Ф750轧机电动压下机构设计

1、重庆科技学院课程设计课程设计报告设计题目：750轧钢机电动压下设计设 计 内 容 及 要 求设计750轧钢机电动压下机构，包括传动方案制定、典型道次轧制力、传动功率计 算、传动件参数计算及结构设计。本大组冋学共冋制定传动方案3种，每两个冋学选择其中一种进行具体设计，分工进行参数计算及结构设计，各自完成总装图的绘制（1#图幅），可以手绘，可以计算机绘制，提交设计说明书1份（字数不少于 5000字）设 计 参 数已知：压下速度：30mm/s工作行程：500mm轧制温度：1000 C轧制材料：60Si2 Mn压下量： h = 15 mm进 度 要 求第1 2天熟悉题目，提出设计基本方案 第38天进行

2、参数计算及基本结构设计 第913天修正参数及绘图第1415天提交设计成果及回答提问参 考 资 料轧钢机械、机械设计手册、机械设计、材料力学等方面教材或参考文献苴丿、它计算机及绘图软件说明1 .本表应在母次头施前一周由负责教师填与一份，院系审批后交院系办备案，一份 由负责教师留用。2 .若填写内容较多可另纸附后。3. 一题多名学生共用的，在设计内容、参数、要求等方面应有所区别。摘要电动压下时最常用使用的上辊调整装置，通常包括：电动机、减速器、压下螺 丝、压下螺母、压下位置指示器、球面垫块和测压仪等部件。压下装置的结构与轧 辊的移动距离、压下速度和动作频率等由密切的关系。本文主要设计：:750初轧

3、机的电动压下机构的传动和机构的具体参数使所设计 的机构能够运用到轧机上精确和快速的调整钢板压下厚度。本文采取工艺要求数据 先计算出轧制力的大小，然后进行预选电动机。再进行分配总传动比，设计各部分 的具体尺寸。其中要进行压下螺丝、压下螺母、各轴和各键的强度校核，对各轴承 的寿命的校核。本文机构采用一级齿轮减速器，蜗轮蜗杆和螺旋传动进行压下，机 构紧凑，结构简单。关键词 750初轧机电动压下设计目录摘要I1绪论12 传动方案的选择,2 3各部件的参数设计及校核,33.1 轧制力的计算33.2压下螺丝和压下螺母结构参数设计43.2.1压下螺丝外径、内径、导程及螺纹升角的设计，,，,43.2.2压下螺

4、丝的强度校核,43.2.3压下螺丝的尾部设计53.2.4压下螺母高度与外径的确定53.3 电动机的选择53.4传动比的分配及各轴转矩和转速的计算53.5 齿轮传动设计63.6 蜗轮蜗杆设计计算83.7轴的设计，强度校核及轴上的轴承、键的校核，,，113.7.1 轴设计,113.7.2 轴的强度校核123.7.3轴之上轴承30217的寿命校核143.7.4电动机与联轴器的键的设计及校核143.7.5齿轮联接键1的设计与校核143.8轴的设计，强度校核及轴上的轴承，键的校核,153.8.1 轴的设计163.8.2 轴：的强度校核163.8.3 校核轴承 36218型的寿命173.8.4 齿轮联接键

5、2的设计与校核19 4750电动压下机构的安装与维护20重庆科技学院课程设计正文1绪论1.1轧辊调整装置的发展轧辊调整装置是用于调整辊缝，使轧件达到所要求的断面尺寸。尤其是在初轧机、 板培轧机、万能轧机上，几乎每轧一道工序都需要调整轧辊的辊缝；调整轧辊与辊道 水平面间的相互位置，在连轧机上，还要调整各机座间轧辊的相互位置，以保证线高 度一致（调整下辊高度）；同时，轧辊调整装置还可以调整轧辊轴向位置，以保证又 槽轧辊对准孔型；此外，在板带轧机上要调整轧辊辊型，其目的在于减小板带材的横 向厚度差并控制板型。根据各类轧机的工艺要求，轧钢机的轧辊调整装置可分为：上辊调整装置、下辊 调整装置、中辊调整装

