1700冷轧机组卷取机设计

优秀设计
1700冷轧机组卷取机设计
摘要
卷取机是轧钢成卷生产不可少的设备。

保证卷取机顺利工作对提高轧机生产率有很重要意义。

冷轧机组中，卷取机用于卷取带钢成钢卷。

采用恒张力轧制，可以提高带钢质量。

这次设计是1700冷轧机组卷取机设计，其用于二机架冷轧机组中。

首先，选择卷取机的设计方案，并对设计方案进行评述。

由于冷带钢卷取张力大，采用四棱锥卷筒结构。

用液压缸移动斜楔进行胀缩。

将四棱锥体单独加工装在卷筒轴上，这样改进，加工方便。

当锥体磨损后可以单独更换。

这样，可以降低设备维修费用。

另外，四个扇形块边采用搭接技术，防止卷筒胀开后出现空隙，减少钢卷局部压扁，提高钢卷质量。

去掉钳口，采用助卷器卡紧带钢头部，方便卸卷。

这次设计，进行主电机容量的计算和选择。

对斜楔进行受力分析。

计算带钢卷取过程中对卷筒的压力并计算卷取轴弯曲强度，对传动齿轮进行设计计算。

对支承轴承进行选择和校核。

采用合理的润滑方案、润滑方法和控制技术，使卷取机技术先进，经济合理。

强度足够，有广泛的使用价值，可用于酸洗、热处理、镀锌和镀锌机组中。

关键词：卷取机，斜楔胀缩，助卷
1700 cold rolling unit coiler design
Abstract
The coiler is rolls steel the volume production not to be possible the few equipment. Guaranteed the coiler smooth work to enhances the rolling mill productivity to have the very vital significance. In the cold rolling unit, the coiler uses in the volume taking hoop Cheng Gangjuan. Uses the permanent tensity rolling, may improve the hoop quality.
The lap machine design of 1700 cold calendar units to used for two expansions of cold calendar units. First of all, choice the design project of lap machine, and carry on a comment towards it. In that the cold strips of lap tensile force is big, adopt four rib awls roll structures. Using the hydraulic cylinder to move the oblique wedge to expansion and contracting. It is convenience that processing four rib awls alone and setting on the roll. When the awls wear away, we can replace it alone. So it will reduce the maintenance costs of equipments. In addition, four fan-shaped piece side adoptions taking the lap laying lap work technique for avoiding appearing interstice after rolling expansion, reducing the steel roll parts to staving and enhancing quality of strips. To throw away the pliers , taking auxiliary roll machine to take the strips tightly for unloads strips conveniently.
The design of task is that calculation and choice of the main electrical engineering capacity. To analyze force of the oblique wedge. The calculation that the roll stress of taking strips and flection intensity of the roll shaft, and transmission gears. Choice and checking bearings. Taking reasonable project and method of lubricating ,and control technique, in order to the lap machine has advanced technique, reasonable economy ,the intensity is enough and extensive using value. It can be used for sour wash, hot processing, galvanization and galvanization units.
Keyword: lap machine, the oblique wedge expansion and contracting, auxiliary roll
目录
1 绪论 (1)
1.1选题的背景和目的 (1)
1.2带钢卷取机国内外发展 (1)
1.3冷带钢卷取机研究内容和方法 (2)
1.3.1冷轧机组平面布置图，卷取机的作用 (2)
1.3.2冷带钢卷取机的类型和特点 (3)
1.3.3带钢卷取机研究内容和方法 (3)
2 方案的选择与分析 (5)
3 卷筒的设计计算 (6)
3.1卷筒当量半径的确定 (6)
3.2卷筒径向压力的计算 (6)
3.3卷筒的强度条件 (8)
3.4卷取张力的计算 (8)
3.5卷筒胀缩机构受力分析 (8)
3.5.1卷取工作时收缩时的受力分析 (9)
3.5.2卸卷时卷筒缩径的受力分析 (11)
3.6轴向胀缩液压缸行程计算 (11)
3.7胀缩缸直径的计算 (13)
4 卷筒传动设计 (14)
4.1电机的额定转速与传动比 (14)
4.2激磁调整范围与最大卷径比 (14)
4.3卷筒电机功率计算 (15)
5 减速器的设计计算 (17)
5.1传动装置的运动和动力参数 (17)
5.2齿轮的设计计算 (17)
5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (17)
5.2.2按齿面接触强度设计 (17)
5.3心轴的校核 (23)
5.3.1作出心轴的计算简图 (23)
5.4轴的计算简图 (28)
5.4.1作出轴的计算简图 (28)
6 轴承计算 (32)
6.1轴承的寿命计算 (32)
7 润滑方法的选择 (34)
7.1减速机润滑方法及润滑油的选择 (34)
7.2卷取机的润滑 (34)
8 试车方法和对控制的要求 (35)
8.1试车要求 (35)
8.2对控制系统的要求 (35)
9 设备可靠性与经济评价 (36)
9.1机械设备的有效度 (36)
9.2投资回收期 (36)
结论 (38)
致谢 (39)
参考文献 (40)
附录 (41)
外文翻译 (41)
原文
1700冷轧机组卷取机设计
1 绪论
1.1选题的背景和目的
卷取机的设计，除了按一般机械设计程序进行机构和强度设计外，尚有几个与工艺和操作有关特殊问题。

