1700立輥軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【說(shuō)明書+CAD】

1700立輥軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【說(shuō)明書+CAD】,說(shuō)明書+CAD,1700立輥軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【說(shuō)明書+CAD】,軋機(jī),傳動(dòng)系統(tǒng),設(shè)計(jì),說(shuō)明書,仿單,cad 第VII頁(yè) 遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 1700立輥軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘要 立輥軋機(jī)曾經(jīng)一度被人們所忽視，然而隨著近年來(lái)軋鋼技術(shù)的不斷進(jìn)步，各種新方法的應(yīng)用，立輥軋機(jī)相對(duì)于以往有了很大的改進(jìn)，它在軋鋼生產(chǎn)中使用越來(lái)越廣泛，尤其是在熱軋薄板帶鋼生產(chǎn)中的破鱗、控制板坯寬度等方面更是必不可少的軋鋼設(shè)備。本次設(shè)計(jì)的主要目的是對(duì)立輥軋機(jī)的主傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了解和研究，并對(duì)主要部件進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核計(jì)算，最終設(shè)計(jì)繪制出立輥軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的總裝配圖。在查閱文獻(xiàn)和相關(guān)資料的同時(shí)，通過(guò)到鞍山鋼鐵集團(tuán)公司熱軋帶鋼廠1700及1780生產(chǎn)線進(jìn)行參觀實(shí)習(xí)，使我對(duì)立輥軋機(jī)有了深入的了解和認(rèn)識(shí)。本次設(shè)計(jì)主要包括闡述立輥軋機(jī)的發(fā)展、結(jié)構(gòu)、作用和主傳動(dòng)方案等，并重點(diǎn)對(duì)立輥軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)中涉及的各個(gè)零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算。主要包括軋機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算、力能參數(shù)計(jì)算、主電機(jī)選擇、減速箱中齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)、軋輥設(shè)計(jì)與校核、軋輥軸承壽命計(jì)算等相關(guān)內(nèi)容。 關(guān)鍵詞：立輥軋機(jī)；主傳動(dòng)系統(tǒng)；力能參數(shù)計(jì)算；零部件設(shè)計(jì)與校核 The Design of Edger Mill Main’s Driving System Abstract The Edger mill were once ignored by many people，however，they have a very great improvement which compared to the past as the technique of rolling steel progressing incessantly and the application of kinds of new methods in recent years. They have been used more and more extensively in production of rolling steel. They are more essential rolling steel equipment especially in such aspects as breaking scale, controlling the width of the panel in hot-rolled sheet metal and belted steel production. The main purpose of the design is to have a further understanding to the Edger mill’s main driving system and to have a check and calculation to the main parts，and eventually to design the assembly drawing of the Edger mill’s main driving system. While consulting a large number of documents and referring to relevant knowledge, and through visiting the 1700 and 1780 rolling steel production lines in Hot Rolling mill of An Shan’s Iron and Steel Company，I have a great improvement in rising to perceptual knowledge from rational knowledge.The design mainly includes the development, the structure and functions of the Edger mill and the scheme of the Edger mill’s main driving system. At the same time I have checked and calculated all parts related to the main driving system which insists of mill structural parameters, force and energy parameters, the main motor choice, speed gear box design, Design and Verification roller, roller bearings and other related content. Keyword: the Edger mill; the main Driving system; force and energy parameters calculated; parts design and verification 目錄 1 緒論 1 1.1選題的背景及目的 1 1.1.1選題背景 1 1.1.2選題的目的 1 1.2立輥軋機(jī)的國(guó)內(nèi)外發(fā)展過(guò)程 ..................................................................... ..1 1.3立輥軋機(jī)的用途和特點(diǎn) 3 1.3.1立輥軋機(jī)的用途 3 1.3.2 立輥軋機(jī)的特點(diǎn) 3 1.4 課題的研究?jī)?nèi)容及研究方法 3 1.4.1課題的研究?jī)?nèi)容 3 1.4.2課題的研究方法 3 2 總體方案的確定 4 2.1 立輥軋機(jī)的結(jié)構(gòu)組成 4 2.2傳動(dòng)形式的選擇 4 2.3電機(jī)的選擇 6 2.4 聯(lián)軸器 7 2.5減速器 7 2.6 萬(wàn)向接軸 8 2.7 軋輥系統(tǒng) 8 2.8 軋輥軸承 9 3 立輥軋機(jī)相關(guān)參數(shù)的計(jì)算 10 3.1 立輥軋機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算 10 3.2 立輥軋機(jī)力能參數(shù)計(jì)算 11 3.2.1 平均單位應(yīng)力的計(jì)算 11 3.2.2 立輥軋機(jī)軋制力及力矩計(jì)算 12 3.3 軋機(jī)主電動(dòng)機(jī)的確定 13 3.3.1 初選主電機(jī) 13 3.3.2 軋機(jī)主電動(dòng)機(jī)力矩計(jì)算 14 3.3.3 電機(jī)過(guò)載校核 15 4 主要零部件的校核計(jì)算 16 4.1減速機(jī)的設(shè)計(jì)與校核計(jì)算 16 4.1.1.