φ325鋼管矯直機主傳動系統(tǒng)設計【說明書+CAD】
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遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 V 頁
Φ325鋼管矯直機主傳動系統(tǒng)設計
摘 要
在市場行情日益緊張的今天，鋼管行業(yè)供需矛盾進一步惡化，無縫鋼管廠庫存創(chuàng)新高，個別民營鋼廠因連續(xù)虧損出現(xiàn)停產現(xiàn)象。為了在競爭中取得優(yōu)勢，只有靠質量取勝。目前，國內無縫鋼管的生產主要還是依靠熱軋技術，而在熱軋的過程中，鋼管會存在縱向彎曲和圓度誤差,這些缺陷是通過矯直工藝來予以消除的。 因此,矯直工藝決定了無縫鋼管的幾何形狀,同時也影響其力學性能。在矯直過程中,如果矯直機調整合適,可以消除無縫鋼管的縱向彎曲和圓度誤差,并能適當提高其力學性能。目前，國內外的矯直技術飛快發(fā)展，其中以多輥矯直機應用最為廣泛。本次設計的主要目的是進一步掌握矯直機主傳動系統(tǒng)，并對主其要部件進行設計和計算校核。在查閱大量文獻和了解相關知識，并且到鞍山鋼鐵集團公司無縫鋼管廠?219、?159和PQF三條國內先進的生產線進行實習調研，掌握現(xiàn)代軋管機的發(fā)展及設備結構特點狀況后，確定了兩臺電機通過萬向接軸直接帶動工作輥工作的總體傳動設計方案。通過對矯直機的主要力能參數(shù)的計算，合理選擇電機，聯(lián)軸器、減速器主要零件以及萬向聯(lián)軸器和連接軸，并進行強度計算和校核。同時，確定潤滑方式，并進行經濟性和環(huán)境保護的分析。
關鍵詞：矯直機，鋼管，傳動裝置，力能參數(shù)
The Main Driving System Design Of Φ325Roll Tube Straightener
Abstract
In today's increasingly tight market conditions, supply and demand further deterioration of the steel industry, high inventory seamless steel pipe plant, individual private steel mills shut down due to continuous losses occur phenomenon. In order to gain advantage in the competition, only by the quality to win. At present, the domestic production of seamless steel tubes mainly rely on hot rolling, and in the course of hot rolling, steel buckling and there will roundness error, these defects are to be eliminated by the straightening process. Thus, the straightening process determines the seamless steel pipe geometry, and also affects its mechanical properties. In the straightening process, if appropriate adjustment leveler, eliminate buckling and roundness error of seamless steel tubes, and properly improve its mechanical properties. At present, domestic and foreign straightening technology fast development, in which mufti-roll leveler most widely used. The main purpose of this design is to further understand the main drive system, and its main components should be designed and calculated check. After a review of the extensive literature and understand the relevant knowledge, and Anshan Iron and Steel Group Seamless Steel Tube Plant ?219, ?159 and PQF three advanced production lines internship research, development and equipment to master the structural features of the modern condition of the pipe rolling mill, identified by two direct drive spindle motor drive overall design of the work rolls by a universal work. By calculation leveler main mechanical parameters, a reasonable choice of motor, coupling, reducer and universal coupling and the main parts of the connecting shaft, and strength calculation and check. Also, be sure lubrication, and analyze the economic and environmental protection.
