1、 （論文） 第49頁 目錄1 緒論1.1 小型型鋼連軋生產(chǎn)概述1.1.1 發(fā)展現(xiàn)狀從16世紀(jì)人類開始軋鋼發(fā)展到今天，經(jīng)過了漫長(zhǎng)的過程。在1530年或1532年，依尼雪在拿伯格（Nnrmberg）發(fā)明了第一個(gè)用于軋鋼或軋鐵的軋機(jī)，緊接著，1782年，英國(guó)的約翰彼尼（John· payne）在有倆個(gè)刻成不同形狀的孔型的軋輥的軋機(jī)中加工鍛造棒材。1759年，英國(guó)的托馬斯 伯勒克里（Thomas· Blockley）取得了孔型軋制的另外一個(gè)專利，在歷史上標(biāo)志著型鋼生產(chǎn)正式開始。 大約1825年，新的生產(chǎn)工藝又出現(xiàn)了。兩個(gè)南斯達(dá)福得施耶（South · Staffshire

2、）的操作工想出了棒材成品前為橢圓斷面，然后借助導(dǎo)衛(wèi)進(jìn)入最后一道孔型并軋制成圓的軋制工藝。直至發(fā)展到今天，仍在有效使用的橢圓圓孔型工藝。 1853年，R羅登（R·Roden）發(fā)明了三輥軋機(jī)，隨后的1857年，約翰弗里茨（John·Frits）將三輥軋機(jī)用于棒材或線材的軋制。一兩年以后，一個(gè)比利時(shí)的軋鋼工實(shí)現(xiàn)了不等軋件完全離開軋輥是時(shí)，即在軋制過程中將它的頭部就送入下一個(gè)道次進(jìn)行軋制的操作方法，運(yùn)用這種方法時(shí)的軋機(jī)被稱作比利時(shí)軋機(jī)或活套軋機(jī)。 1869年，瓦施本和米爾（Washburn and Mean）設(shè)備制造公司制造出一臺(tái)新型的軋機(jī)，即現(xiàn)在被稱作縱向直線布置的連續(xù)式線材或棒

3、材軋機(jī)。它取消了軋件在各道次之間翻鋼90°避免了道次間形成活套。從此，平立交替的連軋機(jī)出現(xiàn)了。 比利時(shí)軋機(jī)的使用持續(xù)了多年，盡管期間經(jīng)歷了一系列改進(jìn)，但還是未能完全適應(yīng)時(shí)代前進(jìn)的步伐。在20世紀(jì)40年代末50年代初，由于機(jī)械制造和電氣控制技術(shù)的進(jìn)步，無扭轉(zhuǎn)連續(xù)式軋機(jī)發(fā)展起來，比較典型的是19451950年投產(chǎn)的伯利恒鋼鐵公司勒克加文納廠（Betlehems Lackwanna Plant）棒材軋機(jī)。從50年代起，無扭轉(zhuǎn)軋機(jī)的全連續(xù)式的小型軋機(jī)逐漸增多，代表當(dāng)時(shí)先進(jìn)水平的是由美國(guó)共和國(guó)（Republics）在1958年4月投產(chǎn)的棒材軋機(jī)。到20世紀(jì)70年代，雖出現(xiàn)了一部分帶圍盤的橫列式

4、套軋小型軋機(jī)，但全連續(xù)式的布置形式仍是小型軋機(jī)的主流。80年代以后，隨著連鑄技術(shù)的成熟，機(jī)械制造及電氣控水平的迅猛發(fā)展，小型軋機(jī)進(jìn)一步演變?yōu)楝F(xiàn)代的全線無扭轉(zhuǎn)直線連續(xù)式小型軋機(jī)。型鋼生產(chǎn)將朝著化學(xué)成分更加純凈、生產(chǎn)日趨連續(xù)化、軋制速度不斷提高、軋機(jī)強(qiáng)度和剛度不斷提高、廣泛采用連鑄坯、連鑄坯熱裝熱送和直接軋制技術(shù)和短流程技術(shù)、采用控制軋制、控制冷卻和形變熱處理技術(shù)、開發(fā)新品種和經(jīng)濟(jì)斷面型鋼、生產(chǎn)趨向?qū)I(yè)化、發(fā)展低合金和合金鋼型、采用軋鋼自動(dòng)化和計(jì)算機(jī)控制技術(shù)、采用自動(dòng)檢測(cè)技術(shù)等這幾個(gè)方面迅猛發(fā)展。1.1.2 工藝和設(shè)備特點(diǎn)小型型鋼連軋技術(shù)較橫列式軋機(jī)有非常明顯的優(yōu)點(diǎn)，尤其在其工藝和設(shè)備上特點(diǎn)明顯：

5、以連鑄坯為原料；設(shè)備和布置比以前大大簡(jiǎn)化；一座步進(jìn)式加熱爐與一套軋機(jī)相配；軋線主軋機(jī)平/立交替布置；主線無扭轉(zhuǎn)軋制，一般均是粗軋6架，中軋6架，精軋6架；采用新軋機(jī)，粗軋機(jī)多為懸臂式或短應(yīng)力式，中軋機(jī)則大部分采用高剛度的短應(yīng)力線式軋機(jī)；軋線上設(shè)置兩臺(tái)切頭飛剪，才用這種設(shè)備，可大大減少精整面積和操作人員；各架軋機(jī)單獨(dú)運(yùn)動(dòng)；采用微張力或無張力扎制；高效率的單面步進(jìn)式冷床；不再需要在線探傷和檢查設(shè)備；在線矯直、在線飛剪、定尺剪切均已成功運(yùn)用；并且使用了高速無扭轉(zhuǎn)線材精軋機(jī)和斯泰爾摩控制冷卻工藝。此外，小型型鋼生產(chǎn)大多數(shù)采用了連軋工藝，它能保證各道軋制速度隨軋件延伸系數(shù)按比例增加，實(shí)現(xiàn)了粗軋時(shí)低速咬入

