初轧机的设计说明书

初轧机的设计摘要伴随中国综合实力的飞速发展，国内制造业得到了空前的发展。制造业的发展伴随轧钢技术的发展，初轧机在其制造领域中又占有相当大的比例。相关制造数据表明，初轧机在其制造领域里发挥着越来越重要的作用。设计合理有效的初轧机结构是提高轧钢精度有效的手段之一。本文设计的题目是初轧机的设计。初轧机的功能是将钢锭或钢坯进行初步轧制,为成品轧机提供原料。设计之初介绍了初轧机的发展概述、现状及发展趋势，并分析各类初轧机的特点。对压下系统的研究应用、研究方法进行了探讨及阐述。本文在查阅了国内外相关资料的前提下，对本次设计的课题进行了机架辐的设计：工作原理、结构设计、材料选择、轴承选择、辐距选取、高度选取、辑距校核验算、减速电机设计以及轴向锁紧液压缸的选型及计算等等。最终完成了对各主要零部件的设计、计算及校核。利用AUTOCAD二维画图软件进行了零件的设计和装配，以满足使用要求。设计过程按照国家标准和机械设计标准来设计的。本轧钢机机架牌坊采用闭口式铸钢结构，通过横梁将两片牌坊连接在一起。上辐压下采用电动压下。为保证快速处理轧制事故保护设备，上辐设置有液压快速防卡钢装置。上辑设置有液压平衡装置。上下轧辐、4个轴承座组成轧辐装配，轧辐径向轴承为四列圆锥滚子轴承，轴向轴承采用双列圆锥滚子轴承。下辐通过调整垫片高度实现轧制线固定不变。下辐设置有液压轴向调整机构，调整行程为：5mm。轧辑锁紧装置为液压缸驱动斜面插板固定轴承座，可进行在线调整及锁紧。上下轧辐的冷却通过各自的两组冷却喷头进行冷却。最终保证加工后的产品性能良好，表面光洁度高，板型好，能够达到所需的要求。可提高机器设备的利用率，有效提高性能。达到本次设计的综合训练的目的。关键词：制造业、初轧机、压下系统、减速电机、液压缸ABSTRACTWiththerapiddevelopmentofChina'scomprehensivestrength,thedomesticindustryhasbeenanunprecedenteddevelopment.Developmentofmanufacturingtechnologywiththedevelopmentofrolling,bloomingmillinitsmanufacturingareaandoccupiesalargeproportion.Relatedmanufacturingdatashowedbloomerplayinganincreasinglyimportantroleinthemanufacturingfield.ReasonableandeffectivedesignoftheearlyRollingmillstructureistoimprovetheaccuracyofoneoftheeffectivemeans.Thisdesignisentitledbloomingmilldesign.Bloomingmillfunctionistoconductapreliminaryingotorbilletrollingmillstoproviderawmaterialstofinishedproducts.Beginningofthedesignpresentedanoverviewofthedevelopment,currentsituationanddevelopmenttrendofbloomingmill,andanalyzesthecharacteristicsofvarioustypesofbloomingmill.Appliedresearch,researchmethodspressuresystemisdiscussedandelaborated.Inthispaper,accessrelevantinformationathomeandabroadthepremiseofthistopicweredesignedrackrollerdesign:workingprinciple,structuraldesign,materialselection,bearingselection,rollawayfromtheselect,highlyselected,rollawayfromcheckingchecking,gearmotorandaxiallockinghydrauliccylinderdesignselectionandcomputing.Finallycompletedthemajorcomponentsofthedesign,calculationandcheck.AUTOCADuseatwo-dimensionaldrawingsoftwaredesignandassemblyofpartstomeettherequirements.Thedesignprocessinaccordancewithnationalstandardsandmechanicaldesignstandardstodesign.Themillusesclosed-typesteelframearchstructurebythetwoarchbeamstogether.Usingelectricpressurerollerpressure.Toensurefastprocessingrollingaccidentprotectiondevices,therollisprovidedwithhydraulicquickanti-seizesteeldevices.Setonarollerhydraulicbalancingdevice.Rollupanddown,fourbearingcomponentsrollerassembly,rollerbearingsforthefourradialtaperedrollerbearings,axialbearingsdoublerowtaperedrollerbearings.Rollinglineheighttoachievelowerrollersarefixedbyadjustingshims.Lowerrolladjustmentmechanismisprovidedwithahydraulicaxialadjustmentstroke:5mm.Rolllockingdeviceisahydrauliccylinderdrivebevelflapperfixedbearing,canbeadjustedandtightenedonline.Coolingtheupperandlowerrollsarecooledbycoolingtherespectivenozzlegroups.Ensuregoodperformanceofthefinalproductafterprocessing,surfacefinish,platewell,toachievethedesiredrequirements.Canimprovetheutilizationofmachineryandequipment,improveperformance.Comprehensivetrainingtoachievethisdesigngoal.Keywords:Manufacturing,bloomingmill,pressuresystems,gearedmotors,hydrauliccylindersTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要 I\o"CurrentDocument"ABSTRACT