2350四辊可逆轧机设计说明书解析

辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页2350四辊可逆轧机主传动系统设计摘要本文简单的介绍了热轧中厚板轧机的国内外发展现状，详细的对热轧中厚板轧机的主传动系统进行了设计计算和校核。重点对主电动机进行力矩计算和功率选择，并对选出的电动机进行发热校核。对轧机的轧辊、轧辊轴承和万向接轴等主要零部件进行受力分析和强度校核，同时也对润滑方式，环保性及经济分析进行了探讨，完成了四辊可逆轧机的设计，通过对各个部件的计算与校核，保证了设备的安全可靠运转，同时尽可能地节省能源、减少占地面积，环保及经济性分析更是体现了环境友好的求，和获得最大利益。关键词： 中厚板轧机；主传动；轧辊；轴承万向接轴辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页AbstractKeyword:Keyword:Mediumplaterolling;maindrivesystem;rollers;pillow;universaljointshaft目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1绪论 1\o"CurrentDocument"选题背景及目的 1\o"CurrentDocument"中厚板轧机的发展概况 1我国中厚板轧机的发展与现状 1国外中厚板轧机的发展与现状 2\o"CurrentDocument"课题的研究方法和研究内容 3\o"CurrentDocument"2方案设计 5\o"CurrentDocument"主传动方案综合评价与比较 5\o"CurrentDocument"方案的选择 7四辊可逆轧钢机主传动装置的选择 7针对所选方案对各部件进行具体的选择 7\o"CurrentDocument"3轧制力能参数的确定与电动机的选择 8\o"CurrentDocument"轧辊的设计 8\o"CurrentDocument"轧制力能参数 10各道次基本尺寸的确定 10轧制压力的计算 12驱动力矩计算 14\o"CurrentDocument"轧辊的校核 18支承辊校核 18工作辊校核 20工作辊与支承辊间的接触应力 21\o"CurrentDocument"电动机的选择计算和校核 22\o"CurrentDocument"驱动力矩的计算和电机校核 23主电机上的力矩计算 23过载校核 25\o"CurrentDocument"4主要零部件选择及校核 27\o"CurrentDocument"轧辊轴承的选择和计算 27轧辊轴承的选择 27工作辊轴承寿命计算 28支承辊轴承寿命计算 28十字轴式万向联轴器的选择 29零件材质的确定及受力分析 29十字轴的校核 32轴叉校核 33\o"CurrentDocument"5机架参数计算及其校核 39\o"CurrentDocument"机架结构参数选择 39\o"CurrentDocument"机架的强度计算 40受力分析 40弯矩计算 41\o"CurrentDocument"机架强度校核 44机架上横梁强度校核 44机架立柱校核 46\o"CurrentDocument"6润滑方式的选择 47辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页\o"CurrentDocument"润滑方式及作用 47\o"CurrentDocument"油雾润滑 47\o"CurrentDocument"热轧工艺润滑 48\o"CurrentDocument"7经济性和环保性分析 49\o"CurrentDocument"设备环保性评价 49\o"CurrentDocument"设备的经济性分析 49机械设备的可靠性 49设备的经济评价 49\o"CurrentDocument"结论 53\o"CurrentDocument"致谢 54\o"CurrentDocument"参考文献 551绪论选题背景及目的轧钢同铸造一样是钢铁行业的主要组成部分，同样轧机是鞍钢的主要设备之一，鞍钢在1993年的改造性大修中新增了一架2350四辊可逆轧机，该机配置了自动化系统是S5-155V可编程控制器和辊缝仪，位移传感器，压力传感器，温度传感器等硬件，轧机采用先进的AGC控制技术，其装备水平及自动化程度在同类设备中处于领先地位，它从设计制造到热负荷试车历时仅13个月，创造中板轧机制造工期最短记录。以前，常规中板生产线上，一般设置粗轧和精轧两台轧机，但是受中板车间厂房面积限制，生产线上只能摆放一台主轧机，这为轧机的设计提出了难题。为满足用户提出的工艺要求，重机公司精心组织设计中坚力量，在消化吸收了国内外中板轧机的优点后，经过反复论证，并多次与用户交流，大胆进行改进，在结构尺寸受到严格限制的情况下，将粗轧相关功能融合到了精轧设备上，设计出了2350四辊可逆粗轧机，使此轧机同时满足了粗轧与精轧的功能要求。中厚板轧机的发展概况我国中厚板轧机的发展与现状中厚板轧机在我国冶金行业中占有重要的位置，中厚板轧机的发展却走过了曲折而又漫长的里程，我国第一台中厚板轧机于1936年在鞍钢建成，属三辊劳特式，新中国成立以来，在苏联的帮助下先后建成了重钢2440mm中板，武钢2800mm中板等16套三辊劳特式轧机，产品规格厚度为8〜80mm宽度为1.2〜2.2米，长度按定倍尺生产，当时的常量不高，按每台产20万吨计算，我国在50-70年代初年产量中厚板最高只有300万吨左右。进入70年代中期，各项建设对中厚板的要求增加，从而推动了我国冶金行业中厚板的生产迅速发展，1978年在舞阳钢厂建成我国第一套自行设计制造的4200mm厚板轧机。首钢引进了国外3300mm二手宽板轧机，这两套轧机主要由于生产特殊钢板，进入80年代，又先后引进了十几套四辊单机架和四辊双机架的粗精轧机，截止2000年止，我国已有26套中厚板轧机，这26套轧机大多数都经过了不同程度的技术改造。2000年，我国的中厚板产量突破了千万吨的大关。年产量达1077.2万吨;2001年年产达1391.7万吨；2002年年产达1635.1万吨；2003年年产达1903.5万吨；2004年年产达2218.4万吨。我国的第二个千万吨的大关的突破仅仅用了四年的时间，平均一每年300万吨的速度增长。从四年在突破一个千万吨大关的实际速度可以看出；产量的增长主要是靠新上的中厚板轧机，包括2350中厚板轧机，其次是靠原有的轧制线技术革新改造和挖潜增产。2000年以来，我国计划新上了18套中厚板轧机，而且产能和规格朝着高而大的方向发展，在这次建设高潮中，中厚板的发展势必将大大加速我国向科技强国迈进的步伐，为我国建设科技强国准备了可靠的位置基础。在这18套扎集中，投产有10套，还有8套在建，其规格分布是3500mm单双机架有9台，如济钢、北台、首钢、天津钢厂、南岗、韶钢、唐山建龙等。中厚板轧机的发展史已经经历了两个高潮，第一个高潮是在美国掀起；美国从二次世界大战结束后，反省了战争的经验教训，认识到必须建造一支更强大的海军舰队，造船业的发展推动了美国中厚板轧机的发展，突破千万吨大关时在1957年，第二个高潮是由日本掀起的。日本在60~70年代，为了迅速发展经济，掀起了第二次中厚板的建设高潮，有了10年的实践，新建了17套中厚板轧机同时用了13年的时间，在58年突破了第一个千万吨的大关后，用了22年的实践，于1980年突破了第二个千万吨大关。相比之下，我国仅用了四年的实践就突破了第二个千万吨大关，因此业内人士认为，中厚板轧机建设一再中国刚刚掀起，如果18台板材轧机全部投产，不出两年双千万吨大关就会轻易突破。由于市场的需求量增大，第三次中厚板轧机建设高潮在政府宏观调控政策指引下稳步前进，必将为我国赶超日本和韩国，提供优质船板创造有利的保证，同时一定会带动我们国民经济的快速增长。