6、和精軋時(shí)的高速軋制；溫降很小，保證了所要求的軋制速度，因?yàn)檫B軋時(shí)避免了往復(fù)軋制和橫移，節(jié)省了時(shí)間；有利于軋制輕薄細(xì)型鋼材，細(xì)小規(guī)格的產(chǎn)品和產(chǎn)品質(zhì)量的改善；有利于連鑄坯一火成材，降低成本和節(jié)省能源，減少了咬入事故和其他設(shè)備事故，提高了作業(yè)率，降低了軋制負(fù)荷，節(jié)約電耗、輥耗、減少設(shè)備事故，提高了軋件重量，同時(shí)解放了勞動(dòng)力。連軋利用推力自動(dòng)進(jìn)鋼，連軋件在連軋過程中受到軋輥的推送力，有利于自動(dòng)進(jìn)鋼，且可省去大量輔助工序和設(shè)備：如移鋼、升降翻鋼及往返移動(dòng)等工序設(shè)備，為高效率生產(chǎn)提供條件，而且改善了咬入；有利于延伸和正常的軋制 ，在連軋過程中，前一架軋機(jī)對(duì)后一架軋機(jī)的軋制產(chǎn)生推力，實(shí)現(xiàn)強(qiáng)迫咬入；連軋工藝更

7、容易實(shí)現(xiàn)生產(chǎn)自動(dòng)化，因?yàn)樗沁B續(xù)化生產(chǎn)過程，坯料、溫度等工藝條件比較穩(wěn)定。同時(shí)實(shí)現(xiàn)低溫控制軋制，不僅可以節(jié)約能源，還可通過控制變形組織狀態(tài)收到變形熱處理的效果，提高了鋼材的力學(xué)性能。下面介紹小型型鋼棒材的生產(chǎn)工藝流程：熱送連鑄坯電子稱重及入爐輥道步進(jìn)梁式加熱爐預(yù)留除鱗及無頭焊接粗軋機(jī)組切頭飛剪中軋機(jī)組控冷水箱切頭、切廢飛剪精軋機(jī)組圓鋼倍尺飛剪裙板輥道冷床成層及輸送定尺冷擺剪記數(shù)收集打捆、稱重。棒材生產(chǎn)線經(jīng)過長(zhǎng)久的發(fā)展已經(jīng)有了其獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)，新棒材生產(chǎn)線在消化原有小型生產(chǎn)線的基礎(chǔ)上，克服了原有生產(chǎn)線的弊端，具備了開發(fā)類似A18mm大規(guī)格產(chǎn)品的切分軋制以及小規(guī)格的多線切分軋制的設(shè)備潛力。它的工藝設(shè)計(jì)

8、直接運(yùn)用了粗軋機(jī)組無孔型軋制、切分軋制、碳化鎢輥環(huán)軋制等一系列已經(jīng)試驗(yàn)成熟的軋制新技術(shù)，將極大地促進(jìn)生產(chǎn)率的提高，確保了棒材的成品質(zhì)量。1.1.3 小型型鋼用途型鋼生產(chǎn)產(chǎn)品規(guī)格眾多，廣泛應(yīng)用于國(guó)民經(jīng)濟(jì)的各個(gè)部門。具體來說主要有：復(fù)雜斷面型鋼：用于機(jī)械工業(yè)的，其中包括印刷機(jī)、打印機(jī)零件、風(fēng)動(dòng)工具零件、石油機(jī)械零件、采礦機(jī)械零件、糧食加工零件、農(nóng)業(yè)機(jī)械零件、汽車零件、軸承零件、機(jī)床零件、刀具、傳動(dòng)機(jī)械零件和醫(yī)療、造紙機(jī)械零件等。用于紡織工業(yè)上面的有各類縫紉機(jī)零件、紡織機(jī)零件。用在儀表工業(yè)上，有刃具、號(hào)碼機(jī)、調(diào)節(jié)器零件、無線電構(gòu)件、電訊儀表零件、放映機(jī)、錄音機(jī)零件。用在電機(jī)制造工業(yè)上，有氣輪機(jī)葉片、

9、電機(jī)零件、墊圈。用在建筑結(jié)構(gòu)材料上，有民用鋼窗、船舶用鋼窗等。簡(jiǎn)單斷面型鋼廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造如：軸類零件、金屬結(jié)構(gòu)；橋梁建筑如：鋼筋混凝土結(jié)構(gòu)中、橋梁骨架等方面。總之，型鋼用途廣泛，在國(guó)民經(jīng)濟(jì)中占有不可缺少的地位。1.2 總體方案確定1.2.1 軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)包括電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，工作機(jī)座三部分。 1電動(dòng)機(jī)主要根據(jù)電動(dòng)機(jī)的功率來選擇，另外一般選用高轉(zhuǎn)速，用減速器來減速， 而不采用成本較高的低速電動(dòng)機(jī)，其作用是給整個(gè)系統(tǒng)提供動(dòng)力。2傳動(dòng)機(jī)構(gòu)由連接軸，聯(lián)軸器，齒輪機(jī)座，減速器組成，其作用是把電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)傳遞給工作機(jī)座中的軋輥，使其旋轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)對(duì)金屬的軋制。 （1）聯(lián)接軸：其作用是將扭矩

10、從齒輪機(jī)座或一個(gè)工作機(jī)座的軋輥傳遞給另一個(gè)工作機(jī)組的軋輥。它的主要類型為：萬向接軸和梅花接軸。本設(shè)計(jì)采用萬向接軸，原因：他允許接軸中心線與軋輥中心線（或齒輪中心線）之間有較大的傾角，并能傳遞較大的扭矩，故在初軋機(jī)上廣泛應(yīng)用。而梅花接軸傾角很小，且在運(yùn)轉(zhuǎn)中有沖擊和噪音，通常在沒有潤(rùn)滑的條件下工作，很容易磨損，所以選用萬向接軸。下面簡(jiǎn)要介紹以下滑塊式萬向接軸：它由扁頭，叉頭，削軸和滑塊等主要零件構(gòu)成。接軸鉸鏈的主要結(jié)構(gòu)尺寸是叉頭直徑D、徑向尺寸d和扁頭厚度C。（2）聯(lián)軸器：主要是齒輪聯(lián)軸器，作為主電機(jī)聯(lián)軸器或主聯(lián)軸器。因?yàn)辇X輪聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，制造容易，并有很高的精度，摩擦損失小，能傳遞很大的

