厚板軋機設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,厚板軋機設計【說明書+CAD】,厚板,軋機,設計,說明書,仿單,cad 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計(論文) 第V頁 厚板軋機設計 摘要 隨著中厚板在造船、建筑、國防、軍事等領域的廣泛應用，厚板軋制技術在工業(yè)領域的重要性日益突出。本次設計就是從生產(chǎn)實際出發(fā)，通過下廠實踐、調研、查閱大量資料，了解了中厚板生產(chǎn)工藝及國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀，特別對厚板軋機的組成和結構有了深入了解和認識。本設計的厚板軋機是以2350厚板軋機為基礎進行設計。首先根據(jù)軋鋼機械的設計方法，從工作輥與支承輥的設計計算開始，對厚板軋機的傳動系統(tǒng)進行了設計。然后通過軋制力矩的計算推算出主傳動電機的功率，并且對所選的電機進行過載和發(fā)熱校核。同時還對機架、壓下系統(tǒng)進行了設計和校核，最后考慮經(jīng)濟和環(huán)保的要求進行了分析評價。 關鍵詞：厚板軋機；傳動系統(tǒng)；工作輥；設計計算；機架 Plate Mill Design Abstract With the wide application of plate in shipbuilding, construction, defense and military fields, Plate rolling technology have become increasingly importance in the industrial area. The production design is from the actual conditions of the country, understand the plate production process and the development of the status quo at home and abroad, especially have a deeper understanding and awareness for the composition and structure of thick plate rolling mill, by the practice of factory, research, access to large amounts of data. The design of the plate mill is based on 2,350 design. First, design and calculate the work roll and back-up roll and devise the drive system of plate mill in accordance with the design method of rolling mill machinery. Then, calculate the main drive motor power through the rolling moment calculation, and make the load and heat checking to the motor of selected. At the same time also design and check the rack and the system of press. Finally consider the economic and environmental requirements for the analysis and evaluation. Keywords : Plate Mill; Transmission; Work Roll; Design; rack 目 錄 摘要…………………………………………………………………………………………ⅠAbstract……………………………………………………………………………………………………Ⅱ 1、緒論………………………………………………………………………………………………………1 1.1、選題背景…………………………………………………………………………………………1 1.2、中厚板軋機簡介及產(chǎn)品………………………………………………………………………1 1.3、中厚板軋機原料及生產(chǎn)流程…………………………………………………………………2 1.4、中厚板軋機發(fā)展歷史及發(fā)展趨勢………………………………………………………… 2 1.5、研究內(nèi)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…………………………………………………………………………………………5 2.3、電機選擇…………………………………………………………………………………………5 2.4、連接軸選擇………………………………………………………………………………………5 2.5、軋輥軸承選擇………………………………………………………………………………… 5 3、軋制力能參數(shù)的計算…………………………………………………………………………………6 3.1、軋制力的計算………………………………………………………………………………… 6 3.1.1、軋制規(guī)程………………………………………………………………………………6 