1150初軋機的快速電動壓下裝置設計含6張CAD圖,軋機,快速,電動,壓下,裝置,設計,cad 目錄 1 緒論 . 1.1 軋輥調整裝置的用途 . 1.2 軋輥調整裝置的類型 . 1.3 軋機上壓下裝置的分類和特點 . 1.3.1 電動壓下裝置 . 1.3.2 手動壓下裝置 . 1.3.3 雙壓下裝置 . 1.3.4 全液壓壓下裝置 . 1.4 電動壓下裝置經常發(fā)生的事故及解決措施 . 1.4.1 壓下螺絲的阻塞事故 . 1.4.2 壓下螺絲的自動旋松 . 2 快速電動壓下裝置的方案選擇與評述 . 3 計算軋制力 . 4 電機容量的選擇 . 5 壓下螺絲與螺母的設計計算 . 5.1 壓下螺絲的設計計算 . 5.1.1 壓下螺絲螺紋外徑確定 . 5.1.2 壓下螺絲的強度校核 . 5.1.3 壓下螺絲的尾部形狀設計 . 5.2 壓下螺母的結構尺寸設計 . 6 齒輪設計計算 . 7 主要零件的強度校核 . 7.1 圓錐齒輪軸的強度校核 . 7.2 軸承使用壽命的校核 . 8 潤滑方法的選擇 . 9 試車方法 . 10 設備可靠性與經濟評價 . 10.1 機械設備的有效度 . 10.2 投資回收期 . 總結 . 致謝 . 參考文獻 . 1 緒論 初軋機在軋鋼生產中的作用是開坯，隨著連鑄技術的發(fā)展，初軋機的作用隨之下 降，但初軋機不能被淘汰，軋制某些特殊用途的鋼材，由于連鑄坯有缺陷，故必須采 用模鑄，初軋機開坯。 1.1 軋輥調整裝置的用途 軋輥調整裝置是軋鋼機中關鍵機構之一,其結構的好壞，直接關系著軋件的產量的 高低與質量的好壞。軋機軋輥的調整一般均包括徑向和軸向兩個方向的調整,徑向調整 是軋鋼機中必不可缺的調整。軋輥通過兩個方向的調整后,可以保證軋輥間的相互位置 的正確性,按規(guī)定完成道次的壓下量,還能在一定程度上來補償其軋輥輥身與軸徑的允許 磨損量,同時又能調整軋輥與輥道水平面的相互位置，而且在連軋機上，還能調整機座 間軋輥的相互正確位置,從而保證軋制的直線性，使得軋制順利進行。 1.2 軋輥調整裝置的類型 軋輥調整裝置按用途大致分為徑向與軸向兩大類調整裝置。其軸向調整裝置僅用 于型鋼、線材軋機上,以微調的方法來保證兩個軋輥間組成正確的孔型位置,以及補償軋 輥瓦緣的允許磨損量。而在各類型的板帶軋機上只有軋輥的軸向固定裝置。 徑向調整按其軋輥移動方向大致分為壓下(也包括壓上)機構和側壓進機構。在常見 的縱軋機座中均可看到壓下機構,而側壓進機構僅用于斜軋機和立輥的調整機構中。 根據各類軋機的工藝要求，調整裝置可分為：上輥調整裝置、下輥調整裝置、中 輥調整裝置、立輥調整裝置和特殊軋機的調整裝置。 上輥調整裝置也稱壓下裝置，它的用途最廣。安裝在所有的二輥、三輥、四輥和 多輥軋機上。 壓下機構按軋鋼機的類型、軋件的軋制精度要求,以及生產率高低要求又可分為:手 動、電動、電- 液及全液壓壓下機構。手動壓下機構一般多用于不經常進行調節(jié)的、軋 制精度要求不太嚴格的,以及軋制精度要求不高的中、小型型鋼、線材和小型熱軋板帶 軋機上,通常這些軋機是在軋輥相互位置不變的情況下進行工作的。電動壓下機構主要 用于壓下螺絲的移動速度超過 10.2mm/s 的初軋機、板帶軋機及中厚板軋機上,以及移 動速度小于 10.2mm/s 的薄板帶軋機上。前者是出于生產率的要求,而后者是由于壓下 精度的要求。 1.3 軋機上壓下裝置的分類和特點 1.3.1 電動壓下裝置 電動壓下裝置是軋鋼機調整機構中最常見的一種壓下裝置。按軋輥調整的距離、 速度及精度又可將壓下裝置分為快速和慢速兩種壓下裝置。 快速電動壓下裝置 一般常用在上軋輥調節(jié)距離大、調節(jié)速度快以及調節(jié)精度要求不高的軋機上,如初 軋機、板坯軋機、中厚板軋機及萬能軋機上。在這些類型的軋機上由于上輥的調整距 離大、壓下十分頻繁,要求有較高的壓下速度以免影響軋制生產率，所以采用快速電動 壓下裝置是必要的。 常采用的快速電動壓下裝置有兩種類型： 一種是由法蘭盤的立式電動機通過圓柱齒輪減速器帶動壓下螺絲。兩個壓下螺絲 是由兩臺帶法蘭盤的立式電動機通過圓柱齒輪減速機構傳動的。因此采用這種傳動系 統(tǒng)啟動迅速、傳動效率高、造價低,但存在著加大了機座的總高度,增加了廠房高度基本 建設投資等缺點。