11、扭矩，有良好的補(bǔ)償性能和一定的彈性等特點(diǎn)。聯(lián)軸器的齒輪嚙合采用壓力角為20°的漸開線齒形，具有很小的徑向間隙，齒間的齒側(cè)間隙比較大。（3）齒輪機(jī)座：作用是將電動(dòng)機(jī)的扭矩分配給相應(yīng)的軋輥。其組成由齒輪軸，軸承，軸承座，機(jī)架和機(jī)蓋等部分。齒輪機(jī)座中心距由軋輥中心距改變時(shí)聯(lián)軸器有最適合的工作條件來確定。 齒輪軸通常采用人字形齒，齒輪節(jié)圓上的傾斜角在28°35°之間，通常取30°。壓力角一般位20°。齒輪齒數(shù)一般在2244之間。齒輪軸常用材料有42CrMo、40 CrNi3MoV、40CrMn2Mo、45鋼等。選用硬齒面，齒面淬火硬度為 HB48057

12、0。 軸承通常采用滾動(dòng)軸承。滾動(dòng)軸承摩擦損失小，維護(hù)方便，但徑向尺寸較大，滑動(dòng)軸承則具有較小的徑向尺寸，有利于提高軸承座的強(qiáng)度，但齒輪座中的滑動(dòng)軸承一般不能保證完全的液體摩擦，摩擦系數(shù)較大，故在徑向尺寸允許的條件下應(yīng)首先選用滾動(dòng)軸承。 齒輪機(jī)座的機(jī)架應(yīng)保持良好的密閉性，并且具有足夠的剛性，以使軸承具有堅(jiān)固的支撐，為此應(yīng)盡可能加強(qiáng)機(jī)架軸承處的強(qiáng)度和剛度。（4）主減速器：作用是把主電機(jī)的高速轉(zhuǎn)數(shù)變成軋輥需要的低轉(zhuǎn)數(shù)，以避免采用成本較高的低速電動(dòng)機(jī)。主減速器好的齒輪多采用人字齒形，因?yàn)檫@種齒輪的工作比較平穩(wěn)，而且沒有軸向力。減速器中心矩的選取應(yīng)參考JB716-65的規(guī)定。齒輪材料根據(jù)齒輪的負(fù)荷大小，

13、可采用鍛鋼或合金鍛鋼。主減速器中各齒輪的旋轉(zhuǎn)方向與軋輥的轉(zhuǎn)動(dòng)方向、主減速器中低速軸的傳動(dòng)齒輪機(jī)座中的哪一個(gè)齒輪以及主減速器中各齒輪的配置形式有關(guān)。3工作機(jī)座：作用是在軋制過程中，被軋制的金屬作用到軋輥上的全部軋制力，通過軋輥軸承、軸承座、壓下螺絲以及螺母?jìng)鹘o機(jī)架，并由機(jī)座全部吸收，不再傳給地基。 機(jī)架按結(jié)構(gòu)分為開式和閉式，閉式機(jī)架是一個(gè)整體框架，強(qiáng)度和剛度很大，得到廣泛應(yīng)用，所以本設(shè)計(jì)采用的就是閉式機(jī)架。1.2.2 軋輥系統(tǒng)軋輥是軋鋼機(jī)中直接軋制軋件的主要部件，粗軋機(jī)組件由上下軋輥及其軸承部件組成的，軋輥與軋輥軸承通過軸承座安裝在軋機(jī)機(jī)架的窗口內(nèi)，上軋輥是通過它的軸承座與其上面的壓下螺絲相連，

14、并把垂直向上的軋制壓力通過壓下螺絲和螺母?jìng)鹘o機(jī)架，其下面通過軸承盒支在平衡裝置的四根頂桿上。在軋制過程中，軋輥直接與軋件接觸，強(qiáng)迫軋件發(fā)生變形。1.軋輥結(jié)構(gòu)有輥身、輥頸、和輥頭三部分組成。 輥身是軋輥直接與軋件接觸的工作部分。輥頸是軋輥的支撐部分。而輥頭則是軋輥與連接軸相接的地方。2.軋輥材料：軋機(jī)對(duì)其軋輥要求有很高的強(qiáng)度和韌性，所以采用低鉻無限冷硬球墨鑄鐵軋輥。3.軋輥軸承采用滑動(dòng)軸承。型鋼軋機(jī)的軋輥大部分采用具有膠木襯瓦的開式軸承，這主要是從便于換輥的角度考慮的。4.軋輥平衡裝置采用彈簧式平衡裝置，其特點(diǎn)是機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低、維修簡(jiǎn)便、但平衡力是變化的，主要應(yīng)用于中、小型型鋼和線材軋機(jī)上。1

15、.2.3 軋輥壓下系統(tǒng)壓下機(jī)構(gòu)按照軋鋼機(jī)的類型、軋件的軋制精度等要求，以及生產(chǎn)率高低的要求可分為：手動(dòng)、電動(dòng)、電液及全液壓壓下機(jī)構(gòu)。本設(shè)計(jì)采用液壓馬達(dá)壓下裝置，因?yàn)檐垯C(jī)上輥調(diào)節(jié)距離不大，調(diào)節(jié)速度不快，但調(diào)節(jié)精度要求高。 軋輥壓下系統(tǒng)包括液壓馬達(dá)、聯(lián)接軸、聯(lián)軸器、減速裝置、壓下螺絲、壓下螺母等裝置。1液壓馬達(dá)作用是給整個(gè)壓下系統(tǒng)提供動(dòng)力。由于轉(zhuǎn)數(shù)比較低，扭矩不太大，若選擇電動(dòng)機(jī)做動(dòng)力，則成本會(huì)大大提高，而且會(huì)多增加用來減速的設(shè)備，因而本設(shè)計(jì)采用液壓馬達(dá)來提供動(dòng)力，具體型號(hào)見本說明書3.3。2聯(lián)接軸作用是把液壓馬達(dá)的動(dòng)力傳遞給壓下裝置。本設(shè)計(jì)根據(jù)需要，聯(lián)接軸自行設(shè)計(jì)。3本壓下裝置采用蝸桿傳動(dòng)來減速

