板帶軋機(jī)電動(dòng)壓下系統(tǒng)設(shè)計(jì)說(shuō)明書

鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 I 頁(yè) 板帶軋機(jī)電動(dòng)壓下系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘 要 CVC技術(shù)是目前較先進(jìn)的板形控制技術(shù)之一，而且在軋制過(guò)程中， CVC和液壓工作輥彎輥相配合對(duì)帶鋼斷面形狀和帶鋼平直度控制效果顯著，而且工作輥的磨損情況得到了改善。很多生產(chǎn)廠為了提高產(chǎn)品的質(zhì)量和企業(yè)效益也正在對(duì)工作輥彎輥裝置和工作輥軸向橫移裝置進(jìn)行技術(shù)改造和結(jié)構(gòu)改進(jìn)。本設(shè)計(jì)以寶鋼 2050mm連軋機(jī)組中的 F1機(jī)架的數(shù)據(jù)作為參考，對(duì)板帶軋機(jī)電動(dòng)壓下系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。首先對(duì)壓下形式進(jìn)行選擇，然后對(duì)壓下系統(tǒng)中的主要部分如壓下螺絲、壓下螺母做設(shè)計(jì)計(jì)算，最后根據(jù)壓下功率選擇電機(jī)。設(shè)計(jì)中對(duì)四 輥 CVC 軋機(jī)的主傳動(dòng)部分和試車要求進(jìn)行簡(jiǎn)單的敘述，并對(duì)一些主要零件如工作輥、機(jī)架、聯(lián)接軸和軋輥軸承做了強(qiáng)度校核，其結(jié)果滿足要求。最后，本設(shè)計(jì)對(duì)此題目的技術(shù)經(jīng)濟(jì)及社會(huì)效益做了簡(jiǎn)單的分析。 關(guān)鍵詞： 板帶軋機(jī)，電動(dòng)壓下， CVC 軋機(jī)，主傳動(dòng) 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 II 頁(yè) Electric Screw Down System Design Of Strip Rolling Mill Abstract In recent years, CVC technology has been one of the most advanced strip shape control technology in the world and getting more and more popular. The employment of hydraulic work roll bending in conjunction with CVC has achieved good results in significantly increasing the strip profile and flatness control range, reducing wear of work rolls and extending maintenance intervals and service life of the work rolls. Under the pressure of competition comes from both internal and external, many steel plants have to take some measures to improve the strip surface quality to increase their income, many of them are delving into upgrading their technology and reconstructing the devices of work roll bending and work roll shifting. I selected the subject of electric screw-down system design of strip rolling mill. In the course of designing, I took the CVC mill roll for example and refer to some data of F1 stand of the finishing rolling train of 2050 CVC hot continuous rolling mill in Baoshan Iron & Steel Corp. First, design of electric screw down system is accomplished by means of choosing screw down form, calculating and determining main parameters of screw and nut, choosing motor. The composing of main drive installed on 4-h CVC rolling mill and something required in trail run are also introduced in the paper. Meanwhile, strength checking of some major components is done and the results illuminate that these parts such as work roll, housing, joint slack and roller bearing meet the demand. Finally, the economic technology and social benefit are simply analysed. Keywords: strip mill roll, electric screw down, CVC mill, main drive 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 III 頁(yè) 目錄 第一章 緒論 . I 1.1 熱連軋機(jī)的發(fā)展概況 . 1 1.2 CVC 技術(shù)原理及優(yōu)點(diǎn) . 2 1.3 設(shè)計(jì)題目的意義 . 2 1.4 課題的研究方法和研究?jī)?nèi)容 . 3 第二章 軋機(jī)力能參數(shù)計(jì)算 . 4 2.1 總體方案設(shè)計(jì)與選擇 . 4 2.2 設(shè)計(jì)的已知數(shù)據(jù) . 4 2.2.1 壓下規(guī)程 . 4 2.2.2 主要參數(shù) . 4 2.3 軋制力的計(jì)算 . 5 2.3.1 軋輥的選取及驗(yàn) 證 . 5 2.3.2 平均變形程度的計(jì)算 . 5 2.3.3 平均單位壓力的計(jì)算 . 6 2.3.4 總軋制力的計(jì)算 . 8 2.4 軋制力矩的計(jì)算 . 8 2.5 主電機(jī)容量計(jì)算 . 9 2.5.1 摩擦力矩的計(jì)算 . 9 2.5.2 工作輥帶動(dòng)支承輥的力矩計(jì)算 . 9 2.5.3 驅(qū)動(dòng)工件輥的力矩計(jì)算 . 10 2.5.4 初選電機(jī) . 11 2.5.5 電動(dòng)機(jī)的校核 . 11 第三章 壓下系統(tǒng)的設(shè)計(jì) . 15 3.1 壓下形式的選擇 . 15 3.2 壓下零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 . 15 3.2.1 壓下螺絲的設(shè)計(jì)計(jì)算 . 15 3.2.2 壓下螺母的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) . 17 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 IV 頁(yè) 3.2.3 壓下螺絲的功率計(jì)算 . 20 第四章 主要零件校核 . 22 4.1 下工件輥的校核 . 22 4.1.1 下工 作輥強(qiáng)度計(jì)算： . 22 4.1.2 工作輥的疲勞強(qiáng)度校核 . 23 4.1.3 工作輥與支承輥之間的接觸應(yīng)力校核 . 26 4.1.4 軋 輥的變形計(jì)算 . 27 4.2 機(jī)架的強(qiáng)度計(jì)算 . 29 4.2.1 機(jī)架的強(qiáng)度計(jì)算 . 29 4.2.2 機(jī)架的變形計(jì)算 . 31 4.3 弧形齒萬(wàn)向接軸強(qiáng)度的計(jì)算 . 