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1、重轨矫正机设计方案1绪论1.1重轨矫正机的缘起轧件在轧制，冷却和运输过程中，由于各种因素的影响，往往产生各种形状缺陷。如：钢轨、型钢和钢管经常出现弧形缺陷；某些型钢（如弓字钢等）的断面会产生边缘内并，外扩和扭转等。为了消除这些缺陷，轧件需要在矫正机上进行矫正。矫正是重轨生产不可缺少的重要工序之一，对重轨的内部质量有重大影响。1.2 钢轨矫正技术的发展钢轨平直度是决定钢轨使用寿命和影响机车运行速度的重要参数。各国先进的钢轨生产厂对钢轨矫正技术都十分重视。针对钢轨的几种主要平直度缺陷，如图1.1，已开发出多种矫正方法。 图1.1 钢轨的几种主要平直度缺陷（1）复合矫正技术美国惠林-匹茨堡公司于19
2、81年设计出了由计算机控制的双面矫正机。这种矫正机在水平和垂直方向都有一孔型设备，在对重轨水平方向用9辊矫正机矫正后，再在垂直面上用8辊矫正机进行补充矫正。曼内斯曼-德马克公司设计的辊式矫正机可对60m长的钢轨先在水平辊间进行YY方向上的矫正，矫正屈服强度达到1350MPa的70kg/m钢轨，水平矫正辊在一条垂直轴线排列在轴承箱里，使矫正机布置更加紧凑。（2）拉伸矫正技术法国洛林钢铁公司已取得专利的钢轨拉伸矫正技术是在钢轨两端施加拉力，使钢轨的应力超过屈服点，将原始长度不同的纵向纤维拉到实际长度相等，其拉伸量由对平直度的要求和拉伸前钢轨平直度的情况来决定，只要钢轨的拉伸率超过0.25%0.30
3、%，那么无论残余拉伸量多大，钢轨在水平和垂直两个方向都能达到合格的平直度。经测定，拉伸矫正还可使钢轨的残余应力降低到理想水平。（3）压力矫正技术经辊式矫正机矫正后的钢轨在距轨端约1000mm左右或钢轨中间会存在局部硬弯（盲区），难以矫正，这是由辊式矫正机的间距决定的，通常还须采用四面压力矫正机进行端部矫正。1.3 铁路发展对钢轨的要求1.3.1 重型轨的要求有关对重型钢轨的要求，各国都有相应的规定。如法国铁路部门规定，当车速在160km/h以上时，应采用50kg/m或60kg/m钢轨；德国铁路部门规定，当车速在200km/h和250km/h以上时，应分别采用5465kg/m钢轨和70kg/m钢
4、轨；日本铁路通过实测发现，60kg/m钢轨的使用寿命与50kg/m的使用寿命相比可提高2.16.5倍；美国和加拿大自20世纪70年代开始大量铺设61.5kg/m钢轨；前苏联铁路部门规定，当客车速度达140km/h时，在行车密度100对以上的区间内，应采用65kg/m钢轨。我国铁路部门规定,在年载货量5000万tkm的地段，应铺设60kg/m钢轨。各国铁路铺设钢轨单重变化（以年代划分）如下：20世纪50年代：4350kg/m；20世纪60年代：4952kg/m；20世纪70年代：5265kg/m；20世纪80和90年代：中国6075kg/m，日本60kg/m，法国60kg/m，英国57kg/m，
5、美国68kg/m，意大利64kg/m，波兰60kg/m，前苏联6575kg/m。从以上发展可以看出，铁路用轨单重随着提速的要求越来越大，这就加大了重轨矫正的难度，使各生产厂不得不投入力量对精整线进行改造。1.3.2 高速铁路对钢轨的要求铁路客运提速一直是各国铁路部门坚持不懈追求的目标。世界铁路客运列车提速的标志年代为：20世纪60年代：200km/h（最高车速）；20世纪70年代：260km/h（日本新干线）；20世纪80年代：300km/h（法国最高车速）；20世纪90年代：515km/h（法国实验车速）；21世纪：600km/h（磁悬浮列车）；按速度划分的铁路时代为：第一代：车速为200k
