小型板帶軋制機床設計

小型板帶軋制機床設計,小型板帶軋制機床設計,小型,軋制,機床,設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1研究的意義及目的 本文是以小型板帶軋制機床為研究對象進行設計。目前國內(nèi)外大型軋機的生產(chǎn)和設計技術(shù)水平已達到國際水平，但是小型板帶軋機的發(fā)展仍然停滯不前，數(shù)目屈指可數(shù)。但是用大型軋機來加工像電阻絲帶之類的小型制件，成本太高，而且會帶來很多不便。因此設計小型板帶軋機具有很重要的意義。 1.2 動態(tài)軋制理論的建立及發(fā)展 德國有關(guān)人士認為，德國要與美國競爭，只能優(yōu)先發(fā)展理論。我國軋鋼技術(shù)要趕超國外先進水平，必須在軋制理論上有所突破。北京鋼鐵研究總院張進之教授經(jīng)過40年多年的研究，創(chuàng)建了具有自主知識產(chǎn)權(quán)的軋制動態(tài)理論體系，并在實踐中得到應用、驗證和發(fā)展。 包括動態(tài)設定AGC和新型板形測控方法等技術(shù)創(chuàng)新內(nèi)容的寬厚板軋機計算機控制系統(tǒng)已在美國4064mn寬厚板軋機上成功應用，并得到美方好評。這項高新技術(shù)裝備出口有十分重要的意義，證明了我國自主開發(fā)的創(chuàng)新技術(shù)的先進性，已沒有必要從國外引進同類技術(shù)。 1.3 板帶生產(chǎn)技術(shù)和理論發(fā)展過程 平輥軋制扁平材可追溯到14世紀。繼而在1480年，達·芬奇設計了四輥軋機圖，1953年法國人用它軋制金、銀板制幣。1891年美國建成現(xiàn)代型2800mm四輥中厚板軋機，又于1961年建成5250mm寬厚板軋機?，F(xiàn)代型四輥板軋機主要是用于熱軋，這類軋機的局限性在于軋件溫降快，難于軋成更薄的板帶材。雖然19世紀末，歐洲實驗了板帶熱連軋技術(shù)，受當時技術(shù)限制，直到1926年在美國才實驗成功熱連軋機。熱連軋機的發(fā)明使冷連軋成為可能，因為冷連軋與單機冷軋在技術(shù)上相比無太大難度，能否實現(xiàn)冷連軋機生產(chǎn)方式，關(guān)鍵是需要熱連軋供應原料。 生產(chǎn)實踐促進了科學技術(shù)的進步，板帶軋機的生產(chǎn)應用，使變形流動的最小阻力定律、體積不變條件和軋制過程中秒流量相等條件等規(guī)律逐漸被人們所認識。1925年卡爾門提出軋制力微分方程，標志著數(shù)學化的軋制理論開始建立，之后，以軋制壓力計算為中心的軋制理論得到了飛速發(fā)展。1950年英國人發(fā)明了軋機彈跳方程，引入軋機剛度概念，使軋制理論和技術(shù) 在軋鋼史上產(chǎn)生了一次大的飛躍。 1957年P(guān)hillips用兩架張力微分方程代替秒流量相等條件，引進厚度延時方程、力矩計算公式及傳動系統(tǒng)運動方程等，實現(xiàn)了連軋過程的計算機模擬。 板形理論研究遠早于厚控理論，它以軋輥撓度計算為基礎。60年代起斯通的彈性基礎梁理論、Sholet為代表的影響函數(shù)法及有限元計算等現(xiàn)代板形理論，使板形理論研究出現(xiàn)了新高潮。 軋制理論的發(fā)展緩慢甚至停滯，使板帶材技術(shù)創(chuàng)新的重心從理論研究轉(zhuǎn)移到裝備技術(shù)方而，提高裝備技術(shù)水平成為軋制技術(shù)創(chuàng)新的主流，出現(xiàn)各種新型技術(shù)裝備，如解決板形問題的彎輥裝置，HC，PC軋機，CVC，VC，DSR軋輥等。 20世紀后期，以四輥連軋機為基礎，裝備向大型化、高速化、連續(xù)化、自動化迅速發(fā)展。由于依靠裝備水平提高亦可提高板帶材質(zhì)量，不僅形成高剛度代表軋機水平的論斷，同時也導致裝備的復雜化。 60年代，熱連軋技術(shù)進步是在軋制理論滯后的條件下實現(xiàn)的，主要靠裝備創(chuàng)新和復雜的控制系統(tǒng)。我國的實際工業(yè)基礎水平，沿國外的方式發(fā)展無法實現(xiàn)大型連軋機國產(chǎn)化，所以也就無法實現(xiàn)鋼鐵強國的愿望。張進之教授從50年代起在我國獨立開展的以動態(tài)、多變量、非線性為出發(fā)點的軋制動態(tài)理論研究，己在國內(nèi)外應用并得到實踐驗證和發(fā)展。應當應用這些創(chuàng)新知識和技術(shù)改造己引進的先進冷、熱連軋機數(shù)學模型，進一步提高產(chǎn)品質(zhì)量。對50年代老連軋機進行全而技術(shù)改造，使產(chǎn)品質(zhì)量達到國內(nèi)領(lǐng)先水平;新建板帶軋機不要再引進了，完全可以自主設計和制造。實現(xiàn)不了連軋機及控制系統(tǒng)國產(chǎn)化，就圓不了鋼鐵強國的夢。在制定“十五”科技攻關(guān)計劃和2015年遠景規(guī)劃時，應把連軋機的國產(chǎn)化放在重要地位，優(yōu)先解決。 1.4 小型軋制機床發(fā)展狀況 小型軋機也經(jīng)歷過從橫列式改造成連續(xù)式軋機的道路。目前采用直接吃130-200mm方坯一火成材的工藝，軋機的型式也多種多樣，基本上取消了舊式的開口機架或閉口機架，代之以新型的FSC(節(jié)能緊湊式)軋機，懸臂軋機，卡盤式軋機，“紅圈”軋機等?，F(xiàn)將印象最深的幾種新技術(shù)簡單介紹如下： 1、Danieli的ESC軋機(節(jié)能緊湊式軋機) 這種軋機是1984年開發(fā)的，目的是減少軋鋼廠投資，降低消耗成本?，F(xiàn)已有六家工廠應用，它的結(jié)構(gòu)特點是排列較緊湊的懸臂軋機，軋輥輥環(huán)裝在兩根懸臂軸上?？