1250HC轧机主传动设计

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，如轧辗、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辗，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；轧辗；主传动系统；电动机；齿轮座TheDesignOfTheMainDriverOf1250HCMillAbstractThisdesigntothehcmillmaindrivestructure.Maindrivesystemofsteelrollingismainlycomposedofmotor,shaftcouplingandframe.Thisdesigniscarriedoutonthehcmillmaindrivesystemdesign,includingmotor.couplingandframe,throughthecalculationofrollingforcecanparameterandintensityanalysisofthepartstocompletethedesigncontent.Sothattheuseofdesigntomeetrequirementsandisreasonablypracticable.andthenrollingforcecanbecalculatedparameters,andinaccordancewiththeresultscalculatedtoselectthemotorandcheckthecalculation,whilethemaincomponents,suchasroller,connectingshaft.transmissionshaftandtoothstrengthandwearresistanceofthechecktoensurethattheuseofthesafetyandreliability,thelastoftheLubricationAnalysisofasimplemanner,ontheeconomyisalsoanalyzed.Consideringthecostproblem,motorwithlowcosthighspeedofacmotor.Intheprocessofdesign,weshouldconsiderthepracticalitymanufacturingdifficulty.Economicfactorsandproblemsencounteredintheactualproduction.Gearstand:usedtotransfertorquetoworkroll.thedesignUSEStwoequaldiametercylidricalherringbonegearintheverticalplaneinarow.packedinthesealedenclosure.Coupling:thegearreducerandconnectingshaftofasecureconnection.Themainmotorwithplumblossomjointshaftcouplingingeneral.Keywords:rollingmill;roll;TheMainDriver；Electric；RollerTOC\o"1-5"\h\z.绪论1选题背景和目的1国内外发展情况1课题研究的主要内容2.总体方案设计4轧钢机主传动装置的类型4单机座轧钢机4多机座轧钢机主传动类型4方案对比与选择4各零部件类型选择的确定5电机5齿轮座6联轴器6轧辗轴承选择6.轧制力能参数的计算7轧制力的计算7设计参数7轧辗主要尺寸的选择7轧制力的计算8轧辗力矩的计算10.主电机容量选择14初选电机14主电机力矩15电机的校核16.轧辐计算及强度校核17工作辗强度校核18支承辗强度校核19工作辗与支承辗间的接触应力校核20校核最大正应力20校核轧辗内最大切应力21校核轧辗内最大反复切应力22.轧辐轴承的选择23轴承选择23寿命计算23.齿轮座齿轮的设计与强度计算25齿轮座齿轮的确定25按齿面接触强度设计25按齿根弯曲强度设计28几何尺寸计算30.联接轴的弓5度计算31开口式扁头的强度计算31叉头的强度计算33轴体强度计算33万向接轴的许用应力34.润滑方式的选择35润滑方式的类型35轧机常用润滑系统简介35各部分润滑方式的选择37.环保性及经济分析38设备的环保分析38设备可靠性分析38设备经济性分析39结论错误！未定义书签。致谢41参考文献42.绪论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。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（HighCrowmControlMill）。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。由于它的中间辗可轴向移动，因此具有良好的板型控制能力。其主要结构特点是：在支撑辗和工作辗之间加入一对能够沿着轧辗轴向相对移动的中间辗，通过中间辗的相对移动来改变轧制压力在带钢方向上的分布，加上工作辗的正负弯辗作用，对改善带钢板形起到了明显的效果。由于HC下中间辗，可以消除普通四辗冷轧机无法克服的辗问有害接触部分。