確定傳動(dòng)方案、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 16 4.1.2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 16 4.1.3.按齒根彎曲強(qiáng)度校核設(shè)計(jì) 18 4.1.4.齒輪幾何尺寸計(jì)算 20 4.2齒輪軸的校核計(jì)算 16 4.2.1齒輪軸上載荷計(jì)算 21 4.2.2按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 21 4.2.3精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 24 4.3軸承壽命驗(yàn)算 27 4.3.1軸承所受載荷計(jì)算 27 4.3.2驗(yàn)算軸承壽命 29 4.4軋輥校核計(jì)算 30 4.4.1軋輥基本參數(shù) 30 4.4.2軋輥校核 30 4.5軋輥軸承壽命計(jì)算 34 4.5.1 軋輥軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 34 4.5.2 軋輥軸承壽命計(jì)算 35 5 設(shè)備的潤(rùn)滑 36 5.1 軋鋼機(jī)械的潤(rùn)滑 36 5.2 潤(rùn)滑的方法 36 5.3 潤(rùn)滑的功能 36 5.4 潤(rùn)滑油的選擇原則 36 5.5 1700立輥軋機(jī)設(shè)備潤(rùn)滑方法 37 6 設(shè)備的環(huán)保性和可靠性分析 38 6.1 設(shè)備的環(huán)保性分析 38 6.2 設(shè)備的可靠性 38 結(jié)束語(yǔ) 40 致謝 41 參考文獻(xiàn) 42 第 54 頁(yè) 遼寧科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 1 緒論 1.1選題的背景及目的 1.1.1選題背景 鋼鐵業(yè)是一個(gè)國(guó)家的重要產(chǎn)業(yè)之一而鋼鐵的生產(chǎn)水平是衡量一個(gè)國(guó)家現(xiàn)代化水平的重要標(biāo)志，鋼鐵生產(chǎn)總量的90%以上都是通過(guò)軋制成材的，因此，鋼鐵軋制技術(shù)的發(fā)展一直備受關(guān)注，其發(fā)展速度也在與日俱增。隨著各種新技術(shù)和新工藝的不斷應(yīng)運(yùn)而生，對(duì)軋鋼設(shè)備的性能要求也在不斷的提高，各種新型設(shè)備也不斷涌現(xiàn)。 熱軋板帶鋼的生產(chǎn)在鋼鐵軋制生產(chǎn)中占據(jù)了非常重要的地位。隨著熱軋板帶鋼生產(chǎn)技術(shù)和工藝的不斷進(jìn)步，其原料由原來(lái)的初軋板坯向連鑄板坯轉(zhuǎn)變，出現(xiàn)了連鑄連軋的生產(chǎn)模式，隨之而來(lái)的則是對(duì)板坯寬度側(cè)壓設(shè)備性能要求的不斷提高。 隨著連鑄板坯比例的增大，要減少板坯寬度進(jìn)級(jí)，提高連鑄生產(chǎn)能力，實(shí)現(xiàn)連鑄板坯熱裝、熱運(yùn)等節(jié)能降耗的優(yōu)勢(shì)，就要求熱軋與連鑄相匹配，使用連鑄板坯的熱軋帶鋼軋機(jī)具有調(diào)節(jié)板坯寬度的功能，即要有板坯寬度大側(cè)壓設(shè)備?；谏鲜鲋T多原因，熱軋帶鋼軋機(jī)發(fā)展了立輥軋機(jī)、定寬壓力機(jī)等形式的板坯寬度側(cè)壓設(shè)備。其中立輥軋機(jī)在對(duì)板坯進(jìn)行寬度控制、調(diào)整寬展量、改善邊部質(zhì)量等方面起到了重要的作用。 1.1.2 選題的目的 近年來(lái)，立輥軋機(jī)在熱軋帶鋼生產(chǎn)過(guò)程中起到了越來(lái)越大的作用，其發(fā)展也取得了很大的進(jìn)步，在整個(gè)軋機(jī)系統(tǒng)中應(yīng)用了自動(dòng)寬度控制(AWC控制)等多項(xiàng)先進(jìn)控制技術(shù)，從而大幅度提高了立輥軋機(jī)的整體性能。 在本次立輥軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算中包含了機(jī)械設(shè)計(jì)專業(yè)所學(xué)的大部分專業(yè)課程內(nèi)容，對(duì)以往的學(xué)習(xí)起到了一個(gè)很好的鞏固和獲得新知識(shí)的作用，對(duì)以后的工作也會(huì)有很大的幫助。這就是選擇這個(gè)題目的目的。 1.2 立輥軋機(jī)的國(guó)內(nèi)外發(fā)展過(guò)程 熱連軋帶鋼軋制是經(jīng)美國(guó)阿母科公司8年（1913～1921）研究實(shí)驗(yàn)，于1923年在阿什蘭工廠首先實(shí)現(xiàn)的。寬帶鋼熱連軋機(jī)發(fā)展可分為四個(gè)階段：第一階段（第一代），1960年以前建的軋機(jī)。特征：軋制速度10～12m/s，單位寬度卷重5～12kg/mm，鋼卷重量10～15t,成品厚度2～ 10mm，年產(chǎn)量100～200×104t。第二階段（第二代），1960～1969年建的軋機(jī)。特征：軋制速度15～21m/s，單位寬度卷重16～ 22kg/mm，鋼卷重量30t左右, 成品厚度1.5～12.7mm，年產(chǎn)量250～350×104t。第三階段（第三代），1969年以后建的軋機(jī)。特征：軋制速度23～30m/s，單位寬度卷重19～28.5kg/mm，鋼卷重量30t, 成品厚度0.9～25.4 mm，年產(chǎn)量350～600×104t。有人將20世紀(jì)90年代的薄板坯連鑄連軋稱為第四階段（第四代）,以超薄帶鋼無(wú)頭、半無(wú)頭連鑄連軋為特征。 我國(guó)第一套寬帶鋼熱連軋機(jī)，即鞍鋼1700mm半連續(xù)式板帶軋機(jī)，始建于1957年。1972年之前也是唯一的一套。生產(chǎn)鋼卷：厚度1.8～8.0mm，寬度600～1500mm，卷重7.5～10t；生產(chǎn)厚板：厚度4～50mm，寬度1000～2500mm，于2001年2月移地改建成1700mm中厚板坯帶鋼連軋機(jī)。 ? ? 1978年武鋼引進(jìn)日本1700 mm軋機(jī)、1989年寶鋼引進(jìn)德國(guó)2050 mm軋機(jī)才使中國(guó)熱連軋技術(shù)與世界接軌。