機械畢業(yè)設計（論文）1500六輥冷連軋機主傳動系統(tǒng)設計全套圖紙】

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1、1500六輥冷連軋機主傳動系統(tǒng)設計 摘要 隨著工業(yè)生產的迅猛發(fā)展，我國對板帶材的需求日益增加，特別是高精度冷軋薄板的生產更是供不應求，本次設計的是1500六輥冷連軋機組主傳動系統(tǒng)，設計的該軋機能軋的最小板坯厚度達到了0.3mm，本次設計的主要思路是根據軋件原始尺寸和成品尺寸，確定軋制壓下規(guī)程，從而計算軋制力和軋制力拒，選擇電機，進而確定工作輥、中間輥、支承輥尺寸，并分別進行扭轉、接觸應力、彎曲強度校核，并對機架、聯(lián)軸器進行了結構和強度計算，采用了初選結構、校核強度、校核通過則采用，不通過則再選，再校核，直到校核通過為止的基本機械設計方法。這不僅是對所學的理論知識的綜合運用，也是考驗思維的嚴

2、謹縝密。 此外，還對設備的安裝、試車、經濟性分析以及冷軋機的選題背景、發(fā)展歷史做了簡單的介紹，在設計中根據生產實際的要求，選擇了不同的設計方案實現主傳動，經過比較，確定了最佳方案，對方案中的各重要部件進行結構和性能的校核，力求達到最合理的設計，滿足生產的設計要求。 由于該題目是一個全新的課題，所以在設計中遇到了很多的問難，即使盡了最大的努力，得到老師、師傅的很大幫助，也難免有很多錯誤和考慮不全面的地方，希望大家批評指正。 關鍵詞：1500六輥冷連軋機組，軋制力，軋制力矩，聯(lián)軸器，機架 全套圖紙，加153893706 1500 s

3、ix roller cold mill main drive system of the design unit Abstract With the rapid development of industrial production, China's plate strip increasing demand, especially in the production of high precision cold-rolled sheet is in short supply, this design is 1,500 units of six roller cold mill main

4、 drive system, design of the rolling mill to achieve the minimum slab thickness of 0.3mm, the main idea of the design is based on roll size and finished pieces of original size, determine the rolling down of order in order to estimate the rolling force and rolling force resist, select motor, to dete

5、rmine the work roll, intermediate roller, roller bearing size, and were reversed, contact stress, bending strength checking, and rack, coupling to the structure and strength calculation, using the primary structure, checking the strength, Checking through the use of, does not pass the re-election, r

6、e-check until the check through the date of the basic mechanical design. This is not only a theory for the integrated use of knowledge, but also the test of coherent thinking In addition, the equipment installation, testing, analysis of economic topics, as well as the background of the cold rolling

7、 mill, a brief history of the development of the introduction, in the design in accordance with the requirements of the actual production, select a different design options to achieve the main drive, after comparison to determine the best program in the major structural components of the calibration

8、 and performance, and strive to achieve the most reasonable design, production to meet the design requirements. Since the topic is a new subject, encountered in the design of a lot of difficult questions, even the best efforts to be a teacher, master of great help, it is inevitable that many errors

9、 and does not consider the local comprehensive, I hope all criticism. Keywords: 1500 six roller cold rolling unit ;Rolling force ;Rolling moment ;Coupling;Rack 目 錄 1、緒論 1 1.1選題背景及目的 1 1.2冷軋機發(fā)展 1 1.3板型控制 2 1.4研究內容和研究方法 3 2、傳動方案評述與選擇 4 2.1方案選擇 4 2.2方案評述 4 2.3電機選擇 5

10、 2.4.聯(lián)接軸選擇 5 3、力能參數的計算 7 3.1軋制力的計算 7 3.1.1軋制規(guī)程 7 3.1.2初選軋輥材料 7 3.1.3軋輥主要參數的確定 7 3.1.4 軋制力的計算 9 3.2軋制力矩的計算 12 3.2.1 軋制力矩的計算 12 3.2.2 反力矩的計算 13 3.2.3 摩擦力矩的計算 14 4、主電機容量的選擇 15 4.1初選電機功率 15 4.2軋機主電動機力矩 15 4.3各軋制階段時間計算 17 4.3電機的校核 19 5、軋輥強度校核 20 5.1工作輥強度校核 20 5.2支承輥強度校核 21 5.3工作輥與中

11、間輥間的接觸應力校核 22 6、機架的設計校核 25 6.1機架結構參數選擇 25 6.2機架的強度計算 25 7、聯(lián)接軸計算 31 7.1 萬向接軸的結構尺寸 31 7.2接軸叉頭應力計算 31 7.3接軸扁頭應力計算 31 7.4接軸軸體的應力計算 32 8、安裝、試車規(guī)程制定 32 8.1設備的安裝 32 8.2設備的試車規(guī)程 33 8.2.1試運轉前的準備 33 8.2.2試車步驟 34 8.2.3試運轉中常見故障分析 35 8.2.4試車后的工作 36 9、設備經濟性分析 36 9.1設備的可靠性 36 9.1.1可靠度的計算 36 9.1.2可

