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)明了第一個用于軋鋼或軋鐵的軋機，緊接 著，1782年，英國的約翰彼尼(John payne )在有倆個刻成不同形狀的孔型的軋輥 的 軋機 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 南 斯 達 福 得 施 耶(South 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 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，隨后的857年，約翰一 弗里茨(Joh n Frits )將三輥軋機用于棒材或線材的軋制。一兩年以后，一個比 利時的軋鋼工實現(xiàn)了不等軋件完全離開軋輥是時， 即在軋制過程中將它的頭部就 送入下一個道次進行軋制的操作方法，運用這種方法時的軋機被稱作比利時軋機 或活套軋機。1869 年，瓦施本和米爾( Washburn and Mean )設(shè)備制造公司制造出一臺 新型的軋機，即現(xiàn)在被稱作縱向直線布置的連續(xù)式線材或棒材軋機。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，平立交替的連軋機出現(xiàn)比利時軋機的使用持續(xù)了多年，盡管期間經(jīng)歷了一系列改進，但還是未能完 全適應(yīng)時代前進的步伐。在 20 世紀(jì) 40 年代末 50 年代初，由于機械制造和電氣 控制技術(shù)的進步，無扭轉(zhuǎn)連續(xù)式軋機發(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。 從 50 年代起，無扭轉(zhuǎn)軋機的全連續(xù)式的小型軋機逐漸增多，代表當(dāng)時先進水平 的是由美國共和國(Republic195S8) 年4月投產(chǎn)的棒材軋機。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，但全連續(xù)式的布置形 式仍是小型軋機的主流。80 年代以后，隨著連鑄技術(shù)的成熟，機械制造與電氣控水平的迅猛發(fā)展，小 型軋機進一步演變?yōu)楝F(xiàn)代的全線無扭轉(zhuǎn)直線連續(xù)式小型軋機。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、 軋機強度和剛度不斷提高、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、采用軋鋼自動化和計算機控 制技術(shù)、采用自動檢測技術(shù)等這幾個方面迅猛發(fā)展。1.1.2 工藝和設(shè)備特點小型型鋼連軋技術(shù)較橫列式軋機有非常明顯的優(yōu)點，尤其在其工藝和設(shè)備上 特點明顯：以連鑄坯為原料；設(shè)備和布置比以前大大簡化；一座步進式加熱爐與一套軋 機相配；軋線主軋機平 / 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，粗軋機多為懸臂式或短應(yīng)力式，中軋機則大部 分采用高剛度的短應(yīng)力線式軋機；軋線上設(shè)置兩臺切頭飛剪，才用這種設(shè)備，可 大大減少精整面積和操作人員；各架軋機單獨運動；采用微張力或無張力扎制； 高效率的單面步進式冷床； 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用；并且使用了高速無扭轉(zhuǎn)線材精軋機和斯泰爾摩控制冷卻 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，實現(xiàn)了粗軋時低速咬入和精軋時的高速軋制；溫降很小， 保證了所要求的軋制速度，因為連軋時避免了往復(fù)軋制和橫移，節(jié)省了時間；有 利于軋制輕薄細型鋼材，細小規(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，同時解放 了勞動力。連軋利用推力自動進鋼，連軋件在連軋過程中受到軋輥的推送力，有 利于自動進鋼，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等 工序設(shè)備，為高效率生產(chǎn)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，前一架軋機對后一架軋機的軋制產(chǎn)生推力，實現(xiàn)強迫咬入；連軋 工藝更容易實現(xiàn)生產(chǎn)自動化，因為它是連續(xù)化生產(chǎn)過程，坯料、溫度等工藝條件 比較穩(wěn)定。同時實現(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步進梁式加熱爐I預(yù)留除鱗與無頭焊接粗軋機組f切頭飛剪T中軋機組T控冷水箱T切頭、切廢飛剪T精軋機組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)有了其獨特的優(yōu)點，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)計直接 運用了粗軋機組無孔型軋制、切分軋制、碳化鎢輥環(huán)軋制等一系列已經(jīng)試驗成熟 的軋制新技術(shù)，將極大地促進生產(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)濟的各個部門。