16、。由于其結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)比大，動(dòng)力傳動(dòng)一般為880，傳動(dòng)平穩(wěn)，躁聲小，傳遞功率不大。本蝸桿傳動(dòng)采用ZI傳動(dòng)形式，由于蝸輪和蝸桿的材料不僅要具有足夠的強(qiáng)度，更重要的是應(yīng)具有良好的跑合性、減摩性及耐摩性，所以蝸輪選擇ZCuAl10Fe3材料，蝸桿采用45鋼，經(jīng)表面淬火，硬度在4550HRC。4壓下螺絲一般由頭部、本體和尾部三部分組成。頭部與上軋輥軸承座接觸，承受來自輥頸的壓力和上輥平衡裝置的平衡力。為了防止上輥平衡裝置的過平衡力，防止端部在旋轉(zhuǎn)時(shí)磨損并使上輥軸承具有自動(dòng)調(diào)位能力。一般壓下螺母均承受巨大的軋制力，因此要選用高強(qiáng)度的材料來制造，同時(shí)由于壓下螺母和蝸輪是一體的，因而也選擇ZCuAl10Fe

17、3。5壓下螺絲的螺紋形式，一般情況下大都采用單頭鋸齒形螺紋，只有當(dāng)軋制力特別大、壓下精度有要求特別高的冷軋板帶軋機(jī)是才采用梯形螺紋，因此，本設(shè)計(jì)壓下螺絲的螺紋形式采用鋸齒形螺紋。6壓下螺絲的尾部和端部形狀設(shè)計(jì)（1）壓下螺絲的尾部形狀設(shè)計(jì)通常壓下螺絲的尾部形狀有兩種形式：a. 帶有花鍵的尾部形狀。 b. 鑲有青銅滑板的方形尾部形狀。（2）壓下螺絲的端部形狀選擇常見的壓下螺絲端部形狀有兩種：一種是凹形球面，另一種是凸形球面。由于本設(shè)計(jì)考慮到許多實(shí)際的因素，故壓下螺絲的頭部和尾部設(shè)計(jì)是完全跟上述兩種形式不同，其具體形式見圖紙。2 壓下螺絲和壓下螺母的初步設(shè)計(jì)2.1 壓下螺絲結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì)2.1.1

18、壓下螺絲外徑的確定 從強(qiáng)度觀點(diǎn)分析，壓下螺絲外徑與軋輥的輥徑承載能力都與各自的直徑平方成正比關(guān)系，而且二者均受同樣大小的軋制力。因此，由參考文獻(xiàn)5的經(jīng)驗(yàn)公式知壓下螺絲外徑 （2.1）其中 軋輥輥頸直徑dg=340mm 所以 取壓下螺絲外徑 d=200mm 2.1.2 壓下螺絲螺距的確定 由文獻(xiàn)5的公式知螺距： （2.2）取t=18mm其中 壓下螺絲螺紋升角按壓下螺絲自鎖條件，取。由壓下螺絲外徑d=200mm,螺距t=18, 根據(jù)壓下螺絲中徑和螺距查文獻(xiàn)2得出下列數(shù)據(jù)：中徑d2=186.5mm 小徑d0=168.760mm2.1.3 螺紋形式的選擇關(guān)于壓下螺絲的螺紋形式，一般情況下大都采用單頭鋸

19、齒形螺紋，只有在軋制力特別大、壓下精度又要求高的冷軋板帶軋機(jī)上才采用梯形螺紋。2.2 壓下螺母結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)2.2.1 壓下螺母外徑的確定根據(jù)文獻(xiàn)5中的經(jīng)驗(yàn)公式（2-8）和壓下螺絲外徑d得壓下螺母外徑2.2.2 壓下螺母高度H的確定根據(jù)參考文獻(xiàn)5中的經(jīng)驗(yàn)公式（2-6）和壓下螺絲的外徑d就可以得到壓下螺母的高度H考慮到本設(shè)計(jì)螺母和蝸輪是一體的，故取壓下螺母高度H=225mm。3 壓下裝置液壓馬達(dá)容量選擇3.1 壓下裝置主要參數(shù)確定3.1.1 壓下裝置被平衡物體重量G的確定壓下裝置被平衡物體構(gòu)件包括軋輥裝配、球面墊和壓下螺絲。 其中軋輥裝配的重量：11500kg； 一個(gè)球面墊重量：23.5kg; 一

20、個(gè)壓下螺絲重量：28.2kg. 所以被平衡物體總重量 G=N （3.1）3.1.2 壓下螺絲主要結(jié)構(gòu)尺寸1壓下螺絲中徑確定根據(jù)上一章壓下螺絲的初步設(shè)計(jì)知道，中徑d2=186.5mm。2壓下螺絲螺紋升角確定根據(jù)壓下螺絲外徑和螺距由參考文獻(xiàn)5中的公式重新計(jì)算螺紋升角，得 （3.2）3螺紋上的摩擦角為螺紋接觸面的摩擦系數(shù)，一般取=0.1，故摩擦角=5°40´ 5 。4對(duì)滑動(dòng)軸承軸頸可取1=0.10.2 5。 5壓下螺絲止推軸頸直徑d3=160mm。3.2 壓下螺絲受力及其靜力矩計(jì)算3.2.1 壓下螺絲受力計(jì)算對(duì)不“帶鋼”壓下的軋機(jī)，其作用在一個(gè)螺絲上的力P1=0.5（Q-G），5