Key Words: Straightening machines, steel, gears, force and energy tetrameters
目 錄
1緒論 1
1.1畢業(yè)設計的選題背景及目的 1
1.2矯直技術的發(fā)展 1
1.2.1國內矯直技術的發(fā)展情況 1
1.2.2國外矯直技術的發(fā)展 3
1.3課題的研究方法及研究內容 3
1.3.1傳動總體方案的設計內容： 4
1.3.2設計的方法： 4
2主傳動系統(tǒng)設計方案確定 4
2.1矯直機的分類及特點 4
2.1.1反復彎曲式矯直機 5
2.1.2旋轉彎曲式矯直機 5
2.1.3拉伸矯直機 5
2.1.4拉彎矯直機 5
2.1.5拉坯矯直設備 5
2.2矯直方案選擇 5
3 鋼管矯直機力參數(shù)計算 8
3.1 原始數(shù)據(jù) 8
3.2輥式矯直機的基本參數(shù) 8
3.2.1輥徑和輥長的確定 8
3.2.2輥端圓角和輥距的確定 9
3.3矯直機力能參數(shù)的計算 10
3.3.1矯直質量要求 10
3.3.2 矯直力的計算 10
3.4矯直功率的計算 14
3.4.1.軸承摩擦功率 14
3.4.2.輥面與工件的滑動摩擦功率 15
3.4.3.工件在滾面上的滾動摩擦功率 16
3.4.4.矯直變形功率 16
4矯直機驅動系統(tǒng)的確定 18
4.1 電機的選擇 18
4.2減速器傳動比分配 18
4.2.1減速器的輸出轉數(shù) 18
4.2.2傳動比及其分配 19
4.3減速器一級齒輪傳動設計 19
4.3.1選擇精度等級，材料及齒數(shù) 19
4.3.2按齒面接觸強度設計 20
4.3.3按齒根彎曲強度校核 23
4.3.4 幾何尺寸的計算 26
4.4減速器二級齒輪傳動設計 27
4.5減速器三級齒輪傳動設計 27
5聯(lián)軸器、軸承及萬向接軸的選擇 28
5.1聯(lián)軸器的選擇 28
5.2矯直輥的軸承選擇與校核 29
5.2.1矯直輥軸承的選擇 29
5.2.2矯直輥軸承的校核 30
5.3萬向聯(lián)軸器的選擇 31
5.3.1萬向聯(lián)軸器的功能特點及其選擇方法 31
6傳動系統(tǒng)主要零件設計 33
6.1矯直輥的結構特點 33
6.2矯直輥的輥軸校核 33
6.2.1輥系的受力分析 33
6.2.2 中下輥的校核計算 34
7傳動系統(tǒng)的潤滑 39
7.1潤滑方法: 39
7.2潤滑的分類 39
7.4潤滑系統(tǒng)的選擇原則 39
7.5潤滑件的選擇 40
7.6潤滑劑的選擇 40
8設備的環(huán)保、可靠性和經濟技術評價 41
8.1設備的環(huán)保措施 41
8.2設備的可靠性 42
8.3設備的經濟評價 44
8.4設備合理的更新期 46
結論 48
結束語 48
致謝 49
參考文獻 50
遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 51 頁
Φ325鋼管矯直機主傳動系統(tǒng)設計
1 緒論
1.1 畢業(yè)設計的選題背景及目的
短暫的大學生活即將結束，我們迎來了每個本科生都會經歷的畢業(yè)設計，這是對我們能否將理論知識化為實踐能力的一次檢測。學校學院領導、老師悉心為我們聯(lián)系鞍山鋼鐵集團公司的無縫鋼管廠的相關負責人，才使我們有機會看到了自動軋管機、連軋管機、三輥軋管機，并在現(xiàn)場工程師的帶領下參觀了?219、?159和?177tQF三條國內先進的生產線，對整個軋管工藝流程和具體的設備有了一定的認識。在現(xiàn)代社會中，鋼材產量和質量是衡量一個國家國力的重要指標，隨著工業(yè)水平的不斷提高，要求工業(yè)生產全面自動化，矯直技術也要跟上時代的潮流。因此力爭在矯直機設計，制造，矯直過程分析、矯直參數(shù)設定及矯直質量預測等方面搞好軟件開發(fā)；其次要進行數(shù)字化矯直設備的研制和使用，擴充矯直技術的發(fā)展，使矯直技術的發(fā)展走上現(xiàn)代化的道路。鋼管作為鋼鐵軋制品在工業(yè)生產和日常建設中起到舉足輕重的作用。矯直機主傳動系統(tǒng)是由機械、電氣以及控制多個部分組成，系統(tǒng)龐大，它的設計的優(yōu)良直接影響產品質量的好壞，即可看出軋管機主傳動設計的重要性。本次畢業(yè)設計的任務是通過所學的理論知識以及相關文獻，設計一臺鋼管矯直機的主傳動系統(tǒng)，并在現(xiàn)有的條件下對設計的相關設備進行校核，以驗證其符合設計要求。
1.2 矯直技術的發(fā)展
1.2.1 國內矯直技術的發(fā)展情況