3.1.2、軋輥主要尺寸的選擇………………………………………………………………6 3.1.3、軋制力的計算…………………………………………………………………………7 3.2、軋輥力矩的計算………………………………………………………………………………10 4、主電機容量選擇…………………………………………………………………………………… 14 4.1、初選電機……………………………………………………………………………………… 14 4.2、主電機力矩…………………………………………………………………………………… 14 4.3、計算各軋制階段時間計算………………………………………………………………… 17 4.4、電機的校核…………………………………………………………………………………… 18 5、軋輥計算及強度校核………………………………………………………………………………20 5.1、工作輥強度校核………………………………………………………………………………20 5.2、支承輥強度校核………………………………………………………………………………20 5.3、工作輥與支承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(shù)選擇……………………………………………………………………………25 6.2、機架的強度計算………………………………………………………………………………26 6.2.1、受力分析……………………………………………………………………………26 6.2.2、彎矩計算……………………………………………………………………………26 6.3、機架強度校核…………………………………………………………………………………29 7、 壓下系統(tǒng)計算………………………………………………………………………………………32 7.1、壓下型式選擇…………………………………………………………………………………32 7.2、壓下螺絲、螺母尺寸確定及校核…………………………………………………………32 8、技術經(jīng)濟與環(huán)保分析………………………………………………………………………………35 8.1、設備的環(huán)保分析………………………………………………………………………………35 8.2、設備可靠性分析………………………………………………………………………………35 8.3、設備經(jīng)濟性分析………………………………………………………………………………36 結論……………………………………………………………………………………………………… 37 致謝……………………………………………………………………………………………………… 38 參考文獻…………………………………………………………………………………………………39 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計(論文) 第41頁 1 緒論 1.1 選題背景 在國民經(jīng)濟的建設和發(fā)展中，機械制造工業(yè)擔負著為各個經(jīng)濟部門提供各種資料的裝備和技術的任務。機械制造工業(yè)的發(fā)展是國民經(jīng)濟發(fā)展的關鍵，一切工業(yè)發(fā)達的國家都非常重視機械制造工業(yè)的發(fā)展，而且一般都能使它的發(fā)展超前于其他工業(yè)和國民經(jīng)濟的發(fā)展。 由于用軋制的方法生產(chǎn)鋼材具有生產(chǎn)效率高、品種多、生產(chǎn)過程連續(xù)性強、易于實現(xiàn)機械化自動化等優(yōu)點，因此為機械制造工業(yè)提供的鋼材占90%。為了滿足國民經(jīng)濟各部門的需要，生產(chǎn)軋制產(chǎn)品除一般產(chǎn)品外，還有建筑、造船、汽車、石油、礦山、國防等專用鋼材，在工業(yè)先進國家鋼板產(chǎn)量占鋼產(chǎn)量的50%-66%[1]。 1.2 中厚板軋機簡介及產(chǎn)品 生產(chǎn)中厚板的軋鋼設備—中厚板軋機（生產(chǎn)鋼板厚度通常6mm以上）的規(guī)格一般按工作輥輥身長度來標稱，如2300mm、2800mm、5500mm等。同其他軋鋼機一樣，中厚板軋機由工作機座和傳動裝置組成，工作機座主要包括軋機機架輥系、平衡系統(tǒng)、壓下裝置和換輥裝置如圖1.1。傳動裝置由大型電動機和減速機組成，由于電動機制作技術的發(fā)展，現(xiàn)代中厚板軋機通常由電動機直接驅動[2]。 1——換輥裝置 2——機架 3——萬向接軸 4——主傳動電機 圖1.1四輥中厚板軋機總圖 中厚板用途相當廣泛，品種也非常多。除矩形板外還有圓形、錐形、梯形、異厚、異寬、防擾等鋼板。除按尺寸區(qū)分外，還有按強度、化學成分、用途和交貨狀態(tài)分類的。 按強度分類一般以抗張強度的下限分級，抗張強度50MPa以上的稱高強度鋼板。按化學成分分為普通鋼板和特殊鋼板，后者包括不銹鋼板和復合鋼板。按用途大致分為造船鋼板、焊接結構鋼板、鍋爐和壓力容器鋼板、低溫鋼板、耐腐蝕鋼板、焊管用鋼板以及特殊用途的鋼板等。按交貨狀態(tài)分為軋制鋼板、熱處理鋼板和拋丸、涂層鋼板三種。 普通中厚板廣泛用來制造各種容器、爐殼、爐板、橋梁及汽車靜鋼鋼板、低合金鋼鋼板、橋梁用鋼板、造般鋼板、鍋爐鋼板、壓力容器鋼板、花紋鋼板、汽車大梁鋼板、拖拉機某些零件及焊接構件。橋梁用鋼板用于大型鐵路橋梁，造船鋼板用于制造海洋及內(nèi)河船舶船體，鍋爐鋼板用于制造各種鍋爐及重要附件，壓力容器用鋼板主要用于制造石油、化工氣體分離和氣體儲運的壓力容器或其它類似設備。