具體來說主要有：復(fù)雜斷面型鋼：用于機械工業(yè)的，其中包括印刷機、打印機零件、風(fēng)動工具零件、石油機械零件、采礦機械零件、糧食加工零件、農(nóng)業(yè)機械零件、汽車零件、 軸承零件、機床零件、刀具、傳動機械零件和醫(yī)療、造紙機械零件等。用于紡織工業(yè)上面的有各類縫紉機零件、紡織機零件。用在儀表工業(yè)上，有刃具、號碼機、調(diào)節(jié)器零件、無線電構(gòu)件、電訊儀表零件、放映機、錄音機零件。用在電機制造工業(yè)上，有氣輪機葉片、電機零件、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)濟中占有不可缺少的地位。1.2 總體方案確定軋機主傳動系統(tǒng)軋機主傳動系統(tǒng)包括電動機，傳動機構(gòu)，工作機座三部分。1電動機主要根據(jù)電動機的功率來選擇，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機，其作用是給整個系統(tǒng)提供動力。2傳動機構(gòu)由連接軸，聯(lián)軸器，齒輪機座，減速器組成，其作用是把電動機 的轉(zhuǎn)動傳遞給工作機座中的軋輥，使其旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)對金屬的軋制。（ 1）聯(lián)接軸：其作用是將扭矩從齒輪機座或一個工作機座的軋輥傳遞給另 一個工作機組的軋輥。它的主要類型為：萬向接軸和梅花接軸。本設(shè)計采用萬向接軸，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，故在初軋機上廣泛應(yīng)用。而梅花 接軸傾角很小，且在運轉(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)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，作為主電機聯(lián)軸器或主聯(lián)軸器。 因為齒輪聯(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，有良好的補償性能和一定的彈性等特點。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 ）齒輪機座：作用是將電動機的扭矩分配給相應(yīng)的軋輥。其組成由齒輪軸，軸承，軸承座，機架和機蓋等部分。 齒輪機座中心距由軋輥中心距改變時聯(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。 軸承通常采用滾動軸承。滾動軸承摩擦損失小，維護方便，但徑向尺寸較大，滑動軸承則具有較小的 徑向尺寸，有利于提高軸承座的強度，但齒輪座中的滑動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)首先選用滾動軸承。 齒輪機座的機架應(yīng)保持良好的密閉性，并且具有足夠的剛性，以使軸承 具有堅固的支撐，為此應(yīng)盡可能加強機架軸承處的強度和剛度。（4）主減速器：作用是把主電機的高速轉(zhuǎn)數(shù)變成軋輥需要的低轉(zhuǎn)數(shù)，以避 免采用成本較高的低速電動機。主減速器好的齒輪多采用人字齒形，因為這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)動方向、 主減速器中低速軸的傳動齒輪 機座中的哪一個齒輪以與主減速器中各齒輪的配置形式有關(guān)。3工作機座：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架，并由機座全部吸收， 不再傳給地基。機架按結(jié)構(gòu)分為開式和閉式，閉式機架是一個整體框架，強度和剛度很大，得到廣泛應(yīng)用，所以本設(shè)計采用的就是閉式機架。1.2.2 軋輥系統(tǒng)軋輥是軋鋼機中直接軋制軋件的主要部件，粗軋機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機架的窗口內(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：軋機對其軋輥要求有很高的強度和韌性，所以采用低鉻無限冷 硬球墨鑄鐵軋輥。3. 軋輥軸承采用滑動軸承。型鋼軋機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，其特點是機構(gòu)簡單、造價低、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上。1.2.3 軋輥壓下系統(tǒng)壓下機構(gòu)按照軋鋼機的類型、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、電動、電液與全液壓壓下機構(gòu)。本設(shè)計采用液壓馬達壓下 裝置，因為軋機上輥調(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、聯(lián)接軸、聯(lián)軸器、減速裝置、壓下螺絲、壓下 螺母等裝置。1液壓馬達作用是給整個壓下系統(tǒng)提供動力。由于轉(zhuǎn)數(shù)比較低，扭矩不太 大，若選擇電動機做動力，則成本會大大提高，而且會多增加用來減速的設(shè)備，因而本設(shè)計采用液壓馬達來提供動力，具體型號見本說明書3.3 。2聯(lián)接軸作用是把液壓馬達的動力傳遞給壓下裝置。 本設(shè)計根據(jù)需要， 聯(lián)接 軸自行設(shè)計。3本壓下裝置采用蝸桿傳動來減速。由于其結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大，動力傳動 一般為 880 ，傳動平穩(wěn)，躁聲小，傳遞功率不大。 