四辊可逆轧机主传动系统设计

四辊可逆轧机主传动系统设计

摘要

现代中厚板生产过程中四辊可逆轧机成为主要机型，其工作原理是使轧件通过两相对旋转的轧辊以压力进行加工，使其产生塑性变形。本次设计的主要内容是对四辊可逆轧机的主传动系统进行分析、研究、计算，阐述了中厚板轧机的发展概况，确定了主传动机构的组成、机架形式、轧辊的结构特点及轴承形式。对主传动系统力能参数进行了计算，包括轧制力、轧制力矩和主电机功率的计算及校核，以及主要零件强度的计算，如轧辊、轴、轴承。最后对系统的润滑和环保经济性进行分析和讨论。

关键字 中厚板；主传动系统；轧辊；轧制力

Four roll reversible mill main transmission system

design

ABSTRACT Four-high reversing mill plate production process to become a major model，Its working principle is rolling through two relatively rotating roll pressure processing to produce the plastic deformation. The main content of this design is the main drive system of the four-high reversing mill analysis, research, computing, describes the overview of the development of the plate rolling mill. Determine the composition of the main drive mechanism of the rack form of structural features and bearing the form of roll. The main drive system power parameters were calculated, including the calculation and checking of the rolling force, rolling moment and the main motor power. And the major parts strength calculation, such as roll, axle, bearing. Finally, the system of lubrication and environmental protection, economic analysis and discussion

Keyword : Plate mill; Main transmission system; Roll; Rolling force

目录

1. 绪论 ..................................................................................................................................................... V

1.1中厚板轧机发展历史 . ................................................................................................ V

1.2现在中厚板轧机特点 . ................................................................................................ V

1.3轧机主要类型 . ........................................................................................................... V I

1.4轧机设备 . ................................................................................................................... V I

1.5轧机工作原理 . .......................................................................................................... V II

2．总体方案设计 ............................................................................................ VIII

2.1主传动机构 . ............................................................................................................ VIII

2.2压下机构 . ................................................................................................................ VIII

2.3轧辊 . ........................................................................................................................... I X

2.4轴承 . ........................................................................................................................... I X

2.5机架 . ............................................................................................................................ X

3．基本参数确定 . .............................................................................................................................. X I

3.1轧辊材料选定 ........................................................................................................................... X I

3.2轧辊参数确定 ........................................................................................................................... X I

3.3工作辊和支承辊辊径尺寸d 和l 的确定 ....................................................................... XII

3.4轧辊辊头的结构尺寸确定 . ................................................................................................. XIII

4．轧机主传动系统力能参数的计算 .................................................................................. XV

4．1轧制力的计算 ....................................................................................................................... XV

4.1.1计算单位轧制力p m . ................................................................................................... XV

4.1.2总轧制力计算 ............................................................................................................ X VI

4.2轧制力矩计算 ........................................................................................................................ X VI

4.3轧机主电动机力矩与电动机功率计算 ........................................................................ XVIII

4.3.1电机功率计算 ......................................................................................................... XVIII

4.3.2主电动机力矩计算 ......................................................................................................... X IX

4.4电机校核 . .................................................................................................................................. XX

5．主要零件强度计算 ................................................................................................................. X XI

5.1轧辊的强度校核 .................................................................................................................... X XI

5.1.1支承辊强度校核 ....................................................................................................... X XI

5.1.2工作辊强度校核 .................................................................................................... XXIII

5.1.3工作辊与支承辊间的接触应力校核 ................................................................ XXIV

5.2机架结构尺寸确定及校核 . .............................................................................................. XXVI

5.2.1机架主要结构尺寸的确定 .................................................................................. XXVI

5.2.2机架强度校核 ........................................................................................................ X XVII

5.3 十字轴万向接轴校核 . ................................................................................................... XXXIII

5.3.1基本尺寸确定 ...................................................................................................... XXXIII

5.3.2万向接轴校核 ...................................................................................................... XXXIV

5.4支承辊轴承校核 .............................................................................................................. XXXIV

6．润滑方式 ................................................................................................................................. XXXV

7. 经济可行性分析 ................................................................................................................... XXXVI

7.1投资回收期 ...................................................................................................................... X XXVII

7.2设备合理的更新期 .......................................................................................................XXXVIII

8．环保性分析 .........................................................................................................................XXXVIII

8.1机械设备的环保性 ......................................................................................................... XXXIX

8.2改善机械设备环保性的方法 ....................................................................................... XXXIX 结论 ................................................................................................................................................... XXXIX 致谢 ............................................................................................................................ 错误！未定义书签。 参考文献 .............................................................................................................................................. XLI

1. 绪论

1.1中厚板轧机发展历史

从世界中厚板的发展来看，中厚板轧机建设已经经历了两次高潮，第一次是50～60年代，出于工业化和建造业的需要，需要大量又厚，又宽，性能又高的中厚板。美国掀起了全球第一次中厚板轧机的建设高潮。一口气新建成以2辊式加4辊式型式，4064mm 尺寸为主中厚板轧机16台，其中4064mm 有7台，5000mm 以上特宽的有1台。另外改造中厚板轧机8台，同时淘汰了若干台3辊劳特式中板轧机。经过新建和改造后美国中厚板产量猛增，到1957年中厚板产量已提高至1000万t 以上。可以生产高强船板、高韧性潜艇用板、高耐候桥梁板，以及X80大口径直缝焊管用板。同时带动了长输管线的建设。第二次是70～80年代，受经济发展的需要，短短几年间便新建以4辊式加4辊式型式4700mm 尺寸和4辊式5500mm 单机架为主17台中厚板轧机，其中5m 以上特宽有4台、四大公司各占1台，4.7m 的有5台。使日本中厚板生产很快走向现代化道路，促进了机器、船舶、汽车、家电、交通及现代建筑等各行各业迅速地发展起来。

