650粗軋機畢業(yè)設計

9650粗軋機設計摘要線材的用途很廣，在國民經濟各個部門中，線材占有重要地位。近年來，對線材性能及表面質量的要求越來越高。尤其是對線材的化學成分、機械性能、晶粒組織及晶粒粒度都要做檢驗，符合標準方可出廠。所以，對線材的苛刻要求決定了新軋機及相關新技術的飛速發(fā)展。線材軋機屬于小型軋鋼機械范疇。線材軋機與其它軋鋼機一樣，其主機列也包括執(zhí)行機構、傳動裝置、和原動機三個基本組成部分。本次設計在收集整理了國內外先進的線材軋制設備和技術的基礎上，對設計方案進行了優(yōu)化選擇。首先，根據壓下規(guī)程和軋制速度計算軋制力和軋制力矩，對電機進行選擇、校核。然后對于主要零部件進行了受力和強度分析、校核；對于主傳動裝置中的減速器進行了設計，同時對潤滑式進行了選擇。關鍵詞：線材軋機；軋制力；軋制力矩；強度；主傳動TheDesignofcp650BarandWireRodMillAbstractAstheuseofwirerodisverybroad,ineverydepartmentofnationaleconomy,wirerodpossessimportantposition.Inrecentyears,fortherequirementofthesurfacequalityandperformanceofwirerod,itismoreandmorehigher.Somanyparameterstobeinspected,especiallyforthechemicalcomposition,mechanicalperformance,crystalmicroscopicorganizesandcrystalmicroscopicsizeofwirerod,accordwithstandardsidecanbesoldout.Sonewrollingmillandrelatednewtechnologyshouldbedevelopedfastfortheharshrequirementofwirerod.Therodmillbelongstothesmallsteelrollingcategory.Therodmillissamewithothermills,itsmainenginerowalsoincludestheimplementingagency,thetransmissiondevice,andthedrivingforcethreebasicbuildingblocks.Thisdesigninthecollectionreorganizedthedomesticandforeignadvancedrodrollingequipmentandinthetechnicalfoundation,carriesonthechoiceandtheappraisaltothedesignproposal.First,accordingtoassignsdepressestheregulationsandtherollingspeedcomputationrollforceandtherolltorque,andhascarriedonthechoiceandtheexaminationtotheelectricalmachinery.Then,hascarriedonthestressanalysisandtheessentialexaminationregardingthemainsparepart.Regardingmaindrive'sinreductiongear,theshaftcoupling,therotarycouplingspindlehavecarriedonthedesign,simultaneouslyhascarriedonthechoicetothelubricationway.Finally,carriesontheanalysisappraisaltothisrollingmill'seconomicefficiency.Keywords:wirerodrollingmill;rollforce;rolltorque;intensity;maindrive目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1緒論 1\o"CurrentDocument"1.1軋鋼生產發(fā)展背景 1\o"CurrentDocument"1.2中小型型鋼發(fā)展趨 2\o"CurrentDocument"1.4軋輥調整在軋鋼過程中的重要性 4\o"CurrentDocument"1.5課題研究的內容及方法 4\o"CurrentDocument"2方案設計評述 6\o"CurrentDocument"2.1軋機布置形式的選擇 6\o"CurrentDocument"2.2軋機零件的選擇 62.2.1機架的結構選擇： 6\o"CurrentDocument"3軋制壓力和軋制力矩的計算 8\o"CurrentDocument"3.1孔型的選擇 83.1.1箱—圓—橢圓—圓孔型系統(tǒng)的特點 83.1.2軋制參數(shù)的確定 9\o"CurrentDocument"3.2車L制力的計算 93.2.1第一軋制道次平均單位壓力計算 93.2.2軋制總壓力的計算 113.2.3軋制力矩的計算 13\o"CurrentDocument"4軋機主電機力矩與電動機功率 14\o"CurrentDocument"4.1軋機主電動機力矩 14\o"CurrentDocument"4.2軋輥驅動力矩 14\o"CurrentDocument"4.3初選電機容量 16\o"CurrentDocument"4.4附加摩擦力矩 174.5電機校核 18\o"CurrentDocument"5軋輥與軋輥軸承 20\o"CurrentDocument"5.1軋輥的選擇與強度的校核 205.1.2軋輥的強度校核 20\o"CurrentDocument"5.2軋輥軸承 245.2.1軸承的選擇 245.2.2軋輥軸承的計算 24\o"CurrentDocument"6機架強度的計算 26\o"CurrentDocument"6.1機架的結構設計 266.2機架的強度計算及校核 26\o"CurrentDocument"7減速器的設計 307.1計算各軸的動力參數(shù) 30\o"CurrentDocument"7.2齒輪的設計 31\o"CurrentDocument"8系統(tǒng)的潤滑 37\o"CurrentDocument"8.1潤滑需要注意的事項 37\o"CurrentDocument"8.2常用的潤滑劑的特點 37\o"CurrentDocument"8.3潤滑方式的選擇 37結束語 38\o"CurrentDocument"致謝 39參考文獻 401緒論1.1軋鋼生產發(fā)展背景在20世紀末，世界軋鋼技術發(fā)展迅速。軋鋼生產在自動化、高精度化、連續(xù)化方面取得了較大進步。軋鋼生產是將鋼錠或鋼坯軋制成鋼材的重要生產環(huán)節(jié)和主要方法。因為用軋制方法生產出的鋼材，具有生產率高、生產過程連續(xù)性強、品種多、易于實現(xiàn)機械化、自動化等優(yōu)點，而且比鍛造、擠壓、拉拔等生產產品，性能更高，成本更低。目前，約有93%的鋼都是經過軋制成材的。有色金屬生產也大量應用軋制方法。軋鋼生產的主要產品為建筑、造船、汽車、石油、化工、國防、礦山等專用鋼材。目前，我國軋鋼生產的鋼材品種主要有薄鋼板、硅鋼片、鋼帶、無縫鋼管、焊接鋼管、鐵道用鋼、普通大型材、普通中型材、普通小型材、優(yōu)質型材、冷彎型鋼、線材、特厚鋼板、中厚鋼板等。軋鋼生產的產品按鋼材斷面形狀分為：鋼板、鋼管和型鋼。型鋼是一種應用范圍廣泛的鋼材。我國型鋼產量占鋼材總產量的25%?30%。型鋼按用途分為：普通型鋼和專用型鋼。從斷面形狀又可分為異型斷面型鋼和簡單斷面型鋼。從生產方式的角度又可分為焊接型鋼、彎曲型鋼和軋制型鋼。板帶材也是一種廣泛應用的鋼材，我國的板帶材產量占鋼材總產量的45%?55%。板帶鋼按應用領域分為建筑板、橋板、船板、汽車板、電工鋼板、機械用板等。按照軋制溫度的不同又可以分為熱軋板帶和冷軋板帶。鋼板按厚度分為：中厚板、薄板和箔材。鋼管的用途主要有建筑用管和石油管道等。我國鋼管產量占鋼材總產量的10%?15%，鋼管的規(guī)格一般用外形尺寸及壁厚標稱。其斷面一般為圓形管，也有多種異型鋼管和變斷面鋼管。鋼管從制造角度劃分為無縫鋼管、螺旋鋼管與直縫鋼管、冷軋鋼管等。按斷面形狀劃分為圓形管、異型鋼管和變斷面鋼管。這些品種齊全、樣式繁多的鋼管被應用在管道、石油運輸，鍋爐側壁、地質鉆探、軸承及注射針管等方面。隨著軋鋼工藝及軋鋼技術的不斷發(fā)展，鋼材的生產范圍將不斷擴大，產品品種也將不斷增多。近年來我國許多有價值的鋼板產量大幅度增長，冷軋硅鋼片2003年已達89.6萬噸，鍍錫板2002年已經達到110萬噸，管線鋼、石油管、耐火鋼板、冷軋不銹鋼板產量達55萬噸。線材的用途很廣，在國民經濟各部門中占有重要的地位。有的線材軋制后可直接使用，主要作為鋼筋混泥土的配筋；有的還可以作為其它加工車間的原料，如拔絲車間、鋼繩車間、鋼絲網車間和螺絲車間等都有應用。線材生產的特點是軋制斷面小，長度大，要求尺寸精度和表面質量較高。但增大盤重、減小線徑和提高質量、精度是矛盾的。這是由于盤重增加和線徑減少，導致軋件長度和軋制時間增加，從而使軋件終軋溫度降低，首尾溫差加大，結果造成首尾尺寸公差和性能不均勻。正是由于上述矛盾，推動了線材生產技術的發(fā)展。據有關資料統(tǒng)計，各國線材產量占全部熱軋總量的5.3?15.3%。近年來，對線材性能及表面質量要求越來越高。對線材化學成分、機械性能、品粒組織及品粒粒度都做檢驗，符合標準方可出廠。所以，對線材的要求決定了新軋機及其新技術的飛速發(fā)展。1.2中小型型鋼發(fā)展趨勢橫列式型鋼軋機適合于多品種，批量不大或產品斷面復雜以及合金鋼生產的車間使用。但橫列式軋機存在著軋制速度低，間隙時間長，產量低，質量差，難于實現(xiàn)機械化和自動化許多缺點，因此在已經充分發(fā)揮主軋機能力的基礎上，為了進一步提高生產水平，較大幅度的增加生產，擴大品種，則應對這種軋機從根本上進行改造或建設新軋機，根據國內外的發(fā)展情況，有下列途徑供參考。擴大主電機容量，以充分發(fā)揮軋機的能力:多數(shù)橫列式軋機主電機容量小，在軋機強度允許的條件下，限制了增加每道壓下量以及同一列軋機上的過鋼根數(shù)。