本蝸桿傳動采用 ZI 傳動形式， 由于蝸輪和蝸桿的材料不僅要具有足夠的強度，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)時磨損并使上輥軸承具有自動調(diào)位能力。一般壓下螺母均承 受巨大的軋制力，因此要選用高強度的材料來制造，同時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是才采用梯形螺紋，因此，本 設(shè)計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（1）壓下螺絲的尾部形狀設(shè)計 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)計考慮到許多實際的因素，故壓下螺絲的頭部和尾部設(shè)計是完全跟 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2.1 壓下螺絲結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計2.1.1 壓下螺絲外徑的確定從強度觀點分析，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 5 的經(jīng)驗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取壓下螺絲外徑2.1.2 壓下螺絲螺距的確定由文獻 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 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上才采用梯形螺紋。2.2 壓下螺母結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計2.2.1 壓下螺母外徑的確定根據(jù)文獻 5中的經(jīng)驗公式( 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 5中的經(jīng)驗公式( 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 ；一個球面墊重量： 23.5kg;一個壓下螺絲重量： 28.2kg.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5中的公式重新計算螺紋升角，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 .對滑動軸承軸頸可取=0.10.25。5 .壓下螺絲止推軸頸直徑 d3=160mm 。3.2 壓下螺絲受力與其靜力矩計算3.2.1 壓下螺絲受力計算對不“帶鋼”壓下的軋機，其作用在一個螺絲上的力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，作用在一個螺絲上的力R 0.2 1137133222742.6N（3.3）322轉(zhuǎn)動壓下螺絲所需的靜力矩轉(zhuǎn)動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。其計算公式如下止推軸承的阻力矩 Mi，對實心軸頸來說，5螺紋之間的摩擦力矩，5則有每個壓下螺絲的靜力矩，M ' =M i+M2=+5(3.4)(3.5)0.160.1865=0.2 22742.622742.6tan(5 40' 1.64 )3 2=544.96（3.6）所以，整個壓下裝置所需靜力矩M 2M' 2 544.961089.92N m3.3 液壓馬達容量選擇整個壓下裝置所需傳動液壓馬達的功率為1 （ 3.7）式中 M 為上節(jié)算出的壓下裝置的靜力矩；n液壓馬達額定轉(zhuǎn)數(shù)；n=400r/mi ni 傳動系統(tǒng)總速比；i=26.5傳動系統(tǒng)總的傳動效率。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效率，由參考文獻 4查得，軸承二0.98 ； 聯(lián)為蝸桿與馬達之間地聯(lián)軸器的效率， 由參考文獻4查得，聯(lián)=0.99 ； 蝸為蝸桿傳動的效率，估取 蝸=0.82 o所以，得出一個壓下螺絲所需馬達功率為“ Mn1089.92 400八八2 4.08( KW)9550i 9550 26.5 0.6329根據(jù)上面計算出的N值，取N=6.9KW，查參考文獻2選擇液壓馬達的型號為：JM21-D0.0315F4 蝸輪蝸桿的設(shè)計與校核蝸桿傳動和齒輪傳動一樣，蝸桿傳動的失效形式也有點蝕（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 齒部分的強度總是高于蝸輪輪齒的強度， 所以失效經(jīng)常發(fā)生在蝸輪輪齒上。 因此， 一般只對蝸輪輪齒進行承載能力計算。由于蝸桿和蝸輪齒面間有較大的相對滑 動，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） ， 蝸桿傳動因齒面膠合而失效的可能性更大。在閉式傳動中，蝸桿副多因齒面膠合或點蝕而失效，因此，通常只按齒面接 觸疲勞強度進行設(shè)計，而按齒根彎曲疲勞強度進行校核。此外，閉式蝸桿傳動， 由于散熱比較困難，還應(yīng)作熱平衡核算。4.1 蝸輪的設(shè)計與校核4.1.1 蝸輪的設(shè)計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 然蝸輪滑動速度不大， 效率要求也不是太高， 但考慮到蝸輪和壓下螺母是一體的，因而蝸輪選擇材料ZCuAI10Fe33 .