II\o"CurrentDocument"第1章绪论 5\o"CurrentDocument"初轧机发展概述 5初轧机的标称 6初轧机的组成 6初轧机的用途 7\o"CurrentDocument"初轧机的发展现状及发展趋势 8初轧机的发展现状 8初轧机的发展趋势 9\o"CurrentDocument"压下系统的研究及应用 9\o"CurrentDocument"压下系统的研究内容和方法 10\o"CurrentDocument"本课题研究的价值及研究内容 11本课题研究的价值 11本课题研究的内容 11\o"CurrentDocument"第2章机架辑的设计 13\o"CurrentDocument"机架辐的工作原理 13\o"CurrentDocument"机架辐的结构设计 13实心机架辐 13机架辐转身形状的选择 13机架辐材料的选取 14机架辑轴承的选取 14机架辐辐距的确定 14机架辑高度的确定 14机架辐辐距的校核验算 15机架辐滚动轴承的寿命计算 16机架辑的性能描述 18机架辐轴承座夹紧设计结构 18机架辐的更换步骤 21机架辐的维护检修 21机架辐结构分析 22\o"CurrentDocument"机架较减速电机的设计 22输出轴运动和动力参数的确定 22轴的材料的选择 23轴最小直径的确定 23轴的结构设计 23轴的受力分析 25按弯扭组合强度较核轴的强度 28齿的类型、材料及齿数的确定 29按齿根弯曲疲劳强度设计 29修正计算结果 30计算几何尺寸 31校核齿面接触疲劳强度 31齿轮传动的润滑 32联轴器的工作情况 32联轴器的分类 32齿轮箱轴承的选用和寿命计算 32\o"CurrentDocument"第3章 轴向锁紧液压缸的设计 37\o"CurrentDocument"液压缸类型的确定 37\o"CurrentDocument"工作压力的确定 39\o"CurrentDocument"缸筒设计 39\o"CurrentDocument"活塞杆设计 43\o"CurrentDocument"液压缸的密封设计 45\o"CurrentDocument"排气装置 46\o"CurrentDocument"第4章结论 47\o"CurrentDocument"致谢 48\o"CurrentDocument"参考文献 49第1章绪论初轧机发展概述初轧机也称开坯机或者钢坯轧机，一般把将被加工的材料在旋转的轧辑间受压力产生的塑性变形即轧制加工机器称为初轧机，这是简单定义。大多数情况下，轧制生产过程要经过几个轧制过成，还要完成一系列的的辅助工序，如将原材料由仓库运出加热，轧件送往轧辐，轧制、翻转、剪切、打印，轧件收集、卷取成卷等。一个轧件的全过程由多种机械按工艺顺序而成机组来完成，这种机组或机器体系叫初轧机或称钢坯轧机。第一种情况钢坯轧机由一个或几个工作机座（执行机构）传动机构（齿轮传动、连轴器）和使轧辐转动的电动机组，后一情况钢坯轧机是由若干台工做机组成，这些机组数目与加工轧材工艺过成生产率相适应，因此，钢坯轧机按顺序排列并且用短道或其他运输装置连成一条工艺流水线机器组成机组。钢坯轧机是机械中使金属在旋转的轧辐中产生变形的那部分设备。主要使设备排列成一定形式的工作线称为钢坯轧机的主机列。用以完成其他工序的机械设备称为辅助机械。轧钢就是用轧机对钢坯进行压力加工，获得需要的形状规格和性能的过程。轧机主要由几组轧辐构成，轧辐是一对转动方向相反的辐子，两个辐子之间形成一定形状的缝或孔，钢坯通过轧辐就成为一定形状的钢材。在再结晶温度以上的轧制称为热轧；在再结晶温度以下的轧制称为冷轧。我们常见的汽车板、桥梁钢、锅炉钢、管线钢、螺纹钢、钢筋、电工硅钢、镀锌板、镀锡板包括火车轮都是通过轧钢工艺加工出来的。我国大钢厂从70年代已用先进的连轧轧机，连轧机采用了一整套先进的自动化控制系统，全线生产过程和操作监控均由计算机控制实施，轧件在几架轧机上同时轧制，大大提高了生产效率和质量。我国粗钢产量位居世界第一。国内十大钢铁企业年产粗钢均在1000万吨以上。今年来，钢铁重组进入快车道，比如宝钢控股的广东钢铁集团，山东济钢、莱钢为主组建的山东钢铁集团，还有河北钢铁集团等。但是，我国钢铁业要振兴，必须走精细化道路。热轧卷和冷轧卷目前还停留在重产量轻质量的瓶颈。轧钢行业必须走高端路线，造船业和汽车制造业、建筑业的兴旺，给轧钢行业带来机遇，但是矿石的涨价给我国轧钢行业带来新的困境。国内轧钢行业要真正做大做强，必须不断对钢坯质量、加热、辑型控制、卷取能力、酸洗等系列环节加强。另外，做重型机械的一重、二重、上重、太重等必须奋起，探索高精轧钢设备。国内宝钢、鞍钢、武钢、首钢设计院，东大、北科大等院校轧钢研究机构亦要多加强与钢铁集团的联合开发。随着我国轧制加工业的迅猛发展，我国轧制加工设备也经历了一个自主开发一引进一学习借鉴一国产化的往复循环过程。经过近20年的探索和创新，截至目前，我国自行设计和制造的轧机在低速、窄规格方面已经接近或达到国际先进水平，高速轧制设备、宽幅轧机、单机架双卷取铝带热轧机、热连轧机方面的开发研制也呈现良好的态势。伴随着市场需求的不断增长和变化。近年来，我国轧制加工设备市场出现了多样化的要求，正在逐步向高精化、宽幅化、高速化以及高技术和连续轧制的方向。随着我国轧制工业近年来的加速发展，轧制机的需求已越来越多，轧制领域发展前景广阔。改革开放三十年来轧制工业在我国工业建设方面做出了突出的贡献,，这同时也加速了轧制机的快速发展。冷连轧技术是国际钢铁行业公认的技术密集、难度极大的生产工艺，是中国钢铁企业在引进全套生产线时花费最多的环节形。1.1.1初轧机的标称初轧机的类别与规格与初轧机的断面尺寸有关，因此初轧机的初轧和型钢的类是以轧钢的名义直径。也就是说初轧机的大小是常用与轧件有关的尺寸参数来标称。初轧机和型钢轧机的主要性能参数是轧辐名义直径，因为轧辐的名义直径的大小与其能够轧制的最大断面有关，因此，初轧机和型钢轧机是以轧辑的名义直径标称的。小型初轧机的名义直径为：180——450mm。初轧机的组成初轧机的主要设备是由一个或数个主机列组成的。初轧机的主机列是由原动机,传动装置和执行机构三个基本部分组成的。1、工作机座：工作机座为初轧机的执行机构，它由轧辐及其轴承轧辐的调整机构和上轧辐的平衡机构，引导轧件的轧件进入轧辐用的导装置，工座机座的机架及支撑机座并把机座固定在地基上用的轨零、部件的和机构组成。2、传动装置：联轴器：联轴器包括电机联轴器和主联轴器，电机联轴器用来连接电动机与减速器的主动齿轮轴；而主联轴器则用来连接减速器与机轮机座的传动轴，既自减速器将转矩传至齿轮机座的主动齿轮。3、减速器：在初轧机中减速器的作用将电动机较高的转速变成轧机所需的转速,因而可以在主传动中选用价格较底的高速电动机。确定是否采用减速器的一个重要条件，就是比较减速器及其摩擦损耗的费用是否低于低速电机的与高速电机的之间的差价，一般情况下，当电机的转速小于200-250转/分才采用减速器。小型初轧机转速小于200转/分，因而采用减速器。采用减速器时，根据传动比的大小选用一级（传动比i小于等于8）二级（传动比等于8-40）或三级（传动比i大于40）减速器。与这些减速器相对应的轧辐速度分别为200-250转/分，40—50转/分，以及10—15转/分。4、连接轴：初轧机齿轮机座，减速器或电动机的运动和力矩，都是通过连接轴传递给轧辐的。设计采用横列式布置轧机，一个工作机座的轧辑是通过连接轴传动的。初轧机采用的连接轴有万向接轴、梅花接轴、联合接轴和齿轮接轴等。5、飞轮：设计的是一个飞轮装置在减速器的小齿轮轴上。它的作用是在通过轧辑与轧辐空转时，作动蓄能器以均衡传动负荷；既轧辐空转时，飞轮加速，积蓄能量；而轧件通过时，飞轮减速。