又有一些橫列式軋機，采用一列但傳動的布置形式，不利于縮短最后兩個機架的軋制時間，極大地阻礙了機時產量的提高。因此對擴大某些橫列式軋機主電機容量，與相應增添必要的傳動裝置，能大幅度的提高軋機的生產能力。例如在一列三架布置的650軋機的另一側增加一個主傳動后，約可增加50%，這種措施投資少，且不需大拆大遷。逐步向產品專業(yè)化的方向發(fā)展：目前較多的橫列式中小型鋼軋機，品種多，批量少，在一套軋機上既開坯又軋材，既生產簡單斷面的方、圓、扁鋼，又生產復雜斷面的異型鋼，既軋普碳鋼，又軋合金鋼，在規(guī)格上也有大機軋小材或小機軋大材的不合理現(xiàn)象，以致?lián)Q輥頻繁，作業(yè)率低，軋機小時產量低，輔助設備不能充分利用，難以實行機械化、自動化操作，在一定程度上阻礙了這類軋機生產的發(fā)展。為此，針對這種情況，要因地制宜、逐步向產品專業(yè)化的方向發(fā)展。向原料合理化方向發(fā)展：中小型鋼軋機的原料應向著合理的方向發(fā)展，對于中型開坯車間應適當加大鋼錠重量，或采用連鑄坯軋制，對于成材軋機則應提供適當斷面和重量的鋼坯作原料逐步向半連續(xù)式，連續(xù)式方向發(fā)展：橫列式軋機因其本身存在著一系列缺點，在世界鋼鐵工業(yè)普遍向大型、高速、自動化發(fā)展的今天，這種軋機越來越不能滿足發(fā)展的需要。而半連續(xù)式與連續(xù)軋機，其軋制速度高，間隙時間短，且便于實現(xiàn)機械化、自動化，采用最新技術成就，因而其產量高，質量好，勞動生產率高，成本低，各項技術經濟指標遠較橫列式軋機優(yōu)越，因此連續(xù)式、半連續(xù)式軋機已成為世界軋鋼工業(yè)的發(fā)展總趨向。1.3線材軋機的類型及特點現(xiàn)代化車間都采用無扭精軋機組，頭行高速無扭線材軋制，使線材生產向優(yōu)質、高效、低耗方向發(fā)展。高速無扭線材精軋機大都采用單線軋制和軋后控冷，并且在加熱、軋制、精整方面都采用新的技術。最早出現(xiàn)的是Y型軋機，以后逐步發(fā)展框架式45°無扭轉精軋機，到當代最先進的45°懸臂式高速無扭精軋機。Y型軋機:Y型軋機又稱三輥式無扭機組，是由4?14臺Y型機座組成的組合機組，其中中心距僅405?500mm。每臺Y型機座有三個互成120°布置的盤形軋輥，構成三角孔型。三個互為120°的軋輥如同字母Y，故而得名。這類軋機前后道次變形均勻，張力可控制在2%的范圍內，采用恒微張力軋制。Y型軋機的主要特點是：相鄰機架之間軋輥位置相互錯開。在軋制時軋件位置經常變化，因此各部位溫度比較均勻，變化也比較均勻。相鄰機架軋輥的中心線相互錯開一個角度。所以軋件不必扭轉，可以實現(xiàn)高速無扭軋制，成品線速度可達50?60m/min，而且表面質量好，直徑公差土0.1mm。整體傳動，結構緊湊，容易實現(xiàn)現(xiàn)代化。Y型軋機的缺點是無法換輥，只能整體更換組合體，在特殊磨床上穩(wěn)定孔型磨削加工，不易除去氧化鐵皮，磨損大。框架式45°無扭轉精軋機：機架為閉口框架，采用雙支撐滾動軸承，傳動軸與地面成45°，各軋輥互成90°，通常有8?11個機架組成，傳動軋制速度達50m/s。成組吊裝，用液壓缸移動軋輥來更換孔型。其特點是:相鄰的機架交錯90°,但是軋制線不變，頭尾無扭軋制。傳動系統(tǒng)中減少接軸與聯(lián)接軸，降低了傳動件之間的振動，提高產品尺寸精度（一般能達到土0.1-0.2mm）。單線軋制軋輥彈跳穩(wěn)定。因為事故停軋時，不受相鄰軋制線的影響。成品線速度等達到50m/s，生產率很高。它的主要缺點是延伸率不好，而且部分構件制造困難，不方便維修，投資也很大。懸臂式45°高速無扭精軋機20世紀70年代，摩根無扭高速線材精軋機組有了很大的發(fā)展，投產的已達到160多套。70年代后期投產的懸臂式無扭精軋機組出口速度多為65?80m/s，有的達到120m/s。45°精軋機組一般由23?26個機座串聯(lián)組成，中心距500mm左右。每套機組有8?10對碳化鎢軋輥，各機座軋輥交錯成90°布置，并與地面成45°角布置。其優(yōu)點歸納如下：1.軋制速度快，生產率高。成品精度高，延伸率高，線材表面質量好。事故停工少，槽孔壽命長，操作效率高，快速換輥，節(jié)省換輥換槽孔時間，設備磨損少。這樣的軋機應用廣泛，是現(xiàn)代軋機的樣版。1.4軋輥調整在軋鋼過程中的重要性軋輥調整裝置的作用主要是調整軋輥在機架中的相對位置，以保證要求的壓下量、精確的軋件尺寸和正常的軋制條件。軋輥的調整裝置主要有軸向調整和徑向調整裝置兩軋輥的軸向調整主要用來對正軋槽，以保證正確的孔型形狀。一般只用簡單的手動機構完成。1.5課題研究的內容及方法進行現(xiàn)場調研，收集650軋機有關的資料，了解生產中存在的問題，軋機結構特點，主要零件材料選擇。制定650軋機的設計方案，并進行方案評述。進行電機容量的選擇，主要零件強度計算。繪出總圖，裝配圖和零件圖。潤滑劑的特點和潤滑方式的選擇。2方案設計評述2.1軋機布置形式的選擇2.1.1橫列式布置：橫列式軋機的工作機座是按直線橫向布置的，在軋制型鋼與舊式的線材軋機中，往往由于孔型布置的需要，在一個機列中工作機座的數(shù)目可達2-5架，有時機列的數(shù)目也可多達三列以上。2.1.2連續(xù)式布置：這種軋機工作機座的數(shù)目等于軋件所需的軋制道數(shù)，各機座沿軋制線依次排列，機座間的距離比軋件的長度小很多，所以軋件同時要在數(shù)架機座中軋制。2.1.3半連續(xù)式布置：半連續(xù)式軋機一般用于軋制鋼坯，線材及帶鋼。其中鋼坯半連續(xù)式軋機的粗軋，采用二輥可逆軋機或三輥不可逆式軋機，中軋及精軋則采用連軋機組。2.2軋機零件的選擇2.2.1機架的結構選擇：機架的主要型式：閉口式機架一為一種封閉式的鋼架，常用于初軋機、鋼板軋機、鋼管軋機，有時也用于線材軋機及小型型鋼軋機上。開口式軋機一這種機架的上蓋可以拆卸，特別是中小型型鋼軋機，大多數(shù)采用開口式機架。機架的結構：1）機架的結構應有足夠的強度、剛度和穩(wěn)定性、并便于換輥、換瓦和操作調整。基于這個原則，一般中小型型鋼軋機除某些小型和線材軋機有時采用閉口式機架外，大多采用開口式機架。采用開口式機架便于換輥，但往往使機架的剛度降低，在設計型鋼軋機機架式應根據具體條件，正確處理這兩個相互矛盾的因數(shù)。橫列式中小型軋機多采用三輥開口式機架，當然距人字齒輪座最遠的機架或成品機架，也可以采用閉口式和二輥式機架，但為了便于加工制造，同一列的軋機宜采用一致的結構型式。2）機架立柱斷面的形狀一般抗彎能力較大的長方形或工字型。從固定滑板的方式看，采用工字型斷面較方便，因為采用工字型斷面可以用螺栓通過翼緣的通孔來固定滑板；若機架采用矩形斷面，則滑板必須用螺釘來固定，這時要在窗口表面加工螺孔，因此機架的加工是比較困難的，更換滑板亦較麻煩。3）機架軸承座內側有設置軸承座滑板的，也有不設置軸承座滑板的，當然有滑板比沒有要強，因為在某種程度上起到了防護機架磨損的作用。但是在小型型鋼與線材軋機上，雖然在軋制過程中因軸承座的彈跳而造成對機架立柱內側的某種沖擊滑動是不可避免的，但因軸承座的滑動量較小，對機架立柱不會造成很大的磨損；另因機架小、窗口窄，加工滑板的固定螺孔是有一定困難的，一般只能用人工攻絲，廢時廢工。因此在小型型鋼線材軋機上的滑板是可以免去的，對生產不會有很大的影響。3軋制壓力和軋制力矩的計算3.1孔型的選擇軋制線材用的孔型按用途可分為延伸孔型和精軋孔型。延伸孔型的作用是壓縮軋件斷面為成型孔提供紅坯。精軋孔型的作用是使軋件最終形成所需的成品斷面形狀和尺寸。軋制線材常用的孔型按形狀分有箱型孔型系統(tǒng)、菱一方孔型系統(tǒng)、菱一菱孔型系統(tǒng)、六角孔型系統(tǒng)、橢圓一方孔型系統(tǒng)、橢圓一立橢圓孔型系統(tǒng)、橢圓一圓孔型系統(tǒng)等。這里選擇橢圓一圓孔型系統(tǒng)。為了保證粗軋機組軋制出斷面尺寸準確的軋件，最后一道次采用圓孔型。3.1.1箱一圓一橢圓一圓孔型系統(tǒng)的特點1） 可在同一孔型中軋制多種尺寸的軋件，共性大，可以減少孔數(shù)，減少換孔或換輥次數(shù)，有利于提高軋機的作業(yè)率。2） 在軋件斷面相等的條件下，與其他孔型系統(tǒng)相對比，箱形孔型系統(tǒng)的孔型在軋輥上的切槽較淺，這樣可相對提高軋輥強度，可增大壓下量，對軋制大斷面軋件是有利的。3） 在孔型中軋件寬度方向上的變形比較均勻，同時因為孔型中各部分之間的速度差較小，故孔型的磨損較為均勻，磨損程度和變形功也因之相對小些。4） 軋件在箱形孔型中軋制，有利于氧化鐵皮的脫落?？?） 軋件在箱形孔型中軋制比在光輥上軋制穩(wěn)定。6） 軋件斷面的溫降較為均勻?？?） 箱形孔型不適于軋制要求斷面形狀精確的小軋件?？?） 軋件在箱形孔型中只能在一個方向上受到壓縮，其側面表面不易平直，有時出現(xiàn)皺紋，同時角部的加工也不足。根據箱形孔型系統(tǒng)的特點可知，它適用于初軋機、軌梁軋機、二輥和三輥開坯機、中小型或線材軋機的開坯孔型，它適用于大斷面的成品方鋼。在中小型和線材軋機上，用于前幾道做開坯孔型，有利于去除軋件上的氧化鐵皮。圖3.1橢圓-圓孔型系統(tǒng)3.1.2軋制參數(shù)的確定表3.1主要軋件規(guī)格軋制參數(shù)機架孔序高度X寬度壓下量寬展長度軋制速度軋制溫度0250X2501.31196X26054101.42.411502162X2673471.62.541125I3190X18077181.82.4211004160X1873072.12.5810755140X17447142.62.6810506110X1833093.12.8410253.2軋制力的計算3.2.1第一軋制道次平均單位壓力計算考慮到@650線材軋機的工作環(huán)境溫度是1150°C,經大量的試驗資料證實，線材軋機的軋制力，采用S.艾克隆德公公式(適用于熱軋型鋼軋機和線材軋機)計算與實測記錄比較接近。平均單位壓力公式如下：p=(1+m)(k+門u) (3.1)m式中：m一考慮外摩擦對單位壓力的影響系數(shù)；k一軋制材料在靜壓縮時變形阻力，MPa；門一軋制粘性系數(shù),kg?s/mm2；u—變形速度，S-1。艾克隆德根據其研究，提出了上、門、u的計算公式。他給出下式計算系數(shù)m:(3.2)1.6旦jR(h-h)-1.2(h-h)