与四辗轧机相比，该冷轧机既是一台四辗轧机，又是一台六辗HC轧机，具有以下优点：（1）由于工作辗的辗径较小，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）中间辗的轴向移动与工作辗的正负弯辗相配合，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辗缝。提高了调节板型的能力，可获得最佳扳形高质量带材。（3）工作辗辗形采用圆柱形，不仅减少了轧辗的备用量，简化了轧辗管理，而且也减少了轧辗的磨削量，节约了轧辗。更重要的是当改变轧制计划时不需要更换轧辗，节约了换辗时间，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辗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六辗轧机安装在日本日立研究所，轧机尺寸为6100/（|）130/（|）300x400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六辗轧机，尺寸为6400/（|）530/（|）1420x1420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。它具有普通四辗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六辗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辗及六辗冷轧机108台，其机组设备布置齐全，生产能力可达到2100kt/a,二辗冷轧机约3020台，生产力可达到450kt/a,总计冷轧板带生产力可达2550kt/a,至ij2005年底，我国四辗轧机的生产能力为2120kt/a,二辗轧机为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，四辗及六辗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。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，对轧辗主要尺寸进行确定，计算轧制力来确定轧制力矩，然后进一步选择主电机容量，设计轧辗并对轧辗的强度进行校核，进而对轧辗轴承的选择，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。.总体方案设计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。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、联结轴而传给轧辗。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辗，两个轧辗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、联结轴而传给轧辗。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辗。方案对比与选择图2.1总体传动方案一图2.2总体传动方案二电动机2---联接轴3—齿轮座4---万向接轴5—轧辗传动方案一：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，联结轴传给轧辗的，齿轮座则可以平均分配转矩，使两辗的驱动同步，既转速相同，而方向相反，这样就可以实现两辗启动、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辗，提供的动力大，而两个电机的容量需求小，但不能实现两个轧辗同时驱动、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。各零部件类型选择的确定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辗，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。齿轮座当工作机座的轧辗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辗。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。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辗的。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辗调整量、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辗调整量不大的轧机，齿式接轴倾角较小但在高速下运转平稳可靠一般用于轧辗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。轧辐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，广泛用于四辗轧机的工作辗上。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。为了便于换辗，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，为防止对辗颈的磨损，要求辗颈硬度为HRC=32~36。同时应保证配合表面经常有润滑油。.