蝸輪設(shè)計應(yīng)按蝸輪齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再按齒根 彎曲疲勞強度進行校核。由參考文獻3，知蝸桿傳動的中心矩3( 4.1)此式中各量的計算如下:(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為蝸輪蝸桿傳動效率；ni為蝸桿軸的轉(zhuǎn)數(shù)，單位r/min ;i為蝸輪蝸桿傳動比。(2) 確定載荷系數(shù)K因為本壓下裝置為不“帶鋼”壓下，載荷穩(wěn)定，故根據(jù)文獻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、啟動次數(shù)中等、啟動載荷較大，故根據(jù)參考文獻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3圖10-8選取動載系數(shù)Kv 1.05根據(jù)上述三個系數(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3圖11-18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，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)計算中心矩|Ze Z2a 3kT2Y h1 23 1.21 1.04 106160_3.1178.658mmV233取中心矩a=200mm,因傳動比i=26.5 ,故根據(jù)文獻3表11-2中選取模數(shù)m=6.3mm ，蝸桿分度圓直徑 di=63mm,這時，從參考文獻3圖11-18中可直 接查出接觸系數(shù)Z ' 3.05因為Z' Z ，所以以上計算結(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分度圓導(dǎo)程角：Z12arctanarctan11.309911 18'36"q10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 6347.25mmrg2知2200321.2mm1 349.59925.201mm24.1.2 蝸輪的校核1 .校核齒根彎曲疲勞強度蝸輪當(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3表11-8中查得蝸輪材料基本許用應(yīng)力f' 90MPa，又由文獻 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，其齒根彎曲疲勞強度1.535ddmFa21.53 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度是滿足的。精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988 圓柱蝸桿、蝸輪精度等級中選取8級精度，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。熱平衡計算蝸桿傳動由于效率低，所以工作時發(fā)熱量大，因此必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量1等于同等時間內(nèi)的散熱量2的條件進行熱平衡計算以保證油溫穩(wěn)定的處于規(guī)定范圍內(nèi)。1 .單位時間內(nèi)的發(fā)熱量:11000N1 11000 2.04(4.12 )1 0.82367.2 J s3式中N1為液壓馬達功率；為蝸桿蝸輪傳動效率。2.單位時間內(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，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 = i的條件得出S ta d S367.217 357 400 102056.34 C80 C所以蝸桿傳動發(fā)熱量滿足要求5主要零件的強度校核5.1 壓下螺絲的強度校核由于壓下螺絲的長、徑比小于5 ,因此不必進行縱向彎曲強度 （穩(wěn)定性）校核, 只須進行徑向的強度校核。根據(jù)參考文獻中公式(5.1)式中螺絲材料許用應(yīng)力，由螺絲材料42CrMo查參考文獻2得7506125MPa（材料的拉伸強度 b=750MPa，壓下螺絲安全系n 6）P作用在單個螺絲上的軋制力：11P - P軋制力一2400 KN 1200 KN ；22d0壓下螺絲螺紋內(nèi)徑，d°=168.760mm 。則壓下螺絲中實際計算應(yīng)力4Pdi4 1200 1000168.76253.6MPa所以，螺絲強度校核安全5.2 壓下螺母的強度校核壓下螺母的螺紋擠壓強度校核由于壓下螺母的材質(zhì)是青銅，對于這種材料其薄弱環(huán)節(jié)是擠壓強度比較低,因此，必須校核壓下螺母的擠壓強度。 其擠壓強度條件如下（由文獻公式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2，p L_h125041.67MPan 6由以上數(shù)據(jù)，可得壓下螺母的擠壓強度：4Pz d2_(d_ry4 1200 100012.52 2200186.5 2 218.26MPa因為P<P,所以可知壓下螺母的擠壓強度滿足要求。壓下螺母接觸面的擠壓強度作用在壓下螺絲上的軋制力通過壓下螺母與機架上橫梁中的螺母孔的接觸面?zhèn)鹘o了機架，因此壓下螺母的外徑和其接觸面的擠壓強度也必須進行校核。