放出能量，帮助轧制。6、齿轮机座：其用途是传递转矩给工作辐，设计采用三个直径相等的圆柱形人字齿轮在垂直面排成一排，装在密闭的箱体内7、电动机的选择：初轧机的电动机的形式的选择与初轧机的工作制度有着紧密的联系。设计的初轧机是轧制速度不需要调节的不可逆式初轧机，采用异步电动机。8、小型初轧机的工作制度：一般中小形初轧机的工作制度可以分为：不可逆式的，可逆式的与带张力轧制等几种方式。初轧机的用途初轧机形式有两种：冷轧与热轧，热轧主要用于开坯兼生产一部形钢，这这种轧机的型号有630-650型轧机，500-550型轧机、650中型轧机与2300中板轧机等,冷轧主要用于终级轧制，轧带钢的产品很多，具有代表性的冷轧板带钢产品金属镀层薄板（包括镀锡板、镀锌板等）、深冲板（以汽车钢板最多）、电工硅钢板、不锈钢和涂层钢板。现也促使冷轧机的装备技术和控制技术向更高的方向发展。型号有1400mmNKW,1250mmHC单辐可逆式轧机.1150mm二十辐冷轧机，。设计的初轧机为6900〜力1200（最大辐环力1350）x2600mm初轧机.，初轧机主要用来为轧制大型线材。25-50毫米的圆钢，20-40毫米的方钢；螺纹钢等。其结构的特点为：1、采用三辐式工作机座，主电机不可逆转，中上辐与中下辐交替过钢，实现多道次的轧制。2、由于轧辐的转向和转速不可逆转，可采用造价较底的高速交流主电机在传动装置中装有减速机和齿轮机座。考虑到第一机座轧件较短，轧制次数较多，负荷很不均匀，为了均衡电机负荷，减少电机的容量，在减速机和电动机之间加有飞轮。3、多数1200型钢轧机要求既开坯又轧件，具有一机多能的特性，因此，轧机急需要较强的能力，又需要较强的刚度，而且由于经常需要更换品种，在轧机结构上需考虑换辑方便。4、为了便于换辐，三个机座的轧辑都采用梅花接轴连接。初轧机的发展现状及发展趋势初轧机的发展现状一、国外初轧机的发展现状据说在14世纪欧洲就有轧机，但有记载的是1480年意大利人达’芬奇(LeonardodaVinci)设计出轧机的草图。1553年法国人布律列尔(Brulier)轧制出金和银板材，用以制造钱币。此后在西班牙、比利时和英国相继出现轧机。1728年英国设计出生产圆棒材用的轧机。英国于1766年又设计出了串行式小型轧机，19世纪中叶，第一台可逆式板材轧机在英国投产，并轧出了船用铁板。1848年德国发明了万能式轧机，1853年美国开始使用三辑式的型材轧机，并采用蒸汽机传动的升降台从而实现了机械化生产。接着美国出现了劳特式轧机。并于1859年建造了第一台连轧机。万能式型材轧机是1872年出现的，20世纪初制成半连续式带钢轧机，它由两架三辐粗轧机和五架四辐精轧机组成形。轧机发展到21世纪的今天，已采用了一整套先进的自动化生产控制系统，全线生产过程和操作监控均由计算机控制实施。它有如下几个主要特点：1、网络化快速通讯；2、系统响应速度快；3、传动设备动态、静态精度高；4、轧件跟踪、定位准确；5、软件编制可靠性高等。二、国内初轧机的发展现状目前，我国自主设计和研制的加工设备，从整体上看与国际先进水平相比还有很大的差距，但某些技术正在追赶世界先进水平。洛阳有色金属加工设计研究院正在开发的2400mm(1+1)式铝带热轧机、2500mm六辑冷轧机、2000mm铝箔轧机、高速铝箔轧机以及铜带精轧机等一批具有世界先进水平的轧机正在设计和制造之中。这批轧机的设计特点和当今世界轧机的发展趋势相一致，已经成为我国铜铝加工设备研制的一个亮点现化工业的发展对材料的精度要求日益提高，产品的高精度就需要设备朝高精度方向发展；出于对产品质量和产量的考虑，以及轧制技术的日渐成熟，轧机的幅面迅速扩大，比如用于包装袋的铝箔的宽度需求已达到1800mm以上，对宽幅铝箔的需求量正呈高速增长态势。新中国成立后在党中央的高度重视下，随着冶金工业的快速发展，我国现已有多种类型的轧机问世。而且，不论是在轧机的技术上还是在质量上我国生产的机器都已达到甚至超过国外一些国家的相应产品。初轧机的发展趋势轧钢机械的分类。轧钢机械可按所轧辐的材料分为轧辐钢材的和轧辐铝、铜等有色金属的两类。各类轧机的工作原理和主要结构基本相同，只是轧辑的温度、压力和速度有所差异。轧机中使用最多的是轧钢机。轧机又可分为半成品轧机和成品轧机。半成品轧机主要是开坯机，包括初轧机、板坯轧机和钢坯轧机。随着连铸机的逐步推广，某些装有连铸机的钢厂已不再使用开坯机开坯。成品轧机有型材轧机、轨梁轧机、线材轧机、厚板轧机、薄板轧机、带材轧机、箔带轧机、无缝管轧机、铜板轧机、铝板轧机和某些特殊轧机。它们的主要区别是轧辐的布置和辐的形状不同，并且在精度、刚度、强度和外形尺寸上也有很大的差别。总的来说，轧钢机械向着大型、连续高速和计算机控制方向发展。初轧机的发展，在发展连铸的同时，国外仍在新建或扩建初轧机，以扩大开坯能力。这是由于开坯机具有产品变化灵活，便于实现自动化等优点，如日本1969年有三台板坯初轧机和一台方坯初轧机投入生产。至1970年止，世界上有初轧机达200多台。拥有初轧机最多的国家为美国达130台，日本42台，绝大部分为二辐可逆式轧机，开坯能力达3亿吨以上。七十年代的初轧机轧辐直径增大到1500毫米。我国拥有1000毫米以上大型初轧机七套，还有750〜850毫米小型初轧机八套，主要用于合金钢厂，为数不多的650毫米轧机是中小钢厂的主要开坯设备。1959年我国开始自行设计制造开坯机，以制成的开坯机有700、750、825、850/650、1150等毫米初轧机。压下系统的研究及应用压下装置也称上辐调整装置，主要作用是通过对上辐的调整，办证轧件给定的压下量轧出所要求的断面尺寸，以及有槽轧辐对准孔型，在连轧机上，还要调整各机座间轧辐的相对位置。压下系统的分类及作用：1、快速压下系统：习惯上把不“带钢”压下的压下装置称为快速压下装置，一般其压下速度大于Imm/s。这种装置主要用于可逆式热轧机上，如初轧机、板坯轧机及中厚板轧机。2、电动双压下装置：这是较旧式轧机上的一种电动压下装置，该压下装置具有粗调与精调两个压下系统。个系统分别有各自的电动机和减速器。3、电一液双压下装置：常见的有两种。一种是在带有常规电动压下装置上，把压下螺母下端与一扁形齿轮固结在一起构成的。另一种是粗调仍为电动压下，精调则利用设置在压下螺丝与上轴承之间或在下横梁与下轴承座间的液压缸来实现。4、全液压压下装置：该装置主要包括：主液压缸，检测辐缝值的位置传感器及电液伺服阀等。他取消了传统的电动压下机构，辐缝的调节量完全靠设置在上（下）横梁与上（下）轴承座间的液压缸来完成。压下系统的研究内容和方法钢坯在加热炉加热后，经高压水除鳞后的钢坯由开坯轧机前的延伸辐道以及工作短道送入开坯轧机中进行轧制，在轧机前后工作辐道、延伸辐道以及带翻钢机的推床的辅助下根据不同的成品规格分别往复轧制。大压下轧机机架为重型闭口牌坊设计，带有上辐电动机械压下，自动液压防卡钢装置，过载保护和轧制力测量。机架牌坊采用闭口式铸钢结构，通过横梁将两片牌坊连接在一起。牌坊窗口内镶有耐磨衬板，为换辐提供了长寿命保证。上辐压下采用电动压下。为保证快速处理轧制事故保护设备，上辐设置有液压快速防卡钢装置。上辐设置有液压平衡装置。上下轧辐、4个轴承座组成轧轻装配，轧辐径向轴承为四列圆锥滚子轴承，轴向轴承采用双列圆锥滚子轴承。下辐通过调整垫片高度实现轧制线固定不变。下幅设置有液压轴向调整机构，调整行程为：5mm。轧辐锁紧装置为液压缸驱动斜面插板固定轴承座，可进行在线调整及锁紧。上下轧辐的冷却通过各自的两组冷却喷头进行冷却。换辑时由换转小车整体更换。钢锭在加热炉中加热后，被送到初轧机前的收料辐道上，经输入辐道和工作辐道送至出轧机轧制。