1700立輥軋機主傳動系統(tǒng)設計【說明書+CAD】

1700立輥軋機主傳動系統(tǒng)設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,1700立輥軋機主傳動系統(tǒng)設計【說明書+CAD】,軋機,傳動系統(tǒng),設計,說明書,仿單,cad 第VII頁 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 1700立輥軋機主傳動系統(tǒng)設計 摘要 立輥軋機曾經一度被人們所忽視，然而隨著近年來軋鋼技術的不斷進步，各種新方法的應用，立輥軋機相對于以往有了很大的改進，它在軋鋼生產中使用越來越廣泛，尤其是在熱軋薄板帶鋼生產中的破鱗、控制板坯寬度等方面更是必不可少的軋鋼設備。本次設計的主要目的是對立輥軋機的主傳動系統(tǒng)進行了解和研究，并對主要部件進行設計和校核計算，最終設計繪制出立輥軋機主傳動系統(tǒng)的總裝配圖。在查閱文獻和相關資料的同時，通過到鞍山鋼鐵集團公司熱軋帶鋼廠1700及1780生產線進行參觀實習，使我對立輥軋機有了深入的了解和認識。本次設計主要包括闡述立輥軋機的發(fā)展、結構、作用和主傳動方案等，并重點對立輥軋機主傳動系統(tǒng)中涉及的各個零部件進行了設計計算。主要包括軋機結構參數計算、力能參數計算、主電機選擇、減速箱中齒輪傳動設計、軋輥設計與校核、軋輥軸承壽命計算等相關內容。 關鍵詞：立輥軋機；主傳動系統(tǒng)；力能參數計算；零部件設計與校核 The Design of Edger Mill Main’s Driving System Abstract The Edger mill were once ignored by many people，however，they have a very great improvement which compared to the past as the technique of rolling steel progressing incessantly and the application of kinds of new methods in recent years. They have been used more and more extensively in production of rolling steel. They are more essential rolling steel equipment especially in such aspects as breaking scale, controlling the width of the panel in hot-rolled sheet metal and belted steel production. The main purpose of the design is to have a further understanding to the Edger mill’s main driving system and to have a check and calculation to the main parts，and eventually to design the assembly drawing of the Edger mill’s main driving system. While consulting a large number of documents and referring to relevant knowledge, and through visiting the 1700 and 1780 rolling steel production lines in Hot Rolling mill of An Shan’s Iron and Steel Company，I have a great improvement in rising to perceptual knowledge from rational knowledge.The design mainly includes the development, the structure and functions of the Edger mill and the scheme of the Edger mill’s main driving system. At the same time I have checked and calculated all parts related to the main driving system which insists of mill structural parameters, force and energy parameters, the main motor choice, speed gear box design, Design and Verification roller, roller bearings and other related content. Keyword: the Edger mill; the