梢愿鶕?jù)不同生產(chǎn)品種選用不同材質(zhì)的輥環(huán)(碳化鎢、鑄鐵、特殊鋼等)，我們參觀的廠中有兩家有這種軋機，據(jù)介紹每個軋槽使用壽命，粗軋為20000t/每次車削，精軋為300t/每次車削。軋機備有專門的快速換輥裝置，軋輥輥環(huán)與進出口導衛(wèi)甚至冷卻水管都裝在一個裝置(稱為Sandwich)中，固定在軋機的兩根懸臂軸頸上，軸頸為錐狀，端面有橫鍵。換輥時只用6-9分鐘即可把預先在裝輥間準備好的另一套Sandwich裝置換上。在裝輥間預裝的時間為15-18分鐘。這種軋機采用液休摩擦軸承作為靠近軋輥的支承，使軸頸增加強度及剛度，使軋機能承受較大軋制力。它的剛性雖不及雙支承的高剛度，短應力線軋機，但與用滾動軸承的傳統(tǒng)軋機相差不多，甚至高些。ESC軋機輥徑在功430-501711T1之間多用作粗軋機，功220-430mm之間的用作中軋或精軋并可做成平一立可換的型式，可在2-3分鐘內(nèi)從水平機架變成立式機架，以適應多品種軋制的要求。這種軋機把電機及整個傳動系統(tǒng)和齒輪座都裝置在一起，因而重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊，設備投資可減少10%以上;操作方便(處理事故，換輥、換品種都方便);它可以實現(xiàn)緊湊排列，減少占地面積;還可以減少軋件溫降，從而使開軋溫度由11500C降到10800C。采用這種軋機備件少，比用其他形式軋機減少50%備件”這種軋機用作立輥也沒有很高的機架，立輥軋機與平輥軋機重量相當。因此用ESC軋機便于實現(xiàn)無扭軋制，平立相間布置軋機。 2、Pomini的緊湊軋機 Ponmini用雙支承的“紅卷”軋機緊湊布置而成的粗軋機組正式投產(chǎn)的有兩臺;第一臺在VICENZA，是四機架連軋，功560軋機，機架中心距2000mm, 1985年投產(chǎn)，是平一平一立一平布置，來坯為140-150mm方坯，出口斷面為115-11860-70Tnn1。出口速1.2m/s。在開軋溫度10000C時最大的軋制力為185.61N，軋制力矩20.4851 T·m。軋機單架延伸率在1.3以下。軋機都是直流電機單獨傳動，前兩架主電機功率380kW，后兩架為450kW，轉(zhuǎn)速都是700/1400r/min，整個機組占地面積88m，設備高6m，在線設備重183.4t(不包括主電機)，產(chǎn)量為120t/h第二臺在Bozlano是六機架連軋，頭兩架為誘750750mm，后四架為功650650，全都是直流電機單獨傳動(前兩臺是500kW, 500/1000r/min，后四架是800kW，500/1200r/nlin)，軋機是平立交替布置。來料是200mm, 160mm或127mm方形合金鍛坯，軋制160mm方坯時前兩架作送料輥，軋制127mm方坯時前四架作送料輥，只軋兩道。出口斷面為 105mm方坯。這臺軋機比第一臺緊湊，機架中心距為1500mm，相當于軋輥直徑的2倍。軋機并沒有采用推力咬入，大壓下量軋制，而是一般常規(guī)的壓下量。軋機自1986年夏季投產(chǎn)以來，生產(chǎn)很正常，僅在試車時因過量冷卻水澆到軋件上引起扁菱形的軋件上翹發(fā)生堵鋼事故，經(jīng)火焰切割，將軋機拉出線外處理，前后用了一個半小時。自采用防水擋板，避免冷卻水直噴軋件后，沒有發(fā)生類似事故。機架備有自己單獨拉出用的小車，軋機工作時在導軌上用四個鎖緊器鎖住，鎖緊力為79 t，由蝶簧鎖禁，依壓打開。軋輥上開有2-4個孔型，磨損或換規(guī)格時，打開鎖緊器，橫移機架，就可以對正。Pomini六機架緊湊軋機總重230 t(不包括電動機)地面積和第一臺四機架軋相似。 3、Danieli的“卡盤”軋機和Pamini的“紅圈”軋機 這兩種都是無牌坊短應力線軋機，在意大利各軋鋼廠普遍使用。它們有平輥、立輥、平一立可換和萬能等各種型式;一般后兩種都是設在精軋機組，而在前面則是平立輥交替置。軋機的調(diào)整毛作墓本卜都在予裝間完成，在線上幾乎不進行調(diào)整。軋機的軸向調(diào)整都是采取軸承座不動，軋輥本身移動的方式?！凹t圈”軋機是液壓平衡的，“一片盤”軋機有液壓平衡的，也有彈簧元衡的、壓下均是通過正反扣螺檢對稱調(diào)整.軋機規(guī)格從小到大都有，最小270，最大750。 4、連續(xù)定尺剪切系統(tǒng)(CCL系統(tǒng)) 在我國有兩家公司都在推廣它們新近研制的冷剪型材連續(xù)作業(yè)線。過去在冷床冷卻后的型鋼，經(jīng)矯直后都是成排地用冷剪切成定尺，由于是停剪，生產(chǎn)率低，加上后部工序沒有完全機械化和自動化，型鋼的計數(shù)、堆垛、打捆包裝都是不適應連軋機的高效率高產(chǎn)量的。這種連續(xù)定尺剪切系統(tǒng)由多線矯直機，冷切飛剪機和后面的型鋼自動計數(shù)、堆垛、稱量，打捆包裝作業(yè)線連在一起，實現(xiàn)了小型軋機精整工序的全部機械化和自動化。Daniela的CCL系統(tǒng)可同時剪切3~15根軋件(排開寬度1200mm)，剪切定尺長6~24m，剪切速度1.25 m/s，產(chǎn)量達165 1/h，剪切長度公差士15mm,整個作業(yè)線全長僅33-40m。在這條作業(yè)線中，多線矯直機及曲柄式冷切飛剪是關(guān)鍵設備，兩者共重50t,售價80萬美元。Pomini的同樣性質(zhì)的作業(yè)線的剪切速度為2-2.3m/s，但定尺長度公差是士20mm，冷切飛剪的剪切力為200-230t。這種作業(yè)線都是用PLC控制的。 5、冷床前的分段飛剪 我國安陽鋼廠已經(jīng)引進了DanicIi公司的小型高速高精度飛剪機，它基本上代表了該公司現(xiàn)有分段飛剪的水平。