钢锭在初轧机上经过多道次的轧制，每经过一个道次的轧制，压下系统调整轧孔形状再继续下一个道次的轧制。钢锭低速咬入，在轧制过程中加速，再减速将钢锭抛出。本课题研究的价值及研究内容本课题研究的价值轧钢生产时将钢锭或钢坯轧制成钢材的生产环节。用轧制方法生产钢材，具有生产率高、品种多、上产过程连续性强、易于实现机械化自动化等优点。因此，它比锻造、挤压、拉拔等工艺得到更广泛地应用。目前，约有90%的钢都是经过轧制成材的。有色金属成材，主要也用轧制方法。目前我国处在新老交替的钢铁生产体系中，初轧机在轧钢生产中的作用仍无法替代，初轧机仍具有着十分重要的作用。随着我国轧制加工业的迅猛发展，我国轧制加工设备也经历了一个自主开发一引进一学习借鉴一国产化的往复循环过程。经过近20年的探索和创新，截至目前，我国自行设计和制造的轧机在低速、窄规格方面已经接近或达到国际先进水平，高速轧制设备、宽幅轧机、单机架双卷取铝带热轧机、热连轧机方面的开发研制也呈现良好的态势。伴随着市场需求的不断增长和变化，近年来，我国轧制加工设备市场出现了多样化的要求，正在逐步向高精化、宽幅化、高速化以及高技术和连续轧制的方向。随着我国轧制工业近年来的加速发展,轧制机的需求已越来越多，轧制领域发展前景广阔。改革开放三十年来轧制工业在我国工业建设方面做出了突出的贡献，这同时也加速了轧制机的快速发展。冷连轧技术是国际钢铁行业公认的技术密集、难度极大的生产工艺，是中国钢铁企业在引进全套生产线时花费最多的环节。1.5.2本课题研究的内容一、初轧机技术参数：1、轧辐规格：4)900—4)1200(最大辐环力1350)x2600mm；2、轧辐轴承型式：滚动轴承；3、最大轧制力:10000KN；4、测压头：2x600t；5、轧制速度：0-5m/s；6、轧辐最大开口度：900mm；7、压下：电动压下；8、防卡：采用液压形式，液压缸位于压下螺丝下部；9、机架辐：短子参数：巾360X2600mm短子间距：600mm辐面线速度：0-5m/s。二、设计的内容：1、深入了解轧机的结构、功能、参数。了解各部件的设计计算，画出总图及部件总图2、对压下电机、联轴器、制动器、减速机的选型进行设计计算，画传动装置三视图（或进行机架辐传动减速电机的选型设计计算），轴向锁紧液压缸选型计算。3、对压下螺杆、螺母进行设计计算，画压下装置剖视图。4、画出机架装配、上辐压下装置、上根平衡装置、轧辐轴承座装配、轴向锁紧装置的总图及主要剖面图。5、画出机架装配、上辐压下装置、上辐平衡装置、轧辐轴承座装配、轴向锁紧装置的总图及主要剖面图。第2章机架辑的设计机架根的工作原理机架辐是由机架辑本体，卡紧装置，传动装置组成。机架辑本体包括轧机前后各三个花短，经齿轮箱集中传动。轴承箱为整体结构，一根机架辑的传动通过轧机牌坊立柱上的孔插入，另外两根机架辐是机架穿洞。传动装置在轧机的传动侧。机架辐下部装有冷却水喷嘴，用于冷却机架辐。前机架辑下部还装有高压水出磷喷嘴对钢板进行二次除磷。传动装置为集中传动，由一台110KW交流变频调速电机和一台齿轮箱及传动轴组成。集中传动可以减少电机的个数，降低投资成本。机架辑的卡紧固定通过机架辐的轴承和轴承座将其固定在轧机机架上。机架辐的换辑是通过卸开连接轴，由专门的吊具通过平衡装置及辐道进行更换。机架辐是轧制过程中与主机联系最紧密的设备之一。它将板顺利送入轧机辐缝并接受轧出的轧件。其结构主要有辐子、电动机、轴承座、中间接轴、齿轮箱及联轴器几个部件组成。机架辑的结构设计2.2.1实心机架辐在开坯机上采用较大的压力轧制时，轧件出轧辐后向上抬起，最后会下落到辑道上；或者轧制水平线高于机架辐工作面时的情况下，都有产生幢击辐子的动负荷的可能性。考虑到这一点由《轧钢机械设计》，当取辐颈支点变形为0,辐颈长度相对于辐身长度可忽略时，根身中点由动负荷所引起的应力为：Pl ~~(1+K\m)1EJ\CT= = (/拉-7 \2W1y0+K2m)2/WlxW\W1一转子辐身断面系数。此式表明，为减小动负荷应力，需要增大G、1和也值，减小值，这样就需要增大辑子质量，因此要将机架辐制成实心辐，同时，在相同截面系数条件下，实心辐与空心辑相比有较小的惯性矩。2.2.2机架根根身形状的选择机架辐转身的形状有好多种，采用哪一种，主要取决于辐道的用途，即决定于所运送轧件的形状。由于所生产的产品品种有:普碳钢、低合金钢、锅炉板、容器板、船板、桥梁板、高强板、管线钢板和不锈钢板，为了减少辐身与板形的接触面积，所以经过认真考虑选用花形辐子。2.2.3机架根材料的选取为了减小机架辐的飞轮力矩，又因辐子的GD2与辐子直径呈平方关系.故在满足钢板冲击负荷所需要强度的前提下，机架辐直径越小越好，其线速度与工作辐线速度匹配可通过提高转速解决。因此为了使机架辐的辐径减小，所以要使用高强度的材料42CrMo,这样辐径就能降下来。2.2.4机架辑轴承的选取考虑到产品种类多数为板材，机架辐受载后不会发生较大的挠曲，所以不必选用调心轴承。经过仔细考虑我决定选用双列圆锥滚子轴承，因为它可以同时承受径向载荷和轴向载荷，并且外圈可以分离安装时可以调整轴承的游隙。由于机架根辑身直径为360mm,则其辐颈直径为4=0.5〜0.55x0取其值为180mm.经过查阅《机械设计手册》可选轴承代号为352956X2,两列圆锥滚子轴承。2.5机架辐根距的确定辑距决定于轧件的长度和厚度。运输短轧件时，辑距不能大于最短轧件长度的一半，以便轧件至少同时有两个辐子支承，避免轧件撞击辐子或顶住打滑。同样，运输钢锭时，辑距不能大于钢锭重心到大端面的距离。运输长轧件时，最大辑距决定于轧件因自重产生弯曲的允许程度。考虑到这些，又为了避免轧件顶辐现象，机架辐的短距应尽量减小，因此我选短距为600mm就可以满足要求。正好也和我们任务书给的数据吻合。2.6机架辐高度的确定为了减少轧件对辑道辑子的冲击负荷，轧辐、机加辐和工作辐道辑子之间应有合适的相对高度。下轧辐表面与工作辑道辐子表面的相对高度决定于轧机的压下量,一般取为最大压下量的1/2加|10'20mm,即：△Zz△H= ——F(1O~2Omm)式中：4H为下轧辐表面与工作辑道辑子表面的相对高度；Ah为轧机的最大压下量。机架辐轻子高度应稍高于工作辐道辐子的高度，这可减少轧件对工作辐道的冲击。本台轧机下轧辐表面与工作辐道辐子表面的相对高度，取AH=80mm,故取机架辑表面低于下轧辐表面50mm。2.2.7机架短相距的校核验算如图2T所示，辐子危险截面为C、D两截面，即辑身中心截面及辐颈中心截面,故只对辐子这两个危险截面进行强度验算。（1）辑身中心截面（C截面）强度验算弯矩:=—=^^=0.126/Vm抗弯截面模量W：7rn3W=———=1.3xIO-332故按第三强度理论危险点的相当应力为M2+Tq=99.5MPa<[a]=175MPA（所以辐身中心截面（B截面）是安全的（辐身材料为42cM钢）。（2）辐颈截面（D截面）强度验算抗扭截面模量：7rd3 一二= =5.429X1O-3m3P16故辑颈截面（D截面）最大切应力为

