某科技大學(xué)機械設(shè)計制造說明書

1、1引言 1.1 軋機的發(fā)展 軋機是實現(xiàn)金屬軋制過程的設(shè)備。泛指完成軋材生產(chǎn)全過程的裝備，包括有主要設(shè) 備、輔助設(shè)備、起重運輸設(shè)備和附屬設(shè)備等。但一般所說的軋機往往僅指主要設(shè)備。據(jù) 說在14世紀歐洲就有軋機，但有記載的是 1480年意大利人 達芬奇(Leonardo da Vinci)設(shè)計出軋機的草圖。1553年法國人布律列爾(Brulier)軋制出金和銀板材， 用以制造錢幣。此后在西班牙、比利時和英國相繼出現(xiàn)軋機。英國于 1766年有了串行 式小型軋機，19世紀中中期，第一臺可逆式板材軋機在英國投產(chǎn)，并軋出了船用鐵板。 1848年德國發(fā)明了萬能式軋機，1853年美國開始用三輥式的型材軋機，并用

2、蒸汽機傳 動的升降臺實現(xiàn)機械化。接著美國出現(xiàn)了勞特式軋機。1859年建造了第一臺連軋機。 萬能式型材軋機是在1872年出現(xiàn)的；20世紀,隨著冶金工業(yè)的發(fā)展，已出現(xiàn)多種類型 的軋機，其中有用兩架三輥粗軋機和五架四輥稿軋機組成的半連續(xù)式帶鋼軋機。 現(xiàn)代軋機發(fā)展的趨向是連續(xù)化、自動化、專業(yè)、，產(chǎn)品質(zhì)量高、消耗低。60年代以 來軋機在設(shè)計，研究和制造方面取得了很大的進展，使帶材冷熱軋機、厚板軋機、高速 線材軋機、H型材軋機和連軋管機組等性能更加完善，并出現(xiàn)了軋制速度高達每秒鐘115 米的線材軋機、全連續(xù)式帶材冷軋機、5500毫米寬厚板軋機和連續(xù)式H型鋼軋機等一 系列先進設(shè)備。軋機用的原料單重增大，液壓

3、 AGC板形控制、電子計算機程序控制及 測試手段越來越完善，軋制品種不斷擴大。一些適用于連續(xù)鑄軋、控制軋制等新軋制方 法，以及適應(yīng)新的產(chǎn)品質(zhì)量要求和提高經(jīng)濟效益的各種特殊結(jié)構(gòu)的軋機都在發(fā)展中。 1.2 軋機的主要設(shè)備 由軋輥、軋輥軸承、軋機機架、軋機軌座、軋輥調(diào)整裝置、上軋輥平衡裝置、傳動 裝置、附屬設(shè)備等組成。 1.3 多輥軋機的用途 (1) 軋制高強度的金屬和合金薄帶材。用四輥軋機冷軋高強度薄帶材，不但不經(jīng)濟， 而且在許多情況下的技術(shù)上還不可能達到。 為了減小變形抗力，采用中間退火(或淬火) 及減小到壓下量得方法是不經(jīng)濟的，并且不可能軋到很薄得成品厚度，而采用減小工作 輥直徑的方法，即采用

4、多輥軋機則是合適的。 (2) 軋制極薄帶材。軋機的最小可軋制厚度受工作直徑的限制，往往軋輥的彈性壓扁 值可以同帶材的厚度相比擬，當(dāng)工作輥本身的彈性壓扁值大于軋件厚度時，就妨礙其繼 續(xù)壓下。 軋輥的彈性壓扁，在單位壓力相同時，與軋輥直徑相比。當(dāng)軋輥材質(zhì)一定時，要減 少軋輥的彈性壓扁值，就必須減少輥徑。為了經(jīng)濟而實行的軋制薄帶和極薄帶材，必須 采用直徑盡可能小的工作輥。 在四輥軋機上采用小直徑工作輥不能保證它們再軋制方向上的穩(wěn)定性和補償用小 棍徑而降低的橫向剛度。塔形輥系的多輥軋機很好地解決了使用小直徑工作輥的技術(shù)問 題。 (3) 軋制高精度帶材。 1.4 多輥軋機的發(fā)展和優(yōu)點 多輥軋機以其工作輥

5、直徑小，軋機剛度打的特點而不斷發(fā)展和完善。 最初出現(xiàn)的多輥軋機為六輥軋機。但是由于軋輥數(shù)量少，工作輥未作傳動輥，并且 在結(jié)構(gòu)上受到兩個支撐輥間隙的限制， 工作輥徑的減小受到限制，因而使用較少。此后, 在六輥軋機的基礎(chǔ)上產(chǎn)生了十二輥， 二十輥，三十輥，三十二輥，三十六輥等多輥軋機。 輥軋機與傳統(tǒng)軋機的優(yōu)勢： 當(dāng)前，一般規(guī)格的普碳冷板在市場上已經(jīng)非常普遍，效益也變得十分微小。而薄規(guī)格化 板材已成發(fā)展趨勢，這方面的需求在加大，效益還比較樂觀。最初的四、六輥可逆式軋 機軋制軋輥粗大，軋制精度不高，很難軋制薄規(guī)格產(chǎn)品；而且由于工作輥、支承輥、牌 坊都是很龐大，造成運行成本高，很難在日益激烈的市場競爭中取