国外中厚板轧机的发展与现状美国在1805年左右，用二辊可逆轧机生产中板，轧辊是靠蒸汽机传动的。1864年美国创建了世界上第一套三辊劳特式中板轧机，它不需要轧辊正反转而利用升降台进行来回轧制，当初盛行一时，推广于世界。到1891年，美国钢铁公司霍姆斯特德厂，为了提高钢板厚度的精度，投产了世界上的第一套四辊可逆式厚板轧机。1918年卢肯斯钢铁公司科茨维尔厂为了满足军舰用板的需要建成了一套5230mm四辊式轧机，这是世界上第一套5m以上的特宽的厚板轧机。南厂在1931年还建成了世界上第一套连续式中厚板轧机，用于大量生产厚度为10mm左右的中板，满足了市场上对这类尺寸钢板的需要。欧州国家中厚板生产也是比较早的。1910年，捷克斯洛伐克投产了一套4500mm二辊式厚板轧机。1940年，德国建成了一套5000mm四辊式厚度轧机，1937年，英国投产了一套3810mm中厚板轧机。1939年，法国建成了一套4700mm四辊式厚板轧机。1940年，意大利投产了一套4600mm二辊式厚板轧机。1913年，西班牙建成了一套二辊式厚板轧机。这些轧机都是用于生产机器和兵器用的钢板，多数是为了二次世界大战备战。1941年日本钢公司室兰厂投产了一套5280四辊式厚板轧机，采用蒸汽机传动，主要是满足海军用钢板的需要。20世纪50年代工业发达国家除完成大量技术改造工作之外，还新建成了一批4064mm以下的低刚度轧机。20世纪60年代发展以4700mm为主打刚度的双机架轧机，实现了控制轧制操作的要求，是中厚板的质量有了大幅度的提高，并且掌握了中厚板生产的计算机控制。20世纪70年代轧机又升了一级，发展以5500mm为主的特款型的单机架轧机，以满足天燃气和石油等长距离输送所需要大直径管材用板。20世纪80年代开始，由于中厚板使用部门的萧条，许多主要生产钢国家的中厚板都有所下降，西欧国家、日本、美国都关闭了一批中厚板轧机，国外除了大的厚板轧机以外，其他大型的轧机已很少再建了。课题的研究方法和研究内容首先通过实习，对2350主传动机构的组成及各个零件的作用和传动方式有了系统的了解和认识。然后，通过查阅资料确定设计方案，经过设计计算及主要零部件的校核来验证设计是否合理，最终设计出合理的轧机主传动系统。研究的主要内容：1）根据原始参数分配的压下量选出最合理的分配方案，2）计算出2350四辊可逆轧机的力能参数，从而选择合适的电动机并进行检验校核，3）进行主要零部件的设计计算及校核。主要包括：轧辊主要尺寸的确定，轧制力及轧制力矩计算，主电机容量的选择及校核，轧辊的强度校核，轧辊轴承的选择及寿命的校核，万向接轴的选择计算，机架的设计及校核。2方案设计2.1主传动方案综合评价与比较轧钢机主机列包括三部分，分别是电动机，传动机构和工作机座。其中，轧钢机主传动装置的作用是将电动机的运动和力矩传递给轧辊来完成轧制。很多轧钢机主传动装置主要由减速机，齿轮座，连接轴和联轴节等三部分组成，某些板坯机板带轧机中，主传动是由电动机直接传动给轧辊的。轧钢机主传动装置的类型：一是单机座轧钢机型式，二是多机座（或多列式）轧钢机型式。.单机座轧钢机主传动装置包括两种类型（1）由两台电动机单独驱动两个轧辊的轧机（主要用于二辊可逆初轧机，板坯轧机，以及驱动工作辊的四辊厚板轧机）传动装置如下图（2.1）所示：图2.1由两台电动机单独驱动两个轧辊机构传动简图①电动机②联轴节；③主连接轴；④轧辊平衡装置；⑤连接轴；⑥轧辊电动机①的运动和力矩是通过联轴节②和连接轴③直接传动给轧辊⑥的，两个轧辊由两个电动机单独驱动。优点：这种机构没有减速器，齿轮座，而将轧钢机所需的电动机力矩由两台电动机供给，这样，会使电动机飞轮力矩显著减小，这种装置利于轧辊经常启动，制动，和反转。所以，常用于可逆轧钢机上，可以提高生产效率，运行平稳，该方案采用轧辊平衡装置能使连接轴重量不全部传到链接铰链上。（2）：由一台电动机驱动轧辊的轧钢机（用于二辊钢坯，型钢扁钢轧机，四辊板带轧机，驱动工作辊或支承辊）传动装置如下图（2.2）所示：图2.2由一台电动机单独驱动两个轧辊机构传动简图①电动机；②电动机联轴节；③减速机；④主联轴节；⑤齿轮座；⑥连接轴；⑦轧辊电动机①的运动和力矩是通过电动机和电动机联轴节②减速机③主联轴节④齿轮座⑤连接轴⑥而传给轧辊⑦的。优缺点：这种方案通过减速机将较高的转速变成轧辊所需的转速，从而就可以选用价格较便宜高速电动机，并且运行可靠投资小，但此方案占地面积大各部件易磨损，维护费用较高。.多机座（或多列式）轧钢机主传动装置类型多机座（或多列式）轧机一般是不可逆轧机，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工作机座的轧辊。因为是不可逆轧机，在此就不详细介绍。2.2方案的选择四辊可逆轧钢机主传动装置的选择通过上述两种方案的综合表述，2350是集粗轧，精轧于一体的单机座的四辊可逆轧机，转速不高，从经济、生产效率、经常启制动和反转方面考虑，第一种由两台电动机单独驱动两个轧辊的方案为最优方案，由两台电动机单独驱动轧辊更易于可逆运转减少了摩擦损耗，有利于提高效率，同时，这种方案会使电动机飞轮力矩显著减小。针对所选方案对各部件进行具体的选择（1）电机：电机有直流和交流两大类，多机座轧辊一般采用直流电机单独驱动每个轧辊，直流电机维护费用高，耗费能源，而交流电机可由电厂直接提供，所以，采用交流电机，虽然低速电动机造价较高，但采用低速电机可节省减速器摩擦损耗的费用，并且有利于可逆运转提高效率，同时，在大功率低转速的应用中，同步电动机的动态性能好并且制造简单，所以，一般选用同步电机，综上所述，2350主传动系统电动机选用低转速同步交流电动机。（2）连接轴：2350轧钢机电动机的运动和力矩是通过连接轴传递给轧辊的，连接轴是传动的重要一部分，常用的连接轴有万向接轴，梅花接轴，联合接轴，和齿式接轴。确定连接轴类型，主要根据轧辊调整和连接轴允许倾角等因素，因2350四辊倾角较大，所以选用万向接轴。（3）联轴节（器）：联轴节包括电动机联轴节和主联轴节，目前，应用最广泛的联轴节是齿轮联轴节，因为其结构简单，紧凑，制造容易并具有很高的精度，摩擦损失小，能传递很大的转矩，有良好的补偿性能和一定的弹性等特点，2350也选用齿轮联轴节。（4）连接轴平衡装置：当联轴节重量较大时，为了不使连接轴重量全部传动到连接铰链上，一般都设置连接轴平衡装置，平衡装置一般比连接轴重量大10%~30%。常用的连接轴平衡装置有弹簧平衡，重锤平衡和液压平衡三种型式。这种装置一般也有液压缸控制。在轧机换辊是，液压缸是连接轴轴套支撑架移动，将连接轴轴套固定在水平位置，便于换辊装拆时对中。辽宁科技大学本科生毕业设计 页辽宁科技大学本科生毕业设计 页辽宁科技大学本科生毕业设计 页辽宁科技大学本科生毕业设计 页3轧制力能参数的确定与电动机的选择3.1轧辊的设计轧辊是轧钢机中直接轧制轧件的主要部件。轧制过程中，轧辊直接与轧件接触，强迫轧件发生变形。与此同时，轧辊受到巨大的轧制力的作用，并且由于轧辊本身的旋转而使其应力随时间做周期性变化。轧辊由辊身、辊颈和轴头三部分组成。轧辊的基本尺寸参数：轧辊的名义直径D、轧辊的辊身长度L、辊颈直径d和辊颈长度1。.工作辊及支承辊辊身长度选择max(3.1)max式中L辊身长度，mm；a——a——视钢板宽度而定，当'ax：=1000~2500mm时，a=150~200mm。， 代入式(3.1)得L=2350mm.工作辊和支承辊参数选择(1)工作辊和支承辊直径选取L2/D2=L2/D2=2.0〜2.5(3.2)L1/D1=3.2〜4.5，D1=522〜734.375mm D2=940~1175mm选取D=650mm D=1100mm1 2对于四辊轧机，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。轧辊的工作直径应满足：(3.3)式中a——最大咬入角，由文献［1］可知最大咬入角。=15〜20°；Ah 压下量，mm。

