小型轧钢机毕业设计

小型轧钢机毕业设计内容摘要：

动，坏了少数几根，不要用新带补上，以免新旧带并用，长短不一，受载不均匀而加速新带损坏。 这时可用未损坏的旧带补全 或全部换新。 4．为确保安全，传动装置须设防护罩。 5．带工作一段时间后，会因变形伸长，导致张紧力逐渐减小，严重时出现打滑。 因此，要重新张紧带，调整带的初拉力。 在带传动中，常用的有平带传动、 V 带传动、多楔带传动和同步带传动。 但在机械传动中，应用最广的是 V带传动。 结合本次设计中的设计要求，传动特点和设计参数，最终我选择普通 V带传动。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 11 带传动的设计计算 （以下设计中，所提及到的设计数据表均来自 参考文献 [3]。 ） 设计计算功率 Pd 参考表 [3]得工况系数 KA= Pd= KAPo= = 确定带型 由于 Pd= 和 no=720r/min,参考表 B型普通 V带 选择传动比 因为带的在 2～ 4 范围之中 [2]，所以选取带的传动比是： i=3 小带轮基准直径的确定 参考表 ，选取 dd1=138mm 大带轮的基准直径是 :d2d =id1d =3 140 =414mm 参考表 选取 dd2=400mm 大带论的实际转速为 : n2 =4251387202 11 d dddn= 带速的计算 11  ndv d m/s 因为 5 m/s35m/s，所以，带速符合设计要求 初选轴间距 ( 1d + 2d )0a 2( 1d + 2d ) 即：（ 400+380）  0a （ 400+380）  2 选取 0a =300mm 计算基准长度 0a 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 12 3 0 04)1 3 84 0 0()4 0 01 3 8(24)()(2220221210addddaL ddddd =1682mm 参考表 82选取基准长度为 Ld=1600mm 计算实际轴间距 3412 006168210032 000  dLLaa mm 实际安装时，所需最小轴间距为： 5 300610 1 7 70 1 i n  dLaa mm 当张紧或补偿伸长时，所需最大轴间距为： 2 7 a x  dLaa mm 计算小带轮包角  7 7 1 3 84 0 01 8 0 8 0 121 a dd dd 确定单根 V 带的基本 额定功率 根据 dd1=140mm和 n1=720r/min 参考表 有 B型 V带 P1=。 确定额定功率的增量 Δ P1 由于受到响，额定功率的增量 Δ P1 经查阅表 可得： Δ P1= 计算 V 带的根数 Lad KKPP Pz )(11  （ 41） 查阅表 85可得 Ka =；查阅表 82 可得 KL= z= )( 根 所以，应该取 7 根 计算单 根 V 带的预紧力 20 )(500  qzPKF d  （ 42） 查阅表 83可得 q=齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 13 20 ) (500 F = 确定带 轮的结构尺寸 确定 小带轮的结构 尺寸 因为我选用的电动 机是 Y160L8 型电动机，参阅机械设计手册可知其轴伸直径d=42mm,长度 L=110mm。 所以小带轮轴孔直径是 d0=42mm,毂长小于 110mm。 参阅表 [3]可知，小带轮的结构是实心轮。 材料为 HT200。 轮槽尺寸和轮宽应依据表 810 计算 基准宽度： dd=140mm 基准线上 .8mm 槽间距： e=19mm 第一槽对称面至端面的最小距离： f= 槽间距积累偏差： Δ = 带轮宽： B=（ z1） e+2f=(51) 19+2 =100mm 外径： da = dd +2ha =140+2 =147mm 轮槽角： φ =34  小带轮结构图如图 41 图 41 小带轮结构图 . 确定 大带轮的结构尺寸 大带轮轴径取 d0=45mm，参阅表 可得， 大带轮是辐轮式结构 d1 =(～ 2)d0 =(～ 2) 45=81～ 90mm h1 =290 50 33 nAPmm h2 = h1 = 50=40mm 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 14 11  ha mm； 12  aa mm f1 = h1 = 50=10mm； f2 = h2 = 40=8mm 其他参数和小带轮一致 图 42 大带轮结构图 第 5章 减速器的设计 选择减速器的类型 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置， 用来降低转速和增大转矩以满足各种工作机械的需要。 在原动机和工作机之间用来提高转速的独立闭式传动装置成为增速器。 减速器的种类很多，按照传动形式不同可分为齿轮减速器，蜗杆减速器和星星减速器；按照传动级减速器；按照传动的不知形式又可分为展开式，分流式和同轴式减速器。 若按换东和结构特点来划分，这类减速器又下述 6 种： 1. 齿轮减速器 主要又圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器和圆锥 圆柱齿轮减速器 2. 蜗杆减速器 主要有圆柱蜗杆减速器，环面蜗杆减速器和锥蜗杆减速器 3. 蜗杆齿轮减速器及齿轮 蜗杆减速器 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 15 4. 行星齿轮减速器 5. 摆线针轮 减速器 6. 谐波齿轮减速器 常见减速器的 特点： 1） 齿轮减速器的特点是效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便，因而应用广泛。 2） 蜗杆减速器的特点是在外廓尺寸不大的情况下，可以获得大的传动比，工作平稳，噪声较小，但效率较低。 其中应用最广的式单级蜗杆减速器，两级蜗杆减速器应用较少。 