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PC轧机换辊小车设计
62页 19000字数+说明书+7张CAD图纸
PC轧机换辊小车设计论文.doc
换辊小车总装图.dwg
换辊小车装配图.dwg
摘要.doc
电缆卷筒.dwg
目录.doc
花键轴.dwg
输出轴部装图.dwg
链轮.dwg
齿轮.dwg
摘要
本文叙述了鞍钢2150热轧板带钢生产线精轧机换辊小车的设计情况,辊系小车的驱动方式原为链条拖动和液压缸驱动的棘轮机构共同作用,步骤烦琐,换辊时间长,改为动力小车直接驱动后,缩短了换辊时间,提高生产效率。
本文概述了换辊小车的国内外发展情况及其发展方向。主要进行PC轧机换辊小车的设计。利用电机提供动力，使减速器输出轴上的链轮在固定链条上滚动，从而使小车在轨道上运动。利用液压缸使拉出钩绕销轴转动，进行挂钩或推钩，从而使工作辊拉出或推进。最终实现换辊工作。在设计过程中进行了换辊小车的传动方案、工作原理、润滑及环保与经济性分析，重点进行换辊小车的结构设计、工作参数的选择、电动机的选择及计算，设计中主要零部件的计算及校核。
在参阅相关资料并借鉴前人经验的基础上，通过对换辊小车的设计及分析，各项技术均满足要求，本设计具有一定的实际应用价值。
关键词：换辊；辊系小车；链条；棘轮机构；动力小车
目录
摘要I
ABSTRACTII
1 绪 论1
1.1 换辊小车的概述1
1.1.1 换辊小车的用途1
1.1.2 换辊小车的类型1
1.1.3 换辊小车的动力结构2
1.2 国内外对换辊小车的研究2
1.3 课题的背景及意义5
1.4 本文主要研究工作5
2 总体方案设计与选择7
2.1换辊小车的驱动方案设计与选择7
2.1.1传动方案设计7
2.1.2电机的选择8
2.2链轮与液压缸的选择8
2.2.1链轮的选择8
2.2.2液压缸的选择8
3 传动系统的设计计算9
3.1原始数据9
3.2换辊小车所需驱动力计算9
3.3电机的选择10
3.3.1选择电机的结构形式10
3.3.2选择电机的容量10
3.3.3电机的校核11
3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比12
3.4.1传动装置总传动比12
3.4.2分配减速器的各级传动比12
3.4.3各轴的运动和动力参数12
4主要零部件的选择、设计和校核14
4.1 蜗轮蜗杆的设计与校核14
4.1.1选择蜗杆传动类型14
4.1.2选择材料14
4.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计14
4.1.4蜗杆与蜗轮主要几何尺寸计算16
4.2齿轮的设计与校核(一)18
4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数18
4.2.2按齿面接触强度设计19
4.2.3按齿根弯曲强度设计21
4.2.4. 几何尺寸计算23
4.3齿轮的设计与校核(二)23
4.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数24
4.3.2按齿面接触强度设计24
4.3.3按齿根弯曲强度设计26
4.3.4. 几何尺寸计算28
4.4 轴的设计及其校核28
4.4.1 选择轴的材料并确定其机械性能28
4.4.2 轴上的功率,转速和转矩29
4.4.3 求作用在齿轮上的力29
4.4.4 初步确定轴的最小直径29
4.4.5 轴的结构设计30
4.4.6 求轴上的载荷31
4.4.7 按弯扭合成应力校核轴的强度32
4.4.8 精确校核轴的疲劳强度33
4.5 滚动轴承的选择及其寿命计算37
4.5.1 滚动轴承的选择37
4.5.2 滚动轴承的寿命计算38
4.5.3 滚动轴承装置的设计39
4.6联接电机与减速器的联轴器选择40
4.6.1类型选择40
4.6.2载荷计算40
4.6.3型号选择41
4.7 键联接的选择及强度校核41
4.7.1 键联接的功能及结构型式41
4.7.2 键的选择和键联接的强度计算41
4.8花键联接的选择及强度校核42
4.8.1花键的选择42
4.8.2校核花键联接的强度42
4.9链轮链条的选择43
4.9.1链条的选择43
4.9.2链轮的选择43
4.10液压缸选择45
4.10.1供油压力的选择45
4.10.2计算负载力45
4.10.3计算液压缸主要结构参数46
5.润滑方法的选择47
5.1润滑47
5.1.1齿轮47
5.1.2轴承47
5.1.3减速器48
5.2添加剂48
5.3润滑方法48
6环保性与经济性分析49
6.1环保性分析49
6.2经济性分析50
6.2.1设备合理使用期的估算51
6.2.2设备风险的概率分析52
结 论53
致 谢54
参考文献55
轧辊磨损后,几何尺寸和辊型都将发生变化。为了保证轧材质量，必须及时更换轧辊。轧制速度的提高，加速了轧辊的磨损，使轧辊的更换次数愈来愈频繁。一般带钢热连轧机粗轧机工作辊每隔3-7天需更换一次，支撑辊每隔15-30天更换一次；精轧机的工作辊大约3-8小时需更换一次，支撑辊7-15天更换一次；带钢冷连轧机的工作辊至少每班要更换一次，支撑辊大约7-15天更换一次。缩短换辊时间有利于保证产品质量、减少停机时间、提高轧机作业率、增加产量和降低成本，因此，近年来换辊装置有了很大发展。
- 内容简介：
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辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 I 页PC 轧机换辊小车设计摘要本文叙述了鞍钢 2150 热轧板带钢生产线精轧机换辊小车的设计情况,辊系小车的驱动方式原为链条拖动和液压缸驱动的棘轮机构共同作用,步骤烦琐,换辊时间长,改为动力小车直接驱动后,缩短了换辊时间,提高生产效率。本文概述了换辊小车的国内外发展情况及其发展方向。主要进行 PC 轧机换辊小车的设计。利用电机提供动力，使减速器输出轴上的链轮在固定链条上滚动，从而使小车在轨道上运动。利用液压缸使拉出钩绕销轴转动，进行挂钩或推钩，从而使工作辊拉出或推进。最终实现换辊工作。在设计过程中进行了换辊小车的传动方案、工作原理、润滑及环保与经济性分析，重点进行换辊小车的结构设计、工作参数的选择、电动机的选择及计算，设计中主要零部件的计算及校核。 在参阅相关资料并借鉴前人经验的基础上，通过对换辊小车的设计及分析，各项技术均满足要求，本设计具有一定的实际应用价值。关键词：换辊；辊系小车；链条；棘轮机构；动力小车 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 II 页PC roller mill for car designABSTRACTIn this paper, the rolling car design of finishing mill on Anshan steel 2150 hot-rolled strip steel plate production line was presented. According original designed, roll changing car was moved by a chain system and a ratchet system. The process was too complicated and it spends a lot of time on roller changing. After it was redesigned, roller changing time was shortened and efficiency was highly improved. This paper outlines the development of domestic and international situation of the rolling car and its development direction. I mainly designed rolling car for PC main roller mill. It used motor to provide electrical power so that sprocket on the output shaft of reducer can roll on the sprocket fixed chain. So rolling car could move along the orbit. It uses hydraulic cylinders to pull hook around the pin rotation, or push or pull hook, so that pulled out or push in the work roll. Rollers changed work could be eventually realized. In the process of designing a car, the driven scheme design, working principle statement, lubrication and environmental protection and economic analysis have been done. The paper mainly focuses on the structural design of car, the choice of motor and working parameters, the calculation and verification of the main components.On the basis of consulting the relevant materials and using forefathers experience for reference, through the design and analysis of rolling car, every indicators reaches the demands, this design has a certain value in actual using. KEYWORDS：Roll changing；Car of roll set；Chain；Ratchet system；Driving car 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 III 页目录摘要.IABSTRACT.II1 绪 论 .11.1 换辊小车的概述.11.1.1 换辊小车的用途.11.1.2 换辊小车的类型.11.1.3 换辊小车的动力结构.21.2 国内外对换辊小车的研究.21.3 课题的背景及意义.51.4 本文主要研究工作.52 总体方案设计与选择 .72.1 换辊小车的驱动方案设计与选择.72.1.1 传动方案设计 .72.1.2 电机的选择 .82.2 链轮与液压缸的选择.82.2.1 链轮的选择 .82.2.2 液压缸的选择 .83 传动系统的设计计算 .93.1 原始数据.93.2 换辊小车所需驱动力计算.93.3 电机的选择.103.3.1 选择电机的结构形式 .10 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 IV 页3.3.2 选择电机的容量 .103.3.3 电机的校核 .113.