h+h(3.2)式中:日一摩擦系數(shù)，建議采用下式計算，對鋼軋輥日=(1.05—0.00051)，對硬面鑄鐵軋輥日=0.8(1.05—0.00051)，t為軋制溫度；h0、氣—軋制前后軋件的高度，mm；R—軋輥半徑，mm。日=0.8(1.05—0.00051)=0.8(1.05—0.0005x1150)=0.38 (3.3)根據表3.1得：h=250mm，h=196mm，R=325mm，所以由公式(3.2)得：_1.6—jR(h-h)-1.2(h-h)h+h_1.6x0..38X\：325x(250-196)-1.2x(250-196)= 250+196=0.03利用L.甫培(Pomp)熱軋方坯的試驗數(shù)據，得到k(MPa)的計算公式：k=(14—0.011)[1.4+①(C)+w(Mn)+0.3①(Cr)]x9.8 (3.4)式中:t一軋制溫度，°C；①(C)一碳的質量分數(shù)，％；①(Mn)—錳的質量分數(shù)，％；①(Cr)一銘的質量分數(shù)，％。由實際工況得:t=1150C，由文獻[2,18-35]查得：①(C)=0.17%，①(Mn)=0.43%，①(Cr)=0%。k=(14-0.011)[1.4+①(C)+①(Mn)+0.3①(Cr)]x9.8=(14-0.01x1150)[1.4+0.17+0.43+0.3x0]x9.8=49(MPa)軋件粘度系數(shù)門(kg-s/mm2)按下式計算：(3.5)門=0.01(14-0.011)c(3.5)式中：c一考慮軋制速度對門的影響系數(shù);t—軋制溫度；由實際工況得：V=2.5?3m/s，所以由文獻［1,54］查得c=1。門=0.01(14-0.011)c=0.01x(14-0.01x1150)x1=0.04(kg?s/mm2))艾克隆德用下式計算變形速度。由文獻［1，54］查得：u= \R (3.6)h0+h式中:v一軋制速度，mm/s；h0、h］—軋制前后軋件的高度，mm；R—軋輥半徑，mm。Ah=h0-h1=250-196=54(mm)把數(shù)據代入(3.6)式得:2v.：竺2x2800x業(yè)u=—= "325=5.0(1/s)h0+% 250+196所以由公式(3.4)計算平均單位軋制力:p=(1+m)(k+nu)=(1+0.03)(49+0.04x5.0)=50.68(MPa)3.2.2軋制總壓力的計算根據:P=pF (3.7)式中：P一軋件對軋輥的總壓力，N；Pm—軋制平均單位壓力，N；F—軋件和軋輥接觸面積，mm2。計算式中各量：F=b；bl (3.8)式中：b0、b］一軋制的前后軋件的寬度，mm；l一接觸弧的水平投影長度，mm。計算接觸面積實質上是計算基礎弧長度。軋制線材軋件一般不考慮軋制時軋輥產生彈性壓扁現(xiàn)象，因為各軋輥的直徑相同，得：=：RAh (3.9)vm式中：Ah—平均壓下量，mm。因為在這一道次時，是由橢圓軋制成圓形，所以平均壓下量：Ah=0.85%-0.79hi (3.10)=0.85x250-0.79x196=57.66(mm)由公式(3.9)得：l=、：RAh=(325x57.66=136.89(mm)'m所以由公式(3.8)得：F=b0+b1l=250+260x136.89=34906.95(mm2)2由公式(3.7)算出本道次的軋制力：P=pF=50.68x34906.95=1769.08(KN)3.2.3軋制力矩的計算M=M^+M+M+Mi mkd式中M寸一軋制力矩Mm一附加摩擦力矩M人—空轉力矩Md一動力矩i一軋輥與主電機間的傳動速比其中M、Md、M^與M比較，M比較大。所以可以將上式簡化M=K、i式中K為安全系數(shù)，取k=1.5初選軋機總轉數(shù)i=10M=PD=1769.08x325=574951(NUm)代入上式:M=K、

