畢業設計熱軋板帶鋼車間設計及控軋控冷技術-資料下載頁

【導讀】畢業設計（論文）熱軋板帶鋼車間設計及控軋控冷技術。鋼鐵行業是國民經濟的支柱產業而熱軋帶鋼生產是鋼鐵生產中的主要。環節熱軋帶鋼工藝的成熟為冷軋生產提供了優質的原料大大地滿足了國民生產。和生活的需要本車間參考鞍鋼2150生產線其設計生產能力460萬噸典型產品為。Q235-C25mm1900mm主要設備有三臺步進式加熱爐一臺粗軋除鱗機一架四輥可。逆粗軋機5000噸一個六機架四輥精軋機組3架CVC軋機和3架PC軋機三臺卷。取機及各種附屬設備設計以年產量為基礎結合各產品的市場前景合理地分配各。產品的產量制定產品方案和金屬平衡論文以典型產品為例制定了工藝流程圖和。壓下制度速度制度溫度制度輥型制度等一系列軋制制度并校核了軋機生產能力。計算了各項經濟技術指標繪制了一張車間平面圖在專題中詳細論述了控軋控冷。112板帶材的工藝特點及質量要求2. 121國外熱軋帶鋼發展4. 13熱軋帶鋼生產新設備與新技術6. 313加熱溫度時間及產量18. 513粗軋與精軋的軋制力和軋制力矩45. 532軋機平均小時產量52

　　

【正文】 輥縫凸度反之向輥徑大的一方竄輥時可以減小輥縫凸度這樣可以根據來料板形情況進行竄輥調節控制板形質量常規工作輥輥型進行竄輥的主要目的是使輥型磨損均勻化這種輥型的竄輥策略通常是選擇不同的竄輥步長和頻率或選擇不同的竄輥起始位置對 板形的凸度影響很小與傳統的常規工作輥輥型不同 LVC 輥型的竄輥策略則是根據板形調節能力的需要計算所需的竄輥量達到改變板形的效果在各機架竄輥量的設定計算中對于某些工況很難將精軋出口的目標凸度和目標平坦度都準確地保持在一個值上有時為了使軋制過程順利采用滿足凸度良好的準則而犧牲機架間帶鋼平坦度因此在板形模型初次設定 LVC 竄輥量后可制定相應的竄輥優化策略即在將機架精軋出口凸度控制在精度范圍內的前提下可以依次改變各機架的竄輥量以使各機架間的帶鋼寬度方向的不均勻延伸降低這一思想曾經在彎輥力設定優化中應用由于 LVC 輥 型的竄輥和彎輥都是用來控制板形因此可將彎輥力優化的思想應用在竄輥優化中目前 LVC 工作輥輥型已應用在鞍鋼熱軋帶鋼廠 F3F5熱連軋機上用來提高板形控制能力竄輥優化策略也在板形控制模型中應用 圖 46 LVC 工作輥輥型 3 PC 輥型控制法 本車間采用了一種新型的輥型制度即 PC 輥 PC 輥為 Pair Cross 的縮寫即上下工作輥包括支撐輥軸線有一個交叉角度上下軋輥平輥當軸線有交叉角度時將形成一個相當于有輥形的輥縫形狀相當于軋輥具有正凸度因此 PC 輥為了得到正凸度輥縫形狀就必須采用帶有負凸度的軋輥軋輥交叉調節出口斷面形狀的 能力相對比較大如圖 37 但是由于軋輥交叉將產生較大的軸向力因此交叉角度不能太大否則將影響軸承壽命目前一般小于 1 度 [9] 圖 47 為 PC 軋機的凸度調節能力曲線橫坐標為凸度 mm 縱坐標為交叉角 176。 圖 47 PC 軋機的凸度調節能力 PC輥在應用中的另一問題是軋輥的磨損為此目前 PC軋機都帶有在線磨損裝置以保持輥縫形狀的穩定 PC 軋輥的優點是調節凸度的能力較大但是存在很大的軸向力而限制了其調節能力 PC 輥的缺點是機構復雜以及軸向力大達到軋制力的810 將使軸承壽命縮短使維護工作量加大并增加了軋制力測量的滯后性采用 PC輥時彎輥力 一般不能超過 80tPC 軋輥一般用于凸度預設定不用于在線軋制時調節 5 生產設備校核 51 軋制力與軋制力矩 511 軋制力的計算 SEkelund 51 式中 K 溫度和成分對軋制力的影響系數 m 表示外摩擦對單位壓力影響的系數 η粘性系數 ε平均變形速度 ms 其中 則軋制壓力為 52 其中 tC 以表示碳含量 Mn 以表示的錳含量 Cr 以表示的鉻含量 C′決定于軋制速度的系數見表 51 對于鋼 軋輥鑄鐵軋輥 表 51 C′的選擇 軋制速度 ms 6 610 1015 1520 C′ 1 08 065 06 512 軋制力矩的計算 53 其中 軋制壓力 t 作用點系數 薄件小于 05 取 513 粗軋與精軋的軋制力和軋制力矩 數據由上面公式在 Excel 表格編輯函數所得見論文后附錄 表 52 粗軋的軋制力與軋制力矩 道次 1 2 3 4 軋制力 P t 192346 234987 230893 229098 