热轧板带钢生产线精轧机换辊小车设计

热轧板带钢生产线精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。关键词：换辊；辊系小车；链条；棘轮机构；动力小车TheDesignOfRollChangingCarFinishingWillUsedforHotStripProductionLineeAbstract：Thepaperdetailedthedesignofrollchangingcarfinishingwillusedforhotstripproductionline.Chaindragandtheratchetmechanismonthedriveofhydrauliccylinder,whichfunctiontogetherthecarofrollsetbefore,itwasreallyacomplexwayandthetimeofrollchangingwastoolong.Whilechangingthemodeofdriveintopowercardrivedirectly，thetimeofrollchangingwillreduce，andtheefficencyofproductwillbemoreefficent.Thepapersummariesthetrendsofrollchangingcarinternational.ThemajordesignisthePCmillrollchangingcar.Usingthegeneratortoprovidepower,thenthesprocketontheretardoroutputshaftwillrollonthefixedchain,thecarcanmoveonthetrackaccordingly.Ontheactofthehydrauliccylinder,thepullingouthookwillrotateapinrolltohangthehookorpushthehook,thentheworkingrollwillbepushedordragged,therollchangingworkfinallyfinished.Duringthedesignprocess,weanalysedthetransmissionplanoftherollchangingcar,anditsworkingprincipal,lubrication,enviormenteffectandeconomicseffect.Thekeyisrollchangingcarsstructdesign,thechoiceofitsworkingparameter,thechoiceofmotorandsomecaculation,checkofsomemajorspareparts.Referencingsomeotherspractices,throughtherollchangebuggysdesignandanalysis,allthetechiniquescanmeettheneeds.Thisdesigncanbepractical.KEYWORDS：Rollchanging；Carofrollset；Chain；Ratchetsystem；Drivingcar、目录1绪论.41.1换辊小车的概述.41.1.1换辊小车的用途.41.1.2换辊小车的类型.41.1.3换辊小车的动力结构.51.2国内外对换辊小车的研究.61.3课题的背景及意义.81.4本文主要研究工作.9第2章总体方案设计与选择.102.1换辊小车的驱动方案设计与选择.102.1.1传动方案设计.102.1.2电机的选择.112.2链轮与液压缸的选择.112.2.1链轮的选择.11第3章传动系统的设计计算.123.1原始数据.123.2换辊小车所需驱动力计算.123.3电机的选择.123.3.1选择电机的结构形式.123.3.2选择电机的容量.133.3.3电机的校核.143.4确定传动装置的总传动比和分配传动比.143.4.1传动装置总传动比.143.4.2分配减速器的各级传动比.143.4.3各轴的运动和动力参数.153.5本章小结.15第4章主要零部件的选择、设计和校核.164.1蜗轮蜗杆的设计与校核.164.1.1选择蜗杆传动类型.164.1.2选择材料.164.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计.164.1.4蜗杆与蜗轮主要几何尺寸计算.174.2齿轮的设计与校核(一).194.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.19I4.2.2按齿面接触强度设计.204.2.3按齿根弯曲强度设计.214.2.4.几何尺寸计算.224.3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.234.3.2按齿面接触强度设计.234.3.3按齿根弯曲强度设计.254.3.4.几何尺寸计算.264.4轴的设计及其校核.264.4.1选择轴的材料并确定其机械性能.264.4.3求作用在齿轮上的力.274.4.4初步确定轴的最小直径.274.4.5轴的结构设计.274.4.6求轴上的载荷.284.4.7按弯扭合成应力校核轴的强度.304.4.8精确校核轴的疲劳强度.314.5滚动轴承的选择及其寿命计算.344.5.1滚动轴承的选择.344.5.2滚动轴承的寿命计算.344.5.3滚动轴承装置的设计.364.6联接电机与减速器的联轴器选择.364.6.1类型选择.364.6.2载荷计算.374.6.3型号选择.374.7键联接的选择及强度校核.384.7.1键联接的功能及结构型式.384.7.2键的选择和键联接的强度计算.384.8花键联接的选择及强度校核.394.8.1花键的选择.394.8.2校核花键联接的强度.394.9链轮链条的选择.404.9.1链条的选择.404.9.2链轮的选择.404.10液压缸选择.414.10.1供油压力的选择.41sp4.10.2计算负载力.424.10.3计算液压缸主要结构参数.424.11本章小结.43结论.46II参考文献.4701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1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2用。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3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。4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。5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。6图1.5设计内容结构图7第2章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82.1.2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。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。