XZJ-1050滾針軋機設計

XZJ-1050滾針軋機設計,xzj,軋機,設計 本 科 畢 業(yè) 設 計 第 30 頁 共 30 頁 1 引言 1.1 軋機的發(fā)展 軋機是實現(xiàn)金屬軋制過程的設備。泛指完成軋材生產全過程的裝備﹐包括有主要設備﹑輔助設備、起重運輸設備和附屬設備等。但一般所說的軋機往往僅指主要設備。據說在 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，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)、,產品質量高、消耗低。60年代以來軋機在設計，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備。軋機用的原料單重增大，液壓 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，以及適應新的產品質量要求和提高經濟效益的各種特殊結構的軋機都在發(fā)展中。 1.2 軋機的主要設備 由軋輥、軋輥軸承、軋機機架、軋機軌座、軋輥調整裝置、上軋輥平衡裝置、傳動裝置、附屬設備等組成。 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，不但不經濟，而且在許多情況下的技術上還不可能達到。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。當軋輥材質一定時，要減少軋輥的彈性壓扁值，就必須減少輥徑。為了經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，并且在結構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，在六輥軋機的基礎上產生了十二輥，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： 當前，一般規(guī)格的普碳冷板在市場上已經非常普遍，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，因而能生產出高精度的產品，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0.18～0.23，3.0mm的原料一個軋程軋到0.2～0.25，同時對多種合金鋼品種均能適應。 (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30~40%。[5] (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，從而提高了生產效率和成材率，降低成本。 (7)由于多輥軋機采用大張力軋制，帶鋼的平直度、板型顯著提高。 (8)軋機的體積減小，重量減輕，相對降低了設備投資費用。 (9)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 總體方案的設計 2.1 技術參數(shù)要求 (1)被加工工件直徑3~10mm； (2)最大工件長度50mm； (3)工件材料GCr15； (4)軋制功率11kW； (5)整機使用時間250000h 2.2 方案設計 2.2.1 固定輥的設計 (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。軋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。軸承內圈采用雙螺母鎖緊，軸兩端螺母應采用不同的旋向。 (2)角度調整機構 角度調整機構由安裝在軋輥軸座兩端的螺母和螺桿構成，為了消除軋輥軸座和移動輥座之間的間隙，在每個調解機構的上方安裝有軋輥軸座鎖緊機構。調節(jié)軋輥工作傾角時，先調節(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、設計上的簡單，我們應該使用簡單的機構和簡短的運動鏈，如果基本機構不能完成機械的運動，可以適當進行組合。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[7]。 (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量較小；使各級齒輪圓周速度較??；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)。當設置較密時，較易實現(xiàn)各級等強度分配；設置較疏時，難以全部實現(xiàn)等強度。按等強度設計比不按等強度設計的通用減速器約半數(shù)產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)結在一起，并通過軌座將其安裝在地基基礎上。 特點：強度、剛度大、整體性強；但只能從其側邊換輥。 圖2 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)結性能最佳因而應用最廣。 開式機架剛度較差，但換輥方便：可卸下聯(lián)結斜楔打開機架蓋從上面吊出或裝入。 圖3 開式機架 本設計是對棒材的壓軋，棒材直徑不大，因此壓軋力不是很大,在保證產品質量的情況下結構越簡單越好，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，三相異步電動機轉子的轉速低于旋轉磁場的轉速，轉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生電磁轉矩，實現(xiàn)能量變換。與單相異步電動機相比，三相異步電動機運行性能好，并可節(jié)省各種材料。按轉子結構的不同，三相異步電動機可分為籠式和繞線式兩種?；\式轉子的異步電動機結構簡單、運行可靠、重量輕、價格便宜，得到了廣泛的應用，其主要缺點是調速困難。繞線式三相異步電動機的轉子和定子一樣也設置了三相繞組并通過滑環(huán)、電刷與外部變阻器連接。