2022年轧钢机轧辊辊缝调整装置压下装置.docx

精选学习资料 - - - - - - - - - 个人资料整理 仅限学习使用课程设计任务书 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 2022-6-25 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明白,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熟悉；二、1、设计内容及要求制定三种方案,挑选其一三、2、运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<挑选一个）6、完成 4000 5000 字左右的设计说明书设计参数热轧带钢生产成精轧机组的轧制力设计才能为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 在设计中挑选压下装置的电动机和减速器配置方案是非常重要的；由于在设计压下机构时,不仅应满意压下的工艺要求<压下速度、加速度、压下才能及压下螺丝的调整方式等）,而且仍应考虑其他因素,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；检修是否便利等；四辊板带轧机的电动压下大多采纳圆柱齿轮-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、采纳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牢靠性；3、必需有克服压下螺丝堵塞事故 <“ 坐辊” 或“ 卡钢” ）的措施；电动压下装置配置方案简图如下：1 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - 个人资料整理 仅限学习使用五、传动方案的拟定及说明在设计中挑选压下装置的电动机和减速器配置方案是非常重要的；由于在设计压下机构时,不仅应满意压下的工艺要求<压下速度、加速度、压下才能及压下螺丝的调整方式等）,而且仍应考虑其他因素,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；检修是否便利等；四辊板带轧机的电动压下大多采纳圆柱齿轮- 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d1d14p1R d=3.410MNa14120 MP=0.326m> 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 1 =d-2h t=24mm 手册 P36h=13mm d=350+2h=376mm> 2 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - 压下螺母 <主要尺寸为它的外径D 和高度 H）个人资料整理仅限学习使用压下螺母的高度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 610 ac=0.5 因此螺母的外径 D 依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,采纳压板装置；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简单,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,由于那里受较大的弯矩）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：d 2M=M 1+P1 tan ± >=M 1+M 22d2螺丝中径d2=d0.5t=37624× 0.5=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 20.1 故 5° 40t 螺丝升角,压下时用正号,提升时用负号, = ,t 为螺d距； = t= 24=0.02mm> d 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；d 2M 2= P1 tan + > 2M 2=10×364 × tan5.67+0.02>=181.3 2采纳实心轴颈,故；d 3M 1= 1P13 1=0.1 pP1= =10MN 2d3压下螺丝止推轴颈直径d3= 420mm 420 M 1=0.1× 10×=140MN.mm 3 M=181.3+140=321.3MN.m 3 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - N=Mn个人资料整理仅限学习使用9550in i=压下丝杆速度× 60 螺矩 N=Mn9550 i5= 321 . 3 10×1 × 60 9550 0 8. 24 =105kw 应选功率为 110KW 的电动机,查手册,功率为机参数如下：110KW 的 Z4 系列直流电动电动机型号额额额定最高效率飞轮电枢重量定定转速88.1 矩电感880 电电压流1000/2000 88 2.3 Z4-250-11 440 280 Z4-250-31 440 282 750/1900 86.9 112 2.6 1060 Z4-280-21 440 282 600/1500 86.6 184 2.9 1350 Z4-280-41 440 282 500/1200 86.9 212 3.5 1650 Z4-315-11 440 选电动机： Z4-280-41 292 400/1200 84.3 240 2.1 1900 减速器设计 <主要参照教材机械设计第八版,高等训练出版社ii i i =4.5× 6× 7.407=200 40Cr< 调质）,硬度为1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材料挑选,参照表10-1 P191,小齿轮材料为4280HBS,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 2、按齿面接触强度设计d1 2.32×3KT 1.uu1ZE2110Nmm=2.101× 106NmmdH1确定公式内的运算数值1试选载荷系数Kt=1.3 2小齿轮传递的转矩T1=95 5.5 10P 1=955.105n 15003由表 10-7<P205）选齿宽系数d=114 567由表 10-6<P201）查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2由图10-21d 按齿面强度查得小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim 1=600MPa ； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 Hlim 2=550MPa 由式 10-13 运算应力循环次数<工作寿命 10 年, 300 天每年,每天工作10h）N1=60n1jL h=60× 500× 1× 14× 300× 10>=1.26× 109 91 . 26 10N 2= =2.8× 1084 . 