《水平型鋼軋機(jī)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《水平型鋼軋機(jī)設(shè)計(jì)（59頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、1 緒論1.1 小型型鋼連軋生產(chǎn)概述1.1.1 發(fā)展現(xiàn)狀從 16 世紀(jì)人類開始軋鋼發(fā)展到今天， 經(jīng)過了漫長的過程。 在 1530 年或 1532 年，依尼雪在拿伯格( Nnrmberg )發(fā)明了第一個(gè)用于軋鋼或軋鐵的軋機(jī)，緊接 著，1782年，英國的約翰彼尼(John payne )在有倆個(gè)刻成不同形狀的孔型的軋輥 的 軋機(jī) 中加 工鍛造 棒材 。1759 年， 英 國 的 托馬斯 伯 勒克里(Thomas Blockley取得了孔型軋制的另外一個(gè)專利，在歷史上標(biāo)志著型鋼生產(chǎn)正式開始。大 約 1825 年 ， 新 的 生 產(chǎn) 工 藝 又 出 現(xiàn) 了 。 兩 個(gè) 南 斯 達(dá) 福 得 施 耶(So

2、uth Staffshire )的操作工想出了棒材成品前為橢圓斷面，然后借助導(dǎo)衛(wèi)進(jìn) 入最后一道孔型并軋制成圓的軋制工藝。直至發(fā)展到今天，仍在有效使用的橢圓 圓孔型工藝。1853年，R羅登( R Roden )發(fā)明了三輥軋機(jī)，隨后的857年，約翰一 弗里茨(Joh n Frits )將三輥軋機(jī)用于棒材或線材的軋制。一兩年以后，一個(gè)比 利時(shí)的軋鋼工實(shí)現(xiàn)了不等軋件完全離開軋輥是時(shí)， 即在軋制過程中將它的頭部就 送入下一個(gè)道次進(jìn)行軋制的操作方法，運(yùn)用這種方法時(shí)的軋機(jī)被稱作比利時(shí)軋機(jī) 或活套軋機(jī)。1869 年，瓦施本和米爾( Washburn and Mean )設(shè)備制造公司制造出一臺(tái) 新型的軋機(jī)，即現(xiàn)

3、在被稱作縱向直線布置的連續(xù)式線材或棒材軋機(jī)。它取消了軋 件在各道次之間翻鋼 90 避免了道次間形成活套。從此，平立交替的連軋機(jī)出現(xiàn)比利時(shí)軋機(jī)的使用持續(xù)了多年，盡管期間經(jīng)歷了一系列改進(jìn)，但還是未能完 全適應(yīng)時(shí)代前進(jìn)的步伐。在 20 世紀(jì) 40 年代末 50 年代初，由于機(jī)械制造和電氣 控制技術(shù)的進(jìn)步，無扭轉(zhuǎn)連續(xù)式軋機(jī)發(fā)展起來，比較典型的是 19451950 年投 產(chǎn)的伯利恒鋼鐵公司勒克加文納廠 ( Betlehem s Lackawnna Plant )棒材軋機(jī)。 從 50 年代起，無扭轉(zhuǎn)軋機(jī)的全連續(xù)式的小型軋機(jī)逐漸增多，代表當(dāng)時(shí)先進(jìn)水平 的是由美國共和國(Republic195S8) 年4月投

4、產(chǎn)的棒材軋機(jī)。到 20世紀(jì)70 年代，雖出現(xiàn)了一部分帶圍盤的橫列式套軋小型軋機(jī)，但全連續(xù)式的布置形 式仍是小型軋機(jī)的主流。80 年代以后，隨著連鑄技術(shù)的成熟，機(jī)械制造與電氣控水平的迅猛發(fā)展，小 型軋機(jī)進(jìn)一步演變?yōu)楝F(xiàn)代的全線無扭轉(zhuǎn)直線連續(xù)式小型軋機(jī)。型鋼生產(chǎn)將朝著化學(xué)成分更加純凈、生產(chǎn)日趨連續(xù)化、軋制速度不斷提高、 軋機(jī)強(qiáng)度和剛度不斷提高、廣泛采用連鑄坯、連鑄坯熱裝熱送和直接軋制技術(shù)和 短流程技術(shù)、采用控制軋制、控制冷卻和形變熱處理技術(shù)、開發(fā)新品種和經(jīng)濟(jì)斷 面型鋼、生產(chǎn)趨向?qū)I(yè)化、發(fā)展低合金和合金鋼型、采用軋鋼自動(dòng)化和計(jì)算機(jī)控 制技術(shù)、采用自動(dòng)檢測技術(shù)等這幾個(gè)方面迅猛發(fā)展。1.1.2 工藝和設(shè)備

5、特點(diǎn)小型型鋼連軋技術(shù)較橫列式軋機(jī)有非常明顯的優(yōu)點(diǎn)，尤其在其工藝和設(shè)備上 特點(diǎn)明顯：以連鑄坯為原料；設(shè)備和布置比以前大大簡化；一座步進(jìn)式加熱爐與一套軋 機(jī)相配；軋線主軋機(jī)平 / 立交替布置；主線無扭轉(zhuǎn)軋制，一般均是粗軋6 架，中軋 6 架，精軋 6 架；采用新軋機(jī)，粗軋機(jī)多為懸臂式或短應(yīng)力式，中軋機(jī)則大部 分采用高剛度的短應(yīng)力線式軋機(jī)；軋線上設(shè)置兩臺(tái)切頭飛剪，才用這種設(shè)備，可 大大減少精整面積和操作人員；各架軋機(jī)單獨(dú)運(yùn)動(dòng)；采用微張力或無張力扎制； 高效率的單面步進(jìn)式冷床； 不再需要在線探傷和檢查設(shè)備； 在線矯直、在線飛剪、 定尺剪切均已成功運(yùn)用；并且使用了高速無扭轉(zhuǎn)線材精軋機(jī)和斯泰爾摩控制冷卻

6、工藝。此外，小型型鋼生產(chǎn)大多數(shù)采用了連軋工藝，它能保證各道軋制速度隨軋件 延伸系數(shù)按比例增加，實(shí)現(xiàn)了粗軋時(shí)低速咬入和精軋時(shí)的高速軋制；溫降很小， 保證了所要求的軋制速度，因?yàn)檫B軋時(shí)避免了往復(fù)軋制和橫移，節(jié)省了時(shí)間；有 利于軋制輕薄細(xì)型鋼材，細(xì)小規(guī)格的產(chǎn)品和產(chǎn)品質(zhì)量的改善；有利于連鑄坯一火 成材，降低成本和節(jié)省能源，減少了咬入事故和其他設(shè)備事故，提高了作業(yè)率， 降低了軋制負(fù)荷，節(jié)約電耗、輥耗、減少設(shè)備事故，提高了軋件重量，同時(shí)解放 了勞動(dòng)力。連軋利用推力自動(dòng)進(jìn)鋼，連軋件在連軋過程中受到軋輥的推送力，有 利于自動(dòng)進(jìn)鋼，且可省去大量輔助工序和設(shè)備：如移鋼、升降翻鋼與往返移動(dòng)等 工序設(shè)備，為高效率生產(chǎn)

