VSB大立辊破鳞轧机主传动系统设计说明书.doc

武汉科技大学本科毕业设计本科毕业设计题目：VSB轧机主传动系统设计学 院:机械自动化学院专 业:机械工程及自动化学 号:200607119033学生姓名:胡宏军指导教师:侯澍旻日 期:2010-5-3152摘 要VSB轧机为上传动式大立辊破鳞轧机。因在加热炉中加热，在板坯表面不可避免的要产生大量的氧化铁皮，如果不很好清除，经水平辊多次轧制，氧化铁皮轧入板面，不但难于清除，而且要大大增加板材精整修磨量，甚至造成次品或废品。VSB轧机的主要作用是对热轧板坯侧压轧边并用150高压水破除表面在加热过程中产生的一次性氧化铁皮。主传动采用虎克式和滑块式万向接轴传动大立辊。近年来立辊轧机相对于以往有了很大的改进，其在轧钢生产中运用越来越广泛。新型立辊轧机目前在我国受到很多钢铁公司的青睐，产生了显著的经济效益。大立辊破鳞轧机采用上传动，其目的是可以改善大立辊传动装置的工作条件，使维修简便。但机架高度增高，厂房标价抬高。本次设计主要目的是对VSB轧机主传动系统有进一步的了解，并对主要部件进行核算。VSB轧机的主传动系统两边对称，左右两边由一同步轴连接。这样的结构齿轮较多，轧机成本较高。现对其传动方案进行改进。关键词：VSB轧机 主传动系统 万向接轴 齿轮AbstractVSB mill is a big-scale vertical roller mill for scale breeking ,which adopts upper transmission . Heated in the furnace ,the slab surface is inevitable to produce large amounts of iron oxide skin .If it is not cleared ,after rolled repeatedly by the horizontal roll, rolling into the plate surface the oxide scale is not only difficult to remove, but also greatly increased amount of sheet finishing and coping , or even result in adulteration or waster. The main role of VSB mill is for rolling hot rolled slab on edge and breaking the iron oxide skin with 150 high-pressure water generated in the process of heating in the surface . The main drive adopt Hook-type and slider-type universal joint for driving large vertical roll. In recent years ，the edger mill has been greatly improved compared with the previous and is used in the steel rolling production more widely. New Vertical Mill is currently popular with a lot of steel companies in China and resulting in significant economic benefits.VSB mill adopts upper transmission, which aims to improve the working conditions of the large vertical roller gearing and to make maintaince easy. However, the housing is highly elevated and the plant price raise. The main purpose of this design is to have further understanding