矫直机项目设计方案

1、矫直机项目设计方案一、前言1.1 课题研究的意义及现状在板带材的轧制生产中，由于轧件温度不均，变形不均及轧后冷却不均、运输和其他因素的影响，致使轧制出来的产品常出现波浪弯和瓢曲等缺陷。为此轧后钢材必须经过矫正，以达到国家规定的质量标准，满足用户的使用要求。为此我们参照以往的矫直机设计资料，结合当前最新的矫直机设计技术设计了该型矫直机。本设计方案以实用化、坚固耐用为根本设计思想，兼顾经济性。矫直技术属于金属加工学科的一个分支，已经广泛应用于日用金属加工业，仪器仪表制造业，汽车、船舶和飞机制造业，石油化工业，冶金工业，建筑材料业，机械装备制造业，以及精密加工制造业。矫直技术在广度和深度方面的巨大发

2、展迫切要求矫直理论能进一步解决一些疑难问题，推动开发新技术和研制新设备。尤其在党的十六大之后，要求用信息化带动工业化，矫直技术也要跟上时代。首先要在矫直机设计、制造、矫直过程分析、矫直参数设定及矫直质量预测等方面搞好软件开发；其次要进行数字化矫直设备的研制，使矫直技术走上现代化的道路，不断丰富金属矫直学的容。矫直技术多用于金属条材加工的后部工序，在很大程度上决定着产成品的质量水平。矫直技术同其他金属加工技术一样在20 世纪取得了长足的进展，相应的矫直理论也取得了很大的进步。不过理论滞后于实践的现象比较明显。例如矫直辊负转矩的破坏作用在20 世纪下半叶才得以解决，但其破坏作用的机理直到20 世纪

3、 80 年代末才被阐明。另外，就矫直理论的总体来看，仍然处于粗糙阶段，首先就是其基本参数的确定还要依靠许多经验算法和经验数据，如辊数、辊距、辊径、压弯量及矫直速度等；其次是许多技术现象如螺旋弯废品、矫直缩尺、矫直噪声、斜辊矫直特性、斜辊辊形特性、拉弯变形匹配特性等都缺乏理论阐述；再次是理论的概括性不够，一套公式不仅不能包括各种断面型材，甚至不能包括同类断面而尺寸和材质不同的工件，如弯距和矫直曲率等都缺少通用表达式。矫直技术历史悠久，但其产生时间并未有确切的时间记载。但从文物发掘中看到我国春秋战国时期宝剑的平直度可以使人想象到当时手工矫直和平整技术已经达到很高的水平。在我国古代人的生活与生产中使

4、用的物品与工具，小自针锥、大到铁杵，都要求用矫直技术来完成成品的制造。手工矫直与平整工艺所用的设备与工具是极简单的，如平锤、砧台等。对大型工件的手工矫直常借助高温加热进行。古代人在矫直及整形的实践中认识到物质的反弹特性，确立了“矫往必须过正”的哲理，用之于矫直技术颇有一语道破天机之功。现代矫直机的快速发展是从18 世纪末的欧洲产业革命开始的。到19 世纪 30 年代，冶铁技术发展起来，钢产量迅速成倍的增长。到19 世纪末期时，钢产量增加了50 多倍。钢材产量占钢产量的比重也明显增加。这时已经出现了锻造机械、轧钢机械和矫直机械。进入20 世纪，以电力驱动代替蒸汽动力为标志，推动了机械工业的发展。

5、到1914 年英国发明了212 型五辊式矫直机，解决了钢管矫直问题，同时提高了棒材矫直速度。20 世纪 20 年代，日本已能制造多辊矫直机。20 世纪 30 年代中期，发明了222 型六辊式矫直机，显著提高了管材矫直质量。20 世纪 60年代中期，为了解决大直径管材的矫直问题，美国萨顿公司研制成功313 七辊式矫直机。 20 世纪 30 到 40 年代国外技术发达国家的型材矫直机及板材矫直机也得到了迅速发展，而且相继进入到中国的钢铁工业及金属制品业。新中国成立前，在、大冶、天津及等地的一些工厂里可以见到德、英、日等国家制造的矫直机。20 世纪50 年代，联的矫直机大量的进入到中国，同时，世界上

6、随着电子技术及计算机技术的发展，工业进步速度加快，矫直机的品种、规格、结构及控制系统都得到不断的发展与完善。20世纪 70 年代，我国改革开放以后接触到大量的国外设计研制成果，同时也引进许多先进的矫直设备。如英国的布朗克斯矫直机；德国的凯瑟琳、德马克连续拉弯矫直机及高精度压力矫直机；日本的薄板矫直机等。与此同时，我国科技界一直在努力提高自己的科研设计和创新能力。从20 世纪 50 年代起提出的双曲线辊形设计的精确计算法及文献提出的矫直曲率方程式到80 年代提出的等曲率反弯辊形计算法。此外，以重型机械研究所为代表的科研单位和以重型机械厂为代表的设计制造部门完成了大量的矫直机设计研制工作。进入90