32 4.3.1 弧形齒的優(yōu)點(diǎn) . 32 4.3.2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 . 32 4.4 軋輥軸承的選擇及壽命計(jì)算 . 35 4.4.1 軋輥軸承的選擇 . 35 4.4.2 軋輥軸承的壽命計(jì)算 . 35 第五章 試車要求 . 37 第六章 技術(shù)經(jīng)濟(jì)及社會(huì)效益分析 . 38 結(jié)論 . 39 致謝 . 40 參考文獻(xiàn) . 41 附 錄 A 外文翻譯原文 . 42 附 錄 B 外文翻譯譯文 . 52 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 1 頁(yè) 第一章 緒論 1.1 熱連軋機(jī)的發(fā)展概況 近幾十年期間，熱連軋機(jī)的發(fā)展取得了飛快的進(jìn)展，起初美國(guó)軋機(jī)公司在 Butler成功地建成第一套熱帶鋼連軋機(jī)，隨后，于 1927 年，在 Weirton建造了 1372mm連軋機(jī)。1939年， 1947年進(jìn)行了部分更改， 1955年重建。在這套先驅(qū)軋機(jī)之后，軋機(jī)就朝著加大寬度、逐步提高軋制速度的方向發(fā)展，同時(shí)增加軋機(jī)的設(shè)計(jì)剛度和主傳動(dòng)容量。 1963美國(guó)在 Lianwern 工廠建造了第一套第二代軋機(jī)，設(shè)計(jì)軋制壞重 1822kg/mm，年生產(chǎn)能力在 300萬(wàn)噸以上。對(duì)這些軋機(jī)增設(shè)了各種功能，如：自動(dòng)厚度控制；測(cè)厚儀和測(cè)寬儀；改善除鱗和軋輥冷卻系統(tǒng)；增加活套以實(shí)現(xiàn)軋機(jī)速度控制。增加軋機(jī)電機(jī)功率，通過(guò)升速軋制提高出口速度，同時(shí)改善帶鋼厚度和溫度控制，并采用可用可移出式的卷板機(jī)。由于有了 60 年代初期的的各種發(fā)明和改造， 1969年，在日本君津廠，第一臺(tái)“超級(jí)”軋機(jī)和第二代軋機(jī)正式投產(chǎn)，生產(chǎn)的單位寬度卷重達(dá) 36kg/mm,卷重 45t。這套軋機(jī)全長(zhǎng)超過(guò)了 750m，出口速度達(dá)到 28.6m/s，精軋機(jī)組為 7機(jī)架。 經(jīng)過(guò)一個(gè)時(shí)期的深 入研究和開(kāi)發(fā)， 60年代至 70年代中期的軋機(jī)產(chǎn)量和軋機(jī)負(fù)荷能力有了很大提高。許多投產(chǎn)的軋機(jī)其設(shè)計(jì)尺寸都是前所未有的，并且更多地采用了過(guò)程控制、自動(dòng)化、計(jì)算機(jī)、工業(yè)管理系統(tǒng)等現(xiàn)代生產(chǎn)技術(shù)。 自 50 年代起，帶鋼熱連軋機(jī)在世界范圍內(nèi)已成為帶鋼生產(chǎn)的主要形式。目前世界上 1000mm 以上的熱連軋機(jī)和帶卷軋機(jī)有 200 余套。帶鋼熱連軋機(jī)具有軋制速度高、產(chǎn)量高、自動(dòng)化程度高的特點(diǎn)，軋制速度 50年代為 10 12m/s,70年代已達(dá) 18 30m/s。產(chǎn)品規(guī)格也由生產(chǎn)厚度為 2 8mm、寬度小于 2000mm 的成卷帶鋼，擴(kuò)大到生產(chǎn)厚度 1.22.0mm、寬度 2500mm的帶鋼。帶卷重量的加大和作業(yè)率的提高，使現(xiàn)有的帶鋼熱連軋機(jī)年產(chǎn)量達(dá) 350 600萬(wàn) t，最大卷重也由 15t增加到 70t。坯料尺寸及重量加大，要求設(shè)置更多的工作機(jī)座，過(guò)去的粗軋機(jī)組和精軋機(jī)組的工作機(jī)座分別為 2 4架和 5 6架，現(xiàn)已分別增加到 4 6架和 7 8架，軋機(jī)尺寸也相應(yīng)增加?，F(xiàn)代的帶鋼熱連軋機(jī)除了采用厚度控制外，還實(shí)現(xiàn)了電子計(jì)算機(jī)控制，從而大大提高了自動(dòng)化水平，改善了產(chǎn)品質(zhì)量帶鋼厚度公關(guān)不超過(guò) 0.5mm，寬度公差不超過(guò) 0.5 1.0mm，并具有良好的板形。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 2 頁(yè) 圖 1 - 1 CVC 軋機(jī)原理圖 1.2 CVC 技術(shù)原理及優(yōu)點(diǎn) 隨著熱軋帶鋼厚度控制精度的不斷提高，板形精度越來(lái)越成為生產(chǎn)產(chǎn)品的主攻點(diǎn)，為了滿足用戶對(duì)于精軋帶鋼凸度提出的要求，各生產(chǎn)廠采用各種技術(shù)對(duì)板形進(jìn)行控制，CVC技術(shù)是一項(xiàng)板形控制技術(shù)，在可能的操作條件下能滿足市場(chǎng)對(duì)凸度和平直度的要求，同時(shí)能實(shí)現(xiàn)一定程度的周橫移分散軋輥磨損，允許一定程度的自由程序操作。 CVC板形控制技術(shù)是 SMS公司開(kāi)發(fā)的，通過(guò)工作輥軸向移動(dòng)可獲得輥縫正負(fù)凸度的變化，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)帶鋼凸度的控制。其凸度控制能力和工作輥軸向移動(dòng)量為線性關(guān)系，凸度控制能力可達(dá) 1.0mm。 圖 1-1就是 將上、下軋輥輥身磨削成相同的 S形曲線，上、下輥的位置倒置 180。，當(dāng)曲線的初始相位為零時(shí)形成等距的 S形平行輥縫，通過(guò)軋輥竄動(dòng)機(jī)構(gòu)使上、下 CVC軋輥?zhàn)飨鄬?duì)同步竄動(dòng)，就可在輥縫處產(chǎn)生連續(xù)變化的正、負(fù)凸度輪廓。在正常軋制時(shí)，上、下工作輥能做軸向相對(duì)移動(dòng)，要求主傳動(dòng)軸能實(shí)現(xiàn)與軋輥的同步軸向補(bǔ)償和便于快速換輥。軸向移動(dòng)的位移和速度能精確地進(jìn)行控制。 CVC技術(shù)的優(yōu)點(diǎn)為： (1)采用橫移竄輥機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于在已有軋機(jī)改造中使用。 (2)輥面形狀可設(shè)計(jì)不同曲線與彎棍配合，可用來(lái)消除二次項(xiàng)以及四次項(xiàng)平直度缺陷。 (3)由于軋輥直徑最大、 最小值差公 1mm，因此軸向力較小。 (4)在采用潤(rùn)滑軋制時(shí)可在軋制時(shí)竄動(dòng)。 1.3 設(shè)計(jì)題目的意義 經(jīng)過(guò) 20多年的發(fā)展與完善， CVC軋機(jī)已發(fā)展出很多種機(jī)型，廣泛應(yīng)用于鋁熱軋、冷軋板帶生產(chǎn)中。先進(jìn)控制策略和控制手段相結(jié)合使 CVC技術(shù)成為目前世界上最先進(jìn)的軋制技術(shù)之一。在軋制過(guò)程中， CVC和液壓工作輥彎輥相配合對(duì)帶鋼斷面形狀和帶鋼平直度控制效果顯著；而且工作輥的磨損情況得到了改善。很多生產(chǎn)廠為了提高產(chǎn)品的質(zhì)量和企業(yè)效益也正在對(duì)工作輥彎輥裝置和工作輥軸向橫移裝置進(jìn)行技術(shù)改造。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 3 頁(yè) 目前國(guó)內(nèi)外對(duì) CVC技術(shù)的研究都在不斷地深 入，這些研究中主要是針對(duì)提高板形的精度的措施，如提高軋輥磨損預(yù)報(bào)的準(zhǔn)確性，優(yōu)化板形的自適應(yīng)模型，進(jìn)一步研究和開(kāi)發(fā)液壓系統(tǒng)增加控制系統(tǒng)的精度等。還有一些研究針對(duì)充分發(fā)揮 CVC軋機(jī)的板形控制功能，對(duì) CVC軋機(jī)的有載輥縫進(jìn)行深入系統(tǒng)的研究，更精確地確定有載輥縫的解析模型，精確分析軋制力、彎輥力及原始輥形等因素以輥縫的綜合影響，弄清輥縫變化規(guī)律。另外，輥型曲線對(duì)輥逢產(chǎn)生很大的影響， 1988年我國(guó)寶山 2030毫米冷連軋機(jī)引進(jìn)西馬克公司 CVC專利技術(shù)，通過(guò)生產(chǎn)實(shí)踐，逐漸掌握 CVC技術(shù)及其板形控制。