1500四連桿熱鋸機設計【說明書+6張CAD圖紙】

1500四連桿熱鋸機設計【說明書+6張CAD圖紙】,說明書+6張CAD圖紙,1500,連桿,鋸機,設計,說明書,CAD,圖紙 摘要 摘要 熱鋸機是軋鋼機械中一個不可缺少的部分。從分析不同鋸切機的優(yōu)缺點入手，參考借鑒了國內外的先進經驗，并結合中國國情和實際的工作情況，我設計了1500四連桿熱鋸機。 本說明書對熱鋸機的作用、分類、結構、原理以及在大型冶金企業(yè)中的應用作了較為詳細的闡述，對熱鋸機的工藝特性、結構特點作了比較全面的闡述，對熱鋸機的動作也有比較合理的設計安排，對熱鋸機的尺寸及強度作了比較精確的計算和校核，確保了熱鋸機的合理性及準確性。 最后翻譯了軋鋼專業(yè)機關的外文資料，完成了本次設計。 關鍵詞　熱鋸機，移動式，四連桿 I 目錄 Abstract The hot sawing machine takes an important part in the rolling trade.Beginning of the advantages on the four-pole-hot-sheer sawing machine,using the experience of mainland and abroad for reference, thinking ofour Chinese real status and real work conditions, a 1200 shift-modefour-pole-hot-sheer sawing machine is designed. In this design course, there are more thorough expound to the hotsawing machine function, classify, structure, principle, employing in theheavy rolling mill. And there have had more comprehensive expound tothe hot sawing machine's technology property and structure characteristic,and more rational design and arrangement to the hot sawing machine'smotion. And also, more accurate calculate and chek to the hot sawing machinedimension and strength have been made. All these ensure the design reasonable andaccuracy. In the end, I translated the foreign language material related to the task and finished thedesign. Keywords　 the hot sawing machine, shift-mode, four bar I 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 鋸切機的分類 1 1.2 熱鋸機的分類及用途 1 1.3 四連桿式熱鋸機的結構特征 4 1.4 四連桿機構的國內外研究現狀 4 1.5 選題的目的及意義 7 第2章 φ1500四連桿式熱鋸機的技術參數 8 第3章 φ1500四連桿式熱鋸機結構組成及各部分工作原理 10 3.1四連桿熱鋸機的結構組成 10 3.2 熱鋸機各部分的特點、位置及作用 10 3.2.1鋸座部分 10 3.2.2 鋸架部分 10 3.2.3 搖桿部分 11 3.2.4 鋸片軸部分 11 3.2.5 進鋸部分 11 3.2.6 安全聯軸器部分 11 3.2.7 軌道部分 12 3.2.8 鋸片軸承稀油潤滑系統(tǒng) 12 3.2.9干油潤滑部分 12 3.3 熱鋸機的安裝、調整和試運行 12 3.4 熱鋸機的操作規(guī)程 13 3.5四連桿熱鋸機的結構組成 14 第4章 熱鋸機結構、力能參數選擇與確定 15 4.1 鋸切機結構參數 15 4.1.1 鋸片直徑D的選擇 15 4.1.2 鋸片距中心軌道高H 15 4.1.3 鋸片厚度δ的選擇 16 4.1.4 距片最大行程L 16 4.2 鋸齒形狀和鋸片材料 16 4.2.1 鋸齒齒形 16 4.2.2 鋸齒熱處理 18 4.2.3 鋸齒冷卻 18 4.3 鋸切機的力能參數 18 4.3.1 鋸片的圓周速度 18 4.3.2 鋸片的進鋸速度 19 4.3.3 鋸切力的計算 19 第5章 熱鋸機的結構設計和運動分析 23 5.1 結構分析 23 5.2 送進機構運動分析 23 5.2.1 初步判定曲柄搖桿機構 23 5.2.2 該連桿機構運動的解析法 24 第6章 電機的選擇 28 6.1 選擇電機應綜合考慮的問題 28 6.2 進鋸電機的選擇 28 6.3 鋸片電機的選擇 29 6.4 進鋸電機容量的計算 29 6.4.1 總傳動比的確定 30 6.4.2 轉動慣量的計算 30 6.4.3 高速時電機功率的計算 32 6.4.4 低速時電機功率的計算 32 6.4.4.1 M等效的計算 32 6.4.4.2 Md的計算 32 6.4.4.3 M的計算 32 6.4.4.4 轉換的電機功率 33 第7章 鋸片軸部分的設計 