21、式中 Q上軋輥平衡力； G被平衡構(gòu)件的總重量。 一般情況下，取平衡力Q為被平衡重量的1.21.4倍，即 P1=（0.10.2）G 5所以，作用在一個(gè)螺絲上的力 （3.3）3.2.2 轉(zhuǎn)動(dòng)壓下螺絲所需的靜力矩轉(zhuǎn)動(dòng)壓下螺絲所需的靜力矩也就是壓下螺絲的阻力矩，它包括止推軸承的摩擦力矩和螺紋之間的摩擦力矩。其計(jì)算公式如下 止推軸承的阻力矩M1，對(duì)實(shí)心軸頸來說， 5 （3.4）螺紋之間的摩擦力矩， 5 （3.5）則有每個(gè)壓下螺絲的靜力矩， M=M1+M2 5=+ = =544.96 （3.6） 所以，整個(gè)壓下裝置所需靜力矩3.3 液壓馬達(dá)容量選擇整個(gè)壓下裝置所需傳動(dòng)液壓馬達(dá)的功率為 1 （3.7）式中

22、M為上節(jié)算出的壓下裝置的靜力矩； n液壓馬達(dá)額定轉(zhuǎn)數(shù)；n=400r/min i傳動(dòng)系統(tǒng)總速比；i=26.5 傳動(dòng)系統(tǒng)總的傳動(dòng)效率。上式中 為蝸桿軸上的軸承的傳動(dòng)效率，由參考文獻(xiàn)4查得，=0.98； 為蝸桿與馬達(dá)之間地聯(lián)軸器的效率，由參考文獻(xiàn)4查得，=0.99； 為蝸桿傳動(dòng)的效率，估取=0.82。所以，得出一個(gè)壓下螺絲所需馬達(dá)功率為 根據(jù)上面計(jì)算出的N值，取N=6.9KW，查參考文獻(xiàn)2選擇液壓馬達(dá)的型號(hào)為：JM21-D0.0315F4 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)與校核蝸桿傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)一樣，蝸桿傳動(dòng)的失效形式也有點(diǎn)蝕（齒面接觸疲勞破壞）、齒根折斷、齒面膠合及過度磨損等。由于材料和結(jié)構(gòu)上的原因，蝸桿螺旋齒部分

23、的強(qiáng)度總是高于蝸輪輪齒的強(qiáng)度，所以失效經(jīng)常發(fā)生在蝸輪輪齒上。因此，一般只對(duì)蝸輪輪齒進(jìn)行承載能力計(jì)算。由于蝸桿和蝸輪齒面間有較大的相對(duì)滑動(dòng)，從而增加了產(chǎn)生膠合和磨損失效的可能性，尤其在某些條件下（如潤(rùn)滑不良），蝸桿傳動(dòng)因齒面膠合而失效的可能性更大。在閉式傳動(dòng)中，蝸桿副多因齒面膠合或點(diǎn)蝕而失效，因此，通常只按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，而按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。此外，閉式蝸桿傳動(dòng)，由于散熱比較困難，還應(yīng)作熱平衡核算。4.1 蝸輪的設(shè)計(jì)與校核4.1.1 蝸輪的設(shè)計(jì)1根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。2選擇蝸輪材料考慮到蝸桿傳遞功率不大，旋轉(zhuǎn)速度中等，所以蝸桿選擇材料為

24、45#鋼，雖然蝸輪滑動(dòng)速度不大，效率要求也不是太高，但考慮到蝸輪和壓下螺母是一體的，因而蝸輪選擇材料ZCuAl10Fe3。3蝸輪設(shè)計(jì)應(yīng)按蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。由參考文獻(xiàn)3，知蝸桿傳動(dòng)的中心矩 3 （4.1）此式中各量的計(jì)算如下： （1）根據(jù)前面幾章算出的數(shù)據(jù)，按Z1=2，知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩： 3 （4.2） 式中 P1為輸入蝸桿的功率，單位KW； 為蝸輪蝸桿傳動(dòng)效率； n1為蝸桿軸的轉(zhuǎn)數(shù)，單位r/min； i為蝸輪蝸桿傳動(dòng)比。（2）確定載荷系數(shù)K因?yàn)楸緣合卵b置為不“帶鋼”壓下，載荷穩(wěn)定，故根據(jù)文獻(xiàn)

25、3第193頁，取載荷分布不均勻系數(shù)；由與載荷不均勻、沖擊小、啟動(dòng)次數(shù)中等、啟動(dòng)載荷較大，故根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)數(shù)不高，沖擊不大，據(jù)參考文獻(xiàn)3圖10-8選取動(dòng)載系數(shù)。根據(jù)上述三個(gè)系數(shù)，得載荷系數(shù) 3 （4.3）（3）確定彈性影響系數(shù)ZE 根據(jù)選用的材料為青銅和鋼蝸桿相搭配，故據(jù)文獻(xiàn)3表10-6查取ZE=160MPa。（4）確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑與中心矩之比為0.31，據(jù)文獻(xiàn)3圖11-18差得=3.1。（5）確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為鑄鋁鐵青銅（ZCuAl10Fe3），由文獻(xiàn)3表11-6，取查得蝸輪的許用接觸應(yīng)力取蝸輪壽命為10000小時(shí)，則其應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

26、 3 （4.4）據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，得到壽命系數(shù) 3 （4.5）則許用接觸應(yīng)力 3 （4.6）（6）計(jì)算中心矩取中心矩a=200mm，因傳動(dòng)比i=26.5，故根據(jù)文獻(xiàn)3表11-2中選取模數(shù)m=6.3mm，蝸桿分度圓直徑d1=63mm,這時(shí)，從參考文獻(xiàn)3圖11-18中可直接查出接觸系數(shù) 因?yàn)椋砸陨嫌?jì)算結(jié)果可用。4蝸桿與蝸輪主要幾何尺寸及參數(shù)，以下尺寸均參考文獻(xiàn)3和6（1）蝸桿主要尺寸參數(shù)蝸桿軸向齒距： 直徑系數(shù)： q=10mm齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： 分度圓導(dǎo)程角： 蝸桿軸向齒厚： （2）蝸輪主要尺寸參數(shù)蝸輪齒數(shù)： 蝸輪分度圓直徑： 蝸輪變位系數(shù)： 蝸輪喉圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸輪齒寬

