1250hc軋機(jī)主傳動設(shè)計(jì)【畢業(yè)論文+cad圖紙全套】

1、<p>　　1250HC軋機(jī)主傳動設(shè)計(jì)</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本次設(shè)計(jì)為hc軋機(jī)主傳動結(jié)構(gòu)。軋鋼機(jī)主傳動系統(tǒng)主要由電機(jī)、齒輪座、聯(lián)軸器及機(jī)架組成。本次設(shè)計(jì)是對hc軋機(jī)進(jìn)行主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)，包括電動機(jī)、聯(lián)軸器及機(jī)架，通過計(jì)算軋制力能參數(shù)并進(jìn)行零件強(qiáng)度校核分析來完成設(shè)計(jì)內(nèi)容。使設(shè)計(jì)方案能夠達(dá)到使用要求，并且合理可行，

2、然后進(jìn)行軋制力能參數(shù)的計(jì)算，并根據(jù)算出的結(jié)果來選擇電動機(jī)并進(jìn)行校核、計(jì)算，同時(shí)對其中的主要零部件，如軋輥、連接軸、傳動軸、等進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，保證了使用的安全性與可靠性，最后對潤滑方式進(jìn)行了簡單分析，對經(jīng)濟(jì)性也進(jìn)行了分析?？紤]到造價(jià)問題，電動機(jī)選用造價(jià)低廉的高速交流電動機(jī)。在設(shè)計(jì)的過程中，我們要考慮到實(shí)用性、制造的難度、經(jīng)濟(jì)因素以及實(shí)際生產(chǎn)中所遇到的問題。齒輪機(jī)座：用于將轉(zhuǎn)矩傳遞給工作輥，設(shè)計(jì)采用兩個直徑相等的圓柱形人字齒輪在垂直面上排成一

3、排，被裝于密閉的箱體內(nèi)。聯(lián)軸器：將電機(jī)與齒輪座安全連接的連接軸。主聯(lián)軸器一般采用梅花接軸聯(lián)軸器。</p><p>　　關(guān)鍵詞：軋機(jī)；軋輥；主傳動系統(tǒng)；電動機(jī)；齒輪座</p><p>　　The Design Of The Main Driver Of 1250 HC Mill</p><p><b>　　Abstract</b></p&g

4、t;<p>　　This design to the hc mill main drive structure. Main drive system of steel rolling is mainly composed of motor,shaft coupling and frame. This design is carried out on the hc mill main drive system design,

5、 including motor.coupling and frame, through the calculation of rolling force can parameter and intensity analysis of the parts to complete the design content. So that the use of design to meet requirements and is reason

6、ably practicable. and then rolling force can be calculated parameters,and i</p><p>　　Keywords：rolling mill; roll;The Main Driver；Electric；Roller</p><p><b>　　目 錄</b></p><

7、;p><b>　　1. 緒論1</b></p><p>　　1.1選題背景和目的1</p><p>　　1.2國內(nèi)外發(fā)展情況1</p><p>　　1.3課題研究的主要內(nèi)容2</p><p>　　2. 總體方案設(shè)計(jì)4</p><p>　　2.1軋鋼機(jī)主傳動裝置的類型4</p

8、><p>　　2.1.1 單機(jī)座軋鋼機(jī)4</p><p>　　2.1.2 多機(jī)座軋鋼機(jī)主傳動類型4</p><p>　　2.2方案對比與選擇4</p><p>　　2.3各零部件類型選擇的確定5</p><p>　　2.3.1 電機(jī)5</p><p>　　2.3.2 齒輪座6</p

9、><p>　　2.3.3 聯(lián)軸器6</p><p>　　2.4軋輥軸承選擇6</p><p>　　3. 軋制力能參數(shù)的計(jì)算7</p><p>　　3.1軋制力的計(jì)算7</p><p>　　3.1.1 設(shè)計(jì)參數(shù)7</p><p>　　3.1.2 軋輥主要尺寸的選擇7</p>

10、<p>　　3.1.3 軋制力的計(jì)算8</p><p>　　3.2軋輥力矩的計(jì)算10</p><p>　　4. 主電機(jī)容量選擇14</p><p>　　4.1初選電機(jī)14</p><p>　　4.2主電機(jī)力矩15</p><p>　　4.3電機(jī)的校核16</p><p>　

11、　5. 軋輥計(jì)算及強(qiáng)度校核17</p><p>　　5.1工作輥強(qiáng)度校核18</p><p>　　5.2支承輥強(qiáng)度校核19</p><p>　　5.3工作輥與支承輥間的接觸應(yīng)力校核20</p><p>　　5.3.1校核最大正應(yīng)力20</p><p>　　5.3.2 校核軋輥內(nèi)最大切應(yīng)力21</p&g

12、t;<p>　　5.3.3校核軋輥內(nèi)最大反復(fù)切應(yīng)力22</p><p>　　6. 軋輥軸承的選擇23</p><p>　　6.1軸承選擇23</p><p>　　6.2壽命計(jì)算23</p><p>　　7. 齒輪座齒輪的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算25</p><p>　　7.1齒輪座齒輪的確定25<

13、/p><p>　　7.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)25</p><p>　　7.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)28</p><p>　　7.4 幾何尺寸計(jì)算30</p><p>　　8. 聯(lián)接軸的強(qiáng)度計(jì)算31</p><p>　　8.1 開口式扁頭的強(qiáng)度計(jì)算31</p><p>　　8.2 叉頭的強(qiáng)度計(jì)

14、算33</p><p>　　8.3 軸體強(qiáng)度計(jì)算33</p><p>　　8.4 萬向接軸的許用應(yīng)力34</p><p>　　9. 潤滑方式的選擇35</p><p>　　9.1 潤滑方式的類型35</p><p>　　9.2 軋機(jī)常用潤滑系統(tǒng)簡介35</p><p>　　9.3 各

15、部分潤滑方式的選擇37</p><p>　　10. 環(huán)保性及經(jīng)濟(jì)分析38</p><p>　　10.1 設(shè)備的環(huán)保分析38</p><p>　　10.2 設(shè)備可靠性分析38</p><p>　　10.3 設(shè)備經(jīng)濟(jì)性分析39</p><p>　　結(jié) 論錯誤!未定義書簽。</p><

16、p><b>　　致 謝41</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)42</b></p><p><b>　　1 . 緒論</b></p><p>　　1.1選題背景和目的</p><p>　　在現(xiàn)在飛速發(fā)展的社會里，鋼鐵已經(jīng)成為全球廣泛應(yīng)用所需要的主要材料。而