如机构选择、主要参数确定、卷筒压力计算和张力、调速、卷取质量等。

卷取机的结构形式的选择，热带钢卷取机装在热带钢轧机的后面地下式卷取机，一般三辊式成形辊布置多支点棱锥型卷筒。

冷轧带钢卷取机安装冷轧机组、平整机组外，广泛用于各类纵切和横切精整机组、重卷机组和酸洗机组的不同部位以满足不同的工艺要求。

在可逆式冷轧机上轧制时，带钢张力由卷取机产生，因而这种卷取机要承受很大的张力，宽带钢的张力可达400~500千牛，特别多辊轧机轧制合金薄带材时，带钢对卷取机的径向压力极大，长期以来多采用带钳口的实心卷筒。

再设置重卷机组倒卷，多采用八棱锥无缝隙卷筒，以防止卷筒损坏坯带材表面。

冷带钢卷取机是冷轧生产的重要设备。

通过卷取机将带钢卷成钢卷，以便贮存和运输。

卷取机的设计，为解决针对工艺和操作有关特殊问题背景下进行的。

其目的是确定合理的主要参数。

通过综合分析选择正确的机构，按工艺要求确定张力的大小，计算调速范围，保证恒张力卷取。

按实测张力讯号调整电机转速，解决卷取带卷平整，防止产生左右偏斜的跑偏问题。

提高卷取质量。

这次设计，根据卷取机生产中存在的问题，制定合理的改造方案，选择合适电机以满足调速范围的要求。

通过设计过程，掌握单体机械设备设计方法，提高绘图技术和设计能力，为以后工作打下良好的基础。

1.2带钢卷取机国内外发展
热带钢卷取机最早是八辊成型导板引入，生产中事故较多，改成四个成型辊和导板。

由于压力不均，钢卷质量不好，易形成塔形。

现在，多数采用三辊式卷取机，用计算机进行控制。

卷取机的引料辊由框架结构改进摆动机构以便快速提升上辊，满足卷取张力的要求。

冷带钢卷取机是地上卷取机，卷筒机构由形块改成扇形块，由于扇形块机构对称、
强度高，在冷轧机上广泛应用。

近年来，冷轧机发展采用高速、大卷重、自动化。

要求卷取机进行改革。

采用八棱锥扇形块卷筒，对薄带钢采用牙条扇形块无缝隙卷筒，以防止钢卷不圆。

为满足卷取工艺要求，保证卷取质量，卷取机能够夹紧板头和卸卷，一定采用钢板头夹紧机构，卷筒胀缩机构。

近年来采用液压伺服系统自动调整卷取机的位置，保证板边整齐。

近年来，由于卷筒机构的改进，卷筒一般有两段胀缩和三段胀缩机构，胀缩量较大。

最近，使用四棱锥可控制刚度的卷筒。

这种卷取机在卷取过程中，随着径向压力的增加有微量的自动缩径。

从而，在不影响带钢张力的前提下，大大减少了带钢对卷筒的径向压力。

以保证卷筒的刚度。

卷取机卸卷侧都设有活动支撑，以提高它的刚度同时，保证卸卷要求。

1.3冷带钢卷取机研究内容和方法
1.3.1冷轧机组平面布置图，卷取机的作用
1700冷轧机组平面布置如图1.1所示
1 预拆卷机
2 伸直机
3 拆卷机
4 导向辊（二个）
5 机前压板
6 1700四辊轧机（二架）
7 张力辊
8 卷取机
图1.1 1700冷轧机组平面布置示意图
1700冷轧机是不可逆轧机，采用二辊机架连轧，也称二重式冷轧机。