6、得優(yōu)勢。多輥機由于 工作輥徑小，其可軋性在軋薄規(guī)格及難變形鋼材產(chǎn)品方面明顯優(yōu)于4-6輥機而且節(jié)能效 果顯著。此前很長時間，多輥機主要用于軋制不銹鋼、硅鋼等難于變形的合金鋼，用于 軋制普碳鋼也僅僅是近幾年才開始的，經(jīng)過實踐其優(yōu)勢十分明顯。 與傳統(tǒng)的四輥軋機相比，多輥軋機有以下的優(yōu)點： (1) 工作輥整個輥身以支承輥作媒介支承在牌坊上，軋輥寬度方向承受的彎曲很小， 從而能夠使用小直徑的工作輥。 (2) 由于軋機的剛度提高，并使用了高硬度軋輥，因而能生產(chǎn)出高精度的產(chǎn)品，其精 度與四輥機相比可提高四倍。 (3) 新型的二十輥機可將2.75mm的原料一個軋程軋到0.180.23，3.0mm的原料一 個軋

7、程軋到0.20.25，同時對多種合金鋼品種均能適應(yīng)。 (4) 工作輥直徑減小，可以實現(xiàn)軋薄，普通1250四輥軋機最薄可軋到0.25mm而用 二十輥軋機可以軋到0.08mm (5) 由于軋輥直徑小，導(dǎo)致變形區(qū)接觸面積減小,從而使總軋制力減小。二十輥軋機 的軋制力(在軋制條件相同時)約為四輥軋機的25%由于軋制力的減小使軋制力矩減小， 從而可節(jié)約電能3040%呵 (6) 在多輥機上實際強化壓下，使軋制道次減少，并有可能減少軋程，從而提高了生 產(chǎn)效率和成材率，降低成本。 (7) 由于多輥軋機采用大力軋制，帶鋼的平直度、板型顯著提高。 (8) 軋機的體積減小，重量減輕，相對降低了設(shè)備投資費用。 (9)

8、 多輥軋機常用備件(如軋輥、軸承等)均比四輥機小得多，因此可以大大減低成 本。 2總體方案的設(shè)計 2.1 技術(shù)參數(shù)要求 (1) 被加工工件直徑3 10mm 最大工件長度50mm (3) 工件材料GCr15 軋制功率11kW (5) 整機使用時間250000h 2.2 方案設(shè)計 2.2.1 固定輥的設(shè)計 (1) 軋輥座 軋輥軸座分開鑄造，用螺栓緊固以便于安裝和更換，同時軋輥采用裝配式軋輥。車L 輥軸承均采用滾動軸承，因為滾動軸承維護方便且摩擦系數(shù)較低。軸承圈采用雙螺母鎖 緊，軸兩端螺母應(yīng)采用不同的旋向。 (2) 角度調(diào)整機構(gòu) 角度調(diào)整機構(gòu)由安裝在軋輥軸座兩端的螺母和螺桿構(gòu)成，為了消除軋輥軸座和移

9、動 輥座之間的間隙，在每個調(diào)解機構(gòu)的上方安裝有軋輥軸座鎖緊機構(gòu)。調(diào)節(jié)軋輥工作傾角 時，先調(diào)節(jié)鎖緊螺桿。 2.2.2 傳動方案的確定 (1) 為了降低成本、減輕重量、設(shè)計上的簡單，我們應(yīng)該使用簡單的機構(gòu)和簡短的運 動鏈，如果基本機構(gòu)不能完成機械的運動，可以適當(dāng)進行組合。而為了是機械有較高的 工作效率，我們對傳動效率較大的主運動鏈的選擇需要讓其具有較高的機械效率，其它 傳動效率較小的輔助運動鏈可以放在次要地位 。 (2) 多級減速器各級傳動比的分配，直接影響減速器的承載能力，和使用壽命，還會 影響其體積、重量和潤滑。傳動比一般按以下原則分配：使各級傳動承載能力大致相等； 使減速器的尺寸與質(zhì)量較?。?/p>

10、使各級齒輪圓周速度較小；采用油浴潤滑時，使各級齒輪 副的大齒輪浸油深度相差較小。 低速級大齒輪直接影響減速器的尺寸和重量，減小低速級傳動比，即減小了低速級 大齒輪及包容它的機體的尺寸和重量。增大高速級的傳動比，即增大高速級大齒輪的尺 寸，減小了與低速級大齒輪的尺寸差，有利于各級齒輪同時油浴潤滑；同時高速級小齒 輪尺寸減小后，降低了高速級及后面各級齒輪的圓周速度，有利于降低噪聲和振動，提 高傳動的平穩(wěn)性。故在滿足強度的條件下，末級傳動比小較合理。 減速器的承載能力和壽命，取決于最弱一級齒輪的強度。僅滿足于強度能通得過， 而不追求各級大致等強度常常會造成承載能力和使用壽命的很大浪費。通用減速器為減

