1250hc軋機主傳動設計【畢業(yè)論文+cad圖紙全套】

1、<p>　　1250HC軋機主傳動設計</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本次設計為hc軋機主傳動結(jié)構(gòu)。軋鋼機主傳動系統(tǒng)主要由電機、齒輪座、聯(lián)軸器及機架組成。本次設計是對hc軋機進行主傳動系統(tǒng)設計，包括電動機、聯(lián)軸器及機架，通過計算軋制力能參數(shù)并進行零件強度校核分析來完成設計內(nèi)容。使設計方案能夠達到使用要求，并且合理可行，

2、然后進行軋制力能參數(shù)的計算，并根據(jù)算出的結(jié)果來選擇電動機并進行校核、計算，同時對其中的主要零部件，如軋輥、連接軸、傳動軸、等進行強度計算，保證了使用的安全性與可靠性，最后對潤滑方式進行了簡單分析，對經(jīng)濟性也進行了分析?？紤]到造價問題，電動機選用造價低廉的高速交流電動機。在設計的過程中，我們要考慮到實用性、制造的難度、經(jīng)濟因素以及實際生產(chǎn)中所遇到的問題。齒輪機座：用于將轉(zhuǎn)矩傳遞給工作輥，設計采用兩個直徑相等的圓柱形人字齒輪在垂直面上排成一

3、排，被裝于密閉的箱體內(nèi)。聯(lián)軸器：將電機與齒輪座安全連接的連接軸。主聯(lián)軸器一般采用梅花接軸聯(lián)軸器。</p><p>　　關(guān)鍵詞：軋機；軋輥；主傳動系統(tǒng)；電動機；齒輪座</p><p>　　The Design Of The Main Driver Of 1250 HC Mill</p><p><b>　　Abstract</b></p&g

4、t;<p>　　This design to the hc mill main drive structure. Main drive system of steel rolling is mainly composed of motor,shaft coupling and frame. This design is carried out on the hc mill main drive system design,

5、 including motor.coupling and frame, through the calculation of rolling force can parameter and intensity analysis of the parts to complete the design content. So that the use of design to meet requirements and is reason

6、ably practicable. and then rolling force can be calculated parameters,and i</p><p>　　Keywords：rolling mill; roll;The Main Driver；Electric；Roller</p><p><b>　　目 錄</b></p><

7、;p><b>　　1. 緒論1</b></p><p>　　1.1選題背景和目的1</p><p>　　1.2國內(nèi)外發(fā)展情況1</p><p>　　1.3課題研究的主要內(nèi)容2</p><p>　　2. 總體方案設計4</p><p>　　2.1軋鋼機主傳動裝置的類型4</p

8、><p>　　2.1.1 單機座軋鋼機4</p><p>　　2.1.2 多機座軋鋼機主傳動類型4</p><p>　　2.2方案對比與選擇4</p><p>　　2.3各零部件類型選擇的確定5</p><p>　　2.3.1 電機5</p><p>　　2.3.2 齒輪座6</p

9、><p>　　2.3.3 聯(lián)軸器6</p><p>　　2.4軋輥軸承選擇6</p><p>　　3. 軋制力能參數(shù)的計算7</p><p>　　3.1軋制力的計算7</p><p>　　3.1.1 設計參數(shù)7</p><p>　　3.1.2 軋輥主要尺寸的選擇7</p>

10、<p>　　3.1.3 軋制力的計算8</p><p>　　3.2軋輥力矩的計算10</p><p>　　4. 主電機容量選擇14</p><p>　　4.1初選電機14</p><p>　　4.2主電機力矩15</p><p>　　4.3電機的校核16</p><p>　

11、　5. 軋輥計算及強度校核17</p><p>　　5.1工作輥強度校核18</p><p>　　5.2支承輥強度校核19</p><p>　　5.3工作輥與支承輥間的接觸應力校核20</p><p>　　5.3.1校核最大正應力20</p><p>　　5.3.2 校核軋輥內(nèi)最大切應力21</p&g

12、t;<p>　　5.3.3校核軋輥內(nèi)最大反復切應力22</p><p>　　6. 軋輥軸承的選擇23</p><p>　　6.1軸承選擇23</p><p>　　6.2壽命計算23</p><p>　　7. 齒輪座齒輪的設計與強度計算25</p><p>　　7.1齒輪座齒輪的確定25<

13、/p><p>　　7.2 按齒面接觸強度設計25</p><p>　　7.3 按齒根彎曲強度設計28</p><p>　　7.4 幾何尺寸計算30</p><p>　　8. 聯(lián)接軸的強度計算31</p><p>　　8.1 開口式扁頭的強度計算31</p><p>　　8.2 叉頭的強度計

14、算33</p><p>　　8.3 軸體強度計算33</p><p>　　8.4 萬向接軸的許用應力34</p><p>　　9. 潤滑方式的選擇35</p><p>　　9.1 潤滑方式的類型35</p><p>　　9.2 軋機常用潤滑系統(tǒng)簡介35</p><p>　　9.3 各

15、部分潤滑方式的選擇37</p><p>　　10. 環(huán)保性及經(jīng)濟分析38</p><p>　　10.1 設備的環(huán)保分析38</p><p>　　10.2 設備可靠性分析38</p><p>　　10.3 設備經(jīng)濟性分析39</p><p>　　結(jié) 論錯誤!未定義書簽。</p><

16、p><b>　　致 謝41</b></p><p><b>　　參考文獻42</b></p><p><b>　　1 . 緒論</b></p><p>　　1.1選題背景和目的</p><p>　　在現(xiàn)在飛速發(fā)展的社會里，鋼鐵已經(jīng)成為全球廣泛應用所需要的主要材料。而

17、鋼鐵工業(yè)為了滿足當今人們的廣大需要，目前所引用先進的軋鋼機械和軋制技術(shù)，并不斷地創(chuàng)新和發(fā)展。對于冷軋機構(gòu)也有了相應的變化，隨著冷軋機的發(fā)展，各種冷軋機都有優(yōu)缺點。而對于鋼鐵通常有軋制板帶材外形尺寸的質(zhì)量通常有兩大指標:一是厚度精度(厚度公差)，二是平直度(板形)。厚度精度即包括縱向厚度和橫向厚度。由于已廣泛應用的液壓壓下和板厚自動控制(AGC)技術(shù)日趨完善，致使軋出的帶鋼縱向厚差越來越小，即縱向厚度精度越來越高，已能滿足用戶要求。相對來

