二十一輥矯直機(jī)畢業(yè)設(shè)計(jì)方案說(shuō)明書

二十一輥板帶矯直機(jī)的設(shè)計(jì)與校核摘要軋鋼生產(chǎn)已經(jīng)成為冶金生產(chǎn)行業(yè)中把鋼坯軋制成鋼材的重要生產(chǎn)環(huán)節(jié)，具有產(chǎn)量大、品種齊全，生產(chǎn)過(guò)程機(jī)械化自動(dòng)化程度高等許多優(yōu)點(diǎn)，是滿足國(guó)民生產(chǎn)需要的重要技術(shù)。并且隨著科學(xué)的發(fā)展，軋鋼生產(chǎn)行業(yè)與傳統(tǒng)機(jī)械業(yè)進(jìn)一步緊密的結(jié)合在一起。利用軋鋼生產(chǎn)技術(shù)，提高軋制產(chǎn)品的質(zhì)量，減少軋制生產(chǎn)時(shí)間，提高成材率，降低生產(chǎn)成本和材料的利用率已經(jīng)成為軋鋼機(jī)械設(shè)計(jì)的主要目標(biāo)。而矯直技術(shù)是提高板帶鋼產(chǎn)品表面質(zhì)量和平坦度的重要環(huán)節(jié)。本文是依據(jù)板帶矯直機(jī)的生產(chǎn)過(guò)程和工作原理，經(jīng)過(guò)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)習(xí)，首先從二十一輥板帶矯直機(jī)的總體方案評(píng)述開始，依次進(jìn)行了主電機(jī)的選擇計(jì)算，主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，工作輥與支承輥設(shè)計(jì)，矯直機(jī)壓下與壓上裝置的設(shè)計(jì)與校核；并對(duì)矯直機(jī)的某些零件和基本結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)；并且研究了矯直機(jī)的發(fā)展方向。關(guān)鍵詞：軋鋼生產(chǎn)、表面質(zhì)量、矯直機(jī)、平坦度I/75DesignandCalibrationof21RollerBoard-beltStraighteningMachineAbstractTheproductofsteelrollinghasbecomeanimportancttacheofrollingbillettobesteelsinthemetallurgyproduceindustry.Thestongpointofthisindustryishavegreatoutputoftheproductionisthevarietyproduction.andtheproduceprocessisverymechanizationandautomatization.Thesteelrollingisaimportancttechnonlogytofulfillthecountryneed.Alsowiththedevelopmentofsteelrollingindustrytheindustryintegrateverywellwiththetrationmechanismindustry.Howtomakeuseofthesteelrollingmanufacturetechnology,enhancetherollingqualityoftheproduction,decreasetheproductofrollingtime,enhancetherateofproductusefulrolledsteel.Thestraightingtechologyisaimportanttachetoenhancethesurfacequalityandflatnessoftheproduction.Thisarticledesignbasisontheboardstripstraightingmachineproduceprocessandtheworkingprincipleinthesteelmetallurgy.Withpracticeinscene.Thedesignisbeginwiththedesigningofthemaintransmissionandthemachinerollerinthestraightingmachine.Thisarticlefirstbeginewiththeschemereviewofthecollectively.Thengoalongwithchoiceofthemainelectromotor,thedesignofworkrollerandthesupportroller,pressdownII/75equipmentandpressupequipment.Followingdesignedthelocalassessoryandtheoverallstructure.Besidesresearchedthedevelopmentdirectionofthestraightingmachine.Keywords:Product of steelrolling 、Straighting machine、Surfacequality 、Mechanization.目錄1緒論11.1軋鋼生產(chǎn)的國(guó)內(nèi)外發(fā)展情況 11.1.1 一軋鋼生產(chǎn)及產(chǎn)品種類 11.1.2 軋鋼機(jī)械的分類及標(biāo)稱 11.2矯直機(jī)在軋鋼生產(chǎn)中的作用及發(fā)展情況 21.3現(xiàn)場(chǎng)二十一輥板帶矯直機(jī)的工作原理 21.4鞍山鋼鐵集團(tuán)冷軋薄板廠 3III/751.4.1 鞍鋼冷軋薄板廠介紹 41.4.2 典型設(shè)備41.4.3 主要產(chǎn)品51.4.4 廠區(qū)平面布置圖：52總體方案評(píng)述62.1轎直機(jī)的調(diào)整形式 62.2機(jī)座形式62.3支承輥的布置形式62.4輥的材質(zhì)62.5傳動(dòng)系統(tǒng)的形式72.6軸承選擇82.7壓下機(jī)構(gòu)的形式82.8矯直輥列的布置形式與驅(qū)動(dòng)形式83矯正機(jī)力能參數(shù)的計(jì)算 103.1二十一輥矯直機(jī)的技術(shù)性能及矯直工藝參數(shù) 113.2輥式矯正機(jī)基本參數(shù)的確定： 113.3矯直力的計(jì)算 123.4矯直功率的計(jì)算和電機(jī)功率的選擇 154主要零部件校核計(jì)算 174.1矯直輥的校核計(jì)算 174.1.1矯直機(jī)矯直扭矩的計(jì)算174.1.2第三輥上彎曲力矩和支反力的確定194壓下壓上裝置的計(jì)算及校核 31IV/754.1壓下電機(jī)功率的選擇 314.1.1壓下螺絲的傳動(dòng)力矩和壓下電機(jī)功率的計(jì)算 314.2壓下裝置的校核計(jì)算 324.2.1壓下電動(dòng)機(jī)的過(guò)載校核計(jì)算 324.2.2壓下螺絲及壓下螺母的強(qiáng)度校核設(shè)計(jì) 334.3壓上機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核 344.3.1低速級(jí)蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)算 345斜齒圓柱齒輪減速裝置設(shè)計(jì)及校核 395.1減速機(jī)齒輪設(shè)計(jì)與校核 395.1.1、齒輪材料、精度和齒數(shù)的選擇395.1.2減速機(jī)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算405.1.3齒輪接觸強(qiáng)度校核445.2減速機(jī)軸的設(shè)計(jì)與校核 455.2.1 求輸出軸上的功率 P2轉(zhuǎn)速n2和T2轉(zhuǎn)矩455.2.2求作用在齒輪上的力 455.2.3初步確定軸的最小直徑 465.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)475.2.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 505.2.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 515.2.7圓錐輥?zhàn)虞S承校核 546潤(rùn)滑方式的選擇56結(jié)論與評(píng)價(jià)48致謝48參考文獻(xiàn)49V/75附錄A英文資料及譯文 50VI/75緒論1.1軋鋼生產(chǎn)的國(guó)內(nèi)外發(fā)展情況1.1.1軋鋼生產(chǎn)及產(chǎn)品種類在20世紀(jì)末，世界軋鋼技術(shù)發(fā)展迅速。軋鋼生產(chǎn)在自動(dòng)化、高精度化、連續(xù)化方面取得了較大進(jìn)步。軋鋼生產(chǎn)是將鋼錠或鋼坯軋制成鋼材的重要生產(chǎn)環(huán)節(jié)和主要方法。因?yàn)橛密堉品椒ㄉa(chǎn)出的鋼材，具有生產(chǎn)率高、生產(chǎn)過(guò)程連續(xù)性強(qiáng)、品種多、易于實(shí)現(xiàn)機(jī)械化、自動(dòng)化等優(yōu)點(diǎn)，而且比鍛造、擠壓、拉拔等生產(chǎn)產(chǎn)品，性能更高，成本更低。