to the main drive system of the VSB rolling mill and check the major components. Both sides of VSB mills main drive system is symmetrical. The right and the left is connected by a synchronous spindle . Such structure has more gear and higher cost. Now we should improve its transmission program . Key words: VSB rolling mill Main drive system universal joint gear目 录1.绪论1.1 立辊轧机的发展11.2 VSB轧机的作用 11.3 VSB轧机的组成 12.题目名称及要求2.1 设计题目 32.2 设计要求 2.2.1 设计主要技术参数3 2.2.2 设计主要内容33.总体方案设计44电机的选择及传动比的分配4.1 轧制力及轧制力矩4.1.1 轧制力的确定64.1.2 轧制力矩的确定74.2 电机的选择 84.3 传动比的分配 9五.齿轮的设计5.1 齿轮、的设计5.1.1 按齿面接触疲劳强度设计 105.1.2 按齿根弯曲强度校核 125.2 齿轮、（锥齿轮）的设计5.2.1 初步设计 135.2.2 几何计算 145.2.3 齿轮强度校核 185.3 齿轮、的设计22六.主传动轴的设计6.1 主传动轴的设计256.2 主传动轴的设计306.3 主传动轴的设计36七.轴承的选择及其寿命校核7.1 主传动轴上轴承寿命的校核447.2 主传动轴上轴承寿命的校核7.2.1 轴承381084的寿命校核457.2.2 轴承NN3080的寿命校核457.3 主传动轴上轴承寿命的校核7.3.1 轴承3819/600的寿命校核467.3.2 轴承23092的寿命校核 47八.键的连接强度校核8.1 主传动轴上键连接强度校核 488.2 主传动轴上键连接强度校核 488.3 主传动轴上键连接强度校核 49参考文献 50致谢 51附录1 绪论1.1 选题背景立辊轧机最早于40年代用在万能式中厚板轧机上，50年代用于大型钢锭的轧边以消除锥度，60年代开始吧立辊轧机用于齐边与破鳞，70年代连铸板坯迅速发展，而钢锭急剧减少，轧机成产能力重于成材率，曾提出过“立辊无用论”，80年代以来，厚板轧机上附设立辊轧机开始多起来，主要用于平面板型控制，使成材率有所提高，一般可提高约1%-3%，尤以日本和韩国都推举此做法，目的是想生产出无切边钢板，但是附设立辊轧机后，轧边道次的间歇时间增加，使轧边的生产能力有所下降约10%-20%，70年代开始，日本厚板轧机开工率已降到60%以下，轧机生产能力也降到次要地位，因此，成材率重于轧机生产能力，立辊轧机的生产能力又被人们重视起来，一些原先预留好立辊轧机的厚板轧机也都纷纷安装上立辊轧机，成材率普遍都提高了两个百分点，得到了应有的效益。至今世界上附设有立辊轧机的宽厚板轧机约有30套，占1/3左右。90年代美国新建4套以生产中厚板为主单机架炉卷轧机和我国在建3套同样轧机都设有立辊轧机是控宽的必需设备，非平面板型控制用立辊轧机。由于中厚板市场旺盛，全国宣起一个建设中厚板轧机的热潮。1.2 选题的目的和意义 VSB轧机位于加热炉之后，主要用于破鳞。热轧板带生产，根据工艺要求，板坯加热温度可以达到1250（硅钢板生产的加热温度达1350）。因加热在板坯表面不可避免的要产生大量的氧化铁皮，如果不很好清除，经水平辊多次轧制，氧化铁皮轧入板面，不但难于清除，而且要大大增加板材精整修磨量，甚至造成次品或废品。同时还会加剧水平轧辊的磨损，增加重磨次数和缩短轧辊寿命。在轧制过程中立辊轧机能够起到疏松板坯表面氧化铁皮的作用。实验表明，当侧压量为50mm时，距板坯边缘300mm处，氧化铁皮将被疏松，再用高压水冲击，可以取得较好的去鳞效果。去鳞效果还与高压水的压力有关，目前高压水的压力为150。本次设计的主要目的是对VSB立辊轧机设备的整体结构有进一步的了解，并对主要部件进行校核计算。通过实习参观，能够对轧制工艺有初步的了解，并查阅相关资料，以利于本次设计总体方案的确定。