板带轧机电动压下系统设计说明书

鞍山科技大学本科生毕业设计 第 I 页 板带轧机电动压下系统设计 摘 要 CVC技术是目前较先进的板形控制技术之一，而且在轧制过程中， CVC和液压工作辊弯辊相配合对带钢断面形状和带钢平直度控制效果显著，而且工作辊的磨损情况得到了改善。很多生产厂为了提高产品的质量和企业效益也正在对工作辊弯辊装置和工作辊轴向横移装置进行技术改造和结构改进。本设计以宝钢 2050mm连轧机组中的 F1机架的数据作为参考，对板带轧机电动压下系统进行设计。首先对压下形式进行选择，然后对压下系统中的主要部分如压下螺丝、压下螺母做设计计算，最后根据压下功率选择电机。设计中对四 辊 CVC 轧机的主传动部分和试车要求进行简单的叙述，并对一些主要零件如工作辊、机架、联接轴和轧辊轴承做了强度校核，其结果满足要求。最后，本设计对此题目的技术经济及社会效益做了简单的分析。 关键词： 板带轧机，电动压下， CVC 轧机，主传动 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 II 页 Electric Screw Down System Design Of Strip Rolling Mill Abstract In recent years, CVC technology has been one of the most advanced strip shape control technology in the world and getting more and more popular. The employment of hydraulic work roll bending in conjunction with CVC has achieved good results in significantly increasing the strip profile and flatness control range, reducing wear of work rolls and extending maintenance intervals and service life of the work rolls. Under the pressure of competition comes from both internal and external, many steel plants have to take some measures to improve the strip surface quality to increase their income, many of them are delving into upgrading their technology and reconstructing the devices of work roll bending and work roll shifting. I selected the subject of electric screw-down system design of strip rolling mill. In the course of designing, I took the CVC mill roll for example and refer to some data of F1 stand of the finishing rolling train of 2050 CVC hot continuous rolling mill in Baoshan Iron & Steel Corp. First, design of electric screw down system is accomplished by means of choosing screw down form, calculating and determining main parameters of screw and nut, choosing motor. The composing of main drive installed on 4-h CVC rolling mill and something required in trail run are also introduced in the paper. Meanwhile, strength checking of some major components is done and the results illuminate that these parts such as work roll, housing, joint slack and roller bearing meet the demand. Finally, the economic technology and social benefit are simply analysed. Keywords: strip mill roll, electric screw down, CVC mill, main drive 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 III 页 目录 第一章 绪论 . I 1.1 热连轧机的发展概况 . 1 1.2 CVC 技术原理及优点 . 2 1.3 设计题目的意义 . 2 1.4 课题的研究方法和研究内容 . 3 第二章 轧机力能参数计算 . 4 2.1 总体方案设计与选择 . 4 2.2 设计的已知数据 . 4 2.2.1 压下规程 . 4 2.2.2 主要参数 . 4 2.3 轧制力的计算 . 5 2.3.1 轧辊的选取及验 证 . 5 2.3.2 平均变形程度的计算 . 5 2.3.3 平均单位压力的计算 . 6 2.3.4 总轧制力的计算 . 8 2.4 轧制力矩的计算 . 8 2.5 主电机容量计算 . 9 2.5.1 摩擦力矩的计算 . 9 2.5.2 工作辊带动支承辊的力矩计算 . 9 2.5.3 驱动工件辊的力矩计算 . 10 2.5.4 初选电机 . 11 2.5.5 电动机的校核 . 11 第三章 压下系统的设计 . 15 3.1 压下形式的选择 . 15 3.2 压下零件的设计计算 . 15 3.2.1 压下螺丝的设计计算 . 15 3.2.2 压下螺母的结构尺寸设计 . 17 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 IV 页 3.2.3 压下螺丝的功率计算 . 20 第四章 主要零件校核 . 22 4.1 下工件辊的校核 . 22 4.1.1 下工 作辊强度计算： . 22 4.1.2 工作辊的疲劳强度校核 . 23 4.1.3 工作辊与支承辊之间的接触应力校核 . 