机械毕业设计（论文）-1250HC轧机主传动设计（全套图纸）

V辽宁科技大学本科毕业生设计（论文）1250HC轧机主传动设计摘 要 本次设计为hc轧机主传动结构。轧钢机主传动系统主要由电机、齿轮座、联轴器及机架组成。本次设计是对hc轧机进行主传动系统设计，包括电动机、联轴器及机架，通过计算轧制力能参数并进行零件强度校核分析来完成设计内容。使设计方案能够达到使用要求，并且合理可行，然后进行轧制力能参数的计算，并根据算出的结果来选择电动机并进行校核、计算，同时对其中的主要零部件，如轧辊、连接轴、传动轴、等进行强度计算，保证了使用的安全性与可靠性，最后对润滑方式进行了简单分析，对经济性也进行了分析。考虑到造价问题，电动机选用造价低廉的高速交流电动机。在设计的过程中，我们要考虑到实用性、制造的难度、经济因素以及实际生产中所遇到的问题。齿轮机座：用于将转矩传递给工作辊，设计采用两个直径相等的圆柱形人字齿轮在垂直面上排成一排，被装于密闭的箱体内。联轴器：将电机与齿轮座安全连接的连接轴。主联轴器一般采用梅花接轴联轴器。关键词：轧机；轧辊；主传动系统；电动机；齿轮座全套图纸，加153893706The Design Of The Main Driver Of 1250 HC MillAbstractThis design to the hc mill main drive structure. Main drive system of steel rolling is mainly composed of motor,shaft coupling and frame. This design is carried out on the hc mill main drive system design, including motor.coupling and frame, through the calculation of rolling force can parameter and intensity analysis of the parts to complete the design content. So that the use of design to meet requirements and is reasonably practicable. and then rolling force can be calculated parameters,and in accordance with the results calculated to select the motor and check the calculation, while the main components, such as roller, connecting shaft. transmission shaft and tooth strength and wear resistance of the check to ensure that the use of the safety and reliability, the last of the Lubrication Analysis of a simple manner, on the economy is also analyzed.Considering the cost problem, motor with low cost high speed of ac motor. In the process of design, we should consider the practicality manufacturing difficulty. Economic factors and problems encountered in the actual production. Gear stand: used to transfer torque to work roll. the design USES two equal diameter cylidrical herringbone gear in the vertical plane in a row. packed in the sealed enclosure. Coupling: the gear reducer and connecting shaft of a secure connection. The main motor with plum blossom joint shaft coupling in general.Keywords：rolling mill; roll;The Main Driver；Electric；Roller目 录1. 