20世紀30～40年代國外技術發(fā)達國家的型材矯正機及板材矯正機得到迅速發(fā)展，而且相繼進入到中國的鋼鐵工業(yè)及金屬制品業(yè)，新中國成立前在太原、鞍山、大冶、天津及上海等地的一些工廠里可以見到德、英、日等國家制造的矯正機。我國科技界一直在努力提高自己的科研設計和創(chuàng)新能力。從20世紀50年代起就有劉天明提出的雙曲線輥形設計的精確計算法及文獻提出的矯正曲率方程式。60～80年代在輟輥形理論方面有許多學者進行了深人的研究并取得了十分可喜的成果還召開了全國性的輥形理論討論會；產生了等曲率反彎輥形計算法。與此同時，以西安重型機械研究所為代表的科研單位和以太原重塑機器廠為代表的設計制造部門完成了大量的矯正機設計研制工作。不僅為我國生產提供了設備保證，還培養(yǎng)了一大批設計研究人員。進人99年代我國在趕超世界先進水平方面又邁出了一大步，一些新研制的矯正機獲得了國家的發(fā)明專利；一些新成果獲得了市、省及部級科技成果進步獎;有的獲得了國家發(fā)明獎。近年來我國在反彎輥形七斜輥矯正機，多斜輥薄壁管矯正機、3斜輥薄銅管矯正機、雙向反彎輥形2輥矯正機、復合轉轂式矯正機，平行輥異輥距矯正機及矯正液壓自動切料機等研制方面相繼取得成功。在矯正高強度合金鋼方面也已獲得很好的矯正質量。其矯后的殘留撓度為0.2～0.5mm/m。此外，從20世紀60年代以后拉伸與拉彎矯正設備得到很大發(fā)展，對帶材生產起到重要作用。
20世紀以來，矯直技術得到了很大的發(fā)展。但在快速發(fā)展的矯直理論背后，矯直技術在實際生產中的應用卻非常滯后。矯直理論總體來說還很粗糙，因為矯直機的許多參數(shù)還需要依靠經驗公式和經驗數(shù)據(jù)來決定，矯直機矯直輥負輥距的破壞作用的機理直到20世紀80年代才被闡明，落后于實際30多年。輥數(shù)、輥距、壓彎量、輥徑、矯直速度等許多數(shù)據(jù)還沒有權威的理論公式。直到20世紀80年代，矯直理論才逐步走向完善，現(xiàn)已開發(fā)出萬能矯直機、行星矯直機、旋轉反彎矯直機、輥距改變的9+1輥矯直機，并且矯直機實現(xiàn)了利用計算機程序實現(xiàn)自動控制。隨著矯直技術的發(fā)展四種矯直技術逐步發(fā)展成熟，它們是彎曲矯正技術、拉伸矯正技術、拉彎矯正技術和扭轉矯正技術。隨之而來的還有平動矯直技術，行星矯直技術、全長矯直技術、變凸度及變輥距矯直技術等。
隨著我國工業(yè)水平的不斷發(fā)展，矯直技術也得到了不斷地提高和發(fā)展，在矯直過程的變形機理方面取得了一定得成就：如拉力對矯直的作用，在斜輥矯直機上壓緊力對矯直的作用，殘留應力對矯直尺寸精度的影響等；在解決高難度矯直技術方面，如高強度薄板帶的液壓拉彎矯直、高強度易裂紋耐熱合金鋼幫的旋轉矯直、薄板的行星矯直及扎拉矯直等；在新產品和新要求方面，如石油鉆挺管的矯直，邊斷面板材的矯直，變機械性能和變厚度方鋼的矯直等；在改善矯直工藝及改善矯直設備方面，如采用壓下方案，采用恒功率工作制度，用振動矯直代替旋轉矯直等；在改革矯直過程的控制方法方面，由人工控制向計算機控制過度，有單機計算機控制箱全線計算機控制發(fā)展；在矯直結構設計方面，正向精密化，大型化發(fā)展，老設備也將日漸被淘汰和改造。隨著機電一體化技術的廣泛應用，鋼管矯直機的技術水平將會不斷提高。結構更加合理、可靠，功能更加完善.以滿足各種工藝要求。
1.2.2 國外矯直技術的發(fā)展
無縫鋼管的生產在世界上已有一百多年的歷史。首先是由德國曼內斯曼兄弟于1885年發(fā)明了斜軋穿孔工藝，從而開創(chuàng)了無縫鋼管生產發(fā)展的歷史。之后，他們繼續(xù)不懈地探索，尋求軋長、減薄穿孔厚壁毛管的方法，終于在1892年采用周期軋管工藝由實心坯軋出世界上第一支無縫鋼管，完成了由實心管坯軋制無縫管的“曼內斯曼軋管工藝”。隨后，多種軋管工藝相繼出現(xiàn).隨著鋼材的產量比重的增加，到19世紀末時，這時已經出現(xiàn)了鍛造機械、軋鋼機械和矯直機械。進人20世紀，以電力驅動代替蒸汽動力為標志，推動了機械工業(yè)的發(fā)展。英國在1905年制造的輥式板材矯正機大概是我國見到的最早的1臺矯正機。20世紀初已經有矯正圓材的二輥式矯正機。到1914年英國發(fā)明了212型五輥式矯正機(阿布拉姆遜式-Abramsen），解決了鋼管矯正間題，同時提高了棒材矯正速度。20世紀20年代日本已能制造多斜輥矯正機。20世紀30年代中期發(fā)明了222型六輥式矯正機，顯著提高了管材矯正質量。20世紀60年代中期，為了解決大直徑管材的矯正問題，美國薩頓（Sutton）公司研制成功313型七輥式矯正機(KTF型矯正機)。
隨著社會的不斷進步，工業(yè)水平的不斷提高，自動化程度不斷地更新，這使國內外的矯直技術得到突飛猛進的發(fā)展，矯直機的自動化程度越來越高，逐漸形成一體化，精密化，智能化的矯直機械。
1.3課題的研究方法及研究內容
本次設計主要設計對象是Φ325鋼管矯直機主傳動系統(tǒng)的設計，其中包括矯直功率的計算，矯直力的計算，主傳動系統(tǒng)中減速器各級齒輪的傳動設計，電機功率的計算和電機的選擇，萬向聯(lián)軸器的校核與選擇，聯(lián)軸器的計算選擇，輥型的設計，及矯直輥的校核等。
1.3.1傳動總體方案的設計內容：
1、計算Φ325鋼管矯直機的力能參數(shù)。根據(jù)計算的參數(shù)選擇合適的電機并校核。
2、根據(jù)已有的數(shù)據(jù)選擇合適的聯(lián)軸器、對減速器主要零件的強度計算和校核及萬向聯(lián)軸的選擇。
3、根據(jù)以上的機構參數(shù)繪制1張總圖、1張局部裝配圖、3張零件圖。