7、 年代之后，我国在赶超世界先进水平方面又迈出了一大步，一些新研制的矫直机获得了国家的发明专利；一些新成果获得了市、省级部级科技成果进步奖；有的获得了国家发明奖。如已经研制成功的双向反弯辊形2 辊矫直机、复合转毂式矫直机，平行辊异辊距矫直机及矫直液压自动切料机等。1.2 论文主要研究容本矫直机的主要技术参数为：矫直材料Q230钢板厚度 H=4- 16mm最大板宽B=2100mm矫直温度 400600C；矫直速度 0.51.5m/s；矫直辗辗距 280mm辗径 250mm辗身长2350mm 5个上辗，4个下辗；支承辗辗径 280mm辗身长900mm 3个 上辗、4个下辗；最大开度140mm压下装置

8、采用一台 5.5kw、1455r/min的交流电机 驱动；主电机一台、200kw、 980r/min 、交流。根据设计要求，在本方案中，设计计算了矫直机的基本力能参数，如辊距，辊径等；工作辊的结构与装配方案，并对其进行了校核；支承辊的机构与装配方案，并对其进行校核；压下系统的结构设计。二、方案确定2.1 矫直机类型2.1.1 压力矫直机轧件在活动压头和两个固定支点间，利用一次反弯的方法进行矫直。这种矫直机用来矫直大型钢梁、钢轨和大直径（大于 62006300毫米）钢管或用作辗式矫直机 的补充矫直。压力矫直机的主要缺点是生产率低且操作较繁重。压力矫直机有立式（图2-1a）和卧式（图2-1b）两种

9、。2.1.2 拉伸矫直机拉伸矫直机也称力矫直机，主要用于矫直厚度小于0.6 毫米的薄钢板和有色金属板材。通常，辊式板带材矫直机只能有效的矫直轧件的横向或纵向弯曲（即二元形状缺陷） 。至于板带材的中间瓢曲和边缘浪形（三元形状缺陷）则是由于板材沿长度的方向各纤维变形量不等造成的。为了矫正这种缺陷，需要使轧件产生适当的塑性延伸。在普通辊式矫直机上虽然能使这种缺陷有所改善，但矫直效果不理想。这时需要采用拉伸矫直方法。拉伸矫直的主要特点是对轧件施加超过材料屈服极限的力，使之产生弹塑性变形，从而将轧件矫直。图 2-1j 是矫直单板材的钳式拉伸矫直机。这种设备生产率低且夹钳夹住的部分要切除，造成的金属损耗太

10、大。图2-1k 是力平整组。他能对成卷带材进行粗矫，也能改善轧件的机械性能。图2-1l 是连续拉伸机组。它由两个力辊组成。拉伸所需的力由力辊对带材的摩擦力产生。这种矫直机主要用于有色金属。图2-1m 是带有力的辊式矫直机组。这种结构用于连续矫直高强度薄带材。但因辊式矫直机的工作辊很难单独调整，同时，在力作用下，工作辊容易窜动，因而影响了矫直质量。目前，这种结构的 矫直机已被拉伸弯曲矫直机取代。2.1.3 拉弯矫直机曲的基本原理是当带材在小直径辗子上弯曲时，同时施加力，使带材产生弹塑性延伸，从而较平。这种矫直机组一般用在连续作业线上，可以矫直各种金属带材（包 括高强度极薄钢板）。拉伸弯曲机组也可

11、在酸洗机组上进行机械破鳞，以提高酸洗速 度。上I ftr IF卬电：fa#工 命 胃 看匍建图2-1矫直机的基本类型2.1.4 管材、棒材矫直机管、棒材矫直的原理也是利用多次反复弯曲轧件，是轧件矫直。图2-1g是斜辗式矫直机。这种矫直机的工作辗具有类似双曲线的空间曲线的形 状。两排工作辗轴线相互交叉。管棒材在矫直时边旋转边前进，从而获得对轴线对称 的形状。图2-1h是“313”型辗式矫直机。这种矫直机的设备重量轻，易于调整和维修，用于矫直管棒材时，效果很好。图2-1i是偏心轴式矫直机用来矫直薄壁管。2.1.5 辗式矫直机在辗式矫直机上轧件多次反复弯曲而得到矫直。辗式矫直机生产率高而且容易实 现

12、机械化，在型钢车间和板带材车间获得广泛应用。辗式矫直机的类型很多，在图 2-1中图ch列出了几种主要的类型。图2-1c是 上排每个工作辗可单独调整的辗式矫直机。这种调整方式较灵活，但由于结构配置上 的原因，它主要用于辗数较少、辗距较大的型钢矫直机。图 2-1d是整排上工作辗平行 调整的矫直机。通常，出入口的两个上工作辗（也称导向辗）做成可以单独调整的， 以便于轧件的导入和改善矫直质量。这种矫直机广泛用来矫直412mm以上的中厚板。图2-1e是整排上工作辗可以倾斜调整的矫直机。这种调整方式使轧件的弯曲变形 逐渐减小，符合轧件矫直时的变形特点。它广泛用于矫直4毫米以下的薄板。图2-1f是上排工作辗