i=1.5=1.5x57495110=86242.65(NUm)4軋機主電機力矩與電動機功率4.1軋機主電動機力矩主電動機軸上的力矩由四部分組成，即:M=Mz*Mfi+M+M+MD i f2kondonM /…、=_z+M亍+Mo+Mo （4.1）式中：Md一主電機力矩；M一軋輥上的軋制力矩；Mf一附加摩擦力矩，即當軋制時由于作用在軋輥軸承、傳動機構及其它轉動件中的摩擦而產生的附加力矩，M=、+M；fif2M^一空轉力矩，即軋機空轉時，由于各轉動件的重量所產生的摩擦力矩及其他阻力矩；Mdon一動力矩，軋輥運轉速度不均勻時，各部分由于有加速或減速所引起的慣性力所產生的力矩；i一電動機和軋輥之間的傳動比。4.2軋輥驅動力矩驅動一個軋輥的力矩Mk為軋制力矩Mz與軋輥軸承處摩擦力矩M1之和。TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"Mk=Mz+M寸1=P(a+p1) (4.2)a=DSin^ (4.3)2dP]=-旦 (4.4)式中：Mk一驅動一個軋輥的力矩，N?m；Mz一軋制力矩，N?m；M1一軋輥軸承處摩擦力矩，N?m；P一軋制力，KN；a一軋制力力臂，即合力作用線到兩個軋輥中心線的垂直距離，mm；P1—軋輥軸承處摩擦圓半徑，mm；d—軋輥軸頸直徑，mm；P一合力作用點角度；R一軋輥軸承摩擦系數(shù)，取R=0.02。對于簡單的軋制，每個道次兩個軋輥總驅動力矩為:Mk￡=2M=P(D-Sin—+pd)(4.5)由參考文獻［1,65］可知0的計算方法熱軋時:—=0.5a(4.6)式中：a一咬入角，其計算公式為:a=arccO-s(——)D(4.7)代入具體數(shù)值計算:Aha=arccos(1-)=arccos(1-250-196)=23.07D 6506=0.5a=0.5x23.07=11.54°把具體數(shù)值代入(4.5)中得:Mk§P(D-S沮0+pd)=1769.08x(650xSin11.54。+0.02x370)=243131.38(N?m)4.3初選電機容量根據工況得v=2.5m/s。所以軋輥轉速:60v60x2.5x1000(4.8)= =106.16(r/min)(4.8)兀D 3.14x450式中：v—軋制速度，m/s；D—工作輥直徑，mm。根據過載條件選擇電動機功率，由文獻根據過載條件選擇電動機功率，由文獻［1,73］得:(4.9)N=Mmax?",(4.9)K?9550n式中：N—電機功率，KW；M—最大力矩，N?m；nh—軋輥轉速，r/min；K一電機過載系數(shù)，因為選擇不可逆電動機，所以過載系數(shù)K=1.5?2.0，取K=2.0；—傳動效率，門『減速箱七輪座F萬向接軸=0.8把具體數(shù)值代入到(4.9)中得：N'=243124.66x燮=369.32(KW)