5由图 10-19 取接触疲惫寿命系数KHN1=0.95,K HN2=0.98 4 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - 8运算接触疲惫许用应力S=1 个人资料整理仅限学习使用取失效概率为1%,安全系数 H 1=K HN1.lim1=0.95× 600MPa=570MPa =0.98 × 550MPa=539MPa S H 2=K HN2.lim2S2运算1运算d1 2.32×3KT 1.uu1ZE2dH51189 .82mm =2.32×31.32 .101106.45.14.539 =172.415mm d1取 222.5mm2 运算圆周速度d t 1n 1 222 5.V= = m/s=5.82m/s 60 1000 60 10003 运算齿宽 b b= d×d1 =1× 222.5mm=222.5mmb4 运算齿宽与齿高之比h模数 mt = d t 222 5.=9.27 z 1 24齿高 h=2.25mt=2.25× 9.27=20.857 b 222 . 5= =10.67 h 20 . 8575 运算载荷系数根 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K H = F F =1 由表 10-2 查得使用系数 K A=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K H1.385 故载荷系数 KA K V F H K H =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= d1 t 3 K=222.5×3 1 . 634=222.5× 1.07927=239.9 取 240Kt 1 . 37 运算模式 m m= d 1 = 240=10 z 1 243、按齿根圆强度设计m32KT 1 . 2d z 1Y FaY SaFE1=500MPa,大齿F1确定公式内的各运算数值1由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限5 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - 轮的弯曲强度极限FE2=380MPa 个人资料整理仅限学习使用2 由图 10-18 取弯曲疲惫寿命系数 K FN 10.85, K FN 20.88,3 运算弯曲疲惫施用应力取弯曲疲惫安全系数 s=1.4,由式 <10-12）得F 1= K FN 1 FE 1 = 0 . 85 500MPa=303.57 MPa S 1 4.F 2= K FN 2 FE 2= 0 . 88 380MPa=238.86 MPa S 1 . 44 运算载荷系数 K KA K V F F 2 K F1× 1.12× 1× 1.35=1.5125 查取齿形系数由 10-5 得 F Fa 12.65, F Fa 2 =2.2266 查取应力校正系数,由表 10-5 查得 Y Sa 1 =1.58；Y Sa 2 =1.7647 运算大小齿轮的 Y FaY Sa 并加以比较FY Fa 1 Y Sa 12 . 65 1 . 58 0.01379 F 1 303 . 57Y Fa 2 Y Sa 22 . 226 1 . 764 0.01644 F 2 238 . 86由此可见大齿轮的数值较大（2）设计运算6m3 2 1 . 512 2 .2 08 101 24对比由齿面疲惫强度运算的模数. 0 . 01644 mm=5.66mm m 大于由齿根弯曲疲惫强度运算的模数,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=d1 = m240=30 8z2=30× 4.5=135 4、几何尺寸运算（1）运算分度圆直径d1z1× m=30× 8=240mm d2z2× m=135× 8=1080mm （2）运算中心距d 1 d 2 240 1080 a= = =660mm 2 2（3）运算齿轮宽度b= d d 1 =1× 240mm=240mm 取 B 2=240mm；B1=260mm 此外,依据已知数据可得下：齿 根 圆 直 径 ： d1=240mm 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 m 2=10 m 3=12 6 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - 个人资料整理 仅限学习使用中心距： a1=660mm a 2=1050mm a 3=1260mm 转矩：T 1.2 10110 6NmmNmmmmT 29 . 2656 10NmmT39 . 2656 100 . 9865 . 4487 10T 4 5 . 448 10 7 0 . 98 7 . 407传动轴承和传动轴的设计.3 955108N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）的设计运算T1 2.101× 10 6n1500r/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 知道输出轴的功率1=0.98 ,轴由上面的运算可p2= p 1×1=110× 0.98=107.8KW转速 n2 =500/i= 500 =111.11r/min .4 5 转矩 T 2= p 1 1i 12=2.101× 10 6× 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FtF t2 T2n9 . 2656 103.8 5793 10N. 787103Nd21080F rtan8. 57910tan202轴向力的运算：F =0N 圆周力tF 和径向力F 方向如下列图3、初步确定轴的最小直径d39 . 5521062p239.551063p2A 03p245 钢,0 .Tnn2n20.2T先按上式初步估算轴的最小直径；选取轴的材料为调质处理；依据表15-3<P370）,取A =110,于是得dminA 03p 21103107 .8mm108 9.mmn 2111 . 11输出轴的最小直径明显是轴承处轴的直径；故取轴承处轴7 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - 个人资料整理 仅限学习使用的直径为 110mm. 4、轴的结构设计 <1）拟定轴上零件的装配方案312 选用图 15-22a 所示的装配方案；86（2） 依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度7、8、1969、10、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；初步挑选滚动轴承；因轴承同时受有径向力和轴 426 向力的作用,应选用单列圆锥滚子轴承；参照工 作要求并依据 进行初步选取轴轴承内圈直径为 dII-III =140mm,由轴承产品目录中 264 50X28X130 110mm. 