XZJ-1050滾針軋機(jī)設(shè)計(jì)

XZJ-1050滾針軋機(jī)設(shè)計(jì),xzj,軋機(jī),設(shè)計(jì) 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 30 頁 共 30 頁 1 引言 1.1 軋機(jī)的發(fā)展 軋機(jī)是實(shí)現(xiàn)金屬軋制過程的設(shè)備。泛指完成軋材生產(chǎn)全過程的裝備﹐包括有主要設(shè)備﹑輔助設(shè)備、起重運(yùn)輸設(shè)備和附屬設(shè)備等。但一般所說的軋機(jī)往往僅指主要設(shè)備。據(jù)說在 14世紀(jì)歐洲就有軋機(jī)，但有記載的是 1480 年意大利人 達(dá)·芬奇 (Leonardo da Vinci) 設(shè)計(jì)出軋機(jī)的草圖。 1553 年法國人布律列爾 (Brulier) 軋制出金和銀板材，用以制造錢幣。此后在西班牙﹑比利時和英國相繼出現(xiàn)軋機(jī)。英國于 1766 年有了串行式小型軋機(jī)，19世紀(jì)中中期，第一臺可逆式板材軋機(jī)在英國投產(chǎn)，并軋出了船用鐵板。 1848 年德國發(fā)明了萬能式軋機(jī)，1853 年美國開始用三輥式的型材軋機(jī)，并用蒸汽機(jī)傳動的升降臺實(shí)現(xiàn)機(jī)械化。接著美國出現(xiàn)了勞特式軋機(jī)。 1859 年建造了第一臺連軋機(jī)。萬能式型材軋機(jī)是在 1872 年出現(xiàn)的；20世紀(jì),隨著冶金工業(yè)的發(fā)展，已出現(xiàn)多種類型的軋機(jī)，其中有用兩架三輥粗軋機(jī)和五架四輥稿軋機(jī)組成的半連續(xù)式帶鋼軋機(jī)。 現(xiàn)代軋機(jī)發(fā)展的趨向是連續(xù)化、自動化、專業(yè)、,產(chǎn)品質(zhì)量高、消耗低。60年代以來軋機(jī)在設(shè)計(jì)，研究和制造方面取得了很大的進(jìn)展，使帶材冷熱軋機(jī)、厚板軋機(jī)、高速線材軋機(jī)、H型材軋機(jī)和連軋管機(jī)組等性能更加完善，并出現(xiàn)了軋制速度高達(dá)每秒鐘 115米的線材軋機(jī)、全連續(xù)式帶材冷軋機(jī)、5500毫米寬厚板軋機(jī)和連續(xù)式 H型鋼軋機(jī)等一系列先進(jìn)設(shè)備。軋機(jī)用的原料單重增大，液壓 AGC、板形控制、電子計(jì)算機(jī)程序控制及測試手段越來越完善，軋制品種不斷擴(kuò)大。一些適用于連續(xù)鑄軋、控制軋制等新軋制方法，以及適應(yīng)新的產(chǎn)品質(zhì)量要求和提高經(jīng)濟(jì)效益的各種特殊結(jié)構(gòu)的軋機(jī)都在發(fā)展中。 1.2 軋機(jī)的主要設(shè)備 由軋輥、軋輥軸承、軋機(jī)機(jī)架、軋機(jī)軌座、軋輥調(diào)整裝置、上軋輥平衡裝置、傳動裝置、附屬設(shè)備等組成。 1.3 多輥軋機(jī)的用途 (1)軋制高強(qiáng)度的金屬和合金薄帶材。用四輥軋機(jī)冷軋高強(qiáng)度薄帶材，不但不經(jīng)濟(jì)，而且在許多情況下的技術(shù)上還不可能達(dá)到。為了減小變形抗力，采用中間退火（或淬火）及減小到壓下量得方法是不經(jīng)濟(jì)的，并且不可能軋到很薄得成品厚度，而采用減小工作輥直徑的方法，即采用多輥軋機(jī)則是合適的。 (2)軋制極薄帶材。軋機(jī)的最小可軋制厚度受工作直徑的限制，往往軋輥的彈性壓扁值可以同帶材的厚度相比擬，當(dāng)工作輥本身的彈性壓扁值大于軋件厚度時，就妨礙其繼續(xù)壓下。 軋輥的彈性壓扁，在單位壓力相同時，與軋輥直徑相比。當(dāng)軋輥材質(zhì)一定時，要減少軋輥的彈性壓扁值，就必須減少輥徑。為了經(jīng)濟(jì)而實(shí)行的軋制薄帶和極薄帶材，必須采用直徑盡可能小的工作輥。 在四輥軋機(jī)上采用小直徑工作輥不能保證它們再軋制方向上的穩(wěn)定性和補(bǔ)償用小棍徑而降低的橫向剛度。塔形輥系的多輥軋機(jī)很好地解決了使用小直徑工作輥的技術(shù)問題。 (3)軋制高精度帶材。 1.4 多輥軋機(jī)的發(fā)展和優(yōu)點(diǎn) 多輥軋機(jī)以其工作輥直徑小，軋機(jī)剛度打的特點(diǎn)而不斷發(fā)展和完善。 最初出現(xiàn)的多輥軋機(jī)為六輥軋機(jī)。但是由于軋輥數(shù)量少，工作輥未作傳動輥，并且在結(jié)構(gòu)上受到兩個支撐輥間隙的限制，工作輥徑的減小受到限制，因而使用較少。此后，在六輥軋機(jī)的基礎(chǔ)上產(chǎn)生了十二輥，二十輥，三十輥，三十二輥，三十六輥等多輥軋機(jī)。 輥軋機(jī)與傳統(tǒng)軋機(jī)的優(yōu)勢： 當(dāng)前，一般規(guī)格的普碳冷板在市場上已經(jīng)非常普遍，效益也變得十分微小。而薄規(guī)格化板材已成發(fā)展趨勢，這方面的需求在加大，效益還比較樂觀。最初的四、六輥可逆式軋機(jī)軋制軋輥粗大，軋制精度不高，很難軋制薄規(guī)格產(chǎn)品；而且由于工作輥、支承輥、牌坊都是很龐大，造成運(yùn)行成本高，很難在日益激烈的市場競爭中取得優(yōu)勢。多輥機(jī)由于工作輥徑小，其可軋性在軋薄規(guī)格及難變形鋼材產(chǎn)品方面明顯優(yōu)于4-6輥機(jī)而且節(jié)能效果顯著。此前很長時間，多輥機(jī)主要用于軋制不銹鋼、硅鋼等難于變形的合金鋼，用于軋制普碳鋼也僅僅是近幾年才開始的，經(jīng)過實(shí)踐其優(yōu)勢十分明顯 。 與傳統(tǒng)的四輥軋機(jī)相比，多輥軋機(jī)有以下的優(yōu)點(diǎn)： (1)工作輥整個輥身以支承輥?zhàn)髅浇橹С性谂品簧希堓亴挾确较虺惺艿膹澢苄?，從而能夠使用小直徑的工作輥? (2)由于軋機(jī)的剛度提高，并使用了高硬度軋輥，因而能生產(chǎn)出高精度的產(chǎn)品，其精度與四輥機(jī)相比可提高四倍。 (3)新型的二十輥機(jī)可將2.75mm的原料一個軋程軋到0.18～0.23，3.0mm的原料一個軋程軋到0.2～0.25，同時對多種合金鋼品種均能適應(yīng)。 (4)工作輥直徑減小，可以實(shí)現(xiàn)軋薄，普通1250四輥軋機(jī)最薄可軋到0.25mm，而用二十輥軋機(jī)可以軋到0.08mm。 (5)由于軋輥直徑小，導(dǎo)致變形區(qū)接觸面積減小,從而使總軋制力減小。二十輥軋機(jī)的軋制力(在軋制條件相同時)約為四輥軋機(jī)的25%，由于軋制力的減小使軋制力矩減小,從而可節(jié)約電能30~40%。[5] (6)在多輥機(jī)上實(shí)際強(qiáng)化壓下，使軋制道次減少，并有可能減少軋程，從而提高了生產(chǎn)效率和成材率，降低成本。 (7)由于多輥軋機(jī)采用大張力軋制，帶鋼的平直度、板型顯著提高。 (8)軋機(jī)的體積減小，重量減輕，相對降低了設(shè)備投資費(fèi)用。 (9)多輥軋機(jī)常用備件（如軋輥、軸承等）均比四輥機(jī)小得多，因此可以大大減低成本。 2 總體方案的設(shè)計(jì) 2.1 技術(shù)參數(shù)要求 (1)被加工工件直徑3~10mm； (2)最大工件長度50mm； (3)工件材料GCr15； (4)軋制功率11kW； (5)整機(jī)使用時間250000h 2.2 方案設(shè)計(jì) 2.2.1 固定輥的設(shè)計(jì) (1)軋輥?zhàn)? 軋輥軸座分開鑄造，用螺栓緊固以便于安裝和更換，同時軋輥采用裝配式軋輥。軋輥軸承均采用滾動軸承，因?yàn)闈L動軸承維護(hù)方便且摩擦系數(shù)較低。軸承內(nèi)圈采用雙螺母鎖緊，軸兩端螺母應(yīng)采用不同的旋向。 (2)角度調(diào)整機(jī)構(gòu) 角度調(diào)整機(jī)構(gòu)由安裝在軋輥軸座兩端的螺母和螺桿構(gòu)成，為了消除軋輥軸座和移動輥?zhàn)g的間隙，在每個調(diào)解機(jī)構(gòu)的上方安裝有軋輥軸座鎖緊機(jī)構(gòu)。調(diào)節(jié)軋輥工作傾角時，先調(diào)節(jié)鎖緊螺桿。 2.2.2 傳動方案的確定 (1)為了降低成本、減輕重量、設(shè)計(jì)上的簡單，我們應(yīng)該使用簡單的機(jī)構(gòu)和簡短的運(yùn)動鏈，如果基本機(jī)構(gòu)不能完成機(jī)械的運(yùn)動，可以適當(dāng)進(jìn)行組合。而為了是機(jī)械有較高的工作效率，我們對傳動效率較大的主運(yùn)動鏈的選擇需要讓其具有較高的機(jī)械效率，其它傳動效率較小的輔助運(yùn)動鏈可以放在次要地位[7]。 (2)多級減速器各級傳動比的分配，直接影響減速器的承載能力，和使用壽命，還會影響其體積、重量和潤滑。傳動比一般按以下原則分配：使各級傳動承載能力大致相等；使減速器的尺寸與質(zhì)量較?。皇垢骷夶X輪圓周速度較??；采用油浴潤滑時，使各級齒輪副的大齒輪浸油深度相差較小。 低速級大齒輪直接影響減速器的尺寸和重量，減小低速級傳動比，即減小了低速級大齒輪及包容它的機(jī)體的尺寸和重量。增大高速級的傳動比，即增大高速級大齒輪的尺寸，減小了與低速級大齒輪的尺寸差，有利于各級齒輪同時油浴潤滑；同時高速級小齒輪尺寸減小后，降低了高速級及后面各級齒輪的圓周速度，有利于降低噪聲和振動，提高傳動的平穩(wěn)性。故在滿足強(qiáng)度的條件下，末級傳動比小較合理。 減速器的承載能力和壽命，取決于最弱一級齒輪的強(qiáng)度。僅滿足于強(qiáng)度能通得過，而不追求各級大致等強(qiáng)度常常會造成承載能力和使用壽命的很大浪費(fèi)。通用減速器為減少齒輪的數(shù)量，單級和多級中同中心距同傳動比的齒輪一般取相同參數(shù)。當(dāng)設(shè)置較密時，較易實(shí)現(xiàn)各級等強(qiáng)度分配；設(shè)置較疏時，難以全部實(shí)現(xiàn)等強(qiáng)度。按等強(qiáng)度設(shè)計(jì)比不按等強(qiáng)度設(shè)計(jì)的通用減速器約半數(shù)產(chǎn)品的承載能力可提高10%-20%。 圖1 1—電動機(jī) 2—皮帶輪 3—行星齒輪 4—皮帶 5—減速器 6—軋機(jī)的輥 2.2.3 機(jī)架的選擇 軋鋼機(jī)機(jī)架是軋機(jī)的重要部件，軋輥、軋輥軸承、以及軋輥調(diào)整裝置都安裝在機(jī)架上。機(jī)架再軋制過程中承受巨大的軋制力必須有足夠的強(qiáng)度和剛度。 (1)閉式機(jī)架 它是一個整體框架，一般通過上下連接梁將左右兩片機(jī)架聯(lián)結(jié)在一起，并通過軌座將其安裝在地基基礎(chǔ)上。 特點(diǎn)：強(qiáng)度、剛度大、整體性強(qiáng)；但只能從其側(cè)邊換輥。 圖2 閉式機(jī)架 (2)開式機(jī)架 它的每片機(jī)架均由機(jī)架本體與上蓋兩部分組成，其兩部分聯(lián)結(jié)方式有多種：螺栓、立銷、套環(huán)、橫銷、斜楔等5種。以最后一種斜楔聯(lián)結(jié)性能最佳因而應(yīng)用最廣。 開式機(jī)架剛度較差，但換輥方便：可卸下聯(lián)結(jié)斜楔打開機(jī)架蓋從上面吊出或裝入。 圖3 開式機(jī)架 本設(shè)計(jì)是對棒材的壓軋，棒材直徑不大，因此壓軋力不是很大,在保證產(chǎn)品質(zhì)量的情況下結(jié)構(gòu)越簡單越好，所以說選取開式機(jī)架就可以。 2.2.4 電機(jī)的選擇 通常我們采用三相異步電動機(jī)，三相異步電動機(jī)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速低于旋轉(zhuǎn)磁場的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)子繞組因與磁場間存在著相對運(yùn)動而感生電動勢和電流，并與磁場相互作用產(chǎn)生電磁轉(zhuǎn)矩，實(shí)現(xiàn)能量變換。與單相異步電動機(jī)相比，三相異步電動機(jī)運(yùn)行性能好，并可節(jié)省各種材料。按轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的不同，三相異步電動機(jī)可分為籠式和繞線式兩種?；\式轉(zhuǎn)子的異步電動機(jī)結(jié)構(gòu)簡單、運(yùn)行可靠、重量輕、價格便宜，得到了廣泛的應(yīng)用，其主要缺點(diǎn)是調(diào)速困難。繞線式三相異步電動機(jī)的轉(zhuǎn)子和定子一樣也設(shè)置了三相繞組并通過滑環(huán)、電刷與外部變阻器連接。調(diào)節(jié)變阻器電阻可以改善電動機(jī)的起動性能和調(diào)節(jié)電動機(jī)的轉(zhuǎn)速。 3 機(jī)械裝置設(shè)計(jì) 3.1 V帶設(shè)計(jì) 3.1.1 V帶設(shè)計(jì)的注意事項(xiàng) (1)V帶一般都是無端環(huán)帶，為了方便安裝，應(yīng)調(diào)整軸間距和預(yù)緊力，而對于沒有張緊輪的傳動，其中一根軸的軸承位置能沿帶長方向移動； (2)傳動結(jié)構(gòu)應(yīng)便于V帶的安裝和更換； (3)水平和接近水平的帶傳動，應(yīng)該使帶的松邊在上，緊邊在下，可增大小帶輪的包角； (4)多根V帶傳動時，應(yīng)避免各V帶的載荷分布不均，對同一帶輪上V帶的長度配組，而更換時必須全部帶同時更換； (5)使用張緊輪傳動的V帶，會增加帶的曲撓次數(shù)，縮短壽命； (6)在傳動裝置中，倆帶輪對應(yīng)的輪槽中心平面的平面度應(yīng)該小于0.002倍的軸間距，帶輪軸線的平行度應(yīng)小于0.006倍的軸間距； (7)普通V帶和窄V帶不能混用于通一個傳動裝置。 