第 I 頁 250 線材軋機的設計 摘 要 設計的軋鋼機為 250 3型鋼軋鋼機，軋輥的直徑為 250 mm。軋鋼機主要用來為軋制小型線材，采用三輥式工作機座。軋鋼機的主要設備是由一個主機列組成的。軋鋼機的主機列是由原動機，傳動裝置和執行機構三個基本部分組成的。采用的配置方式為電動機 減速機 齒輪機座 軋機。由于軋輥的轉向和轉速不可逆轉，原動機采用造價較底的高速交流主電機?？紤]到軋制負荷很不均勻，為了均衡電機負荷，減少電機的容量，在減速機和電動機之間加有飛輪。齒輪機座：其用途是傳遞轉矩給工作輥，設計采用三個直徑相等 的圓柱形人字齒輪在垂直面排成一排，裝在密閉的箱體內。聯軸器：在減速器與齒輪機座之間采用的是安全連軸器。而主聯軸器采用的的梅花接軸聯軸器。 關鍵詞： 軋鋼機，齒輪機座，飛輪 第 II 頁 250 Design of wire rod mill Abstract Rolling mill designed for 250 x 3 payments rolling mill, roller diameter of 250mm. Rolling mill for rolling mainly to small wire rod, a three roller-working machine Block. Rolling mill equipment is a major component of the mainframe out. Rolling mill is the former mainframe is motivated transmission devices and the three basic components of the implementing agencies. Allocation method used for electric motors - slowdown plane - plus seat - rolling mill.The roller to the irreversible and rotational speed, the original motivation for the introduction of a more rapid exchange of the costs of Electrical. Taking into account the rolling load is uneven, to balance electrical loads and reduce the electrical capacity slowdown in the increase between a flywheel and electric motors. Flywheel design and installation of electric motors in decelerator between its role in the adoptio n roller and roller idling, a mobile storage device in a balanced transmission loads； gear seat : its purpose is to transmit torque to the work revolve, the equivalent diameter cylindrical design used three words plus people lined up in the vertical plane, packed in sealed .Shaft coupling : in the Block reducer and gear is used between security company axle vehicles. Key words： Rolling mill ， gear seat ， flywheel 第 III 頁 目錄 1 緒論 .1 1.1 軋鋼機的定義 . 2 1.2 軋鋼機的標稱 .2 1.3 軋鋼機的用途 .3 1.4 小型軋鋼機的主機列 .3 2 軋制壓力和軋制力矩的計算 .6 2.1 軋制平均單位壓力的確定 .6 2.2 軋制總壓力的確定 .8 2.3 軋制力矩的確定 .9 2.4 電動機的選擇 . 10 3 飛輪的設計 . 10 3.1 飛輪力矩的確定 . 10 3.2 飛輪的強度的校核 . 13 4 減速器的選擇 . 14 4.1 傳動 比的計算 . 14 4.2 減速器的特點、破壞形式 . 16 4.2.1 主減速機的特點 . 16 4.2.2 主減速機齒輪的破壞形式 . 16 4.3 主減速機的結構 . 16 4.4 主減速器的潤滑及防護措施 . 17 4.5 齒輪的材料和熱處理 . 18 4.6 減速器的工作狀態分析 . 18 齒輪機座的設計 . 18 5.1 齒輪機座的類型和結構 . 18 5.2 齒輪的設計 . 19 5.2.1 齒輪節圓的直徑 . 19 5.2.2 模數、齒數、齒寬、齒頃角 . 19 5.2.3 計算力矩 的確定 . 19 5.2.4 軸端的強度計算 . 20 5.2.5 滑動軸承 . 21 5.3 密封和漏油問題 . 21 5.4 齒輪機座的潤滑 . 21 .5 齒輪機座的總述 . 22 6 軋鋼機工作機座的設計 . 22 6.1 工作機座的選擇 . 22 6.2 軋輥與軋輥軸承的設計 . 24 6.2.1 軋輥的類型 . 24 6.2.2 軋輥的結 構 . 24 6.2.3 軋輥的參數 . 25 第 IV頁 6.2.4 軋輥的材料 . 25 6.3 軋輥調整裝置的設計 . 27 6.4 機架的設計 . 29 6.5 機架強度的校核 . 30 7 孔型的設計 . 32 8 機架的優化設計 . 34 8.1 優化分析 . 34 8.2 軋機機架結構參數優化設計的數學模型 . 35 8.3 設計變量 . 35 8.4 目標函數 . 38 8.4.1 以機架在垂直方向上彈性變形最小作為目標函數 . 38 8.4.2 以機架重量最輕為目標函數 . 39 8.4.3 機架變形 . 39 8.5 約束條件 . 40 8.5.1 性能約束 . 40 8.5.2 邊界約束 . 40 8.6 計算結果及分析 . 41 8.6.1 設計變量的數量及取法對設計量取值的影響 . 41 8.6.2 以機架變形最小為目標的優化計算 . 42 8.7 優化設計應用舉例 . 43 8.8 優化設計在實際中的應用 . 44 8.9 結論 . 46 結論 . 47 致謝 . 48 參考資料 . 49 附錄 1 . 50 附錄 2 . 58 第 1 頁 第 2 頁 1 緒論 1.1 軋鋼機的定義 軋鋼機也稱為軋鋼機械，一般把將被加工的材料在旋轉的軋輥間受壓力產生的塑性變形即軋制加工機器稱為軋鋼機，這是簡單定義。大多數情況下，軋制生產過程要經過幾個軋制過成，還要完成一系列的的輔助工序，如將原材料由倉庫運出加熱， 軋件送往軋輥，軋制、翻轉、剪切、打印，軋件收集、卷取成卷等。 一個軋件的全過程由多種機械按工藝順序而成機組來完成，這種機組或機器體系叫軋鋼機械或稱軋鋼機。