11、 少齒輪的數(shù)量，單級和多級中同中心距同傳動比的齒輪一般取相同參數(shù)。當(dāng)設(shè)置較密時, 較易實現(xiàn)各級等強度分配；設(shè)置較疏時，難以全部實現(xiàn)等強度。按等強度設(shè)計比不按等 強度設(shè)計的通用減速器約半數(shù)產(chǎn)品的承載能力可提高10%-20% 圖1 1 電動機2 皮帶輪 3 行星齒輪 4 皮帶5減速器 6 軋機的輥 2.2.3 機架的選擇 軋鋼機機架是軋機的重要部件，軋輥、軋輥軸承、以及軋輥調(diào)整裝置都安裝在機架上。 機架再軋制過程中承受巨大的軋制力必須有足夠的強度和剛度。 (1) 閉式機架 它是一個整體框架，一般通過上下連接梁將左右兩片機架聯(lián)結(jié)在一起，并通過 軌座將其安裝在地基基礎(chǔ)上。 特點：強度、剛度大、整體性強

12、；但只能從其側(cè)邊換輥。 閉式機架 (2) 開式機架 它的每片機架均由機架本體與上蓋兩部分組成，其兩部分聯(lián)結(jié)方式有多種：螺 栓、立銷、套環(huán)、橫銷、斜楔等5種。以最后一種斜楔聯(lián)結(jié)性能最佳因而應(yīng)用最廣。 開式機架剛度較差，但換輥方便：可卸下聯(lián)結(jié)斜楔打開機架蓋從上面吊出或裝入。 本設(shè)計是對棒材的壓軋，棒材直徑不大，因此壓軋力不是很大，在保證產(chǎn)品質(zhì)量的 情況下結(jié)構(gòu)越簡單越好，所以說選取開式機架就可以。 2.2.4 電機的選擇 通常我們采用三相異步電動機，三相異步電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速低于旋轉(zhuǎn)磁場的轉(zhuǎn)速， 轉(zhuǎn)子繞組因與磁場間存在著相對運動而感生電動勢和電流，并與磁場相互作用產(chǎn)生電磁 轉(zhuǎn)矩，實現(xiàn)能量變換。與單相異

13、步電動機相比，三相異步電動機運行性能好，并可節(jié)省 各種材料。按轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的不同，三相異步電動機可分為籠式和繞線式兩種?；\式轉(zhuǎn)子的 異步電動機結(jié)構(gòu)簡單、運行可靠、重量輕、價格便宜，得到了廣泛的應(yīng)用，其主要缺點 是調(diào)速困難。繞線式三相異步電動機的轉(zhuǎn)子和定子一樣也設(shè)置了三相繞組并通過滑環(huán)、 電刷與外部變阻器連接。調(diào)節(jié)變阻器電阻可以改善電動機的起動性能和調(diào)節(jié)電動機的轉(zhuǎn) 速。 3機械裝置設(shè)計 3.1 V帶設(shè)計 3.1.1 V 帶設(shè)計的注意事項 (1) V 帶一般都是無端環(huán)帶，為了方便安裝，應(yīng)調(diào)整軸間距和預(yù)緊力，而對于沒有緊 輪的傳動，其中一根軸的軸承位置能沿帶長方向移動； (2) 傳動結(jié)構(gòu)應(yīng)便于V帶的安裝

14、和更換； (3) 水平和接近水平的帶傳動，應(yīng)該使帶的松邊在上，緊邊在下，可增大小帶輪的包 角； (4) 多根V帶傳動時，應(yīng)避免各V帶的載荷分布不均，對同一帶輪上V帶的長度配組, 而更換時必須全部帶同時更換； (5) 使用緊輪傳動的V帶，會增加帶的曲撓次數(shù)，縮短壽命； (6) 在傳動裝置中，倆帶輪對應(yīng)的輪槽中心平面的平面度應(yīng)該小于0.002倍的軸間距, 帶輪軸線的平行度應(yīng)小于0.006倍的軸間距； (7) 普通V帶和窄V帶不能混用于通一個傳動裝置。 3.1.2 V 帶設(shè)計的過程 1) 確定計算功率PCa 工作情況系數(shù) K=1.2，貝U pca=KAP=1.2X1 仁13.2 (kW 2) 選擇V

15、帶的型號 根據(jù)計算功率Ra和小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1460r/min，所以選用B型帶。 3) 確定帶輪基準直徑dd，驗算帶速 (1) 選取小帶輪基準直徑dd1=125mm (2) 驗算帶速v v= n ddini/60000=9.93(m/s) v在5m/s-25m/s圍,所以帶速合適. (3) 計算大帶輪基準直徑 dd2=m/n 2ddi=3XI25=375(mm)選取 355mm. 從動輪的實際轉(zhuǎn)速為 n 2= d di/ d d2hi(1 )=503.8(r/min) 轉(zhuǎn)速誤差為 (n 2 n 2) / n 2 X00%=-3.52% 轉(zhuǎn)速誤差不超過土 5%所以合適。 4) 確定中心距a,選擇