12、靠性的計算 37 9.2設備的經濟評價 37 9.2.1投資回收期 37 9.3設備的環(huán)保措施 38 總結 38 致謝 39 參考文獻 40 1 緒論 1.1 選題背景及目的 在國民經濟的發(fā)展中，鋼板占有十分重要的地位，所以世界各國對發(fā)展鋼板生產非常重視。目前，鋼板總產量已占世界熱軋鋼材的三分之一以上。隨著汽車制造、食品罐頭、精密儀表、房屋建筑、機械制造和船舶工業(yè)的迅速發(fā)展，以及電風扇、洗衣機、空調器、電冰箱、電視機、收錄機等家用電器和各種日常生活用品(諸如:家具、搪瓷器皿、玩具、灶具等)的需求量成倍增長，也由于鋼板還可以作為冷彎鋼材、電焊管、爐焊管、大型UOE鋼管及焊接

13、H型鋼等產品的原材料，從而使鋼板的需求量迅速增加。專家們一致認為:鋼板生產規(guī)模，可以標志一個國家軋鋼工業(yè)的發(fā)展水平，有了鋼板，其它異型產品通過焊接就可以得到。鋼板中尤其是冷軋帶鋼，可以進一步加工成為鍍鋅板、鍍錫板及其它金屬鍍層板，都是具有廣泛用途的金屬材料。金屬涂層板的生產在國外發(fā)展異常迅速，現在都以高速化、連續(xù)化生產方式用冷連軋帶鋼軋機生產。這對于提高成材率，增加產量，提高質量，節(jié)約能源，降低成本，改善勞動條件和減少環(huán)境污染都有著重要意義。冷軋帶鋼產品物美價廉，在國際市場上具有良好的競爭力。當前世界各國正在大力發(fā)展冷軋帶鋼生產，逐步提高冷軋帶鋼在軋鋼產量的比重，提高質量，擴大品種，以滿足各工

14、業(yè)部門，特別是與人民生活密切相關的輕紡工業(yè)和家電工業(yè)的需要。針對國內現有的薄鋼板軋機的生產能力、技術裝備、工藝水平都比較落后，只有借鑒國外的先進技術，允分利用國內現有各廠的生產裝備，積極進行技術改造，才能適應我國國民經濟發(fā)展的需要。 1.2 冷軋機發(fā)展 隨著工業(yè)技術的發(fā)展，對冷軋帶鋼質量的要求越來越高，特別是帶材的尺寸精度已成為重要的質量指標之一。四輥冷軋機對于板形的控制和修正能力較差。為了提高板形質量，多年來國內外都在板形問題上做了許多研究工作。比較有成效的有HC軋機、CVC技術及HVC技術等輥形控制軋機。 HC軋機是1972年日本日立公司發(fā)明的，全稱日立中心凸度高度控制軋機。即對四輥

15、軋機作了很大改進，在工作輥與支持輥之間增加可作軸向移動的中間輥，.研制成新型的六輥軋機。由于HC軋機中間輥可隨時沿軸向移動，以消除因軋制壓力，受熱，磨損而引起的工作軋輥撓度、克服了板帶平直度因撓度引起的不利因素，達到了高精度板形控制的可能性。以后日立金屬公司與新日鐵公司又共同研究，HC軋機獲得了發(fā)展和廣泛應用，全世界已有近百套HC軋機投入使用。HC軋機不僅用于單機架冷軋，還應用于冷連軋，并發(fā)展了熱軋單機架和熱連軋機組。單機座的HC軋機平整機可代替雙機架四輥平整機。CVC技術是1982年西德斯羅曼西-馬克公司發(fā)明的一種控制板形新技術。CVC全稱連續(xù)變化凸度。 CVC技術是通過使用經過加工的S形

16、凸度的軋輥，使輥縫形狀與正在軋制的帶鋼斷面連續(xù)地進行匹配。因而能有效地影響帶鋼的平坦度和斷面形狀。與通常采用不同凸度CVC技術是通過使用經過加工的S形凸度的軋輥，使輥縫形狀與正在軋制的帶鋼斷面連續(xù)地進行匹配。因而能有效地影響帶鋼的平坦度和斷面形狀。與通常采用不同凸度的常規(guī)軋制相比，在采用CVC軋制時僅需要一種特殊的工作輥組。兩個工作輥或者連其軸承座一起作軸向移動，或者其輥頸在軸承座內滑動。且兩個工作軋輥軸向移動時，方向總是相反的。在其軋輥磨削成S形，然后使上、下輥互相相對地成180度排列，構成的輥縫輪廓形狀是對稱的。 UPC軋機出現是在日本的HC軋機和西德的CVC軋機稍后一些時間，由西德MD