1.3 VSB轧机的组成立辊轧机的通常由以下装置组成：（1） 主传动装置由主电机、主减速器和接轴等组成；（2） 侧压装置由侧压电机、侧压减速器、侧压螺丝、螺母和平衡机构等组成；（3） 立辊箱由箱体、立辊、轴承和轴承座等组成。在调整立辊开口度时，可做往复 移动；（4） 机架用来装设立辊箱、侧压装置和机架辊道，并直接承受轧制力；（5） 机架辊由电动机、减速器、接轴、和机架辊等组成；（6） 开口度指示装置由齿轮传动系统、调零装置、指示盘等组成。2 题目名称及要求2.1 设计题目设计题目：VSB轧机主传动系统设计2.2 设计要求2.2.1 设计主要技术参数立辊：直径 11201020mm辊身长 520695mm轧制速度：70m/min开口度： 5001800mm2.2.2 设计主要内容设计主要内容为：（1）绘制图纸折合(含手绘图一张)；（2）撰写设计说明书；（3）具体要求见武汉科技大学毕业设计论文基本规范。3 总体方案的确定VSB轧机为上传动式大立辊破鳞轧机。因在加热炉中加热，在板坯表面不可避免的要产生大量的氧化铁皮，如果不很好清除，经水平辊多次轧制，氧化铁皮轧入板面，不但难于清除，而且要大大增加板材精整修磨量，甚至造成次品或废品。VSB轧机的主要作用是对热轧板坯侧压轧边并用150高压水破除表面在加热过程中产生的一次性氧化铁皮。主传动采用虎克式和滑块式万向接轴传动大立辊。近年来立辊轧机相对于以往有了很大的改进，其在轧钢生产中运用越来越广泛。新型立辊轧机目前在我国受到很多钢铁公司的青睐，产生了显著的经济效益。大立辊破鳞轧机采用上传动，其目的是可以改善大立辊传动装置的工作条件，使维修简便（其传动简图如图3.1）。但机架高度增高，厂房标价抬高。本次设计主要目的是对VSB轧机主传动系统有进一步的了解，并对主要部件进行核算。由图3.1看出，VSB轧机的主传动系统两边对称，左右两边由一同步轴连接。这样的结构齿轮较多，轧机成本较高。现对其传动方案进行改进，改进图如图3.2。图3.1 VSB轧机主传动简图图 3.2 改进后主传动简图4 电机的选择及传动比的分配4.1 轧制力及轧制力矩4.1.1 轧制力的确定立辊轧机的轧制过程不同于水平轧制。通常接触弧长度与轧制厚度之比不大于1，因此，接触弧上摩擦力对单位轧制压力影响不大，外摩擦的影响不能渗透到整个轧制厚度上，而变形区外的轧件使单位轧制压力增大。所以立辊轧机的轧制压力可按下式计算：图4.1-1 变形区几何图1.立辊轧机与板坯的接触宽度为：2.轧制时接触弧长度：3.应力状态影响系数的确定由板材厚度与接触弧长度之比，查板带车间机械设备图2-25 取4.影响系数的计算5.变形阻力的确定 由于钢的含碳量,变形速度100,故按以下经验公式确定其变形阻力：其中，由变形程度得对数变形程度得：故变形阻力为： 6.轧制压力的计算轧制力：。4.1.2 轧制力矩的确定对于立辊轧机，其轧制力矩为：其中：轧制力矩：4.2 电动机的选择主电机容量计算通常根据轧制时作用在电机轴上的转矩来初选主电机容量，初选主电机时可以根据以下公式：其中，为轧制力矩与两轧辊轴承处的摩擦力矩之和。所以： 为了计算电动机的所需功率，先需要确定从电动机到工作机之间的总效率，设分别为联轴器、滚动轴承、圆柱齿轮（6级精度）、圆锥齿轮（6级精度）、十字万向连接轴的效率。由机械设计课程设计表2-2查得，则减速器的传动效率主传动系统的传动效率 传动装置的总效率为电动机所需要的功率，由于机轴上的力矩由四部分组成，此估算只计算了轧制力矩，所以电动机的选择比较保守，选择电动机TAB 1250kw，转速为375r/min。4.3 传动比的分配 电动机的转速为375 r/min，轧辊的轧机速度，故可以算的总的传动比为。主减速器的传动比为，可以算得主传动系统的传动比圆柱齿轮级的传动比圆锥齿轮级的传动比（1）各轴的转速计算：（2）各轴的输入功率计算：（3）各轴的输入转矩计算： 将上述计算结果列于表6.3-1中，以供查用。表6.3-1 各轴的运动及动力参数轴号转速n/（r/min）功率P/kw转矩T/（）传动比i85.52661170.4471123658.81592.3636.24011052.7392277418.1661.8219.9121990.4171475010.91945 齿轮的设计5.1 齿轮、的设计5.1.1 按齿面接触疲劳强度设计1.