34 7.1 鋸片軸的結構設計 34 7.2 受力分析 35 7.2.1 XZ平面受力 35 7.2.2 YZ平面受力 36 7.2.3 彎矩 36 7.2.4 合成彎矩計算 37 7.2.5 扭矩的計算 37 7.3 軸的強度校核 38 7.3.1 軸的疲勞強度校核 38 7.3.2 鋸片軸的靜強度計算校核 39 7.3.3 鋸片軸的彎曲剛度校核 40 第8章 軸承、鍵、聯軸器的選擇與校核 41 8.1 軸承類型的選擇 41 8.2 軸承的校核 41 8.2.1 軸承壽命的計算 41 8.2.2 軸承靜負荷的計算 43 8.3 鍵的選擇及強度校核 43 8.4 聯軸器的選擇 44 結論 47 參考文獻 48 致謝 50 附錄1 開題報告 51 附錄2 文獻綜述 62 附錄3 外文翻譯 73 V 第1章 緒論 第1章 緒論 1.1 鋸切機的分類 鋸切機主要用于鋼鐵生產部門，主要用來鋸切各種復雜斷面形狀。根據工作方式和結構形式，鋸切機械可以分為兩類：1）鋸機。用于（停放著的）單根或整根束軋件的切頭、切尾或定尺寸長度。鋸切常溫軋件的鋸機稱為冷鋸機，鋸切高溫軋件的鋸機稱為熱鋸機。2）飛鋸機。用于將運行中的軋件切頭、切尾或切成定尺寸長度。飛鋸機也可分為冷飛鋸機和熱飛鋸機。[1] 1.2 熱鋸機的分類及用途 早期的熱鋸機是固定式的，既無橫移機構也無送進機構。例如我國某中型軋鋼廠的固定式熱鋸機，其鋸片直徑為1500毫米，產量達40萬噸／年以上，而設備總重最只有5噸。所以，固定式熱鋸機逐漸被移動式執(zhí)鋸機所取代。 有關熱鋸機的研究，已經有了較長久的發(fā)展。從基本鋸切理論入手，針對不同的鋸切對象和使用環(huán)境，利用現代設計理論和技術成果，通過對鋸片設計、制造和熱處理等方面的全面研究，在鋸片設計和質量控制等方面取得多項突破，并且鋸片的 高強度、高剛度、長壽化、不同型鋼鋸切斷面的無（?。┟?、小變形等等方面形成系列專有技術。鋸機的主要機構有三部分：(1)鋸片傳動機構(鋸切機構)：常用的方法對兩種，電動機直接傳動或用—確皮帶間接傳動(2)鋸片送進機構：一般采用被切軋件不動，鋸片向軋件進給。(3)調整定尺的鋸機橫移機構：一船采用電動機或液壓缸短行程)驅動，使鋸機在軌道上沿軋件軸向移動，改變鋸機與軋機之間的距離。 1.根據鋸片的送進方式，熱鋸機主要有以下幾種類型： (1)擺式熱鋸機(圖1—1)。這種鋸占地面積小，但因為是擺動進鋸，故鋸行程有限，但剛度差、振動大，現在已不再制造。 (2)氣功送料固定鋸。這種早期的固定鋸目前仍有使用，它只有鋸切機構，鋸片不能送進，借助氣功撥爪將軋件撥向鋸片實現鋸切。 (3)杠桿式熱鋸機(圖1—2)。具有間接傳動的鋸切機構和杠桿擺動的送進機構(可手動，也可電動或液動)。用于鋸切小型鋼材和取樣。 (4)滑座式熱鋸機(圖1—3)。它具有完善的三部分傳動系統(tǒng)，即直接傳動的鋸切機構、齒輪6、齒條5傳動的裝有鋸片7的上滑臺4，可沿裝于下滑座3上的滑動導軌或滾輪向軌道方向移動送進機構和橫移機構(圖中未示出)。該鋸與擺式鋸、杠桿式鋸比較，滑座式鋸鋸片橫向振動小、高效率、行程大而工藝性能好，并且結構比較完善，得到廣泛使用。 (5) 四連桿式熱鋸機（圖1—4）是一種比較新式的鋸切機，主要由四桿機構、鋸片回轉機構、驅動機構等組成。它的鋸片送進方式是采用四這桿式送進機構進行的，由于送進機構的特點，保證據片基本水平送進，因而有行程大、摩擦小、平穩(wěn)可靠的優(yōu)點。[7] 1.3 四連桿式熱鋸機的結構特征 四連桿式熱鋸機得名于其鋸片送進方式是采用了四連桿機構（見圖1—4）。鋸片是由電動機8直接傳動的，它們固定在鋸架5的端部。電動機外面裝有水簾降溫。鋸片軸的軸承采用稀油循環(huán)潤滑，正軸承座通水冷卻。送進機構的電動機12裝在鋸座10上，經減速機2、安全聯地器1帶動曲柄4擺動，從面帶動鋸架5前后移動，實現送進運動。合理地選擇曲柄和搖桿尺寸，可以保證鋸片基水上是水平移功。鋸機沿軌道的橫移是由橫移電動機13．經二級蝸輪蝸桿橫移減速機3帶動行走輪9在軌道上滾動實現的。 它具有行程大、摩擦小、工作平穩(wěn)可靠等優(yōu)點，而且它的設備重量也比滑座式熱鋸機輕，是一個值得推薦的鋸切機類型。 1.4 四連桿機構的國內外研究現狀 （1）國內現狀： 在熱鋸機四連桿機構的設計和分析中，基本上可以歸納為兩種方法:圖解計算法和解析計算法。圖解計算法具有簡單、明了的特點，當求解的位置較少時，往往可以滿足要求，當欲求解的位置比較多時，對機構的每一個位置都要進行圖解計算，勢必需要很大的工作量，降低了設計工作的效率。六十年代末期以來，隨著計算機的運用和普及，使用計算機進行四連桿機構的輔助設計得到了很大的發(fā)展。和圖解計算法相比，解析法具有求解精確、可靠的特點。 近幾年圖解法也有了一定的發(fā)展，1997年映峰、屠煥林提出了一種新型簡單的平面四連桿機構的運動綜合圖解方法， 并用實例說明如何用這種方法對水平變幅起重機臂架四連桿機構和自動開門機構進行合理化設計。 隨著計算機技術的迅猛發(fā)展，圖解法也和計算機相結合發(fā)展，1999年，廣東工業(yè)大學的李麗娟等編制了熱鋸機逆向設計的動畫程序，通過AutoCAD環(huán)境下的逆向設計方法，實現了熱鋸機構的動畫輔助設計，該方法比類比法的精度高，能避免圖解法和實驗修正法帶來的人為誤差，不需要制做模型，費用低，是較理想的四桿機構設計方法。對四連桿機構的解析法的研究是近年來較為活躍的課題。 1997年，韓曉娟等建立了熱鋸機鋸軸中心的運動方程， 將實際設備的機構尺寸輸入計算機進行分析，為改進熱鋸機連桿機構的設計， 提高切削效率提供了理論依據。