7、提供條件，而且改善了咬入；有利于延伸和正常的軋制 在連軋過程中，前一架軋機(jī)對(duì)后一架軋機(jī)的軋制產(chǎn)生推力，實(shí)現(xiàn)強(qiáng)迫咬入；連軋 工藝更容易實(shí)現(xiàn)生產(chǎn)自動(dòng)化，因?yàn)樗沁B續(xù)化生產(chǎn)過程，坯料、溫度等工藝條件 比較穩(wěn)定。同時(shí)實(shí)現(xiàn)低溫控制軋制，不僅可以節(jié)約能源，還可通過控制變形組織 狀態(tài)收到變形熱處理的效果，提高了鋼材的力學(xué)性能。F面介紹小型型鋼棒材的生產(chǎn)工藝流程:熱送連鑄坯-1子稱重與入爐輥道I步進(jìn)梁式加熱爐I預(yù)留除鱗與無頭焊接粗軋機(jī)組f切頭飛剪T中軋機(jī)組T控冷水箱T切頭、切廢飛剪T精軋機(jī)組T 圓鋼T倍尺飛剪T裙板輥道I冷床I成層與輸送I定尺冷擺剪I記數(shù)收集I打 捆、稱重。棒材生產(chǎn)線經(jīng)過長久的發(fā)展已經(jīng)有了其獨(dú)

8、特的優(yōu)點(diǎn)，新棒材生產(chǎn)線在消化原有小型生產(chǎn)線的基礎(chǔ)上， 克服了原有生產(chǎn)線的弊端， 具備了幵發(fā)類似 A18mm大 規(guī)格產(chǎn)品的切分軋制以與小規(guī)格的多線切分軋制的設(shè)備潛力。它的工藝設(shè)計(jì)直接 運(yùn)用了粗軋機(jī)組無孔型軋制、切分軋制、碳化鎢輥環(huán)軋制等一系列已經(jīng)試驗(yàn)成熟 的軋制新技術(shù)，將極大地促進(jìn)生產(chǎn)率的提高，確保了棒材的成品質(zhì)量。1.1.3 小型型鋼用途型鋼生產(chǎn)產(chǎn)品規(guī)格眾多， 廣泛應(yīng)用于國民經(jīng)濟(jì)的各個(gè)部門。具體來說主要有：復(fù)雜斷面型鋼：用于機(jī)械工業(yè)的，其中包括印刷機(jī)、打印機(jī)零件、風(fēng)動(dòng)工具零件、石油機(jī)械零件、采礦機(jī)械零件、糧食加工零件、農(nóng)業(yè)機(jī)械零件、汽車零件、 軸承零件、機(jī)床零件、刀具、傳動(dòng)機(jī)械零件和醫(yī)療、造紙

9、機(jī)械零件等。用于紡織工業(yè)上面的有各類縫紉機(jī)零件、紡織機(jī)零件。用在儀表工業(yè)上，有刃具、號(hào)碼機(jī)、調(diào)節(jié)器零件、無線電構(gòu)件、電訊儀表零件、放映機(jī)、錄音機(jī)零件。用在電機(jī)制造工業(yè)上，有氣輪機(jī)葉片、電機(jī)零件、墊圈。用在建筑結(jié)構(gòu)材料上，有民用鋼窗、船舶用鋼窗等。簡單斷面型鋼廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造如：軸類零件、金屬結(jié)構(gòu)；橋梁建筑如：鋼筋混凝土結(jié)構(gòu)中、橋梁骨架等方面?？傊?，型鋼用途廣泛，在國民經(jīng)濟(jì)中占有不可缺少的地位。1.2 總體方案確定軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)包括電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，工作機(jī)座三部分。1電動(dòng)機(jī)主要根據(jù)電動(dòng)機(jī)的功率來選擇，另外一般選用高轉(zhuǎn)速，用減速器來 減速，而不采用成本較高的低速電動(dòng)機(jī)，其作用是給整

10、個(gè)系統(tǒng)提供動(dòng)力。2傳動(dòng)機(jī)構(gòu)由連接軸，聯(lián)軸器，齒輪機(jī)座，減速器組成，其作用是把電動(dòng)機(jī) 的轉(zhuǎn)動(dòng)傳遞給工作機(jī)座中的軋輥，使其旋轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)對(duì)金屬的軋制。（ 1）聯(lián)接軸：其作用是將扭矩從齒輪機(jī)座或一個(gè)工作機(jī)座的軋輥傳遞給另 一個(gè)工作機(jī)組的軋輥。它的主要類型為：萬向接軸和梅花接軸。本設(shè)計(jì)采用萬向接軸，原因：他允許接軸中心線與軋輥中心線（或齒輪中心 線）之間有較大的傾角，并能傳遞較大的扭矩，故在初軋機(jī)上廣泛應(yīng)用。而梅花 接軸傾角很小，且在運(yùn)轉(zhuǎn)中有沖擊和噪音，通常在沒有潤滑的條件下工作，很容 易磨損，所以選用萬向接軸。下面簡要介紹以下滑塊式萬向接軸： 它由扁頭，叉頭，削軸和滑塊等主要零件構(gòu)成。接軸鉸鏈的主要結(jié)構(gòu)

11、尺寸是叉頭 直徑 D 、徑向尺寸 d 和扁頭厚度 C。（2）聯(lián)軸器：主要是齒輪聯(lián)軸器，作為主電機(jī)聯(lián)軸器或主聯(lián)軸器。 因?yàn)辇X輪聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單， 緊湊，制造容易，并有很高的精度， 摩擦損失小， 能傳遞很大的扭矩，有良好的補(bǔ)償性能和一定的彈性等特點(diǎn)。聯(lián)軸器的齒輪嚙合采用壓力角為 20 的漸開線齒形，具有很小的徑向間隙， 齒間的齒側(cè)間隙比較大。（3 ）齒輪機(jī)座：作用是將電動(dòng)機(jī)的扭矩分配給相應(yīng)的軋輥。其組成由齒輪軸，軸承，軸承座，機(jī)架和機(jī)蓋等部分。 齒輪機(jī)座中心距由軋輥中心距改變時(shí)聯(lián)軸器有最適合的工作條件來確定。 齒輪軸通常采用人字形齒， 齒輪節(jié)圓上的傾斜角在 28 5。之間，通常 取30。壓力角一般位

