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，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：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（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d 1 d 1≥dR p π14=aMP MN12014.3104⨯⨯=0.326(m)P 1—作用在螺丝上的最大轧制力；R d —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σb =600~700MPa, δ5=16%；安全系数n=6时，许用应力R d =100~120MPa; d —压下螺丝外径 d g —辊径直径 d 取350mm梯形螺纹连接，t 取24mm;d 1=d-2ht=24mm 手册P 36 h=13mmd=350+2h=376(mm)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15~20MPa 来确定 H=（1.2~2）d 0d 0=376+0.5×2=377mm H=1.6×377=603.2取610 a c =0.5 因此螺母的外径D 根据它的端面和机架接触间的单位压力； 60~80MPa一般取D=（1.5~1.8）d 0d=1.6×377=603.2mm 取610mm螺母和机架镗孔内，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，（压板槽的位置不应装在机架横梁的中间断面上，因为那里受较大的弯矩）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： M=M 1+P 122d tan(ρ±α)=M 1+M 2d 2—螺丝中径d 2=d －0.5t=376－24×0.5=364mmρ—螺纹上的摩擦角，即ρ=arctan μ2,μ2为螺纹接触面的摩擦系数，一般取μ2≈0.1故ρ≈5°40’α—螺丝升角，压下时用正号，提升时用负号，α=dtπ,t 为螺距；α=d t π=37614.324⨯=0.02(mm) P 1—作用在一个压下螺丝上的力； M 1—止推轴承的阻力矩； M 2= P 122d tan(ρ+α)M 2=10×2364×tan(5.67+0.02)=181.3 采用实心轴颈，故；M 1=μ1P 133d μ1=0.1 P 1=2p=10MN d 3——压下螺丝止推轴颈直径 d 3= 420mm ∴M 1=0.1×10×3420=140MN.mm ∴M=181.3+140=321.3MN.m N=ηi Mn9550in =螺矩压下丝杆速度×60N=ηi Mn9550=8.09550103.3215⨯⨯×241×60 =105kw故选功率为110KW 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 Z4-315-11440292400/120084.32402.11900选电动机：Z4-280-41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123i i i i ==4.5×6×7.407=2001) 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z 1=24；大齿轮齿数z 2=4.5×24=12、按齿面接触强度设计t d 1≥2.32×3211.⎪⎪⎭⎫⎝⎛±ΦH Ed Z u u KT σ(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T 1=115105.95n P ⨯=mm N ⋅⨯⨯500110105.955=2.101×106mm N ⋅ 3)由表10-7（P205）选齿宽系数d Φ=14) 由表10-6（P201）查得材料弹性影响系数Z E =189.8MPa 215)由图10-21d 按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim 1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度σHlim 2=550MPa 6) 由式10-13计算应力循环次数（工作寿命10年，300天每年，每天工作10h ） N 1=60n 1jL h =60×500×1×(14×300×10)=1.26×109N 2=5.41026.19⨯=2.8×1087) 由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=0.95，K HN2=0.98 8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1 〔σH 〕1=S K HN 1lim 1.σ=0.95×600MPa=570MPa〔σH 〕2=SK HN 2lim 2.σ=0.98×550MPa=539MPa(2) 计算 1)计算t d 1≥2.32×3211.⎪⎪⎭⎫⎝⎛+ΦH Ed Z u u KT σ=2.32×3265398.1895.415.4.110101.23.1⎪⎭⎫⎝⎛+⨯⨯mm=172.415mmt d 1取222.5mm2) 计算圆周速度V=10006011⨯n d t π=1000605.222⨯⨯πm/s=5.82m/s3)计算齿宽bb=d Φ×t d 1=1×222.5mm=222.5mm 4)计算齿宽和齿高之比hb 模数m t =11z d t ＝245.222=9.27 齿高h=2.25m t =2.25×9.27=20.857h b =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αH K =αF 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８级精度，小齿轮相对支承非对称布置时βH K ＝1.385 故载荷系数Ｋ＝K A K V αH F βH K =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=t d 13KtK =222.5×33.1634.1=222.5×1.07927=239.9取2407) 计算模式mm=11z d =24240=10 3、按齿根圆强度设计m ≥[]3211.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛ΦF Sa Fa d Y Y z KT σ(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σFE1=500MPa ，大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380MPa 2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数1FN K ＝0.85,2FN K ＝0.88,3)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[]F σ1=SK FE FN 11σ=4.150085.0⨯MPa=303.57 MPa[]F σ2=SK FE FN 22σ=4.138088.0⨯MPa=238.86 MPa4) 计算载荷系数KＫ＝K A K V 2F F βF K ＝1×1.12×1×1.35=1.512￠5)查取齿形系数由10-5 得 1Fa F ＝2.65, 2Fa F =2.2266)查取应力校正系数，由表10-5查得1Sa Y =1.58;2Sa Y =1.7647) 计算大小齿轮的[]F SaFa Y Y σ⋅并加以比较[]111F Sa Fa Y Y σ⋅＝57.30358.165.2⨯＝0.01379[]222F Sa Fa Y Y σ⋅＝86.238764.1226.2⨯＝0.01644由此可见大齿轮的数值较大 （2）设计计算m ≥32601644.0.2411008.2512.12⨯⨯⨯⨯ mm=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120~130mm,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 z 1=m d 1=8240=30 z 2=30×4.5=1354、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d 1＝z 1×m=30×8=240mm d 2＝z 2×m=135×8=1080mm （2）计算中心距 a=221d d +=21080240+=660mm （3）计算齿轮宽度b=1d d ⨯φ=1×240mm=240mm取B 2=240mm ；B 1=260mm 此外，根据已知数据可得下：齿根圆直径：d 1=240mm d 2=1080mm d 3=300mm d 4=1800mm d 5=300mm d 6=2220mm齿数：z 1=30 z 2=135 z 4=30 z 5=25 z 6=185 模数：m 1=8 m 2=10 m 3=12中心距： a 1=660mm a 2=1050mm a 3=1260mm 转矩：mm N T mmN T mmN T mmN T ⋅⨯=⨯⨯⨯=⋅⨯=⨯⨯⨯=⋅⨯=⋅⨯=8776626110955.3407.798.010448.5410448.5698.010265.9310265.910101.2传动轴承和传动轴的设计七、和电动机轴（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T 1＝2.101×106 n 1＝500r/min p 1=110KWp 2=p ×1η=110×0.98=107.8KW 式中T 1-电动机轴（轴1）所受的转矩 n 1-电动机轴（轴1）的转速 p 1 -电动机的功率p 2-电动机轴（轴1）传递的功率1、取每级齿轮传动的效率1η=0.98，轴由上面的计算可知道输出轴的功率p 2= p 1×1η=110×0.98=107.8KW转速n 2 =500/i=5.4500=111.11r/min 转矩T 2= p 11ηi 12 =2.101×106×4.5×0.98 N.mm =9.265×106N.mm 2、求作用在齿轮上的力m 1=8因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d 2＝z 2×m 1=135×8=1080mm故N d T F t 36210579.8108010265.922⨯=⨯==N F F n t r 3310787.220tan 10579.8tan ⨯=⨯⨯== α28698986312φ196φ22586φ264φ228φ214φ196ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ864961542673571250X 28X25050X 28X130 轴向力的计算：a F =0N圆周力t F 和径向力r F 方向如图所示 3、初步确定轴的最小直径[][]32203223632262.01055.92.01055.9n p A n p n p d T T =⨯=⋅⨯≥ττ先按上式初步估算轴的最小直径。