我國(guó)寬帶鋼熱連軋技術(shù)和裝備，經(jīng)過(guò)引進(jìn)傳統(tǒng)熱帶鋼軋機(jī)、引進(jìn)薄板坯連鑄連軋機(jī)組、國(guó)外二手設(shè)備或國(guó)產(chǎn)機(jī)組，經(jīng)國(guó)外承包商用現(xiàn)代化技術(shù)改造成傳統(tǒng)熱帶鋼軋機(jī)，總體采用國(guó)內(nèi)先進(jìn)成熟技術(shù)的中薄板坯和常規(guī)板坯熱連軋機(jī)組等4種方式取得了巨大發(fā)展。 90年代美國(guó)新建4套以生產(chǎn)中厚板為主單機(jī)架爐卷軋機(jī)和我國(guó)在建3套同樣軋機(jī)都設(shè)有立輥軋機(jī)是控寬的必需設(shè)備，非平面板形控制用立輥軋機(jī)。 立輥軋機(jī)，最早于4O年代用在萬(wàn)能式中厚板軋機(jī)上，5O年代用于大型鋼錠的軋邊以消除錐度，6O度代開(kāi)始把立輥軋機(jī)用于齊邊與破鱗，7O年代連鑄板坯迅速發(fā)展，而鋼錠急劇減少，軋機(jī)生產(chǎn)能力重于成材率，曾提出過(guò)“立輥無(wú)用論”，8O年代以來(lái)，軋機(jī)上附設(shè)立輥軋機(jī)開(kāi)始多起來(lái)，主要用于平面板形控制，使成材率有所提高，一般可提高約1％ ～3％ ，尤以日本和韓國(guó)都推舉此做法，目的是想生產(chǎn)出無(wú)切邊鋼板，但是，附設(shè)立輥軋機(jī)后，軋邊道次的間歇時(shí)間增加，使軋機(jī)的生產(chǎn)能力有所下降，一般要下降約1O ％～2O％ ，7O年代開(kāi)始，日本厚板軋機(jī)開(kāi)工率已降到6O％ 以下，軋機(jī)生產(chǎn)能力也降至次要地位，而降低成本，節(jié)約資源則升至主導(dǎo)地位，因此，成材率重于軋機(jī)生產(chǎn)能力，苞輥軋機(jī)功能又被人們重視起來(lái)，一些原先預(yù)留好立輥軋機(jī)的厚板軋機(jī)也都紛紛安裝上立輥軋機(jī)，成材率普遍都提高2個(gè)百分點(diǎn)，取得了應(yīng)有的效益。 1.3 立輥軋機(jī)的用途和特點(diǎn) 1.3.1 立輥軋機(jī)的用途 1.與四輥軋機(jī)相配合進(jìn)行軋邊，減少切邊量，提高收得率； 2.調(diào)整水平軋機(jī)壓下產(chǎn)生的寬展量，能調(diào)節(jié)鋼板或帶鋼的寬度規(guī)格，改善邊部質(zhì)量； 3.萬(wàn)能軋機(jī)的立輥還起到對(duì)準(zhǔn)軋制線的作用； 4.與高壓水除鱗裝置相配合除去軋件表面生成的氧化鐵皮，提高鋼板質(zhì)量。大立輥能起疏松板坯表面爐生氧化鐵皮的作用，實(shí)驗(yàn)表明：當(dāng)大立輥的側(cè)壓下量在50mm左右時(shí)，可使距板坯邊緣300mm處的氧化鐵皮疏松，接著用高壓水沖去，可得到較好的除磷效果。 1.3.2 立輥軋機(jī)的特點(diǎn) 獨(dú)立的立輥軋機(jī)直接固定在地基上，萬(wàn)能軋機(jī)的立輥機(jī)座有的和水平的機(jī)座相連接，有的附設(shè)在水平輥機(jī)座側(cè)。立輥軋制線與水平輥一致，同一機(jī)座的兩立輥可相對(duì)于軋制線做對(duì)中調(diào)整，由側(cè)壓裝置保證所需的開(kāi)口度。 在現(xiàn)代熱帶鋼連軋機(jī)上，每一板坯只在破鱗機(jī)上軋一道。由于不與粗軋機(jī)形成連軋，因此立輥軋機(jī)主電動(dòng)機(jī)一般采用同步交流電動(dòng)機(jī)。而在某些半連續(xù)式軋機(jī)和鋼板軋機(jī)上，大立輥軋機(jī)除了軋制窄坯的側(cè)面取得破鱗效果外，根據(jù)軋制工藝要求，將窄坯橫軋以得到寬展鋼板。為了保證軋件寬展后的寬度均勻，需要用立輥進(jìn)行側(cè)邊軋制，有時(shí)還同粗軋機(jī)形成連軋，因此這類立輥軋機(jī)往往采用直流電動(dòng)機(jī)。 1.4 課題的研究?jī)?nèi)容及研究方法 1.4.1 課題的研究?jī)?nèi)容 主要是軋機(jī)的總體方案的確定，軋機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定，軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)力能參數(shù)的計(jì)算，主要零件的強(qiáng)度計(jì)算等 1.4.2 課題的研究方法 通過(guò)AutoCAD繪制立輥軋機(jī)圖，根據(jù)資料和所學(xué)課本內(nèi)容計(jì)算各參數(shù)。 2 總體方案的確定 2.1 立輥軋機(jī)的結(jié)構(gòu)組成 立輥軋機(jī)通常由主電機(jī)、主減速器、萬(wàn)向接軸、立輥、滑架、機(jī)械側(cè)壓裝置、側(cè)壓缸、機(jī)架牌坊、導(dǎo)板、平臺(tái)等部分組成.也可按下述列表分類： 1.主傳動(dòng)裝置：由主電機(jī)、主減速器、接軸和立輥等組成； 2.側(cè)壓裝置：由側(cè)壓電機(jī)、減速器、接軸和側(cè)壓螺絲、側(cè)壓螺母等組成； 3.立輥箱：由箱體、立輥、軸承和軸承座等組成。在調(diào)整立輥開(kāi)口度時(shí)，可作往復(fù)移動(dòng)； 4.機(jī)架：用來(lái)裝設(shè)立輥箱、側(cè)壓裝置和機(jī)架輥道，并直接承受軋制力. 2.2 傳動(dòng)形式的選擇 按傳動(dòng)形式，立輥軋機(jī)可分為下傳動(dòng)和上傳動(dòng)兩種。 1.下傳動(dòng)的立輥軋機(jī)，其傳動(dòng)裝置放在立輥的下面，通過(guò)圓錐齒輪或再經(jīng)圓柱齒輪傳動(dòng)立輥。這種立輥軋機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是：機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單，換輥方便，特別適用于半連續(xù)式軋機(jī)。其主要缺點(diǎn)是：兩個(gè)獨(dú)立的立輥箱采用一根長(zhǎng)方軸傳動(dòng)，當(dāng)立輥箱延長(zhǎng)方軸滑動(dòng)時(shí)，無(wú)法避免氧化鐵皮、水和油污等進(jìn)入圓錐齒輪箱內(nèi)，加劇了齒輪、方軸及軸承處的磨損；由于左右立輥箱存在著同軸度誤差，當(dāng)采用一根長(zhǎng)方軸傳動(dòng)立輥時(shí)，立輥箱不穩(wěn)定，加之采用單絲杠側(cè)壓機(jī)構(gòu)和懸臂單液壓缸平衡，滑道承受較大的傾翻力矩，加劇了滑道的不均勻磨損，使左右立輥箱移動(dòng)困難，經(jīng)常被卡??；主傳動(dòng)裝置放置在立輥的下面，不但要有較深的基礎(chǔ)，而且造成維修困難。 圖2.1 框架式下傳動(dòng)立輥機(jī)座傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 1電動(dòng)機(jī)2，減速機(jī)3．萬(wàn)向接軸4立輥箱5．立輥 6側(cè)壓螺絲7 平衡缸8離音用液壓缸9．懊I壓電動(dòng)機(jī) 2. 上傳動(dòng)式立輥軋機(jī)的主傳動(dòng)裝置放在立輥的上面，其傳動(dòng)裝置的齒輪箱有固定式和滑動(dòng)式兩種。固定式齒輪箱采用萬(wàn)向接軸傳動(dòng)立輥，滑動(dòng)式齒輪箱采用滑鍵在主傳動(dòng)軸上移動(dòng)。 圖2.2框架式上傳動(dòng)立輥機(jī)座傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 1.電機(jī) 2液壓缸 3.