1250HC軋機主傳動設(shè)計

1250HC軋機主傳動設(shè)計摘要本次設(shè)計為hc軋機主傳動結(jié)構(gòu)。軋鋼機主傳動系統(tǒng)主要由電機、齒輪座、聯(lián)軸器及機架組成。本次設(shè)計是對hc軋機進行主傳動系統(tǒng)設(shè)計，包括電動機、聯(lián)軸器及機架，通過計算軋制力能參數(shù)并進行零件強度校核分析來完成設(shè)計內(nèi)容。使設(shè)計方案能夠達到使用要求，并且合理可行，然后進行軋制力能參數(shù)的計算，并根據(jù)算出的結(jié)果來選擇電動機并進行校核、計算，同時對其中的主要零部件，如軋輾、連接軸、傳動軸、等進行強度計算，保證了使用的安全性與可靠性，最后對潤滑方式進行了簡單分析，對經(jīng)濟性也進行了分析。考慮到造價問題，電動機選用造價低廉的高速交流電動機。在設(shè)計的過程中，我們要考慮到實用性、制造的難度、經(jīng)濟因素以及實際生產(chǎn)中所遇到的問題。齒輪機座：用于將轉(zhuǎn)矩傳遞給工作輾，設(shè)計采用兩個直徑相等的圓柱形人字齒輪在垂直面上排成一排，被裝于密閉的箱體內(nèi)。聯(lián)軸器：將電機與齒輪座安全連接的連接軸。主聯(lián)軸器一般采用梅花接軸聯(lián)軸器。關(guān)鍵詞：軋機；軋輾；主傳動系統(tǒng)；電動機；齒輪座TheDesignOfTheMainDriverOf1250HCMillAbstractThisdesigntothehcmillmaindrivestructure.Maindrivesystemofsteelrollingismainlycomposedofmotor,shaftcouplingandframe.Thisdesigniscarriedoutonthehcmillmaindrivesystemdesign,includingmotor.couplingandframe,throughthecalculationofrollingforcecanparameterandintensityanalysisofthepartstocompletethedesigncontent.Sothattheuseofdesigntomeetrequirementsandisreasonablypracticable.andthenrollingforcecanbecalculatedparameters,andinaccordancewiththeresultscalculatedtoselectthemotorandcheckthecalculation,whilethemaincomponents,suchasroller,connectingshaft.transmissionshaftandtoothstrengthandwearresistanceofthechecktoensurethattheuseofthesafetyandreliability,thelastoftheLubricationAnalysisofasimplemanner,ontheeconomyisalsoanalyzed.Consideringthecostproblem,motorwithlowcosthighspeedofacmotor.Intheprocessofdesign,weshouldconsiderthepracticalitymanufacturingdifficulty.Economicfactorsandproblemsencounteredintheactualproduction.Gearstand:usedtotransfertorquetoworkroll.thedesignUSEStwoequaldiametercylidricalherringbonegearintheverticalplaneinarow.packedinthesealedenclosure.Coupling:thegearreducerandconnectingshaftofasecureconnection.Themainmotorwithplumblossomjointshaftcouplingingeneral.Keywords:rollingmill;roll;TheMainDriver；Electric；RollerTOC\o"1-5"\h\z.緒論1選題背景和目的1國內(nèi)外發(fā)展情況1課題研究的主要內(nèi)容2.總體方案設(shè)計4軋鋼機主傳動裝置的類型4單機座軋鋼機4多機座軋鋼機主傳動類型4方案對比與選擇4各零部件類型選擇的確定5電機5齒輪座6聯(lián)軸器6軋輾軸承選擇6.軋制力能參數(shù)的計算7軋制力的計算7設(shè)計參數(shù)7軋輾主要尺寸的選擇7軋制力的計算8軋輾力矩的計算10.主電機容量選擇14初選電機14主電機力矩15電機的校核16.軋輻計算及強度校核17工作輾強度校核18支承輾強度校核19工作輾與支承輾間的接觸應(yīng)力校核20校核最大正應(yīng)力20校核軋輾內(nèi)最大切應(yīng)力21校核軋輾內(nèi)最大反復(fù)切應(yīng)力22.軋輻軸承的選擇23軸承選擇23壽命計算23.齒輪座齒輪的設(shè)計與強度計算25齒輪座齒輪的確定25按齒面接觸強度設(shè)計25按齒根彎曲強度設(shè)計28幾何尺寸計算30.聯(lián)接軸的弓5度計算31開口式扁頭的強度計算31叉頭的強度計算33軸體強度計算33萬向接軸的許用應(yīng)力34.潤滑方式的選擇35潤滑方式的類型35軋機常用潤滑系統(tǒng)簡介35各部分潤滑方式的選擇37.環(huán)保性及經(jīng)濟分析38設(shè)備的環(huán)保分析38設(shè)備可靠性分析38設(shè)備經(jīng)濟性分析39結(jié)論錯誤！未定義書簽。致謝41參考文獻42.緒論選題背景和目的在現(xiàn)在飛速發(fā)展的社會里，鋼鐵已經(jīng)成為全球廣泛應(yīng)用所需要的主要材料。而鋼鐵工業(yè)為了滿足當今人們的廣大需要，目前所引用先進的軋鋼機械和軋制技術(shù)，并不斷地創(chuàng)新和發(fā)展。對于冷軋機構(gòu)也有了相應(yīng)的變化，隨著冷軋機的發(fā)展，各種冷軋機都有優(yōu)缺點。而對于鋼鐵通常有軋制板帶材外形尺寸的質(zhì)量通常有兩大指標：一是厚度精度（厚度公差），二是平直度（板形）。厚度精度即包括縱向厚度和橫向厚度。由于已廣泛應(yīng)用的液壓壓下和板厚自動控制（AGC）技術(shù)日趨完善，致使軋出的帶鋼縱向厚差越來越小，即縱向厚度精度越來越高，已能滿足用戶要求。相對來說，橫向厚度精度和板形的影響因素更為復(fù)雜，理論尚不成熟。特別是近年來對薄而寬的帶材的需求量增加，用戶對橫向厚度精度和板形質(zhì)量的要求更嚴。因而解決橫向厚度精度及形板形的問題是冷軋生產(chǎn)中的一大難題。