轧制力能参数的计算轧制力的计算设计参数材质：20A钢；原料宽度B=1100mm；卷重：16t;轧制速度v=12m/s；轧前厚度：h0=0.72mm；轧后厚度：％=0.6mm；压下量：△h=0.12mm；后张力：T0=16000N；前张力：T1=18000N。轧辗主要尺寸的选择1、工作辗及支承辗辗身长度选择L=bmax+a(3.1)式中：L辗身长度，mm；bmax所轧钢板最大宽度，bmax=1100mm；a视钢板宽度而定，当bmax=400~1200mm时，a=100mm。代入式(3.1)得L=1200mm。考虑到其他原料尺寸及工作辗和支承辗关系，工作辗辗身长度取L〔二1250mm。中间辗辗身长度取L2=1300mm。支承辗辗身长度取L3=1200mm。2、工作辗和中间辗以及支承辗参数选择(1)HC轧机轧辗直径的选取减少工作辗直径可采用大压下量，但工作辗直径过小，对大压下量也有不利的一面，因此，存在着最佳工作辗直径。HC$L机工作辗直接与轧件接触，直径影响带钢的扳形，通常工作辗直径为：Di=(0.2~0.3)B式中：Di—工作辗直径(mm)B一带钢宽度选取D1=300mm。中间辗(D2)直径对带钢板影响较小，故其选择范围较宽。在选择中间辗直径时应考虑使用后在当工作辗用，故应应比工作辗直径大些。所以选择D2=400mm。支撑辗(D3)是承受轧制负荷，一股按轧制负荷的要求选择，也可以参考四辗轧机支撑辗的直径选择。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辗直径，故选较小的L/D3比值。D3=1200/(0.8〜1.8)=666.67〜1500mm选取D3=800mm。对于六辗轧机，为减少轧制力，尽量使工作辗直径小些。但工作辗最小直径受辗颈和轴头的扭转强度和轧件咬人条件的限制。轧辗的工作直径Di应满足：Di>(3.2)-cos二式中：O最大咬入角，由文献［1］可知最大咬入角0=3~5°;&h压下量，mm。代入式(3.2)得DB(132.65〜234.78)mm可知工作辗直径满足咬入条件。3、轧辗辗颈尺寸d的确定使用滚动轴承时，由于轴承外较大，辗颈尺寸不能过大，一般选：d=(0.5~0.55)Dd1=(0.5~0.55)300=150〜165mmd2=(0.55〜0.55)X400=200〜220mmd3=(0.75〜0.8)>800=600〜640mm考虑轴颈和轴头的扭转强度因素，取d1=160mm,d2=200mmd3=600mm。3.1.3轧制力的计算冷轧钢板采用斯通公式计算Pm=(k—am*)Xm(3.3)式中：Pm——平均单位压力，MPa；m——考虑轧辗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；仃m——水平张应力。由文献⑴可得计算---压下率k=1.15--S0--S1(3.4)d100%=T100%=67-27%/=h0』100%=2.2-。6100%=72.73%ho2.2所以由文献［1,图2-12a］可知：as0=880MPa(3.5)二s1=91MPa所以k=1.15880910=1029.25T0T1bh)1600020.2MPa11000.72180027.27MPa11000.6二0二120.227.27=23.735MPa(3.6)求压力增加系数:(3.8)eX-1

m二(3.8)X常数，对于钢轧辗:R431.65610mm3/N90600(3.9)轧制前后轧件的平均高度:h常数，对于钢轧辗:R431.65610mm3/N90600(3.9)轧制前后轧件的平均高度:hOh120.720.6=0.66mm(3.10)接触弧水平投影长度：l=Rh(1500.12)=4.24mm(3.11)由文献［1,表2—4］取摩擦系数卜=0.05所以：Z=(hm)20.054024)2:0.1030.66(3.12)-0j1口30.05(3.13)Y=2C(k-1)=21.65610-(1029.25—23.735)(3.13)2hm0.66=0.25查文献［1,图2—25］得：X=0.53eX-12.72053-1所以：Pm=(k-二m)=(1029.25-237.35)=1045.16MPaX0.53考虑轧辗弹性压扁后的接触弧长度-1XhmMXhmM-0.530.660.05=6.996mm(3.14)(3.16)(3.17)(3.16)(3.17)(3.18)(3.19)(3.20)Bm=1100mm所以轧制力P=PmBml,=1045.1611006.996=8.043103KN3.2轧辐力矩的计算1、六辗轧机轧制工作辗受力分析工作辗驱动六辗轧机轧辗受力见图3.1,由文献［1］得计算轧制力公式如下Mk=Mz+MR+Mf1Mz=PaMr=RcMf1=F.1p图3.1工作辗传动六辗轧机轧辗受力图式中Mk驱动一个工作辗力距，N・m；Mz——轧辗上的轧制力矩，N・m；Mfi轧辗轴承处摩擦力矩，N・m;Mr——支承辗对工作辗的反力对工作辗的力矩，Nm；P——轧制力，kN；a轧制力力臂，mm；R——支承辗对工作辗的反力，kN；c反力R对工作辗的力臂，mm；F——工作辗轴承处反力，kN；pi、p2——工作辗和中间辗轧辗轴承处摩擦圆半径。(3.21)式中di、d2工作辗和支承辗轴颈直径mm；[1轧辗轴承摩擦系数，由文献［1］知仙=0.004;代入式(3.21)数据得p1=0.6mm,p2=0.8mm。2、力臂计算⑴计算a由文献［1］可知a=L=2.12mm2(3.22)MZ=Pa=80432.12=17051.16(Nm)(3.23)T1-T0.18000-160003当T1AT0时：aaarcsin=arcsin=7.124x102P28043103(3.24)e.5八…a-arcsin=arcsin=0.8185D1D2300400122222式中前后张力对轧制力作用点及前后张力大小有关;工作辗与中间辗连心线与垂直线夹角;e工作辗轴线相对于支承辗轴线偏移距一般e=5~10mm,取e=5mm；(2)计算c由文献［1］可知P1R==8043万=8044.6KNcosC)0.9998(3.25)Di300c=mcoSY+—sin*=0.30.99998——0.8249=1.125