13、可以局部倾斜调整（也称翼倾调整）的矫直机。这种调整方式可增加轧 件大变形弯曲的次数，用来矫直薄板。2.2 矫直原理 1 .一 1若轧件具有单值曲率 一的圆弧，则用三个辗子使其反弯至曲率为且连续通r0过，即可完全矫直。但实际情况中，轧件的原始曲率沿长度方向往往是变化的，不仅 是多值的，而且弯曲方向也不同，所以仅用三个辗子的矫直方法是不行的。为了保证 矫直质量，必须增加矫直辗的数量。辗式矫直机一般至少要五个工作辗。本设计方案 采用的是上下辗平行排列的矫直方案，即上排辗相对下排辗平行排列，集体升降，矫 直时所有上排辗子的压下量相同，除首尾辗外，其余各辗子处轧件弯曲至相同的曲率 工。f当工 工时，矫直

14、原始曲率为 -0的轧件，若第2辗使 工变为,，第3辗 f wr0r。r1一 11使 一变为一，由于弹性变形不足和残余应力的影响，后面的辗子作用不大，轧件的0ri残余曲率会接近于-0O为了提高矫直精度，较彻底的消除残余曲率，必须ri11 O f w图2-2上下辐平行排列矫直原理图1. .1.1.如上图所小，轧件的原始曲率为一一0。通过第2辗子后， 一变为 一，残余曲r1r1r1率为-,通过第3辗子后，变为。和变为,残余曲率为 ror1ror1r1r2r1工；通过第4辗子后， 工变为工，残余曲率为 工一依次类推，残余曲率r2r1r2r2r3围逐渐缩小，经若干辗子后，残余曲率趋于定值。若矫直机的出口

15、辗的压下可单独调 整，则可完全消除该定值的残余曲率，即轧件得到完全矫直。实际上辗数是有限的， 只能达到限定的矫直精度，若是轧件反复通过矫直机，则起到增加辗数的作用，即可 提高矫直精度。2.3矫直机结构2.3.1 工作辗的布置方案按工作辗的调整方法和排列方式不同，工作辗的结构有以下几种基本形式：1）每个上辗可单独调整高度的。如图 2-3a,每个上辗都具有单独的轴承座和压下 调整机构，保证任意调整高度。此外通常还可以移动机架的上部分相对下部分进行集 体调整。能够得到较高的矫直精度。但结构复杂，所以在实际中一般辗数较少。2）上排辗子集体平行调整高度。如图 2-3b,上排辗子固定在一个平行升降的横梁

16、上，只能集体上下平行调整，所以辗子的压下量相同，结构比较简单。但这种调整方 式只能用较小的（甚至是最小的）有效弯曲变形，才能得到较高的矫直精度，否则将 出现较大的残余曲率。为解决上述缺点，通常出入口上辗为单独调整的。这种结构方 案广泛应用于中厚板的矫直。3）上排辗子集体倾斜调整。如图 2-3c ,上排辗子安装在一个可倾斜调整的横梁 上，由入口至出口轧件弯曲逐渐减小，可以实现大变形，小变形俩种矫直方案，能得 到较高的矫直速度，调整也很方便，所以应用广泛。图2-3 板材辐式矫直机上辐调整方案a-每个上辐单独调整；b-上辐集体平行调整；c-上辐集体倾斜调整图2-4混合排列的辐式矫直机a-入口平行、出

17、口倾斜；b-中间平行、俩端倾斜4）平行和倾斜混合排列的矫直机。如图 2-4, 一种是入口段为平行排列，出口段为 倾斜排列，增加了入口段轧件的大变形过程，可提高矫直质量。另一种是中间为平行 排列，俩端为倾斜排列，它不仅能提高矫直质量，而且可改善咬入条件和作用于可逆 矫直。2.3.2 支撑辗的布置方案1）垂直布置。支承辗仅承受工作辗垂直方向的弯曲。这种布置形式仅用于辗径与辗 身长度比值较大的矫直机。图2-5 板材矫直机支承辐的布置形式a-垂直布置；b-交错布置；c-垂直和交错混合布置2）交错布置。支承辗承受工作辗垂直方向的弯曲，矫直过程中工作辗比较稳定。与 垂直布置得想反，多用于工作辗辗径与辗身长

18、度比值较小的矫直机。3）垂直和交错混合布置。下排支承辗采用垂直布置形式，可漏掉辗间的氧化铁皮和 其他物质，从而减轻辗面磨损，可提高辗子寿命。这种布置形式多用于矫直带氧化铁 皮的热轧钢板。图2-6 双层矫直辐的矫直机示意图1-板材；2-工作辐；3-外层支承辐；4-中间支承辐4）双层支承辗。随着板材厚度的减小，矫直机工作辗辗径和辗距相应减小，则支承 辗直径可能受到限制，为加强支撑作用和扭转能力，增设大直径的外层支承辗和改为 层支承辗（中间支承辗）传动。目前这种矫直机用于铝及铝合金薄带的拉弯矫直机组对于板材，尤其是薄板，不仅在纵向上具有弯曲变形，而且在横向上也具有弯曲变形，如瓢曲和浪形，严重影响板