6、m/h；第二代：车速为250km/h；第三代：车速为300km/h；第四代：车速为350km/h；随着铁路列车的不断提速，各国对钢轨定尺长度的选择和所采用钢种的强度和化学成分、表面质量、耐磨性，以及焊接和平直度方面的要求都有了很大的提高。对平直度方面的要求如下：（1）钢轨轨端平直度：垂直上翘不大于0.2mm/1.5m，垂直下弯不大于0.1mm/1.5m，水平弯曲不大于0.25mm/1.5m；（2）全长平直度：垂直方向上翘最大5mm，水平方向不大于0.3mm/3m，水平方向旁弯的弯曲半径不小于1000m。1.3.3 对钢轨焊接的要求由于列车提速和对运行平稳要求的不断提高，各国一直在寻求新的解决办
7、法。从20世纪60年代起，铁路干线开始采用焊接长轨。其方法是先在焊轨厂将钢轨焊接成250m以上的长轨，而后送到轨排厂预先装上轨枕，再用特制的轨排运输车上的专用设备进行行走铺设。采用这种无缝线路铺设方法，20世纪60年代在全世界铺设铁路4km，70年代铺设超过20万km，到了80年代后各国的铁路干线基本上都采用了无缝线路铺设方法。铺设里程比例较高的国家有：原西德65%，瑞士53%，意大利和丹麦20%以上，中国30%左右。1.4 鞍钢大型厂钢轨矫正设备改造概况钢轨生产中经常出现的平直度缺陷有：钢轨全长沿x轴的均匀弯曲(旁弯)和沿Y轴的均匀弯曲(上弯)，钢轨全长或局部上的水波状弯曲(全长上的弯曲为波
8、浪弯，局部上在波峰和波长之比大于1时为死弯)，钢轨全断面绕腰部中性轴的扭转以及钢轨端头的弯翘。针对这些缺陷，生产厂都会采取相应的矫正措施。鞍钢大型厂原有矫正设备为1250悬臂式矫正机，其矫正能力和矫正后的钢轨精度都无法满足铁路提速对钢轨平直度的要求。鉴于这种情况，该厂先后引进了德国西马克-梅尔公司的平立式复合矫正机和波纳尔S350250型四缸四面压力矫正机。1.4.1 西马克梅尔公司的立辊矫正机德国西马克-梅尔公司的平立式复合矫正机采取平辊在前，立辊在后的布置工艺，按照工艺流程顺序，其设备组成如下：入口侧导辊；轨翻旋转机械手（翻钢机）；平辊矫正机；立辊矫正机；立辊矫正机在YY方向上对钢轨进行矫
9、正。立辊矫正机的矫正范围：4375kg/m的重轨和导电轨以及QU80QU120的吊车轨；矫正最大屈服极限；75kg/m重轨为1350MPa，75kg/m导电轨为980MPa，QU120吊车轨为880MPa；矫正辊数量：7个+1个；主动辊数量：4个；水平辊间距：650850mm；单辊最大矫正力：1700KN；轴向调整范围：25mm；矫正辊直径：700750mm；矫正速度：01.5(2.5)m/s（4360kg/m钢轨为02.15m/s，其余轨为01.0m/s）；辊圈材质：9Cr、9Cr2、Cr12MoVi（等同于德国1.2379）。矫正辊的更换及平衡采用高压液压装置完成。不需要矫正的钢轨可以通过
10、调整立辊矫正机的开口度，让钢轨通过。鞍钢大型厂重轨矫正机投入使用已近3年。通过对不同的辊圈材质的使用，积累了矫正不同钢种钢轨的生产经验，使重轨矫正质量不断提高。1.4.2 辊式矫正机的调整 该矫正机要进行零度调整，以下进行说明：（1）零度调整的定义和意义定义：矫正辊互相对正，并与标准钢材（样板）接触，对钢材上下无压力，样板钢材与矫正辊两侧间隙相结合的8个辊的水平和垂直位置称零度。意义：零度是矫正钢材过程中调整辊子的基本依据。上下压力和侧压大小的调整，辊子的移动方向，移动量的大小都依据零度进行调整，因此零度准确与否，直接影响到钢材的矫正质量。（2）矫正机的零度调整步骤将四个可调辊移动一定距离，使