第一種情況軋鋼機由一個或幾個工作機座（執行機構）傳動機構（齒輪傳動、連軸器）和使軋輥轉動的電動機組，后一情況軋鋼機是由若干臺工做機組成，這些機組數目與加工軋材工藝過成生產率相適應，因此，軋鋼機按順序排列并且用輥道或其他運輸裝置連成一條工藝流水線機器組成機組。 軋鋼機是機械中使金屬在旋轉的軋輥中產生變形的那部分設備。主要使設備排列成一定形式的工作線稱為軋鋼機 的主機列。用以完成其他工序的機械設備稱為輔助機械。 1.2 軋鋼機的標稱 軋鋼機的類別與規格與軋鋼機的斷面尺寸有關，因此軋鋼機的初軋和型鋼的類是以軋鋼的名義直徑。也就是說軋鋼機的大小是常用與軋件有關的尺寸參數來 第 3 頁 標稱。 初軋機和型鋼軋機的主要性能參數是軋輥名義直徑，因為軋輥的名義直徑的大小與其能夠軋制的最大斷面有關，因此，初軋機和型鋼軋機是以軋輥的名義直徑標稱的。 小型軋鋼機的名義直徑為： 180 450mm. 1.3 軋鋼機的用途 軋鋼機形式有兩種：冷軋與熱軋，熱軋主要用于開坯，兼生產一部形鋼，這這種軋機的型號 有 630 650 型軋機， 500 550 型軋機、 650 中型軋機與 2300中板軋機等，冷軋主要用于終級軋制，軋帶鋼的產品很多，具有代表性的冷軋板帶鋼產品金屬鍍層薄板（包括鍍錫板 、 鍍鋅板等） 、 深沖板（以汽車鋼板最多） 、電工硅鋼板 、 不銹鋼和涂層鋼板。現也促使冷軋機的裝備技術和控制技術向更高的方向發展 。型號有 1400mmNKW、 1250mmHC 單輥可逆式軋機 . 1150mm 二十輥冷軋機 ,。 設計的軋鋼機為 250 3 軋鋼機，軋輥的直徑為 250 mm.，軋鋼機主要用來為軋制小型線材。 25 50 毫米的圓鋼， 20 40 毫米的方鋼；螺紋鋼等。 其結構的特點為： 1、采用三輥式工作機座，主電機不可逆轉，中上輥與中下輥交替過鋼，實現多道次的軋制。 2、由于軋輥的轉向和轉速不可逆轉，可采用造價較底的高速交流主電機在傳動裝置中裝有減速機和齒輪機座。考慮到第一機座軋件較短，軋制次數較多，負荷很不均勻，為了均衡電機負荷，減少電機的容量，在減速機和電動機之間加有飛輪。 3、多數 250 型鋼軋機要求既開坯又軋件，具有一機多能的特性，因此，軋機急需要較強的能力，又需要較強的剛度，而且由于經常需要更換品種，在軋機結構上需考慮換輥方便。 4、為 了便于換輥，三個機座的軋輥都采用梅花接軸連接。 1.4 小型軋鋼機的主機列 軋鋼機的主要設備是由一個或數個主機列組成的。軋鋼機的主機列是由原動機，傳動裝置和執行機構三個基本部分組成的。 第 4 頁 1、工作機座：工作機座為軋鋼機的執行機構，它由軋輥及其軸承軋輥的調整機構和上軋輥的平衡機構，引導軋件的軋件進入軋輥用的導裝置，工座機座的機架及支撐機座并把機座固定在地基上用的軌零、部件的和機構組成。 2、傳動裝置：聯軸器：聯軸器包括電機聯軸器和主聯軸器，電機聯軸器用來連接電動機與減速器的主動齒輪軸；而主聯軸器則用來連接減速器與 機輪機座的傳動軸，既自減速器將轉矩傳至齒輪機座的主動齒輪。 減速器：在軋鋼機中減速器的作用將電動機較高的轉速變成軋機所需的轉速，因而可以在主傳動中選用價格較底的高速電動機。確定是否采用減速器的一個重要條件，就是比較減速器及其摩擦損耗的費用是否低于低速電機的與高速電機的之間的差價，一般情況下，當電機的轉速小于 200 250 轉 /分才采用減速器。小型軋鋼機轉速小于 200 轉 /分，因而采用減速器。 采用減速器時，根據傳動比的大小選用一級（傳動比 i小于等于 8）二級（傳動比等于 8 40）或三級（傳動比 i大于 40）減速器 。與這些減速器相對應的軋輥速度分別為 200 250 轉 /分， 40 50 轉 /分，以及 10 15 轉 /分。 連接軸：軋鋼機齒輪機座，減速器或電動機的運動和力矩，都是通過連接軸傳遞給軋輥的。設計采用橫列式布置軋機，一個工作機座的軋輥是通過連接軸傳動的。軋鋼機采用的連接軸有萬向接軸、梅花接軸、聯合接軸和齒輪接軸等。 設計的軋鋼機采用梅花接軸它常用在橫列式軋機上。 飛輪：設計的是一個飛輪裝置在減速器的小齒輪軸上。它的作用是在通過軋輥與軋輥空轉時，作動蓄能器以均衡傳動負荷；既軋輥空轉時，飛輪加速，積蓄能量；而軋件通過 時，飛輪減速。放出能量，幫助軋制。 齒輪機座：其用途是傳遞轉矩給工作輥，設計采用三個直徑相等的圓柱形人字齒輪在垂直面排成一排，裝在密閉的箱體內 3、電動機的選擇：軋鋼機的電動機的形式的選擇與軋鋼機的工作制度有著緊密的聯系。設計的軋鋼機是軋制速度不需要調節的不可逆式軋鋼機，采用異步電動機。 異步電動機主要用在有劇烈尖峰負荷的軋機上，為了減少電動機的容量，有時裝有飛輪，異步電動機投資費用較底，在小形軋鋼機上很適合。 4、小型軋鋼機的工作制度：一般中小形軋鋼機的工作制度可以分為：不可 第 5 頁 逆式的，可逆式的與帶張力軋制等 幾種方式 設計采用不可逆軋機的工作制度，在這種工作制度下，每個軋輥的方向不變扎輥的轉速為不可變的。 三輥軋鋼機 二輥軋鋼機 圖 1.1 軋機的工作制度 小型軋鋼機的總體布局 軋鋼機的主要設備由一列主機列，此軋機的總體布局基本上與主機列一致，結構如下： 主機列三個基本部分組成，主電機，傳動機械，工作機座。 設計中的傳動裝置由齒輪 機座，減速器，聯軸器，接軸組成，在電機與減速器之間用飛輪連接，在齒輪機座與減速器之間是用飛輪連接。在齒輪機座與減速器用安全聯軸器。因以上中除安全聯軸外，均在主機列中給以介紹，現對安全聯軸器作以介紹。 安全聯軸器：一般帶有飛輪的軋機，都有安全聯軸器。當軋機上的轉矩超過額定的轉矩時，聯軸器能夠分開，保護軋機的零部件，使之免受損壞。 工作機座為兩個三輥工作機座和一個二輥工作機座，總體結構如圖： 第 6 頁 1 主電機 2 聯軸器 3 減速器 4 安全聯軸器 5 齒輪機座 6 梅花萬向接軸聯軸器 7 工作機座 8梅花接軸 圖 1.2 軋鋼機總裝 圖 2 軋制壓力和軋制力矩的計算 在驗算軋機的強度、挖掘軋機的潛力和設計新的軋機時，軋機的尺寸、傳動的功率和允許的壓下規程均取決于軋制壓力的大小與方向。在設計新的軋機時，為了零件的強度和選擇電動機的功率，就必須知道軋機在一定軋制條件下的軋制壓力、軋制力矩和軋制功率 2.1 軋制平均單位壓力的確定 在軋制的過程中，軋件在軋輥見承受軋制壓力的作用而發生塑性變性，由于軋件塑性變形時的體積不變。因此變形區的軋件在垂之方向上產生壓扁，在軋件方向上產生延伸，大量的實驗資料證實，開坯，型鋼，線材軋機的軋制壓 力，采用 S。愛克隆德公式計算與實測結果比較接近。 愛克隆德公式的適用范圍：軋制溫度高于 800 度，軋制材質為炭鋼，軋制速度不大于 20 米 /秒。 第 7 頁 在愛克隆德的公式中，軋制的單位不僅是軋件機械性能的函數，而且是變形速度、摩擦系數、接觸弧長和軋件平均高度之比的函數，軋制平均單位壓力由三部分組成： P =K +uP+vP (kg/ 2mm ) (2.1) （ 1） 值 :為軋件在軋制溫度 t 度下的單向靜壓縮時的單位變形阻力，計算公式為 : K =(14-0.01t )W (kg/ 2mm ) (2.2) 式中 t 軋制溫度； W 軋件的化學成分，計算公式為： W =1.4+C+0.3Cr+Mn (2.3) 其中 C為 百分含量； Mn 為 百分含量； Cr 為 百分含量。 