轧制工艺过程是，将吊车吊运的钢卷用拆卷机拆开，由伸直机将带钢头部平直。

拆卷机转动使带钢经
过机前压板进入四辊轧机运行到卷取机，带钢头部被卷取机钳口夹紧。

卷筒直径胀大，卷取几卷后，压板压紧，进行轧制。

轧制一道次后，卸卷返回卸卷机再重复前面的工艺轧制，重复一次轧制四道次。

由于都是正向轧制道次压下量大，起到五道次的作用。

机前压板产生后张力，而二机架中间用张力辊产生张力，并用液压缸调节它的大小。

这样轧制工艺生产率高、成材率好，相当二机架连轧。

卷取机的作用保证卷取带钢，并产生恒张力轧制。

1.3.2冷带钢卷取机的类型和特点
由于成卷冷轧带材生产方式的发展，卷取机成为轧制和各精整线中不可缺少的重要设备，根据不同的用途采用不同的结构形式。

在不同的卷取速度、带卷重量和卷取张力的条件下，卷筒承受较大的张力，这就决定了卷筒结构的多样性和复杂性。

从卷筒的发展过程来看，先后有无心卷筒和凸轮式、斜楔式、棱锥式和径向柱塞式等胀缩卷筒。

卷取机采用固定式卷取外，也出现浮动式卷取机，卷取机横向移动，补偿带材跑偏。

可采用光电或气动式发射和接受装置实现随机控制。

1 实心卷筒卷取机
实心卷筒强度和刚度最大，卷取时产生的弯曲和塌陷变形少，保证均匀的张力。

多半用于冷轧带材的多辊轧机上。

但实心卷筒不能胀缩，故不能卸卷，卷取后需要重卷。

2 凸轮式卷筒卷取机
这种卷取机用凸轮实现胀缩卷筒，强度和刚度低，对称性差，动平衡不好，加工较困难，凸轮磨损严重，容易卡住而不能胀缩，大型卷取机很少用这种卷筒，多用于小型冷轧机组。

3 弓形块卷筒卷取机
弓形块卷筒卷取机，带有独立的钳口，斜楔式胀缩卷筒，这种卷筒虽然机构比较复杂，加工较困难。

但实践证明使用性能良好，工作可靠，卷筒轴强度、刚度较高，平衡性较好，广泛用于轧机、酸洗机组和精整机组中。

4 棱锥式卷筒卷取机
棱锥式卷筒结构简单，斜楔机构工作可靠，强度和刚度较大，可在高速下以大张力卷取带卷。

胀缩液压缸与卷筒旋转部分分开，改善液压缸的工作条件，容易密封。

转动部分飞轮较小，利于快速启制动。

特别四棱锥得到广泛应用。

1.3.3带钢卷取机研究内容和方法
为搞好卷取机的设计，应研究下列内容，按下列方法进行：
1 下厂收集资料，实习有关设备，了解生产中存在的问题，查阅与设计有关的资料。

2 制定设计方案，对生产中存在的问题进行改进，制定合理的设计方案，并对方案进行评述。

3 对电机容量进行选择，制定传动方案。

4 对主要零部件进行设计计算，保证强度和刚度要求。

5 绘制总图、部分部件图和零件图。

6 说明试车要求、润滑方法和油脂，为达到设计功能采用合理控制方案。

7 经济分析与评价。

2 方案的选择与分析
冷轧机组采用的卷取机一般用四棱锥式卷取机，有卷筒轴和四个扇形块组成。

卷筒的胀缩靠扇形块与其下面的棱锥轴上的斜楔轴向相对运动来实现。

由于结构对称，强度和刚度好，适用大张力卷取。

因此选择扇形块式斜楔四棱锥卷取机。

卷取机传动简图见图2.1。

1 卷筒
2 推动杆
3 空心传动轴
4 减速机
5 制动器联轴器
6 电机
7 双向胀缩液压缸 8 随动液压缸 9 活动支承
图2.1 卷取机传动简图
卷筒有电机经减速机带动空心棱锥轴来传递，卷筒的胀缩靠液压缸带动推动杆实现胀缩。

现代冷轧机向高速、大卷重、自动化方向发展。

为保证钢卷质量，对卷取机做了改进，为了减少卷取机的传动惯量以改善卷取机启动、制动、调速性能。

对传动齿轮设计时减少惯量。

其次为解决卷取轴的加工困难，改进卷取轴圆形用键装上较短的带斜楔的四棱锥轴这样改进不仅加工长卷取轴方便，而且更换提高维修度，由于冷轧机带钢出口速度很高已达40米/秒。

为提高轧机的生产率，缩短辅助操作时间，方案中卷筒均不采用钳口。

而用助卷机帮助带钢绕在卷筒上，这样卸卷方便快速。

3 卷筒的设计计算
3.1卷筒当量半径的确定
对于冷轧带材卷取机，卷筒直径的选择一般以卷取过程中内层带材不产生塑性变形为设计原则。

对热轧带材卷取机，则要求带材的头几圈产生一定程度的塑性变形，以便得到整齐密实的带卷。

四棱锥扁形块式卷筒，可从弹性变形等条件到出卷筒当量半径公式
2
2
202A A r r ++=
当 [1，467] （3.1）
式中：o r ----卷筒半径mm 2A ----A
r 2ln
0 [1.467]
αtg L A A maz /2-= maz A 为棱锥轴横断面大边长 L----为段棱锥轴长 α----棱锥角
αtg L A A maz /2-=
︒⨯-=8182185tg mm 31.146=
mm A A 16.732
31.1462===
7989.016
.132230ln
2=⨯=A
2
2
202A A r r ++=
当
71
.0271
.02302+⨯=
mm 88.122=
3.2卷筒径向压力的计算
径向压力计算不仅是卷筒零件强度和胀缩缸推力计算的先决条件，而且与卷取质量直接相关。

一般认为卷筒径向压力与卷取张力和带卷直径、带卷和卷筒的径向刚度（包括带卷的层间变形效应和卷筒的胀缩性能）、带卷层间介质及表面状态、层间滑动与摩擦及带宽等因素有关。