main Driving system; force and energy parameters calculated; parts design and verification 目錄 1 緒論 1 1.1選題的背景及目的 1 1.1.1選題背景 1 1.1.2選題的目的 1 1.2立輥軋機的國內外發(fā)展過程 ..................................................................... ..1 1.3立輥軋機的用途和特點 3 1.3.1立輥軋機的用途 3 1.3.2 立輥軋機的特點 3 1.4 課題的研究內容及研究方法 3 1.4.1課題的研究內容 3 1.4.2課題的研究方法 3 2 總體方案的確定 4 2.1 立輥軋機的結構組成 4 2.2傳動形式的選擇 4 2.3電機的選擇 6 2.4 聯(lián)軸器 7 2.5減速器 7 2.6 萬向接軸 8 2.7 軋輥系統(tǒng) 8 2.8 軋輥軸承 9 3 立輥軋機相關參數的計算 10 3.1 立輥軋機結構參數計算 10 3.2 立輥軋機力能參數計算 11 3.2.1 平均單位應力的計算 11 3.2.2 立輥軋機軋制力及力矩計算 12 3.3 軋機主電動機的確定 13 3.3.1 初選主電機 13 3.3.2 軋機主電動機力矩計算 14 3.3.3 電機過載校核 15 4 主要零部件的校核計算 16 4.1減速機的設計與校核計算 16 4.1.1.確定傳動方案、精度等級、材料及齒數 16 4.1.2.按齒面接觸強度設計 16 4.1.3.按齒根彎曲強度校核設計 18 4.1.4.齒輪幾何尺寸計算 20 4.2齒輪軸的校核計算 16 4.2.1齒輪軸上載荷計算 21 4.2.2按彎扭合成應力校核軸的強度 21 4.2.3精確校核軸的疲勞強度 24 4.3軸承壽命驗算 27 4.3.1軸承所受載荷計算 27 4.3.2驗算軸承壽命 29 4.4軋輥校核計算 30 4.4.1軋輥基本參數 30 4.4.2軋輥校核 30 4.5軋輥軸承壽命計算 34 4.5.1 軋輥軸承當量動載荷 34 4.5.2 軋輥軸承壽命計算 35 5 設備的潤滑 36 5.1 軋鋼機械的潤滑 36 5.2 潤滑的方法 36 5.3 潤滑的功能 36 5.4 潤滑油的選擇原則 36 5.5 1700立輥軋機設備潤滑方法 37 6 設備的環(huán)保性和可靠性分析 38 6.1 設備的環(huán)保性分析 38 6.2 設備的可靠性 38 結束語 40 致謝 41 參考文獻 42 第 54 頁 遼寧科技大學畢業(yè)設計論文 1 緒論 1.1選題的背景及目的 1.1.1選題背景 鋼鐵業(yè)是一個國家的重要產業(yè)之一而鋼鐵的生產水平是衡量一個國家現代化水平的重要標志，鋼鐵生產總量的90%以上都是通過軋制成材的，因此，鋼鐵軋制技術的發(fā)展一直備受關注，其發(fā)展速度也在與日俱增。隨著各種新技術和新工藝的不斷應運而生，對軋鋼設備的性能要求也在不斷的提高，各種新型設備也不斷涌現。 熱軋板帶鋼的生產在鋼鐵軋制生產中占據了非常重要的地位。隨著熱軋板帶鋼生產技術和工藝的不斷進步，其原料由原來的初軋板坯向連鑄板坯轉變，出現了連鑄連軋的生產模式，隨之而來的則是對板坯寬度側壓設備性能要求的不斷提高。 隨著連鑄板坯比例的增大，要減少板坯寬度進級，提高連鑄生產能力，實現連鑄板坯熱裝、熱運等節(jié)能降耗的優(yōu)勢，就要求熱軋與連鑄相匹配，使用連鑄板坯的熱軋帶鋼軋機具有調節(jié)板坯寬度的功能，即要有板坯寬度大側壓設備?；谏鲜鲋T多原因，熱軋帶鋼軋機發(fā)展了立輥軋機、定寬壓力機等形式的板坯寬度側壓設備。其中立輥軋機在對板坯進行寬度控制、調整寬展量、改善邊部質量等方面起到了重要的作用。 1.1.2 選題的目的 近年來，立輥軋機在熱軋帶鋼生產過程中起到了越來越大的作用，其發(fā)展也取得了很大的進步，在整個軋機系統(tǒng)中應用了自動寬度控制(AWC控制)等多項先進控制技術，從而大幅度提高了立輥軋機的整體性能。 在本次立輥軋機主傳動系統(tǒng)的設計計算中包含了機械設計專業(yè)所學的大部分專業(yè)課程內容，對以往的學習起到了一個很好的鞏固和獲得新知識的作用，對以后的工作也會有很大的幫助。這就是選擇這個題目的目的。 1.2 立輥軋機的國內外發(fā)展過程 熱連軋帶鋼軋制是經美國阿母科公司8年（1913～1921）研究實驗，于1923年在阿什蘭工廠首先實現的。寬帶鋼熱連軋機發(fā)展可分為四個階段：第一階段（第一代），1960年以前建的軋機。特征：軋制速度10～12m/s，單位寬度卷重5～12kg/mm，鋼卷重量10～15t,成品厚度2～ 10mm，年產量100～200×104t。第二階段（第二代），1960～1969年建的軋機。特征：軋制速度15～21m/s，單位寬度卷重16～ 22kg/mm，鋼卷重量30t左右, 成品厚度1.5～12.7mm，年產量250～350×104t。第三階段（第三代），1969年以后建的軋機。特征：軋制速度23～30m/s，單位寬度卷重19～28.5kg/mm，鋼卷重量30t, 成品厚度0.9～25.4 mm，年產量350～600×104t。