1.2现在中厚板轧机特点

现代中厚板轧机越来越趋于大型化、精密化、自动化，以满足钢板控制轧制技术的要求，能够生产高强度的合金板。电子计算机的应用使轧机提高了自动化控制程度，中厚板轧机普遍采用了液压AGC （钢板厚度自动控制系统），中厚板的精度和生产效率大幅提高。

随着市场经济的发展，追求质量、品种、效益将是中厚板轧机今后和发展的方向，以宽厚板为主，并有很高的强度，加大轧制力和主传动电机容量，改造的重点是：

（1）为保证板坯加热的均匀性，使得轧制的钢板尺寸和性能均匀一致，新建加热炉应采用步进式加热炉。

（2）淘汰三辊粗式轧机，以四辊轧机代替粗轧机，发挥四辊精整线轧机的能力，提高产品的质量。对于单机架的四辊轧机，已经预留了另一架轧机的基础的轧机应尽量及时将另一架轧机安装上去，以实现经济规模。

(3)随着用户的钢板的表面质量和钢板的剪切精度的提高加强精线的改造，冷床采用运载式的冷床，剪机用滚切式双边剪和滚切式定尺剪。

(4)严格控制板坯加热温度，采用控制轧制和控制冷却工艺，加快钢板的冷却速度，

防止晶粒长大，细化铁素体，使珠光体均匀分布，以获得良好的强韧性。

(5)重视热处理设备的完善，逐步提高热处理钢板的生产能力，新建热处理炉应优先考虑选用无氧化辊式热处理炉。

(6)厚度偏差控制是钢板的一项重要指标。要充分利用液压AGC 控制技术来提高钢板的尺寸精度，减少厚度偏差。

(7)大力开发和应用板型控制技术，获得良好的板形，减少钢板头尾和两边的切损，提高钢板的成材率。

目前中厚板轧机已经不能满足用户对宽厚板的需要，我国新建宽厚板机组将满足这方面的需求。据统计，我国新上轧机主要以3500mm 、3800mm 、4300mm 、5000mm 四辊单机架或双机架为主，其中5米轧机两套，4300mm 轧机一套，3800mm 轧机3套，3500mm 轧机7套。还有鞍钢营口5000mm 宽厚板项目、五矿营口项目、北钢中板项目、包钢中板项目、南阳汉冶、安阳永兴、鄂钢、莱钢等，预计产能在1110万吨左右。这些轧机大多数都是大轧制力(2×104N/mm以上) ，大功率(2×103N/mm)，轧制速度7.5m/s，轧件的厚度偏差已达0.08mm ，宽度偏差达到5~8mm，长度偏差达10mm 以下，镰刀弯减至5mm/m，切头尾长在200mm 以内，成材率达95%以上，采用热装炉时燃耗已降至0.6×109J/t以下，及高刚度(2kN/mm以上) 的现代化中厚板轧机，大大超过日本和美国现有中厚板轧机性能，将成为全球新一代现代化中厚板轧机，为实现TMCP(中厚板热机械控制处理，即控制轧制和控制冷却技术) 工艺，生产高质量、高性能中厚板创造了有利条件。

1.3轧机主要类型

四辊可逆轧机成为现代中厚板生产主力型，主要是由于大型直流电机及控制系统制造技术发展，解决了轧机和大扭矩的可逆式拖动，近三十年来，大功率变频调速技术的发展又取代了轧机传动的直流系统。

1.4轧机设备

设备组成：机组由电动机、齿轮联轴器、减速机、齿轮联轴器、人字齿轮座、万向接轴托架、万向接轴、工作机座等组成。由电动机通过一系列传动机构驱动轧机工作进行轧制。

工作机座由压下装置、平衡装置、工作辊装配、支承辊装配、机架装置、轨座等部件组成。

1.5轧机工作原理

工作原理：轧件通过两相对旋转的轧辊以压力进行加工，使其产生塑性变形，称为轧制工艺过程。轧机通过工作辊来完成这一过程。工作辊包含有旋转和移动两种运动。前者靠摩擦力进行轧制运动，由轧机主传动实现；后者用来调节压下量，控制轧件的变形程度，由轧机压下装置实现。

主传动由主电机通过联轴器带动减速机高速轴，减速后由低速轴通过齿轮联轴器与人字齿轮座输入端相联，输出端通过万向节轴分别带动上下工作辊使其产生线速度相等、旋转方向相反的轧制运动。

压下装置共两组，分别安装在机架上面，经左右各一台压下电机及两级涡轮、蜗杆副减速后传递给压下螺杆，压下螺杆由压下螺母固定在每片机架的窗口中间，通过安全臼及液压平衡装置使轧辊上下运动。压下电机出轴上安装有制动器，使压下螺杆获得准确的位置精度。压下装置必须反应灵敏，具有单独点动和左右联动的功能。其主要作用：调整两工作辊之间的距离以保持正确的辊缝开度、给定压下量、调整两工作辊的平衡度，当更换新工作辊后，调整轧制高度。

2．总体方案设计

2.1主传动机构

作用：电动机的运动和力矩传递给轧辊。

单机座轧钢机主传动动类型：

1. 通过电动机、减速机、主联轴节、齿轮座、联接轴传给轧辊的型式。这种主传动装置，一般用于不可逆工作的轧钢机。

2. 通过电动机、主联轴节和联接轴直接传给轧辊的型式。两个轧辊由各自的电动机单独驱动。这种型式的主传动装置主要用于大型的可逆式轧钢机。

本次设计是四辊中厚板轧机，所以采用的第二种主传动型式，电动机的运动和力矩是通过主联轴节和联接轴而直接传给轧辊，两个轧辊由两台电机分别驱动。传动简图如下：

1-工作机座；2-机架；3-四辊轧机支承辊；4-联接轴；5-中间轴；6-电动机；联接轴平衡装置；8-机架底板；9-地脚螺栓；10-四辊轧机工作辊； 2.1四辊可逆轧机主传动示意图

