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轧机机架辊的设计毕业论文第1章 机架辊1.1 机架辊的工作原理 机架辊是由机架辊本体，卡紧装置，传动装置组成。机架辊本体包括轧机前后各三个花辊，经齿轮箱集中传动。轴承箱为整体结构，一根机架辊的传动通过轧机牌坊立柱上的孔插入，另外两根机架辊是机架穿洞。传动装置在轧机的传动侧。机架辊下部装有冷却水喷嘴，用于冷却机架辊。前机架辊下部还装有高压水出磷喷嘴对钢板进行二次除磷。 传动装置为集中传动，由一台110KW交流变频调速电机和一台齿轮箱及传动轴组成。集中传动可以减少电机的个数，降低投资成本。机架辊的卡紧固定通过机架辊的轴承和轴承座将其固定在轧机机架上。机架辊的换辊是通过卸开连接轴，由专门的吊具通过平衡装置及辊道进行更换。1.2 机架辊的结构功能概述：机架辊是轧制过程中与主机联系最紧密的设备之一。它将板顺利送入轧机辊缝并接受轧出的轧件。其结构主要有辊子、电动机、轴承座、中间接轴、齿轮箱及联轴器几个部件组成。1.3 机架辊的结构1.3.1 实心机架辊在开坯机上采用较大的压力轧制时，轧件出轧辊后向上抬起，最后会下落到辊道上；或者轧制水平线高于机架辊工作面时的情况下，都有产生幢击辊子的动负荷的可能性。考虑到这一点由轧钢机械设计第431页公式13-16，当取辊颈支点变形为0，辊颈长度相对于辊身长度可忽略时，辊身中点由动负荷所引起的应力为： W1辊子辊身断面系数。此式表明，为减小动负荷应力，需要增大G、l和W1值，减小J1值，这样就需要增大辊子质量，因此要将机架辊制成实心辊，同时，在相同截面系数条件下，实心辊与空心辊相比有较小的惯性矩。1.3.2 机架辊辊身形状的选择 机架辊辊身的形状有好多种，采用哪一种，主要取决于辊道的用途，即决定于所运送轧件的形状。由于所生产的产品品种有：普碳钢、低合金钢、锅炉板、容器板、船板、桥梁板、高强板、管线钢板和不锈钢板，为了减少辊身与板形的接触面积，所以经过认真考虑选用花形辊子。1.4 机架辊的材质选择 为了减小机架辊的飞轮力矩，又因辊子的GD2与辊子直径呈平方关系故在满足钢板冲击负荷所需要强度的前提下，机架辊直径越小越好，其线速度与工作辊线速度匹配可通过提高转速解决。因此为了使机架辊的辊径减小，所以要使用高强度的材料42CrMo，这样辊径就能降下来。1.5 机架辊轴承的选择 考虑到产品种类多数为板材，机架辊受载后不会发生较大的挠曲，所以不必选用调心轴承。经过仔细考虑我决定选用双列圆锥滚子轴承，因为它可以同时承受径向载荷和轴向载荷，并且外圈可以分离安装时可以调整轴承的游隙。由于机架辊辊身直径为550mm，则其辊颈直径为取其值为280mm.经过查阅机械设计手册可选轴承代号为3529562，两列圆锥滚子轴承。1.6 机架辊辊距的选取 辊距决定于轧件的长度和厚度。运输短轧件时，辊距不能大于最短轧件长度的一半，以便轧件至少同时有两个辊子支承，避免轧件撞击辊子或顶住打滑。同样，运输钢锭时，辊距不能大于钢锭重心到大端面的距离。运输长轧件时，最大辊距决定于轧件因自重产生弯曲的允许程度。考虑到这些，又为了避免轧件顶辊现象，机架辊的辊距应尽量减小，因此我选辊距为600mm就可以满足要求。1.7 机架辊的相关参数：机架辊的规格 5503600mm机架辊的辊距 600mm辊面线速度 2.13m/s结构形式 前后各三根，集中传动电机 Y315M2-61.8 机架辊高度的确定为了减少轧件对辊道辊子的冲击负荷，轧辊、机加辊和工作辊道辊子之间应有合适的相对高度。下轧辊表面与工作辊道辊子表面的相对高度决定于轧机的压下量，一般取为最大压下量的1/2 加1020 mm，即：式中：H 为下轧辊表面与工作辊道辊子表面的相对高度；h为轧机的最大压下量。机架辊辊子高度应稍高于工作辊道辊子的高度，这可减少轧件对工作辊道的冲击。