代入式(3.3)得D1三(132.65~234.78)mm可知工作辊直径满足咬入条件。.轧辊辊颈尺寸的确定d=(0.5~0.55)Dl/d=0.83~1.0 (3.4).•・d1=(0.5~0.55)X650=325~357.5mmd2=(0.55~0.55)X1100=550~605mm11=290.5~350mm 12=498~600mm考虑轴颈和轴头的扭转强度因素，取d1=350mm,d2=600mm 11=300； 12=500.轴头尺寸的确定辊头尺寸指的是轧辊传动端的辊头尺寸。轧辊的辊头基本类型菊梅花辊头；b)万向辊头；c)圆柱形辊头；d)带平台的辊头。为了装卸轧辊轴承的方便，辊头用可装卸的动配合扁头。此时辊头平台更为适合，其结构尺寸如图3.1所示：卸的动配合扁头。此时辊头平台更为适合，其结构尺寸如图3.1所示：图3.1带平台的辊头a=3d4d'=(0.9~0.95)d式中d'——轧辊辊头直径;辽宁科技大学本科生毕业设计辽宁科技大学本科生毕业设计辽宁科技大学本科生毕业设计辽宁科技大学本科生毕业设计d——轧辊辊颈。.，d二(0.9〜0.95)x350=315〜332.5mm取d=330mmi i一'一—d二(0.9〜0.95)x600=540〜570mm,Wd=570mm2 2・一' 式中d——工作辊辊头直径;i' d——支承辊辊头直径。23a二—x350=262.5mm,Wa=270mm14 1取a=450mm2取a=450mm2a=—x600=450mm,24式中a——工作辊辊头平台;ia——支承辊辊头平台。23.2轧制力能参数各道次基本尺寸的确定据参考文献1,23〕可知辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页第一道次计算如下:Ah=第一道次计算如下:Ah=h0-h1(3.7)h0+h12R=1D=1x650=325212Ah=h0-h1=60-52=8mml=RRxAh=<325x8=51mmh0+hh0+h12 =56mm28—=0.133608=28=0.0889m3卫=0.91<256其他四道次同理可得如下表:表3.1各道次基本参数道次RAhlhm88mlhm1325851560.1330.08890.912325644.16490.11540.0770.93325436440.0870.0580.8184325225.5410.04760.03170.625325118.0339.50.0250.01670.4563.2.2□□□□□□□轧制时，轧件与轧辊接触弧上的轧制单位压力的总和即为轧制总压力。由文献［1,56］可知，轧制总压力P可用下式计算：（3.8）（3.9）F=(B+b)l/2（3.9）式中：Pm——轧件与轧辊接触弧产生的平均压力；F——轧件与轧辊之间的接触面积在总轧制力垂直平面上的投影;1——接触弧长度的水平投影。据参考文献1,42］采利柯夫计算轧制力：P=n"k=1.15n"co=oKKKmo o 0tur据参考文献1,261表2-1得钢种ABCDENo0/MPa16MnMb3.466-2.723-0.2200.2541.5660.466159.9表3,216MnMb钢变形阻力公式系数值由北科大经验公式求KKurKt=exp(A+BT)(3.10)其中：tt+273T=1000K=(—)c+D