11、其大致与固定辊对齐，前后辊进口导板退到一定距离；用拉线法使四个可调辊的孔型中心在一条直线上；用拉线法使固定辊孔型中心与下辊中心在一条直线上；将标准样板全部推入矫正机内，前后均等，漫漫移动可调辊，使可调辊与样板接触，但不要产生压力；记下八个辊的轴向位置，四个辊表面上的数字即为零度数值。1.5 课题研究方向针对西马克-梅尔（SMS-MEER）公司的平立式复合矫正机中的立辊矫正机的轴向调整系统和压下系统，在鞍钢大型厂进行了现场实习后，运用所学的冶金机械的理论相关知识，对主要和重要零件进行设计或校核，分析设备的优良性，并提出自己的改进意见。2 设计方案评述2.1 矫正机的种类辊式矫正机种类很多，按用途
12、分有型材矫正机和板材矫正机；按结构分有门式和悬臂式结构之分；按辊数分有529辊之分；按驱动方式分有单排辊驱动，双排辊驱动和混合驱动之分；按传动方式有万向接轴驱动及齿轮传动之分；按电机数量有一机多辊及单机单辊之分；按调节方法有上辊调整和下辊调整之分，也有单辊调节与集中调节之分；按控制形式有手动,机动及计算机控制之分。而鞍钢大型厂7（8）辊矫正机由上述分类可归结为型材悬臂立式7（8）辊单排辊驱动一机二辊齿轮传动偶数辊可压下单辊可调节计算机控制矫正机。2.2 电机方案的确定直流电机启动力矩大，平稳，电器特性好，操作方便，在一定范围内可以无级变速,因此当需要矫正机的轧件的品种和规格较多，且占用车间产品
13、比较大时，最好选用直流电机驱动。并且当采用直流电机传动时不需要再设置变速减速器而可以采用复合式减速器，复合式减速器结构简单，使用可靠；不足之处是直流电机造价高且需要一套相应的直流电源设置，因此，当采用直流电机传动装置时，电气设备复杂，使用和维护困难，投资高，所以产品规格品种较少的中小型轧钢车间不宜采用直流电机传动，但对于鞍钢大型厂这样规模的企业来说，采用完全可以。经综合考虑，大型厂75kg/m重轨矫正机轴向调整机构和压下系统均采用直流电机驱动方式，为对准孔型，给每个辊子安了轴向调整电机。给偶数侧辊子安装压下电机。2.3 各机构轴承形式方案的确定矫正机轴承无论在国内还是在国外都趋向于用滚动轴承，
14、这样可以有效地减少电机的功耗，检修维护方便。由于轴承座的尺寸受到辊距的限制而不能使用大型轴承，但这里的轴承受到的载荷很大，受到的冲击也相当大，所以选用圆柱滚子轴承，或双列圆锥滚子轴承。只在一处选择球轴承，就是轴向调整系统的传动轴处，由于它价格便宜，性能适中，且通过与圆柱滚子轴承的配合可以提高支撑刚性。2.4 压下系统和轴向调整方案的确定压下系统大致分集中驱动和分别驱动，集中驱动方式是由一个电机带动蜗杆减速机，再经蜗杆传动另一个蜗轮，从而带动压下螺丝传动，实现整个轴承座的上下移动，集中驱动机构紧凑，造价低，并可以保证前后压下螺丝同步压下。省去了分别驱动时，机构要求同步的问题，采用这一套系统，维修
15、方便，易于操作，所以用集中驱动方式。为对准型钢孔型要为矫正机设有轴向调整系统，轴向调整系统为电机驱动，经齿轮传动带动螺纹套转，迫使矫正辊轴向移动，实现轴向调整。2.5 矫正及矫正孔型的要求矫正要求：重轨矫正温度不超过80C，型钢矫正温度不超过60C，以免矫后变形；弯曲严重，规格过大，严重过烧，有大结疤等不合格钢材不得进入矫正机；为了减少被动辊受冲击，尽量减少前一钢材和后一钢材的进入矫正的间隔时间，要做到连续进钢；钢材下道后必须退出导板；重轨只允许矫正一次，型钢可以矫多次，注意矫痕破坏；导板主辊与孔型必须在一条直线上，导板宽度，重轨底宽不小于10mm，主辊导板磨损要及时更换和修补；矫正孔型要求：