绪论1 1.1选题背景和目的1 1.2国内外发展情况1 1.3课题研究的主要内容32. 总体方案设计4 2.1轧钢机主传动装置的类型4 2.1.1 单机座轧钢机4 2.1.2 多机座轧钢机主传动类型4 2.2方案对比与选择4 2.3各零部件类型选择的确定5 2.3.1 电机5 2.3.2 齿轮座6 2.3.3 联轴器6 2.4轧辊轴承选择63. 轧制力能参数的计算7 3.1轧制力的计算7 3.1.1 设计参数7 3.1.2 轧辊主要尺寸的选择7 3.1.3 轧制力的计算8 3.2轧辊力矩的计算104. 主电机容量选择14 4.1初选电机14 4.2主电机力矩15 4.3电机的校核165. 轧辊计算及强度校核17 5.1工作辊强度校核18 5.2支承辊强度校核19 5.3工作辊与支承辊间的接触应力校核20 5.3.1校核最大正应力21 5.3.2 校核轧辊内最大切应力22 5.3.3校核轧辊内最大反复切应力226. 轧辊轴承的选择23 6.1轴承选择23 6.2寿命计算237. 齿轮座齿轮的设计与强度计算25 7.1齿轮座齿轮的确定25 7.2 按齿面接触强度设计25 7.3 按齿根弯曲强度设计28 7.4 几何尺寸计算308. 联接轴的强度计算31 8.1 开口式扁头的强度计算31 8.2 叉头的强度计算33 8.3 轴体强度计算33 8.4 万向接轴的许用应力349. 润滑方式的选择35 9.1 润滑方式的类型35 9.2 轧机常用润滑系统简介35 9.3 各部分润滑方式的选择3710. 环保性及经济分析38 10.1 设备的环保分析38 10.2 设备可靠性分析38 10.3 设备经济性分析39结 论40致 谢41参考文献42第 42 页辽宁科技大学本科毕业生设计（论文）1 . 绪论1.1选题背景和目的在现在飞速发展的社会里，钢铁已经成为全球广泛应用所需要的主要材料。而钢铁工业为了满足当今人们的广大需要，目前所引用先进的轧钢机械和轧制技术，并不断地创新和发展。对于冷轧机构也有了相应的变化，随着冷轧机的发展，各种冷轧机都有优缺点。而对于钢铁通常有轧制板带材外形尺寸的质量通常有两大指标:一是厚度精度(厚度公差)，二是平直度(板形)。厚度精度即包括纵向厚度和横向厚度。由于已广泛应用的液压压下和板厚自动控制(AGC)技术日趋完善，致使轧出的带钢纵向厚差越来越小，即纵向厚度精度越来越高，已能满足用户要求。相对来说，横向厚度精度和板形的影响因素更为复杂，理论尚不成熟。特别是近年来对薄而宽的带材的需求量增加，用户对横向厚度精度和板形质量的要求更严。因而解决横向厚度精度及形板形的问题是冷轧生产中的一大难题。为了设计出能够增强扳形控制能力的冷轧机来提高钢铁轧制效果，最终达到提高轧制生产效率的目的。通过对市场上现有的轧机进行比较和分析，HC轧机就是为了能够增强板型控制能力而研制的。1.2国内外发展情况HC轧机全名为日立中心凸度高度控制轧机(High Crowm Control Mill)。该机型是日立公司于1972 年研究开发的轧机，两年后正式投入工业化应用。由于它的中间辊可轴向移动，因此具有良好的板型控制能力。其主要结构特点是：在支撑辊和工作辊之间加入一对能够沿着轧辊轴向相对移动的中间辊，通过中间辊的相对移动来改变轧制压力在带钢方向上的分布，加上工作辊的正负弯辊作用，对改善带钢板形起到了明显的效果。由于 HC下中间辊，可以消除普通四辊冷轧机无法克服的辊间有害接触部分。与四辊轧机相比，该冷轧机既是一台四辊轧机，又是一台六辊 HC 轧机，具有以下优点：(1)由于工作辊的辊径较小，可增加道次压下量。也就是说对轧制同一厚度的成品可增加来料厚度或减少轧制道次，节约了能源，提高了生产效率。(2)中间辊的轴向移动与工作辊的正负弯辊相配合，对各种不同轧制规格的热轧钢卷的实际板形可获得最佳的轧制辊缝。提高了调节板型的能力，可获得最佳扳形高质量带材。（3）工作辊辊形采用圆柱形，不仅减少了轧辊的备用量，简化了轧辊管理，而且也减少了轧辊的磨削量，节约了轧辊。更重要的是当改变轧制计划时不需要更换轧辊，节约了换辊时间，提高了机组作业率。