17、鋼鐵工業(yè)為了滿足當(dāng)今人們的廣大需要，目前所引用先進(jìn)的軋鋼機(jī)械和軋制技術(shù)，并不斷地創(chuàng)新和發(fā)展。對于冷軋機(jī)構(gòu)也有了相應(yīng)的變化，隨著冷軋機(jī)的發(fā)展，各種冷軋機(jī)都有優(yōu)缺點(diǎn)。而對于鋼鐵通常有軋制板帶材外形尺寸的質(zhì)量通常有兩大指標(biāo):一是厚度精度(厚度公差)，二是平直度(板形)。厚度精度即包括縱向厚度和橫向厚度。由于已廣泛應(yīng)用的液壓壓下和板厚自動控制(AGC)技術(shù)日趨完善，致使軋出的帶鋼縱向厚差越來越小，即縱向厚度精度越來越高，已能滿足用戶要求。相對來

18、說，橫向厚度精度和板形的影響因素更為復(fù)雜，理論尚不成熟。特別是近年來對薄而寬的帶材的需求量增加，用戶對橫向厚度精度和板形質(zhì)量的要求更嚴(yán)。因而解決橫向厚度精度及形板形的問題是冷軋生產(chǎn)中的一大難題。為了設(shè)計(jì)出能夠增強(qiáng)扳形控制能力的冷軋機(jī)來提高鋼鐵軋制效果，最終達(dá)到提高軋制生產(chǎn)效率的目的。通過對市場上現(xiàn)有的軋機(jī)進(jìn)行比較和分析，HC軋機(jī)就是為了能夠增強(qiáng)板型控制能力而研制的。</p><p>　　1.2國內(nèi)外發(fā)展情況<

19、;/p><p>　　HC軋機(jī)全名為日立中心凸度高度控制軋機(jī)(High Crowm Control Mill)。該機(jī)型是日立公司于1972 年研究開發(fā)的軋機(jī)，兩年后正式投入工業(yè)化應(yīng)用。由于它的中間輥可軸向移動，因此具有良好的板型控制能力。其主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是：在支撐輥和工作輥之間加入一對能夠沿著軋輥軸向相對移動的中間輥，通過中間輥的相對移動來改變軋制壓力在帶鋼方向上的分布，加上工作輥的正負(fù)彎輥?zhàn)饔?，對改善帶鋼板形起到了明顯

20、的效果。由于 HC下中間輥，可以消除普通四輥冷軋機(jī)無法克服的輥間有害接觸部分。與四輥軋機(jī)相比，該冷軋機(jī)既是一臺四輥軋機(jī)，又是一臺六輥 HC 軋機(jī)，具有以下優(yōu)點(diǎn)：(1)由于工作輥的輥徑較小，可增加道次壓下量。也就是說對軋制同一厚度的成品可增加來料厚度或減少軋制道次，節(jié)約了能源，提高了生產(chǎn)效率。(2)中間輥的軸向移動與工作輥的正負(fù)彎輥相配合，對各種不同軋制規(guī)格的熱軋鋼卷的實(shí)際板形可獲得最佳的軋制輥縫。提高了調(diào)節(jié)板型的能力，可獲得最佳扳形高質(zhì)

21、量帶材。（3）工作輥輥形采用圓柱形，不僅減少了軋輥的備用量，簡化了軋輥管理，而且也減少了軋輥的磨削量，節(jié)約了軋輥。更重要的是當(dāng)改變軋制計(jì)劃時(shí)不需要更換軋輥，節(jié)約</p><p>　　第一臺HC六輥軋機(jī)安裝在日本日立研究所，軋機(jī)尺寸為φ100/φ130/φ300 x 400毫米，這臺軋機(jī)試驗(yàn)成功后兩年，即1974年，日本新日鐵八惜廠改裝了一臺單機(jī)架可逆式HC六輥軋機(jī)，尺寸為φ400/φ530/φ1420 x 142

22、0毫米，用于冷軋?zhí)间?。以后，HC軋機(jī)的應(yīng)用范圍逐步擴(kuò)大到平整，冷連軋和熱連軋等領(lǐng)域，軋制品種由軋鋼擴(kuò)大到軋制有色金屬，成為近十年來發(fā)展最快，建立臺數(shù)最多的新型板帶軋機(jī)。至1983年統(tǒng)計(jì):已投產(chǎn)了各類HC軋機(jī)共73臺，1984年，尚有10臺正在制造、安裝中。它具有普通四輥冷軋機(jī)不能達(dá)到的性能和優(yōu)點(diǎn)，首先在日本得到廣泛使用，繼而受到全世界的矚目，它和氧氣轉(zhuǎn)爐煉鋼、精煉、連鑄并列為推動鋼鐵技術(shù)進(jìn)步的3大技術(shù)，除日本各大鋼鐵公司均已采用外，美國

23、、聯(lián)邦德國、加拿大、瑞典、巴西、墨西哥和南朝鮮等國也有引進(jìn)。其中德國比較重視鋼鐵工業(yè)的可持續(xù)發(fā)展，制定了一些標(biāo)準(zhǔn)和計(jì)劃。決定開發(fā)新鋼種新的制造設(shè)備提高勞動生產(chǎn)率和成材率。目前可以認(rèn)為，HC六輥軋機(jī)是板帶軋機(jī)改造和新建的主要新機(jī)型，版形自動控制，自由規(guī)程軋制，高精度，多參數(shù)在線綜合測試等，提高勞動生產(chǎn)率和成材率及連續(xù)化。同時(shí)回</p><p>　　而我國已經(jīng)擁有現(xiàn)代化四輥及六輥冷軋機(jī)108臺，其機(jī)組設(shè)備布置齊全，生

24、產(chǎn)能力可達(dá)到2100kt/a，二輥冷軋機(jī)約3020臺，生產(chǎn)力可達(dá)到450kt/a，總計(jì)冷軋板帶生產(chǎn)力可達(dá)2550kt/a，到2005年底，我國四輥軋機(jī)的生產(chǎn)能力為2120kt/a，二輥軋機(jī)為380kt/a生產(chǎn)能力，總計(jì)冷軋板帶生產(chǎn)能力為3500kt/a。同時(shí)，2006年我國建立冷軋廠生產(chǎn)線有2條，四輥及六輥單機(jī)架不可逆式冷軋機(jī)有13臺，可達(dá)到總生產(chǎn)力為1750kt/a 。我國已經(jīng)達(dá)到機(jī)組設(shè)備布置緊湊，總體功能齊全，機(jī)器自動化程度提高，軋

25、制速度加快，可實(shí)現(xiàn)上卸卷的自動化操作，是操作強(qiáng)度得到了降低，提高了成品率，很具有競爭力。機(jī)組國產(chǎn)化的程度也得到提高，對于設(shè)備的維修也更加方便。雖然和國外相比應(yīng)有一些差距，但軋制速度也得到了提高，單機(jī)產(chǎn)的最初7.5kt/a提高但現(xiàn)在的40kt/a。同時(shí)，國內(nèi)的設(shè)備維修也越來越經(jīng)濟(jì)，產(chǎn)品更具競爭力。</p><p>　　1.3課題研究的主要內(nèi)容</p><p>　　本課題的主要研究內(nèi)容是通過對

