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鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第6 頁
附錄
中文翻譯
四輥軋機上的板形控制模擬
形狀和輪廓是板材的重要指標,對于板帶軋機斑形控制是主要的技術(shù).對于板形控制的研究對于板形控制和軋制技術(shù)的發(fā)展有主要意義.在CVC軋機上,冷軋的板形控制可以被模仿在Ref[1]中.因為關(guān)于缺陷區(qū)域的形成金屬側(cè)邊的影響沒有被考慮.在CVC冷軋機上三維塑性板形控制沒有被準確分析.4輥熱連軋的板形控制正在研究中.Ref[2]和Ref[3]關(guān)于缺陷區(qū)域的形成,金屬側(cè)邊流的影響也沒有被考慮.沿著厚度方向,缺陷和壓力的分布被認為是均勻的,它們不能被用于熱軋薄板或厚板軋制.FEM適于模仿熱板連軋的過程Ref[4].因為軋輥被認為是堅硬的,在板帶三維塑性缺陷和軋輥的彈性缺陷區(qū)之間的聯(lián)系能夠被準確的認識.在某種意義上講,軋制過程的模擬是可以被執(zhí)行的.在這種研究中,有限元法被用于準確的分析板材的三維缺陷區(qū),影響系數(shù)法被用于分析軋輥的彈性缺陷的熱缺陷.此外,在四輥CVC軋機中,這兩種方法的結(jié)合構(gòu)建了板形控制的數(shù)學模型.在四輥CVC板帶軋機上,板形控制可以被模擬. Ref[5].由于沒有考慮沿厚度方向,缺陷和壓力的變化.
1. 理論模型
1.1三維板材塑性缺陷----有限元法
有限元法的基本假設:(1)軋制過程關(guān)于XOY平面是穩(wěn)定的且對稱的,因此,因下面的分析和假設只考慮對稱的XOY平面的上半部分.(2)板材在輥縫中是硬塑性的和有彈性的.
在圖1.1中所展示的軋制缺陷區(qū),根據(jù)在圖1.2中的方法,被分成了曲面線型元素沿著板展方向.在圖1.1中是工作輥的半徑,L是缺陷區(qū)的長度; 是板材入口厚度和出口厚度;是板材入口寬度;是寬展量.在其他位置的縱坐標.在進口(X=0)板材元素被表示Y(i=0,1,2,…n).在其他位置.縱坐標在其他位置是不知道的.為了數(shù)字分析和假設的方便,在坐標系x,y,z被貼在坐標系為的平面中,入圖3所示,在缺陷區(qū)中,側(cè)面的換置功能和金屬高度換置功能被假定是:
(1) 從Ref[10].和Ref[11].有:
,是在缺陷區(qū)(X=1)的出口處的側(cè)面和高度置換功能.
在坐標系中,長條元素寬度是:
和沿著側(cè)面方向被示為第三少量的功能,假定沿著高度方向是二次曲線,如圖1.3所示.而且被在第0行,第1行和第2行未向替代方法解決.出口分別是側(cè)面和高度的換置和節(jié)派的衍生物.
和使和第一衍生物和第二衍生物滿足,且是連續(xù)的.根據(jù)和(i=0,1,2…n; j=0,1,2…n).取決于重現(xiàn)方法.因此有個未知參數(shù), 和（i=0,1,2..n;j=0,1,2）在Ref[10].- Ref[13].中，根據(jù)連續(xù)、體積和理論的原理。前張力和后張力能被得到：分別是交叉橫截面入口橫截面；分別是面積和平面的長度坐標系；分別是平均前后張力，E是板材的柔性度；V是板材系數(shù)是長度壓力系數(shù)。且能根據(jù)多項式作用被表達出來，當入口板材很好，。
以塑性方程中，屈服條件和連續(xù)體積原理，在缺陷區(qū)域中的三維壓力可被解決。從不同的平衡方程中，在缺陷區(qū)的進口和出口處的壓力邊界條件和在邊界面的壓力邊界條件是：在和方向中，是普通的應力和剪應力，是交界面處的普通應力；是在三個方向交界面的普通應力的余弦。在缺陷區(qū)中，用有限元法單位軋制力能夠被計算。
1.2軋輥的彈性缺陷區(qū)-影響系數(shù)法。
在軋輥的長度范圍中，輥身用和的中央縱線的單位寬度區(qū)域分為節(jié)。下載的圖表和劃分軋輥的部分在圖4和圖5中所被顯方出來。是上工作輥調(diào)節(jié)距離。時是凹形輥縫，是凸形輥縫，是單位寬度軋制力。是工作輥和支承輥之間的接觸壓力。是工作輥和支承輥的彎曲應力；分別是左右兩側(cè)的支反力。整個坐標系的原點正好在左邊壓力點之下，即軸線超過了左邊支持點。
工作輥和支承輥軸線錯位表示為：在工作輥與支承輥間的彈性平坦度。被用一半空間輥體模型，如下：
在工作輥和支承輥之間的變形能力方程是：
工作輥計算模型是：
板材橫向分布是：
是下段輥，是工作輥和支承輥的偏移影響系數(shù)，并且表示了在點的偏移，其由作用在點的單位力引起的。是工作輥和支承輥的彎曲應力系數(shù)，表示了被單位彎輥力引起的在點的偏移。是工作輥左右末端的軸線錯位。是左端壓力支承點和工作輥左端間的距離。是工作輥和支承輥間的軸線偏移，分別是工作輥和支承輥間的平坦系數(shù)和平坦度。是工作輥和支承輥頭；是最初的輥頭和熱輥頭和更低的工作輥，是上下輥的硬度替換之和，并且取決于機架和其他載荷零件；是軋輥原始輥縫。