（4）减少了带钢的边部减薄，减少边裂，因此断带少，切边少，提高了成材率。（5）保留了液压压下的高精度四辊可逆式冷轧机的优点，能适应产品规格大范围变动。第一台HC六辊轧机安装在日本日立研究所，轧机尺寸为100/130/300 x 400毫米，这台轧机试验成功后两年，即1974年，日本新日铁八惜厂改装了一台单机架可逆式HC六辊轧机，尺寸为400/530/1420 x 1420毫米，用于冷轧碳钢。以后，HC轧机的应用范围逐步扩大到平整，冷连轧和热连轧等领域，轧制品种由轧钢扩大到轧制有色金属，成为近十年来发展最快，建立台数最多的新型板带轧机。至1983年统计:已投产了各类HC轧机共73台，1984年，尚有10台正在制造、安装中。它具有普通四辊冷轧机不能达到的性能和优点，首先在日本得到广泛使用，继而受到全世界的瞩目，它和氧气转炉炼钢、精炼、连铸并列为推动钢铁技术进步的3大技术，除日本各大钢铁公司均已采用外，美国、联邦德国、加拿大、瑞典、巴西、墨西哥和南朝鲜等国也有引进。其中德国比较重视钢铁工业的可持续发展，制定了一些标准和计划。决定开发新钢种新的制造设备提高劳动生产率和成材率。目前可以认为，HC六辊轧机是板带轧机改造和新建的主要新机型，版形自动控制，自由规程轧制，高精度，多参数在线综合测试等，提高劳动生产率和成材率及连续化。同时回收并利用副产品，控制废气体的排量，非常节能与环保。其优点正被人们所认识，因此在迅速发展中。而我国已经拥有现代化四辊及六辊冷轧机108台，其机组设备布置齐全，生产能力可达到2100kt/a，二辊冷轧机约3020台，生产力可达到450kt/a，总计冷轧板带生产力可达2550kt/a，到2005年底，我国四辊轧机的生产能力为2120kt/a，二辊轧机为380kt/a生产能力，总计冷轧板带生产能力为3500kt/a。同时，2006年我国建立冷轧厂生产线有2条，四辊及六辊单机架不可逆式冷轧机有13台，可达到总生产力为1750kt/a 。我国已经达到机组设备布置紧凑，总体功能齐全，机器自动化程度提高，轧制速度加快，可实现上卸卷的自动化操作，是操作强度得到了降低，提高了成品率，很具有竞争力。机组国产化的程度也得到提高，对于设备的维修也更加方便。虽然和国外相比应有一些差距，但轧制速度也得到了提高，单机产的最初7.5kt/a提高但现在的40kt/a。同时，国内的设备维修也越来越经济，产品更具竞争力。1.3课题研究的主要内容本课题的主要研究内容是通过对已知轧制参数的分析，对轧辊主要尺寸进行确定，计算轧制力来确定轧制力矩，然后进一步选择主电机容量，设计轧辊并对轧辊的强度进行校核，进而对轧辊轴承的选择，设计齿轮中齿轮的传动与万向连接轴的选择设计，再对机架的设计以及校核，还有润滑方法的选择和经济分析。2. 总体方案设计2.1轧钢机主传动装置的类型由于轧钢机型式和工作制度不同，轧钢机主传动装置也有不同的类型。2.1.1单机座轧钢机有的轧钢机是将电动机的运动和力矩通过电动机联结轴节、减速机、主联轴节、齿轮座、联结轴而传给轧辊。还有的轧钢机将电动机的运动和力矩是通过主联轴节和联结轴而直接传给轧辊，两个轧辊由各自的电动机单独驱动。还有一种将电动机的运动和力矩是通过主联轴节、齿轮座、联结轴而传给轧辊。2.1.2多机座轧钢机主传动类型多机座轧机一般是不可逆式轧机，往往采用集体驱动，由一台电动机通过减速机和齿轮座传动若干架工作机座的轧辊。2.2 方案对比与选择 图2.1 总体传动方案一. 图2.2 总体传动方案二 1-电动机 2-联接轴 3-齿轮座 4-万向接轴 5-轧辊传动方案一：方案一和方案二比较更能提高电动机的运动，力矩都是通过齿轮座，联结轴传给轧辊的，齿轮座则可以平均分配转矩，使两辊的驱动同步，既转速相同，而方向相反，这样就可以实现两辊启动、制动同步，这样可以提高带钢表面的质量。而且使用单电机启动，所需的设备数量少、结构紧凑，并且占地面积小，便于维修。传动方案二：两个电机分别带动两个轧辊，提供的动力大，而两个电机的容量需求小，但不能实现两个轧辊同时驱动、启停，而且传动不太平稳，导致轧件的表面质量比较差，不能保证板型。而且使用双电机启动，所需设备数量比较多，成本高，结构也不紧凑，并且占地面积大，不方便维修。综上所述，选择方案一。2.3各零部件类型选择的确定2.3.1电机 本方案采用直流电动机。直流电动机优点有：启动力矩大，平稳，电器特性好，操作方便，在一定范围内可以无级变速。