本台轧机下轧辊表面与工作辊道辊子表面的相对高度，取H=80 mm，故取机架辊表面低于下轧辊表面50 mm。1.9 机架辊轴承的密封为了防止水和氧化铁皮等杂物进入轴承座内，除了在轴承座上设有洒水沟外，在轴承座内还分别装有一对骨架唇形密封。1.10机架辊强度的校核验算 图1 辊子危险截面如图1所示，辊子危险截面为C、D 两截面，即辊身中心截面及辊颈中心截面，故只对辊子这两个危险截面进行强度验算。（1）辊身中心截面（C 截面）强度验算弯矩： 抗弯截面模量W：故按第三强度理论危险点的相当应力为（所以辊身中心截面（B 截面）是安全的（辊身材料为42CrMO 钢）。（2）辊颈截面（D 截面）强度验算抗扭截面模量：故辊颈截面（D 截面）最大切应力为所以辊颈截面（D 截面）是安全的。1.11 机架辊滚动轴承的寿命计算根据轧辊尺寸选择合适的轴承型号，由轧钢机械设计第34页公式2-29:可知,要求寿命需要确定n,，P,C的值。n为轴承转数，又轴承转数等于机架辊的转数，所以n=104r/min;根据轴承样本可以查得基本额定动负荷值C=40KN,由于机架辊轴承在高于125下工作，应该采用经过较高温度回火处理的高温轴承，根据轴承的工作温度，可以查得温度系数ft=0.95；为寿命指数，对于圆锥滚子轴承=；P为当量动负荷，它可由公式：求得，其中为负荷系数，可取=1.51.8;为温度系数，=1;X为径向系数，根据的比值由轴承样本查的X=0.56;Y为轴向系数，由轴承样本查得Y=1.933;Fr为轴承径向负荷，经过受力分析可以求出为225KN；为轴承轴向负荷，由经验公式=0.1Fr。;根据轴承样本可以查得基本额定动负荷值C=30500N，C0=20000N.将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面,两个平行力系。其中：中的Ft为通过另加转矩而平移到指向轴线；FA亦为通过另加转矩而平移到作用于轴线上。有受力分析可知：求两轴承的计算轴向力.对于70000C型轴承，按机械设计书中的表127，轴承的派生轴向力，其中，e为机械设计书中的表125中的判断系数，其值由的大小确定，先初取e=0.4,因此可估算因为所以轴承一压紧，轴承二放松。按机械设计书中的公式128，得求轴承的当量动载荷因为 由机械设计书中的表125分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对于轴承一：对于轴承二：因轴承运转中有中等冲击载荷，由机械设计书中的表126，可得取,则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小算得1.12机架辊的性能描述(1)用于轧件的导入、导出。(2)分两组布置在轧机人口和出口，每组3根辊子。(3)机架辊由交流电机通过连接轴穿过机架立柱，直接单独传动。(4)实心锻钢辊子，花辊。(5)辊身喷水冷却，轴承座内冷。(6)轴承箱采用防水密封结构。(7)机架辊与连接轴通过花键连接，便于更换。(8)轴承自动干油润滑。(9)机架辊的更换通过专门的吊具用车间吊车进行更换。(10)机架辊的工作速度与轧机同步。1.13 机架辊轴承座夹紧设计结构设计结构一(见图2)1一机架辊；2一壁槊；3一夹具；4一螺检1；5一中同板；6一双头螺栓；7一机架；8一键；9一弹性销；10一村垫；11一螺栓2；12一机架辊轴承座图2 机架辊轴承座夹紧设计结构一夹紧机架辊轴承座时，首先将机架辊整体(机架辊和机架辊轴承座)吊装在机架内，调整好标高，然后将壁架安装固定在机架上，最后将夹具安装在壁架和机架辊轴承座之间，将机架辊轴承座压紧固定。夹具通过螺栓联结在机架上，夹具底面是斜面，斜度为380，装有衬板，衬板是磨损件，当磨损之后厚度减少时，夹具通过螺栓的紧固，同样可以将机架辊压紧；但磨损到一定程度之后，夹具与机架面之间的间隙就会减少。