Pomini公司的分段飛剪，工作原理及結(jié)構(gòu)型式與Danieli的相似，但最高速度可達30m/s。在參觀Pomini裝配車間時見到一種啟動工作制的飛剪。它由一臺低慣量的直流電動機(N=260kW，n= 600r/min)帶動，在傳功系統(tǒng)中有一對m=10, Z/Z=19/29的齒輪，并有一個可以離合的飛輪。剪機本身結(jié)構(gòu)很簡單，重量才4820 kg。最短剪切周期為0.9s，在速度13 m/s時，可剪切最短12 m長的軋件。這種飛剪在剪大斷面時用飛輪，并且是以曲柄式飛剪形式工作，剪小斷面時，速度高，不用飛輪，而且把刀架曲柄鎖住，成回轉(zhuǎn)式飛剪工作。這種飛剪工作靈活，適應品種范圍廣，是一種很好的新結(jié)構(gòu)。 1.5主要研究內(nèi)容 本文主要研究的是小型板帶軋制機床，是用來制作轎車內(nèi)點煙用的電阻絲帶。需要完成以下工作：第一步粗軋，把原材料直徑1.5mm的線狀料軋制成厚度為0.40mm，寬度為1.61mm的板帶；第二步精軋，將第一道工序的產(chǎn)品再次加工為厚度為0.25mm，寬度為1.61mm的板帶，并要求有一定的表面質(zhì)量；第三步為，將第二步的產(chǎn)品彎成V形帶槽，使成品。 文中主要論述了小型板帶軋制機床總體方案的確定過程，電機功率和軋輥的計算過程以及軸的校核過程。 38 第2章 總體方案的確定 本設計為小型板帶軋制機床的設計。 機械一般是由原動機、傳動機構(gòu)、工作機構(gòu)組成。 2.1 原動機的選擇 第一個方案：選擇電動機。 電動機是將電能轉(zhuǎn)化為機械能，功率大，動力強，體積小，不污染環(huán)境，不排除廢氣，噪音也小，但工作需要電能，便于用在固定場合。 第二個方案：選擇內(nèi)燃機。 內(nèi)燃機將化學能轉(zhuǎn)化為機械能，需要燃燒燃料，體積比較大，排除廢氣會污染環(huán)境，噪音也很大，便于用在交通工具上。 比較兩個方案的優(yōu)缺點，選擇電動機。 2.2 傳動類型的選擇 選擇時應根據(jù)工作機的工作情況（功率，速度，使用條件）、傳動裝置的效率、傳動比、質(zhì)量尺寸、制造與成本等因素綜合考慮，還要考慮與工作機，原動機的匹配，與操縱和控制裝置的匹配量。 第一方案：選擇帶傳動。 優(yōu)點：易于實現(xiàn)兩軸中心距較大的傳動；帶富有彈性，能緩沖吸振，因而傳動平穩(wěn)無噪聲；結(jié)構(gòu)簡單，制造，安裝，維護方便，成本低；摩擦型帶傳動過載時，帶會在帶輪上打滑，可防止其他機件損壞，起過載保護作用。 缺點：外輪廓尺寸大，不緊湊；傳動效率低，平帶傳動一般為0.95，V帶傳動一般為0.92；帶的壽命較短，一般僅2000~3000H；摩擦型帶傳動因帶與帶輪間存在相對滑動，而不能保證準確的傳動比。 第二方案：選擇鏈傳動。 優(yōu)點：無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，平均傳動比準確，工作可靠，效率較高；傳遞功率大，過載能力強，相同工況下的傳動尺寸小；所需張緊力小，作用于軸上的壓力??；能在高溫，多塵，潮濕，有污染等惡劣環(huán)境中工作。 缺點：瞬時的鏈速和傳動比不恒定，傳動平穩(wěn)性較差，有噪聲，不宜用于載荷變化很大和急速反向的傳動中。 第三方案：選擇齒輪傳動。 優(yōu)點：效率高，傳動比準確，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，使用壽命長。齒輪傳動的功率可達幾萬千瓦，速度高達200m/s,應用范圍廣泛。 缺點：制造和安裝的精度要求較高，不適合大中心距傳動。 第四個方案：選擇蝸桿傳動。 優(yōu)點:可以獲得較大的單級傳動比。在動力傳動中，傳動比的一般范圍在5-80，對非動力傳動，傳動比可達1000或更大，由于傳動不大，零件數(shù)目少，因而結(jié)構(gòu)僅湊，有由于蝸桿齒是連續(xù)的螺旋齒，與蝸輪輪齒的嚙合是逐漸進入或退出嚙合，因而傳動平穩(wěn)，振動和噪聲小，另外不需其他輔助機構(gòu)既可獲得傳動的自鎖性。 缺點：效率低，不宜再大功率連續(xù)運轉(zhuǎn)條件下工作。為減輕齒面磨損及避免膠合，蝸輪一般需要同較貴重的減摩材料制造。 由于小型機床需要的空間小，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低。綜合比較各種傳動類型的優(yōu)缺點，選取第三個方案—齒輪傳動。 由于工作部分速度小，不能承受電動機的高速運轉(zhuǎn)，需要減速器裝置，且小型軋制機床要求空間小，結(jié)構(gòu)緊湊，故采用帶電動機的減速器。 2.3 工作機構(gòu)的確定 加工工序的確定： 第一個方案：兩對軋輥—分兩步完成：第一步，將原材料為Φ1.5mm的線狀材料軋制成厚度為0.25mm，寬度為1.61mm的板帶；第二步，將板帶完成V形帶槽，使成品。 優(yōu)缺點：效率高，但容易使板料產(chǎn)生塑性變形，甚至出現(xiàn)裂紋，精度不高。 第二個方案：三對軋輥—分三步完成：第一步粗軋，把原材料為Φ1.5 mm 的線狀材料軋制成厚度為0.40mm，寬度為1.61mm 的板帶；第二步精軋，將第一道工序的產(chǎn)品再次加工為厚度為0.25mm，寬度為1.61mm的板帶，并要求一定的表面質(zhì)量；第三步為，將第二步的產(chǎn)品彎成V形帶槽，使成品。 缺點：成品達到的精度高，質(zhì)量好。 本次設計要求成品精度高，比較兩個方案的優(yōu)缺點選取第二個方案。 原動力的傳遞路徑： 第一個方案：由傳動系統(tǒng)傳給中間一組軋輥，再由中間軋輥傳遞給兩邊的軋輥。 優(yōu)缺點：路徑短，功率損耗少。 第二個方案：由傳動系統(tǒng)傳給第一組軋輥，再由第一組軋輥傳給第二組軋輥，再由第二組軋輥轉(zhuǎn)給第三組軋輥。 