翻卷机的设计计算

段胜林，张耀，孙红刚

(1.中色科技股份有限公司，河南 洛阳 471039；2.安徽精诚铜业股份有限公司，安徽 芜湖 241008)

随着市场对产品表面质量的要求越来越高，轧制过程中采用多种手段以获得高的表面质量，然而在运输过程中，产品质量容易受到不同程度的破坏，造成很大损失。为了减少在吊装、运输等环节对产品表面质量的影响，现代化加工厂都增设了包装线机组，在此机组中，翻卷机是一个必不可少的设备，它用来实现料卷由卧式到立式的转化，进而对料卷进行必要的包装，本文结合实际项目对翻卷机进行力能参数及主要部件的设计计算。

1 翻卷机设备的组成、工艺流程及主要技术参数

翻卷机主要由旋转体(带有传动链条)、底座(带有传动链轮)、入口导向辊道、料卷钢托座的夹紧装置、出口辊道、料卷木托座的夹紧装置、料卷木托座的升降装置等零部件组成，见图1。

翻卷机工艺流程：1)放置木托座。翻卷机至出口水平位置，将木托座放置出口辊道上，料卷木托座的夹紧装置工作，夹紧木托座；2)夹紧钢托座。翻卷机翻至入口水平位，托有料卷的钢托座由入口导向辊道运输至翻卷位置，料卷钢托座的夹紧装置工作，夹紧钢托座；3)木托座高度调整。根据料卷直径的尺寸适当调整木托座位置，此工作由升降装置和料卷木托座的夹紧装置配合完成，保证木托座和料卷的中心大致重合，便于包装；4)料卷翻转。翻卷机翻转，完成料卷由卧式到立式的转化：5)料卷输出。出口辊道将带有木托座的料卷输运到下一个设备上。料卷输入、翻转、输出的整个过程在翻卷机上得以完成。

图1

结合威海包装线机组项目，翻卷机的主要技术参数为：

翻卷机翻转90°所需时间：0～70s

辊道速度：0～9.5m/min

翻卷机旋转部分总重量：18255kg

料卷重量：15000kg

钢托座重量：500kg

翻卷机的旋转直径：4.8m

2 翻卷电机选型计算

2.1 电机功率计算

式中:M1——翻卷机和料卷产生的最大转矩，N·m；

M1=G卷·L翻+G翻·L翻(逆时针方向为正)

式中，G卷——料卷和钢托座的总重力，N；

L卷——料卷和钢托座的重心到回转点的力臂，卧卷状态时L卷=0.755m，立卷状态时L卷=1.175m；

G翻——翻卷机旋转部分的总重力，N；

L翻——翻卷机的重心到回转点的力臂，卧卷状态时L翻=0.118m，立卷状态时L翻=0.133m；

卧卷状态时，M1=155000×0.755-182550×0.118=95484(N·m)

立卷状态时，M1=182550×0.133-155000×1.175=-157845(N·m)

上式中的两组数据为两个极限位置的数值，取较大值M1=157845N·m；

D——翻卷机的直径，D=4.8m；

F链——翻卷机传动链条的拉力，N;

V翻——翻卷机的翻转速度，m/s。

将上述数值代入公式(1)得

则电机所需功率P=P1/η=3537/0.9=3930(W)=3.93kW

其中，η为传动效率，取0.9。

根据工况，所选电机减速机型号为MTJA1677MTD97-YEJ7.5-4P- 418-M1-B-0°，此电机减速机功率为7.5kW，输出扭矩M额=18048N·m，输出转速n额=3.5r/min.