為了設(shè)計出能夠增強扳形控制能力的冷軋機來提高鋼鐵軋制效果，最終達到提高軋制生產(chǎn)效率的目的。通過對市場上現(xiàn)有的軋機進行比較和分析，HC軋機就是為了能夠增強板型控制能力而研制的。國內(nèi)外發(fā)展情況HC軋機全名為日立中心凸度高度控制軋機（HighCrowmControlMill）。該機型是日立公司于1972年研究開發(fā)的軋機，兩年后正式投入工業(yè)化應(yīng)用。由于它的中間輾可軸向移動，因此具有良好的板型控制能力。其主要結(jié)構(gòu)特點是：在支撐輾和工作輾之間加入一對能夠沿著軋輾軸向相對移動的中間輾，通過中間輾的相對移動來改變軋制壓力在帶鋼方向上的分布，加上工作輾的正負彎輾作用，對改善帶鋼板形起到了明顯的效果。由于HC下中間輾，可以消除普通四輾冷軋機無法克服的輾問有害接觸部分。與四輾軋機相比，該冷軋機既是一臺四輾軋機，又是一臺六輾HC軋機，具有以下優(yōu)點：（1）由于工作輾的輾徑較小，可增加道次壓下量。也就是說對軋制同一厚度的成品可增加來料厚度或減少軋制道次，節(jié)約了能源，提高了生產(chǎn)效率。（2）中間輾的軸向移動與工作輾的正負彎輾相配合，對各種不同軋制規(guī)格的熱軋鋼卷的實際板形可獲得最佳的軋制輾縫。提高了調(diào)節(jié)板型的能力，可獲得最佳扳形高質(zhì)量帶材。（3）工作輾輾形采用圓柱形，不僅減少了軋輾的備用量，簡化了軋輾管理，而且也減少了軋輾的磨削量，節(jié)約了軋輾。更重要的是當改變軋制計劃時不需要更換軋輾，節(jié)約了換輾時間，提高了機組作業(yè)率。（4）減少了帶鋼的邊部減薄，減少邊裂，因此斷帶少，切邊少，提高了成材率。（5）保留了液壓壓下的高精度四輾可逆式冷軋機的優(yōu)點，能適應(yīng)產(chǎn)品規(guī)格大范圍變動。第一臺HC六輾軋機安裝在日本日立研究所，軋機尺寸為6100/（|）130/（|）300x400毫米，這臺軋機試驗成功后兩年，即1974年，日本新日鐵八惜廠改裝了一臺單機架可逆式HC六輾軋機，尺寸為6400/（|）530/（|）1420x1420毫米，用于冷軋?zhí)间?。以后，HC軋機的應(yīng)用范圍逐步擴大到平整，冷連軋和熱連軋等領(lǐng)域，軋制品種由軋鋼擴大到軋制有色金屬，成為近十年來發(fā)展最快，建立臺數(shù)最多的新型板帶軋機。至1983年統(tǒng)計:已投產(chǎn)了各類HC軋機共73臺，1984年，尚有10臺正在制造、安裝中。它具有普通四輾冷軋機不能達到的性能和優(yōu)點，首先在日本得到廣泛使用，繼而受到全世界的矚目，它和氧氣轉(zhuǎn)爐煉鋼、精煉、連鑄并列為推動鋼鐵技術(shù)進步的3大技術(shù)，除日本各大鋼鐵公司均已采用外，美國、聯(lián)邦德國、加拿大、瑞典、巴西、墨西哥和南朝鮮等國也有引進。其中德國比較重視鋼鐵工業(yè)的可持續(xù)發(fā)展，制定了一些標準和計劃。決定開發(fā)新鋼種新的制造設(shè)備提高勞動生產(chǎn)率和成材率。目前可以認為，HC六輾軋機是板帶軋機改造和新建的主要新機型，版形自動控制，自由規(guī)程軋制，高精度，多參數(shù)在線綜合測試等，提高勞動生產(chǎn)率和成材率及連續(xù)化。同時回收并利用副產(chǎn)品，控制廢氣體的排量，非常節(jié)能與環(huán)保。其優(yōu)點正被人們所認識，因此在迅速發(fā)展中。而我國已經(jīng)擁有現(xiàn)代化四輾及六輾冷軋機108臺，其機組設(shè)備布置齊全，生產(chǎn)能力可達到2100kt/a,二輾冷軋機約3020臺，生產(chǎn)力可達到450kt/a,總計冷軋板帶生產(chǎn)力可達2550kt/a,至ij2005年底，我國四輾軋機的生產(chǎn)能力為2120kt/a,二輾軋機為380kt/a生產(chǎn)能力，總計冷軋板帶生產(chǎn)能力為3500kt/a。同時，2006年我國建立冷軋廠生產(chǎn)線有2條，四輾及六輾單機架不可逆式冷軋機有13臺，可達到總生產(chǎn)力為1750kt/a。我國已經(jīng)達到機組設(shè)備布置緊湊，總體功能齊全，機器自動化程度提高，軋制速度加快，可實現(xiàn)上卸卷的自動化操作，是操作強度得到了降低，提高了成品率，很具有競爭力。機組國產(chǎn)化的程度也得到提高，對于設(shè)備的維修也更加方便。雖然和國外相比應(yīng)有一些差距，但軋制速度也得到了提高，單機產(chǎn)的最初7.5kt/a提高但現(xiàn)在的40kt/a。同時，國內(nèi)的設(shè)備維修也越來越經(jīng)濟，產(chǎn)品更具競爭力。課題研究的主要內(nèi)容本課題的主要研究內(nèi)容是通過對已知軋制參數(shù)的分析，對軋輾主要尺寸進行確定，計算軋制力來確定軋制力矩，然后進一步選擇主電機容量，設(shè)計軋輾并對軋輾的強度進行校核，進而對軋輾軸承的選擇，設(shè)計齒輪中齒輪的傳動與萬向連接軸的選擇設(shè)計，再對機架的設(shè)計以及校核，還有潤滑方法的選擇和經(jīng)濟分析。.總體方案設(shè)計軋鋼機主傳動裝置的類型由于軋鋼機型式和工作制度不同，軋鋼機主傳動裝置也有不同的類型。單機座軋鋼機有的軋鋼機是將電動機的運動和力矩通過電動機聯(lián)結(jié)軸節(jié)、減速機、主聯(lián)軸節(jié)、齒輪座、聯(lián)結(jié)軸而傳給軋輾。還有的軋鋼機將電動機的運動和力矩是通過主聯(lián)軸節(jié)和聯(lián)結(jié)軸而直接傳給軋輾，兩個軋輾由各自的電動機單獨驅(qū)動。還有一種將電動機的運動和力矩是通過主聯(lián)軸節(jié)、齒輪座、聯(lián)結(jié)軸而傳給軋輾。多機座軋鋼機主傳動類型多機座軋機一般是不可逆式軋機，往往采用集體驅(qū)動，由一臺電動機通過減速機和齒輪座傳動若干架工作機座的軋輾。方案對比與選擇圖2.1總體傳動方案一圖2.2總體傳動方案二電動機2---聯(lián)接軸3—齒輪座4---萬向接軸5—軋輾傳動方案一：方案一和方案二比較更能提高電動機的運動，力矩都是通過齒輪座，聯(lián)結(jié)軸傳給軋輾的，齒輪座則可以平均分配轉(zhuǎn)矩，使兩輾的驅(qū)動同步，既轉(zhuǎn)速相同，而方向相反，這樣就可以實現(xiàn)兩輾啟動、制動同步，這樣可以提高帶鋼表面的質(zhì)量。而且使用單電機啟動，所需的設(shè)備數(shù)量少、結(jié)構(gòu)緊湊，并且占地面積小，便于維修。傳動方案二：兩個電機分別帶動兩個軋輾，提供的動力大，而兩個電機的容量需求小，但不能實現(xiàn)兩個軋輾同時驅(qū)動、啟停，而且傳動不太平穩(wěn)，導(dǎo)致軋件的表面質(zhì)量比較差，不能保證板型。而且使用雙電機啟動，所需設(shè)備數(shù)量比較多，成本高，結(jié)構(gòu)也不緊湊，并且占地面積大，不方便維修。綜上所述，選擇方案一。