u10(3.11)其中:lnHhr rmKr=E(m)n—(E—1)0.40.4(3.12)以第一道次为例计算tt+273108+2731.T= = =1.35310001000K=exp(A+BT)=exp(3.466+(—2.723)*T)=0.8tumVHH2500^60tln一= In—=7mm/slh51 52u 7=(10)C+DT=(-7-)(—0.220)+(0.254)(1.353)=0.95685, 1 °r=In =0.093m1-8mTOC\o"1-5"\h\zr 0.093\o"CurrentDocument"r m 0093 、K=E(尸(E1)0.4=1.566(——)0.466 (1.5661)0.4=0.6619\o"CurrentDocument"r0.4 0.4=159.9*0.8*0.9585义0.6619=81Mpa4<1h1m1，是外区影响 n〃=(L)-4<1h1m1oh/m1・•・平均单位压力=1.15*1.04义81=96.876MpaF=(B+b)l/2=(1900+1900)x51/2=96900mm2...p=PmF=96.876x96900=9387.28KN同理可以求得各道次的参数如下表；表3.3轧制力及其他参数汇总表道次一，noKtKuKroP-、m(MPa)p(KN)11.040.800.960.6681.0096.889387.2821.600.850.980.6383.27153.1812852.4031.050.900.990.5679.4495.926560.9341.060.970.980.4466.7081.303938.9951.041.060.970.3354.4565.123□□□□□□.轧制总压力方向和轧制力矩确定轧制总压力方向，可以进一步确定轧制力矩。确定轧制力方向的原则是以轧件为对象研究作用在其上力的平衡条件，轧制力矩；工作辊轴承处的摩擦力F,它与摩擦圆半径P］相切；支承辊对工作辊的反力R。.轧制力矩

传动一个轧辊所需的力矩Mk为轧制力矩Mz和工作辊带动支承辊的力矩MR以及工作辊轴承中的摩擦力矩M11三部分之和。由文献［1,61］可知：(3.13)M(3.13)M=M+M+MKZR f1图3.2力系作用的几何关系以第一道次为例求得：（1）求轧制力矩MzM=Paz式中：a——轧制力臂，其大小与轧制力作用点及前后张力大小有关。当T=T时，a=2sinP；1o 2假定总轧制压力作用点在接触弧的中心，并用力臂系数W表示。V=P-0.5热轧时， a

式中：a一咬入角，。=arccos(1-竺)=arccos(1-—^―)=8.998。；式中：a一咬入角，。=arccos(1-竺)=arccos(1-—^―)=8.998。；D 650P一不考虑张力时轧制力作用点对应的轧辊中心角，P=0.5a=4.5。代入上式，得a= sin4.5。=25.5mm2所以轧制力矩M=9.387x106x25.5x10-3=2.39上105N•m。Z(2)工作辊带动支承辊的力矩MrM=R・cR(3.14)式中：c——反力R对工作辊的力臂，由文献［1］可知R=——P——cos(0+y)(3.15)c=mcosY+\sin丫(3.16)一•P+m=arcsin2 ^2s-(3.17)e(3.18)0=arcsin不 (3.18)—1+—22 2式中 0——工作辊与支承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=5~10mm，取e=6mm；Y——轧辊连心线与反力R的夹角；m——R力在工作辊与支承辊接触处偏离一滚动摩擦力臂的距离，l_51m=从义——=0.15义——=0.137；h56m代入式(3.15〜3.18)数据得Y=0.139。，0=0.393。，c=0.964mm,R=9387.33

所以MR=9387.33x0.964=9049.39N•m道次1 2(3)工作辊轴承中的摩擦力敏/1d%二人寸d%二人寸式中：Pi—-工作辊的摩擦圆半径由参考文献1.61］得日=0.004；F——工作辊轴承处的反力，当T0=T1时，F=Rsin(0+Y)=87.16。TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"d 350八\o"CurrentDocument"p=从•—1=0.004x =0.712 2「.M=Fp=61N-m。f1 1由于两台电机分别驱动两个工作辊，所以传动一个工作辊的总力矩为:M=M+M+M=239375.75+9049.39+61=248486.14N-mKZR f1同理其它道次驱动力矩如下表：

MZ239375.75283780.99118227.9250222.0628459.64MR9049.3912389.786324.773797.203041.60Mf161.0083.5341.1012.1620.05MK248486.14296254.31124593.7954197.8231635.33表3.4各道次轧制力表3.3口辊的校核□□□□□四辊轧机的支承辊径D与工作辊径D之比一般在1.5〜2.2范围内。显然，支承辊2 1的抗弯断面系数较工作辊大得多，即支承辊有很大的刚性。因此轧制时的弯曲力矩绝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。由于是工作辊传动，因此，对支承辊只需计算辊身中部和辊颈断面的弯曲应力。据参考文献1,87］在辊颈的1-1断面和2-2断面上的弯曲应力均应满足强度条件，即PcO= PcO= 11-1 0.2d31-1PcQ= 22-2 0.2d32-2(3.21)式中：P——总轧制压力;d和d和d1-1 2-21-1和2-2断面的直径;c2——1-1和2-2断面至支反力P/2处的距离;许用弯曲应力。

