轧钢机轧辊辊缝调整装置-----压下装置.doc

1、课程设计任务书设计题目：轧钢机轧辊辊缝调整装置-压下装置机械学院 : 机械设计制造及自动化052 设计者： 秦海山（2005441453）指导老师： 陈祥伟 2008-625设计说明书设计题目：轧钢机轧辊辊缝调整装置-压下装置一、 设计目的 此次课程设计目的主要是让同学们对轧辊机械的压下装置有进一步的了解，通过此次课程设计，让我们对整个压下机构的工作原理和一些主要零部件的结构有更深刻的认识.二、 设计内容及要求1、 制定三种方案，选择其一2、 计算压下机构驱动功率；3、 对压下机构的工作系统或零件进行机构设计及关键零件力能参数的验算4、 画出压下机构装配图或工作系统简图5、 画出关键零件的零件

2、图（选择一个）6、 完成40005000字左右的设计说明书三、 设计参数 热轧带钢生产成精轧机组的轧制力设计能力为20MNM，上轧辊向调整升降速变为1mm/s，最大工作行程为20mm。电动压下是最常使用的上辊调整装置，通常包括,电动机、减速器、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。四、传动方案的拟定及说明在设计中选择压下装置的电动机和减速器配置方案是十分重要的.因为在设计压下机构时，不仅应满足压下的工艺要求(压下速度、加速度、压下能力及压下螺丝的调整方式等），而且还应考虑其他因素，如：电动机、减速机能否布置得开；换辊、检修导卫和处理事故时，吊车吊钩能进入；检修是否

3、方便等.四辊板带轧机的电动压下大多采用圆柱齿轮蜗轮副传动或两级蜗轮副传动的形式.这两种传动形式可以有多种配置方案。图1示出了三种配置方案。其中配置方案3是电动机直接传动的(只用在小型板带轧机上）；配置方案1和配置方案2是圆柱齿轮蜗轮副传动。四、 对压下装置的要求是：1、采用惯性较小的传动系统，以便频繁地启动，制动；2、有较高的传动效率和工作可靠性；3、必须有克服压下螺丝阻塞事故（“坐辊"或“卡钢”）的措施。电动压下装置配置方案简图如下:五、传动方案的拟定及说明在设计中选择压下装置的电动机和减速器配置方案是十分重要的。因为在设计压下机构时,不仅应满足压下的工艺要求(压下速度、加速度、压

4、下能力及压下螺丝的调整方式等）,而且还应考虑其他因素,如:电动机、减速机能否布置得开；换辊、检修导卫和处理事故时，吊车吊钩能进入；检修是否方便等。四辊板带轧机的电动压下大多采用圆柱齿轮-蜗轮副传动或两级蜗轮副传动的形式。这两种传动形式可以有多种配置方案.图1示出了三种配置方案.其中配置方案3是电动机直接传动的（只用在小型板带轧机上）;配置方案1和配配置方案2是圆柱齿轮-蜗轮副传动。压下螺丝和压下螺母压下螺丝最小断面直径d1d1=0.326(m）P1-作用在螺丝上的最大轧制力；Rd压下螺丝许用应力，一般压下螺丝材料为锻造碳钢，其强度限丝为b=600700MPa， 5=16；安全系数n=6时，许用

5、应力Rd=100120MPa；d压下螺丝外径dg辊径直径d取350mm梯形螺纹连接，t取24mm；d=d2ht=24mm手册P36h=13mmd=350+2h=376(mm)压下螺母（主要尺寸为它的外径D和高度H）压下螺母的高度H按螺纹的许用单位压力1520MPa来确定H=（1.22）d0d0=376+0.5×2=377mmH=1。6×377=603.2取610ac=0。5因此螺母的外径D根据它的端面与机架接触间的单位压力；6080MPa一般取D=（1.51。8）d0d=1.6×377=603。2mm 取610mm螺母与机架镗孔内，采用压板装置。压板嵌在螺母和机架

6、的凹槽内，用T型螺栓固定。T型螺栓的优点是机架加工比较容易，不需加工螺纹孔，（压板槽的位置不应装在机架横梁的中间断面上，因为那里受较大的弯矩）压下螺丝的传动力矩和压下电机功率.转动压下螺丝所需的静力矩,也就是压下螺丝的阻力矩，它包括止推轴承的摩擦力矩和螺纹之间的摩擦力矩，其公式为:M=M1+P1tan（±）=M1+M2d2螺丝中径d2=d0。5t=37624×0.5=364mm螺纹上的摩擦角，即=arctan2，2为螺纹接触面的摩擦系数，一般取20。1故5°40'螺丝升角，压下时用正号，提升时用负号,=，t为螺距；=0。02(mm）P1作用在一个压下螺丝上

7、的力；M1-止推轴承的阻力矩；M2= P1tan(+)M2=10××tan（5.67+0。02)=181.3采用实心轴颈，故；M1=1P11=0.1P1=10MNd3压下螺丝止推轴颈直径d3= 420mmM1=0。1×10×=140MN.mmM=181。3+140=321。3MN.mN=×60 N=××60 =105kw故选功率为110KW的电动机,查手册，功率为110KW的Z4系列直流电动机参数如下：电动机型号额定电压额定电流额定最高转速效率飞轮矩电枢电感重量Z4250-114402801000/200088。1882.3

8、880Z4250-31440282750/190086。91122.61060Z4280-21440282600/150086.61842。91350Z4-28041440282500/120086。92123。51650Z4-31511440292400/120084.32402.11900选电动机：Z428041 减速器设计（主要参照教材机械设计第八版，高等教育出版社=4。5×6×7.407=2001) 按图所示传动文字案，选用直齿圆柱齿轮传动2) 选用八级精度3) 材料选择,参照表10-1 P191，小齿轮材料为40Cr（调质),硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢

9、(调质),硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4) 选小齿轮齿数z1=24;大齿轮齿数z2=4。5×24=12、按齿面接触强度设计 2.32×(1) 确定公式内的计算数值1) 试选载荷系数Kt=1.32) 小齿轮传递的转矩T1=2.101×1063) 由表10-7（P205）选齿宽系数=14) 由表106（P201）查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa5) 由图10-21d按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度Hlim2=550MPa6) 由式10-13计算应力循环次数(工作寿命10年，300天每年，

10、每天工作10h)N1=60n1jLh=60×500×1×(14×300×10）=1.26×109N2=2.8×1087) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0。988) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1H1=0.95×600MPa=570MPaH2=0.98×550MPa=539MPa(2) 计算1) 计算 2。32× =2.32×mm =172.415mm取222。5mm2) 计算圆周速度 V=m/s=5.82m/s3) 计算齿宽bb=&

11、#215;=1×222。5mm=222.5mm4) 计算齿宽与齿高之比模数mt =9。27齿高h=2.25mt=2。25×9。27=20.857=10.675) 计算载荷系数根据v=5。05m/s，8级精度，由10-8查得动载荷系数Kv=1.8；直齿轮=1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4用插值法查得级精度,小齿轮相对支承非对称布置时1.385 故载荷系数KA KV=1×1。18×1×1。385=1。6346) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=222.5×=222。5×1.07927=239。9取240

12、7) 计算模式mm=103、按齿根圆强度设计m(1) 确定公式内的各计算数值1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa2) 由图1018取弯曲疲劳寿命系数0。85， 0.88，3) 计算弯曲疲劳施用应力取弯曲疲劳安全系数s=1。4,由式（1012）得1=MPa=303.57 MPa2=MPa=238.86 MPa4) 计算载荷系数KKA KV1×1。12×1×1.35=1.5125) 查取齿形系数由10-5 得2。65， =2.2266) 查取应力校正系数,由表10-5查得=1。58；=1。76

13、47) 计算大小齿轮的并加以比较0。013790.01644由此可见大齿轮的数值较大（2） 设计计算m mm=5。66mm对比由齿面疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，故取m=5。66，由于手册查得电机轴约120130mm,所以试选模数m=8,按接触强度算得的分度圆直径d1=240mm算出小齿轮齿数z1=30z2=30×4。5=1354、 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1z1×m=30×8=240mmd2z2×m=135×8=1080mm（2） 计算中心距a=660mm（3） 计算齿轮宽度b=1×240mm=2

14、40mm取B2=240mm；B1=260mm此外，根据已知数据可得下：齿根圆直径：d1=240mm d2=1080mm d3=300mm d4=1800mm d5=300mm d6=2220mm齿数：z1=30 z2=135 z4=30 z5=25 z6=185模数：m1=8 m2=10 m3=12中心距： a1=660mm a2=1050mm a3=1260mm转矩： 传动轴承和传动轴的设计七、与电动机轴(及一级传动的低速轴）上的齿轮相啮合的齿轮轴（即轴2）的设计计算T12。101×106n1500r/minp1=110KWp2=p×=110×0。98=107。

15、8KW式中T1-电动机轴(轴1）所受的转矩n1电动机轴（轴1）的转速p1 电动机的功率p2-电动机轴(轴1）传递的功率1、 取每级齿轮传动的效率=0.98，轴由上面的计算可知道输出轴的功率p2= p1×=110×0.98=107.8KW转速n2 =500/i=111.11r/min转矩T2= p1i12 =2.101×106×4。5×0。98 N。mm =9。265×106N.mm2、 求作用在齿轮上的力m1=8因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2z2×m1=135×8=1080mm故 轴向力的计算：=0N圆周力和

16、径向力方向如图所示3、 初步确定轴的最小直径先按上式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3（P370），取=110，于是得输出轴的最小直径显然是轴承处轴的直径。故取轴承处轴的直径为110mm。4、轴的结构设计(1）拟定轴上零件的装配方案选用图1522a所示的装配方案。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 取I-II轴段的直径dI-II=110mm,右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=120mm。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据dII-III=140mm，由轴承产品目录中进

17、行初步选取轴轴承内圈直径为110mm.3） 取安装齿轮处的轴段和的直径为d=d=150mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为240mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取238mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0。07d，故取,则轴环处的直径d-=190mm。轴环宽度b1.4h，故取l-=40mm.4） 轴承端盖的总宽度为120mm（由轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便欲对轴承添加润滑脂的要求，故取l-=98mm.5） 取齿轮距箱体内壁之距离a=50mm，圆柱齿轮之间的距离c=35mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置

18、时，应距箱体内壁一段距离s,取s=12mm，已知滚动轴承宽度T=86MM，大齿轮轮毂长L=312mm，则 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为250mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见上图5、求轴上的载荷 首先根据轴结构图做出轴的设计计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a的值。对于32

19、322 型圆锥滚子轴承,由手册上查得a= 58mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的MH、MV及M的值列于下表 载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M和总弯矩MH=1。03×107N.mm , Mv1=1.02×107N。mm， Mv2=1.47×107N.mmMv3=1。23×107N。mm,Mv4=1。31×107N.mm，M1=1。86×107N。mm M2=2。24×107N.mm， M3=1。89×107N。mm, M4=1。46×107N。mm扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式(155)及上表中的数据,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取,轴的计算应力23。47Mpa。前已选定轴的材料为45钢,调质处理，由表15-1查得70Mpa。因此故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度. （1)判断危险截面 截面 、 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转较为宽裕确定的