17、S(曼內斯曼—德馬克—薩克)公司在1987年提出，全稱萬能板形控制。都是屬于為改善板形質量增加軋輥軸向抽動裝置的一類軋機，但在輥面曲線方面各具特色。UPC軋機的工作輥的輥廓曲線貌似雪茄煙，呈中間直徑大、兩端直徑小的雙圓錐狀，工作輥可以軸向抽動以工作輥抽動量，再配合施加彎輥力，即可獲得各種所需的輥縫。如工作輥軸向移動到兩個小圓錐段相對時，則可軋凸形斷面軋件，當上下工作輥軸向移動至兩個大圓錐段相對時，則會使板形產生中凹的形狀。這樣就可以消除原始板形的缺陷，以及補償軋輥磨損及熱凸度帶來的輥縫變化。UPC系統(tǒng)可以用四輥軋機，亦可以用于六輥軋機可用于熱軋，亦可用于冷軋。當用于六輥機座時，可以軸向抽動中間

18、輥。 1.3 板型控制 板形與厚度是決定薄板兒何尺寸精度的兩大指標。板形包括帶鋼平坦度、橫截面凸度(橫向厚差)和邊部減薄量等3項內容。目前，厚度控制技術已能將縱向厚差穩(wěn)定地控制在成品厚度的±l%或±5μm甚至±2μm的范圍以內，而橫截面凸度和邊部減薄量一般尚置于10μm甚至20～30μm的水平。80年代以來，隨著汽車、家電等行業(yè)的發(fā)展，工業(yè)用戶對板形平坦度的要求正越來越高，原來平坦度20I已能被接受，而今的要求則是10I甚至5I。板形質量的挑戰(zhàn)推動著板形技術和軋機機型的發(fā)展。上述多種機型的同時并存和相互競爭，一方面表明板形技術是當前國際上開發(fā)研究的前沿和熱點，另一方面也表明現有的板形技術

19、尚未達到成熟穩(wěn)定的地步。板形控制和厚度控制的實質都是輥縫的控制。但厚度控制只須控制輥縫中點處的開度精度，而板形控制則必須控制沿帶鋼寬度方向輥縫曲線的全長，輥縫曲線全長的幾何尺寸和形狀既決定帶鋼橫截面的凸度和邊部減薄量，更決定帶鋼的平坦度。 1.4 研究內容和研究方法 研究內容：1500生產線六輥冷軋機的主傳動系統(tǒng)。 研究方法：通過現場參觀實習，了解并掌握所設計軋機主傳動系統(tǒng)的設備組成、結構、工作原理及對應生產線的工藝流程。通過查找資料及所學的機械制圖、計算機繪圖知識進行看圖，繪圖訓練，運用理論力學、材料力學、機械設計等知識進行計算并參考圖紙對軋機主傳動系統(tǒng)進行設計及對主要零部件進行強度校

20、核。 2 傳動方案評述與選擇 2.1 方案選擇 軋機主傳動裝置作用是將電機的運動力矩傳遞給軋輥。在很多軋鋼機上，主傳動裝置由減速機、齒輪座、連接軸和聯(lián)軸節(jié)等部件組成。某些板坯及板帶軋機，主傳動是由電動機直接傳動軋輥。 在軋鋼機中確定是否采用減速機的一個重要條件就是比較減速機及其摩擦損耗的費用是否小于低速電機與告訴電機之間的差價。一般如果軋輥轉速大于200-250r/min，則不用減速機，在可逆式軋鋼機上為了易于實現可逆轉也往往不用減速機。1500六輥冷軋機軋輥的轉速較高，故不采用減速器。 5 3 4 當工作機座的軋

21、輥由一個電動機帶動時，一般采用齒輪座將電動機或減速器傳來的運動和力矩分配給二個或三個軋輥，考慮傳動裝置的布置型式和拆卸方便等因素，通常是下齒輪主動。 1 2 5 圖2.1 冷軋機主傳動方案一 1 2 4 1——電機 2——電動機聯(lián)軸節(jié) 3——齒輪座 4——連接軸 5——工作輥 圖2.2 冷軋機主傳動方案二 1500軋機采用雙工作輥驅動，有兩種方式：第一種方式是電動機

22、1的運動和力矩是通過主聯(lián)軸節(jié)2和聯(lián)接軸4而直接傳給軋輥5，兩個軋輥由各自的電動機單獨驅動，如圖2.2。第二種方式是電動機1的運動和力矩是通過主聯(lián)結軸2、齒輪座3、聯(lián)結軸4而傳給軋輥5，如圖2.1。所設計的軋機所需電機功率不大，又不是可逆軋機，考慮軋機機構限制不能采用軋輥單獨驅動。故采用圖2.1的方案。 2.2 方案評述 方案2(圖2.1)和方案1(圖2.2)比較優(yōu)點有：少一個電動機，可使軋鋼機主傳動裝置結構簡單、運行可靠、損耗較小，機械設備重量減輕總的占地面積減少。 2.3 電機選擇 電動機是將電能轉換為機械能，分為交流電動機和直流電動。 (一)交流電動機：利用通電線圈在磁場里轉動，

23、保證線圈受力方向一致而連續(xù)旋轉的，分為異步電動機和同步電動機兩類。 三相異步電動機結構簡單，運行可靠，成本低廉，可改變轉速，具有較好的穩(wěn)態(tài)和動態(tài)特性等優(yōu)點，廣泛應用于工農業(yè)生產中。同步電動機是雙重勵磁和異步啟動，只需通以較小的直流勵磁功率，適用于大功率高電壓的場合。具有轉速恒定，不隨負載而變化，功率因數可調，能量損耗小，運行效率高等特點。除了用于電力傳動外，還可用于補償電網功率因數。(二)直流電動機：利用換向器來自動改變線圈中的電流方向，從而使線圈受力方向一致而連續(xù)旋轉的，其特點為：1、啟動性能好2、調速性能優(yōu)越，易平滑調速3、過載能力較強，熱動和制動轉矩較大，但是直流電動機換向困難，還會產

