机械毕业设计论文高线285悬臂立辊预精轧机设计1

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1、内蒙古科技大学本科生毕业设计说明书题 目：高线285悬臂式立辊预精轧机设计学生姓名：学 号：2003041308专 业：机械设计制造及其自动化班 级：机2003-3班指导教师： 老师高线285悬臂式立辊预精轧机摘要和关键词摘 要：本文是针对285悬臂式立辊辊轧机的设计，此轧机是由摩根公司设计制造,这种类型的忆机在国内和国际都是比较先进的。摩根高速线材轧机已经发展到了第五代了，它在世界上已有180多条生产线，主要是因为它在45无扭精轧机组和控制冷却工艺上的成功。随着工业的发展，要求线材盘重大直径公差大，有良好的机械性能。因此，线材轧机向着高速度、高质量、大盘重、高精度方向发展。它的主要特点如下：

2、1. 以碳化钨辊环代替轧辊，使换辊方便；2. 实现了无扭轧制；3. 采用组合结构，使轧机结构紧凑。4. 采用小辊径的碳化钨辊环。本设计主要进行了力能参数、主传动系统和压下系统的设计计算。 关键词：预精轧机、齿轮轴、轧辊轴、辊缝调节装置 high-speed wire 285 cantilever arm vertical prepaid finishing rolling mill ABSTRACT ABSTRACT The designs subject is directed for 285 cantilever vertical Rolling Mill. With the develo

3、pment of industry, people require string products have more coil weight, big tolerance in diameter, and perfect mechanical property. Accordingly, rolling mill of string products are changing for high speed and productivity great coil-weight and high precise.Recently, string production has a rapid an

4、d stable development. Morgan high speed string rolling company has developed the fifth-generate. High speed rolling mills have made so rapid progress, which mainly depend on the success of control of cooling and 45non-twist finish rolling mills.Their main characters include: 1) Replacement of roller

5、 wish WC rolling circle, makes it convienient to shift roller.2) Non-twist rolling is realized. 3) Adoption of combining structure has the rolling mill more compact.4)The feasibility and essential of this design is concerned and some necessary calculation is done in this theirs.Keyword : Pre-precisi

6、on rolling mill, Gear axle, Axle roller, Roller-off devices目 录摘要和关键词IAbstract and Important wordII第一章 引 言11.1 线材轧机的发展。11.1.1 国外线材轧机的发展11.1.2 国内线材轧机的发展11.1.3 线材轧机的发展前景21.2 线材轧机的作用、特点及工艺要求21.3 本文设计的内容、特点61.4 本设计的整体方案6第二章 结构设计82.1 传动系统的设计及特点82.2 压下系统的设计与特点82.3 本文辊系的传动及特点9第三章 设计计算103.1 力能参数的计算103.1.1 轧制

7、力的计算103.1.2 轧制力矩的计算153.1.3 轧制功率163.2 主传动系统的设计计算173.2.1 主电动机的选择与校核173.2.2 减速器的选择与校核233.2.2.1减速器的选择233.2.3 齿式联轴器的选择与校核243.2.3.1齿式联轴器的选择243.2.4 齿轮轴的设计计算273.2.5 轧辊轴的设计计算483.2.6 轴承的选择与计算583.2.7 传动箱体的设计613.3 主传动系统的设计计算623.3.1 调下螺栓的设计计算623.3.1.1确定螺栓直径623.3.1.2确定螺栓长度623.3.1.3确定螺栓的螺距623.3.2 辊缝调节的计算62第四章 结束语6

8、4参考文献.65第一章 引 言1.1 线材轧机的发展。1.1.1 线材轧机的发展与高速轧机的诞生据资料介绍，第一台线材轧机问世于17世纪,是由锻坯成材的,比较正规的第一台横列式线材轧机建于1817年,由于受冶金工业的发展的限制,线材轧机的发展缓慢.直到19世纪末仍以横列式为主,尽管1862年英国曾建造过一台连续式轧机,由于盘重小、质量差、效率还不及多线横列式这种轧机并没有得到发展。线材轧机的显著进步还是在本世纪。由横列式、半连续式直到高速轧机的诞生，每一个新的机型，每一个新的布置都使线材的轧制速度、轧制质量和盘重都有所提高。然而惟独高速线材轧机得到了突飞猛进的发展。在第二次世界大战结束时，工业