2001年韓雨、劉源等通過實例，介紹了四連桿式熱鋸機四桿機構的解析計算法以及機構運行特點，利用解析法建立了機構的運動方程，從而確定機構上預定點軌跡與理想直線軌跡的實際偏差。[6]同年王殿忠、白金蘭等提出了四連桿式熱鋸機平衡重的計算方法。 解析法的不斷完善為優(yōu)化設計奠定了堅實的基礎。 優(yōu)化設計是近年來發(fā)展起來的一門新的學科，也是一項新的技術，它在工程設計的各個領域得到了廣泛的應用。實際應用表明，優(yōu)化設計不僅為工程設計提供了一種新的科學設計方法，使得在解決復雜設計問題時，能從眾多的設計方案中找到盡可能完善的或最合適的設計方案， 而且采用這種設計方法能大大提高設計效率和設計質量，具有較明顯的經濟效益和社會效益。隨著電子計算機功能的不斷擴大，計算機不僅可以用來進行高速運算、邏輯判斷，而且可進行人機對話、光筆修改、自動繪圖。結合優(yōu)化方法的不斷完善，就一定能實現工程設計的自動化和最優(yōu)化。熱鋸機四連桿機構的設計也以解析法為基礎，利用計算機強大的功能，向優(yōu)化設計的方向發(fā)展。1995年，高滿旭以熱鋸機鋸軸中心運動軌跡逼近直線程度最佳為目標， 運用解析法對熱鋸機四連桿機構進行運動學分析，建立了單目標函數的數學模型，采用懲罰函數優(yōu)化方法，編制程序對實際的進鋸機構進行了優(yōu)化，取得了較理想的效果。1998年，羅中華利用在高滿旭的運動學分析基礎上，根據鋸切機的工作特點，要求在工作行程階段鋸軸中心運動軌跡在垂直方向波動量盡量小、運動速度盡量均勻，利用加權組合法，建立多目標函數的數學模型，經過實際優(yōu)化尺寸，效果更為理想。2005年，李俊峰對熱鋸機對進鋸機構進行了優(yōu)化，用Visual Basic語言開發(fā)出了熱鋸機進鋸機構通用優(yōu)化分析軟件， 應用該軟件對大型廠熱鋸機進鋸機構行了優(yōu)化，得到了優(yōu)化后的理想尺寸，為今后熱鋸機的改進提供了依據。[3] （2）國外研究現狀： 連桿機構在蒸汽機技術中的應用，推動了對連桿機構特性做全面和科學的分析。布爾梅斯特沒有僅局限于分析，而是研究了機構綜合的基礎理論，布爾梅斯特理論概括了阿爾特的理論，利希騰黑爾特、海因、基佩爾和切爾庫奇諾夫等均以此為基礎建立并創(chuàng)造了特別適合于實際設計工作的簡單的設計方法。P.洛澤和W.洛澤發(fā)展了布爾梅斯特理論，他們引入了位置族，得到了由此產生的極曲線， 在此基礎上建立了一種新的近似綜合連桿機構的圖解法。 由西克爾和阿爾托包列夫開創(chuàng)的用解析法研究布爾梅斯特理論的工作，為后來計算機的應用創(chuàng)造了前提條件，并且可以得到較高的精度。當然，只有借助于圖解數據處理，特別是運用迭代程序和圖形顯示技術，才能較快地得到有關解域的概況。 拜爾和蓋羅尼姆斯總結了連桿機構綜合的幾何理論。 建立在契比雪夫多邊形基礎上并已為勃洛赫、 列維斯基和許多其他蘇聯學者所采用的綜合方法雖然對某些特殊的設計要求可得到最優(yōu)解，但這不是通用的方法。美國奧本大學的Simionescu P.A和Beale D.對汽車上的四連桿信號發(fā)生器進行了機構綜合分析，借助計算機得到要檢查的設計尺寸的三維圖表，所提供的數值結果為新車導向鉸鏈的設計提供了依據 ?，F在 ,優(yōu)化方法在機構綜合中得到廣泛的應用， 用計算機進行機構的優(yōu)化設計是比較通用的方法，也是將來的發(fā)展方向。西班牙的Sin,Francisco和 Antonio為了減小設計尺寸，同時達到全局最優(yōu)的目標，將兩種優(yōu)化方法組合在一起，經過實際檢驗取得了很好的效果。法國的Vasiliu,Adrian和Yannou采用神經網絡的辦法， 將機構隨機尺寸運動分析產生的大量數據作為訓練樣本輸入計算機，以獲得近似的綜合結果，克服了優(yōu)化方法速度慢和依賴初始搜索點的不足。但優(yōu)化方法也有它的缺點，即對問題不便做定性分析。因此，傳統(tǒng)的綜合方法仍然繼續(xù)得到研究發(fā)展。[16] 四連桿式熱鋸機， 它的設備重量比滑座式熱鋸機輕。 它主要由鋸切機構、進鋸機構和橫移機構三部分組成。它的進鋸機構是四連桿機構，通過合理的選擇每個桿的尺寸，可以保證鋸片基本上是水平移動。曲柄的下端有與它做成一體的扇型平衡重，以平衡可動系統(tǒng)的重量，降低送進電動機的能耗。四連桿式熱鋸機具有行程大、摩擦小、平穩(wěn)可靠等優(yōu)點，使用效果較好，多用于大型或軌梁軋鋼車間。從四連桿熱鋸機的結構上看，最重要的兩大機構就是鋸切機構和進鋸機構，因為這兩大機構最復雜，使用最頻繁，對鋸切棒材的質量影響也最大。在鋸切機構中，圓鋸片直接與軋件接觸，它是最容易磨損的零件，更換也最為頻繁，它的好壞直接影響鋸切的質量，對鋸片的深入研究就顯得至關重要。在四連桿進鋸機構中，在規(guī)定的鋸切行程內，保證鋸切精度的關鍵問題是保證鋸軸中心的軌跡為一近似直線， 同時要求鋸軸中心水平方向的速度盡量均勻，垂直方向的速度波動量盡量小，這就要求四連桿機構的尺寸要盡量合理。因此，如何選擇最佳的四連桿機構尺寸來達到更好的鋸切精度就成為一個必須研究的課題。 1.5 選題的目的及意義 本課題研究的主要目的在于，通過對四連桿式熱鋸機的結構、工藝等進行設計，并結合國內外各種研究成果、專業(yè)資料，以期達到加深專業(yè)知識的理解、熟悉整體機械設計工序，鍛煉自身，從而為走上工作崗位打下基礎。 