550水平型钢轧机设计(共46页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上1 绪论1.1 小型型钢连轧生产概述1.1.1 发展现状从16世纪人类开始轧钢发展到今天，经过了漫长的过程。在1530年或1532年，依尼雪在拿伯格（Nnrmberg）发明了第一个用于轧钢或轧铁的轧机，紧接着，1782年，英国的约翰彼尼（John· payne）在有俩个刻成不同形状的孔型的轧辊的轧机中加工锻造棒材。1759年，英国的托马斯 伯勒克里（Thomas· Blockley）取得了孔型轧制的另外一个专利，在历史上标志着型钢生产正式开始。 大约1825年，新的生产工艺又出现了。两个南斯达福得施耶（South · Staffshire

2、）的操作工想出了棒材成品前为椭圆断面，然后借助导卫进入最后一道孔型并轧制成圆的轧制工艺。直至发展到今天，仍在有效使用的椭圆圆孔型工艺。 1853年，R罗登（R·Roden）发明了三辊轧机，随后的1857年，约翰弗里茨（John·Frits）将三辊轧机用于棒材或线材的轧制。一两年以后，一个比利时的轧钢工实现了不等轧件完全离开轧辊是时，即在轧制过程中将它的头部就送入下一个道次进行轧制的操作方法，运用这种方法时的轧机被称作比利时轧机或活套轧机。 1869年，瓦施本和米尔（Washburn and Mean）设备制造公司制造出一台新型的轧机，即现在被称作纵向直线布置的连续式线材或棒

3、材轧机。它取消了轧件在各道次之间翻钢90°避免了道次间形成活套。从此，平立交替的连轧机出现了。 比利时轧机的使用持续了多年，尽管期间经历了一系列改进，但还是未能完全适应时代前进的步伐。在20世纪40年代末50年代初，由于机械制造和电气控制技术的进步，无扭转连续式轧机发展起来，比较典型的是19451950年投产的伯利恒钢铁公司勒克加文纳厂（Betlehems Lackwanna Plant）棒材轧机。从50年代起，无扭转轧机的全连续式的小型轧机逐渐增多，代表当时先进水平的是由美国共和国（Republics）在1958年4月投产的棒材轧机。到20世纪70年代，虽出现了一部分带围盘的横列式

4、套轧小型轧机，但全连续式的布置形式仍是小型轧机的主流。80年代以后，随着连铸技术的成熟，机械制造及电气控水平的迅猛发展，小型轧机进一步演变为现代的全线无扭转直线连续式小型轧机。型钢生产将朝着化学成分更加纯净、生产日趋连续化、轧制速度不断提高、轧机强度和刚度不断提高、广泛采用连铸坯、连铸坯热装热送和直接轧制技术和短流程技术、采用控制轧制、控制冷却和形变热处理技术、开发新品种和经济断面型钢、生产趋向专业化、发展低合金和合金钢型、采用轧钢自动化和计算机控制技术、采用自动检测技术等这几个方面迅猛发展。1.1.2 工艺和设备特点小型型钢连轧技术较横列式轧机有非常明显的优点，尤其在其工艺和设备上特点明显：

5、以连铸坯为原料；设备和布置比以前大大简化；一座步进式加热炉与一套轧机相配；轧线主轧机平/立交替布置；主线无扭转轧制，一般均是粗轧6架，中轧6架，精轧6架；采用新轧机，粗轧机多为悬臂式或短应力式，中轧机则大部分采用高刚度的短应力线式轧机；轧线上设置两台切头飞剪，才用这种设备，可大大减少精整面积和操作人员；各架轧机单独运动；采用微张力或无张力扎制；高效率的单面步进式冷床；不再需要在线探伤和检查设备；在线矫直、在线飞剪、定尺剪切均已成功运用；并且使用了高速无扭转线材精轧机和斯泰尔摩控制冷却工艺。此外，小型型钢生产大多数采用了连轧工艺，它能保证各道轧制速度随轧件延伸系数按比例增加，实现了粗轧时低速咬入