18、說，橫向厚度精度和板形的影響因素更為復雜，理論尚不成熟。特別是近年來對薄而寬的帶材的需求量增加，用戶對橫向厚度精度和板形質(zhì)量的要求更嚴。因而解決橫向厚度精度及形板形的問題是冷軋生產(chǎn)中的一大難題。為了設計出能夠增強扳形控制能力的冷軋機來提高鋼鐵軋制效果，最終達到提高軋制生產(chǎn)效率的目的。通過對市場上現(xiàn)有的軋機進行比較和分析，HC軋機就是為了能夠增強板型控制能力而研制的。</p><p>　　1.2國內(nèi)外發(fā)展情況<

19、;/p><p>　　HC軋機全名為日立中心凸度高度控制軋機(High Crowm Control Mill)。該機型是日立公司于1972 年研究開發(fā)的軋機，兩年后正式投入工業(yè)化應用。由于它的中間輥可軸向移動，因此具有良好的板型控制能力。其主要結(jié)構(gòu)特點是：在支撐輥和工作輥之間加入一對能夠沿著軋輥軸向相對移動的中間輥，通過中間輥的相對移動來改變軋制壓力在帶鋼方向上的分布，加上工作輥的正負彎輥作用，對改善帶鋼板形起到了明顯

20、的效果。由于 HC下中間輥，可以消除普通四輥冷軋機無法克服的輥間有害接觸部分。與四輥軋機相比，該冷軋機既是一臺四輥軋機，又是一臺六輥 HC 軋機，具有以下優(yōu)點：(1)由于工作輥的輥徑較小，可增加道次壓下量。也就是說對軋制同一厚度的成品可增加來料厚度或減少軋制道次，節(jié)約了能源，提高了生產(chǎn)效率。(2)中間輥的軸向移動與工作輥的正負彎輥相配合，對各種不同軋制規(guī)格的熱軋鋼卷的實際板形可獲得最佳的軋制輥縫。提高了調(diào)節(jié)板型的能力，可獲得最佳扳形高質(zhì)

21、量帶材。（3）工作輥輥形采用圓柱形，不僅減少了軋輥的備用量，簡化了軋輥管理，而且也減少了軋輥的磨削量，節(jié)約了軋輥。更重要的是當改變軋制計劃時不需要更換軋輥，節(jié)約</p><p>　　第一臺HC六輥軋機安裝在日本日立研究所，軋機尺寸為φ100/φ130/φ300 x 400毫米，這臺軋機試驗成功后兩年，即1974年，日本新日鐵八惜廠改裝了一臺單機架可逆式HC六輥軋機，尺寸為φ400/φ530/φ1420 x 142

22、0毫米，用于冷軋?zhí)间?。以后，HC軋機的應用范圍逐步擴大到平整，冷連軋和熱連軋等領(lǐng)域，軋制品種由軋鋼擴大到軋制有色金屬，成為近十年來發(fā)展最快，建立臺數(shù)最多的新型板帶軋機。至1983年統(tǒng)計:已投產(chǎn)了各類HC軋機共73臺，1984年，尚有10臺正在制造、安裝中。它具有普通四輥冷軋機不能達到的性能和優(yōu)點，首先在日本得到廣泛使用，繼而受到全世界的矚目，它和氧氣轉(zhuǎn)爐煉鋼、精煉、連鑄并列為推動鋼鐵技術(shù)進步的3大技術(shù)，除日本各大鋼鐵公司均已采用外，美國

23、、聯(lián)邦德國、加拿大、瑞典、巴西、墨西哥和南朝鮮等國也有引進。其中德國比較重視鋼鐵工業(yè)的可持續(xù)發(fā)展，制定了一些標準和計劃。決定開發(fā)新鋼種新的制造設備提高勞動生產(chǎn)率和成材率。目前可以認為，HC六輥軋機是板帶軋機改造和新建的主要新機型，版形自動控制，自由規(guī)程軋制，高精度，多參數(shù)在線綜合測試等，提高勞動生產(chǎn)率和成材率及連續(xù)化。同時回</p><p>　　而我國已經(jīng)擁有現(xiàn)代化四輥及六輥冷軋機108臺，其機組設備布置齊全，生

24、產(chǎn)能力可達到2100kt/a，二輥冷軋機約3020臺，生產(chǎn)力可達到450kt/a，總計冷軋板帶生產(chǎn)力可達2550kt/a，到2005年底，我國四輥軋機的生產(chǎn)能力為2120kt/a，二輥軋機為380kt/a生產(chǎn)能力，總計冷軋板帶生產(chǎn)能力為3500kt/a。同時，2006年我國建立冷軋廠生產(chǎn)線有2條，四輥及六輥單機架不可逆式冷軋機有13臺，可達到總生產(chǎn)力為1750kt/a 。我國已經(jīng)達到機組設備布置緊湊，總體功能齊全，機器自動化程度提高，軋

25、制速度加快，可實現(xiàn)上卸卷的自動化操作，是操作強度得到了降低，提高了成品率，很具有競爭力。機組國產(chǎn)化的程度也得到提高，對于設備的維修也更加方便。雖然和國外相比應有一些差距，但軋制速度也得到了提高，單機產(chǎn)的最初7.5kt/a提高但現(xiàn)在的40kt/a。同時，國內(nèi)的設備維修也越來越經(jīng)濟，產(chǎn)品更具競爭力。</p><p>　　1.3課題研究的主要內(nèi)容</p><p>　　本課題的主要研究內(nèi)容是通過對

26、已知軋制參數(shù)的分析，對軋輥主要尺寸進行確定，計算軋制力來確定軋制力矩，然后進一步選擇主電機容量，設計軋輥并對軋輥的強度進行校核，進而對軋輥軸承的選擇，設計齒輪中齒輪的傳動與萬向連接軸的選擇設計，再對機架的設計以及校核，還有潤滑方法的選擇和經(jīng)濟分析。</p><p><b>　　2. 總體方案設計</b></p><p>　　2.1軋鋼機主傳動裝置的類型</p&g