2.2压下机构

作用：用于调整辊缝，也称辊缝调整装置。

（1）电动压下装置：

由压下电动机、减速机、压下螺丝、压下螺母组成。功能：在机架的上部，由两个

电机驱动，电机一轴和二轴与蜗轮蜗杆减速机联接，蜗轮内孔为内花键，带动压下螺丝转动，机架上部装有螺母，螺母固定在机架内，当压下螺丝转动时，压下螺丝上下移动，从而达到机械压下的目的。润滑方式：稀油循环。

（2）液压压下装置：

由压下电动机、减速机和液压缸组成。液压AGC 功能：液压AGC 缸安装在机架窗口的上部，每片机架一个，在上支承辊轴承座的顶部与球面垫之间，两个AGC 缸同时工作，用于辊缝调整和向支承辊轴承座传递轧制力，每个AGC 缸各带三个外置式位移传感器。

本次设计采用的是电动压下，其传动简图如下：

1-电动机；2-制动器；3-齿轮减速机；4-电磁联轴节；5-球面蜗轮副

2.2压下装置示意图

2.3轧辊

按轧机的类型轧辊可分三种：1. 带孔的轧辊2. 平面轧辊3. 特殊轧辊。本设计为中厚板轧机，所以采用平面轧辊。

由辊身、辊颈和轴头三部分组成。辊颈安装在轴承中，并通过轴承座和压下装置把轧制力传给机架。轴头和联接轴相连，传递轧制扭矩。轧辊结构特点：对于四辊轧机，为减小轧制力，应尽量使工作辊直径小些。支承辊直径取决于刚度和强度要求。轧辊还要具有：（1）高的耐滚动疲劳性能 （2）良好的抗热裂性、抗热冲击性、抗冷热疲劳性

（3）复合层接合能力强（4）较高的耐磨性。

2.4轴承

轴承的样式可分滑动轴承和滚动轴承。本设计采用四列圆柱滚子轴承。因为这种轴

承即可承受径向力，又可承受轴向力，所以不需要采用推力轴承。为了方便换辊，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，为防止对轴颈的磨损，要求辊颈硬度为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。轧辊轴承工作特点：（1）工作负荷大（2）运转速度差别大（3）工作环境恶劣。

2.5机架

机架根据结构不同可分为两类：闭式机架和开式机架。本设计采用闭式机架，具有较高的强度和刚度。由两片机架，上、下横梁，耐磨衬板、工作辊平衡弯辊、接轴夹紧、轴端卡板、换辊轨道等组成。作用：机架用于装配工作辊和支承辊辊系，承受轧制力。同时将耐磨衬板，换辊轨道等装配到机架上。机架通过双头螺栓、螺母固定在轧座上。横梁用于联接操作侧和传动侧机架，上横梁还用于安装上支承辊平衡装置，下横梁用于安装下支承辊换辊拖板。工作辊平衡、弯辊装置用于在轧制过程中使工作辊保持平衡，在需要调整板形情况下施加正弯辊力，并辅助换辊动作完成。接轴夹紧装置安装在机架传动侧，在换辊过程中，伸出夹紧完成工作辊定位；换辊完成，接轴夹紧装置缩回，完成接轴夹紧装置在整个换辊过程的动作功能。支承辊换辊固定轨道安装在机架窗口的下部，位于支承辊滑座与下横梁、机架之间。工作辊换辊提升轨道安装在机架窗口内下工作辊轴承座的下部，提升液压缸位于轨道下固定在机架上，换辊时提升到标高位置。

3．基本参数确定

辊式轧钢机基本参数包括辊身长度L 、工作辊辊径D1、支承辊辊径D2、工作辊辊颈d1、支承辊辊颈d2、轧制速度v 、轧制力P 等

已知的工艺设计参数有 轧件材质：Q 235 轧前厚度：h 0=95mm 轧后厚度：h 1=85mm 轧件宽度：b m =2100mm

C 轧制温度：1200

轧制速度：2. 4m /s

3.1轧辊材料选定

在带钢热轧机的工作辊选择轧辊材料时要求辊面硬度很高，故在选择轧辊材料是多采用铸铁轧辊。而支承辊在工作中主要受弯曲应力，且直径也较大。因此在设计中着重考虑轧辊的强度和轧辊的淬透性。所以，在实际的设计中多选用Cr 合金钢。 工作辊选择材料为：球墨铸铁 支承辊选择材料为：9CrMo

3.2轧辊参数确定

(1)辊身长度确定

在设计中主要是根据所提供的坯料尺寸和实际生产中的辊道宽度来确定辊身长度的，辊身长度决定了轧板带的最大宽度，其关系为 L =B max +a （3.1）

式中 L——辊身长度

Bmax ——板带材的最大宽度

a——随带材宽度而异的余量，当B max 200mm

时，取a=100～200mm

本次设计B max =2100mm a =200mm

∴L =2100+200=2300mm (2)工作辊直径确定

由文献[3-3]可知L/D1=3.0～5.2常用比值3.2～4.5；L/D2=1.9～2.7常用比值2.0～2.5；D 2/D1=1.5～2.2常用比值1.6～2.0

比值L/D2标志着辊系的抗弯刚度，其值越小，则刚度愈高。一般来说，辊身长度较大者，选用较大的比值。辊径比D 2/D1的选择，主要取决工艺条件。当轧件较厚（咬入角较大）时，由于要求较大的工作辊直径，故选较小的D 2/D1值；当轧件较薄时，则选较大的D 2/D1值。因此厚板轧机和热带钢轧机粗轧机座比精轧机座的辊径比小些，热轧机比冷轧机的辊径小些。对支承辊传动的四辊轧机，一般选D 2/D1=3～4。 D2=1150～1437mm D1=511～766mm