有人將20世紀90年代的薄板坯連鑄連軋稱為第四階段（第四代）,以超薄帶鋼無頭、半無頭連鑄連軋為特征。 我國第一套寬帶鋼熱連軋機，即鞍鋼1700mm半連續(xù)式板帶軋機，始建于1957年。1972年之前也是唯一的一套。生產鋼卷：厚度1.8～8.0mm，寬度600～1500mm，卷重7.5～10t；生產厚板：厚度4～50mm，寬度1000～2500mm，于2001年2月移地改建成1700mm中厚板坯帶鋼連軋機。 ? ? 1978年武鋼引進日本1700 mm軋機、1989年寶鋼引進德國2050 mm軋機才使中國熱連軋技術與世界接軌。我國寬帶鋼熱連軋技術和裝備，經過引進傳統(tǒng)熱帶鋼軋機、引進薄板坯連鑄連軋機組、國外二手設備或國產機組，經國外承包商用現代化技術改造成傳統(tǒng)熱帶鋼軋機，總體采用國內先進成熟技術的中薄板坯和常規(guī)板坯熱連軋機組等4種方式取得了巨大發(fā)展。 90年代美國新建4套以生產中厚板為主單機架爐卷軋機和我國在建3套同樣軋機都設有立輥軋機是控寬的必需設備，非平面板形控制用立輥軋機。 立輥軋機，最早于4O年代用在萬能式中厚板軋機上，5O年代用于大型鋼錠的軋邊以消除錐度，6O度代開始把立輥軋機用于齊邊與破鱗，7O年代連鑄板坯迅速發(fā)展，而鋼錠急劇減少，軋機生產能力重于成材率，曾提出過“立輥無用論”，8O年代以來，軋機上附設立輥軋機開始多起來，主要用于平面板形控制，使成材率有所提高，一般可提高約1％ ～3％ ，尤以日本和韓國都推舉此做法，目的是想生產出無切邊鋼板，但是，附設立輥軋機后，軋邊道次的間歇時間增加，使軋機的生產能力有所下降，一般要下降約1O ％～2O％ ，7O年代開始，日本厚板軋機開工率已降到6O％ 以下，軋機生產能力也降至次要地位，而降低成本，節(jié)約資源則升至主導地位，因此，成材率重于軋機生產能力，苞輥軋機功能又被人們重視起來，一些原先預留好立輥軋機的厚板軋機也都紛紛安裝上立輥軋機，成材率普遍都提高2個百分點，取得了應有的效益。 1.3 立輥軋機的用途和特點 1.3.1 立輥軋機的用途 1.與四輥軋機相配合進行軋邊，減少切邊量，提高收得率； 2.調整水平軋機壓下產生的寬展量，能調節(jié)鋼板或帶鋼的寬度規(guī)格，改善邊部質量； 3.萬能軋機的立輥還起到對準軋制線的作用； 4.與高壓水除鱗裝置相配合除去軋件表面生成的氧化鐵皮，提高鋼板質量。大立輥能起疏松板坯表面爐生氧化鐵皮的作用，實驗表明：當大立輥的側壓下量在50mm左右時，可使距板坯邊緣300mm處的氧化鐵皮疏松，接著用高壓水沖去，可得到較好的除磷效果。 1.3.2 立輥軋機的特點 獨立的立輥軋機直接固定在地基上，萬能軋機的立輥機座有的和水平的機座相連接，有的附設在水平輥機座側。立輥軋制線與水平輥一致，同一機座的兩立輥可相對于軋制線做對中調整，由側壓裝置保證所需的開口度。 在現代熱帶鋼連軋機上，每一板坯只在破鱗機上軋一道。由于不與粗軋機形成連軋，因此立輥軋機主電動機一般采用同步交流電動機。而在某些半連續(xù)式軋機和鋼板軋機上，大立輥軋機除了軋制窄坯的側面取得破鱗效果外，根據軋制工藝要求，將窄坯橫軋以得到寬展鋼板。為了保證軋件寬展后的寬度均勻，需要用立輥進行側邊軋制，有時還同粗軋機形成連軋，因此這類立輥軋機往往采用直流電動機。 1.4 課題的研究內容及研究方法 1.4.1 課題的研究內容 主要是軋機的總體方案的確定，軋機結構參數的確定，軋機主傳動系統(tǒng)力能參數的計算，主要零件的強度計算等 1.4.2 課題的研究方法 通過AutoCAD繪制立輥軋機圖，根據資料和所學課本內容計算各參數。 2 總體方案的確定 2.1 立輥軋機的結構組成 立輥軋機通常由主電機、主減速器、萬向接軸、立輥、滑架、機械側壓裝置、側壓缸、機架牌坊、導板、平臺等部分組成.也可按下述列表分類： 1.主傳動裝置：由主電機、主減速器、接軸和立輥等組成； 2.側壓裝置：由側壓電機、減速器、接軸和側壓螺絲、側壓螺母等組成； 3.立輥箱：由箱體、立輥、軸承和軸承座等組成。在調整立輥開口度時，可作往復移動； 4.機架：用來裝設立輥箱、側壓裝置和機架輥道，并直接承受軋制力. 2.2 傳動形式的選擇 按傳動形式，立輥軋機可分為下傳動和上傳動兩種。 1.下傳動的立輥軋機，其傳動裝置放在立輥的下面，通過圓錐齒輪或再經圓柱齒輪傳動立輥。這種立輥軋機的結構特點是：機構簡單，換輥方便，特別適用于半連續(xù)式軋機。其主要缺點是：兩個獨立的立輥箱采用一根長方軸傳動，當立輥箱延長方軸滑動時，無法避免氧化鐵皮、水和油污等進入圓錐齒輪箱內，加劇了齒輪、方軸及軸承處的磨損；由于左右立輥箱存在著同軸度誤差，當采用一根長方軸傳動立輥時，立輥箱不穩(wěn)定，加之采用單絲杠側壓機構和懸臂單液壓缸平衡，滑道承受較大的傾翻力矩，加劇了滑道的不均勻磨損，使左右立輥箱移動困難，經常被卡?。恢鱾鲃友b置放置在立輥的下面，不但要有較深的基礎，而且造成維修困難。 圖2.1 框架式下傳動立輥機座傳動簡圖 1電動機2，減速機3．萬向接軸4立輥箱5．立輥 6側壓螺絲7 平衡缸8離音用液壓缸9．懊I壓電動機 2. 上傳動式立輥軋機的主傳動裝置放在立輥的上面，其傳動裝置的齒輪箱有固定式和滑動式兩種。