另外為了實現壓下螺絲的單獨調整,中間介輪可以由液壓缸控制,使其 與壓下螺絲嚙合或脫離。其結構簡圖如圖 12 所示。3456 1制動器 2-立式電動機 3減速機 4壓下螺母 5壓下螺絲 6離合器 圖 1.1 立式電機圓柱齒輪傳動的電動壓下裝置 另一種快速電動壓下裝置由兩臺臥式電動機通過三個圓柱齒輪和兩對蝸輪蝸桿減 速機構來帶動兩個壓下螺絲，通過離合可以實現壓下螺絲的單獨調整。軋輥開度指示 器的傳動系統(tǒng)中還裝有差動機構,它可以由小電動機帶動實現調整作業(yè)。這種快速電動 壓下裝置的特點是：結構緊湊、機座總體高度低、基建投資下降,但傳動效率低、造價 高。因此多用在一些壓下要求速度不高的初軋機上。 2 慢速電動壓下裝置 這種調整裝置多用于上輥調節(jié)距離在 100200 毫米以下，調節(jié)速度小于 10.2mm/s，但調節(jié)精度要求高的薄板、帶材軋機上。在這種壓下機構中，由于傳速 比 i 要求很大（最大可以達到 i=15002000）,同時又要求能帶鋼壓下。因此，壓下裝 置的設計是比較復雜的。 1.3.2 手動壓下裝置 這種壓下裝置結構簡單、造價低,但工人的勞動條件差、強度大,因此常用在生產效 率低的軋機上。 1.3.3 雙壓下裝置 為了控制板厚偏差在規(guī)定的范圍內，在現代化的板、帶材成品機座的壓下裝置中, 分成了精調與粗調兩個部分。其中精調裝置是用來首先給定原始輥縫的,.而精調裝置是 用來在軋制過程中隨著板、帶材坯料厚度、軋制力及成品厚度的變化,隨時對輥縫進行 微量調節(jié)校正的。 一、電動雙壓下裝置 由于電動雙壓下裝置的反應靈敏度差,所以僅用于精度低的熱軋板帶成品軋機上。 在這種壓下裝置中精調與粗調系統(tǒng)都是由電動機通過機械的減速機構來傳動壓下螺絲 的,因此傳動系統(tǒng)的慣性力很大,從而使調整輥縫的校正訊號傳遞滯后現象很嚴重,所以無 法滿足高精度的板厚公差要求。由于以上原因,目前很少采用這種板厚自動調節(jié)系統(tǒng)。 其簡圖如圖 12 所示。 12 1精調電動機 2粗調電動機 圖 1.2 電動雙壓下裝置簡圖 二、電-液雙壓下調整裝置 第一種電動雙壓下調整裝置,它的粗調為一般的電動壓下機構,通過電動壓下系統(tǒng)帶 動壓下螺絲在空載的情況下給定原始輥縫.而精調通過液壓缸推動齒條帶動扇形齒輪,使 壓下螺母轉動,但用于壓下螺絲在電動機壓下機構的鎖緊條件下而不能轉動,其結果只能 使壓下螺絲上下移動實現了輥縫的微調。 第二種,電-液雙壓下機構,粗調為一般的電動壓下機構,而精調是用液壓缸直接代替 了壓下螺絲與螺母。通常液壓缸放在精調壓下螺絲與上軸承座之間或下橫梁與下軸承 座之間。該裝置的特點是精調裝置的結構簡單而緊湊,消除了機械慣性力,從而大大縮短 了調節(jié)信號滯后現象,減少了壓下螺絲與螺母的磨損,提高了精度機構的效率。它的調節(jié) 靈敏度比一般電動壓下要快 10 倍以上。因此大大提高了板材的軋制精度,廣泛的用在現 代化的冷、熱成品帶鋼軋機上。 電-液雙壓下裝置與電動雙壓下裝置相比有以下特點：結構緊湊,精調部分傳動零件 減少使傳動慣性力下降，因此，調節(jié)訊號滯后現象減輕,而靈敏度增加。但仍保留著機 械傳動零件，所以仍存在著慣性力以及傳動間隙對精度靈敏度的影響，使調整精度還 不夠高。 1.3.4 全液壓壓下裝置 所謂全液壓壓下裝置就是取消了傳統(tǒng)的電動壓下機構,其輥縫的調節(jié)均由液壓缸來 完成 。其系統(tǒng)示意圖如圖 13 所示。 全液壓壓下裝置的特點: (1)慣性力小、動作快、靈敏度高,因此可以得到高精度的板帶材,其厚度偏差可以控 制到小于成品厚度 1%,而且縮短了板帶材的超差部分長度,提高了軋件成品率,節(jié)約了金 屬,提高了產品質量,并降低了成本。 (2)結構緊湊, 降低了機座的總體高度,減少了廠房投資，同時提高了傳動效率。 (3)采用液壓系統(tǒng)可以使卡鋼迅速脫開,有利于處理卡鋼事故,避免了軋件對軋輥的刮 傷。 (4)可以實現軋輥快速提升,便于快速換輥,提高了軋機的有效作業(yè)效率,增加了軋機 的產量。 (5)壓下系統(tǒng)復雜,工作條件要求高,有些元件制造困難、成本高、維護保養(yǎng)要求很嚴 格以保證精度。 11039Cp456782P /K k h s進 油出 油Q2S01 1電位器 2傳給另一機架的迅號 3位移調節(jié)放大器 4放大器 5伺服閥 6位移傳感器 7測厚儀 8測壓儀 9力位移轉換元件 10選擇開關 11壓力傳感器 12柱塞缸 13壓力比較器 C 調節(jié)系數裝置P 圖 1.3 全液壓壓下系統(tǒng)示意圖 1.4 電動壓下裝置經常發(fā)生的事故及解決措施 1.4.1 壓下螺絲的阻塞事故 由于初軋機、板坯軋機和厚板軋機的電動壓下裝置壓下行程大、速度快、動作頻 繁，而且是不帶鋼壓下，所以常常由于操作失誤、壓下量過大等原因產生卡鋼、 “坐輥” 或壓下螺絲超限提升而發(fā)生壓下螺絲無法退回的事故。這時上輥不能移動，電機無法 啟動，軋機不能正常工作。 為了處理堵塞事故，很多軋機都專門設置了壓下螺絲的回松機構。 1.4.2 壓下螺絲的自動旋松 壓下螺絲的自動松問題主要發(fā)生在初軋機上，尤其是采用立式電動機壓下時，問 題尤為嚴重，已停止轉動的壓下螺絲自動旋松，使輥縫值變動，造成軋件厚薄不均， 嚴重影響軋件質量。 目前防止壓下螺絲自動旋松的主要辦法是加大螺絲的摩擦力矩。這可以兩方面入 手，一是加大壓下螺絲止推軸頸的直徑，并且在球面墊上開孔。二是適當增加螺絲直 徑。 2 快速電動壓下裝置的方案選擇與評述 習慣上把不“帶鋼”的壓下裝置稱為快速壓下裝置。這種裝置多用在可逆熱軋機 上，如初軋機、板坯軋機、中厚板軋機、連軋機組的可逆式粗軋機組等。 按照傳動的布置形式，快速電動壓下裝置有兩種方案：一種是由臺臥式電動機來 驅動兩個壓下螺絲的升降，另一種是由兩臺立式電動機來驅動兩個壓下螺絲的升降。 第一種方案采用臥式電動機，傳動軸與壓下螺絲垂直交叉布置的形式，這種形式 中常見的布局是圓柱齒輪和蝸輪副聯合傳動壓下螺絲。它的特點是能夠采用普通臥式 電動機，機構較緊湊。在采用球面蝸輪副或平面蝸輪副后，傳動效率顯著提高，因此 在壓下速度不太快板坯軋機上經常采用這種布置形式。如圖 2.1 所示。 1制動器 2電動機 圖 2.1 臥式電動機傳動壓下裝置的配置方案 第二種方案是采用立式電動機，傳動軸與壓下螺絲平衡布置的形式，壓下裝置的 兩臺立式電動機通過圓柱齒輪減速機來傳動壓下螺絲，這種布置形式可使每個壓下螺 絲單獨調整。因此這種傳動系統(tǒng)具有啟動迅速、傳動效率高、造價低。因為 1150 初軋 機的壓下裝置要求具有以上特點，因此本次設計采用第二種方案。 1223 1233 1電動機 2小惰輪 3大惰輪 圖 2.2 立式電機傳動壓下裝置的配置方案 在畢業(yè)設計中，本人對壓下系統(tǒng)中的指針傳遞裝置進行了改進，原結構中一端采 用雙列圓柱滾子軸承，另一端采用單列圓柱滾子軸承。其主要缺點是不能承受軸向力。 經計算校核采用一對圓錐滾子軸承完全可以替代原方案，改進后的主要優(yōu)點是：（1） 可以承受一定的軸向力，從而保證了該裝置工作的可靠性。 （2）便于安裝、拆卸，減 輕了維修工作量，同時降低了成本。 3 計算軋制力 1 計算第一道次軋制力 （1） 計算壓下量 mh701810 （3.1） （2） 計算接觸弧水平投影長度 mhRl 62.07215 （3.2） （3） 計算軋制后軋件的平均高度 hm34521810 （3.3） （4） 計算外區(qū)應力狀態(tài)的影響系數 4.0mhln （3.4） 4.03562.1 （5） 計算變形速度 因為 。所以采用粘著理論計算258.0346.2mhl 035.1ln6.ln10vur （3.5） （6） 計算相對壓下量 （3.6） %4.180387%10h （3.7） （7） 計算平均變形程度 13.0%.21lnl mr （3.8） 其中 3.4.1832m （8） 計算 20#的變形阻力 rutK60 （3.9） 查軋鋼機械表 2-1 得 20#變形阻力公式系數值 321.A609.B13.C210.D45.E390.NMPa850 3.107527tT 1） 變形溫度影響系數 BAKtexp （3.10） 32.1609.321.870 2）變形速度影響系數 DTCuK10 （3.11） 32.10.135.6.0 3） 變形程度影響系數 4.014.0m Nmr rEK （3.12） 4.0135.14.035.1 90. 