其中d=600mmd=800mm;c.=4-80mm=170mm c2=-2=250mm;1T 2-2 12 2由文献［3,43］热轧轧辊用钢60CrMnMo的弯曲疲劳极限°-i=700MPa,取安全系数n=5~ o700所以许用弯曲应力R=="=140MPa。bn5根据第二道次计算，总轧制压力P=12.85义106N代入（3.21）式，得o1-1=50.575MPa<Rb12.85xo1-1=50.575MPa<Rb0.2x（600mm）o12.85x106Nxo12.85x106Nx250mm__0.2x（800mm}=31.3MPa<Rb2-2图3.3支承辊的弯曲应力和弯曲力矩分布图3.4工作辊与支承辊相接触的情支承辊辊身中部3-3断面处弯矩是最大的。若认为轴承反力距离1等于两个压下螺丝的中心距10,而且把工作辊对支承辊的压力简化成均布载荷（这时计算误差不超过9%〜

10%）。这时在3-3断面处的弯矩表达式为：M-P0q-——w148）式中：L 轧辊辊身长度，L=2350mm;两个压下螺丝的中心距，l0=L+l2=2350mm+500mm=2850mm。代入（3.22）式，得M-5.64x106N・mw在辊身中部3-3断面处的弯曲应力为：o3—3o3—30.4D32式中：D2——应以重车后的最小直径代入。由文献［1,80］可知，中厚板轧机的轧辊最大重车率为5%〜8%。选择重车率为6%,所以D2=1034mm。将数据代入（3.23）中，得o-40.43MPa:R3—3 b工作辊校核由于有支承辊承受弯曲力矩，故工作辊可只考虑扭转力矩，即仅计算传动端的扭转应力。万向接轴型辊头的最大剪应力发生在矩形长边的中点处，其数值为：MT二-KWt式中M——作用在一个工作辊上的最大传动力矩，M-296.254KN•m；k kW——工作辊传动端抗扭断面系数，由文献 ，知，tI=Jp2dA=41f(2852—z2)dz=0.0015m3pIWIW=—p

tR竺空二0.053m20.285故 T=Mk=坐左x10.3=5,59MPa<t]W0.053t由文献［7,43］可知，热轧轧辊所用材料60CrMnMo的扭转疲劳极限11=350Mpa,取安全系数n=5。T］二=邺=70所以许用扭转应力为n5MPa。工作辊与支承辊间的接触应力四辊轧机支承辊与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。如假设辊间作用力沿轴向均匀分布，由弹性力学知，辊间接触问题可简化为一个平面应变问题。（3.25）H.赫茨理论认为：两个圆柱体在接触区内产生局部的弹性压扁，存在呈半椭圆形分布的压应力（如图3.4）。半径方向产生法向正应力在接触面的中部最大，最大压应力及接触区宽度宽度2b（3.25）2qo=L

max兀b式中：q——加在接触表面单位长度上的负荷;q和D2——相互接触的两个轧辊的直径；与轧辊材料有关的系数，1—V2 2-兀E2;其中V1和V2及々和E2为两轧辊材料的泊松比和弹性模数。对于工作辊为铸铁、支承辊为合金钢，取E=E,=190MPa,1 2v=v=0.3，i2将上述数据代入（3.26）中，得o=1050.5Mpa＜〔。〕，max由文献［1,86］可知，通常轧辊的许用接触应力〔o〕=1500〜2000MPa。3.4电动机的选择计算和校核由文献［1］可知60VD兀1(3.26)Imn]

kK K-w-maxN=9550er-(3.27)M=9550Nr

ee ner(3.28)式中nw 稳定轧制时工作辊转速度，r/min；Ner——最大轧制功率，kW；Mer 初选电机额定静力矩，kN•m；Ner——初选电机功率，kW；ner 初选电机转速，r/min。代入数据得Nr=MlJ962”06'S8"二2729.88KW9550 9550初选电机功率考虑到生产发展的要求，选取的电动机的功率应少大一些，应满足Ner>N,故选择交流同步电机由文献收871页查得电动机型号为TZ3200kw,转速er0/320r/mii转动惯量18义103额定电压6KV500MA，效率92%;无减速机直接由电动机传动给轧辊・•・传动比i=13.5驱动力矩的计算和电机校核主电机上的力矩计算M+M M由四部分组成，即M力=- 4+M+M±M=+M+M±MD i f2 kondoni fkondon式中 MD——主电机力矩，kN•m；MZ——轧辊上的轧制力矩，kN•m；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，kN•m；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，kN-m；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，平稳运转Mdon=0,kN•m；Mf2——各转动零件推算到主电机轴上的附加力矩，kN-m；n——电动机至轧辊之间的传动效率，此设计中n刃2 •” •” （3.29）联轴器万向接轴滚动轴承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；查文献⑵得"联轴器=0.99~0.995,“滚动轴承=0.98,“万向接轴=0.99代入式(4.4)得n=0.951.计算空转力矩Mv=0.05M=0.05义3200=160KN-m (3.30)kon er.计算摩擦力矩Mf、静力矩Mj由文献［1,70］可知MMf= f1+M (3.31)fif2Mf2=f1-11Mk (3.32)fI" )iMj=MZ+Mf+Mkon (3.33)式中 MD=Mj——推算到电动机轴上的总静力矩，N・m。以第一道次为例：将n、Mk代入上式得