調節(jié)變阻器電阻可以改善電動機的起動性能和調節(jié)電動機的轉速。 3 機械裝置設計 3.1 V帶設計 3.1.1 V帶設計的注意事項 (1)V帶一般都是無端環(huán)帶，為了方便安裝，應調整軸間距和預緊力，而對于沒有張緊輪的傳動，其中一根軸的軸承位置能沿帶長方向移動； (2)傳動結構應便于V帶的安裝和更換； (3)水平和接近水平的帶傳動，應該使帶的松邊在上，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)使用張緊輪傳動的V帶，會增加帶的曲撓次數(shù)，縮短壽命； (6)在傳動裝置中，倆帶輪對應的輪槽中心平面的平面度應該小于0.002倍的軸間距，帶輪軸線的平行度應小于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帶設計的過程 1) 確定計算功率Pca 工作情況系數(shù)KA=1.2，則Pca=KAP=1.2×11=13.2（kW） 2)選擇V帶的型號 根據計算功率Pca和小帶輪轉速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=πdd1n1/60000=9.93(m/s) v在5m/s-25m/s范圍內,所以帶速合適. (3)計算大帶輪基準直徑 dd2=n1/n2×dd1=3×125=375(mm),選取355mm. 從動輪的實際轉速為 n’2= dd1/ dd2×n1(1－ε)=503.8(r/min) 轉速誤差為 (n2－n’2) / n2×100%=-3.52% 轉速誤差不超過±5%，所以合適。 4)確定中心距a，選擇帶的基準長度Ld 0.7（dd1+ dd2）≤a0≤2（dd1+ dd2） 0.7（125+355）mm≤a0≤2（125+355）mm 336mm≤a0≤960mm 初定中心距a0=450mm 計算相應的帶長Ld0 Ld0≈2 a0+π（dd1+ dd2）/2+（dd1—dd2）2/4 a0 =2×450+π(125+355) /2+(125—355)2/4×450 =1683（mm） 選取帶的基準長度為Ld=1600mm 計算實際中心距 a≈a0+（Ld—Ld0）/2=450+（1600—1683）/2=409（mm） 計算中心距a的變動范圍是406mm—478mm。 6)計算小帶輪上的包角α1 α1≈1800—（dd2—dd1）×57.30/a =1800—（355—125）×57.30/409 =147.770＞1200 故包角合適。 7)確定V帶的根數(shù) z≥Pca/（P0+△P0）KaKL 用內插法得P0=2.20Kw, △P0=0.46kW ，Ka=0.91，KL=0.92，則 z≥Pca/（P0+△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 Pca(2.5/ Ka-1)/zv+qv2 取q=0.18,則 F0=500 Pca/zv(2.5/ Ka-1)+qv2 =500×13.2×(2.5/0.91-1)/6×9.93+0.18×9.932 =211.30(N) 9)計算壓軸力FQ FQ=2z F0sinα1/2 =2×6×211.30×sin147.770/2 =2436(N) 3.2. 輸入軸及其齒輪的設計 3.2.1 齒輪設計 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)，隨著生產的發(fā)展，齒輪運轉的平穩(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(調質)45號鋼，打齒輪齒面平均強度為210HBS,小齒輪齒面平均強度為250HBS，兩者材料硬度差為40HBS。 (4) 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／z1＝65／32≈2.031 按照齒面接觸強度設計，進行試算為 2) 確定公式內的各計算數(shù)值 (1) 選載荷系數(shù)Kt＝1.3； (2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 電動機的滿載轉速nm=1460r／min，額定功率Pd=11kW 傳到一軸上的功率為P1=Pdη=11×0.96=10.56KW，n1=nm／i0=1460／2=730 r／min 則 (3) 通過表<圓柱齒輪的齒寬系數(shù)φd>選取齒寬系數(shù)為φd=0.9； (4) 通過<彈性影響系數(shù)ZE>查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8； (5) 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δHlim1＝δHlim2＝1170MPa； (6) 計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×730×1×250000=1.095×1010 N2=N 1／u= 1.095×1010／2=5.475×109 (7) 通過<接觸疲勞壽命系數(shù)>查得接觸疲勞壽命系數(shù)為=0.88, =0.90； (8) 計算疲勞許用應力 認為失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 　　　　　　 3)計算 (1)計算小齒輪分度圓直徑d1t,取中較小的值 (2)計算圓周速度v (3) 計算齒寬b 　　　　　　b=φdd1t=1×50.90=50.90(mm) (4)計算齒寬和齒高之比b/h 　　　　　　模數(shù)mt=d1t/z1=50.90/32=1.59(mm) 　　　　　　