水補入濁環(huán)水系統(tǒng)。</p><p>　　2.含有氧化鐵皮和少量礦物油，經沖渣溝進入旋流沉淀池，經沉淀后部分廢水返回用于沖渣溝沖氧化鐵皮，其余水送化學除油器加藥絮凝沉淀，除油器出水經冷卻塔冷卻降溫后循環(huán)使用。</p>&l

131、t;p>　　3.旋流沉淀池鐵皮及沉降污泥用抓斗抓入脫水池脫水，脫水池瀝水返回沉淀池；化學除油器排污水進入泥漿坑后經泥漿泵送至板框壓濾機脫水，脫水機出水則進入濁環(huán)熱水井循環(huán)使用。該工程生產用水采取“以新補凈、以凈補濁”，水的重復利用率約為96.6%。噸材外排水量和外排廢水中SS及石油類含量均低于國家《鋼鐵工業(yè)水污染物排放標準》中相應二級標準的限定值（4.0m3/t材、SS150mg/L、石油類10mg/L）。</p>

132、<p>　　12.2.2 固體廢物處理和綜合利用</p><p>　　1.氧化鐵皮作為燒結或粉末冶金原料全部利用。</p><p>　　2.管切頭和廢管統(tǒng)一回收處理。</p><p>　　12.2.3 噪聲處理</p><p>　　1.設計中采用新的降噪理論和設備。</p><p>　　2.在軋機輥道、臺架上