水平型鋼軋機(jī)設(shè)計(jì)

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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(lèi)開(kāi)始軋鋼發(fā)展到今天， 經(jīng)過(guò)了漫長(zhǎng)的過(guò)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(guó)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(guó) 的 托馬斯 伯 勒克里 (Thomas ? Blockley取得了孔型軋制的另外一個(gè)專(zhuān)利， 在歷史上標(biāo)志著型鋼生 產(chǎn)正式開(kāi)始。 大 約 1825 年 ， 新 的 生 產(chǎn) 工 藝 又 出 現(xiàn) 了 。

2、兩 個(gè) 南 斯 達(dá) 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(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(xiàn)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(kāi)軋輥是時(shí)， 即在軋制過(guò)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(chēng)作比利時(shí)軋機(jī) 或活套軋機(jī)。 1869 年，瓦施本和米爾( Washb

3、urn and Mean )設(shè)備制造公司制造出一臺(tái) 新型的軋機(jī)，即現(xiàn)在被稱(chēng)作縱向直線(xiàn)布置的連續(xù)式線(xiàn)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(wú)扭轉(zhuǎn)連續(xù)式軋機(jī)發(fā)展起來(lái)，比較典型的是 1945~1950 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(wú)扭轉(zhuǎn)軋機(jī)的全連續(xù)式的小型軋機(jī)逐漸

4、增多，代表當(dāng)時(shí)先進(jìn)水平 的是由美國(guó)共和國(guó)( Republic 195S8) 年4月投產(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(pán)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(xiàn)無(wú)扭轉(zhuǎn)直線(xiàn)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(kāi)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

5、、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(cè)技術(shù)等這幾個(gè)方面迅猛發(fā)展。 1.1.2 工藝和設(shè)備特點(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(jiǎn)化；一座步進(jìn)式加熱爐與一套軋 機(jī)相配；軋線(xiàn)主軋機(jī)平 / 立交替布置；主線(xiàn)無(wú)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(xiàn)式軋機(jī)；軋線(xiàn)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(wú)張力扎制； 高效率的單面步進(jìn)式冷床； 不再需要在

6、線(xiàn)探傷和檢查設(shè)備； 在線(xiàn)矯直、在線(xiàn)飛剪、 定尺剪切均已成功運(yùn)用；并且使用了高速無(wú)扭轉(zhuǎn)線(xiàn)材精軋機(jī)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(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(guò)程

7、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)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(guò)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(guò)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(guò)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(chēng)重與入爐輥道I步 進(jìn) 梁式加熱爐I預(yù)留 除 鱗與無(wú)頭焊接 粗軋機(jī)組f切頭飛剪T中軋機(jī)

8、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(chēng)重。 棒材生產(chǎn)線(xiàn)經(jīng)過(guò)長(zhǎng)久的發(fā)展已經(jīng)有了其獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)，新棒材生產(chǎn)線(xiàn)在消化原 有小型生產(chǎn)線(xiàn)的基礎(chǔ)上， 克服了原有生產(chǎn)線(xiàn)的弊端， 具備了幵發(fā)類(lèi)似 A18mm大 規(guī)格產(chǎn)品的切分軋制以與小規(guī)格的多線(xiàn)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(wú)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(guó)民經(jīng)濟(jì)的各個(gè)部門(mén)。 具體來(lái)說(shuō)主要有： 復(fù)雜斷面型

9、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(chē)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、造紙機(jī)械零件等。 用于紡織工業(yè)上面的有各類(lèi)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(wú)線(xiàn)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(jiǎn)單斷面型鋼廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造如：軸類(lèi)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。 總之，型鋼用途廣泛，在國(guó)民經(jīng)濟(jì)中占有不