9、发达国家的线材生产技术仍沿着高速、连续两个主要方向发展。当时共有代表性的连续式轧机有两种：一种是以美国摩根公司为代表研制的精轧机组集体传动的二辊式水平轧机，另一种是以德国施罗曼公司为代表研制的精轧机组单独传动的平立交替式轧机。当集体传动的二辊水平轧机进行多线轧制时，、1.1.2 线材轧机的发展前景回顾线材轧机的演变给人们的启示是：线材轧机是朝着高速单线、无扭、自动化方向发展的，以满足用户对线材产品的要求：大盘重、高精度和优良的使用性能与金相组织等，这样复二重轧机已经不能适应。从七十年代末到现在，我国一些主要的钢铁企业先后引进了国外先进的高速线材轧机技术与装备。与此同时，我国自行设计研究的高速线

10、材轧机也取得初步成效。这使我国的线材生产发生了重大的变化，一批集中了线材轧机新成就的的现代高速线材轧机在我国兴建，使我国的线材轧机的线材生产的又落后的三十至四十年代水平一跃提高到了七十年代末至八十年代初的先进水平，大大提高了我国线材生产同世界先进水平的差距，并通过合作制造设备和备品备件的国产化的途径，对我国现有线材轧机的技术改造提供了有利条件。可以预见，带有有扭精轧机组的控制冷却系统的高速线材轧机将会成为我国线材生产的主力军。1.2 线材轧机的作用、特点及工艺要求线材轧机是以它生产的产品来命名的。从第一套线材轧机问世，至今已有100多年的历史。线材轧机的发展是随着用户对线材产品尺寸的精度、表面

11、质量、性能及盘重等日益增长的要求不断发展的。线材轧机的发展及演变过程主要代表为：横列式线材轧机，半连续式线材轧机和连续式线材轧机。顾名思义，线材轧机是轧制线材的轧钢机。起作用也就是是可以轧制不同的规格的线材。世界上第一套高速线材轧机于1966年在加拿大斯太尔摩柯钢铁公司建成投产，该轧机是由美国摩根公司研制的，高速线材轧机的主要特点集中在它的无扭精轧机组发面。主要特点如下：这种机组以碳化钨辊环代替轧辊，使换辊简单化。再换辊时，传动系统可保持原样，不必拆卸，这就可以取消换轴，采用精密的齿轮传动，把电机与输入轴直接连接，从而解决了轧机的振动问题，提高了轧制速度。概括而言，高速线材轧机的主要特点为：高

12、速、单线、无扭轧制、组合结构小、辊径宽度小、延伸大、轧件尺寸波动小。碳化钨有很高的耐磨性，轧出的线材表面光滑。线材是热轧生产中断面最小，长度最大，而且是盘成卷状的产品，其断面主要是圆形，也有六角、方形和异形断面的。圆形断面线材的规格是，经常生产的是，盘卷内径为700mm以上，外径为盘重为100-300kg不等。线材按用途分热轧状态和经二次加工制订，导金属制品两种。后者要求断面形状和尺寸准确。目前的技术已能将线材断面尺寸公差和圆度控制在，长度公差在以内。线材生产工序随生产车间的产品品种和设备配置各异，其曲型生产工艺如下图所示：小方坯加热轧制水冷卷曲冷却检查捆轧出厂 图1.1一般工艺流程如下：原料

13、准备称重装料加热轧制冷却卷取运输道冷却检查打捆称量入库控制冷却 图1.2线材轧制的特点：1. 多采用小辊径高转速以提高生产率。目前线材轧机成品出口速度已达到100m/s以上，一些新式精轧机轧辊的直径仅为152mm，而转速高达9000rpm以上。高速轧制还能促进使终轧制轧件首尾温度一致。2. 机架多，分工细。因产品断面单一，轧机专业化程度高，总延伸率大。现代线材轧机一般有21-28台轧机，并分为粗轧、中轧、预精轧、精轧机组。3. 高线无扭线材轧机具有特殊的孔型系统，Y型轧机多辊孔型系统，一般分为三角-元等孔型系统。轧机孔型系统有椭圆-椭圆、弧菱-弧菱-圆-椭圆-圆-椭圆-圆及平-平-椭圆-圆等孔

14、型系统下面是摩根高速线材轧机工已不是：摩根高速线材轧机的工艺流程如图所示： 图1.3高速线材轧机的冷却工艺中控制冷却区的核心，设备是吐丝机。它不仅能使散卷冷却，也能把高温直线前进的线材一期望的线环直径成围后坪铺于斯太尔摩输送辊道上。它为高线的实际生产提供了可能性。1.3 本文设计的内容、特点 本文的实际题目是：285悬臂式立辊轧机的设计。285预精轧机机组由4架轧机串列而成，轧机的布置形式采用平-立交替的形式；实现了无扭轧制，采用了滚动和油膜轴承，是轧制速度达到20m/s左右。该设计主要为预精轧机中的立辊轧机。其主要特点是：以碳化钨辊环代替轧辊，使换辊简单化，从而解决了轧机的振动问题，提高了轧