12、20。齒輪齒數(shù)一般在2244之間。齒輪軸常用材料有 42CrMo 、40 CrNi3MoV 、40CrMn2Mo 、45 鋼等。選用硬齒面，齒面淬火硬度為HB480570。 軸承通常采用滾動(dòng)軸承。滾動(dòng)軸承摩擦損失小，維護(hù)方便，但徑向尺寸較大，滑動(dòng)軸承則具有較小的 徑向尺寸，有利于提高軸承座的強(qiáng)度，但齒輪座中的滑動(dòng)軸承一般不能保證完全 的液體摩擦，摩擦系數(shù)較大，故在徑向尺寸允許的條件下應(yīng)首先選用滾動(dòng)軸承。 齒輪機(jī)座的機(jī)架應(yīng)保持良好的密閉性，并且具有足夠的剛性，以使軸承 具有堅(jiān)固的支撐，為此應(yīng)盡可能加強(qiáng)機(jī)架軸承處的強(qiáng)度和剛度。（4）主減速器：作用是把主電機(jī)的高速轉(zhuǎn)數(shù)變成軋輥需要的低轉(zhuǎn)數(shù)，以避 免采

13、用成本較高的低速電動(dòng)機(jī)。主減速器好的齒輪多采用人字齒形，因?yàn)檫@種齒輪的工作比較平穩(wěn)，而且沒 有軸向力。減速器中心矩的選取應(yīng)參考 JB716-65 的規(guī)定。齒輪材料根據(jù)齒輪的負(fù)荷大小，可采用鍛鋼或合金鍛鋼。主減速器中各齒輪的旋轉(zhuǎn)方向與軋輥的轉(zhuǎn)動(dòng)方向、 主減速器中低速軸的傳動(dòng)齒輪 機(jī)座中的哪一個(gè)齒輪以與主減速器中各齒輪的配置形式有關(guān)。3工作機(jī)座：作用是在軋制過程中，被軋制的金屬作用到軋輥上的全部軋制 力，通過軋輥軸承、軸承座、壓下螺絲以與螺母傳給機(jī)架，并由機(jī)座全部吸收， 不再傳給地基。機(jī)架按結(jié)構(gòu)分為開式和閉式，閉式機(jī)架是一個(gè)整體框架，強(qiáng)度和剛度很大，得到廣泛應(yīng)用，所以本設(shè)計(jì)采用的就是閉式機(jī)架。1.

14、2.2 軋輥系統(tǒng)軋輥是軋鋼機(jī)中直接軋制軋件的主要部件，粗軋機(jī)組件由上下軋輥與其軸承 部件組成的，軋輥與軋輥軸承通過軸承座安裝在軋機(jī)機(jī)架的窗口內(nèi)，上軋輥是通 過它的軸承座與其上面的壓下螺絲相連，并把垂直向上的軋制壓力通過壓下螺絲 和螺母傳給機(jī)架， 其下面通過軸承盒支在平衡裝置的四根頂桿上。 在軋制過程中， 軋輥直接與軋件接觸，強(qiáng)迫軋件發(fā)生變形。1. 軋輥結(jié)構(gòu)有輥身、輥頸、和輥頭三部分組成。 輥身是軋輥直接與軋件接觸的工作部分。輥頸是軋輥的支撐部分。而輥頭則是軋 輥與連接軸相接的地方。2. 軋輥材料：軋機(jī)對(duì)其軋輥要求有很高的強(qiáng)度和韌性，所以采用低鉻無限冷 硬球墨鑄鐵軋輥。3. 軋輥軸承采用滑動(dòng)軸承

15、。型鋼軋機(jī)的軋輥大部分采用具有膠木襯瓦的開式 軸承，這主要是從便于換輥的角度考慮的。4. 軋輥平衡裝置采用彈簧式平衡裝置，其特點(diǎn)是機(jī)構(gòu)簡單、造價(jià)低、維修簡 便、但平衡力是變化的，主要應(yīng)用于中、小型型鋼和線材軋機(jī)上。1.2.3 軋輥壓下系統(tǒng)壓下機(jī)構(gòu)按照軋鋼機(jī)的類型、軋件的軋制精度等要求，以與生產(chǎn)率高低的要 求可分為：手動(dòng)、電動(dòng)、電液與全液壓壓下機(jī)構(gòu)。本設(shè)計(jì)采用液壓馬達(dá)壓下 裝置，因?yàn)檐垯C(jī)上輥調(diào)節(jié)距離不大，調(diào)節(jié)速度不快，但調(diào)節(jié)精度要求高。軋輥壓下系統(tǒng)包括液壓馬達(dá)、聯(lián)接軸、聯(lián)軸器、減速裝置、壓下螺絲、壓下 螺母等裝置。1液壓馬達(dá)作用是給整個(gè)壓下系統(tǒng)提供動(dòng)力。由于轉(zhuǎn)數(shù)比較低，扭矩不太 大，若選擇電動(dòng)機(jī)

16、做動(dòng)力，則成本會(huì)大大提高，而且會(huì)多增加用來減速的設(shè)備，因而本設(shè)計(jì)采用液壓馬達(dá)來提供動(dòng)力，具體型號(hào)見本說明書3.3 。2聯(lián)接軸作用是把液壓馬達(dá)的動(dòng)力傳遞給壓下裝置。 本設(shè)計(jì)根據(jù)需要， 聯(lián)接 軸自行設(shè)計(jì)。3本壓下裝置采用蝸桿傳動(dòng)來減速。由于其結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)比大，動(dòng)力傳動(dòng) 一般為 880 ，傳動(dòng)平穩(wěn)，躁聲小，傳遞功率不大。 本蝸桿傳動(dòng)采用 ZI 傳動(dòng)形式， 由于蝸輪和蝸桿的材料不僅要具有足夠的強(qiáng)度，更重要的是應(yīng)具有良好的跑合 性、減摩性與耐摩性，所以蝸輪選擇 ZCuAl10Fe3 材料，蝸桿采用 45 鋼，經(jīng)表 面淬火，硬度在 4550HRC 。4 壓下螺絲一般由頭部、 本體和尾部三部分組成。 頭部

17、與上軋輥軸承座接觸， 承受來自輥頸的壓力和上輥平衡裝置的平衡力。 為了防止上輥平衡裝置的過平衡 力，防止端部在旋轉(zhuǎn)時(shí)磨損并使上輥軸承具有自動(dòng)調(diào)位能力。一般壓下螺母均承 受巨大的軋制力，因此要選用高強(qiáng)度的材料來制造，同時(shí)由于壓下螺母和蝸輪是 一體的，因而也選擇 ZCuAl10Fe3 。5壓下螺絲的螺紋形式， 一般情況下大都采用單頭鋸齒形螺紋， 只有當(dāng)軋制 力特別大、壓下精度有要求特別高的冷軋板帶軋機(jī)是才采用梯形螺紋，因此，本 設(shè)計(jì)壓下螺絲的螺紋形式采用鋸齒形螺紋。6壓下螺絲的尾部和端部形狀設(shè)計(jì)（1）壓下螺絲的尾部形狀設(shè)計(jì) 通常壓下螺絲的尾部形狀有兩種形式： a. 帶有花鍵的尾部形狀。b. 鑲有青