6、和精轧时的高速轧制；温降很小，保证了所要求的轧制速度，因为连轧时避免了往复轧制和横移，节省了时间；有利于轧制轻薄细型钢材，细小规格的产品和产品质量的改善；有利于连铸坯一火成材，降低成本和节省能源，减少了咬入事故和其他设备事故，提高了作业率，降低了轧制负荷，节约电耗、辊耗、减少设备事故，提高了轧件重量，同时解放了劳动力。连轧利用推力自动进钢，连轧件在连轧过程中受到轧辊的推送力，有利于自动进钢，且可省去大量辅助工序和设备：如移钢、升降翻钢及往返移动等工序设备，为高效率生产提供条件，而且改善了咬入；有利于延伸和正常的轧制 ，在连轧过程中，前一架轧机对后一架轧机的轧制产生推力，实现强迫咬入；连轧工艺更

7、容易实现生产自动化，因为它是连续化生产过程，坯料、温度等工艺条件比较稳定。同时实现低温控制轧制，不仅可以节约能源，还可通过控制变形组织状态收到变形热处理的效果，提高了钢材的力学性能。下面介绍小型型钢棒材的生产工艺流程：热送连铸坯电子称重及入炉辊道步进梁式加热炉预留除鳞及无头焊接粗轧机组切头飞剪中轧机组控冷水箱切头、切废飞剪精轧机组圆钢倍尺飞剪裙板辊道冷床成层及输送定尺冷摆剪记数收集打捆、称重。棒材生产线经过长久的发展已经有了其独特的优点，新棒材生产线在消化原有小型生产线的基础上，克服了原有生产线的弊端，具备了开发类似A18mm大规格产品的切分轧制以及小规格的多线切分轧制的设备潜力。它的工艺设计

8、直接运用了粗轧机组无孔型轧制、切分轧制、碳化钨辊环轧制等一系列已经试验成熟的轧制新技术，将极大地促进生产率的提高，确保了棒材的成品质量。1.1.3 小型型钢用途型钢生产产品规格众多，广泛应用于国民经济的各个部门。具体来说主要有：复杂断面型钢：用于机械工业的，其中包括印刷机、打印机零件、风动工具零件、石油机械零件、采矿机械零件、粮食加工零件、农业机械零件、汽车零件、轴承零件、机床零件、刀具、传动机械零件和医疗、造纸机械零件等。用于纺织工业上面的有各类缝纫机零件、纺织机零件。用在仪表工业上，有刃具、号码机、调节器零件、无线电构件、电讯仪表零件、放映机、录音机零件。用在电机制造工业上，有气轮机叶片、

9、电机零件、垫圈。用在建筑结构材料上，有民用钢窗、船舶用钢窗等。简单断面型钢广泛应用于机械制造如：轴类零件、金属结构；桥梁建筑如：钢筋混凝土结构中、桥梁骨架等方面。总之，型钢用途广泛，在国民经济中占有不可缺少的地位。1.2 总体方案确定1.2.1 轧机主传动系统轧机主传动系统包括电动机，传动机构，工作机座三部分。 1电动机主要根据电动机的功率来选择，另外一般选用高转速，用减速器来减速， 而不采用成本较高的低速电动机，其作用是给整个系统提供动力。2传动机构由连接轴，联轴器，齿轮机座，减速器组成，其作用是把电动机的转动传递给工作机座中的轧辊，使其旋转，实现对金属的轧制。 （1）联接轴：其作用是将扭矩

10、从齿轮机座或一个工作机座的轧辊传递给另一个工作机组的轧辊。它的主要类型为：万向接轴和梅花接轴。本设计采用万向接轴，原因：他允许接轴中心线与轧辊中心线（或齿轮中心线）之间有较大的倾角，并能传递较大的扭矩，故在初轧机上广泛应用。而梅花接轴倾角很小，且在运转中有冲击和噪音，通常在没有润滑的条件下工作，很容易磨损，所以选用万向接轴。下面简要介绍以下滑块式万向接轴：它由扁头，叉头，削轴和滑块等主要零件构成。接轴铰链的主要结构尺寸是叉头直径D、径向尺寸d和扁头厚度C。（2）联轴器：主要是齿轮联轴器，作为主电机联轴器或主联轴器。因为齿轮联轴器结构简单，紧凑，制造容易，并有很高的精度，摩擦损失小，能传递很大的

11、扭矩，有良好的补偿性能和一定的弹性等特点。联轴器的齿轮啮合采用压力角为20°的渐开线齿形，具有很小的径向间隙，齿间的齿侧间隙比较大。（3）齿轮机座：作用是将电动机的扭矩分配给相应的轧辊。其组成由齿轮轴，轴承，轴承座，机架和机盖等部分。齿轮机座中心距由轧辊中心距改变时联轴器有最适合的工作条件来确定。 齿轮轴通常采用人字形齿，齿轮节圆上的倾斜角在28°35°之间，通常取30°。压力角一般位20°。齿轮齿数一般在2244之间。齿轮轴常用材料有42CrMo、40 CrNi3MoV、40CrMn2Mo、45钢等。选用硬齿面，齿面淬火硬度为 HB48057