軋制的材料設為 A3 鋼，則 C 取 0.3 W=1.4+0.3=1.7 帶入 K 式中為 K =（ 14-0.011000） 1.7=6.8（ kg/ 2mm ) （ 2） uP值 ：uP值 為變形速度引起的變形阻力，其計算公式為： uP= U(kg/ 2mm ) (2.4) 式中 軋件在軋制溫度為 t 度時的粘度系數，其計算公式為： =0.01（ 14-0.01t ） (kg s/ 2mm ) (2.5) 為軋鋼機的軋制速度的修正系數； U 變形速度，計算公式為： U= 1 .6 1 .212u R h hhh （ /s） (2.6) 其中 R為軋輥的半徑； V 為軋輥的圓周速度（軋制速度）（ mm/s） ； h 為道次壓下量，計算公式為 第 8 頁 h =h1-h2( 毫米 ) h1,h2 為軋制前后的軋件的高度 (毫米 )； 查表 2 1的軋制的修正系數為 1 所以 =0.01（ 14-0.011000） 1=0.04 （ kgs/ 2mm ) 以上取值，有賴于軋輥的轉速，其值為 40 49 轉 /分。 初選 V, 由現場以 h 同類軋機取得， V=700（ mm/s） h =25mm(最大的壓下量 ) h1=60 mm(初使的高度 ) h2 35 mm (軋制后的高度 ) 帶入 U 2700 125/25 /（ 60+35） =6（ mm/s） 所以 uP 0.046=0.24（ kg/ 2mm ) （ 3） uP值 ： vP =（ K +uP） M（ kg/ 2mm ） (2.7) 式中 M 表示外摩擦對軋制平均單位壓力的影響系數，其計算公式為 : M = 1 . 6 1 . 212u R h hhh (2.8) u 為軋輥間的摩擦系數，計算公式為： u =（ 1.05-0.005t ） a a 為軋輥之間的修正系 軋輥的修正系數鋼軋輥 a=1, 硬面鑄鐵軋輥 a=0.8 取 a=0.8 所以 U（ 1.05-0.00051000） 0.8=0.44 則 M =(1.60.44 150 25 -1.225)/(60+35)=0.1 vP=(6.8+0.24)0.14=0.986（ kg/ 2mm ) (4) 則平均單位壓力： P =6.8+0.24+0.986=8.03（ kg/ 2mm ) 2.2 軋制總壓力的確定 軋制總壓 力的計算公式可用下式計算 第 9 頁 N=PF (2.9) P 軋件與軋輥接觸弧上的平均單位壓力 F 軋件與軋輥間的接觸面積在軋制總壓力垂直面上的的投影（簡稱為接觸面積） 各種不同的情況下計算接觸面積的方法不同，有以下幾種情況 1輥徑相同的情況 2軋制異型斷面軋件時的情況 3冷軋時的情況 4中（厚）板角軋時的情況。 我采用的是輥徑相同時的情況，計算公式為： F = 122bbRh ( 2mm ) (2.10) 式中 R 軋輥的半徑（毫米）； h 壓下量（毫米）； 1b,2b軋制前、后軋件的寬度。 F =25260 25125 =3429（ 2mm ） 所以 N =P F =8.033429=27537(kg) M = 1 . 6 1 . 212u R h hhh (2.11) u 為軋輥間的摩擦系數，計算公式為： u =（ 1.05-0.005t ） a (2.12) a 為軋輥之間的修正系 軋輥的修正系數鋼軋輥 a=1, 硬面鑄鐵軋輥 a=0.8 取 a=0.8 所以 U（ 1.05-0.00051000） 0.8=0.44 則 M =(1.60.44 150 25 -1.225)/(60+35)=0.1 vP=(6.8+0.24)0.14=0.986（ kg/ 2mm ) 2.3 軋制力矩的確定 傳動軋輥時 ，電動機軸上的力矩由下種四種力矩組成： M = zam h dM M M Mi (2.13) 式中 zaM 軋制力矩； mM 附加摩擦力矩； 第 10 頁 hM 空轉力矩； dM 動力矩； i 軋輥與主電機間的傳動比。 其中mM、hM、dM與zaM比較，zaM比較大。所以可以將上式簡化 M=KzaMi (2.14) 式中 K為安全系數，取 K=1.5； 初選軋機總傳動比 : i=10。 所以軋制力矩為 : M= 1686.3 1.510 =252.9（ Nm） 粗算所需電動機的功率： P=9550Mn= 252.9 9809550=26（ KW） 2.4 電動機的選擇 從上面的計算結果看，電動機的功率只在 30KW 左右，為了使軋機具有較高的能量儲存，使其在復雜的工作環境中工作，所選的電機功率要比此大的多。 上面 所求的功率只是在某一道次的功率，在其他的情況下，軋機需軋制各種線材、型材，因此，需要改型，需要的功率要大一些。 設計中，電機的功率要參考現場軋機的功率，故選電機 TRB7 6，異步電動機。 此電機的一些數據從機械設計手冊 5查的為：額定功率為 280KW，額定電壓為 380 伏，滿載時的轉速 980/分，效率為 93 。最大的轉矩為 2.2。 3 飛輪的設計 采用飛輪的目的是降低軋制時電機的尖峰負荷、增加空載時的電動機的負荷，從而在整個的工作過程中，使電機的負荷均勻，以便按允許過載能力選擇較小的電動機。異步電動機的轉 速隨負荷的變化而變化，飛輪儲存或放出能量，達到均衡電動機負荷的目的。 飛輪安裝在電動機的軸線上，并安裝在電動機與減速機之間。 3.1 飛輪力矩的確定 電動機尖峰負荷降低的多少與主傳動系統總飛輪力矩有關，而飛輪力矩占總飛輪力矩相當大的比重，故飛輪力矩是飛輪的一個重要參數。 飛輪本身的飛輪力矩為 2fGD為傳動總的飛輪力矩 20GD的一個組成部分，所以在計算 2fGD之前，必須先計算 20GD。 主傳動系統的總的飛輪力矩 20GD 第 11 頁 20GD =20729(2 )En s s （ T2m ） (3.1) 在尖峰負荷的時刻，主傳動的系統需要釋放的能量 E 可按下式計算： E =maxNt (3.2) 式中 maxN 在尖峰負荷下電動機的最大的功率，其值可按作用在電動機軸上的最大的轉矩maxM確定 : maxN=max 00.995Mn (3.3) t 尖峰負荷的時間； s 電動機的轉差率， s 一般取 s =0.12 0.17，取 s 為 0.15； maxM從電動機的參數中查的為 2.2； 0n為電動機的額定的轉數為 980 轉 /分。 則 maxN= 2.2 9800.995=2257.6（ KW） t 由工廠現實測得為 1秒； 所以 E =2257.61=2257.6 KWs 則 20GD=27 2 9 2 2 5 7 . 69 8 0 ( 2 0 . 1 5 ) 0 . 1 5 =6.17（ T2m ） 則 飛輪的轉矩為 2fGD= 20GD- 2dGD- 2jGD（ T2m ） 式中 2dGD 電動機轉子的飛輪力矩 （ T2m ）； 2jGD 軋機傳動裝置的轉動部分折算到電機軸上的飛輪力矩 （ T2m ） ； 2fGD 可以近似的認為與 20GD 相當。 因飛輪的圓周速度越高，則飛輪由于離心 力所產生的內應力就越大。確定飛輪直徑 D，考慮圓周的速度小于允許的最大圓周的速度maxV，即 D max60Vn 式中 飛輪 n 飛輪每分鐘的轉數； 第 12 頁 maxV 飛輪最大的圓周速度，整體鑄造的圓盤式飛輪（鑄鋼），maxV=70 90 /ms （ 3.4） D 60 70980 =1.36M 則取 D =0.96 米 1米 D=1 米 飛輪采用一個，飛輪的直徑可取的大一些，通過這兩個取這個方案。 