10、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(lái)選擇，另外一般選用高轉(zhuǎn)速，用減速器來(lái) 減速，而不采用成本較高的低速電動(dòng)機(jī)，其作用是給整個(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(lèi)型為：萬(wàn)向接軸和梅花接軸。 本設(shè)計(jì)采用萬(wàn)向接軸，原因：他允許接軸中心線(xiàn)與軋輥中心線(xiàn)（或齒輪中心 線(xiàn)）之間有較大的

11、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(méi)有潤(rùn)滑的條件下工作，很容 易磨損，所以選用萬(wàn)向接軸。下面簡(jiǎn)要介紹以下滑塊式萬(wàn)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(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(jiǎn)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(kāi)線(xiàn)齒形，具有很小的徑向間隙， 齒間的齒側(cè)間隙比較大。

12、（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(lái)確定。 ① 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22?44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 HB480?570。 ② 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)

13、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。 ③ 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(méi) 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

14、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(guò)程中，被軋制的金屬作用到軋輥上的全部軋制 力，通過(guò)軋輥軸承、軸承座、壓下螺絲以與螺母?jìng)鹘o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(kāi)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。 1.2.2 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(guò)軸承座安裝在軋機(jī)機(jī)架的窗口內(nèi)，上軋輥是通 過(guò)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(guò)壓下螺絲 和螺母?jìng)鹘o機(jī)架，

15、其下面通過(guò)軸承盒支在平衡裝置的四根頂桿上。 在軋制過(guò)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(wú)限冷 硬球墨鑄鐵軋輥。 3. 軋輥軸承采用滑動(dòng)軸承。型鋼軋機(jī)的軋輥大部分采用具有膠木襯瓦的開(kāi)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(jiǎn)單、造價(jià)低、維修簡(jiǎn) 便、但平衡力是變化的，主要應(yīng)用于中、小型型鋼和線(xiàn)材軋機(jī)上。 1.2.3

16、軋輥壓下系統(tǒng) 壓下機(jī)構(gòu)按照軋鋼機(jī)的類(lèi)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)做動(dòng)力，則成本會(huì)大大提高，而且會(huì)多增加用來(lái)減速的設(shè)備， 因而本設(shè)計(jì)采用液壓馬達(dá)來(lái)提供動(dòng)力，具體型號(hào)見(jiàn)本說(shuō)明書(shū) 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)

17、計(jì)。 3．本壓下裝置采用蝸桿傳動(dòng)來(lái)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 8~80 ，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 45~50HRC 。 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(lái)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(guò)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

18、力，因此要選用高強(qiáng)度的材料來(lái)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. 鑲有青銅滑板的方形尾部形狀。 （2）壓下螺絲的端部形狀選擇 常見(jiàn)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

19、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(jiàn)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)dg 2.1) 其中 軋輥輥頸直徑 d g =340mm 所以 0.58 340 197.2mm d=200mm 取壓下螺絲外徑 2.1.2 壓下螺絲螺距的確定

20、 由文獻(xiàn) [5] 的公式知螺距： t tan d tan1.7 (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=168.760mm 2.1.3 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

21、 根據(jù)文獻(xiàn) [5]中的經(jīng)驗(yàn)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 340mm 2.2.2 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 H H (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：

22、 11500kg ； 一個(gè)球面墊重量： 23.5kg; 一個(gè)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(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 t 18 arcta n arcta n 1.64 d 3.14 200 (3.2) 3 .螺紋上的摩擦角 arctan 2, 2為螺紋接

23、觸面的摩擦系數(shù)，一般取2=0.1 , 故摩擦角 =5 °0 ' [5] 4 .對(duì)滑動(dòng)軸承軸頸可取 ％=0.1?0.2 [5]。 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(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1.2~1.4倍，即 P1= (0.1~0.2 ) G [5] 所以，作用在一個(gè)螺絲上的力 R 0.2 11371332 22742.6N （3.3

24、） 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(lái)說(shuō)， [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] (3.4) (3.5) 0.16 0.1865 =0.2 22742.6 22742.6 tan(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' 2 544.96 1089.92N m 3.3 液壓馬達(dá)