取安装齿轮处的轴段 - 和 - 的直径为 d- 712 735 496 86 =d- =150mm；齿轮的左端与左轴承之间采纳套筒定位；已知齿轮轮毂的宽度为240mm,为了使套筒端面牢靠地压紧齿轮,此轴段应略小于轮毂宽度,故取238mm；齿轮的右端采纳轴肩定位,轴肩高度h>0.07d, 故取,就轴环处的直径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）；依据轴承端盖的装拆及便欲对轴承11、添加润滑脂的要求,故取l-=98mm. 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,就l Tsa 1201128012508150 mml Tcsal 80351250177mm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纳平键连接；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协作有良好的对中性,故挑选齿轮轮毂与轴的配合为 H 7；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡协作来保证n 6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 45 o ,各轴肩处的圆角半径见上图5、求轴上的载荷第一依据轴结构图做出轴的设计运算简图,在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a 的值；对于32322 型圆锥8 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - 个人资料整理 仅限学习使用滚子轴承,由手册上查得a= 58mm；因此,作为简支梁的轴的支承跨距LL1L2L 33883263681082mm；根据轴的运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 是轴的危急截面；现将运算出的截面 于下表处的 MH、MV及 M 的值列载荷 支反力 F 弯矩 M和 总弯矩扭矩 T 水平面 H 垂直面FNH12.62105N5 F NV 12.4810NFNH21.68 105NF NV25 1.52 10NMH=1.03× 10 7N.mm , Mv1=1.02× 10 7N.mm, Mv2=1.47 × 10 7N.mm Mv3=1.23 × 10 7N.mm,M v4=1.31 × 10 7N.mm, M1=1.86× 10 7N.mm M2=2.24× 10 7N.mm, M3=1.89× 10 7N.mm, M4=1.46× 10 7N.mm T 29 .265106Nmm 6 、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承担最大弯矩和扭矩的截 面的强度；依据式 <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 0.6,轴的运算 应力 ca 23.47Mpa；前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得 1 70Mpa；因此 ca 1 故安全； 7 、精确校核轴的疲惫强度； <1 ）判定危急截面 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减弱轴的疲惫强度,但由于轴的 最小直径是按扭转较为富裕确定的,所以截面,均无需校核；从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看,截面 和处过盈协作引起的应力集中最严峻,从受载的情形来看,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 明显更不必校核；键槽的应力集中系数比过应盈协作的 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W01. d30.111031.331105mm抗扭截面系数W0.2d370.2 × 110 3=2.662× 10 5截面左侧的弯矩M为M2.24107860.26 10N mm7359 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - 截面上的扭矩 T3为T 33.8 107个人资料整理仅限学习使用N mm截面上的弯曲应力 b M 3.79Mpa W截面上的扭转切应力 r T 3 27.5Mpa W T轴 的 材 料 为 45 钢 , 调 质 处 理 ； 由 表 15-1 查 得B 640 Mpa , 1 275Mpa 1 155Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按表 3-2 查得,因 r 6.20.031 , D 2001.05 经插值d 200 d 190后可查得 2.0 ,1.32又查得材料的敏锐系数为 q 0.86,q 0.89故 有 效 应 力 集 中 系 数 为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0.91q轴未经表面强化处理,即1, 就按式（ 3-13 ）及（ 3-12a 的综合系数为Kk111.82112.800.670.91：Kk111.26111.630.820.91又 由3-1及3-2得 碳 钢 的 特 性 系 数0.1 0.2, 取0.10.05 0.1,取0.05于是,运算安全系数S 的值；按式 15-615-8 就得SKa1m2.802750.1020.211.07S14.86SK11.6215527.56.9627.5 20.05S ca2S S20.21 6.96S2S22 20.212 6.96故可知其安全；10 / 11 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页,共 11 页精选学习资料 - - - - - - - - - i.截面右侧个人资料整理仅限学习使用抗 弯 截 面 系 数 W 按 表 15-4 中 的 公 式 计 算 ；3 3 5 3W 0.1 d 0.1 190 6.86 10 mm抗扭截面系数3 3 6 3W r 0.2 d 0.2 190 1.38 10 mm弯矩 M 及 扭 转 切 应 力 为M 2.24 10 7 86 0.26 10 7N mm735b M 3.79Mpa W过盈协作处的 k 3.16 k0.8 3.16 2.53轴 按 磨 削 加 工 , 由 附 图 3-4 得 表 面 质 量 系 数 为0.91故得综合系数为所Kk113.16113.26系数为0.91Kk12.53112.630.91以轴在截面右侧的安全SK1m3.252750.1021.81.53.89aS12.62155148.29K14 20.05S S2S ca21.88.2927.7SS2S221.828.29故该轴在截面右侧的强度也足够；此题因无大的瞬时过载及眼的应力循环不对称,故可略去静强度校核；至此,轴的设计运算即将告终止；8、绘制轴的工作图；11 / 11 名师归纳总结 - 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