#轧钢机轧辊辊缝调整装置压下装置

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： 指导老师：秦海山 2005441453 )陈祥伟2008-6-25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图

2、选择一个）6、完成 4000 5000 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

3、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：/ 11五、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

4、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 d14p1d1Rd4 10MN3.14 120MPa=0.326（m P1作用在螺丝上的最大轧制力； Rd压下

5、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，许用应力 Rd=100120MPa 。t 取 24mm 。d压下螺丝外径 dg辊径直径 d取 350mm 梯形螺纹连接， d 1 =d-2h t=24mm 手册 P36 h=13mm/ 11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 ) d0 d0=376+0.5 2=377mm H=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；

6、 6080MPa一般取 D=1.51.8 ) d0 d=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， =M 1+M22 d2螺丝中径 d2=d0.5t=376240.5=364mm 螺纹上的摩擦角，即 =arctan 2,2 为螺纹接触面的摩擦系 数，一般取 2 0.1 故540t 螺丝升角，压下时用正号，提升时用负号， =,t 为螺dt 24距； = = =0.02(mmd 3.14 376P1作用在一个压下螺丝上的力；M 1 止推轴承的阻力矩；d2M

7、2= P1 tan( + 2364M2=10 tan(5.67+0.02=181.32 采用实心轴颈，故；d3M1= 1P13 1=0.1 pP1= =10MN2 d3压下螺丝止推轴颈直径 d3= 420mm420 M 1=0.1 10=140MN.mm3 M=181.3+140=321.3MN.m/ 11MnN=9550in 压下丝杆速度= 60螺矩MnN=9550i5321.3 105 = 9550 0.8=105kw 故选功率为 110KW 的电动机， 机参数如下：1 6024查手册，功率为 110KW 的 Z4 系列直流电动电动机型号额定电压440440440440440额定电流280

8、282282282292额定最高转速1000/2000750/1900600/1500500/1200400/1200效率88.186.986.686.984.3飞轮矩电枢电感重量Z4-250-11Z4-250-31Z4-280-21Z4-280-41Z4-315-11 选电动机： Z4-280-41881121842122402.32.62.93.52.18801060135016501900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 i i1i2i3=4.5 6 7.407=200按图所示传动文字案，选用直齿圆柱齿轮传动 选用八级精度材料选择，参照表 10-1 P191，小齿轮

9、材料为 40Cr 调质），硬度为 280HBS ，大齿轮材料为 45 钢调质），硬度为 240HBS ，二者材料硬度 差为 40HBS 选小齿轮齿数 z1=24；大齿轮齿数 z2=4.5 24=1 按齿面接触强度设计KT1 u 1 ZE1)2)3)4)2、d1t 2.323 d . u(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5595.5 105 P1 95.5 105 110 61 = N mm =2.101 106 N mmT1=5003)n1由表 10-7P205）选齿宽系数d =14)5)6)7)12 由表 10-6P201 ）查得材料弹性影响系

10、数 ZE=189.8MPa 2 由图 10-21d 按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1=600MPa 。 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 Hlim 2=550MPa 由式 10-13 计算应力循环次数=1.26 109 91.26 109 8 N2= =2.81084.5由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95，K HN2=0.984 / 118)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 H 1= H 2=1%，安全系数 S=1K HN1. lim1 =0.95600MPa=570MPaSK HN 2. lim 2 =0.98 550MPa=539MPaS(

11、2)1)计算计算 2.32 32.32KT1 .u1Z2Ed.uHd1t=2.32 321.3 2.101 106 4.5 1 189.8 2mm=172.415mmd1t 取 222.5mm2)V=4.5539计算圆周速度d1t n1222.51t 1 = m/s=5.82m/s60 1000 60 1000计算齿宽 b3)b= d d1t =1 222.5mm=222.5mmb4) 计算齿宽与齿高之比 bhd1t 222.5模数 mt = 1t =9.27z124齿高 h=2.25mt=2.25 9.27=20.857b 222.5= =10.67 h 20.857 5) 计算载荷系数 根

12、 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 KH = FF =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 KH 1.385 故载荷系数 KA KV FH KH =11.18 11.385=1.6346) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1= d1t K =222.5 3 1.634 =222.5 1.07927=239.9 取 2401t Kt 1.37) 计算模式 m d1 240m= = =10 z1 243、按齿根圆强度设计2KT1 YFaY

13、Sam 32 .dz12(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5 / 11轮的弯曲强度极限 FE2=380MPa2） 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 0.85, K FN 2 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 10-12 ）得K FN1 FE1 0.85 500F 1= FN1 FE1 = MPa=303.57 MPaS 1.4 K FN 2 FE2 0.88 380F 2=MPa=238.86 MPaS 1.44） 计算载荷系数 KKA KVFF2 KF 11

