板帶軋機電動壓下系統(tǒng)設計說明書

鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 I 頁 板帶軋機電動壓下系統(tǒng)設計 摘 要 CVC技術是目前較先進的板形控制技術之一，而且在軋制過程中， CVC和液壓工作輥彎輥相配合對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。很多生產廠為了提高產品的質量和企業(yè)效益也正在對工作輥彎輥裝置和工作輥軸向橫移裝置進行技術改造和結構改進。本設計以寶鋼 2050mm連軋機組中的 F1機架的數據作為參考，對板帶軋機電動壓下系統(tǒng)進行設計。首先對壓下形式進行選擇，然后對壓下系統(tǒng)中的主要部分如壓下螺絲、壓下螺母做設計計算，最后根據壓下功率選擇電機。設計中對四 輥 CVC 軋機的主傳動部分和試車要求進行簡單的敘述，并對一些主要零件如工作輥、機架、聯接軸和軋輥軸承做了強度校核，其結果滿足要求。最后，本設計對此題目的技術經濟及社會效益做了簡單的分析。 關鍵詞： 板帶軋機，電動壓下， CVC 軋機，主傳動 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 II 頁 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 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 III 頁 目錄 第一章 緒論 . I 1.1 熱連軋機的發(fā)展概況 . 1 1.2 CVC 技術原理及優(yōu)點 . 2 1.3 設計題目的意義 . 2 1.4 課題的研究方法和研究內容 . 3 第二章 軋機力能參數計算 . 4 2.1 總體方案設計與選擇 . 4 2.2 設計的已知數據 . 4 2.2.1 壓下規(guī)程 . 4 2.2.2 主要參數 . 4 2.3 軋制力的計算 . 5 2.3.1 軋輥的選取及驗 證 . 5 2.3.2 平均變形程度的計算 . 5 2.3.3 平均單位壓力的計算 . 6 2.3.4 總軋制力的計算 . 8 2.4 軋制力矩的計算 . 8 2.5 主電機容量計算 . 9 2.5.1 摩擦力矩的計算 . 9 2.5.2 工作輥帶動支承輥的力矩計算 . 9 2.5.3 驅動工件輥的力矩計算 . 10 2.5.4 初選電機 . 11 2.5.5 電動機的校核 . 11 第三章 壓下系統(tǒng)的設計 . 15 3.1 壓下形式的選擇 . 15 3.2 壓下零件的設計計算 . 15 3.2.1 壓下螺絲的設計計算 . 15 3.2.2 壓下螺母的結構尺寸設計 . 17 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 IV 頁 3.2.3 壓下螺絲的功率計算 . 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 作輥強度計算： . 22 4.1.2 工作輥的疲勞強度校核 . 23 4.1.3 工作輥與支承輥之間的接觸應力校核 . 26 4.1.4 軋 輥的變形計算 . 27 4.2 機架的強度計算 . 29 4.2.1 機架的強度計算 . 29 4.2.2 機架的變形計算 . 31 4.3 弧形齒萬向接軸強度的計算 . 32 4.3.1 弧形齒的優(yōu)點 . 32 4.3.2 齒根彎曲疲勞強度校核 . 32 4.4 軋輥軸承的選擇及壽命計算 . 35 4.4.1 軋輥軸承的選擇 . 35 4.4.2 軋輥軸承的壽命計算 . 35 第五章 試車要求 . 37 第六章 技術經濟及社會效益分析 . 38 結論 . 39 致謝 . 40 參考文獻 . 41 附 錄 A 外文翻譯原文 . 42 附 錄 B 外文翻譯譯文 . 52 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 1 頁 第一章 緒論 1.1 熱連軋機的發(fā)展概況 近幾十年期間，熱連軋機的發(fā)展取得了飛快的進展，起初美國軋機公司在 Butler成功地建成第一套熱帶鋼連軋機，隨后，于 1927 年，在 Weirton建造了 1372mm連軋機。1939年， 1947年進行了部分更改， 1955年重建。在這套先驅軋機之后，軋機就朝著加大寬度、逐步提高軋制速度的方向發(fā)展，同時增加軋機的設計剛度和主傳動容量。 1963美國在 Lianwern 工廠建造了第一套第二代軋機，設計軋制壞重 1822kg/mm，年生產能力在 300萬噸以上。對這些軋機增設了各種功能，如：自動厚度控制；測厚儀和測寬儀；改善除鱗和軋輥冷卻系統(tǒng)；增加活套以實現軋機速度控制。增加軋機電機功率，通過升速軋制提高出口速度，同時改善帶鋼厚度和溫度控制，并采用可用可移出式的卷板機。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“超級”軋機和第二代軋機正式投產，生產的單位寬度卷重達 36kg/mm,卷重 45t。這套軋機全長超過了 750m，出口速度達到 28.6m/s，精軋機組為 7機架。 經過一個時期的深 入研究和開發(fā)， 60年代至 70年代中期的軋機產量和軋機負荷能力有了很大提高。