3） 行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、使用寿命很长 ， 额定输出扭矩可以做的很大 ，但制造 精度 要求 较高， 结构复杂，且 价格略贵。 综合外 小型轧钢机 的设计使用要求，在确保设计经济性的前提下我最终选择单级圆柱齿轮减速器。 经 过计算可确定减速器的传动比是： u=6，该减速器的基本结构由齿轮、轴及轴承组合，箱体，减 大部分组成。 减速器中齿轮传动的设计 确定齿轮精度等级、齿轮类型、齿数和材料 精度等级的选择 综合设计要求和设计参数我选用直齿圆柱齿轮减速器，此种减速器为普通减速器，速度不快，所以选用 7 级精度就可以在保证经济性的前提下满足使用要求。 材料的选择和齿数的确定 查阅表 101[4]确定： 小齿轮的材料是 20Cr2Ni4（调质 [7]），硬度是 350HBS， 大齿轮的材料是 12Cr2Ni4 钢（调质），硬度是 320HBS。 确定：小齿轮齿数是 z1=19， 大齿轮齿是 z2=uz1=6 19=114。 依据齿面接触的强度进行设计： 按照设计计算公式（ 109a） ［ 4］ 试算： dt1  3 21 )(HEdt ZuuTK   （ 51） 明确公式内的各字母所表示的数值 （ 1）载荷系数 Kt= （ 2）确定小齿轮传递的转矩 T1 = 105 4511 P N mm 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 16 （ 3）查阅表 107 确定齿宽系数为 Ф d= （ 4）查阅表 106 确定材料的弹性影响系数为 ZE= 21a （ 5）查阅图 1021d 根据齿面硬度确定： 小齿轮的接触疲劳强度极限为 б Hlim1=1200MPa ； 大齿轮的接触疲劳强度极限为 б Hlim2=1100MPa （ 6）根据 1013计算出 N1 =60n1 jLh=60 240 1 72020= 109 N2 = 109 /6= 108 （ 7）查阅图 1019 确定接触疲劳寿命系数为： KHN1=； KHN2= （ 8）确定接触疲劳许用应力 根据失效概率是 1%，安全系数是 S=1，依据式（ 1012）有：    SK HHNH  MPa   2  SK HNHNH MPa 确定具体数值 （ 1）确定小齿轮分度圆直径 dt1  3 21 )(HEdt ZuuTK   = 1034 161 24 mm （ 2）确定圆周速度 v v= 11  nd t m/s （ 3）确定齿宽 b b=Ф d d1t= = （ 4）确定齿宽与齿高之比 b/h 模数是： m 11  zd ttmm 齿高是： h= = = 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 17 b/h= 9.4841  （ 5）确定载荷系数 因为 v=,且减速器是 7级精度， 查阅图 108 选择动载系数为： KV= 直齿轮，如果 KAFt/b100N/mm。 查阅表 103可得 KHα =KFα =， 查阅表 102 可得使用系数为 KA=，查阅表 104 当 7 级精度、小齿轮相对轴承是非对称安装时有 K bddH 322 )(   （ 52） 把数据代入有： K )( 322  H 因为 b/h=9， KHβ = 查阅图 1013 可得 KFβ =， 所以载荷系数为： K =K A K V K H K H = = （ 6）根据实际的载荷系数校核计算出的分度圆直径，依据式（ 1010a ）有： d  tt KKd mm （ 7）确定模数 m m=d 11 zmm 根据齿根弯曲强度设计计算 查阅公式（ 105）可得弯曲强度的设计计算公式是：  3 211 )(2FSaFadYYzKTm  （ 53） （ 1）明 d可得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限为 б FE1=920MPa ， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限为 б FE2=620MPa。 ② 查阅图 1018 可得： 弯曲疲劳寿命系数为 KFN1=， KFN1=。 ③ 确定弯曲疲劳许用应力 选择弯曲疲劳安全系数为 S=，依据（ 1012）可得：    SK FEFNF  MPa 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 18    SK FEFNF  MPa ④ 确定载荷系数 K   FFVA KKKKK ⑤ 确定齿形系数 查阅表 105 可得 YFα 1=， YFα 2= ⑥ 确定应力校核系数 查阅表 105 可得 YSα 1=， YSα 2= ⑦ 确定大、小齿轮的  FSaFaYY 然后进行比较    0 0 6 9 7 3 0 0 5 2211FSaFaFSaFaYYYY 经过计算可知大齿轮的数值比小齿轮的大 ⑧ 设计计算 2 4  m mm 比较计算结果，由齿轮接触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，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力大小，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以可选择由弯曲疲劳强度计算得到的模数 并就近选择标准值 m=4mm,根据接触疲劳强度计算得到的分度圆直径为： d1=， 确定小齿轮齿数  mdz 确定大齿轮齿数 1 9 232612  uzz 通过上述的设计计算得出的齿轮传动方案，即满足了齿面接触疲劳强度的要求，又满足了齿根弯曲疲劳强度的要求，而且结构相当紧凑，保证了经济性能指标，避免了不必要的浪费。 确定几何尺寸 （ 1）确定分度圆直径 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 19 82143211  mzd mm 687429122  mzd mm。