12、0。 轴承通常采用滚动轴承。滚动轴承摩擦损失小，维护方便，但径向尺寸较大，滑动轴承则具有较小的径向尺寸，有利于提高轴承座的强度，但齿轮座中的滑动轴承一般不能保证完全的液体摩擦，摩擦系数较大，故在径向尺寸允许的条件下应首先选用滚动轴承。 齿轮机座的机架应保持良好的密闭性，并且具有足够的刚性，以使轴承具有坚固的支撑，为此应尽可能加强机架轴承处的强度和刚度。（4）主减速器：作用是把主电机的高速转数变成轧辊需要的低转数，以避免采用成本较高的低速电动机。主减速器好的齿轮多采用人字齿形，因为这种齿轮的工作比较平稳，而且没有轴向力。减速器中心矩的选取应参考JB716-65的规定。齿轮材料根据齿轮的负荷大小，

13、可采用锻钢或合金锻钢。主减速器中各齿轮的旋转方向与轧辊的转动方向、主减速器中低速轴的传动齿轮机座中的哪一个齿轮以及主减速器中各齿轮的配置形式有关。3工作机座：作用是在轧制过程中，被轧制的金属作用到轧辊上的全部轧制力，通过轧辊轴承、轴承座、压下螺丝以及螺母传给机架，并由机座全部吸收，不再传给地基。 机架按结构分为开式和闭式，闭式机架是一个整体框架，强度和刚度很大，得到广泛应用，所以本设计采用的就是闭式机架。1.2.2 轧辊系统轧辊是轧钢机中直接轧制轧件的主要部件，粗轧机组件由上下轧辊及其轴承部件组成的，轧辊与轧辊轴承通过轴承座安装在轧机机架的窗口内，上轧辊是通过它的轴承座与其上面的压下螺丝相连，

14、并把垂直向上的轧制压力通过压下螺丝和螺母传给机架，其下面通过轴承盒支在平衡装置的四根顶杆上。在轧制过程中，轧辊直接与轧件接触，强迫轧件发生变形。1.轧辊结构有辊身、辊颈、和辊头三部分组成。 辊身是轧辊直接与轧件接触的工作部分。辊颈是轧辊的支撑部分。而辊头则是轧辊与连接轴相接的地方。2.轧辊材料：轧机对其轧辊要求有很高的强度和韧性，所以采用低铬无限冷硬球墨铸铁轧辊。3.轧辊轴承采用滑动轴承。型钢轧机的轧辊大部分采用具有胶木衬瓦的开式轴承，这主要是从便于换辊的角度考虑的。4.轧辊平衡装置采用弹簧式平衡装置，其特点是机构简单、造价低、维修简便、但平衡力是变化的，主要应用于中、小型型钢和线材轧机上。1

15、.2.3 轧辊压下系统压下机构按照轧钢机的类型、轧件的轧制精度等要求，以及生产率高低的要求可分为：手动、电动、电液及全液压压下机构。本设计采用液压马达压下装置，因为轧机上辊调节距离不大，调节速度不快，但调节精度要求高。 轧辊压下系统包括液压马达、联接轴、联轴器、减速装置、压下螺丝、压下螺母等装置。1液压马达作用是给整个压下系统提供动力。由于转数比较低，扭矩不太大，若选择电动机做动力，则成本会大大提高，而且会多增加用来减速的设备，因而本设计采用液压马达来提供动力，具体型号见本说明书3.3。2联接轴作用是把液压马达的动力传递给压下装置。本设计根据需要，联接轴自行设计。3本压下装置采用蜗杆传动来减速

16、。由于其结构紧凑，传动比大，动力传动一般为880，传动平稳，躁声小，传递功率不大。本蜗杆传动采用ZI传动形式，由于蜗轮和蜗杆的材料不仅要具有足够的强度，更重要的是应具有良好的跑合性、减摩性及耐摩性，所以蜗轮选择ZCuAl10Fe3材料，蜗杆采用45钢，经表面淬火，硬度在4550HRC。4压下螺丝一般由头部、本体和尾部三部分组成。头部与上轧辊轴承座接触，承受来自辊颈的压力和上辊平衡装置的平衡力。为了防止上辊平衡装置的过平衡力，防止端部在旋转时磨损并使上辊轴承具有自动调位能力。一般压下螺母均承受巨大的轧制力，因此要选用高强度的材料来制造，同时由于压下螺母和蜗轮是一体的，因而也选择ZCuAl10Fe