图2中的夹具与机架中间板之间的间隙保证为lOmm，当小于lOmm时，必须更换衬板。中间板是防止夹具与机架直接接触的。双头螺栓靠夹具端装有防水装置，因为该处环境恶劣，且该螺栓需要经常拆卸，所以必须防止生锈。机架辊轴承座夹紧拆卸时，首先将螺杆松开，然后用顶丝将夹具顶出，在顶出夹具时需要吊车将夹具吊起，防止突然松开掉落到地沟。待夹具拆卸后就可以吊出机架辊。换衬板即可。其缺该夹紧装置的优点是维护成本低，磨损件只有衬板，只要更点是拆卸螺丝不方便，螺杆一端在机架内，一端在机架外；设计复杂，安装拆卸时间长。设计结构二(见图3)l一机架；2一括门；3一螺栓；4一楔子；5一机槊辊轴承座；6一机架辊；7一垫；8一键1；9一健2图3 机架辊轴承座夹紧设计结构二有利夹紧机架辊轴承座时，先将机架辊整体(轴承座和机架辊)吊装机架内，调整好标高，然后将活门合上，这时活门与机架辊轴承座之间存在一个斜度空间，且活门底面与机架辊轴承座上表面的中间对应有键槽，该键槽分别装两个导向键，然后顺着导向键在斜度空间内将斜度为1：20的楔子打进活门与机架辊之间，楔子越进。机架辊轴承座压得越紧。活门与机架的联结形式如同活页，但在垂直方向上有一定的活动量，于楔子将机架辊轴承座压紧，当楔子压紧到位之后，将楔子与活门用螺栓联结起来，防止楔子退出，从而防止了机架辊轴承座的跳动。机架辊轴承座夹紧拆卸顺序是：首先将联结螺栓松开，然后在斜楔的小端用专用工具将楔子打出，活f1自然就会松动并下落一定距离，再打开活门，最后再吊出机架辊。该夹紧装置的优点是结构简单，斜楔安装拆卸方便，机架辊安装拆卸时间短，维护简单。其缺点是活门较重，活门连接座受力大，每次打开活门需要吊车将活门提起。1.14 机架辊的更换步骤(1)给机架辊停水、电、油、气。(2)打开机架辊的内外齿。(3)将轧机工作辊拖出。(4)将导卫提升到最高位置。(5)将机架辊轴承座上的夹紧装置打开(分别见61和62)。(6)用葫芦吊将机架辊整体吊起一定高度。(7)在轧机外辊道中间放置一块厚长钢板。开动辊道，将厚钢板送至轧机内和吊起的机架辊下。(8)将吊起的机架辊放在钢板上。(9)开动轧机外辊道，将机架辊送出轧机外，再用吊车将机架辊吊离钢板。(10)安装机架辊，按上面方法反方向装上新机架辊。1.15机架辊的维护检修机架辊的破坏形式主要有轴承损坏卡死及内外齿磨损及其它故障。其中最主要的是轴承损坏，因此应该从防止轴承损坏的角度来减少故障的发生。引起轴承损坏的因素主要是辊子冲击大、轴承进水、轴承润滑不良。采取的防范措施：(1)机架辊的安装。辊面相对名义标高过高或过低都会造成进钢时钢的头部对辊子的巨大冲击，可直接造成轴承的损坏。一般辊子辊面高度与标高相差不超过05mm，如果相差超过02ram就要修正机架辊轴承座下面的垫板厚度。机架辊相互不平行度不大于02mmm，机架辊中心线与轧制中心线的不垂直度不大于03mm。(2)机架辊轴承座的防水。机架辊轴承座处的环境恶劣，有工作辊、支撑辊的冷却水，有除鳞高压水，还有机架辊本身的冷却水，如果密封不好，水和其它杂物极易进入轴承座内，造成轴承的损坏。因此要经常检查机架辊轴承座的防水情况。(3)机架辊的润滑。机架辊的润滑包括轴承的润滑和内外齿的润滑。机架辊轴承座的润滑油孔设计复杂，油孔又多又深，如果有杂物进去很容易堵塞，造成轴承或内外齿的润滑不良，这部分的润滑属于集中干油润滑，每次润滑后要确认轴承端盖缝隙是否有油渗出，如果没有渗出就要检查疏通油路。根据在宽厚板现场维护的经验，如果以上三点能得到防范，就能大大减少机架辊的故障。1.16 机架辊结构分析机架辊辊子结构示意图如图所示： 图4 机架辊辊子结构示意图在轧制生产过程中， 钢坯出轧机轧辊后变形。 高速钢坯直接作用于机架辊的辊子上 ，每套机架辊由三根平行排列的辊子组成 。按传动关系分别称为主动辊， 中间辊 ，被动辊辊子与辊子之间由齿轮连接 ，三根辊子转向一致 。