根据轧辊强度及允许的咬入角α（或压下量与辊径之比）和轧辊的强度要求来确定。应满足下式：

D1≥Δh/1-cosα （3.2） 式中D 1——工作辊直径

Δh ——压下量 α——咬入角

由文献[3-1]可知，四辊可逆轧机的最大咬入角α=15。～20。；取α=20。 得

D1>165.8mm

为安全取D 1=740mm D2=1250mm

3.3工作辊和支承辊辊径尺寸d 和l 的确定

辊颈直径d 和长度l 与轧辊轴承型式及工作载荷有关。由于受轧辊轴承径向尺寸的限制，辊颈直径比辊身直径要小的多。使用滚动轴承时，由于轴承外径较大，辊颈尺寸不能过大，一般近似地选d=（0.5～0.55）D 因此： d1=（0.5～0.55）D 1=370～407mm 与实际考虑取d 1=440mm

d2=（0.5～0.55）D 2=625～687.5mm 与实际考虑取d 2=800mm

L/d=0.83～1.0 根据理论与实际考虑取L 1=600mm L2=850mm 式中 L1——工作辊辊颈长 L2——支承辊辊颈长

3.4轧辊辊头的结构尺寸确定

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有（1）梅花辊头；（2）万向辊头；（3）圆柱形辊头；（4）带平台的辊头。为了装卸轧辊轴承方便，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

a =d （3.3）

4

（0. 9～0. 95）d (3.4) d '=

式中 d '——轧辊辊头直径 d ——轧辊辊颈

d 1=(0. 9～0. 95) ⨯440=396～418，取d 1=420mm

d 2= 取d 2=760mm （0. 9～0. 95）⨯800=720～760，

'

'

'

'

式中 d 1——工作辊辊头直径 d 2——支承辊辊头直径

'

'

3

⨯440=330mm ，取a 1=330mm 43

a 2=⨯800=600mm ，取a 2=600mm

4

a 1=

式中 a 1——工作辊辊头平台 a 2——支承辊辊头平台

4．轧机主传动系统力能参数的计算

4．1轧制力的计算

4.1.1计算单位轧制力p m

由文献[2-39]可知p m =nσ′n σ″n σ′″k （4.1） 式中 nσ′——考虑摩擦对应力状态的影响系数 nσ″——考虑外区对应力状态的影响系数 nσ′″——考虑张力对应力状态的影响系数

对于中厚板轧机外区的影响是主要的，所以n σ′=1 ；n σ′″=1；p m =1.15 nσ″k σ 根据文献[2-40]得 nσ=（l /h m ）

″

-0.4

（4.2）

式中 L——接触弧长度

hm ——轧制前后轧件的平均高度 由给定参数可知h m =h0+h1/2=（95+85）/2=90mm

L=R Δh R=D1/2=740/2=370mm Δh=h0-h 1=95-85=10mm L=⨯10=60.8m 所以n σ″=（

60. 8-0.4

）=1.18 90

相对压下量ε 由文献[2-1]可知ε=

Δh h 0-h 1

=*100% (4.3) h 0h 0

=10/95 =10%

变形速度计算 ∵h m =90mm l=60.8mm ∴L/hm

因此采用粘着理论计算即

u m =

V r h 0

ln (4.4) l h 1

式中V r ——轧制速度 l ——接触弧长度 h0——轧制前轧件高度 h1——轧制后轧件高度 ∴u m =

240095

ln =4.4mm·s -1

60. 885

变形阻力计算

根据文献[2-10]查得材质Q235变形阻力

σ=Kε·σ30 （4.5） 式中K ε——变形程度影响系数K ε=0.84

σ30——1200。C 变形速度4.4mm ·s -1下ε=30%的变形阻力 σ30=60MPa ∴σ=0.84⨯60=50.4MPa 综上p m =1.15⨯1.18⨯50.4=68.4MPa 4.1.2总轧制力计算

轧件对轧辊的总压力P 为轧制平均单位压力p m 与轧件和轧辊接触面积F 之乘积 P=p m ⋅F （4.6） 对于中厚板轧机P=b m ⋅L ⋅p m （4.7） 式中b m ——轧机厚度 2100mm