na=7.5A//?<[2-]=O.5[cr]p所以辐颈截面（D截面）是安全的。2.2.9机架辐滚动轴承的寿命计算根据轧辐尺寸选择合适的轴承型号，由《轧钢机械设计》第34页公式2-29:" 60〃,尸)可知，要求寿命需要确定n、£、P、C的值。n为轴承转数，又轴承转数等于机架辐的转数，所以n=104r7min;根据轴承样本可以查得基本额定动负荷值C=40KN,由于机架短轴承在高于125°下工作，应该采用经过较高温度回火处理的高温轴承，根据轴承的工作温度，可以查得温度系数ft=0.95； 10£为寿命指数，对于圆锥滚子轴承£=了；P为当量动负荷，它可由公式：P=（XH+YFa）fFfT求得，其中,F为负荷系数，可取fF=L5—L8;%为温度系数，人=1；X为径向系数，根据Fa/Fr的比值由轴承样本查的x=o.56;丫为轴向系数，由轴承样本查得丫=1.933;Fr为轴承径向负荷，经过受力分析可以求出为225KN；乙为轴承轴向负荷，由经验公式匕=0.IFr。；根据轴承样本可以查得基本额定动负荷值C=30500N,C0=20000N.将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面，两个平行力系。其中：中的Ft为通过另加转矩而平移到指向轴线；FA亦为通过另加转矩而平移到作用于轴线上。有受力分析可知：_x200-x（67/2） 900x200-400x（314/2）rv — IN-.DJ/V200+320 520Fr2V=Fr-F41,=（900-225.38）N=674.62NFrlH200200+FrlH200200+320F=——x2200/V=846.15N'520Fr2H=F,-FriH=(2200-846.15)^=1353.85^Frl=J-J+其H=V225.382+846.152^=875.65NFr2=网治+F\h=4647.622+1353.85?N=1512.62N求两轴承的计算轴向力对于70000C型轴承，按《机械设计》书中的表12—7,轴承的派生轴向力Fd=eFr,其中，e为《机械设计》书中的表12—5中的判断系数，其值由£/C。的大小确定，先初取e=0.4,因此可估算几=0.4工।=350.26NFd2=0.452=605Q5NFd2+FA=(605.05+400)N=1005.05N因为+所以轴承一压紧，轴承二放松。按《机械设计》书中的公式12-8,得Fai=FA+Fd2=(400+605.05)N=1005.05NFal=Fd2=605.05N求轴承的当量动载荷rni.Fa\1006.56因为一^= =1.149)e.Fri 875.65 1区=60656=040]F1512.62rl由《机械设计》书中的表12-5分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对于轴承一：X1=0.44,X=1.327对于轴承二：X2=1,r2=0因轴承运转中有中等冲击载荷，由《机械设计》书中的表12—6,可得"=1.2~1.8,取。=1.5,则

2581.49N6=fp(XxFrX+X工J=1.5x(0.44x875.65+1.327X1006.56)N2581.49NP2=fP(X2Fr2+r2F；2)=1.5x(1x1512.62+0x606.56)^=2268.93N验算轴承寿命io6(cY60〃io6(cY60〃、P、,/?=17620.31/?106 /?=17620.31/?60x1560L2581.49J2.2.10机架辑的性能描述(1)用于轧件的导入、导出。(2)分两组布置在轧机人口和出口，每组3根辐子。(3)机架辑由交流电机通过连接轴穿过机架立柱，直接单独传动(4)实心锻钢辐子，花辐。(5)辐身喷水冷却，轴承座内冷。(6)轴承箱采用防水密封结构。(7)机架辑与连接轴通过花键连接，便于更换。(8)轴承自动干油润滑。(9)机架辐的更换通过专门的吊具用车间吊车进行更换。(10)机架短的工作速度与轧机同步。2.2.11机架相轴承座夹紧设计结构设计结构一见图2-2、图2-3、图2-4

图2-2机架辐轴承座夹紧设计结构一图2-3机架辐轴承座夹紧设计结构二、图2-2机架辐轴承座夹紧设计结构一图2-3机架辐轴承座夹紧设计结构二、图2-4机架辐轴承座夹紧设计结构三夹紧机架辐轴承座时，首先将机架辑整体（机架辐和机架辐轴承座）吊装在机架内，调整好标高，然后将壁架安装固定在机架上，最后将夹具安装在壁架和机架辐轴承座之间，将机架辐轴承座压紧固定。夹具通过螺栓联结在机架上，夹具底面是斜面，斜度为3.80,装有衬板，衬板是磨损件，当磨损之后厚度减少时，夹具通过螺栓的紧固，同样可以将机架辐压紧；但磨损到一定程度之后，夹具与机架面之间的间隙就会减少。图2中的夹具与机架中间板之间的间隙保证为10mm,当小于10mm时，必须更换衬板。中间板是防止夹具与机架直接接触的。双头螺栓靠夹具端装有防水装置，因为该处环境恶劣，且该螺栓需要经常拆卸，所以必须防止生锈。机架辐轴承座夹紧拆卸时，首先将螺杆松开，然后用顶丝将夹具顶出，在顶出夹具时需要吊车将夹具吊起，防止突然松开掉落到地沟。待夹具拆卸后就可以吊出机架辐。换衬板即可。其缺该夹紧装置的优点是维护成本低，磨损件只有衬板，只要更点是拆卸螺丝不方便，螺杆一端在机架内，一端在机架外；设计复杂，安装拆卸时间长。有利夹紧机架短轴承座时，先将机架辐整体（轴承座和机架辐）吊装机架内，调整好标高，然后将活门合上，这时活门与机架辐轴承座之间存在一个斜度空间，且活门底面与机架辑轴承座上表面的中间对应有键槽，该键槽分别装两个导向键，然后顺着导向键在斜度空间内将斜度为1：20的楔子打进活门与机架辐之间，楔子越进。机架短轴承座压得越紧。活门与机架的联结形式如同活页，但在垂直方向上有一定的活动量，于楔子将机架辐轴承座压紧，当楔子压紧到位之后，将楔子与活门用螺栓联结起来，防止楔子退出，从而防止了机架辐轴承座的跳动。机架辐轴承座夹紧拆卸顺序是：首先将联结螺栓松开，然后在斜楔的小端用专用工具将楔子打出,活门自然就会松动并下落一定距离，再打开活门，最后再吊出机架辐。该夹紧装置的优点是结构简单，斜楔安装拆卸方便，机架辐安装拆卸时间短，维护简单。其缺点是活门较重，活门连接座受力大，每次打开活门需要吊车将活门提起。2.2.12机架辑的更换步骤(1)给机架辐停水、电、油、气。(2)打开机架辐的内外齿。(3)将轧机工作辐拖出。(4)将导卫提升到最高位置。(5)将机架辐轴承座上的夹紧装置打开(分别见6.1和6.2)o(6)用葫芦吊将机架较整体吊起一定高度。(7)在轧机外短道中间放置一块厚长钢板。开动辐道，将厚钢板送至轧机内和吊起的机架辑下。(8)将吊起的机架辐放在钢板上。(9)开动轧机外短道，将机架辐送出轧机外，再用吊车将机架辑吊离钢板。(10)安装机架辐，按上面方法反方向装上新机架辐。2.2.13机架辑的维护检修机架辐的破坏形式主要有轴承损坏卡死及内外齿磨损及其它故障。其中最主要的是轴承损坏，因此应该从防止轴承损坏的角度来减少故障的发生。引起轴承损坏的因素主要是辐子冲击大、轴承进水、轴承润滑不良。采取的防范措施：(1)机架辐的安装。辑面相对名义标高过高或过低都会造成进钢时钢的头部对辑子的巨大冲击，可直接造成轴承的损坏。一般辐子辐面高度与标高相差不超过0.5mm,如果相差超过0.2ram就要修正机架辐轴承座下面的垫板厚度。机架辐相互不平行度不大于0.2mm/m,机架辑中心线与轧制中心线的不垂直度不大于0.3mm。(2)机架辑轴承座的防水。机架辑轴承座处的环境恶劣，有工作辐、支撑辐的冷却水，有除鳞高压水，还有机架辑本身的冷却水，如果密封不好，水和其它杂物极易进入轴承座内，造成轴承的损坏。因此要经常检查机架辐轴承座的防水情况。(3)机架辐的润滑。机架辐的润滑包括轴承的润滑和内外齿的润滑。机架短轴承座的润滑油孔设计复杂，油孔又多又深，如果有杂物进去很容易堵塞，造成轴承或内外齿的润滑不良，这部分的润滑属于集中干油润滑，每次润滑后要确认轴承端盖缝隙是否有油渗出，如果没有渗出就要检查疏通油路。根据在宽厚板现场维护的经验，如果以上三点能得到防范，就能大大减少机架辑的故障。2.14机架相结构分析机架辐辑子结构示意图如图2-6所示：图2-6机架辐转子结构示意图在轧制生产过程中，钢坯出轧机轧辑后变形。