25、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 n i ――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)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 “ Mn 108

26、9.92 400 …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-D0.0315F 4 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(guò)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)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(rùn)

27、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(kāi)線(xiàn)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， 但考慮到蝸輪和壓下螺母是一體的， 因而蝸輪選擇材料ZCuAI10Fe3 3 .蝸輪設(shè)計(jì)應(yīng)

28、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 P2 T2 9.55 10 門(mén)2 [3] 1 6 2.04 0.82 ,小 ‘ ._6 k - 9.55 106 - 9.55 10 1.04 10 N mm n1 i 400/26.5 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

29、——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(yè), 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 1.21 [3] (4.3) (3) 確定彈性影響系數(shù) Ze 根據(jù)選用的材料

30、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) 400 6 N 60 j n2 Lh 60 1 10000 9 106 [3] 26.5 (4.4) 據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，得到壽命系數(shù) 107 107 [3]

31、 Khn V n Vg 106 1.01 (4.5) 則許用接觸應(yīng)力 1 h Khn h 230 1.01 233MPa [3]  (4.6) (6)計(jì)算中心矩 | Ze Z 2 a 3kT2 Y [ h] 1 2 3 1.21 1.04 106 160_3.1 178.658mm V 233 取中心矩a=200mm ,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

32、 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： Pa m 6.3 3.14159 19.792mm 直徑系數(shù)： q=10mm 齒根圓直徑： * da1 d1 2hf1 d1 2 ha m c * * d1 2 ha m cm 63 2 1 6.3 0.25 6.3 47.25mm 齒頂圓直徑： df1 d1 2ha1 d1 2hj m 63 2 1 6.3 75.6mm 分度圓導(dǎo)程角： Z1 2 arctan arctan 11.3099 11 18

33、'36" q 10 蝸桿軸向齒厚： 1 1 a — m — 6.3 9.8960mm 2 2 (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 d2 200 63 333.9 x2 0.246 mm m 2m 6.3 2 6.3 蝸輪喉圓直徑： * da2 d2 2ha2 d2 2m ha x2 333.9 2 6.3 1 0.246 349.599mm 蝸輪分度圓直徑: d2 mZ2 6.3 53 333.900mm 蝸輪齒根圓直徑：df2 d2 2hf2 蝸輪齒寬:

34、蝸輪咽喉母圓半徑: 333.9 2 6.3 1 0.246 0.25 0.75da1 0.75 63 47.25mm rg2 知2 200 321.2mm 1 349.599 25.201mm 2 4.1.2 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 cos3 53 cos311.3099 56.21 [6] (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) Fa2 2.2 螺旋角系數(shù): 1 - 140 1 140 0.9192

35、 (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 FN 106 9 106 0.78 (4.9) 則可以得出蝸輪的許用彎曲應(yīng)力 [f] Kfn F ' 0.78 90 70.2MPa (4.10) 因此，其齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 1.535 ddm Fa2 1.53 1.21 1.04 106 2.2 0.9192 29.38MPa 63 333.9 6.3 (4.11) 所以，蝸輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度是滿(mǎn)足的。 精度等級(jí)公差和表面粗

36、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(lèi)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: 1 1000N1 1 1000 2.04 (4.12 ) 1 0.82 367.2 J s [3] 式中 N1 為液壓馬達(dá)功率；

37、 為蝸桿蝸輪傳動(dòng)效率。 2. 單位時(shí)間內(nèi)的散熱量： 2 d S t0 ta 17 357 400 10 6 3 t0 20 [3] (4.13 ) 式中 d 為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)， 可取 d 8.15~17.45W m2 c,當(dāng)周?chē)? 空氣流通良好時(shí)，取較大值。 S――內(nèi)表面能被潤(rùn)滑油所飛濺到，而外表面有可為周?chē)諝馑鋮s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)m2 to ――油的工作溫度，一般情況下限制在 60 ~ 70 C ,最高不應(yīng)高過(guò) 80