选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 轧机用大齿轮，故选用6级精度。2） 材料选择。由机械设计手册表16.2-64初选小齿轮的材料为40Cr，硬度为50HRc，调质，表面淬火；大齿轮的材料为ZG35SiMn，硬度为45HRC，调质，表面淬火。3） 选定小齿轮齿数=34，大齿轮齿数=342.36=80.24，取=80。2.按齿面接触强度设计由以下设计计算公式计算，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.3。2） 小齿轮传递的转矩=123658.8159Nm。3） 由机械设计手册表13-1-79选取齿宽系数=0.4。4） 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数=188 。5） 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=845MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=777MPa。6） 由下式计算应力循环系数。=6085.526613000243.7 1.6 7） 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数=0.94;=0.96。8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由下式得 0.94845794 MPa 0.96777745 MPa （2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入 中较小的值。=769.1321mm2） 计算圆周速度。3.444 m/s3） 计算齿宽b。b=0.4769.1321=307.6528 mm4） 计算齿宽与齿高之比。模数 769.1321/34=22.62 mm齿高 h=2.25=50.8984 mm=307.6528/50.8984=6.04445） 计算载荷系数根据=3.444 m/s，6级精度由机械设计图10-8查得动载系数=1.031;直齿轮，;由机械设计表10-2查得使用系数1.5;由机械设计手册表16.2-41得 由=6.0444，=1.1048查机械设计手册图10-13得=1.09;故载荷系数1.51.03111.1408=1.764。6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式得7） 计算模数5.1.2 按齿根弯曲强度校核1.由下式弯曲强度的设计公式得（1） 确定公式内的各计算数值1） 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限645 MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限600 MPa;2） 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.9,0.94;3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式得 4） 计算载荷系数K。1.51.03111.09=1.68575） 查取齿形系数。由机械设计表10-5查得2.464，2.22。6） 查取应力校正系数。由机械设计表10-5查得1.645，1.77。7） 计算大、小齿轮的并加以比较。0.0097750.00975，小齿轮的数值稍大。（2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由两者所计算的模数就近圆整为标准值m=25mm。2.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3） 齿轮宽度取=340mm，=350mm。 5.2 齿轮、（锥齿轮）的设计5.2.1 初步设计注：以下没有特别注明的图、表查寻均来自机械设计手册第四版1. 齿轮材料、精度等级及齿数的选择（1） 初选小齿轮材料为45钢，表面淬火，调质处理，硬度为40HRc；大齿轮的材料为40CrNiMo，调质处理，硬度为330HBs。