各零部件類型選擇的確定電機本方案采用直流電動機。直流電動機優(yōu)點有：啟動力矩大，平穩(wěn)，電器特性好，操作方便，在一定范圍內(nèi)可以無級變速。在軋鋼機上，電動機工作較為繁重，要求調(diào)速范圍也比較寬。軋件在軋制時，在低速咬入軋件后，再加速到軋制速度，要求電動機有較大過載能力。當主傳動采用大型交流電動機時，需增設(shè)一套微調(diào)裝置以便于換輾，而且交流電機需要變頻調(diào)速造價高。直流電機調(diào)速方便，造價低。綜上所述選擇直流主電機。齒輪座當工作機座的軋輾由一個電動機帶動是，一般采用齒輪座將電動機或減速機傳來的運動和力矩分配給兩個或三個軋輾。本方案選擇高立柱式齒輪座箱體，拆裝方便，箱體剛性和密封性好，不易漏油，工作穩(wěn)定性可靠。聯(lián)軸器軋鋼機齒輪座，減速器和電動機的運動和力矩，都是通過聯(lián)軸器傳遞給軋輾的。在軋鋼機中常用的連接軸有萬向接軸、梅花接軸、聯(lián)合接軸和齒式接軸等。確定連接軸類型主要根據(jù)軋輾調(diào)整量、聯(lián)軸允許傾角和傳遞扭矩等因素有關(guān)。萬向接軸的允許傾角較大傳遞扭矩也較大，梅花接軸和聯(lián)合接軸允許傾角較小一般用于軋輾調(diào)整量不大的軋機，齒式接軸傾角較小但在高速下運轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠一般用于軋輾調(diào)整量不大速度較高的軋機。本次設(shè)計的hc軋機選用傾角比較大的滑塊式萬向接軸。軋輻軸承選擇熱帶鋼連軋機采用的軸承，主要有滾動軸承和液體摩擦軸承。滾動軸承摩擦系數(shù)小、工作可靠、安裝拆卸方便，廣泛用于四輾軋機的工作輾上。本設(shè)計采用四列圓錐滾子軸承，因為這種軸承可承受軸向以不需采用推力軸承。為了便于換輾，軸承在軸頸上和軸承座內(nèi)均采用動配合（e8.f8）。由于配合較松，為防止對輾頸的磨損，要求輾頸硬度為HRC=32~36。同時應(yīng)保證配合表面經(jīng)常有潤滑油。.軋制力能參數(shù)的計算軋制力的計算設(shè)計參數(shù)材質(zhì)：20A鋼；原料寬度B=1100mm；卷重：16t;軋制速度v=12m/s；軋前厚度：h0=0.72mm；軋后厚度：％=0.6mm；壓下量：△h=0.12mm；后張力：T0=16000N；前張力：T1=18000N。軋輾主要尺寸的選擇1、工作輾及支承輾輾身長度選擇L=bmax+a(3.1)式中：L輾身長度，mm；bmax所軋鋼板最大寬度，bmax=1100mm；a視鋼板寬度而定，當bmax=400~1200mm時，a=100mm。代入式(3.1)得L=1200mm?？紤]到其他原料尺寸及工作輾和支承輾關(guān)系，工作輾輾身長度取L〔二1250mm。中間輾輾身長度取L2=1300mm。支承輾輾身長度取L3=1200mm。2、工作輾和中間輾以及支承輾參數(shù)選擇(1)HC軋機軋輾直徑的選取減少工作輾直徑可采用大壓下量，但工作輾直徑過小，對大壓下量也有不利的一面，因此，存在著最佳工作輾直徑。HC$L機工作輾直接與軋件接觸，直徑影響帶鋼的扳形，通常工作輾直徑為：Di=(0.2~0.3)B式中：Di—工作輾直徑(mm)B一帶鋼寬度選取D1=300mm。中間輾(D2)直徑對帶鋼板影響較小，故其選擇范圍較寬。在選擇中間輾直徑時應(yīng)考慮使用后在當工作輾用，故應(yīng)應(yīng)比工作輾直徑大些。所以選擇D2=400mm。支撐輾(D3)是承受軋制負荷，一股按軋制負荷的要求選擇，也可以參考四輾軋機支撐輾的直徑選擇。L/D3的選擇主要取決于工藝條件。當軋件較厚時，由于要求要較大的工作輾直徑，故選較小的L/D3比值。D3=1200/(0.8?1.8)=666.67?1500mm選取D3=800mm。對于六輾軋機，為減少軋制力，盡量使工作輾直徑小些。但工作輾最小直徑受輾頸和軸頭的扭轉(zhuǎn)強度和軋件咬人條件的限制。軋輾的工作直徑Di應(yīng)滿足：Di>(3.2)-cos二式中：O最大咬入角，由文獻［1］可知最大咬入角0=3~5°;&h壓下量，mm。代入式(3.2)得DB(132.65?234.78)mm可知工作輾直徑滿足咬入條件。3、軋輾輾頸尺寸d的確定使用滾動軸承時，由于軸承外較大，輾頸尺寸不能過大，一般選：d=(0.5~0.55)Dd1=(0.5~0.55)300=150?165mmd2=(0.55?0.55)X400=200?220mmd3=(0.75?0.8)>800=600?640mm考慮軸頸和軸頭的扭轉(zhuǎn)強度因素，取d1=160mm,d2=200mmd3=600mm。3.1.3軋制力的計算冷軋鋼板采用斯通公式計算Pm=(k—am*)Xm(3.3)式中：Pm——平均單位壓力，MPa；m——考慮軋輾彈性壓扁接觸弧加長對單位壓力的影響系數(shù)；k——金屬變形阻力，MPa；仃m——水平張應(yīng)力。由文獻⑴可得計算---壓下率k=1.15--S0--S1(3.4)d100%=T100%=67-27%/=h0』100%=2.2-。6100%=72.73%ho2.2所以由文獻［1,圖2-12a］可知：as0=880MPa(3.5)二s1=91MPa所以k=1.15880910=1029.25T0T1bh)1600020.2MPa11000.72180027.27MPa11000.6二0二120.227.27=23.735MPa(3.6)求壓力增加系數(shù):(3.8)eX-1

m二(3.8)X常數(shù)，對于鋼軋輾:R431.65610mm3/N90600(3.9)軋制前后軋件的平均高度:h常數(shù)，對于鋼軋輾:R431.65610mm3/N90600(3.9)軋制前后軋件的平均高度:hOh120.720.6=0.66mm(3.10)接觸弧水平投影長度：l=Rh(1500.12)=4.24mm(3.11)由文獻［1,表2—4］取摩擦系數(shù)卜=0.05所以：Z=(hm)20.054024)2:0.1030.66(3.12)-0j1口30.05(3.13)Y=2C(k-1)=21.65610-(1029.25—23.735)(3.13)2hm0.66=0.25查文獻［1,圖2—25］得：X=0.53eX-12.72053-1所以：Pm=(k-二m)=(1029.25-237.35)=1045.16MPaX0.53考慮軋輾彈性壓扁后的接觸弧長度-1XhmMXhmM-0.530.660.05=6.996mm(3.14)(3.16)(3.17)(3.16)(3.17)(3.18)(3.19)(3.20)Bm=1100mm所以軋制力P=PmBml,=1045.1611006.996=8.043103KN3.2軋輻力矩的計算1、六輾軋機軋制工作輾受力分析工作輾驅(qū)動六輾軋機軋輾受力見圖3.1,由文獻［1］得計算軋制力公式如下Mk=Mz+MR+Mf1Mz=PaMr=RcMf1=F.1p圖3.1工作輾傳動六輾軋機軋輾受力圖式中Mk驅(qū)動一個工作輾力距，N?m；Mz——軋輾上的軋制力矩，N?m；Mfi軋輾軸承處摩擦力矩，N?m;Mr——支承輾對工作輾的反力對工作輾的力矩，Nm；P——軋制力，kN；a軋制力力臂，mm；R——支承輾對工作輾的反力，kN；c反力R對工作輾的力臂，mm；F——工作輾軸承處反力，kN；pi、p2——工作輾和中間輾軋輾軸承處摩擦圓半徑。