【文章內(nèi)容簡介】 圖和扭矩圖，要對蝸桿軸進(jìn)行受力分析，畫出蝸桿軸受力簡圖，軸上受軸承A處的支反力R，R和軸承B處的支反力R，R，齒輪上的三向力F，和，軸向與蝸桿的軸向力平衡的軸承的反向力，其值等于的大小。利用理論力學(xué)的方法分別對H面上軸承支點(diǎn)A，B取矩，求出A，B兩點(diǎn)的支反力R，R，畫出受力簡圖，；，210 （）KNKN （）則H面上的彎矩M=210 R=230=m畫出H面上的彎矩圖，； 蝸桿軸的受力圖，彎矩圖和扭矩圖再對V面上軸承支點(diǎn)A，B取矩，求出A，B兩點(diǎn)的支反力R，R；∑ M=0，=0 （）R==R= （）則V面上的彎矩M=210 R=210=189Nm M=210=210=m總彎矩M= （M+M） （）M=（M+M）==m=mM=（M+M）==m=mT =m=20000Nmm根據(jù)計(jì)算的彎矩M和扭矩T畫出彎矩圖和扭矩圖。根據(jù)計(jì)算的彎矩M可知M=M{ M，M}=196212Nmm計(jì)算應(yīng)力：MPa （）式中，—抗彎斷面系數(shù)，=9112 mm； —折合系數(shù)，由于扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力處理，由文獻(xiàn)[8，38—13]—3得=；軸的彎扭合成條件為：[] []—許用彎曲應(yīng)力，由文獻(xiàn)[8，38—5]得[]=55MPa，則MPa []=55MPa，滿足強(qiáng)度條件。 蝸桿軸按疲勞強(qiáng)度條件精確校核進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核不僅要考慮彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，還要考慮應(yīng)力集中（配合，鍵槽，圓角）和絕對尺寸（軸徑）等因素對軸的影響，首先要對軸進(jìn)行危險(xiǎn)截面的選取，選取危險(xiǎn)截面要參照軸的結(jié)構(gòu)與裝配，同時(shí)考慮以上提到的多種因素，包括軸承的兩個(gè)支點(diǎn)A，：對這幾個(gè)預(yù)選的危險(xiǎn)截面進(jìn)行比較，以確定最危險(xiǎn)的一個(gè)或幾個(gè)截面，； 蝸桿軸的尺寸及危險(xiǎn)截面圖 輥?zhàn)游ｋU(xiǎn)截面分析危險(xiǎn)原因CDEAFBG結(jié)構(gòu)應(yīng)力集中鍵槽配合螺紋配合圓角配合螺紋M無無無無有無無T有有有有有無無截面d（mm）45505560547055其中，C截面的結(jié)構(gòu)存在鍵槽應(yīng)力集中，雖不受彎矩，但受扭矩，而該處的截面直徑是最小的，基于以上原因應(yīng)校核該截面。在蝸桿的兩側(cè)的截面F較小，既受彎矩又受扭矩，也很危險(xiǎn)，應(yīng)校核。最后，確定校核的危險(xiǎn)截面為C，F(xiàn)。對于C截面，mm，抗彎斷面系數(shù)和抗扭斷面系數(shù)分別為：== （）== （）由于C截面不受扭矩，彎曲平均應(yīng)力和彎曲應(yīng)力幅均為0；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： MPa （）由文獻(xiàn)[8，38—16]—12得知，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅和平均應(yīng)力： MPa由于彎曲平均應(yīng)力和彎曲應(yīng)力幅均為0，故=0；由文獻(xiàn)[8，38—14]—5插值可得扭轉(zhuǎn)有效應(yīng)力集中系數(shù)K=；表面質(zhì)量系數(shù)由文獻(xiàn)[8，38—15]—8插值得；扭轉(zhuǎn)時(shí)的尺寸影響系數(shù)由文獻(xiàn)[8，38—16]—11得=；平均應(yīng)力折算系數(shù)；扭轉(zhuǎn)時(shí)的計(jì)算應(yīng)力系數(shù)為： （）由于材料為45鋼，再由毛坯質(zhì)量查文獻(xiàn)[87，38—4]—1得=135MPa，235MPa。則 =由于，故[]=~，C截面滿足使用要求。