16、帶的基準長度Ld 0.7 (dd1+ d d2) aoW 2 (dd1+ d d2) 0.7 (125+355) mr a。450+n (125+355) /2+(125 355) /4 450 =1683 (mr)i 選取帶的基準長度為Ld=1600mm 計算實際中心距 a ao+ (Ld Ldo) /2=450+ (16001683) /2=409 (mrh 計算中心距a的變動圍是406m478mm 6) 計算小帶輪上的包角a i a 1 1800( dd2 ddi)X57.30/a =1800( 355 125)X57.3/409 0 0 =147.77 120 故包角合適。 7) 確定

17、V帶的根數(shù) z Pea/ (R+A P0)KaKL 用插法得 P0=2.20Kw, P=0.46kW , Ka=0.91 , Kl=0.92，貝U z Pea/ (P0+A P0)KaKL=13.2/(2.20+0.46)0.91 0.92 =5.93 取z=6根. 8）確定帶的初拉力F0 F0=500 Pea(2.5/ K a-1)/zv+qv 取 q=0.18,則 F0=500 Pea/zv(2.5/ K a-1)+qv =500 3.2 2.5/0.91-1)/6.93+0.18 9.932 =211.30(N) 9）計算壓軸力Fq Fq=2z F 0sin a 1/2 =26211.3

18、0 Sin 147.77 /2 =2436(N) 3.2.輸入軸及其齒輪的設(shè)計 3.2.1 齒輪設(shè)計 輪緣上有齒能連續(xù)嚙合傳遞運動和動力的機械元件。齒輪是能互相嚙合的有齒的機 械零件，齒輪在傳動中的應(yīng)用很早就出現(xiàn)了。 19世紀末，展成切齒法的原理及利用此原 理切齒的專用機床與刀具的相繼出現(xiàn)，隨著生產(chǎn)的發(fā)展，齒輪運轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性受到重視。 1) 選擇齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù) (1) 選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2) 運輸機是一般工作機器，速度不高，選用 8級精度。 (3) 材料選擇：一般減速器對傳動尺寸沒有特殊限制，可采用軟吃面?zhèn)鲃?。選擇大、 小齒材料均為(調(diào)質(zhì))45號鋼，打齒輪齒面平均強度為2

19、10HBS小齒輪齒面平均強 度為250HBS兩者材料硬度差為40HBS 選小齒輪齒數(shù)z1=32，大齒輪齒數(shù)z2 =65。 (5)計算齒數(shù)比 u= z2/ 乙=65/ 32 2.031 按照齒面接觸強度設(shè)計，進行試算為 d1t 2.32經(jīng)？丄（互）2 V d 2 H7 2) 確定公式的各計算數(shù)值 (1) 選載荷系數(shù)Kt = 1.3 ; (2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm=1460r/min,額定功率Pd=11kW 傳到一軸上的功率為 Pi=Pdn =110.96=10.56KW, ni=nm/i。=1460/2=730 r /min 則T, 95.5 105p 95.5 105

20、10.56 730 13.81 104 通過表 圓柱齒輪的齒寬系數(shù) d選取齒寬系數(shù)為 d=0.9 ; 通過彈性影響系數(shù)ZES得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8.MPa ； 通過齒輪的接觸疲勞強度極限 由齒面硬度中間值 52HRC查得大、小齒輪得接 觸疲勞強度極限為S Hlm1 = S Hlim2 = 1170MPa (6)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 10 N=60 n1jLh=60 730X1 250000=1.095X0 109 N 2=N 1 /u= 1.095 X0 /2=5.475 X0 通過接觸疲勞壽命系數(shù) 查得接觸疲勞壽命系數(shù)為KHN1=0.88, K HN 2 =0.90 ； (8)

21、計算疲勞許用應(yīng)力 認為失效概率為1%安全系數(shù)S=1，得 KHN1 Iim1 S 0.88 1170 1030(MPa) K HN 2 Iim2 S 0.90 1170 1053(MPa) 3) 計算 (1)計算小齒輪分度圓直徑比取中較小的值 dit 2.323 KT u 1 2 Ze 2.32 3 1.5 13.81 104 / 1 2 189.8 1030 50.90(mm) (2)計算圓周速度v 60 1000 50.90 730 60000 1.94 吹 (3) 計算齒寬b b= dd1t=1 50.90=50.90(mm) (4) 計算齒寬和齒高之比b/h 模數(shù) m=dz1=50.90

22、/32=1.59(mm) 齒高 h=2.25m=2.25 X1.59=3.578(mm) b/h=50.90/3.578=14.22 (5) 計算載荷系數(shù) 因為v = 1.94m/s , 8級精度，通過動載系數(shù)圖查得動載系數(shù)KV = 1.12 ;直齒輪， 若Ft/b 100N/mm通過表 齒間載荷分配系數(shù) 查得心匸KFa=1.1 ;使用系數(shù)1; 通過表 接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)KH的簡化計算公式 查得Kh二 1.43 ;又通過 Kf 查得 Kf = 1.37 ;(由 b/h = 9.6 , Kh = 1.43 ) 載荷系數(shù) K = KAKKKh =1X 1.12 X 1.1 X 1.