(3.21)式中di、d2工作輾和支承輾軸頸直徑mm；[1軋輾軸承摩擦系數(shù)，由文獻［1］知仙=0.004;代入式(3.21)數(shù)據(jù)得p1=0.6mm,p2=0.8mm。2、力臂計算⑴計算a由文獻［1］可知a=L=2.12mm2(3.22)MZ=Pa=80432.12=17051.16(Nm)(3.23)T1-T0.18000-160003當T1AT0時：aaarcsin=arcsin=7.124x102P28043103(3.24)e.5八…a-arcsin=arcsin=0.8185D1D2300400122222式中前后張力對軋制力作用點及前后張力大小有關(guān);工作輾與中間輾連心線與垂直線夾角;e工作輾軸線相對于支承輾軸線偏移距一般e=5~10mm,取e=5mm；(2)計算c由文獻［1］可知P1R==8043萬=8044.6KNcosC)0.9998(3.25)Di300c=mcoSY+—sin*=0.30.99998——0.8249=1.125

22(3.26).:?2m,0.80.3-…,Y=arcsin=arcsin=0.3151D22002(3.27)式中：丫一軋輾連心線與反力R的夾角;M—R力在工作輾與支承輾接觸處偏離一滾動摩擦力臂的距離,m=0.1~0.3mm；取m=0..3mm；代入式(3.32~3.24激據(jù)得丫=01854.46,8=0496.6,c=1.125mm。(3)計算各道次軋制力矩由文獻［1］可知F=Rsin(i)Psin二8044.60.019880437.12410」(3.28)=216.58KNMf1=FR=216.580.6=129.95(Nm)(3.29)Mk=MzMrMf1=17051.169049.09129.95=26231.01(Nm)Mke=2Mk=52462.02(Nm)(3.30)式中：Mke——驅(qū)動兩個工作輾總傳動力矩。4.主電機容量選擇初選電機由文獻［1］可知：(4.1)Mkni(4.1)N——(kw)9550式中：n1工作輾轉(zhuǎn)數(shù)r/min；(4.2)60v6012(4.2)n1==760/min二D13.140.3v——軋制速度；“一一總傳動效率電機額定力矩：(4.3)Mer=9550N^L(4.3)□er式中：N——最大軋制功率，kW；Mer初選電機額定靜力矩，kNm;Ner——初選電機功率，kW；ner初選電機轉(zhuǎn)速，r/min。由文獻‘‘知"聯(lián)=0.99；"潼=0.98;“萬—0.99(4.4)主電機到軋輾之間的傳動效率『="聯(lián)方萬，袞動=0.99M0.99父0.98=96.04%(4.4)代入式(4.1)一Mkn126231.01764.33N===2185.95(kw)9550955096.04%初選電機功率Ner=2200kW,選電機型號90L,電機轉(zhuǎn)速ne=760r/min代入式(4.3)數(shù)據(jù)得:Mer=95502200Mer=95502200760=27644.74Nm4.2主電機力矩主電機上的力矩由四部分組即一MiMfiMzMD=Mf2Mkon_Mdon=MfMkon_Mdon(4.4)ii式中：Md——主電機力矩，kN?m；Mz——軋輾上的軋制力矩，kNm；Mf——附加摩擦力矩，即軋制時由于軋制力作用于軋輾軸承、傳動機構(gòu)及其它轉(zhuǎn)動件中的摩擦而產(chǎn)生的附加力矩，kNm；Mkon——空轉(zhuǎn)力矩，即當軋機空轉(zhuǎn)時，由于各轉(zhuǎn)動件的重量產(chǎn)生的摩擦力矩及其他阻力距，kNm；Mdon——動力矩，軋輾運轉(zhuǎn)速度不均勻時，各部件或減速所引起的慣性力所產(chǎn)生的力矩，kNm；Mf2——各轉(zhuǎn)動零件推算到主電機軸上的附加力矩，kNm；i——電動極和軋輾之間的傳動比，此設(shè)計方案電機直接驅(qū)動軋輾，i=1;1、計算空轉(zhuǎn)力矩MkonMkon=(0.03~0.06)Mer=0.05Mer(4.5)代入數(shù)據(jù)得Mkon=1382.28Nm2、計算摩擦力矩Mf、靜力矩Mj由文獻［1］可知：Mf1TOC\o"1-5"\h\zMf=Mf2(4.6)i’1、Mk126231.01Mf2=-1k(-1)x=27582.56Nm(4.7)FJi0.9511代入式(4.6)得：Mf=27712.51NmMj=MZMfMk0n=46145.91N(4.8)式中：Mj——推算到電動機軸上的總靜力矩，N?m。平穩(wěn)運轉(zhuǎn)時動力矩Mdon=0,所以Md=46145.91Nm4.3電機的校核根據(jù)以上計算選定電機型號90L,功率2200kW,轉(zhuǎn)速760r/min。由文獻［1］Mer=Mmax(4.9)K式中Mmax-――靜負荷圖上的最大力矩，N-m；K——電動機過載系數(shù)，由文獻［1］知不可逆電動機K=1.5~2.0。Mmax=MD=46145.91N-m代入式(4.9)數(shù)據(jù)得M4614591K=Mmax=46145.91=1.67<1.5~2.0,滿足設(shè)計要求。Mer27644.74.軋輻計算及強度校核總的來說，軋輾的破壞決定于各種應(yīng)力（其中包括彎曲應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力、接觸應(yīng)力，由于分布不均或交替變化引起的溫度應(yīng)力以及軋輾制造過程中形成的殘余應(yīng)力等）的綜合影響。具體來說，軋輾的破壞可能由下列三方面原因造成：（1）軋輾的形狀設(shè)計不合理或設(shè)計強度不夠。（2）軋輾的材質(zhì)、熱處理或加工工藝不合要求。（3）軋輾在生產(chǎn)過程中使用不合理。由此可見，為防止軋輾破壞，應(yīng)從設(shè)計、制造和使用等諸方面去努力。在設(shè)計時，通常要按工藝給定的軋制負荷和軋制參數(shù)對軋輾進行強度校核。由于影響強度的各種因素（如溫度應(yīng)力、殘余應(yīng)力、沖擊載荷等）很難準確計算，為此，設(shè)計時對軋輾的彎曲和扭轉(zhuǎn)一般不進行疲勞校核，而是將這些因素的影響納入軋輾的安全系數(shù)中（為了保護軋機其它重要部件，軋輾的安全系數(shù)是軋機各部件中最小的）。六輾軋機支承輾的抗彎系數(shù)較工作輾大得多，在軋制時的彎曲力矩決大部分由支承輾承擔。在計算支承輾時，通常按承受全部軋制力的情況考慮。此設(shè)計六輾軋機由工作輾傳動，工作輾只受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。