L——接触弧长度的水平投影 60.8mm pm ——单位轧制力

所以P=2100⨯10-3⨯60.8⨯10-3⨯68.4⨯106=8.7×106N=8.7MN

4.2轧制力矩计算

传动轧辊所需力矩为轧制力矩M Z ，由工作辊带动支承辊的力矩M R 与工作辊轴承中摩擦力矩M f1三部分之和，即

M k =M z +M R +M f 1 （4.8） 求轧制力矩M Z

M z =P ⋅a （4.9） 式中 P——轧制力

a——轧制力臂，其大小a=L/2 L——接触弧长度 ∴M Z =8.7⨯106⨯

60. 8-3

⨯10=264.48kN·M 2

求工作辊传动支承辊的力矩M R

MR =R·c （4.10） R=

Pco s φ

（4.11）

cos （θ+γ）

式中θ——工作辊与支承辊连心线与垂直夹角，θ=arcsin

e 12

+22

γ——轧辊连心线与反力R 的夹角，γ=arcsin

ρ2+m

2

2

c ——反力R 对工作辊的力臂，c=mcosγ+D 1——工作辊直径，D 1=740mm D 2——支承辊直径，D 2=1250mm

D 1

sin γ 2

e ——工作辊轴线相对支承辊轴线的偏移距，由于工作偏移距的数值（一般为5～10mm ）相对工作辊与支承辊直径来说很小，所以在计算时，可以为e=0 因此，θ=0

φ——前后张力对轧制力方向影响的偏角，因为是厚板轧机所以φ=0

ρ2——轧辊轴承处摩擦圆半径，ρ2=

d 2——支承辊轴颈直径d 2=800mm

d 2

μ 2

μ——轧辊轴承摩擦系数，由文献[2-60]可知μ=0.004

∴ρ2=

650

⨯0.004=1.6mm 2

m ——滚动摩擦力臂距离，一般m=0.1～0.3mm ∴γ=arcsin

ρ2+m

22

=arcsin

1. 6+0. 2

=0. 17 2

8. 7⨯106Pco s φ

R===8.7⨯106N

cos （θ+γ）cos 0. 17

c=mcosγ+综上

D 1740sin γ=0.2cos0.17+sin0.17⨯=1.4mm

22

MR =R·c=8.7⨯106⨯1.4⨯10-0.3=12.18KN·M 求工作辊轴承摩擦力矩M f1 根据文献[2-128]得

Mf1=F·ρ1 (4.12) 式中F ——工作辊轴承处反力，F=Rsin（θ+γ）

ρ1——工作辊处轴承摩擦圆半径，ρ1=

d 1——工作辊辊颈直径，d 1=440mm

d 1

μ 2

μ——轧辊轴承摩擦系数，由文献可知μ=0.004

∴ρ1=

440

⨯0. 004=0.88mm 2

F=8.7⨯106⨯sin 0. 17=25.81KN 综上

M f1=F·ρ1=25.81⨯103⨯0. 88⨯10-3=0.023KN·m ∴ MK =MZ +MR +Mf1

=264.48+12.18+0.023

=276.68KN·M

传动两个工作辊总传动力矩为M K ∑=2Mk =2⨯276.68=553.36KN·m

4.3轧机主电动机力矩与电动机功率计算

4.3.1电机功率计算 根据文献[3-1]可知电机功率 N=

M K n 1

(4.13) 9550η

式中 MK ——轧辊驱动力矩，M K =276.68KN·m n1——电机转速，r/min

22

η——传动效率，η=η轴=0. 982⨯0. 96⨯0. 982=0.89 ·η万·η轴

n 1=

60v

(4.14) πD 1

式中 v——轧制速度 D1——工作辊直径 ∴n 1=

60v 60⨯2400

==62rad/min πD 13. 14⨯740

∴N=

M K n 1276. 68⨯62

==2018.25KW 9550η9. 55⨯0. 89

根据文献[3-128]选电机型号为ZD-250/83 额定功率2050KW 额定电压800V 额定转速60r/min 最高转速180r/min GD2=72t/m2 Mer =9.55

2050N er

=9.55⨯=326.29KN·m

60n er

4.3.2主电动机力矩计算

由文献[2-149]可知主电动机轴上的力矩由四部分组成，即 M D = =

M z +M f 1

i

+M f 2+M kon ±M don (4.15)

M z

+M f +M kon ±M don i

式中 M D ——主电动机力矩

M z ——轧辊上的轧制力矩，四辊轧机M z =Pa+Rc

M f ——附加摩擦力矩，即当轧制时由于轧制力作用在轧辊轴承、传动机构及其他

转动件中的摩擦而产生的附加力矩，M f =

M f 1i +M f 2

M kon ——空转力矩，即轧机空转时，由于各转动件的重量所产生的摩擦力矩及其

他阻力矩，一般取额定功率的5%

M don ——动力矩，轧辊运转速度不均匀时，各部件由于有加速度或减速所引起的

惯性力所产生的力矩，本次设计轧辊运转速度为匀速所以M don =0

i ——电动机和轧辊之间的传动比，本设计采用电动机直接带动轧机，所以i =1 由文献[2-156]可知

M f 2=(

1

η1

-1)

M Z +M f 1

i

=(

1

η1

-1)

M K

(4.16) i

式中 η1——主电动机到轧辊之间的传动效率，不包括空转力矩的损失，取η1=0.98

∴M f 2=(

1

η1

-1)

1M K

-1) ⨯276.68=5.65KN·m =(0. 98i

M z =Pa+Rc=276.68+12.18=288.86KN·m M kon =0.05Mer =0.05⨯326.29=16.31KN·m 综上

M D =M Z +M kon +M f =288.86+16.31+11.84+5.65+0.023=310.843KN·m

M j max =

M Z

+M f +M kon =288.86+16.31+5.65+0.023=310.84KN·m i

4.4电机校核

4.3.1过载校核 由文献[2-161]可知 M e =9.55

2050N er

=108.76KN·m (4.17) =9.55180n er

K =所以电机合格

M j max 310. 84

=2. 8 ＜〔K 〕=2.5～3.0 (4.18) =

M er 108. 76

5．主要零件强度计算

5.1轧辊的强度校核

5.1.1支承辊强度校核

5.1四辊轧机支承辊计算简图

由支承辊的弯力矩和弯曲应力图可知，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 σ1-1=

Pc 1

≤R b （5.1） 3

0. 2d 1-1

σ2-2=

Pc 2

≤R b (5.2) 3

0. 2d 2-2

式中 P ——总轧制力，P=20MN

d 1-1d 2-2 ——1-1和2-2断面直径，d 1-1=800mm d 2-2=940mm c 1 c 2 ——1-1和2-2断面至支反力P/2处的距离，c 1=355mm c2=505mm R b ——许用弯曲应力 所以

Pc 120⨯106⨯355⨯10-3

=σ1-1==69MPa 0. 2d 13-10. 2⨯(0. 8) 3

σ2-2

Pc 220⨯106⨯940⨯10-3

===60. 8MPa 33

0. 2d 2-20. 2⨯(0. 94)

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l 等于两个压下螺丝的中心距l 0，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%～13%），可得3-3断面的弯矩表达式

M W =P (

l 0L

-) (5.3) 48

式中 P——总轧制力，P=20MN L——支承辊辊身长，L=2250mm

l 0——两个压下螺丝的中心距，l 0=3260mm

l 0L 3260⨯10-32250⨯10-36

-) =10. 675MN ⋅m ∴M W =P (-) =20⨯10⨯(

4848

辊身中部3-3断面的弯曲应力为 σ3-3=

P L

(l -) ≤R b (5.4) 30

0. 4D 22

式中的D 2应以重车后的最小直径代入D 2=1150mm

P L 20⨯106

∴σ3-3=(l -) =⨯(3. 26-1. 125) =70. 2MPa 30

0. 4D 220. 4⨯(1. 15)