立輥 4回位缸 3. 上傳動(dòng)式與下傳動(dòng)式結(jié)構(gòu)相比有如下優(yōu)點(diǎn)： （1）.基本上消除了氧化鐵皮，水和油污對(duì)立輥傳動(dòng)裝置的影響，大大減少了故障頻率，并且還給維修帶來(lái)了很大的方便； （2）.采用固定式齒輪箱，使側(cè)壓裝置的移動(dòng)方便可靠； (3).立輥箱沒(méi)有齒輪傳動(dòng)裝置，大大減輕移動(dòng)部分重量，減少了滑道的磨損，降低了側(cè)壓傳動(dòng)所需的功率。 結(jié)合以上優(yōu)點(diǎn)本次立輥軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)采用上傳動(dòng)式這種傳動(dòng)形式。 2.3 電機(jī)的選擇 電機(jī)的選擇通常根據(jù)電源種類(直流或交流)、工作條件（環(huán)境、溫度?？臻g位置等）及負(fù)荷性質(zhì)、大小、起動(dòng)特性和過(guò)載情況等因素來(lái)進(jìn)行的。 主傳動(dòng)電機(jī)分為立式和臥式兩種： 1. 臥式電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)軸與壓下螺絲垂直交叉布置的形式，這種形式中常見(jiàn)的布局是圓柱齒輪和蝸輪副聯(lián)合傳動(dòng)壓下螺絲。它的特點(diǎn)是能夠采用普通臥式電動(dòng)機(jī)，機(jī)構(gòu)較緊湊。在采用球面蝸輪副或平面蝸輪副后，傳動(dòng)效率顯著提高，對(duì)于那些需要大側(cè)壓量、大軋制力及大軋制力矩的立輥軋機(jī)來(lái)講，主傳動(dòng)電機(jī)多采用臥式傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。 2.立式電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)軸與壓下螺絲平衡布置的形式，壓下裝置的兩臺(tái)立式電動(dòng)機(jī)通過(guò)圓柱齒輪減速機(jī)來(lái)傳動(dòng)壓下螺絲，這種布置形式可使每個(gè)壓下螺絲單獨(dú)調(diào)整。因此這種傳動(dòng)系統(tǒng)具有啟動(dòng)迅速、傳動(dòng)效率高、造價(jià)低。而對(duì)于那些主傳動(dòng)功率和軋制力矩都較小的軋機(jī)，則可采用立式電機(jī)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。兩臺(tái)立式電機(jī)左右對(duì)稱布置，分別傳動(dòng)左右兩側(cè)的傳動(dòng)齒輪，通過(guò)主減速箱帶動(dòng)軋輥工作。因?yàn)?700立輥軋機(jī)的壓下裝置要求具有以上特點(diǎn)，因此本次設(shè)計(jì)采用立式電動(dòng)機(jī)。 根據(jù)電源種類，主傳動(dòng)電機(jī)又可分為交流電機(jī)和直流電機(jī)： 電動(dòng)機(jī)分為交流電動(dòng)機(jī)和直流電動(dòng)機(jī)兩類。交流電動(dòng)機(jī)主要由一個(gè)用以產(chǎn) 生磁場(chǎng)的電磁鐵繞組或分布的定子繞組和一個(gè)旋轉(zhuǎn)電樞或轉(zhuǎn)子組成。電動(dòng)機(jī)利用通電線圈在磁場(chǎng)中受力轉(zhuǎn)動(dòng)的現(xiàn)象而制成的。直流電動(dòng)機(jī)的調(diào)速性能好。所謂“調(diào)速性能好”，是指電動(dòng)機(jī)在一定負(fù)載的條件下，根據(jù)需要，人為地改變電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速。直流電動(dòng)機(jī)可以在重負(fù)載條件下，實(shí)現(xiàn)均勻、平滑的無(wú)級(jí)調(diào)速，而且調(diào)速范圍較寬。起動(dòng)力矩大?？梢跃鶆蚨?jīng)濟(jì)地實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)。因此，凡是在重負(fù)載下起動(dòng)或要求均勻調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速的機(jī)械，都用直流電動(dòng)機(jī)拖動(dòng)。所以本設(shè)計(jì)選擇直流電動(dòng)機(jī)。 綜合考慮，1700立輥軋機(jī)主傳動(dòng)電機(jī)應(yīng)采用立式直流電機(jī)。 2.4 聯(lián)軸器 聯(lián)軸器是用來(lái)連接不同機(jī)構(gòu)中的兩根軸（主動(dòng)軸和從動(dòng)軸）使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的的機(jī)械零件。在高速重載的動(dòng)力傳動(dòng)中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減振和提高軸系動(dòng)態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器還具有一定的緩沖減震性能。 聯(lián)軸器種類繁多，按照被聯(lián)接兩軸的相對(duì)位置和位置的變動(dòng)情況，可以分為： 1. 固定式聯(lián)軸器。主要用于兩軸要求嚴(yán)格對(duì)中并在工作中不發(fā)生相對(duì)位移的地方，結(jié)構(gòu)一般較簡(jiǎn)單，容易制造，且兩軸瞬時(shí)轉(zhuǎn)速相同，主要有凸緣聯(lián)軸器、套筒聯(lián)軸器、夾殼聯(lián)軸器等。 2. 可移式聯(lián)軸器。主要用于兩軸有偏斜或在工作中有相對(duì)位移的地方，根據(jù)補(bǔ)償位移的方法又可分為剛性可移式聯(lián)軸器和彈性可移式聯(lián)軸器。剛性可移式聯(lián)軸器利用聯(lián)軸器工作零件間構(gòu)成的動(dòng)聯(lián)接具有某一方向或幾個(gè)方向的活動(dòng)度來(lái)補(bǔ)償，如牙嵌聯(lián)軸器（允許軸向位移）、十字溝槽聯(lián)軸器（用來(lái)聯(lián)接平行位移或角位移很小的兩根軸）、萬(wàn)向聯(lián)軸器（用于兩軸有較大偏斜角或在工作中有較大角位移的地方）、齒輪聯(lián)軸器（允許綜合位移）、鏈條聯(lián)軸器（允許有徑向位移）等。 本次設(shè)計(jì)中主傳動(dòng)電機(jī)輸出軸和主傳動(dòng)減速機(jī)輸入軸之間的聯(lián)軸器選擇固定式剛性聯(lián)軸器中的凸緣聯(lián)軸器，因?yàn)樗Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，傳遞扭矩大，裝拆較方便，成本低，可以連接不同直徑的兩軸。 2.5 減速器 減速器主要用來(lái)降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿足工作機(jī)械的需要。減速器的類型很多，有齒輪減速器、蝸桿減速器以及行星齒輪減速器等。在滿足功能要求的前提下，對(duì)各種設(shè)計(jì)方案，重點(diǎn)應(yīng)從經(jīng)濟(jì)和技術(shù)指標(biāo)比如體積、效率和壽命等方面進(jìn)行選擇。根據(jù)實(shí)際需求本次主減速器采用二級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，高速軸齒輪順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)。