目前，約有93%的鋼都是經(jīng)過(guò)軋制成材的。有色金屬生產(chǎn)也大量應(yīng)用軋制方法。軋鋼生產(chǎn)的主要產(chǎn)品為建筑、造船、汽車、石油、化工、國(guó)防、礦山等專用鋼材。目前，我國(guó)軋鋼生產(chǎn)的鋼材品種主要有薄鋼板、硅鋼片、鋼帶、無(wú)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(zhì)型材、冷彎型鋼、線材、特厚鋼板、中厚鋼板等。軋鋼生產(chǎn)的產(chǎn)品按鋼材斷面形狀分為：鋼板、鋼管和型鋼。型鋼是一種應(yīng)用范圍廣泛的鋼材。我國(guó)型鋼產(chǎn)量占鋼材總產(chǎn)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(jiǎn)單斷面型鋼。從生產(chǎn)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(yīng)用的鋼材，我國(guó)的板帶材產(chǎn)量占鋼材總產(chǎn)量的45%～55%。板帶鋼按應(yīng)用領(lǐng)域分為建筑板、橋板、船板、汽車板、電工鋼板、機(jī)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(guó)鋼管產(chǎn)量占鋼材總產(chǎn)量的10%～15%，鋼管的規(guī)格一般用外形尺寸及壁厚標(biāo)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(wú)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1/75鋼管和變斷面鋼管。這些品種齊全、樣式繁多的鋼管被應(yīng)用在管道、石油運(yùn)輸，鍋爐側(cè)壁、地質(zhì)鉆探、軸承及注射針管等方面。隨著軋鋼工藝及軋鋼技術(shù)的不斷發(fā)展，鋼材的生產(chǎn)范圍將不斷擴(kuò)大，產(chǎn)品品種也將不斷增多。近年來(lái)我國(guó)許多有價(jià)值的鋼板產(chǎn)量大幅度增長(zhǎng)，冷軋硅鋼片2003年已達(dá)89.6萬(wàn)噸，鍍錫板2002年已經(jīng)達(dá)到110萬(wàn)噸，管線鋼、石油管、耐火鋼板、冷軋不銹鋼板產(chǎn)量達(dá)55萬(wàn)噸。1.1.2軋鋼機(jī)械的分類軋鋼機(jī)械的定義是軋制鋼材的機(jī)械設(shè)備，軋件在軋輥中產(chǎn)生塑性變形，軋制出所需形狀的鋼材。軋鋼機(jī)械主要由軋鋼機(jī)和輔助設(shè)備組成。軋鋼機(jī)由工作機(jī)座、傳動(dòng)裝置、換輥裝置及主電機(jī)組成。主機(jī)列稱為軋鋼車間主要設(shè)備，軋鋼機(jī)以外的設(shè)備統(tǒng)稱輔助設(shè)備。由于鋼材產(chǎn)品種類很多，軋鋼機(jī)可按用途、構(gòu)造和布置三種方法進(jìn)行分類。輔助設(shè)備種類很多、數(shù)量大，包括剪切機(jī)、熱鋸機(jī)、矯直機(jī)、卷取機(jī)、冷床、輥道及換輥裝置。1.2矯直機(jī)在軋鋼生產(chǎn)中的作用及發(fā)展情況a-側(cè)彎 b- 中浪 c- 邊浪 d- 長(zhǎng)度方向瓢曲 e-寬度方向瓢曲圖1.1 金屬帶材產(chǎn)品的缺陷矯直是金屬材料加工的后部工序，這道工序可以大幅度的提高產(chǎn)品的質(zhì)量水平，大大改善產(chǎn)品在軋制、冷卻和運(yùn)輸過(guò)程中產(chǎn)生的各種形狀缺陷。如：鋼軌的弧形彎，板帶材的橫縱向彎曲、邊部浪、鐮刀彎等缺陷。矯直機(jī)已經(jīng)成為軋制車間不可缺少的設(shè)備，而且廣泛應(yīng)用于以板坯為原料的各種工廠車間，如汽車制造廠、船舶制造廠等。矯直機(jī)按照結(jié)構(gòu)可以分為壓力矯直機(jī)、輥式矯直機(jī)、管棒材矯直機(jī)、2/75拉伸矯直機(jī)和拉伸彎曲矯直機(jī)。世紀(jì)以來(lái)，矯直技術(shù)得到了很大的發(fā)展。但在快速發(fā)展的矯直理論背后，矯直技術(shù)在實(shí)際生產(chǎn)中的應(yīng)用卻非常滯后。矯直理論總體來(lái)說(shuō)還很粗糙，因?yàn)槌C直機(jī)的許多參數(shù)還需要依靠經(jīng)驗(yàn)公式和經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)來(lái)決定，矯直機(jī)矯直輥負(fù)輥距的破壞作用的機(jī)理直到20世紀(jì)80年代才被闡明，落后于實(shí)際30多年。輥數(shù)、輥距、壓彎量、輥徑、矯直速度等許多數(shù)據(jù)還沒(méi)有權(quán)威的理論公式。直到20世紀(jì)80年代，矯直理論才逐步走向完善，現(xiàn)已開發(fā)出萬(wàn)能矯直機(jī)、行星矯直機(jī)、旋轉(zhuǎn)反彎矯直機(jī)、輥距改變的9+1輥矯直機(jī)，并且矯直機(jī)實(shí)現(xiàn)了利用計(jì)算機(jī)程序?qū)崿F(xiàn)自動(dòng)控制。隨著矯直技術(shù)的發(fā)展四種矯直技術(shù)逐步發(fā)展成熟，它們是彎曲矯正技術(shù)、拉伸矯正技術(shù)、拉彎矯正技術(shù)和扭轉(zhuǎn)矯正技術(shù)。隨之而來(lái)的還有平動(dòng)矯直技術(shù)，行星矯直技術(shù)、全長(zhǎng)矯直技術(shù)、變凸度及變輥距矯直技術(shù)等。1.3現(xiàn)場(chǎng)二十一輥板帶矯直機(jī)的工作原理圖1.2板帶矯直機(jī)工作原理現(xiàn)場(chǎng)矯直機(jī)的工作原理是塑性拉彎矯直理論，帶材在軋制及平整工序中產(chǎn)生內(nèi)部不均勻應(yīng)力，當(dāng)其應(yīng)力值達(dá)到一程度時(shí)，會(huì)造成板形的瓢曲或浪形，拉彎矯直機(jī)利用了內(nèi)應(yīng)力的存在改善板形。需矯平的帶材在張力輥組施加的張力的作用下，連續(xù)經(jīng)過(guò)上下交替布置的多組小直徑的彎曲輥劇烈彎曲，如圖 1.1。帶材各條縱向纖維長(zhǎng)度的不均勻性在拉伸和彎曲的合作用下，沿長(zhǎng)度方向上產(chǎn)生了不同程度的塑性延伸，拉伸彎曲矯直技術(shù)使3/75各條縱向纖維的長(zhǎng)度趨向于一致，從而減小了內(nèi)應(yīng)力的不均勻分布，消除了由于縱向纖維長(zhǎng)度差造成的板形缺陷。1.4 技術(shù)經(jīng)濟(jì)性分析1．技術(shù)經(jīng)濟(jì)評(píng)價(jià)的涵義通常來(lái)說(shuō)對(duì)“技術(shù)”的理解是包括工具、勞動(dòng)者的勞動(dòng)方法、技能等技術(shù)的總稱。對(duì)“經(jīng)濟(jì)”的含義，主要是指在社會(huì)生產(chǎn)和再生產(chǎn)的整個(gè)過(guò)程中所取得的節(jié)約和效果，經(jīng)濟(jì)效果是指社會(huì)生產(chǎn)和再生產(chǎn)，即即經(jīng)濟(jì)活動(dòng)過(guò)程中勞動(dòng)消耗和勞動(dòng)占用同勞動(dòng)成果的比較。這里所說(shuō)的勞動(dòng)消耗，包括人力、物力、財(cái)力的消耗。勞動(dòng)占用是指廠房、設(shè)備、器具的占用。技術(shù)經(jīng)濟(jì)評(píng)價(jià)又可稱為工程經(jīng)濟(jì)評(píng)價(jià)，是指工程工程或設(shè)計(jì)方案投資決策過(guò)程中，采用現(xiàn)代分析方法對(duì)工程方案在計(jì)算期<包括建設(shè)期和生產(chǎn)期）內(nèi)的經(jīng)濟(jì)效果所做的測(cè)算和分析。技術(shù)經(jīng)濟(jì)評(píng)價(jià)是可行性研究的核心內(nèi)容，是工程方案投資決策的重要依據(jù)。在工程機(jī)械工程中，為了提高工程的經(jīng)濟(jì)效益，采用先進(jìn)的技術(shù)，以節(jié)約工程建設(shè)的造價(jià)，降低運(yùn)行成本和節(jié)約經(jīng)濟(jì)性的維護(hù)費(fèi)用。但是，在某些情況下，采用先進(jìn)的技術(shù)還必須與當(dāng)?shù)氐目陀^條件相適應(yīng)。2．經(jīng)濟(jì)評(píng)價(jià)在工程機(jī)械中的重要性自改革開放以來(lái)，我國(guó)的基礎(chǔ)建設(shè)程序和管理體制發(fā)生了根本的變化，逐步走上了了良性發(fā)展的軌道。根據(jù)國(guó)內(nèi)外的經(jīng)驗(yàn)，從設(shè)計(jì)階段到技術(shù)設(shè)計(jì)完成，約占 1/4設(shè)計(jì)周期，到施工圖設(shè)計(jì)完成需要 2/5的以上的建設(shè)周期。根據(jù)設(shè)計(jì)階段影響投資的程度來(lái)看，初步設(shè)計(jì)階段影響投資的可能性為75-95%；技術(shù)設(shè)計(jì)階段影響投資的可能性為 35-75%；施工圖設(shè)計(jì)階段影響投資的可能性為 10-35%；而自施工開始，通過(guò)技術(shù)組織措施節(jié)約工程造價(jià)的可能性只有 5-10%。