LGZ1500Y型铝杆连铸连轧机毕业设计.doc

太原理工大学阳泉学院毕业设计说明书毕业生姓名：专业：机械设计制造及其自动化学号：指导教师所属系（部）：机电系二九年五月太原理工大学阳泉学院毕业设计评阅书题目： /Y型铝杆连铸连轧机（传动部分） 机电系机械设计制造及其自动化 专业 姓名 设计时间：日 评阅意见：成绩： 指导教师：（签字） 职务：200 年月日太原理工大学阳泉学院毕业设计答辩记录卡 系 专业 姓名答 辩 内 容问 题 摘 要评 议 情 况 记录员： （签名）成 绩 评 定指导教师评定成绩答辩组评定成绩综合成绩注：评定成绩为100分制，指导教师为30%，答辩组为70%。 专业答辩组组长：（签名） 200 年月日摘 要随着铝杆生产的发展，用户不仅对铝杆的质量、价格提出了更高的要求，而且对铝杆的品质也提出越来越高的要求，为了更方便的卷取铝杆，研究设计了铝杆连铸连轧机。根据用户对铝杆内径尺寸的不同要求，对铝杆连铸连轧机连铸部分进行了分析。该设计结构合理，操作简便可靠，使用稳定，便于维护，满足了设计要求，达到了预期目的。它应用广泛，使用简单，因此有极大的推广价值。关键词：连铸机；压紧轮；结晶轮Abstract With the development of aluminum production, the user not only to the quality of aluminum, the price put forward higher requirements, but also raised the quality of aluminum ever-increasing demands, in order to better facilitate the take-up of aluminum, research and design continuous casting of aluminum rolling mill. According to the size of the different diameter aluminum requirements of continuous casting and rolling mill continuous casting aluminum parts were analyzed. The design of rational structure, easy to operate and reliable, the use of stability, ease of maintenance, to meet the design requirements to achieve the desired purpose. It is widely used, easy to use, it is a great promotional value.Key words: Continuous casting machine，Pressed round; crystallization round前言毕业设计是对学生在毕业之前所进行的一次综合设计能力的训练，是为社会培养合格的工程技术人员最后而有及其重要的一个教学环节。通过毕业设计可以进一步的培养和锻炼我们的分析问题能力和解决问题的能力，这对我们今后走向工作岗位有很大的帮助。我们这次是一般选型和专题设计相结合的设计，涉及内容广泛，几乎四年所学知识或多或少涉及到。这次设计我们将本着：独立分析，相互探讨，仔细推敲，充分吃透整体设计的整体过程，使这次设计反映出我们的设计水平，并充分发挥个人的创新能力。作为一名未来的工程技术人员，应当从现在开始做起，学好知识，并不断的丰富自己的专业知识和提高实际操作能力。在指导老师的精心指导下，我们较为圆满的完成了这次设计工作，由于学识和经验的不足，其中定会出现很多问题，不足之处恳请各位老师加以批评和指导。目录第一章 原始的参数1第一节 铝杆连铸连轧机简介1第二章 电动机的选取3第一节 选择电动机3第三章 联轴器的选择4第四章.直齿轮的设计5第一节 齿轮主要结构参数的选择与确定5（一）第一级直齿传动计算：5（二) 第二组级轮参数计算：8第六章 键，轴承的校核26第二节 轴承的校核27第七章 减速器的润滑29参考文献30结论31外文资料32致 谢45第一章 原始的参数第一节 铝杆连铸连轧机简介（一） LGZ-1500/Y型铝杆连铸连轧生产线  本设备采用连铸连轧法工艺生产导电铝杆，生产的杆径为9.5mm（13、15）三种规格。 