#軋鋼機(jī)軋輥輥縫調(diào)整裝置壓下裝置

1、課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 設(shè)計(jì)題目 ：軋鋼機(jī)軋輥輥縫調(diào)整裝置 壓下裝置 機(jī)械學(xué)院 ： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 052設(shè)計(jì)者： 指導(dǎo)老師：秦海山 2005441453 )陳祥偉2008-6-25設(shè)計(jì)說明書設(shè)計(jì)題目： 軋鋼機(jī)軋輥輥縫調(diào)整裝置 壓下裝置一、設(shè)計(jì)目的 此次課程設(shè)計(jì)目的主要是讓同學(xué)們對(duì)軋輥機(jī)械的壓下裝置有進(jìn)一步的了解，通過此次課 程設(shè)計(jì)，讓我們對(duì)整個(gè)壓下機(jī)構(gòu)的工作原理和一些主要零部件的結(jié)構(gòu)有更深刻的認(rèn)識(shí)。二、設(shè)計(jì)內(nèi)容及要求1、制定三種方案，選擇其一2、計(jì)算壓下機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)功率；3、對(duì)壓下機(jī)構(gòu)的工作系統(tǒng)或零件進(jìn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及關(guān)鍵零件力能參數(shù)的驗(yàn)算4、畫出壓下機(jī)構(gòu)裝配圖或工作系統(tǒng)簡(jiǎn)圖5、畫出關(guān)鍵零件的零件圖

2、選擇一個(gè)）6、完成 4000 5000 字左右的設(shè)計(jì)說明書三、設(shè)計(jì)參數(shù)熱軋帶鋼生產(chǎn)成精軋機(jī)組的軋制力設(shè)計(jì)能力為20MNM，上軋輥向調(diào)整升降速變?yōu)?mm/s，最大工作行程為 20mm。電動(dòng)壓下是最常使用的上輥調(diào)整裝置，通常包括，電動(dòng) 機(jī)、減速器、制動(dòng)器、壓下螺絲、壓下螺母、壓下位置指示器、球面墊塊和測(cè)壓儀等部 件。四、傳動(dòng)方案的擬定及說明 在設(shè)計(jì)中選擇壓下裝置的電動(dòng)機(jī)和減速器配置方案是十分重要的。因?yàn)樵谠O(shè)計(jì)壓下機(jī) 構(gòu)時(shí)，不僅應(yīng)滿足壓下的工藝要求壓下速度、加速度、壓下能力及壓下螺絲的調(diào)整方式等），而且還應(yīng)考慮其他因素，如：電動(dòng)機(jī)、減速機(jī)能否布置得開；換輥、檢修導(dǎo)衛(wèi)和處 理事故時(shí)，吊車吊鉤能進(jìn)入；檢

3、修是否方便等。四輥板帶軋機(jī)的電動(dòng)壓下大多采用圓柱齒輪- 蝸輪副傳動(dòng)或兩級(jí)蝸輪副傳動(dòng)的形式。這兩種傳動(dòng)形式可以有多種配置方案。圖 1 示出了三種配置方案。其中配置方案 3 是電動(dòng)機(jī)直接傳動(dòng)的 只用在小型板帶軋機(jī)上）；配置方案1 和配置方案 2 是圓柱齒輪 - 蝸輪副傳動(dòng)。四、 對(duì)壓下裝置的要求是： 1、采用慣性較小的傳動(dòng)系統(tǒng)，以便頻繁地啟動(dòng)，制動(dòng)；2、有較高的傳動(dòng)效率和工作可靠性；3 、必須有克服壓下螺絲阻塞事故 “坐輥”或“卡鋼”）的措施。電動(dòng)壓下裝置配置方案簡(jiǎn)圖如下：/ 11五、傳動(dòng)方案的擬定及說明 在設(shè)計(jì)中選擇壓下裝置的電動(dòng)機(jī)和減速器配置方案是十分重要的。因?yàn)樵谠O(shè)計(jì)壓下機(jī) 構(gòu)時(shí)，不僅應(yīng)滿足