24、生火花，壽命短，要經常維護，價格也貴一些。 綜合考慮，參照實習工廠的電動機型式，本設計采用交流同步電動機。 2.4 聯(lián)接軸選擇 在主傳動裝置中，聯(lián)接軸是非常重要的部件，它將電機的運動和力矩傳遞給軋輥。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。 確定聯(lián)接軸類型主要根據軋輥調整量、聯(lián)軸允許傾角和傳遞扭矩等因素有關。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輥調整量不大的軋機，齒式接軸傾角較小但在高速下運轉平穩(wěn)可靠一般用于軋輥調整量不大速度較高的軋機。所設計的冷軋板軋機對軋輥的調整量較大連接軸傾角有時達8°～10°故采用萬向聯(lián)接軸。

25、 萬向接軸有滑塊式和帶滾動軸承式，由文獻[1]軋鋼機聯(lián)接軸的類型和用途，綜合生產實際考慮，因十字軸式萬向接軸具有傳動效率高、傳動扭矩大、傳動平穩(wěn)、潤滑條件好、噪音低、使用壽命長等優(yōu)點，所以本設計采用十字軸式萬向接軸。 3 力能參數的計算 3.1 軋制力的計算 3.1.1軋制規(guī)程 原始參數 材質：低碳鋼，原料規(guī)格3.0mm×800mm，成品規(guī)格0.3mm×900mm，壓下規(guī)程見表3.1。 表3.1 壓下規(guī)程 連軋機號 N 軋前厚度 h0（mm） 軋后厚度h1 (mm) 壓下量（mm） 1 35 27 8 2 27 21 6 3 21 17 4 4

26、 17 15 2 5 15 14 1 3.1.2初選軋輥材料 帶鋼冷軋機的工作輥對輥面硬度及強度均有很高的要求，常采用高硬度的合金鑄鋼。其支承輥在工作中主要承受彎曲，且直徑較大，要著重考慮強度和軋輥淬透性，因此，多選用含Cr合金鍛鋼，中間輥主要考慮接觸應力，為了軋制高碳鋼和其它難變形的合金鋼，在冷軋機上也采用帶硬質合金輥套的復合式冷軋工作輥。其輥心材質與輥套材質的熱膨脹系數應十分接近，以防軋輥發(fā)熱時，損壞輥套。綜上所述，工作輥材料：9Cr2W,中間輥材料：9Cr2Mo，支承輥材料：9CrV。 3.1.3軋輥主要參數的確定 1.工作輥主要參數的確定 (1)輥身長度的確定

27、 輥身長度L主要是根據所提供的坯料尺寸和實際生產中的輥道寬度來確定的，輥身長度應大于所帶鋼的最大寬度，即 (3.1) 式中 ——輥身長度，mm； ——帶鋼的最大寬度，mm； ——視帶鋼寬度而定的余量，當=1000～2500mm時，取=150～250mm。 取=1350mm 時， a=150mm。 所以，。 1500六輥冷連軋機組，為減小軋制力，應盡量使工作輥直徑小些。但工作輥最小直徑受輥徑和軸頭的扭轉強度和軋件的咬入條件限制。按照軋輥的咬入條件，軋輥的工作直徑應滿足

28、 (3.2) 由文獻[1]可知：取最大咬入角=5 代入式(3.2)得≥即≥262.791 mm。 (2)最小軋制厚度限制` 由文獻[1]知 <(1500～2000)=(1500～2000)×0.3=450～600mm 根據以上計算及經驗選為： (3)軋輥輥頸尺寸的確定 =(0.5～0.55) =(0.5～0.55)×425=(212.5～233.75)mm 考慮軸承外徑尺寸及接軸的影響取 =220mm (4)軸頸長度 =(0.83～1.0) 取=0.9=0.9×220=198mm。 2.

29、中間輥主要參數的確定 (1)輥身直徑的選擇 (1.03～1.15)=(1.03～1.15)×425=(437.75～493)mm 根據以上計算及經驗選為： (2)軋輥輥頸尺寸的確定 =(0.5～0.55)=(0.5～0.55)×490=(245～269.5)mm 取=260mm。 (3)軸頸長度 =(0.83～1.0) 取=0.9=0.9×260=234mm 3.支承輥主要參數的確定 (1)輥身直徑的選擇 (2.3～3.5)=(2.3～3.5)×490=(1127～1715)mm 根據以上計算及經驗選為： (2)軋輥輥頸尺寸的確定 =(0.5～0.55)=(