對于F截面，mm，抗彎斷面系數(shù)和抗扭斷面系數(shù)分別為：mm （） =2mm （）在合成彎矩圖上由相似關(guān)系，得F截面處的扭矩為118661MPa；彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力MPaMPa彎曲應(yīng)力幅MPa，彎曲平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅和平均應(yīng)力：MPa由于該段截面在結(jié)構(gòu)上有圓角應(yīng)力集中，由文獻(xiàn)[8,38—14]—6可?。?，；由文獻(xiàn)[8，38—16]—11得尺寸影響系數(shù)，；由文獻(xiàn)[8，38—17]—13得材料拉伸和扭轉(zhuǎn)的平均應(yīng)力折算系數(shù)分別為： ，； （） = ===[S] =~，F(xiàn)截面滿足使用要求。所以該蝸桿軸強(qiáng)度滿足要求。 軸承的壽命計(jì)算由于蝸輪蝸桿的傳動(dòng)方式既有徑向力又有軸向力，且載荷較大，并且要限制軸向位移，因此采用雙列圓錐滾子軸承和圓柱滾子軸承的組合形式。 雙列圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算軸承的壽命計(jì)算為： （）—基本額定動(dòng)載荷，所選的軸承型號為350311B，由文獻(xiàn)[8，39—89]—24得KN；—溫度系數(shù)，=1；—指數(shù)，對于滾子軸承，；—當(dāng)量動(dòng)載荷，其中要求系數(shù)、需要與的比值同判斷系數(shù)進(jìn)行比較大小來確定。由文獻(xiàn)[8，39—89]—24得，徑向力 KN （）軸向力 KN則 所以由文獻(xiàn)[8，39—89]—24得， KN —軸承轉(zhuǎn)速，；所以h，該壽命很長，滿足使用要求。 圓柱滾子軸承的壽命計(jì)算軸承的壽命計(jì)算同樣為：—基本額定動(dòng)載荷，所選的軸承型號為NU2312E，由文獻(xiàn)[8，39—57]—19得KN；計(jì)算時(shí)，徑向力：KN該軸承只承受徑向力，不承受軸向力，所以=0。則 KN—軸承轉(zhuǎn)速，由于電機(jī)的最大轉(zhuǎn)速為 r/min；不能達(dá)到該軸承的極限轉(zhuǎn)速（5000r/min），所以這里取轉(zhuǎn)速為2980 r/min；=397538505h該壽命遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足使用要求。 聯(lián)軸器的計(jì)算在壓下系統(tǒng)中，連接兩根蝸桿軸的聯(lián)軸器采用的是齒式聯(lián)軸器，它屬于可移動(dòng)式剛性聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器比固定式聯(lián)軸器的附加載荷明顯減少，適宜于不易完全對中的兩軸的連接，經(jīng)濟(jì)上的花費(fèi)降低。而齒式聯(lián)軸器是其中使用最廣泛的。聯(lián)軸器的輪齒工作齒面的壓強(qiáng)應(yīng)滿足：[] （）式中—聯(lián)軸器的計(jì)算扭矩，由文獻(xiàn)[8，41—4]得 —聯(lián)軸器的工作狀況系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，41—4]—1選； 故Nmm； —齒套上外齒的寬度，=12mm； —齒輪的分度圓直徑，=146mm； []—齒面許用壓強(qiáng)，[]=8～12MPaMPa[]滿足輪齒工作齒面的強(qiáng)度條件。 6 軸向調(diào)整系統(tǒng)主要零件的校核計(jì)算軸向調(diào)整系統(tǒng)原理是由直流電機(jī)帶動(dòng)電機(jī)軸旋轉(zhuǎn)，再由軸上齒輪將力（力矩）傳給矯正輥上的齒輪，通過齒輪輪芯與矯正輥外端的螺紋聯(lián)接，使整個(gè)矯正輥系發(fā)生軸向移動(dòng)，從而對正孔型。整個(gè)系統(tǒng)由傳感器監(jiān)測。 調(diào)整螺母螺紋耐磨性的校核軸向調(diào)整零件中螺紋傳動(dòng)的精度是很重要的，而磨損是破壞螺紋的主要原因。下面對該處螺紋耐磨性進(jìn)行校核。在軸向調(diào)整電機(jī)的選用時(shí)，以知螺紋采用的是30鋸齒型螺紋，則右文獻(xiàn)[7，92]可知螺紋工作面的耐磨性條件為：[] （）式中—螺桿的軸向力，這里是矯正輥的軸向力，=； —螺紋螺距，=12mm； —螺母高度，=36mm； —螺紋工作面高度，由于用的是30鋸齒型螺紋，則===9mm； —螺紋中徑，=351mm。 []—材料的許用應(yīng)力，由文獻(xiàn)[7，93]在表5—12查得[]=~13MPa。 