固定式齒輪箱采用萬向接軸傳動立輥，滑動式齒輪箱采用滑鍵在主傳動軸上移動。 圖2.2框架式上傳動立輥機座傳動簡圖 1.電機 2液壓缸 3.立輥 4回位缸 3. 上傳動式與下傳動式結構相比有如下優(yōu)點： （1）.基本上消除了氧化鐵皮，水和油污對立輥傳動裝置的影響，大大減少了故障頻率，并且還給維修帶來了很大的方便； （2）.采用固定式齒輪箱，使側壓裝置的移動方便可靠； (3).立輥箱沒有齒輪傳動裝置，大大減輕移動部分重量，減少了滑道的磨損，降低了側壓傳動所需的功率。 結合以上優(yōu)點本次立輥軋機主傳動系統(tǒng)的設計采用上傳動式這種傳動形式。 2.3 電機的選擇 電機的選擇通常根據電源種類(直流或交流)、工作條件（環(huán)境、溫度?？臻g位置等）及負荷性質、大小、起動特性和過載情況等因素來進行的。 主傳動電機分為立式和臥式兩種： 1. 臥式電動機，傳動軸與壓下螺絲垂直交叉布置的形式，這種形式中常見的布局是圓柱齒輪和蝸輪副聯(lián)合傳動壓下螺絲。它的特點是能夠采用普通臥式電動機，機構較緊湊。在采用球面蝸輪副或平面蝸輪副后，傳動效率顯著提高，對于那些需要大側壓量、大軋制力及大軋制力矩的立輥軋機來講，主傳動電機多采用臥式傳動結構。 2.立式電動機，傳動軸與壓下螺絲平衡布置的形式，壓下裝置的兩臺立式電動機通過圓柱齒輪減速機來傳動壓下螺絲，這種布置形式可使每個壓下螺絲單獨調整。因此這種傳動系統(tǒng)具有啟動迅速、傳動效率高、造價低。而對于那些主傳動功率和軋制力矩都較小的軋機，則可采用立式電機傳動結構。兩臺立式電機左右對稱布置，分別傳動左右兩側的傳動齒輪，通過主減速箱帶動軋輥工作。因為1700立輥軋機的壓下裝置要求具有以上特點，因此本次設計采用立式電動機。 根據電源種類，主傳動電機又可分為交流電機和直流電機： 電動機分為交流電動機和直流電動機兩類。交流電動機主要由一個用以產 生磁場的電磁鐵繞組或分布的定子繞組和一個旋轉電樞或轉子組成。電動機利用通電線圈在磁場中受力轉動的現象而制成的。直流電動機的調速性能好。所謂“調速性能好”，是指電動機在一定負載的條件下，根據需要，人為地改變電動機的轉速。直流電動機可以在重負載條件下，實現均勻、平滑的無級調速，而且調速范圍較寬。起動力矩大?？梢跃鶆蚨洕貙崿F轉速調節(jié)。因此，凡是在重負載下起動或要求均勻調節(jié)轉速的機械，都用直流電動機拖動。所以本設計選擇直流電動機。 綜合考慮，1700立輥軋機主傳動電機應采用立式直流電機。 2.4 聯(lián)軸器 聯(lián)軸器是用來連接不同機構中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉以傳遞扭矩的的機械零件。在高速重載的動力傳動中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器還具有一定的緩沖減震性能。 聯(lián)軸器種類繁多，按照被聯(lián)接兩軸的相對位置和位置的變動情況，可以分為： 1. 固定式聯(lián)軸器。主要用于兩軸要求嚴格對中并在工作中不發(fā)生相對位移的地方，結構一般較簡單，容易制造，且兩軸瞬時轉速相同，主要有凸緣聯(lián)軸器、套筒聯(lián)軸器、夾殼聯(lián)軸器等。 2. 可移式聯(lián)軸器。主要用于兩軸有偏斜或在工作中有相對位移的地方，根據補償位移的方法又可分為剛性可移式聯(lián)軸器和彈性可移式聯(lián)軸器。剛性可移式聯(lián)軸器利用聯(lián)軸器工作零件間構成的動聯(lián)接具有某一方向或幾個方向的活動度來補償，如牙嵌聯(lián)軸器（允許軸向位移）、十字溝槽聯(lián)軸器（用來聯(lián)接平行位移或角位移很小的兩根軸）、萬向聯(lián)軸器（用于兩軸有較大偏斜角或在工作中有較大角位移的地方）、齒輪聯(lián)軸器（允許綜合位移）、鏈條聯(lián)軸器（允許有徑向位移）等。 本次設計中主傳動電機輸出軸和主傳動減速機輸入軸之間的聯(lián)軸器選擇固定式剛性聯(lián)軸器中的凸緣聯(lián)軸器，因為它結構簡單，工作可靠，傳遞扭矩大，裝拆較方便，成本低，可以連接不同直徑的兩軸。 2.5 減速器 減速器主要用來降低轉速和增大轉矩以滿足工作機械的需要。減速器的類型很多，有齒輪減速器、蝸桿減速器以及行星齒輪減速器等。在滿足功能要求的前提下，對各種設計方案，重點應從經濟和技術指標比如體積、效率和壽命等方面進行選擇。根據實際需求本次主減速器采用二級斜齒圓柱齒輪傳動，高速軸齒輪順時針方向旋轉。這種旋向的好處是：高速軸底座與軸承蓋的連接螺栓所承受的拉力，有一部分將被小齒輪，軸以及聯(lián)軸器等的自重所抵消；中速軸底座與軸承蓋的連接螺栓不受拉力；低速軸底座與軸承蓋的連接螺栓所承受的拉力，有相當大的一部分將被大齒輪，軸等的自重所抵消。 2.6 萬向接軸 立輥軋機中的接軸大都是采用萬向接軸。萬向接軸廣泛地應用于機床，汽車和軋鋼設備的傳動中。傳遞大扭矩的軋鋼機用萬向接軸，可在接軸中心線和軋輥的中心線間的夾角不超過8度時，將扭矩傳遞給軋輥。由于允許有較大的傾斜角，故在熱帶鋼連軋機中，當軋輥的調整量較大時，多用萬向軸來傳動軋輥。