飛輪的結構和主要的參數。 根據飛輪的直徑和圓周的速度的不同，選擇飛輪的結構為整體鑄造圓盤式飛輪，飛輪的材料為 ZG35。 主要的參數由書中小型軋鋼機設計與計算中表格有如下的關系：代號飛輪結構各部關系 表 3.1 飛輪結構關系表 D D=100 mm 1B 1B0B 1D (0.8 0.84)D C （ 0.3 0.34）0B 0B (0.1 0.15） D 0D 0.5（1D+1d） d 根據軸計算 0d （ 0.1 0.15）（1D- 1d） 1d （ 1.6 1.8） d 注：因為 D=1000mm 所以1D=810 840 。 表 3.2 飛輪參數表 0B=（ 011 0.15） D=110 150 0B=130 mm d =100 mm d =100 mm 1B=130 mm 1B=130 mm C =（ 0.3 0.34） C =42 mm 0D= 0.5（1D+1d） 0D=500 mm 第 13 頁 1d=（ 1.6 1.8） d 1d= 170 mm 0d=（ 0.1 0.15）（1D- 1d） 0d= 80 mm 飛輪整體鑄造后時效處理，進行機械加工。飛輪裝置外圍加安全罩。 3.2 飛輪的強度的校核 飛輪的強度應滿足要求，才能保證飛輪安全工作。 飛輪的直徑滿足下公式即可滿足要求。 Dmax60Vn （ 3.5） 飛輪的直徑就是按此關系式求的，為了驗證一下，下面校核一下強度。 飛輪轉動時，其輪緣的內表面所產生的應力可按下式計算： 2 2 1 0 . 2 1 2 ( ) 1 . 5 1vrR （ N/cm） （ 3.6） 式中 V 飛輪的圓周速度（ m/s） ； r 飛輪輪緣的內半徑（ m） ； R 飛輪的外半徑（ m） ； V=70(m/s) 2 27 0 8 3 0 1 0 . 2 1 2 ( ) 1 . 5 1 1 0 0 0 =3718.96（ N/cm） =371.869(kg/ 2cm ) 2 5 0 0 /kg cm 所以強度足夠 第 14 頁 4 減速器的選擇 4.1 傳動比的計算 軋件出軋輥的初速度，直接影響軋鋼的效率，若軋件的出軋輥的初速度快，可提高效率，同時軋制工人不容易軋制。因而軋件的初速度以小于 2米 /秒為益。 初選軋件的出輥速度為 0.7 米 /秒，計算軋輥轉速 n: 0 . 7 1 0 0 0 6 0 4 5 / m i n3 . 1 4 3 0 0VnrD （ 4.1） 取 n=50r/min 0 /i n n總=980/50=19.6 （ 4.2） 在減速器等軋鋼機存在著傳動裝置的效率問題。電動機的效率為 93.7， 可知減速器、齒輪機座的效率為 94 。 則 i= i總93.7 94 94 =16 這樣 n輥將為： n輥=n電 /i=750/16=47r/min 第 15 頁 n電 為一般情況電機的轉數。 軋制速度為： V Dn （ 4.3） =3.1430047=0.74 m/s 此軋制速度現場小型軋鋼機軋制速度相似，因而符合生產實際。二選 擇減速器。 由于確定 i =16，符合選二級減速器傳動比的條件。選二級減器。 查機械設計手冊表 8 427，查的 i=16 對應的代號為 8 在根據承載能力查表 8 429，選取中心距 a=1000 毫米，工作類型：連續型，在查表 8 424，的減速器的型號： ZL100 型，最后確定減速器的型號： ZL100 8 ，其外型及安裝尺寸如下。 型號： ZL100 中心踞： A=1000 1a=400 2a=600 中心高： 0H=650 輪廓齒寸 : H=1306 、 L=1910、 B=810 、1B=810 、2B=145 、1L=1550 、2L=22 3L=26、1H=50 地腳螺釘 : d=M36、 n=8 、3B=610 、4L=7、5L=595、6L=510、7L=320 第 16 頁 圖 4.1 ZL 型和 ZLH 減訴器外形及安裝 尺寸 4.2 減速器的特點、破壞形式 4.2.1 主減速機的特點 底速、重載、沖擊負荷大，沖擊次數頻繁目前用于中小型軋鋼機主傳動的減速機有兩種配置方式： 電動機 減速機 軋機； 電動機 減速機 齒輪機座 軋機。 在第一種配置方式中，減速機與軋機直接相連，處于劇烈的負荷工作，因此在設計時應根據具體的使用和配置情況加以區別，設計時采用第二種配置方式。 4.2.2 主減速機齒輪的破壞形式 生產實踐證明，軋鋼機減速機齒輪破壞的主要形式表現為點蝕、縮性變形、膠合、磨損、剝落而不是斷齒。 4.3 主減速機的結構 減速 機是由齒輪、箱體、軸、軸承、箱蓋等主要零件組成。 齒輪做成人字齒，因為這種齒輪工作比較平穩，而且對軸承不產生軸向力。 齒輪的加工方法：滾齒刀（人字）（ 8級精度）。 在減速器中，只有底速軸采用軸向固定，其他的軸留有少量的軸向的游隙， 第 17 頁 使她可以自由的串動，以免卡主齒輪。軸向的游隙為 0.8 1mm。 中心距小于或等于 1000 毫米的減速器，采用滾動軸承，減速器的材料為鑄鐵， 1、中心距 查表的 a=1000mm 2、傳動比 總的傳動比由電動機軸的轉速和軋輥的轉數之比確定。 i=16 3、齒寬系數 為齒輪的寬度和中心距之比。 bA， =0.4 0.6，取 =0.5。 4 、模數和齒數 模數降低，小齒輪齒數1Z齒數和2Z均應取較大的值。齒數增加使齒的磨損減小，同時增大重和的系數，有利于減低接觸應力。 一對齒輪要求 有較大的傳動比時，1Z 20，取一級小齒輪的齒數為 22，大齒輪為 84。 二級小齒的齒數為 22，大齒輪為 93。齒數和模數與中心距和齒傾角的關系 為 2 c o snMAZ （ 4.4） 模數按上式計算的 6.5、 9。 5、齒頃角 漸開線齒輪的齒頃角：對于人字型齒輪 = 25 30 取齒頃角 30 4.4 主減速器的潤滑及防護措施 為了保證齒輪對嚙合時有可靠的潤滑，采用注噴循環潤滑。 采用 28 號軋鋼機油，進游溫度小于等于 35 40 ，回油溫度 小于等于60 70 。 減速器漏油的主要部位是在箱蓋 與箱體之間的接觸面、端軸及箱體的接觸處。 防止箱蓋與箱體之間的漏油，可將箱蓋下部壁板延長插入箱體的接觸處，深度為 120mm 140mm,延長 的插板四周拐角處要焊接，并在箱蓋與箱體的水平接觸面圖上密封膠。 第 18 頁 4.5 齒輪的材料和熱處理 小齒輪的材質為 40rC，大齒輪為 35nZG SIM。 生產實踐證明，齒輪對承載能力除了決定于齒面硬度外，同時還與齒輪對的硬面差和齒面金相組織有關，而小齒輪調質及大齒輪正火的熱處理配合方式，比大小齒輪均采用調質的使用壽命高。 大齒輪采用正火處理， HB190 220；小齒輪采用調質處理 4.6 減速器的工作狀態分析 減速器為展開式減速器，這種 兩極展開式圓柱齒輪減速器結構簡單齒輪對軸承的位置不對稱，軸要具有較大的剛度。 改進意見：如能選取“分流式”減速器，會使軋機工作更可靠，齒輪與軸承對稱布置，因此載荷沿齒寬分布均勻，軸承受載平均分配，中間軸危險截面上的扭距相當于軸所傳遞扭距的一半。 其工作草圖如下： 圖中高速級采用人字齒輪，低速級可制成人字或直齒，結構復 雜，適合變載的場合。 