顯然，前期建設(shè)工作對(duì)于降低總概算費(fèi)用起著決定性的作用。4/75了解和掌握技術(shù)經(jīng)濟(jì)評(píng)價(jià)在工程機(jī)械中應(yīng)用的重要性具體體現(xiàn)在以下幾個(gè)方面：進(jìn)行技術(shù)經(jīng)濟(jì)比較，選擇合理的路線走向；在方案確定和設(shè)計(jì)中，對(duì)零件加工工藝進(jìn)行方案必選，推薦技術(shù)先進(jìn)、投資經(jīng)濟(jì)的工藝；經(jīng)過(guò)技術(shù)經(jīng)濟(jì)比較，選擇重要零件的結(jié)構(gòu)形式；研究工程設(shè)計(jì)中技術(shù)進(jìn)步的經(jīng)濟(jì)效益。在設(shè)計(jì)工作中，開展技術(shù)進(jìn)步活動(dòng)的最終目的是提高經(jīng)濟(jì)效益，包括采用新工藝，可以縮短成產(chǎn)周期，降低能耗和資源消耗。經(jīng)過(guò)技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析，對(duì)經(jīng)濟(jì)效益不大的技術(shù)，建議不宜在工程設(shè)計(jì)中應(yīng)用。有些技術(shù)對(duì)建設(shè)工程的近期效益不明顯而遠(yuǎn)期效益較高的，建議可在對(duì)投入與產(chǎn)出做比較后做出取舍。有些技術(shù)近期投資較大，遠(yuǎn)期效益雖有不很高的，需做全面分析，看能否分期投資。有些技術(shù)在工藝上有較大的改進(jìn)，可節(jié)省經(jīng)濟(jì)性的運(yùn)行費(fèi)用，但在結(jié)構(gòu)方面卻增加難度和投資，則建議需做進(jìn)一步的經(jīng)濟(jì)核算后再確定。3．課題選擇選擇課題時(shí)要進(jìn)行趨向研究、市場(chǎng)分析、用戶調(diào)查、專利情況等情報(bào)的收集工作，根據(jù)情報(bào)來(lái)確定設(shè)計(jì)工作任務(wù)。<1）趨向研究：隨著工廠對(duì)薄板需求量的增加，對(duì)薄板的矯直厚度、矯直理論和矯正質(zhì)量有了新的要求，我們對(duì)原有的矯直機(jī)進(jìn)行了一部分改進(jìn)設(shè)計(jì)，使其更好的適應(yīng)市場(chǎng)的需求。<2）市場(chǎng)分析：薄板在工廠的應(yīng)用范圍廣泛，適應(yīng)市場(chǎng)的需求，與企業(yè)的利益息息相關(guān)。4．摸清課題要求為了搞清如何對(duì)矯直機(jī)進(jìn)行改進(jìn)，在參觀了工廠現(xiàn)有的矯直設(shè)備外，又在網(wǎng)上查閱相關(guān)資料，使所設(shè)計(jì)的矯直機(jī)符合經(jīng)濟(jì)性和可靠性要求?？傮w方案評(píng)述2.1轎直機(jī)的調(diào)整形式5/75輥式鋼板矯直機(jī)的調(diào)整可以分為上排工作輥整體傾斜調(diào)整的矯直機(jī)和上排每個(gè)工作輥可以單獨(dú)調(diào)整的矯直機(jī)兩大類 ：上排工作輥整體傾斜調(diào)整的矯直機(jī)，軋件在入口端的第 2第3輥上的反彎曲率最大，產(chǎn)生大變形，迅速消除軋件的原始曲率的不均勻度，以后各輥的壓下量按直線關(guān)系遞減，在第 n—1輥處，軋件的反彎曲率最小，只產(chǎn)生彈性彎曲變形。這種工作輥的調(diào)整方式符和矯正過(guò)程的變形特點(diǎn)。采用這種調(diào)整方式的是鋼板矯直機(jī)，矯正薄板時(shí)一般是 7—13輥，且?guī)в泄ぷ鬏亾隙日{(diào)整裝置，以矯正板材上的瓢曲、單雙浪等二、三維形狀缺陷。上排每個(gè)工作輥可以單獨(dú)調(diào)整的矯直機(jī)。這種調(diào)整方式比較靈活，但由于結(jié)構(gòu)配置的原因，它主要用于輥數(shù)較少，輥距較大的型鋼矯直機(jī)。2.2機(jī)座形式輥式鋼板矯直機(jī)工作機(jī)座可分為臺(tái)架式和牌坊式兩大類：臺(tái)架式矯直機(jī)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。但剛性較差，采用大量彈簧平衡的臺(tái)架式矯正機(jī)，使用時(shí)上臺(tái)架容易產(chǎn)生震動(dòng)，由于冷矯直時(shí)矯直力大，所需機(jī)架的剛性要求較高，故臺(tái)架式薄板矯直機(jī)不能滿足薄板冷矯的使用。矯直機(jī)本體裝在可移動(dòng)的框架上，框架下面的四個(gè)車輪支撐在軌道上，由橫移驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)推動(dòng)框架移入工作位置后用定位裝置定位，矯正機(jī)機(jī)架可以是開式的也可以是閉式的。薄板矯直機(jī)大多采用牌坊式結(jié)構(gòu)。矯直機(jī)的工作機(jī)座包括機(jī)架本體，支承輥，壓下裝置和擺動(dòng)裝置等部分。牌坊式工作機(jī)座的特點(diǎn)是強(qiáng)度和剛度較好，輥?zhàn)拥恼{(diào)整拆裝方便，故新設(shè)計(jì)的板帶矯直機(jī)采用這種形式，缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、外形尺寸也較大。2.3支承輥的布置形式支承輥采用交錯(cuò)布置，支承輥承受工作輥的垂直方向和水平方向上的6/75彎曲，矯直過(guò)程中工作輥載荷比較穩(wěn)定，與垂直布置的支承輥相反，交錯(cuò)布置的支承輥多用于工作輥輥徑與輥身長(zhǎng)度比值較小的矯正機(jī)。2.4輥的材質(zhì)工作輥直接與軋件接觸，為避免輥?zhàn)舆^(guò)早磨損和保證矯直機(jī)可靠工作，對(duì)矯直機(jī)工作輥有下列要求： <1）輥面應(yīng)有較高的硬度； <2）有較高的加工精度；<3）有較高的抗彎和抗扭強(qiáng)度。目前，冷矯時(shí)，若工作輥徑 D<60mm，采用 60CrMoV；當(dāng)D=60～120mm時(shí)，采用90CrVMo；當(dāng)D>200mm時(shí)，采用9Cr。有的重型廠當(dāng) D≤90mm時(shí)，采用 59CrV4；熱矯直機(jī)工作輥常采用 60SiMn2MoV 或55Cr；采用溫矯工藝的矯正輥需要鍍鉻，鉻層厚度 0.1～0.2mm。支承輥承受矯直過(guò)程中的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，與工作輥直接接觸，在二十一輥矯直機(jī)中也采用 60CrMoV作為原材料。2.5傳動(dòng)系統(tǒng)的形式主傳動(dòng)系統(tǒng)包括減速機(jī)、齒輪座和萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)等。1、減速機(jī)。在矯直機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)中，減速機(jī)除有減速作用外，還有均衡分配傳動(dòng)扭矩的作用，因此也稱減速分配器。減速機(jī)有三種主要形式：圓柱齒輪型，圓柱圓錐齒輪型和蝸輪型。這三種形式中，每種又可分為單支、雙支、三支和四支等結(jié)構(gòu)。輥數(shù)大于 7的矯直機(jī)上，不宜使用單支減速分配器。這是因?yàn)閭鬟f的總扭矩大，齒輪座的齒輪也大，使齒輪座出軸的間距很難與矯正輥間距相適應(yīng)，因此，在輥式鋼板矯直機(jī)上大多使用多支的減速分配器，這樣可以使齒輪座的載荷均勻。由于矯直機(jī)的第三輥 <或第二輥）受的矯正扭矩最大，因此，該輥要盡可能由減速機(jī)的一根出軸經(jīng)齒輪座直接傳動(dòng)，以減輕齒輪座的負(fù)荷。有時(shí)，為適應(yīng)矯直機(jī)在連續(xù)機(jī)組中的安裝，將矯直機(jī)設(shè)計(jì)成可以雙向進(jìn)料的7/75結(jié)構(gòu)，這時(shí)，矯直機(jī)另一端的第三輥由一根輸出軸直接傳動(dòng)。2、齒輪座。一般情況，為防止鋼板在工作輥間打滑，輥式鋼板矯直機(jī)的所有工作輥都是驅(qū)動(dòng)的，齒輪座的作用是將減速機(jī)傳來(lái)的扭矩分配給各個(gè)矯正輥。齒輪座輸入軸數(shù)目與減速機(jī)支數(shù)相同，每根輸入軸帶動(dòng)一組齒輪，在輸入軸數(shù)量較多時(shí)，各組齒輪之間互補(bǔ)聯(lián)接，以避免功率傳遞線路閉和，惡化齒輪嚙和條件。按照齒輪的嚙合列數(shù)，可分為單列齒輪座和多列齒輪座。單列齒輪座的制造和安裝簡(jiǎn)單，各齒輪軸和軸承可以通用且切齒輪軸的剛性高。一般在工作輥距小于50mm時(shí)，宜采用這種形式。與單列齒輪座比較，多列齒輪座的中心距較小，因?yàn)槊繉?duì)齒輪座的齒寬是根據(jù)傳遞的扭矩確定的。同時(shí)，齒輪避免了重復(fù)嚙合，因而可以適當(dāng)減小中心距。多列齒輪座的齒輪軸剛性較低，為保證齒輪軸的剛度，通常只在輥距大于50mm時(shí)才采用這種結(jié)構(gòu)。3、萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)。