27、： 蝸輪咽喉母圓半徑：4.1.2 蝸輪的校核1校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 蝸輪當(dāng)量齒數(shù) 6 （4.7） 根據(jù)x2=0.246,Zv2=56.21,查文獻(xiàn)3圖11-19，查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù)： （4.8） 從文獻(xiàn)3表11-8中查得蝸輪材料基本許用應(yīng)力，又由文獻(xiàn)3知壽命系數(shù)： （4.9）則可以得出蝸輪的許用彎曲應(yīng)力 （4.10） 因此，其齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 （4.11）所以，蝸輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度是滿足的。4.1.3 精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度等級(jí)中選取8級(jí)精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8fGB/T1

28、0089-1988。表面粗糙度取根據(jù)情況選取。4.1.4 熱平衡計(jì)算 蝸桿傳動(dòng)由于效率低，所以工作時(shí)發(fā)熱量大，因此必須根據(jù)單位時(shí)間內(nèi)的發(fā)熱量等于同等時(shí)間內(nèi)的散熱量的條件進(jìn)行熱平衡計(jì)算以保證油溫穩(wěn)定的處于規(guī)定范圍內(nèi)。1單位時(shí)間內(nèi)的發(fā)熱量： 3 （4.12）式中 N1為液壓馬達(dá)功率； 為蝸桿蝸輪傳動(dòng)效率。2單位時(shí)間內(nèi)的散熱量： 3 （4.13）式中 為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可取，當(dāng)周圍空氣流通良好時(shí)，取較大值。 S內(nèi)表面能被潤(rùn)滑油所飛濺到，而外表面有可為周圍空氣所冷卻的箱體表面積，單位是m2。本設(shè)計(jì)箱體表面積S近似算為 t0油的工作溫度，一般情況下限制在,最高不應(yīng)高過80。 ta周圍空氣的溫度，常溫

29、情況下可取3根據(jù)發(fā)熱量和散熱量相等即 = 的條件得出 所以蝸桿傳動(dòng)發(fā)熱量滿足要求。5 主要零件的強(qiáng)度校核5.1 壓下螺絲的強(qiáng)度校核 由于壓下螺絲的長(zhǎng)、徑比小于5，因此不必進(jìn)行縱向彎曲強(qiáng)度（穩(wěn)定性）校核，只須進(jìn)行徑向的強(qiáng)度校核。根據(jù)參考文獻(xiàn)5中公式 （5.1）式中 螺絲材料許用應(yīng)力，由螺絲材料42CrMo查參考文獻(xiàn)2得 （材料的拉伸強(qiáng)度=750MPa，壓下螺絲安全系） P 作用在單個(gè)螺絲上的軋制力：；d0壓下螺絲螺紋內(nèi)徑，d0=168.760mm。則壓下螺絲中實(shí)際計(jì)算應(yīng)力 所以，螺絲強(qiáng)度校核安全。5.2 壓下螺母的強(qiáng)度校核5.2.1 壓下螺母的螺紋擠壓強(qiáng)度校核 由于壓下螺母的材質(zhì)是青銅，對(duì)于這種

30、材料其薄弱環(huán)節(jié)是擠壓強(qiáng)度比較低，因此，必須校核壓下螺母的擠壓強(qiáng)度。其擠壓強(qiáng)度條件如下（由文獻(xiàn)5公式2-5）： （5.2）其中 P壓下螺絲上的最大軋制力； Z壓下螺母螺紋圈數(shù)； 壓下螺母與螺絲的內(nèi)徑之差； =2mm壓下螺母材料許用單位壓力；查參考文獻(xiàn)2， 由以上數(shù)據(jù)，可得壓下螺母的擠壓強(qiáng)度： 因?yàn)閜<p，所以可知壓下螺母的擠壓強(qiáng)度滿足要求。5.2.2 壓下螺母接觸面的擠壓強(qiáng)度作用在壓下螺絲上的軋制力通過壓下螺母與機(jī)架上橫梁中的螺母孔的接觸面?zhèn)鹘o了機(jī)架，因此壓下螺母的外徑和其接觸面的擠壓強(qiáng)度也必須進(jìn)行校核。其擠壓強(qiáng)度如下（由文獻(xiàn)5公式2-7）： （5.3）式中 P單個(gè)壓下螺絲上的最大軋制力；

31、 D壓下螺母外徑，考慮到螺母和蝸輪是一體的，故取壓下螺母外徑D=341.4mm； D1壓下螺絲通過機(jī)架上橫梁孔的直徑，D1=200mm； p壓下螺母許用擠壓應(yīng)力，一般對(duì)青銅p=6080MPa。由以上數(shù)據(jù)可得MPa<p 因此，壓下螺母和其接觸面的擠壓強(qiáng)度也滿足要求。5.3 蝸桿軸的強(qiáng)度校核5.3.1 蝸桿所受載荷的計(jì)算切向力 1519.38（N） 3軸向力 3徑向力 3式中 T1、T2分別為蝸桿、蝸輪上的轉(zhuǎn)矩； d1、d2分別是蝸桿、蝸輪分度圓直徑； 為蝸輪蝸桿傳動(dòng)效率。 受力分析圖見圖5.1（a）。5.3.2 蝸桿軸支點(diǎn)受力計(jì)算1豎直方向 由、兩式，計(jì)算得 Fv1=3279.89（N）

32、Fv2= -1010.17（N）2水平方向 由上面、兩式計(jì)算得 FH1=759.69（N） FH2=759.69（N） 各力方向和相互間尺寸見圖5.1（b）、（d）。5.3.3 蝸桿軸上力矩計(jì)算 1支點(diǎn)1對(duì)截面X處的力矩M1豎直方向 水平方向 則 653985.472支點(diǎn)2對(duì)截面X處的力矩M2 豎直方向 水平方向 則 245522.49 各彎矩圖見圖5.1（c）、（e）。5.3.4 按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度1進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面X）的強(qiáng)度。根據(jù)參考文獻(xiàn)3得軸的計(jì)算應(yīng)力 =26.25MPa (5.4)式中 為應(yīng)力影響系數(shù)，脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力時(shí)取0.6； W軸的抗