辊子产生弯曲变形 使辊子轴承部位产生弯矩。 同时 ，机架辊在转动时， 由电机带动主动辊。 同时通过齿轮带动中间辊和被动辊一起转动 ，辊子齿轮部位产生扭矩。 因此， 在弯矩和扭矩的共同作用下， 形成辊颈折断。 由于齿轮的模数和齿宽不大， 所以牙齿折断. 第2章 电机选型2.1 辊道启动力矩Mqmax的确定 由于本台轧机采用启动工作制机架辊，所以我参阅轧钢机械设计第433页公式1332可知辊道最大启动力矩为： Mqmax=(Q+G)uD/2+Qu1D/2+GD(u1-2f/D)/2式中Q为轧件对辊子的作用力，由于所运行轧件较长且长度方向刚度较大，所以以轧件全长所占据的辊子数的1/2平均承受轧件的重量来计算，所以Q=21.29.86KN=34.7KN；G为辊子质量，G=mg=6.79.8KN=65.3KN;u为辊子轴承中的摩擦系数，对于滚子轴承u=0.005;D为机架辊的辊身直径；u1为辊子对扎件的滑动摩擦系数，对于热金属取u1为0.3；f为轧件与辊子间的滚动摩擦系数，对于热轧厚轧件取f=1.5mm；.经计算得到辊道启动力矩;Mqmax=8.3KNm。2.2 电机功率确定由设计参数可知机架辊的最大线速度为3m/s,那么机架辊最大转数n:=60v/D=104r/min, 因为M=9550PW/n，所以Pw=90.4kW,传动系统的总效率为0.87,电机的输出功率P=Pw/=104kW，取电机的额定功率P0P,得P0=110kW,电机型号为Y315M2-6。 第3章 齿轮箱轴的设计3.1.确定输出轴的运动和动力参数若弹性柱销联轴器效率=0.995，直齿圆柱齿轮啮合效率为=0.97，一对滚子轴承=0.98，则输出轴的输出功率为输出轴的转速输出轴的转矩3.2 选择轴的材料 选择轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计书查得对称循环弯曲应力许用应力-1=60MPa。3.3.初步确定轴的最小直径根据公式，由表查得取A0=113,得因输出轴最小直径处安装联轴器需要开键槽，应将轴径增大5%7%，即54.0355.06mm,考虑到选用联轴器，取轴径为55mm.3.2.轴的结构设计3.2.1拟定轴上零件的装配方案 根据齿轮箱装配简图中给出的主要零件的相互位置关系及轴上齿轮，轴承，轴承端盖，半联轴器的装配方向，顺序和相互关系，确定轴上零件的装配方案，如下图所示： 图14 轴的结构装配草图3.2.2轴各段直径和长度的确定 1）轴端联轴器的选用和定位。查机械设计书中的表13-1，可知要取联轴器的工作情况系数K=1.3,按公式13-1联轴器的计算转矩为 按照的条件，查国家标准G/T 5014-2003,选用HL4型弹性柱销联轴器，其T=1250000Nmm;半联轴器的孔径d1=mm,半联轴器轮毂孔长L1=mm,半联轴器长度L=112mm.输出最小直径处是安装联轴器处的轴的直径d1-2，故确定轴的最小直径dmin=d1-2=mm,为保证联轴器定位可靠，取l1-2=mm,半联轴器左端用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径D=mm,右端用轴肩定位，故取2-3段的轴直径d2-3=mm.2)初选轴承的类型及型号为能顺利的在轴段3-4，7-8上安装轴承，其轴段应满足轴承内径标准，故取d3-4=d7-8=mm,因轴既受径载荷又受轴向载荷的作用，查轴承样本选用30313单列圆锥滚子轴承，其尺寸为dDT65mm140mm36mm,故取l7-8=36mm.左端轴承采用套筒定位；右端轴承采用轴肩定位，由轴承样本查得30313型轴承的定位轴肩高度h=6mm,故取d6-7=77mm。 