3.1.2 V帶設(shè)計(jì)的過程 1) 確定計(jì)算功率Pca 工作情況系數(shù)KA=1.2，則Pca=KAP=1.2×11=13.2（kW） 2)選擇V帶的型號 根據(jù)計(jì)算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1460r/min，所以選用B型帶。 3)確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd，驗(yàn)算帶速 (1)選取小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=125mm (2)驗(yàn)算帶速v v=πdd1n1/60000=9.93(m/s) v在5m/s-25m/s范圍內(nèi),所以帶速合適. (3)計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2=n1/n2×dd1=3×125=375(mm),選取355mm. 從動輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速為 n’2= dd1/ dd2×n1(1－ε)=503.8(r/min) 轉(zhuǎn)速誤差為 (n2－n’2) / n2×100%=-3.52% 轉(zhuǎn)速誤差不超過±5%，所以合適。 4)確定中心距a，選擇帶的基準(zhǔn)長度Ld 0.7（dd1+ dd2）≤a0≤2（dd1+ dd2） 0.7（125+355）mm≤a0≤2（125+355）mm 336mm≤a0≤960mm 初定中心距a0=450mm 計(jì)算相應(yīng)的帶長Ld0 Ld0≈2 a0+π（dd1+ dd2）/2+（dd1—dd2）2/4 a0 =2×450+π(125+355) /2+(125—355)2/4×450 =1683（mm） 選取帶的基準(zhǔn)長度為Ld=1600mm 計(jì)算實(shí)際中心距 a≈a0+（Ld—Ld0）/2=450+（1600—1683）/2=409（mm） 計(jì)算中心距a的變動范圍是406mm—478mm。 6)計(jì)算小帶輪上的包角α1 α1≈1800—（dd2—dd1）×57.30/a =1800—（355—125）×57.30/409 =147.770＞1200 故包角合適。 7)確定V帶的根數(shù) z≥Pca/（P0+△P0）KaKL 用內(nèi)插法得P0=2.20Kw, △P0=0.46kW ，Ka=0.91，KL=0.92，則 z≥Pca/（P0+△P0）KaKL=13.2/(2.20+0.46) ×0.91×0.92 =5.93 取z=6根. 8)確定帶的初拉力F0 F0=500 Pca(2.5/ Ka-1)/zv+qv2 取q=0.18,則 F0=500 Pca/zv(2.5/ Ka-1)+qv2 =500×13.2×(2.5/0.91-1)/6×9.93+0.18×9.932 =211.30(N) 9)計(jì)算壓軸力FQ FQ=2z F0sinα1/2 =2×6×211.30×sin147.770/2 =2436(N) 3.2. 輸入軸及其齒輪的設(shè)計(jì) 3.2.1 齒輪設(shè)計(jì) 輪緣上有齒能連續(xù)嚙合傳遞運(yùn)動和動力的機(jī)械元件。齒輪是能互相嚙合的有齒的機(jī)械零件，齒輪在傳動中的應(yīng)用很早就出現(xiàn)了。19世紀(jì)末，展成切齒法的原理及利用此原理切齒的專用機(jī)床與刀具的相繼出現(xiàn)，隨著生產(chǎn)的發(fā)展，齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性受到重視。 1) 選擇齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù) (1) 選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2) 運(yùn)輸機(jī)是一般工作機(jī)器，速度不高，選用8級精度。 (3) 材料選擇： 一般減速器對傳動尺寸沒有特殊限制，可采用軟吃面?zhèn)鲃印＿x擇大、小齒材料均為(調(diào)質(zhì))45號鋼，打齒輪齒面平均強(qiáng)度為210HBS,小齒輪齒面平均強(qiáng)度為250HBS，兩者材料硬度差為40HBS。 (4) 選小齒輪齒數(shù)z1=32，大齒輪齒數(shù)z2 =65。 (5) 計(jì)算齒數(shù)比 u= z2／z1＝65／32≈2.031 按照齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，進(jìn)行試算為 2) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1) 選載荷系數(shù)Kt＝1.3； (2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm=1460r／min，額定功率Pd=11kW 傳到一軸上的功率為P1=Pdη=11×0.96=10.56KW，n1=nm／i0=1460／2=730 r／min 則 (3) 通過表<圓柱齒輪的齒寬系數(shù)φd>選取齒寬系數(shù)為φd=0.9； (4) 通過<彈性影響系數(shù)ZE>查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8； (5) 通過<齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限>由齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限為δHlim1＝δHlim2＝1170MPa； (6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×730×1×250000=1.095×1010 N2=N 1／u= 1.095×1010／2=5.475×109 (7) 通過<接觸疲勞壽命系數(shù)>查得接觸疲勞壽命系數(shù)為=0.88, =0.90； (8) 計(jì)算疲勞許用應(yīng)力 認(rèn)為失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 　　　　　　 3)計(jì)算 (1)計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t,取中較小的值 (2)計(jì)算圓周速度v (3) 計(jì)算齒寬b 　　　　　　b=φdd1t=1×50.90=50.90(mm) (4)計(jì)算齒寬和齒高之比b/h 　　　　　　模數(shù)mt=d1t/z1=50.90/32=1.59(mm) 　　　　　　齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25×1.59=3.578(mm) 　　　　　　b/h=50.90/3.578=14.22 (5)計(jì)算載荷系數(shù) 因?yàn)関＝1.94m/s，8級精度，通過動載系數(shù)圖查得動載系數(shù)Kv＝1.12；直齒輪，若Ft/b≥100N/mm，通過表<齒間載荷分配系數(shù)>查得KHa=KFa=1.1；使用系數(shù)KA＝1；通過表<接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用齒向載荷分布系數(shù)KHb的簡化計(jì)算公式>查得＝1.43；又通過查得＝1.37；（由b/h＝9.6，＝1.43） 載荷系數(shù) K＝KAKvKHa=1×1.12×1.1×1.43＝1.72 (6) 按載荷系數(shù)校正分度圓直徑，得 (7) 計(jì)算模數(shù)m m=d1/z1=53.27/32=1.66,取模數(shù)=2 3.2.2 齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)為 mm 1) 確定公式內(nèi)各數(shù)值 (1) 通過<齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限>查得大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為σFE1＝σFE2＝680MPa； (2) 通過<彎曲疲勞壽命系數(shù)>查得彎曲疲勞壽命系數(shù)＝0.88；＝0.9； (3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 選取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 　 (4)計(jì)算載荷系數(shù)K K=KAKvKаKHβ=1×1.12×1.1×1.37＝1.69 (5)齒形系數(shù) 通過表<齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)>查得=1.58，=1.76 所以疲勞強(qiáng)度足夠； 計(jì)算幾何尺寸 1)計(jì)算分度圓直徑 　　d1＝z1m＝32×2＝64mm 　　　　d2＝z2m＝65×2＝130mm 2) 計(jì)算中心距 a＝（d1＋d2）/2＝（64+130）/2＝97mm 3) 計(jì)算齒輪寬度 b＝φdd1＝1×64＝64mm，B1＝70mm 3.2.3 輸入軸的設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是確定軸的合理外形和全部結(jié)構(gòu)尺寸，為軸設(shè)計(jì)的重要步驟。它由軸上安裝零件類型、尺寸及其位置、零件的固定方式，載荷的性質(zhì)、方向、大小及分布情況，軸承的類型與尺寸，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝及運(yùn)輸，對軸的變形等因素有關(guān)。設(shè)計(jì)者可根據(jù)軸的具體要求進(jìn)行設(shè)計(jì)，必要時可做幾個方案進(jìn)行比較，以便選出最佳設(shè)計(jì)方案，以下是一般軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)原則： 1、節(jié)約材料，減輕重量，盡量采用等強(qiáng)度外形尺寸或大的截面系數(shù)的截面形狀； 2、易于軸上零件精確定位、穩(wěn)固、裝配、拆卸和調(diào)整； 3、采用各種減少應(yīng)力集中和提高強(qiáng)度的結(jié)構(gòu)措施； 4、便于加工制造和保證精度。 估算軸的最小直徑。取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理。取C=112，得 取=38mm。 3.2.4 輸入軸的校核 如圖為軸的簡化受力圖： 圖4 軸受力簡圖 已知，F(xiàn)Q=2436N，L1=110mm，L2=115mm，L3=38mm。 3.2. 5 作用在齒輪上的力 輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 T1=9550000P1/n1 =9550000×10.56÷486.67 ≈207220(N·mm) 那么齒輪上的圓周力 Ft=2T1/ d1 =2×207220÷64 =6476(N) 徑向力 Fr= Fttanαn/cosβ = 6476×tan200÷cos80 =2380(N) 軸向力 Fa= Fttanβ =6476×tan80=910(N) 3.2.6 計(jì)算支撐力FHV1、FHV1、FNV2、FHV2 FQ+ Ft= FHV1+ FHV2 FHV1·L1+ FHV2·（L1+L2+L3）= Ft·（L1+L2） 通過以上兩式，計(jì)算FHV1=5853N，F(xiàn)HV2=3095N FNV1+ FNV2= Fr FNV1·L1+ FNV2·（L1+L2+L3）+ Fa ·D/2= Fr·（L1+L2） 通過以上兩式,計(jì)算FNV2=820N，F(xiàn)HV2=1575N 3.2.7 校核軸的強(qiáng)度 校核時，一般只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核。取α=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力為： 而之前選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，所以安全。 3.2.8 鍵的校核 鍵主要用作軸和軸上零件之間的周向固定以傳遞扭矩，有些鍵還可實(shí)現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向移動。如減速器中齒輪與軸的聯(lián)結(jié) (1) 選擇鍵連接類型 因?yàn)辇X輪工作時要求較高，故選A型普通平鍵。 (2) 確定尺寸 查表選擇鍵尺寸b=10mm,h=8mm，鍵長40mm。 (3) 校核鍵連接的強(qiáng)度 因?yàn)殒I和軸的材料均為鋼，輪轂材料為鑄鐵，查表得許用擠壓應(yīng)力=50Mpa—60Mpa，取=60 Mpa。 