18、銅滑板的方形尾部形狀。（2）壓下螺絲的端部形狀選擇 常見的壓下螺絲端部形狀有兩種：一種是凹形球面，另一種是凸形球面。由于本設(shè)計(jì)考慮到許多實(shí)際的因素，故壓下螺絲的頭部和尾部設(shè)計(jì)是完全跟 上述兩種形式不同，其具體形式見圖紙。2 壓下螺絲和壓下螺母的初步設(shè)計(jì)2.1 壓下螺絲結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì)2.1.1 壓下螺絲外徑的確定從強(qiáng)度觀點(diǎn)分析，壓下螺絲外徑與軋輥的輥徑承載能力都與各自的直徑平方成正比關(guān)系，而且二者均受同樣大小的軋制力。因此，由參考文獻(xiàn) 5 的經(jīng)驗(yàn)公式知壓下螺絲外徑d (0.55 0.62)dg2.1)其中 軋輥輥頸直徑 d g =340mm所以0.58 340197.2mmd=200mm取壓下螺

19、絲外徑2.1.2 壓下螺絲螺距的確定由文獻(xiàn) 5 的公式知螺距：t tan dtan1.7 (3.14 200) 18.64mm取 t=18mm其中 壓下螺絲螺紋升角 按壓下螺絲自鎖條件2 30 ，取 1.7 。由壓下螺絲外徑 d=200mm, 螺距 t=18, 根據(jù)壓下螺絲中徑和螺距查文獻(xiàn) 得出下列數(shù)據(jù)：中徑 d 2=186.5mm小徑 d 0=168.760mm2.1.3 螺紋形式的選擇關(guān)于壓下螺絲的螺紋形式，一般情況下大都采用單頭鋸齒形螺紋，只有在軋 制力特別大、壓下精度又要求高的冷軋板帶軋機(jī)上才采用梯形螺紋。2.2 壓下螺母結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)2.2.1 壓下螺母外徑的確定根據(jù)文獻(xiàn) 5中的經(jīng)驗(yàn)公

20、式( 2-8 )和壓下螺絲外徑 d 得壓下螺母外徑D (1.5 1.8)d 1.7 200 340mm2.2.2 壓下螺母高度 H 的確定根據(jù)參考文獻(xiàn) 5中的經(jīng)驗(yàn)公式( 2-6 )和壓下螺絲的外徑 d 就可以得到壓 螺母的高度 HH (1.2 2)d 1.2 200 240mm考慮到本設(shè)計(jì)螺母和蝸輪是一體的，故取壓下螺母高度 H=225mm 。3 壓下裝置液壓馬達(dá)容量選擇3.1 壓下裝置主要參數(shù)確定3.1.1 壓下裝置被平衡物體重量 G 的確定壓下裝置被平衡物體構(gòu)件包括軋輥裝配、球面墊和壓下螺絲。其中軋輥裝配的重量： 11500kg ；一個(gè)球面墊重量： 23.5kg;一個(gè)壓下螺絲重量： 28.

21、2kg.所以被平衡物體總重量G= (11500 23.5 2 28.2 2) 9.8 113713.32N(3.1 )3.1.2 壓下螺絲主要結(jié)構(gòu)尺寸1 .壓下螺絲中徑確定根據(jù)上一章壓下螺絲的初步設(shè)計(jì)知道，中徑d2=186.5mm 。2 壓下螺絲螺紋升角確定根據(jù)壓下螺絲外徑和螺距由參考文獻(xiàn)5中的公式重新計(jì)算螺紋升角，得t18arcta narcta n1.64d3.14 200(3.2)3 .螺紋上的摩擦角arctan 2, 2為螺紋接觸面的摩擦系數(shù)，一般取2=0.1 , 故摩擦角 =5 0 54 .對(duì)滑動(dòng)軸承軸頸可取=0.10.25。5 .壓下螺絲止推軸頸直徑 d3=160mm 。3.2 壓

22、下螺絲受力與其靜力矩計(jì)算3.2.1 壓下螺絲受力計(jì)算對(duì)不“帶鋼”壓下的軋機(jī)，其作用在一個(gè)螺絲上的力P1=0.5 (Q-G ), 5式中Q 上軋輥平衡力；G被平衡構(gòu)件的總重量。一般情況下，取平衡力 Q為被平衡重量的1.21.4倍，即P1= (0.10.2 ) G5所以，作用在一個(gè)螺絲上的力R 0.2 1137133222742.6N（3.3）322轉(zhuǎn)動(dòng)壓下螺絲所需的靜力矩轉(zhuǎn)動(dòng)壓下螺絲所需的靜力矩也就是壓下螺絲的阻力矩，它包括止推軸承的摩擦力矩和螺紋之間的摩擦力矩。其計(jì)算公式如下止推軸承的阻力矩 Mi，對(duì)實(shí)心軸頸來說，5螺紋之間的摩擦力矩，5則有每個(gè)壓下螺絲的靜力矩，M =M i+M2=+5(3.

23、4)(3.5)0.160.1865=0.2 22742.622742.6tan(5 40 1.64 )3 2=544.96（3.6）所以，整個(gè)壓下裝置所需靜力矩M 2M 2 544.961089.92N m3.3 液壓馬達(dá)容量選擇整個(gè)壓下裝置所需傳動(dòng)液壓馬達(dá)的功率為1 （ 3.7）式中 M 為上節(jié)算出的壓下裝置的靜力矩；n液壓馬達(dá)額定轉(zhuǎn)數(shù)；n=400r/mi ni 傳動(dòng)系統(tǒng)總速比；i=26.5傳動(dòng)系統(tǒng)總的傳動(dòng)效率。2 2 2 2 2 2軸承 聯(lián) 蝸0.982 0.992 0.822 0.6329上式中軸承為蝸桿軸上的軸承的傳動(dòng)效率，由參考文獻(xiàn) 4查得，軸承二0.98 ； 聯(lián)為蝸桿與馬達(dá)之間地聯(lián)

24、軸器的效率， 由參考文獻(xiàn)4查得，聯(lián)=0.99 ； 蝸為蝸桿傳動(dòng)的效率，估取 蝸=0.82 o所以，得出一個(gè)壓下螺絲所需馬達(dá)功率為“ Mn1089.92 400八八2 4.08( KW)9550i 9550 26.5 0.6329根據(jù)上面計(jì)算出的N值，取N=6.9KW，查參考文獻(xiàn)2選擇液壓馬達(dá)的型號(hào)為：JM21-D0.0315F4 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)與校核蝸桿傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)一樣，蝸桿傳動(dòng)的失效形式也有點(diǎn)蝕（齒面接觸疲勞破 壞）、齒根折斷、齒面膠合與過度磨損等。由于材料和結(jié)構(gòu)上的原因，蝸桿螺旋 齒部分的強(qiáng)度總是高于蝸輪輪齒的強(qiáng)度， 所以失效經(jīng)常發(fā)生在蝸輪輪齒上。 因此， 一般只對(duì)蝸輪輪齒進(jìn)行承載能力計(jì)