在轧钢机上，电动机工作较为繁重，要求调速范围也比较宽。轧件在轧制时，在低速咬入轧件后，再加速到轧制速度，要求电动机有较大过载能力。当主传动采用大型交流电动机时，需增设一套微调装置以便于换辊，而且交流电机需要变频调速造价高。直流电机调速方便，造价低。综上所述选择直流主电机。2.3.2 齿轮座 当工作机座的轧辊由一个电动机带动是，一般采用齿轮座将电动机或减速机传来的运动和力矩分配给两个或三个轧辊。本方案选择高立柱式齿轮座箱体，拆装方便，箱体刚性和密封性好，不易漏油，工作稳定性可靠。2.3.3 联轴器 轧钢机齿轮座，减速器和电动机的运动和力矩，都是通过联轴器传递给轧辊的。在轧钢机中常用的连接轴有万向接轴、梅花接轴、联合接轴和齿式接轴等。确定连接轴类型主要根据轧辊调整量、联轴允许倾角和传递扭矩等因素有关。万向接轴的允许倾角较大传递扭矩也较大，梅花接轴和联合接轴允许倾角较小一般用于轧辊调整量不大的轧机，齿式接轴倾角较小但在高速下运转平稳可靠一般用于轧辊调整量不大速度较高的轧机。本次设计的hc轧机选用倾角比较大的滑块式万向接轴。2.4 轧辊轴承选择热带钢连轧机采用的轴承，主要有滚动轴承和液体摩擦轴承。滚动轴承摩擦系数小、工作可靠、安装拆卸方便，广泛用于四辊轧机的工作辊上。本设计采用四列圆锥滚子轴承，因为这种轴承可承受轴向以不需采用推力轴承。为了便于换辊，轴承在轴颈上和轴承座内均采用动配合(e8.f8)。由于配合较松，为防止对辊颈的磨损，要求辊颈硬度为HRC=3236。同时应保证配合表面经常有润滑油。3. 轧制力能参数的计算3.1 轧制力的计算3.1.1 设计参数材质：20A钢；原料宽度B=1100mm；卷重：16t；轧制速度v=12m/s；轧前厚度：；轧后厚度：；压下量: ；后张力：；前张力：。3.1.2轧辊主要尺寸的选择1、工作辊及支承辊辊身长度选择 L=bmax+a (3.1) 式中: L辊身长度，mm；bmax所轧钢板最大宽度，bmax=1100mm；a视钢板宽度而定，当bmax=4001200mm 时，a=100mm。代入式(3.1)得L= 1200mm。考虑到其他原料尺寸及工作辊和支承辊关系，工作辊辊身长度取 L1=1250mm。中间辊辊身长度取 L2=1300mm。支承辊辊身长度取L3=1200mm。2、工作辊和中间辊以及支承辊参数选择(1) HC轧机轧辊直径的选取减少工作辊直径可采用大压下量，但工作辊直径过小，对大压下量也有不利的一面，因此，存在着最佳工作辊直径。HC轧机工作辊直接与轧件接触，直径影响带钢的扳形，通常工作辊直径为：D1=（0.20.3）B式中：D1工作辊直径（mm） B带钢宽度选取D1=300mm。中间辊（D2）直径对带钢板影响较小，故其选择范围较宽。在选择中间辊直径时应考虑使用后在当工作辊用，故应应比工作辊直径大些。所以选择D2 =400mm。支撑辊（D3）是承受轧制负荷，一般按轧制负荷的要求选择，也可以参考四辊轧机支撑辊的直径选择。L/D3的选择主要取决于工艺条件。当轧件较厚时，由于要求要较大的工作辊直径，故选较小的L/D3比值。D3=1200/(0.81.8)=666.671500mm选取D3=800mm。对于六辊轧机，为减少轧制力，尽量使工作辊直径小些。但工作辊最小直径受辊颈和轴头的扭转强度和轧件咬人条件的限制。轧辊的工作直径D1应满足： D1 (3.2)式中：最大咬入角，由文献1可知最大咬入角=35； h压下量，mm。代入式(3.2)得D1(132.65234.78)mm可知工作辊直径满足咬入条件。3、轧辊辊颈尺寸d的确定使用滚动轴承时，由于轴承外较大，辊颈尺寸不能过大，一般选：d=(0.50.55)D=(0.50.55) 300=150165mm=（0.550.55）400=200220mmd 3=（0.750.8）800=600640mm考虑轴颈和轴头的扭转强度因素，取=160mm，=200mm d 3=600mm。3.1.3 轧制力的计算 冷轧钢板采用斯通公式计算 Pm=(km *) （3.3）式中：Pm 平均单位压力，MPa；m 考虑轧辊弹性压扁接触弧加长对单位压力的影响系数； k 金属变形阻力，MPa； 水平张应力。