1.3.2設計的方法：
首先，進入鞍鋼參觀實習。在感官上認識這次所要設計的物體。我們到了鞍鋼無縫鋼管廠。在那里我們通過參觀和工程師的認真講解，對設計的軋機主傳動系統(tǒng)有了初步的了解。熟悉了矯直機的工作情況及主傳動系統(tǒng)的傳動方式。
然后，通過查閱材料選擇最佳的傳動方式。最后，選擇最佳傳動方案，計算軋制力及軋制力矩，根據(jù)計算在手冊上選擇電機、聯(lián)軸器、鍵、矯直輥等部件并校核。完成圖紙繪制及說明書的編輯。
2主傳動系統(tǒng)設計方案確定
2.1矯直機的分類及特點
隨著技術的進步以及對產品的要求越來越高，矯直不同規(guī)格品種的鋼管需要使用不同的矯直機。按照矯直機的規(guī)格和工作原理的不同，矯直機可分為以下幾類：
2.1.1反復彎曲式矯直機
它們是靠壓頭或輥子在同一平面內對上件進行反復壓彎并逐漸減.小壓彎量，直到壓彎量與彈復量相等而變直。如壓力矯直機及輥式矯直機。
2.1.2旋轉彎曲式矯直機
旋轉彎曲式矯直機是指工件在塑性彎曲狀態(tài)下以旋轉變形方一式從大的等彎矩區(qū)向小的等彎矩萬過渡，在走出塑性區(qū)時彈復變直。旋轉者可以是工件，可以是矯直工具，也可以是變形方位。
2.1.3拉伸矯直機
拉伸矯直機是依靠拉伸變形把原來長短不一的縱向纖維拉成等長度并進入
拉彎矯直機是把拉伸與彎曲塑性變形后經卸載及彈復而變直，如鉗式拉伸矯直機及連續(xù)拉伸矯直機。
2.1.4拉彎矯直機
變形合成起來使工件兩個表層的較大拉伸及全截面的拉伸變形三者不在同一時間發(fā)生，全斷面各層纖維的彈復變形也不是同時發(fā)生的。既防止了板帶的斷裂，又提高了矯直質量。
2.1.5拉坯矯直設備
拉坯矯直設備是在拉動連鑄坯下行的同時使鑄坯的弧形彎曲漸伸變直，其拉力主要用于克服外部阻力，而鑄坯本身在高溫狀態(tài)下所需的矯直拉力是較小的。
2.2矯直方案選擇
根據(jù)現(xiàn)場實習了解，可以選擇本次設計的矯直機采用斜輥矯直機，斜輥矯直機具有矯直質量高，矯直規(guī)格大的優(yōu)點。
斜輥矯直機有四種基本形式：二輥式，多輥交叉式，六輥式，和七輥式。上述矯直機有各自的優(yōu)點。為了能正確的選擇，必須根據(jù)管材的平直度和表面光直度和矯直熟讀來考慮。
方案一：采用兩個矯直輥。如下圖2.1
圖2.1
方案二:采用七個矯直輥。如下圖2.2
圖2.2
方案三：采用六個矯直輥。如下圖2.3
圖2.3
方案確定:
方案一：優(yōu)點：使工件得到全場矯直，解決了工件頭尾兩端在一般矯直機上不能矯直的難題；使矯直質量得到很明顯的提高。對園才的外徑有較強的元整作用，很明顯的減少了橢圓度；可以有效的消除矯直后的圓材縮徑現(xiàn)象；缺點:矯直的速度較低；導板的消耗量大；對管材的矯直容易造成縮徑。
方案二：優(yōu)點：在多輥矯直機上工件一次通過矯直，克服了過去需要多次反復矯直的缺點；矯直使不需衛(wèi)梁的優(yōu)點。缺點是：造成了機器結構龐大，面積龐大，動力消耗增加；矯直時產生大的單位壓力切兩端不能被矯直。
方案三：優(yōu)點：因為矯直輥是成對的，所以矯直使矯直力平衡的且比七輥的單位壓力小，產生的加工硬傷最小；矯直速度高；矯直精度高；可以矯直表面光潔的管子，不產生損傷。
方案確定：六輥斜輥矯直機
布置形式：2-2-2矯直輥使驅動的，六個輥子分為上下兩排交叉斜置，即被矯直管子原理中心線成一定角度，上面三個輥子，下面三個輥子。
3 鋼管矯直機力參數(shù)計算
3.1 原始數(shù)據(jù)
矯直鋼管的設計參數(shù)：
鋼管外徑：D=（120～325）mm，
壁厚：δ=(2.5～22)mm 取 δ=22mm
軋件的屈服極限： ==(539～834)MPa，
矯直速度：ν=1m/s
矯直輥n：上矯直輥3個，下矯直輥3個
3.2輥式矯直機的基本參數(shù)
輥式矯直機的基本參數(shù)包括：
輥徑、
輥長L
輥身圓角R
輥距t、
輥數(shù)n、
矯直速度V
3.2.1輥徑和輥長的確定
1.輥徑的確定：
根據(jù)對九種規(guī)格斜輥矯直機的統(tǒng)計得知=（1.8～4.3）d，這說明有一些特大規(guī)格的矯直機須盡量縮小結構尺寸；而一些特小規(guī)格的矯直機須適當加大結構尺寸。此外對于管材矯直機，由于矯直力減小而采用=（1.2～4）d。這也是適應特粗和特細管材而采用的計算式。
由于本設計中d=325mm 屬于粗管材故：
=（1.2～4）d
=（1.2～4）×325mm
=（390～1300）mm取=500mm
2.輥長的確定：
輥子長度主要應考慮輥面與工件之間要有一定的接觸長度和較大的包角以保證矯直和運轉的穩(wěn)定性。一般情況下包角越大，工作越穩(wěn)定。包角與圓材的直徑有關，因此輥子長度也由圓材的直徑有關。輥身的長度可由下面的關系式確定：
，
，
因為：
故：
(1.2～2.5)×500
(600～1250) mm
?。?
3.2.2輥端圓角和輥距的確定
1.輥端圓角R的確定
輥端圓角R是斜輥矯直機的一個重要的結構參數(shù)，從改善咬入條件和保證管材的表面質量方面來說，輥角R應該大些，但是從減小機器的結構尺寸來說，R的選值又不可以太大，故一般?。?
=（82.5～66）mm
選取R=75mm
2.輥距的確定
斜輥的輥距為同側2輥間的距離。在此間距內要容納輥子支架、輥座、調角與鎖緊機構等。在減小機器受力，保證輥座轉角方便來說，輥距要大些；從建校結構尺寸，減小壓下量來說，輥距又不宜過大。但為了擺正輥座轉動的條件，一般選?。?