萬向接軸是根據虎克鉸鏈的原理制成的，它可以在相交的兩軸間傳遞運動，所以在軋鋼機械中得到了廣泛的使用，在軋鋼機中應用最多的是滑塊式萬向接軸和帶滾動軸承的萬向接軸。十字軸式萬向聯(lián)軸器是一種比較理想的聯(lián)軸器,具有傳動效率高、傳遞扭矩大、傳動平穩(wěn)、潤滑條件好、噪音低(30～40dB)、使用壽命長、允許傾角大(8°～10°)、適用于高速運轉等優(yōu)點。 帶滾動軸承的萬向接軸由于在接軸鉸鏈中裝置滾動軸承，有較高的密封性，能可靠地用干油潤滑，比滑塊式萬向接軸有較好的潤滑條件，摩擦系數小，效率高，鉸鏈中接觸間的間隙小，工作平穩(wěn)，使用壽命長，而且能保證在垂直、水平及任何一種方位上正常運轉。因此，本次設計中采用帶有滾動軸承的十字軸式萬向接軸。 2.7 軋輥系統(tǒng) 典型的立輥結構有三種：懸臂式、上傳動的雙支點式和下傳動的雙支點式。 懸臂式的立輥是一個帶錐形孔的輥套。它安裝在懸臂支承的立輥軸上，用斜楔或螺母固定。采用這種結構換輥方便，可將斜楔或螺母卸下后，就能從吊出立輥。雙支點式立輥均為整體合金鋼鑄造。無論是上傳動或下傳動式的雙支點立輥在換輥時，都需將立輥及支承立輥的軸承同時吊出。本次設計采用的是上傳動雙支點式立輥。 立輥的輥身形狀都帶有上大下小的錐形，錐度一般為5%，在立輥下部帶有凸臺。其目的是為了保證側壓時的穩(wěn)定，防止板坯向上抬起或彎曲。凸臺平面能使板坯作用于立輥的軸向力互相抵消，這對于懸臂式立輥尤其重要。 立輥軋機的立輥一般采用髙碳鎳耐磨鑄鋼，在板坯厚度大于100毫米時，輥身表面硬度一般取HS40~45；在板坯厚度小于100毫米時，輥身表面硬度一般去HS45左右。 立輥的冷卻，一般采用環(huán)狀的集水管。立輥箱為整體鑄鋼，立輥的箱體為半環(huán)形，安裝集水管比較困難，換輥也不方便，因此新的結構可采用立輥箱直接鉆孔代替集水管冷卻立輥。冷卻水的壓力一般為4公斤/厘米2左右。立輥破鱗機的耗水量約為600升/分，萬能機座立輥的耗水量約為500升/分，對于軋制板坯厚度較薄側壓量較小的萬能機座立輥，耗水量可小于250升/分。目前有的連續(xù)式軋機，為了強化破鱗機立輥的冷卻，已將冷卻水的壓力提高到20~23公斤/厘米2。 2.8 軋輥軸承 1. 軋輥軸承是軋機的主要部件之一，和一般用途軸承相比，軋輥軸承有以下一些工作特點： (1).工作負荷大。通常軋輥軸承的單位壓力比一般用途的軸承高2~5倍，甚至更高。而pv值是普通軸承的3~20倍。 (2).運轉速度差別大。高速線材軋機的速度可達140m/s以上，而有的軋制速度有0.2m/s。 (3).工作環(huán)境惡劣。各種熱軋機在軋制時，軋輥都要用水冷卻（疊軋薄板軋機除外），且有氧化鐵皮飛濺，因此，對軸承的密封提出了較高的要求。 2.軋輥上使用的滾動軸承主要是雙列圓錐滾子軸承，四列圓錐滾子軸承及多列圓柱滾子軸承。滾動軸承的剛性大，摩擦系數較小，但抗沖擊性能差、外形尺寸較大。它們多用在各種板帶軋機和鋼坯邊軋機上。滾動軸承性能要求：足夠的強度、剛度；摩擦系數要小，要耐沖擊；結構上，徑向尺寸盡量?。灰辛己玫臐櫥屠鋮s條件；便于換輥。正確選擇軸承的意義：保證軸承正常工作，提高產品尺寸精度；延長軸承使用壽命，提高作業(yè)率；減少軸承消耗。 1700立輥軋機軋輥軸承在工作中既承受徑向載荷又承受軸向載荷，根據受載荷特點應采用雙列圓錐滾子軸承，其潤滑方式采用自動干油潤滑。 3 立輥軋機相關參數的計算 3.1 立輥軋機結構參數計算 軋機的原始數據： 軋制前軋件寬度mm 軋制速度= 3.5 m/s 軋制后軋件寬度mm 軋制溫度t = 1200oC 軋件厚度h = 230 mm 軋件材料 Q235 根據文獻[1，第23頁和第79頁]可得，由咬入角確定的最大允許壓下量： （3.1） 而軋輥工作直徑應滿足： （3.2） 則: （3.3） 式中：—軋輥咬入角，由文獻[1，表3-1]可得： 對于熱軋帶鋼軋機，最大咬入角15°～20°,取=18° —壓下量，mm；對于立輥軋機： 寬展量： mm R— 軋輥半徑，mm。 代入數據計算可得 mm 取軋輥半徑 R = 600 mm， 則軋輥直徑 D=1200mm。 由文獻[1，第81頁]確定下列參數： 軋輥軸頸 d = ( 0.5～0.55)D = ( 0.5～0.55)×1200 = 600～660 mm 取d = 630 mm 輥頸長度 所以mm 取= 600 mm 輥身長度 L = h + a = 230 + 50 = 280 mm 3.2 立輥軋機力能參數計算 3.2.1 平均單位應力的計算 1. 基本數據計算 由文獻[1，第23~24頁]確定軋件的下列基本參數： 寬展量 mm （3.4） 變形程度 （3.5） 平均寬度 mm （3.6） 接觸弧水平投影長度 mm （3.7） 咬入角 （3.8） 2. 金屬塑性變形阻力的確定 由,根據文獻[1，第27頁]可知采用粘著理論計算平均變形速度公式為： s （3.9） 根據t = 1200oC，s查文獻[1，圖2-10] Q235鋼變形阻力曲線，可得 MPa , ; 所以 變形阻力 MPa （3.10） 3. 