把方程（12）和方程（14）代入方程（16），就構(gòu)成了個方程組。與此同時，加入里的平衡方程和工作輥的工作時間，因此方程的總數(shù)是個。在方程組中，方程（15）和方程（16）代入方程（19），然后軋制板材的厚度能夠被解出。
1.3關(guān)于四輥CVC軋機板形的模型分析和計算，對于四輥軋機形狀流的分析和計算被表示在圖6中。三維的塑性缺陷區(qū)分析被用于確定橫軸的單位寬度的壓力的分布。前張力是后張力是等。軋輥彈性缺陷區(qū)的分析用于確定在工作輥和支承輥之間的接觸應力和有載輥縫的形狀（即出口板材厚度的橫軸分布情況）。在某種特定的情況下，出口形狀（的橫軸分布）是能夠獲得的。
基于對于4輥CVC軋機的實踐，已經(jīng)研究了板形控制。板材進口寬度是1235。進口寬度是39.214，出口厚度是24.477。板材進口屈服強度是100。進口板材屈服是700。前張力是186.50，后張力是0。工作輥的彎曲力1077。工作輥有一個直徑850，寬為2250的工作輥，支承輥的直徑為1500，長度是2050，在工作輥兩端彎曲力間的間隙是3150。最大和最小工作輥直徑是1300。最大和最小工作輥直徑是15998。工作輥之間空間CVC工作輥的最初移動距離是-10，CVC工作輥的移動距是-95。
2.1通過工作輥的移動的板形控制的模擬
圖7中顯示了出口板材頭部的橫向分布和在條件為為1077下的單位寬度軋制，是-75，-25，25，75，隨著寬度的增加，極劇減少。的橫向變化更加迅速。
圖8中.顯示了在條件為為1077下的分布，是-75，-25，25，75，隨著增加的橫向差在=-75從33增加到=75時的75。對原板材這一點很明顯，頭部的變化越大，對的影響越大。
2.2工作輥彎輥特點的模擬
圖9中顯示了，和間的聯(lián)系。隨著的增加，的變化很小，的橫向變化增加，但的影響比更弱。
圖10中顯示在為-95，是0，300，600和900的條件。的橫向分布。的橫向增加，尤其在邊部。
2.3關(guān)于形狀和板材頭部的寬度的影響
為了研究熱軋板材的形狀和頭部的寬度影響，并消除了其他影響因素，在模擬中，是10（即），是0，在相同比例下是變化的。
圖11顯示了對于不同的；和的分布。隨著的增加，先是增加，然后減少。在=1635時，（=274.355）。同時軋輥間隙分布變得更加均勻。此外隨著增加，的橫向差先是減少然后增加，向摩擦力隨著的增加，作用寬度增加，使橫向變化增加。
圖12中顯示了在不同下的分布情況，的橫向差先是減少然后的變化很小，甚至寬度和厚度不斷成比例增加，板材的壓力和缺陷沿著高度方向的變化并不明顯。
3結(jié)論
（1）.隨著增加，極劇減少，的橫向差增加。隨著增加，輕微減少，的橫向差別增加，尤其左邊緣，隨著增加，先是增加然后減少，同時輥更加平坦。橫向差則先減少然后增加。
（2）.關(guān)于板形和頭部，的影響是很大的，它適于板形和板材頭部的預設定，關(guān)于板形和板材頭部影響的很小，他適于板材形狀和頭部的在線調(diào)整。
第74頁
鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計(論文)
方板坯開坯軋機設計
摘要
方、板坯開坯軋機既可軋制板坯，又可軋制方坯，生產(chǎn)比較靈活。又稱為大開口度二輥可逆式初軋機。
初軋機的主要技術(shù)性能有：輥徑為1150~1350mm，輥身長度為3100mm，軋輥的工作行程為1700mm，最大行程為1905mm，軋制壓力為3000T，電動機功率50002KW，轉(zhuǎn)速0~35~70rpm，壓下速度為142~284mm/sec,兩牌坊中心矩為4140mm,牌坊窗口開口度操作側(cè)為1400mm，傳動側(cè)為1390mm。
此軋機的設計包括軋制力的計算，電機容量的選擇，壓下系統(tǒng)的選擇，壓下螺絲、螺母尺寸的確定，壓下電機的選擇，平衡方法的計算，軋輥、萬向連軸器、機架、軋輥軸承、齒輪、壓下螺絲、螺母等主要零件的強度校核，以及潤滑方法的選擇，對控制系統(tǒng)的要求，設備的可靠性分析等內(nèi)容。
初軋機較多地采用了液壓傳動，機械化程度比較高。
關(guān)鍵詞 初軋機，軋制力，壓下系統(tǒng)
Square billet and board billet bloomers design
Abstract
Square billet and board billet bloomer since can roll square billet and board billet，produce more vivid,is called again big openings degree two reollrs go against type rolling mill.