23、431 夕2 (6) 按載荷系數(shù)校正分度圓直徑，得 (7) 計算模數(shù)m m=d1/z 仁53.27/32=1.66, 取模數(shù)=2 322齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度設(shè)計為 mm 1) 確定公式各數(shù)值 (1) 通過齒輪的彎曲疲勞強度極限 查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限為(7 FE1 FE2= 680MPa (2) 通過彎曲疲勞壽命系數(shù) 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 = 0.88 ; Kfn2 = 0.9 ； (3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 選取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 (4) 計算載荷系數(shù)K K=K KKaSIX 1.12 X 1.1 X 1.371 於9 (5) 齒形系數(shù) 通過表 齒形系數(shù)

24、及應(yīng)力校正系數(shù) 查得Ysai=1.58 , Ysa2=1.76 Fl 2KTYFaiYsa1 32 dm n 2 1.69 13.81 104 2.65 1.58 1 23 322 227.28(MPa) Fl 2KT1YFa2Y5a2 F132 dm zi 223.74(MPa) 2 1.69 13.81 104 2.226 1.764 1 23 322 所以疲勞強度足夠; 計算幾何尺寸 1)計算分度圓直徑 Z1m= 32 2 = 64mm d2= z2m= 65 2= 130mm 2) 計算中心距 a=( d1 + d2) /2 =( 64+130) /2 = 97mm 3) 計算齒輪寬度

25、 b= dd1 = 1 64= 64mm B1= 70mm 3.2.3 輸入軸的設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是確定軸的合理外形和全部結(jié)構(gòu)尺寸，為軸設(shè)計的重要步驟。它由軸 上安裝零件類型、尺寸及其位置、零件的固定方式，載荷的性質(zhì)、方向、大小及分布情 況，軸承的類型與尺寸，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝及運輸，對軸的變形等因素 有關(guān)。設(shè)計者可根據(jù)軸的具體要求進行設(shè)計，必要時可做幾個方案進行比較，以便選出 最佳設(shè)計方案，以下是一般軸結(jié)構(gòu)設(shè)計原則：1、節(jié)約材料，減輕重量，盡量采用等強 度外形尺寸或大的截面系數(shù)的截面形狀；2、易于軸上零件精確定位、穩(wěn)固、裝配、拆 卸和調(diào)整；3、采用各種減少應(yīng)力集中和提高強度的結(jié)構(gòu)

26、措施；4、便于加工制造和保 證精度。 估算軸的最小直徑。取軸的材料為 45號鋼，調(diào)制處理。取C=112得 取 dmin =38mm 324輸入軸的校核 如圖為軸的簡化受力圖: 圖4 軸受力簡圖 已知，F(xiàn)q=2436N Li=110mm L2=115mm L3=38mm 3.2. 5作用在齒輪上的力 輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 Ti=9550000R/n 1 =9550000X10.56 F86.67 207220(N -mm) 那么齒輪上的圓周力 徑向力 軸向力 Ft=2Ti/ d i =2 2072204 =6476(N) =6476 =2380(N) r= Fttan a n/cos B an 20p

27、os8 =Fttan B 3.2.6 =6476 an 80=910(N) 計算支撐力Fhv1、 FhV、 FnV2、 FhV2 Fq+ F t = F Hv+ F HV2 FhV1 心+ F HV2 -L1+L2+L3)= Ft -L1+L2) 通過以上兩式，計算Fhvi=5853N, Fhv=3095N Fnv+ F NV2= F r FnV1 L1+ F NV2 - D+L2+L3)+ Fa D/2= Fr - D+L?) 通過以上兩式，計算Fnv2=820N, Fhv=1575N 3.2.7 校核軸的強度 =0.6 , 校核時，一般只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。取 則

28、軸的計算應(yīng)力為: ca Jm,2t 1362682 2 0.6 207220 0.1 503 15.2(MPa) 而之前選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得i 60MPa。因此ca 1，所以 安全。 328 鍵的校核 鍵主要用作軸和軸上零件之間的周向固定以傳遞扭矩，有些鍵還可實現(xiàn)軸上 零件的軸向固定或軸向移動。如減速器中齒輪與軸的聯(lián)結(jié) (1) 選擇鍵連接類型 因為齒輪工作時要求較高，故選 A型普通平鍵。 確定尺寸查表選擇鍵尺寸b=10mm,h=8mm鍵長40mm (3) 校核鍵連接的強度 因為鍵和軸的材料均為鋼，輪轂材料為鑄鐵，查表得許用擠壓應(yīng)力p =50Mpa 60Mpa 取 p =60