6、置、立辊调整装置和特殊轧机的调整装置。上辊调整装置也称“压下装置”，有手动、电动和液压三种。手动压下装置多用 在型材轧机和小轧机上；电动压下装置包括电动机、减速机、制动器、压下螺丝、压 下螺母、压下位置指示器、球面垫块和测压仪等部件；它的传动效率低，运动部分的 转动惯性大，反应速度慢，调整精度低；70年代以来，板带轧机采用 AGC（厚度自动控制）系统后，在新的带材冷、热轧机和厚板轧机上已采用液压压下装置，具有 板材厚度偏差小和产品合格率高等优点。1.2电动压下装置的优缺点电动压下装置压下速度一般比较大，可实现快速压下要求；在快速压下装置工作 时候，上轧辊可以进行快速的、大行程的、频繁的调整，且

7、轧辊调整时，不带轧制负 荷，即不带钢压下。电动压下的压下装置采用惯性较小的传动系统，可以实现频繁地 调整；同时，传动效率较高，并且工作可靠性高；电动压下装置采用了压下回松装置， 能够有效的克服压下丝杆“坐辊”或“卡钢”等阻塞事故。但是由于结构的限制，可能采用复杂的传动系统；并且传动系统小，则造价较高，动作迅速、灵敏度较低。在高速度下调整轧件厚度偏差，压下机构动作迅速，但是反应不太灵敏。且传动 系统惯性大、加速度大。2传动方案的选择传动方案A:采用一级减速齿轮传动和一级蜗杆传动，结构简单紧凑，采用一对蜗轮蜗杆 传动，能实现较大的传动比。在两个电动机中间使用电磁联轴器，以保证压下螺丝的 同步运转，

8、且通过电磁联轴器也可以实现压下螺丝的单独调整；传动方案B:采用了一级减速器和一级锥齿轮传动，锥齿轮传动效率高且平稳， 但是该 方案结构不紧凑，造成安装空间较大，占用了不必要的空间。传动方案C:此方案中，采用二级涡轮蜗杆传动，能够实现较好的传动比。但是 传动效率低安装占用空间大，且电机轴上面增加了浮动轴，传动轴总长度大，挠性太 大，不利于动力传动，故不宜采用。综合考虑这三个方案，考虑到厂房空间及日后点检定修，安装调试，A方案更适合750轧钢机电动压下。3各部件的参数设计及校核3.1轧制力的计算取h0=300mm压下量：也h =15 mm接触弧长度I二叩5 375 =75mm变形速度v hI h。

9、3015x61 .28300-0.02s由图26查得二0 =90 MPa变形程度Ah150 .05h0300修正系数K ；. =0.80变形阻力:- k ： 0 二 90 ；0.8 二 72MPa由图214,当t=1050 C时，摩擦系数=0. 347系数绡/心75亠.h15由hQ +hi 300 +285而 h m292 . 5 mm2 2l75变形区形状特征参数-一0.2 5 6hm 29 25故外摩擦影响系数n 严1l取 n b = = 1 -725I h m丿PFF无张力轧制n匚=1平均单位压力 pm = 1 .15 n- 1 .151 .72572 = 142 .83 MPa接触面积

10、 F 二l = 0.67510 = 0.045 m 22轧件对轧辊的总压力 P =PmF =142 .830.045 =6.4MN3.2压下螺丝与压下螺母结构参数设计3.2.1压下螺丝的外径、内径、导程及螺纹升角的设计本机构采用30 0单头锯齿形螺纹，由经验公式知：辊颈直径 d g = (0.5 0.55)d z = (0.5 0.55)750 mm = (375 412 .5)mm取 d g = 410 mmyd z轧辊直径由经验公式 d = (0.55 0.62)d g 二(225 .5 254 .2)mmy即取压下螺丝螺纹外径d=250mm根据自锁条件要求螺纹升角:-430且螺纹导程t

11、-二d tan :-所以：取t=40mmt=arcta n40=2.923.14250压下螺纹内径d1 =d -2 = d -20.86777 t= 250 - 20.8677740 = 180 .58mm3.2.2压下螺丝的强度校核p 6.4PtMN =3.2MN2 2选择压下螺丝材料为40Cr调制处理；b = 900 MPa取安全系数n=6则许用应力 I - - = 900 6 =150 MPan4 Pt4 X3.2r i jb 2 =125 MPa . ,-150 MPand,3.14X 0.18058其中、：压下螺丝实际计算压力，MPaP!压下螺丝所承受的轧制力，MN3.2.3 压下螺