在國(guó)內(nèi)，理論工作從基本 的 CVC輥型開(kāi)始研究已逐步深化。軋輥軸承是軋鋼機(jī)的重要部件，軸承的壽命直接影響到軋機(jī)的產(chǎn)量與產(chǎn)品的質(zhì)量。有關(guān)軸承破壞機(jī)理的理論分析在國(guó)內(nèi)外也取得了豐碩的成果。 1.4 課題的研究方法和研究?jī)?nèi)容 為了增加自己對(duì) CVC的了解，我以寶鋼 2050mm連軋機(jī)組中的 F1機(jī)架的數(shù)據(jù)為參考，根據(jù)一些軋鋼機(jī)械的書籍中的設(shè)計(jì)原則和過(guò)程對(duì)電動(dòng)壓下部分做了比較詳細(xì)的設(shè)計(jì)，同時(shí)也對(duì)四輥 CVC軋機(jī)的結(jié)構(gòu)和主傳動(dòng)機(jī)構(gòu)做了一些敘述和計(jì)算。設(shè)計(jì)第四部分對(duì)一些主要零件如工作輥，機(jī)架，接軸做了強(qiáng)度校核并對(duì)軋輥軸承做了壽命計(jì)算。設(shè)計(jì)第五部分提出 了試車要求，最后對(duì)本設(shè)計(jì)的經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益做了簡(jiǎn)單的分析。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 4 頁(yè) 第二章 軋機(jī)力能參數(shù)計(jì)算 2.1 總體方案設(shè)計(jì)與選擇 帶材軋制過(guò)程中，為消除帶鋼的厚度不均勻和保證軋制精度，壓下裝置必須隨時(shí)在軋制負(fù)荷下調(diào)整輥縫。根據(jù)板帶軋機(jī)壓下裝置的這一特點(diǎn)，本設(shè)計(jì)中的電動(dòng)壓下系統(tǒng)用于帶鋼厚度自動(dòng)控制的執(zhí)行機(jī)構(gòu)中。由于帶材的寬厚比很大，為嚴(yán)格保持上、下軋輥平行，兩臺(tái)電機(jī)軸之間用電磁聯(lián)軸節(jié)連接，其傳動(dòng)形式如圖 2-1 所示 。 1 - 二級(jí)蝸輪副； 2 - 壓下螺絲； 3 - 一級(jí)蝸輪副； 4 - 電動(dòng)機(jī)； 5 - 電磁聯(lián)軸節(jié) 圖 2 - 1 壓下裝置傳動(dòng)示意圖 2.2 設(shè)計(jì)的已知數(shù)據(jù) 2.2.1 壓下規(guī)程： 成品規(guī)格： 1.75 900mm 板坯重： 30T 鋼種： 16Mn 2.2.2 主要參數(shù)： 軋前后度： h0=32mm 軋后厚度： h1=23.5mm 絕對(duì)壓下量： h =8.5mm 相對(duì)壓下量： 26.6% 帶鋼寬度： b=900mm 咬入速度： vy=0.85m/s 軋制速度： v=1.85m/s 軋制溫度： t=900 加速度： a=0.356m/s2 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 5 頁(yè) 2.3 軋制力的計(jì)算 2.3.1 軋輥的選取及驗(yàn)證 - 考慮到加工的難易程度，工作輥采用易加工的帶平臺(tái)的軸頭。工作輥的輪廓線是CVC 曲線，直徑是 776mm，支承輥直徑 mm6.1 6 2 91 4 7 4 . 41.29.1 12 DD ）（ ，取mm16282 D 。支承輥長(zhǎng)度 2 9 3 0 .4 m m1 6 2 88.10.1 22 DL ，取 mm20502 L ，考慮到最大竄輥量為 mm100 ，所以取 mm22501 L 。 四輥熱連軋機(jī)工作輥的重車率范圍為 %6%3 ，所以取工作輥的最大許用直徑為850mm，最小許用直徑為 765mm；支承輥的重車率為 %6 ，所以取工作輥的最大許用直徑為 1630mm，最小許用直徑為 1440mm。 工作輥使用四列滾子軸承支承，軸頸 mm8.4 2 63 3 855.05.0 11 Dd ，為了更加安全，取 mm5401 d ，軸頸長(zhǎng)度 mm5 2 04 4 8 .20.183.0 11 dl ，取 mm5401 l 。 支承輥使用油膜軸承支承，軸頸 mm8145.0 22 Dd ，取安裝油膜軸承部位的最大直徑為 mm1015 ，最小直徑為 mm42.880 ，平均直徑為 mm915 ，輥頸長(zhǎng)度 mm7602 l 。 由于 11cos Dh 1-7765.8 0.989 （ 2.1） 式中： 咬入角； h 絕對(duì)壓下量。 所以由式 cos11 hD989.01 5.8 773mm； 即工作輥直徑滿足要求。 2.3.2 平均變形程度的計(jì)算 5 7 . 4 2 85.83881 hRl mm (2.2) 式中： l 接觸弧水平投影長(zhǎng)度， mm； 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 6 頁(yè) 1R 工作輥半徑， mm。 2 7 .7 52 10 hhh m mm (2.3) 式中： hm 軋制前后的平均高度， mm； h0 軋件的軋前厚度， mm； h1 軋件的軋后厚度， mm。 207.275.27 428.57 mhl 所以采用滑動(dòng)理論 8 .5 6 m / s32 5.80 5 7 4 2 8.0 85.10 h hlvu m (2.4) 式中： mu 平均變形速度。 %7.17%6.263232 m (2.5) 式中： m 變形區(qū)中平均變形程度； 相對(duì)壓下量。 0 .1 9 51 7 7.01 1ln1 1ln mmr (2.6) 式中： mr 真實(shí)平均變形程度。 2.3.3 平均單位壓力的計(jì)算 利用西母斯公式求平均單位壓力 knpm (2.7) 式中： mp 軋制平均單位壓力； n 考慮摩擦對(duì)應(yīng)力狀態(tài)的影響系數(shù)， MPa； 由11hR5.23776 33 和 26.6% 由 1圖 2-23得 n=1.55 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 7 頁(yè) k 軋制材料在靜壓縮時(shí)變形阻力， MPa； 15.1k (2.8) 式中： 金屬變形阻力 rut KKK 0 (2.9) 式 中： 0 基準(zhǔn)變形阻力，即變形溫度 u =10s1 、變形程度 40%時(shí)的變形阻力； tK 變形溫度影響系數(shù) )exp( BTAK t (2.10) 1000273 tT uK 變形速度影響系數(shù)， DTCmu uK 10 (2.11) rK 變形程度影響系數(shù)， 4.0)1(4.0 mNmr rErEK (2.12) 由鋼種 16Mn可查表 2-1得 A=3.466 B=-2.723 C=-0.220 D=0.254 E=1.566 N=0.466 0=159.9MPa 代入以上各式得 1000273 tT=1000273900 1.173 BT)exp(AK t exp(3.466-2.7231.173) 1.312 Ku DTCmu 10 173.10.2 54-0.2201056.8 0.988 Kr E4.0)1(4.0 mNm rEr 1.566 4.0195.0)11. 566(4.0195.00.466 0.845 0 KtK uK r 159.91.3120.9880.845 175.14MPa 所以 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 8 頁(yè) pm=nk 1.55 1.15175.14 312.2MPa 2.3.4 總軋制力的計(jì)算 軋件對(duì)軋輥的總軋制力 P 為 FpP m 式中： mp 平均單位壓力； F 軋件與軋輥的接觸面積。 2mm2.51685428.57900 blF 代入上式得 kN1 6 1 3 6102.5 1 6 8 5102.3 1 2 66 FpP m 2.4 軋制力矩的計(jì)算 由現(xiàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)可知帶鋼前后張力差為 kN27101 TT 張力對(duì)軋制力方向影響的偏轉(zhuǎn)角 40 . 2 2 3 7 0 1 2 416136 5.63a r c s i n2a r c s i n01PTT 咬入角 5 0 6 1 4 6 9 5 4.80 . 9 8 9a r c c o s 不考慮張力時(shí)軋制力作用點(diǎn)對(duì)應(yīng)的中心角 2 5 3 07 3 4 7 7.42 ） 40 . 2 2 3 7 0 1 2 42 5 3 0 7 3 4 7 7.4s i n(3 8 8)s i n(1 Ra 27.3mm 所以軋制力矩 4 4 0 5 1 2 . 