22(3.26).:?2m,0.80.3-…,Y=arcsin=arcsin=0.3151D22002(3.27)式中：丫一轧辗连心线与反力R的夹角;M—R力在工作辗与支承辗接触处偏离一滚动摩擦力臂的距离,m=0.1~0.3mm；取m=0..3mm；代入式(3.32~3.24激据得丫=01854.46,8=0496.6,c=1.125mm。(3)计算各道次轧制力矩由文献［1］可知F=Rsin(i)Psin二8044.60.019880437.12410」(3.28)=216.58KNMf1=FR=216.580.6=129.95(Nm)(3.29)Mk=MzMrMf1=17051.169049.09129.95=26231.01(Nm)Mke=2Mk=52462.02(Nm)(3.30)式中：Mke——驱动两个工作辗总传动力矩。4.主电机容量选择初选电机由文献［1］可知：(4.1)Mkni(4.1)N——(kw)9550式中：n1工作辗转数r/min；(4.2)60v6012(4.2)n1==760/min二D13.140.3v——轧制速度；“一一总传动效率电机额定力矩：(4.3)Mer=9550N^L(4.3)□er式中：N——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‘‘知"联=0.99；"潼=0.98;“万—0.99(4.4)主电机到轧辗之间的传动效率『="联方万，衮动=0.99M0.99父0.98=96.04%(4.4)代入式(4.1)一Mkn126231.01764.33N===2185.95(kw)9550955096.04%初选电机功率Ner=2200kW,选电机型号90L,电机转速ne=760r/min代入式(4.3)数据得:Mer=95502200Mer=95502200760=27644.74Nm4.2主电机力矩主电机上的力矩由四部分组即一MiMfiMzMD=Mf2Mkon_Mdon=MfMkon_Mdon(4.4)ii式中：Md——主电机力矩，kN・m；Mz——轧辗上的轧制力矩，kNm；Mf——附加摩擦力矩，即轧制时由于轧制力作用于轧辗轴承、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，轧辗运转速度不均匀时，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——电动极和轧辗之间的传动比，此设计方案电机直接驱动轧辗，i=1;1、计算空转力矩MkonMkon=(0.03~0.06)Mer=0.05Mer(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：Mf1TOC\o"1-5"\h\zMf=Mf2(4.6)i’1、Mk126231.01Mf2=-1k(-1)x=27582.56Nm(4.7)FJi0.9511代入式(4.6)得：Mf=27712.51NmMj=MZMfMk0n=46145.91N(4.8)式中：Mj——推算到电动机轴上的总静力矩，N•m。平稳运转时动力矩Mdon=0,所以Md=46145.91Nm4.3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=Mmax(4.9)K式中Mmax-――静负荷图上的最大力矩，N-m；K——电动机过载系数，由文献［1］知不可逆电动机K=1.5~2.0。Mmax=MD=46145.91N-m代入式(4.9)数据得M4614591K=Mmax=46145.91=1.67<1.5~2.0,满足设计要求。Mer27644.74.轧辐计算及强度校核总的来说，轧辗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辗制造过程中形成的残余应力等）的综合影响。具体来说，轧辗的破坏可能由下列三方面原因造成：（1）轧辗的形状设计不合理或设计强度不够。（2）轧辗的材质、热处理或加工工艺不合要求。（3）轧辗在生产过程中使用不合理。由此可见，为防止轧辗破坏，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辗进行强度校核。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，设计时对轧辗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辗的安全系数中（为了保护轧机其它重要部件，轧辗的安全系数是轧机各部件中最小的）。六辗轧机支承辗的抗弯系数较工作辗大得多，在轧制时的弯曲力矩决大部分由支承辗承担。在计算支承辗时，通常按承受全部轧制力的情况考虑。此设计六辗轧机由工作辗传动，工作辗只受扭转切应力。中间辗作为传递力的作用，同时受到上面工作辗的作用力和下面支撑辗给的力，两种力相互抵消。支承辗刚性几乎承受全部弯曲应力，工作辗与支承辗之间存在接触应力。工作辐强度校核工作辗材料选50CrMnMo,q=785Mpa,对工作只校核扭转强度，工作辗的扭矩图见图5.1I_1560MflMfiMflMfic1440c・■T一―，考虑到轧制其他钢种和其他轧制规格，取驱动一个辗最大力矩MK=26.23kN-m由文献［6］可知6MK(5.1)T=-(5.1)max..2hb式中：・max——轧辗扭转应力，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=3/4xb=108mmo代入式(5.1)得max=93.7MPa。由文献［1］可知，取安全系数n=5。785［二］=157MPan5