Main technique function of the bloomer: diameter of the roller is 1150mm~1350mm, corporeity of the roller is 3100mm, the work route of travel is 1700mm, the biggest route of travel is 1905mm,the rolling pressure is 3000T, electric motor power is 50002KW, the rotate speed is 0~35~70 rpm, the depressive speed is 142~284 mm/sec, the center distance of two toriis is 4140mm, openings degree of the toriis window: the operate profile is1400mm,the transmission profile is 1390mm.
The design of this rolling mill include the count of the rolling force,the choice of the electromotor capacitance, the choice of the depressive system, make certain the size of the depressive screm and nut, the choice of the depressive electromotor, the count of the balance means, verify the strength of the roller、the universal coupling、the machine shelf、the roller bearings、the wheel gear、the depressive screm and nut ect..And the choice of the lubricating means,the demand of the contral system,the dependability analyse of the equipment ect.
Bloomer adopte the liquid drive morely, mechanisation degree is higher.
Descriptors bloomer，rolling force，depressive system
目錄
1 概述·······························································1
1.1初軋機在軋鋼生產(chǎn)中的作用··········································1
1.2初軋機的分類······················································1
1.3初軋機在生產(chǎn)中存在的問題··········································2
1.4方案的選擇和評述··················································2
2 初軋機力能參數(shù)的計算···············································5
2.1軋制規(guī)程 ·························································5
2.2軋輥主要參數(shù)的確當················································5
2.2.1 軋輥的名義直徑··················································5
2.2.2 輥身長度························································5
2.2.3 輥頸直徑和長度··················································5
2.3軋制力的計算······················································6
2.3.1 平均單位壓力的計算··············································6
2.3.2 軋制力P的計算··················································9
2.4電機容量的選擇····················································9
2.4.1 初選電機的容量··················································9
2.4.2電機軸上的力矩··················································11
2.4.3電機容量的校核··················································17
3.壓下系統(tǒng)的計算·····················································19
3.1 壓下螺絲和螺母尺寸的確定·········································19
3.2 壓下系統(tǒng)的選擇···················································19
3.2.1 1300初軋機的工藝特點···········································19
3.2.2壓下系統(tǒng)的選擇··················································19
3.2.3壓下裝置示意圖··················································19