其擠壓強度如下（由文獻5公式2-7）:（5.3）式中P單個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，一般對青銅p=6080MPa由以上數(shù)據(jù)可得4PD2D124 1200 1000341.42200219.96 MPa<p因此，壓下螺母和其接觸面的擠壓強度也滿足要求。5.3蝸桿軸的強度校核蝸桿所受載荷的計算軸向力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;為蝸輪蝸桿傳動效率。受力分析圖見圖5.1 (a)。5.3.2 蝸桿軸支點受力計算Fv1194.25 Fv2 194.251 .豎直方向Fv1由、兩式，計算得Fv1=3279.89(N)Fv2= -1010.17(N)2 .水平方向FH1FH1lH2Ft1194.25FH2 194.25由上面、兩式計算得Fh1 =759.69(N)Fh2 =759.69(N)各力方向和相互間尺寸見圖5.1 (b )、(d )。蝸桿軸上力矩計算1 .支點1對截面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2對截面X處的力矩M 2豎直方向Mv2Fv2 194.251010.17 194.25 196225.52N 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度1.進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面X)的強度。根據(jù)參考文獻3得軸的計算應(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),脈動循環(huán)應(yīng)力時取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,對此截面也按彎扭合成進行校核如下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 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度（本條以下步驟和公式均參考文獻3）1 .判斷危險截面I截面和V截面軸徑相同，但V截面受扭矩非常大，因此只需驗證V截面。對于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，因此無需驗證。對于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，也需要驗證。對于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，而且受扭矩較大，故只須驗證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3表15-1得，B 640MPa,1175MPa, 1 155MPa(3) V截面由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和按參考文獻3附表3-2查取。因為0.036,1.18，經(jīng)插值后，得d 55d 552.21,2.07又由參考文獻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)按下式計算得k1 q110.822.2111.99(5.7)k1 q110.852.0711.91由文獻3附圖3-2查得尺寸系數(shù)0.71,由文獻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3附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù):0.92軸未經(jīng)表面強化處理，根據(jù)文獻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 “ 11.911“1cK112.54q0.780.921(5.10)(4)又由參考文獻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 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3表15-1得,b 640MPa,1175MPa, 1 155MPa(3) m'截面由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和按參考文獻3附表3-2查取。因為-鴛0.04,d 1.26，經(jīng)插值后，得2.34,1.72.又由參考文獻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3附圖3-2查得尺寸系數(shù)0.73，由文獻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3附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù):軸未經(jīng)表面強化處理，根據(jù)文獻綜上所有系數(shù)，得綜合影響系數(shù)3知道：q 11 12.11,12.9611 -q0.730.921（5.9）1 11.611,11.9811 -q0.850.9210.92(5.10)又由參考文獻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)力計算如下最大扭應(yīng)力maxT'9572022 n.62MPaWt0.2 353(5.14 )式中扭矩 T' =2T=95720.22N mm應(yīng)力幅和平均應(yīng)力相等，即max a m11.625.81MPa2(5.15)(2) 絕對尺寸影響系數(shù)由文獻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，蝸桿軸強度合格。