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比.123.4.1 传动装置总传动比 .123.4.2 分配减速器的各级传动比 .123.4.3 各轴的运动和动力参数 .124 主要零部件的选择、设计和校核.144.1 蜗轮蜗杆的设计与校核.144.1.1 选择蜗杆传动类型 .144.1.2 选择材料 .144.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 .144.1.4 蜗杆与蜗轮主要几何尺寸计算 .164.2 齿轮的设计与校核(一).184.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .184.2.2 按齿面接触强度设计 .194.2.3 按齿根弯曲强度设计 .214.2.4. 几何尺寸计算.234.3 齿轮的设计与校核(二).234.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .244.3.2 按齿面接触强度设计 .244.3.3 按齿根弯曲强度设计 .264.3.4. 几何尺寸计算.284.4 轴的设计及其校核.284.4.1 选择轴的材料并确定其机械性能.284.4.2 轴上的功率,转速和转矩.294P4n4.4.3 求作用在齿轮上的力.294.4.4 初步确定轴的最小直径.294.4.5 轴的结构设计.304.4.6 求轴上的载荷.31 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 V 页4.4.7 按弯扭合成应力校核轴的强度.324.4.8 精确校核轴的疲劳强度.334.5 滚动轴承的选择及其寿命计算.374.5.1 滚动轴承的选择.374.5.2 滚动轴承的寿命计算.384.5.3 滚动轴承装置的设计.394.6 联接电机与减速器的联轴器选择.404.6.1 类型选择 .404.6.2 载荷计算 .404.6.3 型号选择 .414.7 键联接的选择及强度校核.414.7.1 键联接的功能及结构型式.414.7.2 键的选择和键联接的强度计算.414.8 花键联接的选择及强度校核.424.8.1 花键的选择 .424.8.2 校核花键联接的强度 .424.9 链轮链条的选择.434.9.1 链条的选择 .434.9.2 链轮的选择 .434.10 液压缸选择.454.10.1 供油压力的选择.45sp4.10.2 计算负载力 .454.10.3 计算液压缸主要结构参数 .465.润滑方法的选择.475.1 润滑.475.1.1 齿轮 .475.1.2 轴承 .475.1.3 减速器 .48 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 VI 页5.2 添加剂.485.3 润滑方法.486 环保性与经济性分析.496.1 环保性分析.496.2 经济性分析.506.2.1 设备合理使用期的估算 .516.2.2 设备风险的概率分析 .52结 论.53致 谢.54参考文献.55 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 0 页1 绪 论轧辊磨损后,几何尺寸和辊型都将发生变化。为了保证轧材质量，必须及时更换轧辊。轧制速度的提高，加速了轧辊的磨损，使轧辊的更换次数愈来愈频繁。一般带钢热连轧机粗轧机工作辊每隔 3-7 天需更换一次，支撑辊每隔 15-30天更换一次；精轧机的工作辊大约 3-8 小时需更换一次，支撑辊 7-15 天更换一次；带钢冷连轧机的工作辊至少每班要更换一次，支撑辊大约 7-15 天更换一次。缩短换辊时间有利于保证产品质量、减少停机时间、提高轧机作业率、增加产量和降低成本，因此，近年来换辊装置有了很大发展。1.1 换辊小车的概述1.1.1 换辊小车的用途在轧钢生产中，为了确保轧材的质量要求，当轧辊被磨损、破坏及产品规格品种更换时，都应及时地通过换辊小车把轧辊更换掉，以满足轧材的质量与品种规格要求。根据不同的工作条件，换辊小车可以分为多种类型。1.1.2 换辊小车的类型板带轧机所采用的工作辊换辊装置种类繁多,其中换辊小车可分为推拉式电动换辊小车和液压式换辊小车等等。推拉式电动换辊小车:热连轧精轧机采用的换辊小车由一台直流电动机、经离合器、减速器及链轮，与固定在两轨道中间铺板上的固定链条相啮合，从而驱动小车在轨道上前后移动。小车上装有气动锁钩，用来钩挂工作辊轴承座。并设有导向轮，起侧面导向作用。液压式换辊小车:v 工作辊组的挂钩和脱钩装置包括换辊液压缸活塞杆前端的挂钩和换辊车上的脱钩装置两部分。挂钩前，活塞杆带着挂钩处于中间位置。横移小车带着新工作辊组横移到换辊位置，推拉机构活塞杆推着挂钩前进，随动轮与曲臂顶面接触而使挂钩头部抬起。然后，脱钩装置的电液推进器退回，曲臂下降，挂钩头部下落，构住轴承座上的凸块。脱钩的过程与上述挂钩过程 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 1 页相反。1.1.3 换辊小车的动力结构下面以推拉式换辊小车为例，对换辊小车的结构进行简单的分析。换辊小车的结构如图 1.1 所示，主要由电机减速器、驱动链轮、固定链条、车轮轨道及接头等几部分组成。电机减速器：它是换辊小车的驱动减速装置，它由电机和减速器两部分组成。电机给换辊小车提供动力,使换辊小车能够在链条轨道上运动。减速器控制换辊小车的运行速度,使换辊小车按照换辊的要求运动。驱动链轮：该链轮安装在减速器的输出轴上，通过驱动装置使驱动链轮转动，使其在固定链条上滚动，从而使换辊小车在轨道上往复运动。固定链条：此链条固定在两车轮轨道中间的铺板上,驱动链轮在其上面滚动,使换辊小车按照规定的方向运动。图 1.1 换辊小车结构简图车轮轨道：换辊小车上的四个小车轮在此轨道上运动,该轨道承载着小车和支撑辊的全部重量。接头：又称气动锁钩。在液压装置的驱动下可以饶着固定轴上下换位，来推（拉）工作辊轴承座，进行换辊。推拉式换辊小车的结构简单，安装和维护比较方便。正确的选择固定链轮及固定链条，能适当延长链轮配合的寿命。因此，推拉式换辊小车得到了比较广泛的应用。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 2 页1.2 国内外对换辊小车的研究目前，随着科学技术的迅猛发展以及考虑到对能源的节省利用、对生产成本的降低等因素的影响，国内外大部分的钢铁公司也正不断的对换辊小车的技术性能和结构参数进行改进。使其结构更加合理，安装更加方便，费用更加低廉。近几年来，各国政府对钢铁企业给予了高度的重视和基金的资助。目前，国内对换辊小车所进行的研究仅限于对传统的行进机构的改造，而只有少数的企业对换辊小车的驱动装置进行根本的改造。莱钢大型型钢生产线粗轧机及其换辊装置由德国公司设计，经国内转化于 2005 年 9 月投入生产，换辊采用整体换辊方式。换辊系统的辊系小车驱动装置由两部分组成，一是链式移送装置，二是液压缸驱动的步进装置。 换辊过程是这样的：新辊系在轧辊跨装配完成后，通过链式移送装置运送到轧线跨的横移平台上。停车换辊时，首先由液压缸驱动的步进装置将旧辊系从轧机牌坊中拉出至横移平台，这样横移平台上就有了一新一旧两套辊系，然后横移平台横移，新旧辊系换位， 使新辊系位于轧机牌坊的轴向窗口。然后液压缸再动作， 将新辊系一步一步送入轧机。液压缸活塞杆全程伸缩一次，步进装置前进一个步长，辊系进出轧机一次分别要 8 步完成，手动操作约需 45 分钟。严重滞后于精轧机的换辊（约 20 分钟） ，这样整条生产线的轧机换辊时间就不能实现同步，有“短板”存在。实践证明该设计思想落后，步骤繁琐，该问题成为制约生产的一个瓶颈。分别见图 1 和图 2 所示。 图 1.2 辊系小车驱动装置示意图 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 3 页 图 1.3 步进装置驱动系统结构示意图因此需设计一种动力装置来代替现在的链式移送装置，使其能够越过横移平台，尽量靠近轧机，减少步进小车的动作步数，从而从根本上节省换辊时间。最终确定采用动力小车形式来直接推动（拉动）系小车由轧辊准备间到横移平台及轧机牌坊，取消链式输送装置。动力小车上的电机经减速机传动，带动小车轮轴转动，轮轴上的链轮与固定在地面上的链条相啮合，从而产生一个推力或拉力，推动或拉动辊系小车运动。横移平台上的两个辊系小车停靠位置也分别安装上分段链条，与前面安装在地面底板上的链条相连接，这样，动力小车能够直接到达横移平台上，从而将辊系小车继续向前推进一段距离，减少步进小车的动作距离，缩短换辊时间。然而，国外对换辊小车的改造重点是减少人力，提高效率。将原有的动力驱动改制成液压驱动,并且不断的对液压系统进行改进。1997 年年初，芬兰的奥托昆普厂对其三套 20 辊轧机中的第一台 20 辊轧机进行改造,包括更新全部液压设备和机械设备的主要部分。轧机压下、凸度调整和第一中间辊轴向移动全部轧机执行机构都装备了直接作用的液压缸，使用伺服阀在轧制过程中进行快速而精确的控制。在传动侧和操作侧，所有的轧辊和支撑辊现在都通过液压缸定位。第一中间辊轴向移动。第一中间辊轴向移动系统位于轧机的传动侧，见图 1.4。第一中间辊的调整杆和连轴器(轴承箱)之间的连接是自动的。液压定位装置允许换辊小车的自动化系统通过小窗口直接装辊或抽辊。不再需要人工操作。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 4 页 图 1.4 第一中间辊轴向移动系统新的换辊小车用于自动更换工作辊和第一中间辊。