3.3 轉(zhuǎn)動壓下螺絲的力矩···············································20
4平衡力的計算·······················································23
4.1 平衡方法的確定···················································23
4.2 平衡力的計算·····················································23
5主要零件的強度計算·················································24
5.1 軋輥的強度計算···················································24
5.2 萬向接軸的強度計算···············································26
5.2.1開口式扁頭的受力分析和強度計算··································26
5.2.2叉頭受力分析和強度計算··········································28
5.2.3軸體的強度計算··················································29
5.3 機架的強度計算···················································30
5.3.1機架的受力分析··················································30
5.3.2立柱、橫梁的慣性矩和斷面系數(shù)的計算······························31
5.3.3橫梁和立柱的強度計算············································34
5.4 軋輥軸承的計算···················································36
5.5 齒輪的計算·······················································36
5.6 壓下輥螺母和螺絲的強度校核·······································41
5.6.1壓下螺母的強度校核··············································41
5.6.2壓下螺絲的強度校核··············································42
6潤滑方法的選擇·····················································44
6.1 軋輥軸承的潤滑···················································44
6.2 萬向接軸的潤滑···················································44
6.2.1并合環(huán)式潤滑····················································44
6.2.2稀油噴霧潤滑裝置················································45
6.3 壓下螺母和壓下螺絲的潤滑·········································45
6.4 齒輪的潤滑·······················································45
7對控制系統(tǒng)的要求···················································46
7.1 壓下傳動裝置·····················································46
7.2 軋輥·····························································46
7.3 下軋輥調(diào)整裝置···················································46
7.4 低速傳動裝置·····················································46
8設備的可靠性分析···················································47
8.1 設備的平均壽命···················································47
8.2 設備的有效度·····················································47
8.3 設備的經(jīng)濟壽命···················································47
結(jié)論·································································48
致謝·································································49
參考文獻·····························································50
附錄·································································51
1概述
1.1初軋機在軋鋼生產(chǎn)中的作用
在連鑄技術(shù)成熟之前,煉鋼生產(chǎn)出來的鋼水只能鑄成鋼錠,由于鋼錠澆注、脫模和運輸?shù)奶攸c所決定,鋼錠形狀只能是方形斷面或是矩形斷面,并且是上大下小的幾何體。這種幾何體不可能同時適用于板材軋制、型材軋制和管材軋制，在這三種鋼材軋制廠和煉鋼廠之間需要有一個中間環(huán)節(jié)，將鋼錠按軋材廠的要求軋成板坯、型材坯或管坯，這種軋制鋼錠開坯的生產(chǎn)工序就叫做初軋。