4、壓下的工藝要求壓下速度、加速度、壓下能力及壓下螺絲的調(diào)整方式等），而且還應(yīng)考慮其他因素，如：電動(dòng)機(jī)、減速機(jī)能否布置得開；換輥、檢修導(dǎo)衛(wèi)和處 理事故時(shí)，吊車吊鉤能進(jìn)入；檢修是否方便等。四輥板帶軋機(jī)的電動(dòng)壓下大多采用圓柱齒輪 - 蝸輪副傳動(dòng)或兩級(jí)蝸輪副傳動(dòng)的形 式。這兩種傳動(dòng)形式可以有多種配置方案。圖 1 示出了三種配置方案。其中配置方案 3 是 電動(dòng)機(jī)直接傳動(dòng)的 只用在小型板帶軋機(jī)上）；配置方案1 和配配置方案 2 是圓柱齒輪 - 蝸 輪副傳動(dòng) 。壓下螺絲和壓下螺母壓下螺絲最小斷面直徑 d14p1d1Rd4 10MN3.14 120MPa=0.326（m P1作用在螺絲上的最大軋制力； Rd壓下

5、螺絲許用應(yīng)力，一般壓下螺絲材料為鍛造碳鋼，其強(qiáng)度 限絲為 b=600700MPa, 5=16% ；安全系數(shù) n=6 時(shí)，許用應(yīng)力 Rd=100120MPa 。t 取 24mm 。d壓下螺絲外徑 dg輥徑直徑 d取 350mm 梯形螺紋連接， d 1 =d-2h t=24mm 手冊(cè) P36 h=13mm/ 11壓下螺母 主要尺寸為它的外徑 D 和高度 H) 壓下螺母的高度 H 按螺紋的許用單位壓力 1520MPa 來確定 H=1.22 ) d0 d0=376+0.5 2=377mm H=1.6 377=603.2 取 610ac=0.5 因此 螺母的外徑 D 根據(jù)它的端面與機(jī)架接觸間的單位壓力；

6、 6080MPa一般取 D=1.51.8 ) d0 d=1.6 377=603.2mm 取 610mm 螺母與機(jī)架鏜孔內(nèi)，采用壓板裝置。壓板嵌在螺母和機(jī)架的凹槽 內(nèi)，用 T 型螺栓固定。 T 型螺栓的優(yōu)點(diǎn)是機(jī)架加工比較容易，不 需加工螺紋孔， =M 1+M22 d2螺絲中徑 d2=d0.5t=376240.5=364mm 螺紋上的摩擦角，即 =arctan 2,2 為螺紋接觸面的摩擦系 數(shù)，一般取 2 0.1 故540t 螺絲升角，壓下時(shí)用正號(hào)，提升時(shí)用負(fù)號(hào)， =,t 為螺dt 24距； = = =0.02(mmd 3.14 376P1作用在一個(gè)壓下螺絲上的力；M 1 止推軸承的阻力矩；d2M

7、2= P1 tan( + 2364M2=10 tan(5.67+0.02=181.32 采用實(shí)心軸頸，故；d3M1= 1P13 1=0.1 pP1= =10MN2 d3壓下螺絲止推軸頸直徑 d3= 420mm420 M 1=0.1 10=140MN.mm3 M=181.3+140=321.3MN.m/ 11MnN=9550in 壓下絲桿速度= 60螺矩MnN=9550i5321.3 105 = 9550 0.8=105kw 故選功率為 110KW 的電動(dòng)機(jī)， 機(jī)參數(shù)如下：1 6024查手冊(cè)，功率為 110KW 的 Z4 系列直流電動(dòng)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定電壓440440440440440額定電流280

8、282282282292額定最高轉(zhuǎn)速1000/2000750/1900600/1500500/1200400/1200效率88.186.986.686.984.3飛輪矩電樞電感重量Z4-250-11Z4-250-31Z4-280-21Z4-280-41Z4-315-11 選電動(dòng)機(jī)： Z4-280-41881121842122402.32.62.93.52.18801060135016501900減速器設(shè)計(jì) 主要參照教材機(jī)械設(shè)計(jì)第八版，高等教育出版社 i i1i2i3=4.5 6 7.407=200按圖所示傳動(dòng)文字案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) 選用八級(jí)精度材料選擇，參照表 10-1 P191，小齒輪

