2022年轧钢机轧辊辊缝调整装置压下装置 .pdf

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1、个人资料整理仅限学习使用1 / 11 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2008-6-25 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

2、简图5、画出关键零件的零件图选择一个）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

3、，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：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 11 页个人资料整

4、理仅限学习使用2 / 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 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=60070

5、0MPa, 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。d1=d-2h t=24mm 手册 P36h=13mm d=350+2h=376(mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 11 页个人资料整理仅限学习使用3 / 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+0.52=377mm H=1.6377=603.2 取 610

6、ac=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=1.6377=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，=M1+M2d2螺丝中径d2=d0.5t=376240.5=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 540螺丝升角，压下时用正号，提升时用负号，=dt,t 为螺距； =dt=37614.324=0.02(mm P1作用在一个压下螺丝上的力；M1止推

7、轴承的阻力矩；M2= P122dtan( + M2=102364tan(5.67+0.02=181.3 采用实心轴颈，故；M1=1P133d1=0.1 P1=2p=10MN d3压下螺丝止推轴颈直径d3= 420mm M1=0.1103420=140MN.mm M=181.3+140=321.3MN.m 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 11 页个人资料整理仅限学习使用4 / 11 N=iMn9550in=螺矩压下丝杆速度60 N=iMn9550=8 .09550103.321524160 =105kw 故选功率为110K

8、W 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Z4-250-11 440 280 1000/2000 88.1 88 2.3 880 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 Z4-315-11 440 292 400/1200 84.3 240 2.1 1900 选电动机： Z4-

9、280-41 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1 2 3ii i i=4.567.407=200 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 钢调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 4)选小齿轮齿数z1=24；大齿轮齿数z2=4.524=1 2、按齿面接触强度设计td12.323211.HEdZuuKT(1)确定公式内的计算数值1)试选载荷系数Kt=1.3 2)小齿轮传递的转矩T1=115105 .95nP=mmN50011010

10、5 .955=2.101106mmN3)由表 10-7P205）选齿宽系数d=14)由表 10-6P201）查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa215)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=1.26109 N2=5.41026.19=2.81087)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 11 页

11、个人资料整理仅限学习使用5 / 11 8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1 H1=SKHN1lim1.=0.95600MPa=570MPa H2=SKHN2lim2.=0.98550MPa=539MPa (2)计算1)计算td12.323211.HEdZuuKT =2.323265398.1895.415 .4.110101.23.1mm =172.415mm td1取 222.5mm2)计算圆周速度V=10006011ndt=1000605 .222m/s=5.82m/s 3)计算齿宽 b b=dtd1=1 222.5mm=222.5mm4)计算齿宽与齿高之比hb模数 m

12、t =11zdt245 .222=9.27 齿高 h=2.25mt=2.25 9.27=20.857 hb=857.205.222=10.67 5)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HK=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HK1.385 故载荷系数 KA KVHFHK=11.1811.385=1.6346)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=td13KtK=222.533.1634.1=222.51.07927=239.9 取

13、2407)计算模式 m m=11zd=24240=10 3、按齿根圆强度设计m3211.2FSaFadYYzKT(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，大齿精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 11 页个人资料整理仅限学习使用6 / 11 轮的弯曲强度极限FE2=380MPa 2)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数1FNK0.85,2FNK0.88,3)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F1=SKFEFN11=4 .150085

14、.0MPa=303.57 MPa F2=SKFEFN22=4.138088.0MPa=238.86 MPa 4)计算载荷系数K KA KV2FFFK11.1211.35=1.5125)查取齿形系数由 10-5 得1FaF2.65,2FaF=2.2266)查取应力校正系数，由表10-5 查得1SaY=1.58。2SaY=1.7647)计算大小齿轮的FSaFaYY并加以比较111FSaFaYY57.30358.165.20.01379 222FSaFaYY86.238764.1226.20.01644 由此可见大齿轮的数值较大（2）设计计算m32601644.0.2411008.2512.12 m

15、m=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=md1=8240=30 z2=304.5=135 4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1z1m=308=240mm d2z2m=1358=1080mm （2）计算中心距a=221dd=21080240=660mm （3）计算齿轮宽度b=1dd=1240mm=240mm 取 B2=240mm；B1=260mm 此外，根据已知数据可得下：齿 根 圆 直 径 ： d1=240m