由于这些问题在理论分析和实验研究方面都具有较大的难度，多年来国内虽有许多学者做了大量研究工作，至今仍不能精确计算卷筒径向压力。

卷筒压力的计算公式较多，一般都把卷筒化为薄壁圆筒，考虑圆筒受力后的弹性压缩变形与应力的，但没有考虑卷筒的自动缩径和卷层之间的摩擦的影响。

其中英格利斯公式较易于计算，其计算结果与不自动缩径情况较为接近。

英格利斯公式推导的出发点是，认为在张力卷取时，带材是连续依次地绕在卷筒上并把带卷和卷筒看成厚圆筒的整体。

2
02
022020
2)(ln
1r r R r R a a p ++-+=σ [1，466] （3.2） ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+--+=1212220
2
201
2
μμE E r r r r E E a 当当 [1，466] （3.3） ⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛--⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+--=
2202
22020
ln 122
当当当r r r R r r t σσ [2,420] （3.4） 0σ----作用在带材上的张应力
R----带卷外半径
0r ----卷筒外半径
当r ----卷筒当量半径 1E ----带材的弹性模数 2E ----卷筒的弹性模数
1μ----带材波松系数 2μ----卷筒波松系数
若E E =1，21μμ=
2
2
022020
2)(ln 2r r R r R a p ++-=σ ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛--⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=22222288.12223088.1221150ln 23088.1221205.19 MPa 12.24=
式中：⎪⎭
⎫
⎝⎛+=
πf e C 1121 f=0.15 时，C=0.81
⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛--⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+--=
2202
22020
ln 122
当当当r r r R r r t σσ
⎥⎦
⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫
⎝⎛--⎪⎪⎭⎫
⎝
⎛+--=222
222
88.12223088.1221150ln 23088.12212205.19 MPa 33.24=
3.3卷筒的强度条件 选择45#钢
[]σσ≤-=
2
2022当
当合外r r pr （3.5）
22288.12223088.12212.242-⨯⨯=
MPa MPa 58027.19≤=
[]σσ≤-=2
20202当
合外
r r pr （3.6） 2
22
88
.12223023012.242-⨯⨯= MPa MPa 58051.67≤=
3.4卷取张力的计算
Mpa bh T 1207008.124.950=⨯⨯==σ （3.7） 3.5卷筒胀缩机构受力分析
P
P
图3.1 卷筒收缩时受力分析
3.5.1卷取工作时收缩时的受力分析
0sin cos =++-ααfN N P
ααsin cos f P
N += （3.8）
︒
+︒=
12sin 12.012cos 12
.24
MPa 05.24=
0sin 4cos 4=-+ααN fN F （3.9）
()ααcos sin 4f N F -=
()α
αααsin cos cos sin 4f f P F +-=
若 0sin ≈αf
()f tg P F -=α4 ()12.01212.244-︒⨯=tg
MPa 93.8=
图3.2 卷筒收缩时受力
参考图带宽为b
Ab p P m 2⨯= （3.10）
A
pr p m 20=
（3.11）
Ab A
pt P 220=
∴
155016.73216
.73223012.24⨯⨯⨯⨯⨯=
2
92.12160627MPamm =
()f tg Ab A
pr F o -=α224
12.0≈f （3.12）
()f tg b pr -=α024
()12.012155023012.2424-︒⨯⨯⨯=tg
2
188.4504210MPamm =
式中：
F ----卷筒收缩时受力（卷筒工作时卷筒缩径）
3.5.2卸卷时卷筒缩径的受力分析
P
P
图3.3 卸卷时卷筒缩径的受力分析简图
取扇形块为自由体
0sin cos ='-ααN f PN （3.13） 0cos 4sin 4=+-'ααfN N F （3.14）
()f tg b pr F '-='α024 [1,469] 125.0='f
（3.15） ()125.08155023071.561940524-︒⨯⨯⨯⨯=tg
MPa 111076.1⨯=
式中：
F '----胀缩液压缸反向推力（卸卷缩径） 3.6轴向胀缩液压缸行程计算
N
图3.4 轴向胀缩液压缸行程计算简图
卷筒胀缩时直径
1
D
()
π
1
4
4
1
G
L
D+
=（3.16）
()
π
1
13
.
258
4
15
.
336
4⨯
+
⨯
=
mm
460
=
卷筒缩径时直径
2
D
()
π
1
4
4
2
G
L
D'
+
=（3.17）
()
π
1
4
15
.
336
4⨯
+
⨯
=
mm
428
=
X
G
G2
-
='（3.18）X----径向位移α
Htg
X=
卷筒胀缩量α
π
π
Htg
X
D
D
D2
4
1
2
4
1
2
1
=
=
-
=
∆（3.19）
α
π
tg
D
H
2
4
∆
=
︒
=
122432tg π
mm 61.103=
3.7胀缩缸直径的计算
πη
02
p Q D H = [1，470] （3.20）
9
.03.159188
.45042102
⨯⨯=π
mm 200=
Q----胀缩缸张紧力 F Q ≥
0p ----液压缸供油压力 η----胀缩缸效率 9.0=η 液压缸的反向推力Q '
()
ηπ0224
p d D Q H H -=' （3.20） ()
9.03.159752004
22
⨯⨯-=
π
2
86.3870708MPamm =
H d ----活塞杆直径
[]αtg b
pr Q f +=
0max 24
（3.21） 1550
23071.561940524188
.4504210⨯⨯⨯=
2126.0=
[]max f ----最大允许摩擦系数
4 卷筒传动设计
4.1电机的额定转速与传动比
卷筒电机的额定转速er n 必须与卷取计算转速j n 相适应
C
j R v n πmax
30=
[2，423] （4.1） π
115010
30⨯=
s m /04.83=
式中max v ----最大卷取线速度，s m /； c R ----最大带卷半径，m 。