72. 792.36.8.MPa19634 （9） 根據采用采利柯夫計算接觸弧上的平均壓力 （3.13）npm5.196.3421Pa76.48 （10）計算軋制力 （3.14）Fpm62.0238764.8kN3 2 計算第二道次軋制力 （1） 計算壓下量 mh40 （2） 計算接觸弧水平投影長度 mhRl 6.15402 （3） 計算軋制后軋件的平均高度 m297310 （4） 計算外區(qū)應力狀態(tài)的影響系數 4.0mhln4.029615. （5） 計算變形速度 因為 。所以采用粘著理論計算25.0296.1mhl 10lnhvurm273l6.509 （6） 計算相對壓下量 %10h349.12 （7） 計算平均變形程度 mrln%6.81l09 其中 .23m （8） 計算 20#的變形阻力 rutK60 查軋鋼機械表 2-1 得 20#變形阻力公式系數值 321.A9.B13.C210.D45.E390.NMPa850 38.1074527tT 1） 變形溫度影響系數 BAKtexp318.609.231.890 2）變形速度影響系數 DTCuK10318.20.1.35.0 3） 變形程度影響系數 4.014.0mNmr rEK 4.095.95.1 3. 7.0MPa2332.89.015 （9） 根據采用采利柯夫計算接觸弧上的平均壓力 npm15.725.3096Pa7.4 （10）計算軋制力 Fpm6.15238679.45kN028 3 計算第三道次軋制力 （1） 計算壓下量 mh30 （2） 計算接觸弧水平投影長度 mhRl 34.1025 （3） 計算軋制后軋件的平均高度 m25710 （4） 計算外區(qū)應力狀態(tài)的影響系數 4.0mhln4.02531. （5） 計算變形速度 因為 。所以采用粘著理論計算251.0234.mhl 0314.7ln34.ln10vur （6） 計算相對壓下量 %10h2731. （7） 計算平均變形程度 mrln%4.71l0 其中 .132m （8） 計算 20#的變形阻力 rutK60 查軋鋼機械表 2-1 得 20#變形阻力公式系數值 321.A9.B13.C210.D45.E390.NMPa850 3.107427tT 1） 變形溫度影響系數 BTAKtexp31.609.231.90 2）變形速度影響系數 DTCuK1031.20.1.34.6.0 3）變形程度影響系數 4.014.0mNmr rEK 4.0715.75.1 39. 6.0MPa.307.398. （9） 根據采用采利柯夫計算接觸弧上的平均壓力 npm15.04.3Pa0.4 （10）計算軋制力 Fpm34.1290387.45kN62 4 計算第四道次軋制力 （1） 計算壓下量 mh78 （2） 計算接觸弧水平投影長度 mhRl 78.21150 （3） 計算軋制后軋件的平均高度 m349210 （4） 計算外區(qū)應力狀態(tài)的影響系數 4.0mhln4.0397821. （5） 計算變形速度 因為 。所以采用粘著理論計算261.034978.2mhl 10lnhvurm38l7.250 （6） 計算相對壓下量 %10h3871.2 （7） 計算平均變形程度 mrln %4.13l.0 其中 .23m （8） 計算 20#的變形阻力 rutK60 查軋鋼機械表 2-1 得 20#變形阻力公式系數值 321.A9.B13.C210.D45.E390.NMPa850 38.107527tT 1）變形溫度影響系數 BTAKtexp308.169.231.90 2）變形速度影響系數 DTCuK10308.12.037.2. 3）變形程度影響系數 4.014.0mNmr rEK 4.015.5.1 39. 