17、3。5压下螺丝的螺纹形式，一般情况下大都采用单头锯齿形螺纹，只有当轧制力特别大、压下精度有要求特别高的冷轧板带轧机是才采用梯形螺纹，因此，本设计压下螺丝的螺纹形式采用锯齿形螺纹。6压下螺丝的尾部和端部形状设计（1）压下螺丝的尾部形状设计通常压下螺丝的尾部形状有两种形式：a. 带有花键的尾部形状。 b. 镶有青铜滑板的方形尾部形状。（2）压下螺丝的端部形状选择常见的压下螺丝端部形状有两种：一种是凹形球面，另一种是凸形球面。由于本设计考虑到许多实际的因素，故压下螺丝的头部和尾部设计是完全跟上述两种形式不同，其具体形式见图纸。2 压下螺丝和压下螺母的初步设计2.1 压下螺丝结构尺寸的设计2.1.1

18、压下螺丝外径的确定 从强度观点分析，压下螺丝外径与轧辊的辊径承载能力都与各自的直径平方成正比关系，而且二者均受同样大小的轧制力。因此，由参考文献5的经验公式知压下螺丝外径 （2.1）其中 轧辊辊颈直径dg=340mm 所以 取压下螺丝外径 d=200mm 2.1.2 压下螺丝螺距的确定 由文献5的公式知螺距： （2.2）取t=18mm其中 压下螺丝螺纹升角按压下螺丝自锁条件，取。由压下螺丝外径d=200mm,螺距t=18, 根据压下螺丝中径和螺距查文献2得出下列数据：中径d2=186.5mm 小径d0=168.760mm2.1.3 螺纹形式的选择关于压下螺丝的螺纹形式，一般情况下大都采用单头锯

19、齿形螺纹，只有在轧制力特别大、压下精度又要求高的冷轧板带轧机上才采用梯形螺纹。2.2 压下螺母结构尺寸设计2.2.1 压下螺母外径的确定根据文献5中的经验公式（2-8）和压下螺丝外径d得压下螺母外径2.2.2 压下螺母高度H的确定根据参考文献5中的经验公式（2-6）和压下螺丝的外径d就可以得到压下螺母的高度H考虑到本设计螺母和蜗轮是一体的，故取压下螺母高度H=225mm。3 压下装置液压马达容量选择3.1 压下装置主要参数确定3.1.1 压下装置被平衡物体重量G的确定压下装置被平衡物体构件包括轧辊装配、球面垫和压下螺丝。 其中轧辊装配的重量：11500kg； 一个球面垫重量：23.5kg; 一

20、个压下螺丝重量：28.2kg. 所以被平衡物体总重量 G=N （3.1）3.1.2 压下螺丝主要结构尺寸1压下螺丝中径确定根据上一章压下螺丝的初步设计知道，中径d2=186.5mm。2压下螺丝螺纹升角确定根据压下螺丝外径和螺距由参考文献5中的公式重新计算螺纹升角，得 （3.2）3螺纹上的摩擦角为螺纹接触面的摩擦系数，一般取=0.1，故摩擦角=5°40´ 5 。4对滑动轴承轴颈可取1=0.10.2 5。 5压下螺丝止推轴颈直径d3=160mm。3.2 压下螺丝受力及其静力矩计算3.2.1 压下螺丝受力计算对不“带钢”压下的轧机，其作用在一个螺丝上的力P1=0.5（Q-G），5

21、式中 Q上轧辊平衡力； G被平衡构件的总重量。 一般情况下，取平衡力Q为被平衡重量的1.21.4倍，即 P1=（0.10.2）G 5所以，作用在一个螺丝上的力 （3.3）3.2.2 转动压下螺丝所需的静力矩转动压下螺丝所需的静力矩也就是压下螺丝的阻力矩，它包括止推轴承的摩擦力矩和螺纹之间的摩擦力矩。其计算公式如下 止推轴承的阻力矩M1，对实心轴颈来说， 5 （3.4）螺纹之间的摩擦力矩， 5 （3.5）则有每个压下螺丝的静力矩， M=M1+M2 5=+ = =544.96 （3.6） 所以，整个压下装置所需静力矩3.3 液压马达容量选择整个压下装置所需传动液压马达的功率为 1 （3.7）式中