由于齒輪座中心距大于矯正機(jī)的總中心距，因此，齒輪座出軸與矯正輥采用萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)連接。矯直機(jī)常用的萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)除了一般的滑塊式、叉頭、扁頭型外，在輥徑小于 1200mm時(shí)，也采用球形萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)；在小輥距矯直機(jī)上，也可以采用簡(jiǎn)易型剛球萬(wàn)向接軸，這種聯(lián)軸節(jié)采用標(biāo)準(zhǔn)剛球，它只起定心作用，矯正扭矩是靠?jī)刹骖^的側(cè)面直接接觸來(lái)傳遞的。2.6軸承選擇在矯直機(jī)的功率損耗中，由于軸承摩擦占的損耗大，所以減速機(jī)齒輪座和矯直機(jī)本體一般均采用滾動(dòng)軸承；因?yàn)槎惠伋C直機(jī)的矯直輥輥徑小，故需支承軸承的外形尺寸不能太大，所以采用輥針軸承可以減少軸承的外形尺寸。所以工作輥和支承輥用滾針軸承和止推軸承。8/752.7壓下機(jī)構(gòu)的形式1、兩片機(jī)架用螺母互相連接，通過(guò)螺栓將機(jī)架固定在機(jī)座上，機(jī)架蓋與機(jī)架用螺栓連接在一起。2、壓下裝置通過(guò)電機(jī)傳動(dòng)，帶動(dòng)兩個(gè)蝸桿，使四個(gè)蝸輪分別帶動(dòng)四個(gè)壓下螺絲旋轉(zhuǎn)，因螺母固定在滑塊中，當(dāng)壓下螺絲旋轉(zhuǎn)時(shí)滑塊升降，擺動(dòng)體及工作輥通過(guò)彈簧的作用，也隨著升降 <如圖2.3）。3、上工作輥兩端傾斜時(shí)，通過(guò)單獨(dú)調(diào)整工作輥的一端，使其處于水平位置，為此兩螺桿之間裝有離合器，脫開離合器，既可單獨(dú)調(diào)整。圖2.3高度調(diào)節(jié)示意圖2.8矯直輥列的布置形式與驅(qū)動(dòng)形式1、工作輥與支承輥裝置：工作輥裝置，上下兩排工作輥分別裝在軸承座中，軸承座固定在上下機(jī)座中，上輥?zhàn)膫?cè)面形成圓弧面，可以在機(jī)架窗上內(nèi)側(cè)擺動(dòng)和上下滑動(dòng)，使上工作輥上下移動(dòng)，及改變前后工作輥的開度，當(dāng)調(diào)整工作輥撓度時(shí)，軸承座和輥?zhàn)g可沿半徑為 60毫M的圓弧面相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)。2、驅(qū)動(dòng)形式：鋼板輥式矯直機(jī)的上排和下排工作輥是驅(qū)動(dòng)的，以避免鋼板在工作輥間打滑。9/75矯直機(jī)力能參數(shù)的計(jì)算3.1二十一輥矯直機(jī)的技術(shù)性能及矯直工藝參數(shù)1、矯直機(jī)主電機(jī)參數(shù) ：功率P=160KW,轉(zhuǎn)速n=1480r/min。10/752、電動(dòng)機(jī)：矯直機(jī)壓下電動(dòng)機(jī)功率 P=1.5KW，轉(zhuǎn)速 n=153～590r/min；橫向傾斜調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)功率 P=4.5KW,轉(zhuǎn)速 n=930～2840r/min；3、主減速機(jī)傳動(dòng)比 ：2.6；4、工作輥數(shù)目：21個(gè)；5、工作輥輥距：52mm；6、工作輥直徑：96～150mm；7、工作輥輥長(zhǎng)：1750mm；8、工作輥圓周速度 ：0.1～1.8m/s；9、上工作輥升降速度 ：0.2mm/s；10、支承輥輥徑：51mm；11、支承輥數(shù)目：161個(gè)；12、板坯寬度厚度：1530mm、0.5～2.0mm；3.2輥式矯正機(jī)基本參數(shù)的確定 ：由文獻(xiàn)[1，23.5-8]得矯直機(jī)允許的最大與最小輥距為：Tmax＝0.35hminE<3.1）sTmin＝0.43hmaxE<3.2）s式中：hmin——被矯鋼板的最小厚度，hmin=0.5mm；E——工作輥彈性模量，E2.1105MPa；s——矯直輥的屈服強(qiáng)度，s=490MPa；11/75hmax——被矯鋼板的最大厚度， hmax=2mm。所以：hminE×0.52.7105＝96mm；Tmax＝0.35=0.35490sTmin＝0.43hmaxE=0.4322.1105=17.8mm；s490矯直機(jī)矯直輥距T的范圍是：Tmin<T<Tmax；由文獻(xiàn)[1，表11-4]得薄板矯直機(jī)矯直輥直徑 D和矯直輥輥距 T之比：＝0.9～0.95；T所以，Dmin<D<Dmax，即 tmin<D< tmax；求出 16.02mm<D<86.4mm，取D=50mm；3.3矯直力的計(jì)算由文獻(xiàn)[1，11-30]可知：作用在矯直機(jī)上下輥?zhàn)由蠅毫Φ目偤蜑椋?2/75p12M2tp22(2M2M3)tp32(M22M3M4)tP422M4M5)(M3tpi2(Mi12MiMi1)tpn32(Mn42Mn3Mn2)tpn22(Mn32Mn2Mn1)tpn12(2Mn1Mn2)KN<3.3）tpn2Mn1t式中：t——矯直輥輥距，取t=52mm。今假設(shè)：<1）第2，3，4輥下軋件的彎曲力矩為塑性彎曲力矩Ms；<2）第n-1,n-2,n-3輥下軋件的彎曲力矩為屈服力矩Mw；<3）其余各輥下軋件的彎曲力矩為屈服力矩Mw和塑性彎曲力矩Ms的平均值，即M5=M6=Mn5=Mn4=MsMw；2<4）由文獻(xiàn)[2，5-12]得輥式矯直機(jī)屈服力矩，13/75Mw=bhmax215302.02s=28066=286103Nmm，塑性彎曲力矩為Ms=bhmax215302.02103Nmm，其中：s為被矯鋼板的s=2804=4284屈服極限， s=280MPa。將上述三個(gè)假設(shè)代入式<3.3），可得出各輥下矯直力的計(jì)算式為：P1=2Ms=2428400=16.5KNt52P2=6Ms=6428400=49.2KNt52p3=8Ms=8428400=66.1KN11t52p4(7428400285600)=63.2KN=(7MsMw)=t52P5=1(5Ms3Mw)=1(54284003285600)=57.8KNt52p6=4(MsMw)=4(42800285600)=55.3KNt52同理p6=p7=p8=p9==p14=p15=p16=55.3KNp17=1(3Ms5Mw)=1(34284005285600)=52KNt5211(4284007285600)=46.7KNp18=(Ms7Mw>=ttP198Mw=8285600=44KNt52p20=6Mw=6285600=33KNt52p21=2Mw=228560010.9KNt52由文獻(xiàn)[2，5-13]得作用在上下輥?zhàn)由系膲毫偤蜑椋?4/75n4(MsMw)(n-2>p=pi=1t=4(428400285600)(21—2>=1.04106N；<3.4）52因?yàn)槎惠伋C直機(jī)采用傾斜調(diào)整，由文獻(xiàn)[2，9-69]計(jì)算總矯直扭矩Mk；MkDMs1Kn(n2)s<3.5）2r0Eh其中：kn——矯直機(jī)方案系數(shù)由文獻(xiàn)[2，表 6-12]得矯直機(jī)方案系數(shù)Kn1.5；r0——原始曲率半徑，對(duì)于鋼板矯直機(jī)(r0)min<10～30）/h，r030hmin；s——板帶的屈服強(qiáng)度，s=280MPa。所以總矯直力矩為：D1(n2)sMk2Msr0KnEh=504284003011.5(212)28020.52.11050.5=1.53106Nmm3.4矯直功率的計(jì)算和電機(jī)功率的選擇輥式矯直機(jī)電機(jī)功率由文獻(xiàn) [1，11-14]得：P=[Mkp(fd)]2V1<3.6）2d15/75其中：Mk——總矯正扭矩，Mk=1.53106Nmm；p——作用在矯直輥上的壓力總和，p=1.04106N；f——矯直輥與軋件的滾動(dòng)摩擦系數(shù)，對(duì)于鋼板f=0.0002，如考慮可能出現(xiàn)較大的滑動(dòng)摩擦，則對(duì)于鋼板f=0.0008；——輥系軸承的摩擦系數(shù)，輥針軸承0.01；D——輥?zhàn)又睆?，D=50mm；d——輥?zhàn)虞S承處直徑 (滾針軸承取中徑>,d=38mm；v——矯正速度 m/s，板帶厚度范圍 h=<0.5～2.0）mm時(shí)，矯正速度v=<0.1～6.0）m/s，現(xiàn)在取v=1.48m/s；——傳動(dòng)效率，=減數(shù)器220.980.9920.992齒輪座聯(lián)軸器萬(wàn)向接軸=0.768=0.72。所以電機(jī)功率：P=[Mkd2V1p(f)]2d=1.531031.04106(0.00020.0140)21.48120.050160KN16/75主要零部件校核計(jì)算4.1矯直輥的校核計(jì)算4.1.1矯直機(jī)矯直扭矩的計(jì)算由文獻(xiàn)[2，3.16]得矯直機(jī)各輥矯直力矩：Mki=piMk<4.1）npi1其中：NNPi——矯直機(jī)的總矯直力，Pi1.04106N；11Mk——總矯直扭矩，Mk=1.53106Nmm；pi——矯直機(jī)各輥承受的矯直力。