38、 C。 ta――周?chē)諝獾臏囟?，常溫情況下可取 20 C 3 .根據(jù)發(fā)熱量和散熱量相等即 2 = i的條件得出 S ta d S 367.2 17 357 400 10 20 56.34 C 80 C 所以蝸桿傳動(dòng)發(fā)熱量滿(mǎn)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(zhǎng)、徑比小于5 ,因此不必進(jìn)行縱向彎曲強(qiáng)度

39、（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)⑸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 750 6 125MPa  （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： 1 1 P - P軋制力 一2400 KN 1200 KN ； 2 2 d0 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 4P di 4 1200 1000 168.762 53.6MPa 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

40、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)⑸公式2-5）: 4P 2 2 Z d (d1 2 ) （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； =2mm P ――壓下螺母材料許用單位壓力；查參考文獻(xiàn) [2]， p L_h1 250 41.67MPa n 6 由以上數(shù)據(jù)，可得壓下螺母的擠壓強(qiáng)度： 4P z d2__(d__ry 4 1200 1000 12.5 2 2 200 186.5 2

41、2 18.26MPa 因?yàn)镻<[P],所以可知壓下螺母的擠壓強(qiáng)度滿(mǎn)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(guò)壓下螺母與機(jī)架上橫梁中的螺母孔的接觸面 傳給了機(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=341.4mm D1 ――壓下螺絲通過(guò)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]=60~80MPa 由以上數(shù)據(jù)可得

42、 4P D2 D12 4 1200 1000 341.42 2002 19.96 MPa<[p] 因此，壓下螺母和其接觸面的擠壓強(qiáng)度也滿(mǎn)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 1.04 106 333.9 6229.41(N) [3] 徑向力 Fr1 Fr2 Ft2tan 6229.41 tan20 2269.72 N [3] 切向力 F. 2T1 2T2 2 1.04 衛(wèi) 1519.38 ( N) d1 dd 1 63 26.5 0.82  式中 T1、T2 分別為蝸桿、蝸輪上的轉(zhuǎn)

43、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(jiàn)圖5.1 (a)。 5.3.2 蝸桿軸支點(diǎn)受力計(jì)算 Fv1 194.25 Fv2 194.25 1 .豎直方向 Fv1 由①、②兩式，計(jì)算得 Fv1=3279.89 (N) Fv2= -1010.17 (N) 2 .水平方向 FH1 FH1 l~H2 Ft1 194.25 FH2 194.25 由上面③、④兩式計(jì)算得 Fh1 =759.69 (N) Fh2 =759.69 (N) 各力方向和相互間尺寸見(jiàn)圖 5.1 (b )、 (d )。

44、 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 Mv1 Fv1 194.25 3279.89 194.25 637118.63N mm 水平方向 Mh1 Fh1 194.25 759.69 194.25 147569.78N mm v1 M H1 637118.632 147569.782 653985.47 N mm 2 .支點(diǎn)2對(duì)截面X處的力矩M 2 豎直方向 Mv2 Fv2 194.25 1010.17 194.25 196225.52N mm 水平方向 Mh2 Fh2 194.25 759.69 194.25 147569.78N

45、mm 2 2 M 2 M v2 M H2 196225.52* 2 147569.782 245522.49 N mm 各彎矩圖見(jiàn)圖5.1 (c)、(e)o 5.3.4 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 cax caX2 Tx] W皿 653985.472 0.6 95720.22 2 ~3~ 0.1 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 0.1d

46、3; Tx ——作用在蝸桿軸上的扭矩, 6 2 1.04 106 Tx=2T 1 = 95720.22N mm , 26.5 0.82 扭矩 Tx=2T , Tx 見(jiàn)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 o cax 2.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 cam T2 451982.242 0.6 47860.11 0.