22、M为上节算出的压下装置的静力矩； n液压马达额定转数；n=400r/min i传动系统总速比；i=26.5 传动系统总的传动效率。上式中 为蜗杆轴上的轴承的传动效率，由参考文献4查得，=0.98； 为蜗杆与马达之间地联轴器的效率，由参考文献4查得，=0.99； 为蜗杆传动的效率，估取=0.82。所以，得出一个压下螺丝所需马达功率为 根据上面计算出的N值，取N=6.9KW，查参考文献2选择液压马达的型号为：JM21-D0.0315F4 蜗轮蜗杆的设计与校核蜗杆传动和齿轮传动一样，蜗杆传动的失效形式也有点蚀（齿面接触疲劳破坏）、齿根折断、齿面胶合及过度磨损等。由于材料和结构上的原因，蜗杆螺旋齿部分

23、的强度总是高于蜗轮轮齿的强度，所以失效经常发生在蜗轮轮齿上。因此，一般只对蜗轮轮齿进行承载能力计算。由于蜗杆和蜗轮齿面间有较大的相对滑动，从而增加了产生胶合和磨损失效的可能性，尤其在某些条件下（如润滑不良），蜗杆传动因齿面胶合而失效的可能性更大。在闭式传动中，蜗杆副多因齿面胶合或点蚀而失效，因此，通常只按齿面接触疲劳强度进行设计，而按齿根弯曲疲劳强度进行校核。此外，闭式蜗杆传动，由于散热比较困难，还应作热平衡核算。4.1 蜗轮的设计与校核4.1.1 蜗轮的设计1根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2选择蜗轮材料考虑到蜗杆传递功率不大，旋转速度中等，所以蜗杆选择材料为

24、45#钢，虽然蜗轮滑动速度不大，效率要求也不是太高，但考虑到蜗轮和压下螺母是一体的，因而蜗轮选择材料ZCuAl10Fe3。3蜗轮设计应按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计。根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。由参考文献3，知蜗杆传动的中心矩 3 （4.1）此式中各量的计算如下： （1）根据前面几章算出的数据，按Z1=2，知作用在蜗轮上的转矩： 3 （4.2） 式中 P1为输入蜗杆的功率，单位KW； 为蜗轮蜗杆传动效率； n1为蜗杆轴的转数，单位r/min； i为蜗轮蜗杆传动比。（2）确定载荷系数K因为本压下装置为不“带钢”压下，载荷稳定，故根据文献

25、3第193页，取载荷分布不均匀系数；由与载荷不均匀、冲击小、启动次数中等、启动载荷较大，故根据参考文献3中表11-5选取使用系数；由于转数不高，冲击不大，据参考文献3图10-8选取动载系数。根据上述三个系数，得载荷系数 3 （4.3）（3）确定弹性影响系数ZE 根据选用的材料为青铜和钢蜗杆相搭配，故据文献3表10-6查取ZE=160MPa。（4）确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径与中心矩之比为0.31，据文献3图11-18差得=3.1。（5）确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸铝铁青铜（ZCuAl10Fe3），由文献3表11-6，取查得蜗轮的许用接触应力取蜗轮寿命为10000小时，则其应力循环次数

26、 3 （4.4）据应力循环次数N，得到寿命系数 3 （4.5）则许用接触应力 3 （4.6）（6）计算中心矩取中心矩a=200mm，因传动比i=26.5，故根据文献3表11-2中选取模数m=6.3mm，蜗杆分度圆直径d1=63mm,这时，从参考文献3图11-18中可直接查出接触系数 因为，所以以上计算结果可用。4蜗杆与蜗轮主要几何尺寸及参数，以下尺寸均参考文献3和6（1）蜗杆主要尺寸参数蜗杆轴向齿距： 直径系数： q=10mm齿根圆直径： 齿顶圆直径： 分度圆导程角： 蜗杆轴向齿厚： （2）蜗轮主要尺寸参数蜗轮齿数： 蜗轮分度圆直径： 蜗轮变位系数： 蜗轮喉圆直径： 蜗轮齿根圆直径： 蜗轮齿宽