所以矯直機(jī)上下輥的矯直扭矩為：17/75Mk1=np1Mk=16.51031.536106=2.4104Nmmpi1.04101p2Mk=461031.53106=7.24104NmmMk2=n1.04106pi1np36Mk3=Mk=61.681031.53106=9.7104Nmmpi1.04101np41031.53106104NmmMk4=Mk=59.16=9.2pi1.04101Mk5=np56Mk=541031.53106=8.5104Nmmpi1.04101np61031.53106104NmmMk6=Mk=51.46=8.0pi1.04101Mk7Mk8Mk9Mk10Mk11Mk12Mk13Mk14Mk15Mk1680KNMk17=npi1.53106Mk=521036=7.64104Nmmpi1.04101Mk18=p18Mk=46.71031.53106=6.87106Nmmn1.04106pi118/75Mk19=p19Mk=441031.53106=6.47104Nmmn1.04106pi1Mk20=p20Mk=331031.53106=4.85104Nn1.04106pi1mmMk21=p21Mk=10.91031.53106104Nmmn1.04106=1.6pi1由文獻(xiàn)[2，3-21]得矯直機(jī)矯直輥的摩擦力矩，即第三輥上的摩擦力矩Mf3：Mf3=p3(fd)<4.2）2其中：f——矯直輥與軋件的滾動(dòng)摩擦系數(shù)， f 0.8mm；——支承輥軸承摩擦系數(shù)，滾針軸承取摩擦系數(shù) 0.008；d——軸承處直徑,d=38mm。所以，摩擦力矩Mf3為：Mf3=p3(fd)=66103(0.80.00840)=6.28104Nmm22第三輥的傳動(dòng)力矩為：MT3=Mk3+Mf3=7.24104+6.28104=1.352105Nmm4.1.2第三輥上彎曲力矩和支反力的確定第三輥的壓力P3為均布載荷單位長(zhǎng)度上的壓力 q為：q=P3=66000=43.1<N/mm）<4.3）b 153019/75沿矯直輥輥身長(zhǎng)度上有七個(gè)支承輥，可以是一個(gè)九支點(diǎn)的連續(xù)梁，如圖4.1對(duì)此連續(xù)梁進(jìn)行分段計(jì)算，求出各支點(diǎn)的彎曲力矩和支反力。圖4.1支承輥受力分析圖1、彎曲力矩計(jì)算0-1段和1-2段的作用載荷及其彎矩如圖 4.2和圖4.3所示，為求出彎矩圖面積，需要求出最大彎矩 Mmax：'' l對(duì)于0-1段：Mmax1=A0<l0—1）<4.4）'2143.1872A0=1q(l1)=2255.5=638.4N<4.5）2l1A1'=ql1'A0=43.187638.4=3111.3N<4.6）Mmax1=A0(l0'l1>=638.4(21287)=1.06105Nmm<4.7）2220/75圖4.2矯直輥0-1段受力分析圖此段的彎矩圖的面積 1為：1'l1'2'Mmax1<4.8）1=(l0)Mmax13l122=1(21287)1.061052871.06105=1.53223107Nmm2彎矩圖面積重心到支點(diǎn)0的距離a,可由下式求出：a12(l0'l1')l1'=2(21287)87=141.3mm<4.9）323323對(duì)于1-2段，由于整個(gè)跨段作用著均布載荷q，其最大彎矩Mmax2,彎21/75矩圖面積2分別為：Mmax2=1ql22=143.12262=2.75105Nmm88<4.10）22l2Mmax2=22262.75105=4.14107Nmm2<4.11）33彎矩圖面積重心到支點(diǎn) 2的距離b2為：l2 226b2= = =113mm圖4.31-2段受力分析圖由于0點(diǎn)的彎曲力矩M0等于零,由文獻(xiàn)[2，6-79]得三彎矩方程式為：22/75Mi1li+2Mi(lili1>+Mi1li1=—6(iai+i1bi1><4.12）lili12M1(l1l2>+M2l2=—6(1a1+2b2><4.13）l1l2代入有關(guān)數(shù)據(jù)l1=255.5mm，l2=l3=226mm，1=1.53107Nmm2，2=4.14107Nmm2,a1=141.3mm，b2=113mm化簡(jiǎn)整理后得，4.26M1+M2=—0.744106Nmm<4.14）對(duì)于2～3段和3～4段的作用載荷及其彎矩圖與1～2段相同，由公式<4.12）可分別得到1～3段和2～4段的三彎矩方程式，對(duì)于1～3段：M1l22M2(l2l3)+M3l3=—6(2a23b3><4.15）l2l3由于l2l3=226mm，234.14107Nmm2，a2=b2b3113mm代入式(4.15>后化簡(jiǎn)得：M1+4M2+M3=—1.1106Nmm<4.16）對(duì)于第2～4段：M2l3+2M3(l3l4>+M5l5=—6(3a3+4b4><4.17）l3l4由于l2l3l4226mm,344.14107Nmm2,a3b4b2113mm，則代入上式<4.17）化簡(jiǎn)得：M2+4M3+M4=—1.10106Nmm<4.18）對(duì)于3～5段：23/75M3l42M4(l4l5>+M5l5=—6(4a4+5b5<4.19）l5>l4由于l3l4l522mm，3454.14107Nmm2，a4b5b2113mm，則代入上式<4.19）化簡(jiǎn)得：2M3+4M4=1.1106Nmm<4.20）聯(lián)立式子<4.14）,<4.16）,<4.18）,<4.20）求得：M1=0.139106NmmM2=0.18106NmmM3=0.184106NmmM4=0.183106Nmm由于M0M8=0,M1=M7=0.139106Nmm,M2=M6=0.18 106Nmm；M3=M5= 0.184106Nmm,M4= 0.183 106Nmm；故求出M1,M2,M3,M4后，可得出整個(gè)矯直輥上各支點(diǎn)的彎曲力矩。2、支反力計(jì)算各支點(diǎn)的支反力可分段求出各段的支反力，然后將相同點(diǎn)的支反力相加即可。支點(diǎn)0的支反力R0為：R0=A0M1=638.4+0.139106=1182.4N<4.21）l1255.5支點(diǎn)1的支反力R1由兩部分組成，一部分是0-1段的支反力R1'另部分24/75是1-2段的支反力R1"即：R1=R1'+R1"=(A1'M1>+(A1"+M2M1><4.22）l1l2l2式中：A'1,A1"——只考慮由該段外載荷對(duì)支點(diǎn) 1產(chǎn)生的支反力。在1～2段只作用均布載荷，故 A1"為：A1"=1ql2143.12264870.3N<4.23）22由以上計(jì)算求出A1'=3111.3N，將有關(guān)值代入式(4.21>得：R1=(A1'M1>+(A1"+M2M1>l1l2l2=<3111.30.139106）+<4870.3+0.181060.139106）255.5226226=8344.2N同理支點(diǎn)2和支點(diǎn)3的支反力為：R2R2'+R2"=(A2'M2M1>+(A2"M2+M3>l2l2l3l3<4.24）R3=R3'+R3"=<A3'M3+M2）+<A3"M3+M4）<4.25）l3l3l4l4R4=R4'+R4"=<A4'M4+M3）+<A4"M4+M5）l4l4l5l5<4.26）式中：25/75A2’，A2"——只考慮由該段外載荷對(duì)支點(diǎn)2產(chǎn)生的支反力；A3'，A3"——只考慮由該段外載荷對(duì)中點(diǎn)3產(chǎn)生的支反力；A4'，A4"——只考慮由該段外載荷對(duì)中點(diǎn)4產(chǎn)生的支反力。由于1～2段，2～3段和3～4段外載荷相同，故A2'A2"A3'A3"A1"4870.3N；所以：R2R2'+R2"=(A2'M2M1>+(A2"M2M3>l2l2l3l3=24870+0.181060.1391060.1841060.184106226+226=9903.7NR3=R3'+R3"=<A3'M3+M2）+<A3"M3+M4）l3l3l4l4=24870+0.1841060.18106+0.1841060.183106226226=9757.7NR4=R4'+R4"=<A4'M4+M3）+<A4'M4+M5）l4l4l5l5=248700.1831060.1841060.1831060.184106226226=9735.6N3、矯直輥強(qiáng)度計(jì)算根據(jù)以上求出的矯直輥各支點(diǎn)的彎曲力矩和支反力，可作出如圖 4.426/75所示的合成彎矩圖，其最大彎矩 Mmax在支點(diǎn)3和支點(diǎn)5處，即：Mmax=M3=0.184106Nmm圖4.4 工作輥彎矩圖矯直輥直徑d=50mm；故彎曲應(yīng)力為：=M3=0.184106=14.72MPa<4.27）0.1d30.1503由以上計(jì)算求出：MT3=1.352105<第三輥的傳動(dòng)力矩），則在支點(diǎn)2處的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：=MT31.352105）0.2d500.2按第四強(qiáng)度理論合成則 ：c= 2 3t2 = (14.72)2 3 (5.4)2 =17.45MPa<4.29）矯直輥材料屈服極限 s 490Mpa，[n]—安全系數(shù)，[n]=2～2.5；安27/75全系數(shù)n為：sn=c