（2） 轧钢用齿轮，选择6级精度。（3） 齿数。取小齿轮的齿数=30,则301.82=54.6，取=552. 初步设计设计公式 （查表16.4-26）；（1）载荷系数 K=1.5；（2）齿数比 u=i=1.82；（3）估算时的齿数许用接触应力 式中，实验齿轮的接触疲劳强度极限=1130MPa，=1000MPa（查图16.2-17h），估算时的安全系数=1.0（4） 估算结果 。5.2.2 几何计算1.几何尺寸计算如下：（1）分锥角（2）大端模数mm 取=40mm（3）大端分度圆直径（4）外锥距（5）齿宽及齿宽系数取齿宽系数=0.3。齿宽 取375mm。（6）中点模数（7）中点分度圆直径（8）切向变位系数（9）高变位系数0.32 ， =-0.32（10）顶隙 （GB 12369-1990齿制=0.2）（11）大端齿顶高（12）大端齿根高（13）全齿高（14）齿根角（15）齿顶角（16）顶锥角（17）大端齿顶圆直径（18）冠顶距 （19）大端分度圆弧齿厚（20）大端分度圆弦齿厚（21）大端分度圆弦齿高（22）当量齿数（23）当量齿轮分度圆直径（24）当量齿轮顶圆直径（25）当量齿轮根圆直径（26）当量齿轮传动中心距（27）当量齿轮基圆齿距（28）啮合线长度 （29）端面重合度（30）齿中部接触线长度（31）齿中部接触线的投影长度5.2.3 齿轮强度校核1. 齿面接触疲劳强度校核计算公式 式16.4-1（1）接触应力的计算。1）中点分度圆上的切向力2）使用系数=1.5 表16.2-363）动载系数由6级精度和中点节线速度查图16.4-28。=1.044）齿向载荷分布系数由表16.4-28取，有效工作齿宽0.85b，按式（16.4-2）5）端面载荷系数，由表16.4-29。6）节点区域系数由图16.4-29 =2.57）中点区域系数由式（16.4-5）计算参数、按表16.4-30计算：=2；=8）弹性系数=188 表16.2-439）锥齿轮系数由式（16.4-7），=0.810）载荷分配系数由式（16.4-8），=1.011）计算接触应力 =757.26（2）许用接触应力1）实验齿轮的接触疲劳极限由图16.2-17查得=1000。2|）寿命系数。3）润滑油影响系数由图16.2-20。4）工作硬化系数由公式16.2-17得 5）尺寸系数由图16.2-22得 =1.0。6）最小安全系数由表16.2-46查得 =1.257）许用接触应力值（3）齿面接触强度校核结果 故通过。2. 齿根抗弯疲劳强度校核计算公式 ,式16.4-1（1）齿根弯曲应力计算1）=1.5；=1.04；=1.0；=1.5；=543733.2981N。同前2）重合齿形系数按，查图16.4-25得,。3）重合度系数 式16.4-124）锥齿轮系数5）载荷分配系数6）齿根弯曲应力计算（2）齿根许用弯曲应力 ，式16.4-171）齿根弯曲疲劳强度基本值查图16.2-26得 ，。2）寿命系数=1.0 长期工作。3）相对齿根圆角敏感系数=1.0 表16.2-484）相对齿根表面状况系数=1.05）尺寸系数 ， 图16.2-286）最小安全系数=1.6。7）许用弯曲应力值（3）齿根弯曲强度校核结果 显然，通过。5.3 齿轮、的设计根据十字万向接轴的尺寸和轧辊直径及其开口度确定该对齿轮的中心距为2540mm。查齿轮常用的标准模数，取该对齿轮的模数m=20mm，齿数z=2540/20=127，即。选择齿轮材料为45钢，表面淬火，调质处理，硬度为40HRc。1. 校核接触疲劳强度公式 （1） 齿轮圆周力（2） 齿宽取其齿宽为大齿轮的齿宽 b=340mm。（3） 弹性影响系数由机械设计表10.6查得材料的弹性影响系数。（4） 接触强度疲劳极限由机械设计手册图16.2-17k查得接触强度疲劳极限。（5） 计算应力循环次数（6） 接触疲劳寿命系数由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数。（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.0。得（8） 计算圆周速度（9） 计算齿宽与齿高之比齿高 齿宽与齿高之比 （10） 计算载荷系数根据，6级精度，由机械设计图10-8查得动载系数。直齿轮 。