【文章內(nèi)容簡介】 傳遞的熱量都會使軋輥?zhàn)儫?。冷卻水、冷卻潤滑液、空氣和與軋輥接觸的零件又會使軋輥冷卻。由于加熱和冷卻的條件沿輥身長度是不一致的，在各種綜合因素的影響下，軋輥中部比端部的熱膨脹大，從而使軋輥產(chǎn)生熱凸度，影響輥縫的形狀。工作輥與軋件之間、工作輥與支承輥之間的摩擦?xí)管堓伳p。影響軋輥磨損的因素很多，例如，軋輥和軋件的材料，軋輥的表面硬度和光潔度，軋制壓力和軋制速度，前滑和后滑的數(shù)值以及支撐輥與工作輥之間的滑動速度等都會影響軋輥的磨損速度。軋件與工作輥之間、工作輥與支承輥之間均產(chǎn)生彈性壓扁。決定輥縫形狀的不是彈性壓扁的絕對值，而是壓扁值沿輥身長度方向的分布狀況。對于工作輥來說，如果軋制壓力沿帶鋼寬度是均勻分布的，則變形區(qū)內(nèi)工作輥的彈性壓扁在輥身中部的分布也是均勻的，只是在軋件邊部壓扁值小些。對這種軋件邊部局部變薄的影響通常在輥型設(shè)計時不予考慮。工作輥與支承輥之間，由于其接觸長度大于軋件與工作輥的接觸長度，因而其壓力分布是不均勻的。這就使輥與輥之間彈性壓扁沿輥身長度方向也不是均勻分布的。實(shí)驗表明，帶鋼寬度和輥身長度的比值以及工作輥直徑和支承輥直徑的比值愈小，則工作輥與支承輥之間壓力分布的不均勻性愈明顯。工作輥與支承輥間彈性壓扁值的分布規(guī)律與它們之間壓力的分布規(guī)律是一致的。(凸形、凹形或圓柱形)。軋輥原始輥型是在考慮熱凸度、彎曲撓度、軋輥壓扁后，為滿足軋制時設(shè)定凸度而選定?，F(xiàn)代帶鋼連軋機(jī)剛度系數(shù)是在5000~6500KN/mm左右，通常軋制力的負(fù)荷水平為8000~30000KN，彈跳值可達(dá)1~5mm。它同帶鋼的壓下量及帶鋼本身的厚度為同一數(shù)量級，在后幾個機(jī)架里，甚至比帶鋼厚度還要大一些。因此10%軋制力的誤差，往往造成很大的厚度差，這會給正常操作造成很大困難，并直接影響產(chǎn)品的質(zhì)量。因此，輥縫數(shù)值的準(zhǔn)確確定，關(guān)鍵在于準(zhǔn)確確定軋制力，并且，要安裝有彎輥裝置和自動檢測裝置，以便很好的控制板形。通常為了消除非直線段的往往采用人工零位法進(jìn)行軋制。（彈跳曲線的非直線部分是變化的）；軋后的軋件厚度h可用以下公式近似表示：h=S0+( P P0)/C式中： S0—— 人工零位的軋輥輥縫指示器讀數(shù)，mm；P0 ——軋輥預(yù)壓靠力，P0=3000kN；P ——。C——機(jī)座剛度系數(shù)，即線性段的斜率；按經(jīng)驗設(shè)定各機(jī)架的輥縫值（生產(chǎn)時再由液壓壓下裝置和彎輥裝置對輥縫進(jìn)行自動控制）如下：表10 各機(jī)架的輥縫值道次12345P /kN113391161611977106627935H /mmS0 /mm 主電動機(jī)傳動軋輥所需力矩的計算 軋制力矩的計算軋制力矩可以根據(jù)下面的公式進(jìn)行計算： …………………………………………（5）其中。因而有，.表11 各機(jī)架軋制力矩機(jī)架號F1F2F3F4F5軋制力矩/10539498875910255615524122 附加摩擦力矩的計算組成附加摩擦力矩的基本數(shù)值有兩大項，一為軋輥軸承中的摩擦力矩，另一項為傳動機(jī)構(gòu)中的摩擦力矩，下面分別論述。對上下兩個軋輥（共四個軸承）而言，該力矩值為： ………………………………（6）式中：——軋制力；——軋輥輥頸直徑；——軋輥軸承摩擦系數(shù)，它取決于軸承構(gòu)造和工作條件： 滑動軸承金屬襯熱軋時 滑動軸承金屬襯冷軋時 滑動軸承塑料襯 液體摩擦軸承 滾動軸承 注：本設(shè)計選用的是滑動軸承金屬襯冷軋，所以取軋輥輥頸尺寸和輥頸長度可以通過下式確定：，；取。