這種旋向的好處是：高速軸底座與軸承蓋的連接螺栓所承受的拉力，有一部分將被小齒輪，軸以及聯(lián)軸器等的自重所抵消；中速軸底座與軸承蓋的連接螺栓不受拉力；低速軸底座與軸承蓋的連接螺栓所承受的拉力，有相當(dāng)大的一部分將被大齒輪，軸等的自重所抵消。 2.6 萬(wàn)向接軸 立輥軋機(jī)中的接軸大都是采用萬(wàn)向接軸。萬(wàn)向接軸廣泛地應(yīng)用于機(jī)床，汽車和軋鋼設(shè)備的傳動(dòng)中。傳遞大扭矩的軋鋼機(jī)用萬(wàn)向接軸，可在接軸中心線和軋輥的中心線間的夾角不超過(guò)8度時(shí)，將扭矩傳遞給軋輥。由于允許有較大的傾斜角，故在熱帶鋼連軋機(jī)中，當(dāng)軋輥的調(diào)整量較大時(shí)，多用萬(wàn)向軸來(lái)傳動(dòng)軋輥。萬(wàn)向接軸是根據(jù)虎克鉸鏈的原理制成的，它可以在相交的兩軸間傳遞運(yùn)動(dòng)，所以在軋鋼機(jī)械中得到了廣泛的使用，在軋鋼機(jī)中應(yīng)用最多的是滑塊式萬(wàn)向接軸和帶滾動(dòng)軸承的萬(wàn)向接軸。十字軸式萬(wàn)向聯(lián)軸器是一種比較理想的聯(lián)軸器,具有傳動(dòng)效率高、傳遞扭矩大、傳動(dòng)平穩(wěn)、潤(rùn)滑條件好、噪音低(30～40dB)、使用壽命長(zhǎng)、允許傾角大(8°～10°)、適用于高速運(yùn)轉(zhuǎn)等優(yōu)點(diǎn)。 帶滾動(dòng)軸承的萬(wàn)向接軸由于在接軸鉸鏈中裝置滾動(dòng)軸承，有較高的密封性，能可靠地用干油潤(rùn)滑，比滑塊式萬(wàn)向接軸有較好的潤(rùn)滑條件，摩擦系數(shù)小，效率高，鉸鏈中接觸間的間隙小，工作平穩(wěn)，使用壽命長(zhǎng)，而且能保證在垂直、水平及任何一種方位上正常運(yùn)轉(zhuǎn)。因此，本次設(shè)計(jì)中采用帶有滾動(dòng)軸承的十字軸式萬(wàn)向接軸。 2.7 軋輥系統(tǒng) 典型的立輥結(jié)構(gòu)有三種：懸臂式、上傳動(dòng)的雙支點(diǎn)式和下傳動(dòng)的雙支點(diǎn)式。 懸臂式的立輥是一個(gè)帶錐形孔的輥套。它安裝在懸臂支承的立輥軸上，用斜楔或螺母固定。采用這種結(jié)構(gòu)換輥方便，可將斜楔或螺母卸下后，就能從吊出立輥。雙支點(diǎn)式立輥均為整體合金鋼鑄造。無(wú)論是上傳動(dòng)或下傳動(dòng)式的雙支點(diǎn)立輥在換輥時(shí)，都需將立輥及支承立輥的軸承同時(shí)吊出。本次設(shè)計(jì)采用的是上傳動(dòng)雙支點(diǎn)式立輥。 立輥的輥身形狀都帶有上大下小的錐形，錐度一般為5%，在立輥下部帶有凸臺(tái)。其目的是為了保證側(cè)壓時(shí)的穩(wěn)定，防止板坯向上抬起或彎曲。凸臺(tái)平面能使板坯作用于立輥的軸向力互相抵消，這對(duì)于懸臂式立輥尤其重要。 立輥軋機(jī)的立輥一般采用髙碳鎳耐磨鑄鋼，在板坯厚度大于100毫米時(shí)，輥身表面硬度一般取HS40~45；在板坯厚度小于100毫米時(shí)，輥身表面硬度一般去HS45左右。 立輥的冷卻，一般采用環(huán)狀的集水管。立輥箱為整體鑄鋼，立輥的箱體為半環(huán)形，安裝集水管比較困難，換輥也不方便，因此新的結(jié)構(gòu)可采用立輥箱直接鉆孔代替集水管冷卻立輥。冷卻水的壓力一般為4公斤/厘米2左右。立輥破鱗機(jī)的耗水量約為600升/分，萬(wàn)能機(jī)座立輥的耗水量約為500升/分，對(duì)于軋制板坯厚度較薄側(cè)壓量較小的萬(wàn)能機(jī)座立輥，耗水量可小于250升/分。目前有的連續(xù)式軋機(jī)，為了強(qiáng)化破鱗機(jī)立輥的冷卻，已將冷卻水的壓力提高到20~23公斤/厘米2。 2.8 軋輥軸承 1. 軋輥軸承是軋機(jī)的主要部件之一，和一般用途軸承相比，軋輥軸承有以下一些工作特點(diǎn)： (1).工作負(fù)荷大。通常軋輥軸承的單位壓力比一般用途的軸承高2~5倍，甚至更高。而pv值是普通軸承的3~20倍。 (2).運(yùn)轉(zhuǎn)速度差別大。高速線材軋機(jī)的速度可達(dá)140m/s以上，而有的軋制速度有0.2m/s。 (3).工作環(huán)境惡劣。各種熱軋機(jī)在軋制時(shí)，軋輥都要用水冷卻（疊軋薄板軋機(jī)除外），且有氧化鐵皮飛濺，因此，對(duì)軸承的密封提出了較高的要求。 2.軋輥上使用的滾動(dòng)軸承主要是雙列圓錐滾子軸承，四列圓錐滾子軸承及多列圓柱滾子軸承。滾動(dòng)軸承的剛性大，摩擦系數(shù)較小，但抗沖擊性能差、外形尺寸較大。它們多用在各種板帶軋機(jī)和鋼坯邊軋機(jī)上。滾動(dòng)軸承性能要求：足夠的強(qiáng)度、剛度；摩擦系數(shù)要小，要耐沖擊；結(jié)構(gòu)上，徑向尺寸盡量小；要有良好的潤(rùn)滑和冷卻條件；便于換輥。正確選擇軸承的意義：保證軸承正常工作，提高產(chǎn)品尺寸精度；延長(zhǎng)軸承使用壽命，提高作業(yè)率；減少軸承消耗。 1700立輥軋機(jī)軋輥軸承在工作中既承受徑向載荷又承受軸向載荷，根據(jù)受載荷特點(diǎn)應(yīng)采用雙列圓錐滾子軸承，其潤(rùn)滑方式采用自動(dòng)干油潤(rùn)滑。 3 立輥軋機(jī)相關(guān)參數(shù)的計(jì)算 3.1 立輥軋機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算 軋機(jī)的原始數(shù)據(jù)： 軋制前軋件寬度mm 軋制速度= 3.5 m/s 軋制后軋件寬度mm 軋制溫度t = 1200oC 軋件厚度h = 230 mm 軋件材料 Q235 根據(jù)文獻(xiàn)[1，第23頁(yè)和第79頁(yè)]可得，由咬入角確定的最大允許壓下量： （3.1） 而軋輥工作直徑應(yīng)滿足： （3.2） 則: （3.3） 式中：—軋輥咬入角，由文獻(xiàn)[1，表3-1]可得： 對(duì)于熱軋帶鋼軋機(jī)，最大咬入角15°～20°,取=18° —壓下量，mm；對(duì)于立輥軋機(jī)： 寬展量： mm R— 軋輥半徑，mm。 代入數(shù)據(jù)計(jì)算可得 mm 取軋輥半徑 R = 600 mm， 則軋輥直徑 D=1200mm。 由文獻(xiàn)[1，第81頁(yè)]確定下列參數(shù)： 軋輥軸頸 d = ( 0.5～0.55)D = ( 0.5～0.55)×1200 = 600～660 mm 取d = 630 mm 輥頸長(zhǎng)度 所以mm 取= 600 mm 輥身長(zhǎng)度 L = h + a = 230 + 50 = 280 mm 3.2 立輥軋機(jī)力能參數(shù)計(jì)算 3.2.1 平均單位應(yīng)力的計(jì)算 1. 基本數(shù)據(jù)計(jì)算 由文獻(xiàn)[1，第23~24頁(yè)]確定軋件的下列基本參數(shù)： 寬展量 mm （3.4） 變形程度 （3.5） 平均寬度 mm （3.6） 接觸弧水平投影長(zhǎng)度 mm （3.7） 咬入角 （3.8） 2. 金屬塑性變形阻力的確定 由,根據(jù)文獻(xiàn)[1，第27頁(yè)]可知采用粘著理論計(jì)算平均變形速度公式為： s （3.9） 根據(jù)t = 1200oC，s查文獻(xiàn)[1，圖2-10] Q235鋼變形阻力曲線，可得 MPa , ; 所以 變形阻力 MPa （3.10） 3. 