27、t;<p>　　由于軋鋼機型式和工作制度不同，軋鋼機主傳動裝置也有不同的類型。</p><p>　　2.1.1單機座軋鋼機</p><p>　　有的軋鋼機是將電動機的運動和力矩通過電動機聯(lián)結(jié)軸節(jié)、減速機、主聯(lián)軸節(jié)、齒輪座、聯(lián)結(jié)軸而傳給軋輥。還有的軋鋼機將電動機的運動和力矩是通過主聯(lián)軸節(jié)和聯(lián)結(jié)軸而直接傳給軋輥，兩個軋輥由各自的電動機單獨驅(qū)動。還有一種將電動機的運動和力矩是通過主

28、聯(lián)軸節(jié)、齒輪座、聯(lián)結(jié)軸而傳給軋輥。</p><p>　　2.1.2多機座軋鋼機主傳動類型</p><p>　　多機座軋機一般是不可逆式軋機，往往采用集體驅(qū)動，由一臺電動機通過減速機和齒輪座傳動若干架工作機座的軋輥。</p><p>　　2.2 方案對比與選擇 </p><p>　　圖2.1 總體傳動方案一</p><p&g

29、t;<b>　　. </b></p><p>　　圖2.2 總體傳動方案二</p><p>　　1----電動機 2---聯(lián)接軸 3----齒輪座 4---萬向接軸 5----軋輥</p><p>　　傳動方案一：方案一和方案二比較更能提高電動機的運動，力矩都是通過齒輪座，聯(lián)結(jié)軸傳給軋輥的，齒輪座則可以平均分配轉(zhuǎn)矩，使兩輥的驅(qū)動

30、同步，既轉(zhuǎn)速相同，而方向相反，這樣就可以實現(xiàn)兩輥啟動、制動同步，這樣可以提高帶鋼表面的質(zhì)量。而且使用單電機啟動，所需的設備數(shù)量少、結(jié)構(gòu)緊湊，并且占地面積小，便于維修。</p><p>　　傳動方案二：兩個電機分別帶動兩個軋輥，提供的動力大，而兩個電機的容量需求小，但不能實現(xiàn)兩個軋輥同時驅(qū)動、啟停，而且傳動不太平穩(wěn)，導致軋件的表面質(zhì)量比較差，不能保證板型。而且使用雙電機啟動，所需設備數(shù)量比較多，成本高，結(jié)構(gòu)也不緊湊

31、，并且占地面積大，不方便維修。</p><p>　　綜上所述，選擇方案一。</p><p>　　2.3各零部件類型選擇的確定</p><p><b>　　2.3.1電機</b></p><p>　　本方案采用直流電動機。直流電動機優(yōu)點有：啟動力矩大，平穩(wěn)，電器特性好，操作方便，在一定范圍內(nèi)可以無級變速。在軋鋼機上，電動機

32、工作較為繁重，要求調(diào)速范圍也比較寬。軋件在軋制時，在低速咬入軋件后，再加速到軋制速度，要求電動機有較大過載能力。當主傳動采用大型交流電動機時，需增設一套微調(diào)裝置以便于換輥，而且交流電機需要變頻調(diào)速造價高。直流電機調(diào)速方便，造價低。綜上所述選擇直流主電機。</p><p><b>　　2.3.2 齒輪座</b></p><p>　　當工作機座的軋輥由一個電動機帶動是，一

33、般采用齒輪座將電動機或減速機傳來的運動和力矩分配給兩個或三個軋輥。本方案選擇高立柱式齒輪座箱體，拆裝方便，箱體剛性和密封性好，不易漏油，工作穩(wěn)定性可靠。</p><p><b>　　2.3.3 聯(lián)軸器</b></p><p>　　軋鋼機齒輪座，減速器和電動機的運動和力矩，都是通過聯(lián)軸器傳遞給軋輥的。在軋鋼機中常用的連接軸有萬向接軸、梅花接軸、聯(lián)合接軸和齒式接軸等。確定

34、連接軸類型主要根據(jù)軋輥調(diào)整量、聯(lián)軸允許傾角和傳遞扭矩等因素有關(guān)。萬向接軸的允許傾角較大傳遞扭矩也較大，梅花接軸和聯(lián)合接軸允許傾角較小一般用于軋輥調(diào)整量不大的軋機，齒式接軸傾角較小但在高速下運轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠一般用于軋輥調(diào)整量不大速度較高的軋機。本次設計的hc軋機選用傾角比較大的滑塊式萬向接軸。</p><p>　　2.4 軋輥軸承選擇</p><p>　　熱帶鋼連軋機采用的軸承，主要有滾動軸承和

35、液體摩擦軸承。滾動軸承摩擦系數(shù)小、工作可靠、安裝拆卸方便，廣泛用于四輥軋機的工作輥上。本設計采用四列圓錐滾子軸承，因為這種軸承可承受軸向以不需采用推力軸承。為了便于換輥，軸承在軸頸上和軸承座內(nèi)均采用動配合(e8.f8)。由于配合較松，為防止對輥頸的磨損，要求輥頸硬度為HRC=32~36。同時應保證配合表面經(jīng)常有潤滑油。</p><p>　　3. 軋制力能參數(shù)的計算</p><p>　　3.