15、制速度，并为提高轧件尺寸精度奠定了基础。预精轧机组位于精轧机组之前，通过单线无张力，无扭轧制，为精轧机组提供外形好和尺寸精度的重要环节。本文设计的主要特点在于：通过调节调节螺杆使偏心套转动，从而迫使轧辊轴中心矩发生变化，从而达到微调辊缝的目的，其优点是轧制线不变。1.4 本设计的整体方案第二章 结构设计2.1 传动系统的设计及特点由于预精轧机组是由4架轧机组成，且采用的是分别驱动的驱动方式，故要求四台电机同步运行。本轧机由于采用了单级齿轮减速器及齿轮联轴器传动具有结构紧凑及传动平稳的特点。单级齿轮减速器具有结构简单的特点，由于本设计的传动比较小，故用单级齿轮减速器便可实现。齿轮联轴器一半用于重

16、型机械，具有承载能力大，工作可靠，无缓冲减振性能，需润滑，且本文采用连续工作制，不必经常启动，制动，传动也不可逆，故本文传动系统可用齿轮联轴器。本文传动系统的示意图如下：2.2 压下系统的设计与特点压下系统的设计是本设计的一个难点，也是一个重点，因为轧机的功能主要是由辊缝的调节来实现的，通过辊缝的微调功能轧出不同规格的线材，达到所需的需要。在于精轧机组中，这一作用是通过偏心装置来实现的。将轧辊轴装在偏心套中，通过丝杆及螺母可以转动偏心套对称的调节轧辊轴，达到调节辊缝的目的。偏心结构的示意图如下图所示： 图2.12.3 本文辊系的传动及特点本设计的辊系传动采用二分辊式，即由输入轴传动一个从动齿轮

17、在分别传动一个轧辊。由于本设计的轧辊为悬臂式，故将辊身做成辊环的形式。以辊环代替轧辊的好处是：换辊简单，且在换辊时传动系统可以保持原样，不许拆卸，解决了轧机的振动问题。又由于辊环是以很高的耐磨性的碳化钨制成，故轧出的线材表面光亮。采用二分式的最大特点为：可以使两辊同步运转，不必出现前后运转的时差。第三章 设计计算轧辊参数： 最大辊身直径 285mm 最小辊身直径 255 mm 辊 环 宽 度 95mm 孔 型 椭圆形 有效工作辊径 274.42mm 注：有效工作辊径=（辊身直径-1.33x轧槽深度）x1.01传动系统： 传 动 比: i=2.0x2733=1.636直流电机： 功 率： N=5

18、00 KW 转 速： n=650/1300 rpm 电 流： I=960 A 电 压： V=560 v 压下系统： 辊缝调节： 0.41mm/转（调节螺丝） 轧机的转动惯量： 402kg*m (以换算到电机轴上)3.1 力能参数的计算3.1.1 轧制力的计算3.1.1.1平均轧制力的计算 采用S.爱克隆德方法计算轧制时的平均单位压力 Pm=(1+m)(k+) (3-1) 式中： m考虑外摩擦对单位压力的影响系数; k轧制材料在静压缩是变形阻力; Mpa 轧件粘性系数；kgs/mm 变形速度；s(1)外摩擦影响系数 m=1.6-1.2(h0-h1)/(h0+h1) (3-2) 式中： 摩擦系数；

19、因为轧辊环材料是碳化钨，属于硬面铸铁轧辊，所以=0.8（1.05-0.0005t） (3-3)t为轧制温度；t=930则：=0.8（1.05-0.0005t）=0.8(1.05-0.0005x930) =0.428 h0、h1轧制前后轧件的高度；mm h0=32mm;h1=20mm R轧辊半径；mm R=dmax/2=281.33/2=140.66mm 则：m=1.6x0.428x-1.2(32-20)/（32+20）=0.264 (2)变形阻力 利用L.埔培（Pomp）热轧方坯的实验数据，得到k的计算公式： K=(14-0.01t)(1.4+C+Mn+0.3Cr)x9.8 MPa (3-4)