8 N m3.271 6 1 3 6 aPM z (2.13) 式中： P 軋制力； a 軋制力力臂。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 9 頁(yè) 圖 2 - 2 工件輥受力圖 2.5 主電機(jī)容量計(jì)算 2.5.1 摩擦力矩的計(jì)算 工件輥受力如圖 2-2所示。 211 d (2.14) 式中： 1 工作輥軸頸處摩擦圓半徑； 1d 工作輥軸徑直徑， mm5401 d ； 軋輥軸承摩擦系數(shù)，取 0。 004。 所以 211 d mm08.1004.02540 所以工作輥軸承中摩擦力矩 1 7 4 2 6 . 8 N m08.11 6 1 3 611 PM f (2.15) 式中： P 軋制力； 1 工作輥軸承處摩擦圓半徑。 2.5.2 工作輥帶動(dòng)支承輥的力矩計(jì)算 為保證軋制穩(wěn)定性，要求 P TTRmRRee 2)( 012 2210 (2.16) 式中： e 選擇的偏距 0e 臨界偏移距 m 滾動(dòng)摩擦系數(shù)，取 m 0。 2 2 支承輥軸頸處摩擦圓半徑， mm83.1004.029152 22 d 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 10 頁(yè) 所以 mm7.716136212781483.12.0)814388(2)( 0122210 PTTRmRRe 由于單向軋制且01 TT ，所以 0e 即可，此處取 mm7e 。 3 3 3 6 7.08 1 43 8 8 7ar c s i nar c s i n21 RRe 1 3 6 1 3.08 1 4 2.07 3 4.1ar cs i nar cs i n22 R m mm12.11 3 6 1 3.0s i n3 8 81 3 6 1 3.0c os2.0s i nc os 1 Rmc kN1 6 1 3 6)40 . 2 2 3 7 0 1 2 47c o s ( 0 . 3 3 3 6 40 . 2 2 3 7 0 1 2 4c o s1 6 1 3 6)c o s ( c o s PR 所以工作輥帶動(dòng)支承輥的力矩 cRM R 16136 1。 12 18073Nm (2.17) 式中： R 支承輥對(duì)工作輥的反力； c 反力對(duì)工作輥的力臂。 2.5.3 驅(qū)動(dòng)工件輥的力矩計(jì)算 將軋制力矩 ZM ，工作輥帶動(dòng)支承輥的力矩 RM 與工作輥軸承中摩擦力矩1fM三部分相加就得到驅(qū)動(dòng)一個(gè)工作輥所需力矩，即 4 7 6 0 1 2 . 6 N m1 8 0 7 38.1 7 4 2 64 4 0 5 1 2 . 81 fRZK MMMM 所以，驅(qū)動(dòng)兩個(gè)工作輥所需力矩 9 5 2 0 2 5 . 2 N m4 7 6 0 1 2 . 622 KK MM (2.18) 60/2 1nv (2.19) 式中： v 軋制速度， m/s； 1n 工作輥轉(zhuǎn)數(shù)， r/min。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 11 頁(yè) 2.5.4 初選電機(jī) 工作輥轉(zhuǎn)數(shù) r / m in5.457 7 6.0 85.16060 11 d vn 初算驅(qū)動(dòng)兩工作輥的功率 4 5 3 6 k W9 5 5 0 5.459 5 2 0 2 5 . 29 5 5 0 )( 11 nMMMN Rfz (2.20) 式中： ZM 軋制力矩； RM 作輥帶動(dòng)支承輥的力矩； 1fM 工作輥軸承中摩擦力矩； 1n 工作輥轉(zhuǎn)數(shù)， r/min。 初取從電動(dòng)機(jī)到工作輥的效率 85.0 所以所需電機(jī)功率 5 3 3 6 k W85.04 5 3 6 NN d (2.21) 式中： N 驅(qū)動(dòng)兩工作輥的初算功率； 傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率。 由于要求軋制板坯寬度范圍： W: 900 1450mm， F1軋機(jī)所軋板坯最大厚度要求 H=65mm， 所以初選電機(jī)型號(hào)： 1JW 5527-2DS 07 兩臺(tái)，一臺(tái)的額定功率為 5000kW，另一臺(tái)的功率為 5750kW，轉(zhuǎn)數(shù)都為 0 250/590rpm。 2.5.5 電動(dòng)機(jī)的校核 4 1 0 6 5 0 N m2 5 0 5 7 5 05 0 0 09 5 5 09 5 5 0 erer nNM (2.22) 式中： erM 電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩； N 兩臺(tái)電動(dòng)機(jī)的功率； 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 12 頁(yè) ern 電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)數(shù)。 1 6 4 2 6 N m4 1 0 6 5 004.004.0 erk o n MM (2.23) 式中： konM 空載力矩； erM 電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩。 額定轉(zhuǎn)數(shù)軋制時(shí)的最大傳動(dòng)比為 12.147.17250 eri 所以采用二級(jí)減速器，其傳動(dòng)比 i=6.8547。 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖 2-3所示。 圖 2 - 3 軋機(jī)主傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 各傳動(dòng)副的效率： 99.01 99.02 99.03 99.04 99.05 99.06 99.07 99.08 96.09 99.010 99.011 99.012 97.013 傳動(dòng)裝置總效率 8 3 4.097.096.099.0 1113121110987654321 Nm293318547.647 60 12 . 61843.0 1112 iMM Kf (2.24) 式中： 2fM 各轉(zhuǎn)動(dòng)件推算到電動(dòng)機(jī)軸上的附加摩擦力矩 。 1 0 0 3 4 7 Nm16426144786 . 8 5 4 74 7 6 0 1 2 . 62 k o nfKD MMiMM (2.25) 式中： DM 軋制時(shí)電動(dòng)機(jī)力矩。 電動(dòng)機(jī)的過(guò)載校核： 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 13 頁(yè) 0 .2 44 1 0 6 5 01 0 0 3 4 7 erDca MMK (2.26) 式中： caK 電動(dòng)機(jī)過(guò)載系數(shù)的計(jì)算值。 對(duì)于熱連軋機(jī)的許用過(guò)載系數(shù)caKK 25.1，所以過(guò)載校核通過(guò)。 軋制時(shí)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)數(shù)ernnin r / m in3125.458 5 4 7.61， 需進(jìn)行電動(dòng)機(jī)的熱校核。 繪制電動(dòng)機(jī)的靜負(fù)荷圖： m85.1817 8 0 00 2 3 5.09.0 3 0 0 0 0 鋼 bh GL (2.27) 式中： L 帶鋼通過(guò) F1軋機(jī)后的長(zhǎng)度； G 板坯的質(zhì)量； b 板帶的寬度； 1h 板坯通過(guò) F1后的厚度； 鋼 鋼的密度。 s9885.1 85.1811 vLt (2.28) 式中： 1t 軋制帶鋼的時(shí)間； L 帶鋼通過(guò) F1軋機(jī)后的長(zhǎng)度； v 軋制速度。 取空載時(shí)間 s1200 t。 以時(shí)間 t作為橫坐標(biāo)，以電機(jī)力矩作為縱坐標(biāo)，繪制電機(jī)負(fù)荷圖，如圖 2-4所示。 圖 2 - 4 電機(jī)負(fù)荷圖 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 14 頁(yè) Nm83756218 9810034712016426 22101202 tt tMtMM Dk onjun (2.29) 式中： junM 電動(dòng)機(jī)按發(fā)熱計(jì)算出來(lái)的等值力矩。 