鍵的工作長度l=L-b=30-10=30（mm），擠壓面高度k=h/2=4（mm）,轉(zhuǎn)矩T=145800(N·mm)，則 (4) 故安全。 3.2.9 軸承介紹 軸承是當(dāng)代機(jī)械設(shè)備中一種舉足輕重的零部件，它的主要功能是支撐旋轉(zhuǎn)軸或其它運(yùn)動體，引導(dǎo)轉(zhuǎn)動或移動運(yùn)動并承受由軸或軸上零件傳遞而來的載荷。按運(yùn)動元件摩擦性質(zhì)的不同，軸承可分為滾動軸承和滑動軸承兩類。究其作用來講應(yīng)該是支撐，即字面解釋用來承軸的，但這只是其作用的一部分，支撐其實(shí)質(zhì)就是能夠承擔(dān)徑向載荷。也可以理解為它是用來固定軸的。就是固定軸使其只能實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)動，而控制其軸向和徑向的移動。 電機(jī)沒有軸承的后果就是根本不能工作。因?yàn)檩S可能向任何方向運(yùn)動，而電機(jī)工作時要求軸只能作轉(zhuǎn)動。 從理論上來講不可能實(shí)現(xiàn)傳動的作用，不僅如此，軸承還會影響傳動，為了降低這個影響在高速軸的軸承上必須實(shí)現(xiàn)良好的潤滑，有的軸承本身已經(jīng)有潤滑，叫做預(yù)潤滑軸承，而大多數(shù)的軸承必須有潤滑油，負(fù)載在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時，由于摩擦不僅會增加能耗，更可怕的是很容易損壞軸承。把滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦的說法是片面的，因?yàn)橛蟹N叫滑動軸承的東西。 軸承的校核 因?yàn)檩S承同時承受周向和徑向載荷作用，根據(jù)軸徑，選擇深溝球軸承，型號為6210型。 軸承受力簡圖如下： 圖5 軸承受力簡圖 已知，F(xiàn)r1=5853 N，F(xiàn)r2=820N，F(xiàn)a=910（N） (1) 確定Cr、e、Y值 由手冊查得6210軸承Cr、e、Y值，Cr=35kN，e=0.26，Y=1.713 (2)計(jì)算軸承內(nèi)部軸向力 軸承1內(nèi)部軸向力 Fs1= Fr1/2Y=5853÷2 ÷1.71=1711.6(N),方向向右 軸承2內(nèi)部軸向力 Fs2= Fr2/2Y=820÷2 ÷1.71=239.5(N)，方向向左 (3)軸承所受軸向載荷Fac 由圖可知，F(xiàn)s2與Fa方向相同，其和為 Fs2+Fa=239.5+910=1149.5（N）＜Fs1 因此軸承1被“放松”，軸承2被“壓緊”，則 Fa1= Fs1 Fa2= Fs2+ Fa (4)計(jì)算當(dāng)量動載荷 根據(jù)Fa1/ Fr1=1711.6÷5853=0.292＞e，F(xiàn)a2/ Fr2=1.409＞e，取X=0.56，Y=1.71，有中等沖擊時，取fp=1.6。 軸承1當(dāng)量動載荷 P1= fp（X Fr1+Y Fa1）=1.6×（1.56 ×5853+1.71×1711.6）=19647（N） 軸承2當(dāng)量動載荷 P2= fp（X Fr2+Y Fa2）=1.6×（1.56 ×820+1.71×1149.5）=5195（N） 軸承的動載荷取P1、P2中較大者 (4)計(jì)算軸承實(shí)際壽命 查表取溫度系數(shù)ft=1.0，球軸承壽命系數(shù)ε=3， 則軸承實(shí)際壽命 滿足使用要求，所以合適。 3.3 Ⅱ軸上的齒輪設(shè)計(jì) 3.3.1 選擇齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù) 1) (1)選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2)運(yùn)輸機(jī)是一般工作機(jī)器，速度不高，所以選用8級精度。 (3)材料選擇：一般減速器對傳動尺寸沒有特殊限制，可采用軟吃面?zhèn)鲃印＿x擇大、小齒材料均為(調(diào)質(zhì))45號鋼，打齒輪齒面平均強(qiáng)度為210HBS,小齒輪齒面平均強(qiáng)度為250HBS，兩者材料硬度差為40HBS。 (4)選擇小齒輪齒數(shù)z1 =30，大齒輪齒數(shù)z2 =67。 (5) 計(jì)算齒數(shù)比 u= z2／z1＝67／30≈2.27 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算， 2)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 (1) 試選載荷系數(shù)Kt＝1.3； (2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)的額定功率Pd=11KW，滿載轉(zhuǎn)速nm=1460r／min， 則傳到V軸上的功率P1=Pdη1η2η3=11×0.96×0.99×0.97=10.14(KW)，n2=nm／i0/i1=1460／3/2.03=239(r／min) 則 (3)由表<圓柱齒輪的齒寬系數(shù)φd>選取齒寬系數(shù)φd=0.9； (4)由表<彈性影響系數(shù)ZE>查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8； (5)由圖<齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限>e按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極　　 　　　　 　限δHlim1＝δHlim2＝1170MPa； (6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 　　　　　N1=60n1jLh=60×239×1×250000=3.585×109 N2=N1 ／u= 3.585×109／2.27=1.58×109 (7) 由圖<接觸疲勞壽命系數(shù)>查得接觸疲勞壽命系數(shù)1＝0.88；2＝0.90； (8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 　　　　　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，得 　　　　　　 3)計(jì)算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑d2t，代入中較小的值 　　　　 (2) 計(jì)算圓周速度v 　　　　　　 (3) 計(jì)算齒寬b 　　　　　　b=φdd2t=1×71.89=71.89(mm) (4) 