[]=0.6[二]=0.6157=94.2MPa所以Hmax<h］可，知工作辗强度满足要求支承辑强度校核支承辗材料选合金锻钢查文献［1］可以知支承辗强度极限仃b=700~750MPa,许用应力Rb=140~150MPa。支承辗的弯矩图见图5.2,在辗颈的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。图5.2图5.2支承辐的弯矩图1-1断面和2-2断面强度校核由文献[1]C14pg0.2d.(5.2)2-2PC由文献[1]C14pg0.2d.(5.2)2-2PC20.2d(5.3)2-2式中仃一、仃2N——1-1和2-2断面处的弯曲应力，MPa；ci、C2——1-1和2-2断面至反力P/2处的距离，mm；TOC\o"1-5"\h\zci=l/2(5.4)C2=l/2r(5.5)d1-1、d2-21-1和2-2断面直径，d1-1=d3=600mm；3d2-2=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(5.2~5.6卿d2-2=700mmC1=300mmC2=350mm二1」=55.85MPa<Rb二2n=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(5.7)由文献［1］(5.7)3!10—二0.4D32式中仃3工——3-3断面处弯曲应力，MPa。代入式(5.7)数据得：I%3=125.67MPa<Rb可知3-3断面满足强度条件。工作辐与支承辐间的接触应力校核六辗轧机支承辗和工作辗之间承载时有很大的接触应力，在轧辗设计及使用时应进行校核计算。校核最大正应力仃max由文献［1］得公式：O"(5.8)=2qO"(5.8)ma=二b(5.9)b=2q(KiK2)DiD2

一\DiD2(5.9)式中：:max——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/mmq=P—PG(5.10)L3其中，P、Pg为轧制力和支承辗重量，支承辗重量由平衡系统承担可以忽略取p=Pmax=10MN;Ki、K2——与轧辗材料有关的系数；i-、2i-、2Ki=,K2=(5.11)E1二E2其中，玲、9及Ei、E2为两轧辗材料的泊松比和弹性模数。由文献网得'='2=0.3Ei=173GpaE2=206Gpa代入式(5.8~5.11激据得q=7692.31N/mm,Ki=1.6710-6MPa-1,K2=1.41X0-6MPa-1,仃max=1677MPa本轧机支承辗辗面硬度HS=40~60,由文献［1］知许用接触应力［o］=2000~2200MPa二max＜［二］可知满足接触强度要求。校核轧辗内最大切应力为保证轧辗不产生疲劳破坏应满足450(ma=0.304二maxW［］(5.12)式中：％5°(max)——轧辗内最大切应力,MPa；［t］——轧辗许用切应力，MPa。代入式(5.12)数据得%。,=509.81MPa,由文献［1］知。］=641~670MPa,可知45(max)%0(max)W[W]轧辗内最大切应力满足强度条件。校核轧辗内最大反复切应力zy(ma=0.256Cmax<[.](5.13)式中：Tzy(max)一—轧辗内最大反复切应力，MPa。代入式(5.13)数得zy(max)=429.31MPa,可知Zy(max)W[T]轧辗内最大反复切应力满足强度条件。.轧辐轴承的选择轴承选择本次设计的HC轧机选用四列圆锥滚子轴承，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。为了便于换辗，轴承在轴径上和轴承座内均采用动配合。由于配合较松，为了防止对辗颈的磨损，要求辗颈硬度为HRC32~36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。查文献［3］选382040型。寿命计算Lh吟Lh吟C)60nP(6.1)式中:Lh——以小时计的轴承额定寿命，h;n轴承的转数，r/min;C——额定动负荷，N,其值由轴承样本查得，选C=18500KN;10一10⑤——寿命指数，又t于球轴承名=3,对于俊动轴承昨一,取名=一；33P——当量动负荷，No当量动负荷由下公式求得：P=(XF,+YFJfFfT(6.2)式中：X——径向系数，根据Fa/Fr之比值，由轴承样本查得;Y——轴向系数，由轴承样本查得;Fr——轴承径向载荷；N；Fa——轴承轴向负荷，N；Fr二Fr二84032=4011.5KNfff=1.2~1.5fF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fT——温度系数，轧辗轴承一般只能在100oC温度以下工作，所以fF=1查文献⑶表7-5-28知e=0.32查文献[1]p101知Fa=0.02~01Fr因为——=0.02~01:二eFr所以查文献[2]表13-5得X=1,Y=0；代入公式（6.2）得：p-4813.8KN代入公式（6.1）得：Lh=1949h7.齿轮座齿轮的设计与强度计算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7级精度的人字齿轮(GB10095——88)。