水平型钢轧机设计

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 )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857年，约翰一 弗里茨(Joh n 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 ( Betlehem s Lackawnna 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(Republic195S8) 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，机械制造与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：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、升降翻钢与往返移动等 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。F面介绍小型型钢棒材的生产工艺流程:热送连铸坯-1子称重与入炉辊道I步进梁式加热炉I预留除鳞与无头焊接粗轧机组f切头飞剪T中轧机组T控冷水箱T切头、切废飞剪T精轧机组T 圆钢T倍尺飞剪T裙板辊道I冷床I成层与输送I定尺冷摆剪I记数收集I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， 具备了幵发类似 A18mm大 规格产品的切分轧制以与小规格的多线切分轧制的设备潜力。它的工艺设计直接 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、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 5。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HB480570。 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，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与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、压下螺丝以与螺母传给机架，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与其轴承 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，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。1.2.3 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，以与生产率高低的要 求可分为：手动、电动、电液与全液压压下机构。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。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、减摩性与耐摩性，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 ZCuAl10Fe3 。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 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d (0.55 0.62)dg2.1)其中 轧辊辊颈直径 d g =340mm所以0.58 340197.2mmd=200mm取压下螺丝外径2.1.2 压下螺丝螺距的确定由文献 5 的公式知螺距：t tan dtan1.7 (3.14 200) 18.64mm取 t=18mm其中 压下螺丝螺纹升角 按压下螺丝自锁条件2 30 ，取 1.7 。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 得出下列数据：中径 d 2=186.5mm小径 d 0=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D (1.5 1.8)d 1.7 200 340mm2.2.2 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 螺母的高度 HH (1.2 2)d 1.2 200 240mm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;一个压下螺丝重量： 28.2kg.所以被平衡物体总重量G= (11500 23.5 2 28.2 2) 9.8 113713.32N(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t18arcta narcta n1.64d3.14 200(3.2)3 .螺纹上的摩擦角arctan 2, 2为螺纹接触面的摩擦系数，一般取2=0.1 , 故摩擦角 =5 0 54 .对滑动轴承轴颈可取=0.10.25。5 .压下螺丝止推轴颈直径 d3=160mm 。3.2 压下螺丝受力与其静力矩计算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 ) G5所以，作用在一个螺丝上的力R 0.2 1137133222742.6N（3.3）322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 Mi，对实心轴颈来说，5螺纹之间的摩擦力矩，5则有每个压下螺丝的静力矩，M =M i+M2=+5(3.4)(3.5)0.160.1865=0.2 22742.622742.6tan(5 40 1.64 )3 2=544.96（3.6）所以，整个压下装置所需静力矩M 2M 2 544.961089.92N m3.3 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 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/mi ni 传动系统总速比；i=26.5传动系统总的传动效率。2 2 2 2 2 2轴承 联 蜗0.982 0.992 0.822 0.6329上式中轴承为蜗杆轴上的轴承的传动效率，由参考文献 4查得，轴承二0.98 ； 联为蜗杆与马达之间地联轴器的效率， 由参考文献4查得，联=0.99 ； 蜗为蜗杆传动的效率，估取 蜗=0.82 o所以，得出一个压下螺丝所需马达功率为“ Mn1089.92 400八八2 4.08( KW)9550i 9550 26.5 0.6329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、齿面胶合与过度磨损等。