優(yōu)缺點：路徑長，功率損耗多。 比較兩個方案的優(yōu)缺點選取第一個方案。 工作機構(gòu)的原理與結(jié)構(gòu)設計： 原材料由進料口進入，通過導料裝置進入第一組軋輥，被軋制后變成寬度為1.61mm，厚度為0.40mm；進入第二組軋輥后，被軋制成寬度為1.61mm，厚度為0.25mm；進入第三組軋輥后，變成V形板帶，即成品。最后由出料口出來。上軸如圖2.1所示： 圖2.1 上軋輥軸 下軸如圖2.2所示： 圖2.2 下軋輥軸 2.4 本章小結(jié) 主要對小型板帶軋制機床的總體設計方案以及原動機、傳動系統(tǒng)和工作機構(gòu)的進行設計。小型軋制機床要求空間小，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低?？傮w方案確定了原動力為帶電動機的減速器；傳動系統(tǒng)為齒輪傳動；工作部分通過軋輥來執(zhí)行，由三組軋輥軸分別對制件進行壓制，使制件完成粗軋、精軋、成品三部分的軋制。軋輥軸通過齒輪嚙合將動力傳遞給每一個軋輥軸。 第3章 軋制機床的結(jié)構(gòu)設計 3.1 制件出口速度 該機床的生產(chǎn)能力為每10S內(nèi)纏成一個，每個為16.5圈，最里圈半徑為3mm，每圈之間的間距為0.80mm。 根據(jù)圖3.1計算每個螺旋線總長： L =∫033π[r0+1.05φ/2π]dφ = r033π+[1.05(33π)2]033π/4π =1209 mm 圖3.1 螺旋線 由于要求每10秒纏成一個，而每個長1209mm,故每秒120.9mm，即第三輥的軋件速度為120.9mm/s 3.2 軋輥直徑及齒輪齒數(shù)的確定 由于是小板帶生產(chǎn)，而且材料為鐵鉻鋁合金，所以此設計為小型軋制機器的設計，先粗略估計其功率小于1kW。由于一般的電機都是高速的（幾百轉(zhuǎn)每分），而生成成品要求是120.9mm/s，所以軋輥轉(zhuǎn)速很低。為了機構(gòu)簡單，占用空間小，先擬訂選擇擺線針輪減速器，輸出轉(zhuǎn)速為35r/min，功率待定。 由于總體方案分為三道軋制：粗軋、精軋、成品，這三道工序連續(xù)進行，由此知，第一組軋輥的坯料出口速度Vh1是第二組軋輥的入口速度VH2，同理，第二組軋輥的出口速度Vh2為第三組軋輥的入口速度V3。也即，Vh2=V3=120.9mm/s。 3.2.1 第三組軋輥直徑計算 由于第三組軋輥的作用不是使板材變薄，而是使其彎曲，故板材厚度不變，由vh=定值可知，整個過程中軋件的速度不變，而在中性點軋件的速度等于軋輥的速度，故第三組軋輥的速度為120.9mm/s，根據(jù)公式（3.1） V3=2πRr (3.1) 式中：V3—軋輥的線速度； R —軋輥半徑； R —軋輥轉(zhuǎn)速。 所以R＝33mm，這里轉(zhuǎn)速為減速機的輸出轉(zhuǎn)速35r/min。 故可求得第三組軋輥直徑為66mm。 3.2.2 第二組軋輥直徑計算 此輥子主要任務是將第一次粗軋的0.40mm的板帶再次軋為厚度為0.25mm的板帶，考慮到在軋制時有前滑和后滑，故其出口處線速度比軋輥的線速度大，先取D2=58mm。 軋輥變形區(qū)如圖3.2： 由圖3.2得 cosф=(R-0.075)/R=(28-0.075)/28=0.9973 所以cos(ф/2)=0.99935 由公式(3.2) Sh2=[hcos(ф/2)+D(1-cos(ф/2))cos(ф/2)]/h-1 (3.2) 圖3.2 軋制變形區(qū) 得 Sh2=[Dcos(ф/2)-h](1-cos(ф/2))/h =(580.99935-0.25)(1-0.99935)/0.25 =0.149 由于Vh2=120.9mm/s，Sh2=(Vh2-V3)/V3 所以第二組軋輥的線速度V3為： V3=120.9/1.149=105.222mm/s 而V2=πd2n2=π583560=106.29mm/s 其誤差為 A=（106.29-105.22）/105.22100℅=1% 合乎要求。 3.2.3 第一組軋輥直徑計算 由Vh=C(C為定值)得 VH2=76.35mm/s 此線速度為第二輥的入口速度，也是第一輥的出口速度?，F(xiàn)選擇第一組軋輥直徑為50mm。由于毛坯是圓柱材料，所以其等效矩形高度為1.20mm，所以，進第一軋輥軋后h減少0.80mm。 根據(jù)與第二組軋輥相同的方法計算cosф，得 cosф/2=0.99599 計算得，Sh1=0.495， 所以可得V1=VH1/1.495=51.07mm/s。 由于πd1n1/60=V1， 所以n1=60V1/πd1=6051.07/50π=19.507r/min， 所以I=n2/n1=35/19.51=1.7942。 3.2.4 齒輪齒數(shù)的確定 根據(jù)以上的計算，且考慮齒輪的正確嚙合，分別選第1、2、3軸上的傳動齒輪齒數(shù)為36、20、18，惰輪齒數(shù)為33。 3.3 減速器功率的計算 減速器的功率等于三組軋輥功率之和。即P=P1+P2+P3。 3.3.1第一組軋輥軸功率的計算 欲確定功率，必須首先確定軋輥的力矩。在軋制過程中，軋輥所需的力矩Mm由下面四部分組成： Mm=M/I+Mf+Mk+Md （3.3） 式中：M—軋制力矩，用于使軋件塑性變形所需的力矩； Mf—克服軋制時發(fā)生在軋輥軸承、傳動機構(gòu)等的附加摩擦力矩； Mk—空轉(zhuǎn)力矩，即克服空轉(zhuǎn)時的摩擦力矩； Md—動力矩，為克服軋輥不勻速運動時產(chǎn)生的慣性力所必須的力矩； I—傳動比。 1、軋制力矩的計算 確定軋制力矩有三種方法： （1）按金屬作用在軋輥上的總壓力p計算軋制力矩。 （2）按金屬作用在軋輥上的切向摩擦力計算軋制力矩。 （3）按軋制時的能量消耗確定軋制力矩。 這里采用第一種方法。 軋制壓力計算公式的一般形式為： P=∫0l(pxdx/cosφ)cosφ+∫rltx/cossinφ-∫0lrtxdx/cosφsinφ （3.4） 由于上式第二三項分別為后滑和前滑區(qū)摩擦力在垂直方向上的分力，他們與第一項相比很小，甚至可以忽略不計，則軋制力可以寫成： P=∫0lpxdx （3.5） 本計算采用卡爾蔓微分方程的A.H.采里可夫解。即： P=e±∫δ/ydy(c+∫k/y(e±∫C/ydy)dy 其中δ=2lf/Δh， 積分后得： 在前滑區(qū)：px=c0y-δ+k/δ （3.6） 在后滑區(qū)：px=c1yδ-k/δ （3.7） 根據(jù)條件知：c0=k(ξ-1/δ)(H/2)δ c1=k(ξ+1/δ)(h/2)-δ 綜上各式得： 在后滑區(qū)：Px= k/δ［（ξ0δ-1）（H/hx）δ+1］ 在前滑區(qū)：Px= k/δ［（ξ1δ+1）（hx/h）-δ-1］ 最后，化簡得： 在后滑區(qū)Px=＝k/δ［（δ-1）（H/hx）δ+1］ 在前滑區(qū)Px=＝k/δ［（δ+1）（hx/h）δ-1］ 現(xiàn)做一下積分變換，并進行近似化簡，由圖3-3得： hx=h/2+Δh/2x/l=0.2+0.4x/4.454=0.2+0.09 圖3.3變形區(qū)示意圖 由于材料為鐵鉻鋁，取其屈服強度為150MPa。 則K=1.15σф=1.15150=172.5MPa 則P =∫0l/2k/δ[(δ+1)(hx/h)δ-1]dx+∫l/2lk/δ[(δ-1)(H/hx)δ+1]dx =∫02.227172.5/3.34[(3.34+1)((0.2+0.09x)/0.4)3..34-1]dx +∫2.2274.454172.5/3.34[(3.34-1)(1.2/(0.2+0.09x))3.34+1]dx =224.2∫02.227(0.5+0.225x)3.34dx+∫2.2274.454224.24(0.2+0.09x)-3.34dx =224.2/0.225∫02.227[(0.5+0.225x)3..34d(0.5+0.225x) +224.24/0.09∫2.2274.454 (0.2+0.09x)-3.34d(0.2+0.09x) =224.2/(0.2254.34)[(0.5+0.225x)3.34d(0.5+0.025x) =573.865N/mm 這是單位寬度內(nèi)的壓力，所以輥子受力為： P1=PB=573.8651.61=923.979N=0.9239kN 軋制力矩M為：M=P1Фl=0.92390.0152.18=0.0302N·m。 式中： Ф為軋制力臂系數(shù)，取Ф=0.015； l為接觸弧長，經(jīng)計算得l=2.18mm。 2、附加摩擦力矩的計算 （1）軋輥軸承中的附加摩擦力矩Mf1 由 Mf1=p1d1f1 （3.8） 得Mf1=0.9239500.0002=0.009239N.m， 其中： d1為第一組輥子直徑； f1為軋輥軸承摩擦系數(shù)； 冷軋取為f1=0.0002。 （2）傳動機構(gòu)中的摩擦力矩Mf2 由 Mf2=(1/η1-1)(M+Mf1)/I （3.9） 得Mf2=(1/0.9-1)0.0302+0.009239)/1.795=0.00016N·m， 其中： η1為效率，取η1=0.9； I為傳動比。 所以摩擦力矩Mf=Mf1/I+Mf2=0.009239/1.795+0.00016=0.0051N·m。 3、空轉(zhuǎn)力矩的計算 由公式K=0.0004，MH=0.000419/3 得MK=0.000419/3=0.0025N·m 4、第一組軋輥功率的計算 根據(jù)M=MZ+Mm+Mk 得M=0.0302/1.795+0.0051+0.0025=0.0244N·m。 由于軋輥連續(xù)平穩(wěn)工作，所以取近似值，Mjum=M=0.0244N·m， 其中Mjum為等效力矩。 所以由公式 N1=0.105Mjumn/η 得第一組輥子的上輥所需功率為： N1=0.1050.024435/0.9=99.82W 由此知，第一組軋輥所需總功率為： N=2N1=199.630W 3.3.2 第二組軋輥功率計算 計算接觸計弧長L： 由前面的計算知，R=29mm。 又已知，BC=Δh/2=(0.4-0.25)/2=0.075mm， 參見圖2.2，cosФ=OC/OA=(29-0.075)/29=0.9974， 所以Ф=4.122°。 由此知，AC弧長為 L=4.122πd2/360=4.122π60/360=2.08mm hx=0.125+0.075X/2.08=0.125+0.036x δ=2fl/Δh=22.080.30/0.15=8.32 其中，f為摩擦系數(shù)取0.30。 1、軋制力矩的計算 計算單位壓力： P2=∫01.04K/δ[（δ+1）（hx/h）δ-1]dx+∫1.042.08k/δ[(δ-1)(H/hx)δ+1]dx =∫01.04K/（δ+1）（hx/h）δdx+∫1.042.08k/(δ-1)(H/hx)δdx =∫01.04172.5(8.32+1)(0.125+0.036x)8.32dx+∫1.042.08172.5(98.32-1)(0.4/(0.125 +0.036x))8.32/8.32dx =193.23[(0.125+0.036)9.332]01.04 +(0.074/(-7.32))[(0.125+0.036x)-7.32]1.042.08 =474.4 =0.4744KN/mm 所以第二組輥的下輥受壓力為： P2=PB=0.47441.61=0.7638kN 計算一個軋輥所需軋制力矩為： M=P2Φl=0.76380.0152.08=0.00238N·m 2、附加摩擦力矩的計算 Mf1=P2d2f1=0.7638580.0002=0.0088N·m Mf2=(1/η2-1)(M+Mf1)/I=(1/0.9-1)(0.00238+0.0088)/1 =0.011N.m Mm=Mm1/I+Mm2=0.0088+0.011=0.0198N·m 3、空轉(zhuǎn)力矩的計算 Mk=0.000219/3=0.0012N·m 4、第二組軋輥功率的計算 M=MZ/I+Mm+Mk =0.00238+0.0134+0.0012=0.02338N·m 所以，第二而組軋輥所需總功率為： N2=2N2=269.42=138.84W 3.3.3第三組軋輥功率的計算 第三組輥子的工作是把前兩道工序大的產(chǎn)品折成V型帶，所以所需功率很小，這里粗略估計為100W。 