它能装载 2 套 4 根 1 套的第一中间辊和 2 套 6 根 1 套的工作辊。轧机的操作人员的工作只限于将自动控制系统启动，而不需 要其他的人为操作。液压动力系统和带有所有控制模块的电气控制箱都安装在小车上，电缆绕在线盘上，因而它成为一个独立的系统 。1.3 课题的背景及意义在我国国民经济的发展中钢铁企业的发展起着举足轻重的作用。它的发展直接关系到冶金企业的发展。因此，近几年来，钢铁企业的发展一直是我国较关注的事情之一。自 20 世纪初，特别是 20 世纪 50 年代之后冶金工业的飞速发展，对人类社会产生了深远的影响。现今，冶金行业日益加剧的全球化竞争和兼并，促使了市场对冶金机械的性能要求越来越高。因此，从钢铁生产流程的总体高度上考虑如何提高生产率、缩短生产时间、提高钢铁产量和质量成为人们关注的焦点。换辊小车是用来将工作辊推进或拉出机架的一种冶金机械辅助设备，它的突出优点是：可大幅度的降低劳动强度；提高人为作业的工作环境；节省能源消耗；节约人力；降低劳动成本等。换辊小车将给冶金工业带来显著的经济效益和社会效益。基于换辊小车的上述优点，目前各大钢铁企业及科研单位院校对换辊小车这一辅助设备也进行了深入的研究和开发。虽然现在我国冶金业的发展已经日趋成熟，冶金机械也较以前有了较大的提高。但是与先进水平相比，我国的技术改造能力和创新能力都存在着较大的 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 5 页差距。目前，重点应该是把从国外进口的冶金设备进行国产化，并对其性能寿命和可靠度等方面在技术创新的基础上进一步的提高。并在新的形势下为提高我国冶金机械的发展做出新的贡献。1.4 本文主要研究工作本毕业设计课题研究的目的是基于鞍钢三钢轧厂 2150 精轧机换辊小车设计研究的基础上，通过对结构和性能的分析进行设计并进一步的对其进行改进，从而提高工作效率。本毕业设计主要设计研究的内容包括如下，其设计内容结构图如图 1.5 所示；1.对推拉式换辊小车传动方案的拟订并进行优化选择。通过对各种方案的比较选择一个最佳的传动方案进行设计。2.对所设计机械的电动机的设计选择，并对其进行校核，确定所选择的电动机能满足特定的工况。3.对推拉式换辊小车的零、部件进行设计计算。并对其中的重要零、部件进行校核计算。确保换辊小车在工作中安全、可靠。4.对所设计的推拉式换辊小车进行环保性和经济性的分析。确保所设计的设备对环境产生较少的污染危害，以较少的投入得到较大的。图 1.5 设计内容结构图 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 6 页2 总体方案设计与选择2.1 换辊小车的驱动方案设计与选择换辊小车的驱动装置一般由电动机、传动部分及固定轮等几部分组成。传动部分可以采用皮带传动或是减速器传动。采用皮带传动装置便于制造，并且成本十分的低廉，但是如果机构的传动比过大时，则容易造成其外形尺寸较大，结构不够紧凑，占地面积较大。因此较少被采用。使用减速器可以采用蜗轮蜗杆传动或是齿轮传动的减速器。齿轮传动的减速器具有体积小，占地面积小，重量轻，寿命长，速比大，传动效率高及布置紧凑等特点。蜗轮蜗杆传动的减速器啮合齿对较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。由于本设计为了布置紧凑，把电机放在减速器上端，需要改变传递方向。所以，采用三级齿轮-蜗杆减速器。2.1.1 传动方案设计本设计综合各种传动装置的特点，针对其设计实际出发，决定采用三级齿轮-蜗杆减速器传动的方案。第一级传动采用蜗轮蜗杆传动，第二、三级传动采用斜齿轮传动，这样即改变了传动方向，又使传动装置的结构布置紧凑且能有效地提高传动效率。其中对减速器的各部件进行选择、设计和校核。方案图如图 2.1 所示 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 7 页1.电动机 2.联轴器 3. 三级齿轮-蜗杆减速器 4.驱动链轮 图 2.1 总体方案图2.1.2 电机的选择电动机的结构型式按其安装位置的不同可分为卧式与立式两种。卧式电动机的转轴是水平安放，立式电动机的转轴则与地面垂直，二者轴承不同，不能混用。换滚小车的电动机经常启动、制动及反转，但过渡过程的持续时间对生产率影响不大。此时除考虑初期投资外，主要根据过渡过程能量损耗最小的条件来选择传动比及电动机的额定转速。故本设计选用能够经常启动、制动及反转的 YZR 系列电动机为换辊小车提供动力。2.2 链轮与液压缸的选择2.2.1 链轮的选择链轮由轮齿、轮缘、轮辐和轮毂组成。链轮设计主要是确定其结构和尺寸，选择材料和热处理方法。固定链条与链轮的啮合属于非共轭啮合，其链轮齿形的设计比较灵活。在国标中没有规定具体的链轮齿形仅仅规定了最小和最大齿槽形状及其极限参数，实际齿槽形状取决于加工轮齿的刀具和加工方法，并应使其位于最小和最大齿槽形状之间。小直径的链轮可制成整体式；中等尺寸的链轮可制成孔板式；大直径的链轮，常可将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上。链轮的基本参数是配用链条的节距 p。根据设计需要，本设计选用小直径整体式链轮。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 8 页2.2.2 液压缸的选择液压缸是实现直线往复运动的执行装置，按结构特点可分为活塞式、柱塞式和组合式三大类；按固定形式的不同可分为缸筒（缸体）固定和活塞杆固定两种；按作用方式又可分为单作用和双作用式两种。在双作用式液压缸中，具有两个密封的容积空腔，工作时，压力油则交替供入液压缸的两腔，使缸实现正反两个方向的往复运动。而在单作用式液压缸中，只有一个密封的容积空间，压力油只能供入液压缸的着一个腔，使缸实现单方向运动，反方向运动则依靠外力（弹簧力、自重或外部载荷等）来实现。液压装置的工作比较比较平稳。液压传动以液压油为工作介质，油液流动过程中有一定的阻尼作用，因而运动平稳性好，冲击小。液压传动系统易于实现过载保护。在本设计里，由于拉出钩负载较小，且直接拖动负载。故选用简单的单杆式活塞缸即可。3 传动系统的设计计算3.1 原始数据换辊小车重量:12154kg1m工作辊重量：15697kg （数量 2）2m上工作辊轴承座重量（操作侧）：3265kg3m上工作辊轴承座重量（传动侧）：2920kg4m下工作辊轴承座重量（操作侧）：3055kg5m下工作辊轴承座重量（传动侧）：2920kg6m换辊小车走行速度 v：300mm/s 重力加速度 g：9.8N/kg3.2 换辊小车所需驱动力计算 123456(2)Nmmmmmmg 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 9 页(121542 156973265292030552920) 9.8 （3.1） 545938.8N 查文献2表 4.2-6，取摩擦系数（无润滑剂）。 0.15 0.15 545938.481890.76FNN （3.2）3.3 电机的选择3.3.1 选择电机的结构形式 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此无特殊需要时不宜采用。 生产单位一般用三相交流电源，因此基本都选用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类。异步电动机有笼型和绕线型两种。我国新设计的 Y 系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。而在经常起动和制动和反转的场合，要求电动机的转动惯量小和过载能力大，应选用起重及冶金用的三相异步电动机 YZ（笼型）或YZR（绕线型） 。根据电源种类，工作条件（温度、环境、空间位置尺寸等） ，载荷特点（变化性质、大小和过载情况） ，起动性能和起动、制动反转的频繁程度，转速高低等等确定电机首选 YZR 型。因为 YZR 型号使用于室内外多尘环境及起动，逆转次数频繁的起重机械和冶金设备等。3.3.2 选择电机的容量 求得工作功率为： /100081890.76 0.3/100024.75WPFvkw （3.3）其中：F换辊小车的工作阻力，N； 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 10 页 v换辊小车驱动链轮的线速度，m/s;传动装置的总效率0123n 其中：滚动轴承（每对） 0.98 链轮链条（每对） 0.93 弹性联轴器 0.99 斜齿轮（每对） 0.97 蜗轮蜗杆（每对） 0.75根据总装配图可知：从电动机到输出轴共经过一个联轴器，四对滚动轴承，经过三级齿轮-蜗轮蜗杆变速，还有一对链轮链条的效率损失。 故2400.99 0.75 0.970.980.930.6 所以 00WPP （3.4） =6 . 057.24 =41kw考虑到过载情况，故选择额定功率稍大的电机 查参考文献5表 40-18 选择电机额定功率为，即电机型号为 YZR-250MB-6，其额定转速为45kw965r/min，重量 559kg。3.3.3 电机的校核 电机选定后，根据其工作特点，考虑过载和冲击，取过载系数为 2 MmaxMe 2 Me=2 9550 nP0（3.5） =2 955096545 =890.67 Nm Mmax=总igmd2 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 11 页=559 9.8135 2802. 0（3.6） =16.3 NmM为重锤质量；d为卷筒直径；g为重力加速度i为总传动比总 故 MmaxMe 过载通过，所以合格。3.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.4.1 传动装置总传动比驱动链轮线速度 300，初选链轮链条传动中链轮分度圆直径 D=802mmsmm (3.7)6060 0.37.15min0.802vrnD 0139651357.15nin式中：电动机满载转速;0n 工作机主动轴转速n3.4.2 分配减速器的各级传动比 查文献2表 4.2-9 取蜗轮蜗杆传动比，则；取120.4i 132316.61iii二级斜齿轮传动比，则。23i 23322.25iii3.4.3 各轴的运动和动力参数1.