許多投產的軋機其設計尺寸都是前所未有的，并且更多地采用了過程控制、自動化、計算機、工業(yè)管理系統(tǒng)等現代生產技術。 自 50 年代起，帶鋼熱連軋機在世界范圍內已成為帶鋼生產的主要形式。目前世界上 1000mm 以上的熱連軋機和帶卷軋機有 200 余套。帶鋼熱連軋機具有軋制速度高、產量高、自動化程度高的特點，軋制速度 50年代為 10 12m/s,70年代已達 18 30m/s。產品規(guī)格也由生產厚度為 2 8mm、寬度小于 2000mm 的成卷帶鋼，擴大到生產厚度 1.22.0mm、寬度 2500mm的帶鋼。帶卷重量的加大和作業(yè)率的提高，使現有的帶鋼熱連軋機年產量達 350 600萬 t，最大卷重也由 15t增加到 70t。坯料尺寸及重量加大，要求設置更多的工作機座，過去的粗軋機組和精軋機組的工作機座分別為 2 4架和 5 6架，現已分別增加到 4 6架和 7 8架，軋機尺寸也相應增加?，F代的帶鋼熱連軋機除了采用厚度控制外，還實現了電子計算機控制，從而大大提高了自動化水平，改善了產品質量帶鋼厚度公關不超過 0.5mm，寬度公差不超過 0.5 1.0mm，并具有良好的板形。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 2 頁 圖 1 - 1 CVC 軋機原理圖 1.2 CVC 技術原理及優(yōu)點 隨著熱軋帶鋼厚度控制精度的不斷提高，板形精度越來越成為生產產品的主攻點，為了滿足用戶對于精軋帶鋼凸度提出的要求，各生產廠采用各種技術對板形進行控制，CVC技術是一項板形控制技術，在可能的操作條件下能滿足市場對凸度和平直度的要求，同時能實現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板形控制技術是 SMS公司開發(fā)的，通過工作輥軸向移動可獲得輥縫正負凸度的變化，從而實現對帶鋼凸度的控制。其凸度控制能力和工作輥軸向移動量為線性關系，凸度控制能力可達 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。，當曲線的初始相位為零時形成等距的 S形平行輥縫，通過軋輥竄動機構使上、下 CVC軋輥作相對同步竄動，就可在輥縫處產生連續(xù)變化的正、負凸度輪廓。在正常軋制時，上、下工作輥能做軸向相對移動，要求主傳動軸能實現與軋輥的同步軸向補償和便于快速換輥。軸向移動的位移和速度能精確地進行控制。 CVC技術的優(yōu)點為： (1)采用橫移竄輥機構，結構簡單，易于在已有軋機改造中使用。 (2)輥面形狀可設計不同曲線與彎棍配合，可用來消除二次項以及四次項平直度缺陷。 (3)由于軋輥直徑最大、 最小值差公 1mm，因此軸向力較小。 (4)在采用潤滑軋制時可在軋制時竄動。 1.3 設計題目的意義 經過 20多年的發(fā)展與完善， CVC軋機已發(fā)展出很多種機型，廣泛應用于鋁熱軋、冷軋板帶生產中。先進控制策略和控制手段相結合使 CVC技術成為目前世界上最先進的軋制技術之一。在軋制過程中， CVC和液壓工作輥彎輥相配合對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。很多生產廠為了提高產品的質量和企業(yè)效益也正在對工作輥彎輥裝置和工作輥軸向橫移裝置進行技術改造。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 3 頁 目前國內外對 CVC技術的研究都在不斷地深 入，這些研究中主要是針對提高板形的精度的措施，如提高軋輥磨損預報的準確性，優(yōu)化板形的自適應模型，進一步研究和開發(fā)液壓系統(tǒng)增加控制系統(tǒng)的精度等。還有一些研究針對充分發(fā)揮 CVC軋機的板形控制功能，對 CVC軋機的有載輥縫進行深入系統(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，輥型曲線對輥逢產生很大的影響， 1988年我國寶山 2030毫米冷連軋機引進西馬克公司 CVC專利技術，通過生產實踐，逐漸掌握 CVC技術及其板形控制。在國內，理論工作從基本 的 CVC輥型開始研究已逐步深化。軋輥軸承是軋鋼機的重要部件，軸承的壽命直接影響到軋機的產量與產品的質量。有關軸承破壞機理的理論分析在國內外也取得了豐碩的成果。 1.4 課題的研究方法和研究內容 為了增加自己對 CVC的了解，我以寶鋼 2050mm連軋機組中的 F1機架的數據為參考，根據一些軋鋼機械的書籍中的設計原則和過程對電動壓下部分做了比較詳細的設計，同時也對四輥 CVC軋機的結構和主傳動機構做了一些敘述和計算。設計第四部分對一些主要零件如工作輥，機架，接軸做了強度校核并對軋輥軸承做了壽命計算。設計第五部分提出 了試車要求，最后對本設計的經濟效益和社會效益做了簡單的分析。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 4 頁 第二章 軋機力能參數計算 2.1 總體方案設計與選擇 帶材軋制過程中，為消除帶鋼的厚度不均勻和保證軋制精度，壓下裝置必須隨時在軋制負荷下調整輥縫。根據板帶軋機壓下裝置的這一特點，本設計中的電動壓下系統(tǒng)用于帶鋼厚度自動控制的執(zhí)行機構中。