故有，；；；；。該力矩是指減速機(jī)做，齒輪機(jī)座中的摩擦力矩。此傳動系統(tǒng)的附加摩擦力局根據(jù)傳動效率按下式計算： ………………………………（7） 式中： ——換算到主電動機(jī)軸上的傳動機(jī)構(gòu)的摩擦力矩；——傳動比。，，；——傳動機(jī)構(gòu)的效率，即從主電動機(jī)到軋機(jī)的傳動效率；由于軋機(jī)都沒有減速機(jī)及齒輪座，但接觸傾角，故可取。所以，傳動機(jī)構(gòu)中的摩擦力矩可以表示為： …………………………………（8）故有，；；；；。所以由可以得到：；；；；；表12各軋機(jī)的附加摩擦力矩機(jī)架號F1F2F3F4F5附加摩擦力矩/2598236068579167695767797 空轉(zhuǎn)力矩的確定空轉(zhuǎn)力矩可以根據(jù)下式求得： ………………………………（9）由于是新軋機(jī)，表示額定轉(zhuǎn)矩，其大小為：； 式中： p——電動機(jī)的額定功率，本設(shè)計取每架軋機(jī)的額定功率為4250KW；n——電動機(jī)的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速為1500r/min。故有，；所以得到空轉(zhuǎn)力矩： 電機(jī)軸上的總傳動力矩的確定由于采用穩(wěn)定速度咬入，即咬鋼后并不加速，故計算傳動力矩時忽略電機(jī)軸上的動力矩。因此，電機(jī)軸上的總傳動力矩為： ……………………………………………（10）故有， 電機(jī)能力驗算為了校核和選擇主電動機(jī)，除了知道其負(fù)荷之外，尚須知軋機(jī)負(fù)荷隨時間變化的關(guān)系圖，力矩隨時間變化的關(guān)系圖稱為靜負(fù)荷圖。繪制靜負(fù)荷圖之前，首先要決定出軋件在整個軋制過程中在主電機(jī)軸上的靜負(fù)荷值，其次決定各道次的純軋和間歇時間。本設(shè)計采用全連續(xù)軋制，只需計算每個道次之間的時間，架設(shè)每架軋機(jī)間距為5m，于是有：繪制一個軋制周期內(nèi)第五架軋機(jī)的電機(jī)負(fù)荷圖如下（不考慮不同的軋制速度對軋制力矩的影響）：升速穩(wěn)定軋制過焊縫拋尾降速t(s)由于帶鋼卷重為25噸，假設(shè)在軋制過程中金屬損失為4％，根據(jù)體積不變，可以求得最后成品帶卷的長度：再根據(jù)體積不變原理，可以求得：各段的純軋時間為：純軋時間總和為=++++=各段的間隙時間=+++=計算等效力矩為軋機(jī)工作時電動機(jī)的負(fù)荷是間斷式的不均勻負(fù)荷，而電動機(jī)的額定力矩是指電動機(jī)在此負(fù)荷下長期工作，其溫升在允許的范圍內(nèi)的力矩。為此必須計算出負(fù)荷圖中的等效力矩，其值按下式計算：……………………（11）式中：——等效力矩；——軋制時間內(nèi)各段純軋時間的總和；——軋制周期內(nèi)各段間隙時間的總和；——各段軋制時間所對應(yīng)的力矩；——各段間隙時間對應(yīng)的空轉(zhuǎn)力矩。校核電動機(jī)溫升條件為，校核電動機(jī)的過載條件為：式中： ——電動機(jī)的額定力矩180——電動機(jī)的允許過載系數(shù)，直流電動機(jī)；交流同步電動機(jī)，；本設(shè)計取；——軋制周期內(nèi)最大的力矩，第四道注：可知，滿足電動機(jī)溫升條件?。?！注：可知，滿足電動機(jī)過載條件?。?！對于新設(shè)計的軋機(jī)，需要根據(jù)等效力矩計算電動機(jī)的功率，即： Kw………………………………(12)式中： n——電動機(jī)的轉(zhuǎn)速，1500r/min；η——有電動機(jī)到軋機(jī)的傳動效率。