所以junD MM ，即發(fā)熱校核通過(guò)，最終選擇上述電機(jī)。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 15 頁(yè) 第三章 壓下系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 3.1 壓下形式的選擇 由于帶材的軋制速度較高，電動(dòng)壓下裝置由于慣性大，很難滿足快速、高精度地調(diào)整輥縫的要求，因而采用電動(dòng)壓下與液壓壓下相結(jié)合的壓下方式。由于有了液壓壓下，壓下裝置具有以下優(yōu) 點(diǎn)： 1. 慣性力小、動(dòng)作快靈敏度高，因此可以得到度的板帶材，提高了軋材的成品率，節(jié)約了金屬，提高了產(chǎn)品質(zhì)量，并降低了成本。 2 結(jié)構(gòu)緊湊，使傳動(dòng)效率大大提高。 3. 采用液壓系統(tǒng)可以使卡鋼迅速脫開(kāi)，這樣有利于處理卡鋼事故，避免了軋件對(duì)軋輥的刮傷、燒傷。 4. 可以實(shí)現(xiàn)軋輥快速提升，便于快速換輥，提高了軋機(jī)的有效作業(yè)率，增加了軋機(jī)的產(chǎn)量。 四輥軋機(jī)的電動(dòng)壓下大多采用兩級(jí)蝸輪副傳動(dòng)或圓柱齒輪蝸輪副傳動(dòng)的形式。前一種傳動(dòng)形式主要特點(diǎn)是速比大，結(jié)構(gòu)緊湊，但傳動(dòng)效率低，造價(jià)高，后一種傳動(dòng)形式使用了圓柱齒輪，因此 傳動(dòng)效率得到了提高?？墒请S著大型球面蝸桿設(shè)計(jì)及制造工藝技術(shù)不斷的發(fā)展與完善，前一種普通的蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)以逐步被球面蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)所代替。這樣一來(lái)不但傳動(dòng)效率大大提高，而且傳動(dòng)平穩(wěn)，壽命長(zhǎng)，承載能力高。因此這里壓下裝置采用雙蝸輪蝸桿傳動(dòng)方式，第一級(jí)蝸輪副的傳動(dòng)比 86/481 i ，第二級(jí)蝸輪副的傳動(dòng)比 401/402 i ，總傳動(dòng)比 32040821 iii 。 3.2 壓下零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1 壓下螺絲的設(shè)計(jì)計(jì)算 （一）壓下螺絲螺紋外徑確定 1. 預(yù)選螺紋外徑dd及其它參數(shù) 從強(qiáng)度觀點(diǎn)分析，壓下螺絲外徑與軋輥的輥頸承載能力都與各自的直徑平方成正比關(guān)系，而且二者均受同樣大小的軋制力 1P （ 2/1 PP ）。因此，經(jīng)驗(yàn)證明二者存在著以鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 16 頁(yè) 下的關(guān)系： 2)62.055.0( dd d (3.1) 式中： dd 壓下螺絲的外徑， mm； 2d 支承輥輥頸直徑， mm。 按 mm5 1 39 1 558.06.02 dd d 取 mm515dd dd確定之后可根據(jù)自鎖條件再確定壓下螺絲的螺距 t ，則 ddt tan (3.2) 式中： t 螺紋螺距， mm； 螺紋升角，。 對(duì)四輥熱連軋帶材軋機(jī)ddt 050.0025.0 ， 選 mm75.255 1 505.005.0 ddt 取 mm25t 2. 壓下螺絲的強(qiáng)度校驗(yàn) 由螺紋外徑dd確定出其內(nèi)徑1dd后，便可按照強(qiáng)度條件對(duì)壓下螺絲進(jìn)行強(qiáng)度校驗(yàn)。 214dj dP (3.3) 式中： j 壓下螺絲中實(shí)際計(jì)算應(yīng)力， MPa； 1P 壓下螺絲所承受的軋制力， N； 1dd 壓下螺絲螺紋內(nèi)徑， mm； 壓下螺絲材料許用應(yīng)力， MPa。 kN8 0 6 82/1 6 1 3 62/1 PP (3.4) 式中： P 總軋制力， kN。 mm75.43751585.085.01 dd dd 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 17 頁(yè) nb (3.5) 式中： b 壓下螺絲材料的強(qiáng)度極限， MPa ，選用 45鍛鋼， MPa600b； n 壓下螺絲的安全系數(shù)， 6n 。 所以 實(shí)際計(jì)算應(yīng)力 M P a1006.5375.437 10806844 2 3211 M P ad Pdj 所以強(qiáng)度校核通過(guò)。 取壓下螺絲長(zhǎng)度 mm1400dL，則壓下螺絲的長(zhǎng)、徑之比 57.25151400 dddL，所以不用進(jìn)行縱向彎曲強(qiáng)度（穩(wěn)定性）校驗(yàn)。 壓下螺絲的螺紋形式采用單頭鋸齒螺紋。 （二）壓下螺絲的尾部開(kāi)關(guān)設(shè)計(jì) 1. 壓下螺絲的尾部開(kāi)關(guān)選擇 因?yàn)榇塑垯C(jī)為精軋機(jī)組中的一座，故其上輥調(diào)節(jié)距離不大，采用帶有花鍵形式的尾部。 2. 壓下螺絲端部形狀選擇 常見(jiàn)的壓下螺絲端部有兩種：一種是凹形球面，另一種是凸形球面。因?yàn)榘夹吻?面不但自位性好，所以選擇凹形球面。 3.2.2 壓下螺母的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) （一）壓下螺母高度 H 與外徑 D 的確定 1. 壓下螺母高度 H 的確定 為了減小摩擦，提高效率，壓下螺母的材質(zhì)選用青銅，對(duì)于這種材料其薄弱環(huán)節(jié)是擠壓強(qiáng)度比較低，因此，壓下螺母高度 H 應(yīng)按螺紋的擠壓強(qiáng)度來(lái)確定。其擠壓強(qiáng)度條件如下： M P a1006600 n b鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 18 頁(yè) pddZ Pp dd 212 1 24 (3.6) 式中： p 螺紋受力面上的單位擠壓應(yīng)力， MPa； 1P 軸頸上的最大壓力， N； Z 壓下螺母中的螺紋圈數(shù)； dd 壓下螺絲的外徑， mm； 1dd 壓下螺絲螺紋內(nèi)徑， mm； 壓下螺母與螺絲的內(nèi)徑之差 ， mm， mm25.7775.4 3 75 1 51 dd dd p 壓下螺母螺紋的許用單位壓力， MPa2015 p 。 預(yù)選壓下螺母高度 H 2)22.1( ddH (3.7) 式中： 2dd 壓下螺絲中徑， mm5.4 6 35 1 59.09.02 dd dd。 按 mm6.7415.4636.16.12 ddH 取 mm740H 壓下螺母中的螺紋圈數(shù) 6.292574 0 tHZ (3.8) 式中： t 螺紋螺距。 所以，螺母的擠壓強(qiáng)度 2 0 M P a15M P a9.125.77275.4375156.291080684242232121pddZPpdd 所以校核通過(guò)。 2. 壓下螺母外徑dD的確定 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 19 頁(yè) 1 - 套； 2 - 水套 圖 3 - 1 壓下螺母的形式 作用在壓下螺絲上的軋制力通過(guò)壓下螺母與機(jī)架上橫梁中的螺母孔的接觸面?zhèn)鹘o機(jī)架，因此，壓下螺母的外徑應(yīng)按其接觸面的擠壓強(qiáng)度的外徑。 pDD Pp dd 2 12 14 (3.9) 式中： p 螺紋受力面上的單位擠壓應(yīng)力， MPa； 1P 軸頸上的最大壓力， N； dD 壓下螺母的外徑， mm； 1dD 壓下螺絲通過(guò)的機(jī)架上棟梁孔的直徑， mm，dd DD 85.01 ； p 螺母端面與機(jī)架接觸面間的許用單位壓力， M Pa8060 p 。 由經(jīng)驗(yàn)公式預(yù)選壓下螺母外徑 D ddD )8.15.1( (3.10) 式中：dd 壓下螺絲的外徑， mm。 