16、按钢材的弯曲度和截面特点要考虑矫正过程中辊子给钢材的力；根据钢材弯曲方向考虑大型钢材在辊道上的输送和进钢的条件；根据辊子的调整方向（垂直或轴向）的特点矫正孔型要考虑调整方便；矫正孔型的具体尺寸要考虑防止缺陷产生；要考虑减少矫正圈磨损；矫正圈具体尺寸要考虑强度，同时考虑利用系数和节约金属；矫正圈受矫正机性能的限制，要考虑矫正圈加工和装辊方便；材质选择上要考虑强度，韧性，耐磨性，加工性能（包括热处理），同时要考虑成本。2.6方案选择总结通过上面的叙述，对选择方案进行总结：采用直流电机驱动矫正机的压下系统和轴向调整机构，压下机构用集中驱动方式，用蜗轮蜗杆传动，压下螺丝压下螺母调整，轴向调整机构为电机
17、驱动，齿轮传动，用螺纹调整。3 矫正机的力能参数计算3.1 钢轨截面简化及主要参数为便于计算，对重轨截面进行简化，如图3.1 图3.1 钢轨截面简化图75kg/m钢轨主要参数：惯性矩 =445.310mm=66.46mm弹性模量E=2.1mm切变模量G=8.1MPa塑性断面系数S=1.8773mm弹性断面系数W=0.886mmS/W断面系数e=2.119屈服极限=600MPa3.2矫正力的计算由文献1，359可知塑性弯矩和弹性弯矩分别为：M=S=60010=112638Nm （3.1）MNm （3.2）矫正辊在矫正轧件时的受力及辊距如图3.2：图3.2矫正辊工作受力简图及辊距以知t=1300m
18、m，tmm，mm各辊上受力为P的弯曲力矩计算式为：M （3.3）MP （3.4）MP-tP （3.5）MP-P-=+-（500+）-P （3.6）M=P-（500+）-=+（）P（）P-P（3.7）M=P（500+）P （3.8）M500P （3.9）M=0 （3.10）假设2，3，4辊受塑性弯曲力矩M；5，6，7辊受屈服力矩M，即：M=M=M=M，M=M=M=M 则：P=KNPKNPKNPKNPKNP386.618KNPKNP=KN4电机选用与校核4.1 轴向调整电机的选用与校核4.1.1轴向调整电机的选用首先要估算矫正辊的质量：根据矫正辊各段的长度估算矫正辊的体积，矫正辊的体积可参照化简的
19、辊子零件图，如图4.1： 图4.1 化简的矫正辊尺寸图V=（）400+（）80+（）30+（）355+（）20+（）+（）400+（）500+（）+（）110+（）70+（）125（）2375=0.18m （4.1）矫正辊的材料为合金钢37SiMn2MoV，由文献5，249的表2.210查得：=7.910kg/m故 m=1.3V=1.37.9100.18=1848.6kg （4.2）F=（m+m）g =（1848.6+1180）9.8=29680.28N （4.3）由文献6，2144得T=dFtan（） （4.4）螺纹升角，=arc tan（dn p） （4.5）n线数，n=1；轴向电机与矫正
20、辊传动中有螺纹结构，已知d=350mm，由文献6，2144查得螺距p=12mm，d=351mm；所以 =arc tan（）=0.6238当量摩擦角，= arc tan（f ）= arc tan（）=5.7184 （4.6）螺旋角，选择锯齿型螺纹，因为这种形状的螺纹适用于单向受力的情况，多用于轧钢机械中。而锯齿型螺纹的螺旋角=3；f 摩擦系数，由文献6，2145的表21.22查得f=0.1（有润滑）；T =F tan（+）d=29680.28tan（0.6238+5.7184）351 （4.7） =578950Nmm=579Nm由轴向调整电机的传动结构可得效率公式，如图4.3：图4.2 轴向调整
21、电机的传动结构=0.990.970.600.98=0.54 （4.8）传动比i =25转速n=2.08 r/min （4.9）轴向调整电机的驱动功率：N=Tn （4.10）=KW参考文献4，31选取电机为：Z1001,P=2.2KW，n=1490r/min，=67.8%，m=72kg4.1.2 轴向调整电机的校核因为电机不连续工作，易受到铁屑等杂质阻塞，使轴向力变大，故要对电机进行过载校核，由（4.14）得到电机过载校核公式：T KK T K余量系数，K=0.9K 电压波动系数，K=0.85许可转矩过载系数，=3.5T 额定转矩，T = T /2.2故 T 0.90.853.5 T =1.03