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h 　　　　　　模數(shù)mt=d2t/z3=71.89/30=2.4(mm) 　　　　　　齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25×2.4=5.4(mm) 　　　　　　b/h=71.89/5.4=13.31 (5)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v＝0.90m/s，8級精度，由動載系數(shù)圖查得動載系數(shù)Kv＝1.12； 直齒輪，假設(shè)Ft/b≥100N/mm，由表<齒間載荷分配系數(shù)>查得KHa=KFa=1.1； 由表<使用系數(shù)>查得使用系數(shù)KA＝1；由表<接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用齒向載荷分布系數(shù)KHb的簡化計(jì)算公式>查得＝1.43；由圖彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算用齒向載荷分布系數(shù)查得＝1.37；（由b/h＝9.6，＝1.43） 故載荷系數(shù) K＝KAKvKHa=1×1.12×1.1×1.43＝1.72 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得 (7) 計(jì)算模數(shù)m m=d2/z2=75.25/30=2.51,取模數(shù)=2.5 3.3.2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1) 由圖<齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限>d查得大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1＝σFE2＝680MPa； (2) 由圖<彎曲疲勞壽命系數(shù)>查得彎曲疲勞壽命系數(shù)1＝0.88；2＝0.9； (3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 　　　　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，得 　　　　　　 (4) 計(jì)算載荷系數(shù)K 　　　K＝=1×1.12×1.1×1.37＝1.69 (5) 查取齒形系數(shù) 由表<齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)>查得YFa1=2.65；YFa2=2.226 (6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 　　　　　　由表<齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)>可查得 YSa1=1.58；YSa2=1.764 　　 抗彎強(qiáng)度夠。 3.3.3 幾何尺寸計(jì)算 1) 計(jì)算分度圓直徑 　　d1＝z1m＝30×2.5＝75（mm） 　　d2＝z2m＝67×2.5＝168(mm) 2) 計(jì)算中心距 　a＝（d1＋d2）/2＝（75+168）/2＝121(mm) 3) 計(jì)算齒輪寬度 　b＝φdd1＝1×75＝64(mm)，B1＝70(mm) 3.4 Ⅲ軸上的齒輪設(shè)計(jì) 3.4.1 選擇齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù) 1) (1) 選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度。 (3) 材料選擇：一般減速器對傳動尺寸無特殊限制，可采用軟齒面?zhèn)鲃?。選擇小、大齒材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒面平均強(qiáng)度為250HBS,大齒輪齒面平均強(qiáng)度為210HBS，二者材料硬度差為40HBS。 (4) 初選小齒輪齒數(shù)z1 =34，大齒輪齒數(shù)z2 =63。 (5) 計(jì)算齒數(shù)比。 u= z2／z1＝63／34≈1.85 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)。 進(jìn)行試算為 2)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 (1) 試選載荷系數(shù)Kt＝1.3； (2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)的額定功率Pd=11KW，滿載轉(zhuǎn)速nm=1460r／min， 則傳到V軸上的功率P5=Pdη1η22η32=11×0.96×0.992×0.972=9.74(KW)，n2=nm／i0/i1/i2=1460／3/2.03/1.85=130(r／min) 則 (3)由表<圓柱齒輪的齒寬系數(shù)φd>選取齒寬系數(shù)φd=0.9； (4)由表<彈性影響系數(shù)ZE>查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8； (5) 由圖<齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限>e按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限δHlim1＝δHlim2＝1170MPa； (6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 　　　　　N1=60n3jLh=60×130×1×250000=1.95×109 N2=N1 ／u=1.95×109／1.85=1.05×109 (7) 由圖<接觸疲勞壽命系數(shù)>查得接觸疲勞壽命系數(shù)1＝0.88；2＝0.90； (8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 　　　　　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，得 　　　　　　 3) 計(jì)算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑d2t，代入中較小的值 　　　　 (2) 計(jì)算圓周速度v 　　　　　　 (3) 計(jì)算齒寬b 　　　　　　