根据文献[3-87]查得9CrMo 合金钢轧辊强度限σb =700MPa 安全系数n=5

∴[σ]=

σb

n

=

740

=140MPa 5

综上支承辊各断面强度σ1-1，σ2-2，σ3-3均小于[σ]，所以支承辊强度合格 5.1.2工作辊强度校核

由于有支承辊受弯曲力矩，故工作辊可只考虑扭转力矩，即仅计算传动端的扭转应力。扭转应力为 τ=

M k

（5.5） W k

式中 M k ——作用在一个工作辊上的最大传动力矩，M k =276. 68KN ·m W k ——工作辊传动端的扭转断面系数，因为截面可以看成矩形所以

bh 2

W k = （5.6）

6

b——工作辊辊头平台宽度，b=330mm h——工作辊辊头平台高度，h=340mm

bh 20. 33⨯(0. 34) 2

==0. 006m 3 ∴ W k =616

τ=

M k 276. 68==46. 11MPa W k 0. 006

M k 276. 68

==66. 65MPa

0. 07d 130. 07⨯0. 423

∵最大扭转应力τmax = τ＜τmax ∴工作辊强度合格

5.3工作辊扭矩图

5.1.3工作辊与支承辊间的接触应力校核

四辊轧机支承辊和工作辊之间承载时有很大的接触应力，在设计及使用时应校核

图5.4工作辊与支承辊接触区上各主要应力大小及分布

由文献[3-11]可知

σmax =0. 637 b =1. q

(5.7) b

qr 1r 2

(5.8)

E (r 1+r 2)

P L

式中 q——加在接触表面单位长度的负荷，q = P——轧制力，P=20⨯106N L——工作辊辊身长度，L=2300mm

r 1 r 2——相互接触的两个辊半径，r 1=370mm，r 2=625mm E——弹性模量，E=2. 0⨯105MPa

P 20⨯106

=8. 7⨯106N ∴ q ==

L 2. 3

8. 7⨯106⨯0. 37⨯0. 625

b =1. 52⨯=4. 83⨯10-3m 11

2⨯10⨯(0. 37+0. 625)

q 8. 7⨯106

σmax =0. 637=0. 637⨯=1147. 39MPa

b 4. 83⨯10-3

根据文献[3-8]查得 支承辊表面硬度为40HS 的许用应力[σ]=2000MPa 许用应力[τ]=610MPa

即σmax ＜[σ] ∴ 合格

在辊间接触区中，除了须校核最大的正应力σmax 外，对于轧辊体内的最大切应力也应进行校核。为保证轧辊不产生疲劳破坏，τ45 (max)值应小于许用值，即

τ45(max)=0. 304σmax ≤[τ]

最大反复切应力τzy (max)应小于许用值，即 τzy (m a x =) 0. 256σm a x ≤[τ] ∴τ45 (max)=0. 304σmax =0. 304⨯1147. 39=348. 8MPa τzy (max)=0. 256 σmax =0. 256⨯1147. 39=293. 4M P a

均小于[τ]，合格

5.2机架结构尺寸确定及校核

5.2.1机架主要结构尺寸的确定

机架的主要结构尺寸：包括机架窗口高度（H ）和宽度（B ）及机架立柱断面尺寸（F=LB）

由文献[5-152]可知

B =(1. 15～1. 3) D 2 (5.9) 式中 D 2——支承辊直径，D 2=1250mm

所以 B =(1. 15～1. 3) D 2=（1. 15～1. 3）⨯1250=1437. 5～1625mm

取传动端B=1450mm。为换辊方便，换辊侧的机架窗口应比传动侧窗口宽10mm 。即

B ＇=1470mm

由文献[5-152]可知四辊轧机

H =(2. 6～3. 5)(D W +D b ) (5.10) 式中 D W ——工作辊直径，D W =740mm D b ——支承辊直径，D b =1250mm H ——机架窗口高度

所以H =(2. 6～3. 5)(D W +D b ) =(2. 6～3. 5)(740+1250) =5174～6955mm 取H=6150mm 由文献[5-153]可知