=49028.08[n]<4.30）17.45所以，矯直輥強(qiáng)度合格；4、疲勞強(qiáng)度計(jì)算疲勞強(qiáng)度校核應(yīng)根據(jù) S≥[S],當(dāng)該式不能滿足時(shí)，改進(jìn)矯直輥降低應(yīng)力集中，矯直輥的疲勞強(qiáng)度是根據(jù)長(zhǎng)期作用在矯直輥上的最大變載荷進(jìn)行校核計(jì)算。電機(jī)危險(xiǎn)截面安全系數(shù) S的校核計(jì)算公式為：SSS<4.31）SS2S2式中：S——只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù)，S1；kam<4.32）S——只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù)，S=1；kam<4.33）[S]——按疲勞強(qiáng)度計(jì)算的許用安全系數(shù)。由文獻(xiàn)[3，表26.3-4]，載荷確定精確，材料性質(zhì)較均勻得，[S]=1.3～1.5，取[S]=1.33。只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù)：1Ska m28/75只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù)：1S=ka m其中：1——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料彎曲疲勞極限，由文獻(xiàn) [3，表 26.1-1]得1=344.25MPa1——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限 ,由文獻(xiàn)[3，表26.1-1]得1=198.9MPa；k，k——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)有效應(yīng)力集中系數(shù)，由文獻(xiàn)[3，表26.3-5-7]得，k，k=1.30；=1.41——表面質(zhì)量系數(shù)，由文獻(xiàn) [3，表26.3-8]得 0.90；， ——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的尺寸影響系數(shù)， 由文獻(xiàn)[3，表26.3-11]得，=0.37， =0.78；， ——材料拉伸和扭轉(zhuǎn)的平均應(yīng)力折算系數(shù)，由文獻(xiàn) [3，表26.3-13]得 =0.34， =0.21；a，m——彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，由文獻(xiàn)[3，表26.3-13]29/75得，脈動(dòng)循環(huán)，a=m=MMmax0.1841062W20.1d3=0.1503=7.36MPa；2a,m——扭應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，由文獻(xiàn)[3，表26.3-13]得m=a=T2Wp=1.3525103=2.704MPa。20.250所以，S1=344.2518.811.41kam0.7360.347.360.90.73S=1=198.935.72k1.302.7040.212.704am0.90.78SS18.8135.72=16.64≥1.33所以，S=S218.812S235.722所以第三輥疲勞強(qiáng)度校核合格；30/75壓下與壓上裝置的計(jì)算及校核5.1壓下電機(jī)功率的選擇5.1.1壓下螺絲的傳動(dòng)力矩和壓下電機(jī)功率的計(jì)算MM11d2tg()=M1M2<5.1）P2其中：d2——螺紋中徑，由螺紋大徑d=95mm查得d2=92mm；——當(dāng)量摩擦角，即arctan2,2為螺紋接觸面的摩擦系數(shù)一般取0.1，故≈540'；——螺紋升角，壓下時(shí)用正號(hào)，提升時(shí)用負(fù)號(hào)t，t為壓下螺d絲的螺距，對(duì)于鋼板矯直機(jī)t=(0.025～0.050>d,所以0.026d0.0083弧d度=0.474；P1——作用在一個(gè)壓下螺絲上的力，因?yàn)?21輥矯直機(jī)有 4根壓下螺絲，所以p6P1=1.0410=2.6105N；=44d3——壓下螺絲止推軸頸直徑，由文獻(xiàn)[1，圖4-12]得，d3355=175mm；M1——止推軸承的阻力矩，M1=P1d3=0.0052.6105175=7.6104Nmm；3331/75M2——螺紋摩擦阻力矩d2592'M2=p12tg()=2.6102tg(5400.474)=1.227106Nmm。所以，壓下螺絲的傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率為：N=Mn<5.2）9550i其中：——按公式<5.1）計(jì)算出的傳動(dòng)壓下螺絲的靜力矩，M=M1+M2=7.6104+1.227106=1.30106Nmm；n——電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速，n=940r/min；i——傳動(dòng)系統(tǒng)總速比，行星減速器速比為i=135；——傳動(dòng)系統(tǒng)的總的機(jī)械效率，電機(jī)減速器=0.990.63≈0.63。所以傳動(dòng)電機(jī)的功率為：Mn1.30106940≈1.5KWN==1350.639550i95505.2壓下裝置的校核計(jì)算5.2.1壓下電動(dòng)機(jī)的過(guò)載校核計(jì)算壓下電機(jī)參數(shù)Y100L-6，轉(zhuǎn)速n=940r/min最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2.00；Tmax≤kk2u tTe<5.3）其中：Tmax——壓下電機(jī)最大負(fù)載轉(zhuǎn)矩 ；32/75k——余量系數(shù)，直流電動(dòng)機(jī)取 0.9～0.95，交流電動(dòng)機(jī)取 0.9；ku——電壓波動(dòng)系數(shù)，取 0.85；Te——電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)矩 Nm，Te=Tmax；2.0t——允許轉(zhuǎn)矩過(guò)載倍數(shù)，由文獻(xiàn) [3，表40.1-6]得同步電動(dòng)機(jī)強(qiáng)勵(lì)時(shí)取 t=3～3.5。所以：T'=kku2 tTe=0.90.852 3.3 Tmax=1.073Tmax2.0則Tmax≤T'所以電機(jī)過(guò)載校核合格 ；5.2.2壓下螺絲及壓下螺母的強(qiáng)度校核設(shè)計(jì)1、壓下螺母的直徑 d1與螺距t隨壓下螺絲確定，此外，還要確定壓下螺母的高度H和外徑D；由于壓下螺母通常用青銅制造，抗擠壓強(qiáng)度較底，故壓下螺母高度 H應(yīng)按螺紋的擠壓強(qiáng)度來(lái)確定，螺紋受力面上的擠壓應(yīng)力p為：p=4p1≤[p]<5.4）2(d12)2z[d]其中：——螺紋升角，按自鎖條件要求 ≤2 30'；d——壓下螺絲的外徑，d=95mm；d1——壓下螺絲的內(nèi)徑，由文獻(xiàn) [3，表21.1-26]得d1=83.058mm；t — — 壓 下 螺 絲 的 螺 距 ， 按 自 鎖 條 件 求 得33/75t=d1tg=3.1483.058tg230'≈12mm；Z——壓下螺母中的螺紋圈數(shù)，Z=H=190=16；t12——壓下螺母與螺絲的內(nèi)徑之差，=2mm；[p]——螺紋間許用應(yīng)力，[p]=15～20MPa。則，p=4p142.6105≤p22=2（2=8.39[]z[d(d12)]163.14[9083.0582）2]所以，擠壓強(qiáng)度校核合格 ；2、機(jī)架與螺母端面間擠壓應(yīng)力校核j=p1≤[j]<5.5）4