軋制力 矩 Mn tm 21673 3044 26796 23047 單位軋制力 p Kgmm2 69787 74578 82030 940800 表 53 精軋的軋制力與軋制力矩 道次 1 2 3 4 5 6 軋制力 P t 217192 213298 172291 165205 148087 54267 軋制力矩 Mn tm 13161 10012 5391 3925 2488 422 單位軋制力 p Kgmm2 188143 227959 287891 364771 288905 52 軋機設備 校核 1R 為四輥可逆軋機其工作輥與支撐輥壓靠在一起故負荷特點為 1 由于支撐輥作用工作輥承受彎矩很小而彎矩主要由支撐輥承擔 2 在工作輥與支撐輥壓靠輥面產生接觸應力在設計中應予考慮 粗軋機的所有輥都選用高鉻鑄鐵許用彎曲應力 [σ ] 16kgmm2 許用接觸應力[σ′ ] 220kgmm2 許用扭轉應力 [τ′ ] 65kgmm2E 150 Gpaμ 025 支承輥材質 Cr5許用彎曲應力 [σ ] 20kgmm2 許用接觸應力 [σ′ ] 230kgmm2 許用扭轉應力 [τ′ ] 65kgmm2E 190Gpaμ 028 2 精軋機工作輥為 PC 輥型在進行校核時可以將其看做平輥來進行輥身強度計算在 F1F6 中前三架的軋輥相同后三架軋輥相同在進行校核時可分別計算F1F3 F4F6 中的軋制力最大的一架精軋機工作輥 F1F6 的材質為高鉻鑄鐵許用彎曲應力 [σ ] 16kgmm2 許用接觸應力 [σ′ ] 220kgmm2 許用扭轉應力 [τ′ ] 65kgmm2E 150Gpaμ 025 支承輥材質 Cr5 許用彎曲應力 [σ ] 20kgmm2 許用接觸應力 [σ′ ] 230kgmm2 許用扭轉應力 [τ′ ] 65kgmm2E 190Gpaμ 028 521 粗軋 機 R 的軋輥強度校核 52 可知 R 第三道次軋制力和力矩最大 P 234696tM 30403 t178。 m 已知工作輥 D11150179。 2150mm 主電機功率 10000179。 2KW支撐輥直徑 D2的選擇主要取決于剛度和強度要求輥徑比 D2D1 主要取決于工藝條件當軋件較厚咬入角較大時由于要求較大的工作輥直徑故選擇較小的 D2D1 因此熱帶鋼的粗軋機比精軋機的輥徑比小些由表 55 得取 D2D1＝ 1304 根據 R1 的校核經驗支撐輥徑 d2D2＝074則 d2＝ 1500179。 074＝ 1110mml2d2＝ 1則 l2＝ 1110mm同理 d1＝ 851mml1＝ 851mm下面所求數據在 Excel 表格編輯函數所得見論文后附錄 51 四輥板帶軋機的LD1lD2D2D1lD 的值 軋機名稱 LD1 lD2 D2D1 lD 粗軋機座 1728 1018 1220 08310 精軋機座 2428 1315 1921 1 支撐輥的強度校核計算 圖 51 R 軋機軋輥尺寸圖 其中 s D10 4b D10 其中計算過程如下 MD 05P179。05a PL179。L2179。L4 P2179。 a2 L4 51 式中 a 支撐輥兩軸承間距離 mm L 支撐輥輥身長度 mm MD 輥身的彎矩 σ D MD 01179。D3 52 式中 D軋輥輥身直徑 Md Pa2P L2 aL 4 P179。 a L 4 53 式中 Md 輥頸中部處的彎曲應力 L 支撐輥輥身長度 a 支撐輥兩軸承間距離 σｄ Mｄ 01179。ｄ 3 54 式中 d 軋輥輥身直徑 代入數據 P 241191tD 1500mmd 10656mma 3240mmL 2130mm 則σ D 389kgmm2 [σ ] σｄ 489kgmm2 [σ ] 所以均符合強度要求 2 工作輥強度計算 由經驗和推導知道在彎曲強度計算中工作輥承受彎矩很小而支撐輥幾乎承受全部彎矩因此相對于支撐輥而言工作輥的彎矩可以忽略不計只校核其輥頭扭轉應力即可 R 輥頭采用萬向接軸傳動傳動方式為工作輥轉動輥頭呈扁頭形狀最大剪切應力發生在長邊中點輥頭的校核公式為 56 圖 52 軋輥受力及彎矩分析圖 53 萬向接軸示意圖 Mn＝ 9550Nn 55 式中 n 軸的轉速 rmin N 輸入到軋輥的功率 KW 傳動功率 N＝ Nη 0＝ Nη 1η 2η 3 η 1 0997 η 2η 3 減速器的傳動效率取 096 τ＝ MnWn＝ Mnη179。 