轴承端盖的总宽度为20mm,由齿轮箱及轴承端盖的设计而定，参见图，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,为满足轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求，l2-3=50mm。3) 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取安装齿轮处轴段直径d4-5=70mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于齿轮轮毂的宽度（B=80mm）,故取l4-5=76mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d,取h=6mm,则取轴环直径d5-6=12mm.4) 确定轴段3-4,6-7长度分别为l3-4=滚动轴承宽度T+滚动轴承距箱体内壁距离s+齿轮距箱体内壁距离a+B-l4-5=mm;l6-7=齿轮轮毂宽度L+滚动轴承距箱体内壁距离s+齿轮距箱体内壁距离a=mm3.2.3轴向零件的轴向定位 齿轮半联轴器与轴的轴向定位均采用A型普通平键.齿轮与轴的连接,按轴径查机械设计手册得平键的截面尺寸bh=40mm31mm(GB/T 1095-1979),长度取73mm,为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,选其配合为H7/r6.滚动轴承与轴的周向配合采用较紧的过盈配合来保证,选轴直径尺寸公差为m6.3.2.4轴的结构工艺性取轴端倒角为245度，各轴肩的圆角半径如图所示。键槽位于同一轴线3.2.5绘制轴的结构装配草图如图143.4轴的受力分析3.4.1计算轴的受力3.4.2作轴的计算简图 图15 轴的计算简图 在确定轴承的支点位置时，根据30313圆锥滚子轴承查手册得a=29mm,齿宽中点居左支点距离L2=(80/2-4+64-29)mm=71mm,齿宽中点居右支点距离为L3=(80/2+12+82+36-29)mm=141mm。3.4.3计算轴的支反力 水平面支反力垂直面支反力3.4.4计算轴的弯矩，作出弯矩图。截面C处的水平弯矩截面C处的垂直弯矩分别作水平弯矩图和垂直弯矩图 图16 轴的水平弯矩图 图17 轴的垂直弯矩图截面C处的合成弯矩作合成弯矩图 图18 轴的合成弯矩图3.4.5作转矩图 图19 轴的扭矩图3.5按弯扭组合强度较核轴的强度 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面的强度。必要时也对其它危险界面（弯矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。根据公式式中 -轴的弯扭组合计算应力，单位MPa;W-抗弯截面系数，单位为；-对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值可查书机械设计第四章表14-2。取=0.6（单向转动，考虑起动、停车的影响，转矩按脉动变化），则有故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。3.6绘制轴的工作图，如CAD图轴。第4章 齿轮箱齿轮传动的设计4.1选择齿轮的类型、材料及齿数 由于齿轮箱只起将传动分配的作用，而不起减速作用，所以各齿轮齿数和齿轮大小均相等。 根据机械设计书中的表81选择齿轮材料均为40Cr,调质后表面淬火，硬度范围为4855HRC,平均值为52HRC。 选齿数均为22。4.2按齿根弯曲疲劳强度设计 闭式传动的齿轮，主要失效形式是轮齿折断和齿面点蚀。因此首先按齿根弯曲疲劳设计。 确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数Kt=2.0。（2）计算小齿轮传递的转矩（3）由机械设计书中的表86选取齿宽系数（非对称布置）。