選 mm5.8 7 55 1 57.17.1 dd dD 取 mm875dD 壓下螺絲通過(guò)的機(jī)架上棟梁孔的直徑 mm75.74387585.085.01 dd DD 所以，螺紋受力面上的單位擠壓應(yīng)力 M P a8060M P a4.4875.74387510806844223221pDDPpcd 所以，校核通過(guò)。 （二）壓下螺母的形 式及材質(zhì)的選用 壓下螺母承受巨大的軋制力，因此要選用高強(qiáng)度的鑄造無(wú)錫青銅。壓下螺母的形式很多，為了節(jié)約有鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 20 頁(yè) 1 - 壓 下 螺 絲 2 - 壓 下 螺 母 3 - 螺 絲 樞 軸 4 - 止推墊塊 圖 3 - 2 壓下螺絲受力平衡圖 色金屬，采用二級(jí)鑲套螺母形式，其中套的材料選用高強(qiáng)度鑄鐵，因?yàn)樗c鑄銅的彈性模數(shù)相接近，以保證兩者變形均勻一致。為了改善螺母的散熱條件，設(shè)計(jì)成帶冷卻水套的結(jié)構(gòu)，如圖 3-1所示。 3.2.3 壓下螺絲的功率計(jì)算 （一）壓下摩擦靜力矩的計(jì)算 在壓下機(jī)構(gòu)穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)的情況下，轉(zhuǎn)動(dòng)壓下螺絲只要克服最大摩擦靜力矩，壓下螺絲便可正常運(yùn)轉(zhuǎn)。壓下螺絲受力如圖 3-2所示。 計(jì)算壓下螺絲轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的最大靜力矩jM如下： 21 MMM j (3.11) 式中： 1M 壓下螺絲的樞軸端部與止推墊塊之間的摩擦力矩， Nm； 2M 螺紋摩擦阻力距， Nm。 1. 計(jì)算 1M 3111 pdPM (3.12) 式中： 1 摩擦系數(shù)，對(duì)滾動(dòng)止推軸承可取 005.01 ； 1P 作用在一個(gè)壓下螺絲上的力， N； pd 滾動(dòng)軸承平均直徑 ， m4635.0pd。 所以 Nm6 2 3 334 6 3 5.0108 0 6 80 0 5.03 3111 pdPM 2. 計(jì)算 2M Nm208175)53405t a n (245.0108068)t a n (2 3212 ddPM (3.13) 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 21 頁(yè) 式中： 1P 作用在一個(gè)壓下螺絲上的力， 2dd 壓下螺絲中徑； 螺紋上的摩擦角，即 2tan ， 2 為螺紋接觸面的摩擦系數(shù)，一般取1.02 ，故 405 ； 螺紋升角，壓下時(shí)用正號(hào)，提升時(shí)用負(fù)號(hào)，ddt ， t 為螺距 ，即5351518025 2 ； 所以 Nm214685)53405t a n (24635.0108068)t a n (2 3212 ddPM 所以，壓下螺絲的最大靜力距 Nm2 0 9 1 822 1 4 6 8 56 2 3 321 MMM j 因?yàn)閴合滤俣炔桓?，壓下次?shù)又不頻繁，只考慮靜力矩就可以了。 所以每個(gè)壓下螺絲的傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率 N 為 kW606.03209 5 5 0 5002 2 0 9 1 89 5 5 0 inMN j (3.14) 式中： jM 壓下螺絲的最大靜力距； n 電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)數(shù)，初取 r/min500n ； i 傳動(dòng)系統(tǒng)總數(shù)比； 傳動(dòng)系統(tǒng)總的機(jī)械效率。 為了適應(yīng)其他規(guī)格的產(chǎn)品的軋制，選擇型號(hào)為 814S 的直流電動(dòng)機(jī)兩臺(tái)，功率為110/220kW，轉(zhuǎn)數(shù)為 500/1000r/min。 由于 寶鋼 2050熱連軋機(jī)的電動(dòng)壓下裝置，不作為 AGC用，其 F1一 F7均采用液壓 AGC，電動(dòng)壓下裝置僅作 為換輥、抬輥之用，故采用一臺(tái)交流滑環(huán)電動(dòng)機(jī)，其功率為 90kw，型號(hào)為 1LW4283。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 22 頁(yè) 第四章 主要零件校核 4.1 下工件輥的校核 4.1.1 下工作輥強(qiáng)度計(jì)算： 力矩圖如圖 4-1 所示。 圖 4 - 1 下工作輥力矩圖 彎輥力 kN600WF 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 23 頁(yè) 1 7 9 2 9 k N/ m9.0161361 bPq (4.1) 式中： 1q 軋件對(duì)下工作輥的均布載荷； P 軋制力； b 軋件寬度。 k N / m8 4 5 70 5 0.2 6 0 021 6 1 3 6222 L FRq W (4.2) 式中： 2q 下支承輥對(duì)下工作輥的均布載荷； R 支承輥對(duì)工作輥的反力； 2L 支承輥輥身長(zhǎng)度。 k N/ m6.709.02 1272 013 b TTq (4.3) 式中： 3q 帶材前后張力差對(duì)下工作輥的均布載荷。 Nm / m273769.02 388.01272 )( 1013 b RTTm (4.4) 式中： 3m 帶材前后張力差移到下工作輥水平軸面上附加的均布力矩。 按扭轉(zhuǎn)條件計(jì)算 截面的強(qiáng)度 MP a1159.1751.02.0 4 7 6 0 1 3 13 M P aW TTca 因此 截面安全。 按彎扭合成條件計(jì)算截面 M P a1333.387760.1.0 )5.2 3 8 0 0 66.0(7 8 4 0 2 21) 13 2222 M P aW TMca（因此截面安全。 4.1.2 工作輥的疲勞強(qiáng)度校核 截面直徑最小，且有應(yīng)力集中； 截面為輥徑與輥身連接處，由于直徑發(fā)生實(shí)然變化，產(chǎn)生明顯的應(yīng)力集中；由于輥身處直徑最大且無(wú)應(yīng)力集中，故不必對(duì)輥身處進(jìn)行鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 24 頁(yè) 校核，而只需對(duì)、截面進(jìn)行校核。 截 面右側(cè) MP a94.1751.02.0 4 7 6 0 1 32.04 7 6 0 1 3 33 dWTT 因?yàn)榻孛媸芘ぞ刈饔?，所?M Pa97.8 ma 由于軸徑變化形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)由 2 附表 3-1 查取。因 0.0165108 dr，1.05510538 dD ，經(jīng)插值后可查得 5.2 由 2 附圖 3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 85.0q 有效應(yīng)力集中系數(shù)為 28.2)15.2(85.01)1(1 qk 由 2 附圖 3-3得尺寸系數(shù) 75.0 按粗車加工，由 2 附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 88.0 軸的此處未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 1q，則得綜合系數(shù)值為 18.3188.0 175.0 28.211 kK 取 05.0 計(jì)算安全系數(shù) 5.197.397.805.097.818.31 1 51 SKS maca 可知其安全。 截面左側(cè) 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 25 頁(yè) 彎曲應(yīng)力 M P a7.11542.01.0 1 8 6 2 6 01.01 8 6 2 6 0 33 dWMb 所以 MPaa 7.11， 0m 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M P a9.14542.02.04 7 6 0 1 32.04 7 6 0 1 333 dWTTT 所以 M Pa45.7ma 由于軸徑變化形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按 2 附 表 3-1查取。