26、已知軋制參數(shù)的分析，對軋輥主要尺寸進(jìn)行確定，計(jì)算軋制力來確定軋制力矩，然后進(jìn)一步選擇主電機(jī)容量，設(shè)計(jì)軋輥并對軋輥的強(qiáng)度進(jìn)行校核，進(jìn)而對軋輥軸承的選擇，設(shè)計(jì)齒輪中齒輪的傳動與萬向連接軸的選擇設(shè)計(jì)，再對機(jī)架的設(shè)計(jì)以及校核，還有潤滑方法的選擇和經(jīng)濟(jì)分析。</p><p><b>　　2. 總體方案設(shè)計(jì)</b></p><p>　　2.1軋鋼機(jī)主傳動裝置的類型</p&g

27、t;<p>　　由于軋鋼機(jī)型式和工作制度不同，軋鋼機(jī)主傳動裝置也有不同的類型。</p><p>　　2.1.1單機(jī)座軋鋼機(jī)</p><p>　　有的軋鋼機(jī)是將電動機(jī)的運(yùn)動和力矩通過電動機(jī)聯(lián)結(jié)軸節(jié)、減速機(jī)、主聯(lián)軸節(jié)、齒輪座、聯(lián)結(jié)軸而傳給軋輥。還有的軋鋼機(jī)將電動機(jī)的運(yùn)動和力矩是通過主聯(lián)軸節(jié)和聯(lián)結(jié)軸而直接傳給軋輥，兩個軋輥由各自的電動機(jī)單獨(dú)驅(qū)動。還有一種將電動機(jī)的運(yùn)動和力矩是通過主

28、聯(lián)軸節(jié)、齒輪座、聯(lián)結(jié)軸而傳給軋輥。</p><p>　　2.1.2多機(jī)座軋鋼機(jī)主傳動類型</p><p>　　多機(jī)座軋機(jī)一般是不可逆式軋機(jī)，往往采用集體驅(qū)動，由一臺電動機(jī)通過減速機(jī)和齒輪座傳動若干架工作機(jī)座的軋輥。</p><p>　　2.2 方案對比與選擇 </p><p>　　圖2.1 總體傳動方案一</p><p&g

29、t;<b>　　. </b></p><p>　　圖2.2 總體傳動方案二</p><p>　　1----電動機(jī) 2---聯(lián)接軸 3----齒輪座 4---萬向接軸 5----軋輥</p><p>　　傳動方案一：方案一和方案二比較更能提高電動機(jī)的運(yùn)動，力矩都是通過齒輪座，聯(lián)結(jié)軸傳給軋輥的，齒輪座則可以平均分配轉(zhuǎn)矩，使兩輥的驅(qū)動

30、同步，既轉(zhuǎn)速相同，而方向相反，這樣就可以實(shí)現(xiàn)兩輥啟動、制動同步，這樣可以提高帶鋼表面的質(zhì)量。而且使用單電機(jī)啟動，所需的設(shè)備數(shù)量少、結(jié)構(gòu)緊湊，并且占地面積小，便于維修。</p><p>　　傳動方案二：兩個電機(jī)分別帶動兩個軋輥，提供的動力大，而兩個電機(jī)的容量需求小，但不能實(shí)現(xiàn)兩個軋輥同時(shí)驅(qū)動、啟停，而且傳動不太平穩(wěn)，導(dǎo)致軋件的表面質(zhì)量比較差，不能保證板型。而且使用雙電機(jī)啟動，所需設(shè)備數(shù)量比較多，成本高，結(jié)構(gòu)也不緊湊

31、，并且占地面積大，不方便維修。</p><p>　　綜上所述，選擇方案一。</p><p>　　2.3各零部件類型選擇的確定</p><p><b>　　2.3.1電機(jī)</b></p><p>　　本方案采用直流電動機(jī)。直流電動機(jī)優(yōu)點(diǎn)有：啟動力矩大，平穩(wěn)，電器特性好，操作方便，在一定范圍內(nèi)可以無級變速。在軋鋼機(jī)上，電動機(jī)

32、工作較為繁重，要求調(diào)速范圍也比較寬。軋件在軋制時(shí)，在低速咬入軋件后，再加速到軋制速度，要求電動機(jī)有較大過載能力。當(dāng)主傳動采用大型交流電動機(jī)時(shí)，需增設(shè)一套微調(diào)裝置以便于換輥，而且交流電機(jī)需要變頻調(diào)速造價(jià)高。直流電機(jī)調(diào)速方便，造價(jià)低。綜上所述選擇直流主電機(jī)。</p><p><b>　　2.3.2 齒輪座</b></p><p>　　當(dāng)工作機(jī)座的軋輥由一個電動機(jī)帶動是，一

33、般采用齒輪座將電動機(jī)或減速機(jī)傳來的運(yùn)動和力矩分配給兩個或三個軋輥。本方案選擇高立柱式齒輪座箱體，拆裝方便，箱體剛性和密封性好，不易漏油，工作穩(wěn)定性可靠。</p><p><b>　　2.3.3 聯(lián)軸器</b></p><p>　　軋鋼機(jī)齒輪座，減速器和電動機(jī)的運(yùn)動和力矩，都是通過聯(lián)軸器傳遞給軋輥的。在軋鋼機(jī)中常用的連接軸有萬向接軸、梅花接軸、聯(lián)合接軸和齒式接軸等。確定

34、連接軸類型主要根據(jù)軋輥調(diào)整量、聯(lián)軸允許傾角和傳遞扭矩等因素有關(guān)。萬向接軸的允許傾角較大傳遞扭矩也較大，梅花接軸和聯(lián)合接軸允許傾角較小一般用于軋輥調(diào)整量不大的軋機(jī)，齒式接軸傾角較小但在高速下運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠一般用于軋輥調(diào)整量不大速度較高的軋機(jī)。本次設(shè)計(jì)的hc軋機(jī)選用傾角比較大的滑塊式萬向接軸。</p><p>　　2.4 軋輥軸承選擇</p><p>　　熱帶鋼連軋機(jī)采用的軸承，主要有滾動軸承和

35、液體摩擦軸承。滾動軸承摩擦系數(shù)小、工作可靠、安裝拆卸方便，廣泛用于四輥軋機(jī)的工作輥上。本設(shè)計(jì)采用四列圓錐滾子軸承，因?yàn)檫@種軸承可承受軸向以不需采用推力軸承。為了便于換輥，軸承在軸頸上和軸承座內(nèi)均采用動配合(e8.f8)。由于配合較松，為防止對輥頸的磨損，要求輥頸硬度為HRC=32~36。同時(shí)應(yīng)保證配合表面經(jīng)常有潤滑油。</p><p>　　3. 軋制力能參數(shù)的計(jì)算</p><p>　　3.