齒高h=2.25mt=2.25×1.59=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KHa=KFa=1.1；使用系數(shù)KA＝1；通過表<接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)KHb的簡化計算公式>查得＝1.43；又通過查得＝1.37；（由b/h＝9.6，＝1.43） 載荷系數(shù) K＝KAKvKHa=1×1.12×1.1×1.43＝1.72 (6) 按載荷系數(shù)校正分度圓直徑，得 (7) 計算模數(shù)m m=d1/z1=53.27/32=1.66,取模數(shù)=2 3.2.2 齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計為 mm 1) 確定公式內各數(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σFE1＝σFE2＝680MPa； (2) 通過<彎曲疲勞壽命系數(shù)>查得彎曲疲勞壽命系數(shù)＝0.88；＝0.9； (3) 計算彎曲疲勞許用應力 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=KAKvKаKHβ=1×1.12×1.1×1.37＝1.69 (5)齒形系數(shù) 通過表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得=1.58，=1.76 所以疲勞強度足夠； 計算幾何尺寸 1)計算分度圓直徑 　　d1＝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 b＝φdd1＝1×64＝64mm，B1＝70mm 3.2.3 輸入軸的設計 軸的結構設計是確定軸的合理外形和全部結構尺寸，為軸設計的重要步驟。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、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。設計者可根據軸的具體要求進行設計，必要時可做幾個方案進行比較，以便選出最佳設計方案，以下是一般軸結構設計原則： 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、拆卸和調整； 3、采用各種減少應力集中和提高強度的結構措施； 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，調制處理。取C=112，得 取=38mm。 3.2.4 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，L1=110mm，L2=115mm，L3=38mm。 3.2. 5 作用在齒輪上的力 輸入軸上的轉矩 T1=9550000P1/n1 =9550000×10.56÷486.67 ≈207220(N·mm) 那么齒輪上的圓周力 Ft=2T1/ d1 =2×207220÷64 =6476(N) 徑向力 Fr= Fttanαn/cosβ = 6476×tan200÷cos80 =2380(N) 軸向力 Fa= Fttanβ =6476×tan80=910(N) 3.2.6 計算支撐力FHV1、FHV1、FNV2、FHV2 FQ+ Ft= FHV1+ FHV2 FHV1·L1+ FHV2·（L1+L2+L3）= Ft·（L1+L2） 通過以上兩式，計算FHV1=5853N，F(xiàn)HV2=3095N FNV1+ FNV2= Fr FNV1·L1+ FNV2·（L1+L2+L3）+ Fa ·D/2= Fr·（L1+L2） 通過以上兩式,計算FNV2=820N，F(xiàn)HV2=1575N 3.2.7 校核軸的強度 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α=0.6，則軸的計算應力為： 而之前選定軸的材料為45號鋼，調質處理，查得。因此，所以安全。 3.2.8 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 (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。 (2) 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，查表得許用擠壓應力=50Mpa—60Mpa，取=60 Mpa。 鍵的工作長度l=L-b=30-10=30（mm），擠壓面高度k=h/2=4（mm）,轉矩T=145800(N·mm)，則 (4) 故安全。 3.2.9 軸承介紹 軸承是當代機械設備中一種舉足輕重的零部件，它的主要功能是支撐旋轉軸或其它運動體，引導轉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，支撐其實質就是能夠承擔徑向載荷。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)轉動，而控制其軸向和徑向的移動。 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，有的軸承本身已經有潤滑，叫做預潤滑軸承，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，根據軸徑，選擇深溝球軸承，型號為6210型。 軸承受力簡圖如下： 圖5 軸承受力簡圖 已知，F(xiàn)r1=5853 N，F(xiàn)r2=820N，F(xiàn)a=910（N） (1) 確定Cr、e、Y值 由手冊查得6210軸承Cr、e、Y值，Cr=35kN，e=0.26，Y=1.713 (2)計算軸承內部軸向力 軸承1內部軸向力 Fs1= Fr1/2Y=5853÷2 ÷1.71=1711.6(N),方向向右 軸承2內部軸向力 Fs2= Fr2/2Y=820÷2 ÷1.71=239.5(N)，方向向左 (3)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）＜Fs1 因此軸承1被“放松”，軸承2被“壓緊”，則 Fa1= Fs1 Fa2= Fs2+ Fa (4)計算當量動載荷 根據Fa1/ Fr1=1711.6÷5853=0.292＞e，F(xiàn)a2/ Fr2=1.409＞e，取X=0.56，Y=1.71，有中等沖擊時，取fp=1.6。 