由于帶材的寬厚比很大，為嚴格保持上、下軋輥平行，兩臺電機軸之間用電磁聯軸節(jié)連接，其傳動形式如圖 2-1 所示 。 1 - 二級蝸輪副； 2 - 壓下螺絲； 3 - 一級蝸輪副； 4 - 電動機； 5 - 電磁聯軸節(jié) 圖 2 - 1 壓下裝置傳動示意圖 2.2 設計的已知數據 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： 軋前后度： h0=32mm 軋后厚度： h1=23.5mm 絕對壓下量： h =8.5mm 相對壓下量： 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 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 5 頁 2.3 軋制力的計算 2.3.1 軋輥的選取及驗證 - 考慮到加工的難易程度，工作輥采用易加工的帶平臺的軸頭。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 ，輥頸長度 mm7602 l 。 由于 11cos Dh 1-7765.8 0.989 （ 2.1） 式中： 咬入角； h 絕對壓下量。 所以由式 cos11 hD989.01 5.8 773mm； 即工作輥直徑滿足要求。 2.3.2 平均變形程度的計算 5 7 . 4 2 85.83881 hRl mm (2.2) 式中： l 接觸弧水平投影長度， mm； 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 6 頁 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； 相對壓下量。 0 .1 9 51 7 7.01 1ln1 1ln mmr (2.6) 式中： mr 真實平均變形程度。 2.3.3 平均單位壓力的計算 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 考慮摩擦對應力狀態(tài)的影響系數， MPa； 由11hR5.23776 33 和 26.6% 由 1圖 2-23得 n=1.55 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 7 頁 k 軋制材料在靜壓縮時變形阻力， MPa； 15.1k (2.8) 式中： 金屬變形阻力 rut KKK 0 (2.9) 式 中： 0 基準變形阻力，即變形溫度 u =10s1 、變形程度 40%時的變形阻力； tK 變形溫度影響系數 )exp( BTAK t (2.10) 1000273 tT uK 變形速度影響系數， DTCmu uK 10 (2.11) rK 變形程度影響系數， 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 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 8 頁 pm=nk 1.55 1.15175.14 312.2MPa 2.3.4 總軋制力的計算 軋件對軋輥的總軋制力 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 軋制力矩的計算 由現場實測數據可知帶鋼前后張力差為 kN27101 TT 張力對軋制力方向影響的偏轉角 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 不考慮張力時軋制力作用點對應的中心角 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。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 9 頁 圖 2 - 2 工件輥受力圖 2.5 主電機容量計算 2.5.1 摩擦力矩的計算 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，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 工作輥帶動支承輥的力矩計算 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 滾動摩擦系數，取 m 0。 2 2 支承輥軸頸處摩擦圓半徑， mm83.1004.029152 22 d 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 10 頁 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 所以工作輥帶動支承輥的力矩 cRM R 16136 1。 12 18073Nm (2.17) 式中： R 支承輥對工作輥的反力； c 反力對工作輥的力臂。 2.5.3 驅動工件輥的力矩計算 將軋制力矩 ZM ，工作輥帶動支承輥的力矩 RM 與工作輥軸承中摩擦力矩1fM三部分相加就得到驅動一個工作輥所需力矩，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，驅動兩個工作輥所需力矩 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 工作輥轉數， r/min。