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第 45 頁
1780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1780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(shù)計算、力能參數(shù)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(shù)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 選題目的…………………………………………………………………… 1
1.2 立輥軋機的發(fā)展概況…………………………………………………………… 2
1.2.1 立輥軋機的發(fā)展過程……………………………………………………… 2
1.2.2 立輥軋機的新發(fā)展………………………………………………………… 2
1.2.3 AWC技術………………………………………………………………… 3
1.3 立輥軋機的類型、用途、特點、結構組成及工作原理……………………… 3
1.3.1 立輥軋機的類型…………………………………………………………… 3
1.3.2 立輥軋機的用途…………………………………………………………… 4
1.3.3 立輥軋機的特點…………………………………………………………… 4
1.3.4 立輥軋機的結構組成……………………………………………………… 5
2. 總體方案的確定 ……………………………………………………………… 6
2.1 主傳動系統(tǒng)……………………………………………………………………… 6
2.1.1 傳動形式的選擇…………………………………………………………… 6
2.1.2 電機的選擇………………………………………………………………… 6
2.1.3 聯(lián)軸器……………………………………………………………………… 7
2.1.4 減速器……………………………………………………………………… 7
2.1.5 萬向接軸…………………………………………………………………… 7
2.2 軋輥裝置………………………………………………………………………… 8
2.2.1 立輥………………………………………………………………………… 8
2.2.2 軋輥軸承…………………………………………………………………… 8
2.2.2 軋輥平衡裝置……………………………………………………………… 9
2.3 側壓系統(tǒng)………………………………………………………………………… 9
2.4 主機架…………………………………………………………………………… 10
3. 立輥軋機相關參數(shù)的計算 …………………………………………………… 11
3.1 立輥軋機結構參數(shù)的計算……………………………………………………… 11
3.2 立輥軋機力能參數(shù)的計算……………………………………………………… 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……………………………………………… 13
3.3 軋機主電機的確定……………………………………………………………… 14
3.3.1 初選主電機………………………………………………………………… 14
3.3.2 軋機主電機力矩計算……………………………………………………… 15
3.3.3 電機過載校核……………………………………………………………… 16
4.主要零部件的校核計算………………………………………………………… 17
4.1 減速機的設計與校核計算……………………………………………………… 17
4.1.1 確定傳動方案、精度等級、材料及齒數(shù)………………………………… 17
4.1.2 按齒面接觸強度設計……………………………………………………… 17
4.1.3 按齒根彎曲強度校核設計………………………………………………… 19
4.1.4 齒輪幾何尺寸計算………………………………………………………… 21
4.2 齒輪軸的校核計算……………………………………………………………… 22
4.2.1 齒輪軸上載荷計算………………………………………………………… 22
4.2.2 按彎扭合成應力校核軸的強度…………………………………………… 25
4.2.3 根據(jù)軸的安全系數(shù)精確校核軸…………………………………………… 25
4.3 軸承壽命驗算…………………………………………………………………… 29
4.3.1 軸承所受載荷計算………………………………………………………… 29
4.3.2 驗算軸承壽命……………………………………………………………… 32
4.4 軋輥校核計算…………………………………………………………………… 33
4.4.1 軋輥基本參數(shù)……………………………………………………………… 33
4.4.2 軋輥校核…………………………………………………………………… 33
4.5 軋輥軸承壽命計算……………………………………………………………… 36
4.5.1 軋輥軸當量動載荷………………………………………………………… 36
4.5.2 軋輥軸承壽命計算………………………………………………………… 37
5. 設備潤滑…………………………………………………………………………… 38
5.1 摩擦、磨損、潤滑的概念……………………………………………………… 38
5.2 潤滑的作用……………………………………………………………………… 38