軸承1當量動載荷 P1= fp（X Fr1+Y Fa1）=1.6×（1.56 ×5853+1.71×1711.6）=19647（N） 軸承2當量動載荷 P2= fp（X Fr2+Y Fa2）=1.6×（1.56 ×820+1.71×1149.5）=5195（N） 軸承的動載荷取P1、P2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)ε=3， 則軸承實際壽命 滿足使用要求，所以合適。 3.3 Ⅱ軸上的齒輪設計 3.3.1 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)運輸機是一般工作機器，速度不高，所以選用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)鲃印＿x擇大、小齒材料均為(調質)45號鋼，打齒輪齒面平均強度為210HBS,小齒輪齒面平均強度為250HBS，兩者材料硬度差為40HBS。 (4)選擇小齒輪齒數(shù)z1 =30，大齒輪齒數(shù)z2 =67。 (5) 計算齒數(shù)比 u= z2／z1＝67／30≈2.27 由設計公式進行試算， 2)確定公式內各計算數(shù)值 (1) 試選載荷系數(shù)Kt＝1.3； (2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 電動機的額定功率Pd=11KW，滿載轉速nm=1460r／min， 則傳到V軸上的功率P1=Pdη1η2η3=11×0.96×0.99×0.97=10.14(KW)，n2=nm／i0/i1=1460／3/2.03=239(r／min) 則 (3)由表<圓柱齒輪的齒寬系數(shù)φd>選取齒寬系數(shù)φd=0.9； (4)由表<彈性影響系數(shù)ZE>查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8； (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δHlim1＝δHlim2＝1170MPa； (6)計算應力循環(huán)次數(shù) 　　　　　N1=60n1jLh=60×239×1×250000=3.585×109 N2=N1 ／u= 3.585×109／2.27=1.58×109 (7) 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力 　　　　　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，得 　　　　　　 3)計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑d2t，代入中較小的值 　　　　 (2) 計算圓周速度v 　　　　　　 (3) 計算齒寬b 　　　　　　b=φdd2t=1×71.89=71.89(mm) (4) 計算齒寬與齒高之比b/h 　　　　　　模數(shù)mt=d2t/z3=71.89/30=2.4(mm) 　　　　　　齒高h=2.25mt=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v＝0.90m/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Ft/b≥100N/mm，由表<齒間載荷分配系數(shù)>查得KHa=KFa=1.1； 由表<使用系數(shù)>查得使用系數(shù)KA＝1；由表<接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)KHb的簡化計算公式>查得＝1.43；由圖彎曲疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)查得＝1.37；（由b/h＝9.6，＝1.43） 故載荷系數(shù) K＝KAKvKHa=1×1.12×1.1×1.43＝1.72 (6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得 (7) 計算模數(shù)m m=d2/z2=75.25/30=2.51,取模數(shù)=2.5 3.3.2 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 確定公式內的各計算數(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σFE1＝σFE2＝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＝0.9； (3) 計算彎曲疲勞許用應力 　　　　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，得 　　　　　　 (4) 計算載荷系數(shù)K 　　　K＝=1×1.12×1.1×1.37＝1.69 (5) 查取齒形系數(shù) 由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得YFa1=2.65；YFa2=2.226 (6) 查取應力校正系數(shù) 　　　　　　由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>可查得 YSa1=1.58；YSa2=1.764 　　 抗彎強度夠。 