16、m 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 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 11 页个人资料整理仅限学习使用7 / 11 中心距： a1=660mm a2=1050mm a3=1260mm 转矩：mmNTmmNTmmNTmmNT8776626110955. 3407.798.010448.5410448.5698.010265.9310265.91010

17、1. 2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T1 2.101106n1500r/min p1=110KW p2=p1=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= p11=1100.98=107.8KW转速n2 =500/i=5. 4500=111.11r/min转矩T2= p11i12=2.1011064.50.98 N.mm =9.265

18、 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d2z2m1=1358=1080mm 故NdTFt36210579. 8108010265.922NFFntr3310787.220tan10579.8tan轴向力的计算：aF=0N 圆周力tF和径向力rF方向如图所示3、初步确定轴的最小直径32203223632262.01055.92.01055.9npAnpnpdTT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0A=110，于是得mmmmnpAd9 .10811.1118.10711033220min输出轴的最小

19、直径显然是轴承处轴的直径。故取轴承处轴精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 11 页个人资料整理仅限学习使用8 / 11 2869898631219622586264228214196864961542673571250X28X25050X28X130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. 10、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.

20、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mmasTl1508501280)112120(mmlascTl17750123580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合为76Hn；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的

21、，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245o，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32322 型圆锥精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 11 页个人资料整理仅限学习使用9 / 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mmLLLL1082368326388321。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

22、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 垂直面支反力 F 512.6210NHFN521.68 10NHFN512.4810NVFN521.52 10NVFN弯矩 M和总弯矩MH=1.03107N.mm , Mv1=1.02107N.mm, Mv2=1.47107N.mm Mv3=1.23107N.mm,Mv4=1.31 107N.mm, M1=1.86107N.mm M2=2.24107N.mm, M3=1.89107N.mm, M4=1.46107N.mm 扭矩 T mmNT6210265.9 6 、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只

23、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0.6，轴的计算应力ca23.47Mpa。前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由表 15-1 查得170Mpa 。因此1ca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，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，

24、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mmdW5310331.11101.031 .0抗扭截面系数30.2Wd0.2 1103=2.662105截面左侧的弯矩M为M77862.24100.26 10.735N mm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 11 页个人资料整理仅限学习使用10 / 11 截面上的扭矩 T3为3T73

25、.8 10.N mm截面上的弯曲应力bMW3.79Mpa 截面上的扭转切应力3rTTW27.5Mpa 轴 的 材 料 为 45 钢 ， 调 质 处 理 。 由 表15-1查 得640BMpa, 1275Mpa1155Mpa 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6.20.031200rd,2001.05190Dd经插值后可查得2.0，1.32又查得材料的敏感系数为0.86q，0.89q故有效应力集中系数为1(1)10.86(2.01)1.86Kq1(1)10.89(1.321)1.28Kq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

26、3-4得 表 面 质 量 系 数 为0.91轴未经表面强化处理，即1,q则按式（ 3-13 ）及（ 3-12a) 的综合系数为11.821112.800.670.91kK11.261111.630.820.91kK又 由3-1及3-2得 碳 钢 的 特 性 系 数：0.1 0.2,0.10.05 0.10.05取，取于是，计算安全系数caS的值。按式 15-615-8 则得127520.212.804.860.10amSK11556.9627.527.51.620.0522SK222220.21 6.961.07120.216.96caS SSSSS故可知其安全。精选学习资料 - - - -

27、- - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 11 页个人资料整理仅限学习使用11 / 11 i.截面右侧抗 弯 截 面 系 数W 按 表15-4中 的 公 式 计 算 。30.1Wd3530.1 1906.8610 mm抗扭截面系数30.2rWd3630.2 1901.38 10 mm弯矩 M 及扭转切应力为M77862.24 100.26 10.735N mmbMW3.79Mpa 过盈配合处的3.16k0.83.162.53k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113.1613.260.91kK1112.5312.630.91kK所以轴在截面右侧的安全系数为1amSK27521.83.253.890.101SK1558.2914142.620.052222caS SSSS2221.88.297.71.521.88.29S故该轴在截面右侧的强度也足够。本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，轴的设计计算即将告结束。8、绘制轴的工作图。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 11 页