汽車大梁鋼用于制造汽車大梁（縱梁、橫梁）用厚度為2.5-12.0mm的低合金熱軋鋼板，此外還有艦艇、戰(zhàn)車、坦克裝甲、導彈、及衛(wèi)星等重要用板。因此工業(yè)發(fā)達的國家都非常重視中厚板軋機的發(fā)展，它一定程度上反映了國家的工業(yè)水平。 1.3 中厚板軋機原料及生產(chǎn)流程 中厚板軋機使用的原料有初軋板坯、連鑄板坯、鋼錠和鍛坯。連續(xù)鑄鋼技術的發(fā)展，不但提高了中厚板車間的成材率，降低了生產(chǎn)成本，而且使鋼板的質量也提高了。所以中厚板軋機采用連鑄坯的比例不斷上升,有的已達100％。加上新工藝的采用,中厚板軋機從板坯到成品鋼板的成材率有的已達94.2％。如無初軋板坯和連鑄板坯，可用扁鋼錠作原料。只在生產(chǎn)特殊的中厚板時才用鍛坯作原料。 軋制工藝分三個階段：①成形軋制，消除板坯表面的影響和提高寬度控制的精度，沿板坯長度方向或斜向進行1～4道軋制。把坯料軋至所要求的厚度。②展寬軋制，這是中厚板不同于其他種類板材軋制的重要工序。為達到軋制成品規(guī)格所要求的寬度，板坯轉90°、沿板寬方向軋制。③精軋，展寬軋制后再轉90°，轉回原坯料長度方向，軋制到成品板厚度[3]。 1.4 中厚板軋機發(fā)展歷史及發(fā)展趨勢 軋鋼機的出現(xiàn)和發(fā)展已經(jīng)經(jīng)歷了幾百年的時間，50~60年代寬厚軋機建設較多的是美國當時以4064mm式厚板軋機為主，60年代后期到70年代初期日本建有4727mm雙機架四輥式厚板軋機，1971年意大利建造一套4826mm雙機架厚板軋機，韓國建一套4724mm雙機架厚板軋機。1976~1977年間日本建造3套5500mm特寬厚板軋機，并大量采用新技術。這類軋機的年生產(chǎn)能力很大,單機架的就高達180萬噸。。建造這種特級厚板軋機主要是生產(chǎn)大直徑UOE鋼管用寬鋼板和寬幅面、長定尺的造船鋼板。1985年德國迪林根廠在4800mm厚板軋機前面增建5500四輥厚板軋機，這是當今世界最強大的一臺特寬厚板軋機。 總的來說，從60年代中期到80年代，世界中厚板軋機的發(fā)展動向，主要集中在建設先進的厚板軋機、淘汰落后的舊軋機和小規(guī)格的軋機上，增加軋機的能力(提高產(chǎn)量、勞動生產(chǎn)率、產(chǎn)品質量、產(chǎn)品精度等)、提高競爭力是這個時期的顯著特點。80年代厚 板軋機的研究重點轉向各項工藝新技術、控制系統(tǒng)和相應的技術裝備的開發(fā)。其中一些先進的控制技術和裝備從熱軋帶鋼軋機移植過來，如步進式加熱爐，鋼板的厚度、寬度和板形控制技術，板形控制軋機，軋制線的過程控制計算機系統(tǒng)等，現(xiàn)代化的四輥厚板軋機以高精度、高剛度、高功率、大轉矩為顯著特點。 1.5 研究內(nèi)容和研究方法 本設計的研究內(nèi)容和研究方法是應用所學過的力學、機械設計、軋鋼機械設計等知識，計算軋制力能參數(shù)，并對軋機主傳動系統(tǒng)、平衡系統(tǒng)、壓下裝置等進行設計和對主要零件進行強度校核。 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。一般由減速機、齒輪座、連接軸和聯(lián)軸節(jié)等部件（圖2.1）或由電機通過連接軸直接傳動軋輥（圖2.2）。 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(xiàn)可逆轉也往往不用減速機。由于所設計的是四輥可逆式厚板軋機為了易于實現(xiàn)逆轉不采用減速機。 所設計的厚板軋機若采用單輥驅動即只傳動下輥，上輥則靠下輥摩擦帶動，這種結構無需齒輪機座和上輥平衡裝置，采用交流電機雖結構簡單但軋制力較小不能滿足較大軋制力需求，所以驅動方式不宜選用單輥驅動。當工作輥軋輥輥頭承受不了軋制力矩時采用支承輥驅動而一般采用工作輥驅動，設計厚板軋機采用雙工作輥驅動方式。 6 5 4 3 2 1 圖2.1 中厚板軋機主傳動方案一 5 6 4 2 1 1——電機 2——電動機聯(lián)軸節(jié) 3——齒輪座 4——連接軸 5——工作輥 6——支承輥 圖2.2 中厚板軋機主傳動方案二 采用雙工作輥驅動可以用單電機通過齒輪座將電機傳來的力矩分配給雙工作輥。另外一種方式就是采用單獨的電機分別驅動上下工作輥。所設計的軋機所需電機功率較大不宜采用齒輪座采用雙電機驅動方式。綜上，可知所選傳動方案如圖2.2。 2.2 方案評述 方案二和方案一比較優(yōu)點有：沒有減速器（齒輪座）傳動效率提高；減少了傳動系統(tǒng)的飛輪力矩；加快了啟動、制動過程提高了軋機效率，機械設備重量減輕占廠面積減少，電機直接帶動易于實現(xiàn)反轉。 2.3 電機選擇 主傳動電機也可分為交流電機和直流電機兩種。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。當主傳動采用大型交流電動機時，需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。直流電機調速方便，造價低。綜上所述選擇直流主電機。 2.4 連接軸選擇 在主傳動裝置中，連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。 確定連接軸類型主要根據(jù)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。本設計的厚板軋機對軋輥的調整量較大連接軸傾角有時達到8°～10°故采用萬向連接軸。 