29、Mpa。 鍵的工作長度l=L-b=30-10=30 ( mm，擠壓面高度k=h/2=4 ( mrh ,轉(zhuǎn)矩 T=145800(Nmm)則 故安全。 2T dkl 亠四 54(MPa) 45 4 30 3.2.9 軸承介紹 軸承是當(dāng)代機械設(shè)備中一種舉足輕重的零部件，它的主要功能是支撐旋轉(zhuǎn)軸 或其它運動體，引導(dǎo)轉(zhuǎn)動或移動運動并承受由軸或軸上零件傳遞而來的載荷。按 運動元件摩擦性質(zhì)的不同，軸承可分為滾動軸承和滑動軸承兩類。究其作用來講 應(yīng)該是支撐，即字面解釋用來承軸的，但這只是其作用的一部分，支撐其實質(zhì)就 是能夠承擔(dān)徑向載荷。也可以理解為它是用來固定軸的。就是固定軸使其只能實 現(xiàn)轉(zhuǎn)動，而控制其軸向和

30、徑向的移動 電機沒有軸承的后果就是根本不能工作 因為軸可能向任何方向運動，而電機工作時要求軸只能作轉(zhuǎn)動。從理論上來講不 可能實現(xiàn)傳動的作用，不僅如此，軸承還會影響傳動，為了降低這個影響在高速 軸的軸承上必須實現(xiàn)良好的潤滑，有的軸承本身已經(jīng)有潤滑，叫做預(yù)潤滑軸承， 而大多數(shù)的軸承必須有潤滑油，負載在高速運轉(zhuǎn)時，由于摩擦不僅會增加能耗，更 可怕的是很容易損壞軸承。把滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦的說法是片面的，因為有 種叫滑動軸承的東西。 軸承的校核 因為軸承同時承受周向和徑向載荷作用，根據(jù)軸徑，選擇深溝球軸承，型號為 6210 型。 軸承受力簡圖如下： 軸承受力簡圖 已知，F(xiàn)=5853 N, F2=82

31、0N Fa=910（ N） 確定C、e、丫值 由手冊查得 6210 軸承 G、e、丫值，G=35kN, e=0.26，Y=1.713 計算軸承部軸向力 軸承1部軸向力 Fsi= Fn/2Y=5853吃 T.7仁1711.6(N),方向向右 軸承2部軸向力 Fs2= F/2Y=820吃 T71=239.5(N)，方向向左 軸承所受軸向載荷Fac 由圖可知，F(xiàn)s2與Fa方向相同，其和為 Fs2+Fa=239.5+910=1149.5( N)e，F(xiàn)a2/ F r2=1.409 e,取 X=0.56, Y=1.71，有中 等沖擊時，取fp=1.6。 軸承1當(dāng)量動載荷 P1= f p (X Fr1 +Y

32、 Fa1)=1.6 X 1.56 5853+1.71 X711.6) =19647 ( N) 軸承2當(dāng)量動載荷 P2= f p (X Fr2+Y Fa2)=1.6 X (1.56 X20+1.71 X149.5) =5195 (N) 軸承的動載荷取P、P中較大者 (4) 計算軸承實際壽命 查表取溫度系數(shù)ft=1.0，球軸承壽命系數(shù) (2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 電動機的額定功率 Pd=11KVy滿載轉(zhuǎn)速nn=1460r/min, 則傳到 V軸上的功率 Pi=Fdn 1 n 2n 3=11 0.96 0.99 X).97=10.14(KW)，n2=nm/i o/i 1=1460 /3/2.03=

33、239(r /min) 4 則T2 95.5 1O5P2 95.5 105 10.14 239 40.52 10 N mm 由表圓柱齒輪的齒寬系數(shù) d選取齒寬系數(shù) d=0.9 ; 由表彈性影響系數(shù)ZES得材料的彈性影響系數(shù)ZE=1898、MPa ； (5) 由圖齒輪的接觸疲勞強度極限e按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪得接觸 疲勞強度極 限 3 Hliml = 3 Hlim2 = 1170MP (6) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 N=60mjL h=60239X1 250000=3.585X0 N2=N /u= 3.585 09/2.27=1.58 X109 由圖 接觸疲勞壽命系數(shù) 查得接觸疲

34、勞壽命系數(shù)1= 0.88 ; 2 = 0.90 ; (8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,得 H 1 K hn； lm1 0.88 11701029.6(MPa) H 2 K HN； iim2 0.90 1170i053(MPa) 3)計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑d2t，代入中較小的值 d2t KtT2 u 1 2 Ze 2.32 3 1.5 40.52 104 V 1 2.271 2.27 2 189.8 1029.6 71.89( mm) (2) 計算圓周速度v v d2tn2 60 1000 71.89 239 60000 0.90 mS (3) 計算齒寬

35、b b= dd2t=1 71.89=71.89(mm) (4) 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) m=cht/z 3=71.89/30=2.4(mm) 齒高 h=2.25m=2.25 2.4=5.4(mm) b/h=71.89/5.4=13.31 (5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v = 0.90m/s , 8級精度，由動載系數(shù)圖查得動載系數(shù)氐=1.12 ; 直齒輪，假設(shè)Ft/b 100N/mm由表 齒間載荷分配系數(shù) 查得勉=矗=1.1 ； 由表使用系數(shù)查得使用系數(shù)由表接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)KH 的簡化計算公式 查得Kh = 1.43 ;由圖彎曲疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)Kf查 得 Kf

36、 = 1.37 ;(由 b/h = 9.6 , Kh = 1.43) 故載荷系數(shù) K = KKKHaKH =1 1.12 1.1 1.4312 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得 d2min 71.89 3 1.72 1.5 75.25(mm) (7) 計算模數(shù)m m=dz 2=75.25/30=2.51,取模數(shù)=2.5 3.3.2 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 確定公式的各計算數(shù)值 (1) 由圖 齒輪的彎曲疲勞強度極限d查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極 限(T FE1=c FE前 680MPa (2) 由圖彎曲疲勞壽命系數(shù) 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)1 = 0.88 ; 2 = 0.