25、算。由于蝸桿和蝸輪齒面間有較大的相對(duì)滑 動(dòng)，從而增加了產(chǎn)生膠合和磨損失效的可能性， 尤其在某些條件下 （如潤滑不良） ， 蝸桿傳動(dòng)因齒面膠合而失效的可能性更大。在閉式傳動(dòng)中，蝸桿副多因齒面膠合或點(diǎn)蝕而失效，因此，通常只按齒面接 觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，而按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。此外，閉式蝸桿傳動(dòng)， 由于散熱比較困難，還應(yīng)作熱平衡核算。4.1 蝸輪的設(shè)計(jì)與校核4.1.1 蝸輪的設(shè)計(jì)1根據(jù) GB/T10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ ZI ）。2選擇蝸輪材料 考慮到蝸桿傳遞功率不大，旋轉(zhuǎn)速度中等，所以蝸桿選擇材料為 45# 鋼，雖 然蝸輪滑動(dòng)速度不大， 效率要求也不是太高， 但考慮到蝸

26、輪和壓下螺母是一體的，因而蝸輪選擇材料ZCuAI10Fe33 .蝸輪設(shè)計(jì)應(yīng)按蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再按齒根 彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。由參考文獻(xiàn)3，知蝸桿傳動(dòng)的中心矩3( 4.1)此式中各量的計(jì)算如下:(1 )根據(jù)前面幾章算出的數(shù)據(jù)，按6 P2T2 9.55 10門23162.04 0.82,小 ._6 k -9.55 106-9.55 101.04 10 N mmn1i400/26.5乙=，知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩:(4.2)式中 Pi 為輸入蝸桿的功率，單位KW ；i為蝸輪蝸桿傳動(dòng)效率；ni為蝸桿軸的轉(zhuǎn)數(shù)，單位r/min ;i為蝸輪

27、蝸桿傳動(dòng)比。(2) 確定載荷系數(shù)K因?yàn)楸緣合卵b置為不“帶鋼”壓下，載荷穩(wěn)定，故根據(jù)文獻(xiàn)3第193頁,取載荷分布不均勻系數(shù)K 1 ；由與載荷不均勻、沖擊小、啟動(dòng)次數(shù)中等、啟動(dòng)載荷較大，故根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表11-5選取使用系數(shù)Ka 1.15 ；由于轉(zhuǎn)數(shù)不高，沖擊不大，據(jù)參考文獻(xiàn)3圖10-8選取動(dòng)載系數(shù)Kv 1.05根據(jù)上述三個(gè)系數(shù)，得載荷系數(shù)K KA K Kv 1.15 1 1.05 1.213(4.3)(3) 確定彈性影響系數(shù) Ze根據(jù)選用的材料為青銅和鋼蝸桿相搭配，故據(jù)文獻(xiàn)3表10-6查取ZE=160MPa。(4) 確定接觸系數(shù)Z先假設(shè)蝸桿分度圓直徑與中心矩之比為0.31，據(jù)文獻(xiàn)3圖11-18

28、差得Z =3.1。(5) 確定許用接觸應(yīng)力H根據(jù)蝸輪材料為鑄鋁鐵青銅(ZCuAI10Fe3 )，由文獻(xiàn)3表11-6，取Vs 0.5ms查得蝸輪的許用接觸應(yīng)力H 230MPa取蝸輪壽命為10000小時(shí)，則其應(yīng)力循環(huán)次數(shù)4006N 60 j n2 Lh 60 1100009 106326.5(4.4)據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，得到壽命系數(shù)107 1073Khn V n Vg 1061.01(4.5)則許用接觸應(yīng)力1h Khnh2301.01 233MPa3(4.6)(6)計(jì)算中心矩|Ze Z2a 3kT2Y h1 23 1.21 1.04 106160_3.1178.658mmV233取中心矩a=200m

29、m,因傳動(dòng)比i=26.5 ,故根據(jù)文獻(xiàn)3表11-2中選取模數(shù)m=6.3mm ，蝸桿分度圓直徑 di=63mm,這時(shí)，從參考文獻(xiàn)3圖11-18中可直 接查出接觸系數(shù)Z 3.05因?yàn)閆 Z ，所以以上計(jì)算結(jié)果可用。4 .蝸桿與蝸輪主要幾何尺寸與參數(shù)，以下尺寸均參考文獻(xiàn)3和6(1 )蝸桿主要尺寸參數(shù)蝸桿軸向齒距：Pam 6.3 3.14159 19.792mm直徑系數(shù)：q=10mm齒根圓直徑：*da1d1 2hf1 d12 ha m c* *d12 ha m cm63 21 6.30.25 6.347.25mm齒頂圓直徑：df1 d1 2ha1d1 2hj m 63 2 1 6.3 75.6mm分度

30、圓導(dǎo)程角：Z12arctanarctan11.309911 1836q10蝸桿軸向齒厚：11a m 6.39.8960mm22(2)蝸輪主要尺寸參數(shù)蝸輪齒數(shù):乙 Zi i 2 26.5 53蝸輪變位系數(shù)：a d1 d2200 63 333.9x20.246 mmm2m6.32 6.3蝸輪喉圓直徑：*da2 d2 2ha2 d2 2m hax2333.9 2 6.31 0.246349.599mm蝸輪分度圓直徑:d2 mZ26.3 53 333.900mm蝸輪齒根圓直徑：df2 d2 2hf2蝸輪齒寬:蝸輪咽喉母圓半徑:333.9 2 6.31 0.246 0.250.75da1 0.75 63

31、47.25mmrg2知2200321.2mm1 349.59925.201mm24.1.2 蝸輪的校核1 .校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度蝸輪當(dāng)量齒數(shù)v2乙cos353cos311.309956.216(4.7)根據(jù) x2=0.246,Zv2=56.21, 查文獻(xiàn)3圖 11-19查得齒形系數(shù)Fa22.2螺旋角系數(shù):1 -14011400.9192(4.8 )從文獻(xiàn)3表11-8中查得蝸輪材料基本許用應(yīng)力f 90MPa，又由文獻(xiàn) 3知壽命系數(shù):K FN1069 1060.78(4.9)則可以得出蝸輪的許用彎曲應(yīng)力f Kfn F 0.78 9070.2MPa(4.10)因此，其齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.535ddm

32、Fa21.53 1.21 1.04 1062.2 0.9192 29.38MPa63 333.9 6.3(4.11)所以，蝸輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度是滿足的。精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089-1988 圓柱蝸桿、蝸輪精度等級(jí)中選取8級(jí)精度，側(cè)隙種類為 仁標(biāo)注為 8fGB/T10089-1988。表面粗糙度取根據(jù)情況選取。熱平衡計(jì)算蝸桿傳動(dòng)由于效率低，所以工作時(shí)發(fā)熱量大，因此必須根據(jù)單位時(shí)間內(nèi)的發(fā)熱量1等于同等時(shí)間內(nèi)的散熱量2的條件進(jìn)行熱平衡計(jì)算以保證油溫穩(wěn)定的處于規(guī)定范圍內(nèi)。1 .單位時(shí)間內(nèi)的發(fā)熱量:11000N1 11000