27 第2章 φ1500四連桿式熱鋸機的技術參數 第2章 φ1500四連桿式熱鋸機的技術參數 本次設計的四連桿式熱鋸機的要求為750攝氏度時所鋸切型鋼的最大尺寸為 NO.28工字鋼 280×122。鋸切材料為低碳鋼。以下為本次設計的四連桿式熱鋸機的技術性能： (1)鋸片直徑：最大直徑為 Φ max =1500mm 最小直徑為 Φ min = 1400mm (2) 鋸片厚度：δ = 7mm (3) 鋸片圓周速度：100m / s ～120m / s (4) 鋸片最大行程：1000mm (5) 進鋸速度范圍：20 ～30mm /s (6) 退鋸速度范圍：30mm / s (7) 水幕保護裝置 (8) 電氣設備 ① 鋸片電機 型號 JS114 ? 4 功率 115kw 轉速 1480r / min 電壓 380v ②進鋸電機 型號 J 02 ? 22 ? 4 功率 125kw 轉速 700 /1400r / min 電壓 200 / 400v ③潤滑電機 型號 J 02 ? 22 ? 4 功率 11.5kw 轉速 1410r / min 電壓 220v ④行程控制器 LK 4 ? 658/1 ⑤瞬時行程控制開關 JLXK ?111 (9) 制動裝置夾具的應力為98000N (10) 氣缸的壓力為 P=490N 第3章 φ1500四連桿式熱鋸機結構組成及各部分工作原理 第3章 φ1500四連桿式熱鋸機結構組成及各部分工作原理 3.1四連桿熱鋸機的結構組成 (1) 鋸座部分 (2) 鋸架部分 (3) 搖桿部分 (4) 鋸片軸部分 (5) 進鋸傳動部分 (6) 安全聯軸器部分 (7) 軌道部分 (8) 干油潤滑部分 (9) 水冷卻系統(tǒng) 3.2 熱鋸機各部分的特點、位置及作用 3.2.1鋸座部分 鋸座部分是由裝在上面的鋸座、曲柄和彈簧緩沖器這些主要部件組成，該部分是熱鋸機的主要部分，其它各部分都裝在上面。鋸座是整體鑄鋼件結構，在鋸座的前邊有兩個曲柄的安裝孔。鋸座的后面有兩個搖桿的安裝孔。當然，在鋸座安裝鋸片相反的一側還有著安裝鋸片軸稀油潤滑系統(tǒng)和進鋸電機的位置。曲柄的轉動是由進鋸電機推動制動器，減速器和聯軸器 傳遞過來的。為了平衡可動系統(tǒng)的重量，減少電能消耗，曲柄下端有一個和它做成一體的扇形平衡重錘。在平衡重錘的下方鋸座內裝著的便是有兩面帶彈簧的彈簧緩沖器。退職當鋸架帶動鋸片到達前后極限位置時，扇形平衡重錘凸緣內側將靠在緩沖器的擋板上，借助彈簧的彈力起緩沖作用。此外在曲柄的傳動軸端裝有指針盤和平行控制開關來指示和限制鋸片的行程。 3.2.2 鋸架部分 鋸架部分主要由鋸架、鋸片、罩子、水幕待部分組成。鋸架部分前后和曲柄、搖桿相聯系。從而通過曲柄傳遞給鋸架運動。鋸架又帶動鋸片實現鋸片的進給過程。鋸片罩子覆蓋在鋸片上，其作用是防止鋸切過程中大量鐵屑的飛濺。同時對鋸片本身也有一種防護作用。在換鋸片時，可將鋸片罩子向后掀起，放在安裝在鋸架上的托架上，換完后將其放下。水幕就在鋸座的左下方，其作用是為了在鋸切過程中起冷卻作用，流水流到下面的流槽上進而流到地下的水溝中。 3.2.3 搖桿部分 搖桿部分是由搖桿和流槽組成，均采用焊接結構。搖桿是一個大的板形焊接結構，其兩端分別與鋸座和鋸架相鉸結。流槽的作用是防止鋸屑和冷卻水向其它部分飛濺及引導作用。 3.2.4 鋸片軸部分 鋸片軸部分是熱鋸機的核心。它仿于鋸架部分的前端，是通過齒輪聯軸器與電機相接直接傳動的。在軋鋼車間軋制生產過程中，熱鋸機是始終準備鋸切的。故鋸片是長期運轉。另外，在鋸切過程中為了保證熱鋸機有足夠的工作能力，除了保證電動機有足夠的容量外，還要有足夠大的轉速。因此，鋸片軸兩端軸承采用可以自定位的雙列向心球面滾子軸承。靠鋸片的軸承考慮到要受較大的徑向力，工作負荷比較沉重。故采用兩個軸承并 作定位端而另一端軸承裝成可移動的，來補償鋸片軸熱 效應的影響。為了便于鋸切座拆裝方便和避免鋸架上軸承座的磨損在軸承外圈裝有軸承套和一些零件組成軸部件。為了便于提高軸承的壽命，鋸片軸采用稀油潤滑系統(tǒng)。為了便于更換鋸片，在鋸片的內夾盤和外夾盤裝于鋸片的懸臂端。 3.2.5 進鋸部分 進鋸部分主要由直流電動機帶動輪的聯軸器圓柱齒輪減速器和行程控制器等組成，該部分裝在鋸座部分上面。圓柱齒輪減速器與安全聯軸器相連接。進鋸電機選用直流電機。目的是為了調速，以達到鋸切小斷面時，以較高的速度進鋸平穩(wěn)。使熱鋸機工作可靠。在鋸切過程中，其最大工作行程及自動返回復位是通過行程控制器來控制實現工作的。 3.2.6 安全聯軸器部分 安全聯軸器部分主要用個齒軸套，內齒軸套、和剪切螺栓組成。該部分安裝在減速器輸出軸和曲柄軸之間起聯接作用。在傳遞扭矩的同時，還可以防止因某種原因使鋸切阻力過大而損壞設備。 3.2.7 軌道部分 軌道部分改進了固定熱鋸機只能鋸切一種尺度的型鋼缺點，以軌道代替熱鋸機的底座，可以改變鋸切型鋼的長度。該部分結構簡單，主要由電機、蝸輪——蝸桿減速器、夾軌器和軌道等組成。電機通過蝸輪——蝸桿傳動，夾軌器用液壓和彈簧驅動，當熱鋸機在軌道上移動時，由液壓缸將其脫離鋼軌，制動時用彈簧將鋼軌壓緊。 3.2.8 鋸片軸承稀油潤滑系統(tǒng) 鋸片軸承稀油潤滑系統(tǒng)主要由潤滑電機、進油管、出油管等組成。它位于搖桿的后面的鋸座上。其作用是對鋸片軸軸承進行潤滑。因為鋸片在高速下運轉工作。油便 進入油管，然后流回儲油箱。 3.2.9干油潤滑部分 干油潤滑部分是用于除鋸片軸承之外，其它軸承的潤滑。像曲柄和鋸架的鉸接處的軸承，搖桿兩端，冷卻水形成水幕，其作用當然是冷卻。冷卻水還可以沖掉飛濺到鋸座下面的鐵屑。