3.3.4減速器功率的計算 N=N1++N2+N3 =190+138.8+100=428.8W 由參考文獻[10]得，與此功率對應的擺線針輪減速器的最小功率為735W，所以選擇0.735kW的減速器，其型號為8105型XWD型減速器。其外形如圖3.4所示： 圖3.4減速器 各部分尺寸由文獻[1]查得減（變）速器。電機與電器，擺線針輪減速器8105系列XWD型減速器。 3.4 齒輪的設計計算 3.4.1 齒輪材料的選擇 因是一般用途的齒輪傳動，傳動功率不大，且對結(jié)構(gòu)尺寸無嚴格要求，可選擇軟齒面齒輪傳動。由文獻[5]表6.2，第三組軋輥軸上左右傳動齒輪可選40Cr ，齒面硬度270~280HBS，第二組軋輥軸上左右傳動齒輪可選40Cr鋼，齒面硬度270~280HBS，第一組軋輥軸上左右傳動齒輪可選45鋼，齒面硬度為190-200HBS。每組軋輥上上下傳動齒輪選45鋼，齒面硬度為190-200HBS。惰輪軸選45鋼，齒面硬度為230-240HBS。 3.4.2 齒輪基本尺寸的確定 1、上下傳動齒輪尺寸的確定 為了保證軋輥正常軋制，兩軋輥中心間的距離等于上下嚙合的兩齒輪的中心距。 第一組軋輥軸上的齒輪： a=(d1+d2)/2=50+0.40=50.40mm 其中：d1,d2分別為上下兩齒輪的分度圓直徑。 分度圓直徑： d1=d2=50.40mm 齒寬： b=Φdd1=0.4×50.40=20.16mm，圓整為20mm。 為了避免齒輪齒數(shù)和尺寸過大，選取z=28，m=1.8，則 齒頂圓直徑： da=d+2ha=(z+2ha*)m=(28+2×1.0)×1.8=54mm 齒根圓直徑： df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(28-2×1.0-2×0.25)×1.8=45.9mm 圓整為45mm。 da≤160mm,故齒輪做成實心結(jié)構(gòu)，如圖3.4所示。 第二組軋輥軸上的齒輪： a=(d1+d2)/2=58+0.25=58.25mm 其中：d1,d2分別為上下兩齒輪的分度圓直徑。 分度圓直徑： d1=d2=58.25mm 齒寬： b=Φdd1=0.4×58.25=23.30mm，圓整為23mm。 為了避免齒輪齒數(shù)和尺寸過大，選取z=33，m=1.765，則 齒頂圓直徑： da=d+2ha=(z+2ha*)m=(33+2×1.0)×1.765=61.775mm 齒根圓直徑： df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(33-2×1.0-2×0.25)×1.765=53.833mm,圓整為53mm。 da≤160mm,故齒輪做成實心結(jié)構(gòu)。 外形圖如圖3.4所示。 第三組軋輥軸上的齒輪： a=(d1+d2)/2=59.84mm 其中：d1,d2分別為上下兩齒輪的分度圓直徑。 分度圓直徑： d1=d2=59.84mm 齒寬： b=Φdd1=0.442×59.84=26.5mm，圓整為26mm。 為了避免齒輪齒數(shù)和尺寸過大，選取z=35，m=1.681，則 齒頂圓直徑： da=d+2ha=(z+2ha*)m=(35+2×1.0)×1.681=62.197mm 齒根圓直徑： df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(35-2×1.0-2×0.25)×1.681=54.633mm，圓整為54mm。 da≤160mm,故齒輪做成實心結(jié)構(gòu)，外形圖如圖3.5所示。 圖3.5 第一組軋輥軸上下傳動齒輪 2、左右傳動齒輪 左右傳動齒輪齒數(shù)已由軋輥計算中給出。 第一組軋輥軸上的齒輪：z=36，m=2，則 分度圓直徑： d=zm=36×2=72mm 齒寬： b=Φdd1=0.4×72=28.8mm,圓整為30mm 齒頂圓直徑： da=d+2ha=(z+2ha*)m=(36+2×1.0)×2=76mm 齒根圓直徑： df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(36-2×1.0-2×0.25)×2=67mm da≤160mm,故齒輪做成實心結(jié)構(gòu)，外形圖如圖3.4所示。 第二組軋輥軸上的齒輪：z=20，m=2，則 分度圓直徑： d=zm=20×2=40mm 小齒輪齒寬要比大齒輪齒寬大5-10mm：b=33.8+5=38.8mm,圓整為40mm。 齒頂圓直徑： da=d+2ha=(z+2ha*)m=(20+2×1.0)×2=44mm 齒根圓直徑： df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(20-2×1.0-2×0.25)×2=35mm da≤160mm,故齒輪做成實心結(jié)構(gòu)，外形圖如圖3.4所示。 