各轴转速： 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 12 页 10965minrnn（3.8）12196547.31min20.4nrni23247.3115.77min3nrni34315.777.17min2.25nrni电动机满载转速0n2 各轴输入功率：各连接的效率： 0.75蜗0.93链0.97齿0.98滚0.99联 1041 0.9940.59PPkw联（3.9） 2140.59 0.75 0.97 0.9828.94PPkw蜗齿滚3228.94 0.97 0.9827.51PPkw齿滚 4327.51 0.97 0.98 0.9324.32PPkw齿链滚3.各轴输入转矩： 11140.5995509550401.69965PTN mn（3.10）22228.9495509550584147.31PTN mn33327.51955095501666015.77PTN mn 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 13 页44424.3295509550323937.17PTN mn4 主要零部件的选择、设计和校核4.1 蜗轮蜗杆的设计与校核4.1.1 选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085-1988 的推荐，本设计采用渐开线蜗杆（ZI） 。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 14 页4.1.2 选择材料根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45 钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模制造。为节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。4.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再按齿根弯曲疲劳强度设计。传动中心距： 322()EHZZaKT（4.1）1.确定作用在蜗轮上的转矩：2T按，查文献1估取效率。12Z 0. 75 （4.2）2622611629. 55109. 551028. 949. 551096520. 4PTnPni5. 841KN M2.确定载荷系数：K因工作载荷比较稳定，故载荷分布不均匀系数；由文献1表 11 1K- 5 选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数1. 15AK，则：1. 05VK 1. 1511. 051. 21AVKKKK 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 15 页（4.3）3.确定弹性影响系数：EZ因选用的是铸锡磷青铜和钢蜗杆相配，故。12160M PaEZ4.确定接触系数：Z先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，由文献1图1da1 /0. 35ad11-18 中可查得。2. 9Z5.确定许用接触应力：H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度大于 45HRC，由文献1表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力。268M PaH应力循环次数：次 （4.4）726060147. 314500012. 810hNjnL寿命系数：877100. 7312. 810H NK则： ,0. 73268195. 64M PaHHH NK（4.5）6.计算中心距 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 16 页23232()1602. 91. 215841()195. 64341m mEHZZaKT取中心距mm，因为，取模数，蜗杆分度圆直径 350a 20. 4i 14mmm。这时，由文献111-18 中可查得接触系数1140d1/0. 4ad，因为，因此上述计算结果可用。,2. 74Z,ZZ4.1.4 蜗杆与蜗轮主要几何尺寸计算1.蜗杆：蜗杆头数 12Z直径系数 10q齿形角 20n蜗杆齿顶高 mm111414aahh m蜗杆齿根高 mm1()1. 21416. 8fahhcm蜗杆齿高 mm 1111416. 830. 8afhhh顶隙 mm0. 2142. 8cc m分度圆直径 mm11014140dqm齿顶圆直径 mm111214028168aaddh齿根圆直径 mm112 ()140214 (10. 2)106. 4faddmhc蜗杆导程角 1arct anarct an 0. 211. 31Zq 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 17 页基圆导程角 arccos(coscos)arccos 0. 80622. 81bn基圆直径 mm11214/ t an140t an11. 31bbdZ m轴向齿距 mm3. 141443. 96aPm轴向齿厚 mm 121. 982asm法向齿厚 mmcos21. 98cos11. 3121. 55nass蜗杆齿宽 mm 1161b2.蜗轮：蜗轮齿数 241Z实际中心距 取，则变位214()(1041)35722maqzmm160amm系数为，验算传动比，这时2x23503570.514aaxm214120.52ziz的传动比误差，所以是符合要求的。20.520.40.49%(3 5)%20.4i 分度圆直径 mm221441574dm Z齿顶高 mm22()141. 521aahmhx齿根高 mm22()120. 78. 4fahmhxc喉圆直径 mm2222574221616aaddh齿根圆直径 mm222257428. 4557. 2ffddh顶圆直径 mm2261614630eaddm蜗轮齿宽 mm210. 670. 67168112. 56abd齿顶圆弧半径 mm127014562adRm 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 18 页齿根圆弧半径 mm12840. 21486. 82afdRc m分度圆齿厚 22(0. 52t an)xsxm 2t an(0. 52)cos(0. 53. 1420. 743)1442. 784m mnxm节圆直径 mm,22574dd4.2 齿轮的设计与校核(一)齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，常见的轮齿失效形式轮齿折断和工作齿面磨损、点蚀、胶合及塑性变形等。通常只按保证齿根弯曲疲劳强度和保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.根据传动路线选用斜齿圆柱齿轮传动；2.轧机为一般工作机器速度不高故选用 8 级精度（GB1009588） ；3.材料选择由文献3表 101 选择小齿轮材料为 40Cr（调质表面淬火） ，硬度为 241286HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质后表面淬火)硬度为217255HBS；4.选小齿轮齿数,；211Z6321312ZZ5.初选螺旋角；124.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式试算小齿轮分度圆直径,即： (4.6)231)(12HHEadtttZZTKd 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 19 页1.确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数。6 . 1tK(2)选取区域系数；433. 2HZ(3)查文献3表 10-4 得，；770. 01a880. 02a则；65. 1880. 0770. 021aaa(4)计算小齿轮的传递转矩：2T 25841TN m(5)查文献1表 10-7 选取齿宽系数；1d(6)查文献1表 10-6 得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE(7)按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极限;MPaH8751lim大齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH8252lim(8)计算应力循环次数（设定工作寿命为 45000 小时） ；811027. 145000131.476060hnjLN；782102 . 43/1027. 1N(9)查文献1图 10-19 接触疲劳寿命系数得，；86. 01HNK90. 02HNK(10)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数 S=1 ；MPaSKHlinHNH5 .752187586. 0111；MPaSKHNHNH5 .742182590. 0222 ； MPaHHH5 .7472/ )5 .7425 .752(2/ )(212.计算 (1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td1 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 20 页321)(12HEHadtttZZTKdmm3 .1795 .7478 .189433. 231365. 111058416 . 12323(2)计算圆周速度smndvt/44. 010006031.473 .17910006011(3)计算齿宽及模数bntm；mmdbtd3 .17939.14511 ；mmzdmtnt35. 82112cos3 .179cos1；mmmhn79.1835. 825. 225. 2；54. 979.183 .179hb(4)计算纵向纵向重合度；419. 112tan211318. 0tan318. 01zd(5)计算载荷系数K查文献1表 10-2 得，使用系数.50；1AK根据 ，8 级精度；动载系数；smv13. 910. 