27、： 蜗轮咽喉母圆半径：4.1.2 蜗轮的校核1校核齿根弯曲疲劳强度 蜗轮当量齿数 6 （4.7） 根据x2=0.246,Zv2=56.21,查文献3图11-19，查得齿形系数 螺旋角系数： （4.8） 从文献3表11-8中查得蜗轮材料基本许用应力，又由文献3知寿命系数： （4.9）则可以得出蜗轮的许用弯曲应力 （4.10） 因此，其齿根弯曲疲劳强度 （4.11）所以，蜗轮的齿根弯曲疲劳强度是满足的。4.1.3 精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度等级中选取8级精度，侧隙种类为f，标注为8fGB/T1

28、0089-1988。表面粗糙度取根据情况选取。4.1.4 热平衡计算 蜗杆传动由于效率低，所以工作时发热量大，因此必须根据单位时间内的发热量等于同等时间内的散热量的条件进行热平衡计算以保证油温稳定的处于规定范围内。1单位时间内的发热量： 3 （4.12）式中 N1为液压马达功率； 为蜗杆蜗轮传动效率。2单位时间内的散热量： 3 （4.13）式中 为箱体的表面传热系数，可取，当周围空气流通良好时，取较大值。 S内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面有可为周围空气所冷却的箱体表面积，单位是m2。本设计箱体表面积S近似算为 t0油的工作温度，一般情况下限制在,最高不应高过80。 ta周围空气的温度，常温

29、情况下可取3根据发热量和散热量相等即 = 的条件得出 所以蜗杆传动发热量满足要求。5 主要零件的强度校核5.1 压下螺丝的强度校核 由于压下螺丝的长、径比小于5，因此不必进行纵向弯曲强度（稳定性）校核，只须进行径向的强度校核。根据参考文献5中公式 （5.1）式中 螺丝材料许用应力，由螺丝材料42CrMo查参考文献2得 （材料的拉伸强度=750MPa，压下螺丝安全系） P 作用在单个螺丝上的轧制力：；d0压下螺丝螺纹内径，d0=168.760mm。则压下螺丝中实际计算应力 所以，螺丝强度校核安全。5.2 压下螺母的强度校核5.2.1 压下螺母的螺纹挤压强度校核 由于压下螺母的材质是青铜，对于这种

30、材料其薄弱环节是挤压强度比较低，因此，必须校核压下螺母的挤压强度。其挤压强度条件如下（由文献5公式2-5）： （5.2）其中 P压下螺丝上的最大轧制力； Z压下螺母螺纹圈数； 压下螺母与螺丝的内径之差； =2mm压下螺母材料许用单位压力；查参考文献2， 由以上数据，可得压下螺母的挤压强度： 因为p<p，所以可知压下螺母的挤压强度满足要求。5.2.2 压下螺母接触面的挤压强度作用在压下螺丝上的轧制力通过压下螺母与机架上横梁中的螺母孔的接触面传给了机架，因此压下螺母的外径和其接触面的挤压强度也必须进行校核。其挤压强度如下（由文献5公式2-7）： （5.3）式中 P单个压下螺丝上的最大轧制力；

31、 D压下螺母外径，考虑到螺母和蜗轮是一体的，故取压下螺母外径D=341.4mm； D1压下螺丝通过机架上横梁孔的直径，D1=200mm； p压下螺母许用挤压应力，一般对青铜p=6080MPa。由以上数据可得MPa<p 因此，压下螺母和其接触面的挤压强度也满足要求。5.3 蜗杆轴的强度校核5.3.1 蜗杆所受载荷的计算切向力 1519.38（N） 3轴向力 3径向力 3式中 T1、T2分别为蜗杆、蜗轮上的转矩； d1、d2分别是蜗杆、蜗轮分度圆直径； 为蜗轮蜗杆传动效率。 受力分析图见图5.1（a）。5.3.2 蜗杆轴支点受力计算1竖直方向 由、两式，计算得 Fv1=3279.89（N）

32、Fv2= -1010.17（N）2水平方向 由上面、两式计算得 FH1=759.69（N） FH2=759.69（N） 各力方向和相互间尺寸见图5.1（b）、（d）。5.3.3 蜗杆轴上力矩计算 1支点1对截面X处的力矩M1竖直方向 水平方向 则 .472支点2对截面X处的力矩M2 竖直方向 水平方向 则 .49 各弯矩图见图5.1（c）、（e）。5.3.4 按弯扭合成校核轴的强度1进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面X）的强度。根据参考文献3得轴的计算应力 =26.25MPa (5.4)式中 为应力影响系数，脉动循环应力时取0.6； W轴的抗弯截面系数，单位为mm2