9、材料為 40Cr 調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS ，大齒輪材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS ，二者材料硬度 差為 40HBS 選小齒輪齒數(shù) z1=24；大齒輪齒數(shù) z2=4.5 24=1 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)KT1 u 1 ZE1)2)3)4)2、d1t 2.323 d . u(1) 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù) Kt=1.32) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩5595.5 105 P1 95.5 105 110 61 = N mm =2.101 106 N mmT1=5003)n1由表 10-7P205）選齒寬系數(shù)d =14)5)6)7)12 由表 10-6P201 ）查得材料彈性影響系

10、數(shù) ZE=189.8MPa 2 由圖 10-21d 按齒面強(qiáng)度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim 1=600MPa 。 大 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強(qiáng) 度 Hlim 2=550MPa 由式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=1.26 109 91.26 109 8 N2= =2.81084.5由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.95，K HN2=0.984 / 118)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 H 1= H 2=1%，安全系數(shù) S=1K HN1. lim1 =0.95600MPa=570MPaSK HN 2. lim 2 =0.98 550MPa=539MPaS(

11、2)1)計(jì)算計(jì)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計(jì)算圓周速度d1t n1222.51t 1 = m/s=5.82m/s60 1000 60 1000計(jì)算齒寬 b3)b= d d1t =1 222.5mm=222.5mmb4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 bhd1t 222.5模數(shù) mt = 1t =9.27z124齒高 h=2.25mt=2.25 9.27=20.857b 222.5= =10.67 h 20.857 5) 計(jì)算載荷系數(shù) 根

12、 據(jù) v=5.05m/s,8 級(jí) 精 度 ， 由 10-8 查 得 動(dòng) 載 荷 系 數(shù) Kv=1.8 。 直 齒 輪 KH = FF =1 由表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1 由表 10-4 用插值法查得級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí) KH 1.385 故載荷系數(shù) KA KV FH KH =11.18 11.385=1.6346) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1= d1t K =222.5 3 1.634 =222.5 1.07927=239.9 取 2401t Kt 1.37) 計(jì)算模式 m d1 240m= = =10 z1 243、按齒根圓強(qiáng)度設(shè)計(jì)2KT1 YFaY

13、Sam 32 .dz12(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500MPa，大齒5 / 11輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380MPa2） 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN1 0.85, K FN 2 0.88,3） 計(jì)算彎曲疲勞施用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 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） 計(jì)算載荷系數(shù) KKA KVFF2 KF 11

14、.1211.35=1.5125） 查取齒形系數(shù)由 10-5 得FFa1 2.65, FFa 2 =2.2266） 查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表 10-5查得YSa1=1.58 。 YSa2 =1.764YFa YSa7） 計(jì)算大小齒輪的 Fa Sa 并加以比較FYFa1 YSa1 2.65 1.580.01379F 1 303.57YFa2 YSa2 2.226 1.764Fa2 Sa2 0.01644F 2 238.86 由此可見大齒輪的數(shù)值較大 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算3 2 1.512 2.08 106 m 32 .0.01644 mm=5.66mm1 242 對(duì)比由齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒

15、根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，故取 m=5.66, 因?yàn)槭謨?cè)查得電機(jī)軸約 120130mm,所以試選模數(shù) m=8, 按接觸強(qiáng)度算得 的分度圓直徑 d1=240mm 算出小齒輪齒數(shù)d1 240 z1= = =30m8 z2=30 4.5=135 4、幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 d1z1 m=30 8=240mm d2z2 m=135 8=1080mm （2）計(jì)算中心距d1 d2 240 1080 a= = =660mm22 （3）計(jì)算齒輪寬度 b= d d1 =1240mm=240mm 取 B 2=240mm ； B1=260mm 此外，根據(jù)已知數(shù)據(jù)可得下： 齒根 圓 直徑 ： d1=240

16、mm d2=1080mm d3=300mm d4=1800mm d5=300mm d 6=2220mm 齒數(shù)： z1=30 z 2=135 z4=30 z5=25 z 6=185 模數(shù)： m1=8 m2=10 m3=12/ 11中心距： a1=660mm a2=1050mm a 3=1260mm 轉(zhuǎn)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 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 七、與電動(dòng)機(jī)軸 及一級(jí)傳動(dòng)的低速軸）上的齒輪相嚙合的 齒輪軸