（4）由机械设计书中的图8-17、图8-18查得齿形系数应力修正系数为：。（5）由机械设计书中的图8-22d按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限。（6）由机械设计书中的图8-20查得弯曲疲劳寿命系数。（7）计算弯曲疲劳许用应力。取安全系数,可得。（8） 计算齿轮的, ；（9）计算模数mt。取为标准值m=3mm.4.3 修正计算结果（1） 确定齿轮分度圆直径.（2） 计算圆周速度。（3） 由机械设计书中的表8-8选8级精度。（4） 确定齿宽。（5） 确定载荷系数K.。由机械设计书中的表8-2查得使用系数KA=1;由机械设计书中的图8-6查得动载系数Kv=1.2。 由机械设计书中的表8-3查得齿间载荷分配系数.由机械设计书中的表8-4查得齿向载荷分配系数（近似按6级精度来查，并适当放大）；，由机械设计书中的图8-12查得.,与试选Kt=2.0接近相等且稍小，可以不修正计算结果。4.4 计算几何尺寸（1） 模数取为标准值m=3mm。（2） 齿数均取为22.（3） 分度圆直径d=mz=32266mm.（4） 齿宽。4.5校核齿面接触疲劳强度（1） .（2） 由机械设计书中的表8-5查得材料的弹性影响系数（均采用锻钢制造）。（3） 由机械设计书中的图8-15查得节点区域系数ZH=2.5。（4） 由机械设计书中的图8-19查得接触疲劳寿命系数.（5） 由机械设计书中的图8-21e按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限。（6） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数SH=1,由机械设计书中的公式8-11得。（7） 由机械设计书中的公式8-7，代入H得：所以强度足够。4.6齿轮传动的润滑 齿轮传动时，相啮合的齿面间有相对滑动，因此就要发生摩擦和磨损，增加动力消耗，降低传动效率，则就需要考虑齿轮的润滑。对于闭式齿轮传动，由于，所以将大齿轮轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样齿轮传动时就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度不超过一个齿高，但不小于10mm。第5章 齿轮箱联轴器的选用5.1 联轴器的工作情况 联轴器连接的两轴常属于两个不同的机械或部件，由于制造和安装的误差，运转时零件的受载变形、轴承的磨损。温度的变化、基础下沉和传动零件的不平衡等原因，都可使被连接的两轴相对位置发生变化，出现相对位移和偏斜。如果联轴器对上述各种偏差没有适应能力，将会产生附加动载荷，使机器的工作情况恶化。由于上述原因，联轴器应具有下述功能：1） 能补偿两轴线的偏斜和相对位移；2） 当传动冲击载荷和振动载荷时具有缓冲和吸震的能力；3） 能保护机器不致因过载而损坏。5.2 联轴器的分类 联轴器可分为刚性联轴器、挠性联轴器、安全联轴器三大类。 挠性联轴器可分为无弹性元件挠性联轴器、非金属弹性元件挠性联轴器、金属弹性元件挠性联轴器和组合弹性元件挠性联轴器。后三类挠性联轴器内部包含有弹性元件，因而具有缓冲减振的能力。制造弹性元件的材料由金属和非金属两类。非金属材料有橡胶、塑料等，其特点是质量小、价格低减震能力强，特别适用于工作载荷有较大变化的场合。我选用弹性套柱销联轴器。弹性套联轴器的结构与凸缘联轴器的结构相似，只是用套用弹性套的柱销代替了连接螺栓半联轴器与轴配合的孔可做成圆柱形和圆锥形。半联轴器的材料常用HT200,柱销材料多用45钢，弹性套采用耐油橡胶制成。根据电机轴的直径为80mm,经查阅机械设计课程设计第302页选取型号为YL13弹性套柱销联轴器。