12、丝的尾部设计压下螺丝尾部形状选择镶有青铜滑板方形尾部形状。压下螺丝的端部形状选择装配式凹形。3.2.4压下螺母高度H与外径D的确定（1）压下螺母高度H的确定压下螺母选用铸造铝青铜ZQA19-4由经验公式： H = （1.2 2）d =（1.2 2）250 mm = （300 500 ） mm这里我们取H=500mm（2）压下螺母外径D确定由经验公式：D= （ 1.51.8） d=（1.51.8）250 mm =（375 450 ）mm则取 D=450mm3.3电动机的选择3.3.1 压下螺丝功率 P=Fv=PtV=3.2MN x 30 mm / s = 96 kw选择带钢压下，取计算功率 p

13、= p 50%=48KW压下螺丝传动效率 螺 竺taL92- =0-34tan(口 +申) tan( 5 40 +2.92 )其中摩擦角 =5403.3.2 该机构的传动总效率为2 2 总二轴承蜗齿联螺二 0-990-80.99 0.99 0.34 =0.2648故电动机的功率约为 PKW =184 KW0.26选用Y2-355M-4电动机 额定功率250KV，额定转速1480r/min .3.4传动比的分配及各轴转矩和转速的计算3.4.1传动比的分配压下螺丝的转速n260 v600.03二 44 .95 r / min3.140.25 tan 2.92总传动比为n2148044.95取一级传

14、动齿轮h =3，蜗轮蜗杆传动比i2 -113.4.2各轴转速和转矩的计算轴的转速和转矩计算：P = P总口联轴=250 X 0.99 X0.99 = 245 .025 KWn = 1480 r / min6 Px 9.55 X 10 6 X 245 .025T = 9.55 X10 一1 = N mm =1581 N * m1 n j1480轴的转速和转矩计算：n -1480n493 .3r / mini,366 Ptt 9.55 汉10 汉 240.15T =9.5510N mm =4649.2 N mn n493 .3Pu 245.0250.990.99 =240 .15KW压下丝杆的功率

15、和转矩计算：P =P一一 0.340.8 = 240.150.340.8 = 65.32 KW6 P tit 9.55 x 10 代 65 . 32T =9.5510N * mm =13877 .9 N * m山n皿44 .95n = 44 .95 r / min3.5齿轮传动设计3.5.1 传动比 i 12=3。(1 )按图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2 )选用8级精度等级。(3) 材料选择；参照表4-1 :小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS 大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为190HBS二者材料硬度差为 50HBS选小齿轮齿数Z1=24;大齿轮齿数Z2=3X24=603

16、.5.2 按齿面接触疲劳强度设计，设计公式(7-5 )为1t32ktT1(zezh-H 1)2 mm(1) 试选载荷系数Kt=1.3(2) 小齿轮传递的转矩6 P F 9.55 X 10 X 245 .025T = 9.5510N * mm =1581 N * mn 1480(3) 据表7-8，因为单级传动齿轮对称布置，齿宽系数二打.8(4)由表7-6，查得弹性系数1/2Ze 二 189 .8MPa(5) 节点区域系数Zh =2.5(6) 接触疲劳许用应力(按图中MC线)1) 由图 7-16a 查得二 Hlim1 = 595 MPa 查 7-14a，二 h lim 390 MPa2)计算应力循

17、环次数9N! =60 n1jLh=6014801(2830010 )=4.2610N1v 8N 2- =14.210i12重庆科技学院课程设计正文3)由图7-18曲线2,得=i,Zn2 =1(不允许出现点蚀)4)查表 7-9，取 sH =1.1许用接触应力：|H lim 1 Z N1Sh5951-1 .1= 540 .9MPa!hH lim 2Z N 2Sh39011.1二 354 .5MPa取小值代入，则(7)计算 d!t _3621.31.581042.5189 .8 2x x ()= 230 .6 mm 0.83354 .5(8)圆周速度a ntv 二60 10003.14230 .61