36、1 軋制力的計(jì)算</p><p>　　3.1.1 設(shè)計(jì)參數(shù)</p><p>　　材質(zhì)：20A鋼；原料寬度B=1100mm；卷重：16t；軋制速度v=12m/s；</p><p>　　軋前厚度：；軋后厚度：；壓下量: △；</p><p>　　后張力：；前張力：。</p><p>　　3.1.2軋輥主要尺寸的選擇<

37、/p><p>　　1、工作輥及支承輥輥身長度選擇</p><p>　　L=bmax+a (3.1) </p><p>　　式中: L——輥身長度，mm；</p><p>　　bmax——所軋鋼板最大寬度，bmax=1100mm；&

38、lt;/p><p>　　a——視鋼板寬度而定，當(dāng)bmax=400~1200mm 時(shí)，a=100mm。</p><p>　　代入式(3.1)得L= 1200mm?？紤]到其他原料尺寸及工作輥和支承輥關(guān)系，工作輥輥身長度取 L1=1250mm。中間輥輥身長度取 L2=1300mm。支承輥輥身長度取L3=1200mm。</p><p>　　2、工作輥和中間輥以及支承輥參數(shù)選擇&

39、lt;/p><p>　　(1) HC軋機(jī)軋輥直徑的選取</p><p>　　減少工作輥直徑可采用大壓下量，但工作輥直徑過小，對大壓下量也有不利的一面，因此，存在著最佳工作輥直徑。HC軋機(jī)工作輥直接與軋件接觸，直徑影響帶鋼的扳形，通常工作輥直徑為：</p><p>　　D1=（0.2~0.3）B</p><p>　　式中：D1—工作輥直徑（mm）&

40、lt;/p><p><b>　　B—帶鋼寬度</b></p><p>　　選取D1=300mm。</p><p>　　中間輥（D2）直徑對帶鋼板影響較小，故其選擇范圍較寬。在選擇中間輥直徑時(shí)應(yīng)考慮使用后在當(dāng)工作輥用，故應(yīng)應(yīng)比工作輥直徑大些。所以選擇D2 =400mm。</p><p>　　支撐輥（D3）是承受軋制負(fù)荷，一般按

41、軋制負(fù)荷的要求選擇，也可以參考四輥軋機(jī)支撐輥的直徑選擇。</p><p>　　L/D3的選擇主要取決于工藝條件。當(dāng)軋件較厚時(shí)，由于要求要較大的工作輥直徑，故選較小的L/D3比值。</p><p>　　D3=1200/(0.8~1.8)=666.67~1500mm</p><p>　　選取D3=800mm。</p><p>　　對于六輥軋機(jī)，為

42、減少軋制力，盡量使工作輥直徑小些。但工作輥?zhàn)钚≈睆绞茌侇i和軸頭的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度和軋件咬人條件的限制。軋輥的工作直徑D1應(yīng)滿足：</p><p>　　D1≥ (3.2)</p><p>　　式中：α——最大咬入角，由文獻(xiàn)[1]可知最大咬入角α=3~5°；</p><p>　　h——壓下量，mm。</p&g

43、t;<p><b>　　代入式(3.2)得</b></p><p>　　D1≥(132.65~234.78)mm</p><p>　　可知工作輥直徑滿足咬入條件。</p><p>　　3、軋輥輥頸尺寸d的確定</p><p>　　使用滾動軸承時(shí)，由于軸承外較大，輥頸尺寸不能過大，一般選：</p>

44、<p>　　d=(0.5~0.55)D</p><p>　　=(0.5~0.55) ×300=150~165mm</p><p>　　=（0.55~0.55）×400=200~220mm</p><p>　　d 3=（0.75~0.8）×800=600~640mm</p><p>　　考慮軸頸和軸頭

45、的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度因素，取</p><p>　　=160mm，=200mm d 3=600mm。</p><p>　　3.1.3 軋制力的計(jì)算</p><p>　　冷軋鋼板采用斯通公式計(jì)算</p><p>　　Pm=(k—m *) （3.3）</p><p>　　式中：Pm——

46、 平均單位壓力，MPa；</p><p>　　m—— 考慮軋輥彈性壓扁接觸弧加長對單位壓力的影響系數(shù)； </p><p>　　k—— 金屬變形阻力，MPa；</p><p><b>　　—— 水平張應(yīng)力。</b></p><p>　　由文獻(xiàn)[1]可得計(jì)算 </p><p><b>　　(

47、3.4)</b></p><p><b>　　ε——壓下率</b></p><p><b>　　(3.5)</b></p><p>　　所以由文獻(xiàn)[1，圖2-12a]可知：</p><p><b>　　所以</b></p><p><b

48、>　　(3.6)</b></p><p><b>　　求壓力增加系數(shù)：</b></p><p><b>　　(3.8)</b></p><p>　　C——常數(shù)，對于鋼軋輥： (3.9)</p><p>　　軋制前后軋件的平均高度：

49、 (3.10)</p><p>　　接觸弧水平投影長度：l = (3.11)</p><p>　　由文獻(xiàn)[1，表2—4]取摩擦系數(shù) </p><p>　　所以： (3.12)</p><p><b>　　(3.13)</

50、b></p><p>　　查文獻(xiàn)[1，圖2—25]得：</p><p><b>　　所以：</b></p><p>　　考慮軋輥彈性壓扁后的接觸弧長度</p><p><b>　　(3.14)</b></p><p>　　所以軋制力 (3.16)<

51、;/p><p>　　3.2 軋輥力矩的計(jì)算</p><p>　　1、六輥軋機(jī)軋制工作輥受力分析</p><p>　　工作輥驅(qū)動六輥軋機(jī)軋輥受力見圖3.1，由文獻(xiàn)[1]得計(jì)算軋制力公式如下</p><p>　　MK=MZ+MR+Mf1 (3.17)</p><

52、;p>　　MZ=P·a (3.18)</p><p>　　MR=R·c (3.19)</p><p>　　Mf1=F·ρ1 (3.20)</

53、p><p>　　圖3.1 工作輥傳動六輥軋機(jī)軋輥受力圖</p><p>　　式中 MK——驅(qū)動一個工作輥力距，N·m； </p><p>　　MZ——軋輥上的軋制力矩，N·m；</p><p>　　Mf1——軋輥軸承處摩擦力矩，N·m；</p><p>　　MR——支承輥對

54、工作輥的反力對工作輥的力矩，N·m；</p><p>　　P——軋制力，kN；</p><p>　　a——軋制力力臂，mm；</p><p>　　R——支承輥對工作輥的反力，kN；</p><p>　　c——反力R對工作輥的力臂，mm；</p><p>　　F——工作輥軸承處反力， kN；</p>