由机械设计表10-2查得使用系数 。由机械设计手册表16.2-41得 由，查机械设计图10-13得。故载荷系数 2. 校核弯曲疲劳极限（1） 计算载荷系数（2） 齿宽系数（3） 查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得， 。（4） 查取弯曲疲劳应力由机械设计手册图16.2-26查得 。（5） 弯曲疲劳寿命系数由机械设计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数。（6） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4（7） 计算弯曲疲劳强度3. 比较计算结果，故通过。到此，齿轮的设计工作已基本上完成。6 主传动轴的设计6.1 主传动轴的设计1.求输出轴的功率、转速和转矩。2.求作用在齿轮上的力量 。 3.初步确定轴的最小直径先按机械设计式15.2初步估算轴的最小直径。选择轴的材料为40Cr，表面淬火，调质处理，硬度为50HRc。根据机械设计表15-3，取,于是图6.1-1 主传动轴输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=2.3，则：由机械设计手册表6-2-9选用GCL17型鼓形齿式联轴器，其公称转矩为355000。半联轴器的孔径，Y型轴孔，A型键槽，L=550mm。故取（如图6.1-1）。4. 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，为了保证联轴器连接的两轴不会接触，故-轴的长度应比L略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承因轴承主要只承受径向力的作用，且此力较大，故选取调心滚子轴承。按机械设计手册表20.6-17初选轴承23084。其尺寸为。故取，。左侧轴承左端用圆螺母定位，选择圆螺母和止动垫圈的尺寸如下图：图6.1-2 圆螺母和止动垫圈 故取，。左侧轴承右端要采用轴肩定位。由手册上查得定位轴肩高度为11mm。因此，取。轴肩宽度。3）由于，故将该齿轮与轴做成齿轮轴。如图6.1-1。5.轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由机械设计手册表5-3-18选择平键尺寸。6.轴的强度校核图6.1-3 主传动轴的受力分析（1） 作用在轴承处的力同理，可算得 ：。（2） 做出弯矩图H平面B点弯矩 V平面B点弯矩 B点合弯矩弯矩图如图6.1-4（a）（b）（c）（d）图6.1-4 轴的弯矩图（3）做出扭矩图图6.1-5 轴的扭矩图（4）校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。由图可知，轴的危险截面为B截面。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6。轴的计算应力为:前已选定轴的材料为40Cr，由机械设计表15-1查得，因此，故安全。（5） 计算安全系数对40Cr，由机械设计表15-1查得：抗拉强度极限：弯曲疲劳极限：扭转疲劳极限：对截面B进行安全系数校核如下表：表6.1-1B 355MPa200MPa4.61.91.756根据，查机械设计手册表6-1-40得由于，故安全。6.2 主传动轴的设计1.求输出轴的功率、转速和转矩。2.求作用在齿轮上的力量 。3.初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最下直径。选择轴的材料为45钢，表面淬火，调质处理。根据机械设计表15-3，取,于是由于轴的右端要装滚动轴承，由机械设计手册初选双列圆柱滚子轴承NN3080，。故选取,，根据轴承的安装尺寸，可以确定轴端D-E的直径如图（6.2-3）。轴左端安装齿轮，将最小轴径向上圆整为400mm作为轴段A-B的直径，即。4.两齿轮结构设计齿轮该齿轮为圆柱直齿轮，且直径较大，按机械设计手册表16.2-66，将该齿轮结构设计成腹板式铸造齿轮，其结构及参数如图6.2-1。图6.2-1 腹板式齿轮结构；。齿轮齿轮是一对锥齿轮中较小的一个，按机械设计手册表16.4-31设计该齿轮结构。其结构及其参数如图6.2-2。