22、45 T ，电机校核合格。4.2 压下电机的选用与校核4.2.1压下电机的选用以第4辊为研究对象，由文献1，130可知压下螺丝上的力：P=P=648.029=324.014KN=324014N （4.11）阻力矩M=M+M （4.12）M止推轴承或类似结构的阻力矩，M=dP （4.13）d压下螺丝止推轴颈直径，d=190mm滑动止推轴径阻力系数，取=0.2M=0.23240140.19=4104.177Nm M螺纹摩擦阻力矩，M=dPtan（+） （4.14）螺纹上的摩擦角，取=arc tan，是螺纹接触面摩擦系数，取0.1，则=5.71螺纹升角，=arc tan（p） （4.15）d螺纹中径
23、，d=150mm，p=16，根据文献6，230可查得：d=148mm，d=122.231mm =2.114 3295.254Nm所以 Nm由压下电机的传动结构可得效率公式，如图4.4：图4.3 压下电机的传动结构=0.990.70.60.98=0.17 （4.16）n=1.094r/mm （4.17）压下电机的功率：N=Mn （4.18）=4.166KW参考文献4，7选取电机为：Z112/22,P =7.5KW，n=2980r/min，=83.5%，m=4.986kg4.2.2 压下电机的校核因为电机不连续工作，要对电机进行过载校核，由（4.14）得到电机过载校核公式：T KKT K余量系数，
24、K=0.9K 电压波动系数，K=0.85许可转矩过载系数，=3.5T 额定转矩，T = T /2.2故 T 0.90.853.5 T =1.0345 T ,电机校核合格。4.2.3 选用电机与西马克梅尔公司原配置电机的比较分析由于以上电机的选取与西马克公司原配置的电机有一定的区别，现对其进行列表分析，分析如表4.1：表4.1 原电机与选用电机额定功率的比较电机位置西马克原配置电机型号及额定功率计算设计重新选用电机型号及额定功率轴向调整电机KF114 2.2KWZ41001 2.2KW压下电机KF113 7.5KWZ4112/22 7.5KW通过表格可以发现：原配置的电机均为国外型号，考虑到维护
25、和更换的方便，采用国产电机Z系列；但无论是国产电机还是进口电机，这里所选的电机功率是一样的。5 压下系统主要零件的校核计算5.1压下系统传动件蜗轮蜗杆的设计计算5.1.1蜗轮蜗杆按齿面接触疲劳强度的设计计算压下方案采用电动压下，主传动部分为蜗轮蜗杆传动。蜗杆材料采用45钢，螺旋处表面淬火，表面粗糙度为=1.60.8m，齿面硬度为4555HRC；蜗轮的齿圈材料采用锡青铜ZCuSn10P1，轮芯用灰铸铁HT100，砂模铸造，以降低成本。根据文献8，35203表35.55试取，=36；求载荷系数： （5.1）使用系数，由文献8，35209表35.512=1.3；动载系数，根据速度估算1取=0.85；
26、载荷分布系数，=1.11.3，取=1.2；则 1.30.851.2=1.326求许用接触应力：蜗轮材料的强度极限=220MPa 300MPa，故易产生接触疲劳失效，则 = （5.2）试取，=903 （5.3）应力循环次数：=601903（2815300）=3910h （5.4），根据文献7，251表117注，取；基本许用接触应力：=0.669 （5.5）由文献8，35210表35.514查得当=10时：=180=1800.669=120.42MPa （5.6）由文献8，35208图35.53查得滑动影响系数0.88，由文献8，35209图35.54查得接触强度影响系数； =120.4210.8