由文献1可得计算 (3.4)压下率 (3.5)所以由文献1，图2-12a可知： 所以 (3.6)求压力增加系数： (3.8)C常数，对于钢轧辊： (3.9)轧制前后轧件的平均高度： (3.10)接触弧水平投影长度：l = (3.11)由文献1，表24取摩擦系数 所以： (3.12) (3.13)查文献1，图225得：所以：考虑轧辊弹性压扁后的接触弧长度 (3.14)所以轧制力 (3.16)3.2 轧辊力矩的计算1、六辊轧机轧制工作辊受力分析工作辊驱动六辊轧机轧辊受力见图3.1，由文献1得计算轧制力公式如下 MK=MZ+MR+Mf1 (3.17) MZ=Pa (3.18)MR=Rc (3.19) Mf1=F1 (3.20)图3.1 工作辊传动六辊轧机轧辊受力图式中 MK驱动一个工作辊力距，Nm； MZ轧辊上的轧制力矩，Nm； Mf1轧辊轴承处摩擦力矩，Nm； MR支承辊对工作辊的反力对工作辊的力矩，Nm；P轧制力，kN； a轧制力力臂，mm； R支承辊对工作辊的反力，kN； c反力R对工作辊的力臂，mm； F工作辊轴承处反力， kN； 1、2工作辊和中间辊轧辊轴承处摩擦圆半径。 1=，2=。 (3.21)式中 d1、d2工作辊和支承辊轴颈直径mm；轧辊轴承摩擦系数，由文献1知=0.004；代入式(3.21)数据得 1=0.6 mm，2=0.8mm。2、力臂计算(1) 计算a由文献1可知 (3.22) (3.23)当时： (3.24) 式中 前后张力对轧制力作用点及前后张力大小有关；工作辊与中间辊连心线与垂直线夹角；e工作辊轴线相对于支承辊轴线偏移距一般e=510mm，取e=5mm；（2）计算c由文献1可知 (3.25)c=mcos+ (3.26)=arcsin (3.27)式中： 轧辊连心线与反力R的夹角；MR力在工作辊与支承辊接触处偏离一滚动摩擦力臂的距离，m=0.10.3mm；取m=0.3mm；代入式(3.323.24)数据得=，=，c=1.125mm。(3) 计算各道次轧制力矩由文献1可知 (3.28) (3.29)MK= (3.30)式中： MK驱动两个工作辊总传动力矩。4. 主电机容量选择4.1 初选电机由文献1可知： (4.1)式中：工作辊转数 r/min； (4.2)轧制速度；总传动效率电机额定力矩： Mer=9550 (4.3)式中：最大轧制功率，kW；Mer初选电机额定静力矩，kNm；Ner初选电机功率，kW；ner初选电机转速，r/min。由文献2知 ；主电机到轧辊之间的传动效率: (4.4)代入式(4.1) 初选电机功率Ner=2200kW，选电机型号90L，电机转速ner=760r/min。代入式(4.3)数据得：Mer=27644.74 Nm4.2 主电机力矩主电机上的力矩由四部分组即 (4.4)式中：MD主电机力矩，kNm； MZ轧辊上的轧制力矩，kNm； Mf附加摩擦力矩，即轧制时由于轧制力作用于轧辊轴承、传动机构及其它转动件中的摩擦而产生的附加力矩，kNm；Mkon空转力矩，即当轧机空转时，由于各转动件的重量产生的摩擦力矩及其他阻力距，kNm；Mdon动力矩，轧辊运转速度不均匀时，各部件或减速所引起的惯性力所产生的力矩，kNm；Mf2各转动零件推算到主电机轴上的附加力矩，kNm；i电动极和轧辊之间的传动比，此设计方案电机直接驱动轧辊，i=1；1、计算空转力矩MkonMkon=（0.030.06）Mer=0.05 Mer (4.5)代入数据得Mkon =1382.28Nm2、计算摩擦力矩Mf、静力矩Mj由文献1可知： Mf= (4.6)Mf2= (4.7)代入式（4.6）得： (4.8)式中：Mj推算到电动机轴上的总静力矩，Nm。平稳运转时动力矩，所以4.3 电机的校核根据以上计算选定电机型号90L，功率2200kW，转速760r/min。由文献1 Mer= (4.9)式中 Mmax静负荷图上的最大力矩，Nm； K电动机过载系数，由文献1知不可逆电动机K =1.52.0。Mmax=MD=46145.91 Nm代入式(4.9)数据得K=1.671.52.0，满足设计要求。 5. 轧辊计算及强度校核总的来说，轧辊的破坏决定于各种应力（其中包括弯曲应力、扭转应力、接触应力，由于分布不均或交替变化引起的温度应力以及轧辊制造过程中形成的残余应力等）的综合影响。具体来说，轧辊的破坏可能由下列三方面原因造成：（1）轧辊的形状设计不合理或设计强度不够。（2）轧辊的材质、热处理或加工工艺不合要求。（3）轧辊在生产过程中使用不合理。由此可见，为防止轧辊破坏，应从设计、制造和使用等诸方面去努力。在设计时，通常要按工艺给定的轧制负荷和轧制参数对轧辊进行强度校核。