F

=1. 2～1. 6 (5.11) 2d

式中 F——断面面积

d——支承辊辊颈直径，d=800mm 所以F =(1. 2～1. 6) ⨯8002=7680～10240cm 2

在现代板带轧机上，为了提高轧件的轧制精度，有逐渐加大立柱断面的趋势。其截面形状接近正方形，在实际的生产中也是这样用的，所选的断面积可以大于理论值，但

不能小于理论值。因此，宽b=750mm，高 h=850mm，则F=637500mm2 5.2.2机架强度校核 1. 确定1-1截面形心

图5.4 1-1截面简化模型

矩形I ：

A 1=1300⨯1600=2080000mm 2 Z 1= 矩形II ：

A 2=530⨯500=265000mm 2 Z 2= 矩形III ：

A 3=760⨯800=608000mm 2 Z 3=

800

=400mm 2

500

=250mm 2

1300

=650mm 2

∴Z =

∑F A

i i =13

3

i

（5.12）

∑F

i =1

i

=

2080000⨯650-265000⨯250-608000⨯400

2080000-265000-608000

=863.75mm

∵左右两边对称，形心不变 ∴y c =0

2. 确定1-1截面惯性矩

I 1=I I -I II -I III =2. 9⨯1011-5. 5⨯109-3. 2⨯1010=2. 5⨯1011mm 4 2-2截面惯性矩

图5.5 2-2截面简图

bh 3

I 2= （5.13）

12850⨯7503

=

12

=3. 0⨯1010mm 4

bh 2

W 2= （5.14）

6850⨯7502

=

6

=8⨯107mm 4 3．求弯矩M 1

由于机架左右对称，所以力矩M 1可由半个机架的弹性变形位能求出。此时截面1-1的转角等于零，根据文献[5-1]按卡氏定理得 θ=⎰式中 E——弹性模数

x——截面1-1与计算截面间的机架中性线长度 Mx ——机架计算截面上的弯矩 Ix ——机架计算截面上的惯性矩 在x 断网处的弯曲力矩M x 为 M x =

R

y -M 1 （5.16） 2

M x ∂M x

dx =0 （5.15） EI x ∂M 1

式中 R——作用于机架上的垂直力

y——垂直力R/2相对计算截面的力臂。 力矩的导数

∂M x

为 ∂M 1

∂M x

=-1 ∂M 1

⎛R ⎫d

∴⎰ y -M 1⎪x =0

⎝2⎭I x

⎰y

dx M R I 1=x

2

⎰I x

对于机架横梁y=x，而对于立柱y =

l 1

2

，因此 dx 1l

1l

1

21l 2 M R ⎰y I xdx +2=1⎰0I 2⎰l 102dx +12x R I I 3⎰0

xdx 1=⎰21l 1

l 1 I 2dx +1l 2dx +12

dx x

I 1⎰o I 2⎰0I 3⎰0

式中 l 1——机架横梁的中性线长度，l 1=2400mm l 2——机架立柱的中性线长度，l 2=6150mm I 1——机架上横梁的惯性矩 I 2——机架立柱的惯性矩 I 3——机架下横梁的惯性矩 R ——轧制力 积分后得

l 1+l 2+l

3

M Rl 14I I 1=124I 3

41+ 2+32I 1I 22I 3

因为上下横梁惯性矩相同，即I 1=I 3, 则力矩M 1为

l 1 M Rl 12I +l 2

I 1=4l 1+l 2I 1I 2

l 1∴M Rl 2I +l 22. 46. 15I 106

⨯2. 4+1=14l =20⨯1+l 242. 46. 15

I I +

120. 250. 038

=11. 67⨯106N ·m

5.17） （5.18）

（5.19）

（

4. 求弯矩M 2

由文献[5-9]可知立柱的弯矩M 2为 M 2=

Rl 1

-M 1 (5.20) 4

式中 R ——轧制力

l 1——机架横梁中性线长度 M 1——横梁弯矩

∴M Rl 120⨯106⨯2=4-M =2. 414

-11. 67⨯106 =0. 33⨯106N ·m 机架横梁内侧应力： σn 1=-

M 1

W (5.21) n 1

式中 W I 1

n 1——机架横梁内侧断面系数，W n 1=y 1

σn 1——内侧应力

σM 1M 1y 111. 67⨯106⨯(1300-863. 75) ⨯10-3

n 1=-W =-=-

n 1I 10. 25 =-20. 36MPa

其中y 1=1300-863. 75=436. 25mm

I 1=0. 25mm 4 机架横梁外侧应力 σM 1

a 1=

W (5.22) a 1

式中 σa 1——机架横梁外侧应力

W 1

a 1——机架横梁外侧的断面系数，W a 1=

I y 2

M 1M 1y 211. 67⨯106⨯0. 86375

σa 1====40. 32MPa

W a 1I 10. 25其中y 2=0. 86375m I 1=0. 25mm 4 机架立柱内侧应力 σn 2=

R M

+2 (5.23) 2F 2W n 2

式中 σn 2——机架立柱内侧应力 R ——轧制力

F 2 ——机架立柱断面积 W n 2——机架立柱内侧断面系数

6

∴σn 2=

R M 20⨯10+2=+2F 2W n 22⨯0. 6375

0. 33⨯106⨯

0. 75

=19. 81MPa -2

3. 0⨯10

其中 R =20⨯106N y 1=375mm

F 2=850⨯750=637500mm 2 I 2=3. 0⨯10-2mm 4 机架立柱外侧应力 σa 2=

R M

-2 (5.24) 2F 2W a 2

式中 σa 2——机架立柱外侧应力 R——轧制力

F 2——机架立柱断面积 W a 2——机架外侧断面系数

∴σa 2=

R M 20⨯10-2=-2F 2W a 22⨯0. 6375

6

0. 33⨯106⨯

0. 75

=11. 56MPa -2

3. 0⨯10

其中 R =20⨯106N y 1=375mm

F 2=850⨯750=637500mm 2 I 2=3. 0⨯10-2mm 4

机架材质为ZG35，强度极限σb ≥500MPa , 屈服极限σs ≥280MPa ，因为轧辊安全系数n =5，所以机架安全系数取n =10。许用应力[σ]对于横梁[σ]≤50Mpa ；对于立柱[σ]≤50Mpa

综上横梁内外侧应力小于许用应力[σ]=50Mpa ，立柱内外侧应力小于许用应力[σ]=50Mpa , 所以机架强度合格

5.3 十字轴万向接轴校核

5.3.1基本尺寸确定

图5.6万向接轴简图

回转直径D =670mm ，接轴直径d =370mm ，允许工作倾角5

5.3.2万向接轴校核

扭转强度条件计算，根据文献[11-370]得轴的扭转强度条件为

P

T ≤[τ] （5.25） ≈ τT =T 3W T 0. 2d

式中: τT ——扭转切应力，MPa T——轴所受的扭矩，N ·mm W T ——轴的抗扭截面系数，mm

3

n——轴的转速，r/min；轴连接电机所以n=60r/min P——轴的传递功率，KW; 传递电机功率所以P=2050KW d——计算截面处轴的直径，mm ；d=370mm

P 2050

9550000⨯T ==32. 2MPa ≈∴τT =33W T 0. 2d 0. 2⨯370

根据文献[11-370]查得材料为34CrNi3Mo 的许用扭转应力[τT ]=35～55MP a ，所以

τT ＜[τT ]，即万向接轴强度合格

5.4支承辊轴承校核

由于轧制时支承辊几乎承受全部弯曲应力，计算时，通常按承受全部轧制力的情况考虑。所以要对支承辊上的轴承进行校核。

根据支承辊直径选取内圈无挡边的四列圆柱滚子轴承，内径d=800mm，外径D=1080mm 由文献查得该轴承的额定动载荷C =1. 3⨯107KN ，转速n =60r /min 轴承寿命计算 由文献[13-5]可知