1Vk的计算公式HBKbKdHB321015. 018. 011. 139.1451015. 0118. 011. 13231. 1由 ，查文献1图 10-13 得；55. 9hb31. 1HBK26. 1FBk。1 . 1FaHaKK故载荷系数K: 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 21 页29. 231. 11 . 106. 15 . 1HHavAKKKKK(6)按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径1dmmKtKddt06.2026 . 129. 23 .1793311(7)计算模数nmmmzdmn41. 92112cos06.202cos114.2.3 按齿根弯曲强度设计 (4.7)32121cos2FSaFaadnYYzYKTm1.确定公式内的各计算数值(1)计算载荷系数20. 226. 11 . 106. 15 . 1FFaVAKKKKK(2)根据纵向重合度，螺旋角影响系数；419. 188. 0Y(3)计算当量齿数： 94.2212cos21cos3311ZZv 02.6712cos63cos3322ZZv(4)查取齿形系数：查文献1表 10-5 得，；69. 21FaY18. 22FaY(5)查取应力校正系数:查文献1表 10-5 得，；57. 11SaY79. 12SaY(6)小齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPaFE6201大齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPaFE4302弯曲疲劳寿命系数；84. 01FNK88. 02FNK(7)计算弯曲疲劳许用应力，取实效概率为 1%，弯曲疲劳安全系数：25. 1S (4.7)64.41625. 162084. 0111SKFEFNF 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 22 页 (4.9)72.30225. 143088. 0222SKFEFNF(8)计算大小齿轮的并加以比较FSaFaYY (4.10)10140 . 064.41657. 169. 2111FSaFaYY 12890 . 072.30279. 118. 2222FSaFaYY大齿轮的数值大。2. 设计计算32121cos2FSaFaadnYYzYKTmmm53. 601289. 056 . 121112cos88. 01084156 . 123223对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲nm劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接10nm触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径，来计算应有mmd06.2021的齿数。于是由76.191012cos06.202cos11nmdz取，211z6321312zz4.2.4. 几何尺寸计算1.计算中心距 (4.11)mmmzzan57.42812cos2106321cos221圆整中心距为 430mm。2.按圆整后的中心距修正螺旋角 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 23 页 (4.12) 214822124302106321arccos2cosamzzatcn因值改变不多，故参数、等不必修正。aKHZ3.计算大、小齿轮的分度圆直径 (4.13)mmmzdn29.214482212cos1021cos 11 (4.14)mmmzdn86.642482212cos1063cos 224.计算齿轮宽度 (4.15)mmdbd29.214.29.21411圆整后取，。mm1522Bmm2021B4.3 齿轮的设计与校核(二)齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，常见的轮齿失效形式轮齿折断和工作齿面磨损、点蚀、胶合及塑性变形等。通常只按保证齿根弯曲疲劳强度和保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。4.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.根据传动路线选用斜齿圆柱齿轮传动；2.轧机为一般工作机器速度不高故选用 8 级精度（GB1009588） ；3.材料选择由文献3表 101 选择小齿轮材料为 40Cr（调质表面淬火） ，硬度为 241286HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质后表面淬火)硬度为217255HBS；4.选小齿轮齿数,；181Z6 .39182 . 212ZZ5.初选螺旋角；12 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 24 页4.3.2 按齿面接触强度设计由设计公式试算小齿轮分度圆直径,即： 231)(12HHEadtttZZTKd1.确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数。6 . 1tK(2)选取区域系数；445. 2HZ(3)查文献3表 10-4 得，；770. 01a880. 02a则；65. 1880. 0770. 021aaa(4)计算小齿轮的传递转矩：1T mmNT431067. 1(5)查文献1表 10-7 选取齿宽系数；1d(6)查文献1表 10-6 得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE(7)按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极限;MPaH8751lim大齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH8252lim(8)计算应力循环次数（设定工作寿命为 45000 小时）；71103 . 445000177.156060hnjLN；7721095. 12 . 2/103 . 4N(9)查文献1图 10-19 接触疲劳寿命系数得，；86. 01HNK90. 02HNK(10)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数 S=1 ；MPaSKHlinHNH5 .752187586. 0111；MPaSKHNHNH5 .742182590. 0222 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 25 页 ； MPaHHH5 .7472/ )5 .7425 .752(2/ )(212.计算 (1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td1321)(12HEHadtttZZTKdmm82.1815 .7478 .189445. 22 . 212 . 265. 11101067. 16 . 123234(2)计算圆周速度smndvt/15. 010006077.1582.18110006011(3)计算齿宽及模数bntm；mmdbtd82.18182.18111 ；mmzdmtnt9 . 91812cos82.181cos112.252.25 9.922.23nhmmm；18. 823.2282.181hb(4)计算纵向纵向重合度；419. 112tan211318. 0tan318. 01zd(5)计算载荷系数K查文献1表 10-2 得，使用系数.50；1AK根据 ，8 级精度；动载系数；smv13. 910. 1Vk的计算公式HBKbKdHB321015. 018. 011. 139.1451015. 0118. 011. 13231. 1由 ，查文献1图 10-13 得；55. 9hb31. 1HBK26. 1FBk 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 26 页。1 . 1FaHaKK故载荷系数K:29. 231. 11 . 106. 15 . 1HHavAKKKKK(6)按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径1dmmKtKddt90.2046 . 129. 282.1813311(7)计算模数nmmmzdmn13.111812cos90.204cos114.3.3 按齿根弯曲强度设计 32121cos2FSaFaadnYYzYKTm(1)计算载荷系数20. 226. 11 . 106. 15 . 1FFaVAKKKKK(2)根据纵向重合度，螺旋角影响系数；419. 188. 0Y(3)计算当量齿数： 15.1912cos18cos3311ZZv 13.4212cos6 .39cos3322ZZv(4)查取齿形系数：查文献1表 10-5 得，；69. 21FaY18. 22FaY(5)查取应力校正系数:查文献1表 10-5 得，；57. 11SaY79. 12SaY(6)小齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPaFE6201大齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPaFE4302弯曲疲劳寿命系数；84. 01FNK88. 02FNK(7)计算弯曲疲劳许用应力，取实效概率为 1%，弯曲疲劳安全系数：25. 1S 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 27 页 64.41625. 162084. 0111SKFEFNF 72.30225. 143088. 0222SKFEFNF(8)计算大小齿轮的并加以比较FSaFaYY 10140 . 064.41657. 169. 2111FSaFaYY 12890 . 072.30279. 118. 2222FSaFaYY大齿轮的数值大。2.设计计算32121cos2FSaFaadnYYzYKTmmm3 .1001289. 056 . 181112cos88. 