27、8=105.97MPa蜗轮上的力矩由式(5.35)得Nmm；（） （5.7）=（）1.326629=850.90mm5.1.2蜗轮蜗杆按齿根弯曲疲劳强度的设计计算求蜗轮综合齿形系数：导程角 （5.8）按接触强度计算时，805.90 mm，由此根据文献8，35203表35.54查得mm，mm；故 5.711暂时取该数值，则蜗轮的当量齿数为：=36.55 （5.9）由以上数据在文献8，3552图35.222查得=4.06；求蜗轮的齿根许用弯曲应力：= （5.10）由文献8，35210表35.513查得当=10时=51MPa，寿命系数=0.78；则 =51MPa （5.11）=936.21 mm故通
28、过两种方法的计算结果的比较，蜗轮的936.21mm。5.1.3蜗轮蜗杆主要尺寸设计计算在满足要求的范围内取mm，80 mm；导程角： 蜗轮分度圆直径： mm传动比： =速度： =1.70m/s （5.12）中心距： mm对已经设计的蜗轮尺寸进行强度验算：由文献8，35209表35.511查得弹性系数，实际的，可查得=4.05；齿面接触强度验算： （5.13）=155=41.00=105.95MPa齿根弯曲强度验算： （5.14）=0.940 （5.22）螺丝上最大冲击力：KN螺丝的拉伸应力： =3MPa （5.23）其中，螺丝危险截面直径，由前面4.4.1章得mm，mm；螺丝的扭转应力： （5
29、.24）=6.002MPa由于螺丝材料为塑性形变，故按第4强度理论，求出压下状态下的计算应力， （5.25）=72.89MPa由于压下螺丝的载荷较大，材料选择35CrMo，由文献3,115表4.33得835MPa， =417.5MPa （5.26）所以螺丝的强度满足要求。5.2.2压下螺丝螺纹耐磨性校核在不工作时压下螺丝主要受的是摩擦力，而工作时依然存在摩擦力，螺纹的磨损要更严重，因此要进行螺纹耐磨性校核。由文献7，92式543导出，螺纹工作面上的压力： （5.27）其中许用压力，由文献7，93表512得=1013MPa； 轴向力，=KN； 螺纹工作高度，由文献7，93得在轧钢机械中采用锯齿形
30、螺纹，则； 系数，由于载荷较大，传动精度较高，取=4； 螺距，=16mm； =4.1MPa =1013MPa则耐磨性满足要求。5.2.3压下螺母螺纹牙型强度校核螺母与蜗轮的轮芯是一体的，材料为HT100，其强度低于压下螺丝，故只需校核螺母螺纹牙形的强度。如图5.2，将螺母一圈螺纹沿其螺纹大径处展开，则可以看作是宽度为的悬臂梁，单圈螺纹的平均压力为F/u，作用在中径为的圆周上，则长度上的危险截面的剪切强度条件为： （5.28）螺纹牙根部厚度，由文献7，94得知对锯齿形螺纹，=0.75=0.7516=12mm；螺纹大径，=150mm；=37 （5.29）螺母许用切应力，由文献7，94表513得=3
31、040MPa；4.046MPa，满足剪切强度要求。弯曲强度条件为： （5.30）弯曲力臂，=13.88 mm （5.31）螺母许用弯曲应力，由文献7，94表513得=4060MPa；28.08MPa所以满足弯曲强度要求。图5.2 压下螺母螺纹牙受力图5.3压下螺丝结构改进设计分析压下螺丝由头部，本体和尾部三部分组成：头部与偶数轧辊轴承座接触，承受来自辊径的压力和辊上的平衡力，为了防止端部在旋转时磨损并使轧辊具有自位调节能力，压下螺丝端部制成球面形状。且与球面铜垫接触形成止推轴承。原西马克公司配置的压下螺丝为老式的凸形结构，如图6.3（a），这种结构形式使用时凹形球面铸铜垫承受拉应力，因而铜垫易