55、;<p>　　ρ1、ρ2——工作輥和中間輥軋輥軸承處摩擦圓半徑。 </p><p>　　ρ1=μ，ρ2=μ。 (3.21)</p><p>　　式中 d1、d2——工作輥和支承輥軸頸直徑mm；</p><p>　　μ——軋輥軸承摩擦系數(shù)，由文獻(xiàn)[1]知μ=0.00

56、4；</p><p>　　代入式(3.21)數(shù)據(jù)得 </p><p>　　ρ1=0.6 mm，ρ2=0.8mm。</p><p><b>　　2、力臂計(jì)算</b></p><p><b>　　(1) 計(jì)算a</b></p><p><b>　　由文獻(xiàn)[1]可知

57、</b></p><p><b>　　(3.22)</b></p><p><b>　　(3.23)</b></p><p>　　當(dāng)時(shí)： (3.24)</p><p>　　式中 ——前后張力對軋制力作用點(diǎn)及前后張力大小有關(guān)；</p><p&g

58、t;　　——工作輥與中間輥連心線與垂直線夾角；</p><p>　　e——工作輥軸線相對于支承輥軸線偏移距一般e=5~10mm，取e=5mm；</p><p><b>　?。?）計(jì)算c</b></p><p><b>　　由文獻(xiàn)[1]可知</b></p><p><b>　　(3.25)&

59、lt;/b></p><p>　　c=mcosγ+ (3.26)</p><p>　　γ=arcsin (3.27)</p><p>　　式中：γ— 軋輥連心線與反力R的夾角；</p><p>　　M—R力在工作輥與支承輥接觸處偏離一滾動摩擦力臂

60、的距離，m=0.1~0.3mm；取m=0..3mm；</p><p>　　代入式(3.32~3.24)數(shù)據(jù)得</p><p>　　γ=，θ=，c=1.125mm。</p><p>　　(3) 計(jì)算各道次軋制力矩</p><p><b>　　由文獻(xiàn)[1]可知</b></p><p><b>

61、;　　(3.28)</b></p><p><b>　　(3.29)</b></p><p>　　MK∑= (3.30)</p><p>　　式中： MK∑——驅(qū)動兩個工作輥總傳動力矩。</p><p>　　4. 主電機(jī)容量選擇

62、</p><p><b>　　4.1 初選電機(jī)</b></p><p><b>　　由文獻(xiàn)[1]可知：</b></p><p><b>　　(4.1)</b></p><p>　　式中：——工作輥轉(zhuǎn)數(shù) r/min；</p><p><b>　

63、　(4.2)</b></p><p><b>　　——軋制速度；</b></p><p><b>　　——總傳動效率</b></p><p><b>　　電機(jī)額定力矩：</b></p><p>　　Mer=9550 (

64、4.3)</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——最大軋制功率，kW；</p><p>　　Mer——初選電機(jī)額定靜力矩，kN·m；</p><p>　　Ner——初選電機(jī)功率，kW；</p><p>　　ner——初選電機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min。</p>

65、;<p>　　由文獻(xiàn)[2]知 ；；</p><p>　　主電機(jī)到軋輥之間的傳動效率: (4.4)</p><p><b>　　代入式(4.1) </b></p><p>　　初選電機(jī)功率Ner=2200kW，選電機(jī)型號90L，電機(jī)轉(zhuǎn)速ner=760r/min。</p><p>　　代入式(4.3)數(shù)據(jù)得：

66、</p><p>　　Mer=27644.74 N·m</p><p><b>　　4.2 主電機(jī)力矩</b></p><p>　　主電機(jī)上的力矩由四部分組即</p><p><b>　　(4.4)</b></p><p>　　式中：MD——主電機(jī)力矩，kN

67、3;m；</p><p>　　MZ——軋輥上的軋制力矩，kN·m；</p><p>　　Mf——附加摩擦力矩，即軋制時(shí)由于軋制力作用于軋輥軸承、傳動機(jī)構(gòu)及其它轉(zhuǎn)動件中的摩擦而產(chǎn)生的附加力矩，kN·m；</p><p>　　Mkon——空轉(zhuǎn)力矩，即當(dāng)軋機(jī)空轉(zhuǎn)時(shí)，由于各轉(zhuǎn)動件的重量產(chǎn)生的摩擦力矩及其他阻力距，kN·m；</p>

68、<p>　　Mdon——動力矩，軋輥運(yùn)轉(zhuǎn)速度不均勻時(shí)，各部件或減速所引起的慣性力所產(chǎn)生的力矩，kN·m；</p><p>　　Mf2——各轉(zhuǎn)動零件推算到主電機(jī)軸上的附加力矩，kN·m；</p><p>　　i——電動極和軋輥之間的傳動比，此設(shè)計(jì)方案電機(jī)直接驅(qū)動軋輥，i=1；</p><p>　　1、計(jì)算空轉(zhuǎn)力矩Mkon</p&g

69、t;<p>　　Mkon=（0.03~0.06）Mer=0.05 Mer (4.5)</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)得</b></p><p>　　Mkon =1382.28N·m</p><p>

70、;　　2、計(jì)算摩擦力矩Mf、靜力矩Mj</p><p><b>　　由文獻(xiàn)[1]可知：</b></p><p>　　Mf= (4.6)</p><p>　　Mf2= (4.7)</p><p>　　代入式（4.6）得：</p

71、><p><b>　　(4.8)</b></p><p>　　式中：Mj——推算到電動機(jī)軸上的總靜力矩，N·m。</p><p>　　平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)動力矩，所以</p><p><b>　　4.3 電機(jī)的校核</b></p><p>　　根據(jù)以上計(jì)算選定電機(jī)</p&g

72、t;<p>　　型號90L，功率2200kW，轉(zhuǎn)速760r/min。</p><p><b>　　由文獻(xiàn)[1] </b></p><p>　　Mer= (4.9)</p><p>　　式中 Mmax——靜負(fù)荷圖上的最大力矩，N·m；</p>&l

73、t;p>　　K——電動機(jī)過載系數(shù)，由文獻(xiàn)[1]知不可逆電動機(jī)K =1.5~2.0。</p><p>　　Mmax=MD=46145.91 N·m</p><p>　　代入式(4.9)數(shù)據(jù)得</p><p>　　K=1.67<1.5~2.0，滿足設(shè)計(jì)要求。</p><p>　　5. 軋輥計(jì)算及強(qiáng)度校核</p>

74、<p>　　總的來說，軋輥的破壞決定于各種應(yīng)力（其中包括彎曲應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力、接觸應(yīng)力，由于分布不均或交替變化引起的溫度應(yīng)力以及軋輥制造過程中形成的殘余應(yīng)力等）的綜合影響。具體來說，軋輥的破壞可能由下列三方面原因造成：（1）軋輥的形狀設(shè)計(jì)不合理或設(shè)計(jì)強(qiáng)度不夠。（2）軋輥的材質(zhì)、熱處理或加工工藝不合要求。（3）軋輥在生產(chǎn)過程中使用不合理。由此可見，為防止軋輥破壞，應(yīng)從設(shè)計(jì)、制造和使用等諸方面去努力。在設(shè)計(jì)時(shí)，通常要按工藝給定的軋