30、0.5～0.55)×1300=(650～715)mm 取=680mm。 (3)軸頸長度 =(0.83～1.0) 取=0.9=0.9×680=612mm。 4.1500六輥冷連軋機組軋輥傳動端的型式 軋輥的軸頭基本類型有a)梅花輥頭；b)萬向輥頭；c)圓柱形輥頭；d)帶平臺的輥頭。為了裝卸軋輥軸承的方便，軸頭用可裝卸的動配合扁頭。此時輥頭平臺更為適合， 其結構尺寸如圖3.1所示： 圖3.1 帶平臺的輥頭 3.1.4軋制力的計算 軋件對軋輥的總軋制力P為軋制平均壓力與軋件和軋輥接觸面積F之乘積，即：P=.F (3.3)

31、式中 P——軋制力，N； ——平均單位壓力，N； F——接觸面積，mm2，軋件與軋輥接觸面積計算公式如下 F=． (3.4) 式中 、——軋制前、后軋件的寬度，mm； ——考慮軋輥彈性壓扁后的接觸弧長度，mm； 取第一架軋機進行設計： == 其中，——接觸弧水平長度；R——工作輥半徑；——壓下量。 因為是冷軋薄板，故采用斯通公式。 采用乳化液潤滑，取。 圖3.2 冷態(tài)下變形阻力曲線 Z= (3.5) Y

32、=2C(K－) (3.6) 式中 C——常數，對于鋼軋輥C=／N； K=1.15 其中，、——軋制前后軋件材料的變形阻力；、——入口和出口斷面上實際張應力值。 查圖3.2可知： ；，； 圖3.3 決定壓扁后接觸弧長度諾謨圖 代入上式知 K=1.15=1.15×=442.75MPa C==／N 設， 其中，——入口和出口斷面上作用水平張應力。 代入式(3.6)數據知 Y=2C(K－) 由Z，Y查文獻[1]圖3.3可得：X=0.61那么

33、 接觸弧上平均單位壓力： (42.75—160)1.38=390.2MPa 軋制總壓力： P==390.2 3.2 軋制力矩的計算 傳動軋輥所需力矩為 MK=MZ+MR+Mf1 (3.7) 式中 MK——驅動一個工作輥力距，N·m； MZ——軋輥上的軋制力矩，N·m； Mf1——軋輥軸承處摩擦力矩，N·m； MR——中間輥輥對工作輥的反力對工作輥的力矩，N·m； 3.2.1軋制力矩的計算 MZ=P·a

34、 (3.8) 式中 P——軋制力，kN； a——軋制力力臂，mm； a= (3.9) ψ= (3.10) =arcos(1－/D1) (3.11) 式中 β——不考慮張

35、力軋制時軋制力作用點對應的軋輥中心角； ——咬入角；ψ——力臂系數，采利柯夫認為ψ=0.35～0.45取ψ=0.4 代入公式(3.8~3.11)可得 =arcos(1－/425) a==5.83mm MZ=5058·m 3.2.2反力矩的計算 MR=R·c (3.12) 式中 R——支承輥對工作輥的反力，kN； c——反力R對工作輥的力臂，mm； R= (3.13) c=mcosγ+

36、 (3.14) γ=arcsin (3.15) θ=arcsin (3.16) 式中 θ——工作輥與支承輥連心線與垂直線夾角； e——工作輥軸線相對于支承輥軸線偏移距一般e=5~10mm，取e=8mm； γ——軋輥連心線與反力R的夾角； m——R力在工作輥與支承輥接觸處偏離一個滾動摩擦力臂的距離，m=0.1~0.3mm，取m=0.2mm； ρ1、

37、ρ2——工作輥和支承輥軋輥軸承處摩擦圓半徑， ρ1=μ，ρ2=μ (3.17) 式中 d1、d2——工作輥和中間輥輥軸頸直徑，mm； μ——軋輥軸承摩擦系數，由文獻[1]知μ=0.004； 代入式(3.12~3.17)數據可 ρ1= ρ2= θ=arcsin γ=arcsin R= c=0.2cos0.168+=0.823mm MR= N·m 3.2.3摩擦力矩的計算 Mf1=F·ρ1 (3.18) 式中 F—

38、—工作輥軸承處反力， kN； F=Rsin(θ+γ) (3.19) 代入數據可得 F=5059.1sin(.002+0.168)=103.3KN Mf1=N·m MK=MZ+MR+Mf1= N·m 驅動兩個工作輥所需的力矩 MK∑=2 MK=2 N·m 4 主電機容量的選擇 4.1 初選電機功率 nw== ／min = 初選電動機型式為,額定功率，額定轉速 Mer=9550 =9550=66850 N·m 其中，——最大軋制功率，kW；Mer——初選電機額定靜力矩，N·m； Ner——初選電機功率，

39、kW；ner——初選電機轉速，r/min。 4.2 軋機主電動機力矩 主電機軸上上的力矩由四部分組成，即 MD== (4.1) 式中 MD——主電機力矩，N·m； MZ——軋輥上的軋制力矩，N·m； Mf——附加摩擦力矩，即軋制時由于軋制力作用于軋輥軸承、傳動機構及其它轉動件中的摩擦而產生的附加力矩，N·m； Mkon——空轉力矩，即當軋機空轉時，由于各轉動件的重量產生的摩擦力矩及其他阻力距，N·m； Mdon——動力矩，軋輥運轉速度不均勻時，各部件或減速所引起的慣性力所產生