圖 4.2 齒輪與軸承配置圖 齒輪機座的設計 5.1 齒輪機座的類型和結構 1、齒輪機座的結構 齒輪機 座箱體一般用鑄造的形式，由于齒輪機座的體積比較大，鑄造的工藝要求較高，一般的廠家無能力生產。因此，箱體采用分鑄拼焊結構。焊條為 T42。 具體的工藝要求如下： 鑄件退活后，對焊縫加工，焊縫要電磁探傷。 第 19 頁 將焊好的箱體整體退火，然后機加工達到裝配要求。 分鑄拼焊結構箱體生產較整體鑄造的結構要簡單，易于制造；同時也有缺點：生產的周期長，需工時長，適合少量的加工。 2、齒輪機座的類型 在軋機的傳動的裝置中，齒輪機座用于傳遞扭距到工作機座的每一個軋輥；其特點是低速、重載、沖擊的次數頻繁。中小型的軋鋼機的齒輪機座一般有二 重式、三重式和復合式 等三種類形。其中二重式齒輪機座多用于小型的二輥初軋機，三重式齒輪機座應用于橫列式中小型軋鋼機；復合式齒輪機座的形式較多，其特點是齒輪的機座和減速器和在一個共同的箱體內。 采用三重式齒輪機座，齒輪機座的基本參數 5.2 齒輪的設計 5.2.1 齒輪節圓的直徑 軋輥中心距因軋輥重車和重磨后發生變化，節圓直徑 D=(max minDD)/2 （ 5.1） =(302+298)/2 =300mm 5.2.2 模數、齒數、齒寬、齒頃角 齒數 取 14 31，齒寬系數 1.7 2.4，齒頃角為 22 40 ，模數為 8 45。 齒輪參數的確定是根據同類型的軋機的參數確定的。 中心距： A=d=300mm 端面模數 ：sm=12mm 齒輪的工作寬度： b=720mm 齒傾角： 30 齒數： z 25 5.2.3 計算力矩的確定 1、計算力矩 maxdM kM（ mkg ） （ 5.2） 式中 k 扭矩分配系數， k 取 0.5； 第 20 頁 maxdM 電動機最大的力； maxdMmax975N in ； maxN為電動機的最大的功率； n 為電動機的轉速， i 為減速器的總的傳動比， 為減速器與連軸節的總的傳動效率。 d m a x 280 M 9 7 5 1 6980 4457（ mkg ） M 0.5 4457 2228.5（ mkg ） 2、齒輪的材料和加工制造 齒輪的材料采用 40rC，齒輪的加工精度為 8 級，采用滾齒法加工，退刀槽的寬度為 120mm 3、齒輪軸和滑動軸承 軸承尺寸的確定，采用的是滑動軸承 3 ( 0 . 6 5d 0.75)d 195 225mm 取3d 200mm L =(1.1 1.5) 3d=220 300 取 L=220mm 式中 d 齒輪的節圓的直徑； L 滑動軸承的工作寬度； 3d 軸徑直徑。 5.2.4 軸端的強度計算 軸端直徑 4d（ 0.8 0.95）3d=(160 190) （ 5.3） 取4d 160 軸端的強度計算 234 ( / )0 . 0 7 0 6M k g c md （ 5.4） 式中 M 作用于軸端的扭轉力矩。 許用扭轉應力 第 21 頁 （ 0.65 0.75） nn 式中 b 軸頸材料的抗拉強度； b 980MaP （ 5.5） b=100 610 ( 2/kg cm ) nn （ 5.6） 式中 n 安全系數， n 5； 6 621 0 0 1 0 1 6 . 7 1 0 ( / )5 k g c m 62 0 . 7 1 1 . 7 1 0 /k g c m 23222850 7 7 0 . 6 /0 . 0 7 0 6 1 6 k g c m 5.2.5 滑動軸承 材料為滑動軸承采用 35ZG 鑄鋼軸承座，孔內以巴氏合金襯。 滑動軸承的材料：軸承：鑄錫基軸承合金 ，牌號 11chsnsb 6 ，硬度 HB 27。 5.3 密封和漏油問題 漏油一般發生在分箱面和軸承端部密封處， 解決方法如下： 1、分箱面處的密封：對分箱面采用加 601、 602 號橡膠漆來解決漏油。 2、軸承的端部，在軸承和端蓋之間的甩油環上開一個與旋轉方向相反的反向螺絞，并在端蓋上加一個整體的密封圈。在軸外加一個殼體，有密封、保護、防塵的作用。再連接處加密封膠。 5.4 齒輪機座的潤滑 在軋機的傳動裝置中，齒輪機座起著傳遞并分配扭矩的作用。其齒嚙和的特點是低速、重載、沖擊負荷大，沖擊次數頻繁，因此其齒輪的嚙合處于極沉重的擠壓負荷下工作結構上的限制，其相互嚙合的齒輪對垂直配置在箱座中，因此濺油潤滑比較困難。由于以上幾個原 因，齒輪機座用稀油集中循環潤滑，潤滑油強行壓注到齒的嚙合面與軸承處。潤滑油采用軋鋼機油，用 HJ3 28 號軋鋼機油。 第 22 頁 .5 齒輪機座的總述 齒輪機座由機架、機蓋、齒輪軸、主連接螺栓、鍵板和軸承座等主要零部件組成。 1、箱體的側壁的厚度 ( 0 . 0 5 8 0.07 ） A （ 5.7） =（ 0.058 0.07） 300 =17.4 21 取 20mm 2、齒頂距機蓋的下壁和箱體上壁的最小的距離： C （ 0.4 0.5） A （ 5.8） =120 150 取 120mm 3 、機架與機蓋主連接螺栓的直徑： ( 0 . 1 7Bd 0.2 ） =51?60 取 56mm 機架由左右兩個框架構成，其間配置軸承座?；鶅r上有觀查齒輪嚙合的窺視空孔，以及潤滑齒輪和軸承用的進油孔和回油孔。機蓋上部設有透氣罩，以利于散熱通 風和防止由于箱體內部因氣壓升高所造成的漏油。 采用滑動軸承，因其易于制造，徑向尺寸小，有利于提高軸承座的強度，還由于徑向的尺寸限制。不過也有缺點：摩擦系數較大，軸承合金易于磨損，對齒輪的嚙合條件有不良的影響。 6 軋鋼機工作機座的設計 6.1 工作機座的選擇 工作機座是軋鋼機的執行機構。他是由軋輥及其軸承、軋輥調整裝置，機架及輥座等部件的組成。 1、普通的開式機座 :具有開式機架的工作機座，其軋機上蓋是可拆的，因此便于更換軋輥。 第 23 頁 2、閉口式工作機座 :是一種的剛架其強度與剛度都較高 3、預應力工作機座 :一般閉式 的機架在不工作時，機架是不受力的。而預應力軋機是用一種特殊的裝置通過拉桿對機架施加外力使機架在不工作時，預先就處于應力的狀態。 預應力軋機開始于五十年代，此軋機屬于短應力軋機的一種，即這種軋機的應力作用線較短，是因為在預應力軋機上，減少變形的環節和結合面的數量。如預應力的軋機的橫梁和立柱長度比同輥徑的軋機普通軋機小，以軋機軸承座代替牌坊，減少壓上和壓下的機構，有的根本不用，而以其他的機構替代；至于作為預應力軋機的一部分的拉桿，因用材料較少，可以用彈性模量較大的優質鋼材制作。由于機架的結構得到了簡化，可用厚板 坯切割的到毛坯。因而這種軋鋼機的剛性比同輥徑的軋鋼機要大，于是在軋制時可提高軋件的精度，尤其能使同一根軋件的頭尾斷面的尺寸偏差小，沿整個長度上保持均勻，對小型及線材軋機尤為重要。 預應力軋機有多種類型，如偏心套筒式、空心拉桿式等。本次設計采用的是半機架式，所謂的半機架式即把整體的牌坊改為分開的結構，然后用螺栓拉桿把上下半機架連接成一個整體。 這種軋機的圖例是三輥、二輥軋鋼機的機座。它是由上下半機架組成，此軋機保留了普通開式或閉式軋機的結構特點，其區別是預應力的機座對上下半機架施加了預應力。 4、懸掛式機架 :懸掛式的機座 有三輥式和二輥式的。三輥式的由壓下裝置，平衡裝置，上輥組裝、中輥組裝和下輥組裝等部分組成。