5000mm熱軋寬厚板四輥可逆式軋機輥系設計畢業設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 艾克倫德方法計算軋制時的平均單位壓力 變形阻力變形阻力k是材料本身抵抗塑性變形的能力，影響變形阻力的因素除材料的化學成分外，主要是變形條件（變形溫度，變形速度與變形程度）的影響，它與應力狀態無關。計算公式為 (214) 式中軋制溫度，℃；含碳量，％；含錳量，％；含鉻量，％；寬厚板為碳鋼，得知=2％，=％，=0代入(214)公式可得 =(1100)(+2％+％)= 變形速度 相對變形（變形程度）對時間的導數，即單位時間內的相對變形量稱為變形速度，用表示，計算公式為 (215) (216)其中為變形區長度式中軋件出口速度，；最大壓下量；軋輥半徑。軋件出口速度：中厚板生產中由于軋件較長，為操作方便，可采用梯形速度圖，咬入速度20，而軋制速度 =本軋機乃精軋機組軋機，根據來料和成品的規格尺寸，進料規格320mm 1300mm2600mm，成品規格150mm4800mm25000mm，設定粗軋機的壓下量為80精軋機壓下量為4040，240，155代入式(215)得； 軋制壓力軋制總壓力等于單位壓力及單位摩擦力在合力方向上的投影沿接觸弧的積分和，由于大多數情況下金屬作用在軋輥上的總壓力是垂直方向，或者傾斜不大，因此可以近似地認為金屬作用在軋件上的總壓力等于其垂直分量，即等于單位壓力及單位摩擦力的垂直分量，即等于單位壓力及單位摩擦力的垂直分量沿接觸弧的積分。艾克倫德方法提出了計算軋制時的平均單位壓力，公式為： (217)式中考慮外摩擦對單位壓力的影響系數軋制材料在靜壓縮時變形阻力，軋件粘性系數變形速度其中 (218) (219) (220) (221）根據上式(218)（219）（220）（221）可得= = =由此可以用艾克倫德公式求出平均單位壓力： 軋制力=其中接觸面積。根據已知數據可以計算出： 759104 104 軋輥傳動力矩驅動一個軋輥的力矩為軋制力矩與軋輥承接處摩擦力矩之和。 （222） （223） （224）式中軋制力軋制力力臂，即合理作用線距兩個軋輥中心連線的垂直距離；軋輥軸承處摩擦圓半徑。軋輥直徑軋輥軸頸直徑合力作用點的角度軋輥軸承摩擦系數工作輥為滾動軸承：將軋輥直徑1200帶入上面三式得 變形區長度155，總壓力作用點在接觸弧上的作用點在接觸弧中心。簡單軋制除了軋輥給軋件的力外，沒有其他外力，所以兩個軋輥對軋件的法向力,和摩擦力,的合力必然是大小相等，方向相反，且作用在一條直線上，該直線垂直于軋制中心線，軋件才能平衡，所以 ；由已知條件得：，104,可得 109 小結 本章主要介紹了軋輥的結構形式，詳細說明了以及工作輥支承輥的的尺寸參數確定方式。確定了軋制過程中軋輥的受力參數，以及艾克倫德公式。3 軋輥強度校核 影響軋輥強度的因素設計軋機時，通常是按工藝給定的軋制負荷和軋輥參數對軋輥進行校核，由于對影響軋輥強度的各種因素（如溫度應力，殘余應力，沖擊載荷值等），很難準確計算，為此，設計時對軋輥的彎曲和扭轉一般不進行疲勞校核，而是將這些因素納入軋輥的安全系數中（為了保護軋機其他重要部件，軋輥的安全系數是軋機各部分中最小的）。為防止四輥板帶軋機軋輥面剝落，對工作輥和支承輥的接觸應力應該做疲勞校驗。四輥軋機，由于有支承輥，給軋輥計算帶來了新的特點。首先是工作輥與支承輥之間有彎曲載荷分配問題，其次是工作輥與支承輥之間存在著相當大的接觸應力。顯然，支承輥的抗彎斷面系數較工作輥大得多，即支承輥有很大的剛性。因此軋制時的彎曲力矩絕大部分由支承輥承擔。在計算支承輥時，通常接受全部軋制力的情況考慮。由于四輥軋機一般是工作輥傳動。因此對于支承輥只需計算輥身中部和輥頸斷面的彎曲應力。 四輥軋機支承輥計算簡圖，在輥頸的1—1斷面和2—2斷面上的彎曲應力均應滿足強度條件，即 (31) (32) 式中 P—總軋制壓力； —122斷面的直徑； —122到斷面支反力P/2處的距離； —許用彎曲應力。