20、 式中： t轧制温度C含碳量 0.46% Mn含锰量 0.65% Cr含铬量 0.25% 所以： K=(14-0.01t)(1.4+C+Mn+0.3Cr)x9.8 =(14-0.01x930)(1.4+0.46+0.65+0.3x0.25)x9.8=4.5x2.585x9.8=118.88 Mpa (3)轧件的粘性系数 =0.01（14-0.01t）C (3-5) 式中： C考虑轧制速度对的影响系数其数值如下： 轧制速度 v m/s 6 610 1015 1520 系 数 c 1.0 0.8 0.65 0.6 由于i=n1/n2=0.942 （n1:电机转速；n2:轧辊转速；） n2=n1/i

21、=1300/0.942=1380rPm 则： v=2n2R =19.46m/s 所以： =0.01（14-0.01t）C =0.01（14-0.01x930）x0.6 =0.0282 (4)变形速度 = （3-6） 式中： v轧制速度; mm/s v=19.46m/s=191460mm/s 轧制前后轧件的高度；mm R轧辊半径；mm R=140.66mm 所以： =218.69 综上可得: 平均单位压力为： Pm=(1+m)(k+) =（1+0.264）（118.88+0.0282218.69） =228.2 N/ 3.1.1.2轧制力的计算 （3-7） 式中： 平均单位轧制力；=228.2

22、N/ F 轧件与轧辊接触面积； （3-8） 其中： 轧制前后轧件的厚度； 接触弧长度的水平投影； 不考虑弹性压扁时，接触弧长度的水平投影 （3-9）式中：当量半径； （3-10）其中： 轧辊的最大半径；=285/2=142.5 mm 轧制后轧件的平均高度； （3-11） 轧件轧制后的断面面积和宽度；则： =15.7 mm则： =2x(142.5-15.71/2)/(2x142.5-15.7) =134.65 mm压下量； 则：接触弧长度的水平投影为 l=39.18 mm 接触面积为 轧制力为: 3.1.2 轧制力矩的计算本轧机两辊都驱动，并且除了轧辊给轧件的力外，没有其他外力，类情况属于简单轧

23、制。轧制力矩： （3-12） （3-13） 式中： P轧制力; a轧制力力臂，即合力作用线距两个轧辊中心连线的垂直距离；（1） 计算轧制力臂 a= （3-14） 其中： 合力作用点的角度。轧制圆形断面形状的轧件由2取力臂系数为 热轧时： （3-15） 其中：咬入角； arcos() （3-16）=18.7 则： （2）轧制力矩 =23246224.93=5795772.76Nmm 故总轧制力矩 3.1.3 轧制功率 两辊都驱动的轧制功率 （3-17）式中：轧制速度； （3-18） 3.2 主传动系统的设计计算3.2.1 主电动机的选择与校核 3.2.1.1轧机主电机力矩 主电动机轴上的力矩由四

24、部分组成即： = （3-19） 式中：主电动机力矩； 轧辊的轧制力矩； 附加摩擦力矩；既轧制时，由于轧制力作用在轧辊轴承，传动机构及其它传动件中的摩擦而产生的附加力矩。 空转力矩；即轧机空转时，由于各传动件的重所产生的摩擦力矩及其它阻力矩。 动力矩，轧辊运转速度不均匀时，各部件由于加速或减速，所引起的惯性力产生的力矩。i电动机和轧辊之间的传动比；(1)轧制力矩 (2)附加摩擦力矩 （3-20）式中：由于轧制总压力在轧辊轴承上产生的附加摩擦力矩； （3-21） （3-22） 则： 各传动零件推算到主电机轴上的附加摩擦力矩； （3-23） 则： （3）空转力矩 （3-24）式中： 表3.1 各转动

25、件的重量、轴径、摩擦系数、传动比项轴 重量 轴径直径摩擦系数传动比输入轴1220kg110mm 0.004 1.0齿轮轴1260kg 120mm 0.004 1.15齿轮轴2350kg 110mm 0.004 1.15轧辊轴 250kg190mm 0.0030.94轧辊轴 250kg 190mm 0.005 0.94=3.635Nm（4）动力矩 （3-25）式中： 假设电动机在5秒内启动正常 （3-26） = （3-27）= 故主电动机的力矩 =6827.85Nm或6559.43Nm 3.2.1.2按静负荷选择电动机容量根据过载条件选择电动机功率静负荷力矩 （3-28）=6559.2 因线材轧