36、1 軋制力的計算</p><p>　　3.1.1 設計參數(shù)</p><p>　　材質(zhì)：20A鋼；原料寬度B=1100mm；卷重：16t；軋制速度v=12m/s；</p><p>　　軋前厚度：；軋后厚度：；壓下量: △；</p><p>　　后張力：；前張力：。</p><p>　　3.1.2軋輥主要尺寸的選擇<

37、/p><p>　　1、工作輥及支承輥輥身長度選擇</p><p>　　L=bmax+a (3.1) </p><p>　　式中: L——輥身長度，mm；</p><p>　　bmax——所軋鋼板最大寬度，bmax=1100mm；&

38、lt;/p><p>　　a——視鋼板寬度而定，當bmax=400~1200mm 時，a=100mm。</p><p>　　代入式(3.1)得L= 1200mm?？紤]到其他原料尺寸及工作輥和支承輥關(guān)系，工作輥輥身長度取 L1=1250mm。中間輥輥身長度取 L2=1300mm。支承輥輥身長度取L3=1200mm。</p><p>　　2、工作輥和中間輥以及支承輥參數(shù)選擇&

39、lt;/p><p>　　(1) HC軋機軋輥直徑的選取</p><p>　　減少工作輥直徑可采用大壓下量，但工作輥直徑過小，對大壓下量也有不利的一面，因此，存在著最佳工作輥直徑。HC軋機工作輥直接與軋件接觸，直徑影響帶鋼的扳形，通常工作輥直徑為：</p><p>　　D1=（0.2~0.3）B</p><p>　　式中：D1—工作輥直徑（mm）&

40、lt;/p><p><b>　　B—帶鋼寬度</b></p><p>　　選取D1=300mm。</p><p>　　中間輥（D2）直徑對帶鋼板影響較小，故其選擇范圍較寬。在選擇中間輥直徑時應考慮使用后在當工作輥用，故應應比工作輥直徑大些。所以選擇D2 =400mm。</p><p>　　支撐輥（D3）是承受軋制負荷，一般按

41、軋制負荷的要求選擇，也可以參考四輥軋機支撐輥的直徑選擇。</p><p>　　L/D3的選擇主要取決于工藝條件。當軋件較厚時，由于要求要較大的工作輥直徑，故選較小的L/D3比值。</p><p>　　D3=1200/(0.8~1.8)=666.67~1500mm</p><p>　　選取D3=800mm。</p><p>　　對于六輥軋機，為

42、減少軋制力，盡量使工作輥直徑小些。但工作輥最小直徑受輥頸和軸頭的扭轉(zhuǎn)強度和軋件咬人條件的限制。軋輥的工作直徑D1應滿足：</p><p>　　D1≥ (3.2)</p><p>　　式中：α——最大咬入角，由文獻[1]可知最大咬入角α=3~5°；</p><p>　　h——壓下量，mm。</p&g

43、t;<p><b>　　代入式(3.2)得</b></p><p>　　D1≥(132.65~234.78)mm</p><p>　　可知工作輥直徑滿足咬入條件。</p><p>　　3、軋輥輥頸尺寸d的確定</p><p>　　使用滾動軸承時，由于軸承外較大，輥頸尺寸不能過大，一般選：</p>

44、<p>　　d=(0.5~0.55)D</p><p>　　=(0.5~0.55) ×300=150~165mm</p><p>　　=（0.55~0.55）×400=200~220mm</p><p>　　d 3=（0.75~0.8）×800=600~640mm</p><p>　　考慮軸頸和軸頭

45、的扭轉(zhuǎn)強度因素，取</p><p>　　=160mm，=200mm d 3=600mm。</p><p>　　3.1.3 軋制力的計算</p><p>　　冷軋鋼板采用斯通公式計算</p><p>　　Pm=(k—m *) （3.3）</p><p>　　式中：Pm——

46、 平均單位壓力，MPa；</p><p>　　m—— 考慮軋輥彈性壓扁接觸弧加長對單位壓力的影響系數(shù)； </p><p>　　k—— 金屬變形阻力，MPa；</p><p><b>　　—— 水平張應力。</b></p><p>　　由文獻[1]可得計算 </p><p><b>　　(

47、3.4)</b></p><p><b>　　ε——壓下率</b></p><p><b>　　(3.5)</b></p><p>　　所以由文獻[1，圖2-12a]可知：</p><p><b>　　所以</b></p><p><b

48、>　　(3.6)</b></p><p><b>　　求壓力增加系數(shù)：</b></p><p><b>　　(3.8)</b></p><p>　　C——常數(shù)，對于鋼軋輥： (3.9)</p><p>　　軋制前后軋件的平均高度：

49、 (3.10)</p><p>　　接觸弧水平投影長度：l = (3.11)</p><p>　　由文獻[1，表2—4]取摩擦系數(shù) </p><p>　　所以： (3.12)</p><p><b>　　(3.13)</

50、b></p><p>　　查文獻[1，圖2—25]得：</p><p><b>　　所以：</b></p><p>　　考慮軋輥彈性壓扁后的接觸弧長度</p><p><b>　　(3.14)</b></p><p>　　所以軋制力 (3.16)<

51、;/p><p>　　3.2 軋輥力矩的計算</p><p>　　1、六輥軋機軋制工作輥受力分析</p><p>　　工作輥驅(qū)動六輥軋機軋輥受力見圖3.1，由文獻[1]得計算軋制力公式如下</p><p>　　MK=MZ+MR+Mf1 (3.17)</p><

52、;p>　　MZ=P·a (3.18)</p><p>　　MR=R·c (3.19)</p><p>　　Mf1=F·ρ1 (3.20)</

53、p><p>　　圖3.1 工作輥傳動六輥軋機軋輥受力圖</p><p>　　式中 MK——驅(qū)動一個工作輥力距，N·m； </p><p>　　MZ——軋輥上的軋制力矩，N·m；</p><p>　　Mf1——軋輥軸承處摩擦力矩，N·m；</p><p>　　MR——支承輥對

54、工作輥的反力對工作輥的力矩，N·m；</p><p>　　P——軋制力，kN；</p><p>　　a——軋制力力臂，mm；</p><p>　　R——支承輥對工作輥的反力，kN；</p><p>　　c——反力R對工作輥的力臂，mm；</p><p>　　F——工作輥軸承處反力， kN；</p>

55、;<p>　　ρ1、ρ2——工作輥和中間輥軋輥軸承處摩擦圓半徑。 </p><p>　　ρ1=μ，ρ2=μ。 (3.21)</p><p>　　式中 d1、d2——工作輥和支承輥軸頸直徑mm；</p><p>　　μ——軋輥軸承摩擦系數(shù)，由文獻[1]知μ=0.00

56、4；</p><p>　　代入式(3.21)數(shù)據(jù)得 </p><p>　　ρ1=0.6 mm，ρ2=0.8mm。</p><p><b>　　2、力臂計算</b></p><p><b>　　(1) 計算a</b></p><p><b>　　由文獻[1]可知