保證鋸座清潔。 其工作原理及布置情況見第1章的熱鋸機系統(tǒng)圖1-4。 3.3 熱鋸機的安裝、調整和試運行 1、安裝前對各機中加以清洗，對于孔管油路等清洗完畢后，用木塞或布堵住防止灰塵進入。 2、裝配時，一切防油密封裝置必須處于良好的狀態(tài)。 3、熱鋸機應按總裝配圖和部件圖進行裝配。 4、安全裝配后，按鋸片最大工作行程1200mm 來調整瞬時行程開關的撞塊位置和行程控制器的角度。 5、裝配鋸片時，應注意使用鋸片的定位裝置。使鋸片的內外兩側夾緊程度一致，不允許有應力存在，以避免鋸片受力發(fā)生斷裂。 6、試運轉鋸切 （1）試運轉之前應仔細檢查各部分的聯接情況，特別是鋸片的安裝和夾緊，更應作嚴格檢查，以免出現人身傷亡事故。 （2）試運轉前，各轉動處應注入足夠的潤滑油。油箱的油池內加上適量的油后方可試車。 （3）試運轉前，先空轉一周，檢查是否靈活和有無物體卡信現象。 （4）進鋸片試運轉時，起動進鋸直流電機，使鋸架前后移動30分鐘并檢查鋸片最大工作行程和電氣設備工作情況。 （5）鋸片軸運轉 在 n =1480r / min 時，鋸片軸軸承溫度不得超過60℃，鋸架應無明顯的振動，在起動鋸片前5分鐘首先開動軸承稀油潤滑系統(tǒng)的潤滑電機，并檢查路系統(tǒng)，使軸承得到良好潤滑。 （6）聯合試車 在上述試驗完成后，進行在鋸片高速轉動的同時鋸架前后移動次數不得少于5次，觀察運行情況。 （7）在試車時，如果發(fā)現有問題應即時停車，修理好后再試車，注意現場情況安全。 3.4 熱鋸機的操作規(guī)程 1、在啟動鋸片電機前5分鐘開動鋸片軸承衡油潤滑系統(tǒng)的油泵電機（潤滑電機）并仔細檢查油路及給油指示器，當油流達到穩(wěn)定后，再啟動鋸片電機。在轉速達到穩(wěn)定轉數即 n =1400r / min 時空轉5分鐘后，才可打開水冷卻系統(tǒng)，進行冷卻，然后才能開始鋸切。 2、在工作時，經常檢查油流情況和軸承升溫進入鋸片軸承的油量，用給油指示器進行調整，油量不得過多，保持在 2～2.5mm / s 之間，軸承溫升不得超過60℃。 3、及時更換鋸片電機，因為在生產中常會發(fā)生因振動過大而引起電機軸磨損，不能正常工作現象。 4、及時更換磨損的鋸片，如鋸片有裂紋時，立即停車更換，以免影響鋸切質量和出現事故。 5、經常檢查各油箱油池的油位。 6、操作時，應注意軋件是否有“彎頭”、“翅頭”現象，以免撞上鋸片使之損壞。 7、鋸片和鋸片軸承稀油潤滑系統(tǒng)，油泵電機之間應有電氣聯鎖，在油泵電機未啟動之前，鋸片電機不能啟動，當油泵電機因故障停止運行的時候，鋸片電機也應立即斷電、停止鋸切。以免潤滑不好。使溫升過高，嚴重損壞電機軸、鋸片軸。 8、進鋸電機與鋸前軌道電機之間也應有電氣聯鎖。當軌道電機開動時，進鋸電機不能啟動。以免造成鋸切長度改變，或因鋸片夾在鋸體中，而使鋸片損壞，造成不必要的事故，因此電機之間互鎖是必須的。 3.5四連桿熱鋸機的結構組成 (1)經常檢查鋸片的夾緊情況，以及各聯軸器螺栓聯接情況。 (2)經常檢查鋸片軸、軸承稀油潤滑系統(tǒng)中的給油指示器是否因生產時的振動而關閉，以免損壞軸承。 (3)及時清掃鋸座上及扇形平衡重錘上的鋸屑和污物保持清潔。 (4)在熱鋸機工作時，鋸片前后及側面禁止站人以免發(fā)生事故。 第4章 熱鋸機結構、力能參數選擇與確定 第4章 熱鋸機結構、力能參數選擇與確定 4.1 鋸切機結構參數 圖4-1 鋸切機的結構參數 鋸切機的主要結構參數是鋸片尺寸，即鋸片的直徑和厚度。鋸片直徑應 根據所鋸切軋件最大斷面尺寸（高和寬）來選擇確定，所以鋸片直徑是表示 鋸切能力大小的主要參數，而厚度又是另一個重要的參數。 4.1.1 鋸片直徑D的選擇 為了使鋸片重磨后能繼續(xù)使用，通常新鋸片的公稱直徑比重磨后的 Dmin大5～10% 即： （4-1） 根據《軋鋼工藝與設備》第二分冊型鋼軋機P85大中型軋機車間常用熱鋸機系列表可得D=1500mm。 取Dmin=1400mm。 4.1.2 鋸片距中心軌道高H 由于熱鋸機采用被軋件不動，由熱鋸機向被切件運動而達到鋸切目的。為此，H不能太小，否則在熱鋸機送進鋸切過程時，被切件被推開而不能進行鋸切。同時，當鋸片直徑D一定時，H又不能過大，否則無法保證重磨的鋸片直徑最小下緣應低于輥道上表面，又要求 （4-2） 為了減小鋸片的軸向振動，希望夾盤直徑d盡可能大些，但d的最大尺寸受所鋸切軋件的最大高度hmax 限制，因為在水平進給時，必須保證鋸片夾盤能在軋件上面自由通過，建議夾盤距離最高軋件上表面留有空隙 Δ。 一般取 （4-3） 即 取 d=540mm 4.1.3 鋸片厚度δ的選擇 δ過大將增加鋸切功率損耗，δ過小將會降低鋸片強度，并增加鋸切時，鋸片變形，其大小可由下列經驗公式求得: （4-4） 即 取 δ=7mm 4.1.4 距片最大行程L 由被鋸切件的寬度和并排鋸切的最多根數而定， 熱鋸機的送進機構應保證具有大于L的行程。鋸片在原始位置應能使軋件沿輥道自由通過和便于檢修前輥道，最大進給行程應當能鋸斷最寬的軋件，包括組成鋸切軋件的總寬度，根據型鋼書中常用熱鋸機系列表及用圖解法求得其最佳工作行程為 L =1000mm，這個L也是任務書中所要求達到的。 4.2 鋸齒形狀和鋸片材料 4.2.1 鋸齒齒形 合理的齒形應滿足下列條件，鋸齒強度好，鋸切能耗小，使用壽命長， 噪音低，制造和重磨方便，而且成本較經濟。常用熱鋸機齒形如圖4-2所示： 圖4-2 熱鋸機齒形圖 鋸齒齒形的主要參數為齒前角γ，齒距t，齒后角γ，齒頂角θ，齒高 h，齒根圓角半徑r等。