37、9 ; (3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 1.4，得 (4) 計算載荷系數(shù)K K= =1X 1.12 X 1.1 X 1.37169 (5) 查取齒形系數(shù) 由表齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 查得YFa1=2.65; YFa2=2.226 (6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 可查得YSa1=1.58 ; YSa2=1.764 F1 2KT2YFaMa1 32 dm Z2 2 1.69 40.52 104 2.65 1.58 1 2.5s 302 407(MPa) F1 F1 2KT2YFa2Ysa2 32 dm Z2 2 1.69 40.52 104 2.226

38、 1.764 1 2.5 302 382(MPa) F2 抗彎強度夠 3.3.3 幾何尺寸計算 1) 計算分度圓直徑 di = zinn= 302.5 = 75 (mr) d2=Z2mi= 672.5 = 168(mm) 2) 計算中心距 a=( di + d2)/2 =( 75+168) /2 = 121(mm) 3)計算齒輪寬度 b= dd匸 1 75= 64(mm), B1= 70(mm) 3.4 皿軸上的齒輪設(shè)計 3.4.1選擇齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù) 1) (1) 選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。 (3) 材料選擇：一般減速器對傳

39、動尺寸無特殊限制，可采用軟齒面?zhèn)鲃?。選擇小、大 齒材料均為45鋼(調(diào)質(zhì))，小齒輪齒面平均強度為 250HBS大齒輪齒面平均強度為 210HBS二者材料硬度差為 40HBS (4) 初選小齒輪齒數(shù)z1 =34，大齒輪齒數(shù)z2 =63。 (5) 計算齒數(shù)比。 u= z 2/ Z1 = 63/ 34 1.85 按齒面接觸強度設(shè)計。 進行試算為 2)確定公式各計算數(shù)值 (1) 試選載荷系數(shù)Kt = 1.3 ; (2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 電動機的額定功率 Pd=11KV，滿載轉(zhuǎn)速nn=1460r/min, 2222 則傳到 V軸上的功率 P5=Fdn in 2n 3=110.96 0.99 0.97

40、 =9.74(KW), n=nm/ i o/i i/i 2=1460/3/2.03/1.85=130(r/min) 則T3 95.5 105R 95.5 105 9.74 130 4 71.6 10 N mm 由表圓柱齒輪的齒寬系數(shù) d選取齒寬系數(shù) d=0.9 ; 由表彈性影響系數(shù)ZES得材料的彈性影響系數(shù) ZE=1898、MPa ； (5) 由圖 齒輪的接觸疲勞強度極限e按齒面硬度中間值52HR(查得大、小齒輪得接觸 疲勞強度極限 S Hlim1 = S Hlim2 = 1170MP (6) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) g N=60ejL h=60X130 250000=1.95X10 99 N2=N

41、 /u=1.95 X10/1.85=1.05 X0 由圖 接觸疲勞壽命系數(shù) 查得接觸疲勞壽命系數(shù)1= 0.88 ; 2 = 0.90 ; (8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,得 KHN1 Iim1 S 0.88 11701029.6(MPa) K HN 2 Iim2 0.90 11701053(MPa) 3) 計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑d2t，代入中較小的值 Di L 1 cos (2) 計算圓周速度v d3tn3 60 1000 88.88 130 60000 0.60 嘆 (3) 計算齒寬b b= dd3t=1 88.88=88.88(mm) (4) 計

42、算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) m=cbt/z 3=88.88/34=2.6 齒高 h=2.25m=2.25 2.6=5.9 b/h=88.88/5.9=15.1 (5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v= 0.60m/s , 8級精度，由動載系數(shù)圖查得動載系數(shù) KV= 1.12 ;直齒輪，假設(shè) Ft/b 100N/mm由表 查得 由表查Kh = 1.43 ;由 圖彎曲疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)Kf查得Kf = 1.37;(由b/h = 9.6 , Kh =1.43 ) 故載荷系數(shù) K = KaK/Kh3Kh =1 1.12 1.1 1.4312 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 d3minds

43、tminf：88.88 393.02(mm) (7) 計算算模數(shù)m m=d/z 2=93.02/34=2.7,取模數(shù)=3 3.4.2 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 (T FE1= 確定公式的各計算數(shù)值 (1)由圖 齒輪的彎曲疲勞強度極限d查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限 er FE2= 680Mpa 由圖彎曲疲勞壽命系數(shù) 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)1 = 0.88 ; 2 = 0.9 ; (3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 1.4，得 (4) 計算載荷系數(shù)K K= =1X 1.12 X 1.1 X 1.371=69 (5) 查取齒形系數(shù) 由表 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 查