26、机属于不可逆连续工作制轧机故负荷图为：图3.1 （3-29）式中： 则： 故： （3-30）= =406.26kw 选择3.2.1.3电动机的发热校核选出的电动机还需经过发热校核 （3-31）式中：等值力矩： （3-32）因高速线材轧机是连续工作制 等值功率： 电动机发热验算通过，即电动机功率满足要求3.2.2 齿轮连轴器的选择与计算3.2.2.1齿轮连轴器的选择 电动机已选择查手册可知，电动机轴颈为d=140mm,输入轴端直径d=110mm,所以选择鼓形齿式连轴器。 查手册可知：GII CL11 其参数如下： GII CL11 轴孔长度 重 量 138kg 161kg 转动惯量 4.94 k

27、g 5.6kg 公称转矩 许用转速 允许角度偏移量 3.2.3.1齿轮联轴器的校核 计算转矩式中：连轴器的公称转矩 转速修正系数 得 则： 其中：工况系数k=2 所以该连轴器满足要求 2.5锥齿轮的设计与校核=470 分别是电动机与减速器之间，减速器与轧辊之间的转速； =n=1300rpm; =650rpm;则： 则：计算转矩 （3-37） 其中：载荷系数；取2 则： （3）型号的选择从标准表中查得型鼓性齿式联轴器，其许用转矩为2000，需用最大转速为2650，轴径在65150mm之间，适用于电动机与减速器之间；型鼓性齿式联轴器，其许用转矩为31500 ，需用最大转速为2150 ，适用于减速器

28、与轧辊之间。（4）联轴器的校核 （3-38）其中：转矩修正系数；查表6-2-1得=0.4 =0.4 许用转矩；取;=31500 则:=7346.16 =0.4x20000=8000 =12190.76而在这里并未计算名义转矩值，故为了安全起见，选用大一号的齿轮联轴器。对于传动比为2的减速器来说，上述转矩足以供应故选用联轴器。3.2.3 齿轮轴的设计计算齿轮轴即中间传动轴，因为本设计中，传动轴有两个，它们相互以齿轮啮合传动，又与轧辊轴齿轮啮合传动。3.2.4.1选择齿轮材料及许用应力考虑到功率大，均用硬面齿；根据具体条件，选用40Cr作为齿轮的材料，将其进行调质处理并进行表面淬火。由表5-6查得

29、硬度为4855HRC;精度等级为6级；按硬度下限值，又图8-2-8（d）中的MQ级质量指标查得：；由图8-3-9中的MQ级质量指标查得：，3.2.4.2按齿面接触强度设计 （3-39） 式中： 齿轮分度圆直径； 配对材料修正系数；取=1查自表8-3-28 螺旋角系数；初选=14则=756查自8-3-29 齿数比； =i= (3-40)= k载荷系数；取k=1.5 计算转矩； (3-41) 其中： 齿轮传递功率；若取每级齿轮传动的效率（包括轴承在内）=0.97，去联轴器及滚动轴承传动效率=0.99。 则： =466kw 齿轮转速；（最低） =650x=325rpm =13691.8 齿宽系数；

30、=0.5（） （3-42） =0.9 许用接触应力；=1008 则： 确定模数 （3-43） =7.88mm3.2.4.3按齿根弯曲强度设计 （3-44） 式中： 配对材料修正系数；取=1 螺旋角系数；取=12.4 K载荷系数；K=1.5 计算转矩；=13691.8 齿宽系数；=0.9 齿数；=33 许用齿根弯曲应力； = （3-45） 其中： 疲劳极限应力；=350 最小安全系数；=1.25 应力修正系数；取=2.0 寿命系数； 由： (3-46) 其中： n齿轮转速；n=325rpm j齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数；j=1 齿轮的工作寿命；取工作寿命为15年 =2x8x300x15=

31、72000 则： =60x325x1x72000=1.404x 由图8-3-19得=0.9 相对齿根圆角敏感系数；=0.97(选自图8-3-26) 相对齿根表面状况系数; =1（选自图8-3-25） 尺寸系数；=1(选自表8-3-24) 则： =488.88 复合齿形系数；取=3.94（选自图8-3-10） 则： =6.18mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模量略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模量，=6.85mm可以满足弯曲疲劳强度，为满足接触疲劳强度，因此取=7.88mm。3.2.4.4几何尺寸计算（1）将法向模量数圆整取标准值 =8mm（2）计算中心距 齿轮间的中心距 （3-