26 4.1.4 轧 辊的变形计算 . 27 4.2 机架的强度计算 . 29 4.2.1 机架的强度计算 . 29 4.2.2 机架的变形计算 . 31 4.3 弧形齿万向接轴强度的计算 . 32 4.3.1 弧形齿的优点 . 32 4.3.2 齿根弯曲疲劳强度校核 . 32 4.4 轧辊轴承的选择及寿命计算 . 35 4.4.1 轧辊轴承的选择 . 35 4.4.2 轧辊轴承的寿命计算 . 35 第五章 试车要求 . 37 第六章 技术经济及社会效益分析 . 38 结论 . 39 致谢 . 40 参考文献 . 41 附 录 A 外文翻译原文 . 42 附 录 B 外文翻译译文 . 52 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 1 页 第一章 绪论 1.1 热连轧机的发展概况 近几十年期间，热连轧机的发展取得了飞快的进展，起初美国轧机公司在 Butler成功地建成第一套热带钢连轧机，随后，于 1927 年，在 Weirton建造了 1372mm连轧机。1939年， 1947年进行了部分更改， 1955年重建。在这套先驱轧机之后，轧机就朝着加大宽度、逐步提高轧制速度的方向发展，同时增加轧机的设计刚度和主传动容量。 1963美国在 Lianwern 工厂建造了第一套第二代轧机，设计轧制坏重 1822kg/mm，年生产能力在 300万吨以上。对这些轧机增设了各种功能，如：自动厚度控制；测厚仪和测宽仪；改善除鳞和轧辊冷却系统；增加活套以实现轧机速度控制。增加轧机电机功率，通过升速轧制提高出口速度，同时改善带钢厚度和温度控制，并采用可用可移出式的卷板机。由于有了 60 年代初期的的各种发明和改造， 1969年，在日本君津厂，第一台“超级”轧机和第二代轧机正式投产，生产的单位宽度卷重达 36kg/mm,卷重 45t。这套轧机全长超过了 750m，出口速度达到 28.6m/s，精轧机组为 7机架。 经过一个时期的深 入研究和开发， 60年代至 70年代中期的轧机产量和轧机负荷能力有了很大提高。许多投产的轧机其设计尺寸都是前所未有的，并且更多地采用了过程控制、自动化、计算机、工业管理系统等现代生产技术。 自 50 年代起，带钢热连轧机在世界范围内已成为带钢生产的主要形式。目前世界上 1000mm 以上的热连轧机和带卷轧机有 200 余套。带钢热连轧机具有轧制速度高、产量高、自动化程度高的特点，轧制速度 50年代为 10 12m/s,70年代已达 18 30m/s。产品规格也由生产厚度为 2 8mm、宽度小于 2000mm 的成卷带钢，扩大到生产厚度 1.22.0mm、宽度 2500mm的带钢。带卷重量的加大和作业率的提高，使现有的带钢热连轧机年产量达 350 600万 t，最大卷重也由 15t增加到 70t。坯料尺寸及重量加大，要求设置更多的工作机座，过去的粗轧机组和精轧机组的工作机座分别为 2 4架和 5 6架，现已分别增加到 4 6架和 7 8架，轧机尺寸也相应增加。现代的带钢热连轧机除了采用厚度控制外，还实现了电子计算机控制，从而大大提高了自动化水平，改善了产品质量带钢厚度公关不超过 0.5mm，宽度公差不超过 0.5 1.0mm，并具有良好的板形。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 2 页 图 1 - 1 CVC 轧机原理图 1.2 CVC 技术原理及优点 随着热轧带钢厚度控制精度的不断提高，板形精度越来越成为生产产品的主攻点，为了满足用户对于精轧带钢凸度提出的要求，各生产厂采用各种技术对板形进行控制，CVC技术是一项板形控制技术，在可能的操作条件下能满足市场对凸度和平直度的要求，同时能实现一定程度的周横移分散轧辊磨损，允许一定程度的自由程序操作。 CVC板形控制技术是 SMS公司开发的，通过工作辊轴向移动可获得辊缝正负凸度的变化，从而实现对带钢凸度的控制。其凸度控制能力和工作辊轴向移动量为线性关系，凸度控制能力可达 1.0mm。 图 1-1就是 将上、下轧辊辊身磨削成相同的 S形曲线，上、下辊的位置倒置 180。，当曲线的初始相位为零时形成等距的 S形平行辊缝，通过轧辊窜动机构使上、下 CVC轧辊作相对同步窜动，就可在辊缝处产生连续变化的正、负凸度轮廓。在正常轧制时，上、下工作辊能做轴向相对移动，要求主传动轴能实现与轧辊的同步轴向补偿和便于快速换辊。轴向移动的位移和速度能精确地进行控制。 CVC技术的优点为： (1)采用横移窜辊机构，结构简单，易于在已有轧机改造中使用。 (2)辊面形状可设计不同曲线与弯棍配合，可用来消除二次项以及四次项平直度缺陷。 (3)由于轧辊直径最大、 最小值差公 1mm，因此轴向力较小。 (4)在采用润滑轧制时可在轧制时窜动。 1.3 设计题目的意义 经过 20多年的发展与完善， CVC轧机已发展出很多种机型，广泛应用于铝热轧、冷轧板带生产中。先进控制策略和控制手段相结合使 CVC技术成为目前世界上最先进的轧制技术之一。在轧制过程中， CVC和液压工作辊弯辊相配合对带钢断面形状和带钢平直度控制效果显著；而且工作辊的磨损情况得到了改善。很多生产厂为了提高产品的质量和企业效益也正在对工作辊弯辊装置和工作辊轴向横移装置进行技术改造。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 3 页 目前国内外对 CVC技术的研究都在不断地深 入，这些研究中主要是针对提高板形的精度的措施，如提高轧辊磨损预报的准确性，优化板形的自适应模型，进一步研究和开发液压系统增加控制系统的精度等。还有一些研究针对充分发挥 CVC轧机的板形控制功能，对 CVC轧机的有载辊缝进行深入系统的研究，更精确地确定有载辊缝的解析模型，精确分析轧制力、弯辊力及原始辊形等因素以辊缝的综合影响，弄清辊缝变化规律。另外，辊型曲线对辊逢产生很大的影响， 1988年我国宝山 2030毫米冷连轧机引进西马克公司 CVC专利技术，通过生产实践，逐渐掌握 CVC技术及其板形控制。在国内，理论工作从基本 的 CVC辊型开始研究已逐步深化。轧辊轴承是轧钢机的重要部件，轴承的寿命直接影响到轧机的产量与产品的质量。有关轴承破坏机理的理论分析在国内外也取得了丰硕的成果。 1.4 课题的研究方法和研究内容 为了增加自己对 CVC的了解，我以宝钢 2050mm连轧机组中的 F1机架的数据为参考，根据一些轧钢机械的书籍中的设计原则和过程对电动压下部分做了比较详细的设计，同时也对四辊 CVC轧机的结构和主传动机构做了一些叙述和计算。设计第四部分对一些主要零件如工作辊，机架，接轴做了强度校核并对轧辊轴承做了寿命计算。设计第五部分提出 了试车要求，最后对本设计的经济效益和社会效益做了简单的分析。