40、的力矩，N·m； Mf2——各轉動零件推算到主電機軸上的附加力矩，N·m； η——電動機至軋輥之間的傳動效率，此設計中 η= (4.2) i——電動機和軋輥之間的傳動比，此設計方案電機直接驅動軋輥，i=1； 查文獻[2]得=0.99，=0.98，=0.98，=0.98 代入公式(4.2)得 η=0.99 1、空轉力矩Mkon Mkon=（0.03~0.06）Mer (4.3)

41、 取Mkon=0.05 Mer 計算代入數據得 Mkon=3342.5N·m 2、摩擦力矩Mf、靜力矩Mj Mf= (4.4) Mf2= (4.5) Mj=MZ+ Mf+ Mkon (4.6) 式中 Mj——推算到電動機軸上的總靜力矩，N·m。 代入上式可得 Mf2= N·m，Mf= N·m Mj=29488.1+ 2594.1+6

42、685=38767.2 N·m 3、動力矩Mdon Mdon= (4.7) 式中 ——各轉動件推算到電機軸上的飛輪力矩，取G=6.1t =1101.8kg·m2； ——電動機的角加速度，rad/s2。 由文獻[1] 選啟動時加速度aj=400r/min·s，制動時加速度az=800 r/min·s。 可知 啟動時角加速度 εj==41.89rad/s2 制動時角加速度 εz==83.78 rad/s2。 代入式(4.7)數據得 空載啟動階段動力矩 =11538.6N·m

43、 空載制動階段動力矩=23077.2N·m 4、各階段、道次主電機力矩計算 MD1= Mkon+ (4.8) MD2= Mj+ (4.9) MD3= Mj (4.10) MD4= Mj－ (4.11) M

44、D5= Mkon－ (4.12) 式中 MD1——空載加速啟動階段力矩，N·m； MD2——咬入軋件后的加速階段力矩，N·m； MD3——穩(wěn)定速度軋制階段力矩，N·m； MD4——帶有軋件的減速階段力矩，N·m； MD5——拋鋼后減速階段力矩，N·m。 代入式(4.8~4.12)可得 MD1=3342.5+11538.6=14881.1 N·m MD2=38767.2 + 11538.6=48305.8 N·m MD3=38767.2 N·m MD4=38767.2 －23077.2=15690 N·m

45、 MD5=6658－23077.2=-16419.2 N·m 4.3 各軋制階段時間計算 = (4.13) = (4.14) = (4.15) = (4.16) =

46、 (4.17)式中 ——啟動空載階段所需時間，s； ny——咬入軋件是的轉速，ny=400r/min； ——咬入后加速階段所需時間，s； ——帶有軋件的減速階段所需時間，s； np——各道次拋鋼轉速，np =400r/min； ——穩(wěn)定軋制時所需時間，s； L——各道次后軋件的長度，取L=80m； ——制動階段所需時間，s。 nw——穩(wěn)定軋制時工作輥轉速，nw =900r/min； 圖4.1 電機靜負荷 代入式(4.13~4.17)可得 = = =

47、 =2.64s = =+ + + ++ (4.18) 式中 ——軋制時間時間間隙，取=0.6s； ——軋制周期，s。 代入式(4.18)數據得 =6.615s 4.3 電機的校核 根據《電機故障診斷修理手冊》和以上計算選定電機： 電動機型式為,額定功率，額定轉速,額定電壓，額定電流,總重6.1t 1、過載校核 Mer= (4.19) 式中 Mmax——靜負荷圖上的最大力矩，N·m； K——電動機過載系數，不可逆電動機K=1

48、.5~2.0。 由圖4.1知 Mmax=48305.8 N·m， 代入（4.19）得 K=0.72<1.5~2.0 滿足設計要求。 2、發(fā)熱校核 Mjun= (4.20) =+++++ (4.21)式中 Mjun——電動機按發(fā)熱計算出來的等值力矩，N·m。 代入上式的得 Mjun=33449.38 N·m＜Mer滿足設計要求。 5 軋輥強度校核 六輥軋機支承輥的抗彎系數較工作輥大得多，在軋制時的彎曲力矩決大部分由支承輥承擔。在計算支承輥時，通常按承受全部軋制力的情況考慮。此設計四輥軋機由

49、工作輥傳動，工作輥只受扭轉切應力，支承輥剛性幾乎承受全部彎曲應力，工作輥與支承輥之間存在接觸應力。 5.1 工作輥強度校核 1、工作輥扭轉應力計算 工作輥材料選合金鍛鋼，對工作只校核扭轉強度，工作輥的彎矩圖見圖5.1 考慮到其他軋制規(guī)程取最大軋制力矩MK=20kN·m (5.1) 圖5.1 工作輥扭距圖 式中 ——軋輥扭轉應力，MPa； ——矩形截面桿扭轉系數； h、b——矩形截面桿高、寬，mm。 傳動端截面近似為矩形b=160mm，h=200mm，h/b=1.25，查文獻[6]可知=0