5.3 潤滑的類型……………………………………………………………………… 39
5.4 潤滑油的選擇原則……………………………………………………………… 39
5.5 1780立輥軋機設備潤滑方法…………………………………………………… 39
6 機械設備的環(huán)保、可靠性和經濟性分析…………………………………… 40
6.1 設備的環(huán)保性…………………………………………………………………… 40
6.2 設備的可靠性…………………………………………………………………… 40
6.2.1 設備的可靠性定義………………………………………………………… 40
6.2.2 可靠度的定義……………………………………………………………… 40
6.2.3 設備平均壽命……………………………………………………………… 40
6.2.4 機械設備的有效度………………………………………………………… 41
6.3 設備的經濟性評價 …………………………………………………………… 41
6.3.1 投資回收期………………………………………………………………… 41
6.3.2 盈虧平衡分析……………………………………………………………… 41
6.3.3 設備合理的更新期………………………………………………………… 42
結論…………………………………………………………………………………… 43
致謝…………………………………………………………………………………… 44
參考文獻……………………………………………………………………………… 45
1 緒論
1.1 選題的背景及目的
1.1.1 選題的背景
鋼鐵的生產水平是衡量一個國家現(xiàn)代化水平的重要標志，而鋼鐵生產總量的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(xiàn)。
熱軋板帶鋼的生產在鋼鐵軋制生產中占據(jù)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(xiàn)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。
初軋板坯寬度在開坯軋制過程中可由初軋機的立輥根據(jù)熱軋帶鋼軋機需要的各種寬度規(guī)格進行寬度的控制。而在連鑄板坯生產中，雖然連鑄機也有連續(xù)改變寬度的裝置，但卻不能安全滿足熱軋帶鋼軋機對各種寬度規(guī)格的板坯用料的要求，有時甚至會降低連鑄機的產量。
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(xiàn)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 立輥軋機的發(fā)展概況
1.2.1 立輥軋機的發(fā)展過程
中厚板軋機上附設立輥軋機, 最早于40年代用在萬能式中厚板軋機上,50年代用于大型鋼錠的軋邊以消除錐度,60年代開始把立輥軋機用于齊邊與破鱗,70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”,80年代以來,厚板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,目的是想生產出無切邊鋼板。
在中厚板軋機上附設立輥軋機后,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10%～20%，這也是“立輥無用論”提出的一個重要原因。70年代后期,日本厚板軋機開工率已降到60%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,出現(xiàn)了成材率重于軋機生產能力的局面,立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了立輥軋機,使成材率普遍提高了2個百分點,取得了應有的效益。特別是1975年日本采用立輥軋機開創(chuàng)了無切邊軋制厚板的生產技術,保證了用戶不需要再加工,使立輥軋機的作用更加被重視起來。
1.2.2 立輥軋機的新發(fā)展
新型立輥軋機從換輥方便、快捷等方面考慮,把機架輥系的更換設計為從傳動分配箱下方將輥系由機架側面移出進行換輥。這樣,使換輥操作空間不受到任何的障礙,軋機在結構上變得簡單、適用。對傳統(tǒng)立輥軋機的結構也進行了改進設計,將主電動機、減速機、傳動分配箱等驅動和傳動系統(tǒng)集中設計在位于機架輥系上方的軋機傳動平臺上,使傳動系統(tǒng)變得簡單、適用。取消了傳統(tǒng)立輥軋機的側面?zhèn)鲃又Ъ艿?讓出的位置安裝側移換輥的地腳板滑軌,使機架輥系能夠由機架側面沿著地腳板滑軌移出。
改進設計后制造出的新型立輥軋機投入熱軋帶鋼生產線使用,生產實踐表明其具有以下特點：
(1) 軋機傳動機構集中、結構緊湊、重量輕、造價低;
(2) 軋制力適應范圍大;
(3) 換輥方便、快捷;
(4) 操作、維護、檢修方便,勞動強度低。
新型立輥軋機深受用戶的歡迎。目前,已在吉林建龍鋼鐵有限公司、八家戶鋼鐵公司、唐山國豐鋼鐵有限公司、唐山軋鋼廠、唐山銀豐鋼鐵有限公司、勝芳前進鋼鐵總廠、寧波全興不銹鋼制品有限公司、天津鋼廠、津西鋼廠等廠家使用,產生了顯著的經濟效益。
1.2.3 AWC技術
AWC（Automatic Width Control）指寬度自動控制技術,在立輥軋機上的寬度自動控制功能主要由立輥實現(xiàn)。應用AWC后,能提高板坯寬度的精確性和均勻性,降低帶鋼切頭尾、切邊的損耗,提高帶鋼的成材率和經濟效益。使用AWC可以有效控制板帶的寬度,克服主軋后頭尾收縮變形造成板帶邊部缺陷、水平軋制后的寬展等對板寬精度造成的影響。
1.3 立輥軋機的類型、用途、特點、結構組成及工作原理。