因 0.08354245 dr，1.33542720 dD ，經(jīng)插值后可查得 8.1 ， 53.1 由 2 附圖 3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 83.0q ， 85.0q 有效應(yīng)力集中系數(shù)為 66.1)18.1(83.01)1(1 qk 45.1)153.1(85.01)1(1 qk 由 2 附圖 3-2得尺寸系數(shù) 55.0 由 2 附圖 3-3得尺寸系數(shù) 75.0 按精車加工，由 2 附圖 3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 91.0 軸的此處未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 1q，則得綜合系數(shù)值為 12.3191.0 155.0 66.111 kK 03.2191.0 175.0 45.111 kK 取 1.0， 05.0 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 26 頁(yè) 計(jì)算系數(shù)值caS 64.3005.07.1112.3 1331 maKS 64.745.705.045.703.2 1151 maKS 5.129.364.764.3 64.764.3 2222 SSS SSS ca 故安全。 4.1.3 工作輥與支承輥之間的接觸應(yīng)力校核 由 1 式 3-11最大壓應(yīng)力 Hbq 2m a x 637.0 (4.5) 式中： 2q 下支承輥對(duì)下工作輥的均布載荷； Hb 工作輥與支承輥接觸區(qū)寬度的一半。 m005.0814.0388.010200 814.0388.0845700052.152.1 921 212 RRE RRqb H (4.6) 式中： E 軋輥的彈性模數(shù)； 1R 工作輥半徑； 2R 支承輥半徑。 所以 MP a2 2 0 01 0 7 70 0 5.08 4 5 7 0 0 06 3 7.06 3 7.0 2m a x M P abqH 軋輥體內(nèi)最大切應(yīng)力 M P a6 7 04.3 2 71 0 7 73 0 4.03 0 4.0 m a xm a x45 M P a 故安全。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 27 頁(yè) 圖 4 - 2 工件輥撓度計(jì)算簡(jiǎn)圖 4.1.4 軋輥的變形計(jì)算 簡(jiǎn)支梁法計(jì)算軋輥的撓度 ,其計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖 4-2所示。 由卡氏定理得 dxRMMEIRUf xx 111 (4.7) dxRQQGAFRUf xx 22 (4.8) 式中 21 ff和 由彎矩和切力所引起的撓度值； 1U 系統(tǒng) 中僅由彎曲力矩作用的變形能； 2U 系統(tǒng)中由切力作用的變形能； R 在計(jì)算軋輥撓度處所作用的外力； xx QM 和 在計(jì)算截面上的彎矩和切力； GE和 彈性模數(shù)和剪切模數(shù)； K 截面系數(shù)，對(duì)圓截面 9/10K 。 在WF作用下 121 2EIdxMU x GAdxQKU x2 22 代入 M值及邊界條件，對(duì)上面兩式積分得 m96.464776.01020048106009.064776.010200329.015.31060045.048)(324933493213121EIFbbaEIFbf WwFW (4.9) 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 28 頁(yè) m93.74776.0108029.0106009102 29312 GAbKFf WF W (4.10) 式中 a 工作輥軸承中心線之間的距離； 1I 工作輥輥身斷面慣性距； 1A 工作輥身斷面面積。 在 1q 的作用下 m81.25647 7 6.0102 0 01 2 89.0101 7 9 2 91 2 8 49434111 EIbqfq m18.434776.0108089.010179299108 29434121 GAbKqfq 在 2q 的作用下 m43.9389.03)9.005.2(9.049.005.29.064776.0102001610845783)(41643224934232221212bblbblbEIqf q m41.8989.049.005.24776.010809.010845791084 2932222 bblGAbKqfq 所以軋輥輥身中點(diǎn)與軋件邊緣處的撓度差 m96.10941.8943.9318.4381.2593.796.4212121 2211 qqqqFF fffffff WW （向上） 同理可求出輥身中點(diǎn)總撓度 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 29 頁(yè) 圖 4 - 3 機(jī)架彎曲力矩圖 m31.222 f （向上） 兩個(gè)撓度值較大，應(yīng)適當(dāng)增大彎輥力。 軋輥彈性壓扁變形 22122 97.0ln q DDq (4.11) 式中： 2 工作輥與支承輥之間的彈性壓扁； 與軋輥材料有關(guān)的系數(shù)， 為 1/P a10026 3.0 10 ； 2q 下支承輥對(duì)下工作輥的均布載荷 ； 所以 m2578457000100263.0628.1776.097.0ln8457000100263.097.0ln101022122qDDq m48917929000100263.0776.0297.0ln17929000100263.0297.0ln10101113qDq (4.12) 式中：3 工作輥與工件輥之間的彈性壓扁。 4.2 機(jī)架的強(qiáng)度計(jì)算 4.2.1 機(jī)架的強(qiáng)度計(jì)算 機(jī)架的材料采用 ZG500，安全系數(shù)不小于為 10，其橫梁的許用應(yīng)力采用以下值 對(duì)于橫梁 MPa70橫 對(duì)于立柱 MPa50立 1. 計(jì)算機(jī)架截面上的彎力矩，如圖 4-3所示。 由 1 式 5-7得下橫梁中點(diǎn)處的力矩 1M 為 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 30 頁(yè) 圖 4 - 4 機(jī)架中的應(yīng)力圖 3322113322111122444IlIlIlIlIlIlRlM (4.13) Nm1 0 7 6 6 4 8 3127.176.0273.212905.076.003.8127.1)55.047.1(273.2127.176.0473.212905.076.003.8127.1)55.047.1(473.2473.210161363333333 式中 : R 作用于機(jī)架上的垂直力； 1l 機(jī)架橫梁的中性線長(zhǎng)度； 2l 機(jī)架立柱的中性線長(zhǎng)度； 1I 機(jī)架上橫梁的慣性矩； 2I 機(jī)架下橫梁的慣性矩； 3I 機(jī)架下橫梁的慣性矩。 由 1 式 5-9得 Nm2 4 6 3 3 71 0 7 6 6 4 8 34 73.2101 6 1 3 64 3112 MRlM 2. 求機(jī)架的應(yīng)力，如圖 4-4所示。 機(jī)架下橫梁內(nèi)側(cè)應(yīng)力3n為 M P a4.2967.176.01 0 7 6 6 4 8 32313 nn WM 機(jī)架下橫梁外側(cè)應(yīng)力3a為 M P a4.2967.176.01 0 7 6 6 4 8 32313 aa WM 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 31 頁(yè) 機(jī)架立柱內(nèi)側(cè)應(yīng)力2n為 M P a1369 0 5.076.02 4 6 3 3 70.176.02101 6 1 3 62 232222 nn WMFR 機(jī)架立柱外側(cè)應(yīng)力2n為 M P a7.469 0 5.076.02 4 6 3 3 70.176.02101 6 1 3 62 232222 aa WMFR 以上各數(shù)值均小于許應(yīng)力，所以機(jī)架強(qiáng)度校核通過(guò)。 4.2.2 機(jī)架的變形計(jì)算 機(jī)架的彈性變形是由橫梁的 彎曲變形和立柱的拉伸變形組成的。