18、48060 x1000=17.8m / s(9)计算载荷系数1) 按表 7-3，取 kA =12) 根据v=17.8m/s和8级精度，按图7-8查得kv =1.353) 按表7-4，由软齿面，8级精度，对称支撑232_3=1 .150.18?d 0.3110 b =1.150.180.80.3110184.5 =1.3223式中 b iddt = 0.8230 .6 = 184 .54)根据 kAFt/bJ 13703= 74.27 N /mm ：: 100184 .5式中Ft =坐=乙上8 1013703 Nd1230 .6查表7-5得k - = 1 .2理与假设(a3 )k =kA=11

19、.351 .32231.2 = 2.14不符对d!t进行修正di=d仆= 230 .6=272 mm(10)主要尺寸计算1)模数口二色二竺=11.3 取模数m=11z1242)分度圆直径d! = mz1 = 1124 = 264 mmd 2 = mz 2 =1172 = 792 mm)中心距4)齿宽d! d2264792a528 mm2 2b - d d = 0.8264 =211 .2取 S = 220 mm b 211 mm3.6蜗轮蜗杆设计计算3.6.1选择材料根据已知参数，蜗杆选用 40Cr表面淬火，硬度48 55HRC蜗轮采 用ZcuSn10P1,金属型铸造。3.6.2确定蜗杆头数及

20、蜗轮齿数由表 8-2，按 i=11 取 Z1 = 4, z 2 = i z 1 =4 x 11 = 44 。3.6.3 按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计(1) 确定作用在蜗轮上的转矩T2估计效率H =0.8T2 =9.55 x 10 6 x (P 2 /n 2)= 9.55 x 10 6 x (P 1 / n1 ) x i x = 9.55 x62407106 xx 11 x 0.8 = 4.1x107 N.mm493(2) 确定载荷系数查表 8-5 , Kx = 1 ;假设 V2 K T2( )2 = 1.1 x 4.1 x 107 x() 2 = 1.8 x 105 mmz2cth 44 x

21、189.2查表 8-1 得 m3q = 1.75 x 105 时，m = 25mm,q = 11.2,d 1 = 280mm,d 2 = m z 2 = 25 x 44 = 1100mm5)蜗杆导程角=arcta nmd1,4x25=arcta n280=19.656 )验算效率tanVtan 19 .65=0.95 x=0.95 x-=0.894tan( 了+申v)tan(19.651.13 )与估计效率=0.8相差较大，需重新计算7)复核3 / 4802,0.8944802 丿. .5m q =K T2 () =1.1 x 4.1 x 10 xx () =1.67 x 10Z2【cTh0.

22、844 x189 .2所以原设计合理。3.6.4验算蜗轮弯曲强度(1) 确定许用弯曲应力1 )查表 8-9 得；f = 73Mpa2寿命系数i109 3.23 x10=0.68重庆科技学院课程设计正文(2)二 f = 丫 N X；of = 49.64MPa齿形系数Yf，按当量齿数Zv2 = z 2 /cos 3=443= 52.68cos 19 .65查表 8-8 得，*= 1.87(3)螺旋角系数丫 -：，Y -. = 1 -=1 - = 0.861401401670.8941.64KT2-YfY： =dt d2 m1.64x1.1x(4.1x10 x)也 x 1.87 x 0.86280

23、x1100 x25=17.26MPa 匚f,所以弯曲强度足够。3.6.5蜗杆，蜗轮各部分尺寸的计算(1) 中心距 a =匚21= 2801100 = 690mm22(2)蜗杆齿顶高：haa1*=ha m 二 125=25 mm齿全高：m*= 2ha* m 亠 c = 2125 - 0.225=55 mm齿顶圆直径=d1 2h：= 2802 1 25 =330齿根圆直径*Q 2ham2C= 280 -2125 -0.225 = 225 mm螺杆螺纹部分长度S _ (12.50.09z2)m = (12.50.0944)25 二 411 .5mm蜗杆轴向齿距Px -二m = 3.1425 = 78