在中輥軸承座的上下面各有一對螺絲拉桿，上下軸承座分別套裝在螺絲拉桿上 ,并通過壓上和壓下裝置使上下輥軸承座體沿拉桿的移動實現軋輥的徑向的調整，拉桿的端部用螺母擰緊，構成一個裝配式封閉的機架，懸掛在單邊的機架上。上中下軸承座經過熱處理的 35i n oS M M鑄鋼件，根據鑄件的可能性，中輥軸承座和螺栓拉桿可以鑄成整體，也可分開加工，然后將拉桿焊到軸承座上。 機座的上軸用蝶形的彈簧 平衡，手動壓上和壓下。二輥機座的結構和三輥的相似，僅將上下輥軸承座改為一面伸出兩根圓柱。 懸掛式機架的優點是體積小，重量輕，剛性大，整機架換輥，其缺點是設備 第 24 頁 加工質量要求高，機架都有一套備換的，資金需求量大，不易于小廠投資生產。 各種型式機座比較：預應力機座優點明顯。安裝、維修、換輥，有開式的優點。工作時，有閉口式機架的優點，剛度、強度高，結構簡單，無開口式機架的調隙裝置。其顯著的優點是產品質量的到了保證，這是選擇預應力機做的原因。 6.2 軋輥與軋輥軸承的設計 1、軋輥與軋輥軸承座是整個工座機做的核心部分 軋 輥是軋鋼機中直接軋制軋件的主要部件。在軋制的過程中，軋輥直接與軋件接觸，強迫軋件發生塑性變化，與此同時，軋輥承受著巨大的軋制壓力作用，并由于軋輥本身的旋轉使其應力隨時間作周期性的變化。在熱軋條件下，軋輥既接觸高溫的軋件而受劇熱，同時又被水冷卻而受急冷，冷熱交加。 2、軋輥的類型、結構與參數 6.2.1 軋輥的類型 選擇型鋼軋機的軋輥： 型鋼軋機的軋輥的輥身上有軋槽，根據型鋼軋制工藝要求安排孔型，孔型見孔型設計，軋輥應有足夠的強度、剛度和良好的耐磨性能。軋輥工作表面的硬度是軋輥的主要的質量指標之一。 6.2.2 軋輥的結構 軋輥由輥身、輥徑和輥頭三部分組成。輥徑安裝在軸承中，并通過軸承座和壓下裝置把軋制力傳給機架。輥頭和連接軸相連傳遞軋制扭矩。 圖 6.1 軋棍 輥身：輥身是軋輥直接與軋件接觸的部分 輥徑：輥徑是軋輥的支撐部分，軋輥是依靠輥身的兩側軸徑支撐在軸承上。 輥身與輥徑交界處是應力集中的部位，是軋輥強度的薄弱環節。在輥徑與輥身必須有適當的過度的圓角。 軸頭：軋輥兩端的軸頭為軋輥與接軸相連接的部分。軸頭采用梅花軸頭的形式。 第 25 頁 軸頭的形式：梅花軸頭，萬 向軸頭，帶鍵槽的和圓柱形軸頭。 6.2.3 軋輥的參數 軋輥的基本尺寸參數有：軋輥的公稱直徑 D，輥身的長度 L，輥徑直徑 d 和輥徑長度 l 以及輥頭尺寸等。其中輥身長度和輥身直徑是表征輥身尺寸的基本參數。 輥身直徑：輥身直徑為軋鋼機的一個重要的參數 D 為輥身直徑即為公稱直徑。 D=250 mm為已知 輥身的長度 L： L=（ 2.2 2.7） D 取 L=2.5D=625mm 輥徑 d:軸徑尺寸是指軸徑直徑 d 和輥身的長度 L，它與所用軸承形式及工作載荷有關， d/ D=0.55 d=165mm 取 d=170mm l/d=0.92 1.2 l=0.96d=163.2mm取 l=164mm 軸承處的輥徑向輥身過度處，為了減少應力集中，需要做成圓角。圓角的 r=(0.05 0.12)D r=0.065300=19.5 取 r=20mm 軋輥頭：梅花軸頭的外徑 1d=（ 0.9 0.95） d=0.925d=157.25mm 取1d=160mm 查表 176mm2D 33mm1r 120mm1l 90mm2l 6.2.4 軋輥的材料 1、對軋鋼機軋輥的質量的要求是很高的 ，因為它決定軋鋼機工作的好壞、生產率的高低和產品質量的優劣。軋輥的工作條件是很繁重的，軋鋼時要不斷被金屬磨損，承受很大的動態壓力，與金屬之間有很大的滑動速度，有時還要經受變化幅度很大的高溫影響。 基于上述的原因，軋輥 采用高強度的鑄鋼軋輥和鍛鋼軋輥以及高強度的鑄鐵軋輥。 制造軋輥用的材料需要這樣的性能，即軋輥能長時間的使用而不斷裂，其表面磨損也很小，即既是高強度又是耐磨的，軋輥的磨損程度取決于他的硬度大小。 初軋機和中軋機的六個軋輥均采用球墨鑄鐵軋輥，型號為 QT900 2， b 第 26 頁 900MPa HB= 280 360。 小型及線材軋 機即小型的圓鋼，螺紋鋼及線材軋輥材料為高鉻鑄鐵 2、軋輥軸承 1）軋輥軸承的工作特點 軋輥軸承用來支撐轉動的軋輥，保持軋輥在機架中正確的位置，軋輥軸的摩擦系數小，足夠的強度和剛度，壽命長，以便于換輥。 軋輥的工作特點是能承變很高的，比普通標準軸承所允許要大幾倍的單 負荷。 2）選擇軸承的有 軋輥軸承的主要類型兩種：開式（主要包括帶金屬軸襯的滑動軸承、帶層壓膠布軸襯的滑動軸承）閉式（主要包括油膜軸承和滾動軸承） 選擇開式的滑動軸承（具有可拆軸承襯的）摩擦系數底 =0.005，壽命長，耐熱性與剛性較差，這是膠木軸承的特性。 非金屬軸承襯的開式軸承 工作軋輥選擇的軸承就是這種軸承，采用膠木瓦，軸承襯瓦的形狀有好幾種如圖，其中半圓柱的比較省料，但切向要求牢固的固定，長方形固定性好，然而用料較前著多，由三快組成的軸承襯比較省料。 目前應用較多的是整壓 的半圓柱形襯瓦，其優點是省料，制造方便，安裝以后不需另行鏜孔，而且也簡化了軸承的結構并且摩擦的系數底，膠木瓦的軸瓦摩擦系數 =0.005 左右。由于摩擦系數低軸瓦具有良好 的耐磨性，因此壽命較高，并可減少能耗；膠木軸瓦比較薄，故可采用較大的軸徑尺寸，有利于提高軸徑的強度；這種軸襯質地較軟，既耐沖擊，又能吸收進入軸承的氧化鐵及等硬質顆粒，因而有利于保護軸徑表面。 這類軸瓦的缺點是強度底，耐熱和導熱的性能很差，因此需要大量的 循環水進行強制的冷卻和潤滑。膠木軸瓦用水潤滑。 第 27 頁 a:半圓柱形； b:長方形 c:三快組合式 圖 6 2 夾布膠木襯瓦的形狀 6.3 軋輥調整裝置的設計 軋輥調整裝置的作用主要調整軋 輥在機架中的相對位置，以保證要求的壓下量精確的軋件尺寸和正常的軋制條件。 調整裝置主要有軋輥軸向的調整裝置和頸向的調整裝置兩種。 軋輥的軸向的調整裝置主要用來對正軋槽，以保證正確的孔型，用手動來完 成，裝置如圖。 圖 6.3 軋棍軸向調整裝置 軋輥的徑向調整其作用是需要進行下述操作時，徑向調整兩工作輥之間的相對位置： 1、調整兩工作軋輥的軸線之間的距離，以保持正確的輥縫開度，給定壓下量 2、調整軋輥之間的平行度 3、當更換新軋輥時，調整軋制線的高度 4、更換軋輥或處理事故（如軋卡）時需要的其他的操作。 第 28 頁 軋輥的徑向調整分為：上輥調整裝置；下輥調整裝置；中輥調整裝置。 本設計中的軸向調整裝置采用壓下裝置和斜鐵調整裝置。 中輥調整裝置如圖，主要用來在軸承磨損時進行微調。 圖 6.4 中棍調整裝置 下輥徑向的調整裝置分為手動和電動調整裝置，設計采用采用手動斜切調整裝置，本裝置較為復雜，設計的結構與圖相似，其可作為改進結。斜切的角度不可大于 25 。 a)橫楔式調整裝置； b)縱楔式調整裝置 圖 6.5 斜楔式下軋輥調整裝置 第 29 頁 6.4 機架 的設計 1、機架的主要形式的選擇 工作機架的形式有閉口式和開口式兩種，選用開口式的（預應力）機架， 其換輥方便，結構較為簡單。 2、材料的選擇 機架俗稱牌坊，是軋鋼機工作機架的骨架，它承受著經軸承座傳來的全部軋制力，因此要求它具有足夠的強度和剛度。 軋鋼機機架采用 35ZG ，分斷鑄造，用電渣焊焊成一體。也就是說選擇材料為鋼板，后焊接成機架。 