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 11 頁 2.5.4 初選電機 工作輥轉數 r / m in5.457 7 6.0 85.16060 11 d vn 初算驅動兩工作輥的功率 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 作輥帶動支承輥的力矩； 1fM 工作輥軸承中摩擦力矩； 1n 工作輥轉數， r/min。 初取從電動機到工作輥的效率 85.0 所以所需電機功率 5 3 3 6 k W85.04 5 3 6 NN d (2.21) 式中： N 驅動兩工作輥的初算功率； 傳動系統(tǒng)的總效率。 由于要求軋制板坯寬度范圍： W: 900 1450mm， F1軋機所軋板坯最大厚度要求 H=65mm， 所以初選電機型號： 1JW 5527-2DS 07 兩臺，一臺的額定功率為 5000kW，另一臺的功率為 5750kW，轉數都為 0 250/590rpm。 2.5.5 電動機的校核 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 電動機的額定轉矩； N 兩臺電動機的功率； 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 12 頁 ern 電動機的額定轉數。 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 電動機的額定轉矩。 額定轉數軋制時的最大傳動比為 12.147.17250 eri 所以采用二級減速器，其傳動比 i=6.8547。 傳動簡圖如圖 2-3所示。 圖 2 - 3 軋機主傳動簡圖 各傳動副的效率： 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 各轉動件推算到電動機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 軋制時電動機力矩。 電動機的過載校核： 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 13 頁 0 .2 44 1 0 6 5 01 0 0 3 4 7 erDca MMK (2.26) 式中： caK 電動機過載系數的計算值。 對于熱連軋機的許用過載系數caKK 25.1，所以過載校核通過。 軋制時電動機的轉數ernnin r / m in3125.458 5 4 7.61， 需進行電動機的熱校核。 繪制電動機的靜負荷圖： 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 F1軋機后的長度； G 板坯的質量； b 板帶的寬度； 1h 板坯通過 F1后的厚度； 鋼 鋼的密度。 s9885.1 85.1811 vLt (2.28) 式中： 1t 軋制帶鋼的時間； L 帶鋼通過 F1軋機后的長度； v 軋制速度。 取空載時間 s1200 t。 以時間 t作為橫坐標，以電機力矩作為縱坐標，繪制電機負荷圖，如圖 2-4所示。 圖 2 - 4 電機負荷圖 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 14 頁 Nm83756218 9810034712016426 22101202 tt tMtMM Dk onjun (2.29) 式中： junM 電動機按發(fā)熱計算出來的等值力矩。 所以junD MM ，即發(fā)熱校核通過，最終選擇上述電機。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 15 頁 第三章 壓下系統(tǒng)的設計 3.1 壓下形式的選擇 由于帶材的軋制速度較高，電動壓下裝置由于慣性大，很難滿足快速、高精度地調整輥縫的要求，因而采用電動壓下與液壓壓下相結合的壓下方式。由于有了液壓壓下，壓下裝置具有以下優(yōu) 點： 1. 慣性力小、動作快靈敏度高，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，提高了產品質量，并降低了成本。 2 結構緊湊，使傳動效率大大提高。 3. 采用液壓系統(tǒng)可以使卡鋼迅速脫開，這樣有利于處理卡鋼事故，避免了軋件對軋輥的刮傷、燒傷。 4. 可以實現軋輥快速提升，便于快速換輥，提高了軋機的有效作業(yè)率，增加了軋機的產量。 四輥軋機的電動壓下大多采用兩級蝸輪副傳動或圓柱齒輪蝸輪副傳動的形式。前一種傳動形式主要特點是速比大，結構緊湊，但傳動效率低，造價高，后一種傳動形式使用了圓柱齒輪，因此 傳動效率得到了提高。可是隨著大型球面蝸桿設計及制造工藝技術不斷的發(fā)展與完善，前一種普通的蝸輪蝸桿機構以逐步被球面蝸輪蝸桿機構所代替。這樣一來不但傳動效率大大提高，而且傳動平穩(wěn)，壽命長，承載能力高。因此這里壓下裝置采用雙蝸輪蝸桿傳動方式，第一級蝸輪副的傳動比 86/481 i ，第二級蝸輪副的傳動比 401/402 i ，總傳動比 32040821 iii 。 3.2 壓下零件的設計計算 3.2.1 壓下螺絲的設計計算 （一）壓下螺絲螺紋外徑確定 1. 