er2x9550x0.8在上述計算中，未考慮諸多因素，此外還要考慮到生產的發(fā)展以及需要軋制不同鋼種，故根據文獻［3，20-125］選擇電動機為ZKSL-450-21電機的參數(shù)如下:額定功率:七=500(KW)額定功率:七=500(KW)額定轉速:n^=600/1200(r/min)(4.10)M=9550L=9550x^0°=3979.17(N?m)(4.10)"n 1200則電動機和軋輥之間的傳動比i：

1200106.16=1200106.16=11.30(4.11)4.4附加摩擦力矩附加摩擦力矩吃包括兩部分’其一是由于軋制總壓力在軋輥軸承上產生的附加摩擦力矩七，這部分已包括在軋輥傳動力矩、之內；一部分為各傳動零件推算到主電機軸上的附加摩擦力矩七(4.12)M=G1-1)M+Mf1=(1—1M(4.12)/2門 i 門 i式中：氣一主電動機到軋輥之間的傳動效率，其中不包括空轉力矩M^的損失，單級齒輪傳動氣=0.96?0.98，取氣=0.97。Mf2MMf2M——Ki15556.615x一33一=42.58(N?m)推算到主電機軸上的總的附加摩擦力矩Mf為:(4.13)(4.14)M=^f^+M(4.13)(4.14)fif2空轉力矩Mon是由各轉動件的重量產生的摩擦力矩及其他阻力矩，即:M^=(0.0-0.)M6=0.05x3979.17=198.96(N?m)動力矩Mdn是在軋輥運轉速度不均勻時，各部分由于有加速或減速所引起的慣性力所產生的力矩。由于軋件長度很長，所以動力矩很小，忽略不計。則主電機力矩：M=M7,+Mfl+ (_!-1)M7,+Mf1+M+MD i 門 i kondon11M—-—+Mi kon

1 15556.615=一x +198.96=1919.82(N?m)0.8 11.3所以，過載系數(shù)為：K=MD

Mer_1919.82一3979.17=0.48<[K]=2則選擇的電動機符合過載要求。(4.15)((4.15)(4.16)圖3.2電機力矩t=0sM和N可用下式求得：t=13s3((4.17)(4.18)XM^M=，一X—