平均單位應力的計算 由文獻[1，第39頁]可得平均單位應力的一般形式為： （3.11） 式中: —應力狀態(tài)影響系數; —考慮摩擦對應力狀態(tài)的影響系數; —考慮外區(qū)對應力狀態(tài)的影響系數; —考慮張力對應力狀態(tài)的影響系數; k—材料變形阻力，MPa; ∵ 即外區(qū)對應力狀態(tài)的影響最為明顯 由文獻[1，第39頁，2-40]可得： ∴ MPa 3.2.2 立輥軋機軋制力及力矩計算 1. 軋制力P的計算，根據文獻[1，第56頁] (3.12) 式中：—單位平均壓力，MPa； —單個軋輥軋制力，KN； —接觸面積，mm2。 代入計算得： KN 2. 軋輥傳動力矩MK的計算 由文獻[1，第60頁，2-120]可得，MK計算公式 （3.13） 式中：—驅動軋輥力矩，KN·m； —軋輥上的軋制力矩，KN·m； —軋輥軸承處摩擦力矩，KN·m； —軋制力力臂，，mm； —合力作用點的角度；根據文獻[1,第65頁，2-139]可得，在熱軋時力臂系數 所以 —軋輥軸承處摩擦圓半徑， , mm； —軋輥軸頸處直徑，mm; —軋輥軸承摩擦系數，由文獻[1，第60頁]可知， 對于滾動軸承。 代入計算得： mm mm KN·m 3.3 軋機主電動機的確定 3.3.1 初選主電機 軋輥的轉速： r/min （3.14） 軋輥處所需功率KW （3.15） 轉換到電機上的功率 （3.16） 式中： —電動機至軋輥之間的傳動效率； 由文獻[4，表17-9]可查得： 齒式聯(lián)軸器 ； 萬向接軸 ； 滾動軸承 圓柱斜齒輪 ； 故 帶入計算可得： KW 根據 KW，取電機額定功率 KW。查文獻[7，附表5-8]有：電機型號ZZJD215/74-10，該電機額定功率KW（兩臺電機），額定轉速 r/min，最大轉速n = 400 r/min。 則軋機總傳動比 （3.17） 3.3.2 軋機主電動機力矩計算 根據文獻[1，第68頁，2-149]得：主電動機軸上的力矩由四部分組成，即 （3.18） 式中：—主電動機力矩，KN·m； —軋輥上的軋制力矩，KN·m —附加摩擦力矩， ， KN·m； —空轉力矩，即軋機空轉時，由于各轉動件的重量所產生的摩擦力矩及其它阻力矩，KN·m； —動力矩，軋輥運轉速度不均勻，各部件由于有加速或減速所引起的慣性力所產生的力矩，KN·m； —電動機和軋輥之間的傳動比。 （3.19） —電動機至軋輥之間的傳動效率； 代入計算： KN·m 因為軋機勻速運動，所以； 約為主電動機額定功率的5%，取 。 KN·m KN·m 故 KN·m 3.3.3 電機過載校核 立輥軋機在穩(wěn)定軋制過程中為等速軋制，即整個穩(wěn)定軋制過程為等力矩軋制，故不需要進行電機發(fā)熱校核，只需進行電機過載校核。 由文獻[1，第73頁，2-161]可得： （3.20） 主電機軸上的最大力矩 KN·m， 對于可逆電機，電機過載系數，則電機工作時靜力矩 即經過過載校核，該電機合格。 4主要零部件的校核計算 4.1 減速機的設計與校核計算 4.1.1 確定傳動方案、精度等級、材料及齒數 由（3.16）可得，主減速機總傳動比。 1）采用圖4.1所示的二級齒輪傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動；初選一級齒數比。 2）材料選擇。由文獻[3，表10-1]選擇小齒輪的材 料為40Cr，調質處理，硬度為241~286HBS，取 圖4.1 減速機傳動簡圖 其硬度為280HBS，大齒輪的材料為35SiMn，調質處理，硬度217~269HBS，取其硬度為250HBS；二者硬度差為30HBS。 3）初選小齒輪齒數=20，則大齒輪輪數； 4）精度等級選6級精度(GB 10095-88)； 5）選取螺旋角，初選螺旋角β=10o。 4.1.2 按齒面接觸強度設計 由文獻[3，10-21]可得計算公式： （4.1）1）確定公式內的各計算數值： （1）初選載荷系數 ； （2）計算小齒輪傳遞的轉矩； KN·m 式中：—主電動機力矩，見（3-17）； （3）由文獻[3，圖10-20]選取區(qū)域系數 ； （4）由文獻[3，圖10-26]查得 ， ， 則 ； （5）由文獻[3，表10-7]選取 齒寬系數 ， （6）由文獻[3，表10-5]查得：材料的彈性影響系數 MPa。 （7）由文獻[3，圖10-23]按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa， 中齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa。 （8）由文獻[3，10-15]計算應力循環(huán)次數 （9） 由文獻[3，圖10-19]查得接觸疲勞壽命系數 、； （10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，由文獻[3，10-12]得 MPa MPa MPa 2）計算 （1）計算小齒輪分度圓直徑，由以上各數值與計算公式可得 mm （2）計算圓周速度 m/s （3）計算齒寬及模數 mm mm mm （4）計算縱向重合度 （5）計算載荷系數 ①根據文獻[3，表10-2]，取使用系數。 ②根據m/s，6級精度，由文獻[3，圖10-8]查得動載系數； ③由文獻[5，表16.2-40]查得齒向載荷分布系數的計算公式 由文獻[3，圖10-13]查得； ④由文獻[3，表10-3]查得齒間載荷分布系數。 