本設計中選用十字軸式萬向接軸，其具有傳動效率高、傳遞扭矩大、傳動平穩(wěn)、潤滑條件好、噪音低、使用壽命長、允許傾角大(10°～15°) 、適用于高速運轉等優(yōu)點。 2.5 軋輥軸承選擇 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，廣泛用于四輥軋機的工作輥上。本設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。為了便于換輥，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，為防止對輥頸的磨損，要求輥頸硬度為HRC=32~36。同時應保證配合表面經(jīng)常有潤滑油。 3 軋制力能參數(shù)的計算 3.1 軋制力的計算 3.1.1 軋制規(guī)程 原始參數(shù) 鋼種Q235，原料規(guī)格35mm×1900mm×2500mm，成品規(guī)格14mm×1900mm×6250mm，壓下規(guī)程見表3.1。 表3.1 壓下規(guī)程 軋制道次 N 軋前厚度 h0(mm) 軋后厚度h1 (mm) 壓下量 (mm) 軋制溫度 t(℃) 軋制速度v(m/s) 1 35 27 8 1080 1.55 2 27 21 6 1040 1.94 3 21 17 4 1000 2.32 4 17 15 2 960 2.32 5 15 14 1 920 2.71 3.1.2 軋輥主要尺寸的選擇 1、工作輥及支承輥輥身長度選擇 L=bmax+a[1] (3.1) 式中 L——輥身長度，mm； bmax——所軋鋼板最大寬度，bmax=1900mm； a——視鋼板寬度而定，當bmax=1000~2500mm 時，a=150~200mm。 代入式(3.1)得L= 2100 mm，考慮到其他原料尺寸及工作輥和支承輥關系，工作輥輥身長度取 L1=2350 mm，支承輥輥身長度取L2=2250 mm。 2、工作輥和支承輥參數(shù)選擇 (1) 工作輥和支承輥直徑選取 由文獻[1]可知，對于四輥厚板軋機L1/D1=3.0~5.2，D2/D1=1.5~2.2。將L1=2350代入得： D1=452~783mm 選取D1=740mm 。 D2/D1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輥直徑，故選較小的D2/D1比值。 D2=740×(1.5~2.2)=1110~1628mm 選取D2=1250mm。 對于四輥軋機，為減少軋制力，盡量使工作輥直徑小些。但工作輥最小直徑受輥頸和軸頭的扭轉強度和軋件咬人條件的限制。軋輥的工作直徑D1應滿足： D1≥ (3.2) 式中 α——最大咬入角，由文獻[1]可知最大咬入角α=15~20°； h——壓下量，mm。 代入式(3.2)得 D1≥(132.65~234.78)mm 可知工作輥直徑滿足咬入條件。 3、軋輥輥頸尺寸d的確定 使用滾動軸承時，由于軸承外較大，輥頸尺寸不能過大，一般選 d=(0.5~0.55)D。 =(0.5~0.55) ×740=370~407mm =（0.55~0.55）×1250=625~688mm 考慮軸頸和軸頭的扭轉強度因素，取 =440mm，=800mm。 3.1.3 軋制力的計算 熱軋鋼板采用采利科夫公式計算[1] Pm=k 式中 Pm——平均單位壓力，MPa； ——考慮摩擦對應力狀態(tài)的影響系數(shù)； k——金屬變形阻力，MPa。 1、計算外摩擦的影響系數(shù) 由文獻[1]可得計算外摩擦公式如下 l = (3.3) ε=×100% (3.4) δ=μ (3.5) 式中 l——接觸弧水平投影長度，mm； R——軋輥半徑，R=370mm； μ——軋件與軋輥的摩擦系數(shù)，查文獻[1]取μ=0.3； ——壓下量，mm； ε——壓下率； δ——系數(shù)； ——軋前厚度，mm。 代入式(3.3)、式(3.4)、式(3.5) 表3.1數(shù)據(jù)計算得各數(shù)據(jù)見表3.2。 表3.2 各道次外摩擦影響系數(shù) 軋制道次 l(mm) δ (%) 1 54.41 4.08 22.86 1.28 2 47.12 4.71 22.22 1.31 3 38.47 5.77 19.05 1.36 4 27.20 8.16 11.76 1.27 5 19.24 11.54 6.67 1.12 根據(jù)變形程度ε和系數(shù)δ查文獻[1]得各道次見表3.2。 2、變形阻力的確定 由文獻[1]可知 hm=(h0+h1)/2 (3.6) 當<2時采用粘著理論計算平均變形速度 =ln (3.7) 當>2時采用滑動理論計算平均變形速度 = (3.8) 式中 hm——軋制前后軋件的平均高度，mm。 ——平均速度，s-1； v1——軋件出口速度，m/s； 、——軋前軋后厚度，mm； ——軋輥的圓周線速度，單機架軋制不考慮前滑值，m/s； v1——軋件出口速度，m/s； 代入式(3.6)、式(3.7)式(3.8)數(shù)據(jù)得相關數(shù)據(jù)見表3.4。 表3.4 各道次變變形阻力 軋制道次 hm(mm) l/ hm (s-1) K (MPa) (MPa) 1 31 1.76 6.51 0.979 102 98.858 2 24 1.96 9.15 0.977 114.4 111.769 3 19 2.02 11.49 0.967 146 141.182 4 16 1.7 10.03 0.879 146 128.334 5 14.5 1.33 9.39 0.767 143.6 110.141 由文獻[1]可知 = K (3.9)式中 ——變形阻力，MPa； K——變形程度影響系數(shù)，查文獻[1]得各道次見表3.4； ——當ε=30%時，不同溫度變形速度下變形阻力，查文獻[1]得各道次 見表3.4，MPa。 