14、.1211.35=1.5125） 查取齿形系数由 10-5 得FFa1 2.65, FFa 2 =2.2266） 查取应力校正系数，由表 10-5查得YSa1=1.58 。 YSa2 =1.764YFa YSa7） 计算大小齿轮的 Fa Sa 并加以比较FYFa1 YSa1 2.65 1.580.01379F 1 303.57YFa2 YSa2 2.226 1.764Fa2 Sa2 0.01644F 2 238.86 由此可见大齿轮的数值较大 （2）设计计算3 2 1.512 2.08 106 m 32 .0.01644 mm=5.66mm1 242 对比由齿面疲劳强度计算的模数 m 大于由齿

15、根弯曲疲劳强度计算的模数，故取 m=5.66, 因为手册查得电机轴约 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d1 240 z1= = =30m8 z2=30 4.5=135 4、几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1z1 m=30 8=240mm d2z2 m=135 8=1080mm （2）计算中心距d1 d2 240 1080 a= = =660mm22 （3）计算齿轮宽度 b= d d1 =1240mm=240mm 取 B 2=240mm ； B1=260mm 此外，根据已知数据可得下： 齿根 圆 直径 ： d1=240

16、mm d2=1080mm d3=300mm d4=1800mm d5=300mm d 6=2220mm 齿数： z1=30 z 2=135 z4=30 z5=25 z 6=185 模数： m1=8 m2=10 m3=12/ 11中心距： a1=660mm a2=1050mm a 3=1260mm 转矩：T1 2.101 106N mmT2 9.265 106 N mmT3 9.265 106 0.98 6 5.448 107 N mmT4 5.448 107 0.98 7.407 3.955 108N mm 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

17、即轴 2）的设计计算T1 2.101106 n1 500r/min p1=110KW p2=p 1 =110 0.98=107.8KW 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1 =0.98 ，轴由上面的计算可知道输出轴的功率p2= p1 1 =1100.98=107.8KW500转速 n2 =500/i=111.11r/min4.5转矩 T2= p1 1i12=2.1011064.50.98 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

18、的分度圆直径为d2z2 m1=135 8=1080mm故 Ft 2T2 9.265 106 8.579 103Nt d21080Fr Ft tan n 8.579 103 tan20 2.787 103 N轴向力的计算：Fa=0N圆周力 Ft 和径向力 Fr 方向如图所示3、初步确定轴的最小直径9.55 106 p20.2 T n269.55 106 3 0.2 T07.8 mm 108.9mm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 15-3P370），取 A0 =110，于是得 dmin A03 p2n2输出轴的最小直径显然是轴承处轴的直径。故取轴承处轴/

19、 11的直径为 110mm.4、轴的结构设计0.07d, 故取，则轴环处的直径 d- =190mm。轴环宽度 b1.4h, 故取 l - =40mm. 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.11、 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l T s a (120 112) 80 12 50 8 150mm

20、l T c s a l 80 35 12 50 177mm 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 6-1 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H7合为 H7 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证n6 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 2 45o ，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

21、a 的值。对于 32322 型圆锥/ 11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 L L1 L2 L3 388 326 368 1082mm 。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 于下表载荷支反力 F水平面 H垂直FNH 1 2.62 105FNH 2N1.68 105 N5FNV1 2.48105NFNV2 1.52 105NMH=1.03 107N.mMv1=1.02 107N.Mv3=1.23 107N.m7M1=1.86107N.mm

22、 M2=2.24 M3=1.89 107N.mm, M4=1.4606N 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 15-5 ）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 轴的材料为 45 钢，调质处caT2 9.265 16、应力 ca23.47Mpa。理，由表 15-1 查得m ,mm, Mv2=1.47 m,Mv4=1.31 107N.mm,107N.mm,107N.mm107N.mm7mm0.6，轴的计算故安全。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

23、起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但因为轴的 最小直径是按扭转较为宽裕确定的，所以截面，均无 需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来 看，截面上的应力最大，截面 V 的应力集中的影响和截 面的相近，但截面 V 不受扭矩作用，同时轴径也较大， 故不必做强度校核，截面虽然应力最大，但应力不集 中，而且这里轴的直径最大，谷也不必校核。截面和 显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过应盈配合的 小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 2）截面左侧 抗弯截面系数 W 0.1d3 0.1 1103 1.331 105mm 抗扭截面系数 W 0.2

24、d3 0.2 1103=2.662105 截面左侧的弯矩 M为M 2.24 107 86 0.26 107 N.mm735/ 11截面上的扭矩 T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力T3 3.8 107 N.mm Mb 3.79Mpa bW r T3 27.5Mpa r WT调 质处 理。 由 表轴的 材料为 45 钢，B 640Mpa , 1 275Mpa 1 155Mpa 截面上因为轴肩而形成的理论应力集中系数 r 6.2 D 200表 3-2 查得，因0.031 ,d 200后可查得 2.0 ， 1.32 又查得材料的敏感系数为q 0.89 故有效应力15-1 查 得及按1.05d 190q 0.86集中经插值K 1 q ( 1) 1 0.86 (2.0 1) 1.86K 1 q ( 1) 1 0.89 (1.32 1) 1.28 由俯图的尺寸系数 0.67 扭转尺寸系数 0.82 轴按磨削 加工 ，由附图 3-4 得表面 质量 系数 为 0.91轴未经表面强化处理q 1, 则按式( 3-13 )及(