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9塞缸即可。10第3章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：16700kg（数量2）2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）：2920kg4下工作辊轴承座重量（操作侧）：3055kg5下工作辊轴承座重量（传动侧）：2920kg6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()Nmmg=(12154+216700+3265+2920+3055+2920)9.8（3.1）=545938.4N查文献2表4.2-6，取摩擦系数（无润滑剂）。0.15（3.2）0.154938.10.76FNN3.3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。11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：/1089.763/245WPFvkw（3.3）其中：F换辊小车的工作阻力，N；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240.9750.980.3.60WP=6.7524=1kw12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965r/min，重量45kw559kg。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2MmaxMe2Me=29550（3.5）nP0=295509654=890.67NmMmax=总igmd2=5599.8135（3.6）80.=16.3NmM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=802msm(3.7)60.3715in82vrnD139.i式中：电动机满载转速;0工作机主动轴转速n133.4.2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；取二级斜齿120.4i1326.i轮传动比，则。23i23.5i3.4.3各轴的运动和动力参数1.各轴转速：（3.8）10965minrn2147.31i.i23.5.innri341.7.mii电动机满载转速0n2各轴输入功率：各连接的效率：.75蜗0.93链.7齿0.98滚.9联（3.9）10419Pkw联214.5.2.4Pkw蜗齿滚38.907821kw齿滚43.5.934.齿链滚3.各轴输入转矩：（3.10）1140.99501.6PTNmn228.5473143327.5195060PTNmn44.39713.5本章小结本章主要是对换辊小车驱动方案的设计与选择，包括传动方案设计和电机的选择，链轮与液压缸的选择。对传动系统的设计计算，确定传动装置的总传动比。15第4章主要零部件的选择、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/T10085-1988的推荐，本设计采用渐开线蜗杆（ZI）。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：(4.1)32()EHZaKT1.确定作用在蜗轮上的转矩：按，查文献1估取效率。12Z0.75（4.2）26169.5028.949.505PTniKNM2.确定载荷系数：因工作载荷比较稳定，故载荷分布不均匀系数；由文献1表11-5选1K16取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数，则：1.5AK1.05VK（4.3）.1.051.2V3.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。126MPaEZ4.确定接触系数：先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，由文献1图1da1/0.35d11-18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。268MPaH应力循环次数：次（4.4）726014.350.8hNjnL寿命系数：8710.32.HNK则：(4.5),0.732681954MPaHH6.计算中心距17232()160.91.584()3mEHZaKT取中心距mm，因为，取模数，蜗杆分度圆直径a.4i14mmm。这时，由文献111-18中可查得接触系数，140d1/0.d,2.74Z因为，因此上述计算结果可用。,Z4.1.4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0q齿形角n蜗杆齿顶高mm114ahm蜗杆齿根高mm().216.8fc蜗杆齿高mm1130af顶隙mm0.4.c分度圆直径mm1dqm齿顶圆直径mm122816aah齿根圆直径mm1()40(0.2)16.4fc蜗杆导程角rtnrtn.3Zq基圆导程角aos()arcos.8.b基圆直径mm1214/t0t.bdm18轴向齿距mm3.143.96aPm轴向齿厚mm298s法向齿厚mmco.cos1.2.5na蜗杆齿宽mm16b2.蜗轮：蜗轮齿数24Z实际中心距取，则变位系21()(04)357maqzm160a数为，验算传动比，这时的传动2x3507.4214.5zi比误差，所以是符合要求的。.9%(35)i分度圆直径mm2147dmZ齿顶高mm2().21ahx齿根高mm208.4fc喉圆直径mm25746aad齿根圆直径mm2.57.2ffh顶圆直径mm6130eam蜗轮齿宽mm20.7.8.6bd齿顶圆弧半径mm45aR齿根圆弧半径mm1280.2186.fc分度圆齿厚2(0.5tan)xsm192tan(0.5)cos3140.7314.78mx节圆直径mm,25d4.2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,；21Z6321Z5.初选螺旋角；4.2.2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)(12HEadttZTK1.确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数。6.t20(2)选取区域系数；43.2HZ(3)查文献3表10-4得，；70.1a80.2a则；658.021aa(4)计算小齿轮的传递转矩：2T254Nm(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218.9MPaZE(7)按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极限;PaH8751lim大齿轮的接触疲劳强度极限；2li(8)计算应力循环次数（设定工作寿命为45000小时）；81107.45013.760hnjLN；822./.