jun\JtN-"M即"un3。式中：Mjun—電動機按發(fā)熱計算出來的等值力矩，N?m；Nju—電動機按發(fā)熱計算出來的等值功率，KW；n—電動機額定轉速，r/min。er將具體數(shù)值代入MjunI’M212+MD2t3_[198.962十10+1919.822x3■t+110+3=925.53(N?m)NjunJ"兀/W3，1200，3」4二質宙時）3030得：N'=216.16KW>erN川〃=116.25(KW)Md=1919.82N?m>Mu=925.53(N?m)根據以上所得，符合發(fā)熱校核的條件5軋輥與軋輥軸承5.1軋輥的選擇與強度的校核5.1.1軋輥參數(shù)選擇中650軋機軋輥的名義直徑為D=650(mm),^650軋機的最大直徑D=680(mm),最小直徑D=620(mm),L=1800(mm)L—軋輥輥身長度，mm；根據文獻［1，81］可知：d/D=(0.53~0.55) (5.1)式中：d—輥頸直徑，mm；D一軋輥直徑，mm。所以：d=(0.53~0.55)D=(0.53~0.55)x650=344.5~357.5(mm)根據文獻［1，81］可知：l/d=1+(20~30) (5.2)式中：l—軋輥輥頸長度，mm；d—輥頸直徑，mm。所以由公式(5.2)得：l=d+(20~30)=350+(20~30)=370~380(mm)實際選用L=1800mm，d=370mm，l=400mm，這樣完全可以滿足強度要求5.1.2軋輥的強度校核軋輥的破壞取決于各種應力(其中包括彎曲應力、扭轉應力、接觸應力，由于溫度分度不均勻或者交替變化引起的溫度應力以及軋輥制動過程中形成的殘余應力等)的綜合影響。線材軋機的軋輥沿輥身長度上布置有許多孔型和軋槽。此時，軋輥的外力(軋制力)可近似地看成集中力。軋件在不同軋槽中軋制時，外力的作用點是變動的。所以要分別判斷不同軋槽過鋼時軋輥各斷面的應力，進行比較，找出危險斷面。本次設計的

軋輥輥身中間位置只有一個軋槽所以危險面應該為中間斷面。圖5.1軋輥受力分析將軋輥簡化成兩端支撐的簡支梁，則：P=1769.08(KN)由圖5.1得出：TOC\o"1-5"\h\zP1+P=P (5.3)Px=Px (5.4)11 22式中：P「P2—壓下螺絲對軋輥的力，KN；氣、x2—危險斷面到壓下螺絲的距離，mm，x=640mm，x=640mm。由公式聯(lián)立得出：P=884.54(KN)1P=884.54(KN)2

校核軋輥時，通常對輥身只校核彎曲應力，對于輥頸要校核彎曲應力和扭轉應力，對于軸頭只校核扭轉應力。軋輥輥身強度校核根據文獻［4,128］計算作用于危險斷面處的應力：M——DWD(5.5)MM——DWD(5.5) D——D332式中：MD—作用于輥身危險斷面處的彎矩，N?m；D—計算斷面處的軋輥直徑，mm。根據文獻［4，128］得：x 640 , 、 _ _ ，一、MD=P--(a-x)=1769.08x--8-x(1280-640)=566105.6(N?m) (5.6)式中：MD—作用于輥身危險斷面處的彎矩，N?m；a—壓下螺絲的中心距，mm；x一危險斷面到壓下螺絲的距離，mm。由公式(5.5)得：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"b二二=566105.6x1000=21.00(MPa)

d兀— 3.14D3 x650332 32因為是鑄鐵軋輥，所以根據文獻［2，18-50］得：b廣350?400MPa。為了充分1利用軋機能力，軋輥的許用應力取得比較高，一般取破壞應力的土，即安全系數(shù)為5，則：(5.7)b 35(?400(5.7)[b]=-b= =70?80(MPa)n5由于bDv［b］，所以輥身強度合格。軋輥輥頸強度校核對于輥頸來說要計算彎曲和扭轉，根據文獻輥頸危險斷面上的彎曲應力bd為:_M p?CdW 兀，d332(5.8)88枇4玄00=?(MPa)(5.8)3-14370332式中：C一壓下螺絲中心線全輥身邊緣的距離，可近似取為輥徑長度的一半，即C='，mm；2d—輥徑直徑，mm。根據文獻［4,129］輥頸危險斷面上的扭轉應力，為:M K-兀力—dM K-兀力—d316121562.33X10003.1416x3703=12.22(MPa)(5.9)式中：Mk—軸頸危險斷面處的扭矩，即為作用在一個工作輥上的最大傳動力矩，N?m；d一輥徑直徑，mm。輥頸強度要按彎扭合成應力計算。對于鑄鐵軋輥，則按莫爾理論計算，根據文獻得：幻=0.375bd+0.625偵b2d+4t2=0.375x35.59+0.625x<35.592+4x12.222=56.51(MPa) (5.10)則電〈［司，所以輥頸強度合格。軋輥軸頭強度校核對于傳動端軸頭只計算扭轉應力，則：MD0.MD0.2d「566105.6X10000.2x4503=31.06(MPa)(5.11)根據文獻［2，18-51］得:[t]=0.7[b]=0.7x(70~80)=49~56(MPa) (5.12)由于t<［t］，所以軸頭強度合格。5.2軋輥軸承5.2.1軸承的選擇軋輥軸承是軋鋼機工作機座中的重要部件。軋輥軸承是用來支撐轉動的軋輥，并保持軋輥在機架中正確的位置。軋輥軸承的工作特點：工作負荷大，轉動速度差別大；工作環(huán)境惡劣。軋輥軸承應具有小的摩擦系數(shù)，足夠的強度和剛度，并便于更換軋輥。軸承所承受力的大小，方向和性質是選擇軸承類型的主要依據。根據載荷大小選擇軸承時，由于滾子軸承中主要是線接觸，宜用與承受較大的載荷，承載后的變形也小；而球軸承則主要是線接觸，適宜用于承受較輕的或中等的載荷。考慮到粗軋機的工作特點，選擇滾子軸承。根據軋輥尺寸和軋機的工作特點選擇合適的軸承型號，初選軸承型號為FC5476230O根據文獻［5,20-179］得它的基本參數(shù)。表5.1FC5476230軸承的基本參數(shù)主要尺寸/mm 基本額定載荷/KN軸承型號dDB動載荷FwCr靜載CFC5476230270380230298214047505.2.2軋根軸承的計算軋輥軸承主要計算軸承的壽命。計算軸承的壽命要求符合軸承的實際壽命，必須準確的確定動載荷。當量動載荷與軸承壽命之間的關系，根據文獻［6,320］得:(5.13)L(5.13)h 60n..., 式中：匕一以小時表小的軸承基本額定壽命，h；n一軸承的轉速，r/min,n=82.3(r/min)；f一溫度系數(shù)，這里取ft=0.9；C—額定動載荷，N，C=2140000(N)；8—壽命指數(shù)，由于是滾子軸承則8=10；3P—當量動載荷，N。計算軋機用四列圓柱滾子軸承時，取軸向載荷為零，則當量動載荷P為:P=fFFr(5.14)式中：fF一載荷系數(shù)，由于軋機在工作中受振動、沖擊和軸承載荷不均勻等諸多因素的影響，軸承實際載荷要比計算載荷大，根據工況用載荷系數(shù)來表示。軋機fF=1.8?3.0，取fF=3.0；F一軸承徑向負荷，F(xiàn)=884540N。P=fFF=3x884540=2653620(N)則將以上數(shù)據代入式得:106fC60n8 106 (0.9x2140000\— x一60x82.3103=16720h ,一???一一一.,一.、