第三組軋輥軸上的齒輪：z=18，m=2，則 分度圓直徑： d=zm=18×2=36mm 小齒輪齒寬要比大齒輪齒寬大5-10mm：b=33.8+5=38.8mm,圓整為40mm， 齒頂圓直徑： da=d+2ha=(z+2ha*)m=(18+2×1.0)×2=40mm 齒根圓直徑： df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(18-2×1.0-2×0.25)×2=31mm da≤160mm,故齒輪做成實心結(jié)構(gòu)，外形圖如圖3.4所示。 3.5各軸的設計計算 3.5.1第一組軋輥軸的設計計算 第一組軋輥對應的軸： p=199.63W，n=19.507r/min 軸的材料選用40鋼，根據(jù)實心軸扭轉(zhuǎn)強度公式可得出軸的直徑計算公式： （3.10） 式中 ：P-軸傳遞的功率（kW）； n-軸的轉(zhuǎn)速。 A= （3.11） 查參考文獻[7]P301 表18-2得出40Cr的A值為112，則=24.316mm 軸上開有鍵槽，會使軸的強度消弱，應該增大軸徑，一般一個鍵槽時，軸徑增大3%左右，有兩個鍵槽時應增大7%左右，且還要圓整為標準值。即： do≥(1+7%)d=26mm 取最小段軸徑為28mm，則： 軸段 1.與上下傳動齒輪相配合d=28mm，l=19mm 2.與軸承相配合d=30mm，l=9mm 3.軸肩，對軸承進行軸向定位 d=33mm，l=10mm 4.軋輥 d=50mm，l=20mm 5.軸肩對軸承進行軸向定位d=33mm，l=10mm 6.與軸承相配合d=30mm，l=9mm 7.與左右傳動齒輪相配合d=28mm，l=28mm 上軸的各部分尺寸： 軸段 1.與上下傳動齒輪相配合d=28mm，l=19mm 2.與軸承相配合d=30mm，l=9mm 3.軸肩，對軸承進行軸向定位d=33mm，l=10mm 4.軋輥d=50mm，l=20mm 5.軸肩對軸承進行軸向定位d=33mm，l=10mm 6.與軸承相配合d=30mm，l=9mm 滑動軸承在一般情況下摩擦損失較大，使用潤滑，維護也比較復雜；滾動軸承因其摩擦因數(shù)低，啟動力矩小，軸向尺寸小，特別是已經(jīng)標準化，使得設計，使用，潤滑，維護都很方便，在一般機器中獲得了較廣泛的應用。通常，在滾動軸承和滑動軸承都能滿足使用要求時，優(yōu)先選用滾動軸承。 球軸承制作方便，價格低，運轉(zhuǎn)靈活，而且本次設計要求的軸承受較平穩(wěn)的載荷，軸向載荷較小，甚至沒有，故選深溝球軸承。 為了保證軋輥的正確壓制，軸上軸承的外徑必須小于50mm，查文獻[1]第四卷，軸承內(nèi)徑30mm，外徑為42mm，寬度為7mm。如圖3.6所示： 同一根軸上的兩軸承尺寸相同。 齒輪通過鍵進行軸向定位,通常選用平鍵。 圖形3.6 軸承 根據(jù)軸的尺寸選擇鍵，上下傳動齒輪需要的鍵b×h×l=8×7×14m。如圖3.7所示。 圖3.7 鍵 左右傳動齒輪需要的鍵b×h×l=8×7×22mm。如圖3.8所示。 圖3.8 鍵 軸的兩端用軸端擋圈進行周向定位，軸端擋圈根據(jù)軸的直徑選擇，由文獻[8]表18-9兩端都選外徑為D=35mm的軸端擋圈如圖3.9所示。 圖3.9 軸端擋圈 擋圈用內(nèi)六角圓柱頭螺釘固定，按擋圈配合要求選用M6×16型號。螺釘外形如圖3.10所示： 圖3.10 內(nèi)六角圓柱頭螺釘 3.5.2第二組軋輥軸的設計計算 第二組軋輥對應的軸，p=138.84W, n=35r/min。 軸的材料選用40Cr根據(jù)實心軸扭轉(zhuǎn)強度公式可得出軸的直徑計算 由公式（3.10） 式中： P-軸傳遞的功率（kW）； n-軸的轉(zhuǎn)速。 其中， A= 查參考文獻[7]P301 表18-2得出40Cr的A值為112，則=17.73mm 軸上開有鍵槽，會使軸的強度削弱，應該增大軸徑，一般一個鍵槽時，軸徑增大3%左右，有兩個鍵槽時應增大7%左右，有三個鍵槽時應增大10%，且還要圓整為標準值。即 d(1+10%)d=20mm 取最小軸段為20mm,則下軸的其它各部分尺寸如下： 軸段 1.d=34mm，l=22mm 2.d=40mm，l=9mm 3.d=43mm，l=10mm 4.d=58mm，l=20mm 5.d=43mm，l=10mm 6.d=40mm，l=9mm 7.d=22mm，l=40mm 上軸各部分的尺寸： 軸段1.d=34mm，l=22mm 2.d=40mm，l=9mm 3.d=43mm，l=10mm 4.d=58mm，l=20mm 5.d=42mm，l=10mm 6.d=40mm，l=9mm 外形如圖3.11和3.12所示： 上軸： 圖3.11 第二組軋輥軸上軸 下軸： 圖3.12 第二組軋輥軸下軸 軸承的外徑必須小于58mm，根據(jù)參考文獻[1]第四卷選取型號為1000807的軸承，軸承外徑為52mm，寬度為7mm。圖形如圖3.6所示。 齒輪最右端通過聯(lián)軸器與減速器連接： 根據(jù)軸的直徑查取，查參考文獻[1]第四卷P29-27選取YL4型。聯(lián)軸器用M8的螺栓固定如圖3.13所示： 圖3.13 聯(lián)軸器 3.5.3 第三組軋輥軸的設計計算 第三組軋輥軸對應的軸p=100w，n=35r/min。 軸的材料一般選用40Cr根據(jù)實心軸扭轉(zhuǎn)強度公式可得出軸的直徑計算公式 式中： P-軸傳遞的功率（kW）； n-軸的轉(zhuǎn)速。 