57、</b></p><p><b>　　(3.22)</b></p><p><b>　　(3.23)</b></p><p>　　當時： (3.24)</p><p>　　式中 ——前后張力對軋制力作用點及前后張力大小有關(guān)；</p><p&g

58、t;　　——工作輥與中間輥連心線與垂直線夾角；</p><p>　　e——工作輥軸線相對于支承輥軸線偏移距一般e=5~10mm，取e=5mm；</p><p><b>　　（2）計算c</b></p><p><b>　　由文獻[1]可知</b></p><p><b>　　(3.25)&

59、lt;/b></p><p>　　c=mcosγ+ (3.26)</p><p>　　γ=arcsin (3.27)</p><p>　　式中：γ— 軋輥連心線與反力R的夾角；</p><p>　　M—R力在工作輥與支承輥接觸處偏離一滾動摩擦力臂

60、的距離，m=0.1~0.3mm；取m=0..3mm；</p><p>　　代入式(3.32~3.24)數(shù)據(jù)得</p><p>　　γ=，θ=，c=1.125mm。</p><p>　　(3) 計算各道次軋制力矩</p><p><b>　　由文獻[1]可知</b></p><p><b>

61、;　　(3.28)</b></p><p><b>　　(3.29)</b></p><p>　　MK∑= (3.30)</p><p>　　式中： MK∑——驅(qū)動兩個工作輥總傳動力矩。</p><p>　　4. 主電機容量選擇

62、</p><p><b>　　4.1 初選電機</b></p><p><b>　　由文獻[1]可知：</b></p><p><b>　　(4.1)</b></p><p>　　式中：——工作輥轉(zhuǎn)數(shù) r/min；</p><p><b>　

63、　(4.2)</b></p><p><b>　　——軋制速度；</b></p><p><b>　　——總傳動效率</b></p><p><b>　　電機額定力矩：</b></p><p>　　Mer=9550 (

64、4.3)</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——最大軋制功率，kW；</p><p>　　Mer——初選電機額定靜力矩，kN·m；</p><p>　　Ner——初選電機功率，kW；</p><p>　　ner——初選電機轉(zhuǎn)速，r/min。</p>

65、;<p>　　由文獻[2]知 ；；</p><p>　　主電機到軋輥之間的傳動效率: (4.4)</p><p><b>　　代入式(4.1) </b></p><p>　　初選電機功率Ner=2200kW，選電機型號90L，電機轉(zhuǎn)速ner=760r/min。</p><p>　　代入式(4.3)數(shù)據(jù)得：

66、</p><p>　　Mer=27644.74 N·m</p><p><b>　　4.2 主電機力矩</b></p><p>　　主電機上的力矩由四部分組即</p><p><b>　　(4.4)</b></p><p>　　式中：MD——主電機力矩，kN

67、3;m；</p><p>　　MZ——軋輥上的軋制力矩，kN·m；</p><p>　　Mf——附加摩擦力矩，即軋制時由于軋制力作用于軋輥軸承、傳動機構(gòu)及其它轉(zhuǎn)動件中的摩擦而產(chǎn)生的附加力矩，kN·m；</p><p>　　Mkon——空轉(zhuǎn)力矩，即當軋機空轉(zhuǎn)時，由于各轉(zhuǎn)動件的重量產(chǎn)生的摩擦力矩及其他阻力距，kN·m；</p>

68、<p>　　Mdon——動力矩，軋輥運轉(zhuǎn)速度不均勻時，各部件或減速所引起的慣性力所產(chǎn)生的力矩，kN·m；</p><p>　　Mf2——各轉(zhuǎn)動零件推算到主電機軸上的附加力矩，kN·m；</p><p>　　i——電動極和軋輥之間的傳動比，此設計方案電機直接驅(qū)動軋輥，i=1；</p><p>　　1、計算空轉(zhuǎn)力矩Mkon</p&g

69、t;<p>　　Mkon=（0.03~0.06）Mer=0.05 Mer (4.5)</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)得</b></p><p>　　Mkon =1382.28N·m</p><p>

70、;　　2、計算摩擦力矩Mf、靜力矩Mj</p><p><b>　　由文獻[1]可知：</b></p><p>　　Mf= (4.6)</p><p>　　Mf2= (4.7)</p><p>　　代入式（4.6）得：</p

71、><p><b>　　(4.8)</b></p><p>　　式中：Mj——推算到電動機軸上的總靜力矩，N·m。</p><p>　　平穩(wěn)運轉(zhuǎn)時動力矩，所以</p><p><b>　　4.3 電機的校核</b></p><p>　　根據(jù)以上計算選定電機</p&g

72、t;<p>　　型號90L，功率2200kW，轉(zhuǎn)速760r/min。</p><p><b>　　由文獻[1] </b></p><p>　　Mer= (4.9)</p><p>　　式中 Mmax——靜負荷圖上的最大力矩，N·m；</p>&l

73、t;p>　　K——電動機過載系數(shù)，由文獻[1]知不可逆電動機K =1.5~2.0。</p><p>　　Mmax=MD=46145.91 N·m</p><p>　　代入式(4.9)數(shù)據(jù)得</p><p>　　K=1.67<1.5~2.0，滿足設計要求。</p><p>　　5. 軋輥計算及強度校核</p>

74、<p>　　總的來說，軋輥的破壞決定于各種應力（其中包括彎曲應力、扭轉(zhuǎn)應力、接觸應力，由于分布不均或交替變化引起的溫度應力以及軋輥制造過程中形成的殘余應力等）的綜合影響。具體來說，軋輥的破壞可能由下列三方面原因造成：（1）軋輥的形狀設計不合理或設計強度不夠。（2）軋輥的材質(zhì)、熱處理或加工工藝不合要求。（3）軋輥在生產(chǎn)過程中使用不合理。由此可見，為防止軋輥破壞，應從設計、制造和使用等諸方面去努力。在設計時，通常要按工藝給定的軋