(9)查文献1图10-19接触疲劳寿命系数得，；86.01HNK90.2HN(10)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1；MPa5.72186.011SKHlinNH；.49.22；Pa5.742/).5.7(2/)(1HH2.计算(1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td1321)(2HEadttZTKm3.1795.7483165.084323(2)计算圆周速度21m/s4.01603.79160ndvt(3)计算齿宽及模数bntm；3.179.451tdb；m35.821coscosztnt；79.835.25.mh；4.79.18b(4)计算纵向纵向重合度；419.2tan138.0tan3.01zd(5)计算载荷系数K查文献1表10-2得，使用系数.50；A根据，8级精度；动载系数；smv13.910.Vk的计算公式HBKbd32105.8.019.4.1.由，查文献1图10-13得；59hbHBK26.1FBk。1.FaHK故载荷系数K:29.31.06.15HavA(6)按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径1dm06.2.193.1731Ktdt22(7)计算模数nmm41.921cos06.cos1zdn4.2.3按齿根弯曲强度设计(4.7)321cosFSaadnYzKTm1.确定公式内的各计算数值(1)计算载荷系数20.6.0.5FaVAK(2)根据纵向重合度，螺旋角影响系数；419.8.Y(3)计算当量齿数：94.21cos331Zv0.67332v(4)查取齿形系数：查文献1表10-5得，；9.21FaY18.2Fa(5)查取应力校正系数:查文献1表10-5得，；57.S9.SY(6)小齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPa6201FE大齿轮的弯曲疲劳强度极限；432弯曲疲劳寿命系数；8.01FNK8.0FN(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(4.8)64.125.411SEF(4.9)72.30.8022FN(8)计算大小齿轮的并加以比较FSaY23(4.10)104.6.4157921FSaY(4.11)80.72.382FSaY大齿轮的数值大。2.设计计算(4.12)321cosFSaadnYzKTmm53.601289.56.cos80456.3223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劳强n度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强10nm度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径，来计算应有的齿数。于是md06.21由7.9102cos6.2cos1nmdz取，132z4.2.4.几何尺寸计算1.计算中心距(4.11)m57.4281cos2063cos21nmza圆整中心距为430mm。2.按圆整后的中心距修正螺旋角(4.12)21482143026arcoscoszatn因值改变不多，故参数、等不必修正。KHZ3.计算大、小齿轮的分度圆直径24(4.13)m29.14821cos01nmzd(4.14)6.632n4.计算齿轮宽度(4.15)m29.14.1db圆整后取，。m152B204.3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,；81Z6.3982.12Z5.初选螺旋角；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：(4.16)231)(12HEadttZTK1.确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数。6.1t25(2)选取区域系数；45.2HZ(3)查文献3表10-4得，；70.1a80.2a则；65.8.021aa(4)计算小齿轮的传递转矩：1Tm067.43NT(5)查文献1表10-7选取齿宽系数；d(6)查文献1表10-6得材料的弹性影响系数21MPa8.9EZ(7)按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极限;Pa8751limH大齿轮的接触疲劳强度极限；2li(8)计算应力循环次数（设定工作寿命为45000小时）；71103.4517.60hnjLN；729.2/3.4(9)查文献1图10-19接触疲劳寿命系数得，；86.01HNK90.2HN(10)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1；MPa5.72186.011SKHlinNH；.49.22；Pa5.742/).5.7(/)(21HH2.计算(1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td1321)(2HEadttZTK26(2)计算圆周速度m82.15.74892.165.107.23234m/s82.0ndvt(3)计算齿宽及模数bnt；82.1.1tdb；9.coscoszmtnt12.5.9.3hm；88b(4)计算纵向纵向重合度；419.2tan138.0tan318.0zd(5)计算载荷系数K查文献1表10-2得，使用系数.50；A根据，8级精度；动载系数；smv13.910.Vk的计算公式HBKbd32105.8.019.4.1.由，查文献1图10-13得；59hbHBK26.1FBk。1.FaHK故载荷系数K:29.31.06.15HavA(6)按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径1dm90.246.182.1331Ktdt(7)计算模数nm27m13.182cos90.24cos1zdmn4.3.3按齿根弯曲强度设计321cosFSaadnYzKT(1)计算载荷系数20.6.10.5FaVA(2)根据纵向重合度，螺旋角影响系数；49.8.Y(3)计算当量齿数：15.92cos8331Zv.46.332v(4)查取齿形系数：查文献1表10-5得，；9.21FaY18.2Fa(5)查取应力校正系数:查文献1表10-5得，；57.S9.SY(6)小齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPa6201FE大齿轮的弯曲疲劳强度极限；432弯曲疲劳寿命系数；8.01FNK8.0FN(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：25.1S64.125.411SEF72.30.8022FN(8)计算大小齿轮的并加以比较FSaY104.6.4157921FSa2812890.7.32182FSaY大齿轮的数值大。2.设计计算321cosFSaadnYzKTmm3.10289.56.81cos067.32234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劳强n度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了