中間輾作為傳遞力的作用，同時受到上面工作輾的作用力和下面支撐輾給的力，兩種力相互抵消。支承輾剛性幾乎承受全部彎曲應(yīng)力，工作輾與支承輾之間存在接觸應(yīng)力。工作輻強度校核工作輾材料選50CrMnMo,q=785Mpa,對工作只校核扭轉(zhuǎn)強度，工作輾的扭矩圖見圖5.1I_1560MflMfiMflMfic1440c?■T一―，考慮到軋制其他鋼種和其他軋制規(guī)格，取驅(qū)動一個輾最大力矩MK=26.23kN-m由文獻［6］可知6MK(5.1)T=-(5.1)max..2hb式中：?max——軋輾扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa；■——矩形截面桿扭轉(zhuǎn)系數(shù)；h、b矩形截面桿高、寬，mm。傳動端截面近似為矩形b=0.9d1=144mm,h=3/4xb=108mmo代入式(5.1)得max=93.7MPa。由文獻［1］可知，取安全系數(shù)n=5。785［二］=157MPan5

[]=0.6[二]=0.6157=94.2MPa所以Hmax<h］可，知工作輾強度滿足要求支承輯強度校核支承輾材料選合金鍛鋼查文獻［1］可以知支承輾強度極限仃b=700~750MPa,許用應(yīng)力Rb=140~150MPa。支承輾的彎矩圖見圖5.2,在輾頸的1-1斷面和2-2斷面處應(yīng)力集中，兩斷面的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足強度條件，斷面3-3處彎距最大應(yīng)校核3-3處彎曲應(yīng)力。圖5.2圖5.2支承輻的彎矩圖1-1斷面和2-2斷面強度校核由文獻[1]C14pg0.2d.(5.2)2-2PC由文獻[1]C14pg0.2d.(5.2)2-2PC20.2d(5.3)2-2式中仃一、仃2N——1-1和2-2斷面處的彎曲應(yīng)力，MPa；ci、C2——1-1和2-2斷面至反力P/2處的距離，mm；TOC\o"1-5"\h\zci=l/2(5.4)C2=l/2r(5.5)d1-1、d2-21-1和2-2斷面直徑，d1-1=d3=600mm；3d2-2=d1-1+2r(5.6)其中，r為1-1斷面處過渡圓角半徑，r=50mm。考慮到軋制其他的規(guī)格取最大軋制力P=20MN,代入式(5.2~5.6卿d2-2=700mmC1=300mmC2=350mm二1」=55.85MPa<Rb二2n=41.04MPa<Rb可知斷面1-1和2-2滿足強度條件校核斷面3-3處彎曲應(yīng)力(5.7)由文獻［1］(5.7)3!10—二0.4D32式中仃3工——3-3斷面處彎曲應(yīng)力，MPa。代入式(5.7)數(shù)據(jù)得：I%3=125.67MPa<Rb可知3-3斷面滿足強度條件。工作輻與支承輻間的接觸應(yīng)力校核六輾軋機支承輾和工作輾之間承載時有很大的接觸應(yīng)力，在軋輾設(shè)計及使用時應(yīng)進行校核計算。校核最大正應(yīng)力仃max由文獻［1］得公式：O"(5.8)=2qO"(5.8)ma=二b(5.9)b=2q(KiK2)DiD2

一\DiD2(5.9)式中：:max——最大正應(yīng)力，MPa；b接觸區(qū)寬度，mm；q加在接觸表面單位長度上的負荷，N/mmq=P—PG(5.10)L3其中，P、Pg為軋制力和支承輾重量，支承輾重量由平衡系統(tǒng)承擔可以忽略取p=Pmax=10MN;Ki、K2——與軋輾材料有關(guān)的系數(shù)；i-、2i-、2Ki=,K2=(5.11)E1二E2其中，玲、9及Ei、E2為兩軋輾材料的泊松比和彈性模數(shù)。由文獻網(wǎng)得'='2=0.3Ei=173GpaE2=206Gpa代入式(5.8~5.11激據(jù)得q=7692.31N/mm,Ki=1.6710-6MPa-1,K2=1.41X0-6MPa-1,仃max=1677MPa本軋機支承輾輾面硬度HS=40~60,由文獻［1］知許用接觸應(yīng)力［o］=2000~2200MPa二max＜［二］可知滿足接觸強度要求。校核軋輾內(nèi)最大切應(yīng)力為保證軋輾不產(chǎn)生疲勞破壞應(yīng)滿足450(ma=0.304二maxW［］(5.12)式中：％5°(max)——軋輾內(nèi)最大切應(yīng)力,MPa；［t］——軋輾許用切應(yīng)力，MPa。代入式(5.12)數(shù)據(jù)得%。,=509.81MPa,由文獻［1］知。］=641~670MPa,可知45(max)%0(max)W[W]軋輾內(nèi)最大切應(yīng)力滿足強度條件。校核軋輾內(nèi)最大反復(fù)切應(yīng)力zy(ma=0.256Cmax<[.](5.13)式中：Tzy(max)一—軋輾內(nèi)最大反復(fù)切應(yīng)力，MPa。代入式(5.13)數(shù)得zy(max)=429.31MPa,可知Zy(max)W[T]軋輾內(nèi)最大反復(fù)切應(yīng)力滿足強度條件。.軋輻軸承的選擇軸承選擇本次設(shè)計的HC軋機選用四列圓錐滾子軸承，因為這種軸承即可承受徑向力，有可承受軸向力，所以不需要采用推力軸承。為了便于換輾，軸承在軸徑上和軸承座內(nèi)均采用動配合。由于配合較松，為了防止對輾頸的磨損，要求輾頸硬度為HRC32~36同時應(yīng)保證配合表面經(jīng)常有潤滑油。為此，在軸承內(nèi)圈內(nèi)孔有一螺旋槽，內(nèi)圈端面還有徑向溝槽。查文獻［3］選382040型。壽命計算Lh吟Lh吟C)60nP(6.1)式中:Lh——以小時計的軸承額定壽命，h;n軸承的轉(zhuǎn)數(shù)，r/min;C——額定動負荷，N,其值由軸承樣本查得，選C=18500KN;10一10⑤——壽命指數(shù)，又t于球軸承名=3,對于俊動軸承昨一,取名=一；33P——當量動負荷，No當量動負荷由下公式求得：P=(XF,+YFJfFfT(6.2)式中：X——徑向系數(shù)，根據(jù)Fa/Fr之比值，由軸承樣本查得;Y——軸向系數(shù)，由軸承樣本查得;Fr——軸承徑向載荷；N；Fa——軸承軸向負荷，N；Fr二Fr二84032=4011.5KNfff=1.2~1.5fF負荷系數(shù)，由于工作中的振動、沖擊和軸承負荷下均等許多因素的影響，軸承實際負荷要比計算負荷大，根據(jù)冷軋機的工作情況fT——溫度系數(shù)，軋輾軸承一般只能在100oC溫度以下工作，所以fF=1查文獻⑶表7-5-28知e=0.32查文獻[1]p101知Fa=0.02~01Fr因為——=0.02~01:二eFr所以查文獻[2]表13-5得X=1,Y=0；代入公式（6.2）得：p-4813.8KN代入公式（6.1）得：Lh=1949h7.