1.3.1 立輥軋機的類型
立輥軋機可按著軋制力、用途、傳動方式、機架結構及布置位置等分成不同的型式。
1. 按軋制力分有：有重型、中型及輕型三種；
重型軋機:軋制力約為4000 ~ 8000KN 用于厚度達1100mm的鋼錠或500mm的鋼坯。
中性軋機：軋制力約為2000 ~ 4000KN 用于厚度達700mm的鋼錠或500mm的鋼坯。
輕型軋機：軋制力約為1000 ~ 2000KN 用于厚度達400mm的鋼坯。
2. 按用途分為軋邊(Edging),齊邊(Tirmming)及破鱗(ScaleBreeking)3種；
軋邊主要用于消除鋼錠的錐度,設在以鋼錠為原料比例較大的中厚板軋機前面,成形階段中首先消除其錐度,一般均采用重型立輥軋機，鋼錠厚在700mm以下時,也可用中型立輥軋機。
齊邊是中厚板軋機立輥軋機的主要功能,將平軋板邊展寬量壓縮回去,保持既定的板寬,并可消除凸凹形板邊,形成平直角板邊。若只用板坯為原料時,一般采用中型立輥軋機。
破鱗是擠壓原料邊部,使原料表面鐵皮擠破碎后用高壓水沖除,一般都采用輕型立輥軋機,現(xiàn)因高壓水除鱗箱水壓的提高,除鱗技術的完善,立輥破鱗機基本已被淘汰了。
3. 按傳動方式分有：上傳動和下傳動；
一般近接布置采用上傳動較多,與四輥式主軋機配置比較緊湊,立輥軋機電機布置也有較大的空間,下傳動不占地面,但檢修麻煩。兩種方式均需權衡車間平面布置的優(yōu)缺點,根據(jù)設備與電機設計要求而抉擇。
4. 按機架結構分有：閉口式和開口式；
一般重、中型立輥軋機都采用閉口式,可承受軋制力比較大,但妨礙四輥式軋機操作視線。開口式用于輕型立輥軋機比較經濟, 但軋制力不能太大。
5. 按布置位置分：有主機前后之分，近接與非近接之分；
6. 按輥型分有：平輥與形輥；
形輥可將板邊軋制出斜坡,使以后平輥軋制板邊比較規(guī)整,但靈活性受限制,80年代也出現(xiàn)了平輥和形輥共用立輥,立輥可上下串動互換平輥和形輥,但立輥軋機結構比較復雜。
1.3.2 立輥軋機的用途
1. 經過軋制消除鋼錠的錐度；
2. 通過側壓改善金屬組織，減少軋材缺陷，提高成材率（軋制板坯側邊，可以防止軋件邊部產生鼓形或裂邊等缺陷）；
3. 與四輥軋機相配合進行軋邊，減少切邊量，提高收得率；
4. 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；
5. 萬能軋機的立輥還起到對準軋制線的作用；
6. 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。
1.3.3 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(xiàn)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(jù)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。
1.3.4 立輥軋機的結構組成
立輥軋機通常由電機、主傳動裝置、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。
圖1.1 立輥軋機正視圖
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 總體方案的確定
2.1 主傳動系統(tǒng)
主傳動裝置主要由主電機,主減速器和聯(lián)軸器等組成。
2.1.1 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。
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。
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。
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。
由于以上優(yōu)點，現(xiàn)代熱連軋的立輥軋機，大都采用上傳動的結構形式。本次立輥軋機主傳動系統(tǒng)的設計亦采用這種傳動形式。
2.1.2 電機的選擇
電機的選擇通常根據(jù)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。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。將主電機擺放在軋機一側的水泥平臺上，通過齒輪接軸與主傳動箱相連，從而帶動軋輥工作。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。
根據(jù)電源種類，主傳動電機又可分為交流電機和直流電機兩種。
直流電機啟動力矩大，起動平穩(wěn)，操作方便，電器特性好，在一定范圍內可以實現(xiàn)無級變速,使用可靠。而如果采用大型交流電動機，則需要增設一套微調裝置以便于換輥，而且交流電機需要變頻調速，造價高。
綜合考慮，1780立輥軋機主傳動電機應采用立式直流電機。
2.1.3 聯(lián)軸器
聯(lián)軸器是機械傳動中常用的部件，它主要是用來連接軸與軸（或連接軸與其他回轉零件），以傳遞運動與轉矩。
根據(jù)聯(lián)軸器對各種相對位移有無補償能力（即能否在發(fā)生相對位移條件下保持連接的功能），聯(lián)軸器分為剛性聯(lián)軸器（無補償能力）和撓性聯(lián)軸器（有補償能力）兩大類。撓性聯(lián)軸器又可分為無彈性元件的撓性聯(lián)軸器（如十字滑塊聯(lián)軸器、滑塊聯(lián)軸器、十字軸式萬向聯(lián)軸器、齒式聯(lián)軸器和滾子鏈聯(lián)軸器等）和有彈性元件的撓性聯(lián)軸器（如彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器、梅花形彈性聯(lián)軸器、輪胎式聯(lián)軸器和膜片聯(lián)軸器等）。