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 4 页 第二章 轧机力能参数计算 2.1 总体方案设计与选择 带材轧制过程中，为消除带钢的厚度不均匀和保证轧制精度，压下装置必须随时在轧制负荷下调整辊缝。根据板带轧机压下装置的这一特点，本设计中的电动压下系统用于带钢厚度自动控制的执行机构中。由于带材的宽厚比很大，为严格保持上、下轧辊平行，两台电机轴之间用电磁联轴节连接，其传动形式如图 2-1 所示 。 1 - 二级蜗轮副； 2 - 压下螺丝； 3 - 一级蜗轮副； 4 - 电动机； 5 - 电磁联轴节 图 2 - 1 压下装置传动示意图 2.2 设计的已知数据 2.2.1 压下规程： 成品规格： 1.75 900mm 板坯重： 30T 钢种： 16Mn 2.2.2 主要参数： 轧前后度： h0=32mm 轧后厚度： h1=23.5mm 绝对压下量： h =8.5mm 相对压下量： 26.6% 带钢宽度： b=900mm 咬入速度： vy=0.85m/s 轧制速度： v=1.85m/s 轧制温度： t=900 加速度： a=0.356m/s2 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 5 页 2.3 轧制力的计算 2.3.1 轧辊的选取及验证 - 考虑到加工的难易程度，工作辊采用易加工的带平台的轴头。工作辊的轮廓线是CVC 曲线，直径是 776mm，支承辊直径 mm6.1 6 2 91 4 7 4 . 41.29.1 12 DD ）（ ，取mm16282 D 。支承辊长度 2 9 3 0 .4 m m1 6 2 88.10.1 22 DL ，取 mm20502 L ，考虑到最大窜辊量为 mm100 ，所以取 mm22501 L 。 四辊热连轧机工作辊的重车率范围为 %6%3 ，所以取工作辊的最大许用直径为850mm，最小许用直径为 765mm；支承辊的重车率为 %6 ，所以取工作辊的最大许用直径为 1630mm，最小许用直径为 1440mm。 工作辊使用四列滚子轴承支承，轴颈 mm8.4 2 63 3 855.05.0 11 Dd ，为了更加安全，取 mm5401 d ，轴颈长度 mm5 2 04 4 8 .20.183.0 11 dl ，取 mm5401 l 。 支承辊使用油膜轴承支承，轴颈 mm8145.0 22 Dd ，取安装油膜轴承部位的最大直径为 mm1015 ，最小直径为 mm42.880 ，平均直径为 mm915 ，辊颈长度 mm7602 l 。 由于 11cos Dh 1-7765.8 0.989 （ 2.1） 式中： 咬入角； h 绝对压下量。 所以由式 cos11 hD989.01 5.8 773mm； 即工作辊直径满足要求。 2.3.2 平均变形程度的计算 5 7 . 4 2 85.83881 hRl mm (2.2) 式中： l 接触弧水平投影长度， mm； 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 6 页 1R 工作辊半径， mm。 2 7 .7 52 10 hhh m mm (2.3) 式中： hm 轧制前后的平均高度， mm； h0 轧件的轧前厚度， mm； h1 轧件的轧后厚度， mm。 207.275.27 428.57 mhl 所以采用滑动理论 8 .5 6 m / s32 5.80 5 7 4 2 8.0 85.10 h hlvu m (2.4) 式中： mu 平均变形速度。 %7.17%6.263232 m (2.5) 式中： m 变形区中平均变形程度； 相对压下量。 0 .1 9 51 7 7.01 1ln1 1ln mmr (2.6) 式中： mr 真实平均变形程度。 2.3.3 平均单位压力的计算 利用西母斯公式求平均单位压力 knpm (2.7) 式中： mp 轧制平均单位压力； n 考虑摩擦对应力状态的影响系数， MPa； 由11hR5.23776 33 和 26.6% 由 1图 2-23得 n=1.55 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 7 页 k 轧制材料在静压缩时变形阻力， MPa； 15.1k (2.8) 式中： 金属变形阻力 rut KKK 0 (2.9) 式 中： 0 基准变形阻力，即变形温度 u =10s1 、变形程度 40%时的变形阻力； tK 变形温度影响系数 )exp( BTAK t (2.10) 1000273 tT uK 变形速度影响系数， DTCmu uK 10 (2.11) rK 变形程度影响系数， 4.0)1(4.0 mNmr rErEK (2.12) 由钢种 16Mn可查表 2-1得 A=3.466 B=-2.723 C=-0.220 D=0.254 E=1.566 N=0.466 0=159.9MPa 代入以上各式得 1000273 tT=1000273900 1.173 BT)exp(AK t exp(3.466-2.7231.173) 1.312 Ku DTCmu 10 173.10.2 54-0.2201056.8 0.988 Kr E4.0)1(4.0 mNm rEr 1.566 4.0195.0)11. 566(4.0195.00.466 0.845 0 KtK uK r 159.91.3120.9880.845 175.14MPa 所以 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 8 页 pm=nk 1.55 1.15175.14 312.2MPa 2.3.4 总轧制力的计算 轧件对轧辊的总轧制力 P 为 FpP m 式中： mp 平均单位压力； F 轧件与轧辊的接触面积。 2mm2.51685428.57900 blF 代入上式得 kN1 6 1 3 6102.5 1 6 8 5102.3 1 2 66 FpP m 2.4 轧制力矩的计算 由现场实测数据可知带钢前后张力差为 kN27101 TT 张力对轧制力方向影响的偏转角 40 . 2 2 3 7 0 1 2 416136 5.63a r c s i n2a r c s i n01PTT 咬入角 5 0 6 1 4 6 9 5 4.80 . 9 8 9a r c c o s 不考虑张力时轧制力作用点对应的中心角 2 5 3 07 3 4 7 7.42 ） 40 . 2 2 3 7 0 1 2 42 5 3 0 7 3 4 7 7.4s i n(3 8 8)s i n(1 Ra 27.3mm 所以轧制力矩 4 4 0 5 1 2 . 8 N m3.271 6 1 3 6 aPM z (2.13) 式中： P 轧制力； a 轧制力力臂。