式中，d——链轮的直径，d=0.318m。

根据实践经验，要求额定输出转矩应大于启动转矩的1.5倍，M额≥1.5M启，功率计算通过。

2.2 电机速度验算

3 辊道电机选型计算

3.1 电机功率计算

当辊道上输送的料卷遇到阻碍而突然停止时，驱动辊道的静力矩达到最大值。如料卷停止后辊子还在继续转动，辊子与料卷托座之间产生打滑。此时，辊子与托座间的滚动摩擦变成了滑动摩擦，其静力矩最大。此最大静力矩为Mmax[1]：

式中:Mmax——辊道稳定运转时的最大静力矩，N·m；

Q——在该组辊道上作用的铝卷和钢托座总重量;Q=155000N；

G1——单个辊子的重量，G1=2000N；

C——由一台电机所驱动的辊子数量，C=9；

μ——辊子轴承中的摩擦系数，对于滚子轴承，μ=0.005；

d——辊子轴颈的直径，d=0.06m；

μ1——辊子在铝卷木底座打滑时的摩擦系数，木对钢时，μ1=0.12～0.16；

D——辊子直径，D=0.19m。

根据工况，选择电机减速机型号为MTD107-YEJ5.5-4P-91.20-M3(M6)-0°，此电机减速机的功率为5.5kW，额定输出扭矩M额=3127N·m，输出转速是n额=16r/min,经验算，此电机减速机的额定输出扭矩M额=3127N·m，M额≥1.5Mmax，功率计算通过。

3.2 电机速度验算

4 钢托座夹紧装置液压马达的选型计算(图2)

(1)夹紧力Q的计算

Q=G×9.8/μ=500×9.8/0.15=32670(N)

式中，G为钢托座重量，G=500kg；

μ为滑动摩擦系数，取μ=0.15.

(2)螺杆所受扭矩T

式中，ρ为螺杆的螺距，ρ=8;

η为传动效率，取η=0.5。

由此选择液压马达型号为JM23-D0.09J.，其额定输出扭矩为150N·m，大于所需扭矩T的1.5倍，满足设计要求。

图2 夹紧装置

5 夹紧装置中螺母和螺杆的设计计算

(1)摩擦副材料的选择

螺母材料选用ZCuAl10Fe3，则σbp=40～60N/mm2，取σbp=50N/mm2；τp=30～40N/mm2，取τp=35N/mm2。

(2)按耐磨性计算螺纹中径d2

式中，ψ为系数，取1.2；

Pp为螺纹副许用压强，取Pp=18N/mm2。

为了增加安全系数，由GB/T5796.3—1986(第2卷)可选d=52mm,p=8mm,d2=48mm,D4=53mm,d3=43mm,D1=44mm的梯形螺纹，中等精度，螺旋副标记为Tr52×8-7H/7e。

螺母高度H=ψd2=1.2×48=57.6mm，取H=60mm，则螺纹圈数n=H/P=60/8=7.5圈。

(3)自锁性验算

由于系单头螺纹，导程S=P=8mm，故螺纹升角为：

淬火钢对青铜f=0.06～0.08，取0.07,可得：

则λ<ρ′，故自锁可靠。

(4)螺杆强度验算

=22.8N/mm2<σp

(5)螺母螺纹强度验算

因螺母材料强度低于螺杆，故只需验算螺纹强度即可。

式中，b为牙根宽度，b=0.65P=0.65×8=5.2mm；

式中，H1=0.5P=0.5×8=4mm。

6 木托座夹紧装置液压马达的选型计算

木托座重量轻，选择液压马达型号为JM21-D0.02J.，其额定输出扭矩T为26N·m。

(1)夹紧力Q的计算

(2)可夹紧木托座的重量G

木托座重量约在15kg以下，故需在管路上增设减压阀，防止夹紧力过大破坏木托座。

7 结束语

本文对翻卷机的组成、工艺流程做了简要描述，对翻卷机的力能参数做了较详细的设计计算，并对重要零部件进行了强度校核，各参数均满足机组的设计要求，本设备已成功投产，运行状况良好。

[1]黄华清.轧钢机械[M].冶金工业出版社.1979.

[2]成大先.机械设计手册第4卷(第四版)[M].化学工业出版社. 2002.