33、，； TX作用在蜗杆轴上的扭矩，TX=2T1=，扭矩TX=2T，TX见图5.1(g)。又根据轴的材料由参考文献3表15-1查得轴材料的许用弯曲应力=60MPa。另外查得 。因为 所以X截面是安全的。2由于截面处弯矩较大，且轴径较小，对此截面也按弯扭合成进行校核如下 式中 Mca为截面处的弯矩，.47=.24 W为截面处的抗弯截面系数，W=0.1d3。同样，所以截面也安全。5.3.5 精确校核轴的疲劳强度（本条以下步骤和公式均参考文献3）1判断危险截面 截面和截面轴径相同，但截面受扭矩非常大，因此只需验证截面。对于、截面，轴径相同，其中，截面已由弯扭合成的方法校核合格，对截面，它所受弯矩比截面小

34、，而轴径和截面相同，因此无需验证。对于截面，由于其受扭矩较大，但所受力矩比截面小，因此无法判断其是否安全，也需要验证。对于截面右侧和其轴径相同的轴段，所受弯矩比截面都要小，因此都无需验证。 A、截面都受键槽引起的应力集中，但A截面直径比截面直径大，而且受扭矩较大，故只须验证截面。 2截面的校核(1) 截面抗弯截面系数：截面抗扭截面系数：截面所受弯矩：截面上扭矩：2T=95720.22截面上的弯曲应力： （5.5）截面上的扭转切应力： （5.6）(2)由轴的材料45钢，调质处理，查文献3表15-1得，(3)截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数按参考文献3附表3-2查取。因为，经插值后，得又由参考

35、文献3附图3-1可得轴的材料的敏性系数：故有效应力集中系数按下式计算得 （5.7） （5.8）由文献3附图3-2查得尺寸系数 ，由文献3附图3-3查得扭转尺寸系数 轴按磨削加工，根据参考文献3附图3-4查得表面质量系数： 轴未经表面强化处理，根据文献3知道 ：综上所有系数，得综合影响系数 （5.9） （5.10）(4)又由参考文献3第24页得到碳钢的特性系数： (5)由上述数据计算安全系数Sca值 （5.11） （5.12） （5.13）式中 S安全系数值。取S=1.51.8所以，截面安全。图5.1 蜗杆载荷分析图3截面的校核(1) 截面抗弯截面系数：截面抗扭截面系数：截面所受弯矩：截面上扭矩

36、：2T=95720.22截面上的弯曲应力： （5.5）截面上的扭转切应力： （5.6）(2)由轴的材料45钢，调质处理，查文献3表15-1得，(3) 截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数按参考文献3附表3-2查取。因为，经插值后，得又由参考文献3附图3-1可得轴的材料的敏性系数：故有效应力集中系数按下式计算得 （5.7） （5.8）由文献3附图3-2查得尺寸系数 ，由文献3附图3-3查得扭转尺寸系数 轴按磨削加工，根据参考文献3附图3-4查得表面质量系数： 轴未经表面强化处理，根据文献3知道 ：综上所有系数，得综合影响系数 （5.9） （5.10）(4)又由参考文献3第24页得到碳钢的特性系数

37、： (5)由上述数据计算安全系数Sca值 （5.11） （5.12） （5.13）式中 S安全系数值。取S=1.51.8所以，截面安全。 4截面的校核(1) 截面上产生的最大扭应力、应力幅、平均应力计算如下最大扭应力 （5.14） 式中 扭矩T=2T=95720.22应力幅和平均应力相等，即 （5.15）(2)绝对尺寸影响系数由文献3图3-2，3-3得 (3)表面质量影响系数根据参考文献3附表3-4得(4)因键槽引起的应力集中系数由参考文献3附表3-4查得(5) 截面安全系数 （5.16） 因此，截面安全。 综上所述，蜗杆轴强度合格。5.4 轴承的寿命计算 滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外

38、圈滚道上的点蚀破坏。这是在安装、润滑、维护良好的条件下，由于大量重复地承受变化的接触力所致。对轴承的校核主要是对其寿命的验算。5.4.1 轴承的选择选用轴承时，首先选择滚动轴承类型。然后根据轴承所受载荷、轴承所受的载荷、轴承的调心性能及轴承的安装和拆卸等来选择。因为蜗杆轴转数不高，而且承受较大的轴向和径向载荷，同时为了便于安装和拆卸，故根据参考文献3选取角接触球轴承7311B。5.4.2 寿命计算 1轴承受到的径向载荷和轴向载荷，根据本说明书第五章的第三节中各力的计算结果可直接算出：两轴承轴向力 1轴承径向力 2轴承径向力 2求两轴承的计算轴向力Fae1和Fae2对于70000B型轴承按文献3