由于影响强度的各种因素（如温度应力、残余应力、冲击载荷等）很难准确计算，为此，设计时对轧辊的弯曲和扭转一般不进行疲劳校核，而是将这些因素的影响纳入轧辊的安全系数中（为了保护轧机其它重要部件，轧辊的安全系数是轧机各部件中最小的）。六辊轧机支承辊的抗弯系数较工作辊大得多，在轧制时的弯曲力矩决大部分由支承辊承担。在计算支承辊时，通常按承受全部轧制力的情况考虑。此设计六辊轧机由工作辊传动，工作辊只受扭转切应力。中间辊作为传递力的作用，同时受到上面工作辊的作用力和下面支撑辊给的力，两种力相互抵消。支承辊刚性几乎承受全部弯曲应力，工作辊与支承辊之间存在接触应力。5.1 工作辊强度校核c1440c1560MKMK工作辊材料选50CrMnMo,，对工作只校核扭转强度，工作辊的扭矩图见图5.1图5.1 工作辊扭矩图考虑到轧制其他钢种和其他轧制规格，取驱动一个辊最大力矩MK=26.23kNm由文献6可知 (5.1)式中:轧辊扭转应力，MPa；矩形截面杆扭转系数；h、b矩形截面杆高、宽，mm。传动端截面近似为矩形b=0.9d1 =144mm，h=3/4b=108mm。代入式(5.1)得 =93.7MPa。由文献1可知，取安全系数。所以可，知工作辊强度满足要求。5.2 支承辊强度校核 支承辊材料选合金锻钢查文献1可以知支承辊强度极限=700750MPa，许用应力Rb =140150MPa。支承辊的弯矩图见图5.2，在辊颈的1-1断面和2-2断面处应力集中，两断面的弯曲应力应满足强度条件，断面3-3处弯距最大应校核3-3处弯曲应力。 321213c1c1图5.2 支承辊的弯矩图1-1断面和2-2断面强度校核由文献1 (5.2) (5.3)式中 、1-1和2-2断面处的弯曲应力，MPa； c1 、c21-1和2-2断面至反力P/2处的距离，mm； c1=/2 (5.4) c2= (5.5)d1-1、d2-21-1和2-2断面直径，d1-1=mm； d2-2= d1-1+2r (5.6)其中，r为1-1断面处过渡圆角半径，r=50mm。考虑到轧制其他的规格取最大轧制力P=20MN，代入式(5.25.6)得d2-2=700mm c1=300mm c2=350mm=55.85MPa Rb =41.04MPa Rb可知断面1-1和2-2满足强度条件。校核断面3-3处弯曲应力由文献1 (5.7)式中 3-3断面处弯曲应力，MPa。代入式(5.7)数据得： =125.67MPa Rb可知3-3断面满足强度条件。5.3 工作辊与支承辊间的接触应力校核六辊轧机支承辊和工作辊之间承载时有很大的接触应力，在轧辊设计及使用时应进行校核计算。5.3.1校核最大正应力由文献1得公式： = (5.8) b= (5.9)式中：最大正应力，MPa；b接触区宽度，mm；q加在接触表面单位长度上的负荷，N/mm q= (5.10)其中，P、PG为轧制力和支承辊重量，支承辊重量由平衡系统承担可以忽略取P=Pmax=10MN；K1、K2与轧辊材料有关的系数； K1=，K2= (5.11)其中，、及E1、E2为两轧辊材料的泊松比和弹性模数。由文献3得=0.3 E1=173Gpa E2=206Gpa代入式(5.85.11)数据得q=7692.31N/mm，K1=1.6710-6MPa-1 ，K2=1.4110-6MPa-1，=1677MPa本轧机支承辊辊面硬度HS=4060，由文献1知许用接触应力=20002200MPa。可知满足接触强度要求。5.3.2 校核轧辊内最大切应力为保证轧辊不产生疲劳破坏应满足 =0.304 (5.12)式中: 轧辊内最大切应力，MPa； 轧辊许用切应力，MPa。代入式(5.12)数据得=509.81MPa，由文献1知=641670MPa，可知轧辊内最大切应力满足强度条件。5.3.3校核轧辊内最大反复切应力 =0.256 (5.13)式中：轧辊内最大反复切应力，MPa。代入式(5.13)数得=429.31 MPa，可知轧辊内最大反复切应力满足强度条件。6. 轧辊轴承的选择6.1轴承选择 本次设计的HC轧机选用四列圆锥滾子轴承，因为这种轴承即可承受径向力，有可承受轴向力，所以不需要采用推力轴承。为了便于换辊，轴承在轴径上和轴承座内均采用动配合。由于配合较松，为了防止对辊颈的磨损，要求辊颈硬度为HRC3236。同时应保证配合表面经常有润滑油。为此，在轴承内圈内孔有一螺旋槽，内圈端面还有径向沟槽。查文献3选382040型。