材料选为40Cr(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¥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z1=24,大齿轮的齿数为z2=3.2黑24=76.8,取z2=77选螺旋角=20°按齿面接触强度设计计算公式为:3dt-3dt-2KtT」-1(ZhZe)2」[二h](7.1).确定式内的各计算数据⑴.试选载荷系数Kt=1.6⑵.由之前计算知，传递转矩P1=F01=2200kW0.99=2178kW(7.2)n1=n0=760r/min(7.2)P1T1=9550」=27368.289Nmn1⑶.由文献［2］表10-7取齿宽系数：句=1.51⑷.由文献［2,表10-6］材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2。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仃Him1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限入/2=550MPa。

查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP台0⑹.计算应力循环次数：N1=60nljLh=607601(1583002)=3.283109N2N13.283109丁一329=1.026109⑺.由文献［2,图10-23］,取接触疲劳寿命系数：、HN1=09、HN2=S95KKHNHlim[二H]=⑻.计算许用接触应力，取失效概率为1%,安全系数S=10.951257MPa1194.15MPa1由:--N"-'lim!1=、HN「lim1=0.9600=540MPaSJ2='hn2、-lim=0.95550=522.5MPaS故：[二H]JH]1"H]2=540522.5MPa=531.25MPa227）查文献［2,图10-30］选取区域系数：Zh=2.433。8)查文献[2,图10-26]查得%=0.78,%=0.87,则：二1二1-二2=1.652.计算⑴.试算人字齿轮的分度圆直径品，由式得:

dl「32Kt丁…'；,2.u[二h]—.321.6—.321.62736828911.6354.2189.82.433、2■:——1：()=374.77mm3.2531.25⑵.计算圆周速度二d/_⑵.计算圆周速度二d/_3.14374.77760―601000—601000=14.91m/s⑶.计算齿宽b及模数mntb=：，dd1t=1.5374.77=562.155mmmntd1tmntd1tcos:374.77cos2024=14.67mmh=2.25mnt=2.2514.67=33.02mm374.7733.02374.7733.02=11.35⑷.计算纵向重合度eb3=0.318dzitan「0.3181.524tan20=4.167⑸.计算载荷系数根据使用系数Ka=1,v=14.91m/s,7精度由文献［2,图10-8］查得动载系数•氏V=1.21;根据文献［2,表10-4］查得使用系数Kh:=1.454由文献［2,图10-13］查得：KFp=1.35由文献［2,表10-3］查得系数：小口=心口=1.2故载荷系数：工A•工Vah：.ah-1.454=2.1⑹.按实际载荷系数校正分度圆直径d1=d1t3=374.772.1,1.6=410.39mm⑺.计算模数mnmnd1cos：mnd1cos：410.39cos20=16.066mm,124mn―3mn―32K「Y：cos2dZ1；：.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)(1)根据纵向重合度邓=1.903,从文献［2,图10-28］中查得螺旋角影响系数Yp=0.8824(2)计算当量齿数:zv1―3~rcos-Z2zv2―3-rcos—3—二28.92cos20737=92.797cos3201.4Kfn2-1.4Kfn2-FN20.98380=238.86MPa1.4⑶查文献［2,图10-20C］得小齿轮的弯曲疲劳强度极限仃吒1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限：FE2=380MPa;(4)查文献［2,图10-18］取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.85,Kfn2=0.88;(5)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得KFN1二FE10.85500==303.57MPa(6)计算载荷系数KK=KAKVKFGtKFp=1M1.21M1.4父1.35=2.1。