MPa []=~13MPa故滿足耐磨性要求。 調(diào)整齒輪的強(qiáng)度校核 軸向調(diào)整系統(tǒng)的電機(jī)軸和矯正軸的力矩的傳遞用的是一級齒輪傳遞，下面對齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。 齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核小齒輪的計(jì)算應(yīng)力公式為： （）—齒輪圓周力， （）—材料彈性系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，35—49]—31得，=；—節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，25—48]—14得，=；—接觸強(qiáng)度計(jì)算重合度與螺旋角系數(shù)，由文獻(xiàn)[—49]—15得，=；—齒寬，=144mm；—小齒輪分度圓直徑，=；—齒數(shù)比，；—使用系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，35—48]—24取=1；—?jiǎng)虞d系數(shù)，由文獻(xiàn)[7，192]圖10—8得=；—接觸疲勞強(qiáng)度極限的齒向載荷分布系數(shù)，=+=+=；—接觸疲勞強(qiáng)度極限的齒間載荷分布系數(shù)，=；==許用應(yīng)力 （）—試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力，=720 N/mm；—接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，由r/mm查文獻(xiàn)[8，35—50]圖—17得=；—潤滑油膜影響系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，35—51]—18得=；—工作硬化系數(shù)，由文獻(xiàn)[—51]—20得=；—接觸強(qiáng)度計(jì)算尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn)[—51]得，=；—最小安全系數(shù)，取=；==，所以滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。 齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算應(yīng)力公式為：= （）—彎曲疲勞強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn)[7，195]圖10—13得=；—彎曲疲勞強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù)，==；—復(fù)合齒形系數(shù)，由文獻(xiàn)[—52]得=；—彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，35—54]得=；=N/ mm許用應(yīng)力 （）—齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度基本值，由文獻(xiàn)[7，204]圖10—20得=600 N/ mm；—彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，35—56]—28得=；—相對齒根圓角敏感性系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，35—54]—33得=1；—相對表面狀況系數(shù)，得=；—彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn)[8，35—56]—29得=；—彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，取=；N/ mm，所以滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的要求。大齒輪與小齒輪的校核方法相同，這里不重復(fù)列出。經(jīng)過校核，大小齒輪的強(qiáng)度均滿足要求。 齒輪聯(lián)接鍵的強(qiáng)度校核軸向調(diào)整電機(jī)軸與齒輪聯(lián)接的鍵為鍵。