33、彎截面系數(shù)，單位為mm2，； TX作用在蝸桿軸上的扭矩，TX=2T1=，扭矩TX=2T，TX見圖5.1(g)。又根據(jù)軸的材料由參考文獻(xiàn)3表15-1查得軸材料的許用彎曲應(yīng)力=60MPa。另外查得 。因?yàn)?所以X截面是安全的。2由于截面處彎矩較大，且軸徑較小，對(duì)此截面也按彎扭合成進(jìn)行校核如下 式中 Mca為截面處的彎矩，653985.47=451982.24 W為截面處的抗彎截面系數(shù)，W=0.1d3。同樣，所以截面也安全。5.3.5 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（本條以下步驟和公式均參考文獻(xiàn)3）1判斷危險(xiǎn)截面 截面和截面軸徑相同，但截面受扭矩非常大，因此只需驗(yàn)證截面。對(duì)于、截面，軸徑相同，其中，截面已由彎

34、扭合成的方法校核合格，對(duì)截面，它所受彎矩比截面小，而軸徑和截面相同，因此無需驗(yàn)證。對(duì)于截面，由于其受扭矩較大，但所受力矩比截面小，因此無法判斷其是否安全，也需要驗(yàn)證。對(duì)于截面右側(cè)和其軸徑相同的軸段，所受彎矩比截面都要小，因此都無需驗(yàn)證。 A、截面都受鍵槽引起的應(yīng)力集中，但A截面直徑比截面直徑大，而且受扭矩較大，故只須驗(yàn)證截面。 2截面的校核(1) 截面抗彎截面系數(shù)：截面抗扭截面系數(shù)：截面所受彎矩：截面上扭矩：2T=95720.22截面上的彎曲應(yīng)力： （5.5）截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： （5.6）(2)由軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查文獻(xiàn)3表15-1得，(3)截面由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按參考

35、文獻(xiàn)3附表3-2查取。因?yàn)椋?jīng)插值后，得又由參考文獻(xiàn)3附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)：故有效應(yīng)力集中系數(shù)按下式計(jì)算得 （5.7） （5.8）由文獻(xiàn)3附圖3-2查得尺寸系數(shù) ，由文獻(xiàn)3附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，根據(jù)參考文獻(xiàn)3附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)： 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，根據(jù)文獻(xiàn)3知道 ：綜上所有系數(shù)，得綜合影響系數(shù) （5.9） （5.10）(4)又由參考文獻(xiàn)3第24頁得到碳鋼的特性系數(shù)： (5)由上述數(shù)據(jù)計(jì)算安全系數(shù)Sca值 （5.11） （5.12） （5.13）式中 S安全系數(shù)值。取S=1.51.8所以，截面安全。圖5.1 蝸桿載荷分析圖3截面的校核(1) 截面抗彎截面

36、系數(shù)：截面抗扭截面系數(shù)：截面所受彎矩：截面上扭矩：2T=95720.22截面上的彎曲應(yīng)力： （5.5）截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： （5.6）(2)由軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查文獻(xiàn)3表15-1得，(3) 截面由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按參考文獻(xiàn)3附表3-2查取。因?yàn)椋?jīng)插值后，得又由參考文獻(xiàn)3附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)：故有效應(yīng)力集中系數(shù)按下式計(jì)算得 （5.7） （5.8）由文獻(xiàn)3附圖3-2查得尺寸系數(shù) ，由文獻(xiàn)3附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，根據(jù)參考文獻(xiàn)3附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)： 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，根據(jù)文獻(xiàn)3知道 ：綜上所有系數(shù)，得綜合影響系數(shù) （5.9） （5.10

37、）(4)又由參考文獻(xiàn)3第24頁得到碳鋼的特性系數(shù)： (5)由上述數(shù)據(jù)計(jì)算安全系數(shù)Sca值 （5.11） （5.12） （5.13）式中 S安全系數(shù)值。取S=1.51.8所以，截面安全。 4截面的校核(1) 截面上產(chǎn)生的最大扭應(yīng)力、應(yīng)力幅、平均應(yīng)力計(jì)算如下最大扭應(yīng)力 （5.14） 式中 扭矩T=2T=95720.22應(yīng)力幅和平均應(yīng)力相等，即 （5.15）(2)絕對(duì)尺寸影響系數(shù)由文獻(xiàn)3圖3-2，3-3得 (3)表面質(zhì)量影響系數(shù)根據(jù)參考文獻(xiàn)3附表3-4得(4)因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由參考文獻(xiàn)3附表3-4查得(5) 截面安全系數(shù) （5.16） 因此，截面安全。 綜上所述，蝸桿軸強(qiáng)度合格。5.4 軸承

38、的壽命計(jì)算 滾動(dòng)軸承的正常失效形式是滾動(dòng)體或內(nèi)外圈滾道上的點(diǎn)蝕破壞。這是在安裝、潤(rùn)滑、維護(hù)良好的條件下，由于大量重復(fù)地承受變化的接觸力所致。對(duì)軸承的校核主要是對(duì)其壽命的驗(yàn)算。5.4.1 軸承的選擇選用軸承時(shí)，首先選擇滾動(dòng)軸承類型。然后根據(jù)軸承所受載荷、軸承所受的載荷、軸承的調(diào)心性能及軸承的安裝和拆卸等來選擇。因?yàn)槲仐U軸轉(zhuǎn)數(shù)不高，而且承受較大的軸向和徑向載荷，同時(shí)為了便于安裝和拆卸，故根據(jù)參考文獻(xiàn)3選取角接觸球軸承7311B。5.4.2 壽命計(jì)算 1軸承受到的徑向載荷和軸向載荷，根據(jù)本說明書第五章的第三節(jié)中各力的計(jì)算結(jié)果可直接算出：兩軸承軸向力 1軸承徑向力 2軸承徑向力 2求兩軸承的計(jì)算軸向力

39、Fae1和Fae2對(duì)于70000B型軸承按文獻(xiàn)3表13-7查得，軸承的派生軸向力Fd=1.14Fr，則有 （5.17） （5.18）根據(jù)文獻(xiàn)3中公式13-11，由于Fae+Fd2Fd1，所以1軸承為緊軸承，2是松軸承，得出 Fae1=Fae+Fd2=6229.41+1440.9=7670.31NFae2=Fd2=1440.9N3求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2因?yàn)?（5.19） （5.20）所以由文獻(xiàn)3表13-5分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：軸承1 X1=0.35，Y1=0.57； 軸承2 X2=1，Y2=0又因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中有沖擊載荷，根據(jù)參考文獻(xiàn)3表13-6查得載荷系數(shù)fp=1.21.