當(dāng)實(shí)際轉(zhuǎn)速超過電動機(jī)的基本轉(zhuǎn)速時，應(yīng)對超過基本轉(zhuǎn)速部分對應(yīng)的力矩加以修正，見圖39，即乘以修正系數(shù)。如果此時力矩圖形為梯形，如圖31所示，則等效力矩為： ………………………(13)式中：——轉(zhuǎn)速未超過基本轉(zhuǎn)速時的力矩；——轉(zhuǎn)速超過基本轉(zhuǎn)速時乘以修正系數(shù)后的力矩。即 式中： ——超過基本轉(zhuǎn)速時的轉(zhuǎn)速； 軋輥強(qiáng)度校核 支撐輥強(qiáng)度校核四輥軋機(jī)由于有支撐輥，給軋輥計算帶來了新的特點(diǎn)。首先，工作輥和支撐輥之間有彎曲載荷的分配問題；其次，工作輥和支撐輥之間存在著相當(dāng)大的接觸應(yīng)力。注：～。顯然，支撐輥的抗彎斷面系數(shù)較工作輥大得多，即支撐輥有很大的剛性。因此，軋制時的彎曲力矩絕大部分由支撐輥承擔(dān)。在計算支撐輥時，通常按承受全部軋制力的情況考慮。由于四輥軋機(jī)一般是工作輥傳動，因此，對支撐輥只需計算輥身中部和輥頸斷面的彎曲應(yīng)力。支撐輥的彎曲應(yīng)力和彎曲應(yīng)力分布見圖4。在輥頸的11斷面和22斷面上的彎曲應(yīng)力均應(yīng)滿足強(qiáng)度條件，即 ………………………………(14)…………………………(15)式中：——總軋制壓力；、——11和22斷面的直徑；、——11和22斷面至支反力P/2處的距離；——許用彎曲應(yīng)力。圖3 四輥軋機(jī)支撐輥計算簡圖支撐輥輥身中部33斷面處彎矩是最大的。若認(rèn)為軸承反力距離l等于兩個壓下螺絲的中心距，而且把工作輥對支撐輥的壓力簡化成均布載荷（這時計算誤差不超過9％～13％），可得33斷面的彎矩表達(dá)式 ……………………………………(16)輥身中部33斷面的彎曲應(yīng)力為 ……………………………(17) 式中的應(yīng)以重車后的最小直徑帶入。軋輥輥頸尺寸和輥頸長度可以通過下式確定：，；取。本設(shè)計以第四道次為例進(jìn)行計算：，最大重車率取10％，，，取。帶入公式可以算得：；；。注：本設(shè)計支撐輥為合金鍛鋼，可見支撐輥的彎曲應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于該許用應(yīng)力，故滿足要求。其他道次的校核得到的結(jié)果也均滿足要求。 工作輥強(qiáng)度校核由于有支撐輥受彎曲力矩，故工作輥可知考慮扭轉(zhuǎn)力矩，即僅計算傳動端得扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為 ……………………………………………………(18) 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(zhuǎn)斷面系數(shù)。本設(shè)計同樣以第四道次為例進(jìn)行計算：工作輥傳動端的扭轉(zhuǎn)斷面系數(shù)為驅(qū)動一個工作輥的傳動力矩Mk有軋制力矩Mz、工作輥帶動支撐輥的力矩Ms和工作輥軸承的摩擦力矩Mf1組成，即Mk=Mz+Ms+Mf1，或M=Pa+PsS+Pfρ1圖4 傳動圖上式各參數(shù)的計算公式為：支撐輥對工作輥的反力： Ps=Pcosφ/cos(θ+γ) …………………………………………………(19)張力軋制時軋制壓力偏離垂直方向的角度：φ=arcsin[(T1T0)/2P] ……………………………………………(20)式中：T1 ——前張力；T0 ——后張力；P——軋制力。