19、形质量，因此，根据不同的矫直工艺要求，支承辗又分一 段、二段、三段的和多段的若干种。右图 2-7所示为三段式 支承辗矫直方案，其各段支承辗可单独调整压下，沿工作辗 长度方向可使带材产生不同的变形，能够消除俩边或中间或 一边的板形缺陷。上下各段可对称布置或交错布置。图2-7双边浪形（上），中间瓢曲（中），单边 浪形（下）2.3.3 工作机座的结构形式1 .台架式这种矫直机机座由上台架、下台架和立柱三个主要部分组成。立柱同时也是压下 螺丝。压下螺丝（或螺母）转动，可以调整上、下台架的相互位置，从而也调整了矫 直辗的压下量。中厚板矫直机大多是台架式的，它的上台架可以整体平行压下和整体倾斜压下。图2-

20、8 集体驱动压下装置a-两级蜗杆减速 b-两级蜗杆减速c- 圆柱齿轮-蜗杆减速整体平行压下，其压下机构是集体驱动的，如图 2-8所示；整体倾斜压下是由两套驱 动装置完成的，如图2-9所示。图2-9整体倾斜调整台架式矫直机压下装置布置示意图a一圆柱齿轮-蜗杆减速b 一两级蜗杆减速图2-10 11- 260/300 X 2300钢板矫直机总图1-压下传动装置；2、9-支承辐调节装置；3、7-上下支承辐；4、8-上下台架；6-上下工作辐；10-紧固螺母；11-立柱；12-压下螺母；13-齿圈；14-平衡螺母；15-托盘；16-平衡弹簧；17-手轮；18-压下螺丝；19-出入口 工作辐图2-10是一台

21、11-260/300X2300矫直机的结构图，这种矫直机的结构特点如下：1）矫直机上排辗是整体平行调整的（出、入口工作辗可以单独调整），因此，上台架4只是由一台双输出轴 电动机分别通过两级蜗轮减速机同时转动四个立柱上压下 螺母。压下装置中的四个立柱同时是压下螺丝，它们由螺母10固定在下台架8上。在调整压下时，立柱不动，而是压下螺母 12和平衡螺母14随上台架一起移动。压下螺母同时也是压下减速机的蜗轮。为了消除压下螺母和螺丝之间的间隙，装设了同步弹 簧平衡装置。在托盘15上的平衡弹簧16通过拉杆平衡整个上台架及上面机件的重量 （过平衡）。压下螺母12与平衡螺母14由齿套13联接。托盘15通过平面

22、轴承支托在平衡螺母上。这种装置可使平衡弹簧随着台架升降。在调整压下量时，弹簧 16不产生附加变形。2 .牌坊式牌坊式矫直机的机架牌坊可以是开式的也可以是闭式的。图2-11是横切机组中的一台11辗矫直机结构图。它采用了闭式牌坊。矫直机上排工作辗既能整体平行调整，又能整体倾斜调整。牌坊式工作机座的特点是强度和刚性较好，辗子的调整和拆卸方便。故新设计的薄带矫直机常采用这种形式。它的缺点是结构较复杂，外形尺寸也较大图2-11 11-90/100 X 1700钢板矫直机总图1、4-牌坊架；2-上横梁；3-电动机；5-凹弧面移动滑座；6-凸弧面摆动横梁；7、10-支承辐；8、9-工作辐；11-小齿轮；12

23、-手轮；13-连杆；14-扇形齿轮；15-偏心轴；16-压下螺母；17-压下螺丝；18-滑块；19-弧形导 板；20-平衡梁；21-滚动轴承；22-螺栓；23-螺母；24-楔块；25-支座；26-悬臂轴；27-轴承2.3.4主传动系统1 .机列布置机列布置是指电动机、传动装置和工作机座的总体安排。他取决于车间与之联系的设备布置情况、安置该矫直机的面积亦即传动装置的布置形式等。图 2-12是几种典 型的机列布置示意图。图2-12a是机列布置中最简单的一种，扭矩由电动机经联合减速机传到工作辗 由于减速机与齿轮座放在一个箱体，机列布置较紧凑，占地面积小，重量轻，润滑集 中。但是，联合减速机结构较复杂

24、，比较不容易加工制造和维修。图2-12b是电动机经减速机传到齿轮座，齿轮座再通过几根输出轴传动工作辗的 布置形式。这种布置方式中的减速机与齿轮座的结构均较简单，但机列长度较长。当 电动机功率超过6080千瓦时，通常采用双电机驱动（表 2.2图c）。这样不仅可以使 减速机负荷均匀，而且可缩短机列长度。一般情况，这种布置方式的机列总宽均不超 过工作机座的宽度，故适于在连续机组中布置。图2-12d除具有图b、c的优点外，还有机列总长度较短的优点，只是这种布置形 式需要使用较为复杂的伞齿轮减速机。图2-12几种典型的机列布置示意图些包幼装置篁无度H理加制叶代制君董国节淮上受胤|般何口掰部用两相 釉味词