(D D12)其中：[j]——許用擠壓應(yīng)力，軋鋼機(jī)械[j]=<60～80）MPa；D1——機(jī)架上鏜孔直徑，D1=100mm；D——螺母端面，D=<1.5～1.8）d=1.695=152mm。p142.6105則j==22=37.77≤[j]2)3.14(152100)(DD14所以，機(jī)架與螺母間擠壓應(yīng)力校核合格 ；5.3壓上機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核5.3.1低速級(jí)蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)算下支承輥凸度調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)參數(shù)：功率P=0.35KW，轉(zhuǎn)速n=1500r/min，共7臺(tái)，要求壽命為12000h。鋼板矯直機(jī)壓上速度為0.1mm/s～0.4mm/s，現(xiàn)取壓上速度為0.2mm/s，壓上螺絲的轉(zhuǎn)速為3r/min；現(xiàn)采用兩34/75級(jí)蝸輪蝸桿傳動(dòng)，第一級(jí)傳動(dòng)比 i1=25，第二級(jí)傳動(dòng)比i2=20。1、蝸桿類型選擇， 根據(jù)GB/T10085～1988推薦用漸開線蝸桿 。2、根據(jù)材料情況，蝸桿傳動(dòng)功率不大，速度中等，蝸桿采用 45鋼，希望效率高耐磨性好，蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度 45～55HRC，蝸輪采用鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1,金屬模鑄造，節(jié)約貴重金屬，僅齒圈青銅輪芯用鑄鐵HT200制造。3、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核齒根a≥3kT2ZeZ)<5.6）(H]2[<1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2，按Z1=2,合計(jì)效率=0.8，p2=p2，n則：n2=i12i23T2=9.55106p2n29.551060.350.822520=713067Nmm<5.7）1500<2）確定載荷系數(shù)kk=kAkkv <5.8）其中：k——載荷分布不均勻系數(shù)，因工作載荷較穩(wěn)，由文獻(xiàn) [4,表11～5]得，k 1；kA——使用系數(shù)，由文獻(xiàn) [4，表11～5]得kA=1.15；35/75kv——?jiǎng)虞d系數(shù)，轉(zhuǎn)速 v≤3m/s且精確制造，所以取 kv=1.05。所以，k=kAkkv=1.1511.05≈1.21；<3）定彈性影響系數(shù)ZE1因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa2；<4）定接觸系數(shù)Z先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1與傳動(dòng)中心距a的比值d1=0.35，由文獻(xiàn)a[4，圖11-18]中可查得Z=2.9；<5）確定許用接觸應(yīng)力[ H]根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1,金屬模鑄造蝸桿赤面硬度>45HRC，由文獻(xiàn)[4，表11～7]查得蝸輪的基本許用應(yīng)力[H]'=268MPa；應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，N=60jn2Lh==601150012000=2.16106；2520壽命系數(shù)，kHN=8107=1.21，則：2.16106[H]=kHN[H]'=1.21268=324MPa<5.9）<6）計(jì)算中心距： a≥31.21713067(1602.9)2=107.3mm324取中心距 a=125mm，因?yàn)閕=20，故由文獻(xiàn)[4，表11-2]得模數(shù)m=5mm,蝸桿分度圓直徑d1=50mm,這時(shí)d1=50=0.5，由文獻(xiàn)[4，圖11～18]a10036/75查得接觸系數(shù)Z‘=2.6，因?yàn)閆'<Z 因此以上結(jié)果可用 ；4、蝸桿蝸輪主要參數(shù)及幾何尺寸<1）蝸桿軸向齒距： pa=m=3.14 5=15.7mm；直徑系數(shù)：q=10；齒頂圓直徑：da1=mq+2ham=510+215=60mm；齒跟圓直徑：df1=mq2<hamc）=510—2(151)=38mm；分度圓導(dǎo)程角：=1118'36"；蝸桿軸向齒厚：Sa=1m=13.145=7.85mm；22蝸輪齒數(shù)：Z2=41,變位系數(shù)X2=0.5；驗(yàn)算傳動(dòng)比：iZ2=41=20.5，這時(shí)傳動(dòng)比誤差為20.520=2.5％.是Z1220允許的；蝸輪分度圓直徑：d2=mZ2=541=205mm；蝸輪喉圓直徑：da2=d2ha2=205+25=215mm；蝸輪齒根圓直徑：df2=d12hf2=20521.25=193mm；蝸輪咽喉母圓半徑：rg2=a1da2=1251215=17.5mm。225、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F=1.53kT2YFa2Y≤[F]）d1d2m其中：YFa2——齒形系數(shù)，根據(jù)x2= 0.5 ，ZV2當(dāng)量齒數(shù)，37/75Z241ZV2==cos3cos311.31=43.48，由文獻(xiàn)[5，圖11-19]中，可查得齒形系數(shù)YFa2=2.87；Y——螺旋角系數(shù)，Y=1=111.31=0.9192；140140[F]'——基本許用彎曲應(yīng)力，由文獻(xiàn)[5，表11-8]查得由ZCuSn10P制造的蝸輪基本許用彎曲應(yīng)力[F]'=56MPa；KFN——壽命系數(shù)，KFN=9106=9106=0.918n2.16106[F]——許用彎曲應(yīng)力，[F]=[F]'KFN=560.918=51.408MPa；則：F=1.53kT2YFa2Y=1.531.217130672.870.9192=25.76MPad1d2m502055<[ F]所以，蝸輪強(qiáng)度校核合格 。38/75斜齒圓柱齒輪減速機(jī)設(shè)計(jì)及校核6.1減速機(jī)齒輪設(shè)計(jì)與校核6.1.1齒輪材料精度和齒數(shù)的選擇電動(dòng)機(jī)功率 P=160KW,轉(zhuǎn)速n=1480r/min,工作有輕微震動(dòng)，單向傳動(dòng)，傳動(dòng)比i=2.6，要求結(jié)構(gòu)緊湊重量輕，預(yù)計(jì)壽命 20000h,小齒輪對(duì)稱布置；傳遞功率大轉(zhuǎn)數(shù)高，并要求結(jié)構(gòu)緊湊重量輕，可以采用低碳合金鋼，小齒輪20Cr滲碳淬火，HRC58～65取HRC60。大齒輪40Cr表面淬火，HRC48～55取HRC52。39/75齒輪精度 7級(jí)，表面粗糙度 0.8 m,碳齒面齒輪主要失效形式為折斷希望彎曲強(qiáng)度大些，小齒輪齒數(shù)宜少些，取 z1=20，u=2.6Z2=iZ1=52；6.1.2減速機(jī)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算1、設(shè)計(jì)準(zhǔn)則齒面硬度>350HBS的硬齒面，其失效為輪齒的折斷準(zhǔn)則為：按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，按齒面接觸強(qiáng)度校核 ；2、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：2kT1Ycos2YFaYSa)<6.1）mn≥3(dZ12a[]F其中：——螺旋角，試選=12；Y——螺旋角影響系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，圖5-25]得Y=0.9；F1lim——小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，由文獻(xiàn)[4，圖5-11]得：F1lim=960MPa；F2lim——大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，由文獻(xiàn)[4，圖5-11]得：F2lim=670MPa。H1lim——小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，由文獻(xiàn)[4，5-10]得：H1lim=1470MPa；H2lim——大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，由文獻(xiàn)[4，圖5-10]得：H2lim=1180MPa；SH，SF——最小安全系數(shù)，SH=1，SF=1.35；N1——小輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，40/75N1=60njLh=6014801200=1.776107；N1——大輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，N2=N1=1760000=6.8106；u2.6kFN1、kFN2——彎曲疲勞壽命系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，圖5-13]得kFN1=kFN2=1kHN1、kHN2——接觸疲勞壽命系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，圖5-12]得kHN1=1.08，kHN2=1.2；[]F1——小輪許用彎曲應(yīng)力，[]F1=F1lim=860=637MPa；SF1.35[]F2——大輪許用彎曲應(yīng)力，[]F2=F2lim=670=496MPa；SF1.35[]H1——接觸疲勞許用應(yīng)力，[]H1=kHN1H1lim=1.081470=1588MPa；[ ]H2——接觸疲勞許用應(yīng)力， [ ]H2=kHN2 H2lim=1.2 1180=1424MPa；[([]H1[]H2)=15881424=1506MPa，]H=221.23[]H2=17.52MPa>[]H；d——齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，表5-8]得d=1.1；Zv1——小齒輪的當(dāng)量齒數(shù)，Zv1Z1=203=21.37；=3cos0.978141/75Zv2——大齒輪的當(dāng)量齒數(shù)，Zv2=Z2=523=55.56；3cos0.9781YFa——斜齒輪齒形系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，表5-6]得YFa1=2.80，YFa2=2.31；YSa——斜齒輪應(yīng)力校正系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，表5-6]得YSa1=1.564，YSa2=1.70；a——齒輪端面重合系數(shù)，cos=cos12=0.9781；a=[1883<11）]cosZ1Z2=[1883.2<11）]cos12=1.622；2052試選載荷系數(shù)kt=1.4；由電機(jī)功率p=160KW，轉(zhuǎn)速n=1480r/min。得電機(jī)輸出軸轉(zhuǎn)矩：T1=9.55106p=9.55106160=1032432Nmm<6.2）n11480YFa1Ysa1=2.801.564=0.00687，YFa2Ysa2=2.311.70=0.00792[]F1637[]F2469=0.318dZ1tg=0.3181.120tg121.4873。則2kT1Ycos2YFaYSa)mnt≥3dZ12(a[]F321.410324320.90.95670.007921.14001.622=5.2557mm42/75圓柱斜齒輪模數(shù)修正：kF=1kvkFk<6.3）kH=1kvkHk<6.4）其中：kv——?jiǎng)虞d荷系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，圖5-7]得，kv=1.01；kA——使用系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，表5-1]得，kA=1；kH——接觸強(qiáng)度分配系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，表5-12]得kH=1.312；kF——彎曲強(qiáng)度分配系數(shù)，由文獻(xiàn)[4，表5-12]得kF=1.23；k——齒面載荷分布不均勻系數(shù)，由文獻(xiàn) [4，表5-2]得，k=1.104。所以，kF=kF=1 kv kF k=11.17 1.23 1.104=1.588；kH=1 kv kH k=11.17 1.312 1.104=1.695；由于k=1.588與kt相差很大，所以原設(shè)計(jì)要修正 ：mn=mnt31.588=5.48mm，圓整并取標(biāo)準(zhǔn) mn=6mm；1.43、幾何尺寸計(jì)算<1）計(jì)算中心距：a=mn(Z1Z2)=6(2052)=220.83mm<6.5）2cos20.9773中心距圓整，取a=221mm；<2）求實(shí)際齒輪的螺旋角 ；43/75=arccosmn(Z1Z2)=arccos6(2052)=1212'39"<6.6）2a2221由于與預(yù)選的相差不大，所以ZH，k，Y，a不需要修正；小齒輪分度圓直徑：d1=mnZ1=620=122.780mmcos0.9773mnZ2652大齒輪分度圓直徑：d2===319.220mmcos0.9773齒輪齒寬：bdd1=1.1122.78=135.06mm圓整取b=135mm，則：小齒輪齒寬：B1140mm，大齒輪齒寬：B2135mm。6.1.3齒輪接觸強(qiáng)度校核按照接觸疲勞強(qiáng)度校核公式進(jìn)行校核得：kFtu1ZH≤[]H<6.7）H=ZEbd1au由文獻(xiàn)[4，表5-5]得ZE=189.8Mpa；由文獻(xiàn)[4，圖5-22]得ZH=2.45；齒輪法向力：Ft=2T1=21032432=16817.6N；d1122.78所以，H=kFtu11.416817.6(2.61)bd1auZEZH=1.622122.782.6135189.82.45=512MPa<[ H]；44/75齒輪尺寸計(jì)算：小齒輪齒頂圓直徑：da1=d1+2ha=122.78+26=134.780mm大齒輪齒頂圓直徑：da2=d2+2ha=319.22+26=331.220mm小齒輪齒根圓直徑：df1=d12hf=122.78261.25=107.780mm大齒輪齒根圓直徑：df2=d22hf=319.25261.25=304.220mm6.2減速機(jī)軸的設(shè)計(jì)與校核以圓錐圓柱齒輪減速器作為減速裝置，設(shè)計(jì)減速器的輸出軸，輸入軸與電動(dòng)機(jī)相連，輸出軸通過(guò)彈性柱銷聯(lián)軸器與工作機(jī)相連，輸出軸為單向旋轉(zhuǎn)。已知電動(dòng)機(jī)功率 p 160KW，轉(zhuǎn)速n=1480r/min,齒輪的參數(shù)列于下表：表6.1減速機(jī)齒輪參數(shù)表Z1Z2mn<mm）nha*齒寬<mm）205261212'39"201B1=140，B2=1356.2.1求輸出軸上的功率p2轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2若取齒輪及滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 =0.95則：P2=P1=1600.95=152KW<6.8）n2=n11=14801=569r/min<6.9）i2.6p2=9550000152T2=9550000=2551142.36Nmm<6.10）n25966.2.2求作用在齒輪上的力因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 ：45/75d2mZ2652"=319.220mm<6.11）=='39coscos1212圓周力矩Ft：Ft=2T2=22551142.36=16353N<6.12）d2319.220徑向力Fr：Fr=Fttann=163530.36=6023N<6.13）cos0.9773軸向力Fa：Fa=Fttan=16353tan12.21=3538.6N<6.14）6.2.3初步確定軸的最小直徑由文獻(xiàn)[5]式<15-2）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理由文獻(xiàn)[5]表<15-3）取A0=112于是得.p2=1123152<6.15）dmin=A03=72.13mmn2569輸出軸的最小直徑顯然是聯(lián)軸器處直徑dⅠⅡ<圖6-2）?？紤]到此軸段有一鍵槽，應(yīng)將軸段直徑相應(yīng)放大，現(xiàn)取dmin80mm。為了使所選的軸直徑dⅠⅡ與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca kA T2查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取kA=1.3則Tca