根據(jù)工作的要求，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。
2.1.4 減速器
減速器作為常用的傳統(tǒng)裝置，有著非常廣泛的應用。它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。對于給定的設計條件，可能存在多種實現(xiàn)方案。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。
1780立輥軋機主減速器采用二級斜齒圓柱齒輪傳動，其特點是效率及可靠性高，結構簡單，工作壽命長，維護方便。
2.1.5 萬向接軸
在主傳動系統(tǒng)中，接軸是非常重要的部件，它的作用是將扭矩從齒輪機座或電動機傳遞給軋輥。立輥軋機中的接軸大都是采用萬向接軸。萬向接軸是根據(jù)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。
接軸上面與主傳動箱輸出軸上的齒輪和下面與帶有肩形孔的叉頭均是采用法蘭盤相連，連接方式分為兩種：一種采用端面齒加預緊螺栓相連接，一種采用端面鍵加預緊螺栓相連接來傳遞軋制力矩。
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(shù)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。
2.2 軋輥裝置
2.2.1 立輥
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?？紤]立輥的傳動形式，本次設計采用上傳動雙支點式立輥。
因為要對鋼板進行寬度方向軋制,不同于水平輥對板形、厚度要求那樣精確, 而且道次壓下量一般在50mm左右,壓下率較低,所以對軋輥的強度與剛度要求也較低。軋輥一般選用鍛鋼輥進行調質處理。1780立輥軋機由于要進行大側壓量的軋制,所以采用槽形軋輥，它可以保證側壓時的穩(wěn)定，并借助槽的側面將大側壓時在板坯兩側所產生的狗骨形凸起擠向板坯中間，以減小在隨后的水平輥軋制中所產生的寬展，提高立輥軋機的側壓效率。
立輥軋機的軋輥都采用簡支梁結構,軋輥軸承采用雙列圓錐滾子軸承。軋輥、軸承及軸承座組裝后成套裝入滑架中,隨滑架移動。
2.2.2 軋輥軸承
軋輥軸承是立輥軋機中非常重要的部件，和一般用途的軸承相比，軋輥軸承工作負荷大、運轉速度差別大、工作環(huán)境惡劣。在熱帶鋼連軋機上采用的軸承，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，廣泛應用于四輥軋機的工作輥上，亦有用于二輥粗軋機上和四輥軋機支撐輥上。
1780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(jù)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。
2.2.3 軋輥平衡裝置
軋機平衡裝置主要是用來消除在軋制過程中，因工作機座中有關零件間的配合間隙所造成的沖擊現(xiàn)象，以保證軋件的軋制精度，改善咬入條件，以及防止工作輥與支撐輥之間產生打滑現(xiàn)象等。而對于立輥軋機來說，主傳動系統(tǒng)中的平衡裝置則主要是為了抵消萬向接軸和立輥的自重，以減小軋制過程中對軋輥軸承等零件的損害。
軋鋼機上常采用的平衡裝置，不外乎有：彈簧式、重錘式及液壓式等三種形式。
本次設計中采用的是液壓式平衡裝置，它采用液壓缸的推力來平衡萬向接軸和立輥的重量，其結構緊湊、使用方便、維修簡單、易于操作，動作靈敏并且可以改變油缸壓力。
2.3 側壓系統(tǒng)
立輥軋機的側壓裝置由側壓電機、蝸輪減速器、側壓螺絲、側壓螺母和平衡缸等部件組成。側壓裝置每側都有兩根側壓螺絲，兩臺側壓電機通過蝸輪蝸桿減速機分別帶動兩側的側壓螺絲完成輥縫調整工作。
為了有效地利用電動機功率，側壓電機都采用直流電機，但具體形式分為立式和臥式兩種。立式電機通過聯(lián)軸器與蝸桿相連，單側的兩臺減速機中的蝸桿間也是通過聯(lián)軸器聯(lián)結，實現(xiàn)了機械同步。而臥式電機首先是通過傘齒輪減速機變向后再與蝸輪蝸桿減速機相聯(lián)。這種結構大大增加了立輥軋機的長度，也同時降低了傳動效率。因此本次設計中側壓電機采用立式直流電機。
電動側壓裝置只用于在空載情況下預調軋輥開口度，而在軋制時電機側壓裝置是不工作的。在這種結構形式中，側壓缸的缸體固定在牌坊上，側壓螺絲穿過側壓缸的活塞和裝在活塞上的側壓螺母，側壓螺母上裝有導向翅，使螺母和活塞相對于缸體只能作軸向移動而不能轉動，而側壓螺絲與電動側壓裝置的蝸輪之間是靠花鍵連接的。因此在活塞不動的情況下電動側壓裝置可以通過轉動側壓螺絲來進行軋輥開口度的預調。而在電動側壓裝置不動的情況下，側壓缸活塞也可以帶動側壓螺絲作軸向往復運動來改變軋輥的開口度。
平衡裝置是通過放置在單側兩根側壓螺絲間的平衡液壓缸, 將軋輥拉靠在側壓螺絲上, 以消除側壓螺絲和側壓螺母和其它承壓件之間的間隙。
現(xiàn)代的立輥軋機左右兩個側壓裝置之間都沒有機械連接, 完全采用電氣同步, 這省去了同步軸、離合器等一套復雜笨重的機械同步機構, 并給軋輥的對中和換輥操作帶來了很大的方便。
2.4 主機架
主機架主要用來安裝立輥箱,側壓裝置等,并直接承受軋制壓力的部件。在軋制過程中，被軋制的金屬作用到軋輥上的全部軋制力，通過軋輥軸承、軸承座、側壓螺絲及螺母傳給機架，因此，機架是軋機最終承受軋制力的零件，需要有足夠的強度和剛度。