需要减速机时，其速比i 为
j
er
n n i = [2，423] （4.2） 04
.83320
=
85.3=
通过电机的调速，速比定为3.5。

4.2激磁调整范围与最大卷径比
为实现在卷取过程中张力不发生波动，卷筒的电机的弱磁调速范围应满足下列要求 由于 i
Dn i n R v er c 60602max
max ππ==
故
D
R n n c
er 2max =
[2，423] （4.3） 460
.015
.12320max ⨯=n rpm n 1600max =
式中 max n ----卷筒电机弱磁调整的最高转速。

D ----卷筒直径，m 。

4.3卷筒电机功率计算
卷取带材所需的转动功率应由带材的张力、塑性弯曲变形、卷取的速度和加速度及摩擦阻力等因素确定。

由于塑性弯曲和摩擦的影响远小于张力，故初选电机时，额定功率er N 可按下式近似计算
()η
1000max
2
Tv K N N j er =≥ [2，424] （4.4）
9
.0/101202.1s
m kN ⨯⨯
=
kw 1600=
式中 2K ----塑性弯曲及摩擦影响系数，取2.1~1.1； T ----卷取张力，N ； v ----卷取速度，s m /； η----传动效率，取9.0~85.0。

式中 j N 称为计算功率，()max Tv 表示在各种工艺制度下，速度和张力乘积的最大值。

用两台kw 800电机驱动卷筒工作，选ZD120/45TH 直流电动机。

初选电机并确定传动比之后，应对电机过载能力进行校核，应满足下列条件
er z
M M ≤λη
[2，424] （4.5）
式中 λ----所选电机的过载系数；
er M ----电机额定力矩 er
er
er n N M 9550
=，m N ⋅ [2，424] （4.6） m N ⋅=⨯
=47750320
800
9550 z M ----电机轴上的最大力矩，可按下式计算：
f b T z M M M M ++= [2，424] (4.7)
式中 T M ----张力对电机轴的阻力矩
30102-⨯=
σBh i
D M W
T [2，424] (4.8)
31005.195.415505
.322300
-⨯⨯⨯⨯⨯=
m N ⋅=52.43658
其中 W D ----带卷外径，mm ； h ----带材厚度，mm ； i ----电机至卷筒的减速比；
b M ----带材弯曲对电机轴的阻力矩，忽略弹复作用时
32
104-⨯=s b i Bh M σ [2，424] (4.9)
32102255.345.41550-⨯⨯⨯⨯=
m N ⋅=44.504
f M ----卷筒轴承摩擦形成的电机轴阻力矩
3102-⨯∑
=Rj j
j f P i
d M μ [2，425] (4.10)
2
6
.444004.007.3582597004.056.743⨯⨯+⨯⨯= m N ⋅=21.1206
j ----表示卷筒支承的编号；
μ----第j 轴承处的轴承摩擦系数；
j d ----第j 轴承处的轴承当量摩擦直径，单位为mm ； Rj P ----第j 轴承处的轴承支反力，单位为N ；
f b T z M M M M ++=
21.120644.50452.43658++= m N ⋅=17.45369
m N M m N M er z
⋅=≤⋅=⨯=
4775098.1833099
.05.217
.45369λη
5 减速器的设计计算
5.1传动装置的运动和动力参数
传动装置采用一级减速器，一对斜齿轮传动。

运动参数为：电机功率kW P 8001=，转数min /3201r n =，齿轮比5.3=u 。

5.2齿轮的设计计算
5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）选用7级精度（GB10095-88）。

（3）材料选择:选择小齿轮材料为40r C （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

（4）选小齿轮齿数241=z ，大齿轮齿数84243.5uz z 12=⨯==。

（5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=14°。

5.2.2按齿面接触强度设计 即：
[]3
2
1112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⋅
≥H E
H a d t t Z Z u u T K d σεφ (5.1) （1）确定公式内的各计算数值 试选Kt = 1.6。