故載荷系數 （6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由文獻[3，10-10a]得 mm （7）計算模數 mm 4.1.3 按齒根彎曲強度校核設計 由文獻[3，10-17] （4.2） 1）確定計算參數 （1）計算載荷系數； （2）根據縱向重合度， 由文獻[3，圖10-28]查得螺旋角影響系數； （3）由文獻[3，圖10-20c]根據材料硬度查得： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPa 中齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPa （4）由文獻[3，圖10-18]查得彎曲疲勞強度壽命系數 ； ； （5）計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數S=1.5，由文獻[3，10-12]得 MPa MPa （6）計算當量齒數 （7）查取齒形系數 由文獻[3，圖10-17]查得 ； ； （8）計算中、小齒輪的并加以比較 小齒輪的數值較大。 2）設計計算 將小齒輪的數值帶入式（4.2）可得 mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mm已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑mm來計算應有的齒數。于是有 ，取， （4.3） 則 ，取， （4.4） 一級傳動比 。 4.1.4 齒輪幾何尺寸計算 1）計算中心距 mm （4.5） 將中心距圓整為 mm。 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （4.6） 因β值幾乎無改變，故參數， ，不必修正。 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 mm （4.7） mm （4.8） 4）計算齒輪寬度 mm （4.9） 圓整后取 mm， mm。 4.2 齒輪軸的校核計算 4.2.1 齒輪軸上載荷計算 已知齒輪軸的材料為40Cr，調質處理，由文獻[3，表15-1]可查得，許用彎曲應力 MPa，齒輪分度圓直徑 mm 圖4.2 齒輪軸的結構示意圖 1）計算輸入軸上的扭矩 KN·m (4.10) 2）求作用在齒輪上的力 由文獻[3, 10-14]可得， KN KN KN 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖4.3。 3）求軸上載荷 首先根據軸的結構圖（圖4.2）作出軸的計算簡圖（圖4.3）。根據軸承型號找出軸承的支撐點。因此，作出軸的支撐跨距 mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4.3，b、c、d、e）。 圖4.3 軸的結構簡圖及載荷分析 確定圖中各參數數值 水平面： KN KN KN·m 垂直面： KN·m KN KN KN·m KN·m 總彎矩： KN·m （4.11） KN·m （4.12） 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。 現將計算出的截面C處的、及的值列于下表 表4.1 軸截面C處的彎矩和扭矩值 載 荷 水平面 垂直面 KN KN 支反力 KN KN 彎矩 KN·m KN·m KN·m 總彎矩 KN·m KN·m 扭矩 KN·m 4.2.2 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據文獻[3，15-5]及表4.1中的數據，以及扭轉應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為： （4.13） MPa < = 70 MPa 由此可知軸是安全的。 4.2.3 精確校核軸的疲勞強度 1）判斷軸的危險截面 根據圖4.3可判斷彎矩和扭矩最大處為C面右側，故C面右側為軸的危險斷面，需按齒根圓進行精確校核；根據圖4.2，從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，Ⅰ-Ⅰ和Ⅱ-Ⅱ截面過盈配合引起的應力集中嚴重，但Ⅰ-Ⅰ截面不受扭矩作用，Ⅱ-Ⅱ截面左側為齒輪，所以需校核Ⅱ-Ⅱ截面右側。 2）精確校核截面C右側（按齒根圓進行校核，齒根圓直徑d=502.22mm） 抗彎截面系數 mm 抗扭截面系數 mm 截面C右側的扭矩 KN·m 見表4.1 截面C右側的彎矩 KN·m 見表4.1 截面上的彎曲應力 MPa (4.14) 截面上的扭轉切應力 MPa （4.15） 軸的材料為40Cr，調質處理。由文獻[3，表15-1]查得 MPa， MPa， MPa。 由文獻[6，表2-4]用插值法可得有效應力集中系數為： 由文獻[3，附圖3-2]得尺寸系數； 由文獻[3，附圖3-3]得扭轉尺寸系數。 