24、 .5mm蜗杆螺旋线导程Pz泛山乂 = 4 78.5 = 314 mm(3)蜗轮喉圆直径 d a2 =(z22人；)口=：(44 2 1) 25 =1150 mm齿根圆直径d f2 二 d2 2h；m 2c =1100 -2125 - 20.225 =1040 mm外圆直径e2二 = 1.5m =1150 M .525 = 1187 .5mm齿宽= 2m(0.5. q 1)=225(0.5,/11 .2 1 ) = 200 mm齿宽角b2=2 arcsin2 arcs ind120091280-J咽喉母圆半径rg =a_-g2a2=6902型15mm2轮缘宽度b乞0.75 330取 b=245

25、mm=247 .5mm366热平衡计算取室温 n =20 C,t, =70 c,aw =15w/(m2 / C)1000 (1 h) P!A 二1000(1 0.894)2402=33 .92 ma w (t1- t0 )15(70 -20)所以设计箱体时，应保证散热面积大于 33.92 m23.7轴的设计，强度校核及轴上的轴承、键的校核3.7.1轴的设计(1) 选择45钢，调质处理，初步确定轴的得最小直径据表9-3，取A=110贝Ud min = A3 卩 = 110 3= 60.4mm#1480因此轴有键槽存在，故直径放大 30流右。(2) 根据标准选择联轴器LT10选轴承 30217 d

26、=85mm,D=150mm,B=28mm选择电磁离合器DLM5(3) 选择齿轮的键为 A型键b=22mm,h=14mm,L =148mm选择离合器与轴之间的键为 B型键b=25mm h=14mm L=210mm(4) 根据各标准件进行轴的径向尺寸及轴向尺寸的设计，各尺寸如下图所示3.7.2轴的强度校核该轴并没有的特殊要求，选用45钢，调质处理。由于轴尺寸较大，性能数据按毛坯直径 200 mm选用。由表查知二 B 二 650 MPa ,；亠 二 360 MPa，.丄=155 MPa画出轴的结构简图（如上图所示），可确定出轴承的支点跨距。（1）对于此轴62T 2 X1.58 心0Ft11969 .

27、7di264F=Fttan: =11969.7 tan 30 C =6910 N（2）由图可以看出齿轮截面处的弯矩最大，应该校核截面的强度。有图可知：重庆科技学院课程设计正文126 FtF rbh一 N 二 4772 .73 N190 +126126 FrFrbv一 N = 2755 .25 N190 +126190 FtFrdHN = 7196 .97 N190 +1269190 FrFrdv一 N =4154 .75 N190 +126(3) 画弯矩图、扭矩图1 ) 截面 C处：M CH =190 F rbH = 1904772 .73 =906818 .7 N mm2 )垂直面弯矩图M

28、v截面 C左边 M CV 1 =190 Frbv =1902755 .25 = 523497 .5 N mm截面 C右边 M CV 2 =126 Frdv = 1264154 .75 = 523498 .5N mm3 )合成弯矩图截面C左边M d = . M cHM CV ! =、906818 .72 523497 .52 = 1047076 N * mm截面C右边M C2 二.M cHM CV 2 二，906818 .72523498 .52 二 1047077 N mm4 )扭矩图如图 T =1 .5 P，所以按轴承的2受力大小验算Pr = P2 =12456 .20 N10Lh610Cr

29、610 178000 帀60 n (Pr60148012465 .20= 32792 h Lh =300102440%28800 h20所以轴承预期寿命满足要求，此轴承合格。3.7.4电动机与联轴器的键的设计及校核(1)(2)查表4-2得允许挤压应力t J-110 MPa轴直径 d=80mm 选 A型键，b=22，h=14mm L=170mm(3)3.7.5齿轮联接键1的设计与校核键的工作长度I二L b =170 -22 =148 mm键与轮毂键槽的接触高度k =0.5h =0.514 = 7 mm由式4-1得：二p二空=轴直径 d=90mm 选 B 型键，b=25，h=14mm L=210m

30、m 查表4-2得允许挤压应力t J = 110 MPa 1581000,8.15MPakld 714880所以此键合适。(1)(2)(3)键的工作长度l = L =210 mm2T 21581000键与轮毂键槽的接触高度k =0.5h =0.5 14 =7mm由式4-1得：二p -二 23 .9MPa ：: L p 1kld 721090所以此键合适。3.8轴：的设计，强度校核及轴上的轴承，键的校核3.8.1轴的设计(1) 选择45钢，调质处理，初步确定轴的得最小直径据表9-3，取A=110贝Udmin = A3：3 =110；但40.15 =86.55mmY n V 493取 dmin =9