106C ε

() (5.26) L h =

60n P

式中 C ——轴承基本额定动载荷 n ——轴承的转速

P ——承受的载荷，因为支承辊受弯曲应力，其大小为轧制力的一半，所以

8. 7⨯106

=4. 35⨯106N P =

2

ε——指数，球轴承ε=3；滚子轴承ε=所以求得轴承寿命为

10 3

106C ε10613⨯1063

L h =() =() 6

60n P 60⨯604. 35⨯10

10

=10679. 34小时 所以选用轴承符合设计要求

6．润滑方式

常用的润滑方式有稀油润滑（矿物油润滑）和甘油润滑（润滑脂润滑）两种。 1. 稀油润滑一般用于要求对摩擦面实行液体或半液体摩擦的地方，以及除了润滑外，还需要冷却、清洗摩擦表面的地方。

2. 甘油润滑的主要目的是减少摩擦以及保护摩擦表面不受腐蚀和防止外来水、氧化铁皮等污物进入。转速较低或不经常工作的摩擦面。常用甘油润滑油润滑不能循环，因此消耗的油脂不能回收，但甘油润滑设备比较简单。稀油润滑可以循环使用，但设备复杂。一般情况下，凡是甘油润滑可以满足要求的机械设备，可以不用稀油润滑。

稀油润滑仍然是轧钢车间主要的润滑型式，由于稀油润滑能有效的减少摩擦，有良好的润滑效果，排散热量冷却工作表面以及保护工作表面不受腐蚀等作用。因此到目前为止轧钢车间在所有齿轮啮合部位、减速机、人字齿轮机座以及大部分轧机的轴承都还是采用稀油循环润滑。

不过近几年发展起来一种新的润滑方式——油气润滑，它是以压缩空气为动力将稀油沿管道输送到各润滑点。其适用于润滑滚动轴承，尤其在重负荷轧机轧辊轴承上得到广泛应用。

油气润滑的优点：

（1） 有利于环境保护。没有油雾，周围环境不受污染。

（2） 精密计量。油和空气两个成分都可分别精确计量，按照不同的需要输送到每

一个润滑点。

（3） 与油的粘度无关，凡是能流动的油都可以输送。因为它不需要雾化，所以不

存在高粘度雾化困难的问题。

（4） 可以监控。润滑系统的工作状况很容易实现电子监控。

（5） 特别适合用于滚动轴承，尤其是重负荷的轧机轧辊轴承，气冷效果好，可降

低轴承的运行温度，延长寿命。 （6） 耗油量小。仅为耗脂量的1/10～1/20。

7. 经济可行性分析

7.1投资回收期

P t =

K o

（7.1） H m

式中：K o —总投资额 K o ＝200万元 H m —年平均净收益 H m ＝30万元

代入式7.1得：

P t =

200

=6.7年 30

P c —基准回收期，P c =10年 P t

投资回收期用平均年净收益来返本的总投资额。 投资回收期静态经济评价方法。

设备投产后以每年取得的净收益（包括利润和设备折旧费），将全部投资即固定资产投资和流动资金回收所需时间，以年为单位，从建设年算起。

⎡积累净现金流量开⎤上年份净现金流量的绝对值

P t =⎢-1+ （7.2） ⎥

当年净现金流量⎣始出现正值年份数⎦

表8.1 设备工作状态表 单位：万元

时期（年） 建设期 年净收益 累积净收益

1 20

2 15

3

4

5

6

7

8

9

10

5 -30

8 -22

10 -12

15 3

15 18

20 38

20 58

25 83

-20

-35

P t =6-1+

12

15

＝5. 8年 中小企业冶金设备 P c =8年

P t

7.2设备合理的更新期

设备是可修复设备，随着一次次年修它的性能总是逐渐下降，老化费用逐年增加，若不计残值，可用低老化数值法计算设备合理更新期。因为年低老化增加值逐年增加，如维护和修理费用燃料动力费超额支出，合理使用期为：

T （8.5）

式中：K 0—总投资额；K 0＝90万元； λ—年低老化增加值；λ＝0.9万元； 代入公式(8.5)得T=

2⨯90

＝14.1年 0. 9

设备使用到14年时，费用最小，再继续使用则费用迅速增加，应该更新。

8．环保性分析

8.1机械设备的环保性

机械设备的环保性是指机械设备在作业时保护环境的性能。

随着社会经济的高速发展，很多生产和施工企业为了获取更大的经济效益，机械设备连续不停地运作。由此产生的各种噪声、废气、污水和烟尘严重地污染了环境，破坏了生态，给人们的身体健康造成了危害。国家对环保的要求越来越高，相关的的政策法规越来越完善。企业要正常运作，就必须遵守相关法规，控制好污染物的排放，努力创造环境友好型社会。所以设计人员在设计时必须设备的环保性能，这对可持续发展有重要的作用。

8.2改善机械设备环保性的方法

机械设备对周边环境的污染有机械冲击和振动所产生的噪声；机械焊接切割和抛丸除锈所产生的有害气体、微粒粉尘；电泳和喷漆过程中所产生的污水、废气等。

改善机械设备环保性能的主要方法有：选择环保性能较好的机械设备；对机械设备性能进行改造；增加后处理装置；对设备检测、维修等方面采取及时、有效的措施；改善设备周围的环境。

结论

本次设计将我在大学四年所学习的理论知识实与际生产相结合。通过这次设计，锻炼了我独立完成设计任务的能力，同时加深了对专业课的理解，为将来走向工作岗位打好坚实的基础。根据毕业实习，对中厚板轧钢机有了充分的认识，对各项性能参数的计算，计算出最大轧制力、轧制力矩、电机选择，机架结构确定，轧辊结构尺寸确定，以及对所选的主要零件的强度校核满足了轧机主传动系统的设计要求。

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