為了減小結構尺寸及改善咬入條件，t值要盡量采用較小的值
選?。簆=1400 mm
3.3矯直機力能參數(shù)的計算
采用六輥全驅動方式，輥系的輥距p=1200mm,輥腰直徑=500 mm，輥全長L=660mm,輥子斜角～，矯直速度ν=1m/s；
3.3.1矯直質量要求
（1） 矯直前鋼管允許的最大強度應小于30mm/m;全長小于80mm。
（2） 矯直后鋼管允許的最大彎度應小于1mm/1500mm,管端1m管內為0.8mm。
3.3.2 矯直力的計算
此矯直輥系特點在于六個矯直輥全部為長輥，輥子全部成對配置，輥子全部為驅動輥。輥系中三對輥子的各上輥均可升降調整，中間部分的下輥也可升降調整，各輥斜角可調。當輥子斜角較小并將工件抱緊時，在中間一對輥子向上抬起后工件內可產生如圖彎矩，此時的力學模型類似固端梁的彎矩圖。當棍子斜角較大對工件抱得不緊時，便可能產生所示的彎矩圖。為了達到矯直目的，這兩種彎曲的等彎矩區(qū)都不應小于一個螺旋導程。輥系的受力模型如下所示：
圖3.1 輥系受力模型
輥子全長L=660mm，去掉圓角部分，輥子的工作長度約為=620mm。為了滿足壓扁矯直的需要，最大管材的螺旋導程不應超過620mm，因此，其相應的斜角為:
（3.1）
內外徑之比 ：
故其 （3.2）
式中：
規(guī)定：
由文獻[1，表1-6]，
管材斷面時典型值對應的值
1
0.95
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.4
0.3
0.2
0.1
0
1
1.03
1.093
1.185
1.279
1.371
1.46
無實際意義
故可知： ；
由此可知管材最大矯直彎矩為：
（3.3）
按圖3.1計算矯直力：
（3.4）
第一組及第三組輥間壓扁力不必過大且有利于咬入，故按一般壓緊力計算：
第一組及第三組輥的上輥壓力為：
于是按輥系對稱性可以寫出：
；； ；
再按文獻[1,式4-73]算得中央二輥的壓扁力：
（3.5）
由圖3.1的彎矩圖可知，與（或）形成力偶（力偶距作用在即段內），故=（或）。于是上輥受力分別為、及，下輥受力分別為、及。而：
； （3.6） ； （3.7）
； （3.8）
因此上下輥受力總和為：
（3.9）
最大矯直力在中下輥，其受力為：
（3.10）
其軸承受力為 ?？捎晌墨I[2,式4-39]即可求出：
（3.11）
此式中為輥面法向壓力角。
因此，單側軸承受力為：
（3.12）
由此可知各輥軸承壓力總和為：
（3.13）
3.4矯直功率的計算
3.4.1.軸承摩擦功率
選用軸承摩擦系數(shù) ：
軸頸直徑 ：
輥面速度 ：
輥子轉數(shù) ：
于是摩擦功率為：
（3.14）
式中：—各輥軸承壓力總和
3.4.2.輥面與工件的滑動摩擦功率
由于管材在中央輥縫內呈彎曲狀態(tài)，必有一輥腰和另一輥端接觸。而輥徑為，端徑約為，即可求出中央二輥滾面的法向壓力為
（3.15）
設滑動摩擦系數(shù)為：，則滑動功率為：
（3.16）
式中： —輥端直徑，單位：m
—輥腰直徑，單位：m
3.4.3.工件在滾面上的滾動摩擦功率
工件在6個輥面上滾動，全部壓力為，設滾動摩擦系數(shù)（因為管材被壓扁時值偏大），計算輥子平均直徑，管材外徑，因此滾動功率為：
（3.17）
式中: —平均直徑，單位：mm
—各輥軸承壓力總和，單位：KN
—輥子轉數(shù)，單位 ：
3.4.4.矯直變形功率
工件在矯直過程中的塑性變形及殘余變形所耗功率按平均來考慮，由文獻[2，1-47]查知其旋轉矯直耗能比，以此計算直徑圓材的彈性極限變形為：
（3.18）
式中： E—彈性模量，取，
R—管材半徑，
因此矯直變形功率為：
（3.19）
矯直機的傳動功率按計算，則矯直機的驅動功率為：
（3.20）
4矯直機驅動系統(tǒng)的確定
4.1 電機的選擇
六輥驅動的鋼管矯直機易采用柔性驅動，以適應各輥轉速的差異。矯直機總的驅動功率為375.9KW。為了使矯直輥的轉速平穩(wěn)，上下兩排矯直輥的矯直參數(shù)一致，采用兩個轉數(shù)分配箱，通過它將由減速器輸出端得到的總矯直力矩按各矯直輥所需分配到每一根矯直輥上，
根據(jù)文獻[4，90～92]可選擇兩個Z4-280-31型電動機；
其單機功率為220KW，
其額定轉速：n=(1000～2000) ,
效率。
總容量為KW，
完全可以滿足矯直機的正常工作。并且電機容量大概有14.6%左右的余量，以滿足應對磨損等額外能量的消耗。
4.2減速器傳動比分配
4.2.1減速器的輸出轉數(shù)
減速機的輸出轉數(shù)即為矯直機的轉數(shù) 根據(jù)文獻[2，450-456]有：
（4.1）
式中：—矯直輥輥面速度，
—輥腰直徑，
將數(shù)據(jù)代入（4.1）求得：
4.2.2傳動比及其分配
（4.2）
式中 —減速器的輸入轉數(shù)，
—矯直輥的速度，
將數(shù)據(jù)代入公式即可求得傳動比：
由參考文獻[3.7-8]可知傳動比的分配原則為：
（4.3）
（～） （4.4）
式中：
—減速器的一級傳動比
—減速器的二級傳動比
—減速器的三級傳動比
取傳動比：，
由公式（4.3），（4.4）可知：
傳動比分配為：，，
4.3減速器一級齒輪傳動設計
4.3.1選擇精度等級，材料及齒數(shù)
1. 根據(jù)傳動系統(tǒng)的需要，選擇7級精度