高速钢坯直接作用于机架辐的辐子上，每套机架辑由三根平行排列的辐子组成。按传动关系分别称为主动辐，中间辐，被动短辐子与辐子之间由齿轮连接，三根辐子转向一致。辐子产生弯曲变形使辐子轴承部位产生弯矩。同时，机架辐在转动时，由电机带动主动辐。同时通过齿轮带动中间辑和被动辐一起转动，辑子齿轮部位产生扭矩。因此，在弯矩和扭矩的共同作用下，形成辐颈折断。由于齿轮的模数和齿宽不大，所以牙齿折断.2.3机架辑减速电机的设计输出轴运动和动力参数的确定若弹性柱销联轴器效率=0.995,直齿圆柱齿轮啮合效率为=0.97,一对滚子轴承=0.98,则输出轴的输出功率为『=pnm2nmm：=8.9«印输出轴的转速n3=九］==94.26r/mini输出轴的转矩T,=9.55xlO6-S-«902000Nmn2.3.2轴的材料的选择选择轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计书查得对称循环弯曲应力许用应力[ot]=60MK.2.3.3轴最小直径的确定P根据公式,_7-丈55，10：由表查得取A°=113,得,WT0.2/TT1“min=A)因输出轴最小直径处安装联轴器需要开键槽，应将轴径增大5%〜7%,即54.03~55.06mm,考虑到选用联轴器，取轴径为55mm.2.3.4轴的结构设计一、对于轴的结构必须满足：1、各轴段在进行安装各种零部件的时候其位置要具有唯一性；2、在轴上面安装零部件，对它的要求是要容易生产，容易装配，修理方便。3、加工的轴要具很好的加工工艺性能。二、拟定轴上零件的装配方案根据齿轮箱装配简图中给出的主要零件的相互位置关系及轴上齿轮，轴承，轴承端盖，半联轴器的装配方向，顺序和相互关系，确定轴上零件的装配方案，如下图所示：图2-7轴的结构装配草图三、轴各段直径和长度的确定1）轴端联轴器的选用和定位。查机械设计书中的表13T,可知要取联轴器的工作情况系数K=l.3,按公式13-1联轴器的计算转矩为&=K7；=1172600Mwn按照的条件，查国家标准G/T5014-2003,选用HL4型弹性柱销联轴器，其[T]=1250000Nmm;半联轴器的孔径di=mm,半联轴器轮毂孔长L=mm,半联轴器长度L=112mm.输出最小直径处是安装联轴器处的轴的直径d_,故确定轴的最小直径dai„=d1-2=mm,为保证联轴器定位可靠，取lr=mm,半联轴器左端用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径D=mm,右端用轴肩定位，故取2-3段的轴直径d2-3=mm.2）初选轴承的类型及型号为能顺利的在轴段3-4,7-8上安装轴承，其轴段应满足轴承内径标准，故取d型=d7产mm,因轴既受径载荷又受轴向载荷的作用，查轴承样本选用30313单列圆锥滚子轴承，其尺寸为dXDXT=65mmXl40mmX36mm,故取17T=36mm.左端轴承采用套筒定位;右端轴承采用轴肩定位，由轴承样本查得30313型轴承的定位轴肩高度h=6mm,故取d6-7=77mnio轴承端盖的总宽度为20mm，由齿轮箱及轴承端盖的设计而定，参见图，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,为满足轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求，l2-3=50mm（.3）齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取安装齿轮处轴段直径d.15=70mni;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于齿轮轮毂的宽度（B=80mm）,故取L-5=76mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h>0.07d,取h=6mm,则取轴环直径d5-6=12mm.4）确定轴段3-4,6-7长度分别为1型=滚动轴承宽度T+滚动轴承距箱体内壁距离s+齿轮距箱体内壁距离a+B-l4-5=mm;%7=齿轮轮毂宽度L+滚动轴承距箱体内壁距离s+齿轮距箱体内壁距离a=mm四、轴向零件的轴向定位齿轮半联轴器与轴的轴向定位均采用A型普通平键.齿轮与轴的连接，按轴径查机械设计手册得平键的截面尺寸bXh=40mmX31mm(GB/T1095—1979),长度取73mm,为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选其配合为H7/r6.滚动轴承与轴的周向配合采用较紧的过盈配合来保证,选轴直径尺寸公差为m6.五、轴的结构工艺性取轴端倒角为2X45度，各轴肩的圆角半径如图所示。键槽位于同一轴线六、绘制轴的结构装配草图如图2.3.5轴的受力分析一、计算轴的受力d,=rntz2=383.8/71/t?F,=%=4700N4工.黑^47。。，导喘力”8NFA=FttanJ3=4700xtan8。06'34"汽=670N二、作轴的计算简图图2-8轴的计算简图在确定轴承的支点位置时，根据30313圆锥滚子轴承查手册得a=29mm,齿宽中点

居左支点距离L=(80/2-4+64-29)mm=71mm,齿宽中点居右支点距离为L3=(80/2+12+82+36-29)三、计算轴的支反力水平面支反力=4700x141=3126yvNH'Lj+L,71+141FnH2FL乙2FnH2FL乙2+乙34700x71” N=71+1411574N垂直面支反力F/wi1728x141+670x383.8/2 ……F/wi N=1756N71+141F1NV2F1NV2FtL2-FAd2/2

L?+J1728x71-670x383.8/2一 N=71+141-28N四、计算轴的弯矩，作出弯矩图。截面C处的水平弯矩MH=FNHiL2=3126x71Mwh=221946M?w7截面C处的垂直弯矩Mh=FnhL=3126x71Mnw=221946NmmMV2= =-28xlAINmm=-3948Mnw分别作水平弯矩图和垂直弯矩图MHFNH2FNH图2-9轴的水平弯矩图截面C处的合成弯矩A1】=+M)=254567N•mm=JmI+Mv2=22198W•mm作合成弯矩图Mi图2-11轴的合成弯矩图五、作转矩图图2-12轴的扭矩图3.6按弯扭组合强度较核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面的强度。必要时也对其它危险界面（弯矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。根据公式/“="达=W ＜上』wwJ式中6“一轴的弯扭组合计算应力，单位MP4W—抗弯截面系数，单位为相加'；口"一对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值可查书《机械设计》第四章表14—2o取a=0.6（单向转动，考虑起动、停车的影响，转矩按脉动变化），则有