机组由连铸机、单轨式油压剪、Y型连轧机、电控等部分组成。   技术参数：连铸机最大剪功力12000kgf轧辊名义尺寸255mm结晶轮直径1500mm最大剪切行程65mm相邻机架传动比1:1.25结晶轮截面24444mm2电动机功率4kw h=960r/min终轧速度V-6.2m/s铸锭面积2420mm2Y型连轧机轧制中心高902.5mm浇铸速度7.8-15.6m/min出杆直径9.5mm(13、15)主电机功率250kw结晶轮转速1.66-3.3r/min生产能力2.6-4.2t/h设备总尺寸32050×7200×4200电动机功率3kw型式三辊Y型设备总功率：约350kw单轨式油压剪机架数15（13、11）机械重量：65吨(二) 设备用途 本设备采用连铸连轧工艺方法生产导电铝杆,生产的铝杆直径为9.5mm。 简单工艺流程 1 工艺流程示意如下： 普铝锭及废铝线熔化炉保温炉连铸机油压剪连轧机双盘连续绕杆机 铝杆。 2 熔铝或已配好的熔态铝由保温炉经过流槽，注入轮带式连铸机，连续铸成面积 为2420mm2的五角形锭。用油压剪剪去废锭，将其前端压小，喂入连轧机出杆，经由双盘绕杆机成盘。（三） 给定数据 1 .结晶轮直径1500mm.结晶轮面积2414mm2,铸锭面积2420mm2,浇铸速度7.6-15m/min,结晶轮转速1.66-3.3转/min,电动机功率3KW,冷却水压力0.35-0.6MPA,冷却水水量60t/h, 2直流电动机额定转速1500r/min,功率3kw. 3结晶轮转速：1.66-3.3r/min.（四） 连铸机： 轮带式连铸机由浇煲，结晶轮及传动装置，压紧轮装置，钢带涂油装置，引桥，张紧轮装置，外冷却装置，塞头，剔锭口，钢带等组成，除引桥，张紧轮装置外，其余各部分都安装在底板上。 融化的铝液从保温炉经流漕流入浇煲，滚动塞头控制流量。铝液从下浇煲水平浇铸到由结晶轮和封闭钢带形成的模腔。整个浇煲可以通过电机，蜗轮减速器和螺旋副做上下及横向运动。结晶轮的截面为m形，由直流电机经齿轮传动，结晶轮上有冷却装置。通以0.5MP的冷却水。铝液逐渐冷却成铝铸锭。钢带的张力通过张紧轮控制。 第二章 电动机的选取第一节 选择电动机 由设计任务书可知:电动机额定功率为3.0kw,额定转速为1500r/min,电动机型号Z2-41.外形如下图：电动机型号Z2-41重量68额定功率3电动机外伸轴直径28满载转速率1440同步转速1500电压V220功率因数0.84电动机外伸轴长度60堵载转矩 额定转矩2.2电动机中心高160 Z 2 41 Z 直流电动机 2 第二次系列设计代号 41 机座代号 选直流电机而不选交流电机的主要原因是：（1）直流更容易控制，操作方便。（2）同等功率的电机直流的体积更小，重量更轻。 第二节 计算总传动比 结晶轮转速为1.66-3.3r/min 选最低转速计算各参数。 经调速处理 取电动机转速为500 r/min，P=2.5KW 结晶轮传动装置总传动比i=300将总的传动比合理的分配给各级传动。总传动比等于各级传动比的连乘积，即当设计多级传动的传动装置时，分配传动比是一个重要的步骤。往往由于传动比分配不当，造成尺寸不紧凑、结构不协调、成本高、维护不便等许多问题。1 各级传动比荐用值 各级传动比均在合理范围内，以符合各种传动型式的特点，使结构紧凑、工艺合理。各种传动的传动比差机械设计基础课程设计表2-11-12 保证尺寸协调、结构匀称第三章 联轴器的选择（一）因卷取机的载荷变化大,选用缓冲性能较好,同时具有可移性的弹性套柱销联轴器.此外，弹性套柱销联轴器具有一定的补偿两轴相对偏移和减振、缓冲性能，结构简单，制造容易、不需要润滑、维修方便、径向尺寸较大。1. 联轴器的计算转矩选择工作情况系数K,查机械设计书表14-1,取K=3.1。则计算转矩2. 选择联轴器的型号查机械设计手册，根据轴径和计算转矩选用弹性套柱销联轴器.×GB/T5014-2003其许用最大转矩T=315,许用最大转速S=5600。合用。（二） 传动图第四章.