預選螺紋外徑dd及其它參數 從強度觀點分析，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系，而且二者均受同樣大小的軋制力 1P （ 2/1 PP ）。因此，經驗證明二者存在著以鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 16 頁 下的關系： 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，。 對四輥熱連軋帶材軋機ddt 050.0025.0 ， 選 mm75.255 1 505.005.0 ddt 取 mm25t 2. 壓下螺絲的強度校驗 由螺紋外徑dd確定出其內徑1dd后，便可按照強度條件對壓下螺絲進行強度校驗。 214dj dP (3.3) 式中： j 壓下螺絲中實際計算應力， MPa； 1P 壓下螺絲所承受的軋制力， N； 1dd 壓下螺絲螺紋內徑， mm； 壓下螺絲材料許用應力， 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 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 17 頁 nb (3.5) 式中： b 壓下螺絲材料的強度極限， MPa ，選用 45鍛鋼， MPa600b； n 壓下螺絲的安全系數， 6n 。 所以 實際計算應力 M P a1006.5375.437 10806844 2 3211 M P ad Pdj 所以強度校核通過。 取壓下螺絲長度 mm1400dL，則壓下螺絲的長、徑之比 57.25151400 dddL，所以不用進行縱向彎曲強度（穩(wěn)定性）校驗。 壓下螺絲的螺紋形式采用單頭鋸齒螺紋。 （二）壓下螺絲的尾部開關設計 1. 壓下螺絲的尾部開關選擇 因為此軋機為精軋機組中的一座，故其上輥調節(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。因為凹形球 面不但自位性好，所以選擇凹形球面。 3.2.2 壓下螺母的結構尺寸設計 （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，壓下螺母的材質選用青銅，對于這種材料其薄弱環(huán)節(jié)是擠壓強度比較低，因此，壓下螺母高度 H 應按螺紋的擠壓強度來確定。其擠壓強度條件如下： M P a1006600 n b鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 18 頁 pddZ Pp dd 212 1 24 (3.6) 式中： p 螺紋受力面上的單位擠壓應力， MPa； 1P 軸頸上的最大壓力， N； Z 壓下螺母中的螺紋圈數； dd 壓下螺絲的外徑， mm； 1dd 壓下螺絲螺紋內徑， mm； 壓下螺母與螺絲的內徑之差 ， 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 6.292574 0 tHZ (3.8) 式中： t 螺紋螺距。 所以，螺母的擠壓強度 2 0 M P a15M P a9.125.77275.4375156.291080684242232121pddZPpdd 所以校核通過。 2. 壓下螺母外徑dD的確定 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 19 頁 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壓下螺母與機架上橫梁中的螺母孔的接觸面?zhèn)鹘o機架，因此，壓下螺母的外徑應按其接觸面的擠壓強度的外徑。 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 壓下螺絲通過的機架上棟梁孔的直徑， mm，dd DD 85.01 ； p 螺母端面與機架接觸面間的許用單位壓力， M Pa8060 p 。 由經驗公式預選壓下螺母外徑 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 壓下螺絲通過的機架上棟梁孔的直徑 mm75.74387585.085.01 dd DD 所以，螺紋受力面上的單位擠壓應力 M P a8060M P a4.4875.74387510806844223221pDDPpcd 所以，校核通過。 （二）壓下螺母的形 式及材質的選用 壓下螺母承受巨大的軋制力，因此要選用高強度的鑄造無錫青銅。壓下螺母的形式很多，為了節(jié)約有鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 20 頁 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，采用二級鑲套螺母形式，其中套的材料選用高強度鑄鐵，因為它與鑄銅的彈性模數相接近，以保證兩者變形均勻一致。為了改善螺母的散熱條件，設計成帶冷卻水套的結構，如圖 3-1所示。 3.2.3 壓下螺絲的功率計算 （一）壓下摩擦靜力矩的計算 在壓下機構穩(wěn)定運轉的情況下，轉動壓下螺絲只要克服最大摩擦靜力矩，壓下螺絲便可正常運轉。壓下螺絲受力如圖 3-2所示。 