代入式(3.9)數(shù)據(jù)得各道次見表3.4。 3、軋制力計算 由文獻[1]可知計算軋制力公式如下 Pm= k=1.15 (3.10) P= Pm F (3.11) F=l (3.12) 式中 、——軋制前、后軋件的寬度，==1900mm； Pm——單位平均壓力，MPa； F——接觸面積，mm2。 P——軋制力，kN； 代入式(3.10)、式(3.11)、式(3.12)數(shù)據(jù)得各道次軋制力見表3.5。 表3.5 各道次軋制力P 道次 1 2 3 4 5 Pm(MPa) 145.52 168.37 220.81 187.43 141.86 F(mm2) 103379 89528 73093 51680 36556 P(kN) 15043.71 15073.83 16139.67 9686.38 5185.83 3.2 軋輥力矩的計算 1、四輥軋機無張力軋制工作輥受力分析 雙工作輥驅動四輥軋機軋輥受力見圖3.1，由文獻[1]得計算軋制力公式如下 MK=MZ+MR+Mf1 (3.13) MZ=P·a (3.14) MR=R·c (3.15) Mf1=F·ρ1 (3.16) 圖3.1 雙工作輥傳動四輥軋機軋輥受力圖 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——支承輥對工作輥的反力對工作輥的力矩，N·m； P——軋制力，kN； a——軋制力力臂，mm； R——支承輥對工作輥的反力，kN； c——反力R對工作輥的力臂，mm； F——工作輥軸承處反力， kN； ρ1、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——工作輥和支承輥軸頸直徑，mm； μ——軋輥軸承摩擦系數(shù)，由文獻[1]知μ=0.004； 代入式(3.17)數(shù)據(jù)得 ρ1=0.88 mm，ρ2=1.6 mm。 2、力臂計算 (1) 計算a 由文獻[1]可知 a= (3.18) ψ= (3.19) α=arcos（1－/D1） (3.20) 式中 β——不考慮張力軋制時軋制力作用點對應的軋輥中心角； α——咬入角； ψ——力臂系數(shù)，由變形程度ε和系數(shù)δ查文獻[1]可得。 代入式(3.18)、式(3.19)數(shù)據(jù)并查文獻[1]可得到各道次力臂a見表3.6。 表3.6 各道次力臂a 道次 1 2 3 4 5 α（o） ψ 0.492 0.488 0.49 0.495 0.493 β（o） a (mm) 26.77 22.99 18.85 13.33 9.48 （2）計算c 由文獻[1]可知 R= (3.21) c=mcosγ+ (3.22) γ=arcsin (3.23) θ=arcsin (3.24) 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滾動摩擦力臂的距離，m=0.1~0.3mm；取m=0.2mm； 代入式(3.32~3.24)數(shù)據(jù)得 γ=，θ=，c=1.266mm。 (3) 計算各道次軋制力矩 由文獻[1]可知 F=Rsin(θ+γ) (3.25) MK∑=2MK 式中 MK∑——驅動兩個工作輥所需的力矩。 代入式(3.13~3.16)，式(3.21)、式(3.25)數(shù)據(jù)得各道次軋制力矩見表3.7。 表3.7 各道次軋制力矩 道次 1 2 3 4 5 P(kN) 15043.71 15073.83 16139.67 9686.38 5185.83 R (kN) 15044.61 15074.73 16140.63 9686.96 5186.14 F(kN) 164.25 164.58 176.22 105.76 56.62 MZ(N·m) 402720.12 346547.35 304232.78 129119.45 49161.67 MR(N·m) 19046.48 19084.61 20434.04 12263.69 6565.65 Mf1(N·m) 144.54 144.83 155.07 93.07 49.83 MK(N·m) 421911.14 365776.79 324821.89 141476.21 55777.15 MK∑(N·m) 843822.28 731553.48 649643.78 282952.42 111554.3 4 主電機容量選擇 4.1 初選電機 由文獻[1]可知 nw= (4.1) = (4.2) Mer=9550 (4.3) 式中 nw——穩(wěn)定軋制時工作輥轉速度，r/min； ——最大軋制功率，kW； Mer——初選電機額定靜力矩，kN·m； Ner——初選電機功率，kW； ner——初選電機轉速，r/min。 代入式(4.1) 表3.1數(shù)據(jù)得到各道次穩(wěn)定軋制時工作輥轉速。 nw1=40 r/min nw2=50 r/min nw3=60 r/min nw4=60 r/min nw5=70 r/min 由表3.7及各道次穩(wěn)定軋制時工作輥轉速數(shù)據(jù)代入式4.2得 =2040.77kW 初選電機功率Ner=2000kW，選電機型號E1800-1100，電機轉速ner=0~65/120r/min。 