由图选取区域系数 2.453 Z H =。

由图查得77.01=a ε，88.02=a ε，则65.121=+=a a a εεε。

由表选取齿宽系数1=d φ。

由表查得材料的弹性影响系数MPa 189.8
Z E =。

计算小齿轮传递的转矩
3
01055.9n P T ⨯
⨯= = 9.55×
320
800000
=23887500 m N ⋅
计算应力循环次数
jLh n N 1160=
()1530082132060⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
91038.1⨯=
u N N /12= (5.2)
5.3/1038.19⨯= 91039.0⨯=
查取弯曲疲劳寿命系数
由图查得，90.01=FN K ；95.02=FN K 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1得：
[]S
K FE FN H 1
11σσ=
(5.3) 1
600
9.0⨯=
MPa 540=
[]S
K FE FN H 222
σσ=
1
600
95.0⨯=
MPa 540=
许用接触应力
[][][]()2/21H H H σσσ+= (5.4)
()2/540540+=
MPa 540=
（2） 计算
计算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得：
3
2
15408.189433.25.315.365.11238875006.12⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯⨯≥t d mm 85.351= 计算圆周速度
1000
601
1⨯=
n d v t π (5.5)
1000
60320
85.351⨯⨯⨯=
π
s m /895.5=
计算齿宽b 及模数nt m
t d d b 1φ= (5.6)
85.3511⨯= mm 85.351=
1
1cos z d m t nt β
=
(5.7) 24
14cos 85.351︒
⨯=
mm 22.14=
nt m h 25.2= (5.8)
22.1425.2⨯=
mm 995.31=
995.31/85.351/=h b
mm 997.10=
计算纵向重合度βε
βφεβtg z d 1318.0= (5.9)
︒⨯⨯⨯=14241318.0tg 903.1=
计算载荷系数K 已知使用系数A K =1。

根据v = 5.895m/s ，7级精度，查得动载系数17.1=V K ；由表查得βH K 的计算公式:
故 b K d d H ⋅⨯+⋅+⨯+=-3
2
21023.0)6.01(18.012.1φφβ
85.3511023.01)16.01(18.012.1322⨯⨯+⨯⨯+⨯+=-
95.1=
查得35.1=βF K ，2.1==ααF H K K 。

故载荷系数：
βαH H V A K K K K K = (5.10)
95.12.117.11⨯⨯⨯=
74.2=
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， 即：
311/t t K K d d = (5.11)
36.1/74.285.351⨯=
mm 94.420=
计算模数n m
1
1cos z d m n β= (5.12)
24
14cos 94.420︒
⨯=
mm 02.17=
（3） 按齿根弯曲强度设计 即：
[]F
S F a d n Y Y z Y KT m σεφβα
αβ⋅≥2
121cos 2 (5.13) A 确定计算参数 计算载荷系数
βαF F V A K K K K K =
35.12.117.11⨯⨯⨯= 90.1=
根据纵向重合度903.1=βε，由图查得螺旋角影响系数88.0=B Y 。

计算当量齿数
β
3
1
1c o s z z V =
(5.14) ︒
=
14cos 24
3
27.26=
β
3
2
0cos z z V =
︒
=
14cos 84
3
945.91=
查取齿形系数
由表查得，592.21=αF Y ；20.22=αF Y 。

查取应力校正系数
由表查得，596.11=αS Y ；78.12=αS Y 。

查取弯曲疲劳强度极限
由图查得，小齿轮5001=FE σMPa ；大齿轮3802
=FE σMPa 。

由图10-18查得:弯曲疲劳极限寿命系数: 88.0,85.021==FN FN K K 计算弯曲疲劳许用应力,取安全系数4.1=S ,由式(10-12)得:
S K FE FN F 1
11][σσ⋅=
1
500
85.0⨯=
57.303=
S K FE FN F 2
22][σσ⋅=
1
380
88.0⨯=
86.238=
计算大、小齿轮的
[]
F S F Y Y σα
α并加以比较
[]
57.303596
.1592.211
1⨯=
F S F Y Y σαα (5.15)
01363.0=
[]
86
.23878
.120.222
2⨯=
F S F Y Y σαα
01639.0=
大齿轮的数值大。

B 设计计算
()32
2
01639.065
.124114cos 238875009.12⨯⨯⨯︒⨯⨯⨯≥n m mm 38.11=
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取mm m n 12=，已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm d 94.4201=来计算应有的齿数。

于是由：
n
m d z βc o s
11=
(5.16) 12
14cos 94.420︒
⨯=
036.34=
取341=z ,则mm uz z 119345.312=⨯==。

（4）几何尺寸的计算 计算中心距
()β
cos 221n
m z z a +=
(5.17)
()︒
⨯⨯+=
14cos 21211934
mm 10.946=
将中心距圆整为946mm 。

按圆整后的中心距修正螺旋角
()a
m z z n
2arccos
21+=β (5.18)
()946
21211934arccos
⨯⨯+=
︒=1358'49''
因β值改变不多，故参数a ε、βK 、H Z 等不必修正。

计算大、小齿轮分度圆直径 βc o s
11n
m z d =
(5.17) '
58'49'13 cos 12
34︒⨯=
mm 45.420=
β
cos 22n
m z d =
'
58'49'13cos 12
119︒⨯=
mm 55.1471=
计算齿轮宽度
mm d b d 45.42045.42011=⨯==φ (5.20)
圆整后取mm B 4302=，mm B 4401=。

5.3心轴的校核
5.3.1作出心轴的计算简图
作计算简图时，求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力，如图。