32、47） =272.08mm圆整后取： =273mm齿轮与轧辊间的中心距 （3-48） =247.35mm 圆整后取： =248mm(3)重新确定螺旋角 （3-49） =14.75（4）主要几何尺寸 分度圆直径： （3-50） 齿轮轴齿轮分度圆直径： =273mm轧辊轴齿轮分度圆直径： =223.36mm圆整后取 mm齿顶圆直径： （3-51）齿轮轴齿轮齿顶圆直径： =289mm轧辊轴齿轮齿顶圆直径： =240mm端面压力角： （3-52） =20.62基圆直径： （3-53）齿轮轴齿轮的基圆直径： =273xcos20.62=255.5mm轧辊轴齿轮的基圆直径： =209.65mm齿顶圆压力角

33、： （3-54）齿轮轴齿轮的齿顶圆压力角： =27.86轧辊轴齿轮的齿顶圆压力角： =29.13端面重合度： （3-55） = =1.6齿宽： （3-56）齿轮轴齿轮的齿宽： =0.9x273=246mm轧辊轴齿轮的齿宽： =0.9x224=201.6mm根据图册可知： 当量齿数： （3-57）齿轮轴齿轮的当量齿数： =36.49轧辊轴齿轮的当量齿数： =29.863.2.4.5强度校核（1）校核齿面接触强度强度条件： （3-58）计算应力： （3-59） （3-60） 式中： 名义切向力； （3-61） =100306N 使用系数；=1.35 （选自表8-3-31） 动载系数； (3-62)

34、其中： （3-63） =4.64 A=50+56x(1.0-B) (3-64) B= (3-65) C=-+3.22 (3-66)解得： ；则： B=0.4；A=83.6 则： =0.73 齿向载荷分布系数；=1.32 （选自表8-3-32） 齿向载荷分配系数；=1.1 （选自表8-3-33） 节点区域系数；=2.46 （图8-3-11） 重合度系数；=0.82（图8-3-12） 螺旋角系数；=0.992（图8-3-12） 弹性系数；=189.8（表8-3-34） 单对齿轮啮合系数； 则： = =782.52 许用应力 = （3-67） 式中： 极限应力；=1120 最小安全系数；=1.0（选

35、自表8-3-35） 寿命系数；=0.92 润滑剂系数；按润滑油黏度取=1.07 速度系数；=0.98 粗糙度系数；=0.88 齿面工作硬化系数；=1 尺寸系数； =.x0.92x1.07x0.99x0.88x1x0.98=940.8 满足： 即满足齿面接触强度。（2）校核齿根弯曲强度强度条件： （3-68）计算应力 （3-69） （3-70） 式中： 齿形系数； 应力修正系数； 重合度系数; =0.25+ (3-71) 其中： = （3-72） =1.73 则： =0.68 螺旋角系数；=0.96 齿向载荷分布系数； = （3-73） 其中： N= （3-74） =0.96 齿减载荷分配系数；

36、=1.1 则： =171.22 =169.3 许用应力 = 其中： 疲劳极限应力；=350 最小安全系数；=1.25 应力修正系数；取=2.0 寿命系数； 由： 其中： n齿轮转速；n=325rpm j齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数；j=1 齿轮的工作寿命；取工作寿命为15年 =2x8x300x15=72000 则： =60x325x1x72000=1.404x 由图8-3-19得=0.9 相对齿根圆角敏感系数；=0.97(选自图8-3-26) 相对齿根表面状况系数; =1（选自图8-3-25） 尺寸系数；=1(选自表8-3-24) 则： =488.88 故： 满足强度条件。3.2.4.6

37、齿轮轴的设计计算1.作用在齿轮轴上的力圆周力： =100306N径向力： （3-75） =37752N轴向力： （3-76） =26408N圆周力，径向力及圆周力方向如图所示：2.初步确定轴径的最小值 （3-77） 其中： A系数；A=100 （见表5-17） 周传递的额定功率；=466kw 轴的转速；=650rpm则： =89.5mm此轴径位于圆柱滚子轴承配合的部位，且轴的另一端与联轴器配合，故取=110mm3.轴的结构设计（1）确定轴的各段直径和长度，如下图轴的结构所示： 图3.2（2）初步选择滚动轴承因轴承同时有轴向力和径向力的作用，故在游动端采用单列圆柱滚子轴承；在固定端采用双列圆锥滚子轴承。（3）轴上零件的周向定位。半联轴器的周向定位采用平键联接；滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来实现的，此处选HT/m6。（4）按前面所述原则，定出轴肩处的圆角半径R的值见上图；轴的倒角在轴的左端及右端均为。4.选择轴的材料由前述可知，旋轴的材料为40Cr，调质HBS 241