由于在計算軋輥強度時未考慮疲勞因素，故軋輥的安全系數n=5，軋輥的許用應力可參考以下數據：對于合金鍛剛軋輥，當強度極限～750 時，許用應力Rb=14～15對于鑄鐵軋輥，當=350～400時，許用應力Rb=7～8輥身中部33斷面的彎曲應力 （33） 式中 —個壓下螺絲的中心距(6410)； —以重車后的最小直徑代入。將mm、mm，104，mm，2100mm，mm代入得在計算時，認為支承輥兩個軸承支反力間的距離 等于兩個壓下螺絲的中心距，而且把工作輥對支承輥的壓力簡化為均布載荷。由于支承輥承受彎曲力矩，故工作輥只考慮扭轉力矩，即只計算扭轉端的扭轉應力。扭轉應力 (34) 式中 —作用在一個工作輥上的最大傳動力矩； —工作輥傳動端的扭轉斷面系數()。四輥軋機在工作時，支承輥與工作輥兩圓柱面之間有很大的接觸應力，在計算軋輥時，應對此交變局部應力進行疲勞強度校驗。 軋輥接觸應力與深度的關系半徑方向產生的法向正壓力在接觸表面的中部最大，其值可按赫茨方程式求得 (35) 式中 —加在接觸表面單位長度上的負荷； 、—相互接觸的兩軋輥的半徑；、 —與軋輥材料有關的系數。,式中 、 —兩軋輥材料的泊松比和彈性模量。一般取=，則公式(215)可簡化為 (36) 將=43，GPa，mm，mm代入(216)得此應力雖然很大，但對軋輥不致產生很大的危險，因此在接觸區，材料的變形近似于三項壓縮狀態，能承受較高的應力。在接觸區還存在切應力，為保證軋輥表面不產生疲勞破壞，應小于許用值。 (37) 將代入(217)得支承輥輥面硬度為45～50Hs，所以許用應力=61綜上所述軋輥強度足夠。 小結為了保證軋輥和軋機設計的可靠性和軋輥的安全性，在設計過程中必須進行軋輥的校核，其中包括軋輥彎曲用力和接觸應力。本章主要校核了軋輥的彎曲應力和接觸應力。4 軋輥軸承 軸承的選擇 軋輥軸承分滾動軸承和滑動軸承兩大類。滾動軸承包括雙列球面滾子軸承、四列圓錐滾子軸承和多列圓柱滾子軸承。滑動軸承包括液體摩擦軸承和開式滑動軸承。其中液體摩擦軸承又分為動壓軸承、靜壓軸承和靜動壓軸承。開式滑動軸承又分為開式金屬瓦軸承和開式非金屬瓦軸承。軋輥軸承是軋機的主要部件之一，和一般用途軸承相比，軋輥軸承有以下一些工作特點：工作負荷大。通常軋輥軸承的單位壓力比一般用途的軸承高2～5倍，甚至更高。而PU值是普通軸承的3～20倍。運轉速度差別大。高速線材軋機的速度可達140m/s以上。工作環境惡劣。熱軋時有冷卻水和氧化鐵皮飛濺，而且溫度高；冷扎時的工藝潤滑劑與軸承潤滑劑容易相混。因此，對軸承的密封損失有較高的要求。軋輥軸承是軋鋼工作機中的重要部件。由于各類軋機的工作條件與情況差別很大，因而必須采用不同類型的軸承。軋輥軸承在徑向尺寸受限制的情況下，承受很大的軋制力。因此，軋輥用的軸承都是多列的，此處選四列圓錐滾子軸承。選工作輥軸承型號為3810/750，；選支承輥選用油膜軸承型號為ZYC167075 軸承壽命計算計算軸承壽命要求符合軸承的實際壽命，必須準確地確定負荷。當量動負荷與軸承壽命之間的關系可用下式表示： (41)其中： c—軸承額定動載荷N，p—當量動負荷N,n—軸承的轉速，ε—壽命指數（球軸承ε =3，滾子軸承ε =）。根據軋制速度，可推算軸承轉速： （42） 其中： ——工作輥直徑 ——支承輥直徑 ——工作輥轉速 ——支承輥轉速 代入數據得： 20 工作輥:在實際計算中，軸承的當量動載荷應為： （43）在軋鋼機中，軋輥承受強大沖擊，軋機工作輥 而根據四列圓錐滾子軸承： （44) 滿足安全條件，設計可用。支承輥： 滿足安全條件，設計可用。 小結 本章主要介紹了軋機工作輥與軋機支承輥軋輥的選擇。以及他們的壽命計算。5 軋輥彎輥裝置當軋輥間沒有軋件時，由于 上軋輥及其軸承座的重力作用，在軸承座與壓下螺絲之間、壓下螺絲與螺母的螺紋之間均會產生間隙。這樣，當軋件咬入軋輥時，會產生沖擊。為防止出現這種情況，幾乎所有的軋機（疊扎薄板軋機除