40、8,取fp=1.5。則 動(dòng)量載荷P1和P2計(jì)算如下： （5.22） （5.21）4驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)镻2P1，所以按軸承1的受力大小進(jìn)行驗(yàn)算。 （5.23）式中 C為軸承的基本當(dāng)量動(dòng)載荷，由參考文獻(xiàn)2查得，C=48kN； n軸承的轉(zhuǎn)數(shù)。 故所選軸承可滿足壽命要求。軸承受力分析及力矩表示如下：圖5.2 軸承受力分析圖5.5 鍵的強(qiáng)度校核5.5.1 鍵的選擇鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個(gè)方面。鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)結(jié)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強(qiáng)度要求來取定。導(dǎo)向平鍵是按輪轂的長(zhǎng)度及其滑動(dòng)距離而定。平鍵由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，裝拆方便，對(duì)中性較好等優(yōu)點(diǎn)，因此本設(shè)計(jì)大多選用

41、平鍵，另外還有一個(gè)導(dǎo)向平鍵。設(shè)計(jì)中選中的鍵主要有：a：普通平鍵，長(zhǎng)度為63mm；b：普通平鍵，長(zhǎng)度為63mm；c：導(dǎo)向平鍵，長(zhǎng)度為125mm。其中，a,b分別見圖5.1,c鍵為兩個(gè)蝸桿軸的聯(lián)結(jié)軸上的滑鍵。5.5.2 鍵聯(lián)結(jié)強(qiáng)度計(jì)算1 平鍵聯(lián)結(jié)強(qiáng)度計(jì)算 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)結(jié)的強(qiáng)度條件為： （5.24）式中 T傳遞的扭矩，單位 k鍵與輪轂槽的接觸高度，k=0.5h,，此處h為鍵的高度，單位為mm； l鍵的工作長(zhǎng)度，單位是mm，圓頭平鍵L=L-b，這里L(fēng)為鍵的公稱長(zhǎng)度，單位為mm，b為鍵的寬度，單位為mm； d軸的直徑，單位是mm； 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的作用擠壓應(yīng)力，

42、單位為MPa。根據(jù)本設(shè)計(jì)所選材料為鋼，且有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)3表6-2查得=100120MPa（1）根據(jù)公式（5.24）計(jì)算鍵強(qiáng)度如下式中 因?yàn)殒I所受扭矩是T的兩倍，所以按上式計(jì)算。由以上計(jì)算可知該鍵強(qiáng)度足夠。（2）鍵強(qiáng)度計(jì)算如下因此，該鍵強(qiáng)度亦足夠。2導(dǎo)向平鍵聯(lián)結(jié)的強(qiáng)度其計(jì)算條件為 (5.25)式中 p為鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應(yīng)力，單位為MPa，同樣根據(jù)其材料查參考文獻(xiàn)3表6-2得出：p=5060MPa根據(jù)本說明書公式（5.25）驗(yàn)算導(dǎo)向平鍵的強(qiáng)度如下因此，該鍵也符合強(qiáng)度要求。6 軸機(jī)械強(qiáng)度可靠性設(shè)計(jì)機(jī)械產(chǎn)品的可靠性取決于其零件、部件的結(jié)構(gòu)形式與尺寸、選用的材料及熱處理、制造工藝

43、、檢驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)、潤(rùn)滑條件、維修的方便性以及各種安全保護(hù)措施等，而這些都是在設(shè)計(jì)中決定的。設(shè)計(jì)決定了產(chǎn)品的可靠性水平即產(chǎn)品的固有可靠度。產(chǎn)品的制造和使用固然也對(duì)其可靠性有著極其重要的影響，但畢竟制造是按照設(shè)計(jì)進(jìn)行的，制造和使用的主要任務(wù)是保證產(chǎn)品可靠性指標(biāo)的實(shí)現(xiàn)。因此，產(chǎn)品的可靠性設(shè)計(jì)是非常重要性的，據(jù)此，本設(shè)計(jì)也對(duì)軸進(jìn)行了可靠性設(shè)計(jì)。機(jī)械強(qiáng)度可靠性設(shè)計(jì)的原理是根據(jù)應(yīng)力-強(qiáng)度分布干涉模型為基礎(chǔ)的，該模型可清楚地解釋機(jī)械零件產(chǎn)生故障而有一定故障率的原因和機(jī)械強(qiáng)度可靠性設(shè)計(jì)的本質(zhì)。6.1 設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1 靜強(qiáng)度計(jì)算1.選定許用可靠度R及強(qiáng)度儲(chǔ)備系數(shù)n按本專業(yè)機(jī)械的要求，選R=R=0.99；n=1.25。2.計(jì)算零件發(fā)生強(qiáng)度破壞的概率F F=1-R=1-0.99=0.01 （7.1）3.由F值查參考文獻(xiàn)7附表1，求出ZR值當(dāng)F=0.01時(shí)，ZR=2.324.計(jì)算材料承載能力的分布參數(shù)軸材料為45鋼，調(diào)制處理，由參考文獻(xiàn)2查得相應(yīng)的拉伸屈服強(qiáng)度極限由參考文獻(xiàn)7表6-1，查得碳鋼的 按拉伸獲得的機(jī)械特性轉(zhuǎn)化為