25、题后冽出轮座时图 2-12e 与图 2-12d 相似，但是采用了球面蜗轮减速机。一般只在齿轮座必需采用两根相距较远的输入轴时，才使用这种布置形式。图2-12e 与图 2-12d 所示的机列其宽度很大，只是在机列长度受限制时，才采用。2 主传动系统主传动系统包括减速机、齿轮座和万向联轴节等。（ 1） 减速机。在矫直机主传动系统中，减速机除有减速作用外，还有均衡分配传动扭矩的作用，因此也称减速分配器。它有三种主要形式：圆柱齿轮型、圆柱-圆锥齿轮型和蜗轮型。在这种形式中，每种又可分为单支（指单根输出轴）、双支、三支和四支等几种结构（图2-1 ） 。在辊数大于7 的矫直机上，不易使用单支减速分配器。这

26、是因为传递的总扭矩大，齿轮座的齿轮尺寸也大，使齿轮座输出轴的间距很难与矫直机辊间距相适应。因此，在辊式钢板矫直机上，大多使用多支的减速分配器，这样也可使齿轮座的载荷均匀。由于矫直机的第三辊（或第二辊）受的矫直扭矩最大，因此，对该辊要尽可能由减速机的一根输出轴经齿轮座直接传动，以减轻齿轮座的负荷。优势，为适应矫直机在连续机组中的安装，将矫直机设计成可以双向进料的结构。这时，矫直机另一端的第三辊（或第二辊）也由减速机的一根输出轴传动。在这种情况下，减速机中心距总和应等于齿轮座两边第三轴或第二轴之间的距离（图2-1 ） 。这一值受齿轮座最大中心距的限制。齿轮座最大中心距是按照矫直辊最大中心距和万向接

27、轴的长度以及接轴倾角不超过6°的条件确定的。在综合考虑上述因素后，选定减速机中心距，然后对减速机、齿轮座的齿轮和轴进行强度校验。如计算结果不能满足，则考虑增加减速机支数。在某些情况下，也可将直接传动第三辊改为传动邻近的辊，以改变齿轮座的负荷分配情况。圆柱齿轮减速机的制造和安装较为简单，因此在矫直机主传动系统中获得广泛应用。在制造能力许可下，也可使用联合减速机。将减速机和齿轮座连成一个整体，可减少传动件，且结构紧凑，能减小机列总长度。（ 2） 齿轮座一般情况，为防止钢板在工作辊间打滑，辊式钢板矫直机所有的工作辊都是驱动的。齿轮座的作用是将减速机传来的扭矩分配给各个矫直辗。齿轮座输入轴数

28、目与减速机的支数相同。每根输入轴带动一组齿轮。在输入轴数量较多时，各组齿轮之间互不联结，以避免功率传递路线闭合，恶化齿轮啮合条件。按照齿轮的啮合列数，可分为单列齿轮座和多列齿轮座。单列齿轮座的制造、安装简单，各齿轮轴和轴承可以通用且齿轮轴的刚性高。一般在工作辊距小于50 毫米时，一采用这种形式。与单列齿轮座比较，多列齿轮座的总中心距小，因为每对齿轮的齿宽是根据传递的扭矩确定的，同时，齿轮避免了重复啮合，因而可适当减小中心距。多列齿轮座的齿轮轴刚性较低。为保证齿轮轴的刚度，通常只在辊距大于50 毫米时才采用这种结构。由于在矫直机的功率中，轴承摩擦损耗占得比重较大，所以齿轮座、减速机和矫直机本体一

29、般均采用滚动轴承。（ 3） 万向联轴节由于齿轮座的总中心距大于矫直机的总中心距，因此齿轮座输出轴与矫直辊采用万向联轴节联接。矫直机上常用的万向联轴节除了一般的滑块式叉头扁头型外，在辊径小于120 毫米时，也采用球型万向联轴节。球型万向联轴节有多种型式。图2-12 是钢球上带有十字槽的结构。齿轮座传动端的叉头6 通过方槽孔，套在齿轮座输出轴上，叉头6 的另一端通过带槽的球2 （见图2-12b）与叉头5相连接。同样工作辗端的叉头1也通过球2 与叉头3 相连。拆卸接轴时，需将花键轴上的柱销取下，脱开接轴将轴折转90°，即可将叉头从钢球上取下。在小辊距矫直机上也可采用简易型钢球万向接轴（图2

30、-13 ） 。这种联轴节中采用标准钢球（GB308 64） ，它只起定心作用，矫直扭矩是靠两插头的侧面直接接触来传递的。这种联轴节结构简单，易于制造。拆卸时，松开钢丝6，去掉夹木7，叉头3 即可沿轴向取下。在有的矫直机上还采用滚动轴承铰链式万向联轴节，其允许倾斜角度可达18 °，但结构尺寸较大。图2-12带槽球形万向联轴节a-联轴节结构；b-球结构1-工作辐端叉头；2-带槽钢球；3-接轴叉头；4-接轴；5-接轴叉头；6-齿轮座端叉头图2-13简易球形万向联轴节1-叉头I; 2-钢球；3-叉头口； 4-接轴；5-导向键；6-紧固钢丝；7-夹木三、设计计算3.1 矫直机基本参数的确定3.

