【正文】 形球面鑄銅墊承受拉應(yīng)力，因而銅墊易破碎；若將壓下螺絲頭部改進(jìn)成凹形，（b），這時(shí)，凸形球面銅墊處于壓縮應(yīng)力狀態(tài)，提高了銅墊的強(qiáng)度，增強(qiáng)了工作的可靠性。第一種方法較簡單，但也最不精確，通常進(jìn)行后兩種校核。，壓下系統(tǒng)的上面的壓下螺絲提供較大的壓力，這說明從上根蝸桿軸傳來的力也應(yīng)是很大的，所以應(yīng)該校核位置靠上的一根蝸桿軸。m （）蝸桿上的圓周力：F=m蝸桿上的軸向力： KN （）蝸桿上的徑向力： = KN （） 蝸桿軸的彎矩圖和扭矩圖為了求出蝸桿軸上的彎矩圖和扭矩圖，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。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總彎矩M= （M+M） （）M=（M+M）==mM=（M+M）==mT =mm根據(jù)計(jì)算的彎矩M和扭矩T畫出彎矩圖和扭矩圖。mm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。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。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。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?。海?；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。 軸承的壽命計(jì)算由于蝸輪蝸桿的傳動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。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。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。而齒式聯(lián)軸器是其中使用最廣泛的。mm； —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。整個系統(tǒng)由傳感器監(jiān)測。下面對該處螺紋耐磨性進(jìn)行校核。 MPa []=~13MPa故滿足耐磨性要求。 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；—動載系數(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。大齒輪與小齒輪的校核方法相同，這里不重復(fù)列出。 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。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。 潤滑對蝸輪蝸桿傳動來說有較重要的意義。而且潤滑劑中應(yīng)加入添加劑，以提高抗膠合能力。由于壓下系統(tǒng)經(jīng)常動作，調(diào)整周期長，故每次壓下調(diào)整時(shí)，均須先開動潤滑系統(tǒng)，使壓下螺絲得到充分潤滑。所以要對其進(jìn)行熱平衡計(jì)算。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。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。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。感謝給我提供幫助的老師和同學(xué)，一個人的力量畢竟有限，集體的力量才是真正的力量。值得注意的是鋼軌末端的平直度和鋼軌中間的平直度有明顯的不同?，F(xiàn)在也正在策劃用7m長的鋼軌模型進(jìn)行類似的研究，以便節(jié)省計(jì)算機(jī)的時(shí)間而且能儲備大的容量。他們起初被放在冷床上冷卻，然后被放在一個封閉的室內(nèi)冷卻。在矯正機(jī)上，鋼軌在較大載荷的作用下，經(jīng)歷了交替彎曲變形，同時(shí)產(chǎn)生彈塑性變形。為了評估鋼軌平直性，一種具體的能分析鋼軌上載荷參數(shù)的的方法已經(jīng)形成。通過觀察，與鋼軌的中間部分均一的矯正類型相比，發(fā)現(xiàn)鋼軌的前端和后端平直性有明顯的不同。鋼軌在矯正過程中，不論是理論上還是實(shí)踐上，新的鋼軌中的一般殘余應(yīng)力引起許多研究人員的注意。Finstermann在圖[1]中模擬矯正彈塑性彎曲過程的一種三維有限元法已經(jīng)有目的的被應(yīng)用于研究特別檢測鋼軌殘余應(yīng)力的撓度。Varney和Farris得出另人滿意的結(jié)果。他們?yōu)榱藴p少殘余應(yīng)力，建議輥間留有較小的空間，但是他們又對整個鋼軌的矯正過程產(chǎn)生了懷疑。他們觀察了不同級別的鋼軌典型的包幸格效應(yīng)影響。對鋼軌內(nèi)部的殘余應(yīng)力的產(chǎn)生，Ringsberg和Lindack主要研究了由于循環(huán)載荷引起的疲勞破壞。值得注意的是材料的殘余應(yīng)力在冷卻后與屈服應(yīng)力相比，它的值是很小的。還有人發(fā)現(xiàn)了一種分析加工輥矯正性和殘余應(yīng)力的方法，其條件是需要在自由應(yīng)力狀態(tài)下，他們計(jì)算了加工鋼軌矯正性和殘余應(yīng)力，以便設(shè)定不同的參數(shù)。然而，由于作者個人的知識有限，生產(chǎn)過程中整個鋼軌上的矯正度不能全作出分析研究。