工作輥與支撐輥連心線與垂直線夾角為： θ=arcsin[e/(R1+R2)] ……………………………………………(21)其中 e——工作輥相對于支撐輥的偏心距一般e=5～10mm取e=5mm；R1——工作輥半徑；R2——支撐輥半徑。支撐輥與工作輥的反力Ps的作用線與工作輥和支撐輥連心線間的夾角： γ=arcsin[(ρ2+m)/2] ……………………………………………(22)其中 ρ2——支撐輥軸承的摩擦圓半徑其值計算為ρ2=fd/2,f為機(jī)械摩擦系數(shù),因是油膜軸承取f=,d——輥徑直徑；m——滾動摩擦力臂一般m=～=。工作輥軸承處的反力（摩擦力）：Pf=Psinφ+Pssin(θ+γ) ………………(23)反力Ps對工作輥的力臂：S=mcosγ+R1sinγ……………………………………(24)把前面的數(shù)據(jù)代入上式計算得：φ=, θ=,d=560mm, ρ2=, γ=, PS=, Pf=, S=,d1=320mm, f1=,ρ1=.Mk=Pa+PsS+Pfρ1=++= kNm扭轉(zhuǎn)應(yīng)力經(jīng)計算為：τk=Mk/Wk= MPa本設(shè)計工作輥為合金鋼σb=120～130 MPa，而許可扭應(yīng)力約為[τ]=，即[τ]=～ Mpa，可見工作輥的彎曲應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于該許用應(yīng)力，故能滿足生產(chǎn)要求。其他道次的校核得到的結(jié)果也均滿足要求。 工作輥與支撐輥間的接觸應(yīng)力四輥軋機(jī)支撐輥和工作輥之間承載時有很大的接觸應(yīng)力，在軋輥設(shè)計及使用時應(yīng)進(jìn)行校核計算。如假設(shè)輥間作用力沿軸向均勻分布，由彈性力學(xué)知，輥間接觸問題可簡化成一個平面應(yīng)變問題。H．赫茨（Hertz）理論認(rèn)為：兩個圓柱體在接觸區(qū)內(nèi)產(chǎn)生局部的彈性壓扁，存在呈半橢圓形分布的壓應(yīng)力（圖6）。半徑方向產(chǎn)生的法向正應(yīng)力在接觸面的中部最大。最大壓應(yīng)力及接觸區(qū)寬度2b可由下式計算：圖5工作輥與支撐輥相接觸情況 …………(25)式中：——加在接觸表面單位長度上的負(fù)荷；、及、——相互接觸的兩個軋輥的直徑及半徑；、——與軋輥材料有關(guān)的系數(shù)。、及、為兩軋輥材料的泊松比和彈性模數(shù)，取E1=206GPa；E2=206GPa。 …………………………(26)若兩輥泊松比相同并取，則上面兩式可以簡化為加在接觸表面單位長度上的負(fù)荷q可有下面公式求得q=P/B式中：q—為軋制力，KN；B—為軋件寬度，本設(shè)計不考慮寬展取B=1500mm。本設(shè)計的支撐輥的肖氏硬度為HS65～71；工作輥的肖氏硬度為：HS70～75。其對應(yīng)的許用接觸應(yīng)力分別為；[]=2400MPa；[τ]=730MPa?？梢娬龖?yīng)力均小于許用正應(yīng)力，故能滿足生產(chǎn)要求。注：此應(yīng)力雖然很大，但對軋輥不致產(chǎn)生很大的危險。因為在接觸區(qū)，材料的變形出于三項壓縮狀態(tài)，能承受較高的應(yīng)力。圖6 工作輥與支撐輥接觸區(qū)主要應(yīng)力的大小及分布在輥間接觸區(qū)中，除了需校核最大正應(yīng)力外，對于軋輥體內(nèi)的最大切應(yīng)力也應(yīng)進(jìn)行校核。圖7表示了輥內(nèi)切應(yīng)力分布的情況。主切應(yīng)力在接觸點(diǎn)處其值為零，從點(diǎn)到A點(diǎn)