50、.221，代入式5.1得 =14.14MPa。 由文獻1可知 對于合金鍛鋼軋輥，當=700~750Mpa時，許用應力Rb =140~150Mpa； =14.14Mpa< Rb 可知工作輥強度滿足要求。 5.2 支承輥強度校核 支承輥材料選合金鍛鋼查文獻[1]可以知支承輥強度極限=700~750MPa，許用應力Rb =140~150MPa。支承輥的彎曲力矩及彎曲應力分布見圖5.2，在輥頸的1-1斷面和2-2斷面的彎曲應力應滿足強度條件，斷面3-3處彎距最大應校核3-3處彎曲應力。 圖5.2 支承輥的彎曲力矩及彎曲應力分布圖 1、1-1斷面和2-2斷面

51、強度校核 (5.2) (5.3)式中 、——1-1和2-2斷面處的彎曲應力，MPa； c1 、c2——1-1和2-2斷面至反力P/2處的距離，mm； c1=(l0－L3)/2－r (5.4) c2=(l0－L3)/2 (5.5) d1-1、d2-2——1-1和2-2斷面直徑，d1-1=800mm； L3=1500mm，l0=2510mm

52、 d2-2= d1-1+2r (5.6) 其中，r為1-1斷面處過渡圓角半徑，r=90mm。 由原始數據知最大軋制力P=12000KN，代入式(5.2~5.6)得 d2-2=980mm c1=415mm c2=505mm =93.75Mpa < Rb =32.19MPa< Rb 可知斷面1-1和2-2滿足強度條件。 2、校核斷面3-3處彎曲應力 (5.7) 式中 ——3-3斷面處彎曲應力，MPa。 代入式5.12數據得 =34.72MPa< Rb

53、 可知3-3斷面滿足強度條件。 5.3 工作輥與中間輥間的接觸應力校核 六輥軋機中間輥和工作輥之間存在有很大的接觸應力，在軋輥設計及使用時應進行校核計算。 1、 校核最大正應力 = (5.8) b= (5.9) 式中 ——最大正應力，MPa； b——接觸區(qū)寬度，mm； 圖5.3 工作輥與中間輥相接觸的情況 q——加在接觸表面單位長度上的負荷，N/mm q= (5.10) 其中，P、PG為軋制力和中間輥重量，

54、取P=Pmax=12000KN，PG=54t=529.2KN； K1、K2——與軋輥材料有關的系數； K1=，K2= (5.11) 其中，、及E1、E2為兩軋輥材料的泊松比和彈性模數。 由文獻[7]得 ==0.3 E1=202GPa E2=202GPa 代入式(5.8~5.11)數據得 q=8352.8N/mm，K1=1.67×10-6MPa-1 ，K1=1.67×10-6MPa-1 =1492.02MPa 本軋機中間輥輥面硬度HS=30~40，由文獻[1]知許用接觸應力[]=1600~2000MPa。 <[] 可知

55、滿足接觸強度要求。 2、校核軋輥內最大切應力 為保證軋輥不產生疲勞破壞應滿足 =0.304≤[] (5.12) 式中 ——軋輥內最大切應力，MPa。 代入式(5.12)數據得 =453.57MPa 由文獻[1]知[]=490~610MPa，可知 ≤[] 軋輥內最大切應力滿足強度條件。 3、 校核軋輥內最大反復切應力 =0.256≤[] (5.13) 式中 ——軋輥內最大反復切應力，MPa。 代入式(5.18)數得 =381.96MPa≤[] 軋輥內最大反復切應力滿

56、足強度條件。 6 機架的設計校核 軋鋼機架是工作機座的重要部件，軋輥軸承及軋輥調整裝置等都安裝在機架上。機架要承受軋制力，必須要有足夠的強度和剛度。根據軋鋼機型式的和工作要求，軋鋼機架分為閉式和開式兩種，閉式機架具有較高的強度和剛度，本設計中機架為閉式機架。 6.1 機架結構參數選擇 1、機架窗口寬度 軋機機架窗口寬度一般為支承輥直徑的1.15~1.30倍。為換輥方便，換輥側的機架窗口應比傳動側窗口寬5~10mm。 B=1.15~1.30D3 (6.1) 式中 B——機架

57、窗口寬度，mm。 代入式(6.1)數據得B=1495~1690mm。 考慮到支承輥磨損取機架窗口寬度為，換輥側1420mm，傳動側1410mm。 2、機架窗口高度 機架窗口高度主要根據軋輥最大開口度、壓下螺絲最小伸出端(至少2~3扣螺紋長度)，以及換輥等要求確定。對于六輥軋機可取 H=(2.6~3.5)(D1+D2+D3) (6.2) 式中 H——機架窗口高度，mm。 代入式(6.2)數據得到H=5759~7752.5mm，本軋機機架窗口高度取6150

58、mm。 3、機架立柱斷面尺寸 機架立柱斷面尺寸是根據強度條件確定的。由于作用于軋輥輥頸和機架立柱上的力相同，而輥頸強度近似地與其直徑平方(d2)成正比故機架立柱斷面面積(F)與軋輥輥頸的直徑平方(d2)有關。在設計時，可根據比值(F/ d2)的經驗數據確定機架立柱斷面面積，在進行機架強度驗算。 本軋機機架立柱斷面取矩形，斷面尺寸F=830×380=315400mm2。 6.2 機架的強度計算 為簡化計算做如下假設：1)每片機架只在上、下橫梁的中間斷面處受有垂直力R，而且這兩個力大小相等、方向相反，作用在同一直線上。2)機架結構對窗口的垂直中心線是對稱的，而且不考慮由于上、下橫梁慣性矩