31、1.1 辗距t的确定辗距t的确定对保证矫直机的矫直质量有重要影响。在矫直轧件时，其基本条件是轧件应产生弹塑性弯曲变形，例如，对钢板矫直机，根据 1前面几个辗子的反弯曲率必须满足下列条件：Eh(3-1)显然，若板材的E已确定，则6s越大或h越小，反弯曲率半径p也应越小。与此对应，矫直辗径D与辗距t也应越小。确定辗距的原则是既要保证轧件矫直质量，又要满足辗子的强度条件。最小允许 辗距受辗子强度条件限制；最大允许辗距取决于轧件矫正质量。根据【1】得最小允许转距为：(3-图3-1最大允许辐距t max的确定如图3-1所示根据1 p369得最大允许辗距为:tmax0.35hmin-Es一 一 一 5(3

32、-1.6 2.1 10235500.42mm0.35 3)根据经验值辐距取 t=155mm3.1.2 辗径D的确定由下表可知道工作辗直径 D=0.95t=147.25mm 圆整取D=150mm表31辐径与辐距的比值矫直机类型D/t矫直机类型D/t薄板矫直机0.90.95厚板矫直机0.70.85中板矫直机0.850.90型钢矫直机0.75 0.903.1.3 辗数n的确定增加辗数即是增加轧件的反弯次数，辗数增加有利于提高矫直质量，但也会增加轧 件的加工硬化和矫直功率，为此，选择辗数的是在保证矫直质量的前提下，使辗数尽 量少。辗式矫直机常用的辗数如下表：表3-2 辐式矫直机常用辐数矫直机类型辗式钢

33、板矫直机辗式型钢矫直机轧件不恢钢板厚度mm中小型型钢大型型钢0.25-1.51.5-6>6辗数n19-2911-177-911-137-9因为用于矫直带头 所以选择5辗3.1.4 辗身L的确定辗身长度L取决于轧件最大宽度，根据1得:L=bmax+a(3-4)当 bma<200mm寸，a=50mm ；当 bma)>200mm寸,a=100300mm。所以 L=1380+300=1680mm 取 L=17003.1.5 矫正速度的确定矫直机的矫正速度主要由生产效率确定，要与轧机生产能力和所在机组的速度相 协调。查1表 11-6,=0.16.0m/s 在此取 =0.5m/s。3.2

34、 矫直力与矫直力矩的计算1.矫直力的计算图3.1工作辐受力情况根据文献1可知，各辗子上的力可以根据轧件断面的力矩平衡条件求出，即:式中：t 矫直辗辗距PlP2P3P4P5 M2|(2M2|(M3M3)2M 3 M4)2M4 M 5)(3.5)今假设第2、3、4辗下轧件弯曲力矩为塑性弯曲力矩Ms；由文献2 , 5-12得辗式矫直塑性弯曲力矩为Msbh2max =550421380 4.043036 103 Nmm其中：s （42CrMo）为矫直辗屈服极限，s=550MPa。将上述三个假设代入式（3.3）,可得出各辗下矫直力的计算式为:2d =2M s=39.17kN tP2=6 M =117.1

35、0kN t sB=8M s=156.68kN tF4=_6M =117.10kN t s-2P5 = -M s= 39.17kN t故作用在上下辗子上的压力总和为：n(3.6)p= pi =R+P2+ P3+F4+P5=469.02kN12.矫直力矩的计算：矫直过程按照以下假设进行分析：1）认为各辗下的弯曲力矩Mi均是塑形弯曲力矩Ms；2）认为弹复变形不属于耗能变形；3）除原始曲率外，其余各辗下的残余曲率（也就是下一辗的原始曲率）都等 ro于小变形矫直方案中的残余曲率最大值一 ,一 11 ,取大值：一一。 max；n4）对具有原始曲率0的轧件，可假设其平均原始曲率为：0 min11c 1一=0

36、 2r0 minr02 r0 min式中0 min的数值，对于钢板,min= 103%，h为轧件厚度。按照上述假设，矫直辗上的矫直力矩为:一 D 一 1-M k Mwe 2n-72r。1maxri(3.7)其中，按照下列回归经验公式可以近似计算1一 maxrirismax= 0.6e-0.44 一 Eh0.6=0.6 1.51一max r1.5-0.44_ 10 r0 min =,h=1.64.0mm0.444003 =0.219048 0.22 210000 4 10 30.6e 0.44 s Eh235210000 410-3故:0.1287 0.13r0 min =2.518.75mmr

37、02 r0 min 537.5,1 ,1将一与一max代入式3.7中可得:r0 ri150M k303621八-一八32 5 70.136475 .28 kN mm36 10 33.3矫直功率的计算查文献1,辗式矫直机电动机功率可按下式计算:(3.8)d21N Mk P f2D式中:M k 总矫正扭矩， M k =6475.28kN mm；p 作用在矫直辗上的压力总和,p= 469.02kN ;f 矫直辗与轧件的滚动摩擦系数，对于钢板f =0.0002 ,如考虑可能出现较大的滑动摩擦，则对于钢板f =0.0008辗系轴承的摩擦系数，轴承0.01 ;D辗子直径，D= 150 mm ;辗子轴承处直