2. 根據(jù)文獻[3，表10-1]選擇齒輪軸的材料（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調質）硬度為240HBS，二者材料的硬度差為40HBS。
3. 選擇齒輪軸齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取
4. 初選螺旋角：
5. 交涉電機壽命15年，全日制工作
4.3.2按齒面接觸強度設計
由文獻[3，218～219]可知齒面強度設計公式：
（4.5）
1.確定公式內的各計算數(shù)值：
（1） 試選
（2） 由文獻[3，圖10-30]選取區(qū)域系數(shù)
（3） 由文獻[3，圖10-26]查得，
由公式： （4.6）
得：
2.計算許用接觸應力：
根據(jù)文獻[3，表10-7]選取齒寬系數(shù)：
根據(jù)文獻[3，表10-6]查得材料的彈性影響系數(shù)：
根據(jù)文獻[3，圖10-21d]按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限：。
根據(jù)文獻[3，式10-13]計算應力循環(huán)次數(shù)：
（4.7）
式中： n—齒輪的轉數(shù)（單位為）
j—齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)，取
—齒輪的工作壽命（單位為）
將數(shù)據(jù)代入：
（4.8）
根據(jù)文獻[3，圖10-19]取接觸疲勞壽命系數(shù)：
，
選取安全系數(shù)，計算接觸疲勞需用應力：
（4.9）
（4.10）
則許用應力為：
（4.11）
3.計算齒輪各部分參數(shù)
(1)試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式（4.5）得：
（4.12）
選取 ：
（2）計算圓周速度：
（4.13）
（3）計算齒寬b及模數(shù)：
（4.14）
（4.15）
（4.16）
（4.17）
（4）計算縱向重合度：
（4.18）
（5）計算載荷系數(shù)K：
已知使用系數(shù)：
根據(jù)，7級精度，由文獻[3，圖10-8]查得動載荷系數(shù)
根據(jù)文獻[3，表10-4]查得：
根據(jù)文獻[3，圖10-13]查得：
根據(jù)文獻[3，表10-3]查得：
故載荷系數(shù)：
（4.19）
（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑：
根據(jù)文獻[3，式10-10a]得：
242424242424242424242424242424（4.20）
（7）計算模數(shù)
（4.21）
?。?
4.3.3按齒根彎曲強度校核
根據(jù)文獻[3，式10-16]得斜齒輪輪齒的彎曲疲勞強度公式為：
（4.22）
式中： —法向載荷在圓周方向的分力
—載荷系數(shù)
—斜齒輪的齒形系數(shù)
—斜齒輪的應力校正系數(shù)
—螺旋角影響系數(shù)
—斜齒輪傳動的斷面重合度
1.確定計算參數(shù)
(1）計算載荷系數(shù)：
根據(jù)參考文獻[3，216頁]可知:
（4.23）
（2） 確定法向載荷在圓周方向的分力：
根據(jù)文獻[3，式10-14]可知：
（4.24）
（3）參數(shù)與的確定：
（4.25）
由文獻[3，表10-5]查得取齒形系數(shù)：
，
由文獻[3，表10-5]查得應力校正系數(shù)：
，
（4）確定螺旋角影響系數(shù)：
斜齒輪的縱向重合度可按下面的公式確定：
（4.26）
由得：
由得：
根據(jù)文獻 [3，圖10-28]查得：
(5）斜齒輪傳動的斷面重合度的確定:
由公式(4.6)可知：
由公式（4.22）得斜齒輪輪齒的彎曲疲勞強度：
，
2. 許用彎曲疲勞強度的確定：
根據(jù)文獻 [3，式10-12]可知，其計算公式如下：
（4.27）
式中:
—疲勞強度安全系數(shù)。取 。
—考慮應力循環(huán)次數(shù)影響的系數(shù)，稱為壽命系數(shù)。
—齒輪的疲勞極限。
（1）壽命系數(shù)的確定
齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù)按下式計算：
根據(jù)文獻 [3，圖10-18]可知：
，
（2）齒輪疲勞極限的確定：
根據(jù)設計要求，齒輪疲勞極限達到材料材質品質和熱處理質量達到中等要求即可。由文獻 [3，圖10-20]查得
，
由文獻 [3，206頁]可知：
，
由公式（4.27）經計算解得：
，
按式（4.22）進行比較：
經比較可知所設計的數(shù)據(jù)滿足條件。
4.3.4 幾何尺寸的計算
（1）計算中心距：
（4.28）
將中心距圓整為：
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角：
（4.29）
因值改變的不多，故參數(shù)、、等不必修正。
（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑
（4.30）
（4）計算齒輪寬度
（4.31）
圓整為標準齒寬，由文獻 [3，205頁]可知：
齒輪軸的齒寬為：
大齒輪的齒寬為：
4.4減速器二級齒輪傳動設計
三級齒輪設計同一級齒輪設計的步驟相同，經計算求得二級傳動的各個參數(shù)如下所示:
表4.1 二級齒輪傳動參數(shù)
Z1
Z2
Mn
a/mm
34
93
12°19′58″
8
500
4.5減速器三級齒輪傳動設計
同理，經計算求得三級傳動的各個參數(shù)如下所示:
表4.2 三級齒輪傳動參數(shù)
Z1
Z2
Mn
41
83
10°44′50″
8
560
5聯(lián)軸器、軸承及萬向接軸的選擇
5.1聯(lián)軸器的選擇
絕大多數(shù)的聯(lián)軸器均已標準化或規(guī)格化，一般設計者的任務是選用。
1.選擇一種合用的聯(lián)軸器類型可考慮以下幾點：
（1）所需傳遞的轉矩大小和性質以及對緩沖減震功能的要求。
（2）聯(lián)軸器的工作轉數(shù)高低和引起的離心力的大小。
（3）兩軸相對位移的大小和方向。
（4）聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。
（5）聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本。
（6）使用有非金屬彈性元件的聯(lián)軸器時，還應注意聯(lián)軸器所在部位的工作溫度不要超過該彈性元件材料允許的最高溫度。
2.計算聯(lián)軸器的轉矩：
由于傳動軸系載荷變化性質不同以及聯(lián)軸器本身結構特點和性質的不同，聯(lián)軸器實際傳遞的轉矩不等于傳動軸系理論上需傳遞的轉矩T。
根據(jù)文獻[5，t5-54，式（5-2-1）]可知聯(lián)軸器的計算轉矩：
（5.1）
式中：
— 理論轉矩，（有制動器的傳動系統(tǒng)，當制動器的理論轉矩大于動力機的理論轉矩時，按前者計算聯(lián)軸器）
— 公稱轉矩，
— 工況系數(shù)
— 啟動系數(shù)
— 溫度系數(shù)
—動力機系數(shù)
—驅動功率，
—工作轉數(shù)，
根據(jù)文獻[5，表（5-2-2）]查得，
根據(jù)文獻[5，表（5-2-3）]查得，
，
代入公式（5.1）得：
3.型號選擇：
電機輸入軸軸端直徑，聯(lián)軸器輸入軸軸端直徑，為了滿足上訴要求可以選擇梅花彈性聯(lián)軸器，彈性件型號；公稱轉矩；許用轉數(shù)；軸孔直徑，。
5.2矯直輥的軸承選擇與校核
5.2.1矯直輥軸承的選擇
鋼管矯直機軸承的選取一般有三類：深溝球軸承、圓柱滾子軸承、和調心滾子軸承三種。在本次φ325鋼管矯直機的設計中，由于考慮到對對心性能要求較高，并且矯直輥主要承受來自徑向的載荷，同時承受來在軸向的小部分軸向載荷。因此選用調心滾子軸承。
由第3章的計算可知軸承所受的徑向力，初選軸承的型號為40537，
其基本參數(shù)如下表所示
表5.1 40537軸承的基本參數(shù)
軸承型號
外形尺寸（mm）
額定載荷（KN）
動載荷
靜載荷
d
D
B
Fw
r
r1
Cr
C0r
40537
220
370
150
260
2.1
2.1
1850
3490
5.2.2矯直輥軸承的校核
矯直輥軸承的校核主要是對軸承壽命的計算。根據(jù)文獻[3，式（13-19）]可知其計算公式如下:
（5.2）
式中：
— 以小時計的軸承額定壽命，；
— 軸承的轉速，；；
— 溫度系數(shù)，這里??；
— 額定動負荷，；其值由軸承樣本查得，；
— 壽命指數(shù)，對于調心輥子軸承；
— 當量動負荷，。
計算調心滾子軸承時，軸承軸向負荷很小，可以忽略不計。當量動負荷的計算公式為：
（5.3）
式中：
—負荷系數(shù)，由于工作中的振動、沖擊和軸承負荷不均等許多因素的影響，軸承實際負荷要比計算負荷大，根據(jù)工作情況以符合系數(shù)表示。矯直機，取。
—軸承承受的徑向載荷。
—軸承承受的軸向載荷。
—徑向動載荷系數(shù)。
—軸向動載荷系數(shù)。
由前面的分析及經由文獻[3，表13-5]查得；。
經計算解得：
將計算所得的及各參數(shù)數(shù)值代入式（5.2），則：
軸承壽命驗算：，所以軸承壽命校核通過。
5.3萬向聯(lián)軸器的選擇
5.3.1萬向聯(lián)軸器的功能特點及其選擇方法
聯(lián)軸器的功能是用來把兩軸聯(lián)接在一起，機器運轉時兩軸不能分離，只有機器停車并將聯(lián)接拆開后，兩軸才能分離。聯(lián)軸器的選擇主要考慮所需傳遞軸轉速的高低、載荷的大小、被聯(lián)接兩部件的安裝精度等、回轉的平穩(wěn)性、價格等，參考各類聯(lián)軸器的特性，選擇一種合用的聯(lián)軸器類型。具體選擇時應考慮以下幾點因素：
1. 當工作過程中兩軸產生較大的附加相對位移時，應選用撓性聯(lián)軸器。
2．聯(lián)軸器的工作轉速高低和引起的離心力大小。對于高速傳動軸，應選用平衡精度高的聯(lián)軸器。
3. 聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本。在滿足便用性能的前提下，應選用裝拆方便、維護簡單、成本低的聯(lián)軸器。
4. 考慮聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。
圖5.1 萬向接軸
6傳動系統(tǒng)主要零件設計
6.1矯直輥的結構特點