33、 2.04(4.12 )1 0.82367.2 J s3式中N1為液壓馬達(dá)功率；為蝸桿蝸輪傳動(dòng)效率。2.單位時(shí)間內(nèi)的散熱量：2d S t0ta17 357 40010 6 3 t0203(4.13 )式中d 為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可取d8.1517.45W m2c,當(dāng)周圍空氣流通良好時(shí)，取較大值。S內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，而外表面有可為周圍空氣所冷卻的箱體表面積，單位是 m2。本設(shè)計(jì)箱體表面積 S近似算為S(357 400 10 6 3)m2to 油的工作溫度，一般情況下限制在60 70 C ,最高不應(yīng)高過 80 C。ta周圍空氣的溫度，常溫情況下可取20 C3 .根據(jù)發(fā)熱量和散熱量相等即2

34、 = i的條件得出S ta d S367.217 357 400 102056.34 C80 C所以蝸桿傳動(dòng)發(fā)熱量滿足要求5主要零件的強(qiáng)度校核5.1 壓下螺絲的強(qiáng)度校核由于壓下螺絲的長、徑比小于5 ,因此不必進(jìn)行縱向彎曲強(qiáng)度 （穩(wěn)定性）校核, 只須進(jìn)行徑向的強(qiáng)度校核。根據(jù)參考文獻(xiàn)中公式(5.1)式中螺絲材料許用應(yīng)力，由螺絲材料42CrMo查參考文獻(xiàn)2得7506125MPa（材料的拉伸強(qiáng)度 b=750MPa，壓下螺絲安全系n 6）P作用在單個(gè)螺絲上的軋制力：11P - P軋制力一2400 KN 1200 KN ；22d0壓下螺絲螺紋內(nèi)徑，d=168.760mm 。則壓下螺絲中實(shí)際計(jì)算應(yīng)力4Pdi

35、4 1200 1000168.76253.6MPa所以，螺絲強(qiáng)度校核安全5.2 壓下螺母的強(qiáng)度校核壓下螺母的螺紋擠壓強(qiáng)度校核由于壓下螺母的材質(zhì)是青銅，對(duì)于這種材料其薄弱環(huán)節(jié)是擠壓強(qiáng)度比較低,因此，必須校核壓下螺母的擠壓強(qiáng)度。 其擠壓強(qiáng)度條件如下（由文獻(xiàn)公式2-5）:4P2 2Z d (d12 )（5.2）其中P壓下螺絲上的最大軋制力;Z壓下螺母螺紋圈數(shù)；壓下螺母與螺絲的內(nèi)徑之差；=2mmP 壓下螺母材料許用單位壓力；查參考文獻(xiàn)2，p L_h125041.67MPan 6由以上數(shù)據(jù)，可得壓下螺母的擠壓強(qiáng)度：4Pz d2_(d_ry4 1200 100012.52 2200186.5 2 218.

36、26MPa因?yàn)镻P,所以可知壓下螺母的擠壓強(qiáng)度滿足要求。壓下螺母接觸面的擠壓強(qiáng)度作用在壓下螺絲上的軋制力通過壓下螺母與機(jī)架上橫梁中的螺母孔的接觸面?zhèn)鹘o了機(jī)架，因此壓下螺母的外徑和其接觸面的擠壓強(qiáng)度也必須進(jìn)行校核。其擠壓強(qiáng)度如下（由文獻(xiàn)5公式2-7）:（5.3）式中P單個(gè)壓下螺絲上的最大軋制力；D壓下螺母外徑，考慮到螺母和蝸輪是一體的，故取壓下螺母外徑D=341.4mmD1 壓下螺絲通過機(jī)架上橫梁孔的直徑，D1=200mm ；p壓下螺母許用擠壓應(yīng)力，一般對(duì)青銅p=6080MPa由以上數(shù)據(jù)可得4PD2D124 1200 1000341.42200219.96 MPap因此，壓下螺母和其接觸面的擠壓

37、強(qiáng)度也滿足要求。5.3蝸桿軸的強(qiáng)度校核蝸桿所受載荷的計(jì)算軸向力2 1.04 106333.96229.41(N)3徑向力Fr1 Fr2Ft2tan6229.41 tan202269.72 N3切向力F. 2T12T221.04衛(wèi)1519.38 ( N)d1dd 16326.50.82式中T1、T2分別為蝸桿、蝸輪上的轉(zhuǎn)矩;di、d2分別是蝸桿、蝸輪分度圓直徑;為蝸輪蝸桿傳動(dòng)效率。受力分析圖見圖5.1 (a)。5.3.2 蝸桿軸支點(diǎn)受力計(jì)算Fv1194.25 Fv2 194.251 .豎直方向Fv1由、兩式，計(jì)算得Fv1=3279.89(N)Fv2= -1010.17(N)2 .水平方向FH1F

38、H1lH2Ft1194.25FH2 194.25由上面、兩式計(jì)算得Fh1 =759.69(N)Fh2 =759.69(N)各力方向和相互間尺寸見圖5.1 (b )、(d )。蝸桿軸上力矩計(jì)算1 .支點(diǎn)1對(duì)截面X處的力矩M 1豎直方向Mv1Fv1 194.25 3279.89194.25637118.63N mm水平方向Mh1Fh1 194.25 759.69194.25147569.78N mmv1 M H1 637118.632147569.782653985.47 N mm2 .支點(diǎn)2對(duì)截面X處的力矩M 2豎直方向Mv2Fv2 194.251010.17 194.25 196225.52N

39、 mm水平方向Mh2Fh2 194.25759.69 194.25 147569.78N mm22M 2M v2 M H2196225.52* 2147569.782245522.49 N mm各彎矩圖見圖5.1 (c)、(e)o5.3.4按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度1.進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面X)的強(qiáng)度。根據(jù)參考文獻(xiàn)3得軸的計(jì)算應(yīng)力caxcaX2 TxW皿653985.4720.6 95720.22 230.1 63=26.25MPa(5.4)式中為應(yīng)力影響系數(shù),脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力時(shí)取0.6 ；W 軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm 2, W 0.1d3;Tx 作用在蝸桿

40、軸上的扭矩,62 1.04 106Tx=2T 1 =95720.22N mm ,26.5 0.82扭矩 Tx=2T , Tx 見圖 5.1(g) o又根據(jù)軸的材料由參考文獻(xiàn)3表 15-1查得軸材料的許用彎曲應(yīng)力1 =60MPa。另外查得275MPa,1 155MPa ocax2.由于川截面處彎矩較大,且軸徑較小,對(duì)此截面也按彎扭合成進(jìn)行校核如下ca皿2 M camT2451982.2420.6 47860.110.1 50336.23MPa式中M ca m 為m截面處的彎矩，194.25-60134.25McamMcax653985.47=451982.24 N mm194.25194.25W