s3 56 由于 b 扁頭的寬度 b＝ D10 s 扁頭厚度 s＝ D4 η與 bs 的關系如表 54 表 52 η與 bs 的關系 bs 1 15 2 3 4 η 0208 0346 0493 0801 115 代入數據 b 115010＝ 1140mms＝ 115010 4 285mm 故 bs＝ 1140285 4 η＝ 115Mn 22759847 t178。 mm τ 227598465179。 1000 0208179。 2853 ＝ 4605kgmm2＜ [τ ] 故符合強度要求 3 接觸應力的計算 57 58 59 其中 q PL 2411912130 113 t178。 mm σ ＝ 7057kgmm2 [σ′ ] 230kgmm2 τ＝ 0304σ＝ 0304179。 7026 2145kgmm2 [τ′ ] 65 kgmm2 由上知支撐輥工作輥各處所受接觸應力均小于許用應力故符合要求 522 精軋機軋輥強度校核 F1 和 F5 的強度 1 支撐輥強度校核 1 輥身強度輥身中央處受最大彎矩 用公式 51 MD P[ a4 b8 ]計算得 MD1 116089124t178。mm MD 88302073 t178。mm 則由公式 53 得 σ D1 11608912401179。16003 381k gmm2＜ [σ ] σ D4 8830207301179。 14503 2kgmm2＜ [σ ] 2 輥徑輥徑危險斷面在輥徑中心 所受彎曲應力由公式 54 計算得 Md1 58261754 t178。mm Md4 44316241 t178。mm 則由公式 54 得 σ d1 5826175401179。 11103 472kgmm2＜ [σ ] σ d 4335134601179。 1103 3kgmm2＜ [σ ] 2 工作輥強度計算 由公式 55 和 56 可以計算得出 τ 1＝ 4171kgmm2＜ [τ′ ] τ 4＝ 5601kgmm2＜ [τ′ ] 3 工作 輥與支撐輥接觸應力校核 由 q PL 計算得出 q1 102 t178。 mmq5 076t178。 mm 59 可以算出接觸應力為 σ 1＝ 7644kgmm2 [σ′ ] σ 4＝ 7046kgmm2 [σ′ ] τ 1＝ 0304σ 1＝ 6137kgmm2 [τ′ ] τ 4＝ 0304σ 4＝ 6680kgmm2 [τ′ ] 所以軋輥符合要求 523 電機能力校核 以粗軋第二道次為例 1 軋制力矩 Mzh＝ 3044tm 2 附加摩擦力矩 軋制過程中軋件通過輥間時在軸承內以及軋機傳動機構中有摩擦力產生所謂附加摩擦力矩是指克服這些摩擦力所需力矩而且在此附加摩 擦力矩的數值中并不包括空轉時軋機傳動所需力矩組成附加摩擦力矩的基本數值有兩大項一為軋輥軸承中的摩擦力矩另一項為傳動機構中的摩擦力矩下面所求數據在 Excel表格編輯函數所得見論文后附錄 軋輥軸承中的摩擦力矩 510 P 軋制力 d1 軋輥輥頸直徑 f1 軋輥軸承摩擦系數它取決于軸承構造和工作條件取 f1 0003 傳動機構中的摩擦力矩 511 Mm2 換算到主電機軸上的傳動機構的摩擦力矩 η 1 傳動機構的效率即 從主電機道閘機的傳動效率取η 1 097 i 主減速比 i 55 附加摩擦力矩 3 空轉力矩 空轉力矩是指空載轉動軋機主機列所需的力矩 式中 MH－電機的額定力矩 kNm Mk－空轉力矩 kNm N－電機功率 kW 4 電機能力校核 由于校核的是最大轉速時的電機能力因此不考慮主電機軸上的動力矩 Md 作用在主電機軸上的力矩為 M MH 因此電機能力滿足要求 同理其它各架軋機的主電機的能力也滿足要求 [11] 53 軋機生產能力校核 531 軋機小時產量計算 512 其中 Q－ Q ρ179。 L179。 B179。 H 3672t K108 T－軋制節奏時間 b－各產品的成材率見第二章表 25 所以 A 3600179。 3672179。 08179。 9746902 114328th 同理可計算出其它產品小時產量見表 56 所示 表 56 各產品的小時產量 厚度 mm 產品重量萬 t 產品比例 勞動量換算系數 X 1820 115 25