75、制負(fù)荷和軋制參數(shù)對軋輥進(jìn)行強(qiáng)度校核。由于影響強(qiáng)度的各種因素（如溫度應(yīng)力、殘余應(yīng)力、沖擊載荷等）很難準(zhǔn)確計(jì)算，為此，設(shè)計(jì)時(shí)對軋輥的彎曲和扭轉(zhuǎn)一般不進(jìn)行疲勞校核，而是將這些因素的影響納入軋輥的安全系數(shù)中（為了保護(hù)軋機(jī)其它重要部件，軋輥的安全系數(shù)是軋機(jī)各部件中最小的）。</p><p>　　六輥軋機(jī)支承輥的抗彎系數(shù)較工作輥大得多，在軋制時(shí)的彎曲力矩決大部分由支承輥承擔(dān)。在計(jì)算支承輥時(shí)，通常按承受全部軋制力的情況考慮。此

76、設(shè)計(jì)六輥軋機(jī)由工作輥傳動，工作輥只受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。中間輥?zhàn)鳛閭鬟f力的作用，同時(shí)受到上面工作輥的作用力和下面支撐輥給的力，兩種力相互抵消。支承輥剛性幾乎承受全部彎曲應(yīng)力，工作輥與支承輥之間存在接觸應(yīng)力。</p><p>　　5.1 工作輥強(qiáng)度校核</p><p>　　工作輥材料選50CrMnMo,，對工作只校核扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，工作輥的扭矩圖見圖5.1</p><p>　　圖5

77、.1 工作輥扭矩圖</p><p>　　考慮到軋制其他鋼種和其他軋制規(guī)格，取驅(qū)動一個輥?zhàn)畲罅豈K=26.23kN·m</p><p><b>　　由文獻(xiàn)[6]可知</b></p><p><b>　　(5.1)</b></p><p>　　式中:——軋輥扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa；</p&

78、gt;<p>　　——矩形截面桿扭轉(zhuǎn)系數(shù)；</p><p>　　h、b——矩形截面桿高、寬，mm。</p><p>　　傳動端截面近似為矩形b=0.9d1 =144mm，h=3/4b=108mm。</p><p>　　代入式(5.1)得 </p><p><b>　　=93.7MPa。</b&

79、gt;</p><p>　　由文獻(xiàn)[1]可知，取安全系數(shù)。</p><p>　　所以可，知工作輥強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　5.2 支承輥強(qiáng)度校核</p><p>　　支承輥材料選合金鍛鋼查文獻(xiàn)[1]可以知支承輥強(qiáng)度極限=700~750MPa，許用應(yīng)力Rb =140~150MPa。支承輥的彎矩圖見圖5.2，在輥頸的1-1斷面和2-2斷

80、面處應(yīng)力集中，兩斷面的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足強(qiáng)度條件，斷面3-3處彎距最大應(yīng)校核3-3處彎曲應(yīng)力。</p><p>　　圖5.2 支承輥的彎矩圖</p><p>　　1-1斷面和2-2斷面強(qiáng)度校核</p><p><b>　　由文獻(xiàn)[1]</b></p><p><b>　　(5.2)</b></p

81、><p><b>　　(5.3)</b></p><p>　　式中 、——1-1和2-2斷面處的彎曲應(yīng)力，MPa；</p><p>　　c1 、c2——1-1和2-2斷面至反力P/2處的距離，mm；</p><p>　　c1=/2 (5.4)<

82、;/p><p>　　c2= (5.5)</p><p>　　d1-1、d2-2——1-1和2-2斷面直徑，d1-1=mm；</p><p>　　d2-2= d1-1+2r (5.6)</p><p>　　其中

83、，r為1-1斷面處過渡圓角半徑，r=50mm。</p><p>　　考慮到軋制其他的規(guī)格取最大軋制力P=20MN，代入式(5.2~5.6)得</p><p>　　d2-2=700mm c1=300mm c2=350mm</p><p>　　=55.85MPa < Rb =41.04MPa< Rb</p><p&

84、gt;　　可知斷面1-1和2-2滿足強(qiáng)度條件。</p><p>　　校核斷面3-3處彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　由文獻(xiàn)[1]</b></p><p><b>　　(5.7)</b></p><p>　　式中 ——3-3斷面處彎曲應(yīng)力，MPa。</p><p>

85、　　代入式(5.7)數(shù)據(jù)得： =125.67MPa< Rb</p><p>　　可知3-3斷面滿足強(qiáng)度條件。</p><p>　　5.3 工作輥與支承輥間的接觸應(yīng)力校核</p><p>　　六輥軋機(jī)支承輥和工作輥之間承載時(shí)有很大的接觸應(yīng)力，在軋輥設(shè)計(jì)及使用時(shí)應(yīng)進(jìn)行校核計(jì)算。</p><p>　　5.3.1校核最大正應(yīng)力</p>

86、;<p>　　由文獻(xiàn)[1]得公式：</p><p>　　= (5.8)</p><p>　　b= (5.9)</p><p>　　式中：——最大正應(yīng)力，MPa；</p><p>　　b——接觸區(qū)寬度，mm；<

87、;/p><p>　　q——加在接觸表面單位長度上的負(fù)荷，N/mm</p><p>　　q= (5.10)</p><p>　　其中，P、PG為軋制力和支承輥重量，支承輥重量由平衡系統(tǒng)承擔(dān)可以忽略取P=Pmax=10MN；</p><p>　　K1、K2——與軋輥材料有關(guān)的系數(shù)；&

88、lt;/p><p>　　K1=，K2= (5.11)</p><p>　　其中，、及E1、E2為兩軋輥材料的泊松比和彈性模數(shù)。由文獻(xiàn)[3]得</p><p>　　==0.3 E1=173Gpa E2=206Gpa</p><p>　　代入式(5.8~5.11)數(shù)據(jù)得</p>

89、<p>　　q=7692.31N/mm，K1=1.67×10-6MPa-1 ，</p><p>　　K2=1.41×10-6MPa-1，=1677MPa</p><p>　　本軋機(jī)支承輥輥面硬度HS=40~60，由文獻(xiàn)[1]知許用接觸應(yīng)力[]=2000~2200MPa。</p><p><b>　　<[]</b

90、></p><p>　　可知滿足接觸強(qiáng)度要求。</p><p>　　5.3.2 校核軋輥內(nèi)最大切應(yīng)力</p><p>　　為保證軋輥不產(chǎn)生疲勞破壞應(yīng)滿足</p><p>　　=0.304≤[] (5.12)</p><p>　　式中: ——軋輥內(nèi)最大切應(yīng)力，MPa；&l