第6章 齿轮箱轴承的选用和寿命计算6.1 轴承类型的选择 选用角接触球轴承，因为其结构简单、价格较低。根据齿轮箱轴的直径，查阅机械设计课程设计第286页选取代号为70000C型轴承。6.2 轴承的寿命计算 6.2.1 轴承寿命的计算公式及参数选取根据轴的直径尺寸选择合适的轴承型号，由机械设计第134页公式4-29:可知,要求寿命需要确定n,，P,C的值。n为轴承转数，又轴承转数等于轴的转数，所以n=104r/min;根据轴承样本可以查得基本额定动负荷值C=30500N；由于机架辊轴承在高于125下工作，应该采用经过较高温度回火处理的高温轴承，根据轴承的工作温度，可以查得温度系数ft=0.95；为寿命指数，对于圆锥滚子轴承=；P为当量动负荷，它可由公式：求得，其中为负荷系数，可取=1.51.8;为温度系数，=1;X为径向系数，根据的比值由轴承样本查的X=0.56;Y为轴向系数，由轴承样本查得Y=1.933;Fr为轴承径向负荷，经过受力分析可以求出为225KN；为轴承轴向负荷，由经验公式=0.1Fr。;根据轴承样本可以查得基本额定动负荷值C=30500N，C0=20000N.6.2.2 求两轴承受到的径向载荷将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面(图b)和水平面(图c)两个平行力系。其中：中的Ft为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a中的FA亦为通过另加转矩而平移到作用于轴线上。有受力分析可知：6.2.3 求两轴承的计算轴向力.对于70000C型轴承，按机械设计书中的表127，轴承的派生轴向力，其中，e为机械设计书中的表125中的判断系数，其值由的大小确定，先初取e=0.4,因此可估算因为所以轴承一压紧，轴承二放松。按机械设计书中的公式128，得 6.2.4 求轴承的当量动载荷因为 由机械设计书中的表125分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对于轴承一：对于轴承二：因轴承运转中有中等冲击载荷，由机械设计书中的表126，可得取,则6.2.5 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小算得参考文献1黄庆学主编.轧钢机械设计M.北京：冶金工业出版社，2007.2张小平，秦建平主编.轧制原理M.北京:冶金机械出版社,2006.3濮良贵主编.机械设计M.北京：高等教育出版社，2006.4陆凤仪、钟守炎主编。机械设计M.北京：机械工业出版社，2007。5王旭、王积森主编。机械设计课程设计M.北京：机械工业出版社，2007.6赵懈来主编。宽厚板轧机安装方式的讨论。东北大学，2009。7胡娟主编.二辊轧机机架辊损坏原因分析及改造.山西农业大学学报，2009.8王泽主编。新型热连轧技术.一重技术，2007.9周昌勇主编.热轧机架辊密封分析与改进.东北大学，2003.10马东浩主编.800轧机机架辊工况系统及结构改进.北京科技大学，2007.11刘鸿文主编.材料力学M.上册,第四版.北京：高等教育出版社，2004.12王延溥主编.轧钢工艺学M.北京：冶金工业出版社，1981.13大连理工大学工程画教研室编.机械制图M.第五版.北京:高等教育出版社,2004.14王延溥主编.轧钢工艺学M.北京：冶金工业出版社，1981.附录翻译：阿计算和冷的实验研究对铝合金轧制边缘开裂本文件确认了各种造型的问题是必要的成功模拟在冷轧过程中通过比较试验，对铝合金它。它结合有限元模拟大量使用实验研究Abaqus中/明确的商业有限元程序，以确定和评估模型参数，如材料的性能和摩擦的法律。损伤模型纳入在数值模拟，通过使用损害，例如，变量可塑性居尔松- Tvergaard不断发展的孔隙度和型Cockcroft模型与损害莱瑟姆塑料方面的工作。