由于材料和结构上的原因，蜗杆螺旋 齿部分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 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ZCuAI10Fe33 .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6 P2T2 9.55 10门23162.04 0.82,小 ._6 k -9.55 106-9.55 101.04 10 N mmn1i400/26.5乙=，知作用在蜗轮上的转矩:(4.2)式中 Pi 为输入蜗杆的功率，单位KW ；i为蜗轮蜗杆传动效率；ni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3第193页,取载荷分布不均匀系数K 1 ；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Ka 1.15 ；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Kv 1.05根据上述三个系数，得载荷系数K KA K Kv 1.15 1 1.05 1.213(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Z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Z =3.1。(5) 确定许用接触应力H根据蜗轮材料为铸铝铁青铜(ZCuAI10Fe3 )，由文献3表11-6，取Vs 0.5ms查得蜗轮的许用接触应力H 230MPa取蜗轮寿命为10000小时，则其应力循环次数4006N 60 j n2 Lh 60 1100009 106326.5(4.4)据应力循环次数N，得到寿命系数107 1073Khn V n Vg 1061.01(4.5)则许用接触应力1h Khnh2301.01 233MPa3(4.6)(6)计算中心矩|Ze Z2a 3kT2Y h1 23 1.21 1.04 106160_3.1178.658mmV233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 di=63mm,这时，从参考文献3图11-18中可直 接查出接触系数Z 3.05因为Z Z ，所以以上计算结果可用。4 .蜗杆与蜗轮主要几何尺寸与参数，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：Pam 6.3 3.14159 19.792mm直径系数：q=10mm齿根圆直径：*da1d1 2hf1 d12 ha m c* *d12 ha m cm63 21 6.30.25 6.347.25mm齿顶圆直径：df1 d1 2ha1d1 2hj m 63 2 1 6.3 75.6mm分度圆导程角：Z12arctanarctan11.309911 1836q10蜗杆轴向齿厚：11a m 6.39.8960mm22(2)蜗轮主要尺寸参数蜗轮齿数:乙 Zi i 2 26.5 53蜗轮变位系数：a d1 d2200 63 333.9x20.246 mmm2m6.32 6.3蜗轮喉圆直径：*da2 d2 2ha2 d2 2m hax2333.9 2 6.31 0.246349.599mm蜗轮分度圆直径:d2 mZ26.3 53 333.900mm蜗轮齿根圆直径：df2 d2 2hf2蜗轮齿宽:蜗轮咽喉母圆半径:333.9 2 6.31 0.246 0.250.75da1 0.75 6347.25mmrg2知2200321.2mm1 349.59925.201mm24.1.2 蜗轮的校核1 .校核齿根弯曲疲劳强度蜗轮当量齿数v2乙cos353cos311.309956.216(4.7)根据 x2=0.246,Zv2=56.21, 查文献3图 11-19查得齿形系数Fa22.2螺旋角系数:1 -14011400.9192(4.8 )从文献3表11-8中查得蜗轮材料基本许用应力f 90MPa，又由文献 3知寿命系数:K FN1069 1060.78(4.9)则可以得出蜗轮的许用弯曲应力f Kfn F 0.78 9070.2MPa(4.10)因此，其齿根弯曲疲劳强度1.535ddmFa21.53 1.21 1.04 1062.2 0.9192 29.38MPa63 333.9 6.3(4.11)所以，蜗轮的齿根弯曲疲劳强度是满足的。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 仁标注为 8fGB/T10089-1988。表面粗糙度取根据情况选取。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1等于同等时间内的散热量2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:11000N1 11000 2.04(4.12 )1 0.82367.2 J s3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：2d S t0ta17 357 40010 6 3 t0203(4.13 )式中d 为箱体的表面传热系数，可取d8.1517.45W m2c,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S(357 400 10 6 3)m2to 油的工作温度，一般情况下限制在60 70 C ,最高不应高过 80 C。ta周围空气的温度，常温情况下可取20 C3 .根据发热量和散热量相等即2 = i的条件得出S ta d S367.217 357 400 102056.34 C80 C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7506125MPa（材料的拉伸强度 b=750MPa，压下螺丝安全系n 6）P作用在单个螺丝上的轧制力：11P - P轧制力一2400 KN 1200 KN ；22d0压下螺丝螺纹内径，d=168.760mm 。则压下螺丝中实际计算应力4Pdi4 1200 1000168.76253.6MPa所以，螺丝强度校核安全5.2 压下螺母的强度校核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（由文献公式2-5）:4P2 2Z d (d12 )（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；=2mmP 压下螺母材料许用单位压力；查参考文献2，p L_h125041.67MPan 6由以上数据，可得压下螺母的挤压强度：4Pz d2_(d_ry4 1200 100012.52 2200186.5 2 218.26MPa因为PP,所以可知压下螺母的挤压强度满足要求。