kMD=Mj=399903同理可得各道次如下表：表3.5各道次电机力矩表道次12345MD399903444538210584210454188637电机负载图如下图所示:图3.5电机负载图图3.5电机负载图3.5.2过载校核叱MK=maxMer3叱MK=maxMer33.34)式中：M一额定静力矩KNm；erM—静负荷图上的最大力矩（图3.5）；Mmax=444538N-mmaxK—电动机过载系数，可逆转电动机K=2.5〜3.5,取K=2.5。叱MK=maxMer444538=0.139<L」3200000・•・满足设计要求。3.5.3发热校核:依体积不变定律：(依体积不变定律：(3.35)((3.36)h010=h1l1代入数据的各道次数据如下表:表3.6各道次长度和时间的确定道次123451.i35774043442946504769t.i1431134812651107954EMj2t=3X1014+3.78X1014+1，44X1014+0.739X1014+0.518X1014:9.447X1014Zt=6104.866i，乙M2t .19.477X1014=1245.59kwM二1、j=1245.59kwjun Ttt 6104866M<Mjuner・•・满足发热校核条件，符合设计要求。4主要零部件选择及校核4.1轧辊轴承的选择和计算4.1.1□□□□□□□四辊轧机的工作辊，广泛采用四列圆锥滚子轴承。这种轴承既可承受径向力，又可承受轴向力，所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。由于配合较松，为防止对辊颈的磨损，要求辊颈的硬度为HRC=32〜36.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。根据轧辊尺寸选择合适的轴承型号:表4.1四列圆锥滚子轴承轴承代号小径大径宽度额定动径向系轴向系轴向系系数d(mm)D(mm)T(mm)负荷数数Y1数Y2e38107236054032533600.63810/60060087027048800.61轧辊轴承主要是计算轴承的寿命，计算轴承的寿命要求符合轴承的实际寿命，必须准确的确定动负荷。当量动负荷与轴承寿命之间的关系可用下式表示:(4.1)式中：Lh——以小时计的轴承额定寿命，h;n——轴承的转速，”min;C 额定动负荷，N;

8——寿命指数，对于滚子轴承£=10；3P——当量动负荷，N。对于四列圆锥滚子轴承，当量动负荷可由下式求得:（4.2）P=0.67F+YF（4.2）r2a式中：Fr——轴承径向负荷，N；Fa 轴承轴向负荷，N；Y2——径向系数，根据Fa；Fr之比值，由轴承样本查得;对于第二道次：轧制力P=L28义107N。工作辊轴承寿命计算轴承径向负荷F=P2=1.28*107,2=6.4x106N;一般板带轧机：Fa=Q02〜SO\；N;F=0.08F=0.08x6.4x106=0.514x106N;F 八―a=0.08<e=0.46由Fr

，所以Y=Y2=3.3;所以由公式（4.2）得：P=0.67x6.4x106+3.3x0.514x106=5.98x106N将上述数据代入（4.1）中，得10=3543.18hr 106 （3360x10313=3543.18hL=h60x88.1515.98x106J支承辊轴承寿命计算在计算支承辊时，通常按承受全部轧制力的情况考虑:

pP，，…F=一=6.4x106r2 NF=0.1xF=0.64x106F… F… cc―a=0.1<e=0.3由Fr，所以丫=4=2.5；所以由公式（4.2）得P=5.89x106N。将上述数据代入4.1）中，得106(4880x103)60x88.1515.89x106)103=5600.74h4.2十字轴式万向联轴器的选择零件材质的确定及受力分析.材料选择十字轴连接螺栓为40Gr、轴承盒的材质为40Gr十字轴42GrMo.十字轴式万向联轴器的受力分析图4.1十字轴式万向联轴器受力分析a）为从动轴受到最大附加弯矩（①=0°、180°）1b）为主动轴受到最大附加弯矩（①=90°、270°）1根据瞬时功率相等条件，由［9,29-68］得从动轴上的转矩为TOC\o"1-5"\h\zFF3 /一、T=T-n （4.3）\o"CurrentDocument"2 132当①=90。和270。时，从动轴上的转矩达到最大值由9，29-69,4-18］知1T _ ，、\o"CurrentDocument"T=-1— N-m （4.4）2maxco（S，当①=0。和180。时，从动轴上的转矩减少到最小值。1T2min(4.5)T

—iT2min(4.5) _ _ T由转矩产生作用于主动轴叉和十字轴颈处的圆周勺二或257254=3.18MN2x405作用于从动轴叉孔和十字轴颈处的圆周力T作用于从动轴叉孔和十字轴颈处的圆周力T一，其最大值由［9,29-69-4-20］得2RF12maxF12maxF——t^-cosa3.16-=3.19MNcos5。由附加弯矩在十字轴轴径与轴叉孔处产生的附加作用力为在主动轴叉上的附加作用力的最大值由9,29-69,4-23］F=M1=Ftana=3.18tan5。=287KN1max 2R 11在从动轴叉上的附加作用力的最大值由[9,29-69,4-24]F =^2=Fsina=3.18sin5。=277KN2max 2R 114.2.2十字轴的校核H图4.2H图4.2十字轴基本参数R=405mmS=70mmd=240mmd=20mmi由［1,242］知M=KM (4.6)m g式中K——工作条件系数，对于不可逆轧机，K取为1.1〜1.3，对于可逆轧机，K取1.3〜1.5；M——长期作用在接轴上的最大力矩gT=2572.54x(1.3~1.5)=3344.30~3858.81KN•mC由［9,29-83,4-26］得(4.7)(4.7)O= C <［O］〃兀R(d4—d4)1式中T—-联轴器的计算转矩N-mmCR——十字轴中心到轴径中部的距离 mms——轴径中部至轴肩的距离mmd\d——轴径直径和内径19]——十字轴材料的许用弯曲应力，一般取uTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"[o]=o/3〜3.5N/us mm2o——十字轴材料的屈服极限N/s mm2由[5,表3.3-12]查得42GrMo的屈服极限o二930则s\o"CurrentDocument"[o]=930/43.5=310〜265.72N/'u mmm2由(4.7)求16x(33443~385&81)x240x70o= u 兀405x(2404—204)=212.96~245.73N/mm2由上面计算可知＜[。]u所以十字轴选择的尺寸合格4.2.3轴叉校核轴叉与十字轴组成连接支撑，在联轴器工作过程中，产生支承反力，轴叉体受到弯曲叉头根部应力最大可作为强度计算时的危险截面，截面形状比较复杂，为了简化计算按实际情况可转化为矩形截面。下图为轴叉危险截面形状：轴叉基本参数为图4.3轴叉R=405mmC=372mm a=132mm b=234R=405mmNN截面上的弯曲应力（4.8）,MFco=—=-（4.8）NN截面上的剪切应力（4.9）TFaT（4.9）WWTT式中 F一作用于轴叉孔上的力，Ntc一轴叉孔上力作用点至NN截面的距离mma——轴叉孔上力作用点纳N截面对称中心的距离mmW——NN截面的抗弯模量mm3