0101067. 16 . 1232234对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲nm劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接12nm触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径，来计算应有mmd90.2041的齿数。于是由7 .161212cos90.204cos11nmdz取，181z406 .39182 . 212zz4.3.4. 几何尺寸计算1.计算中心距 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 28 页 mmmzzan1 .35512cos2124018cos221圆整中心距为 355mm。2.按圆整后的中心距修正螺旋角 214223113552124018arccos2cosamzzatcn因值改变不多，故参数、等不必修正。aKHZ3.计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmzdn4 .220422311cos1218cos 11 mmmzdn8 .489422311cos1240cos 224.计算齿轮宽度 mmdbd4 .220. 4 .22011圆整后取，。mm2022Bmm2521B4.4 轴的设计及其校核4.4.1 选择轴的材料并确定其机械性能由于减速器的输出轴的受力较大，并要求限制其尺寸与重量，需提高其耐磨性，以及处于短时或断续下工作，所以采用 45 钢，为提高其强度(尤其是疲#劳强度)和耐磨性，对其需要进行调质处理。 机械性能由6表 15-1 查得：640MPaB355MPaS1275MPa1155MPa 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 29 页关系式：，按四舍五入原10.27MPaBS10.15MPaBS则圆整。4.4.2 轴上的功率,转速和转矩见(3.4.3)4P4n4T4.4.3 求作用在齿轮上的力因已知齿轮的分度圆的直径为 ：mmd8 .4892圆周力： 34222 32393 10132270489.8tTFNd径向力 ： tan132270 tan20240700tantan11 2342FrNFrN轴向力: tan132270 tan11 23 4226670atFFN圆周力 Ft,径向力 Fr, 轴向力的方向如图 4-2a 所示aF4.4.4 初步确定轴的最小直径先按6表 15-2 初步估算轴的最小直径。根据6表 15-3，因该轴转速低且单向旋转，故取小值，取 A=103，于是得： (4.16)mmmmnpAd20017. 732.2410333440min考虑轴上花键槽，轴径应增大 1015，取 d = 230mm。4.4.5 轴的结构设计1确定轴径 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 取轴颈处的直径为 230mm，其余各直径均按 5-10mm 放大，各轴段配合选 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 30 页择如下： 与齿轮配合的轴端处为 H9/h9 与滚动轴承配合处为 H9/f9 齿轮的轴向固定采用轴肩固定 图 4.14.1 轴的结构草图2初步选择滚动轴承因轴承受有很大的轴向载荷，且轴的转速较低，承载大，故选用推力球轴承。3 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考6表 15-2，取轴端倒角为 245 ，其余取 2.545 。4.4.6 求轴上的载荷1计算轴的支承反力水平面上的支反力 ：由 1221()2r vr vrarr vFFFdFF aFab 得 12124294.4116405.6r vr vFNFN垂直面上的支反力 ： 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 31 页由 121()r Hr Htr HtFFFFabF a得 1231386.1100883.9r Hr HFNFN2计算轴的弯矩、画弯矩图、转矩图水平弯矩图见图 4.2b2r HHMFa 100883.9 154 71.55 10 N mm垂直弯矩图见图 4.2c11vr vMFb 124294.4 495 76.15 10 N mm 22vr vMFa 116405.6 154 71.79 10 N mm合成弯矩图见图 4.2d 2211HvMMM2142141.55106.151076.3 10 N mm 2222HvMMM 2142141.55101.7910 72.4 10 N mm转矩图见图 4.2e从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴的危险截面。现将 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 32 页计算出的截面 B 处的各参数值列于表 4.1(参看图 4.2)表 4.14.1 支反力计算表支反力计算表载荷水平面 H 垂直面 V支反力 F 1231386.1 ,100883.9r Hr HFN FN12124294.4,116405.6r vr vFN FN弯矩 M71.55 10HMN mm71726.15 10,1.79 10vvMN mmMN mm总弯矩77126.3 10,2.4 10MN mm MN mm扭矩 T743.2 10TN mm4.4.7 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（即危险截面B）的强度，根据6式 15-5 及6表 4-1 中的数值，并取。3 . 0 轴的计算应力为 ： (4.17) 2214()caMMT 2147276.1510(0.3 3.2 10 )6.4 10 Nmm B 截面的计算应力为 ： 736.4 10410.1 250cacaMMPaW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由6表 15-1 得=68MPa。#1因此， ，故安全。 ca1 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 33 页图 4.24.2 轴的载荷分析图4.4.8 精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面截面 A,C,D 只受扭矩作用，因而从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 B 处过盈配合引起的应力集中最严重。所以该轴只须校核截面 B 左右两侧即可。(1)截面 B 左侧抗弯截面系数 ： W=156250031 . 0 d32501 . 03mm抗扭截面系数 ： 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 34 页=3125000TW32 . 0 d32502 . 03mm截面 B 左侧的弯矩 M 为 ：M=74.9 10mmN 截面 B 上的扭矩为 ：4T=4T73.2 10mmN 截面上的弯曲应力 ： =32MPabWM74.9 101562500截面上的扭转切应力 ： =10MPaTTWT473.2 103125000轴的材料为 45 号钢，由6表 15-1 查得=640MPa、=275MPa、=155MPa B11截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按6附表 3-2 查取。因为 ：=0.02dr2505=1.04dD250260经插值后可查得，=1.82 =1.93又由6附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 ： =0.71 =0.73qq故，有效应力集中系数按式(6附 3-4)为 ：=1.58k11q182. 171. 01=1.68k11q193. 173. 01可得 ：尺寸系数=1.0 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 35 页扭转尺寸系数=0.83轴按磨削加工，由6附图 3-4 得表面质量系数 ：=0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按式得综合系数值为 ：q =1.67K11k192. 010 . 158. 1=2.11K11k192. 0183. 068. 1又由6表 3-2 得材料特性系数 ： =0.1-0.2 取=0.1=0.05-0.1 取=0.05于是，计算安全系数值，按式则得caS=5.1SmK101 . 03267. 1275=14.4 (4.18) SmK121005. 021011. 2155=4.8 S=1.5 (4.19) caS22SSSS224 .141 . 54 .141 . 5故可知其安全。(2）截面 B 的右侧抗弯截面系数 W 按表中的公式计算 ：W=175760031 . 0 d32601 . 03mm抗扭截面系数 ：=3515200TW32 . 0 d32502 . 03mm截面 B 右侧的弯矩 M 为 ：M=74.9 10mmN 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 36 页截面 B 上的扭矩为 ：4T =28MpabWM74.9 101757600截面上的扭转切应力 ： =9MPaTTWT473.2 103515200过盈配合处的值，由6附表 3-8 用插值法求出，并取=，于是kkkk8 . 0得 ：=2.15 、 =1.72kk轴按磨削加工，由6附图 3-4 得表面质量系数 ：=0.92故得综合系数为 ：=2.24K11k192. 0115. 2=1.81K11k192. 0172. 1所以轴在截面 B 右侧的安全系数为 ：=4.4SmK101 . 02824. 2275 =18.5SmK12905. 02981. 1155=4.3 S=1.5caS22SSSS225 .184 . 45 .184 . 4故，该轴在截面 B 右侧的强度也是足够的。