齒輪座齒輪的設(shè)計與強度計算齒輪座齒輪的確定按以上的傳動方案，選用人字齒輪傳動本次設(shè)計的HC軋機轉(zhuǎn)速不高，選用7級精度的人字齒輪(GB10095——88)。材料選為40Cr(調(diào)質(zhì))，并進行齒面淬火?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，人字齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪和大齒輪均調(diào)質(zhì)處理。由文獻［2,表10-1］得齒面硬度HBS=217-255￥均硬度硬度分別小齒輪為280HBs大齒輪為240HBs二者材料硬度差為40HBS選小齒輪的齒數(shù)z1=24,大齒輪的齒數(shù)為z2=3.2黑24=76.8,取z2=77選螺旋角=20°按齒面接觸強度設(shè)計計算公式為:3dt-3dt-2KtT」-1(ZhZe)2」[二h](7.1).確定式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù)⑴.試選載荷系數(shù)Kt=1.6⑵.由之前計算知，傳遞轉(zhuǎn)矩P1=F01=2200kW0.99=2178kW(7.2)n1=n0=760r/min(7.2)P1T1=9550」=27368.289Nmn1⑶.由文獻［2］表10-7取齒寬系數(shù)：句=1.51⑷.由文獻［2,表10-6］材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa2。由文獻［2,圖10-21d］按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Him1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限入/2=550MPa。

查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP臺0⑹.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nljLh=607601(1583002)=3.283109N2N13.283109丁一329=1.026109⑺.由文獻［2,圖10-23］,取接觸疲勞壽命系數(shù)：、HN1=09、HN2=S95KKHNHlim[二H]=⑻.計算許用接觸應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=10.951257MPa1194.15MPa1由:--N"-'lim!1=、HN「lim1=0.9600=540MPaSJ2='hn2、-lim=0.95550=522.5MPaS故：[二H]JH]1"H]2=540522.5MPa=531.25MPa227）查文獻［2,圖10-30］選取區(qū)域系數(shù)：Zh=2.433。8)查文獻[2,圖10-26]查得%=0.78,%=0.87,則：二1二1-二2=1.652.計算⑴.試算人字齒輪的分度圓直徑品，由式得:

dl「32Kt丁…'；,2.u[二h]—.321.6—.321.62736828911.6354.2189.82.433、2■:——1：()=374.77mm3.2531.25⑵.計算圓周速度二d/_⑵.計算圓周速度二d/_3.14374.77760―601000—601000=14.91m/s⑶.計算齒寬b及模數(shù)mntb=：，dd1t=1.5374.77=562.155mmmntd1tmntd1tcos:374.77cos2024=14.67mmh=2.25mnt=2.2514.67=33.02mm374.7733.02374.7733.02=11.35⑷.計算縱向重合度eb3=0.318dzitan「0.3181.524tan20=4.167⑸.計算載荷系數(shù)根據(jù)使用系數(shù)Ka=1,v=14.91m/s,7精度由文獻［2,圖10-8］查得動載系數(shù)?氏V=1.21;根據(jù)文獻［2,表10-4］查得使用系數(shù)Kh:=1.454由文獻［2,圖10-13］查得：KFp=1.35由文獻［2,表10-3］查得系數(shù)：小口=心口=1.2故載荷系數(shù)：工A?工Vah：.ah-1.454=2.1⑹.按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑d1=d1t3=374.772.1,1.6=410.39mm⑺.計算模數(shù)mnmnd1cos：mnd1cos：410.39cos20=16.066mm,124mn―3mn―32K「Y：cos2dZ1；：.圓整后取mn=17mm。7.3按齒根彎曲強度設(shè)計計算公式為:1.確定各參數(shù)1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)(1)根據(jù)縱向重合度鄧=1.903,從文獻［2,圖10-28］中查得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.8824(2)計算當量齒數(shù):zv1―3~rcos-Z2zv2―3-rcos—3—二28.92cos20737=92.797cos3201.4Kfn2-1.4Kfn2-FN20.98380=238.86MPa1.4⑶查文獻［2,圖10-20C］得小齒輪的彎曲疲勞強度極限仃吒1=500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限：FE2=380MPa;(4)查文獻［2,圖10-18］取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni=0.85,Kfn2=0.88;(5)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得KFN1二FE10.85500==303.57MPa(6)計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFGtKFp=1M1.21M1.4父1.35=2.1。