按老式的鋼錠生產(chǎn)體系布局，一個大型鋼鐵聯(lián)合企業(yè)，應該是板材、型材和管材都能生產(chǎn)，當一個或幾個煉鋼廠的鋼錠分別供應板材廠、型材廠和管材廠時，初軋廠是整個生產(chǎn)體系的咽喉，一旦咽喉不暢，后果是可想而知的，因此可以說明在老式的鋼鐵生產(chǎn)體系中初軋的地位是非常重要的。
1.2初軋機的分類
初軋機按其結(jié)構(gòu)形式可分為以下幾類:
1.二輥可逆式初軋機
又可分為方坯初軋機和方-板坯初軋機。軋機大小以軋輥公稱直徑表示。方坯初軋機的上輥升高量較小，經(jīng)多次翻鋼軋成方坯、矩形坯、異形坯或圓坯。方-板坯初軋機即軋方坯又軋板坯，生產(chǎn)比較靈活。由于有立軋道次故上輥升降量大，又稱大開口度初軋機，其后亦常跟1～2組水平-立式交替布置的鋼坯連軋機。
2.萬能板坯初軋機
屬板坯專用初軋機，在水平方向上有兩個軋輥，在垂直方向上有兩個立輥。與大開口度的板坯初軋機相比,在初軋過程中不需翻鋼,所以效率較高。在水平軋輥具有相同動力的情況下，萬能初軋機與大開口度初軋機相比軋制時間約可縮短30％，而且對軋件的側(cè)面有良好的鍛造效果。在萬能初軋機的水平軋輥上切出的孔型也能進行大方坯的軋制。
3.三輥開坯機
該開坯機有三個軋輥，軋輥不用逆轉(zhuǎn)，軋機建設費較低，而且能耗低，其運轉(zhuǎn)動力70％使用于鋼錠的變形。由于孔型是一定的，所以產(chǎn)品規(guī)格靈活性小，產(chǎn)品范圍比較窄，此外，在軋機前后都必須配備擺動升降臺。三輥式開坯機主要應用于中小型企業(yè)。
4.鋼錠連鑄機
這種軋機是幾臺二輥式軋機的串列布置。軋輥轉(zhuǎn)動方向不變，它的坯料及成品的適應性差，但可以對需要量大且斷面形狀一定的中小型鋼坯或薄板坯進行高效率軋制。
1.3初軋機在生產(chǎn)中存在的問題
初軋機在生產(chǎn)中存在的問題有:
1.機所用的原料是具有鑄造組織的鋼錠,其內(nèi)部晶粒大且有方向性,化學成分亦不均勻,均熱和初軋可以破碎鑄造組織,使晶粒細化,成分趨于均勻,各項性能均得以改善和提高,但由于斷面較大,加熱時容易產(chǎn)生較大的溫度應力,故冷錠加熱應謹慎,對某些合金鋼錠還需要有較大的保溫時間，以均勻其組織和成分。
2.軋制中鋼錠端面高度與軋輥直徑之比較大,頭幾道的壓下量又小,因此變形不深透,必然形成表面變形。除表面延伸形成“魚尾”外，軋件側(cè)表面還產(chǎn)生雙鼓形，軋件中心會承受拉應力，容易產(chǎn)生拉裂，或使原有缺陷擴大，為此在咬入時和電機能力允許的條件下，應盡可能增大壓下量，并適當增加翻鋼道次以保證質(zhì)量。
1.4方案的選擇和評述
該軋機為大開口度二輥可逆式初軋機，即可軋制板坯又可軋制方坯的方-板坯初軋機。
1.機架
機架由兩片閉式牌坊與上下橫梁組成。牌坊是鑄鋼件，內(nèi)側(cè)窗口安裝鋼滑板，左右牌坊窗口開口度不等,傳動側(cè)為1390毫米,操作側(cè)為1400毫米,便于換輥時軋輥軸承座的進出,機架橫梁是鋼材焊接件,連接左右牌坊上部與下部。
閉式機架的優(yōu)點是強度和剛度較大，常用在受力大或要求軋件精度高而不經(jīng)常換輥的軋鋼機上。
2.壓下傳動裝置
采用快速壓下裝置，其工藝特點是：
（1）工作時要求大行程，快速和頻繁地升降軋輥。
（2）軋輥調(diào)整時，不“帶鋼”壓下，即不帶軋制負荷壓下。
為適應上述特點，就要求傳動系統(tǒng)慣性小，以便在頻繁的啟動和制動情況下實現(xiàn)快速調(diào)整；由于其工作條件繁重，要有較高的傳動效率和工作可靠性；快速壓下裝置中還有克服壓下螺絲阻塞事故（軋卡、坐輥）的回松裝置。
快速壓下裝置采用雙臥式直流電動機通過一級齒輪變速和蝸輪減速后傳給壓下絲桿進行壓下傳動，這種結(jié)構(gòu)布局與雙立式電動機和齒輪減速機形式比較，可降低廠房軌面標高，減少廠房造價。
3.上軋輥平衡裝置
上軋輥采用液壓平衡，液壓平衡是用液壓缸的液壓推力來平衡上軋輥等零件的重量的。
液壓平衡與反扣螺絲平衡、重錘平衡相比較有工作可靠，動作迅速及時，結(jié)構(gòu)緊湊，維修量少等優(yōu)點。
4.軋輥軸承和軸承座
軋輥軸承用來支撐轉(zhuǎn)動的軋輥，并保持軋輥在機架中正確的位置，軋輥軸承應具有小的摩擦系數(shù)，足夠的強度和剛度，壽命長，并便于換輥。
軋輥軸承采用四列圓柱滾動軸承，在操作側(cè)裝有雙列圓錐軸承作止推作用。軸承的內(nèi)圈是用感應加熱器熱裝在軋輥上，在一般情況下，軸承內(nèi)線是拆不下來的。
軸承座為鑄鋼件（蓋是焊接件），兩側(cè)裝有青銅襯板。
5.軋輥的軸向調(diào)整
上軋輥不動，對下軋輥進行軸向調(diào)整來完成對軋輥的調(diào)整。下軋輥調(diào)整裝置采用電動同步雙斜楔式的調(diào)整裝置，此結(jié)構(gòu)固定在操作側(cè)機架上，它的優(yōu)點是保證了孔型軸向調(diào)整正確，節(jié)省了調(diào)整時間，改善了勞動條件。
2初軋機力能參數(shù)的計算
2.1軋制規(guī)程
軋制鋼種16Mn,鋼錠斷面760670mm,錠重78KN，成品斷面300300mm,開軋溫度1200℃。
2.2軋輥主要參數(shù)的確定
2.2.1軋輥的名義直徑
按軋輥的咬入條件確定
D (2.1)
=
=888.23 mm
式中，——最大壓下量，=119mm
——最大壓下角，查表3-1取=30°
取D=1300mm。
2.2.2輥身長度
查表3-2，L/D=2.2~2.7，則L=2860mm~3510mm,取L=3100mm。
L/D=3100/1150=2.696
L/D=3100/1350=2.296
所以取L=3100mm合適。
2.2.3輥頸直徑和長度
使用滾動軸承時，由于軸承外徑較大，軸頸尺寸不能過大，所以取
d=830mm,l=850mm。
計算結(jié)果如圖
圖2.1 軋輥尺寸
2.3軋制力的計算
2.3.1平均單位壓力的計算
在初軋機單位壓力的計算中采用西姆斯公式,
第一道次平均單位壓力的計算：
1.應力狀態(tài)系數(shù)的計算
(2.2)
=（760-675）/760
=0.112
(2.3)
=
+
=0.175
(2.4)
=1+(650/675) ×0.175
=1029
＝ (2.5)
+(1/2)
=
=0.808