8.0MPa762.3.3279.15 （9） 根據采用采利柯夫計算接觸弧上的平均壓力 npm15.762.3Pa980.2 （10）計算軋制力 FpPm78.2146098.52kN76 5 計算第五道次軋制力 （1） 計算壓下量 mh60 （2） 計算接觸弧水平投影長度 mhRl74.18560 （3） 計算軋制后軋件的平均高度 m2032 （4） 計算外區(qū)應力狀態(tài)的影響系數 4.0mhln4.028715. （5） 計算變形速度 因為 。所以采用粘著理論計算26.02874.15mhl 10lnhvurm253l74.80 （6） 計算相對壓下量 %4.19306%10 h （7） 計算平均變形程度 38.0.2lnlmr 其中 914.32m （8） 計算 20#的變形阻力 rutK60 查軋鋼機械表 2-1 得 20#變形阻力公式系數值 321.A609.B13.C210.D45.E390.NMPa850 3.1077tT 1） 變形溫度影響系數 BAKtexp30.169.231.940 2）變形速度影響系數 DTCuK1030.12.045.3. 3） 變形程度影響系數 4.014.0mNmr rEK 4.01385.385.1 9. 0.MPa17.383924.0815 （9） 根據采用采利柯夫計算接觸弧上的平均壓力 npm15.517.38Pa79.2 （10）計算軋制力 FpPm74.1852046179.5kN8203 4 電機容量的選擇 1 計算壓下螺絲的轉速 4890n sr/75.1min2 2 計算被平衡部件總重量 309GN48 3 對壓下螺絲進行受力分析，如圖 4.1 所示。 d32M1M1P 1壓下螺絲 2壓下螺母 3球面墊 4.1 壓下螺絲受力平衡圖 4 計算作用在一個壓下螺絲上的力 GP2.0148N96 5 計算止推軸承阻力矩 （4.1） 311dPM 490860.2 =2926933.333N.m 6 計算螺紋摩擦阻力矩 )(tan2dP12 （4.2） )40536.(t.387960 m4N 式中 螺紋上的摩擦角 螺紋升角 7 計算轉動壓下螺絲所需的靜力矩 21M 374.980963. mN08751n0.9851236 7KN.2 8 試選電機的型號為 ZD141-2B，功率為 200KW，基速為 500r/min，高速為 1200r/min。 9 計算所選電機的額定轉矩 n1095M 3er 2 3 380N 10 對所選電機進行過載校核： 71.56maxerM 38.2 滿足要求。 5 壓下螺絲與螺母的設計計算 5.1 壓下螺絲的設計計算 5.1.1 壓下螺絲螺紋外徑確定 1、預選螺紋外徑 及其它參數d 由經驗公式 得dg621.05.m4190. 查機械設計手冊，預選 。md420 式中 -壓下螺絲外徑 ；d -軋輥輥頸 ；g 螺紋螺距： dt14.02. m5 取螺距為 。m48 根據 和 可確定壓下螺絲的中徑 和內徑 ；dt d268.372 md694.31 5.1.2 壓下螺絲的強度校核 （5.1）214dp 式中 -壓下螺絲中實際計算應力，單位為 ； 2mN -壓下螺絲所承受的軋制力，單位為 ；1p k -壓下螺絲螺紋內徑，單位為 ；d -壓下螺絲許用應力，單位為 ；2/mN nb -壓下螺絲材料強度極限，單位為 ；b 2/ -壓下螺絲的安全系數， ；n621p7.3kN5.862394.10MPa7.20 其中 MPanb5910 5.1.3 壓下螺絲的尾部形狀設計 （1）本次設計壓下螺絲的尾部選取鑲有青銅滑塊的方形尾部。 （2）壓下螺絲端部形狀選擇 壓下螺絲的端部選用凸形球面，因為球面墊采用青銅材料，青銅球面墊的主 要特點是具有較好的抗壓性能，采用壓下螺絲的端部為凸形球面大大提高了青銅墊塊 使用壽命，減少有色金屬的消耗。 5.2 壓下螺母的結構尺寸設計 壓下螺母的材料選為鑄造無錫青銅 ，其許用擠壓應 。49ZQALMPap806 1、壓下螺母高度 的確定H pdZpp2124 （5.2） 從而解得 2124dp 22 365.94.407086 .3 mZtH98.1460.3 （5.3） 取 。