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 37 页4.5 滚动轴承的选择及其寿命计算4.5.1 滚动轴承的选择与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗小，起动容易等优点。滚动轴承的类型按照轴承所能承受的外载荷不同，可分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类。选用轴承时，首先是选择轴承类型。选择轴承类型时应考虑的主要因素有轴承的载荷，轴承的转速，轴承的调心性能及轴承的安装和拆卸。其中，轴承所受载荷的大小、方向和性能，是选择轴承类型的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件间是线接触，宜用于承受较大的载荷，承受后的变形也较小。而球轴承中则主要为点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷。根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷 Fr的同时，还有不大的轴向载荷 Fa时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。根据以上因素,选择深沟球轴承。其径向承载能力较大，可以同时承受径向载荷和轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。大量生产，价格最低。4.5.2 滚动轴承的寿命计算1滚动轴承寿命的计算公式滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的电蚀破坏。这是在安装、润滑、维护良好的条件下，由于大量重复地承受变化的接触应力而产生的。轴承点蚀破坏后，通常在运转时会出现比较强烈的振动、噪声和发热现象。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 38 页滚动轴承的额定寿命 L(106)与额定动负荷 C(N)，当量动负荷 P(N)之间具有下列关系 ：L = （C/P）, 10 转6 实际计算时，用小时数表示轴承的额定寿命比较方便，这时可将上式改写为 ：L h = (10 /60n)(C/P)6 式中 ：L h 轴承的额定寿命，h。n 轴承的转速，rpm； p 轴承的寿命指数，对球轴承 = 3；滚子轴承 = 10/3；C 轴承的额定动载荷，N；2寿命计算 前已根据轴的转速低，近似认为只承受单向径向载荷和较小的轴向载荷，故选用深沟球轴承。 (1)选轴承型号(1000848) 根据轴颈直径为 240mm，受径向载荷和较小的轴向载荷，所以选深沟球轴承 1000848，查文献4表 28.2-6 得 ：基本额定静载荷,KNC7 .630基本额定动载荷，KNC9 .49 极限转速 。min/2400limrn (2)计算当量动载荷 P求比值： 266700.11240700arFF按文献1表 13-5，深沟球轴承的最大 e 值为 0.44，故此时 arFeF按文献1表 13-5，X=1,Y=0。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 39 页按文献1表 13-6，取。1.0 1.2pf 1.2pf 则 (4.20)()1.2 (1 2407000 26610)240700praPf XFYFN (3)寿命hL (4.21)646310()601049900()60 7.17 240700482hCLnPh 45000hLh所以综上所述，所选轴承符合要求。4.5.3 滚动轴承装置的设计要想保证轴承顺利工作，除了正确选择轴承类型和尺寸外，还应正确设计轴承装置。轴承装置的设计主要是正确解决轴承的安装、配合、紧固、调节、润滑、密封等问题。设计采用轴承端盖和套筒来固定滚动轴承。润滑的润滑方式与轴承的速度有关，这里采用甘油润滑，不仅可以降低摩擦阻力，起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用，而且减少润滑加油次数，因为本产品密封性能较差，不能采用油润滑。轴承的密封装置是为了阻止灰尘、水、酸气和其它杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失而设置的。密封装置可分为接触式和非接触式两大类。这里采用接触式密封即毡圈油封。4.6 联接电机与减速器的联轴器选择4.6.1 类型选择由于电机联接的是减速器的高速轴，故常用弹性联轴器，这里选择带制动轮弹性柱销联轴器，这种联轴器的特点是传递转矩的能力很大，结构更为简单，安装、制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸振能力，允许被联 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 40 页接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的场合。 如图 4.31-半联轴器 2-制动轮 3-柱销 4-挡板图 4.34.3 GB5014-85HLLGB5014-85HLL 型带制动轮弹性柱销联轴器4.6.2 载荷计算0004595509550405.75965PTN mn由文献1中表 14-1 查得，故由文献1中公式(14-3)得计算转矩为1.5AK (4.22)01.5 405.75608.63caATKTN m4.6.3 型号选择从文献4中查得 GB5014-85HLL 型带制动轮弹性柱销联轴器，选择的型号是：HLL6，其中许用转矩为，许用最大转速为1426014265YZ2000N m 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 41 页，所以适用。1400minr4.7 键联接的选择及强度校核4.7.1 键联接的功能及结构型式键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩。有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。键联接的主要类型有：平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接。这里选用平键联接，它的两侧是工作面，工作时靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。键的上表面和轮毂的键槽底面间则留有间隙。它具有结构简单、装拆方便、对中性好等优点。但这种键联接不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。4.7.2 键的选择和键联接的强度计算1键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。这里键的材料采用抗拉强度不小于 600 MP a 的钢，即 45 号钢。键的主要尺寸为其截面尺寸(一般以键宽 b键高 h 表示)与长度 L。键的截面尺寸bh 按轴的直径 d 由标准中选定。键的长度 L 一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。故选用 A 型平键(GB1096-79)，与齿轮联接处，键的尺寸，键联接强度校核按文献1中 6-1 公式计算，式中各参数2003256lhb为：=120MPa (按文献1表 6-2 选取） 。k0.5h=0.532=16mm， pl=L-b=200-56=144mm。2键联接的强度计算键工作面的比压 P 为：420002000 3239311216 144 250pTMPakld 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 42 页因为 ： pp所以，键联接强度合格。4.8 花键联接的选择及强度校核4.8.1 花键的选择为了便于安装和拆卸内齿套，内驱动链轮与减速器输出轴头部用花键联接。为了能满足定心精度高，定心的稳定性好的特点，选用矩形花键。矩形花键的字心方式为小径定心。根据小径mm，按文献3表 21-4-3 选用的矩形花键的规格为： 190dmm 取键长mm（比轮毂宽度小些） 。3023019010215l即花键的齿数，大径mm，小径mm，键宽mm。10z230D190d30B4.8.2 校核花键联接的强度校核键的挤压强度： pzhldTpm3102（4.23）式中： 载荷分配不均系数，与齿数有关，一般取=0.70.8，齿数多时取偏小值；取=0.7 花键的齿数；z 齿的工作长度，单位为 mm；l 花键齿侧的工作高度，矩形花键，C 为倒角hCdDh22尺寸，单位为 mm； 花键平均直径，矩形花键，单位为 mm；md (4.24)2dDdm 花键联接时的许用挤压应力，单位为 MPa； p 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 43 页 按文献1表 6-3，取的值为 40MPa； pNm4047Tmm2002219023022CdDhmm21021902302dDdmMPa 1021021520107 . 01032393210233mzhldTp p 花键的强度合格。4.9 链轮链条的选择 4.9.1 链条的选择根据换辊小车的工作情况和工作强度,以及在工作状态下链条链轮的作用,按文献7表 2-8 选择非标准滚子链,链号 SS139,节距 139mm,滚子外径 64mm,内链节内宽 137mm，链板高 180mm、宽 80mm。(其安装形式如图 4.4 所示) 图 4.4 链条安装结构简图4.9.2 链轮的选择 1.滚子链与链轮的啮合属于非共轭啮合，其链轮齿形的设计比较灵活。在国标中没有规定具体的链轮齿形，仅仅规定了最小和最大齿槽形状及其极限参数，见文献1表 9-2。实际齿槽形状取决于加工齿轮的刀具和加工方法，并应使其位于最小和最大齿槽形状之间。见图 4.5。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 44 页图 4.5 滚子链链轮的齿槽形状简图2.链轮的基本参数和主要尺寸链轮的基本参数是配用链条的节距 P，滚子的外径，排距和齿数 z。取1dtpz=18。