3.3.3 幾何尺寸計算 1) 計算分度圓直徑 　　d1＝z1m＝30×2.5＝75（mm） 　　d2＝z2m＝67×2.5＝168(mm) 2) 計算中心距 　a＝（d1＋d2）/2＝（75+168）/2＝121(mm) 3) 計算齒輪寬度 　b＝φdd1＝1×75＝64(mm)，B1＝70(mm) 3.4 Ⅲ軸上的齒輪設計 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：一般減速器對傳動尺寸無特殊限制，可采用軟齒面?zhèn)鲃印＿x擇小、大齒材料均為45鋼（調質），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= z2／z1＝63／34≈1.85 按齒面接觸強度設計。 進行試算為 2)確定公式內各計算數(shù)值 (1) 試選載荷系數(shù)Kt＝1.3； (2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 電動機的額定功率Pd=11KW，滿載轉速nm=1460r／min， 則傳到V軸上的功率P5=Pdη1η22η32=11×0.96×0.992×0.972=9.74(KW)，n2=nm／i0/i1/i2=1460／3/2.03/1.85=130(r／min) 則 (3)由表<圓柱齒輪的齒寬系數(shù)φd>選取齒寬系數(shù)φd=0.9； (4)由表<彈性影響系數(shù)ZE>查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8； (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δHlim1＝δHlim2＝1170MPa； (6) 計算應力循環(huán)次數(shù) 　　　　　N1=60n3jLh=60×130×1×250000=1.95×109 N2=N1 ／u=1.95×109／1.85=1.05×109 (7) 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力 　　　　　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，得 　　　　　　 3) 計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑d2t，代入中較小的值 　　　　 (2) 計算圓周速度v 　　　　　　 (3) 計算齒寬b 　　　　　　b=φdd3t=1×88.88=88.88(mm) (4) 計算齒寬與齒高之比b/h 　　　　　　模數(shù)mt=d3t/z3=88.88/34=2.6 　　　　　　齒高h=2.25mt=2.25×2.6=5.9 　　　　　　b/h=88.88/5.9=15.1 (5) 計算載荷系數(shù) 根據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Ft/b≥100N/mm，由表<齒間載荷分配系數(shù)>查得KHa=KFa=1.1；由表<使用系數(shù)>查得使用系數(shù)KA＝1； 由表<接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)KHb的簡化計算公式>查＝1.43；由圖彎曲疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)查得＝1.37；（由b/h＝9.6，＝1.43） 故載荷系數(shù) K＝KAKvKHa=1×1.12×1.1×1.43＝1.72 (6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,得 (7)計算算模數(shù)m 　　　　　　m=d3/z2=93.02/34=2.7,取模數(shù)=3 3.4.2 按齒根彎曲強度設計 　　彎曲強度的設計公式為 　　　　　　 確定公式內的各計算數(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σFE1＝σFE2＝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＝0.9； (3) 計算彎曲疲勞許用應力 　　　　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，得 　　　　　　 (4) 計算載荷系數(shù)K 　　　　　K＝=1×1.12×1.1×1.37＝1.69 (5) 查取齒形系數(shù) 　　　　　　由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得YFa1=2.65；YFa2=2.226 (6) 查取應力校正系數(shù) 　　　　　 由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>可查得 YSa1=1.58；YSa2=1.764。 　　 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 　　　　d1＝z3m＝34×3＝102（mm） 　　　　d2＝z4m＝63×2.5＝158(mm) 2）計算中心距 　　　　a＝（d1＋d2）/2＝（102+158）/2＝130(mm) 3）計算齒輪寬度 　　　　b＝φdd1＝1×102＝102(mm)，B1＝110(mm) 3.5 固定輥的設計 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雜。軋輥在制造和使用前的準備工序中會產生殘余應力和熱應力。使用時又進一步受到了各種周期應力的作用,包括有彎曲、扭轉、剪力、接觸應力和熱應力等。這些應力沿輥身的分布是不均勻的、不斷變化的，其原因不僅有設計因素，還有軋輥在使用中磨損、溫度和輥形的不斷變化。此外，軋制條件經常會出現(xiàn)異常情況。軋輥在使用后冷卻不當，也會受到熱應力的損害。所以軋輥除磨損外，還經常出現(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，避免局部高峰應力，延長軋輥壽命。 