軸承壽命按[Lh]=6000h，Lh>[L」,所以軸承滿足壽命要求6機架強度的計算6.1機架的結構設計1） 機架的主要形式的選擇：工作機架的形式有閉口式和開口式兩種選用開口式的預應力機架其換輥方便結構較為簡單。2） 材料的選擇：機架俗稱牌坊是軋鋼機工作機架的骨架它承受著經軸承座傳來的全部軋制力因此要求它具有足夠的強度和剛度。軋鋼機機架采用ZG35口分斷鑄造用電渣焊焊成一體。也就是說選擇材料為鋼板后焊接成機架。3） 機架的主要的尺寸：窗口的尺寸窗口是按軸承座及軸承設計的窗口尺寸的尺寸是由機架的形式和軋鋼機的尺寸來確定開口式機架窗口的寬度根據軋輥軸徑和軸瓦鐵的尺寸來確定。設計選寬度為300mm.窗口高度的設計考慮上下輥調隙裝置的尺寸加上三個軋輥的直徑即可以□定于1050mm.。4） 立柱和橫梁的斷面的尺寸：機架應具有足夠的強度和剛度機架的剛性表示它變形的抗力它與機架立柱斷面的尺寸有著密切的聯(lián)系。6.2機架的強度計算及校核

圖6.1機架結構機架立柱的斷面尺寸由下式近似確定口F二(0.8-1.0)d2取F=0.92d2=0.9X172=260.1(cm2)考慮強度和剛性的關系取截面的尺寸19X20cm2三軋輥機架的結構由兩部分組成上機架、下機架。下機架的底座為導輥式的以利于滑動此機架軸的位置調整方便。在上下機架接觸面要加工平整以保證接觸后機架的整體質量。上、下機架接觸面處各有兩個定位孔是安裝定位銷的保證機架的安裝對正。上下機架對正后□將拉桿分別安于圖式的位置然后在拉桿的下端插入鍵板將拉桿上端大的螺母擰上利用杠桿的原理用千斤頂在拉桿上施以1.2倍的軋制力。這時拉桿伸長螺母又可旋轉下降一級當螺母旋轉不動時將千斤頂移到另一個拉桿處將另一拉桿安好。由由于拉桿的巨大的壓力作用上下機架結合面緊密的接觸而形成閉式的軋機校核中的公式選用《軋鋼機械》一書中根據軋輥的尺寸得軋輥的重量G=453kg校核中的公式選用《軋鋼機械》一書中根據軋輥的尺寸得軋輥的重量G=453kg軋制力P[=(0.20.G4)軋制力取P1=0.3GP1=0.3X453=136(kg)上橫梁通常用螺釘緊固在立柱上當機架上有軋制力時連接螺栓緊承受拉力故機架應為靜定剛性但下橫梁在軋制力作用下產生彎曲時立柱將跟素隨著向內變形上橫梁一般均由立柱外側鎖緊故它不影響立柱內傾斜而上軋輥軸承座則可能阻礙立柱互相靠近機架在上軋輥軸承座出現(xiàn)靜不定力T因而還是靜不定由下面的條件確定A+△+△=0式中：A——機架主柱和軸承座的側向的間隙；ATp——作用力H在T方向上產生的變形；Att——靜不定力在T方向上產生的變形。若用8以表示單位力作用在T點，在T方向上產生的位移，則將ATp=T8以帶入上式得ATp+T8以+a=0ATp和8打，用材料力學求得A=心

tp 8EI18= +—TT3EI2EI]式中I1，12——下橫梁，立柱斷面的慣性距；bh2 bh2I= =633cm3W= =1266.7cm3i12 i6將求得變位帶入以上的公式:pDAE、T= (E=200GP)2I aC(L1+3(/)2A=0.1A=0.1則136x6520.1x200x633T=—8 8^—=13.3-1.32=11.9880(65+-x82 32482.7

根據各部分的彎曲應力和應力值1.下橫梁中點彎曲應力最大，其值為：M=里-TC1max4=136X65/4-11.98X82=1227.64kg?m下橫梁上的最大的彎曲應力b= 1max1w12)立柱上的彎曲力矩與下橫梁連接處為最大其值為：M2 =TC=13.3X82=1090.8kg?m上式中T為當△=0時,T=13.3kgI尸32482.7(cm3)吧=308585.65(cm3)F=248(cm2)12,W,12,W,F2為立柱斷面慣量、模數(shù)和面積。立柱上的最大的應力為M2max+PW 2F=0.278(kg/cm2)上橫梁上由螺栓引起反力按簡支梁計算。上橫梁的最大彎曲力矩也位點為pl136x65M= = =2210(kg)max4 4Mmax=2210=1.74W1266.71機架鋼板機械性能應達到b>5000(kg/cm2)[b]=%n式中n——為安全系數(shù)取1b、b<<[a]即機械性能滿足要求機架強度合格