91、t;/p><p>　　[]——軋輥許用切應(yīng)力，MPa。</p><p>　　代入式(5.12)數(shù)據(jù)得=509.81MPa，由文獻(xiàn)[1]知[]=641~670MPa，可知</p><p><b>　　≤[]</b></p><p>　　軋輥內(nèi)最大切應(yīng)力滿足強(qiáng)度條件。</p><p>　　5.3.3校核軋

92、輥內(nèi)最大反復(fù)切應(yīng)力</p><p>　　=0.256≤[] (5.13)</p><p>　　式中：——軋輥內(nèi)最大反復(fù)切應(yīng)力，MPa。</p><p>　　代入式(5.13)數(shù)得=429.31 MPa，可知</p><p><b>　　≤[]</b></p>&l

93、t;p>　　軋輥內(nèi)最大反復(fù)切應(yīng)力滿足強(qiáng)度條件。</p><p>　　6. 軋輥軸承的選擇</p><p><b>　　6.1軸承選擇</b></p><p>　　本次設(shè)計(jì)的HC軋機(jī)選用四列圓錐滾子軸承，因?yàn)檫@種軸承即可承受徑向力，有可承受軸向力，所以不需要采用推力軸承。為了便于換輥，軸承在軸徑上和軸承座內(nèi)均采用動配合。由于配合較松，為了防

94、止對輥頸的磨損，要求輥頸硬度為HRC32~36。同時(shí)應(yīng)保證配合表面經(jīng)常有潤滑油。為此，在軸承內(nèi)圈內(nèi)孔有一螺旋槽，內(nèi)圈端面還有徑向溝槽。查文獻(xiàn)[3]選382040型。</p><p><b>　　6.2 壽命計(jì)算</b></p><p><b>　?。?.1）</b></p><p><b>　　式中：</b

95、></p><p>　　——以小時(shí)計(jì)的軸承額定壽命，；</p><p><b>　　——軸承的轉(zhuǎn)數(shù)，；</b></p><p>　　——額定動負(fù)荷，，其值由軸承樣本查得，選；</p><p>　　——壽命指數(shù)，對于球軸承，對于滾動軸承，?。?lt;/p><p><b>　　——當(dāng)量動負(fù)

96、荷，。</b></p><p>　　當(dāng)量動負(fù)荷由下公式求得：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　式中：X——徑向系數(shù)，根據(jù)之比值，由軸承樣本查得；</p><p>　　Y——軸向系數(shù)，由軸承樣本查得；</p><p>　　——軸承徑向載荷；N；<

97、/p><p>　　——軸承軸向負(fù)荷，N；</p><p>　　——負(fù)荷系數(shù)，由于工作中的振動、沖擊和軸承負(fù)荷下均等許多因素的影響，軸承實(shí)際負(fù)荷要比計(jì)算負(fù)荷大，根據(jù)冷軋機(jī)的工作情況。</p><p>　　——溫度系數(shù)，軋輥軸承一般只能在溫度以下工作，所以</p><p>　　查文獻(xiàn)[3]表7-5-28知</p><p>&l

98、t;b>　　查文獻(xiàn)[1]知</b></p><p><b>　　因?yàn)?</b></p><p>　　所以查文獻(xiàn)[2]表13-5得 ，；</p><p>　　代入公式（6.2）得：</p><p>　　代入公式（6.1）得：</p><p>　　7. 齒輪座齒輪的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算&l

99、t;/p><p>　　7.1 齒輪座齒輪的確定</p><p>　　按以上的傳動方案，選用人字齒輪傳動</p><p>　　本次設(shè)計(jì)的HC軋機(jī)轉(zhuǎn)速不高，選用級精度的人字齒輪(GB 10095——88)。</p><p>　　材料選為（調(diào)質(zhì)），并進(jìn)行齒面淬火?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟(jì)性，人字齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪

100、和大齒輪均調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)[2,表10-1]得齒面硬度HBS=217-255平均硬度硬度分別小齒輪為280HBS,大齒輪為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取</p><p><b>　　選螺旋角。</b></p><p>　　7.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><

101、;p><b>　　計(jì)算公式為：</b></p><p>　　（7.1） 確定式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)據(jù)</p><p><b>　?、?試選載荷系數(shù)。</b></p><p>　?、?由之前計(jì)算知，傳遞轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　?。?.2）</b></p>&l

102、t;p>　　⑶.由文獻(xiàn)[2]表10-7取齒寬系數(shù)：。</p><p>　?、?由文獻(xiàn)[2，表10-6]材料的彈性影響系數(shù)。</p><p>　　由文獻(xiàn)[2,圖10-21d]按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。</p><p>　　查得材料的彈性影響系數(shù)。</p><p>　　⑹.計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：</p

103、><p>　?、?由文獻(xiàn)[2，圖10-23]，取接觸疲勞壽命系數(shù): </p><p>　　⑻.計(jì)算許用接觸應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。 </p><p><b>　　由：</b></p><p>　　得： </p><p><b>　　故：<

104、/b></p><p>　　7）查文獻(xiàn)[2，圖10-30]選取區(qū)域系數(shù):</p><p><b>　　。</b></p><p>　　8）查文獻(xiàn)[2, 圖10-26]查得</p><p><b>　　，，</b></p><p><b>　　則:</b&

105、gt;</p><p><b>　　2.計(jì)算</b></p><p>　?、?試算人字齒輪的分度圓直徑,由式得:</p><p><b>　?、?計(jì)算圓周速度</b></p><p>　?、?計(jì)算齒寬b及模數(shù)</p><p><b>　?、?計(jì)算縱向重合度</

106、b></p><p><b>　?、?計(jì)算載荷系數(shù) </b></p><p>　　根據(jù)使用系數(shù)KA=1, v=14.91 m/s,7精度</p><p>　　由文獻(xiàn)[2，圖10-8] 查得動載系數(shù)</p><p><b>　?。?lt;/b></p><p>　　根據(jù)文獻(xiàn)[2

107、，表10-4]查得使用系數(shù)</p><p>　　由文獻(xiàn)[2，圖10-13]查得:</p><p>　　由文獻(xiàn)[2, 表10-3]查得系數(shù):</p><p><b>　　故載荷系數(shù): </b></p><p>　?、?按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 </p><p><b>　?、?計(jì)算模數(shù)

108、</b></p><p>　　圓整后取mn=17mm。</p><p>　　7.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p><b>　　計(jì)算公式為：</b></p><p><b>　　1.確定各參數(shù)</b></p><p>　　1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p

109、><p>　　(1)根據(jù)縱向重合度，從文獻(xiàn)[2,圖10-28]中查得螺旋角影響系數(shù)</p><p>　　(2)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)：</p><p>　　(3)查文獻(xiàn)[2，圖10-20c]得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;</p><p>　　(4)查文獻(xiàn)[2,圖10-18]取彎曲疲勞壽命系數(shù)</p><p>　