47、1 503 36.23MPa 式中 M ca m ――為m截面處的彎矩， 194.25-60 134.25 Mcam Mcax 653985.47=451982.24 N mm 194.25 194.25 W m 為截面m處的抗彎截面系數(shù)， W m =0.1d m 3。 同樣，cam 1 ,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

48、截面相同，因此無(wú)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(wú)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(wú)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)： 3 3 3 W 0.1d 0.1 55 16637.5mm V截面抗扭截面系數(shù)： W 0.2d3 2W 2 16637.5 33275mm3 V截面所受彎矩： 31 5 M v M2 19907.23N mm 194

49、.25 2 V截面上扭矩： 2T=95720.22 N mm 19907.23 16637.5 1.2MPa V截面上的彎曲應(yīng)力: (5.5) V截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力: 95720.22 33275 2.88MPa (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, 1 175MPa, 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(xiàn)［3］附表 3-2查取。因?yàn)?0.036, 1.18，經(jīng)插值后，得 d 55 d 55 2.21, 2.07 又由參考文獻(xiàn)［3］附圖3-1可得

50、軸的材料的敏性系數(shù)： q 0.82,q 0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按下式計(jì)算得 k 1 q 1 1 0.82 2.21 1 1.99 (5.7) k 1 q 1 1 0.85 2.07 1 1.91 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) k 1 ’ 1 1.99 1 ,1 K 1 1 - 2.89 q 0.71

51、0.92 1 (5.9) lx k 1 “ 1 1.91 1 “ 1 c K 1 1 2.54 q 0.78 0.92 1 (5.10) (4)又由參考文獻(xiàn)［3］第24頁(yè)得到碳鋼的特性系數(shù): 0.1 ~ 0.2,取 0.1 0.05~0.1,取 0.05 (5)由上述數(shù)據(jù)計(jì)算安全系數(shù) Sea值 275 2.89 1.2 0.1 0 79.3 (5.11) 155 2.54 2.88 0.05 2.88 83.12 (5.12) Sca S S

52、.79.32 83.122 57.38 式中 [S] 所以， —安全系數(shù)值。取 [S]=1.5~1.8 V截面安全。 (b) (c) (d) (e) (f) (g) 鍵b Ft1 al Fhi MH1 |MH2 T Fhi FH2| | 皿1=甲? d/2 'Fri i P*—i Fv2 Mi /I Mam T |[ 1111 ll 111111 丨 l ll ll l 圖5.1蝸桿載荷分析圖 M2 2T

53、 3 .川’截面的校核 (1) 川’截面抗彎截面系數(shù): W 0.1d3 0.1 503 12500mm3 川’截面抗扭截面系數(shù): 0.2d3 2W 2 12500 25000mm3 川’截面所受彎矩: M2 50 194.25 2 31598.78N mm 川’截面上扭矩: 2T=95720.22 N mm m'截面上的彎曲應(yīng)力: 3^ 2.53MPa 12500 (5.5)

54、 m'截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力: 2T Wt 95720^ 3.83MPa 25000 (5.6) ⑵由軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查文獻(xiàn)［3］表15-1得, b 640MPa, 1 175MPa, 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(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): q 0.82,q 0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按下式計(jì)算得 k 1 q 1 1 0.82 2.34 1 2.1 (5.7) k

55、1 q 1 1 0.85 1.72 1 1.61 （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 1 1 ’ 1 2.1 1 ,1 2.96 1—— 1 - q 0.73 0.92 1 （5.9） 1 ’ 1 1.61 1 ,1 1.98 1—— 1 - q 0.85 0.92 1 0.92

56、 (5.10) ⑷又由參考文獻(xiàn)［3］第24 0.1 ~ 0.2,取 0.1 0.05~ 0.1,取 0.05 2.96 2.53 0.1 0 36.7 （5）由上述數(shù)據(jù)計(jì)算安全系數(shù) Sea值 275 (5.11 ) 155 1.98 3.83 0.05 3.83 19.94 (5.12) 36.7 19.94 ——17.52 S ..36.72 19.942 (5.13) 式中［S］——安全系數(shù)值 [S]=1.5?1.8 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