2.變形阻力的計算
利用北京科技大學變形阻力經(jīng)驗公式，
= (2.6)
式中，——基準變形阻力，即變形溫度t=1000℃時，變形速度u=10s,變形程度
=40％時的變形阻力，＝159.9，
——變形溫度影響系數(shù)，當變形溫度t=1000℃時，k=1，
k=exp(A+BT) (2.7)
查表2-1，得A=3.466，B= -2.723，
T=(t+273)/1000 (2.8)
=(1200+273)/1000
=1.473
由公式(2.7)得，k=exp[3.466+(-2.723)×1.473] =0.580，
——變形速度影響系數(shù)，當u=10s時，k=1，
k=(u/10) (2.9)
查表2-1，得C= -0.220，D=0.254，
u=(v/l)×(/) (2.10)
=(2.382/0.23505) ×(0.085/0.760)
=1.133m/s
由公式(2.9)得，k=(1.133/10)=0.715，
——變形程度影響系數(shù)，當平均變形程度=40％時，=1，
=E(/0.4)－(E－1) (/0.4) (2.11)
查表2-1，得E=1.566，N=0.466，
=(2/3) (2.12)
= (2/3) ×0.112
=0.0747
=ln1/(1－)=0.078 (2.13)
由公式(2.11)得，=1.566(0.078/0.4)=0.621，
由公式(2.6)得，=159.9×0.580×0.715×0.621=41.178N/mm。
3.平均單位壓力P的計算
k=1.15 (2.14)
=1.15×41.178
=47.356 N/mm
由西姆斯公式，
P=k (2.15)
得，=0.808×47.356=38.264 N/mm。
2.3.2軋制力P的計算
軋件對軋輥的總壓力P為軋制平均單位壓力P與軋件和軋輥接觸面積F之乘積，即
P= PF (2.16)
接觸面積F的一般形式為
F=[()/2]l (2.17)
式中，、——軋制前、后軋件的寬度，=670mm, =674mm,
l——接觸弧水平投影，l===235.05mm，
由公式(2.17)，得F=[(670+674)/2]×235.05=157953.6mm。
由公式(2.16)，得P=38.264×157953.6=6043881.0N。
依此方法，可分別計算13道次的平均單位壓力和各道次的軋制總壓力。
2.4電機容量的選擇
2.4.1初選電機的容量
初選電機的容量按軋輥上的力矩M，即軋制力矩M與軋輥軸承處的摩擦力矩M之和，
M= M+ M (2.18)
的最大值初選。
1.各道次軋輥軸上的力矩
(1) 軋制力矩M
M=2PL (2.19)
式中，——力臂系數(shù)，取=0.5
因為是雙電機驅(qū)動，所以
M=PL (2.20)
由公式(2.20)，得M=6043881.0×0.23505×0.5=710307.11Nm。
(2) 軋輥軸承處的摩擦力矩M
M=P(d/2) (2.21)
式中，——軋輥軸承摩擦系數(shù)，取=0.02，
由公式(2.21),得M=6043881.0×0.830/2×0.02=50164.21 Nm。
由公式(2.18),得M=710307.11+50164.21=760471.32 Nm。
其它各道次見附表。
2.初選電機容量
根據(jù)過載條件選擇電機功率
N= M (2.22)
式中，M——取各道次的最大值，M=1359091.9 Nm，
——軋輥轉(zhuǎn)速，=60v/(D)=60×2.382/(×1.3)=35r/min,
K ——電機過載系數(shù)，K=2，
——總機械效率，=0.96，
由公式(2.22)，得N=1359091.9×35/(9550×2×0.96)=2594.3KW?？紤]電機軸上還有其它力矩，故初選N=5000KW。
= (2.23)
=35×1
=35 r/min
式中，——電動機與軋輥之間的傳動比，因為電動機直接驅(qū)動軋輥，所以=1。
以上計算是雙電機驅(qū)動，只計算一個軋輥，最后選擇直流電機轉(zhuǎn)速n=0~35~70 r/min，軋機電機N=5000×2KW。
2.4.2電機軸上的力矩
1.軋制力矩
M= M/ (2.24)
=710307.11 Nm
2.摩擦力矩
M= M/ (2.25)
=50164.21 Nm
M=[(1/M/ (2.26)
=[(1/0.96)-1] ×1359091.9/1
=31686.31 Nm
3.空轉(zhuǎn)力矩
M=(0.03~0.06)M (2.27)
將
M=9550 N/ (2.28)
=9550×5000/35
=1364285.7 Nm
代入式(2.27)中，得M=0.05×1364285.7=68214.29 Nm
4.起動力矩
(1) 起動力矩
M=(GD) (2.29)
式中，GD——轉(zhuǎn)化到電機軸的各構(gòu)件的飛輪矩，GD=187500 kg m,
——起動加速度，取=a=30 r/min/s,
由公式(2.29)，得=187500/38.2×30=147251.31 Nm。
(2) 制動力矩
=(GD) (2.30)
式中，GD——轉(zhuǎn)化到電機軸的各構(gòu)件的飛輪矩，GD=187500 kg m,
——制動減速度，取=b=40 r/min/s,
由公式(2.30) ,得=187500/38.2×40=196335.08 Nm。
5.電機軸的負載圖和速度圖
(1) 空載起動階段
空載起動階段，轉(zhuǎn)速由變化到咬入軋件時的轉(zhuǎn)速，取=9 r/min, =15 r/min,所以，此階段所需的時間為
=(-)/a (2.31)
=(15-9)/30
=0.2s
力矩為
M= M+ M (2.32)
=68214.29+147251.31
=215465.6 Nm
(2) 咬入加速階段
咬入加速階段，轉(zhuǎn)速由變化到軋制時最大穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，通過能量原理可以計算出，
= (2.33)
式中，——拋鋼時的轉(zhuǎn)速，取=20 r/min/s,
——當量長度，
= (2.34)
式中，
(1－a％) / r (2.35)
=78000(1－2％)/(0.00000078×675×674)
=2154.1mm
式中，G——軋件重量，G=78 KN，