17、即軸 2）的設(shè)計(jì)計(jì)算T1 2.101106 n1 500r/min p1=110KW p2=p 1 =110 0.98=107.8KW 式中T1- 電動(dòng)機(jī)軸 軸 1）所受的轉(zhuǎn)矩 n1-電動(dòng)機(jī)軸 軸 1）的轉(zhuǎn)速 p1 -電動(dòng)機(jī)的功率 p2-電動(dòng)機(jī)軸 軸 1）傳遞的功率1、取每級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率1 =0.98 ，軸由上面的計(jì)算可知道輸出軸的功率p2= p1 1 =1100.98=107.8KW500轉(zhuǎn)速 n2 =500/i=111.11r/min4.5轉(zhuǎn)矩 T2= p1 1i12=2.1011064.50.98 N .mm =9.265 106N.mm2、求作用在齒輪上的力m1=8因已知低速級(jí)大齒輪

18、的分度圓直徑為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軸向力的計(jì)算：Fa=0N圓周力 Ft 和徑向力 Fr 方向如圖所示3、初步確定軸的最小直徑9.55 106 p20.2 T n269.55 106 3 0.2 T07.8 mm 108.9mm先按上式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼， 調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3P370），取 A0 =110，于是得 dmin A03 p2n2輸出軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑。故取軸承處軸/

19、 11的直徑為 110mm.4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)0.07d, 故取，則軸環(huán)處的直徑 d- =190mm。軸環(huán)寬度 b1.4h, 故取 l - =40mm. 軸承端蓋的總寬度為 120mm由 軸承端蓋的結(jié)構(gòu) 設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便欲對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，故取 l - =98mm.11、 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=50mm圓, 柱齒輪之間 的距離 c=35mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確 定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s, 取 s=12mm，已知滾動(dòng)軸承寬度 T=86MM，大齒輪 輪轂長(zhǎng) L=312mm，則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，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（ 3） 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表 6-1 查得平 鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為 250mm同, 時(shí)為了保證 齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配H7合為 H7 ；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證n6 的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6.（ 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表 15-2 ，取軸端倒角為 2 45o ，各軸肩處的圓角半徑 見上圖5、求軸上的載荷 首先根據(jù)軸結(jié)構(gòu)圖做出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取

21、a 的值。對(duì)于 32322 型圓錐/ 11滾子軸承，由手冊(cè)上查得 a= 58mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸 的支承跨距 L L1 L2 L3 388 326 368 1082mm 。根 據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 是軸 的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面 處的 MH、MV及 M 的值列 于下表載荷支反力 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 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截 面的強(qiáng)度。根據(jù)式 15-5 ）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋 轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處caT2 9.265 16、應(yīng)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，軸的計(jì)算故安全。7 、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度。1 ）判斷危險(xiǎn)截面截面 、 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配 合所引

23、起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但因?yàn)檩S的 最小直徑是按扭轉(zhuǎn)較為寬裕確定的，所以截面，均無 需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面 和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載的情況來 看，截面上的應(yīng)力最大，截面 V 的應(yīng)力集中的影響和截 面的相近，但截面 V 不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大， 故不必做強(qiáng)度校核，截面雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力不集 中，而且這里軸的直徑最大，谷也不必校核。截面和 顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過應(yīng)盈配合的 小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。 2）截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W 0.1d3 0.1 1103 1.331 105mm 抗扭截面系數(shù) W 0.2

24、d3 0.2 1103=2.662105 截面左側(cè)的彎矩 M為M 2.24 107 86 0.26 107 N.mm735/ 11截面上的扭矩 T3為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T3 3.8 107 N.mm Mb 3.79Mpa bW r T3 27.5Mpa r WT調(diào) 質(zhì)處 理。 由 表軸的 材料為 45 鋼，B 640Mpa , 1 275Mpa 1 155Mpa 截面上因?yàn)檩S肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 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數(shù)為q 0.89 故有效應(yīng)力15-1 查 得及按1.05d 190q 0.86集中經(jīng)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 由俯圖的尺寸系數(shù) 0.67 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 0.82 軸按磨削 加工 ，由附圖 3-4 得表面 質(zhì)量 系數(shù) 為 0.91軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理q 1, 則按式( 3-13 )及(