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 9 页 图 2 - 2 工件辊受力图 2.5 主电机容量计算 2.5.1 摩擦力矩的计算 工件辊受力如图 2-2所示。 211 d (2.14) 式中： 1 工作辊轴颈处摩擦圆半径； 1d 工作辊轴径直径， mm5401 d ； 轧辊轴承摩擦系数，取 0。 004。 所以 211 d mm08.1004.02540 所以工作辊轴承中摩擦力矩 1 7 4 2 6 . 8 N m08.11 6 1 3 611 PM f (2.15) 式中： P 轧制力； 1 工作辊轴承处摩擦圆半径。 2.5.2 工作辊带动支承辊的力矩计算 为保证轧制稳定性，要求 P TTRmRRee 2)( 012 2210 (2.16) 式中： e 选择的偏距 0e 临界偏移距 m 滚动摩擦系数，取 m 0。 2 2 支承辊轴颈处摩擦圆半径， mm83.1004.029152 22 d 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 10 页 所以 mm7.716136212781483.12.0)814388(2)( 0122210 PTTRmRRe 由于单向轧制且01 TT ，所以 0e 即可，此处取 mm7e 。 3 3 3 6 7.08 1 43 8 8 7ar c s i nar c s i n21 RRe 1 3 6 1 3.08 1 4 2.07 3 4.1ar cs i nar cs i n22 R m mm12.11 3 6 1 3.0s i n3 8 81 3 6 1 3.0c os2.0s i nc os 1 Rmc kN1 6 1 3 6)40 . 2 2 3 7 0 1 2 47c o s ( 0 . 3 3 3 6 40 . 2 2 3 7 0 1 2 4c o s1 6 1 3 6)c o s ( c o s PR 所以工作辊带动支承辊的力矩 cRM R 16136 1。 12 18073Nm (2.17) 式中： R 支承辊对工作辊的反力； c 反力对工作辊的力臂。 2.5.3 驱动工件辊的力矩计算 将轧制力矩 ZM ，工作辊带动支承辊的力矩 RM 与工作辊轴承中摩擦力矩1fM三部分相加就得到驱动一个工作辊所需力矩，即 4 7 6 0 1 2 . 6 N m1 8 0 7 38.1 7 4 2 64 4 0 5 1 2 . 81 fRZK MMMM 所以，驱动两个工作辊所需力矩 9 5 2 0 2 5 . 2 N m4 7 6 0 1 2 . 622 KK MM (2.18) 60/2 1nv (2.19) 式中： v 轧制速度， m/s； 1n 工作辊转数， r/min。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 11 页 2.5.4 初选电机 工作辊转数 r / m in5.457 7 6.0 85.16060 11 d vn 初算驱动两工作辊的功率 4 5 3 6 k W9 5 5 0 5.459 5 2 0 2 5 . 29 5 5 0 )( 11 nMMMN Rfz (2.20) 式中： ZM 轧制力矩； RM 作辊带动支承辊的力矩； 1fM 工作辊轴承中摩擦力矩； 1n 工作辊转数， r/min。 初取从电动机到工作辊的效率 85.0 所以所需电机功率 5 3 3 6 k W85.04 5 3 6 NN d (2.21) 式中： N 驱动两工作辊的初算功率； 传动系统的总效率。 由于要求轧制板坯宽度范围： W: 900 1450mm， F1轧机所轧板坯最大厚度要求 H=65mm， 所以初选电机型号： 1JW 5527-2DS 07 两台，一台的额定功率为 5000kW，另一台的功率为 5750kW，转数都为 0 250/590rpm。 2.5.5 电动机的校核 4 1 0 6 5 0 N m2 5 0 5 7 5 05 0 0 09 5 5 09 5 5 0 erer nNM (2.22) 式中： erM 电动机的额定转矩； N 两台电动机的功率； 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 12 页 ern 电动机的额定转数。 1 6 4 2 6 N m4 1 0 6 5 004.004.0 erk o n MM (2.23) 式中： konM 空载力矩； erM 电动机的额定转矩。 额定转数轧制时的最大传动比为 12.147.17250 eri 所以采用二级减速器，其传动比 i=6.8547。 传动简图如图 2-3所示。 图 2 - 3 轧机主传动简图 各传动副的效率： 99.01 99.02 99.03 99.04 99.05 99.06 99.07 99.08 96.09 99.010 99.011 99.012 97.013 传动装置总效率 8 3 4.097.096.099.0 1113121110987654321 Nm293318547.647 60 12 . 61843.0 1112 iMM Kf (2.24) 式中： 2fM 各转动件推算到电动机轴上的附加摩擦力矩 。 1 0 0 3 4 7 Nm16426144786 . 8 5 4 74 7 6 0 1 2 . 62 k o nfKD MMiMM (2.25) 式中： DM 轧制时电动机力矩。 电动机的过载校核： 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 13 页 0 .2 44 1 0 6 5 01 0 0 3 4 7 erDca MMK (2.26) 式中： caK 电动机过载系数的计算值。 对于热连轧机的许用过载系数caKK 25.1，所以过载校核通过。 轧制时电动机的转数ernnin r / m in3125.458 5 4 7.61， 需进行电动机的热校核。 绘制电动机的静负荷图： m85.1817 8 0 00 2 3 5.09.0 3 0 0 0 0 钢 bh GL (2.27) 式中： L 带钢通过 F1轧机后的长度； G 板坯的质量； b 板带的宽度； 1h 板坯通过 F1后的厚度； 钢 钢的密度。 s9885.1 85.1811 vLt (2.28) 式中： 1t 轧制带钢的时间； L 带钢通过 F1轧机后的长度； v 轧制速度。 取空载时间 s1200 t。 以时间 t作为横坐标，以电机力矩作为纵坐标，绘制电机负荷图，如图 2-4所示。 图 2 - 4 电机负荷图 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 14 页 Nm83756218 9810034712016426 22101202 tt tMtMM Dk onjun (2.29) 式中： junM 电动机按发热计算出来的等值力矩。 