r ——軋件比重，
a％——燒損率，取a％=2％，
——軋制后的高度，
——軋制后的寬度，
(2.36)
=
=235.05 mm
由公式(2.34),得=(2154.1+235.05)/(×1300)=0.58。
將以上結(jié)果代入公式(2.33)中，得=
=39.91 r/min＜60 r/min。
咬入加速階段所需時間
=(-)/a (2.37)
=(39.91-15)/30
=0.830s
力矩為
M=M+M (2.38)
式中，M——推算到電機軸上的總靜力矩
M=M/+M (2.39)
=760471.32/1+31686.31+68214.29
=860371.9 Nm
由公式(2.38),得M=860371.9+147251.31=1007623.21 Nm。
(3) 穩(wěn)定軋制階段
穩(wěn)定軋制階段的力矩為M=M=860371.9 Nm。
并非每道軋制都達到穩(wěn)定軋制轉(zhuǎn)速，經(jīng)常情況下幾道次軋件較短，未達到穩(wěn)定轉(zhuǎn)速時，軋件已經(jīng)軋完，M不存在，即t＜0。
軋制時間
t=60L (2.40)
=60×2154.1/()
=0.793s
= (2.41)
=0.793－0.830－0.498
= -0.535s
這時取等于電機的額定轉(zhuǎn)速，則=35r/min。
(4) 帶鋼減速階段
帶鋼減速階段，轉(zhuǎn)速由變化到拋鋼時的轉(zhuǎn)速，此時的力矩為
M M- M (2.42)
=860371.9-196335.08
=840738.4 Nm
式中，M——制動力矩
帶鋼減速階段所需時間為
(2.43)
=（39.9-20）/40
=0.498 s
(5) 制動階段
電機轉(zhuǎn)速由變化到0，電機軸上的力矩為
M= M- M (2.44)
=68214.29-196335.08
=-128120.79 Nm
制動階段所需時間為
(2.45)
=20/40
=0.5s
同類方法可以計算出其它道次電機軸上的力矩和時間，見附表。
（6）速度圖n=f(t)和負載圖M= f(t)
當轉(zhuǎn)速超過電動機的基本轉(zhuǎn)速時，此時由于調(diào)節(jié)電動機的激磁電流而會使電動機力矩降低，但軋機所要求的力矩并未減少，因而增大電樞電流才能使電動機力矩與負載力矩平衡，由于電樞電流的增大而使電動機發(fā)熱增高，所以當計算電動機的等值力矩時，電動機力矩在超過基本轉(zhuǎn)速的情況下并未加大，此時必需考慮到由于電流增加對發(fā)熱的影響，即當＞=35 r/min時，負載圖力矩值要進行修正，其修正值為
M= M (2.46)
=1007623.21×39.91/35
=1148978.4 Nm
(2.47)
=(39.91-35)/30
=0.163 s
MM (2.48)
=860371.9×39.91/35
=981069.78 Nm
M M (2.49)
=840738.4×39.91/35
=958681.99 Nm
(2.50)
=(35-20)/40
=0.375s
(2.51)
=0.498-0.375
=0.123s
其它道次結(jié)果見附表。
2.4.3電機容量的校核
1.電機的過載校核
按過載驗算電動機，則
MKM (2.52)
式中，K——電動機的過載系數(shù)，直流電機K=3，
M——電機負載圖的最大力矩，M=2796397.0 Nm。
M=9550 (2.53)
=9550×5000/35
=1364285.7 Nm
由公式(2.52)，得MK=2796397.0/3=932132.33 Nm＜M=1364285.7 Nm，所以電機的過載校核通過。
2.電機的發(fā)熱校核
經(jīng)過載驗算的合適的電機還需進行發(fā)熱驗算，依據(jù)電機負載圖求出等值力矩，
M (2.54) =
=773131.83＜M=1364285.7 Nm
所以電機的發(fā)熱校核通過。
其它道次用類似方法計算，經(jīng)計算均通過發(fā)熱校核。
3.壓下系統(tǒng)的計算
3.1壓下螺絲和螺母尺寸的確定
壓下螺絲直徑由最大軋制力決定，選壓下螺絲外徑d為500mm,中徑d為450mm,內(nèi)徑d為414mm,螺距t為68mm。
壓下螺母的主要尺寸是它的外徑D和高度H，H=(1.2~2)d=600~1000mm,選H=780mm,D=(1.5~1.8)d=750~900mm,選D=850mm。
3.2壓下系統(tǒng)的選擇
3.2.1 1300初軋機的工藝特點
1300初軋機的工藝特點是：
(1) 工作時，要求上軋輥快速、大行程、頻繁地調(diào)整；
(2) 軋輥調(diào)整時不帶軋制負荷，即不“帶鋼”壓下。
3.2.2壓下系統(tǒng)的選擇
為了適應以上工藝特點，對壓下裝置要求是：
(1) 采用慣性小的傳動系統(tǒng)，以便頻繁地啟動、制動；
(2) 有較高的傳動效率和工作可靠性；
(3) 必需有克服壓下螺絲阻塞事故（“坐輥”或卡鋼）的措施。
由于以上原因選擇雙電機快速壓下裝置。
3.2.3壓下裝置示意圖
1.壓下傳動用電動機 2.齒輪增速器3.齒形離合器用液壓缸 4.齒形離合器5.中間軸 6.蝸輪減速機 7.低速傳動用蝸輪蝸桿減速機 8.低速傳動用電動機 9.凸塊聯(lián)軸器 10.空氣制動器 11.壓下指示傘齒輪箱12.自整角機 13. 壓下指示調(diào)零用電動機 14.控制器 15.指針 16.減速機 17.壓下傳動用蝸輪減速器 18.壓下絲桿
圖3.1 壓下指示系統(tǒng)圖
3.3轉(zhuǎn)動壓下螺絲的力矩
轉(zhuǎn)動壓下螺絲所需的靜力矩也就是壓下螺絲的阻力矩，它包括止推軸承的摩擦力矩和螺紋之間的摩擦力矩，其計算公式是：
(3.1)
式中，——螺紋中徑，
——螺紋上的摩擦角，即=arctan,為螺紋接觸面的摩擦系數(shù)，取=0.1，故=5°40′，
——螺紋升角，壓下時用正號提升時用負號，=t/ (d)=68/(500)=0.04°，
——作用在一個壓下螺絲上的力，=(0.1~0.2)G=0.2420000=84000N,G為被平衡部件(包括軋輥組件及壓下螺絲)的總重量，
——止推軸承的阻力矩，
=1/3） (3.2)
=1/30.284000(700
=3965948.72 N mm
式中，——止推軸頸的摩擦系數(shù)，取=0.2，