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；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=341.4mmD1 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4PD2D124 1200 1000341.42200219.96 MPap因此，压下螺母和其接触面的挤压强度也满足要求。5.3蜗杆轴的强度校核蜗杆所受载荷的计算轴向力2 1.04 106333.96229.41(N)3径向力Fr1 Fr2Ft2tan6229.41 tan202269.72 N3切向力F. 2T12T221.04卫1519.38 ( N)d1dd 16326.50.82式中T1、T2分别为蜗杆、蜗轮上的转矩;di、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Fv1194.25 Fv2 194.251 .竖直方向Fv1由、两式，计算得Fv1=3279.89(N)Fv2= -1010.17(N)2 .水平方向FH1FH1lH2Ft1194.25FH2 194.25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 )。蜗杆轴上力矩计算1 .支点1对截面X处的力矩M 1竖直方向Mv1Fv1 194.25 3279.89194.25637118.63N mm水平方向Mh1Fh1 194.25 759.69194.25147569.78N mmv1 M H1 637118.632147569.782653985.47 N mm2 .支点2对截面X处的力矩M 2竖直方向Mv2Fv2 194.251010.17 194.25 196225.52N mm水平方向Mh2Fh2 194.25759.69 194.25 147569.78N mm22M 2M v2 M H2196225.52* 2147569.782245522.49 N mm各弯矩图见图5.1 (c)、(e)o5.3.4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caxcaX2 TxW皿653985.4720.6 95720.22 230.1 63=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mm 2, W 0.1d3;Tx 作用在蜗杆轴上的扭矩,62 1.04 106Tx=2T 1 =95720.22N mm ,26.5 0.82扭矩 Tx=2T , Tx 见图 5.1(g) o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1 =60MPa。另外查得275MPa,1 155MPa ocax2.由于川截面处弯矩较大,且轴径较小,对此截面也按弯扭合成进行校核如下ca皿2 M camT2451982.2420.6 47860.110.1 50336.23MPa式中M ca m 为m截面处的弯矩，194.25-60134.25McamMcax653985.47=451982.24 N mm194.25194.25W m为截面m处的抗弯截面系数，W m =0.1d m 3。同样，cam1 ,所以m截面也安全。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I截面和V截面轴径相同，但V截面受扭矩非常大，因此只需验证V截面。对于u、m截面，轴径相同，其中，m截面已由弯扭合成的方法校核合格，对u截面，它所受弯矩比m截面小，而轴径和m截面相同，因此无需验证。对于m截面，由于其受扭矩较大，但所受力矩比m截面小，因此无法判断 其是否安全，也需要验证。对于m截面右侧和其轴径相同的轴段，所受弯矩比 m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W截面直径大，而且受扭矩较大，故只须验证W截面。2 .V截面的校核(1) V截面抗弯截面系数：333W 0.1d0.1 5516637.5mmV截面抗扭截面系数：W 0.2d3 2W 2 16637.533275mm3V截面所受弯矩：31 5M v M219907.23N mm194.25 2V截面上扭矩：2T=95720.22 N mm19907.2316637.51.2MPaV截面上的弯曲应力:(5.5)V截面上的扭转切应力:95720.22332752.88MPa(5.6)(2) 由轴的材料45钢，调质处理，查文献3表15-1得，B 640MPa,1175MPa, 1 155MPa(3) V截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数和按参考文献3附表3-2查取。因为0.036,1.18，经插值后，得d 55d 552.21,2.07又由参考文献3附图3-1可得轴的材料的敏性系数：q0.82,q0.85故有效应力集中系数按下式计算得k1 q110.822.2111.99(5.7)k1 q110.852.0711.91由文献3附图3-2查得尺寸系数0.71,由文献3附图3-3查得扭转尺寸系数0.78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:0.92轴未经表面强化处理，根据文献3知道：q 1综上所有系数，得综合影响系数k1 11.991,1K11 -2.89q0.710.921(5.9)lxk1 “ 11.911“1cK112.54q0.780.921(5.10)(4)又由参考文献3第24页得到碳钢的特性系数:0.1 0.2,取 0.10.050.1,取 0.05(5)由上述数据计算安全系数Sea值2752.89 1.2 0.1 079.3(5.11)1552.54 2.88 0.05 2.8883.12(5.12)ScaS S.79.3283.12257.38式中 S所以，安全系数值。取 S=1.51.8V截面安全。(b)(c)(d)(e)(f)(g)键bFt1alFhiMH1 |MH2T FhiFH2| 皿1=甲 d/2 Fri iP*iFv2Mi/IMamT | 1111 ll 111111 丨 l ll ll l图5.1蜗杆载荷分析图M22T3 .川截面的校核(1) 川截面抗弯截面系数:W 0.1d30.1 50312500mm3川截面抗扭截面系数:0.2d32W 2 12500 25000mm3川截面所受弯矩:M250194.25 231598.78N mm川截面上扭矩:2T=95720.22 Nmmm截面上的弯曲应力:32.53MPa12500(5.5)m截面上的扭转切应力:2TWt95720 3.83MPa25000(5.6)由轴的材料45钢，调质处理，查文献3表15-1得,b 640MPa,1175MPa, 1 155MPa(3) m截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数和按参考文献3附表3-2查取。