由于橫梁的斷面尺寸較橫梁的長(zhǎng)度來(lái)說(shuō)是圈套的，在計(jì)算橫梁的彎曲變形時(shí)，應(yīng)考慮橫向切力的影響，即 ffff 333 (4.14) 式中： 3f 機(jī)架的彈性變形； 3f 由彎曲產(chǎn)生的橫梁彎曲變形； 3f 由切產(chǎn)生的橫梁彎曲變形； 3f 由拉力產(chǎn)生的立柱拉伸變形。 由 1式 5-20得 mm59.042463372473.21016136647.1)55.047.1(1021073.2424339221!213MRlEIlf (4.15) 式中： E 機(jī)架材料的性模數(shù)； 1I 橫梁的慣性矩； R 橫梁上的作用力； 2M 機(jī)架立柱中的力矩。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 32 頁(yè) 由切力產(chǎn)生的兩個(gè)橫梁的彎曲變形為 mm11.07.1)55.047.1(10802 73.210161362.12 9 3113 GFRlKf (4.16) 式中： G 機(jī)架材料的剪切性模數(shù)； 1F 橫梁的斷面面積； K 橫梁的斷面開(kāi)關(guān)系數(shù)，對(duì)于矩形斷面， 2.1K 。 機(jī)架立柱的拉伸變形為 mm22.00.176.0102102 03.8101 6 1 362 9 3223 EFRlf (4.17) 式中： 2l 立柱中性軸長(zhǎng)度； 2F 立柱的斷面面積。 所以，機(jī)架的彈性變形為 mm92.022.011.059.0 333 ffff 對(duì)于四輥熱軋機(jī)33 mm0.1 ff ，所以機(jī)架剛度符合要求。 4.3 弧形齒萬(wàn)向接軸強(qiáng)度的計(jì)算 4.3.1 弧形齒的優(yōu)點(diǎn) 弧形齒接軸較滑塊式萬(wàn)向接軸有許多優(yōu)點(diǎn)：在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中弧形齒接軸的角速度幾乎是恒定的，所以，傳動(dòng)平衡，沖擊和振動(dòng)小，有利于提高軋機(jī)析軋制速度和發(fā)送產(chǎn)品質(zhì)量；鉸鏈的密封性和潤(rùn)滑條件好，使用壽命長(zhǎng)；換輥時(shí)容易對(duì)準(zhǔn)，裝拆簡(jiǎn)單；鉸鏈制造不青 銅；當(dāng)接軸傾角較小時(shí)，有圈套的承載能力。所以，在精軋機(jī)上由于軋制速度較高、軋輥中心線間的距離變化不大，一般采用弧形齒。下面對(duì)弧形齒的強(qiáng)度進(jìn)行校核。 4.3.2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 bm YYFK SaFatFF (4.18) 式中： FK 彎曲疲勞條件下載荷系數(shù)； 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 33 頁(yè) tF 弧形齒所受圓周力； FaY 齒形系數(shù)； SaY 應(yīng)力校正系數(shù)； b 齒寬， mm125b ； m 模數(shù)， mm12m 。 KKKKK VA (4.19) 式中： AK 使用系數(shù)； VK 動(dòng)載系數(shù)； K 齒間載荷分配系數(shù)； K 齒向載荷分布系數(shù)。 根據(jù)弧形齒的工作狀態(tài)，屬于中等沖擊，由 2表 10-2，得 5.1AK ； 弧形齒分度圓處的圓周速度 m / s54.1100060 5.45648100060 1 dnv (4.20) 式中： d 弧形齒分度圓直徑， mm648d ； 1n 工作輥轉(zhuǎn)數(shù)。 弧形齒的精度為 7級(jí)，由 2圖 10-8得動(dòng)載系數(shù) 05.1VK ； 弧形齒所受的圓周力 27207N540 . 6 4 84 7 6 0 1 2 . 622 dzMF Kt (4.21) 式中： KM 驅(qū)動(dòng)一個(gè)工作輥的力矩； d 弧形齒分度圓直徑； z 弧形齒齒數(shù)。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 34 頁(yè) 由 N/ m m100326125 272075.1 b FK tA，由 2表 10-3查取彎曲疲勞和接觸疲勞的齒間載荷分配系數(shù) 2.1FK 由 2表 10-4中的公式 bdbK H 32 1023.018.012.1 式中： b 弧形齒齒寬； d 弧形齒分度圓直徑。 求得接觸疲勞強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù) 1.18HK 再由齒寬 b 與齒高 h 之比 2.51221252 mbhb，由 2圖 10-13得彎曲疲勞強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù) 1.2FK 所以彎曲疲勞和接觸疲勞的載荷系數(shù)分別為 27.22.12.105.15.1 FFVAF KKKKK 由 2表 10-5，利用插值法查得齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)分別為 3.2FaY 72.1SaY 所以 M P a16312125 72.13.22 7 2 0 727.2 bm YYFK SaFatFF 弧形齒材料用 40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為 236HBS，由 2圖 10-20得 MPa580FE ； 輪齒應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 81 100.2103 0 02415.456060 hjLnN 由 2圖 10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) 9.0FNK； 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 35 頁(yè) 取彎曲疲勞安全系數(shù) 4.1S ，得彎曲疲勞許用應(yīng)力 M P a1633734.1 5809.0 FFEFNF M P aSK 所滿足彎曲疲勞條件。 4.4 軋輥軸承的選擇及壽命計(jì)算 4.4.1 軋輥軸承的選擇 因?yàn)樗牧袌A錐滾子軸承即可承受徑向力，又可承受軸向力，四輥連軋機(jī)的工作輥，廣泛彩四列圓錐滾子軸承，這里工作輥需要軸向竄動(dòng)，所以工作輥每端采用兩組軸承，一組是四列圓錐滾柱軸承，它主要承受徑向力和一部分軸向力，另一組是推力軸承，主要用于承受軸向力，由于操作側(cè)軸承座具有固定 CVC軋輥軸向移動(dòng)的機(jī)構(gòu)，使軸承受力更加復(fù)雜，因此，采用四列組合軸承。 4.4.2 軋輥軸承的壽命計(jì)算 傳動(dòng)側(cè)四列圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算 以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命hL為 PCfnL rth 6010 6 (4.22) 式中： n 軸承的轉(zhuǎn)速， r/min， r/min5.45n ； tf 溫度系數(shù)； rC 徑向基本額定靜載荷； P 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷； 指數(shù)，對(duì)于滾子軸承， 3/10 。 27/294/39/7c o s wewecr DZiLfC (4.23) 式中： cf 系數(shù)，由 12表 28.3-2得 7.70cf； i 滾動(dòng)體列數(shù)； 接觸角， 201016 ； Z 每列滾動(dòng)體個(gè) 數(shù)， 12Z ； 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 36 頁(yè) weD 滾子直徑， mm， mm25weD； weL 滾子有效長(zhǎng)度， mm， mm60weL。 所以， kN9952512201016c o s6047.70c o s27/293/ 47/ 927/294/39/7 wewecr DZiLfC 由于軋制時(shí)滾動(dòng)軸承的溫度小于 65，由 2表 13-4得 1tf。 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為 arP YFXFfP (4.24) 式中： Pf 載荷系數(shù)，由 2表 13-6得 2Pf ； X 徑向動(dòng)載荷系數(shù)，由 2表 13-5 得 4.0X ； Y 軸向動(dòng)載荷