鍵的聯(lián)接強(qiáng)度條件為：[] （）式中—傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩，==m；—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，===11mm；—鍵工作長度，=12050=70 mm； —軸徑，=55mm；[]—鍵，軸，輪轂三者中最弱材料的許用壓力，[]=30MPa； ==[]故校核后鍵的強(qiáng)度滿足要求。7 壓下系統(tǒng)的潤滑方式的選擇為了保證矯正機(jī)的安全，除了采取各項(xiàng)維護(hù)保養(yǎng)措施以外，還必須保證整個(gè)矯正機(jī)的摩擦部分有足夠可靠的潤滑。 潤滑對蝸輪蝸桿傳動(dòng)來說有較重要的意義。因?yàn)楫?dāng)傳動(dòng)效率不良時(shí)，傳動(dòng)效率將明顯降低，并帶來劇烈的磨損和產(chǎn)生膠合破壞，所以應(yīng)采用較大粘度的礦物油進(jìn)行良好的潤滑。而且潤滑劑中應(yīng)加入添加劑，以提高抗膠合能力。壓下系統(tǒng)的潤滑方式為稀油潤滑，采用的潤滑油以及方法與主傳動(dòng)齒輪的可類似。由于壓下系統(tǒng)經(jīng)常動(dòng)作，調(diào)整周期長，故每次壓下調(diào)整時(shí)，均須先開動(dòng)潤滑系統(tǒng)，使壓下螺絲得到充分潤滑。由于蝸輪蝸桿傳動(dòng)的發(fā)熱量較大，且壓下系統(tǒng)為閉式，因此熱量會(huì)致使油溫上升，從而增大了摩擦損失，易發(fā)生膠合。所以要對其進(jìn)行熱平衡計(jì)算。不過由于壓下系統(tǒng)雖然也頻繁啟動(dòng)，但較主傳動(dòng)系統(tǒng)來說還有一定的寬限余地，計(jì)算參照文獻(xiàn)[7，263]。在結(jié)構(gòu)上應(yīng)采用多通氣的方法來使其溫度降低，在系統(tǒng)機(jī)架上留有多處通氣器，還可在蝸桿軸頭處加裝風(fēng)扇?？偨Y(jié)通過75kg/m重軌立式矯正機(jī)壓下系統(tǒng)和軸向調(diào)整系統(tǒng)的設(shè)計(jì)以及計(jì)算的全過程：選擇電機(jī)及校核，壓下系統(tǒng)重要零件蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)，壓下系統(tǒng)和軸向調(diào)整機(jī)構(gòu)的主要零件的校核計(jì)算和潤滑方式的選擇，進(jìn)一步確定了原有機(jī)械設(shè)備結(jié)構(gòu)的使用狀況，重新改進(jìn)了一些不合理或落后于現(xiàn)階段的設(shè)計(jì)：計(jì)算電機(jī)功率與配置電機(jī)功率相比較小，選擇的電機(jī)滿足了原配置的要求；壓下系統(tǒng)蝸輪蝸桿經(jīng)過重新設(shè)計(jì)，改進(jìn)了原有的壓下螺絲端部設(shè)計(jì)；軸、軸承、齒輪和聯(lián)軸器等主要零件的強(qiáng)度經(jīng)過計(jì)算均滿足要求。由于水平有限，不免有設(shè)計(jì)時(shí)考慮不周全的地方，希望專家和老師給予指正和意見。致謝畢業(yè)設(shè)計(jì)的整個(gè)過程，是在宋華老師的悉心指導(dǎo)下進(jìn)行的，他學(xué)識淵博，經(jīng)驗(yàn)豐富，要求嚴(yán)厲，均留給我很深的印象，他給我設(shè)計(jì)指明了一個(gè)正確的道路，時(shí)時(shí)糾正我設(shè)計(jì)中的計(jì)算和格式中的錯(cuò)誤，幫我克服遇到的困難，使我受益不淺，這里我要向宋華老師表示由衷的感謝。同時(shí)感謝鞍山鋼鐵集團(tuán)新軋公司大型廠的崔衛(wèi)國師傅，實(shí)習(xí)中，在工作的百忙之間給我指導(dǎo)，讓我對現(xiàn)場設(shè)備有所了解，并為實(shí)習(xí)行通方便。感謝跟我合作的趙文娟同學(xué)對主傳動(dòng)電機(jī)，矯正輥、主傳動(dòng)減速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算和其它方面的幫助。感謝給我提供幫助的老師和同學(xué)，一個(gè)人的力量畢竟有限，集體的力量才是真正的力量。參考文獻(xiàn)[1]鄒家祥. 軋鋼機(jī)械[M]. 北京：冶金工業(yè)出版社，2000.[2]崔甫. 矯直理論與參