31、0 mm(2) 选轴承 36218 d=90mm,D=160mm,B=30mm(3) 选择轴上齿轮联接键为B型键b=25mm,h=14mm,L=190mm(4) 根据各标准件进行轴的径向尺寸及轴向尺寸的设计，各尺寸如下图所 示3.8.2轴：的强度校核该轴并没有的特殊的要求，因而选用45钢，调质处理。由于轴的尺寸较大，性能数据按毛坯直径200 mm选用。由表查的；B - 650 MPa，二s - 360 MPa ,.厶=155 MPa画出轴的结构简图(如下图所示)，可确定出轴承的支点跨距。重庆科技学院课程设计正文(1) 水平面Ft(L2 +L3) Ft丄333214 x 787 11969 .7

32、 x120F rah18005 NL! +L2 +L31372Frdh 二Ft-Fg - Frah = 33214 -11969 -18005 = 3240 NM bh =Frah L, =18005585 =10532925 N(2) 垂直面受力分析Fad2F/LsFrav 二 Fr (L2L3)-2 L1 + L? + L36910 汉120=12088787249811111 216443 N1372Frdv 二 Fr - Frav - Fr =12088 -16443 -6910 - -11265 N(3) 截面B的当量弯矩 2 6IM。= .14264313(0.64.6510 )

33、=14264313 N mm詁且“6be b 100M e14264313二b二孑=6.49 MPa0.1d0.1X280校核结果 6 ： 4丄I =60 MPa 所以截面B的强度足够，该轴的强度满足 要求。3.8.3 校核轴承36218型的寿命r2FF= fRAh fRAv = Lh = 28800 h 故轴承 2 寿命满足。249353986 .5 丿3.8.4齿轮联接键2的设计与校核（1）轴直径 d=94mm 选 B 型键，b=25，h=14mm L=190mm(2)查表4-2得允许挤压应力t J-110 MPa(3)键的工作长度I = L 190 mm键与轮毂键槽的接触高度k =0.5

34、h = 0.5 x14 =7mm由式4-1得:2Tkld24649200, i74 .38 MPap ”719094所以此键合适。4750电动压下机构的安装与维护4.1安装注意事项1、安装减速机构时，应重视传动中心轴线的对中，其误差不得大于 所用联轴器的使用补偿量。对中良好能延长使用寿命，并获得理 想的传动效率。2、箱体应牢固的安装在稳定水平机架上，排油槽的油应能排除，且 冷却空气循环流畅。若机架不牢固，运动时会引起振动及噪音， 并促使压下丝杆，传动齿轮的受损。当传动联接件有突出物或采 用齿轮、链轮传动时，应考虑加防护装置，输出轴上承受较大的 径向载荷时，应选用加强型。3、按规定的安装装置保证

35、工作人员能方便的靠近油标、通气塞、排 油塞。安装就位后应按次序全面检查安装位置的准确性，各紧固 件压紧的可靠性，安装后应能够灵活转动。减速机采用油池飞溅 润滑，压下螺丝传动利用稀油润滑，能够提高其传动件的寿命 1-1.5倍。在运行时用户需将通气孔的螺塞取下，换上通气塞。按 不同的安装位置，并打开油位塞螺钉检查油位线的高度，从油位塞处加油至润滑油从油位塞溢出位置，拧上油位塞确定无误后， 方可进行空载试运行，时间不得少于两个小时。运转时应平稳， 无冲击、振动、杂音及渗漏油现象，发现异常应及时排除。经过 一定的时期应再检查油位，以防止机壳可造成的泄露，如环境温 度过高或过低时可改变润滑油的牌号。4、择安装顺序时，应该先按找平、找正、找标高安装好箱体，然后 根据箱体的具体位置安装电动机及联轴器。安装时先由零件组成 部件，再由部件最后装配成主体。5、滚动轴承安装时，先将轴承压装在轴上，然后将轴连同轴承一起 装入轴承座孔中。压装时要在轴承端面垫一个软金属制作的套管， 套管的内径应比轴颈直径大，