A= 查參考文獻[7]P301 表18.2得出40Cr的A值為112，則 =17.88 取軸上直徑最小段為d=20mm； 軸段 1.d=34mm，l=25mm 2.d=40mm，l=9mm 3.d=43mm，l=10mm 4.d=43mm，l=10mm 5.d=40mm，l=9mm 6.d=20mm，l=37.8mm 上軸各部分的尺寸： 軸段 1.d=34mm，l=25 mm 2.d=40mm，l=9mm 3.d=43mm，l=10mm 4.d=43mm，l=10mm 5.d=40mm，l=9mm 外形如圖3.14和3.15所示： 圖3.14 第三組軋輥軸上軸 圖3.15 第二組軋輥軸下軸 由于第4軸段是將制件軋制成V字形的軋輥，軋輥的形狀必然也為V字形，根據(jù)V形制件的尺寸和三角形相似原則計算出軋輥的形狀和尺寸如圖3.15： 軸承的外徑必須小于59.84mm，根據(jù)參考文獻[1]第四卷選取型號為1000807的軸承，軸承外徑為52mm，寬度為7mm。圖形如圖 3.6所示。 軸的兩端用軸端擋圈進行周向定位，軸端擋圈根據(jù)軸的直徑選擇，由參考文獻表18.9左端選外徑為D=45mm的軸端擋圈，右端選用外徑D=25mm。軸端擋圈用螺釘固定。圖形如圖3.6所示。 圖3.16 軋輥外形尺寸 齒輪通過鍵進行周向定位，上下傳動齒輪選用鍵的尺寸為b×h×l=12×8×20mm,左右傳動齒輪選用鍵的尺寸為b×h×l=6×6×28mm。圖形如圖3.8所示。 3.5.4 惰輪軸的設計 為了方便，將惰輪與軸做成一體，通過定位板定位。 3.5.5 軸的位置確定 第二組軋輥的下軸的垂直位置根據(jù)減速器的輸出軸確定，第一組軋輥和第三組軋輥的軋輥下軸位置要保證左右傳動齒輪和惰輪的正確嚙合，用作圖法確定，第一組軋輥距第二組軋輥的水平距離為90mm，垂直距離為4mm。第三組軋輥距第二組的水平距離為95mm，垂直距離為1.92mm。 每組軋輥軸之間的距離即為每組軋輥的中心之間的距離。且每組軋輥軸在同一垂 置方向上。各軸的位置如圖3.17所示： 圖3.17軸的位置示意圖 3.6軋制機床其他結(jié)構(gòu)的設計 3.6.1 軸承座的設計 軸承座用來固定軸承，確定軸承的位置，與調(diào)節(jié)機構(gòu)相連，尺寸如圖3.18所示： 圖3.19 軸承座 3.6.2 調(diào)節(jié)機構(gòu)的設計 為了防止軋輥在工作中相互摩擦而造成誤差，不能完成軋制，設計了調(diào)節(jié)機構(gòu).調(diào)節(jié)機構(gòu)用來調(diào)整每組軋輥軸上軸的垂直高度，以保證每組軋輥之間的距離保持不變,在調(diào)節(jié)機構(gòu)的固定板表面與活動桿鄰近的地方有分度盤,用來控制調(diào)節(jié)機構(gòu)的精確移動。形狀如圖3.20所示： 圖3.20 調(diào)節(jié)機構(gòu) 3.6.3 軸定位板的設計 用來固定每組軋輥的下軸和惰輪軸的位置，保證每組軋輥的正確壓制工作。如圖3.21所示： 3.6.4 箱體面板的設計 箱體由六塊板組成，上下兩塊厚度為5mm，豎直面板厚度為8mm。 圖3.21 軸定位板 3.6.5導料機構(gòu)的設計 導料板對制件進行導向，防止制件發(fā)生偏移，而不能正確嚙合。如圖3.22和3.23所示： 圖3.22 導料柱 圖3.23 導料柱 工作機構(gòu)如圖3.24所示： 圖3.24工作機構(gòu) 3.7本章小結(jié) 本章主要對軋輥工作機構(gòu)進行了設計和計算，對機床的各部分進行了設計和計算。包括軋輥直徑、功率的計算，齒輪的尺寸計算，軸的尺寸計算，還有軸承座，調(diào)節(jié)機構(gòu)，定位板，導料機構(gòu)的設計和尺寸的確定。 第4章 齒輪及軸的強度校核 4.1齒輪的強度校核 因為閉式軟齒面，按齒根抗彎疲勞強度，由公式（4.1） （4.1） 由參考文獻[1]表6.3查得=1 由參考文獻[1]表6.7查得=1.0 由參考文獻[1]表6.7查得=1.2 由參考文獻[1]表6.7查得=1.4 由公式（4.2） （4.2） 第一組軋輥軸下軸左右傳動N·mm 第一組軋輥軸下軸上下傳動N·mm 第二組軋輥軸下軸左右傳動N·mm 第二組軋輥軸下軸左右傳動N·mm 第三組軋輥軸下軸上下傳動N·mm 第三組軋輥軸下軸上下傳動N·mm 查取齒形系數(shù)，由參考文獻[7]表9.11可查得 第一組軋輥左右傳動齒輪：； 第一組軋輥上下傳動齒輪：； 第二組軋輥左右傳動齒輪：； 第二組軋輥上下傳動齒輪：； 第三組軋輥左右傳動齒輪：； 第三組軋輥上下傳動齒輪：； 根據(jù)校核公式計算得，左右傳動軸：；； 上下傳動軸：；； 取 由參考文獻[1]圖6.21查，由圖6.22查得 MPa；MPa 計算得 MPa；MPa 齒根彎曲校核合格。 4.2 軸的強度校核 1、第二組軋輥的下軸 第二組軋輥的下軸最長且細，進行校核。 軸的受力分析見圖4.1。 軸的p=138.84W，n=35r/min。 由公式（4.2）得 N；N；N N；N；N 圖4.1 軸的受力圖 根據(jù)軸上受力分析計算軸上的支反力，最大應力出各數(shù)據(jù)見表4.2。 表4.2軸支承點反作用力 載荷 水平面H 垂直面V 支反力R（N） 彎矩M（N?m） 扭矩T（N?m） 40 總彎矩（N?m） 計算彎矩M（N?m） （ 式中） 由公式（4.3） （4.3） 查表18.1可知45Cr調(diào)質(zhì)時MPa 根據(jù)值查表18.3查得的許用彎曲應力[]=70MPa 式中： W—軸計算截面的抗彎截面模量mm3 W=0.1 故校核安全。 2、第二組軋輥軸的上軸 軸的受力分析見圖4.2： 軸的p=199.63W，n=19.507r/min. N；N N；N 圖4.3 軸的受力圖 根據(jù)軸上受力分析計算軸上的支反力，最大應力出各數(shù)據(jù)見表4.2。 由公式（4.3） （4.3） 表4.4軸支承點反作用力 載荷 水平面H 垂直面V 支反力R（N） 彎矩M（N?m） 扭矩T（N?m） 0 總彎矩（N?m） 計算彎矩M（N?m） （ 式中） 查表18.1可知45Cr調(diào)質(zhì)時MPa 根據(jù)值查表18.3查得的許用彎曲應力[]=70MPa 式中： W—軸計算截面的抗彎截面模量mm3 W=0.1