三维模型的预测进行了比较，从二维预测模型来理解预测的压力，压力的二维模拟的局限性和不断发展的损害的冷轧带钢。 日期：10.1115/1.1645877.1引言冷轧过程中的基本要素之一制造板材，片材和铝箔产品，其合金。边缘裂缝，如图所示。 1，是一种常用观察到的现象在寒冷的铝轧制过程合金。随后的边缘破裂导致材料修剪生产率的显着损失。在一个典型的铝轧制厂，只有约50，使得原始材料到最终产品形式。在其余的材料丢失的不同阶段在生产过程和返回到熔炉。边缘修剪代表了这个生产力损失很大一部分。金属在冷轧现象的失败和韧性合金是复杂的。这取决于如卷宏观因素几何，轧制速度，减少比例或通过的时间表，润滑或摩擦，合金和脾气，以及力学性能以及对诸如表面微观结构和微观因素微地形。的滚动模式之一，是最早提出由冯卡门 1在1925年使用库仑摩擦定律干滑，对辊之间的相互作用会计和工件。不同的建模分析方法轧制过程，包括二维板坯分析已经提出自1940年的。不同的接口摩擦条件已经考虑这些分析，2。例如，Siebel 3建议恒定摩擦力的接口，而奥罗万和帕斯科 4假设坚持对整个界面。滩井 5提出了干滑倒在入口，坚持在结合退出。福特和布兰德 6考虑这些算法，沿与希尔衍生 7开发一个实验数据确定近似辊力和力矩的方法平均库仑摩擦系数，得出的考虑对前滑。这种方法具有较好的协议与实验结果仍是用于工业作为一个相对简单的方法来计算辊力和力矩 8。虽然这些二维分析模型发现大量利用工业申请 9,10，有限元应用方法已经变得更加普遍，在模拟金属形成过程，因为它在准确预测能力过程变量的细节。甲有限元大批已开发的轧制过程模型基本上二维，如罗的 11调查不同摩擦模型和Jeswiet和格林的调查 12曲率在轧制过程。随着计算机的增加处理能力，三维模型的使用最近赢得了声望由于其准确描绘非平面变量。三维模型也被用于调查从辊表面的磨擦力参数的考虑和表面的压力 13,14。三维模型允许调查对不能在两个方面考虑的影响，如凹辊形状 15，滚动条和李中林同江等人组成的肋骨。 16和板边的熊等。 17。如在锻造成形轧制，加工产品质量或挤压会有不利影响方面的维精度，表面光洁度和材料的完整性，由于微观变性。这是引发粒子碎片或取消凝聚力的粒子基体界面，然后按地区本地化的塑性应变，由于经济增长和聚结对微腔，并最终主导推动裂缝在断裂过程。在滚动实验，小森 18已调查人字的表面缺陷，Gjnnes形成和安德森 19已经调查了沟槽的形成和带状疱疹和Kenmochi等。 20效果调查表面亮度微观机制。对有重大影响韧性断裂的孔洞成核，生长和聚结现象，经治疗后已通过各种模式，例如，通过模麦克林托克 21，赖斯和特雷西 22，居尔松- Tvergaard模型 23-25。这些模型已经用在一些金属形成失败的预测，例如，中央在挤压过程中爆裂 26,27，微孔洞成核，生长和聚结在管胀 28。从边缘开裂，考虑的因素使用具有很大程度的韧性损伤指标拉伸变形已经被证明是有效的，在 29。该预测这些模型的能力是好的方面应力应变数据，延展性和应变的故障，在某些情况下尽管后者超过预测的。本文件确认了各种造型的问题，是必要的成功模拟了冷轧过程和理解对损害中的作用等工艺参数现象。它结合了有限元实验研究模拟使用Abaqus中 30。由于微观模型阿计算和冷的实验研究对铝合金轧制边缘开裂本文件确认了各种造型的问题是必要的成功模拟在冷轧过程中通过比较试验，对铝合金它。它结合有限元模拟大量使用实验研究Abaqus中/明确的商业有限元程序，以确定和评估模型参数，如材料的性能和摩擦的法律。损伤模型纳入在数值模拟，通过使用损害，例如，变量可塑性居尔松- Tvergaard不断发展的孔隙度和型Cockcroft模型与损害莱瑟姆塑料方面的工作。三维模型的预测进行了比较，从二维预测模型来理解预测的压力，压力的二维模拟的局限性和不断