代入式(4.3)數(shù)據(jù)得 Mer=293846.15 N·m 4.2 主電機力矩 主電機上的力矩由四部分組成，即 MD== 式中 MD——主電機力矩，kN·m； MZ——軋輥上的軋制力矩，kN·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(chǎn)生的附加力矩，kN·m； Mkon——空轉力矩，即當軋機空轉時，由于各轉動件的重量產(chǎn)生的摩擦力矩及其他阻力距，kN·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(chǎn)生的力矩，kN·m； Mf2——各轉動零件推算到主電機軸上的附加力矩，kN·m； η——電動機至軋輥之間的傳動效率，此設計中 η= (4.4) i——電動極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[5]得 =0.99~0.995，=0.98，=0.99 代入式(4.4)得 η=0.951 1、計算空轉力矩Mkon Mkon=（0.03~0.06）Mer=0.05 Mer (4.5) 代入式(4.5)數(shù)據(jù)得 Mkon=14692.31N·m 2、計算摩擦力矩Mf、靜力矩Mj 由文獻[1]可知 Mf= (4.6) Mf2= (4.7) Mj=MZ+ Mf+ Mkon (4.8) 式中 Mj——推算到電動機軸上的總靜力矩，N·m。 代入式(4.6)、式(4.7)、式(4.8)數(shù)據(jù)得各道次附加摩擦力矩、靜力矩見表4.1 表4.1 各道次附加摩擦力矩、靜力矩 道次 1 2 3 4 5 Mf2(N·m) 21738.85 18846.54 16736.35 7289.52 2873.90 Mf(N·m) 21883.39 18991.37 16891.42 7283.59 2923.73 Mj(N·m) 458486.84 399460.47 356405.62 163452.11 73393.19 3、計算動力矩Mdon 由文獻[1]可知 Mdon= (4.9) 式中 ——各轉動件推算到電機軸上的飛輪力矩，=80173kg·m2； ——電動機的角加速度，rad/s2。 由文獻[1]選取啟動時加速度aj=30r/min·s，制動時加速度az=60 r/min·s。 可知 啟動時角加速度 εj==3.14rad/s2 制動時角加速度 εz==6.28 rad/s2。 代入式(4.9)數(shù)據(jù)得 空載啟動階段動力矩Mdonj=62935.81N·m 空載制動階段動力矩Mdonz=125871.61 N·m 4、各階段、道次主電機力矩計算 由文獻[1]可知各階段主電機力矩計算公式如下 MD1= Mkon+Mdonj (4.10) MD2= Mj+ Mdonj (4.11) MD3= Mj (4.12) MD4= Mj－Mdonz (4.13) MD5= Mkon－Mdonz (4.14) 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4.10~4.14數(shù)據(jù)得各階段、道次主電機力矩見表3.2 表4.2 各階段、道次主電機力矩 道次 MD1(N·m) MD2(N·m) MD3(N·m) MD4(N·m) MD5(N·m) 1 77628.12 521422.65 458486.84 332615.23 －111179.3 2 77628.12 462396.28 399460.47 273588.86 －111179.3 3 77628.12 419341.43 356405.62 230534.01 －111179.3 4 77628.12 226387.92 163452.11 37580.50 －111179.3 5 77628.12 136329 73393.19 －52478.42 －111179.3 4.3 計算各軋制階段時間計算 由文獻[1]可知計算各道次軋制時間公式 ty= (4.15) tj= (4.16) tz= (4.17) tw= (4.18) L= （4.19） = （4.20） 式中 ty——啟 動空載階段所需時間，s； ny——咬入軋件是的轉速，ny=30r/s； tj——咬入后加速階段所需時間，s； tz——帶有軋件的減速階段所需時間，s； np——各道次拋鋼轉速，np =30r/s； tw——穩(wěn)定軋制時所需時間，s； L——各道次后軋件的長度，mm； ——制動階段所需時間，s。 代入式(4.15~4.20)相關數(shù)據(jù)得各道次各軋制階段時間見表4.3。 表4.3 各道次各軋制階段時間 道次 ty(s) tj(s) tz(s) tw(s) (s) L(mm) 1 1 0.333 0.167 1.653 0.5 3240.74 2 1 0.667 0.333 1.351 0.5 4166.67 3 1 1 0.5 1.089 0.5 5147.06 4 1 1 0.5 1.384 0.5 5833.33 5 1 1.333 0.667 1.233 0.5 6250 =（ty +tj + tz + tw +）+5 （4.21） 式中 ——軋制時間時間間隙，取=0.6s； 圖4.1電動機轉速和力矩與時間的關系圖 ——軋制周期，s。 代入式（4.21）數(shù)據(jù)得 =23.71s 由表4.2、表4.3數(shù)據(jù)可得電動機轉速和力矩與時間的關系見圖4.1。 4.4 電機的校核 根據(jù)以上計算選定電機 型號E1800-1100，功率2000kW×2，轉速0~65/120r/min。 1、 過載校核 由文獻[1] Mer= (4.22) 式中 Mmax——靜負荷圖上的最大力矩，N·m； K——電動機過載系數(shù)，可逆運轉電機K =2.5~3.0。 