求各个支承处的水平力NH F 和垂直反力NV F （1）力能参数的计算 轴传递的功率：
每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）97.0=η
ηP P =2 (5.21)
97.0800⨯= kW 72.752=
轴的转数：
min /04.832r n n j ==
轴的转矩：
2
229550000n P
T =
04
.8372
.7529550000
= m N ⋅=82.86566425 求作用在齿轮上的力
2
2
2d T F t =
(5.22) 55.147182
.865664252⨯=
39.117653= N
β
αcos tan n
t
r F F = (5.23) 948513cos 20tan 39.117653'''=
54.44128= N
βtan t a F F = (5.24)
948513tan 39.117653'''⨯= 55.29279= N
垂直面支反力：
02
101=⨯
-⨯-⨯+⨯⨯D
F BD F CD F AB
G a NV r ()02
55
.147119.3092549.451270144910341=⨯
-⨯-⨯++⨯⨯BD F NV kN F NV 56.7431= kN F NV 07.3582=∴
水平面支反力：
01=⨯-⨯+⨯BD F CD F AB T NH t
()0127092529.121127014491201=⨯-⨯⨯+⨯NH F
kN F NH 25.3451= kN F NH 96.1032=∴
弯矩计算
0102
31=+⨯⨯+⨯+⨯
V NH a M AB G BC F D
F ()03451449103434556.7432
55
.147119.303=++⨯⨯-⨯+⨯
V M mm kN M V ⋅=75.3312183 mm kN M V ⋅=∴80.3534312
绘制齿轮轴的受力简图，如图所示
合成总弯矩M ：
2
1211H V M M M +=合 (5.25)
()()2
2144912014491034⨯+⨯⨯=
mm kN ⋅⨯=51022.5
22222H V M M M +=合
()2
292596.1038.353431⨯+=
mm kN ⋅⨯=51066.3
22233H V M M M +=合
()2
292596.10375.331218⨯+=
mm kN ⋅⨯=51045.3
NH2
v
a)
b)
M 合
M H
c)
d)
e)
图4.1 轴的载荷分布图（M ，T 的单位为N ·m ）
按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B ）的强度。

根据下式计算轴的应力
()
W
T M ca 2
321ασ+=
合 (5.26)
()()4
3
4
3
11.0132
ββπ-≈-=
d d W (5.27)
⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯=43
26012012601.0
315.1677846mm =
W ----轴所受的扭矩，单位为3mm N ⋅；
d----轴的直径，单位为mm ；
β----空心轴内径与外径的比值；
β⨯=1合M M (5.28)
⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=2601201022.55
317.241128mm =
弯曲应力
W
M
=
σ (5.29) 17
.24112815.1677846= 1437.0=
σ----轴的弯曲应力，单位为MPa ；
M ----轴所受的弯矩，单位为mm N ⋅；
扭转切应力
W T
W T T 2=
=
τ (5.30) 15
.1677846282
.86566425⨯=
8.25=
τ----轴的扭转切应力，单位为MPa ；
T ----轴所受的扭矩，单位为mm N ⋅；
计算应力，若扭转切应力亦为对称循环变应力时，
224τσσ+=ca
228.2541437.0⨯+=
MPa 6.51=
该轴的材料为45钢调质处理，查《机械设计》表15-1得[]MPa 601=-σ，因此[]1-<σσca ，故安全。

式中 ca σ----轴的计算应力，单位为MPa ；
[]1-σ----对称循环变应力时轴的许用弯曲应力；
5.4轴的计算简图
5.4.1作出轴的计算简图
作计算简图时，求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力，如图。

求各个支承处的水平力NH F 和垂直反力NV F （1）力能参数的计算
轴传递的功率：
每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）
kW P 800
1= 轴的转数：
min /3202r n =
轴的转矩：
1
119550000n P T =
320
800
9550000⨯
= m N ⋅=23875000
求作用在齿轮上的力
1
1
2d T F t =
45.42023875000
2⨯=
8.113568= N
β
αcos tan n
t
r F F = 948513cos 20tan 8.113568'''=
52.42596= N
βtan t a F F =
948513tan 8.113568'''⨯= 85.28263= N
垂直面支反力：
02
11
11=⨯-⨯
+⨯BC F d F AC F r a NV 025.2396.42225.21026.281=⨯-⨯+⨯AC F NV
kN F NV 85.51= kN F NV 75.362=∴
水平面支反力：
01=⨯-⨯BC F AC F t NH 025.2396.421=⨯-⨯AC F NH
kN F NH 02.141= kN F NH 58.282=∴
绘制齿轮轴的受力简图，如图所示
弯矩计算：
1NH H F AB M ⨯=
02.145.487⨯= 75.6834= mm kN ⋅
11NH V F AB M ⨯=
85.55.487⨯=
875.2851= mm kN ⋅
2
1
12d F M M a V V ⨯
-= 2
45
.42026.28875.2851⨯
-= 08.3089-= mm kN ⋅
合成总弯矩M ：
2
121V H M M M +=合
22875.285175.6834+=
88.7405= mm kN ⋅
2222V H M M M +=合
2208.308975.6834+=
41.7500= mm kN ⋅
NV2
a)
b)
H
NH2c)
d)
e)
M v
M 合
T
图4.2 轴的载荷分布图（M ，T 的单位为N ·m ）
按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B ）的强度。