38、径矫正速度m/s,d=65 mmv =0.5m/s ;传动效率,减数器 齿轮座2联轴器2万向主妾轴=0.7680.98_2_20.990.99 =0.723 。所以电机功率:N=MkP(fd 2)一2 d3.225226.8(0.0008 0.010.0852 )2 1.1150 10 3 0.7236.475 469.02 (0.0008 0.010.065、)22 0.5-3150 1010.723=64.57Kw上述计算表明，第三根*昆子上受力最大，所以应对其进行强度校核。n图3-3 塑性变形折算系数a的计算图所以，查阅【5】，选用2台YTSZ355M1-配冶金用电机，其基本参数如下：额

39、定功率为200千瓦 转动惯量为8.05 kg m,额定转矩为1910nm 重量为1600 kg额定转速为980r/min总长度为1650mm宽度730mm高度1010mm俞出轴轴径95mm3.2.4工作辗的结构设计和强度校核(1)工作辗的结构设计因上下工作辗结构相同，故取上工作辗为研究对象工作辗采用如图3-4所示结构方案，查阅【3】选用42CrMo为轧辗材料。其拉伸强度极限b =1080MPa屈服极Bg强度 s =930MPa取安全因数n=5,则该材料的许用应力 =q=186MPa因轴端尺寸已定，所以依据【417-351 ,初选轴承型号为 nHR65KBE52X+L图3-4工作辐结构简图上图中

40、相关尺寸为：L=2334= 5mm c=198mm a=2096mm D=150mm d=65mm p=P3 30%=156.68 30%=47.00KN(2)工作辗的强度校核轴的计算简图如下:6745. 282KN nm图3-7工作辐的载荷分析图上图中相关尺寸为：b=1380mm L=2096mm c=198mm a=2334mm D=150mmd=65mm如图3-4所示，辗身中央断面2-2处的弯曲力矩为:图3-6轴端装配的详细设计方案28045KX 皿55072. 3kN nun78. 3-lkN1.3一)55.07kN m (3-11)8a b2.1M22 P( ) 156.68 (4

41、84则弯曲应力:M 2 2 2 230.1 D355.073 163MPa 0.1 0.153(3-12)2-2由弯矩图得 截面1-1处的弯矩为：15.7kN mM1 101d3弯曲应力为：15.73 117.95MPa0.1 0.1131-1s则扭转应力为:TZ-30.2dT6745.28Z30.2 0.116745.2825.33MPa(3-14)23_30.2D0.2 0.159.9MPa依第四强度理论校核得:(3-15)1-1断面pl 1123 12 1117.92 3 25.332125.79 MPa2-2断面p2 2；2 3 2 21 632 3 9.92 1 63.89MPa均满

42、足强度要求。(3)轴承校核前面已初选工作棍轴承型号为 23030C/W33调心辗子轴承，基本参数如下:d=65mm D=120mm B=56mmS本额定动载荷为 C=438KN图3-8轴承受力图每个轴承所受的径向力为：Fr1Fr2P3 30%2156.86 30%23.5KNP3-第三辗子所受轧制力因无轴向载荷，故 Fa 0Fr(3-16)所以径向当量动载荷:PrfP(Fr YFa)fp Fr 1.6 23.5 37.65KN其中fp -载荷系数fp=1.21.8,此处取1.6 p pFr -轴承所受径向力KNFa -轴承所受轴向力KN所以轴承寿命：L 10 (_c)h 60n pr3-171

43、06, 269、？()360 63.69 37.65183823.84h 100000hC-基本额定动载荷KNn-辗子转速 n 30v30 0.563.69r/minr 3.14 0.075 10£ -对于探子轴承一所以轴承寿命符合要求4夹送辐的设计与计算4.1夹送短的短径计算火送辗是为了改善矫直辗对板材的咬入条件而设置的。因此送料辗的压下是弹性 压下，其压力随板材的宽、厚不同而可以变化。在工作过程中，辗子压紧带材，带材受拉力 T的作用。带材对上下辗子的水平方向 摩擦力可按下式计算：T Ti T2 P2采用钢送料辗在冷状态下取=0.15,采用聚氨基甲酸或橡胶包层夹送辗时，取=0.20

44、.25 。在此取=0.2 。Ti T2 T 2 10kNP=T 2 =50kN1 .火送辗的辗径Dc：DcE h min210000 1.6400=840 mm按照设计要求，在此初定Dc=500mm2 .求出辗子传递的功率P,转速n和转矩Mc,并确定最小直径d1）已给出火送辗的力为20kN,两个辗子上的摩擦力T1=T2=T=10kN,每个辗子2传递的功率P:P=10 0.5=5kW传动效率，22 n too=减数器 齿轮座万向才轴=0.768 0.98 0.99 =0.723 。所以电机功率：嘘 P/ 5/0.723 6.915辗子的转速n：6060v60 0.5n 3 19.1r/min2

45、De 3.14 500 10 3c辗子的转矩Mc：一 Dc一Mc=一 =10 500 2 2500 NJ - m22）初步确定辗子的最小直径：d A。3 P在此选辗子的材料为40Cr ,查文献3表15-3,选取A0=112,故：3 P5d A3.112 371.64mm.n ; 19.1在此初选d=75mm4.2 夹送辐的结构设计1. 联轴器和轴承的选择最小直径d=75mm辗子直径Dc=250mm联轴器的计算转矩：Tca=KA M。考虑到 转矩变化很小，查文献3表14-1取Ka =1.3。故Tca=3250Nm按照计算转矩Tca应小于 联轴器公称转矩的条件，查文献1第二卷6-2-18 ,选用S