图6.2-2圆锥齿轮结构及参数图； 取188mm；。图6.2-3 主传动轴5.设计轴的结构并初选轴承由于齿轮毂宽度，故取，其中30mm用于放置轴套，用于轴承左端定位，按轴的直径取轴套内径为400mm，轴套外径为450mm。按机械设计手册表7-2-77选用四列圆锥滚子轴承381084，其尺寸为，故取，。再根据轴承的安装尺寸选取轴段CD直径，选取轴肩宽度。右端轴承即双列圆柱滚子轴承右端采用轴端挡圈定位，按轴与轴承的安装尺寸选取挡圈的直径为D=420mm。根据齿轮轮毂宽度。选取轴段DE的长度。6.初选键的尺寸按、，根据机械设计手册表5-3-18查得轴段A-B和轴段D-E键的尺寸分别为：7.轴的强度校核（1）将齿轮轴上的力平移到轴上 如图6.2-4为主传动轴的受力分析图，现将齿轮上的力平移到轴上，齿轮上的力等效到轴上多一扭矩，齿轮3上的力等效至轴上多一扭矩和一弯矩，平移后的受力图如图6.2-5。下面计算、和。图6.2-4 主传动轴的受力分析图6.2-5 平移后主传动轴的受力图示（2）计算轴承处的支反力（3）做出弯矩图主传动轴的弯矩图如图6.2-6。（4）做出扭矩图主传动轴的扭矩图如图6.2-7。（a）H平面受力分析及弯矩图（b）V平面受力分析及弯矩图（c）合弯矩图图6.2-6 主传动轴的弯矩图图6.2-7 主传动轴的扭矩图（5）校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。由图可知，轴的危险截面为B截面和c截面。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6。轴的计算应力用如下公式：B截面前已选定轴的材料为45钢，由机械设计表15-1查得，因此，故安全。c截面同样，故安全。8.计算安全系数对45钢，由机械设计表15-1查得：抗拉强度极限： 弯曲疲劳极限： 扭转疲劳极限： 对截面B和截面c进行安全系数校核如表6.2-1表6.2-1截面B4.953.522.87截面c5.42.942.58根据，查机械设计手册表6-1-40得计算的安全系数均大于许用值，故轴的静强度足够。6.3主传动轴的设计1.求轴输出功率、转速和转矩。；2.求作用在齿轮上的力3.初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最下直径。选择轴的材料为45钢，表面淬火，调质处理。根据机械设计表15-3，取,于是根据所选十字万向接轴的尺寸，取轴的最小直径为444mm，即，。图6.3-1 主传动轴4.选择轴承并确定相关轴段尺寸按机械设计手册表20.6-17初选轴承23092，其尺寸为。故B-C轴段的直径,长度如图6.3-1。再根据轴承23092的安装尺寸确定轴段C-D的直径。 按机械设计手册表20.6-21初选轴承3819/600，其尺寸为。故取,。再根据轴承3819/600的安装尺寸确定轴段D-E的直径，轴肩宽度根据的要求取为40mm，故。 现暂取轴段F-G的直径，以便下面对齿轮结构的设计。5.两齿轮结构的设计齿轮该齿轮为铸锻锥齿轮，按机械设计手册表16.4-31设计其结构，如图6.3-2是该齿轮的结构及其参数。；图6.3-2齿轮的结构设计；取780mm；取585mm；、由结构确定，这里取，。齿轮该齿轮为铸锻圆柱齿轮，按机械设计手册表16.2-66设计其结构，该齿轮的结构同齿轮，如图6.2-1（齿轮与齿轮结构尺寸完全一样）。其齿轮参数计算如下：；6.设计轴的结构根据齿轮和齿轮的结构选择，由于E-F段轴承要轴向定位，在轴段F-G段要用轴套，故取该轴段长度。7.初选键的根据轴的直径，按机械设计手册表5-3-18查得三个键的尺寸均为：。键的长度：，半圆头平键；键的长度：，圆头平键；键的长度：，半圆头平键。8.轴的强度校核（1）将齿轮轴上的力平移到轴上如图6.3-3为主传动轴的受力分析图，现将齿轮上的力平移到轴上，齿轮上的力等效到轴上多一扭矩和一弯矩，齿轮上的力等效至轴上多一扭矩，平移后的受力图如图6.3-4。下面计算、和。图6.3-3 主传动轴的受力分析图6.3-4 平移后主传动轴的受力图示（2）计算轴承处的支反力（3） 做出弯矩图主传动轴的弯矩图如图6.3-5（a）H平面弯矩图（b）V平面弯矩图（c）合弯矩图6.3-5 主传动轴的弯矩图（4） 做出扭矩图主传动轴的扭矩图如图6.3-6：图6.3-6 主传动轴的扭矩图（5）校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。