(7)查取齿形系数查文献［2,表10-5］得:YFa1(7)查取齿形系数查文献［2,表10-5］得:YFa1=2.592;YFa2=2.211(8)查取应力校正系数查表得：YSa1=1.596;YSa2=1.774(9)计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较YFa1YSa12.5921.596=0.01363YFa2YSa212303.572.2111.774238.86=0.01642大齿轮的数值大.2)设计计算7.4几何尺寸计算(1)计算中心距：a=(iz2)mnJ32+102)M127.4几何尺寸计算(1)计算中心距：a=(iz2)mnJ32+102)M12=855.599mm2cos:2cos20将中心距圆整为856mm(2)修正螺旋角:(ZiZ2)mn(32102)12=arccos=arccos—2a285620.0736P值改变不多，故参数%K@Zh等不必修正。(3)分度圆直径：d1=Z1mLcos:3212=-^2—=408.84mmcos20.07d2=Z2mLcos:10212cos20.07二1303.16mm(4)齿轮宽度:b=：,dd1=613.26mm圆整后取：B2=615mm,B1=620mm。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，选用开式钱链。在开式较链中，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600〜750MPa的锻钢，45#、50#、40CrNi等结构钢。开口式扁头的强度计算滑块式万向接轴强度计算一般有两种方法，其中一种是通过实验数据以此为基础的经验公式的计算方法。这种计算方法更为方便，也更能突出万向接轴的特点，被广泛应用。叉头直径D叉头链孔直径D扁头厚度S扁头长度l0.85~0.95D轧辐0.46~0.5D0.25~0.28D0.415~0.5D故取:D=(0.85~0.95)D轧辐=(0.85~0.95)父1250mm=1100~1185.5mm取D=1100mmd=0.461100mm=506mmS=0.261100mm=286mml=0.461100mm=506mm在合力P的作用下，断面I-I承受弯曲应力和扭转应力，计算应力%可按照以下的经验公式进行计算:cM(8.1)PFb0-b3(8.1)式中：b0——扁头的总长度;扁头的一个分支的宽度

M1■13X图8.1开口式扁头受力简图M1■13X图8.1开口式扁头受力简图2,、.x=0.5(bo--b)sinx13式中x——合力P对断面I-I的力臂；X1万向节轴较链中心至断面I-I的距离。查图纸，得l506b=157mm,x1=—=mm=253mm,bo=630mm22代入式(4.28),得ox=[0.5(630—>157)sin10253]mm=298.6mm查文献[2,表7-3]因为2=里之1,故取狗=0.208S286将各数据代入，得：1.126231；「j=［30.299(0.63-20.157)0.1570.286220.157230.299()］Pa=7.72MPa60.208万向接轴得许用应力为:式中：Ob——万向接轴材料的许用应力，通常q=600~750MPa;n——安全系数，n>5,取n=6。代入，得:［二］=100~125MPa可见!<［仃］,所以扁头的强度满足要求。叉头的强度计算(8.5)(8.4)“M,D1.25^

二j=35不(二D)K(8.5)(8.4)式中：d——叉头的链孔直径;D——叉头外径;M——接轴传递的扭矩;K——考虑接轴倾角的影响系数，其值可按照下述式子确定2K=10.05/取a=10°,解得K=1.02般采用比值@=0.46,此时，计算应力j为

DjM26231.01二i75.6K=75.61.02PajD31.13F.52MPa可见力＜［仃］,所以叉头的强度符合要求。轴体强度计算根据万向接轴倾斜角的大小，轴体扭转应力T可分别按以下经验公式计算:当aa4o.时:5M(1sin：)526231.01(1sian10o).=——-__3=1.19Mpad；0.5063万向接轴的许用应力万向接轴由于径向尺寸受限制，传递的扭转力矩又较大，计算应力往往很大，具安全系数往往只能达到5.确定安全系数后，万向接轴的许用弯应力［。］为[二]式中：％——材料的抗拉强度，MPa;n安全系数，最小安全系数不应小于5所以：［二］=臾°=120Mpan5[]=0.6[0]=0.6120=72Mpa.因为轴体强度［&ax=1.19Mpa＜［t］,所以满足强度校核.润滑方式的选择机械零件之间的运动摩擦是导致零件磨损、发热、功率损耗且损坏机械设备的主要原因。加工再完美的机械，如果解决不了零件间的运动摩擦的磨损，就无法保证机械的使用寿命而损毁。所以我们要解决摩擦磨损的办法就是采用润滑。润滑可让零件间的摩擦损耗很大程度的降低，润滑是机械设计中的重要组成部分。润滑的本质就是在两个相对运动间的表面加入摩擦因数很小的润滑剂，是两个表面隔离而不直接接触，以减小磨损和降低摩擦因数。润滑方式的类型润滑是人们用来控制摩擦、降低磨损，以达到延长使用寿命的措施。其主要作用是降低摩擦系数、减少磨损、降低温度、防止腐蚀、保护金属表面、清洁冲洗和密封。.润滑的方式有两种：油润滑和脂润滑。油润滑：当轴承附近的机械零件已经使用了油润滑或者需要靠润滑油散热时，轴承应采用油润滑。在轴承处于重载荷或高转速，或有外部热量传入时，可能会有散热要求。采用微量润滑法，例如滴油润滑，油雾润滑或油气润滑，可保证搅油损失和轴承磨擦都很小。当使用空气做载体时，可直接供油并使气流有助于密封。轴承转速极高和需要良好冷却郊果的地方，可将大量润滑油直接喷到所有的接触面。脂润滑：一般滚动轴承都用脂润滑。其优点主要有：设计非常简单。润滑脂可起很大的密封作用。维护费用低，使用寿命长。在正常工作和环境条件下，油脂有可能实现终生润滑如果在高负载条件下(速度、温度、载荷)，就必须定期更换润滑脂。为了更换润滑脂，就必须设置供应和排除润滑脂的管道和收集使用过的润滑脂收集器。对于短周期更换润滑脂的场合，应设置必要的注入润滑脂的泵和阀。轧机常用润滑系统简介轧机轴承工作性能能否得以有效利用，相当大的程度取决于润滑情况，所以要降低轧机轴承消耗，就必须选用适宜于使用条件的润滑方法和优质润滑剂，还要设计安装防止水和氧化皮等异物侵入的可靠密封装置。