軸按精車加工，由文獻[3，附圖3-4]得表面質量系數為 軸未經表面強化處理，即，則按文獻[3，3-12]及[3，3-12a]得綜合系數值為： （4.16） （4.17） 又由文獻[3，第25頁]及文獻[3，第26頁]得碳鋼的特性系數 0.1～0.2，取 ～0.1，取 計算安全系數值。按文獻[3，15-6]～[3，15-8]可得： （4.18） （4.19） >> （4.20） 故可知截面C右側安全。 3）截面Ⅱ-Ⅱ右側 抗彎截面系數 mm 抗扭截面系數 mm 截面Ⅱ-Ⅱ右側的扭矩 KN·m 截面Ⅱ-Ⅱ右側的彎矩 KN·m 截面上的彎曲應力 MPa （4.21） 截面上的扭轉切應力 MPa （4.22） 軸的材料為40Cr，調質處理。由文獻[3，表15-1]查得MPa，MPa， MPa。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數由文獻[3]知及按文獻[3，附表3-2]查取。因，，經插值后可查得 ， =1.71 又由文獻[3，附圖3-1]可得軸的材料敏感系數為 ， 故有效應力集中系數由文獻[3，附式（3-4）]為 由文獻[3，附圖3-2]得尺寸系數 ； 由文獻[3，附圖3-3]得扭轉尺寸系數 。 軸按精車加工，由文獻[3，附圖3-4]得表面質量系數為 軸未經表面強化處理即，按文獻[3，3-12]及[3，3-12a]得綜合系數值為： （4.23） （4.24） 又由文獻[3，第25頁]及文獻[3，第26頁]得碳鋼的特性系數 0.1～0.2，取 ～0.1，取 于是，計算安全系數值。按文獻[3，15-6]～[3，15-8]則得： （4.25） （4.26） >> （4.27） 故可知截面Ⅱ-Ⅱ右側安全。 4.3 軸承壽命驗算 4.3.1 軸承所受載荷計算 已知Ⅰ處（見圖4.4）軸承型號為351184，雙列圓錐滾子軸承，由文獻[6]可知軸承動載荷KN，軸向動載荷系數，，判斷系數，Ⅱ處軸承型號為NN3068，雙列圓柱滾子軸承，由文獻[6]可知軸承動載荷KN。軸承額定壽命10年，齒輪分度圓直徑mm。 1. 軸承受力分析 圖4.4 雙列圓錐滾子軸承所受載荷 圖4.5雙列圓錐滾子軸承水平面受力分析 圖4.6 雙列圓錐滾子軸承垂直面受力分析 1）圓周力 KN 2）徑向力 KN 3）軸向力 KN 4）求兩軸承受到的徑向載荷和 水平面徑向載荷和 KN KN 垂直面徑向載荷和 KN KN 總徑向載荷和 KN (4.28) KN (4.29) 5) 求兩軸承受到的軸向載荷和 1處為雙列圓錐滾子軸承，軸向派生力互相抵消，考慮到齒輪軸的自重，該處的軸向載荷： KN (4.30) 2處為雙列圓柱滾子軸承，不承受軸向力，即 (4.31) 6) 求兩軸承的當量動載荷和 對于Ⅰ處：因為，由文獻[3，表13-5]可得，對于圓錐滾子軸承，當時，徑向動載荷系數X=0.40，軸向動載荷系數 Y=2.1， 按文獻[3，表13-6]，，取載動系數,則: KN (4.32) 對于Ⅱ處雙列圓柱滾子軸承，只承受頸向力，取載動系數，則： KN (4.33) 4.3.2 驗算軸承壽命 計算公式: （4.34） 式中： —軸承驗算壽命，h; —軸承預期計算壽命，h； —軸轉速，r/min；n=220 r/min C—軸承基本額定動載荷，KN； P—軸承當量動載荷，KN； —指數，由文獻[3，第319頁]查得對于滾子軸承，。 代入計算： 對于Ⅰ處軸承, KN KN h 對于Ⅱ處軸承, KN KN h h 因為，由此可知所選軸承壽命符合要求。 4.4 軋輥校核計算 4.4.1 軋輥基本參數 由§3.1可得：軋輥直徑mm, 輥頸直徑d=630 mm,最大軋制力P=4000 KN,軋輥材料為60CrNiMo。結構示意圖如圖4.7 4.4.2 軋輥校核 軋輥的破壞原因可能有下列三方面原因造成：1）軋輥的形狀設計不合理或設計強度不夠；2）軋輥的材質、熱處理或加工工藝不合要求；3）軋輥在生產過程中使用不合理。 由于對影響軋輥強度的各種因素（如溫度應力、殘余應力、沖擊載荷值等）很難準確計算，為此，設計時對軋輥的彎曲和扭轉一般不進行疲勞校核，而是將這些因素的影響納入軋輥的安全系數中（為了保護軋機其它重要部件，軋輥的安全系數是軋機各部件中最小的）。立輥軋機的軋制力可以近似地看成集中力（圖4.7）。 圖4.7 軋輥受力分析圖 1）輥身校核 由圖4.7可知，輥身處即有扭矩也有彎矩，但對于二輥軋機輥身直徑很大，且已經考慮了安全系數，故只需校核軋輥的彎曲強度。 計算公式： （4.35） 式中：—輥身所受彎曲應力，MPa； —輥身所受彎矩，KN·m； —抗彎截面系數，mm； —軸承兩支點之間距離，mm； —軸承到軋輥中心的距離，mm； —軋輥直徑， D = 1200 mm； —最大軋制力，KN。 代入計算得： KN·m mm MPa 由文獻[10，表2.2-67]可得，對于材料60CrNiMo，材料抗拉強度極限 MPa，取安全系數n=5，則軋輥許用應力 MPa 由此可知，即輥身強度滿足要求。 2）輥頸校核 由圖4.7可知，輥身處即有扭矩也有彎矩，故輥頸強度要按彎扭合成應力計算，對于鋼軋輥，合成應力按第四強度理論計算。 計算公式： （4.36） 式中：—輥頸所受彎扭合成應力，MPa； —輥頸處所受彎曲應力，MPa； —支點到截面距離，mm；mm —輥頸軸承處支反力，KN； —抗彎截面系數，mm； —抗扭截面