5.4 軸承的壽命計算滾動軸承的正常失效形式是滾動體或內(nèi)外圈滾道上的點蝕破壞。這是在安 裝、潤滑、維護良好的條件下，由于大量重復(fù)地承受變化的接觸力所致。對軸承 的校核主要是對其壽命的驗算。軸承的選擇3選用軸承時，首先選擇滾動軸承類型。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。因為蝸桿軸轉(zhuǎn)數(shù)不高，而 且承受較大的軸向和徑向載荷，同時為了便于安裝和拆卸，故根據(jù)參考文獻 選取角接觸球軸承7311B o壽命計算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 .求兩軸承的計算軸向力Fae1和Fae2對于70000B型軸承按文獻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)量動載荷 P1和P2Fae17670.3因為e 1.14Fr13366.72（5.19 ）(5.20 )所以由文獻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又因軸承運轉(zhuǎn)過程中有沖擊載荷，根據(jù)參考文獻3表13-6查得載荷系數(shù)fp=1.21.8,取 fp=1.5 。則 動量載荷P1和P2計算如下: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 .驗算軸承壽命因為P2 P1，所以按軸承1的受力大小進行驗算106 C Lh60n P210660 4003 348 10341.2 10 h 100000h7221.68(5.23)2查得，C=48kN ；式中 C為軸承的基本當(dāng)量動載荷，由參考文獻 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鍵的強度校核鍵的選擇鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)結(jié)的結(jié)構(gòu) 特點、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)格和強度要求來取 定。導(dǎo)向平鍵是按輪轂的長度與其滑動距離而定。平鍵由于結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對中性較好等優(yōu)點，因此本設(shè)計大多選用平 鍵，另外還有一個導(dǎo)向平鍵。設(shè)計中選中的鍵主要有：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鍵為兩個蝸桿軸的聯(lián)結(jié)軸上的滑鍵。鍵聯(lián)結(jié)強度計算1. 平鍵聯(lián)結(jié)強度計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，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)計所選材料為鋼，且有輕微沖擊，由參考文獻3表6-2查得p=100120MPa(1 )根據(jù)公式(5.24 )計算鍵10 8強度如下2 2T 103kld2 2 4.79 1044 63 3521.6MPa式中 因為鍵10 8所受扭矩是T的兩倍，所以按上式計算。由以上計算可知該鍵強度足夠。(2 )鍵14 9強度計算如下2T 103kid2 4.79 1047.47MPa因此，該鍵強度亦足夠。2 .導(dǎo)向平鍵聯(lián)結(jié)的強度其計算條件為式中p為鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應(yīng)力，單位為根據(jù)其材料查參考文獻3表6-2得出：(5.25)MPa，同樣p=5060MPa根據(jù)本說明書公式（5.25 ）驗算導(dǎo)向平鍵14 9的強度如下32T 10kid42 4.79 104.5 125 453.7MPa因此，該鍵也符合強度要求4.5 63 456 軸機械強度可靠性設(shè)計機械產(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、檢驗標(biāo)準(zhǔn)、潤滑條件、 維修的方便性以與各種安全保護措施等， 而這些都是在設(shè)計中決定的。設(shè)計決定了產(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其可靠性有著極其重要的影響，但畢竟制造是按 照設(shè)計進行的，制造和使用的主要任務(wù)是保證產(chǎn)品可靠性指標(biāo)的實現(xiàn)。因此，產(chǎn) 品的可靠性設(shè)計是非常重要性的，據(jù)此，本設(shè)計也對軸進行了可靠性設(shè)計。機械強度可靠性設(shè)計的原理是根據(jù)應(yīng)力 - 強度分布干涉模型為基礎(chǔ)的， 該模型 可清楚地解釋機械零件產(chǎn)生故障而有一定故障率的原因和機械強度可靠性設(shè)計 的本質(zhì)。6.1 設(shè)計計算6.1.1 靜強度計算1. 選定許用可靠度 R 與強度儲備系數(shù) n按本專業(yè)機械的要求，選 R=R=0.99 ；n=1.25 。2. 計算零件發(fā)生強度破壞的概率 FF=1-R=1-0.99=0.01（7.1）