三輥定徑機的設計畢業設計說明書(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 傳動的基礎上，附加以疊加傳動。差動變速器有多種形式。軋輥由錐齒輪差動變速器的行星架傳動。接主電機，接液壓馬達。軋制力矩和出軸速度用如下關系表示： (21)式中。所以主電機和液壓馬達各承受一半的軋制的力矩。 參數計算主要內容是針對三輥定徑機機構、機構參數進行具體的分析和計算，電動機、傳動方式和機架的選擇，主要零件的設計和校核以及軸承的選用和壽命計算等。 性能參數 鋼管軋制規格：入口處： 出口處： 管直徑： 255mm 最大直徑： 最大壁厚： 最小直徑： 最小壁厚： 最大壁厚： 最大長度： 最小壁厚： 最小長度： 長 度：32m 軋制速度： 入口最大軋制速度： 入口最小軋制速度： 出口最大軋制速度： 出口最小軋制速度： 軋制溫度： 入口處： 900—950度 出口處：830度 機架個數的確定—12%，總的外徑減徑率最大為75%。各架減徑率分配規律為：a. 第一架選取微小的減徑率約3—5%，第二架采取大的減徑率約8—12%。b. 靠近尾部的機架減徑率應逐步減小，直到最后機架減徑率為零，以保證成品管具有圓的斷面。c. 前面機架應采取較大減徑率，因為此時軋件溫度較高，變形抗力較小，其次，軋制速度較小，因而單個機架所消耗的動力較低。總減徑率：根據以上規律取：第一架減徑率為 3% 第二架減徑率為 12% 第三架減徑率為 10% 第四架減徑率為 8% 第五架減徑率為 6% 第六架減徑率為 0% 軋制總壓力的確定機架孔型直徑： (22) ——減徑率 橢圓系數： (23) ——長半軸與短半軸的比值與相對應的的值： 長半軸： (mm) (24) 短半軸：（mm） (25) 軋槽寬度：(mm) (26) 軋輥的理想直徑： (27) ——壓下量（mm） ——咬入角，型鋼時取15176。 最大的====，則640，所以取軋輥直徑為750mm。底圓直徑：（mm） (28) 接觸面積的計算： (29) 平均單位壓力的計算： (210) 式中——考慮不接觸變形區和張力系數 (211) 式中——進入孔型的鋼管平均直徑： ——進入孔型的鋼管壁厚： (212) 其中 (213) ——荒管的平均直徑： —— 孔型底部的軋輥半徑： ——孔型底部的軋輥半徑； ——鋼管在孔型中的壓下量； ： = 為軋制溫度下管材的屈服點； 、前、后張力系數； 為軸向對數變形： = 為鋼管截面積； 為壁厚系數； 為切向對數變形： 簡化后為葉米利羊年科公式： 式中：——金屬的抗拉強度極限，45鋼的=； t——軋制溫度；t =950℃ ——軋制后管子的壁厚尺寸系數；= = MPa所以軋制壓力： == == == == == == 軋制力矩的確定 (214) f——金屬與軋輥間的摩擦系數 ——軋輥速度與管子速度一致的點所形成的軋制直徑相符合的中心角 (215) 2——是軋輥對鋼管的包角= == ——軋輥半徑 (216) ——軋輥材料修正系數 鋼輥=1，硬面鑄鐵軋輥= t——軋制溫度 t=950度 總功率的驗算及電機的選擇 與軋輥軸相聯接的減速器的確定 定徑機的軋輥的轉速一般為30—140r/min,這里取40r/min，,同時減速器與軋輥軸的距離比較遠，所以取兩級展開式圓柱齒輪減速器。由機械設計手冊（表1622）取ZLY 56014I，其公稱傳動比為14。三輥定徑機由于是以來保證無縫鋼管外徑尺寸精度及表面質量和鋼管壁厚的，故要求三個軋輥的轉速相同，因此三輥定徑機的主電機軸上的力矩有兩部分組成，即： (217) ——三輥定徑機主電機的力矩 ——三輥定徑機軋輥上的最大軋制力 == ——附加摩擦力矩，即當軋制時由于軋制力作用在軋輥軸承上，傳動機構及其他傳動中的摩擦而產生的附加力矩 i——主電機與軋輥間的傳動比 附加力矩的確定附加力矩包括兩部分，其一是由于三輥定徑機的軋制總壓力P在軋輥上所產生的附加摩擦力矩，這部分已經包括在軋輥傳動力矩之內；另一部分為各傳動零件推算到電機軸上的附加摩擦力矩。 (218) ——主電機到軋輥間傳動效率，一般為=— 取= 主電機軸上的力矩為： 主電機的選擇 ——額定靜力矩 ——電機最大轉速 ——電機過載系數采用荷夫推薦電機過載系數值如下： 可逆轉電機 =— 不可逆轉電機 =— 帶有飛輪的電機 =46取 = 由機械設計手冊表（23—105）取得YZR(35510)電機，其額定=132Kw,轉速為588r/min。屬于冶金用繞線轉子異步電機。 齒輪傳動設計為了保證鋼管的表面質量要求三個軋輥軸是同速的，所以齒輪傳動的傳動比是1，只起傳遞力矩的作用而不起變速的作用，即兩齒輪的齒數是相同的。又因為三輥間的夾角都是60度，所以采用直齒錐齒輪傳動且其分度圓錐角為=30度。為了設計及維護方便，兩粘合的齒輪為相同的。 選取材料，定許用應力三輥定徑機齒輪傳動的力矩是比較大的，所以選取硬度較大的材料。選用20CrMnTi,經淬火后，其硬度為870—880HBS，抗拉強度，屈服極限。由于是硬齒面，所以按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。 按齒根彎曲疲勞強度設計 (219) m——錐齒輪大端的端面模數 K——載荷系數，可以近似取K=—，當載荷平穩傳動精度高轉速較低，以及齒輪兩側布置軸承時K取小值。 ——齒寬系數 ——齒輪傳動的轉矩 ——彎曲許用應力 ——復合齒形系數 ——齒數比 在機械設計中給出了的變化范圍，當齒輪材質及熱處理質量達到很高要求時，可取上ME，達到中等要求時取中限MQ，達到最低要求時取下限ML。雙向傳動。 ——試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限，由機械設計表（5—32）得=525MPa——試驗齒輪應力修正系數，一般取=2——彎曲疲勞強度計算的壽命系數，一般取=1——彎曲確定最小安全系數，一般傳動=—，重要傳動=—，這里取= 計算齒輪的名義轉矩由于三輥定徑機齒輪傳動的傳動比i=1，因此兩齒輪完全相同，且傳遞的扭矩是總的2/3。 ——三輥定徑機主軸的輸入功率 ——三輥定徑機主動軸的轉速 ——主電機到軋輥間的傳動效率，一般情況為=—，取= 選擇載荷系數通常近似取k=—,當原動機為電機、汽輪機、燃氣輪機、工作載荷平穩，且齒輪軸承對稱時，取小值。當齒輪制造精度高時，可以減小內部動載荷k可取較大值，取k=. 選取齒寬系數 b——齒輪輪齒寬度 R——錐齒輪外錐距由機械設計表（5—11）一般取=—，取= 初定齒輪系數初步確定齒輪齒數，螺旋角，齒數比=1 確定復合齒形系數因為兩齒輪所選用的材料及外形相同，因此