機架按結構分，可以分為開式與閉式兩種形式。閉式機架是一個整體的框架，其強度和剛度都是很大的，主要用于軋制力較大的初軋機、板坯軋機和板帶軋機等；開式機架通常是由機架本體和上蓋兩部分組成，機架本體與上蓋之間的連接可以采用螺栓連接、立銷和斜楔連接、橫銷和斜楔連接等連接形式。和閉式機架相比，開式機架的強度與剛度較差，主要用在橫列式型鋼軋機上，其主要優(yōu)點是換輥方便。
機架的鑄造方式分為整體和分體式兩種。對于外形尺寸較小的立輥機架可以整體鑄造；而外形尺寸較大、重量大的則由于鑄造能力、起重能力限制,可以分體鑄造，毛坯鑄造出來后,再將其固定在一起整體加工。
3. 立輥軋機相關參數(shù)的計算
3.1 立輥軋機結構參數(shù)計算
軋機的原始數(shù)據(jù)：
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(jù)文獻[1，第37頁]可得，由咬入角確定的最大允許壓下量：
（3-1）
則： （3-2）
式中：—軋輥咬入角，由文獻[2，表3-1]可得，對于熱軋帶鋼軋機，最大咬入角15°～20°,取=17°
—壓下量，mm；對于立輥軋機：寬展量mm
R— 軋輥半徑，mm。
代入數(shù)據(jù)計算可得 mm
取軋輥半徑 R = 600 mm， 則軋輥直徑 D=1200mm。
由文獻[2，第81頁]確定下列參數(shù)：
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(shù)計算
3.2.1 平均單位應力的計算
1) 基本數(shù)據(jù)計算
由文獻[2，第23~24頁]確定軋件的下列基本參數(shù)：
寬展量 mm （3-3）
變形程度 （3-4）
平均寬度 mm （3-5）
接觸弧水平投影長度 mm （3-6）
咬入角 （3-7）
2）軋件接觸弧上單位壓力的計算
① 金屬塑性變形阻力的確定
由,根據(jù)文獻[2，第27頁]可知采用粘著理論計算平均變形速度公式為：
s （3-8）
根據(jù)t = 1200oC，s查文獻[2，圖2-10] Q235鋼變形阻力曲線，可得
MPa , ;
所以 變形阻力 MPa （3-9）
② 平均單位應力 的計算
由文獻[2，第39頁]可得平均單位應力 的一般形式為：
（3-10）
式中: —應力狀態(tài)影響系數(shù);
—考慮摩擦對應力狀態(tài)的影響系數(shù);
—考慮外區(qū)對應力狀態(tài)的影響系數(shù);
—考慮張力對應力狀態(tài)的影響系數(shù);
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[2，2-40]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
(3-11)
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[2，2-120]可得，MK計算公式
（3-12）
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(jù)文獻[2,2-139]可得，在熱軋時
力臂系數(shù) 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(shù)，由文獻[2，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 （3-13）
軋輥處所需功率KW （3-14）
轉換到電機上的功率 （3-15）
式中： —電動機至軋輥之間的傳動效率；
由文獻[5，表4.2-9]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(jù) 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 （3-16）
3.3.2 軋機主電動機力矩計算
根據(jù)文獻[2，2-149]和[2，2-156]可得：主電動機軸上的力矩由四部分組成，即
（3-17）
（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；
—電動機至軋輥之間的傳動效率；
—電動機和軋輥之間的傳動比。
代入計算得：
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。
由上可得，軋機作業(yè)時，主電機軸上的最大力矩 KN·m，由文獻
[2，2-161]可得，對于可逆電機，電機過載系數(shù)，則電機工作時靜力矩
（3-19）
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(shù)
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(shù)比。
2）材料選擇。由文獻[3，表10-1]選擇小齒輪的材 圖4.1 減速機傳動簡圖
料為40Cr，調質處理，硬度為241~286HBS，取
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(shù)=20，則大齒輪輪數(shù)；
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(shù)值：
（1）初選載荷系數(shù) ；
（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10-30]選取區(qū)域系數(shù) ；
（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(shù) ，