由圖4.1知 Mmax=521422.65 N·m， 代入式(4.22)數(shù)據(jù)得 K=1.77<2.5~3.0，滿足設計要求。 2、 發(fā)熱校核 電機反復變速正反轉應此對電機進行發(fā)熱校核，由文獻[1]知 Mjun= (4.23) =+++++ (4.24) 式中 Mjun——電動機按發(fā)熱計算出來的等值力矩，N·m。 由圖4.1數(shù)據(jù)代入式(4.24)和式(4.23)得 Mjun=2.81×105N·m< Mer，滿足設計要求。 . 5 軋輥計算及強度校核 四輥軋機支承輥的抗彎系數(shù)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 工作輥材料選球墨鑄鐵，對工作只校核扭轉強度，工作輥的扭矩圖見圖5.1 c 2350 c 3096 MK MK 圖5.1 工作輥扭矩圖 考慮到軋制其他鋼種和其他軋制規(guī)格，取驅動一個輥最大力矩MK=650kN·m 由文獻[6]可知 (5.1) 式中 ——軋輥扭轉應力，MPa； ——矩形截面桿扭轉系數(shù)； h、b——矩形截面桿高、寬，mm。 傳動端截面近似為矩形b=329mm，h=374mm，h/b=1.14，查文獻[6]可知=0.212， 代入式(5.1)得 =24.92MPa。 由文獻[1]可知，對于鑄鐵軋輥，當=350~400MPa時，Rb =70~80MPa。 < 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。支承輥的彎矩圖見圖5.2，在輥頸的1-1斷面和2-2斷面處應力集中，兩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。 3 2 1 2 1 3 c1 c1 圖5.2 支承輥的彎矩圖 1、1-1斷面和2-2斷面強度校核 由文獻[1] (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－L2)/2－r (5.4) c2=(l0－L2)/2 (5.5) d1-1、d2-2——1-1和2-2斷面直徑，d1-1=800mm； d2-2= d1-1+2r (5.6) 其中，r為1-1斷面處過渡圓角半徑，r=90mm。 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)得 d2-2=980mm c1=415mm c2=505mm =81.05MPa < Rb =53.66MPa< Rb 可知斷面1-1和2-2滿足強度條件。 3、校核斷面3-3處彎曲應力 由文獻[1] (5.7) 式中 ——3-3斷面處彎曲應力，MPa。 代入式(5.7)數(shù)據(jù)得 =70.19MPa< Rb 可知3-3斷面滿足強度條件。 5.3 工作輥與支承輥間的接觸應力校核 四輥軋機支承輥和工作輥之間承載時有很大的接觸應力，在軋輥設計及使用時應進行校核計算。 1、 校核最大正應力 由文獻[1]得公式 = (5.8) b= (5.9) 式中 ——最大正應力，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/mm q= (5.10) 其中，P、PG為軋制力和支承輥重量，支承輥重量由平衡系統(tǒng)承擔可以忽略取P=Pmax=20MN； K1、K2——與軋輥材料有關的系數(shù)； K1=，K2= (5.11) 其中，、及E1、E2為兩軋輥材料的泊松比和彈性模數(shù)。由文獻[7]得 ==0.3 E1=173Gpa E2=206Gpa 代入式(5.8~5.11)數(shù)據(jù)得 q=9124.08N/mm，K1=1.67×10-6MPa-1 ， K2=1.41×10-6MPa-1，=1994.41MPa 本軋機支承輥輥面硬度HS=50~55，由文獻[1]知許用接觸應力[]=2000~2200MPa。 <[] 可知滿足接觸強度要求。 2、校核軋輥內(nèi)最大切應力 為保證軋輥不產(chǎn)生疲勞破壞應滿足 =0.304≤[] (5.12) 式中 ——軋輥內(nèi)最大切應力，MPa； []——軋輥許用切應力，MPa。 代入式(5.12)數(shù)據(jù)得=606.3MPa，由文獻[1]知[]=641~670MPa，可知 ≤[] 軋輥內(nèi)最大切應力滿足強度條件。 3、 校核軋輥內(nèi)最大反復切應力 =0.256≤[] (5.13) 式中 ——軋輥內(nèi)最大反復切應力，MPa。 代入式(5.13)數(shù)得=510.57，可知 ≤[] 軋輥內(nèi)最大反復切應力滿足強度條件。 6 機架的強度校核 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(jù)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(shù)選擇 1、機架窗口寬度 四輥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=1.15~1.30D2 (6.1) 式中 B——機架窗口寬度，mm。 代入式(6.1)數(shù)據(jù)得 B=1437.5~1625mm。 考慮到支承輥磨損取機架窗口寬度為，換輥側1410mm，傳動側1400m。 2、機架窗口高度 機架窗口高度主要根據(jù)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。對于四輥軋機可取 H=(2.6~3.5)(D1+D2) (6.2) 式中 H——機架窗口高度，mm。 