110、　(5)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得</p><p>　　(6)計(jì)算載荷系數(shù)K</p><p><b>　　。</b></p><p><b>　　(7)查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　查文獻(xiàn)[2,表10-5]得:。&l

111、t;/p><p>　　(8)查取應(yīng)力校正系數(shù)</p><p><b>　　查表得:</b></p><p>　　(9)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大.</b></p><p><b>　　2）設(shè)計(jì)計(jì)算</b></

112、p><p><b>　　取m=12mm</b></p><p>　　對比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)12.05mm，并接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)&l

113、t;/p><p><b>　　大齒輪齒數(shù)：，取.</b></p><p>　　這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi).</p><p>　　7.4 幾何尺寸計(jì)算</p><p><b>　?。?）計(jì)算中心距：</b></p><

114、;p>　　將中心距圓整為856mm。</p><p><b>　?。?）修正螺旋角：</b></p><p>　　值改變不多，故參數(shù)等不必修正。</p><p><b>　　（3）分度圓直徑：</b></p><p><b>　　（4）齒輪寬度：</b></p>

115、;<p><b>　　圓整后取：，。</b></p><p>　　8. 聯(lián)接軸的強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　　由之前的敘述得知，本次設(shè)計(jì)的選用傾角比較大的滑塊式萬向接軸，因?yàn)榭紤]到軸向上的移動比較方便，選用開式鉸鏈。在開式鉸鏈中，插頭端的開口尺寸應(yīng)該稍稍大于月牙形滑塊寬度。兩塊月牙型滑塊和小方軸是一起被從叉頭中軸向取出或裝入的，扁頭也是軸向裝拆?；瑝K式萬

116、向接軸材料，一般選用強(qiáng)度不小于的鍛鋼，、、等結(jié)構(gòu)鋼。</p><p>　　8.1開口式扁頭的強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　　滑塊式萬向接軸強(qiáng)度計(jì)算一般有兩種方法，其中一種是通過實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)以此為基礎(chǔ)的經(jīng)驗(yàn)公式的計(jì)算方法。這種計(jì)算方法更為方便，也更能突出萬向接軸的特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用。</p><p>　　叉頭直徑 </p><

117、p>　　叉頭鏜孔直徑 </p><p>　　扁頭厚度 </p><p>　　扁頭長度 </p><p><b>　　故?。?</b></p><p><b>　　取D=1100mm</b></p&g

118、t;<p>　　在合力的作用下，斷面承受彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，計(jì)算應(yīng)力可按照以下的經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　式中：——扁頭的總長度；</p><p>　　——扁頭的一個分支的寬度。</p><p><b>　　（8.2）</b>

119、;</p><p>　　圖8.1 開口式扁頭受力簡圖</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　式中 ——合力對斷面的力臂；</p><p>　　——萬向節(jié)軸鉸鏈中心至斷面的距離。</p><p><b>　　查圖紙，得</b></p>

120、<p><b>　　，，</b></p><p><b>　　代入式，得</b></p><p>　　查文獻(xiàn)[2,表7-3]因?yàn)?，故?lt;/p><p><b>　　將各數(shù)據(jù)代入，得：</b></p><p>　　萬向接軸得許用應(yīng)力為：</p><

121、;p><b>　?。?.4）</b></p><p>　　式中: ——萬向接軸材料的許用應(yīng)力，通常；</p><p>　　——安全系數(shù)，，取。</p><p><b>　　代入，得：</b></p><p>　　可見，所以扁頭的強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　8.

122、2 叉頭的強(qiáng)度計(jì)算</p><p><b>　?。?.5）</b></p><p>　　式中：d——叉頭的鏜孔直徑；</p><p><b>　　——叉頭外徑；</b></p><p>　　——接軸傳遞的扭矩；</p><p>　　——考慮接軸傾角的影響系數(shù)，其值可按照下述式

123、子確定</p><p><b>　?。?.4）</b></p><p><b>　　取，解得</b></p><p>　　一般采用比值，此時(shí)，計(jì)算應(yīng)力為</p><p><b>　　（8.5）</b></p><p>　　可見，所以叉頭的強(qiáng)度符合要求。&

124、lt;/p><p>　　8.3 軸體強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　　根據(jù)萬向接軸傾斜角的大小，軸體扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可分別按以下經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：</p><p><b>　　當(dāng)時(shí)：</b></p><p>　　8.4 萬向接軸的許用應(yīng)力</p><p>　　萬向接軸由于徑向尺寸受限制，傳遞的扭轉(zhuǎn)力矩又較大，計(jì)算應(yīng)力

125、往往很大，其安全系數(shù)往往只能達(dá)到5.</p><p>　　確定安全系數(shù)后，萬向接軸的許用彎應(yīng)力為</p><p>　　式中：—— 材料的抗拉強(qiáng)度，MPa;</p><p>　　—— 安全系數(shù)，最小安全系數(shù)不應(yīng)小于5</p><p><b>　　所以：</b></p><p><b>　　

126、.</b></p><p>　　因?yàn)檩S體強(qiáng)度，所以滿足強(qiáng)度校核。</p><p>　　9. 潤滑方式的選擇</p><p>　　機(jī)械零件之間的運(yùn)動摩擦是導(dǎo)致零件磨損、發(fā)熱、功率損耗且損壞機(jī)械設(shè)備的主要原因。加工再完美的機(jī)械，如果解決不了零件間的運(yùn)動摩擦的磨損，就無法保證機(jī)械的使用壽命而損毀。所以我們要解決摩擦磨損的辦法就是采用潤滑。潤滑可讓零件間的摩擦損

127、耗很大程度的降低，潤滑是機(jī)械設(shè)計(jì)中的重要組成部分。</p><p>　　潤滑的本質(zhì)就是在兩個相對運(yùn)動間的表面加入摩擦因數(shù)很小的潤滑劑，是兩個表面隔離而不直接接觸，以減小磨損和降低摩擦因數(shù)。</p><p>　　9.1 潤滑方式的類型</p><p>　　潤滑是人們用來控制摩擦、降低磨損，以達(dá)到延長使用壽命的措施。其主要作用是降低摩擦系數(shù)、減少磨損、降低溫度、防止腐蝕

128、、保護(hù)金屬表面、清潔沖洗和密封。</p><p>　　1.潤滑的方式有兩種：油潤滑和脂潤滑。</p><p>　　油潤滑：當(dāng)軸承附近的機(jī)械零件已經(jīng)使用了油潤滑或者需要靠潤滑油散熱時(shí)，軸承應(yīng)采用油潤滑。在軸承處于重載荷或高轉(zhuǎn)速，或有外部熱量傳入時(shí)，可能會有散熱要求。采用微量潤滑法，例如滴油潤滑，油霧潤滑或油氣潤滑，可保證攪油損失和軸承磨擦都很小。當(dāng)使用空氣做載體時(shí)，可直接供油并使氣流有助于密