（6）由文獻[3，表10-6]查得：材料的彈性影響系數(shù) MPa。
（7）由文獻[3，圖10-21d]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[3，10-13]計算應力循環(huán)次數(shù)
（9）由文獻[3，圖10-19]查得接觸疲勞壽命系數(shù) 、；
（10）計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)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(shù)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(shù)
mm
mm
mm
（4）計算縱向重合度
（5）計算載荷系數(shù)
①根據(jù)文獻[3，表10-2]，取使用系數(shù)。
②根據(jù)m/s，6級精度，由文獻[3，圖10-8]查得動載系數(shù)；
③由文獻[4，表16.2-40]查得齒向載荷分布系數(shù)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(shù)。
故載荷系數(shù)
（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由文獻[3，10-10a]得
mm
（7）計算模數(shù)
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(shù)
（1）計算載荷系數(shù)；
（2）根據(jù)縱向重合度，
由文獻[3，圖10-28]查得螺旋角影響系數(shù)；
（3）由文獻[3，圖10-20c]根據(jù)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(shù)；；
（5）計算彎曲疲勞許用應力；
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5，由文獻[3，10-12]得
MPa
MPa
（6）計算當量齒數(shù);
（7）查取齒形系數(shù)
由文獻[3，表10-5]用插值法計算得
；
；
（8）計算中、小齒輪的并加以比較
小齒輪的數(shù)值較大。
2）設計計算
將小齒輪的數(shù)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(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，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(shù)。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(shù)， ，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(jù)軸的結構圖（圖4.2）作出軸的計算簡圖（圖4.3）。根據(jù)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(jù)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(shù)數(shù)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(xiàn)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(jù)文獻[3，15-5]及表4.1中的數(shù)據(jù)，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根據(jù)軸的安全系數(shù)精確校核軸
1）判斷軸的危險截面
根據(jù)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(jù)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；Ⅲ—Ⅲ面為受彎矩和扭矩區(qū)間直徑最小的斷面，需進行精確校核。
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(shù) mm
抗扭截面系數(shù) 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40CrNi，調質處理。由文獻[3，表15-1]查得 MPa，
MPa， MPa。
由文獻[6，表2-4]用插值法可得鍵的有效應力集中系數(shù)為：
由文獻[3，附圖3-2]得尺寸系數(shù)；
由文獻[3，附圖3-3]得扭轉尺寸系數(shù)。
軸按精車加工，由文獻[3，附圖3-4]得表面質量系數(shù)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(shù)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(shù)
0.1～0.2，取
～0.1，取
計算安全系數(shù)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(shù) mm
抗扭截面系數(shù) 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(shù)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(shù)為
，
故有效