59、不同所引起的水平內力。3)上下橫梁河立柱交界處(轉角處)是剛性的，即機架變形后機架轉角仍保持不變。 1受力分析 根據上述假設，機架外負荷河幾何尺寸都與機架窗口垂直中心線對稱，故可將機架簡化為一個由立柱和上、下橫梁的中性軸組成的自由框架，如將此框架沿機架窗口垂直中性線剖開，則剖開的截面上作用著R/2垂直力和靜不定力矩M1見圖6.1。 l1 M1 Rl1/4 l1/2 I1

60、 R/2 l2 M2 I3 I2 圖6.1 矩形自由框彎曲力矩圖 2 彎矩計算 由文獻[1] M1= (6.3) M2=－M1 (6.4) 式中 R——作用在機架上的垂直力，N； I1——機架橫梁的慣性矩，mm4； I2——

61、機架立柱的慣性矩；mm4 I3——機架下橫梁的慣性矩； l1——機架橫梁中性線長度，mm； l2——機架立柱中性線長度，mm； M2——立柱上的彎矩，N·mm。 根據軋機具體的結構形狀以及各部分尺寸取 l1=1470+830=2300mm l2=6150+608.6+608.6=7367.2mm (2)計算I1 機架上橫梁斷面如圖6.2 圖6.2 機架上橫梁斷面圖 上橫梁斷面的形心軸坐標xc、yc取圖6.2所示坐標軸(中心線為y軸，下底線為x軸)，可見橫梁斷面對y軸對稱，所以 xc=0 F= A1－A2－ A3 －A4－ A5

62、 (6.5) S= A1y1 －A2y2－ A3y3 －A4y4 －A5y5 (6.6) yc= (6.7) 式中 F——斷面面積，mm2； A1——圖6.2最大矩形面積，A1=1250×770=962500 mm2； A2~ A5——圖6.2自下而上各矩形面積，mm2； S——斷面面積矩，mm3； y1~ y5——各矩形面積的形心軸坐標，mm。 由圖6.2知y1=625mm y2=15mm y3=580mm y4=1140mm y5=1200mm

63、 將數據代入式中得 F=691500 mm2 S=420847500 mm3 yc=608.6mm 由文獻[5]知 (6.8) 式中 b1~b5、h1~h5——A1~ A5所對應的矩形的寬、高，mm； a1~ a5——A1~ A5所對應的矩形形心軸與斷面形心軸距離，即 ai= yi— yc ( i=1~5) 代入式6.8各數據計算最終得到 I1=1.63×1011mm4 (2)計算I2 機架立柱斷面簡圖見圖6.3 圖6.3 機架立柱斷面簡圖 由文獻[6] I2=

64、 (6.9) 其中，b、h為圖6.2斷面對應的寬、高。 代入式(6.7)數據得 I2=3.84×109 mm4 假設上下橫梁慣性矩相等即 I3=1.63×1011mm4 將相關數據代入式6.3、式6.4得 M1=3.44×109N·mm M2=1.25×107 N·mm 3、機架強度校核 選取機架的材料為ZG270—500，正火處理，由文獻[1] 對于橫梁[]MPa， 對于立柱[]MPa。 (1)機架上橫梁強度校核 機架應力圖見圖6.4 圖6.4 閉

65、式機架應力圖 由文獻[1] (6.10) (6.11) 式中 σa1——機架橫梁外側的拉應力，MPa； σn1——機架橫梁內側的壓應力，MPa； ]Wa1、Wn1——機架上橫梁外側和內測的斷面系數，mm3。 由文獻[4] Wa1= (6.13) Wn1= (6.14) 代入式(6.11~6.14)數據得 Wa1=2.54×108mm3 Wn1=2.68×108mm3

66、σa1=13.5Mpa<[]橫 σn1=－12.8Mpa<[]立(負號只表示σn1為壓縮應力) 可知上橫梁滿足強度要求。 (2)機架立柱校核 由文獻[1] (6.15) (6.16) 式中 σa2——機架立柱外側壓應力，MPa； σn2——機架立柱內側拉應力，MPa； F2——立柱斷面面積，F2=830×380 mm2； Wa2、Wn2——立柱外側和內測的斷面系數，mm3。 Wa2= Wn2= (6.17) 代入式(6.15~6.17)數據得 Wa2= Wn2=9.25×106 mm3 σa2=8.16MPa< []立 σn2=10.86MPa< []立 可知機架立柱滿足強度要求。 7 聯(lián)接軸計算 十字軸式萬向接軸傳遞的扭矩大，它是由軋輥端扁頭、帶叉頭的接軸、傳動端的接軸、傳動端的扁頭、襯瓦及圓形的銷軸組成。由于鉸鏈尺寸很大，叉頭與接軸體是熱裝制成