根据下式计算轴的应力
()
3
2
122W
T M ca ασ+=
合
()3
2
2200
1.023875000
6.041.7500⨯⨯+=MPa 91.17= MPa
该轴的材料为45钢调质处理，查《机械设计》表15-1得[]MPa 601=-σ，因此[]1-<σσca ，故安全。

6 轴承计算
6.1轴承的寿命计算 轴承参数：
水平力：25.345=NH F kN 垂直力：56.743=NV F kN 卷筒轴转数：04.83=n min /r 轴承受到的径向载荷r F
2
2NV NH r F F F += (6.1)
2225.34556.743+=
8.819= kN
轴承的计算轴向力a F
对于35000型轴承，按《机械设计》表713-，轴承派生力()Y F F r d 2/=，其中，e 为《机械设计手册表》表242.39-查得33.0=e ，1.21=Y ，1.32=Y ，2=Y
()Y F F r d 2/= (6.2)
2
28
.819⨯= 95.204= kN
0217.0946095.2040==C F a 轴承当量动载荷P 因为
e F F r a <==25.08
.81995
.204 (6.3) 由《机械设计》书表513-进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为0,1==Y X 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表613-，8.1~2.1=P f ，取5.1=P f 。

则
()a r P YF XF f P += (6.4) ()95.20408.81915.1⨯+⨯⨯=
7.1229= kN
轴承寿命
ε
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=16
6010P C n L h (6.5) 3
106
7.1229321004.836010⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯=
65.4915= h
所选轴承用4500小时后换轴承。

7 润滑方法的选择
7.1减速机润滑方法及润滑油的选择
由于两齿轮半径差过大，因此采用喷油润滑,如按高速级选用齿轮润滑油,齿轮圆周速度04.721.051.331=⨯==R ωυm/s,按手册推荐选用︒50时,运动粘度为5ncst 的润滑油;如按低速级选用齿轮润滑油,齿轮圆周速度s m /39.62
47
.17.82=⨯
=υ,按手册推荐选用50ncst 的润滑油,但考虑到减速机负载很大,而且为起动工作制.故选用高粘度润滑油,选用24号汽缸油。

轴承的润滑采用飞溅润滑,即把传动零件飞溅到箱盖上的油汇集到箱体剖分面上的油沟中,然后流进轴承中进行润滑。

7.2卷取机的润滑
预处理：装配前，所有摩擦表面应涂以PL 润滑脂；装配时，所有摩擦表面应用软布擦拭干净光亮；在摩擦表面以润滑脂时，应有质检技术人员在场。

CMI 负责委托代理的“OPTIMOL ”润滑剂。

润滑周期：使用OPTIMOL 润滑OLISTAL2型启动，每天试验期加20台泵的冲击力，启动到峰值。

活动支承每天润滑一次；卷筒根部每3天润滑一次；卷筒内部耐磨板和卷筒与液压缸接手处每30天润滑一次；；颈部一定要保持润滑。

8 试车方法和对控制的要求
8.1试车要求
(1)试车前应详细检查，不得有卷取二次胀径不到位、旋转接头漏油、自动卸卷现象。

(2)试车前按图纸进行润滑，不得有漏油现象
(3)试车时应从低速开始试车，试车速度分别以8.5m/s、18.5 m/s、28.5 m/s、38.5 m/s、48.5 m/s五种速度(指卷筒速度)进行试车，然后加载试车。

试车时，要对卷取机在起动、加速、制动和行车各阶段中的速度进行测定，不得有异常现象，试车正常后可交付使用。

(4)试车次数不得少于10次。

(5)试车前要把安装、检查工具和影响试车的构件拿开，试车后要清扫现场。

8.2对控制系统的要求
(1)主传动系统安装保护措施由电流控制。

(2)系统制动由电机反接制动和制动器制动共同作用。

9 设备可靠性与经济评价
9.1机械设备的有效度
对于可维修设备，由于发生故障之后，可以修理恢复到正常工作状态。

因此，从开始工作到发生故障即可靠度；从发生故障后进行维修恢复到正常工作阶段即维修度；二者结合起来，就是机械设备的有效度(有效利用率)。

%
100⨯+=
MTTR MTBF MTBF
A [8，9] (7.1)
MTBF ————平均故障间隔期 (h) MTTR ————平均维修时间
设备工作时间10000h,可能发生4次故障，每次处理故障时间平均8h ，检修时间200h 。

4
10000
=
MTBF h 2500=
4
8
4200⨯+=
MTTR h 58=
%10058
25002500
⨯+=
A
%73.97=
9.2投资回收期
表7.1有关资料表（万元）
时间（年 ） 1 2 3
4
5
6
7
8
9
10
投资 200
年净收益 100 100 100 100 100 100 100 100 100 累计净 收益
-200 -100
0 100 200 300 400 500 600 700
投资回收期：。