6.2 寿命计算 （6.1）式中：以小时计的轴承额定寿命，；轴承的转数，；额定动负荷，其值由轴承样本查得，选；寿命指数，对于球轴承，对于滚动轴承，取；当量动负荷，。当量动负荷由下公式求得： （6.2）式中：X径向系数，根据之比值，由轴承样本查得； Y轴向系数，由轴承样本查得； 轴承径向载荷；N；轴承轴向负荷，N； 负荷系数，由于工作中的振动、冲击和轴承负荷下均等许多因素的影响，轴承实际负荷要比计算负荷大，根据冷轧机的工作情况。 温度系数，轧辊轴承一般只能在温度以下工作，所以查文献3表7-5-28知查文献1知因为 所以查文献2表13-5得 ，；代入公式（6.2）得：代入公式（6.1）得：7. 齿轮座齿轮的设计与强度计算7.1 齿轮座齿轮的确定按以上的传动方案，选用人字齿轮传动本次设计的HC轧机转速不高，选用级精度的人字齿轮(GB 1009588)。材料选为（调质），并进行齿面淬火。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，人字齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，小齿轮和大齿轮均调质处理。由文献2,表10-1得齿面硬度HBS=217-255平均硬度硬度分别小齿轮为280HBS,大齿轮为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取选螺旋角。7.2 按齿面接触强度设计计算公式为： （7.1） 确定式内的各计算数据.试选载荷系数。.由之前计算知，传递转矩 （7.2）.由文献2表10-7取齿宽系数：。.由文献2，表10-6材料的弹性影响系数。由文献2,图10-21d按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。查得材料的弹性影响系数。.计算应力循环次数：.由文献2，图10-23，取接触疲劳寿命系数: .计算许用接触应力，取失效概率为1%，安全系数S=1。 由：得： 故：7）查文献2，图10-30选取区域系数:。8）查文献2, 图10-26查得，则: 2.计算 .试算人字齿轮的分度圆直径,由式得:.计算圆周速度.计算齿宽b及模数.计算纵向重合度.计算载荷系数 根据使用系数KA=1, v=14.91 m/s,7精度由文献2，图10-8 查得动载系数；根据文献2，表10-4查得使用系数 由文献2，图10-13查得: 由文献2, 表10-3查得系数:故载荷系数: .按实际载荷系数校正分度圆直径 .计算模数圆整后取mn=17mm。7.3 按齿根弯曲强度设计计算公式为： 1.确定各参数1)确定公式内的各计算数值(1)根据纵向重合度，从文献2,图10-28中查得螺旋角影响系数(2)计算当量齿数：(3)查文献2，图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限;(4)查文献2,图10-18取弯曲疲劳寿命系数(5)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得(6)计算载荷系数K。(7)查取齿形系数查文献2,表10-5得:。(8)查取应力校正系数查表得:(9)计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大.2）设计计算取m=12mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数12.05mm，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数：，取.这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.7.4 几何尺寸计算（1）计算中心距：将中心距圆整为856mm。（2）修正螺旋角：值改变不多，故参数等不必修正。（3）分度圆直径：（4）齿轮宽度：圆整后取：，。 8. 联接轴的强度计算由之前的叙述得知，本次设计的选用倾角比较大的滑块式万向接轴，因为考虑到轴向上的移动比较方便，选用开式铰链。在开式铰链中，插头端的开口尺寸应该稍稍大于月牙形滑块宽度。两块月牙型滑块和小方轴是一起被从叉头中轴向取出或装入的，扁头也是轴向装拆。滑块式万向接轴材料，一般选用强度不小于的锻钢，、等结构钢。8.1开口式扁头的强度计算滑块式万向接轴强度