39、表13-7查得，轴承的派生轴向力Fd=1.14Fr，则有 （5.17） （5.18）根据文献3中公式13-11，由于Fae+Fd2Fd1，所以1轴承为紧轴承，2是松轴承，得出 Fae1=Fae+Fd2=6229.41+1440.9=7670.31NFae2=Fd2=1440.9N3求轴承的当量动载荷P1和P2因为 （5.19） （5.20）所以由文献3表13-5分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承1 X1=0.35，Y1=0.57； 轴承2 X2=1，Y2=0又因轴承运转过程中有冲击载荷，根据参考文献3表13-6查得载荷系数fp=1.21.8,取fp=1.5。则 动量载荷P1和P2计算如

40、下： （5.22） （5.21）4验算轴承寿命 因为P2P1，所以按轴承1的受力大小进行验算。 （5.23）式中 C为轴承的基本当量动载荷，由参考文献2查得，C=48kN； n轴承的转数。 故所选轴承可满足寿命要求。轴承受力分析及力矩表示如下：图5.2 轴承受力分析图5.5 键的强度校核5.5.1 键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联结的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。导向平键是按轮毂的长度及其滑动距离而定。平键由于结构简单，装拆方便，对中性较好等优点，因此本设计大多选用平键，另外还有一个导向平键。设计中选中的键主要有

41、：a：普通平键，长度为63mm；b：普通平键，长度为63mm；c：导向平键，长度为125mm。其中，a,b分别见图5.1,c键为两个蜗杆轴的联结轴上的滑键。5.5.2 键联结强度计算1 平键联结强度计算 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联结的强度条件为： （5.24）式中 T传递的扭矩，单位 k键与轮毂槽的接触高度，k=0.5h,，此处h为键的高度，单位为mm； l键的工作长度，单位是mm，圆头平键L=L-b，这里L为键的公称长度，单位为mm，b为键的宽度，单位为mm； d轴的直径，单位是mm； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的作用挤压应力，单位为MPa。根据本设计所选材料为钢，且有轻微冲

42、击，由参考文献3表6-2查得=100120MPa（1）根据公式（5.24）计算键强度如下式中 因为键所受扭矩是T的两倍，所以按上式计算。由以上计算可知该键强度足够。（2）键强度计算如下因此，该键强度亦足够。2导向平键联结的强度其计算条件为 (5.25)式中 p为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，单位为MPa，同样根据其材料查参考文献3表6-2得出：p=5060MPa根据本说明书公式（5.25）验算导向平键的强度如下因此，该键也符合强度要求。6 轴机械强度可靠性设计机械产品的可靠性取决于其零件、部件的结构形式与尺寸、选用的材料及热处理、制造工艺、检验标准、润滑条件、维修的方便性以及各种安全保

43、护措施等，而这些都是在设计中决定的。设计决定了产品的可靠性水平即产品的固有可靠度。产品的制造和使用固然也对其可靠性有着极其重要的影响，但毕竟制造是按照设计进行的，制造和使用的主要任务是保证产品可靠性指标的实现。因此，产品的可靠性设计是非常重要性的，据此，本设计也对轴进行了可靠性设计。机械强度可靠性设计的原理是根据应力-强度分布干涉模型为基础的，该模型可清楚地解释机械零件产生故障而有一定故障率的原因和机械强度可靠性设计的本质。6.1 设计计算6.1.1 静强度计算1.选定许用可靠度R及强度储备系数n按本专业机械的要求，选R=R=0.99；n=1.25。2.计算零件发生强度破坏的概率F F=1-R=1-0.99=0.01 （7.1）3.由F值查参考文献7附表1，求出ZR值当F=0.01时，ZR=2.324.计算材料承载能力的分布参数轴材料为45钢，调制处理，由参考文献2查得相应的拉伸屈服强度极限由参考文献7表6-1，查得碳钢的 按拉伸获得的机械特性转化为弯曲或扭转特性的转化系数考虑零件锻（轧）或铸的制造质量影响系数（按锻件来查）因此，得零件静强度承载能力分布参数的近似计算如下 7 （7.2） 7 （7.3）5.按已求得的ZR值，计算 7 （7.