3、機架的主要的尺寸 窗口的尺寸，窗口是按軸承座及軸承設計的，窗口尺寸的尺寸是由機架的形式和軋鋼機的尺寸來確定，開口式機架窗 口的寬度根據軋輥軸徑和軸瓦鐵的尺寸來確定。設計選寬度為 300mm.。 窗口高度的設計，考慮上下輥調隙裝置的尺寸，加上三個軋輥的直徑即可以，定于 1050 mm.。 4、立柱和橫梁的斷面的尺寸 機架應具有足夠的強度和剛度，機架的剛性表示它變形的抗力，它與機架立柱斷面的尺寸有著密切的聯系。 機架立柱的斷面尺寸由下式近似確定： F=（ 0.8 1.0） 2d （ 6.1） 取 F=0.9 2d =0.9 217 =260.1 2cm 考慮強度和剛性的關系，取截面的尺寸： 19 20 2cm 三軋輥機架的結構，由兩部分組成：上機架、下機架。下機架的底座為導輥式的以利于滑動，此機架軸的位置調整方便。 在上，下機架接觸面要加工平整，以保證接觸后機架的整體質量。上、下機架接觸面處各有兩個定位孔，是安裝定位銷的，保證機架的安裝對正。上下機架對正后，將拉桿分別安于圖式的位置，然后在拉桿的下端插入鍵板，將拉桿上端大的螺母擰上，利用杠桿的原理，用千斤頂在拉桿上施以 1.2 倍的軋制力。這時拉桿 第 30 頁 伸長螺母又可旋轉下降一級，當螺母旋轉不動時，將千斤頂移到另一個拉桿處，將另一拉桿安好。 由于拉桿的巨大的壓力作用，上下機架結合面緊密的接觸，而形成閉式的軋機。 6.5 機架強度的校核 校核中的公式選用機械軋鋼設備一書中 P1/2 T P 1 / 2 P 1 / 2T TP1 彎矩計算圖 合成彎矩 圖 6.5 彎矩圖 根據軋輥的尺寸，得軋輥的重量 G=453kg 軋制力 1p=（ 0.2 0.4） G （ 6.2） 取 1p=0.3G 1p=0.3 453=136（ kg） 上橫梁通常用螺釘緊固在立柱上，當機架上有軋制力時，連接螺栓緊承受拉力，故機架應為靜定剛性，但下橫梁在軋制力作用下產生彎曲時，立柱將跟素隨著向內變形，上橫梁一般均由立柱外側鎖緊，故它不影響立柱內傾斜，而上軋輥軸承座則可能阻礙立柱互相靠近，機架在上軋輥軸承座出現靜不定力 T，因而還是靜不定，由下面的條件確定： TP+TT+ =0 （ 6.3） 式中 機架主柱和軸承座的側向的間隙 TP 作用力1p在 T 方向上產生的變形 TT 靜不定力在 T 方向上產生的變形 若用TT表示單位力作用在 T 點，在 T 方向上產生的位移，則將TP=TTT帶入上式得 TT+ TTT+ =0 第 31 頁 TP和TT，用材料力學求得 TP= 211 118pt cEI TT= 2312123LCCEI EI 式中 1I，2I 下橫梁，立柱斷面的慣性距； 1I= 212bh=633 3cm 1W= 26bh=1266.7 3cm 將求的變位帶入以上的公式： T=21111282( ( )3P L EICICLI（ E=200GaP） 確定 =0.1cm 則 T=21 3 6 6 5 0 . 1 2 0 0 6 3 38 8 22 6 3 38 2 ( 6 5 8 2 )3 3 2 4 8 2 . 7 =13.3-1.32=11.98kg 根據各部分的彎曲應力和應力值： 1、下橫梁中點彎曲應力最大，其值為： 1 m a x 1 1 /4M p l T C （ 6.4） =136 65/4-11.98 82=1227.64 mkg 下橫梁上最大的彎曲應力： 1=1max1MW （ 6.5） 2、立柱上的彎曲力矩與下橫梁連接處為最大，其值為： 2maxM=TC=13.3 82=1090.8 （ 6.6） 上式中 T 為當 =0 時 T=13.3kg 2I=32482.7 3cm 第 32 頁 2W=308585.65 3cm 2F=248 2cm 2I、2W、2F為立柱斷面慣量、模數和面積。立柱上的最大的應力為 2=2max2MW + 122PF =0.278/ 2cm （ 6.7） 上橫梁上由螺栓引起反力，按簡支梁計算。上橫梁的最大彎曲力矩也位 點為 maxM=114pl=136 654=2210kg cm （ 6.8） =max1MW = 22101266.7 =1.74 （ 6.9） 機架鋼板機械性能應達到 25 0 0 0 /b k g c m bn 式中 n 為安全系數取 1 則 1、2、 即機械性能滿足要求機架強度合格 7 孔型的設計 將鋼錠或鋼坯在軋輥在軋輥孔型中經若干次軋制變形，以獲得所須的短面的形狀、尺寸和性能的產品，為 此而進行的設計和計算稱之為孔型設計。 孔型設計的內容是斷面孔型設計，根據原料和成品的斷面形狀和形狀和尺寸及對產品性能的要求確定變形方式，確定變形方式、道次和各道次變形量以及在變形的過程中所采用的孔型形狀和尺寸。 選擇孔型系統是孔型設計的重要的內容。本設計采用傳統和經驗的孔型系統。保證了孔型系統選擇的正確性。參考孔型設計由于篇幅所限，只將必要的數值和最終的結果列出孔型結構的確定。圖 1 4 分別為軋機第一道次到第四道次的孔型變化。 第 33 頁 圖 7.1 第 1 道 次 圖 7.2 第 2 道次 圖 7.33 第 3 道次 圖 7.4 第 4 道次 表 7.1 孔型參數 道次 1R（ mm） 2R（ mm） 0h（ mm） 1h（ mm） 0b（ mm） 1b（ mm） 第 34 頁 8 機架的優化設計 8.1 優化分析 長期以來，四輥軋機機架結構參數設計廣泛采用經驗類比法，初步確定結構參數，然后再進行強度、剛度驗算，必要時再進行適當修改，由于設計變量之間相互關聯、影響因素很多，傳統設計方法難以將其綜合在一起加以分析、判 斷，設計出的參賽不盡合理。 大型軋機機架是軋機工作機座中重要的、最貴重的零件，它的斷裂破壞會造成重大損失。因此，設計時往往選擇較大的安全系數以保證機架強度，因此導致機架結構參數確定的合理與否，不僅影響產品的厚度精度，而且也影響其使用壽命和設備投資，甚至給軋機的制造、裝配、運輸安裝、維修等方面帶來一系列的1 125 125 20 14.42 9.5 14.42 2 125 125 14.42 8 14.42 19 3 125 125 19 10 8 10 第 35 頁 困難。 應用電子計算機對軋機機架進行優化設計，就是應用已有的優化程序（本文采用序列無約束級小化方法 SUMT 法），并根據設計要求所提出的各項技術經濟指標，建立起適合本優化程序的目標函數，使之在滿足結構、強 度、剛度等約束條件下，獲得軋機的餓合理結構參數與最佳工作性能。 本文結合四輥軋機機架結構參數的設計、對軋機機架的設計作一些探討。 8.2 軋機機架結構參數優化設計的數學模型 工程中的優化問題大都是有約束條件的，故其數學模型可寫為： minF(x) （ 8.1） x Rn 滿足于 iG (x) 0 1,2.ig iH(x) 0 1,2.ih 式中 ： F(x) 優化目標函數 x 稱為設計變量，它是一個 n 維向量，既以 n 個向量為坐標軸組成的實空間。 iG(x) 不等式約束，共有 g個 iH(x) 等式約束，共有 h個 。 8.3 設計 變量 四輥軋機機架斷面形狀角為復雜。在機架中有的尺寸參數不是獨立的，它是隨其它條件或尺寸的變化而變化而變化，如機架窗口尺寸，有的參數是基本參數它是根據設計指標來確定的，如上下橫梁厚度、高度，立柱的厚度與寬度，并把這些基本參數選定為優化設計的設計變量。 