管材矯直機的矯直輥是矯直機中的主要零件，其作用是使管材在矯直過程中變形。矯直輥是在大的動載荷和大的相對滑動速度連續(xù)研磨的條件下進行工作的。被矯軋件的表面氧化皮，能加深矯直輥的磨損。為了保證工作表面磨損均勻和較好的矯直質量，矯直輥應準確地相對被矯管材的軸線進行布置。
對矯直輥質量要求很高，因為矯直輥決定著矯直機的正常工作，生產率和矯直精度。輥子的材料必須堅固耐磨。因此管材矯直機矯直輥的材質為鑄鐵、鋼或硬質合金。在鋼管矯直機中，大多采用鑄鐵輥。因為這種矯直輥耐磨，而且制造也較簡單。一般這種矯直輥都是裝配輥。
圖6.1 裝配的矯直輥
6.2矯直輥的輥軸校核
6.2.1輥系的受力分析
通過第三章對矯直機力能參數(shù)的計算可知輥系的受力模型如下所示：
圖6.2 矯直輥的輥軸受力
如圖可知，在矯直過程中，中下輥的受力最大；因此只需對中下輥進行校核計算即可。
6.2.2 中下輥的校核計算
1.受力分析：
中下輥的受力分析如圖6.4所示：
圖6.4 中下輥受力分析圖
靜力平衡方程如下所示：
（6.1）
（6.2）
將數(shù)據(jù)代入式（6.1）、（6.2）得：
2.計算彎矩：
1） 計算處的彎矩：
（6.2）
2） 計算處的彎矩：
（6.4）
根據(jù)彎矩圖判斷處的彎矩最大。根據(jù)對矯直輥的整體分析可知此處便是最危險的界面，因此對此處進行校核即可。
3.計算扭矩
（6.5）
式中： —矯直輥的矯直功率 ；
—矯直輥的矯直轉數(shù) ；
由第三章力能參數(shù)的計算可知：
，
將數(shù)據(jù)代入公式（6.5）得：
4.校核
抗彎界面系數(shù)：
（6.6）
抗扭截面系數(shù)：
（6.7）
則軸的計算應力為：
（6.8）
式中：
— 軸的計算應力，單位為， ；
— 軸所受的彎矩，單位為， ；
— 軸所受的扭矩，單位為， ；
— 軸的抗彎截面系數(shù)，單位為， ；
— 軸的抗扭截面系數(shù)，單位為， ；
— 折合系數(shù)，式中扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取
將各數(shù)據(jù)代入公式（6.8）得：
根據(jù)選定軸的材料為45#鋼，調質處理，按文獻查得 。
因此： ，經校核安全。
7傳動系統(tǒng)的潤滑
為了減少功率損失，減少矯直機的摩擦和發(fā)熱量，需要對矯直機的各有關部位進行潤滑。本矯直機的主要潤滑部位是上下輥軸承處，壓下機構螺紋副配合處以及各接手，聯(lián)軸器等轉動點。對于上下矯直輥軸承，由于受到很大的沖擊，振蕩載荷，宜采用間歇干油潤滑方式；對于壓下機構中的軸承，齒輪副等摩擦副，由于承載不太大，速度不太高，宜采用低壓力油潤滑方式；其它潤滑點，如接手，聯(lián)軸器等有摩擦的動點，由工人檢修時抹上足量A干油即可
7.1潤滑方法:
常用的潤滑方法有：手工加脂潤滑、集中壓力供紙潤滑、手工加油潤滑、滴油潤滑、油杯油盤潤滑、油霧潤滑、循環(huán)潤滑等。
7.2潤滑的分類
1.無潤滑：是指在具有相對運動的兩表面間完全沒有任何潤滑介質純在，處于干摩擦狀態(tài)。由于干摩擦系數(shù)可以高達0.5以上，因此使接觸面間產生劇烈的摩擦和磨損。這種狀態(tài)除機械的制動外，一般應是盡量避免的。潤滑系統(tǒng)的故障、潤滑劑失效或流失也會出現(xiàn)這種狀態(tài)，從而造成機械設備的損壞。
2.邊界潤滑：介于有潤滑和無潤滑之間的一種臨界狀態(tài)的潤滑形式。在此摩擦狀態(tài)下，摩擦副之間的局部直接接觸不可避免，摩擦系數(shù)一般在0.03～0.1之間。
3.流體潤滑：流體狀態(tài)的潤滑劑在作相對運動的兩摩擦表面之間形成一層足夠厚的潤滑膜把兩摩擦表面完全隔開，這是一種理想的潤滑狀態(tài)，摩擦系數(shù)一般在0.001～0.01之間或更低。
4.流體潤滑與半干潤滑：在流體潤滑狀態(tài)下，若流體膜遭受破壞的比例不大，則屬于流體潤滑與邊界潤滑之間的一種潤滑狀態(tài)。半干潤滑是指邊界膜遭到破壞的程度不太嚴重就出現(xiàn)邊界與干摩擦之間的一種潤滑狀態(tài)。
7.4潤滑系統(tǒng)的選擇原則
在設計潤滑系統(tǒng)時，應對機械設備各部分的潤滑要求作全面的分析，確定所使用潤滑劑的品種，盡量減少潤滑劑和潤滑裝置的類別．在保證主要總值件的良好潤滑條件下，綜合考慮其他潤滑點的潤滑，要保證潤滑質量． 應使?jié)櫥到y(tǒng)既滿足設備運轉中對潤滑的需要，又應與設備的工況條件和使用環(huán)境相適應，以免產生不適當?shù)哪Σ痢囟?、噪聲及過早的失效。 應使?jié)櫥到y(tǒng)供送的油保持清潔，防止外界塵屑等的侵入造成污染、損傷摩擦表面，提高使用中的可靠性。 復雜潤滑系統(tǒng)的主要元件如泵、分配閥、過濾器等應適當?shù)亟M合在一起并盡可能標準化，便于接近進行維護、清洗，降低設備運轉與維修、保養(yǎng)費用，防止發(fā)生人身、設備安全事故。
? ? 在選擇潤滑系統(tǒng)時，要注意該系統(tǒng)自動化程度和可靠性，注意裝設指示、報警和工況監(jiān)控裝置，預測和防止早期潤滑故障，以提高設備開動率和使用壽命。
7.5潤滑件的選擇
1、對于上排矯直輥軸軸承，由于輥需要上下調節(jié)，不利于接油管，而采用油槍定期將潤滑油加入各潤滑點。潤滑油是通過加工在軸承座中的油孔而加到軸承處的。在每個油孔外端盡頭都存在M10的螺紋，裝有直通或壓注油杯，
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