(7)查取齒形系數(shù)查文獻［2,表10-5］得:YFa1(7)查取齒形系數(shù)查文獻［2,表10-5］得:YFa1=2.592;YFa2=2.211(8)查取應(yīng)力校正系數(shù)查表得：YSa1=1.596;YSa2=1.774(9)計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較YFa1YSa12.5921.596=0.01363YFa2YSa212303.572.2111.774238.86=0.01642大齒輪的數(shù)值大.2)設(shè)計計算7.4幾何尺寸計算(1)計算中心距：a=(iz2)mnJ32+102)M127.4幾何尺寸計算(1)計算中心距：a=(iz2)mnJ32+102)M12=855.599mm2cos:2cos20將中心距圓整為856mm(2)修正螺旋角:(ZiZ2)mn(32102)12=arccos=arccos—2a285620.0736P值改變不多，故參數(shù)%K@Zh等不必修正。(3)分度圓直徑：d1=Z1mLcos:3212=-^2—=408.84mmcos20.07d2=Z2mLcos:10212cos20.07二1303.16mm(4)齒輪寬度:b=：,dd1=613.26mm圓整后取：B2=615mm,B1=620mm。8.聯(lián)接軸的強度計算由之前的敘述得知，本次設(shè)計的選用傾角比較大的滑塊式萬向接軸，因為考慮到軸向上的移動比較方便，選用開式錢鏈。在開式較鏈中，插頭端的開口尺寸應(yīng)該稍稍大于月牙形滑塊寬度。兩塊月牙型滑塊和小方軸是一起被從叉頭中軸向取出或裝入的，扁頭也是軸向裝拆?；瑝K式萬向接軸材料，一般選用強度不小于600?750MPa的鍛鋼，45#、50#、40CrNi等結(jié)構(gòu)鋼。開口式扁頭的強度計算滑塊式萬向接軸強度計算一般有兩種方法，其中一種是通過實驗數(shù)據(jù)以此為基礎(chǔ)的經(jīng)驗公式的計算方法。這種計算方法更為方便，也更能突出萬向接軸的特點，被廣泛應(yīng)用。叉頭直徑D叉頭鏈孔直徑D扁頭厚度S扁頭長度l0.85~0.95D軋輻0.46~0.5D0.25~0.28D0.415~0.5D故取:D=(0.85~0.95)D軋輻=(0.85~0.95)父1250mm=1100~1185.5mm取D=1100mmd=0.461100mm=506mmS=0.261100mm=286mml=0.461100mm=506mm在合力P的作用下，斷面I-I承受彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，計算應(yīng)力%可按照以下的經(jīng)驗公式進行計算:cM(8.1)PFb0-b3(8.1)式中：b0——扁頭的總長度;扁頭的一個分支的寬度

M1■13X圖8.1開口式扁頭受力簡圖M1■13X圖8.1開口式扁頭受力簡圖2,、.x=0.5(bo--b)sinx13式中x——合力P對斷面I-I的力臂；X1萬向節(jié)軸較鏈中心至斷面I-I的距離。查圖紙，得l506b=157mm,x1=—=mm=253mm,bo=630mm22代入式(4.28),得ox=[0.5(630—>157)sin10253]mm=298.6mm查文獻[2,表7-3]因為2=里之1,故取狗=0.208S286將各數(shù)據(jù)代入，得：1.126231；「j=［30.299(0.63-20.157)0.1570.286220.157230.299()］Pa=7.72MPa60.208萬向接軸得許用應(yīng)力為:式中：Ob——萬向接軸材料的許用應(yīng)力，通常q=600~750MPa;n——安全系數(shù)，n>5,取n=6。代入，得:［二］=100~125MPa可見!<［仃］,所以扁頭的強度滿足要求。叉頭的強度計算(8.5)(8.4)“M,D1.25^

二j=35不(二D)K(8.5)(8.4)式中：d——叉頭的鏈孔直徑;D——叉頭外徑;M——接軸傳遞的扭矩;K——考慮接軸傾角的影響系數(shù)，其值可按照下述式子確定2K=10.05/取a=10°,解得K=1.02般采用比值@=0.46,此時，計算應(yīng)力j為

DjM26231.01二i75.6K=75.61.02PajD31.13F.52MPa可見力＜［仃］,所以叉頭的強度符合要求。軸體強度計算根據(jù)萬向接軸傾斜角的大小，軸體扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T可分別按以下經(jīng)驗公式計算:當aa4o.時:5M(1sin：)526231.01(1sian10o).=——-__3=1.19Mpad；0.5063萬向接軸的許用應(yīng)力萬向接軸由于徑向尺寸受限制，傳遞的扭轉(zhuǎn)力矩又較大，計算應(yīng)力往往很大，具安全系數(shù)往往只能達到5.確定安全系數(shù)后，萬向接軸的許用彎應(yīng)力［。］為[二]式中：％——材料的抗拉強度，MPa;n安全系數(shù)，最小安全系數(shù)不應(yīng)小于5所以：［二］=臾°=120Mpan5[]=0.6[0]=0.6120=72Mpa.因為軸體強度［&ax=1.19Mpa＜［t］,所以滿足強度校核.潤滑方式的選擇機械零件之間的運動摩擦是導(dǎo)致零件磨損、發(fā)熱、功率損耗且損壞機械設(shè)備的主要原因。加工再完美的機械，如果解決不了零件間的運動摩擦的磨損，就無法保證機械的使用壽命而損毀。所以我們要解決摩擦磨損的辦法就是采用潤滑。潤滑可讓零件間的摩擦損耗很大程度的降低，潤滑是機械設(shè)計中的重要組成部分。潤滑的本質(zhì)就是在兩個相對運動間的表面加入摩擦因數(shù)很小的潤滑劑，是兩個表面隔離而不直接接觸，以減小磨損和降低摩擦因數(shù)。潤滑方式的類型潤滑是人們用來控制摩擦、降低磨損，以達到延長使用壽命的措施。其主要作用是降低摩擦系數(shù)、減少磨損、降低溫度、防止腐蝕、保護金屬表面、清潔沖洗和密封。.潤滑的方式有兩種：油潤滑和脂潤滑。油潤滑：當軸承附近的機械零件已經(jīng)使用了油潤滑或者需要靠潤滑油散熱時，軸承應(yīng)采用油潤滑。在軸承處于重載荷或高轉(zhuǎn)速，或有外部熱量傳入時，可能會有散熱要求。采用微量潤滑法，例如滴油潤滑，油霧潤滑或油氣潤滑，可保證攪油損失和軸承磨擦都很小。當使用空氣做載體時，可直接供油并使氣流有助于密封。軸承轉(zhuǎn)速極高和需要良好冷卻郊果的地方，可將大量潤滑油直接噴到所有的接觸面。脂潤滑：一般滾動軸承都用脂潤滑。其優(yōu)點主要有：設(shè)計非常簡單。潤滑脂可起很大的密封作用。維護費用低，使用壽命長。在正常工作和環(huán)境條件下，油脂有可能實現(xiàn)終生潤滑如果在高負載條件下(速度、溫度、載荷)，就必須定期更換潤滑脂。為了更換潤滑脂，就必須設(shè)置供應(yīng)和排除潤滑脂的管道和收集使用過的潤滑脂收集器。對于短周期更換潤滑脂的場合，應(yīng)設(shè)置必要的注入潤滑脂的泵和閥。軋機常用潤滑系統(tǒng)簡介軋機軸承工作性能能否得以有效利用，相當大的程度取決于潤滑情況，所以要降低軋機軸承消耗，就必須選用適宜于使用條件的潤滑方法和優(yōu)質(zhì)潤滑劑，還要設(shè)計安裝防止水和氧化皮等異物侵入的可靠密封裝置。(1)稀油和干油集中潤滑系統(tǒng)：由于各種軋機結(jié)構(gòu)與潤滑的要求有很大差別，故在軋機上采用了不同的潤滑系統(tǒng)和方法。如一些簡單結(jié)構(gòu)的滑動軸承、滾動軸承等零、部件可以采用油杯、油環(huán)等單體分散潤滑方式。