41、 m為截面m處的抗彎截面系數(shù)，W m =0.1d m 3。同樣，cam1 ,所以m截面也安全。精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（本條以下步驟和公式均參考文獻(xiàn)3）1 .判斷危險(xiǎn)截面I截面和V截面軸徑相同，但V截面受扭矩非常大，因此只需驗(yàn)證V截面。對(duì)于u、m截面，軸徑相同，其中，m截面已由彎扭合成的方法校核合格，對(duì)u截面，它所受彎矩比m截面小，而軸徑和m截面相同，因此無需驗(yàn)證。對(duì)于m截面，由于其受扭矩較大，但所受力矩比m截面小，因此無法判斷 其是否安全，也需要驗(yàn)證。對(duì)于m截面右側(cè)和其軸徑相同的軸段，所受彎矩比 m截面都要小，因此都無需驗(yàn)證。A、截面都受鍵槽引起的應(yīng)力集中，但A截面直徑比W截面直徑大，而且受扭矩

42、較大，故只須驗(yàn)證W截面。2 .V截面的校核(1) V截面抗彎截面系數(shù)：333W 0.1d0.1 5516637.5mmV截面抗扭截面系數(shù)：W 0.2d3 2W 2 16637.533275mm3V截面所受彎矩：31 5M v M219907.23N mm194.25 2V截面上扭矩：2T=95720.22 N mm19907.2316637.51.2MPaV截面上的彎曲應(yīng)力:(5.5)V截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:95720.22332752.88MPa(5.6)(2) 由軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查文獻(xiàn)3表15-1得，B 640MPa,1175MPa, 1 155MPa(3) V截面由于軸肩而形成的

43、理論應(yīng)力集中系數(shù)和按參考文獻(xiàn)3附表3-2查取。因?yàn)?.036,1.18，經(jīng)插值后，得d 55d 552.21,2.07又由參考文獻(xiàn)3附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)：q0.82,q0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按下式計(jì)算得k1 q110.822.2111.99(5.7)k1 q110.852.0711.91由文獻(xiàn)3附圖3-2查得尺寸系數(shù)0.71,由文獻(xiàn)3附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.78軸按磨削加工，根據(jù)參考文獻(xiàn)3附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù):0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，根據(jù)文獻(xiàn)3知道：q 1綜上所有系數(shù)，得綜合影響系數(shù)k1 11.991,1K11 -2.89q0.710.921(5.9)lxk1

44、“ 11.911“1cK112.54q0.780.921(5.10)(4)又由參考文獻(xiàn)3第24頁得到碳鋼的特性系數(shù):0.1 0.2,取 0.10.050.1,取 0.05(5)由上述數(shù)據(jù)計(jì)算安全系數(shù)Sea值2752.89 1.2 0.1 079.3(5.11)1552.54 2.88 0.05 2.8883.12(5.12)ScaS S.79.3283.12257.38式中 S所以，安全系數(shù)值。取 S=1.51.8V截面安全。(b)(c)(d)(e)(f)(g)鍵bFt1alFhiMH1 |MH2T FhiFH2| 皿1=甲 d/2 Fri iP*iFv2Mi/IMamT | 1111 ll

45、111111 丨 l ll ll l圖5.1蝸桿載荷分析圖M22T3 .川截面的校核(1) 川截面抗彎截面系數(shù):W 0.1d30.1 50312500mm3川截面抗扭截面系數(shù):0.2d32W 2 12500 25000mm3川截面所受彎矩:M250194.25 231598.78N mm川截面上扭矩:2T=95720.22 Nmmm截面上的彎曲應(yīng)力:32.53MPa12500(5.5)m截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:2TWt95720 3.83MPa25000(5.6)由軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查文獻(xiàn)3表15-1得,b 640MPa,1175MPa, 1 155MPa(3) m截面由于軸肩而形成的理論

46、應(yīng)力集中系數(shù)和按參考文獻(xiàn)3附表3-2查取。因?yàn)?鴛0.04,d 1.26，經(jīng)插值后，得2.34,1.72.又由參考文獻(xiàn)3附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù):q0.82,q0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按下式計(jì)算得k 1 q 11 0.822.34 12.1(5.7)k 1 q 11 0.851.72 11.61（5.8）由文獻(xiàn)3附圖3-2查得尺寸系數(shù)0.73，由文獻(xiàn)3附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.85軸按磨削加工，根據(jù)參考文獻(xiàn)3附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù):軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，根據(jù)文獻(xiàn)綜上所有系數(shù)，得綜合影響系數(shù)3知道：q 11 12.11,12.9611 -q0.730.921（5.9）1 11.6

47、11,11.9811 -q0.850.9210.92(5.10)又由參考文獻(xiàn)3第240.1 0.2,取 0.10.05 0.1,取 0.052.96 2.53 0.1 036.7（5）由上述數(shù)據(jù)計(jì)算安全系數(shù)Sea值275(5.11 )1551.98 3.83 0.05 3.83 19.94(5.12)36.7 19.9417.52 S.36.72 19.942(5.13)式中S安全系數(shù)值S=1.51.8所以，川截面安全。4 .W截面的校核(1) W截面上產(chǎn)生的最大扭應(yīng)力、應(yīng)力幅、平均應(yīng)力計(jì)算如下最大扭應(yīng)力maxT9572022 n.62MPaWt0.2 353(5.14 )式中扭矩 T =2T

48、=95720.22N mm應(yīng)力幅和平均應(yīng)力相等，即max a m11.625.81MPa2(5.15)(2) 絕對(duì)尺寸影響系數(shù)由文獻(xiàn)3圖3-2 , 3-3得0.80.88(3) 表面質(zhì)量影響系數(shù)根據(jù)參考文獻(xiàn)3附表3-40.92因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由參考文獻(xiàn)3附表3-4查得k 1.82,k1.62(5) W截面安全系數(shù)15512.425.81 0.1 5.810.92 0.85(5.16)因此，W截面安全。綜上所述，蝸桿軸強(qiáng)度合格。5.4 軸承的壽命計(jì)算滾動(dòng)軸承的正常失效形式是滾動(dòng)體或內(nèi)外圈滾道上的點(diǎn)蝕破壞。這是在安 裝、潤滑、維護(hù)良好的條件下，由于大量重復(fù)地承受變化的接觸力所致。對(duì)軸承 的

49、校核主要是對(duì)其壽命的驗(yàn)算。軸承的選擇3選用軸承時(shí)，首先選擇滾動(dòng)軸承類型。然后根據(jù)軸承所受載荷、軸承所受的 載荷、軸承的調(diào)心性能與軸承的安裝和拆卸等來選擇。因?yàn)槲仐U軸轉(zhuǎn)數(shù)不高，而 且承受較大的軸向和徑向載荷，同時(shí)為了便于安裝和拆卸，故根據(jù)參考文獻(xiàn) 選取角接觸球軸承7311B o壽命計(jì)算1 .軸承受到的徑向載荷和軸向載荷，根據(jù)本說明書第五章的第三節(jié)中各力的計(jì)算結(jié)果可直接算出：兩軸承軸向力Fae Fa1 6229.41N1軸承徑向力Fr1Fh12 Fv12.2 2759.693279.893366.72N2軸承徑向力Fr2 ;Fh22Fv22、.759.692 1010.1721263.95N2 .