矯直工藝的模擬模型矯正機(jī)的工作簡圖可以這樣考慮：如圖1所示，矯正機(jī)上輥由T1~T3組成，下輥由B1~B3輥組成，它們具有相同的直徑。下輥固定在一個水平面上。以全長為13m，高為156mm的鋼軌為例。端面z=0在鋼軌的中點(diǎn)處，如圖3所示。隨著直桿的移動，上輥的位置就會設(shè)定在一理想值上。整篇矯正機(jī)的文章中d1~d3的值決定了施加在鋼軌的彎曲載荷大小。依次的彎輥循環(huán)曲線已經(jīng)被用于相關(guān)分析。h為垂直距離，在相交端面處的中間弦被定義為撓度。一半鋼軌端面用八塊磚單元模擬。這篇文章中，還分析了鋼軌中間斷面的殘余應(yīng)力從28MPa變化為16MPa的情況，這在矯正工藝中很受影響。除非到幾乎沒有變形為止，不然精密的配合仍就會繼續(xù)研究。但是，對于整個鋼軌上的平直性來說，現(xiàn)在的配合精度還是令人滿意的。正如Schleinzer所提出的那樣，對彈塑性分析，發(fā)現(xiàn)運(yùn)動材料特性變硬了。在矯正工藝中模擬鋼軌上的載荷時(shí)，矯正輥的運(yùn)動和靜止輥應(yīng)相互一致?，F(xiàn)在的研究中，d1~d3的值分別為10，4，和2mm，與作者在以前的文章中推薦的相一致。同樣的，如圖3中t1~t3是三頂輥位置的縱坐標(biāo)。顯然載荷是通過輥?zhàn)邮┘釉阡撥壣系?，它也是由彎軌?nèi)部形狀的設(shè)定參數(shù)決定的。結(jié)果和討論考慮到鋼軌矯正的邊界條件必須與有效變形參數(shù)相一致性，很有必要作出分析研究。因此，在這個過程中，在不同位置設(shè)定不同的永久變形的值，這樣才能形成平直的鋼軌。鋼軌頂邊和直面之間的空間被作為填充尺寸來測量。反彎現(xiàn)象也被叫做上彎，如果直邊接觸到鋼軌的極限端面，反彎就被稱作下彎。值得注意的是，反彎的性質(zhì)和大小，被稱作鋼軌端面平直度。為了模擬反彎的測量過程，列表如下[表1]，這里應(yīng)用了一種合適的關(guān)于參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算機(jī)程序語言。為了檢測加工鋼軌的矯正性能，在整個鋼軌長度上，鋼軌形變長度超過1500mm時(shí)必須進(jìn)行檢驗(yàn)。前面開始端被指定為1，2，3…直到116。在所有116個端面處的最大反彎值都可以得到。兩端的反彎的最大值被在圖4中給出，可顯示出整段鋼軌的116個端面處反彎的最大值。如圖3所示。最后，端面116是最后一個，它的起始端在Z=5000mm處，在Z=6500mm處結(jié)束。這可能是因?yàn)槌C正機(jī)中，鋼軌承擔(dān)不同類型的載荷。圖5中的曲線描繪了長度為1500mmm的起始端在Z=6500mm處的鋼軌的最終形狀。圖5也顯示出開始于1100，1500，和2000mm處的更多的曲線，分別都開始于前端。波形曲線的均一性在前端1500mm后被指明，d和e幾乎是重合的，這在圖4中曲線的直線部分也很明顯。同樣的，圖6給出鋼軌末端的五中不同形狀波形曲線。在表2中和圖5中可以看出當(dāng)我們矯正工藝從鋼軌的端部進(jìn)行到鋼軌的中部時(shí)，矯正性能也趨向一個穩(wěn)定值。有時(shí)，鋼軌也在端部切割，以便在一極限范圍內(nèi)避免下凹，以保持鋼軌端部的凸度值。例如，就在圖5中和表1中找到，從鋼軌前端切割300mm的長度是滿足允許值的。這里也是，從后端切割通過圖6和表2可能比較容易確定。矯正工藝過程后可能產(chǎn)生這樣的情況，鋼軌端部會產(chǎn)生下凹。這些例子中，沒有任何實(shí)驗(yàn)的細(xì)節(jié)和錯誤的方法是能夠獲得被切鋼軌長度的指導(dǎo)的。眾所周知高幅值的殘余應(yīng)力通常是在矯正過程中形成的。因此，這里討論殘余應(yīng)力的詳細(xì)分配情況?？梢钥吹皆阡撥壍捻敹烁浇?，中間斷面的應(yīng)力范圍是從40到48MPa。要注意的是，殘余應(yīng)力的大小和矯正性能最大程度上取決于矯正機(jī)的變形參數(shù)。這是因?yàn)檫@個區(qū)域承擔(dān)相同的矯正力。3. 模擬實(shí)驗(yàn)給出端部附近的鋼軌的被切長度的指導(dǎo)，以便使鋼軌端部的矯正度達(dá)到一個理想值。因此，必須對長度小于7m的模型進(jìn)行檢測，這樣可以節(jié)約計(jì)算時(shí)間而且能儲存較大容量。這種情況下，必須參考不同的撓度值才能合理的設(shè)定參數(shù)。文獻(xiàn)[16]（對原文有少量刪減)：Analysis of end straightness of rail during manufacturingAbstract：Analysis has been carried out in order to judge the straightness of a finished rail for a specific set of parameters of the straightening machine. Finite element method has been used here for simulation and straightness in the middle portion of the rail. The article provides guidance for the minimum length of the rail to be cut, in order to achieve the end straightness of a new rail within acceptable limits. The present study has also proposed to use a finite element model of rail len