5 式中 -螺紋受力面上的單位擠壓應力，單位為 ；p MPa -軸頸上的最大壓力，單位為 ；1 -壓下螺母中的螺紋圈數；Z -壓下螺絲的螺紋外徑，單位為 ；dm -壓下螺絲的螺紋內徑，單位為 ；1dm -壓下螺母與螺絲的內徑之差，單位為 ； -壓下螺絲材料許用應力，單位為 ；p MPa 2、壓下螺母外徑 的確定D pDp214 （5.4） 從而有 P2114704503.86023 取 。m2.4mD9 6 齒輪設計計算 1 選精度等級、材料及齒數 （1）按所設計的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 （2）選用 7 級精度（GB10095-88） 。 （3）材料選擇：由表 選擇小齒輪材料選用 ,硬度為 ；大齒輪材料為10rC40HBS280 45 鋼,硬度為 ,硬度差為 。HBS24BS4 （4）選小齒輪齒數 ，大齒輪齒數 ,取為 80。1z8.2z （5）選取螺旋角。初選螺旋角 =8。 2 按齒面接觸強度設計 (6.1)3 2112HEadtt ZuTK （1）確定公式內的各計算數值 試選 Kt = 1.6。 由圖選取區(qū)域系數 。2.4 ZH 由圖查得 ， ，則 。78.01a870a 65.121aa 由表選取齒寬系數 。d 由表查得材料的彈性影響系數 。2 1EMPa 89. Z 由圖 按齒面硬面查得小齒輪接觸疲勞強度極限 ,小齒輪接觸疲d210 MPaH601lim 勞強度極限 。PaH50lim 計算小齒輪傳遞的轉矩 1500.9nT （6.2） = 9.55 502 = 618.3mN 計算應力循環(huán)次數 jLhnN1160 （6.3） 5308259108. uN/2 4.9 8103 查取彎曲疲勞壽命系數 由圖查得， ；9.01FNK95.2FN 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S=1 得： (6.4)SKFENH11609.MPa54SKFENH221509.Pa.2 許用接觸應力 (6.5)2/1HH5.40MPa.3 （2） 計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1t，由計算公式得： 3 261 5.318942.5.1082td m75.162 計算圓周速度 (6.6)106ndvt57.2sm/.4 計算齒寬 b 及模數 ntm (6.7)tdb175.62m (6.8)1coszdtnt20875.6m. (6.9)nth06.82513./7./hbm98 計算縱向重合度 (6.10)tgzd13.082894. 計算載荷系數 K 已知使用系數 =1.75。A 根據 v = 4.26m/s，7 級精度，查得動載系數 ；由表查得 的計算公式:14.VKHK 故 bdH 3210.8.0 （6.11） 75.16203.18.02.234 查得 ， 。故載荷系數：30.1FK.FHK (6.12)HVAK4.130.75124 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑， 即： (6.13)31/ttKd6.1/75.62m 計算模數 nm (6.14)1coszdn2087.5m. 3 按齒根彎曲強度設計 即： (6.15)FSadn YzYKT21cos (1)確定計算參數 1)計算載荷系數 (6.16)FVAK4.13.75163 2)根據縱向重合度 ，由圖查得螺旋角影響系數 。894.0 95.0BY 3)計算當量齒數 (6.17)31coszV8203. (6.18)320coszV836. 4)查取齒形系數 由表查得， ； 。8.21FY20.F 5)查取應力校正系數 由表查得， ； 。5.1S 78.12SY 查取彎曲疲勞強度極限 由圖查得，小齒輪 MPa；大齒輪 MPa。01FE3802FE 由圖 10-18 查得:彎曲疲勞極限壽命系數: .,5.21NNK 6)計算彎曲疲勞許用應力,取安全系數 ,由式 (10-12)得:4.S (6.19)FEF114.508 MPa73SKFENF224.180 MPa623 計算大、小齒輪的 并加以比較FS Y 57.301821FSY4 86.23.2FS190. 大齒輪的數值大。 (2) 設計計算 01639.65.1208cos98.36.22nm7. ,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞n01 強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數。于是由：md1.251 ，ndzcos1287.35. 取 ,則 ,取 。421z muz61042.1210Z2 4 幾何尺寸的計算 (1) 計算中心距 cos21nza804m6. 將中心距圓整為 667mm。 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 azn2arcos1 6721084arcos 30078 因 值改變不多，故參數 、 、 等不必修正。aKHZ (3)計算大、小齒輪分度圓直徑 cos1nmzd3078 426. cos2nmzd307816.9 (4)計算齒輪寬度 6.24.1dbm 圓整后取 ， 。3B2 51 7 主要零件的強度校核 7.1 圓錐齒輪軸的強度校核 1 求圓錐齒輪軸上轉矩和轉速 min/360258.1rnPT9 360 N78.25 2 求作用在圓錐齒輪上的作用力 (7.1)mZd251 (7.2)Rdm.03.52.16 (7.3)1dmTFt 25.0678 N493 (7.4)1costanrF 62906. N45178 (7.5) 1sintaF 629i0t6.93 N75 3 計算軸上的載荷并畫出彎矩圖和扭矩圖 43051tNHF6.95.812NHtNHF3.064.987 tHm046.93mN2543011atNVdFF 25.067.59.78 .151NVtNVF9.84.7537011NVmaVd9.852.6.9211VHM 21.670.3495 mN862 圖 7.1 彎矩圖和扭矩圖 430FNH1VFrat FNH2VFtF NH1 FNH2MHFarF NV1 FNV2MV2MV1M2 M2 T 70 4 判斷危險截面 在截面處，雖然軸徑略微小些，但在該截面所承受的彎矩很小，幾乎為零，所 以可以不對該截面進行強度校核。再截面處的直徑與截面處的直徑相同，但截面 處承受的彎矩較小，所以可以不對此截面進行強度校核。經上述分析，只對截面 處進行強度校核。 5 接彎扭合成應力校核軸的強度 (7.6)WTMca 231 3 2250.8.67586 Pa19.3 該軸的材料為 45 鋼調質處理，查機械設計表 15-1 得 ，因此MPa61 ，故安全。1ca 7.2 軸承使用壽命的校核 計劃軸承兩年換一次 Ln=2 360 24=17280h 1 初選代號為 30210、30209 的圓錐滾子軸承 2 計算兩軸承承受的徑向載荷 21211NVHrFF 9.853.506 94222NHrFF 54.138. 793 3 計算軸承產生的派生軸向力 查機械設計課程設計表 4.6.3 得代號為 30209 的圓錐滾子軸承的有關數據 ， ， ， 得代號為 30210 的圓錐滾子軸承的有NCr6420Nor47804.e5.1Y 關數據為 ， ， ，NCr720or52042.e5.1Y (7.7)Frd15.26094N31YFrd25.17983N60242.1daF3 dF 所以 2 軸承為緊軸承，1 軸承為松軸承。 NFa52.01d2.37.96 4 計算滾動軸承的當量為載荷 1 軸承 eFra3.05.694211 查機械設計表 13-5 得徑向動載荷系數 軸向動載荷系數 。1X0Y 2 軸承 era18.379.82 查機械設計表 13-5 得徑向動載荷系數 軸向動載荷系數 。4.05.1 (7.8)22arpYFXf 23.65.179834.0 5N 5 計算滾動軸承的壽命 (7.9) 160pCfnLth 17280h,滿足設計要求。h64.1708.2897363 8 潤滑方法的選擇 壓下螺母可用干油或稀油潤滑。采用稀油潤滑，循環(huán)油從開在上端面的徑向油孔 送入螺紋。在螺紋孔內沿軸線還開有油槽，以便潤滑油能進入每一圈螺紋。 對于壓下螺絲在螺母中頻繁快速移動的初軋機，如果采用稀油潤滑，螺母的壽命 可提高 1.52 倍，故采用稀油潤滑。 