——壓下螺絲止推軸頸直徑，=700mm,
——球面銅墊凹槽直徑，=80mm,
——螺紋摩擦阻力矩。
由公式（3.1），得
M=3965948.72+84000450/2tan(5.67°+0.04°)
=5855751.11 N mm。
初選ZD142-2B型壓下電機，N=250KW，n=500/1200 r/min, =91.2﹪。
n=60v/t=60142/68=125.29 r/min (3.3)
N=M n/(9550) (3.4)
式中，——傳動系統(tǒng)的總速比，=3.467，
——傳動系統(tǒng)總的機械效率，=91.2﹪，
由公式（3.4），得N=5855751.11c125.29/（95503.4670.912）=24.90KW
所以選用ZD142-2B型電機合適。
4平衡力的計算
4.1平衡方法的確定
上軋輥采用液壓平衡，由平衡缸、平衡拉桿、平衡臂與橫梁組成。
圖4.1 上輥平衡簡圖
4.2平衡力的計算
Q （4.1）
式中，D——軋輥直徑，D=1.3m,
GD——飛輪力矩，GD=187500 Kg,
——工作輥角加速度，=20 r/min/s,
——工作輥與支撐輥間滑動摩擦系數(shù)=0.1。
由公式（4.1），得 Q1.3/（0.11.3）187500/19.120=25183.25 N。
= M/W= M/0.1D （5.2）
=943156710.31/（0.11150）
=62.01MPa＜[]=96 MPa
2.輥頸
軋輥輥頸彎矩為
M=Rc (5.3)
=6859321.53870/2
=2983804805.55 Nmm
軋輥承受由主電機經(jīng)減速器傳到軋輥的全部扭矩，則輥頸危險斷面上的彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力分別為
= M/W= M/(0.1d) (5.4)
=2983804805.55/(0.1830)
=52.18 MPa
=M/W=M/(0.2 d) (5.5)
=1078582470/(0.2830)
=9.43 MPa
合成應力按第四強度理論計算
（5.6）
=
=54.68 MPa＜[]=96 MPa
3.輥頭
軋輥傳動端輥頭只承受扭矩，輥頭受力情況是屬于非圓截面扭轉(zhuǎn)問題。
= M/W= M/（b） (5.6)
= 1078582470/(0.208650)
=18.88 MPa＜[]=57.6 MPa
圖5.1
所以軋輥的強度符合要求。
5.2萬向接軸的強度計算
5.2.1開口式扁頭的受力分析和強度計算
開口式扁頭受力簡圖
圖5.2
實驗表明，由月牙行滑塊作用在開口式扁頭上的負荷近似地按三角形分布，因此，合力的作用點位于三角形的面積型心，即在離斷面邊緣1/3b處，當萬向接軸傳遞的扭轉(zhuǎn)力矩為M時，合力P為
P=M/() (5.7)
=1078582470/(1229－2/3×525)
=1227056.28 N
式中，——扁頭的總寬度，
——扁頭一個分支的寬度，
在合力P作用下，斷面Ⅰ—Ⅰ中的彎曲力矩M和扭轉(zhuǎn)力矩M分別為
M=Px (5.8)
式中，x——合力P對斷面Ⅰ—Ⅰ力臂，
x=0.5(－2/3b)+x (5.9)
=0.5(1229－2/3×525)sin8°+230
=291.17mm
式中，x——萬向接軸鉸鏈中心至斷面Ⅰ—Ⅰ的距離
由公式（5.8），得M=1227056.28×291.17=357277.28 Nmm
M=Pb/6 (5.10)
=1227056.28×525/6
=107367.42 Nmm
根據(jù)以上分析，斷面Ⅰ—Ⅰ承受彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力。
計算應力按以下經(jīng)驗公式計算
=1.1M[3 (5.11)
式中，s——扁頭的寬度，
——計算矩形斷面抗扭斷面系數(shù)時的轉(zhuǎn)化系數(shù)，它取決于矩形斷面尺寸b與s之比，按表7-3選取，=0.350。
由公式(5.11),得=1.1×1078582470[3×291.17+]
/[（1229－2/3×525）×525×320]=44.73 MPa＜[]=128 MPa
5.2.2叉頭受力分析和強度計算
圖5.3
根據(jù)試驗數(shù)據(jù)，叉頭最大應力點的主應力數(shù)值，決定于萬向接軸傾斜角和叉頭鏜孔直徑與叉頭外徑的比值（d/D），其計算應力為，
=35M/D[D/（D－d）]K (5.12)
式中，d——叉頭鏜孔直徑，
D——叉頭外徑，
K——考慮萬向接軸傾斜角的一個系數(shù)，可根據(jù)傾斜角確定，K=1+0.05=1.2
比值（d/D）取為0.46，則計算應力為
75.6MK/D (5.13)
=75.6×1078582470×1.2/1150
=64.34 MPa＜[]=128 MPa
5.2.3軸體的強度計算
當＞4°時，軸體扭轉(zhuǎn)應力為
=5M（1+sin）/d=5×1078582470×(1+sin8°)/600 (5.14)
=28.44 MPa＜[]=76.8 MPa
所以，萬向接軸強度符合要求。
5.3機架的強度計算
5.3.1機架的受力分析
1300初軋機采用閉式機架，為了簡化計算作出如下假設：
1.機架在上下橫梁受到垂直力R作用，大小相對方向相反，作用在中心線上，即載荷對稱；
2.機架結(jié)構(gòu)對窗口的垂直中心線是對稱的，不考慮上下橫梁斷面慣性矩不同引起的水平內(nèi)力，即結(jié)構(gòu)對稱；
3.上下橫梁和立柱交界處是剛性的。
根據(jù)這些可以取垂直中心線剖開框架為計算對象，其尺寸如圖，
圖5.4
其應力圖為
圖5.5
M=(R/4)[ (/2+)/ (/+)] (5.15)
M= R/4－M (5.16
式中，R——上下橫梁的中間斷面處受到的垂直力，
——機架橫梁的中性線長度，
——機架立柱的中性線長度，
——機架上下橫梁的慣性矩，
——機架立柱的慣性矩。
5.3.2立柱、橫梁的慣性矩和斷面系數(shù)的計算
1.立柱
圖5.6
立柱尺寸如圖，則在立柱的慣性矩和斷面系數(shù)分別為
=bh/12 (5.17)
=540×780/12
=2 .1355×10mm
W=bh/6 (5.18)
=540×780/6
=5.5×10mm
2.上橫梁
上橫梁尺寸如圖，
圖5.7
z=∑Fz/∑F