常用齒形有狼牙形，鼠牙形和等腰三角形三種。根據不同的工作需要。工作條件中以及工作對象分別采用。為了比較上述三種齒形的工作性能，經工業(yè)性實驗研究分析，得出以下結果： 當齒距 t '和齒高h相同時，等腰三角形齒形的齒根強度較好，制造及修齒比較方便，切屑很少，在齒尖外形成屑流瘤，但是鋸切能耗大，噪聲也大。狼牙形齒形的鋸切能耗小制造和修齒比較方便，噪聲也比較低。實驗結果還表明了齒前角γ =0的鼠形齒最好，其次γ =?10的鼠牙形齒和齒高h≈1/3t '的狼牙齒鋸切能力和噪聲也比較好。[4] 4.2.2 鋸齒熱處理 鋸片材料由65Mn制成，齒類一般采用高頻感應加熱或接觸電加熱法進行淬火，齒尖硬度HCR =56～63，鋸片整體板面強度為HCR =29～37。 4.2.3 鋸齒冷卻 鋸切時，鋸齒部分迅速升高，故必須進行強力冷卻，以免齒尖退火。 此外，有時切屑粘在齒形或齒槽中，繼續(xù)鋸切將降低齒形的鋒利程度或使切屑壓實在齒槽中形成“塞齒”現象。這兩種情況將導致鋸切阻力迅速增大，從而損壞鋸齒和鋸片以至中斷生產。為此采用較大流量的高壓水進行冷卻，這是提高鋸齒和鋸片壽命的一種有效措施。 4.3 鋸切機的力能參數 4.3.1 鋸片的圓周速度 為了提高生產率和減少鋸片的軸向振動，鋸片的圓周速度應盡量大些，但是鋸盤的圓周速度越大則離心力引起的鋸片內的拉應力也越大，可能導致鋸片破裂。因此鋸片的圓周速度受到鋸片材料強度的限制，應根據鋸片材料的許用應力[σ]求解鋸片的最大圓周速度。根據彈性力學，鋸片內孔處最危險其最大切向拉應力為： （4-5） 式中 σT max——鋸片內孔處的拉應力 ρ ——鋸片材料密度 0.078 v ——圓周速度 當 v 以 m / s 計算時，則得： (4-6) (4-7) 其中，鋸片材料的許用應力[σ ]= 172～358Mp a 代入上式后可得： （4-8） 考慮安全因素，實際使用的圓周速度一般為：ν= 100～120m / s 。這里取 ν =100m/s。 4.3.2 鋸片的進鋸速度 鋸片的進給速度取決于生產率和軋件高度，可按式 μ = F / h 確定。 式中 F——鋸切機的生產率即每分鐘所切去斷面面積 為了提高鋸切機的生產率，進給速度N應隨鋸片電機負荷的變化做相應的自動速。在鋸片尚未接觸軋件的一段時間內，要求進鋸速度到適當大的速度。即快速進給，一量鋸片接觸上軋件，便要求進給速度變到適當小，返回行程為空載，要求高速返回。節(jié)約時間縮短鋸切周期，故： μ = 20～30mm / s (4-9) 取μ=20mm/s μ除了要和軋件斷面尺寸相適應（大斷面應采用的進鋸速度 μ?。┻€要和鋸片的圓周速度相適應。因為 v 過低，μ過高，切削厚度增加，鋸切阻力也相應增加；反之，如果 v 過高，μ過低，則切前厚度減小，鋸切阻力減小，鋸片電機消耗在空載時的功率增多，能耗大。同時，因切削的金屬厚度太薄，鋸屑易形成粉末，將使鋸齒，尤其是齒尖部分迅速磨損。 4.3.3 鋸切力的計算 在熱鋸機鋸切軋件過程中，鋼材的品種材質，鋸切時金屬材料的溫度（軋件的鋸切溫度），鋸切速度（鋸片的圓周速度），鋸片的公稱直徑D和厚度δ。鋸齒的形狀，鋸片軸軸心的高度，鋸切時鋸片和軋件接觸的角度，生產率，夾盤的直徑等等，都對熱鋸機的力能參數產生影響。因此，在計算鋸切力時必須考慮這些因素的影響。 在鋸切過程中，被鋸切軋件作用在鋸片上的力有正壓力和圓周力?，F按經驗公式計算。 1、據切時的圓周力T： （4-10） 式中 δ ——鋸口寬度，相當于鋸片厚度即δ =7mm； μ ——進給速度； h ——被鋸切軋件斷面高度 mm ； v ——鋸片圓周速度 m / s ； p ——鋸切軋件時的單位鋸切力 Mpa 單位鋸切力受很多因素的影響，例如：被鋸切軋件的機械性能，鋸切溫度,鋸齒開頭鋸切速度，鋸片厚度，被軋件高度及摩擦損耗等等。根據下面的經驗公式確定： 當鋸切溫度為 700 ~ 750 C 時 p = (46 ++0.28δ)σb （4-11） σb ——相應溫度下軋件抗拉強度 由不同溫度時的軋件抗拉強度σb表，見《型鋼軋機》P87查表7-10得 σb =220Mpa,其中δ為鋸片厚度， δ =7mm 代入上式 p =(4.6 + +0.28×7)×220 =1443.2Mpa 則有 2、正壓力R： 對于熱軋件R一般取 (8～15)TN，取 R=15T=9028.8N 3、進鋸阻力Sx： 4、Sy的計算： 5、作用在鋸片上的合力： 6、鋸片上的傳動功率： 作用在鋸齒上的鋸切力，實際上就是鋸片受的圓周力，鋸切功率受到鋸切力大小的影響，而鋸切力又受到軋件的機械性能，鋸切切溫度，以及摩擦損耗等等各方面的影響。因此，在計算鋸切功率N的時候，必須考慮這些原因，鋸片的傳動功率由三部分組成： （4-13） 式中 N1——消耗于鋸齒，使軋件產生塑性變形和形成鋸屑的功率。 N2——鋸切過程中，鋸片振動，使其兩側面與被鋸軋件接觸產生摩擦損耗的功率。 N3——其它因素所消耗的功率，如鋸屑甩出所消耗的功率，及空氣阻力等。 （1）N1的計算： 由于鋸切工字鋼，最大鋸切面積不超過計算的4 /10 ，故： （4-14） T =pδ Nh /1000 F = Nh (4-15) ∴ N 1 =pδ Nh /10 ?0.4 式中 F——鋸切生產率 F=7000 δ——鋸口寬度 δ=7 mm p ——單位鋸切力 p =1443.2Mpa， 代入上式：N1=16.16kw。 （2）N2的計算： （4-16） 式中 μ’ ——軋件與鋸片側面摩擦系數 v ——鋸片圓周速度 Q ——軋件對鋸片側面的垂直壓力 Q = f / c f ——鋸片振動擺值 mm ，由鋸片直徑和生產率而定 c ——鋸片柔度 mm / N (見《型鋼》表 7-11) ∴ N2 = μ 'Qv /1000 =0.6×775.2×100 /1000 =46.5kw （3）N3的計算： （4-17） 計算時K取0.3 則求得總功率：。 第5章 熱鋸機的結構設計和運動分析 第5章 熱鋸機的結構設計和運動分析 5.1 結構分析 因為本鋸切機是一種四連桿式熱鋸機，其中鋸片軸是屬于安裝在四連桿的連桿上的一點位置，且必須保證鋸片在整個行程上近似保持一條直線即必須保證連桿近似做直線運動。其基本尺寸選取如圖5-1所示： 圖5-1 四連桿的尺寸示意圖 5.2 送進機構運動分析 5.2.1 初步判定曲柄搖桿機構 由上面給定的尺寸，我們可以將其做如下設定： L1=950mm，L2=2700mm，L3=2300mm 圖5-2 四連桿的尺寸參數圖 根據行程S=1000mm，求曲柄和搖桿的轉角分別為63.5°和25.11°。 （5-1） （5-2） 則 （5-3） 則 （5-4） 則 （5-5） 由上可知，該機構是原動件a為最小的曲柄搖桿機構。[12] 5.2.2 該連桿機構運動的解析法 1、鉸鏈四連桿機構的位置解如圖5-3 在下面所示的鉸鏈四桿機構中，原動件以速度ω 轉動，其轉角為φ 1， 連桿2的轉角為φ 2 ；搖桿3的轉角為φ 3，M為連桿上一點。 已知各桿長為 a、b、c、d 及φ 和θ，首先確定各桿轉角位置。 圖5-3 鉸鏈四連桿機構的位置圖解 如圖5-3所示可得該機構的向量方程為： （5-6） 令BD=L，其幅角為φ 則： （5-7） 取上式兩邊的實部和虛部的平方和得： （5-8） 再取(5-7)式虛部對實部之比得： （5-9） 將（5-7）代入（5-6）得： （5-10） 取上式兩邊的實部和虛部的平方和得： 則 （5-11） 改變（5-10）的形式 再取各邊實部虛部平方和： 則 因為整個四連桿的連桿是做近似直線運動（在一個行程范圍內），所以可將φ 2 作φ m 看待。 2、連桿的搖桿的角速度ω2 、ω3： 對于(5-6)式就時間求導得： （5-12） (5-12)式兩邊同乘ω、，展開取實部和實部相等，可求得連桿的角速度ω2 即： （5-13） （5-13）式兩邊同時除以，得： （5-14） 將上式寫成三角式得： 由復數運算法則得： （5-15） 因為連桿在其行程范圍內做直線運動 ∴可看為ω3=ω2 求連桿和搖桿的角加速度ε 2 和ε 3 將(5-12)式兩邊對時間求導： （5-16） 上式兩邊同時乘以，展開后取實部得： （5-17） 上式兩邊同時乘以，展開后取實部得： （5-18） 同樣可以認為ε 2 =ε 3。 求連桿上M點位置，如前圖所示，連接AM令AM=R，則 （5-19） M點的位置可由矢徑R和幅角φ m 確定。下面求R的大小幅角φ m 。將(5-19)式兩邊均展成三角式，分別取虛部和實部等可得： 將(5-19)右邊展成三角式，可得R大小為： （5-20） 又可求得： 求得φ2 后，R 和φm 均可求出，M 位置可確定。至于 M 點的角速度和角加速度由上面分析，可以認為ωm = ω2 ，εm = ε2 。[12] 第6章 電機的選擇 第6章 電機的選擇 6.1 選擇電機應綜合考慮的問題 1、根據機械的負載特性和生產工藝對電機的起動、制動反轉、調速等要求來選擇電機類型。 2、根據負載、扭矩、速度變化范圍和起動頻繁程度的要求考慮電機的溫升限制。過載能力和起動轉矩。選擇電動機的容量，并確定電機冷卻通風方式。所選擇電機容量負荷率一般取 0.8 ~ 0.9。過大的備用容量會使電機效率降低。對感應電機其功率因數將變化，并使電機最大扭矩校核強度的機械造價提高。 3、根據使用場所和環(huán)境條件和溫度、濕度、安全、雨水、瓦斯以及腐蝕和易爆，易燃氣體等考慮必要的保護方式，選擇電機的結構形式。 4、根據企業(yè)用電電網電壓的標準和功率因素的要求，確定電機的結構形式。 6.2 進鋸電機的選擇 1、進鋸電機類型的選擇 我們知道在進鋸、鋸切和退鋸的三個過程中電動機所承受的負載量不斷變化的，這就要求要防止進鋸速度過高，而對鋸片造成大的沖擊，即進鋸電機的轉速是可調的并且其功率也應當是變化的。基于以上兩點，我選擇了ZZY系列起重及冶金用直流他激式電機。 2、外殼結構形式及選擇 該電機同鋸片電機的環(huán)境一樣，因在空氣中經常在較多灰塵，且可能有水滴飛濺等，應采用密封式電機。 3、電機電壓及轉速的選擇。 根據生產時機械的最高轉數和對電器傳動調整。系統(tǒng)的過渡過程的性能要求，以及機械的復雜程度。選擇電機的額定轉速。 除此以外，選擇電機必須符合節(jié)能的要求，考慮運行可靠性，設備的供貨情況，備品、備件的通用性，安裝檢修的難易，經及產品價格、建設費用、運行和維修費用，及生產過程中前后期電機容量變化關系等因素。 6.3 鋸片電機的選擇 1、鋸片電機類型的選擇 由于工作條件所限，我們知道，本熱鋸機的鋸片電機它要求負載基本平穩(wěn)。對起動、制動無特殊要求且要求是長期運行，我們選擇了JS系列三相鼠籠型異步電機作為鋸片軸電機。 2、外殼結構型式及選擇 該熱鋸機所處的生產車間內，空氣中有較多灰塵且可能有水滴飛濺等情 況，所以我們采用了封閉式電機。 3、電機電壓和轉數的選擇 根據使用要求和現場條件，我們選擇電機電壓為 380v 查表10-26（見《機械設計手冊》）選擇轉速 n = 1480r / min。 