kA

T2=1.3 2551142.36=3316485Nmm

<6.16）按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩

Tca小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，選用

HL7

型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為

6300Nm；半聯(lián)軸器的孔徑為 80mm，取dⅠⅡ=80mm，聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=107mm。46/756.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1、現(xiàn)選用<圖6.2）所示的裝配方案 ；2、根據(jù)軸向定位要求定軸各段直徑和長(zhǎng)度 ；<1）為滿足半 聯(lián)軸器Ⅰ—Ⅱ軸段右制出一軸肩，故?、?—Ⅲ段直徑dⅡ—Ⅲ：dⅡ—Ⅲ=dmin+<3～4） 2.5=73+<7.5～10）=82mm；<2）由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐輥?zhàn)虞S承 30217其尺寸為d D T=85 150 30.5，故dⅢ—Ⅳ=dⅦ—Ⅷ=85；而LⅦ—Ⅷ=30.5，右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由文獻(xiàn)[2]查得30217型軸承軸肩高度h=12mm，因此取dⅥ—Ⅶ=97mm；<3）取安裝齒輪處軸段Ⅳ—Ⅴ的直徑 dⅣ—Ⅴ=90mm，齒輪齒輪左端與左軸承間采用軸套定位，齒輪輪轂寬度為 135mm，軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取LⅣ—Ⅴ=130mm；，齒輪右段用軸肩定位，軸肩高 h>0.07d,h=7mm；軸環(huán)處直徑dⅤ—Ⅳ=102mm，軸環(huán)寬b≥1.4h取LⅤ—Ⅵ=10mm；<4）軸承端蓋總寬 25mm，裝拆便于對(duì)軸承添潤(rùn)滑脂，端蓋處與半聯(lián)軸器右端面間距離L=35mm，故取LⅡ—Ⅲ=60mm；<5）LⅢ—Ⅶ=TSa+<8076）=30.5+8+16+4=58.5mm；LⅥ—Ⅶ=LCaSⅤ—Ⅵ=65+20+1610`=91mm；L經(jīng)上述結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，軸的結(jié)構(gòu)如圖 6.1所示。47/75圖6.1軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖由圖<6.1）計(jì)算得軸各支點(diǎn)反力如表 6.2。48/7549/75圖6.2 小齒輪軸受力分析圖.表6.2軸受力參數(shù)表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=10902NFNH2=5451NFNV1=5952NFNV2=-70.75N彎矩MH=1035690NmmMV1=565440NmmMV2=13442Nmm總彎矩M1=1035690256544021037232.157NmmM2=1035690213442.52=1035777.233Nmm扭矩TZ=2551142.36N/mm6.2.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度根據(jù)文獻(xiàn)[5，式15-5]及上表中的數(shù)值，并取應(yīng)力折算系數(shù)=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：M12(T2)2ca=<6.17）W1037232.1572(0.62551142.36)2=9030.1=21.384MPa；前已選定 軸材料為

45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[5，表

15-1]查得[

1]=60MPa；因此

ca<[

1]故安全。50/756.2.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1、判斷軸的危險(xiǎn)面鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而此軸只