46、WC-180A-165卵标准伸缩焊 接式万向联轴器。参数如下：公称转矩 Tn=12.5kN - m疲劳转矩Tf=6.3kN - m2. 滚动轴承的选择因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，且径向载荷较大，故选取 32220双 列圆锥滚子轴承。其径 d=100mm外径D=180mm宽B=46mm3. 轴承座的结构设计根据轴径大小与滚动轴承结构与尺寸，夹送辗轴承座的结构尺寸如图4.1所示:图4.1送辐轴承座结构4.根据轴的各部分尺寸和装配关系，作出火送辗的结构草图，如图 4.2:图4.2夹送辐结构草图详细尺寸见图纸。4.3 夹送辐的强度校核由于火送辗受到径向载荷，并且传递扭矩，应按照弯扭组合来校核

47、其强度。作出 其受力分析图、弯矩图和扭矩图如下：Il " 口工 " mh rr ）TTLhL-1S51Ri 286Fri + Fr2PTc=1275NmM max=ql22PI2求得：Fri Fr2=25kN；由弯夕！图得 Mmax= 17625Nm 在最大弯矩处进行弯曲校核（截面 2-2）按照第三强度理论来进行强度校核，即:,M max-Tc2323 .176252 250020.5=1.45MPa<=156MPa 符合强度要求危险截面处进彳r强度校核，按照第三强度理论来进行强度校核1 2-2-32 w2 - -2 M max Tc 3 ' 90002500

48、W0.156=25.1MPa<=156MPa 符合强度要求对轴头进行扭转校核T0.1d325000.1 0.075359.25MPa80所以轴头强度符合要求所以轴颈处材料选40Cr,最小轴径d=75mr®符合设计要求的。故，最终确定火送辗的 结构参数：辗径 Dc=500mm最小直径d=75mm4.4 夹送辐轴承的寿命校核图3-8轴承受力图每个轴承所受的径向力为:Fr1Fr2P 30%250 30%27.5KNP-辗子所受轧制力因无轴向载荷，故 Fa 0Fr所以径向当量动载荷:Pr fp(Fr YFa)fpFr1.6 7.512KN(3-16)其中fp -载荷系数fp=1.21.

49、8,此处取1.6Fr -轴承所受径向力KNFa-轴承所受轴向力KN所以轴承寿命:Lh上)1061060 19.1=5047358.3h3-17C- 基本额定动载荷322KNn- 辗子转速 n 30v30 0.5 3 19.1r/minr 3.14 0.53£ -对于滚子轴承3所以轴承寿命符合要求3.2.5压下机构的设计计算参数要求：电动机压下速度v=0.5mm/s 最大压下量为22mm牙型选择：考虑到螺杆要承载较大力，所以选择锯齿形螺纹，因为锯齿形螺纹适用于 单向受力条件，且承载力较大。d(1)压下螺丝直径为:(3-18)所以d97.7mm4 898.56 10003.14 120

50、106其中，P为单个承载螺杆所受轴向力，即11 ,、P= R P2 P5 Pl = (288+864+1048.3+960) =790.08KN44螺杆采用铸钢 ZG270-500,屈服极限=270MPa根据相关设备经验值选取d=180mm查阅【4】5-26,螺距 P=8mm中径d2=174mm小径di=166.116mm 与其配合的螺纹参数如下：D2=174mmDi=168mm(2)螺纹牙的强度校核图3-14螺纹牙简图如上图所示：螺纹牙危险截面aa的剪切强度为FDbu84.3 1033.14 180 10 3 0.75 8 10 3 5.46364.5MPa(3-19)其中，为零件材料铸钢Z

51、G310-570的许用剪切应力186 MPaF为单个螺栓柱所承受的压力螺纹牙危险截面aa的弯曲强度为：D6FlDb26 84.3 103 3 10 32 13.6MPa3.14 180 10 30.75 8 10 35.4636(3-20)其中， b 为螺栓材料铸钢ZG310-570的许用弯曲应力310 372MPa ;b为螺纹牙根部的厚度；l为弯曲力臂 l D-22180 17423mm。满足强度要求。(3)压下电动机的选择粗略计算整个压下部分的总重:G总G工作辐 G支承辐 G上机架G压下装置15127 5 7557 3 202600 36245(3-21)337.151KN1则单根螺柱的受重为P= G总=84.3KN4则压下螺柱的传动力矩：一c d2,、MR -tan(a)217484.3 tan(5.7 0.839)(3-22)2842N MP1-作用在一个压下螺丝上的力 KNd2螺纹中径mm-螺纹上的摩擦角。arctan 22一般取 0.1arctan0.1 5.7t 螺距mma -螺纹开角，根据3得t a arctanD2,8arctan3.14 1740.839根据【1】得压下螺丝的电动机传动功率为:MnN 4 -9550 i，84