对椭圆截面：W二吐32对于矩形截面：W=bh26W—-NN截面的抗扭模量mm3T对椭圆截面：W=股也T16对于矩形截面：W=Kb2h,K值可通过比值7TT T bb查［9,表29.4-18］得b,h——椭圆的长短半轴或矩形边长mm(4.10)由强度理论，可得其强度条件，由，(4.10)o=W2+3T2<［o］N./mm2式中［o］——轴叉材料的许用应力，对于经调质处理的钢，[o]=80〜120N.//m根据以上可计算对于主动轴上的轴叉有%=2.95查表[9,表29.4-18]得KT=0.267巾234巾234x6902W= 6=18.57x106mm3W=0.267x2342x690=10.09x106mm3

To'3」8x372:63,7018.573.18x132 Nt= =41.60N10.09 ，'mm2o=<63.702+3X41.602=96.17N/mm由此可得0<[a]主动轴轴叉合格对于从动轴上的轴叉有W=18.57x106mm3W=10.09x106mm3T3.19x37218.57=63.90N/mm23.19x132t二 10.09=41.73N/'mmm2图4.4图4.4(4.11)a=<63.902+3x41.732:96.47N/mm由此可得0<[a]从动轴轴叉合格6.2.5十字轴轴承的尺寸的确定和校核十字轴所用滚动轴承一般都没有内圈和外J直接以轴颈表面作为内圈滚道，外滚道则制在轴承套圈的内表面上,当轴承套外径一定时,套圈的壁厚与滚动元件直径无关,滚针的直径一般不应小于1.6mm以免压碎。结构与尺寸如图所示d=29mm,h=23mm,D=344mm,b—120mmrf=(d+d)sin18°l—drZrf——滚针间的平均间隙，一般取0.005<f<0.025由于本十字轴采用双列滚针则Z=48验算滚针与轴颈的接触应力\1(i T5「1O=2701坦-+—<laJ (4.12)hAibIdd)hr式中：b]——许用接触应力，常用材料轴承钢S]=2000~2240MPH H ab——滚针的有效接触长度；d——轴颈的直径；d——滚针直径；rp——滚针所受的最大径向力；4.6Ftp二 -ZF——轴承上的径向载荷;-,1287x4.6x103S=27q| 48 (—十—、H11 120 124029)=910.58MPas<b］=2000MPHH a所以轴承的设计满足要求。验算轴承的寿命由［9，29.4-29］知L=1.5乂107(CR)103 (4.13)hnaT

c式中n——联轴器转速/ina 轴间角(°)T—-联轴器的计算转矩N-mmcR——十字轴中心至轴颈中部的距离 mmC——轴承的额定动载荷N，可查滚动轴承手册，当缺乏数据时，可按下式计算C=f(ibcosP)79z34d2927 (4.14)c ri——轴承中滚动体的列数P——接触角，滚子上合成载荷向量与轴线垂直平面的夹角，对向心圆柱滚子轴承，cosP=1f——系数，其值与轴承材料、滚动体与滚道的接触形式、结构尺寸等许多因c数有关。一般可以查表9,29-4-16］dJ0sp=0.11由［9,表29•4-16］查f=7.531则可求得d cmC=7.531(2X120X1)794834292927=3.633x106所以可以求得轴承的寿命为L=1.5X107(3.633X106X405)103二10094.26h19.25x5。3344.30〜385881则选用的轴承符合设计要求。5机架参数计算及其校核5.1机架结构参数选择.机架窗口宽度四辊轧机机架窗口宽度一般为支承辊直径的1.15〜1.30倍。为换辊方便，换辊侧的机架窗口应比传动侧窗口宽5~10mm。B=(1.15~1.30)D2 (5.1)式中B 机架窗口宽度，mm。代入式(5.1)数据得B=1265~1530mm。取传动端B=1520mm,按辊侧B'=B+10mm=1530mm.机架窗口高度机架窗口高度主要根据轧辊最大开口度、压下螺丝最小伸出端(至少2~3扣螺纹长度)，以及换辊等要求确定。对于四辊轧机可取H=(2.6~3.5)(D1+D2) (5.2)式中：H 机架窗口高度，mm。代入式(5.2)数据得H=4550~6225mm，本轧机机架窗口高度取6150mm。.机架立柱断面尺寸机架立柱断面尺寸是根据强度条件确定的。由于作用于轧辊辊颈和机架立柱上的力相同，而辊颈强度近似地与其直径平方92)成正比故机架立柱断面面积(F)与轧辊辊颈的直径平方92)有关。在设计时，可根据比值(F/d2)的经验数据确定机架立柱断面面积，在进行机架强度=1.2~1.6d2 （5.3）・二F=（1.2~1.6）d2=4320~6760cm2取b=850cm h=750cm.5.2机架的强度计算为简化计算做如下假设：1）每片机架只在上、下横梁的中间断面处受有垂直力R,而且这两个力大小相等、方向相反，作用在同一直线上。2）机架结构对窗口的垂直中心线是对称的，而且不考虑由于上、下横梁惯性矩不同所引起的水平内力。3）上下横梁和立柱交界处（转角处）是刚性的，即机架变形后机架转角仍保持不变。受力分析根据上述假设，机架外负荷河几何尺寸都与机架窗口垂直中心线对称，故可将机架简化为一个由立柱和上、下横梁的中性轴组成的自由框架，如将此框架沿机架窗口垂直中性线剖开，则剖开的截面上作用着R/2垂直力和静不定力矩M1见图5.1。图5.1矩形自由弯曲力矩图5.2.2弯矩计算由文献［1,160］可知Rl——1 2 3l l l1+2+121 I 21\o"CurrentDocument"2 2 3(5.4)M2=41-M1(5.5)P式中 R——作用在机架上的垂直力，R=—=6.43x106N2P——考虑到其他轧制规格下取的最大轧制力，P=12.85MNI1——机架横梁的惯性矩，mm4；辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页(5.10)(5.10)—-机架立柱的惯性矩；mm4—-机架下横梁的惯性矩；—-机架横梁中性线长度im；机架立柱中性线长度，mm；立柱上的弯矩，N•mm。根据轧机具体的结构形状以及各部分尺寸取11=1520+850=2370mm12=6150+1300/2+628.4=7428.4mm。1.计算I1机架上横梁断面如图5.2图5.2机架上横梁断面图上横梁断面的形心轴坐标xc、yc取图5.2所示坐标轴（中心线为y轴下底线为x轴），可见横梁断面对y轴对称，所以xc=0由材料力学知识(5.6)(5.7)F=A1-A2-A3—A4(5.6)(5.7)S=A1y1-A2y2-A3y3—A4y4