(1)稀油和干油集中润滑系统：由于各种轧机结构与润滑的要求有很大差别，故在轧机上采用了不同的润滑系统和方法。如一些简单结构的滑动轴承、滚动轴承等零、部件可以采用油杯、油环等单体分散润滑方式。而对复杂的整机较为重要的摩擦副，则采用了稀油或干油集中润滑系统。从驱动方式看，集中润滑系统可分为手动、半自动及自动操纵三类系统，从管线布置等方面看可分为节流式、单线式、双线式、多线式、递进式等类。(2)轧机工艺润滑系统：根据工况和所用介质不同，轧机工艺润滑系统压力常在0.4-1.8MPa左右，每分钟流量可大至几百至几千升，介质过滤精度小于5^m0常用喷嘴和分段冷却装置将介质喷射到轧银及轧材上，对喷出介质的压力、温度等严格的要求。所以，对喷出介质、油(介质)液温度由压力、温度控制阀控制。(3)轧机油膜轴承润滑系统：轧机油膜轴承润滑系统有动压系统，静压系统和动静压混合系统。动压轴承的液体摩擦条件在轧银有一定转速才能形成。当轧机起动、制动或反转时，其速度变化就不能保障液体摩擦条件，限止了动压轴承的使用范围。静压轴承靠静压力使轴颈浮在轴承中，高压油膜的形成和转速无关，在起动、制动、反转甚至静止时，都能保障液体摩擦条件，承载能力大、刚性好，可满足任何载荷、速度的要求，但需专用高压系统，费用高。所以，在起动、制动、反转、低速时用静压系统供高压油。而高速时关闭静压系统，用动压系统供油的动静压混合系统效果更为理想。(4)轧机油雾润滑和油气润滑系统：油雾润滑以压缩空气为动力使油液雾化，经管道、凝缩嘴送入润滑部位。用于齿轮、蜗轮、特别常用于大型、高速、重载的滚动轴承润滑。它润滑、冷却效率高；且可节约用油；因油雾有一定压力(2-3KPa)又可防止杂质和水浸入摩擦副，使轴承寿命提高40%。油雾润滑系统包括分水滤气器、电磁阀、调压阀、油雾发生器、输送管道、凝缩嘴、控制检测仪表等。油雾发生器是核心装置。油气润滑比油雾润滑效果更好，它是靠压缩空气流动把油沿管路送至润滑点的。油气润滑的系统组成，关键的是油气混合器和油气分配器，国内引进设备上一般采用油气润滑。目前轧机轴承主要采用脂润滑和油气润滑。现大多厂家是使用简便易行的脂润滑方式润滑，如有可能采取油气润滑技术，可以使轧机轴承处于比较理想的润滑条件下工作，会大幅度降低轴承消耗。油气润滑能使用高粘度的润滑油，能对润滑系统的工作状况进行监控，能提高轴承座的密封性能并降低轧辗轴承的温度，能在恶劣的工况条件下不间断运行，能方便换辗等。由于油气润滑具有其它润滑方式所无法比拟的优点，并能充分满足轧机对润滑的要求，因此是轧机轧辗轴承润滑的理想选择。各部分润滑方式的选择由于技术原因，本设计轧辗轴承采用脂润滑。脂润滑的方法具有简单易行，轧辗更换方便的特点，应用很广泛。应根据轧机轴承工作温度、转速、轧制力以及密封防水性能、冲击震动大小、供脂方法等情况选择适宜的润滑脂。要选用耐高温、粘度强、极压性能好以及抗水淋性能高的正规厂家的润滑脂。根据轧机轴承的工作特点应选择含EP添加剂的2#、3#、锂基脂或聚月尿脂。虽说高性能的润滑脂采购成本高，但是用量少了，轴承寿命长，总的综合成本是降低了。另外润滑脂的填充量一定要适量并填充到位，不同牌号的润滑脂不能混用，使轧机轴承工作表面始终处于油膜正常状态。轧机的减速机多采用多极变速，粗中轧机组减速机速比大、负载大，多采用320#重负荷工业齿轮油集中润滑；精轧机组减速机速比较小、速度高，常采用220#中负荷工业齿轮油集中润滑，大型带钢轧机的精轧机组因轧制力大、负荷高，一般采用320#重负荷工业齿轮油集中润滑。少数工艺较落后的轧制机组（往往是上世纪七八十年代技术）减速机采用油池润滑，油箱内设计有齿轮泵对部分高位润滑点强制润滑。近年来，国内有部分钢铁企业对其新轧制生产线的轧机减速机采用半合成或全合成齿轮油润滑，所用牌号亦如上所述。根据本次设计的轧机，选用320#®负荷工业齿轮油集中润滑。连接电机与减速机的联轴节多为齿轮式联轴节，亦称齿接手，负载相对较小、速度高（与电机转速相同），多用2#锂基脂填充润滑，亦有采用2#复合锂基脂润滑的厂家。本设计用2#锂基脂填充润滑。而连接减速机与齿轮座的万向联接轴负载较大、速度相对较小、因靠近工作机座所以环境湿度较大甚至直接有水淋并伴有氧化铁皮，对润滑脂要求较高，以前多采用2#锂基脂或钙基脂润滑，也有采用二硫化铝脂润滑的，随着技术的进步，现在钢铁企业在此处逐步采用抗水性和极压性更好的复合锂基脂、复合铝基脂、聚月尿脂润滑，甚至有采用更高端的复合磺化钙基脂润滑的。本设计采用复合锂基脂润滑。压下系统运动速度比较低，产生的热量比较少，考虑到经济的原则，因此要采用滴油润滑。

.环保性及经济分析设备的环保分析任何一项经济实践活动，既是物质财富的创造过程，又是劳动耗费的过程。经济效益就是输出的有效劳动成果，与输入的劳动耗费之间的比值。这个比值大，那么经济效益好，比值小则经济效益差。如对不同的经济项目进行比较时，假定在有用劳动成果相同的条件下，并且在劳动条件与环境允许的范围内，劳动耗费越小，则经济效益越大；或在劳动耗费相同的情况下，在技术条件和要求允许的范围内，劳动有用成果越大，则经济效益越好。产品成本是一项重要的综合性指标，它反应企业各项工作和经营管理的经济效益，加强成本控制，不断降低成本，是加快企业发展的重要途径，是为国家增加积累的重要来源，是降低产品价格的重要前提。本设计HC轧机采在轧制过程中，轧辗需要冷却，用水量很大，为此将流出的污水进入过滤水池，经过沉淀过滤后，再由过滤池送回轧机进行循环利用；生产过程中灰尘很大，影响机械设备的润滑，造成磨损更加降低设备的使用寿命，为此对设备加强维护清扫灰尘和油污，使设备表面光亮满足环保要求。止匕外，由于轧制厚板噪音也很大，要设置一定的隔音设备。设