直齿轮的设计 第一节 齿轮主要结构参数的选择与确定（一）第一级直齿传动计算： 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 45钢, 调质， 齿面硬度为229286HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度179241HBS；根据课本选8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (1)按齿面接触疲劳强度设计 试取小齿轮为17，则大齿轮Z2=17*7=119 取Z2=123 实际从动轴转速：n´=17/123×500 =70 rmin µ=7.23 转速相对误差为<5% （合理）计算项目计算说明及过程计算结果初步确定小齿轮模数m由公式（6-20）M=2.35输入转矩=9.55×N·=4.775× N·齿宽系数由表6-10，硬齿面、齿轮对称安装=1.2使用系数由表6-7，电动机一般冲击=1.1动载系数由图6-6，设v=15m/s=1.01齿向载荷分布系数由图6-8，=1.07齿间载荷分布系数由表6-8，直齿，设,8级精度=1.1载荷系数=1.29齿根弯曲疲劳应力=齿轮齿形系数由图6-18查得齿轮应力修正系数重合度由图6-19查得由图16.2-10得=0.9重合度系数图6-20查得=1许用齿根弯曲疲劳应力齿轮弯曲疲劳极限应力由图6-24查得寿命系数由表6-12=0.920=0.928尺寸系数由图6-25查取=1重合度系数由式6-14查取=2.0弯曲疲劳强度安全系数由表6-12查取=1.25比较选择齿轮校核弯曲疲劳强度按小齿轮计算计算模数m由（6-20） m=2.35取m=2.5mm中心距aa = a = 175齿轮分度圆直径=42.5mm=307.5mm=42.5mm=307.5mm小齿轮齿宽b=39 取=40=40大齿轮齿宽=5=352 主要几何尺寸计算结果：项目小齿轮大齿轮模数m2.5压力角20中心距a175传动比u7.23重合度1.69齿顶高2.5mm齿根高3全齿高h5.5齿数z17123齿顶圆直径47.5312.5齿根圆直径37.5302.5分度圆直径d42.5307.5齿宽b4035（二) 第二组级轮参数计算：选择齿轮材料及精度等级 齿轮采用软齿面。小齿轮选用 45钢, 调质， 齿面硬度为229286HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度179241HBS；根据课本选8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (1)按齿面接触疲劳强度设计 试取小齿轮为16，则大齿轮Z2=16*5=80 取Z2=84实际从动轴转速：n´=16/84×70 =13.3rmin µ=5.25 转速相对误差为<5% （合理） 载荷系数k 查表得：Ka=1.1 试取Kv=1 KA=1 K=1.07 K=KaKvKAK=1.177初步确定节点区域系数ZH=2.19 重合度系数Z=0.9 ZE=1许用接触应力H 由H=HlimZNZw/SH由课本查表得Hlim1=640MPa Hlim2=610MPa 小齿轮的应力循环次数： N1=60n1nrtn=60×70×1×10×250×16=1.327×108大齿轮的应力循环次数：N2=60n2nrtn=60×13.3×1×10×250×16=2.52×107 接触疲劳强度的寿命系数：ZN ZN1=（）0.057=1.109 ZN2=()0.057=1.233 查表得：工作硬化系数：ZW =1 . 安全系数：SH=1 H1=Hlim1ZN1ZW/SH=720Mpa H2=Hlim2ZN2ZW/SH=657.6Mpa 故得： d1t=41.6×=51.2mm bd1t=1.2×51.2mm=61.4.取小齿轮宽度 ：b1=67mm 大齿轮宽度： b2=62mm m=mm=3.2mm 取m=3.5强度有点不足，采用正变位齿轮提高齿轮强度以满足强度要求。 