50、求兩軸承的計(jì)算軸向力Fae1和Fae2對(duì)于70000B型軸承按文獻(xiàn)3表13-7查得，軸承的派生軸向力 Fd = 1.14F r, 則有Fd1 1.14Fr1 1.14 3366.72 3838.06N（5.17）Fd2 1.14Fr2 1.14 1263.95 1440.9N（5.18）根據(jù)文獻(xiàn)3中公式13-11，由于Fae+Fd2 Fd1，所以1軸承為緊軸承，2是松軸承，得出Fae1 =F ae+F d2 =6229.41+1440.9=7670.31NFae2=F d2=1440.9N3 .求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 P1和P2Fae17670.3因?yàn)閑 1.14Fr13366.72（5.19 ）

51、(5.20 )所以由文獻(xiàn)3表13-5分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：軸承 1X1=0.35，Y 1=0.57 ;軸承 2 X2=1，丫2=0又因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中有沖擊載荷，根據(jù)參考文獻(xiàn)3表13-6查得載荷系數(shù)fp=1.21.8,取 fp=1.5 。則 動(dòng)量載荷P1和P2計(jì)算如下:P1f p X 1Fr1Y1Fae11.5 0.35 1263.95 0.57 7670.37221.68N(5.22)P2fpX2Fr2 1.5 1440.9 2161.35N(5.21 )4 .驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻2 P1，所以按軸承1的受力大小進(jìn)行驗(yàn)算106 C Lh60n P210660 4003 348 1

52、0341.2 10 h 100000h7221.68(5.23)2查得，C=48kN ；式中 C為軸承的基本當(dāng)量動(dòng)載荷，由參考文獻(xiàn) n軸承的轉(zhuǎn)數(shù)。故所選軸承可滿足壽命要求。軸承受力分析與力矩表示如下：Fr1FtiFae=Fa1(a)Fdt1194.2 J 194.25,r 2Fae=Fa1! (b)(c)Fr1nFr1H圖5.2軸承受力分析圖Fr2H5.5鍵的強(qiáng)度校核鍵的選擇鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個(gè)方面。鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)結(jié)的結(jié)構(gòu) 特點(diǎn)、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強(qiáng)度要求來取 定。導(dǎo)向平鍵是按輪轂的長度與其滑動(dòng)距離而定。平鍵由于結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對(duì)中性較好

53、等優(yōu)點(diǎn)，因此本設(shè)計(jì)大多選用平 鍵，另外還有一個(gè)導(dǎo)向平鍵。設(shè)計(jì)中選中的鍵主要有：a :普通平鍵10 8，長度為63mm ；b :普通平鍵14 9，長度為63mm ; c :導(dǎo)向平鍵14 9，長度為125mm其中，a,b分別見圖5.1,c鍵為兩個(gè)蝸桿軸的聯(lián)結(jié)軸上的滑鍵。鍵聯(lián)結(jié)強(qiáng)度計(jì)算1. 平鍵聯(lián)結(jié)強(qiáng)度計(jì)算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)結(jié)的強(qiáng)度條件為:(5.24 )式中 T傳遞的扭矩，單位 N mi1.04 10626.5 0.824.79 10k鍵與輪轂槽的接觸高度，k=0.5h,，此處h為鍵的高度，單位為mm ;I 鍵的工作長度，單位是mm，圓頭平鍵L=L-b，這里L(fēng)為鍵的公稱長度，

54、單位為 mm，b為鍵的寬度，單位為 mm ;d軸的直徑，單位是 mm ;p鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的作用擠壓應(yīng)力，單位為MPa o根據(jù)本設(shè)計(jì)所選材料為鋼，且有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)3表6-2查得p=100120MPa(1 )根據(jù)公式(5.24 )計(jì)算鍵10 8強(qiáng)度如下2 2T 103kld2 2 4.79 1044 63 3521.6MPa式中 因?yàn)殒I10 8所受扭矩是T的兩倍，所以按上式計(jì)算。由以上計(jì)算可知該鍵強(qiáng)度足夠。(2 )鍵14 9強(qiáng)度計(jì)算如下2T 103kid2 4.79 1047.47MPa因此，該鍵強(qiáng)度亦足夠。2 .導(dǎo)向平鍵聯(lián)結(jié)的強(qiáng)度其計(jì)算條件為式中p為鍵、軸、輪轂三者中最弱材料

55、的許用應(yīng)力，單位為根據(jù)其材料查參考文獻(xiàn)3表6-2得出：(5.25)MPa，同樣p=5060MPa根據(jù)本說明書公式（5.25 ）驗(yàn)算導(dǎo)向平鍵14 9的強(qiáng)度如下32T 10kid42 4.79 104.5 125 453.7MPa因此，該鍵也符合強(qiáng)度要求4.5 63 456 軸機(jī)械強(qiáng)度可靠性設(shè)計(jì)機(jī)械產(chǎn)品的可靠性取決于其零件、部件的結(jié)構(gòu)形式與尺寸、選用的材料與熱 處理、制造工藝、檢驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)、潤滑條件、 維修的方便性以與各種安全保護(hù)措施等， 而這些都是在設(shè)計(jì)中決定的。設(shè)計(jì)決定了產(chǎn)品的可靠性水平即產(chǎn)品的固有可靠 度。產(chǎn)品的制造和使用固然也對(duì)其可靠性有著極其重要的影響，但畢竟制造是按 照設(shè)計(jì)進(jìn)行的，制造和使用的主要任務(wù)是保證產(chǎn)品可靠性指標(biāo)的實(shí)現(xiàn)。因此，產(chǎn) 品的可靠性設(shè)計(jì)是非常重要性的，據(jù)此，本設(shè)計(jì)也對(duì)軸進(jìn)行了可靠性設(shè)計(jì)。機(jī)械強(qiáng)度可靠性設(shè)計(jì)的原理是根據(jù)應(yīng)力 - 強(qiáng)度分布干涉模型為基礎(chǔ)的， 該模型 可清楚地解釋機(jī)械零件產(chǎn)生故障而有一定故障率的原因和機(jī)械強(qiáng)度可靠性設(shè)計(jì) 的本質(zhì)。6.1 設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1 靜強(qiáng)度計(jì)算1. 選定許用可靠度 R 與強(qiáng)度儲(chǔ)備系數(shù) n按本專業(yè)機(jī)械的要求，選 R=R=0.99 ；n=1.25 。2. 計(jì)算零件發(fā)生強(qiáng)度破壞的概率 FF=1-R=1-0.99=0.01（7.1）