75、制負荷和軋制參數(shù)對軋輥進行強度校核。由于影響強度的各種因素（如溫度應力、殘余應力、沖擊載荷等）很難準確計算，為此，設計時對軋輥的彎曲和扭轉(zhuǎn)一般不進行疲勞校核，而是將這些因素的影響納入軋輥的安全系數(shù)中（為了保護軋機其它重要部件，軋輥的安全系數(shù)是軋機各部件中最小的）。</p><p>　　六輥軋機支承輥的抗彎系數(shù)較工作輥大得多，在軋制時的彎曲力矩決大部分由支承輥承擔。在計算支承輥時，通常按承受全部軋制力的情況考慮。此

76、設計六輥軋機由工作輥傳動，工作輥只受扭轉(zhuǎn)切應力。中間輥作為傳遞力的作用，同時受到上面工作輥的作用力和下面支撐輥給的力，兩種力相互抵消。支承輥剛性幾乎承受全部彎曲應力，工作輥與支承輥之間存在接觸應力。</p><p>　　5.1 工作輥強度校核</p><p>　　工作輥材料選50CrMnMo,，對工作只校核扭轉(zhuǎn)強度，工作輥的扭矩圖見圖5.1</p><p>　　圖5

77、.1 工作輥扭矩圖</p><p>　　考慮到軋制其他鋼種和其他軋制規(guī)格，取驅(qū)動一個輥最大力矩MK=26.23kN·m</p><p><b>　　由文獻[6]可知</b></p><p><b>　　(5.1)</b></p><p>　　式中:——軋輥扭轉(zhuǎn)應力，MPa；</p&

78、gt;<p>　　——矩形截面桿扭轉(zhuǎn)系數(shù)；</p><p>　　h、b——矩形截面桿高、寬，mm。</p><p>　　傳動端截面近似為矩形b=0.9d1 =144mm，h=3/4b=108mm。</p><p>　　代入式(5.1)得 </p><p><b>　　=93.7MPa。</b&

79、gt;</p><p>　　由文獻[1]可知，取安全系數(shù)。</p><p>　　所以可，知工作輥強度滿足要求。</p><p>　　5.2 支承輥強度校核</p><p>　　支承輥材料選合金鍛鋼查文獻[1]可以知支承輥強度極限=700~750MPa，許用應力Rb =140~150MPa。支承輥的彎矩圖見圖5.2，在輥頸的1-1斷面和2-2斷

80、面處應力集中，兩斷面的彎曲應力應滿足強度條件，斷面3-3處彎距最大應校核3-3處彎曲應力。</p><p>　　圖5.2 支承輥的彎矩圖</p><p>　　1-1斷面和2-2斷面強度校核</p><p><b>　　由文獻[1]</b></p><p><b>　　(5.2)</b></p

81、><p><b>　　(5.3)</b></p><p>　　式中 、——1-1和2-2斷面處的彎曲應力，MPa；</p><p>　　c1 、c2——1-1和2-2斷面至反力P/2處的距離，mm；</p><p>　　c1=/2 (5.4)<

82、;/p><p>　　c2= (5.5)</p><p>　　d1-1、d2-2——1-1和2-2斷面直徑，d1-1=mm；</p><p>　　d2-2= d1-1+2r (5.6)</p><p>　　其中

83、，r為1-1斷面處過渡圓角半徑，r=50mm。</p><p>　　考慮到軋制其他的規(guī)格取最大軋制力P=20MN，代入式(5.2~5.6)得</p><p>　　d2-2=700mm c1=300mm c2=350mm</p><p>　　=55.85MPa < Rb =41.04MPa< Rb</p><p&

84、gt;　　可知斷面1-1和2-2滿足強度條件。</p><p>　　校核斷面3-3處彎曲應力</p><p><b>　　由文獻[1]</b></p><p><b>　　(5.7)</b></p><p>　　式中 ——3-3斷面處彎曲應力，MPa。</p><p>

85、　　代入式(5.7)數(shù)據(jù)得： =125.67MPa< Rb</p><p>　　可知3-3斷面滿足強度條件。</p><p>　　5.3 工作輥與支承輥間的接觸應力校核</p><p>　　六輥軋機支承輥和工作輥之間承載時有很大的接觸應力，在軋輥設計及使用時應進行校核計算。</p><p>　　5.3.1校核最大正應力</p>

86、;<p>　　由文獻[1]得公式：</p><p>　　= (5.8)</p><p>　　b= (5.9)</p><p>　　式中：——最大正應力，MPa；</p><p>　　b——接觸區(qū)寬度，mm；<

87、;/p><p>　　q——加在接觸表面單位長度上的負荷，N/mm</p><p>　　q= (5.10)</p><p>　　其中，P、PG為軋制力和支承輥重量，支承輥重量由平衡系統(tǒng)承擔可以忽略取P=Pmax=10MN；</p><p>　　K1、K2——與軋輥材料有關(guān)的系數(shù)；&

88、lt;/p><p>　　K1=，K2= (5.11)</p><p>　　其中，、及E1、E2為兩軋輥材料的泊松比和彈性模數(shù)。由文獻[3]得</p><p>　　==0.3 E1=173Gpa E2=206Gpa</p><p>　　代入式(5.8~5.11)數(shù)據(jù)得</p>

89、<p>　　q=7692.31N/mm，K1=1.67×10-6MPa-1 ，</p><p>　　K2=1.41×10-6MPa-1，=1677MPa</p><p>　　本軋機支承輥輥面硬度HS=40~60，由文獻[1]知許用接觸應力[]=2000~2200MPa。</p><p><b>　　<[]</b

90、></p><p>　　可知滿足接觸強度要求。</p><p>　　5.3.2 校核軋輥內(nèi)最大切應力</p><p>　　為保證軋輥不產(chǎn)生疲勞破壞應滿足</p><p>　　=0.304≤[] (5.12)</p><p>　　式中: ——軋輥內(nèi)最大切應力，MPa；&l

91、t;/p><p>　　[]——軋輥許用切應力，MPa。</p><p>　　代入式(5.12)數(shù)據(jù)得=509.81MPa，由文獻[1]知[]=641~670MPa，可知</p><p><b>　　≤[]</b></p><p>　　軋輥內(nèi)最大切應力滿足強度條件。</p><p>　　5.3.3校核軋