由图可知，轴的危险截面为b截面和c截面。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6。轴的计算应力用如下公式：b截面前已选定轴的材料为45钢，由机械设计表15-1查得，因此，故安全。c截面同样，故安全。9.安全系数校核对45钢，由机械设计表15-1查得：抗拉强度极限： 弯曲疲劳极限： 扭转疲劳极限： 对截面B和截面c进行安全系数校核如表6.3-1表6.3-1截面B4.323.352.647截面c5.193.122.674根据，查机械设计手册表6-1-40得计算的安全系数均大于许用值，故轴的静强度足够。第根轴的设计大致同轴，这里就不再敖述了。7 轴承的选择及其寿命校核轴承在前一章轴的设计中已经进行了初步的选择，下面来对所选轴承进行寿命校核，并对不符合要求的轴承进行重新选择。7.1 主传动轴上轴承寿命的校核主传动轴上轴承型号为23084公式 对于滚子轴承 取。查机械设计手册表7-2-77得轴承基本额定动载荷 ，基本额定静载荷，。由于，故应选用公式计算其当量动载荷。其中,将代入式中得。取温度影响系数； 载荷影响系数。故 所以轴承的寿命满足要求。7.2 主传动轴上轴承寿命的校核主传动轴上安装有两个轴承，分别为四列圆锥滚子轴承381084和双列圆柱滚子轴承NN3080，下面对其轴承寿命进行校核。7.2.1 轴承381084的寿命校核用到公式对于滚子轴承 取。查机械设计手册表20.6-21得轴承基本额定动载荷，基本额定静载荷。查得其余系数，。由于，故当量动载荷计算选用公式。其中故径向当量动载荷：取温度影响系数； 载荷影响系数轴承寿命： 所以，轴承寿命满足要求。7.2.2 轴承NN3080的寿命校核该轴承只能承受径向力，由手册查得轴承基本额定动载荷。由于只承受径向载荷，=447.7572KN。故轴承寿命 所以，轴承寿命满足要求。7.3 主传动轴上轴承寿命的校核主传动轴上安装有两个轴承，分别为四列圆锥滚子轴承3819/600和球面圆柱滚子轴承23092，下面对其轴承寿命进行校核。7.3.1 轴承3819/600的寿命校核用到公式对于滚子轴承 取。查机械设计手册表20.6-21得轴承基本额定动载荷，。该轴竖放，故轴向力也要将齿轮的重量考虑进去。齿轮和的重量大约均为2t重，所以外加轴向力。轴向力主要由轴承3819/600来承受，故。由于，故轴承寿命 所以，轴承寿命满足要求。7.3.2 轴承23092的寿命校核由于，故。由机械设计手册表7-2-77得轴承基本额定动载荷 。故轴承寿命 ： 所以，轴承寿命满足要求。8 键的连接强度校核 在第六章轴的设计中已经对键的尺寸进行了初步的选择，下面对所选的键进行强度校核，并对强度不够的键进行重新选择。8.1 主传动轴上键连接强度校核主传动轴上有一个键，键为半圆头平键。其尺寸为。平键连接强度的校核公式为：式中：T传递的转矩，； 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，mm；键的工作长度，mm，圆头平键，平头平键，这里为键的公称长度，mm；为键的宽度，mm；轴的直径，mm；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，。键的材料选择45钢，查得。键连接的挤压应力：显然，键连接的强度足够。8.2 主传动轴上键连接强度校核主传动轴上有两个键，键为半圆头平键。其尺寸为。平键连接强度的校核公式为：由于两个键的尺寸相同，故只校核轴直径较小的键的强度：选择键的材料为40Cr，查得，故键的连接强度足够。8.3 主传动轴上键连接强度校核主传动轴上有三个键，其中两个键为半圆头平键，令一个键为圆头平键。其尺寸为平键连接强度的校核公式为：此轴上传递的扭矩较大，故键的材料选择40Cr。查得，三键尺寸一样，连接的较小直径轴的键的连接强度为：，故键的连接强度足够。参考文献1 濮良贵，纪名刚. 机械设计（第八版）. 北京：高等教育出版社，2006.52 唐增宝，常建娥. 机械设计课程设计（第3版）. 武汉：华中科技大学出版社，2006.93 邹家祥. 轧钢机械3版. 北京：