平均單位應(yīng)力的計(jì)算 由文獻(xiàn)[1，第39頁(yè)]可得平均單位應(yīng)力的一般形式為： （3.11） 式中: —應(yīng)力狀態(tài)影響系數(shù); —考慮摩擦對(duì)應(yīng)力狀態(tài)的影響系數(shù); —考慮外區(qū)對(duì)應(yīng)力狀態(tài)的影響系數(shù); —考慮張力對(duì)應(yīng)力狀態(tài)的影響系數(shù); k—材料變形阻力，MPa; ∵ 即外區(qū)對(duì)應(yīng)力狀態(tài)的影響最為明顯 由文獻(xiàn)[1，第39頁(yè)，2-40]可得： ∴ MPa 3.2.2 立輥軋機(jī)軋制力及力矩計(jì)算 1. 軋制力P的計(jì)算，根據(jù)文獻(xiàn)[1，第56頁(yè)] (3.12) 式中：—單位平均壓力，MPa； —單個(gè)軋輥軋制力，KN； —接觸面積，mm2。 代入計(jì)算得： KN 2. 軋輥傳動(dòng)力矩MK的計(jì)算 由文獻(xiàn)[1，第60頁(yè)，2-120]可得，MK計(jì)算公式 （3.13） 式中：—驅(qū)動(dòng)軋輥力矩，KN·m； —軋輥上的軋制力矩，KN·m； —軋輥軸承處摩擦力矩，KN·m； —軋制力力臂，，mm； —合力作用點(diǎn)的角度；根據(jù)文獻(xiàn)[1,第65頁(yè)，2-139]可得，在熱軋時(shí)力臂系數(shù) 所以 —軋輥軸承處摩擦圓半徑， , mm； —軋輥軸頸處直徑，mm; —軋輥軸承摩擦系數(shù)，由文獻(xiàn)[1，第60頁(yè)]可知， 對(duì)于滾動(dòng)軸承。 代入計(jì)算得： mm mm KN·m 3.3 軋機(jī)主電動(dòng)機(jī)的確定 3.3.1 初選主電機(jī) 軋輥的轉(zhuǎn)速： r/min （3.14） 軋輥處所需功率KW （3.15） 轉(zhuǎn)換到電機(jī)上的功率 （3.16） 式中： —電動(dòng)機(jī)至軋輥之間的傳動(dòng)效率； 由文獻(xiàn)[4，表17-9]可查得： 齒式聯(lián)軸器 ； 萬(wàn)向接軸 ； 滾動(dòng)軸承 圓柱斜齒輪 ； 故 帶入計(jì)算可得： KW 根據(jù) KW，取電機(jī)額定功率 KW。查文獻(xiàn)[7，附表5-8]有：電機(jī)型號(hào)ZZJD215/74-10，該電機(jī)額定功率KW（兩臺(tái)電機(jī)），額定轉(zhuǎn)速 r/min，最大轉(zhuǎn)速n = 400 r/min。 則軋機(jī)總傳動(dòng)比 （3.17） 3.3.2 軋機(jī)主電動(dòng)機(jī)力矩計(jì)算 根據(jù)文獻(xiàn)[1，第68頁(yè)，2-149]得：主電動(dòng)機(jī)軸上的力矩由四部分組成，即 （3.18） 式中：—主電動(dòng)機(jī)力矩，KN·m； —軋輥上的軋制力矩，KN·m —附加摩擦力矩， ， KN·m； —空轉(zhuǎn)力矩，即軋機(jī)空轉(zhuǎn)時(shí)，由于各轉(zhuǎn)動(dòng)件的重量所產(chǎn)生的摩擦力矩及其它阻力矩，KN·m； —?jiǎng)恿兀堓佭\(yùn)轉(zhuǎn)速度不均勻，各部件由于有加速或減速所引起的慣性力所產(chǎn)生的力矩，KN·m； —電動(dòng)機(jī)和軋輥之間的傳動(dòng)比。 （3.19） —電動(dòng)機(jī)至軋輥之間的傳動(dòng)效率； 代入計(jì)算： KN·m 因?yàn)檐垯C(jī)勻速運(yùn)動(dòng)，所以； 約為主電動(dòng)機(jī)額定功率的5%，取 。 KN·m KN·m 故 KN·m 3.3.3 電機(jī)過(guò)載校核 立輥軋機(jī)在穩(wěn)定軋制過(guò)程中為等速軋制，即整個(gè)穩(wěn)定軋制過(guò)程為等力矩軋制，故不需要進(jìn)行電機(jī)發(fā)熱校核，只需進(jìn)行電機(jī)過(guò)載校核。 由文獻(xiàn)[1，第73頁(yè)，2-161]可得： （3.20） 主電機(jī)軸上的最大力矩 KN·m， 對(duì)于可逆電機(jī)，電機(jī)過(guò)載系數(shù)，則電機(jī)工作時(shí)靜力矩 即經(jīng)過(guò)過(guò)載校核，該電機(jī)合格。 4主要零部件的校核計(jì)算 4.1 減速機(jī)的設(shè)計(jì)與校核計(jì)算 4.1.1 確定傳動(dòng)方案、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 由（3.16）可得，主減速機(jī)總傳動(dòng)比。 1）采用圖4.1所示的二級(jí)齒輪傳動(dòng)方案，選用圓柱斜齒輪傳動(dòng)；初選一級(jí)齒數(shù)比。 2）材料選擇。由文獻(xiàn)[3，表10-1]選擇小齒輪的材 料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241~286HBS，取 圖4.1 減速機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 其硬度為280HBS，大齒輪的材料為35SiMn，調(diào)質(zhì)處理，硬度217~269HBS，取其硬度為250HBS；二者硬度差為30HBS。 3）初選小齒輪齒數(shù)=20，則大齒輪輪數(shù)； 4）精度等級(jí)選6級(jí)精度(GB 10095-88)； 5）選取螺旋角，初選螺旋角β=10o。 4.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)[3，10-21]可得計(jì)算公式： （4.1）1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值： （1）初選載荷系數(shù) ； （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩； KN·m 式中：—主電動(dòng)機(jī)力矩，見(jiàn)（3-17）； （3）由文獻(xiàn)[3，圖10-20]選取區(qū)域系數(shù) ； （4）由文獻(xiàn)[3，圖10-26]查得 ， ， 則 ； （5）由文獻(xiàn)[3，表10-7]選取 齒寬系數(shù) ， （6）由文獻(xiàn)[3，表10-5]查得：材料的彈性影響系數(shù) MPa。 （7）由文獻(xiàn)[3，圖10-23]按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa， 中齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa。 （8）由文獻(xiàn)[3，10-15]計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （9） 由文獻(xiàn)[3，圖10-19]查得接觸疲勞壽命系數(shù) 、； （10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由文獻(xiàn)[3，10-12]得 MPa MPa MPa 2）計(jì)算 （1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑，由以上各數(shù)值與計(jì)算公式可得 mm （2）計(jì)算圓周速度 m/s （3）計(jì)算齒寬及模數(shù) mm mm mm （4）計(jì)算縱向重合度 （5）計(jì)算載荷系數(shù) ①根據(jù)文獻(xiàn)[3，表10-2]，取使用系數(shù)。 ②根據(jù)m/s，6級(jí)精度，由文獻(xiàn)[3，圖10-8]查得動(dòng)載系數(shù)； ③由文獻(xiàn)[5，表16.2-40]查得齒向載荷分布系數(shù)的計(jì)算公式 由文獻(xiàn)[3，圖10-13]查得； ④由文獻(xiàn)[3，表10-3]查得齒間載荷分布系數(shù)。 故載荷系數(shù) （6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由文獻(xiàn)[3，10-10a]得 mm （7）計(jì)算模數(shù) mm 4.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度校核設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)[3，10-17] （4.2） 1）確定計(jì)算參數(shù) （1）計(jì)算載荷系數(shù)； （2）根據(jù)縱向重合度， 由文獻(xiàn)[3，圖10-28]查得螺旋角影響系數(shù)； （3）由文獻(xiàn)[3，圖10-20c]根據(jù)材料硬度查得： 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPa 中齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPa （4）由文獻(xiàn)[3，圖10-18]查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) ； ； （5）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力； 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5，由文獻(xiàn)[3，10-12]得 MPa MPa （6）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) （7）查取齒形系數(shù) 由文獻(xiàn)[3，圖10-17]查得 ； ； （8）計(jì)算中、小齒輪的并加以比較 小齒輪的數(shù)值較大。 2）設(shè)計(jì)計(jì)算 將小齒輪的數(shù)值帶入式（4.2）可得 mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mm已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的分度圓直徑mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 ，取， （4.3） 則 ，取， （4.4） 一級(jí)傳動(dòng)比 。 4.1.4 齒輪幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算中心距 mm （4.5） 將中心距圓整為 mm。 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （4.6） 因β值幾乎無(wú)改變，故參數(shù)， ，不必修正。 3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 mm （4.7） mm （4.8） 4）計(jì)算齒輪寬度 mm （4.9） 圓整后取 mm， mm。 4.2 齒輪軸的校核計(jì)算 4.2.1 齒輪軸上載荷計(jì)算 已知齒輪軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[3，表15-1]可查得，許用彎曲應(yīng)力 MPa，齒輪分度圓直徑 mm 圖4.2 齒輪軸的結(jié)構(gòu)示意圖 1）計(jì)算輸入軸上的扭矩 KN·m (4.10) 2）求作用在齒輪上的力 由文獻(xiàn)[3, 10-14]可得， KN KN KN 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖4.3。 3）求軸上載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖4.3）。根據(jù)軸承型號(hào)找出軸承的支撐點(diǎn)。因此，作出軸的支撐跨距 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4.3，b、c、d、e）。 圖4.3 軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖及載荷分析 確定圖中各參數(shù)數(shù)值 水平面： KN KN KN·m 垂直面： KN·m KN KN KN·m KN·m 總彎矩： KN·m （4.11） KN·m （4.12） 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。 現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列于下表 表4.1 軸截面C處的彎矩和扭矩值 載 荷 水平面 垂直面 KN KN 支反力 KN KN 彎矩 KN·m KN·m KN·m 總彎矩 KN·m KN·m 扭矩 KN·m 4.2.2 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 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C）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)[3，15-5]及表4.1中的數(shù)據(jù)，以及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為： （4.13） MPa < = 70 MPa 由此可知軸是安全的。 4.2.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）判斷軸的危險(xiǎn)截面 根據(jù)圖4.3可判斷彎矩和扭矩最大處為C面右側(cè)，故C面右側(cè)為軸的危險(xiǎn)斷面，需按齒根圓進(jìn)行精確校核；根據(jù)圖4.2，從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，Ⅰ-Ⅰ和Ⅱ-Ⅱ截面過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中嚴(yán)重，但Ⅰ-Ⅰ截面不受扭矩作用，Ⅱ-Ⅱ截面左側(cè)為齒輪，所以需校核Ⅱ-Ⅱ截面右側(cè)。 2）精確校核截面C右側(cè)（按齒根圓進(jìn)行校核，齒根圓直徑d=502.22mm） 抗彎截面系數(shù) mm 抗扭截面系數(shù) mm 截面C右側(cè)的扭矩 KN·m 見(jiàn)表4.1 截面C右側(cè)的彎矩 KN·m 見(jiàn)表4.1 截面上的彎曲應(yīng)力 MPa (4.14) 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa （4.15） 軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)[3，表15-1]查得 MPa， MPa， MPa。 