所以junD MM ，即发热校核通过，最终选择上述电机。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 15 页 第三章 压下系统的设计 3.1 压下形式的选择 由于带材的轧制速度较高，电动压下装置由于惯性大，很难满足快速、高精度地调整辊缝的要求，因而采用电动压下与液压压下相结合的压下方式。由于有了液压压下，压下装置具有以下优 点： 1. 惯性力小、动作快灵敏度高，因此可以得到度的板带材，提高了轧材的成品率，节约了金属，提高了产品质量，并降低了成本。 2 结构紧凑，使传动效率大大提高。 3. 采用液压系统可以使卡钢迅速脱开，这样有利于处理卡钢事故，避免了轧件对轧辊的刮伤、烧伤。 4. 可以实现轧辊快速提升，便于快速换辊，提高了轧机的有效作业率，增加了轧机的产量。 四辊轧机的电动压下大多采用两级蜗轮副传动或圆柱齿轮蜗轮副传动的形式。前一种传动形式主要特点是速比大，结构紧凑，但传动效率低，造价高，后一种传动形式使用了圆柱齿轮，因此 传动效率得到了提高。可是随着大型球面蜗杆设计及制造工艺技术不断的发展与完善，前一种普通的蜗轮蜗杆机构以逐步被球面蜗轮蜗杆机构所代替。这样一来不但传动效率大大提高，而且传动平稳，寿命长，承载能力高。因此这里压下装置采用双蜗轮蜗杆传动方式，第一级蜗轮副的传动比 86/481 i ，第二级蜗轮副的传动比 401/402 i ，总传动比 32040821 iii 。 3.2 压下零件的设计计算 3.2.1 压下螺丝的设计计算 （一）压下螺丝螺纹外径确定 1. 预选螺纹外径dd及其它参数 从强度观点分析，压下螺丝外径与轧辊的辊颈承载能力都与各自的直径平方成正比关系，而且二者均受同样大小的轧制力 1P （ 2/1 PP ）。因此，经验证明二者存在着以鞍山科技大学本科生毕业设计 第 16 页 下的关系： 2)62.055.0( dd d (3.1) 式中： dd 压下螺丝的外径， mm； 2d 支承辊辊颈直径， mm。 按 mm5 1 39 1 558.06.02 dd d 取 mm515dd dd确定之后可根据自锁条件再确定压下螺丝的螺距 t ，则 ddt tan (3.2) 式中： t 螺纹螺距， mm； 螺纹升角，。 对四辊热连轧带材轧机ddt 050.0025.0 ， 选 mm75.255 1 505.005.0 ddt 取 mm25t 2. 压下螺丝的强度校验 由螺纹外径dd确定出其内径1dd后，便可按照强度条件对压下螺丝进行强度校验。 214dj dP (3.3) 式中： j 压下螺丝中实际计算应力， MPa； 1P 压下螺丝所承受的轧制力， N； 1dd 压下螺丝螺纹内径， mm； 压下螺丝材料许用应力， MPa。 kN8 0 6 82/1 6 1 3 62/1 PP (3.4) 式中： P 总轧制力， kN。 mm75.43751585.085.01 dd dd 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 17 页 nb (3.5) 式中： b 压下螺丝材料的强度极限， MPa ，选用 45锻钢， MPa600b； n 压下螺丝的安全系数， 6n 。 所以 实际计算应力 M P a1006.5375.437 10806844 2 3211 M P ad Pdj 所以强度校核通过。 取压下螺丝长度 mm1400dL，则压下螺丝的长、径之比 57.25151400 dddL，所以不用进行纵向弯曲强度（稳定性）校验。 压下螺丝的螺纹形式采用单头锯齿螺纹。 （二）压下螺丝的尾部开关设计 1. 压下螺丝的尾部开关选择 因为此轧机为精轧机组中的一座，故其上辊调节距离不大，采用带有花键形式的尾部。 2. 压下螺丝端部形状选择 常见的压下螺丝端部有两种：一种是凹形球面，另一种是凸形球面。因为凹形球 面不但自位性好，所以选择凹形球面。 3.2.2 压下螺母的结构尺寸设计 （一）压下螺母高度 H 与外径 D 的确定 1. 压下螺母高度 H 的确定 为了减小摩擦，提高效率，压下螺母的材质选用青铜，对于这种材料其薄弱环节是挤压强度比较低，因此，压下螺母高度 H 应按螺纹的挤压强度来确定。其挤压强度条件如下： M P a1006600 n b鞍山科技大学本科生毕业设计 第 18 页 pddZ Pp dd 212 1 24 (3.6) 式中： p 螺纹受力面上的单位挤压应力， MPa； 1P 轴颈上的最大压力， N； Z 压下螺母中的螺纹圈数； dd 压下螺丝的外径， mm； 1dd 压下螺丝螺纹内径， mm； 压下螺母与螺丝的内径之差 ， mm， mm25.7775.4 3 75 1 51 dd dd p 压下螺母螺纹的许用单位压力， MPa2015 p 。 预选压下螺母高度 H 2)22.1( ddH (3.7) 式中： 2dd 压下螺丝中径， mm5.4 6 35 1 59.09.02 dd dd。 按 mm6.7415.4636.16.12 ddH 取 mm740H 压下螺母中的螺纹圈数 6.292574 0 tHZ (3.8) 式中： t 螺纹螺距。 所以，螺母的挤压强度 2 0 M P a15M P a9.125.77275.4375156.291080684242232121pddZPpdd 所以校核通过。 2. 压下螺母外径dD的确定 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 19 页 1 - 套； 2 - 水套 图 3 - 1 压下螺母的形式 作用在压下螺丝上的轧制力通过压下螺母与机架上横梁中的螺母孔的接触面传给机架，因此，压下螺母的外径应按其接触面的挤压强度的外径。 pDD Pp dd 2 12 14 (3.9) 式中： p 螺纹受力面上的单位挤压应力， MPa； 1P 轴颈上的最大压力， N； dD 压下螺母的外径， mm； 1dD 压下螺丝通过的机架上栋梁孔的直径， mm，dd DD 85.01 ； p 螺母端面与机架接触面间的许用单位压力， M Pa8060 p 。 由经验公式预选压下螺母外径 D ddD )8.15.1( (3.10) 式中：dd 压下螺丝的外径， mm。 选 mm5.8 7 55 1 57.17.1 dd dD 取 mm875dD 压下螺丝通过的机架上栋梁孔的直径 mm75.74387585.085.01 dd DD 所以，螺纹受力面上的单位挤压应力 M P a8060M P a4.4875.74387510806844223221pDDPpcd 所以，校核通过。 （二）压下螺母的形 式及材质的选用 压下螺母承受巨大的轧制力，因此要选用高强度的铸造无锡青铜。