4、電機容量的計算 在前面鋸片功率傳動部分中，我們已算得組成鋸片傳動功率的三部分： 即： N1=16.16kw ；N2=46.5kw；N3=18.80kw N=N1+N2+N3=16.16+46.5+18.80=81.46kw 它就是電機的計算容量。 根據使用要求和現場條件，我選擇了確定的電機電壓380伏特，轉數 1400r / min。 6.4 進鋸電機容量的計算 由現場資料可知桿AB即曲柄AB的質量為 MAB = 3500kg ，鋸架的質量MBC=5630kg ，搖桿質量 MCD=2200kg。 由圖6-1可知 LAB= 950mm ， LBC=2700mm ， L CD =2300 mm。 圖6-1 四連桿尺寸示意圖 6.4.1 總傳動比的確定 高速時，初選電機1400r / min ，退鋸和進鋸時的轉速又知退鋸速度為 0.3m / s 。當 n=1400r / min 時， ω d =1400/ 60× 2π＝ 146.6rad/ s （6-1） 式中 v ——進給速度 α ——曲柄和水平線夾角α在 (50.8°~ 129.2°) 曲柄初始角為50.8°，終止角為105.9°。 ∴ωAB= v/( L ABsinα)=0.3/(0.95×sin50.8°)=0.407 i=ωd/ωAB=146.6/0.407=360.2 取i=365。 6.4.2 轉動慣量的計算 將各桿折算到電機軸上的轉動慣量計算結果為： 則 式中——曲柄所折算到電動機軸上等效飛輪轉矩 i ——總傳動比 IAB ——曲柄AB的轉動慣量 則 （6-2） ——鋸架所折算到電動機軸上等效飛輪轉矩 Gg ——鋸架的重量 則 （6-3） ——搖桿的轉速r/min ——電動機轉子轉速 ——搖桿的轉動慣量 則 工作中的等效轉動慣量 （6-4） ∴推算到電機軸上的機構運動系統(tǒng)的飛輪力矩 （6-5） 式中 ——電機軸的飛輪力矩 δ ——考慮到減速機等的附加飛輪力矩系數，一般取1.1 ~ 1.25 這里取1.15。 6.4.3 高速時電機功率的計算 （6-6） 取M=M d，即起動力矩 （6-7） nd ——電機轉速 GD2——折算到電機軸上的機構運動系統(tǒng)飛輪力矩 則 6.4.4 低速時電機功率的計算 在鋸切軋件時低速進鋸。此時v=0.025m/s。此時有 （6-8） 式中 M ——折算到電機軸上的扭轉力矩 Md ——起動傳動部分所需力矩 M等效 ——等效力矩 6.4.4.1 M等效的計算 又 故 所以 M等效=6653.6/365=18.23kgm 6.4.4.2 Md的計算 6.4.4.3 M的計算 M=18.23+10.8=29.0kgm 6.4.4.4 轉換的電機功率 N=Mn/975=29.0×700/975=20.8kw 至于消耗在四連桿上的功率和N相比可以忽略不計。 電機的最終選取: 高速時 1400r/min 32kw 低速時 700r/min 22kw 事實上，他激磁直流電機轉速時刻變化，負載也變化，其功率也在變化。 鋸盤的傳動方式有兩種：一種是直接由電動機傳動，另一種是由電動機經三角皮帶傳動。二者比較，直接傳動的優(yōu)點是：必須加設水幕保護。用皮帶傳動時，由于皮帶傳動損失而使能耗增加，工作不夠可靠，還要有張緊裝置，皮帶消耗大。但皮帶傳動也有它的優(yōu)點：滑座寬度尺寸小，受載均勻，電機不受被鋸切軋件的高溫影響，鋸片直徑和圓周速度受電機尺寸和轉速影響小。 鋸片電機要求負載基本平穩(wěn)，對啟動制動無特殊要求，且要求長期運行，因此，初步選定：籠型異步電動機。因熱鋸機所選擇的生產車間內，空氣中有較多的灰塵且可能有水滴飛濺、鋸屑飛濺等情況，所以選用封閉式電動機。根據前面算出的鋸片需傳動的功率N =81.46kw，選用Y系列防護式籠型三組異步電動機中的JS114-4為鋸片電機。其額定功率為115kw，轉速為1480r/min，電壓為380v。由現場資料可知 MAB=3500 kg， LAB =0.95 m； M BC=5630 kg， LBC=2.7 m； M=CD 2200kg， LCD= 2.3m。 83 第7章 鋸片軸部分的設計 第7章 鋸片軸部分的設計 7.1 鋸片軸的結構設計 圖7-1 鋸片軸的結構尺寸 鋸片軸是熱鋸機的核心部分，根據總體設計情況以及鋸片軸上所位置上的零部件的安裝情況，鋸片軸的結構尺寸如圖7-1所示。 估算軸徑 d，按設計公式，軸的最小軸徑： （7-1） 式中 p——軸的功率轉數 p=115kw n——軸的轉數 n=1480r/min c——與軸材料有關系數，選軸材料為37SiMn2MoV，查得c=102 ∴d ≥1023 115/1480 = 43.5mm。 由設計決定該軸為階梯軸。 為保證最細端的彎扭強度初定 d min=80mm，即軸頭直徑為80mm。 7.2 受力分析 圖7-2 軸的受力簡圖 軸所受扭矩： 圓周力 正壓力 R=15T=9028.8N 7.2.1 XZ平面受力 圖7-3 XZ平面受力圖 因為 故 又 故 7.2.2 YZ平面受力 圖7-4 YZ平面受力簡圖 因為 故 又 故 7.2.3 彎矩 彎矩圖如圖所示： 152.75Nm 圖7-5 XZ平面彎矩圖 XZ平面 2257.2Nm 圖7-6 YZ平面彎矩圖 YZ平面 7.2.4 合成彎矩計算 2262.4Nm 圖7-7 合成彎矩圖 7.2.5 扭矩的計算 742Nm 圖7-8 扭矩圖 扭矩圖如圖7-8所示： 7.3 軸的強度校核 7.3.1 軸的疲勞強度校核 軸的疲勞強度校核是在軸的結構尺寸確定之后進行的。目的是校核軸對疲勞強度破壞的抵抗力。方法是校核危險截面的疲勞強度安全系數。 1、判斷危險截面： 初步