計算壓下螺絲轉動時的最大靜力矩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. 計算 1M 3111 pdPM (3.12) 式中： 1 摩擦系數，對滾動止推軸承可取 005.01 ； 1P 作用在一個壓下螺絲上的力， N； pd 滾動軸承平均直徑 ， m4635.0pd。 所以 Nm6 2 3 334 6 3 5.0108 0 6 80 0 5.03 3111 pdPM 2. 計算 2M Nm208175)53405t a n (245.0108068)t a n (2 3212 ddPM (3.13) 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 21 頁 式中： 1P 作用在一個壓下螺絲上的力， 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，一般取1.02 ，故 405 ； 螺紋升角，壓下時用正號，提升時用負號，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 因為壓下速度不高，壓下次數又不頻繁，只考慮靜力矩就可以了。 所以每個壓下螺絲的傳動電動機功率 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 電動機額定轉數，初取 r/min500n ； i 傳動系統(tǒng)總數比； 傳動系統(tǒng)總的機械效率。 為了適應其他規(guī)格的產品的軋制，選擇型號為 814S 的直流電動機兩臺，功率為110/220kW，轉數為 500/1000r/min。 由于 寶鋼 2050熱連軋機的電動壓下裝置，不作為 AGC用，其 F1一 F7均采用液壓 AGC，電動壓下裝置僅作 為換輥、抬輥之用，故采用一臺交流滑環(huán)電動機，其功率為 90kw，型號為 1LW4283。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 22 頁 第四章 主要零件校核 4.1 下工件輥的校核 4.1.1 下工作輥強度計算： 力矩圖如圖 4-1 所示。 圖 4 - 1 下工作輥力矩圖 彎輥力 kN600WF 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 23 頁 1 7 9 2 9 k N/ m9.0161361 bPq (4.1) 式中： 1q 軋件對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 下支承輥對下工作輥的均布載荷； R 支承輥對工作輥的反力； 2L 支承輥輥身長度。 k N/ m6.709.02 1272 013 b TTq (4.3) 式中： 3q 帶材前后張力差對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。 按扭轉條件計算 截面的強度 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 工作輥的疲勞強度校核 截面直徑最小，且有應力集中； 截面為輥徑與輥身連接處，由于直徑發(fā)生實然變化，產生明顯的應力集中；由于輥身處直徑最大且無應力集中，故不必對輥身處進行鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 24 頁 校核，而只需對、截面進行校核。 截 面右側 MP a94.1751.02.0 4 7 6 0 1 32.04 7 6 0 1 3 33 dWTT 因為截面受扭矩作用，所以 M Pa97.8 ma 由于軸徑變化形成的理論應力集中系數由 2 附表 3-1 查取。因 0.0165108 dr，1.05510538 dD ，經插值后可查得 5.2 由 2 附圖 3-1可得軸的材料的敏性系數為 85.0q 有效應力集中系數為 28.2)15.2(85.01)1(1 qk 由 2 附圖 3-3得尺寸系數 75.0 按粗車加工，由 2 附圖 3-4 得表面質量系數為 88.0 軸的此處未經表面強化處理，即 1q，則得綜合系數值為 18.3188.0 175.0 28.211 kK 取 05.0 計算安全系數 5.197.397.805.097.818.31 1 51 SKS maca 可知其安全。 截面左側 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 25 頁 彎曲應力 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 扭轉應力 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力集中系數按 2 附 表 3-1查取。