57、如下 最大扭應(yīng)力 max T' 9572022 n.62MPa Wt 0.2 353 (5.14 ) 式中 扭矩 T' =2T=95720.22 N mm 應(yīng)力幅和平均應(yīng)力相等，即 max a m 11.62 5.81MPa 2 (5.15) (2) 絕對(duì)尺寸影響系數(shù)由文獻(xiàn)［3］圖3-2 , 3-3得 0.8 0.88 (3) 表面質(zhì)量影響系數(shù)根據(jù)參考文獻(xiàn)［3］附表3-4 0.92 ⑷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,k 1.62 (5) W截面安全系數(shù)

58、 155 12.42 5.81 0.1 5.81 0.92 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(rùn)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(lèi)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(lái)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

59、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(shuō)明書(shū)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 6229.41N 1軸承徑向力 Fr1 Fh12 Fv12 . 2 2 759.69 3279.89 3366.72N 2軸承徑向力 Fr2 ;Fh22 Fv22 、 .759.692 1010.172 1263.95N  2 .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

60、.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=7670.31N Fae2=F d2=1440.9N 3 .求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 P1和P2 Fae1 7670.3 因?yàn)?e 1.14 Fr1 3366.72 （5.19 ） (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 1 X1

61、=0.35，Y 1=0.57 ; 軸承 2 X2=1，丫2=0 又因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)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=1.2?1.8,取 fp=1.5 。 則 動(dòng)量載荷P1和P2計(jì)算如下: P1 f p X 1Fr1 Y1F ae1 1.5 0.35 1263.95 0.57 7670.3 7221.68N (5.22) P2 fpX2Fr2 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 Lh 60n P2 106 60 400 3

62、 3 48 103 4 1.2 10 h 100000h 7221.68 (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(mǎn)足壽命要求。 軸承受力分析與力矩表示如下： Fr1 Fti Fae=Fa1 (a) Fdt 1 194.2 J 194.25^, r " 2 Fae=Fa1 ! (b) (c) Fr1 n □ Fr1H 圖5.2 軸承受力分析圖 Fr2H 5.5鍵的強(qiáng)度校核 鍵的選擇 鍵的選擇包括類(lèi)型選擇和尺寸選擇兩個(gè)方面。鍵的類(lèi)型

63、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(lái)選擇；鍵的尺寸則按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強(qiáng)度要求來(lái)取 定。導(dǎo)向平鍵是按輪轂的長(zhǎng)度與其滑動(dòng)距離而定。 平鍵由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，裝拆方便，對(duì)中性較好等優(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(zhǎng)度為63mm ； b :普通平鍵14 9，長(zhǎng)度為63mm ; c :導(dǎo)向平鍵14 9，長(zhǎng)度為125mm 其中，a,b分別見(jiàn)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

64、中 T 傳遞的扭矩，單位 N m i 1.04 106 26.5 0.82 4.79 10 k――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(zhǎng)度，單位是 mm，圓頭平鍵L=L-b，這里L(fēng)為鍵的公稱(chēng) 長(zhǎng)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(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]=100~120MPa (1 )根據(jù)公式(5.24 )計(jì)算鍵10 8強(qiáng)度如下 2 2T

65、 103 kld 2 2 4.79 104 4 63 35 21.6MPa 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 103 kid 2 4.79 104 7.47MPa 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=50~60MPa 根據(jù)本說(shuō)明書(shū)公式（5.25 ）驗(yàn)算導(dǎo)向平鍵14 9的強(qiáng)度如下 3 2T 10

66、 kid 4 2 4.79 10 4.5 125 45 3.7MPa 因此，該鍵也符合強(qiáng)度要求 4.5 63 45 6 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(rùn)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(zhuān)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 F F=1-R=1-0.99=0.01 （7.1）