7減速器的設計7.1計算各軸的動力參數(shù)1）分配傳動比由已知所得，由于軋輥的轉速n=106.16（r/min）,電機的額定轉速n=1200（r/min）,所以傳動為：1200106.16=11.30(7.1)由傳動比分配原則可知選擇i12=3.833，i23=2.948。1200106.16=11.30(7.1)由傳動比分配原則可知選擇i12=3.833，i23=2.948。2）計算各軸的動力參數(shù)T=955Kn式中：P—該軸上作用的功率，KW；n—工作轉速，r/min。(7.2)0軸:P=500(KW)n=1200(r/min)T=9550x-^°°=3.98(KN-m)0 1200I軸（高速軸）:P=pf聯(lián)軸器=500x0.99=495(KW)II軸（中間軸）:n=n=1200(r/min)― 495T=9550x——=3.94(KN-m)1 1200P=P]F軸承F齒輪二495x0.98x0.97=470.55(KW)n1200n=—= =313.07(r/min)2 i12 3.833470.55T=9550x一=14.35(KN-m)2 313.07III軸（低速軸）:P3=%F齒輪F軸承=470.55x0.98x0.97=447.3(KW)遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第31頁數(shù)據總結見表7.1n=L=3''皈=106.16(r/min)3 i^ 2.948447.3T=9550x一—=40.23(KW)3 106.19表7.1各軸的動力參數(shù)功率/KW轉速/(r/min)扭矩/KN-m0軸50012003.98I軸（高速軸）49512003.94II軸（中間軸）470.55313.0714.35III軸（低速軸）447.3106.1640.237.2齒輪的設計1）選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 選用斜圓柱齒輪。（2） 由于轉速不高，所以選用7級精度（GB10095-88）。（3） 材料選擇。選擇小齒輪的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。（4） 選小齒輪齒數(shù)七=25，大齒輪齒數(shù)z2=25x3.833=95.825，取％=96。（5） 選取螺旋角^，初選P=14°。2）按齒面接觸強度設計:根據文獻［6,218］進行試算，即:(7.3)d .占.（M）2(7.3)1\igH］（1）確定公式內的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.6。根據文獻［6，217］選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.433。根據文獻［6，215］得：81=0.80，82=0.835。則:￡=￡1+￡2=0?80+0.835=1.635選取齒寬系數(shù)4=1。d根據文獻［6,201］查取材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8MPa1/2。按齒面硬度查的齒輪的接觸疲勞強度極限°回曲=600(MPa)，bHi2=560(MPa)。根據文獻［6，206］計算應力循環(huán)次數(shù)，減速機的工作年限10年，每年365天工作，每天工作16個小時代入計算：N1=60〃j、=60x1200x1x(16x365x10)=4.205x109(7.4)式中：j一齒輪同一齒面轉一圈嚙合的次數(shù);匕一齒輪的壽命。N=N_=4.205x1092—i3.83312=1.10x109(7.5)7.根據文獻［6,207］查得：Khni=0.93,膈2=0.95取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,根據文獻［6,205］得:[b]=Khn\bHlim1=0.93x60(=558(MPa)H1S 1(7.6)"HN2Hlim2 1 S0.95x560_=532(MPa)(7.7)8.許用接觸應力[bhL+[bh】2=55+532.545(MPa)(7.8)(2)計算1.試算小齒輪分度圓直徑匕，由公式(7.3)得:d1t:竺4.i±1.(N)234d氣igh]2x1.6x3.94x1063.83+12.43318.8、

. ( )2， 1x1.635 3.833 545=176.90(mm)2)計算圓周速度pv=^1^=3.14x176.9x1200=11.11(m/s)60x1000 60x10003)計算齒寬b(7.9)bMg=1x176.9=176.90(mm)計算模數(shù)mntm_d^cosp_176.90xcos14。_687mnt—"z— 25 —.(mm)1齒高h(7.10)(7.11)h_2.25m_2.25x6.87_15.46(mm)齒寬與齒高之比(7.12)ntb176.9-= =11.44h15.466)計算縱向重合度七七_0.318巾ztanp=0.318x1x25xtan14。_1.98(7.13)7)計算載荷系數(shù)K(7.14)有文獻［6,193］查得Ka=1；根據文獻［6，194］查得動載系數(shù)Kv=1.18；根據文獻［6，195］查得"廣K血=1.2；根據文獻［6，196］查得：*§=1.12+0.18Q+0.68刁2)x^d2+0.23x10-3b(7.15)=1.12+0.18x(1+0.6x12)x12+0.23x10-3x176.9=1.45(7.15)根據文獻［6,198］查得K".4；故載荷系數(shù)為：

K=KKKhK耶=1x1.18x1.2x1.45=2.058） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，根據文獻得：(7.16)氣=d^J%=176.9xJ2。％6=192.13（mm）(7.16)9） 計算模數(shù)m由公式（7.12）得：ndcospndcospnz192.13xcos14。25=7.45(mm)(7.20)3.按齒根彎曲強度設計根據文獻［6,216］計算模數(shù)得:(7.21),'2KTYco務PYY

m>3, -FaSa(7.21)"1怕弋"（1）確定計算參數(shù)=0.86。1） 根據縱向重合度％=1.98，根據文獻［6,217］查得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.86。2） 計算當量齒數(shù)z=二z=二v1COS3p25

cos314。=27.37z=—'一= 96=105.89v2cos332。 cos314。3） 根據文獻［6,200］查取齒形系數(shù)丫尸廣2.57,Y^^=2.17。4）根據文獻［6,200］查取應力校正系數(shù)Ya1=1.60,Ya2=1.90。5） 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b/500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限b =380MPa。FE26）根據文獻［6,206］查取彎曲疲勞壽命系數(shù)K^1=0.87,K^2=0.92。205］得：7） 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，根據文獻［6,205］得：[b「1=0.87x50014=310.7(MPa)”]=Kfn2氣E2=0.92乂38。=249.71(MPa)F2S 1.48）計算大、小齒輪的并加以比較g]F=0.013235二=2.17x頃Mg

[bf]2 249.71因為大齒輪的、Za數(shù)值大，所以代入式（7.21）。[b]F（2）計算模數(shù)m.，由公式得：■2KTYcos2PyY

m>3' FaSa—y2七[如，2x2.05x3.94x106x0.86xcos314。八=3 x0.0165113 1x252x1.635=5.89(mm)對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m〃小于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)m，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有n n關，可取有彎曲強度算出的模數(shù)m/5.89mm，并就近圓整為標準值m.=6mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑《=192.13mm來計算齒數(shù)。于是有:(7.21)(7.22)=研cosP=192.13xcos14。=罰皈(7.21)(7.22)1m 6n?。?31；=iz1=3.833x31=118.823取z2=119。4.幾何尺寸計算中心距計算a=(七+Z2)mn=(31+119)X6=463.78(mm) (7.23)2cosp2xcos14將中心距圓整為a=464mm。修正螺旋角p=arccos(七十七2)%=arccos(31*119)X6=14°6，37” (7.24)2a 2x464因P值改變不多，故參數(shù)",Kp,3丑等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑dzm31X6(7.25)=—1———=: =191.79(mm)1cosp*14。6'37〃dzm119X6(7.26)=—2——n--= =736.21(mm)2cosp*14。6'37〃(4)計算齒輪寬度b=七《=1x191.79=191.79(mm