压下螺母的形式很多，为了节约有鞍山科技大学本科生毕业设计 第 20 页 1 - 压 下 螺 丝 2 - 压 下 螺 母 3 - 螺 丝 枢 轴 4 - 止推垫块 图 3 - 2 压下螺丝受力平衡图 色金属，采用二级镶套螺母形式，其中套的材料选用高强度铸铁，因为它与铸铜的弹性模数相接近，以保证两者变形均匀一致。为了改善螺母的散热条件，设计成带冷却水套的结构，如图 3-1所示。 3.2.3 压下螺丝的功率计算 （一）压下摩擦静力矩的计算 在压下机构稳定运转的情况下，转动压下螺丝只要克服最大摩擦静力矩，压下螺丝便可正常运转。压下螺丝受力如图 3-2所示。 计算压下螺丝转动时的最大静力矩jM如下： 21 MMM j (3.11) 式中： 1M 压下螺丝的枢轴端部与止推垫块之间的摩擦力矩， Nm； 2M 螺纹摩擦阻力距， Nm。 1. 计算 1M 3111 pdPM (3.12) 式中： 1 摩擦系数，对滚动止推轴承可取 005.01 ； 1P 作用在一个压下螺丝上的力， N； pd 滚动轴承平均直径 ， m4635.0pd。 所以 Nm6 2 3 334 6 3 5.0108 0 6 80 0 5.03 3111 pdPM 2. 计算 2M Nm208175)53405t a n (245.0108068)t a n (2 3212 ddPM (3.13) 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 21 页 式中： 1P 作用在一个压下螺丝上的力， 2dd 压下螺丝中径； 螺纹上的摩擦角，即 2tan ， 2 为螺纹接触面的摩擦系数，一般取1.02 ，故 405 ； 螺纹升角，压下时用正号，提升时用负号，ddt ， t 为螺距 ，即5351518025 2 ； 所以 Nm214685)53405t a n (24635.0108068)t a n (2 3212 ddPM 所以，压下螺丝的最大静力距 Nm2 0 9 1 822 1 4 6 8 56 2 3 321 MMM j 因为压下速度不高，压下次数又不频繁，只考虑静力矩就可以了。 所以每个压下螺丝的传动电动机功率 N 为 kW606.03209 5 5 0 5002 2 0 9 1 89 5 5 0 inMN j (3.14) 式中： jM 压下螺丝的最大静力距； n 电动机额定转数，初取 r/min500n ； i 传动系统总数比； 传动系统总的机械效率。 为了适应其他规格的产品的轧制，选择型号为 814S 的直流电动机两台，功率为110/220kW，转数为 500/1000r/min。 由于 宝钢 2050热连轧机的电动压下装置，不作为 AGC用，其 F1一 F7均采用液压 AGC，电动压下装置仅作 为换辊、抬辊之用，故采用一台交流滑环电动机，其功率为 90kw，型号为 1LW4283。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 22 页 第四章 主要零件校核 4.1 下工件辊的校核 4.1.1 下工作辊强度计算： 力矩图如图 4-1 所示。 图 4 - 1 下工作辊力矩图 弯辊力 kN600WF 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 23 页 1 7 9 2 9 k N/ m9.0161361 bPq (4.1) 式中： 1q 轧件对下工作辊的均布载荷； P 轧制力； b 轧件宽度。 k N / m8 4 5 70 5 0.2 6 0 021 6 1 3 6222 L FRq W (4.2) 式中： 2q 下支承辊对下工作辊的均布载荷； R 支承辊对工作辊的反力； 2L 支承辊辊身长度。 k N/ m6.709.02 1272 013 b TTq (4.3) 式中： 3q 带材前后张力差对下工作辊的均布载荷。 Nm / m273769.02 388.01272 )( 1013 b RTTm (4.4) 式中： 3m 带材前后张力差移到下工作辊水平轴面上附加的均布力矩。 按扭转条件计算 截面的强度 MP a1159.1751.02.0 4 7 6 0 1 3 13 M P aW TTca 因此 截面安全。 按弯扭合成条件计算截面 M P a1333.387760.1.0 )5.2 3 8 0 0 66.0(7 8 4 0 2 21) 13 2222 M P aW TMca（因此截面安全。 4.1.2 工作辊的疲劳强度校核 截面直径最小，且有应力集中； 截面为辊径与辊身连接处，由于直径发生实然变化，产生明显的应力集中；由于辊身处直径最大且无应力集中，故不必对辊身处进行鞍山科技大学本科生毕业设计 第 24 页 校核，而只需对、截面进行校核。 截 面右侧 MP a94.1751.02.0 4 7 6 0 1 32.04 7 6 0 1 3 33 dWTT 因为截面受扭矩作用，所以 M Pa97.8 ma 由于轴径变化形成的理论应力集中系数由 2 附表 3-1 查取。因 0.0165108 dr，1.05510538 dD ，经插值后可查得 5.2 由 2 附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为 85.0q 有效应力集中系数为 28.2)15.2(85.01)1(1 qk 由 2 附图 3-3得尺寸系数 75.0 按粗车加工，由 2 附图 3-4 得表面质量系数为 88.0 轴的此处未经表面强化处理，即 1q，则得综合系数值为 18.3188.0 175.0 28.211 kK 取 05.0 计算安全系数 5.197.397.805.097.818.31 1 51 SKS maca 可知其安全。 截面左侧 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 25 页 弯曲应力 M P a7.11542.01.0 1 8 6 2 6 01.01 8 6 2 6 0 33 dWMb 所以 MPaa 7.11， 0m 扭转应力 M P a9.14542.02.04 7 6 0 1 32.04 7 6 0 1 333 dWTTT 所以 M Pa45.7ma 由于轴径变化形成的理论应力集中系数按 2 附 表 3-1查取。因 0.08354245 dr，1.33542720 dD ，经插值后可查得 8.1 ， 53.1 由 2 附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为 83.0q ， 85.0q 有效应力集中系数为 66.1)18.1(83.01)1(1 qk 45.1)153.1(85.01)1(1 qk 由 2 附图 3-2得尺寸系数 55.0 由 2 附图 3-3得尺寸系数 75.0 按精车加工，由 2 附图 3-4得表面质量系数为 91.0 轴的此处未经表面强化处理，即 1q，则得综合系数值为 12.3191.0 155.0 66.111 kK 03.2191.0 175.0 45.111 kK 取 1.0， 05.0 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 26 页 计算系数值caS 64.3005.07.1112.3 1331 maKS 64.745.705.045.703.2 1151 maKS 5.129.364.764.3 64.764.3 2222 SSS SSS ca 故安全。 