軋輥通過軸承座與壓下和壓緊機構相聯(lián)，把軋制力傳遞給機架。設計軋輥時應考慮以下幾點： (1)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)鎖緊軸承內圈采用雙螺母鎖緊 (4)設計軋輥軸時，應保證使軋輥孔型的螺旋角落在轉鼓的回轉中心線上。 3.5.2 固定輥的具體設計 (1)棍身 工作輥徑D1一般小于名義直徑D，為防止孔槽切入過深，D/D1比值不大于1.4。軋輥直徑可根據咬入條件，咬入角α取7，所以輥徑取46mm，名義輥徑取66mm。軋輥結構如下： 圖6 軋輥結構 1 輥身 2 輥頸 3 輥頭 輥身長度： L=b+a a— 根據線材的不同，選取的余量，b=155mm，a=33mm，所以L=188mm。 (2)棍頸 輥頸的尺寸不能太大,可近似選取d=(0.5-0.55)D,ι/d=0.83-1.0,取ι=33mm. (3)輥頭 在本設計中,采用梅花接軸。 對于線材軋機 d1=d－（10-15）mm，所以d1=20mm，ι2=20mm。 3.5.3 軋輥的強度校核 選取軋輥的材料為40Cr，硬度可達45～52HRC。 (1)輥身 作用于輥身危險斷面的彎曲應力： 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σD=14Mpa，查表得最大極限強度是20Mpa，所以此設計符合標準。 (2)輥頸 輥頸危險斷面上的彎曲應力σd和扭轉應力τ分別為 式中d——輥頸直徑 Md，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：σd=35Mpa，τ=23Mpa。 查表得極限應力為別為σd=40Mpa，τ=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動的軋輥，保持軋輥在機架中正確的位置，軋輥軸承應具有較小的摩擦系數(shù)，足夠的強度和剛度，壽命長，并便于換輥。 軋輥軸承的工作特點是能夠承受很高的、比普通標準軸承所允許要大幾倍的單位負荷，這是因為軸承受外圍尺寸的限制和在較短的輥頸內可使用很大的許用應力決定的，例如對開放式的滑動軸承（既具有可拆軸承襯的），根據輥頸上允許應力而決定的軸承上最大單位壓力，可用下關系式導出： 式中 σ——輥頸內的彎曲應力 P——作用在軸承襯投影面上的單位壓力 d——輥頸直徑 ι和b——軸承襯上長度和寬度 設計軸承時須考慮其工作特點，為了保證軸承的正常工作，提高產品的尺寸精確度，延長軸承的使用壽命，在使用期內爭取多軋一些合格的鋼材。 結束語 時間過的很快，轉眼之間，三個月的畢業(yè)設計就要結束了，回頭看看這三個月的畢業(yè)設計，雖然還有很大的差距，但是，在陳老師的指導之下，我也在原來的基礎上有了很大的進步，完成了XZJ-1050滾針軋機設計。 在設計過程中，發(fā)現(xiàn)自己理論聯(lián)系實際的能力很差，在這次畢業(yè)設計中學到了很多，對我以后的工作將會有很大的幫助。設計過程是復雜、繁瑣的過程，必須面面俱到，考慮各方面的因素，不只是裝配方面，還有目前生產能力和經濟發(fā)展趨勢等因素。 通過這次畢業(yè)設計我學到了很多，也領悟到設計人員的艱辛。在設計過程我查閱了很多有關滾針軋機機方面的資料，用到不少四年來學過的機械知識真有點“書到用時方恨少”的感覺。雖然在設計過程中遇到了不少的困難，在陳老師和同學的幫助下，都一一被克服了。并且在設計過程中我學會了如何同別人交流、協(xié)作和溝通，提高了自身查閱資料和獨立思考的能力。相信我在這次畢業(yè)設計中學到的東西對我今后的工作和學習都是非常有幫助的。由于我們的經驗和知識有限，難免出現(xiàn)不足之處，望指導教師和其他關心我們的人給予批評指正。 致謝 時光流逝，轉眼3個月即將過去，畢業(yè)設計即將結束?；叵肫疬@些日子的畢業(yè)設計，從開始選擇題目到最后完成畢業(yè)設計，許多人給了我無私的幫助，給我提出了很多的寶貴意見，在這里我要感謝他們的支持、關心和幫助。 首先，我要感謝我的指導老師陳征宇陳老師，在整個設計過程中陳老師給我解答了很多問題，并且給了我們很多對設計有關的資料，讓我們開闊了眼界，有助于設計。并且在設計過程中，每當我們有問題去問老師，老師都會耐心解答，及時解決了我們設計中遇到的問題，并教給我們如何改動，起到了很好的監(jiān)督和指導作用，保證了我們的設計進度。在此，我非常感謝陳老師對我的幫助和指導。 還有，在這里我也要感謝我的同學們，大家互相幫助、互相監(jiān)督、互相討論，發(fā)現(xiàn)問題、解決問題，大家一起查閱各種資料和參考文獻，以飽滿的熱情去學習、設計，達到共同進步。 .最后，在即將離開大學之際，對幫助過我的老師和同學們致以最真誠的感謝。 參考文獻 1 程志彥.軋鋼機和軋鋼技術的發(fā)展[J].科技情報開發(fā)與經濟期刊，2005，15（13）：30-52 2 陳瑛. 中厚鋼板立輥軋機的發(fā)展. 鋼鐵設計研究總院,2004 3 龐玉華.金屬塑性加工學.西安：西北工業(yè)大學出版社，2005 4 李海燕，付群. 國產大型六輥冷軋機簡介.一重技術期刊,2006，06期 5 王邦文主編．新型軋機．冶金工業(yè)出版社，1994 6 楊節(jié)編．軋制過程數(shù)學模型[M]. 冶金工業(yè)出版社, 1983 7 王廷溥．軋鋼工藝學．北京：冶金工業(yè)出版社，1980 8 謝江，婁晨輝，李蘭．機械設計：國防工業(yè)出版社，2009 9 王世剛.機械設計實踐.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2003 10洛陽礦山機械研究所.2300中板車間機械設備.北京:機械工業(yè)出版社,1978:1,3,6-7 11 Control Engineering Practice 9 (2001) 987–993 12 Sendzimir . 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