92、輥內(nèi)最大反復切應力</p><p>　　=0.256≤[] (5.13)</p><p>　　式中：——軋輥內(nèi)最大反復切應力，MPa。</p><p>　　代入式(5.13)數(shù)得=429.31 MPa，可知</p><p><b>　　≤[]</b></p>&l

93、t;p>　　軋輥內(nèi)最大反復切應力滿足強度條件。</p><p>　　6. 軋輥軸承的選擇</p><p><b>　　6.1軸承選擇</b></p><p>　　本次設計的HC軋機選用四列圓錐滾子軸承，因為這種軸承即可承受徑向力，有可承受軸向力，所以不需要采用推力軸承。為了便于換輥，軸承在軸徑上和軸承座內(nèi)均采用動配合。由于配合較松，為了防

94、止對輥頸的磨損，要求輥頸硬度為HRC32~36。同時應保證配合表面經(jīng)常有潤滑油。為此，在軸承內(nèi)圈內(nèi)孔有一螺旋槽，內(nèi)圈端面還有徑向溝槽。查文獻[3]選382040型。</p><p><b>　　6.2 壽命計算</b></p><p><b>　?。?.1）</b></p><p><b>　　式中：</b

95、></p><p>　　——以小時計的軸承額定壽命，；</p><p><b>　　——軸承的轉(zhuǎn)數(shù)，；</b></p><p>　　——額定動負荷，，其值由軸承樣本查得，選；</p><p>　　——壽命指數(shù)，對于球軸承，對于滾動軸承，取；</p><p><b>　　——當量動負

96、荷，。</b></p><p>　　當量動負荷由下公式求得：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　式中：X——徑向系數(shù)，根據(jù)之比值，由軸承樣本查得；</p><p>　　Y——軸向系數(shù)，由軸承樣本查得；</p><p>　　——軸承徑向載荷；N；<

97、/p><p>　　——軸承軸向負荷，N；</p><p>　　——負荷系數(shù)，由于工作中的振動、沖擊和軸承負荷下均等許多因素的影響，軸承實際負荷要比計算負荷大，根據(jù)冷軋機的工作情況。</p><p>　　——溫度系數(shù)，軋輥軸承一般只能在溫度以下工作，所以</p><p>　　查文獻[3]表7-5-28知</p><p>&l

98、t;b>　　查文獻[1]知</b></p><p><b>　　因為 </b></p><p>　　所以查文獻[2]表13-5得 ，；</p><p>　　代入公式（6.2）得：</p><p>　　代入公式（6.1）得：</p><p>　　7. 齒輪座齒輪的設計與強度計算&l

99、t;/p><p>　　7.1 齒輪座齒輪的確定</p><p>　　按以上的傳動方案，選用人字齒輪傳動</p><p>　　本次設計的HC軋機轉(zhuǎn)速不高，選用級精度的人字齒輪(GB 10095——88)。</p><p>　　材料選為（調(diào)質(zhì)），并進行齒面淬火?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，人字齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪

100、和大齒輪均調(diào)質(zhì)處理。由文獻[2,表10-1]得齒面硬度HBS=217-255平均硬度硬度分別小齒輪為280HBS,大齒輪為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取</p><p><b>　　選螺旋角。</b></p><p>　　7.2 按齒面接觸強度設計</p><

101、;p><b>　　計算公式為：</b></p><p>　?。?.1） 確定式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù)</p><p><b>　　⑴.試選載荷系數(shù)。</b></p><p>　　⑵.由之前計算知，傳遞轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　?。?.2）</b></p>&l

102、t;p>　?、?由文獻[2]表10-7取齒寬系數(shù)：。</p><p>　?、?由文獻[2，表10-6]材料的彈性影響系數(shù)。</p><p>　　由文獻[2,圖10-21d]按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。</p><p>　　查得材料的彈性影響系數(shù)。</p><p>　?、?計算應力循環(huán)次數(shù)：</p

103、><p>　?、?由文獻[2，圖10-23]，取接觸疲勞壽命系數(shù): </p><p>　　⑻.計算許用接觸應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。 </p><p><b>　　由：</b></p><p>　　得： </p><p><b>　　故：<

104、/b></p><p>　　7）查文獻[2，圖10-30]選取區(qū)域系數(shù):</p><p><b>　　。</b></p><p>　　8）查文獻[2, 圖10-26]查得</p><p><b>　　，，</b></p><p><b>　　則:</b&

105、gt;</p><p><b>　　2.計算</b></p><p>　?、?試算人字齒輪的分度圓直徑,由式得:</p><p><b>　?、?計算圓周速度</b></p><p>　　⑶.計算齒寬b及模數(shù)</p><p><b>　?、?計算縱向重合度</

106、b></p><p><b>　　⑸.計算載荷系數(shù) </b></p><p>　　根據(jù)使用系數(shù)KA=1, v=14.91 m/s,7精度</p><p>　　由文獻[2，圖10-8] 查得動載系數(shù)</p><p><b>　??；</b></p><p>　　根據(jù)文獻[2

107、，表10-4]查得使用系數(shù)</p><p>　　由文獻[2，圖10-13]查得:</p><p>　　由文獻[2, 表10-3]查得系數(shù):</p><p><b>　　故載荷系數(shù): </b></p><p>　?、?按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 </p><p><b>　?、?計算模數(shù)

108、</b></p><p>　　圓整后取mn=17mm。</p><p>　　7.3 按齒根彎曲強度設計</p><p><b>　　計算公式為：</b></p><p><b>　　1.確定各參數(shù)</b></p><p>　　1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p

109、><p>　　(1)根據(jù)縱向重合度，從文獻[2,圖10-28]中查得螺旋角影響系數(shù)</p><p>　　(2)計算當量齒數(shù)：</p><p>　　(3)查文獻[2，圖10-20c]得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限;</p><p>　　(4)查文獻[2,圖10-18]取彎曲疲勞壽命系數(shù)</p><p>　

110、　(5)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得</p><p>　　(6)計算載荷系數(shù)K</p><p><b>　　。</b></p><p><b>　　(7)查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　查文獻[2,表10-5]得:。&l

111、t;/p><p>　　(8)查取應力校正系數(shù)</p><p><b>　　查表得:</b></p><p>　　(9)計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大.</b></p><p><b>　　2）設計計算</b></