壓下指針傳遞裝置為油池潤滑，軸承為飛濺潤滑。 減速機為飛濺潤滑。 9 試車方法 (1)試車前應詳細檢查。 (2)試車前按要求進行潤滑，不得有漏油現象。 (3)試車時應從低速開始試車，試車速度分別以 15m/s、30m/s、45 m/s、60m/s、75m/s、85mm/s、95mm/s 七種速度(指壓下速度)進行試車。 (4)試車次數不得少于 20 次。 (5)試車前要把安裝、檢查工具和影響試車的構件拿開，試車后要清掃現場。 10 設備可靠性與經濟評價 10.1 機械設備的有效度 對于可維修設備，由于發(fā)生故障之后，可以修理恢復到正常工作狀態(tài)。因此，從 開始工作到發(fā)生故障即可靠度；從發(fā)生故障后進行維修恢復到正常工作階段即維修度； 二者結合起來，就是機械設備的有效度(有效利用率)。 (10.1) %10MTRBFA MTBF平均故障間隔期 (h) MTTR平均維修時間 設備工作時間 8640h,可能發(fā)生 2 次故障，每次處理故障時間平均 6h，檢修時間 500h。 8640MTBF h325R6 %102543A.9 10.2 投資回收期 表 10.1 有關資料表（萬元） 時 間 (年) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 投 資 300 年凈 收益 150 150 150 150 150 150 150 150 150 累計凈收益 -300 -150 0 150 300 450 600 750 900 1050 投資回收期： 1 當 量 凈 現 金 流 量 絕 對 值上 年 累 計 凈 現 金 流 量 的現 正 值 年 份 數累 計 凈 先 進 流 量 開 始 出 tP 1503 =3 年 行業(yè)投資回收期，重型機械cP 年17cP ，滿足要求。t 總結 緊張而又忙碌的畢業(yè)設計即將結束了?；仡欉@三個多月的畢業(yè)設計，真是有很大 的收獲，從設計一開始搜集資料，到鞍鋼實習，回來認真分析 1150 初軋機的快速電 動壓下裝置的機械構造，然后進行設計計算，強度校核，畫圖，編寫說明書。每一步 都不容易，在劉春麗老師耐心指導下，克服了一個又一個困難。終于圓滿的完成了畢 業(yè)設計。 通過這次畢業(yè)設計，是對我所學課程的一次總結。本次設計涉及到機械制圖，金 屬工藝學，理論力學，材料力學，公差，軋鋼機械，機械原理和機械設計等。有的課 程學的時間較長，已經忘了，有的課程當時學的不是太懂，但是通過這次設計，又重 新掌握了這些知識。 由于液壓壓下技術的快速發(fā)展，使電動壓下裝置的地位有所下降，但是對于一些 很厚的軋件仍需要采用開坯軋機進行開坯軋制。因此電動壓下裝置在軋鋼領域仍有其 價值。 致謝 在這次畢業(yè)設計中，我得到了劉春麗老師和王德春老師的耐心指導，使我能夠順 利完成畢業(yè)設計。他們淵博的知識、嚴謹的治學作風使我受益匪淺。還有機設教研室 全體老師的熱心幫助。謹在此，表示我最衷心的謝意。 參考文獻 1 王海文.軋鋼機械設計M.北京:機械工業(yè)出版社,1983,78-100. 2 采利柯夫,AH.軋鋼機的力參數計算理論M.北京:機械工業(yè)出版社,1965,12-56. 3 濮良貴,紀名剛.機械設計M.北京:高等教育出版社,2001,184-374. 4 施東成.軋鋼機械理論與結構設計M.北京:冶金工業(yè)出版社,1993,80-138. 5 采利柯夫,AH,斯米爾諾夫,B.B.軋鋼設備M.北京:機械工業(yè)出版社,1961,76-96. 6 大連理工大學工程畫教研室M.機械制圖.北京:高等教育出版社,2003,12-290. 7 陳作摸. 機械原理M.北京:高等教育出版社,292-366. 8 莫雨松,李碩根.互換性與技術測量M.北京:中國計量出版社,2000,1-193. 9Sims,R.B.Inst Mech Engr.1954,Vo1 165,No6. 10Stone,M.D.ISE.1956,NO12,1953,NO2. 11王廷博，軋鋼生產，北京：冶金工業(yè)出版社，1981，80-122.