由文獻(xiàn)[6，表2-4]用插值法可得有效應(yīng)力集中系數(shù)為： 由文獻(xiàn)[3，附圖3-2]得尺寸系數(shù)； 由文獻(xiàn)[3，附圖3-3]得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按精車加工，由文獻(xiàn)[3，附圖3-4]得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)[3，3-12]及[3，3-12a]得綜合系數(shù)值為： （4.16） （4.17） 又由文獻(xiàn)[3，第25頁(yè)]及文獻(xiàn)[3，第26頁(yè)]得碳鋼的特性系數(shù) 0.1～0.2，取 ～0.1，取 計(jì)算安全系數(shù)值。按文獻(xiàn)[3，15-6]～[3，15-8]可得： （4.18） （4.19） >> （4.20） 故可知截面C右側(cè)安全。 3）截面Ⅱ-Ⅱ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) mm 抗扭截面系數(shù) mm 截面Ⅱ-Ⅱ右側(cè)的扭矩 KN·m 截面Ⅱ-Ⅱ右側(cè)的彎矩 KN·m 截面上的彎曲應(yīng)力 MPa （4.21） 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa （4.22） 軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)[3，表15-1]查得MPa，MPa， MPa。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)[3]知及按文獻(xiàn)[3，附表3-2]查取。因，，經(jīng)插值后可查得 ， =1.71 又由文獻(xiàn)[3，附圖3-1]可得軸的材料敏感系數(shù)為 ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)[3，附式（3-4）]為 由文獻(xiàn)[3，附圖3-2]得尺寸系數(shù) ； 由文獻(xiàn)[3，附圖3-3]得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 。 軸按精車加工，由文獻(xiàn)[3，附圖3-4]得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理即，按文獻(xiàn)[3，3-12]及[3，3-12a]得綜合系數(shù)值為： （4.23） （4.24） 又由文獻(xiàn)[3，第25頁(yè)]及文獻(xiàn)[3，第26頁(yè)]得碳鋼的特性系數(shù) 0.1～0.2，取 ～0.1，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)值。按文獻(xiàn)[3，15-6]～[3，15-8]則得： （4.25） （4.26） >> （4.27） 故可知截面Ⅱ-Ⅱ右側(cè)安全。 4.3 軸承壽命驗(yàn)算 4.3.1 軸承所受載荷計(jì)算 已知Ⅰ處（見(jiàn)圖4.4）軸承型號(hào)為351184，雙列圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)[6]可知軸承動(dòng)載荷KN，軸向動(dòng)載荷系數(shù)，，判斷系數(shù)，Ⅱ處軸承型號(hào)為NN3068，雙列圓柱滾子軸承，由文獻(xiàn)[6]可知軸承動(dòng)載荷KN。軸承額定壽命10年，齒輪分度圓直徑mm。 1. 軸承受力分析 圖4.4 雙列圓錐滾子軸承所受載荷 圖4.5雙列圓錐滾子軸承水平面受力分析 圖4.6 雙列圓錐滾子軸承垂直面受力分析 1）圓周力 KN 2）徑向力 KN 3）軸向力 KN 4）求兩軸承受到的徑向載荷和 水平面徑向載荷和 KN KN 垂直面徑向載荷和 KN KN 總徑向載荷和 KN (4.28) KN (4.29) 5) 求兩軸承受到的軸向載荷和 1處為雙列圓錐滾子軸承，軸向派生力互相抵消，考慮到齒輪軸的自重，該處的軸向載荷： KN (4.30) 2處為雙列圓柱滾子軸承，不承受軸向力，即 (4.31) 6) 求兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷和 對(duì)于Ⅰ處：因?yàn)?，由文獻(xiàn)[3，表13-5]可得，對(duì)于圓錐滾子軸承，當(dāng)時(shí)，徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.40，軸向動(dòng)載荷系數(shù) Y=2.1， 按文獻(xiàn)[3，表13-6]，，取載動(dòng)系數(shù),則: KN (4.32) 對(duì)于Ⅱ處雙列圓柱滾子軸承，只承受頸向力，取載動(dòng)系數(shù)，則： KN (4.33) 4.3.2 驗(yàn)算軸承壽命 計(jì)算公式: （4.34） 式中： —軸承驗(yàn)算壽命，h; —軸承預(yù)期計(jì)算壽命，h； —軸轉(zhuǎn)速，r/min；n=220 r/min C—軸承基本額定動(dòng)載荷，KN； P—軸承當(dāng)量動(dòng)載荷，KN； —指數(shù)，由文獻(xiàn)[3，第319頁(yè)]查得對(duì)于滾子軸承，。 代入計(jì)算： 對(duì)于Ⅰ處軸承, KN KN h 對(duì)于Ⅱ處軸承, KN KN h h 因?yàn)椋纱丝芍x軸承壽命符合要求。 4.4 軋輥校核計(jì)算 4.4.1 軋輥基本參數(shù) 由§3.1可得：軋輥直徑mm, 輥頸直徑d=630 mm,最大軋制力P=4000 KN,軋輥材料為60CrNiMo。結(jié)構(gòu)示意圖如圖4.7 4.4.2 軋輥校核 軋輥的破壞原因可能有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(guò)程中使用不合理。 由于對(duì)影響軋輥強(qiáng)度的各種因素（如溫度應(yīng)力、殘余應(yīng)力、沖擊載荷值等）很難準(zhǔn)確計(jì)算，為此，設(shè)計(jì)時(shí)對(duì)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）。立輥軋機(jī)的軋制力可以近似地看成集中力（圖4.7）。 圖4.7 軋輥受力分析圖 1）輥身校核 由圖4.7可知，輥身處即有扭矩也有彎矩，但對(duì)于二輥軋機(jī)輥身直徑很大，且已經(jīng)考慮了安全系數(shù)，故只需校核軋輥的彎曲強(qiáng)度。 計(jì)算公式： （4.35） 式中：—輥身所受彎曲應(yīng)力，MPa； —輥身所受彎矩，KN·m； —抗彎截面系數(shù)，mm； —軸承兩支點(diǎn)之間距離，mm； —軸承到軋輥中心的距離，mm； —軋輥直徑， D = 1200 mm； —最大軋制力，KN。 代入計(jì)算得： KN·m mm MPa 由文獻(xiàn)[10，表2.2-67]可得，對(duì)于材料60CrNiMo，材料抗拉強(qiáng)度極限 MPa，取安全系數(shù)n=5，則軋輥許用應(yīng)力 MPa 由此可知，即輥身強(qiáng)度滿足要求。 2）輥頸校核 由圖4.7可知，輥身處即有扭矩也有彎矩，故輥頸強(qiáng)度要按彎扭合成應(yīng)力計(jì)算，對(duì)于鋼軋輥，合成應(yīng)力按第四強(qiáng)度理論計(jì)算。 計(jì)算公式： （4.36） 式中：—輥頸所受彎扭合成應(yīng)力，MPa； —輥頸處所受彎曲應(yīng)力，MPa； —支點(diǎn)到截面距離，mm；mm —輥頸軸承處支反力，KN； —抗彎截面系數(shù)，mm； —抗扭截面