Syc=—F式中F 断面面积，mm2；A1——图5.2最大矩形面积，A1=1520X1300mm2；A~4—-图5.2自上而下各矩形面积，mm2；S 断面面积矩，mm3；yi~y4——各矩形面积的形心轴坐标，mm。由图5.2知y1=650mmy2=1022.5mmy3=440mmy4=30mm将数据代入式(5.6〜5.8)得F=1053400mm2S=734807000mm3yc=697.56mm由文献［5］知T(bh3 -bh3 -bh3 -bh3 ,bh5I=11+a2A一22+a2A一33+a2A一44+a2A-55a2A1I12 11 12 22 12 3312 44 1255/(5.8)(5.9)式中 b1~b5、h1~h5 A1~A5所对应的矩形的宽、高，mm；a1~a5——A1~A5所对应的矩形形心轴与断面形心轴距离，即(5.8)(5.9)ai=yi—yc(i=1~4)代入式(5.9)各数据计算最终得I1=1.54义1011mm4。2计算I2机架立柱断面简图见图.3由文献5］可知计算公式bh312

其中，b、h为图5.3断面对应的宽、高，代入式(6.9)数据得85012=3.84义1010mm4 ，85050850750图5.3机架立柱断面简图假设上下横梁惯性矩相等即13=1.54义1011mm4代入式；5.4)、式(5.5)相关数据得M1=5.45x109N•mmM2=2.0x108N•mm5.3机架强度校核选取机架的材料为ZG35，正火处理，由文献［1,168］知对于横梁尸］<50~70MPa，横对于立柱［o］<40~50MPa。立机架上横梁强度校核机架应力图见图6.4辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页图5.4闭式机架应力图由文献［1,167］知机架上横梁应力计算公式如下(5.11)—Mo图5.4闭式机架应力图由文献［1,167］知机架上横梁应力计算公式如下(5.11)—Mo= 1n1 Wn1(5.12)式中。1——机架横梁外侧的拉应力，MPa；a1。1——机架横梁内侧的压应力，MPa；a1Wa1、Wn1——机架上横梁外侧和内测的断面系数，mm3。由文献［4］知I

1

1300—y

c(5.13)IT

y

c(5.14)代入式(5.13〜5.14)数据得Wa1=2.5X108mm3 Wn1=2.26X108mm30al=21MPa<[o]横 0n2=—24.77MPa<[o]立(负号只表示On1为压缩应力)辽宁科技大学本科生毕业设计辽宁科技大学本科生毕业设计辽宁科技大学本科生毕业设计辽宁科技大学本科生毕业设计可知上横梁满足强度要求。5.3.2机架立柱校核由文献［1.168］知机架立柱应力计算公式如下M2Wa2(5.15)RMO= +-2n2 2F W2n2(5.16)式中o,——机架立柱外侧压应力，MPa；o,——机架立柱内侧拉应力，MPa；a2 n2F2——立柱断面面积，F2=850X750mm2；Wa2、Wn2——立柱外侧和内测的断面系数，mm3。Wa2=Wn2=(5.17)代入式(5.15〜5.17)数据得Wa2=Wn2=9.04X107mm3 ^=5.5Mpa<[o]立on2=10.2Mpa<[o]立可知机架立柱满足强度要求。辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页辽宁科技大学本科生毕业设计 第页6润滑方式的选择润滑方式及作用常用的润滑方式分为单独润滑和集中润滑两种。润滑的基本原理是在机械设备摩擦副相对运动的表面间加入润滑剂以降低摩擦阻力和能源消耗，减少表面磨损，延长设备的正常运转。润滑的作用主要体现在以下几方面：降低摩擦一一在摩擦副相对运动的表面间加入润滑剂后，形成润滑剂膜，将摩擦表面隔开，使金属表面间的摩擦转化成具有较低抗剪强度的油膜分子之间的内摩擦，从而降低摩擦阻力，使摩擦副运转平稳。减少磨损一一在摩擦表面形成的润滑剂膜，可降低摩擦并支撑载荷，因此可以减少表面磨损及划伤，保持零件的配合精度。冷却作用一一采用液体润滑剂循环润滑系统，可以将摩擦时产生的热量带走，降低机械发热。防止腐蚀一一摩擦表面的润滑剂膜可以隔绝空气、水蒸气及腐蚀性气体等环境介质对摩擦表面的侵蚀，不少润滑油脂中还添加有防腐剂或防锈剂，可以起到防止或减缓金属表面被腐蚀的作用。此外，某些润滑剂可以将冲击振动的机械能转变为液压能，起阻尼、减振、或缓冲作用。随着润滑剂的流动，可将摩擦表面上污染物、磨屑等冲洗带走。有的润滑剂还可起到密封作用，防止冷凝水、灰尘及其他杂质的侵入。由于各种润滑剂的种类、组成、理化性质不同，所起的润滑作用也有所不同。油雾润滑油雾润滑是一种新型的集中循环润滑方式，依靠压缩空气产生油雾和输送油雾。已被用于四辊轧机工作辊和支承辊轴承润滑。它的特点是耗油少、工作温度低、防止轧件被润滑油污染和设备简单、便于集中管理。热轧工艺润滑热轧工艺润滑是专门用来对轧辊连续供给润滑剂的一种润滑方式，在中厚板轧机上采用工艺润滑可以获得明显效果，使轧制力降低10〜20%,轧辊磨损减少40〜60%，改善了钢板表面质量。热轧用工艺润滑剂主要有矿物油、动植物油和合成油。7经济性和环保性分析设备环保性评价21世纪是环保的社会，建设资源节约型、环境友好型的社会是当前的