b=φdd3t=1×88.88=88.88(mm) (4) 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h 　　　　　　模數(shù)mt=d3t/z3=88.88/34=2.6 　　　　　　齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25×2.6=5.9 　　　　　　b/h=88.88/5.9=15.1 (5) 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v＝0.60m/s，8級精度，由動載系數(shù)圖查得動載系數(shù)Kv＝1.12；直齒輪，假設(shè)Ft/b≥100N/mm，由表<齒間載荷分配系數(shù)>查得KHa=KFa=1.1；由表<使用系數(shù)>查得使用系數(shù)KA＝1； 由表<接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用齒向載荷分布系數(shù)KHb的簡化計(jì)算公式>查＝1.43；由圖彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算用齒向載荷分布系數(shù)查得＝1.37；（由b/h＝9.6，＝1.43） 故載荷系數(shù) K＝KAKvKHa=1×1.12×1.1×1.43＝1.72 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,得 (7)計(jì)算算模數(shù)m 　　　　　　m=d3/z2=93.02/34=2.7,取模數(shù)=3 3.4.2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 　　彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 　　　　　　 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1) 由圖<齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限>d查得大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1＝σFE2＝680Mpa； (2) 由圖<彎曲疲勞壽命系數(shù)>查得彎曲疲勞壽命系數(shù)1＝0.88；2＝0.9； (3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 　　　　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，得 　　　　　　 (4) 計(jì)算載荷系數(shù)K 　　　　　K＝=1×1.12×1.1×1.37＝1.69 (5) 查取齒形系數(shù) 　　　　　　由表<齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)>查得YFa1=2.65；YFa2=2.226 (6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 　　　　　 由表<齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)>可查得 YSa1=1.58；YSa2=1.764。 　　 抗彎疲勞強(qiáng)度足夠。 3.4.3 幾何尺寸的計(jì)算 1）計(jì)算分度圓直徑 　　　　d1＝z3m＝34×3＝102（mm） 　　　　d2＝z4m＝63×2.5＝158(mm) 2）計(jì)算中心距 　　　　a＝（d1＋d2）/2＝（102+158）/2＝130(mm) 3）計(jì)算齒輪寬度 　　　　b＝φdd1＝1×102＝102(mm)，B1＝110(mm) 3.5 固定輥的設(shè)計(jì) 3.5.1 介紹 軋輥是軋鋼廠軋鋼機(jī)上的重要零件，利用一對或一組軋輥滾動時產(chǎn)生的壓力來軋碾鋼材。它主要承受軋制時的動靜載荷，磨損和溫度變化的影響。機(jī)部件中軋輥的工作條件最為復(fù)雜。軋輥在制造和使用前的準(zhǔn)備工序中會產(chǎn)生殘余應(yīng)力和熱應(yīng)力。使用時又進(jìn)一步受到了各種周期應(yīng)力的作用,包括有彎曲、扭轉(zhuǎn)、剪力、接觸應(yīng)力和熱應(yīng)力等。這些應(yīng)力沿輥身的分布是不均勻的、不斷變化的，其原因不僅有設(shè)計(jì)因素，還有軋輥在使用中磨損、溫度和輥形的不斷變化。此外，軋制條件經(jīng)常會出現(xiàn)異常情況。軋輥在使用后冷卻不當(dāng)，也會受到熱應(yīng)力的損害。所以軋輥除磨損外，還經(jīng)常出現(xiàn)裂紋、斷裂、剝落、壓痕等各種局部損傷和表面損傷。一個好的軋輥，其強(qiáng)度、耐磨性和其他各種性能指標(biāo)間應(yīng)有較優(yōu)的匹配。這樣，不僅在正常軋制條件下持久耐用，又能在出現(xiàn)某些異常軋制情況時損傷較小。所以在制造軋輥時要嚴(yán)格控制軋輥的冶金質(zhì)量或輔以外部措施以增強(qiáng)軋輥的承載能力。合理的輥形、孔型、變形制度和軋制條件也能減小軋輥工作負(fù)荷，避免局部高峰應(yīng)力，延長軋輥壽命。 軋輥通過軸承座與壓下和壓緊機(jī)構(gòu)相聯(lián)，把軋制力傳遞給機(jī)架。設(shè)計(jì)軋輥時應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)： (1)采用裝配式軋輥 (2)并且軋輥軸承均采用摩擦系數(shù)較低的滾動軸承 (3)鎖緊軸承內(nèi)圈采用雙螺母鎖緊 (4)設(shè)計(jì)軋輥軸時，應(yīng)保證使軋輥孔型的螺旋角落在轉(zhuǎn)鼓的回轉(zhuǎn)中心線上。 3.5.2 固定輥的具體設(shè)計(jì) (1)棍身 工作輥徑D1一般小于名義直徑D，為防止孔槽切入過深，D/D1比值不大于1.4。軋輥直徑可根據(jù)咬入條件，咬入角α取7，所以輥徑取46mm，名義輥徑取66mm。軋輥結(jié)構(gòu)如下： 圖6 軋輥結(jié)構(gòu) 1 輥身 2 輥頸 3 輥頭 輥身長度： L=b+a a— 根據(jù)線材的不同，選取的余量，b=155mm，a=33mm，所以L=188mm。 (2)棍頸 輥頸的尺寸不能太大,可近似選取d=(0.5-0.55)D,ι/d=0.83-1.0,取ι=33mm. (3)輥頭 在本設(shè)計(jì)中,采用梅花接軸。 對于線材軋機(jī) d1=d－（10-15）mm，所以d1=20mm，ι2=20mm。 3.5.3 軋輥的強(qiáng)度校核 選取軋輥的材料為40Cr，硬度可達(dá)45～52HRC。 (1)輥身 作用于輥身危險斷面的彎曲應(yīng)力： P——軋件作用在軋輥上的壓力，a——壓下螺絲的中心距，代入數(shù)值得σD=14Mpa，查表得最大極限強(qiáng)度是20Mpa，所以此設(shè)計(jì)符合標(biāo)準(zhǔn)。 (2)輥頸 輥頸危險斷面上的彎曲應(yīng)力σd和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τ分別為 式中d——輥頸直徑 Md，Mk——輥徑危險截面斷面處的彎矩和扭矩 R——最大支反力 C——壓下螺絲中心線至輥身邊緣的距離，可以近似取為輥徑長度一半。 代入數(shù)值：σd=35Mpa，τ=23Mpa。 查表得極限應(yīng)力為別為σd=40Mpa，τ=35Mpa，所以符合要求。 3.5.4 軋輥軸承的工作特點(diǎn) 軋輥軸承用來支承轉(zhuǎn)動的軋輥，保持軋輥在機(jī)架中正確的位置，軋輥軸承應(yīng)具有較小的摩擦系數(shù)，足夠的強(qiáng)度和剛度，壽命長，并便于換輥。 軋輥軸承的工作特點(diǎn)是能夠承受很高的、比普通標(biāo)準(zhǔn)軸承所允許要大幾倍的單位負(fù)荷，這是因?yàn)檩S承受外圍尺寸的限制和在較短的輥頸內(nèi)可使用很大的許用應(yīng)力決定的，例如對開放式的滑動軸承（既具有可拆軸承襯的），根據(jù)輥頸上允許應(yīng)力而決定的軸承上最大單位壓力，可用下關(guān)系式導(dǎo)出： 式中 σ——輥頸內(nèi)的彎曲應(yīng)力 P——作用在軸承襯投影面上的單位壓力 d——輥頸直徑 ι和b——軸承襯上長度和寬度 設(shè)計(jì)軸承時須考慮其工作特點(diǎn)，為了保證軸承的正常工作，提高產(chǎn)品的尺寸精確度，延長軸承的使用壽命，在使用期內(nèi)爭取多軋一些合格的鋼材。 結(jié)束語 時間過的很快，轉(zhuǎn)眼之間，三個月的畢業(yè)設(shè)計(jì)就要結(jié)束了，回頭看看這三個月的畢業(yè)設(shè)計(jì)，雖然還有很大的差距，但是，在陳老師的指導(dǎo)之下，我也在原來的基礎(chǔ)上有了很大的進(jìn)步，完成了XZJ-1050滾針軋機(jī)設(shè)計(jì)。 在設(shè)計(jì)過程中，發(fā)現(xiàn)自己理論聯(lián)系實(shí)際的能力很差，在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中學(xué)到了很多，對我以后的工作將會有很大的幫助。設(shè)計(jì)過程是復(fù)雜、繁瑣的過程，必須面面俱到，考慮各方面的因素，不只是裝配方面，還有目前生產(chǎn)能力和經(jīng)濟(jì)發(fā)展趨勢等因素。 通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)我學(xué)到了很多，也領(lǐng)悟到設(shè)計(jì)人員的艱辛。在設(shè)計(jì)過程我查閱了很多有關(guān)滾針軋機(jī)機(jī)方面的資料，用到不少四年來學(xué)過的機(jī)械知識真有點(diǎn)“書到用時方恨少”的感覺。雖然在設(shè)計(jì)過程中遇到了不少的困難，在陳老師和同學(xué)的幫助下，都一一被克服了。并且在設(shè)計(jì)過程中我學(xué)會了如何同別人交流、協(xié)作和溝通，提高了自身查閱資料和獨(dú)立思考的能力。相信我在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中學(xué)到的東西對我今后的工作和學(xué)習(xí)都是非常有幫助的。由于我們的經(jīng)驗(yàn)和知識有限，難免出現(xiàn)不足之處，望指導(dǎo)教師和其他關(guān)心我們的人給予批評指正。 致謝 時光流逝，轉(zhuǎn)眼3個月即將過去，畢業(yè)設(shè)計(jì)即將結(jié)束?；叵肫疬@些日子的畢業(yè)設(shè)計(jì)，從開始選擇題目到最后完成畢業(yè)設(shè)計(jì)，許多人給了我無私的幫助，給我提出了很多的寶貴意見，在這里我要感謝他們的支持、關(guān)心和幫助。 首先，我要感謝我的指導(dǎo)老師陳征宇陳老師，在整個設(shè)計(jì)過程中陳老師給我解答了很多問題，并且給了我們很多對設(shè)計(jì)有關(guān)的資料，讓我們開闊了眼界，有助于設(shè)計(jì)。并且在設(shè)計(jì)過程中，每當(dāng)我們有問題去問老師，老師都會耐心解答，及時解決了我們設(shè)計(jì)中遇到的問題，并教給我們?nèi)绾胃膭?，起到了很好的監(jiān)督和指導(dǎo)作用，保證了我們的設(shè)計(jì)進(jìn)度。在此，我非常感謝陳老師對我的幫助和指導(dǎo)。 還有，在這里我也要感謝我的同學(xué)們，大家互相幫助、互相監(jiān)督、互相討論，發(fā)現(xiàn)問題、解決問題，大家一起查閱各種資料和參考文獻(xiàn)，以飽滿的熱情去學(xué)習(xí)、設(shè)計(jì)，達(dá)到共同進(jìn)步。 .最后，在即將離開大學(xué)之際，對幫助過我的老師和同學(xué)們致以最真誠的感謝。 參考文獻(xiàn) 1 程志彥.軋鋼機(jī)和軋鋼技術(shù)的發(fā)展[J].科技情報開發(fā)與經(jīng)濟(jì)期刊，2005，15（13）：30-52 2 陳瑛. 中厚鋼板立輥軋機(jī)的發(fā)展. 鋼鐵設(shè)計(jì)研究總院,2004 3 龐玉華.金屬塑性加工學(xué).西安：西北工業(yè)大學(xué)出版社，2005 4 李海燕，付群. 國產(chǎn)大型六輥冷軋機(jī)簡介.一重技術(shù)期刊,2006，06期 5 王邦文主編．新型軋機(jī)．冶金工業(yè)出版社，1994 6 楊節(jié)編．軋制過程數(shù)學(xué)模型[M]. 冶金工業(yè)出版社, 1983 7 王廷溥．軋鋼工藝學(xué)．北京：冶金工業(yè)出版社，1980 8 謝江，婁晨輝，李蘭．機(jī)械設(shè)計(jì)：國防工業(yè)出版社，2009 9 王世剛.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2003 10洛陽礦山機(jī)械研究所.2300中板車間機(jī)械設(shè)備.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1978:1,3,6-7 11 Control Engineering Practice 9 (2001) 987–993 12 Sendzimir . 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