MPa=11AMPa<[cr_,]=60MPaO.lx7OMPa=11AMPa<[cr_,]=60MPaO.lx7O3故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度(注：计算w时，忽略单键槽的影响)。3.7齿的类型、材料及齿数的确定齿轮在传递运动的过程中，以下2点很重要：1)要有平稳的传动——无论何时的传动比都是不变，小冲击、没有噪声，振动;2)要有很大的承载能力一一在满足重量不足、尺寸不大的前提下，传动件的承载能力超群，在预想的使用时间里面不能够发生齿断等失效。我们在设计和制造齿轮的过程中，相关传动件曲线的齿廓、刚度、生产能力、生产制造方法等，一般都要按照上述2点来进行设计和制造。由于齿轮箱只起将传动分配的作用，而不起减速作用，所以各齿轮齿数和齿轮大小均相等。根据《机械设计》书中的表8-1选择齿轮材料均为40&,调质后表面淬火，硬度范围为48~55HRC,平均值为52HRCo选齿数均为22。2.3.8按齿根弯曲疲劳强度设计闭式传动的齿轮，主要失效形式是轮齿折断和齿面点蚀。因此首先按齿根弯曲疲劳设计1、确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数K,=2.0。(2)计算小齿轮传递的转矩, 9.55x1()6p9.55xl06xllO，…八八小，T.= = =191OOON•mm' 〃] 990(3)由《机械设计》书中的表8—6选取齿宽系数①“=1.0(非对称布置)。(4)由《机械设计》书中的图8 17、图8 18查得齿形系数丫所=2.72;应力修正系数为：匕,=1.58

（5）由《机械设计》书中的图8一一22d按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限%桢=0*2=620”,。（6）由《机械设计》书中的图8--20查得弯曲疲劳寿命系数K-n=0.85。（7）计算弯曲疲劳许用应力。取安全系数»=1.3,可得\aF]=可则=0.85x620/l.3MPa=405AMPaSf计算齿轮的单与，YY/FaYY/Fa，Sa_KF2.72x1.58405.4=0.01060（9）计算模数叫.x0.01060〃〃〃=2.76x0.01060〃〃〃=2.76〃”〃V0/2 [o-F]V0.8x2222.3.9修正计算结果1、确定齿轮分度圆直径d=/nz=3x22=66/w〃.c江号回国** 向n %x66x1000 ,2、计算圆周速度v= = =3.45mIs。60x1000 60x10003、由《机械设计》书中的表8--8选8级精度。4、确定齿宽Z2=^=0.8x66/"/"=53nw?。5、确定载荷系数K.。由《机械设计》书中的表8—2查得使用系数Ka=1；由《机械设计》书中的图8-6查得动载系数Kv=1.2。A2T2x191000uroroor” 1x5787.88 ”、八”，F,=一= N=5787.887N, = =109.2IN/mni）\DON/mmd66 h53由《机械设计》书中的表8—3查得齿间载荷分配系数K“a=l.2,KFa=L2.由《机械设计》书中的表8--4查得齿向载荷分配系数（近似按6级精度来查,并适当放大）KHp=1.09+0.26^7+0.33x10^=1.09+0.26x0.82+0.33xl0-3x53=1.28；hh 532=7* 丁—— \]=7.85,由《机械设计》书中的图8-12查得h\2ha+c)m[(2xl+0.25)x3jK%=1.37.K=KaKyK4K%=1x1.2x1.2x1.37=1.97，与试选Kt=2.0接近相等且稍小，可以不修正计算结果。2.3.10计算几何尺寸1、模数取为标准值m=3mm。2、齿数均取为22.3、分度圆直径d=mz=3X22=66mm.4、齿宽人=。/=1x66=66/丽。2.3.11校核齿面接触疲劳强度(1)K=KAKvKHaKHfi=\xi.2x1.2x\.28=lM.(2)由《机械设计》书中的表8—5查得材料的弹性影响系数Ze=189.1瓯(均采用锻钢制造)。(3)由《机械设计》书中的图8-15查得节点区域系数Zh=2.5。(4)由《机械设计》书中的图8—19查得接触疲劳寿命系数K〃m=K〃n2=0.91.(5)由《机械设计》书中的图8-21e按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限b'liml=aH\im2='100o(6)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数Sh=L由《机械设计》书中的公式8—11得[%]=工期；蛆=。⑼；"00=1001MPao(7)由《机械设计》书中的公式8-7,代入[。用得：「J町”+110nQ(2x1.84x1910003+l..D必皿/]由%=ZeZh *—=189.8x2.5xjx亍加巴=956MPa4]所以强度足够。3.12齿轮传动的润滑齿轮传动时，相啮合的齿面间有相对滑动，因此就要发生摩擦和磨损，增加动力消耗，降低传动效率，则就需要考虑齿轮的润滑。对于闭式齿轮传动，由于K26/s,所以将大齿轮轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样齿轮传动时就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度不超过一个齿高，但不小于10mm。齿轮箱联轴器的选用3.13联轴器的工作情况联轴器连接的两轴常属于两个不同的机械或部件，由于制造和安装的误差，运转时零件的受载变形、轴承的磨损。温度的变化、基础下沉和传动零件的不平衡等原因，都可使被连接的两轴相对位置发生变化，出现相对位移和偏斜。如果联轴器对上述各种偏差没有适应能力，将会产生附加动载荷，使机器的工作情况恶化。由于上述原因，联轴器应具有下述功能：1、能补偿两轴线的偏斜和相对位移；2、当传动冲击载荷和振动载荷时具有缓冲和吸震的能力；3、能保护机器不致因过载而损坏。2.3.14联轴器的分类联轴器可分为刚性联轴器、挠性联轴器、安全联轴器三大类。挠性联轴器可分为无弹性元件挠性联轴器、非金属弹性元件挠性联轴器、金属弹性元件挠性联轴器和组合弹性元件挠性联轴器。后三类挠性联轴器内部包含有弹性元件，因而具有缓冲减振的能力。制造弹性元件的材料由金属和非金属两类。非金属材料有橡胶、塑料等，其特点是质量小、价格低减震能力强，特别适用于工作载荷有较大变化的场合。我选用弹性套柱销联轴器。弹性套联轴器的结构与凸缘联轴器的结构相似，只是用套用弹性套的柱销代替了连接螺栓半联轴器与轴配合的孔可做成圆柱形和圆锥形。半联轴器的材料常用HT200,柱销材料多用45钢，弹性套采用耐油橡胶制成。根据电机轴的直径为80mm，经查阅《机械设计课程设计》第302页选取型号为YL13弹性套柱销联轴器。3.15齿轮箱轴承的选用和寿命计算一、轴承类型的选择选用角接触球轴承，因为其结构简单、价格较低。根据齿轮箱轴的直径，查阅《机械设计课程设计》第286页选取代号为70000C型轴承。二、轴承的寿命计算1、轴承寿命的计算公式及参数选取根据轴的直径尺寸选择合适的轴承型号，由《机械设计》第134页公式4-29:h60〃（尸）可知，要求寿命需要确定n,£,P,C的值。n为轴承转数，又轴承转数等于轴的转数，所以n=104r/min;根据轴承样本可以查得基本额定动负荷值C=30500N；由于机架辐轴承在高于125°下工作，应该采用经过较高温度回火处理的高温轴承，根据轴承的工作温度，可以查得温度系数£=0.95；£为寿命指数，对于圆锥滚子轴承£=12;3P为当量动负荷，它可由公式：P=（XFr+YFa^Ffr求得，其中fF为负荷系数，可取fF=L5-1.8;/r为温度系数，/r=l；X为径向系数，根据Fa/Fr的比值由轴承样本查的X=0.56;Y为轴向系数，由轴承样本查得Y=L933;F,为轴承径向负荷，经过受力分析可以求出为225KN；F“为轴承轴向负荷，由经验公式自=0. .根据轴承样本可以查得基本额定动负荷值C=30500N,C«=20000N.2、求两轴承受到的径向载荷将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面（图b）和水平面（图c）两个平行力系。其中：中的F,为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a中的R亦为通过另加转矩而平移到作用于轴线上。有受力分析可知:Frx200-Fax(tZ/2)900x200-400x(314/2)520200+320520Fr2V=Fr-Frw=(900-225.38)N=674.62AT/=晨.吃x2200N=846」5N