為便于優化設計計算，通常忽略某些結構、工藝所需的凸臺等的影響，并采用等效斷面方法對機架（圖 8.1）進行簡化，即用簡單矩形斷面代替復雜形狀斷面，其等效的條件是斷面積和慣性矩分別相等，簡化后的機架形狀及設計變量如圖 8.2、圖 8.3、圖 8.4。 第 36 頁 圖 8.1 機架 對機架結構參數優化設計設定 n個獨立設計變量構成一個 n維空間 Rn。 xxxxxxCGCK 圖 8.2 機架 1x 上橫梁厚度 2x 上衡量高度 3x 立柱厚度 4x 立柱高度 5x 下橫梁厚度 6x 下橫梁高度 kc 機架窗口寬度 第 37 頁 c 機架窗口高度 xx xx 圖 8.3 機架 1x 上、下橫梁及立柱厚度 2x 上衡量高度 3x 立柱厚度 4x 立柱高度 xxxx 圖 8.4 機架 1x 上、下橫梁及立柱厚度 2x 上衡量高度 第 38 頁 3x 立柱厚度 4x 立柱高度 在設計計算時這些參數都是變化的，在目標函數達到最小時，同時可得到各設計變量 的最佳值 。 8.4 目標函數 目標函數是評價設計方案好壞的標準，根據不同問題和要求提出不同的設計方案評價標準。若能把這個“標準”表示為設計變量的可計算函數，然后優化這個函數則可以取得最有優設計方案。一般機架結構參數的優化目標可采用三種方案：即以機架在垂直方向上彈性變形最小；機架重量最輕以及機架在垂直方向上彈性變形和機架重量的加權和為最小做為目標函數。 當優化目標函數達到最小值時，設計變量 x 就是最優值 . 8.4.1 以機架在垂直方向上彈性變形最小作為目標函數 這是從保證鋼板可以得到較高的厚度、精度為出發點，其形 式為 ： 1 2 3 4 5()F x f f f f f （ 8.3） 式中 ：1f 上橫梁受彎矩后產生的變形 21 1 21 1 ()2 4 8 2l P l MfEI （ 8.4） 2f 上橫梁受橫切力所產生的變形 2 38KPlf Gl （ 8.5） 3f 立柱受拉力后產生的伸長變形 2324Plf EF （ 8.6） 4f 下橫梁受彎矩后產生的變形 21 1 243()2 4 8 4l P l Mf EI （ 8.7） 5f 下橫梁受橫切力所產生的變形 第 39 頁 1538KPlf GF （ 8.8） 式中： 1218PlMM （ 8.9） 11 1 2 1 1 2 111 1 1 1 2 3( ) ( )8 4 4 2 2P l l l l l l lM I I I I I I 當 I1=I3 時： 11 1 2 1 1 2 111 1 1 1 2 3( ) ( )8 4 4 2 2P l l l l l l lM I I I I I I 12,ll 分別為上、下橫梁的計算寬度和立柱的計算高度。 1 2 3,I I I 分別為上橫梁、立柱、下橫梁的斷面慣性矩。 1F，2F，3F 分別為上橫梁、立柱、下橫梁的斷面積。 P 機架上所承受的總軋制力。 E 材料的彈性模量 G 材料的剪切模量 8.4.2 以機架重量最輕為目標函數 這是以 減輕設備重量，從而減少設備投資為出發點，其形式為： 2 4 1 2 3 4( ) 2 ( 2 ) 2 fF X C K X X X C G X X W （ 8.10） 式中： CK 機架窗口寬度 CG 機架窗口高度 材料的比重 FW 機架結構所需要的附加重量，它們不隨設計變量變化而改 變，可以不計入目標函數之中。 8.4.3 機架變形 以機架變形和機架重量的加權和最小為目標函數，在重量一定的條件下獲得較小的機架變形 第 40 頁 3 1 2( ) ( ) ( )F X F X F X （ 8.11） 式中： a 為加權系數，可由 F1（ X）和 F2（ X）的數量級大小關系及其 目標在優化設計中的重要程度等因素確定。 8.5 約束條件 設計過程中為了得到可行的設計方案，必須根據實際的要求對設計變量的取值常常給予種種限制，或一些附加設計條件，稱為設計約束。其中包括性能約束和邊界約束。 8.5.1 性能約束 性能約束：它是由某種設計性能或指導出的一種約束條件 1）滿足機架強度條件在機架上的選擇若干個危險斷面，并分別規定其許用應力值，其約束條件式為： () 01 2 3i x iGii 、 、 式中： i 分別 為各斷面上的許用應力值。 2）滿足機架的剛度條件 ( ) 1 ( )1ixG f F Xi 式中： f 為機架允許的總變形。 8.5.2 邊界約束 邊界約束：又稱區域約束，即對設計變量的取值范圍（最大允許值和最小允許值）加以限制。 ( ) m i n( ) m a x001 2 . . . . . . 8ixixG X XG X Xi 、 式中： maxX 、 minX 分別為允許的最大、 最小設計變量值，當不以 F2（ X）為目標函數，其量限制條件應為( ) 1ixG W W 除 不 等 式 約 束 條 件 外 ， 還 有 等 約 束 條 件 ，1 1 3( ) 0H x x x 或 第 41 頁 1 2 4( ) 0H x x x 8.6 計算結果及分析 以 2150mm四輥軋機機架為例，有關技術數據如下： 最大軋制力：max 3000Pt 機架材質：35ZG 機架窗口尺寸： 寬 高 = 1 9 8 0 m m 7 3 7 0 m m 機架在垂直方向上最大的彈性變形 f不超過 1.2mm。 設計變量（方案 3）中 12348 0 0 ； 1 3 0 08 0 0 ； 9 3 0X m m X m mX m m X m m 8.6.1 設計變量的數量及取法對設計量取值的影響 見表 1 表 1 變量方案 方案一 方案二 方案三 機架優化設計的設計變量（ mm） 0x =1489.836781.977781.977 920.4661489.831 781.987 0x = 1489.815782.0231489.820.15 92 0x =920.4151489.8201489.815782.023 機架重量 152.198 152.199 152.329 f1 0.152193276 0.152186427 0.15138191 f2 0.138309468 0.138303938 0.138055365 f3 0.419626021 0.419623916 0.419763611 f4 0.152193276 0.152186427 0.15138191 f5 0.138309468 0.138303938 0.135055365 f 1.00060465 1.00060465 0.998636161 第 42 頁 從表 1 看出 :設計變量的數量、取法盡管不同，機架優化后設計變量的取值，機架重量以及機架的總變形量幾乎相同。由此可見，用 4 個設計變量取代 6 個設計變量進行優化設計計算是可行的，既能保證工程計算精度，又可以縮短計算機的運算時間。 8.6.2 以機架變形最小為目標的優化計算 從表 2 中機架初步設計方案與方案 1 和方案 2 對比中可以看出，要減輕機架重量，必須縮小立柱的重量約占機架重量 的 2/3 左右，縮小立柱斷面尺寸對降低機架重量效果顯著。另外，立柱產生的彈性變形約占機架總變形的 1/2 左右，由于立柱斷面積減少而使彈性變形量增加，為減少機架總變形量，可通過適當增加上、下橫梁的高度來達到。 根據優化設計結果還原被計算的機架尺寸如圖 5。 表 2 優化對比 機架結果初