因为-鴛0.04,d 1.26，经插值后，得2.34,1.72.又由参考文献3附图3-1可得轴的材料的敏性系数:q0.82,q0.85故有效应力集中系数按下式计算得k 1 q 11 0.822.34 12.1(5.7)k 1 q 11 0.851.72 11.61（5.8）由文献3附图3-2查得尺寸系数0.73，由文献3附图3-3查得扭转尺寸系数0.85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，根据文献综上所有系数，得综合影响系数3知道：q 11 12.11,12.9611 -q0.730.921（5.9）1 11.611,11.9811 -q0.850.9210.92(5.10)又由参考文献3第240.1 0.2,取 0.10.05 0.1,取 0.052.96 2.53 0.1 036.7（5）由上述数据计算安全系数Sea值275(5.11 )1551.98 3.83 0.05 3.83 19.94(5.12)36.7 19.9417.52 S.36.72 19.942(5.13)式中S安全系数值S=1.51.8所以，川截面安全。4 .W截面的校核(1) W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maxT9572022 n.62MPaWt0.2 353(5.14 )式中扭矩 T =2T=95720.22N mm应力幅和平均应力相等，即max a m11.625.81MPa2(5.15)(2) 绝对尺寸影响系数由文献3图3-2 , 3-3得0.80.88(3) 表面质量影响系数根据参考文献3附表3-40.92因键槽引起的应力集中系数由参考文献3附表3-4查得k 1.82,k1.62(5) W截面安全系数15512.425.81 0.1 5.810.92 0.85(5.16)因此，W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。轴承的选择3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、轴承的调心性能与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 选取角接触球轴承7311B o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Fae Fa1 6229.41N1轴承径向力Fr1Fh12 Fv12.2 2759.693279.893366.72N2轴承径向力Fr2 ;Fh22Fv22、.759.692 1010.1721263.95N2 .求两轴承的计算轴向力Fae1和Fae2对于70000B型轴承按文献3表13-7查得，轴承的派生轴向力 Fd = 1.14F r, 则有Fd1 1.14Fr1 1.14 3366.72 3838.06N（5.17）Fd2 1.14Fr2 1.14 1263.95 1440.9N（5.18）根据文献3中公式13-11，由于Fae+Fd2 Fd1，所以1轴承为紧轴承，2是松轴承，得出Fae1 =F ae+F d2 =6229.41+1440.9=7670.31NFae2=F d2=1440.9N3 .求轴承的当量动载荷 P1和P2Fae17670.3因为e 1.14Fr13366.72（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 1X1=0.35，Y 1=0.57 ;轴承 2 X2=1，丫2=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计算如下:P1f p X 1Fr1Y1Fae11.5 0.35 1263.95 0.57 7670.37221.68N(5.22)P2fpX2Fr2 1.5 1440.9 2161.35N(5.21 )4 .验算轴承寿命因为P2 P1，所以按轴承1的受力大小进行验算106 C Lh60n P210660 4003 348 10341.2 10 h 100000h7221.68(5.23)2查得，C=48kN ；式中 C为轴承的基本当量动载荷，由参考文献 n轴承的转数。故所选轴承可满足寿命要求。轴承受力分析与力矩表示如下：Fr1FtiFae=Fa1(a)Fdt1194.2 J 194.25,r 2Fae=Fa1! (b)(c)Fr1nFr1H图5.2轴承受力分析图Fr2H5.5键的强度校核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与其滑动距离而定。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：a :普通平键10 8，长度为63mm ；b :普通平键14 9，长度为63mm ; c :导向平键14 9，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。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 N mi1.04 10626.5 0.824.79 10k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 ;I 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 ;p键、轴、轮毂三者中最弱材料的作用挤压应力，单位为MPa o根据本设计所选材料为钢，且有轻微冲击，由参考文献3表6-2查得p=100120MPa(1 )根据公式(5.24 )计算键10 8强度如下2 2T 103kld2 2 4.79 1044 63 3521.6MPa式中 因为键10 8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14 9强度计算如下2T 103kid2 4.79 1047.47MPa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式中p为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，单位为根据其材料查参考文献3表6-2得出：(5.25)MPa，同样p=5060MPa根据本说明书公式（5.25 ）验算导向平键14 9的强度如下32T 10kid42 4.79 104.5 125 453.7MPa因此，该键也符合强度要求4.5 63 456 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、选用的材料与热 处理、制造工艺、检验标准、润滑条件、 维修的方便性以与各种安全保护措施等， 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 与强度储备系数 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 FF=1-R=1-0.99=0.01（7.1）