112、p><p><b>　　取m=12mm</b></p><p>　　對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關(guān),可取彎曲強度算得的模數(shù)12.05mm，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)&l

113、t;/p><p><b>　　大齒輪齒數(shù)：，取.</b></p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費.</p><p>　　7.4 幾何尺寸計算</p><p><b>　?。?）計算中心距：</b></p><

114、;p>　　將中心距圓整為856mm。</p><p><b>　　（2）修正螺旋角：</b></p><p>　　值改變不多，故參數(shù)等不必修正。</p><p><b>　?。?）分度圓直徑：</b></p><p><b>　　（4）齒輪寬度：</b></p>

115、;<p><b>　　圓整后?。?，。</b></p><p>　　8. 聯(lián)接軸的強度計算</p><p>　　由之前的敘述得知，本次設計的選用傾角比較大的滑塊式萬向接軸，因為考慮到軸向上的移動比較方便，選用開式鉸鏈。在開式鉸鏈中，插頭端的開口尺寸應該稍稍大于月牙形滑塊寬度。兩塊月牙型滑塊和小方軸是一起被從叉頭中軸向取出或裝入的，扁頭也是軸向裝拆?；瑝K式萬

116、向接軸材料，一般選用強度不小于的鍛鋼，、、等結(jié)構(gòu)鋼。</p><p>　　8.1開口式扁頭的強度計算</p><p>　　滑塊式萬向接軸強度計算一般有兩種方法，其中一種是通過實驗數(shù)據(jù)以此為基礎(chǔ)的經(jīng)驗公式的計算方法。這種計算方法更為方便，也更能突出萬向接軸的特點，被廣泛應用。</p><p>　　叉頭直徑 </p><

117、p>　　叉頭鏜孔直徑 </p><p>　　扁頭厚度 </p><p>　　扁頭長度 </p><p><b>　　故?。?</b></p><p><b>　　取D=1100mm</b></p&g

118、t;<p>　　在合力的作用下，斷面承受彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力，計算應力可按照以下的經(jīng)驗公式進行計算：</p><p><b>　　（8.1）</b></p><p>　　式中：——扁頭的總長度；</p><p>　　——扁頭的一個分支的寬度。</p><p><b>　?。?.2）</b>

119、;</p><p>　　圖8.1 開口式扁頭受力簡圖</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　式中 ——合力對斷面的力臂；</p><p>　　——萬向節(jié)軸鉸鏈中心至斷面的距離。</p><p><b>　　查圖紙，得</b></p>

120、<p><b>　　，，</b></p><p><b>　　代入式，得</b></p><p>　　查文獻[2,表7-3]因為，故取</p><p><b>　　將各數(shù)據(jù)代入，得：</b></p><p>　　萬向接軸得許用應力為：</p><

121、;p><b>　?。?.4）</b></p><p>　　式中: ——萬向接軸材料的許用應力，通常；</p><p>　　——安全系數(shù)，，取。</p><p><b>　　代入，得：</b></p><p>　　可見，所以扁頭的強度滿足要求。</p><p>　　8.

122、2 叉頭的強度計算</p><p><b>　　（8.5）</b></p><p>　　式中：d——叉頭的鏜孔直徑；</p><p><b>　　——叉頭外徑；</b></p><p>　　——接軸傳遞的扭矩；</p><p>　　——考慮接軸傾角的影響系數(shù)，其值可按照下述式

123、子確定</p><p><b>　?。?.4）</b></p><p><b>　　取，解得</b></p><p>　　一般采用比值，此時，計算應力為</p><p><b>　?。?.5）</b></p><p>　　可見，所以叉頭的強度符合要求。&

124、lt;/p><p>　　8.3 軸體強度計算</p><p>　　根據(jù)萬向接軸傾斜角的大小，軸體扭轉(zhuǎn)應力可分別按以下經(jīng)驗公式計算：</p><p><b>　　當時：</b></p><p>　　8.4 萬向接軸的許用應力</p><p>　　萬向接軸由于徑向尺寸受限制，傳遞的扭轉(zhuǎn)力矩又較大，計算應力

125、往往很大，其安全系數(shù)往往只能達到5.</p><p>　　確定安全系數(shù)后，萬向接軸的許用彎應力為</p><p>　　式中：—— 材料的抗拉強度，MPa;</p><p>　　—— 安全系數(shù)，最小安全系數(shù)不應小于5</p><p><b>　　所以：</b></p><p><b>　　

126、.</b></p><p>　　因為軸體強度，所以滿足強度校核。</p><p>　　9. 潤滑方式的選擇</p><p>　　機械零件之間的運動摩擦是導致零件磨損、發(fā)熱、功率損耗且損壞機械設備的主要原因。加工再完美的機械，如果解決不了零件間的運動摩擦的磨損，就無法保證機械的使用壽命而損毀。所以我們要解決摩擦磨損的辦法就是采用潤滑。潤滑可讓零件間的摩擦損

127、耗很大程度的降低，潤滑是機械設計中的重要組成部分。</p><p>　　潤滑的本質(zhì)就是在兩個相對運動間的表面加入摩擦因數(shù)很小的潤滑劑，是兩個表面隔離而不直接接觸，以減小磨損和降低摩擦因數(shù)。</p><p>　　9.1 潤滑方式的類型</p><p>　　潤滑是人們用來控制摩擦、降低磨損，以達到延長使用壽命的措施。其主要作用是降低摩擦系數(shù)、減少磨損、降低溫度、防止腐蝕

128、、保護金屬表面、清潔沖洗和密封。</p><p>　　1.潤滑的方式有兩種：油潤滑和脂潤滑。</p><p>　　油潤滑：當軸承附近的機械零件已經(jīng)使用了油潤滑或者需要靠潤滑油散熱時，軸承應采用油潤滑。在軸承處于重載荷或高轉(zhuǎn)速，或有外部熱量傳入時，可能會有散熱要求。采用微量潤滑法，例如滴油潤滑，油霧潤滑或油氣潤滑，可保證攪油損失和軸承磨擦都很小。當使用空氣做載體時，可直接供油并使氣流有助于密