则分度圆直径 (4.25)139802180180sinsin18pdmmz齿顶圆直径 min11.61.6(1)802 139 (1)6486518addpdmmz max11.25802 1.25 13964912addpdmm可在、范围内任意选取，但选用时，应考虑采用展成法加minadmaxadmaxad工，有发生顶切的可能性。齿根圆直径 180264738fdddmm齿高 min10.5()0.5 (13964)37.5ahpdmm max10.80.8 1390.6250.50.625 1390.5 646118aphpdmmz 是为简化放大齿形图的绘制而引入的辅助尺寸，相应于，ahmaxahmaxad相应于 。minahminad最大轴凸缘直径 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 45 页 2180180cot1.040.76139 cot1.04 1800.7660018gdphmmz4.10 液压缸选择4.10.1 供油压力的选择sp适当选择的供油压力，在相同输出功率条件下，可以减小液压动力元件、液压能源装置和连接管道等部件的质量和尺寸，可以减小压缩性容积和减小油液中所含空气对体积弹性模量的影响，有利于提高液压固有频率，即系统的响应速度；但液压执行器主要规格尺寸(液压缸的活塞面积和液压马达排量)减小，不利于液压固有频率的提高。 选择较低的供油压力，可以降低成本，可以减小泄露、能量损失和温升，噪声较低，可以延长寿命，易于维护。在条件允许时，通常还是选用较低的供油压力。在本设计里，由于拉出钩负载较小，故取供油压力为=1。SPMPa4.10.2 计算负载力已知：拉出钩重 110kg。其尺寸如图 4.6图 4.6 拉出钩尺寸简图如图液压缸受到的最大为钩头水平时，则对 O 点取距，由力矩平衡方maxlF 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 46 页程得： max740110 9.83052lF max1307.74lFN4.10.3 计算液压缸主要结构参数1.求液压缸有效面积pA由于液压缸直接拖动负载，故可直接确定液压缸有效面积。由文献11pA知，按负载最佳匹配原则，取负载压力，则液压缸有效面积为：23lspppA (4.26)32633 1370.742.506 1022 1 10llplsFFAmPP 2.确定液压缸活塞直径及活塞杆直径因，取D 代入（4.26）得22()4ApDd0.5dD344 2.056 10560.840.84 3.14pADmm则 0.528dDmm按文献5(GB2348-80)表 34.7-1 取圆整后 D=63mm,d=28mm。按文献5表 37.7-3 取液压缸行程为 L=300mm。如图 4.7图 4.7 单杆式活塞缸即液压缸为 Y-HG1-C。163/ 28 300LJHLO 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 47 页5.润滑方法的选择5.1 润滑在摩擦面间加润滑剂不仅可以降低摩擦，减轻磨损，保护零件不受锈蚀，而且在采用循环润滑时还能起到散热降温作用。由于液体的不可压缩性，润滑油膜还具有缓冲减振的作用。使用膏状的润滑脂，即可防止内部的润滑剂外泄，有可以阻止外部杂质侵入，避免加剧零件的磨损，起密封的作用。半固体润滑剂主要是指各种润滑脂。它是润滑油和稠化剂的稳定混合物。固体润滑剂是任何可以形成固体膜可以减少摩擦阻力的物质。例如石墨、二硫化钼、聚四氟乙烯等。5.1.1 齿轮因工作环境和机械性能选用固体润滑剂，钠基润滑脂，这种润滑脂有较高的耐热性，工作温度可达 120, 但抗水性差，由于它能与少量水乳化，从而C保护金属免遭腐蚀，比钙基润滑脂有更好的防锈能力。5.1.2 轴承选用固体润滑剂，参考滚动轴承的工作性质，故选用锂基润滑脂，这种润滑脂既能抗水耐高温，而且有较高的机械安全性，它是一种多用途润滑脂。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 48 页5.1.3 减速器选用液体润滑剂，工业齿轮油(SY1172-88)。5.2 添加剂为了有效的提高边界膜过滤的强度，简单而行之有效的方法是在润滑油中添加一定量的油性添加剂或极压添加剂。添加剂的作用1）提高润滑剂的油性、极压性和极端工作条件下有更有效的工作能力。2）推迟润滑剂的老化变质，延长其正常使用寿命。3）改善润滑剂的物理性能，如降低凝点、消除泡沫、提高粘度、改进其粘-温特性等。5.3 润滑方法使用润滑脂，密封简单，不易沾污，减少损失，不必经常加换润滑油。润滑油受温度影响不大，对载荷性质运动速度的变化等有较大的使用范围。在垂直面上不易流失。加入石墨粉的润滑脂，能形成更坚韧的油膜。当润滑脂中含有鳞片状石墨粉时，可以添平粗糙表面，减少磨损，并能在往复运动中起缓冲作用，避免爬行，消除震动。但润滑脂流动性差，导热系数小，不能做循环润滑剂，另外，摩擦阻力大，机械效率低。为提高机械效率，减少管道压力损失，干油集中润滑脂的针入度，一般在 0.1mm 以上。管道短时，针入度可以降低一些。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 49 页6 环保性与经济性分析6.1 环保性分析近年来，随着人们环保意识的增强，广大民众对环境保护的要求越来越高，目前各国对环境的标准制定的要求也随之增高，同时，为了更好的提高环境质量各国也制定了相应的一些法律法规。当前，对于钢铁企业来说，创建资源节约型、环境友好型是其发展的主流。因此，在对冶金机械设备的设计当中考虑如何降低机械设备对环境的污染是至关重要的。那么，如何对换辊小车的环保性进行改善呢？机械设备的环保性是指在设备在进行作业时保护环境的性能，这里的环境是指作业人员的工作环境和作业区周围的环境。机械设备作业时污染环境的因素有噪声、振动及废气排放时的有害气体、微粒粉尘等，故改善机械设备的环保性是一项跨行业、跨部门的系统工程，但主要可以从选用环保性好的发动机和零部件，改进机械结构，增加后处理装置，加强状态检测和及时维修，合理使用等各方面综合考虑采取措施。下面简单地对所设计的换辊小车的环保性进行分析：1.选用环保性好的发动机和零部件。（1）电动机是机械设备产生噪声、振动的主要污染源，因此选择环保性好的电动机是改善机械环保性的主要措施。 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 50 页此外，在电动机上加盖防护罩对电动机的噪声和振动会有所消除。（2）选用环保性好的机械零部件。主要是指在运行时噪声小、振动小的零部件。安装时确保零部件间连接紧密，避免零件的松动，这样可以减小机械设备在运转时的噪声和振动。零件的材料最好也要采用无污染、可回收利用的材料。2.对机构进行合理的设计、加强零部件的润滑。合理的对机构进行，使其各部分更好的进行配合，这样对减小噪声、振动也具有一定的作用。润滑不但能控制零部件的磨损，提高机器效率，减小热能损失，降低材料的消耗，保证机器工作的可靠性，而且在对降低噪声的污染也能起到关键性的作用。3. 加强机械设备的状态检测和维修。有了环保性较好的机械设备还必须加强状态检测和维修，才能使机械设备处于正常运行状态，保证其在作业时有良好的环保性。1999 年 9 月召开的全国第九次机械维修学术会议上有不少专家学者指出，21 世纪的机械维修模式应该是绿色再制造工程，它具有节能、节材、节约资源、有利于环保等主要特点，可见，定期对换辊小车进行状态检测，发现问题及时维修是控制机械产生污染物的关键环节。4.合理的对换辊小车进行使用，避免其在超负荷的条件下工作。如果在超负荷的条件下工作，会引起设备的振动和噪声，这样对设备的环保也有一定的消极作用。通过上述的环保性分析可以降低换辊小车对环境的污染，大大改善工人的工作环境，对促进环境保护起到了一定的积极作用。6.2 经济性分析设备的经济性分析主要是研究设备的投资和收益的问题。作为固定资金的主要部分的设备投资，要考虑它的投资额、投资效益、回收期、投资来源等问题。企业进行设备投资的目的，在于获取比银行利率更大的收益，而这是要冒企业经营成败的风险。因而在对设备投资方案的评价中，还要进行风险性的分析，否则还不能算是一项完善的经济分析性研究，不能给决策者提供可以信服的参考意见。设备在进行经济性分析的时候，首先应该考虑的是投资前的各项费用的总额，其内容包括有： 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 51 页1.固定资产的支出项目：1）征地税；2）勘测费；3）场地清理费；4）配套建筑物设备费；5）动力设备费；6）设备基础费；7)机械设备购置费；8）安装费：9）设备运输费；10）项目管理费等。2.有关流动资金支出项目：1）备品配件库存量及费用；2）在制品价值；3）协作、委托应收支的费用。3.旧设备的残值及清理费用。在对以上的各项费用进行预算后得出投资总额。对于所设计的换辊小车来说，估算其投资总额为 6 万元。在对投资总额进行预算后，应对设备的合理使用期进行估算，在对设备的经济性分析时，不可避免地提出一个问题：一台设备使用多长时间为最理想？这是经济性分析的一个十分关键的问题，它影响到设备的折旧率、改造更新、使用维护费、费用效益、造价、寿命周期费用等一系列经济指标，也影响到设备的精度、性能、生产率、可靠性、修理方式及修理层次等一系列技术指标。所以，设备寿命周期如何选择是设备经济性分析的关键。6.2.1 设备合理使用期的估算在所设计的换辊小车的总投资金额万元，年利率为，前五年60K%10i的设备维修和年度经营费用为 8000 元，以后由于设备的磨损每年递增 2000 元。试根据长期使用它的总费用值确定最佳使用年限。根据年利率，计算净现值系数 X 为：%10i9091. 0%101111iX设备的总费用：nnXKK1式中：n 年内的设备费用总和，单位为：元。nK n设备的使用年限，单位为：年。设备的总费用值计算列于下表 6.1表 6.1 换辊小车的总费用值 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 52 页nnC1nX1nnXCnKnX1K180001.00008000680000.0909748075280000.90917273752730.1736433600380000.82646611818840.2487329248480000.75136010878940.3170277268580000.68305464933580.37912462626100000.
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