32、破碎；若将压下螺丝头部改进成凹形，如图5.3（b），这时，凸形球面铜垫处于压缩应力状态，提高了铜垫的强度，增强了工作的可靠性。图5.3 压下螺丝的止推端部5.4蜗杆轴的强度校核蜗杆轴实际上是也一个轴，轴的强度校核共有三种：按转矩估算法，按弯扭合成力矩近似计算法以及精确校核。第一种方法较简单，但也最不精确，通常进行后两种校核。其中，精确计算按安全系数法校核，而且按疲劳强度校核。5.4.1蜗杆轴上蜗杆力的计算由5.2.1节可知，压下系统的上面的压下螺丝提供较大的压力，这说明从上根蜗杆轴传来的力也应是很大的，所以应该校核位置靠上的一根蜗杆轴。首先要求出蜗杆轴上蜗杆的三向力（其受力是与斜齿轮相近的，并
33、且忽略摩擦），已知蜗杆右旋，且压力角=20，蜗杆的受力如图5.1：图5.4 蜗杆的受力图由之前5.1.3节计算得知导程角和压力角分别为：；= 20则 功率N=6.2625KW （5.32）转速n=2980 r/min扭矩=9.55=0.02KNm （5.33）蜗杆上的圆周力：F=0.502KN （5.34）对于蜗轮，传动效率在0.820.92之间，取0.87，则蜗轮的扭矩为： =9.55 （5.35）=9.55=9.55=0.629KNm蜗杆上的轴向力： KN （5.36）蜗杆上的径向力： =1.135 KN （5.37）5.4.2 蜗杆轴的弯矩图和扭矩图为了求出蜗杆轴上的弯矩图和扭矩图，要对
34、蜗杆轴进行受力分析，画出蜗杆轴受力简图，如图5.5，轴上受轴承A处的支反力R，R和轴承B处的支反力R，R，齿轮上的三向力F，和，轴向与蜗杆的轴向力平衡的轴承的反向力，其值等于的大小。利用理论力学的方法分别对H面上轴承支点A，B取矩，求出A，B两点的支反力R，R，画出受力简图，如图5.5；，210 （5.38）KNKN （5.39）则H面上的弯矩M=210 R=2300.251=52.71Nm画出H面上的弯矩图，如图5.5；图5.5 蜗杆轴的受力图，弯矩图和扭矩图再对V面上轴承支点A，B取矩，求出A，B两点的支反力R，R； M=0，=0 （5.40）R=0.235KNR=0.9KN （5.41）
35、则V面上的弯矩M=210 R=2100.9=189Nm M=210=2100.235=49.35Nm总弯矩M= （M+M） （5.42）M=（M+M）=196.212Nm=0.196KNmM=（M+M）=72.206Nm=0.072KNmT =0.02KNm=20000Nmm根据计算的弯矩M和扭矩T画出弯矩图和扭矩图，如图5.5。5.4.3蜗杆轴按弯扭合成强度条件校核根据计算的弯矩M可知M=M M，M=196212Nmm计算应力：MPa （5.43）式中，抗弯断面系数，=9112 mm； 折合系数，由于扭转切应力按脉动循环变应力处理，由文献8，3813表38.33得=0.7；轴的弯扭合成条件为
36、： 许用弯曲应力，由文献8，385得=55MPa，则MPa =55MPa，满足强度条件。5.4.4 蜗杆轴按疲劳强度条件精确校核进行疲劳强度校核不仅要考虑弯曲应力和扭转应力，还要考虑应力集中（配合，键槽，圆角）和绝对尺寸（轴径）等因素对轴的影响，首先要对轴进行危险截面的选取，选取危险截面要参照轴的结构与装配，同时考虑以上提到的多种因素，包括轴承的两个支点A，B选择A至F总共7个有可能存在危险的截面如图5.6：对这几个预选的危险截面进行比较，以确定最危险的一个或几个截面，如表5.1；图5.6 蜗杆轴的尺寸及危险截面图表5.1 辊子危险截面分析危险原因CDEAFBG结构应力集中键槽配合螺纹配合圆角配合螺纹M无无无无有无无T有有有