而對復(fù)雜的整機較為重要的摩擦副，則采用了稀油或干油集中潤滑系統(tǒng)。從驅(qū)動方式看，集中潤滑系統(tǒng)可分為手動、半自動及自動操縱三類系統(tǒng)，從管線布置等方面看可分為節(jié)流式、單線式、雙線式、多線式、遞進式等類。(2)軋機工藝潤滑系統(tǒng)：根據(jù)工況和所用介質(zhì)不同，軋機工藝潤滑系統(tǒng)壓力常在0.4-1.8MPa左右，每分鐘流量可大至幾百至幾千升，介質(zhì)過濾精度小于5^m0常用噴嘴和分段冷卻裝置將介質(zhì)噴射到軋銀及軋材上，對噴出介質(zhì)的壓力、溫度等嚴格的要求。所以，對噴出介質(zhì)、油(介質(zhì))液溫度由壓力、溫度控制閥控制。(3)軋機油膜軸承潤滑系統(tǒng)：軋機油膜軸承潤滑系統(tǒng)有動壓系統(tǒng)，靜壓系統(tǒng)和動靜壓混合系統(tǒng)。動壓軸承的液體摩擦條件在軋銀有一定轉(zhuǎn)速才能形成。當軋機起動、制動或反轉(zhuǎn)時，其速度變化就不能保障液體摩擦條件，限止了動壓軸承的使用范圍。靜壓軸承靠靜壓力使軸頸浮在軸承中，高壓油膜的形成和轉(zhuǎn)速無關(guān)，在起動、制動、反轉(zhuǎn)甚至靜止時，都能保障液體摩擦條件，承載能力大、剛性好，可滿足任何載荷、速度的要求，但需專用高壓系統(tǒng)，費用高。所以，在起動、制動、反轉(zhuǎn)、低速時用靜壓系統(tǒng)供高壓油。而高速時關(guān)閉靜壓系統(tǒng)，用動壓系統(tǒng)供油的動靜壓混合系統(tǒng)效果更為理想。(4)軋機油霧潤滑和油氣潤滑系統(tǒng)：油霧潤滑以壓縮空氣為動力使油液霧化，經(jīng)管道、凝縮嘴送入潤滑部位。用于齒輪、蝸輪、特別常用于大型、高速、重載的滾動軸承潤滑。它潤滑、冷卻效率高；且可節(jié)約用油；因油霧有一定壓力(2-3KPa)又可防止雜質(zhì)和水浸入摩擦副，使軸承壽命提高40%。油霧潤滑系統(tǒng)包括分水濾氣器、電磁閥、調(diào)壓閥、油霧發(fā)生器、輸送管道、凝縮嘴、控制檢測儀表等。油霧發(fā)生器是核心裝置。油氣潤滑比油霧潤滑效果更好，它是靠壓縮空氣流動把油沿管路送至潤滑點的。油氣潤滑的系統(tǒng)組成，關(guān)鍵的是油氣混合器和油氣分配器，國內(nèi)引進設(shè)備上一般采用油氣潤滑。目前軋機軸承主要采用脂潤滑和油氣潤滑。現(xiàn)大多廠家是使用簡便易行的脂潤滑方式潤滑，如有可能采取油氣潤滑技術(shù)，可以使軋機軸承處于比較理想的潤滑條件下工作，會大幅度降低軸承消耗。油氣潤滑能使用高粘度的潤滑油，能對潤滑系統(tǒng)的工作狀況進行監(jiān)控，能提高軸承座的密封性能并降低軋輾軸承的溫度，能在惡劣的工況條件下不間斷運行，能方便換輾等。由于油氣潤滑具有其它潤滑方式所無法比擬的優(yōu)點，并能充分滿足軋機對潤滑的要求，因此是軋機軋輾軸承潤滑的理想選擇。各部分潤滑方式的選擇由于技術(shù)原因，本設(shè)計軋輾軸承采用脂潤滑。脂潤滑的方法具有簡單易行，軋輾更換方便的特點，應(yīng)用很廣泛。應(yīng)根據(jù)軋機軸承工作溫度、轉(zhuǎn)速、軋制力以及密封防水性能、沖擊震動大小、供脂方法等情況選擇適宜的潤滑脂。要選用耐高溫、粘度強、極壓性能好以及抗水淋性能高的正規(guī)廠家的潤滑脂。根據(jù)軋機軸承的工作特點應(yīng)選擇含EP添加劑的2#、3#、鋰基脂或聚月尿脂。雖說高性能的潤滑脂采購成本高，但是用量少了，軸承壽命長，總的綜合成本是降低了。另外潤滑脂的填充量一定要適量并填充到位，不同牌號的潤滑脂不能混用，使軋機軸承工作表面始終處于油膜正常狀態(tài)。軋機的減速機多采用多極變速，粗中軋機組減速機速比大、負載大，多采用320#重負荷工業(yè)齒輪油集中潤滑；精軋機組減速機速比較小、速度高，常采用220#中負荷工業(yè)齒輪油集中潤滑，大型帶鋼軋機的精軋機組因軋制力大、負荷高，一般采用320#重負荷工業(yè)齒輪油集中潤滑。少數(shù)工藝較落后的軋制機組（往往是上世紀七八十年代技術(shù)）減速機采用油池潤滑，油箱內(nèi)設(shè)計有齒輪泵對部分高位潤滑點強制潤滑。近年來，國內(nèi)有部分鋼鐵企業(yè)對其新軋制生產(chǎn)線的軋機減速機采用半合成或全合成齒輪油潤滑，所用牌號亦如上所述。根據(jù)本次設(shè)計的軋機，選用320#?負荷工業(yè)齒輪油集中潤滑。連接電機與減速機的聯(lián)軸節(jié)多為齒輪式聯(lián)軸節(jié)，亦稱齒接手，負載相對較小、速度高（與電機轉(zhuǎn)速相同），多用2#鋰基脂填充潤滑，亦有采用2#復(fù)合鋰基脂潤滑的廠家。本設(shè)計用2#鋰基脂填充潤滑。而連接減速機與齒輪座的萬向聯(lián)接軸負載較大、速度相對較小、因靠近工作機座所以環(huán)境濕度較大甚至直接有水淋并伴有氧化鐵皮，對潤滑脂要求較高，以前多采用2#鋰基脂或鈣基脂潤滑，也有采用二硫化鋁脂潤滑的，隨著技術(shù)的進步，現(xiàn)在鋼鐵企業(yè)在此處逐步采用抗水性和極壓性更好的復(fù)合鋰基脂、復(fù)合鋁基脂、聚月尿脂潤滑，甚至有采用更高端的復(fù)合磺化鈣基脂潤滑的。本設(shè)計采用復(fù)合鋰基脂潤滑。壓下系統(tǒng)運動速度比較低，產(chǎn)生的熱量比較少，考慮到經(jīng)濟的原則，因此要采用滴油潤滑。

.環(huán)保性及經(jīng)濟分析設(shè)備的環(huán)保分析任何一項經(jīng)濟實踐活動，既是物質(zhì)財富的創(chuàng)造過程，又是勞動耗費的過程。經(jīng)濟效益就是輸出的有效勞動成果，與輸入的勞動耗費之間的比值。這個比值大，那么經(jīng)濟效益好，比值小則經(jīng)濟效益差。如對不同的經(jīng)濟項目進行比較時，假定在有用勞動成果相同的條件下，并且在勞動條件與環(huán)境允許的范圍內(nèi)，勞動耗費越小，則經(jīng)濟效益越大；或在勞動耗費相同的情況下，在技術(shù)條件和要求允許的范圍內(nèi)，勞動有用成果越大，則經(jīng)濟效益越好。產(chǎn)品成本是一項重要的綜合性指標，它反應(yīng)企業(yè)各項工作和經(jīng)營管理的經(jīng)濟效益，加強成本控制，不斷降低成本，是加快企業(yè)發(fā)展的重要途徑，是為國家增加積累的重要來源，是降低產(chǎn)品價格的重要前提。本設(shè)計HC軋機采在軋制過程中，軋輾需要冷卻，用水量很大，為此將流出的污水進入過濾水池，經(jīng)過沉淀過濾后，再由過濾池送回軋機進行循環(huán)利用；生產(chǎn)過程中灰塵很大，影響機械設(shè)備的潤滑，造成磨損更加降低設(shè)備的使用壽命，為此對設(shè)備加強維護清掃灰塵和油污，使設(shè)備表面光亮滿足環(huán)保要求。止匕外，由于軋制厚板噪音也很大，要設(shè)置一定的隔音設(shè)備。設(shè)