4.1.3 工作辊与支承辊之间的接触应力校核 由 1 式 3-11最大压应力 Hbq 2m a x 637.0 (4.5) 式中： 2q 下支承辊对下工作辊的均布载荷； Hb 工作辊与支承辊接触区宽度的一半。 m005.0814.0388.010200 814.0388.0845700052.152.1 921 212 RRE RRqb H (4.6) 式中： E 轧辊的弹性模数； 1R 工作辊半径； 2R 支承辊半径。 所以 MP a2 2 0 01 0 7 70 0 5.08 4 5 7 0 0 06 3 7.06 3 7.0 2m a x M P abqH 轧辊体内最大切应力 M P a6 7 04.3 2 71 0 7 73 0 4.03 0 4.0 m a xm a x45 M P a 故安全。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 27 页 图 4 - 2 工件辊挠度计算简图 4.1.4 轧辊的变形计算 简支梁法计算轧辊的挠度 ,其计算简图如图 4-2所示。 由卡氏定理得 dxRMMEIRUf xx 111 (4.7) dxRQQGAFRUf xx 22 (4.8) 式中 21 ff和 由弯矩和切力所引起的挠度值； 1U 系统 中仅由弯曲力矩作用的变形能； 2U 系统中由切力作用的变形能； R 在计算轧辊挠度处所作用的外力； xx QM 和 在计算截面上的弯矩和切力； GE和 弹性模数和剪切模数； K 截面系数，对圆截面 9/10K 。 在WF作用下 121 2EIdxMU x GAdxQKU x2 22 代入 M值及边界条件，对上面两式积分得 m96.464776.01020048106009.064776.010200329.015.31060045.048)(324933493213121EIFbbaEIFbf WwFW (4.9) 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 28 页 m93.74776.0108029.0106009102 29312 GAbKFf WF W (4.10) 式中 a 工作辊轴承中心线之间的距离； 1I 工作辊辊身断面惯性距； 1A 工作辊身断面面积。 在 1q 的作用下 m81.25647 7 6.0102 0 01 2 89.0101 7 9 2 91 2 8 49434111 EIbqfq m18.434776.0108089.010179299108 29434121 GAbKqfq 在 2q 的作用下 m43.9389.03)9.005.2(9.049.005.29.064776.0102001610845783)(41643224934232221212bblbblbEIqf q m41.8989.049.005.24776.010809.010845791084 2932222 bblGAbKqfq 所以轧辊辊身中点与轧件边缘处的挠度差 m96.10941.8943.9318.4381.2593.796.4212121 2211 qqqqFF fffffff WW （向上） 同理可求出辊身中点总挠度 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 29 页 图 4 - 3 机架弯曲力矩图 m31.222 f （向上） 两个挠度值较大，应适当增大弯辊力。 轧辊弹性压扁变形 22122 97.0ln q DDq (4.11) 式中： 2 工作辊与支承辊之间的弹性压扁； 与轧辊材料有关的系数， 为 1/P a10026 3.0 10 ； 2q 下支承辊对下工作辊的均布载荷 ； 所以 m2578457000100263.0628.1776.097.0ln8457000100263.097.0ln101022122qDDq m48917929000100263.0776.0297.0ln17929000100263.0297.0ln10101113qDq (4.12) 式中：3 工作辊与工件辊之间的弹性压扁。 4.2 机架的强度计算 4.2.1 机架的强度计算 机架的材料采用 ZG500，安全系数不小于为 10，其横梁的许用应力采用以下值 对于横梁 MPa70横 对于立柱 MPa50立 1. 计算机架截面上的弯力矩，如图 4-3所示。 由 1 式 5-7得下横梁中点处的力矩 1M 为 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 30 页 图 4 - 4 机架中的应力图 3322113322111122444IlIlIlIlIlIlRlM (4.13) Nm1 0 7 6 6 4 8 3127.176.0273.212905.076.003.8127.1)55.047.1(273.2127.176.0473.212905.076.003.8127.1)55.047.1(473.2473.210161363333333 式中 : R 作用于机架上的垂直力； 1l 机架横梁的中性线长度； 2l 机架立柱的中性线长度； 1I 机架上横梁的惯性矩； 2I 机架下横梁的惯性矩； 3I 机架下横梁的惯性矩。 由 1 式 5-9得 Nm2 4 6 3 3 71 0 7 6 6 4 8 34 73.2101 6 1 3 64 3112 MRlM 2. 求机架的应力，如图 4-4所示。 机架下横梁内侧应力3n为 M P a4.2967.176.01 0 7 6 6 4 8 32313 nn WM 机架下横梁外侧应力3a为 M P a4.2967.176.01 0 7 6 6 4 8 32313 aa WM 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 31 页 机架立柱内侧应力2n为 M P a1369 0 5.076.02 4 6 3 3 70.176.02101 6 1 3 62 232222 nn WMFR 机架立柱外侧应力2n为 M P a7.469 0 5.076.02 4 6 3 3 70.176.02101 6 1 3 62 232222 aa WMFR 以上各数值均小于许应力，所以机架强度校核通过。 