因 0.08354245 dr，1.33542720 dD ，經插值后可查得 8.1 ， 53.1 由 2 附圖 3-1可得軸的材料的敏性系數為 83.0q ， 85.0q 有效應力集中系數為 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 55.0 由 2 附圖 3-3得尺寸系數 75.0 按精車加工，由 2 附圖 3-4得表面質量系數為 91.0 軸的此處未經表面強化處理，即 1q，則得綜合系數值為 12.3191.0 155.0 66.111 kK 03.2191.0 175.0 45.111 kK 取 1.0， 05.0 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 26 頁 計算系數值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力校核 由 1 式 3-11最大壓應力 Hbq 2m a x 637.0 (4.5) 式中： 2q 下支承輥對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； 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 軋輥體內最大切應力 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。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 27 頁 圖 4 - 2 工件輥撓度計算簡圖 4.1.4 軋輥的變形計算 簡支梁法計算軋輥的撓度 ,其計算簡圖如圖 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 在計算軋輥撓度處所作用的外力； xx QM 和 在計算截面上的彎矩和切力； GE和 彈性模數和剪切模數； K 截面系數，對圓截面 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) 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 28 頁 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總撓度 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 29 頁 圖 4 - 3 機架彎曲力矩圖 m31.222 f （向上） 兩個撓度值較大，應適當增大彎輥力。 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； 與軋輥材料有關的系數， 為 1/P a10026 3.0 10 ； 2q 下支承輥對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 機架的強度計算 4.2.1 機架的強度計算 機架的材料采用 ZG500，安全系數不小于為 10，其橫梁的許用應力采用以下值 對于橫梁 MPa70橫 對于立柱 MPa50立 1. 計算機架截面上的彎力矩，如圖 4-3所示。 由 1 式 5-7得下橫梁中點處的力矩 1M 為 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 30 頁 圖 4 - 4 機架中的應力圖 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 作用于機架上的垂直力； 1l 機架橫梁的中性線長度； 2l 機架立柱的中性線長度； 1I 機架上橫梁的慣性矩； 2I 機架下橫梁的慣性矩； 3I 機架下橫梁的慣性矩。 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. 求機架的應力，如圖 4-4所示。 機架下橫梁內側應力3n為 M P a4.2967.176.01 0 7 6 6 4 8 32313 nn WM 機架下橫梁外側應力3a為 M P a4.2967.176.01 0 7 6 6 4 8 32313 aa WM 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 31 頁 機架立柱內側應力2n為 M P a1369 0 5.076.02 4 6 3 3 70.176.02101 6 1 3 62 232222 nn WMFR 機架立柱外側應力2n為 M P a7.469 0 5.076.02 4 6 3 3 70.176.02101 6 1 3 62 232222 aa WMFR 以上各數值均小于許應力，所以機架強度校核通過。 4.2.2 機架的變形計算 機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度來說是圈套的，在計算橫梁的彎曲變形時，應考慮橫向切力的影響，即 ffff 333 (4.14) 式中： 3f 機架的彈性變形； 3f 由彎曲產生的橫梁彎曲變形； 3f 由切產生的橫梁彎曲變形； 3f 由拉力產生的立柱拉伸變形。 由 1式 5-20得 mm59.042463372473.21016136647.1)55.047.1(1021073.2424339221!213MRlEIlf (4.15) 式中： E 機架材料的性模數； 1I 橫梁的慣性矩； R 橫梁上的作用力； 2M 機架立柱中的力矩。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 32 頁 由切力產生的兩個橫梁的彎曲變形為 mm11.07.1)55.047.1(10802 73.210161362.12 9 3113 GFRlKf (4.16) 式中： G 機架材料的剪切性模數； 1F 橫梁的斷面面積； K 橫梁的斷面開關系數，對于矩形斷面， 2.1K 。 