44、得YFa1=2.65; YFa2=2.226 (6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 可查得YSa1=1.58; YSa2=1.764 F1 25丫尸沁丸 32 dm Z3 2 1.69 71.6 104 2.65 1.58 1 33 342 326(MPa) F1 F1 2KT3YFa2Ysa2 32 dm Z3 2 1.69 71.6 104 2.226 1.764 1 33 342 304(MPa) F2 抗彎疲勞強度足夠。 3.4.3 幾何尺寸的計算 1)計算分度圓直徑 dZ3m= 34X3= 102 (mr)i d2= Z4r= 63 2.5 = 158(mm) 2)

45、計算中心距 a=( d + d2)/2 =( 102+158) /2 = 130(mm) 3)計算齒輪寬度 b= dd1 = 1 X02= 102(mm, B1= 110(mm) 3.5 固定輥的設(shè)計 3.5.1 介紹 軋輥是軋鋼廠軋鋼機上的重要零件，利用一對或一組軋輥滾動時產(chǎn)生的壓力來軋碾 鋼材。它主要承受軋制時的動靜載荷，磨損和溫度變化的影響。機部件中軋輥的工作條 件最為復(fù)雜。軋輥在制造和使用前的準備工序中會產(chǎn)生殘余應(yīng)力和熱應(yīng)力。使用時又進 一步受到了各種周期應(yīng)力的作用，包括有彎曲、扭轉(zhuǎn)、剪力、接觸應(yīng)力和熱應(yīng)力等。這 些應(yīng)力沿輥身的分布是不均勻的、不斷變化的，其原因不僅有設(shè)計因素，還有軋輥

46、在使 用中磨損、溫度和輥形的不斷變化。此外，軋制條件經(jīng)常會出現(xiàn)異常情況。軋輥在使用 后冷卻不當(dāng)，也會受到熱應(yīng)力的損害。所以軋輥除磨損外，還經(jīng)常出現(xiàn)裂紋、斷裂、剝 落、壓痕等各種局部損傷和表面損傷。一個好的軋輥，其強度、耐磨性和其他各種性能 指標間應(yīng)有較優(yōu)的匹配。這樣，不僅在正常軋制條件下持久耐用，又能在出現(xiàn)某些異常 軋制情況時損傷較小。所以在制造軋輥時要嚴格控制軋輥的冶金質(zhì)量或輔以外部措施以 增強軋輥的承載能力。合理的輥形、孔型、變形制度和軋制條件也能減小軋輥工作負荷， 避免局部高峰應(yīng)力，延長軋輥壽命。 軋輥通過軸承座與壓下和壓緊機構(gòu)相聯(lián)，把軋制力傳遞給機架。設(shè)計軋輥時應(yīng)考 慮以下幾點： (1

47、) 采用裝配式軋輥 (2) 并且軋輥軸承均采用摩擦系數(shù)較低的滾動軸承 (3) 鎖緊軸承圈采用雙螺母鎖緊 (4) 設(shè)計軋輥軸時，應(yīng)保證使軋輥孔型的螺旋角落在轉(zhuǎn)鼓的回轉(zhuǎn)中心線上。 3.5.2 固定輥的具體設(shè)計 (1)棍身 工作輥徑D 般小于名義直徑D,為防止孔槽切入過深，D/D比值不大于1.4。軋輥 直徑可根據(jù)咬入條件 d ，咬入角a取7,所以輥徑取46mm名義輥徑取66mm 1 cos 軋輥結(jié)構(gòu)如下: 圖6 軋輥結(jié)構(gòu) 1輥身2 輥頸3 輥頭 輥身長度：L=b+a a根據(jù)線材的不同，選取的余量，b=155mm a=33mm所以L=188mm 棍頸 輥頸的尺寸不能太大,可近似選取d=(0.5-0.5

48、5)D, I /d=0.83-1.0,取i =33mm. 輥頭 在本設(shè)計中，米用梅花接軸。 對于線材軋機 d i=d( 10-15) mm 所以 di=20mn,i 2=20mm 3.5.3 軋輥的強度校核 選取軋輥的材料為40Cr,硬度可達4552HRC (1)輥身 作用于輥身危險斷面的彎曲應(yīng)力： P軋件作用在軋輥上的壓力，a壓下螺絲的中心距，代入數(shù)值得c D=14Mpa查表 得最大極限強度是20Mpa所以此設(shè)計符合標準。 (2)輥頸 輥頸危險斷面上的彎曲應(yīng)力C d和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T分別為 式中d輥頸直徑 M, Mk輥徑危險截面斷面處的彎矩和扭矩 R最大支反力 C壓下螺絲中心線至輥身邊緣的距離，可以近似取為輥徑長度一半。 代入數(shù)值：c d=35Mpa t =23Mpa 查表得極限應(yīng)力為別為C d=40Mpa T =35Mpa所以符合要求。 3.5.4 軋輥軸承的工作特點 軋輥軸承用來支承轉(zhuǎn)動的軋輥，保持軋輥在機架中正確的位置，軋輥軸承應(yīng)具有較 小的摩擦系數(shù)，足夠的