代入式(6.2)數(shù)據(jù)得 H=5174~6965mm， 本軋機機架窗口高度取6150mm。 3、機架立柱斷面尺寸 機架立柱斷面尺寸是根據(jù)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(jù)比值(F/ d2)的經(jīng)驗數(shù)據(jù)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=850×750=63750mm2。 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、下橫梁慣性矩不同所引起的水平內(nèi)力。3)上下橫梁和立柱交界處(轉角處)是剛性的，即機架變形后機架轉角仍保持不變。 6.2.1 受力分析 根據(jù)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 M1 I1 R/2 l2 M2 I3 I2 圖6.1 矩形自由框彎曲力矩圖 6.2.2 彎矩計算 由文獻[1]可知 M1= (6.3) M2=－M1 (6.4) 式中 R——作用在機架上的垂直力，N； P——考慮到其他軋制規(guī)格下取的最大軋制力，P=20MN； I1——機架橫梁的慣性矩，mm4； I2——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(jù)軋機具體的結構形狀以及各部分尺寸取 l1=1400+850=2260mm ，l2=6500+1300/2+628.4=7428.4mm。 1、 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 由材料力學知識 F= A1－A2－ A3 －A4－ A5 (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=1600×1300 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=650mm y2=30mm y3=430mm y4=1020mm y5=1270mm 將數(shù)據(jù)代入式(6.~6.7)得 F=1157200 mm2 S=789624000 mm3 yc=682.4mm 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(shù)據(jù)計算最終得 I1=1.54×1011mm4。 2、計算I2 機架立柱斷面簡圖見圖6.3，由文獻[6]可知計算公式 I2= (6.9) 其中，b、h為圖6.2斷面對應的寬、高，代入式(6.9)數(shù)據(jù)得 I2=3.84×1010 mm4 850 750 圖6.3 機架立柱斷面簡圖 假設上下橫梁慣性矩相等即 I3=1.54×1011mm4 代入式(6.3)、式(6.4) 相關數(shù)據(jù)得 M1=5.45×109N·mm M2=2.0×108 N·mm 6.3 機架強度校核 選取機架的材料為ZG35，正火處理，由文獻[1]知 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 閉式機架應力圖 由文獻[1]知機架上橫梁應力計算公式如下 (6.9) (6.10) 式中 σa1——機架橫梁外側的拉應力，MPa； σn1——機架橫梁內(nèi)側的壓應力，MPa； Wa1、Wn1——機架上橫梁外側和內(nèi)測的斷面系數(shù)，mm3。 由文獻[6]知 Wa1= (6.11) Wn1= (6.12) 代入式(6.9~6.12)數(shù)據(jù)得 Wa1=2.5×108mm3 Wn1=2.26×108mm3 σa1=21.8MPa<[]橫 σn1=－24.12MPa<[]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]知機架立柱應力計算公式如下 (6.13) (6.14) 式中 σa2——機架立柱外側壓應力，MPa； σn2——機架立柱內(nèi)側拉應力，MPa； F2——立柱斷面面積，F(xiàn)2=850×750 mm2； Wa2、Wn2——立柱外側和內(nèi)測的斷面系數(shù)，mm3。 Wa2= Wn2= (6.15) 代入式(6.12~6.15)數(shù)據(jù)得 Wa2= Wn2=9.04×107 mm3 σa2=5.5MPa< []立 σn2=10.2MPa< []立 可知機架立柱滿足強度要求。 7 壓下系統(tǒng)計算 調整裝置按軋機工藝要求可分為：上輥調整裝置、下輥調整裝置、中輥調整裝置、立輥調整裝置和特殊軋機的調整裝置。本設計軋機采用上輥調整裝置。 7.1 壓下型式選擇 上軋輥壓下調整裝置有手動、電動和液動型式，本軋機采電—液壓下調整裝置。電—液雙壓下調整裝置，其初調為電動壓下，精調為液壓缸，通常液壓缸置于壓下螺絲與上軸承座之間而使結構緊湊，次調整機構消除了機械慣性力，提高傳動效率，調整靈敏度比一般電動壓下快10倍以上。 壓下減速機采用速比為17的圓柱齒輪—球面蝸輪蝸桿聯(lián)合減速機，采用兩級蝸輪傳動，其傳動比大，結構緊湊在使用球面蝸輪副或平面蝸輪副時，也可以有較高的傳動效率。在壓下減速機上裝有測速電動APC速度閉環(huán)控制，在壓下裝置中還有極限開關用于控制軋輥升降的最高最低位置。 壓下裝置電動機由兩臺300系列zzj812，75Kw直流電動機驅動，采用直流電動機，可頻繁的啟動在、制動，正、反轉，調整速好，過載倍數(shù)高，轉動慣量