機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 立柱中性軸長度； 2F 立柱的斷面面積。 所以，機架的彈性變形為 mm92.022.011.059.0 333 ffff 對于四輥熱軋機33 mm0.1 ff ，所以機架剛度符合要求。 4.3 弧形齒萬向接軸強度的計算 4.3.1 弧形齒的優(yōu)點 弧形齒接軸較滑塊式萬向接軸有許多優(yōu)點：在運轉過程中弧形齒接軸的角速度幾乎是恒定的，所以，傳動平衡，沖擊和振動小，有利于提高軋機析軋制速度和發(fā)送產品質量；鉸鏈的密封性和潤滑條件好，使用壽命長；換輥時容易對準，裝拆簡單；鉸鏈制造不青 銅；當接軸傾角較小時，有圈套的承載能力。所以，在精軋機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。下面對弧形齒的強度進行校核。 4.3.2 齒根彎曲疲勞強度校核 齒根彎曲疲勞強度 bm YYFK SaFatFF (4.18) 式中： FK 彎曲疲勞條件下載荷系數； 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 33 頁 tF 弧形齒所受圓周力； FaY 齒形系數； SaY 應力校正系數； b 齒寬， mm125b ； m 模數， mm12m 。 KKKKK VA (4.19) 式中： AK 使用系數； VK 動載系數； K 齒間載荷分配系數； K 齒向載荷分布系數。 根據弧形齒的工作狀態(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 工作輥轉數。 弧形齒的精度為 7級，由 2圖 10-8得動載系數 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 驅動一個工作輥的力矩； d 弧形齒分度圓直徑； z 弧形齒齒數。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 34 頁 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 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。 求得接觸疲勞強度齒向載荷分布系數 1.18HK 再由齒寬 b 與齒高 h 之比 2.51221252 mbhb，由 2圖 10-13得彎曲疲勞強度齒向載荷分布系數 1.2FK 所以彎曲疲勞和接觸疲勞的載荷系數分別為 27.22.12.105.15.1 FFVAF KKKKK 由 2表 10-5，利用插值法查得齒形系數和應力校正系數分別為 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調質，硬度為 236HBS，由 2圖 10-20得 MPa580FE ； 輪齒應力循環(huán)次數 81 100.2103 0 02415.456060 hjLnN 由 2圖 10-18得彎曲疲勞壽命系數 9.0FNK； 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 35 頁 取彎曲疲勞安全系數 4.1S ，得彎曲疲勞許用應力 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算 4.4.1 軋輥軸承的選擇 因為四列圓錐滾子軸承即可承受徑向力，又可承受軸向力，四輥連軋機的工作輥，廣泛彩四列圓錐滾子軸承，這里工作輥需要軸向竄動，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，由于操作側軸承座具有固定 CVC軋輥軸向移動的機構，使軸承受力更加復雜，因此，采用四列組合軸承。 4.4.2 軋輥軸承的壽命計算 傳動側四列圓錐滾子軸承的壽命計算 以小時數表示的軸承壽命hL為 PCfnL rth 6010 6 (4.22) 式中： n 軸承的轉速， r/min， r/min5.45n ； tf 溫度系數； rC 徑向基本額定靜載荷； P 軸承的當量動載荷； 指數，對于滾子軸承， 3/10 。 27/294/39/7c o s wewecr DZiLfC (4.23) 式中： cf 系數，由 12表 28.3-2得 7.70cf； i 滾動體列數； 接觸角， 201016 ； Z 每列滾動體個 數， 12Z ； 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計 第 36 頁 weD 滾子直徑， mm， mm25weD； weL 滾子有效長度， mm， mm60weL。 所以， kN9952512201016c o s6047.70c o s27/293/ 47/ 927/294/39/7 wewecr DZiLfC 由于軋制時滾動軸承的溫度小于 65，由 2表 13-4得 1tf。 軸承的當量動載荷為 arP YFXFfP (4.24) 式中： Pf 載荷系數，由 2表 13-6得 2Pf ； X 徑向動載荷系數，由 2表 13-5 得 4.0X ； Y 軸向動載荷