4.2.2 机架的变形计算 机架的弹性变形是由横梁的 弯曲变形和立柱的拉伸变形组成的。由于横梁的断面尺寸较横梁的长度来说是圈套的，在计算横梁的弯曲变形时，应考虑横向切力的影响，即 ffff 333 (4.14) 式中： 3f 机架的弹性变形； 3f 由弯曲产生的横梁弯曲变形； 3f 由切产生的横梁弯曲变形； 3f 由拉力产生的立柱拉伸变形。 由 1式 5-20得 mm59.042463372473.21016136647.1)55.047.1(1021073.2424339221!213MRlEIlf (4.15) 式中： E 机架材料的性模数； 1I 横梁的惯性矩； R 横梁上的作用力； 2M 机架立柱中的力矩。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 32 页 由切力产生的两个横梁的弯曲变形为 mm11.07.1)55.047.1(10802 73.210161362.12 9 3113 GFRlKf (4.16) 式中： G 机架材料的剪切性模数； 1F 横梁的断面面积； K 横梁的断面开关系数，对于矩形断面， 2.1K 。 机架立柱的拉伸变形为 mm22.00.176.0102102 03.8101 6 1 362 9 3223 EFRlf (4.17) 式中： 2l 立柱中性轴长度； 2F 立柱的断面面积。 所以，机架的弹性变形为 mm92.022.011.059.0 333 ffff 对于四辊热轧机33 mm0.1 ff ，所以机架刚度符合要求。 4.3 弧形齿万向接轴强度的计算 4.3.1 弧形齿的优点 弧形齿接轴较滑块式万向接轴有许多优点：在运转过程中弧形齿接轴的角速度几乎是恒定的，所以，传动平衡，冲击和振动小，有利于提高轧机析轧制速度和发送产品质量；铰链的密封性和润滑条件好，使用寿命长；换辊时容易对准，装拆简单；铰链制造不青 铜；当接轴倾角较小时，有圈套的承载能力。所以，在精轧机上由于轧制速度较高、轧辊中心线间的距离变化不大，一般采用弧形齿。下面对弧形齿的强度进行校核。 4.3.2 齿根弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲疲劳强度 bm YYFK SaFatFF (4.18) 式中： FK 弯曲疲劳条件下载荷系数； 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 33 页 tF 弧形齿所受圆周力； FaY 齿形系数； SaY 应力校正系数； b 齿宽， mm125b ； m 模数， mm12m 。 KKKKK VA (4.19) 式中： AK 使用系数； VK 动载系数； K 齿间载荷分配系数； K 齿向载荷分布系数。 根据弧形齿的工作状态，属于中等冲击，由 2表 10-2，得 5.1AK ； 弧形齿分度圆处的圆周速度 m / s54.1100060 5.45648100060 1 dnv (4.20) 式中： d 弧形齿分度圆直径， mm648d ； 1n 工作辊转数。 弧形齿的精度为 7级，由 2图 10-8得动载系数 05.1VK ； 弧形齿所受的圆周力 27207N540 . 6 4 84 7 6 0 1 2 . 622 dzMF Kt (4.21) 式中： KM 驱动一个工作辊的力矩； d 弧形齿分度圆直径； z 弧形齿齿数。 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 34 页 由 N/ m m100326125 272075.1 b FK tA，由 2表 10-3查取弯曲疲劳和接触疲劳的齿间载荷分配系数 2.1FK 由 2表 10-4中的公式 bdbK H 32 1023.018.012.1 式中： b 弧形齿齿宽； d 弧形齿分度圆直径。 求得接触疲劳强度齿向载荷分布系数 1.18HK 再由齿宽 b 与齿高 h 之比 2.51221252 mbhb，由 2图 10-13得弯曲疲劳强度齿向载荷分布系数 1.2FK 所以弯曲疲劳和接触疲劳的载荷系数分别为 27.22.12.105.15.1 FFVAF KKKKK 由 2表 10-5，利用插值法查得齿形系数和应力校正系数分别为 3.2FaY 72.1SaY 所以 M P a16312125 72.13.22 7 2 0 727.2 bm YYFK SaFatFF 弧形齿材料用 40Cr调质，硬度为 236HBS，由 2图 10-20得 MPa580FE ； 轮齿应力循环次数 81 100.2103 0 02415.456060 hjLnN 由 2图 10-18得弯曲疲劳寿命系数 9.0FNK； 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 35 页 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，得弯曲疲劳许用应力 M P a1633734.1 5809.0 FFEFNF M P aSK 所满足弯曲疲劳条件。 4.4 轧辊轴承的选择及寿命计算 4.4.1 轧辊轴承的选择 因为四列圆锥滚子轴承即可承受径向力，又可承受轴向力，四辊连轧机的工作辊，广泛彩四列圆锥滚子轴承，这里工作辊需要轴向窜动，所以工作辊每端采用两组轴承，一组是四列圆锥滚柱轴承，它主要承受径向力和一部分轴向力，另一组是推力轴承，主要用于承受轴向力，由于操作侧轴承座具有固定 CVC轧辊轴向移动的机构，使轴承受力更加复杂，因此，采用四列组合轴承。 4.4.2 轧辊轴承的寿命计算 传动侧四列圆锥滚子轴承的寿命计算 以小时数表示的轴承寿命hL为 PCfnL rth 6010 6 (4.22) 式中： n 轴承的转速， r/min， r/min5.45n ； tf 温度系数； rC 径向基本额定静载荷； P 轴承的当量动载荷； 指数，对于滚子轴承， 3/10 。 27/294/39/7c o s wewecr DZiLfC (4.23) 式中： cf 系数，由 12表 28.3-2得 7.70cf； i 滚动体列数； 接触角， 201016 ； Z 每列滚动体个 数， 12Z ； 鞍山科技大学本科生毕业设计 第 36 页 weD 滚子直径， mm， mm25weD； weL 滚子有效长度， mm， mm60weL。 所以， kN9952512201016c o s6047.70c o s27/293/ 47/ 927/294/39/7 wewecr DZiLfC 由于轧制时滚动轴承的温度小于 65，由 2表 13-4得 1tf。 轴承的当量动载荷为 arP YFXFfP (4.24) 式中： Pf 载荷系数，由 2表 13-6得 2Pf ； X 径向动载荷系数，由 2表 13-5 得 4.0X ； Y 轴向动载荷