变位前中心距a=×（16+84）=175mm为了提高强度采用正变位，取变位后中心距为整数，取=90mm变位后啮合角a´由表6-2，cos =则确定变位系数按 查图6-21，得 X1=0.71 X2=0.92齿轮节圆直径： d1´= d2´=按计算结果校核前面的假设是否正确： 齿轮节圆速度：v=d1n1/60×1000=0.148m/s 查表6-6得：kv=1 Ft=2TI/d1=2247.1N KAFt/b=1×2247.1N/51.2mm=339N/ mm>100 N/ mm 所以Ka=1.1 由图6-14查得节点区域系数ZH=2.19 再查图6-12，图6-13，得=0.035 =0.008 代入Z1=16，Z2=84，得 =0.735 =0.704 得=+=1.439查表得=0.90 由式（6-4） ：K=KaKvKAK=1.177 由式（6-7） H=268.4ZEZH =268.4×1×2.19×0.90× = 617MPa<657.6MPa 由计算结果可知，工作应力比许用应力小40.6Mpa。为了充分利用材料，可以把宽度适当减少 b=b（H/H）2=61×（）2=44.3mm.可以取齿寛为50m 2 第二级齿轮主要参数计算结果：项目小齿轮大齿轮模数m3.5压力角20中心距a175传动比u5.25重合度1.69齿顶高3.5mm齿根高4.2全齿高h7.7齿数z1684齿顶圆直径63301齿根圆直径49287分度圆直径d56294齿宽b5550 (三)第三组直齿的计算：选择齿轮材料及精度等级（1） 齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢, 调质， 齿面硬度为229286HBS。大齿轮选用45钢，调质，装配式齿轮。齿面硬度179241HBS；根据课本选8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 试取小齿轮为17，则大齿轮Z2=17*8=136 取Z2=135实际从动轴转速：n´=17/135×13.3 =1.67 rmin 1.67-1.66/1.67<5% 转速相对误差为<5% （合理） (3)载荷系数k 查表得：Ka=1.1 试取Kv=1 KA=1 K=1.07 K=KaKvKAK=1.177初步确定节点区域系数ZH=2.19 重合度系数Z=0.9 ZE=1(4)许用接触应力H 由H=HlimZNZw/SH由课本查表得Hlim1=640MPa Hlim2=610MPa 小齿轮的应力循环次数： N1=60n1nrtn=60×13.3×1×10×250×16=1.995×106大齿轮的应力循环次数：N2=60n2nrtn=60×1.66×1×10×250×16=2.49×105 接触疲劳强度的寿命系数：ZN ZN1=（）0.057=0.996 ZN2=()0.057=1.032 查表得：工作硬化系数：ZW =1 . 安全系数：SH=1 H1=Hlim1ZN1ZW/SH=709Mpa H2=Hlim2ZN2ZW/SH=620Mpa 故得： d1t=41.6×××=102mm b=d1t=0.4×102mm=41.取小齿轮宽度 ：b1=50mm 大齿轮宽度： b2=45mm m=mm=6mm 取m=6 (5)齿根弯曲疲劳强度计算校核： F= Flim YXYSTYNT/SF根据表得：小齿轮齿形系数：YFa1=2.62大齿轮齿形系数：YFa2=2.35 小齿轮应力修正系数 YSa1=1.62 大齿轮应力修正系数： YSa2=1.68由课本查得：齿轮材料弯曲疲劳极限应力Flim1=300Mpa Flim2 =260Mpa计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数YN YN1=（）0.02=（）0.02=0.927 YN2=（）0.02 =（）0.02=0.940查表得尺寸系数YX=1 YST=2 弯曲疲劳强度：SF=1.25 F1=Flim1 YXYN1/SF=300×0.920×1/1.25=368Mpa F2=Flim2 YXYN2/SF =260×0.928×1/1.25=253Mpa 比较YFa1YSa1/F1=2.62×1.62/368=0.02 YFa2YSa2/F2=2.35×1.68/253=0.01 前者小于后者，应按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 F2=×2.35×1.68×0.73=175MPa<F2弯曲疲劳强度足够 ，为满足接触疲劳强度要求。 （6）第三级齿轮主要参数计算结果： 齿轮参数模数齿数齿宽分度圆直径小齿轮61750102大齿轮613545810第二节 校核第三轴齿轮 按齿面疲劳强度校核计算项目计算说明及过程计算结果齿面接触应力=268.4×595mp动载系数v=17.66m/s=1.01齿间载荷分布系数,原假设合理=1.1载荷系数=1.29节点区域系数由图6-14=2.5重合度系数由图6-13=0.9弹性系数由表6-9得=1齿面接触许用应力=700MPa小齿轮接触疲劳极限应力由图6-22=600 MPa大齿轮接触疲劳极限应力由图6-22，=650 MPa小齿轮寿命系数由表6-11，允许由一定点蚀，=0.988大齿轮寿命系数由表6-11，允许由一定点蚀，=0.991工作硬化系数由图6-23查取=1.1安全系数由表6-12得=1.25小齿轮齿面接触许用应力=650MPa大齿轮齿面接触许用应力=620MPa齿面接触许用应力=<=650MPa校核=600 MPa < =650MPa通过第五章. 轴参数的选择与确定第一节 各轴参数（一）分配各级传动比经三级直齿传动变速i=7.23i=5.25i=7.94（二）计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速 轴 n=500r/min轴 n=70r/min轴 n=13.3r/min轴 n4=1.67r/min（三）、各轴功率 联轴器的传动效率=0.99轴 P=P·=2.5×0.99=2.48kw轴 P=P··=2.48×0.995×0.97=2.39kw轴 3=P2··=2.70×0.995×0.97=2.31kw（四）、各轴扭矩电动机轴 T=9550·=9550×=47.75N·m轴 T=9550·=9550×=47.37N·m轴 T=9550·=9550×=326N·M轴 T=9550·=9550×=1658.68N·m将以上计算的运动和动力参数列表 轴名参数电动机轴轴轴轴轴转速n（）5005007013.31.67功率P（kw）2.52.482.392.312.08扭矩T（Nm）47.7547.373261658.6811966传动比117.235.257.94 第二节 轴的设计一、输入轴的设计 (a)基本参数 输入轴传递的功率P=2.48kw 转速 n=500r/min 齿轮齿宽B=40mm 齿数Z=17 模数m=2.5材料选用40Cr,经调质处理，其机械性能查机械设计手册表19.1-1屈服极限 抗拉强度 弯曲持久极限 剪切持久极限 (b)、初步计算轴径 由19.3-1公式，初步计算轴径，由于材料为40Cr， 由表19.3-2，选C=110. mm 考虑到轴端需开键槽以及与大带轮的配合，将其轴径增加4%5%，故取轴直径为28mm。 由机械零件设计手册表12-2，取工况系数K=2.3计算转矩 =2.3×9550 =2.3×9550 =109 由机械设计课程设计附表5.20 选用10×8普通平键。二、从动轴的设计(a)基本参数 输入轴传递的功率P=2.48×0.97=2.39kw 转速 n=70r/min 齿轮齿宽B=35mm 齿数Z=123 模数m=2.5材料选用40Cr,经调质处理，其机械性能查机械设计手册表19.1-1屈服极限 抗拉强度 弯曲持久极限 剪切持久极限 (b)、初步计算轴径 由19.3-1公式，初步计算轴径，由于材料为40Cr， 由表19.3-2，选C=110. mm取d=40mm。 由机械零件设计手册表12-2，取工况系数K=2.3计算转矩 =2.3×9550 =2.3×9550 =756.8 由机械设计课程设计附表5.20 选用10×8普通平键。三、 第三轴的设计四、 (a)基本参数 输入轴传递的功率P=2.39×0.97=2.31kw 转速 n=13.3r/min 齿轮齿宽B=50mm 齿数Z=17 模数m=6材料选用40Cr,经调质处理，其机械性能查机械设计手册表19.1-1屈服极限 抗拉强度 弯曲持久极限 剪切持久极限 (b)、初步计算轴径 由19.3-1公式，初步计算轴径，由于材料为40Cr， 由表19.3-2，选C=110. mm取d=40mm。 由机械零件设计手册表12-2，取工况系数K=2.3计算转矩 =2.3×9550 =2.3×9550 =756.8 由机械设计课程设计附表5.20 选用10×8普通平键 第三节 轴的校核 （一）第二轴的校核 计算项目计算内容计算结果齿轮直径d大齿轮受力转矩T小齿轮受力转矩T圆周力径向力轴向力轴向力计算支撑反力水平面反力垂直面反力水平弯矩垂直弯矩合成弯矩轴受力转矩许用应力值应力校正系数当量转矩当量弯矩校核轴强度D=mz=3.5×16=56 =308N=31352N T=由机械设计2-7得，在齿轮中间截面处a-a截面处当量弯矩=1918151<75MPa所以安全。