Fr2H=F,-FrXH=(2200—846.15)N=1353.85N=瓦/+ =V225.382+846.152^=875.65NF%n+F；2H=a/647.622+1353.852=1512.62NFar'lVFr'lV2003、求两轴承的计算轴向力对于70000C型轴承，按《机械设计》书中的表12—7,轴承的派生轴向力《=e",其中，e为《机械设计》书中的表12—5中的判断系数，其值由&/C。的大小确定，先初取e=0.4,因此可估算=0.4工।=350.26NFd2=0.452=60505NFd2+Fa=(605.05+400)N=1005.05N因为£/2+£〉Eh所以轴承一压紧，轴承二放松。按《机械设计》书中的公式12—8,得%=匕+工2=(领+60505W=1005.05NFa2=Fd2=605.05N4、求轴承的当量动载荷因为&=1006-56=1.149阳Frl875.65 1工2606.56—= =0.401=%F1512.62r2由《机械设计》书中的表12-5分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对于轴承一：X1=0.44,K=1.327对于轴承二：X2=l,Y2=0因轴承运转中有中等冲击载荷，由《机械设计》书中的表12—6,可得"=1.2~1.8,取力,=1.5,则6=%(X|&+X工］)=1.5x(0.44x875.65+1.327x1006.56)N=2581.497VP2=%(乂2工2+八巴,2)=15x(1x1512.62+0x606.56)N=2268.93N5、验算轴承寿命

因为尸|〉八，所以按轴承1的受力大小算得_]06/0h106_]06/0h1063050060x156012581.49/?=17620.31/7第3章轴向锁紧液压缸的设计液压缸类型的确定表3T常见液压缸类型及种类分类名称图形说明活塞式液压缸单杆单作用活塞单向作用，依靠弹簧使活塞复位J7 7 7 7 7 7 —双作用活塞双向作用，左、右移动速度不等，差动连接时，可提高运动速度1 1双杆1活塞左、右运动速度相等■L_LLTT1 1柱柱塞单向作用，依靠外力使柱塞运动塞单柱塞1T式液L H压双柱塞T 双柱塞双向作用, 1 =F-缸摆动式单叶片——2A输出转轴摆动角度

液压缸小于300。分类名称图形说明摆动式液压缸双叶片—-1输出转轴摆动角度小于150°其他液压缸增力液压缸-±-当液压缸直径受到限制而长度不受限制时，可获得大的推力1TLI T। 4—增压液压缸由两种不同直径的液压缸组成，可提高B腔中的液压力A1―, _B 1--1 AlL伸缩式液压缸由两层或多层液压组成组成，可增加活塞行程L__LU1"T—— n n多位液压缸活塞A有三个确定的位置11tIA1T11齿条液压缸活塞齿条带动小齿轮，使它产生旋转运动-一/. wJ根据设计要求，因为行程范围在+/T00mm,而柱塞式液压缸是一种单作用式液压缸，靠液压力只能实现一个方向的运动，柱塞回程要靠其它外力或柱塞的自重，无法满足设计要求，其余几种同样无法满足设计要求或结构过于复杂，故选定用液压缸为活塞式液压缸。而活塞式液压缸分为单杆与双杆，设计要求满足正弦、随机振动，故选择单杆双作用活塞式液压缸。工作压力的确定液压缸的主要尺寸参数包括液压缸的内径d、外径D、壁厚5、缸的长度L、活塞杆直径4。主要根据液压缸的负载、活塞运动速度和行程等因素来确定上述几项参数。液压缸要承受的负载包括有效工作负载、摩擦阻力和惯性力等。液压缸的工作压力按负载确定。对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，采用的压力范围也不同。设计时，液压缸的工作压力可按负载大小及液压设备类型参考表3-2、表3-3来确定。表3-2各类液压设备常用的工作压力(单位：AfPa)设备类型一般机床一般冶金设备农业机械、小型工程机械液压机、重型机械、轧机压下、起重运输机械工作压力(MPa)1-6.36.3〜1610〜1620〜32表3-3 公称压力和内径参考表液压缸的公称压力系列(GBT7938-1978)MPa 0.63,1.0,1.6,2.5,4,6.3,10,16,25,31.5,40.0液压缸内径系列(GBT2348-1993)mm8,10,12,16,20,25,32,40,50,63,80,(90)>100,(110),125,(140),160,(180),200,(220),250,(280),320,(360),400,(450),500初定液压缸工作压力为25Mpa。3.3缸筒设计液压缸行程L选为250mm,因设计要求是200mm。若负载特性较明确，则按最大功率传输条件(pL42/3ps),可确定活塞最小理论有效面积为0.92xi0-3m2,则活塞杆直径为42mm,考虑到功率损失，并依据液压手册选缸内径为D=63mm,活塞杆直径4=50mm,则实际最大有效面积为Ap=l.30x 活塞最大速度为lm/s。则确定液压缸行程为300mm,设计该液压缸为等速等行程的双活塞杆液压缸，缸筒内径D=63mm,活塞杆直径4=50mm,最大激振力23KN,额定压力P=25Mpa,属于高压油缸。一、缸筒结构、材料选择及性能要求根据设计要求，该液压缸的激振频率范围为0.「18HZ,需要承受较大的冲击负荷，属于中型缸。故缸筒结构选用法兰连接。一般要求材料有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。根据液压缸的参数、用途选用35号钢，机械预加工后再调质处理。要求：1有足够的强度，能长期承受最高工作压力及长期动态试验压力而不致产生永久变形。2内表面在活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公差等级和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性。3缸筒还要求有良好的可焊性，以便在焊接上法兰或管接头后不至于产生裂纹或过大的变形。二、液压缸壁厚的确定当液压缸壁厚8大于缸径D的1/10倍时即8>£>/10时,按壁厚公式计算s=D（l[a]^0.4p_l）2\e]-L3p当液压缸壁厚8小于缸径D的1/10倍时,按薄壁筒公式计算6=鲁式中〃 液压缸最大工作压力（MPa）——许用应力（MPa）, 其中，%为材料强度极限，〃为安全系数，通常限〃=3.5〜5。8 缸筒壁厚（mm）,35号钢的强度极限b1,=540MPa,对于液压激振器而言，属于高压工况，故取〃=5,对应的540/5=108MPa。由于课题所设计的是双活塞杆液压缸，故最大压力为系统压力p=25MPa,应用公式（6.10）,可算得壁厚约为&5mm,综合考虑后取壁厚b=10mm。缸筒外径°i=83mni验算：对最终采用的缸筒壁厚应进行以下