【正文】 hL ()12iN?9?91.?[6，207] 查得： ， 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 33 頁 取失效概率為 1％，安全系數(shù) ，根據(jù)文獻[6，205]得：1?S =558 (MPa) ()KHNHlim11][??6093.? (MPa) ()S2li21][ 15.?2 =545 (MPa) ()2][][1HH??2538?(2)計算 ，由公式（）得：td13 211 )][(2HEdtt ZiTK??????? 3 26 ).(??????(mm)2）計算圓周速度 v (m/s) ()106??ertnd??1.?3）計算齒寬 b(mm) ()td1?.4）計算模數(shù) ntm(mm) ()1cosztnt?????5）齒高 h(mm) ()齒寬與齒高之比 .?hb 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 34 頁 6）計算縱向重合度 ?? ()?????98.?7）計算載荷系數(shù) K ()??HVAK有文獻[6 ，193]查得 ；1?A根據(jù)文獻[6 ，194] 查得動載系數(shù) ；根據(jù)文獻[6 ，195] 查得 ；2?FHK根據(jù)文獻[6 ，196] 查得： bKdH . ?? ?????（（ ()....?451?根據(jù)文獻[6 ，198] 查得 ；4?F故載荷系數(shù)為：=??HvAK???8）按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，根據(jù)文獻得：(mm) ()?9）計算模數(shù) 由公式()得：nm=(mm) ()1coszn??2514cos3.?3．按齒根彎曲強度設計根據(jù)文獻[6 ，216] 計算模數(shù)得： ()321][cosFSadn YzKTm??????? (1)確定計算參數(shù)1）根據(jù)縱向重合度。? =600 (MPa)， 560 (MPa)。則：??85??2?.. 。6.?t[6，217] 選取區(qū)域系數(shù) 。1z2z??（5）選取螺旋角 ，初選 =14176。選擇小齒輪的材料為 40 (調質) ，硬度為 280HBS，大齒輪材料rC為 45 鋼（調質）硬度為 240HBS，兩者材料硬度差為 40HBS。（2）由于轉速不高，所以選用 7 級精度（GB1009588 ） 。12i23i2）計算各軸的動力參數(shù) ()nPT??950式中： —該軸上作用的功率，KW ；P 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 31 頁 —工作轉速，r/min。立柱上的最大的應力為2IW2F (/)MPkgcmWF????上橫梁上由螺栓引起反力? 按簡支梁計算。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 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 28 頁 根據(jù)軋輥的尺寸得軋輥的重量G=453kg軋制力 1()pG??取 = 1p=453=136（ kg）1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(chǎn)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 TP+=0?式中： ——機架主柱和軸承座的側向的間隙；? ——作用力 在T 方向上產(chǎn)生的變形；TP1p ——靜不定力在T 方向上產(chǎn)生的變形。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 倍的軋制力。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。 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 27 頁 機架的強度計算及校核機架立柱的斷面尺寸由下式近似確定?F=（ ） 2d取 F= = =()cm考慮強度和剛性的關系取截面的尺寸1920三軋輥機架的結構由兩部分組成上機架、下機架。三個軋輥的直徑即可以? 定于1050 mm.。也就是說選擇材料為鋼板后焊接成機架。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(jīng)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。軋機 =~，取 =；FfFf—軸承徑向負荷， =884540N。當量動載荷與軸承壽命之間的關系，根據(jù)文獻[6，320]得： ()?????????PCfnLrth601式中： —以小時表示的軸承基本額定壽命，h；?L —軸承的轉速，r/min, =(r/min)；n—溫度系數(shù)，這里取 =；tf tf—額定動載荷，N， =2140000(N)；rCrC—壽命指數(shù)，由于是滾子軸承則 = ；? ?310—當量動載荷，N。 表 軸承的基本參數(shù)主要尺寸/mm 基本額定載荷/KN軸承型號 dDBWF動載荷 rC靜載 r0FC5476230 270 380 230 298 2140 4750 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 25 頁 軋輥軸承的計算 軋輥軸承主要計算軸承的壽命。根據(jù)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FC5476230。根據(jù)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。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。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。][??? 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 24 頁 3)軋輥軸頭強度校核對于傳動端軸頭只計算扭轉應力，則： = =(MPa) ()???根據(jù)文獻[2 ，1851] 得： (MPa) ()][7.]??)80~7(.?569?由于 ，所以軸頭強度合格。d輥頸強度要按彎扭合成應力計算。d根據(jù)文獻[4 ，129] 輥頸危險斷面上的扭轉應力 為：?(MPa) ()3K16dM?????式中： —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，KN為了充40~5?b?分利用軋機能力，軋輥的許用應力取得比較高，一般取破壞應力的 ，即安全系1數(shù)為 5，則： 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 23 頁 (MPa) nb??][540~387?（）由于 ，所以輥身強度合格。m；DM —壓下螺絲的中心距，mm；a—危險斷面到壓下螺絲的距離，mm。根據(jù)文獻[4 ，128] 得：= (N1)軋輥輥身強度校核根據(jù)文獻[4 ，128] 計算作用于危險斷面處的應力： 32DMWD???（）式中： —作用于輥身危險斷面處的彎矩，N圖 軋輥受力分析將軋輥簡化成兩端支撐的簡支梁，則：(KN)?P由圖 得出： P??21（） 21x（）式中： 、 —壓下螺絲對軋輥的力，KN；1P2 、 —危險斷面到壓下螺絲的距離，mm， mm， mm。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。此時，軋輥的外 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 21 頁 力（軋制力）可近似地看成集中力。d所以由公式() 得：(mm))30~2(??dl5(2~30)??780?實際選用 1800mm， =370mm， =400mm，這樣完全可以滿足強度要求Ll 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。m)DMjM根據(jù)以上所得，符合發(fā)熱校核的條件 遼寧大學本科生畢業(yè)設計 第 20 頁 5 軋輥與軋輥軸承 軋輥的選擇與強度的校核 軋輥參數(shù)選擇φ650 軋機軋輥的名義直徑為 (mm),φ650 軋機的最大直徑 (mm)，650D?680D?最小直徑 (mm),L=1800(mm)620D?—軋輥輥身長度，mm；L根據(jù)文獻[1 ，81] 可知： ())~3.(/?Dd式中： —輥頸直徑，mm；d —軋輥直徑，mm。m)junM322tDkon?????= (KW)0??erjunjunN?.得： KW = (KW)?er jun Nm；junM —電動機按發(fā)熱計算出來的等值功率，KW；jN —電動機額定轉速，r/min。m) ()??所以，過載系數(shù)為： erDMK? = () = ＜[ ]則選擇的電動機符合過載要求。由于軋件長度很長，所以動力矩很小，忽略不計。m)2fMiK????????1??????????推算到主電機軸上的總的附加摩擦力矩 為：fM ()f 2f1fi??空轉力矩 是由各轉動件的重量產(chǎn)生的摩擦力矩及其他阻力矩，即：konM = =(N2f ()ifZf 112)(????iK）（ ???式中： —主電動機到軋輥之間的傳動效率，其中不包括空轉力矩 的損失，單1? konM