D=56 NN=9220N=3356N=7700=1802740656190=482325轴安全（二）、第三轴的校核 计算项目计算内容计算结果齿轮直径d大齿轮受力转矩T圆周力径向力轴向力计算支撑反力水平面反力垂直面反力水平弯矩垂直弯矩合成弯矩轴受力转矩许用应力值应力校正系数当量转矩当量弯矩校核轴强度 =32523N T=326000由机械设计2-7得，在齿轮中间截面处a-a截面处当量弯矩=589652<75MPa所以安全。D=102mm N =589652轴安全第六章 键，轴承的校核第一节 键的校核（一）主动轴外伸端处键的校核 已知轴与连轴器采用键联接，传递的转矩为T147750 Nmm，轴径为d1=28mm，轴长L1=50mm带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型及其尺寸选择2)验算挤压强度3)确定键槽尺寸及公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=28，由表10-33(165页)，查得：键宽b=10，键高h=8，因轴长L1=50，故取键长L=40代入公式=2T/dlk得挤压应力为42.52Mpa由教材表查得，轻微冲击时的许用挤压应力5060MPa，<，故挤压强度足够。由附表得，轴槽宽为10N9-0360， 轴槽深t=5毂槽宽为10Js9±0.018，毂槽深h=3.5 键长L=40强度足够(二)从动轴处键的校核 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型及其尺选择2)验算挤压强度3)确定键槽尺寸及相应的公差要求联轴器与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=40，由表查得：键宽b=10，键高h=8，因轴长L1=70，故取键长L=40代入公式=2T/dlk得挤压应力为57.65Mpa由教材表查得，轻微冲击时的许用挤压应力5060MPa，<，故挤压强度足够。轴槽宽为10N9 -0360， 轴槽深t=5毂槽宽为10Js9±0.018， 毂槽深h=3.5 键长L=40强度足够(三)从动轴齿轮处键的校核已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T2=326000Nmm轴径为d2=40mm，长度L3=58mm。齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型及其尺寸选择2)验算挤压强度3)确定键槽尺寸及相应的公差要求齿轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=40，由表查得：键宽b=10，键高h=8，因轴长L1=68，故取键长L=40代入公式=2T/dlk得挤压应力为43.81Mpa由教材表查得，轻微冲击时的许用挤压应力为5060MPa，<，故挤压强度足够。轴槽宽为10N9-0360， 轴槽深t=5.5毂槽宽为10Js9±0.018，毂槽深t1=3.5A型平键 键长L=40强度足够第二节 轴承的校核 (一)主动轴轴承的选择与验算前面已经选择轴承为6206型深沟球轴承，其内径为30 mm,宽度为16mm. 计算项目 计算内容 计算结果 1、确定轴承基本参数 2、计算当量动负荷P 3、计算基本额定寿命 查表得：B=16 mm， D=90 mm Cr=31.2 KN, Cor=22.2 KN Lh=12000-20000h因球轴承受纯径向载荷，故P=fpFr，查教材表，取fp =1.1 则P=548.60 N轴承寿命L10h=893h L10hLh P=548.60 NLh>Lh，合适(二)从动轴承的选择与验算前面已经选择轴承为6208型深沟球轴承，其内径为40 mm,宽度为16 mm. 计算项目 计算内容 计算结果 1、确定轴承的基本参数 2、计算当量动负荷P 3、计算基本额定寿命查表得： B=16 mm D=110 mm Cr=44.8KN, Cor=37.8KN Lh=12000-20000h因球轴承受