【正文】 1)連續(xù)式軋機的工作圖表連續(xù)式布置的軋機軋制圖表形式如圖 6 所示。從連續(xù)式軋機軋制圖表中可以看出這類軋機的工作圖表的特點是：因維持連軋關系的軋機每架只軋一道從保持單位時間內(nèi)通過各機架的金屬流量相等的原則，各道次純軋時間相等。即 ()KTTzhnzhzh ???21各道次間的間隙時間隨各架軋機軋制速度的提高而遞減。亦即： ()jnjj??21軋制節(jié)奏時間則為 ()tTzh???軋制總延續(xù)時間 ()?jzhtt分析連續(xù)式軋機的軋制圖表很容易看到，連續(xù)式軋機具有短的總延續(xù)時間和軋制節(jié)奏時間，這就是為什么連續(xù)式軋機具有較高的小時產(chǎn)量和能在一定的加工溫度的范圍內(nèi)完成金屬軋制變形的重要原因。圖 連續(xù)式布置的軋機工作圖表2)本次設計軋制圖表選用半連軋工藝，粗軋為兩架六道軋制，精軋由七架連軋，軋制圖表如下：第 4 章 軋制圖表與年產(chǎn)量計算圖 軋制圖表 軋鋼機的產(chǎn)量計算軋機產(chǎn)量是衡量軋機技術經(jīng)濟效果的一個主要指標，是車間設計中重要的工藝參數(shù)。設計的任務就是發(fā)揮軋機的生產(chǎn)能力，使車間建成后在預定的時間內(nèi)達到和超過設計水平。因此，軋機生產(chǎn)水平的高低和它實際能達到的能力是衡量設計質量的重要指標。 軋鋼機小時產(chǎn)量軋機單位時間內(nèi)的產(chǎn)量稱為軋機的生產(chǎn)率。分別一小時、班、日、月、和年為時間單位計算。其中，小時產(chǎn)量為常用的生產(chǎn)指標。軋機技術上可能達到的小時產(chǎn)量可用下式計算： ()QTA360?式中：A——軋機小時產(chǎn)量；(t/h)Q——原料重量(t) ；T——節(jié)奏時間 (s)。實際上，在生產(chǎn)過程中，軋機實際能達到的小時產(chǎn)量用下式表示： ()1360QKTA?式中：K 1——稱為軋機利用系數(shù)。理論上的軋制節(jié)奏時間與軋機實際達到的軋制節(jié)奏時間的比值稱為軋機利用系數(shù)。它反映了軋機軋制節(jié)奏失調(diào)的程度，反應了軋機理論小時產(chǎn)量和實際小時產(chǎn)量的差異。值的大小很難進行理論上的計算，實際進行軋鋼車間設計時對于不同的1K軋機推薦使用如下數(shù)值：開坯機：K 1＝~成品軋機：K 1＝~在計算小時產(chǎn)量時，初軋機、厚板軋機是按原料重量計算的。而型鋼、線材、管、鋼板等成品軋機則是按生產(chǎn)合格成品的數(shù)量計算的。因此，軋機實際小時產(chǎn)量用下式計算： ()bQKTA1360?式中：b——成品率(%)。在一般情況下、軋鋼車間各個生產(chǎn)工序的能力應大于軋機的生產(chǎn)能力，故通常即以軋機的產(chǎn)量代表整個車間的產(chǎn)量。但在個別情況下由于設計考慮不周或生產(chǎn)條件發(fā)生變化，車間其他生產(chǎn)環(huán)節(jié)的能力不一定大于軋機的生產(chǎn)能，那么此時應以薄弱環(huán)節(jié)的生產(chǎn)能力代表整個車間的生產(chǎn)水平，這才符合車間的實際情況。綜上所述：本設計 Q=，K 1=，b=，T=200 ()438t/h3601?A 軋機平均小時產(chǎn)量軋機平均小時產(chǎn)量也稱產(chǎn)品綜合小時產(chǎn)量，其含義為：在一定時間內(nèi)，軋制產(chǎn)品的總數(shù)量與生產(chǎn)這些產(chǎn)品所消耗的總時間的比值。計算軋機平均小時產(chǎn)量有兩種方法：1）按軋制品種百分數(shù)計算；2）按勞動量換算系數(shù)計算。本設計采用第一種按軋制品種百分數(shù)計算。采用這種方法計算平均小時產(chǎn)量，沒考慮在生產(chǎn)過程中各種產(chǎn)品生產(chǎn)的難易程度。但在與產(chǎn)品方案相近的情況下，其計算數(shù)值還是接近實際的。平均小時產(chǎn)量公式為：Ap=1/(a1/A1+a2/A2+a3/A3+……an/An) ()式中aa 2……an—各品種在總產(chǎn)量中的百分數(shù)(%)；AA 2……An—各品種小時產(chǎn)量，(t/h)。代入上式計算得 Ap=378t/h 軋鋼車間年產(chǎn)量計算車間年產(chǎn)量是指一年內(nèi)軋鋼車間各種產(chǎn)品的綜合產(chǎn)量，以綜合小時產(chǎn)量為基礎進行計算。其計算公式如下：第 4 章 軋制圖表與年產(chǎn)量計算 ()2jwKApT=式中：A—車間年產(chǎn)量(t/y) ；Ap—平均小時產(chǎn)量(t/h) 。Tjw—軋機一年內(nèi)計劃工作時數(shù)(d)，本設計實行連續(xù)工作制度的軋機年工作時數(shù)： ()（T24T365（= jw321式中：T1—一年中計劃大修時間(d)，取=30 ；T2—一年中定期中小修時間(d)，取=50 ；T3—一年計劃換輥時間(d)，取=7 ；T4—每天規(guī)定的交接班時間(h)，取= 。計算得 Tjw=6533hK2—時間利用系數(shù)，時間利用系數(shù) K2 根據(jù)統(tǒng)計結果在 ~ 范圍內(nèi)根據(jù)軋機不同情況進行選取。本設計取 K2=。將前面的數(shù)據(jù)代入上式計算得：A=ApTjwK2=3786533= 萬噸河北聯(lián)合大學輕工學院第 5 章 軋輥強度的校核與電機能力驗算 軋輥的強度校核總的說來，軋輥的破壞決定于各種應力(其中包括彎曲應力、扭轉應力、接觸應力，由于溫度分布不均或交替變化引起的溫度應力以及軋輥制造過程中形成的殘余應力等) 的綜合影響。具體來說，軋輥的破壞可能由以下三方面的原因造成：1)軋輥的形狀設計不合理或設計強度不夠。例如，在額定負荷下軋輥因強度不夠而斷裂后因接觸疲勞超過許用值，是輥面疲勞剝落等；2)軋輥的材質、熱處理或加工工藝不合要求。例如，軋輥的耐熱裂性、耐粘附性及耐磨性差，材料中有夾雜物或殘余應力過大等；3)軋輥在生產(chǎn)過程中使用不合理。熱軋軋輥在冷卻不足或冷卻不均勻時，會因熱疲勞造成輥面熱裂；在冬季新?lián)Q上的冷輥突然進行高負荷熱軋，熱軋的軋輥驟然冷卻，往往會因溫度應力過大，導致軋輥表層剝落甚至斷輥；壓下量過大或因工藝過程安排不合理造成過負荷軋制也會造成軋輥破壞等。由此可見，為防止軋輥破壞，應從設計制造和使用等諸方面去考慮。設計軋輥時，通常是按工藝給定的軋制負荷和軋輥參數(shù)進行強度校核。由于對影響軋輥強度的各種因素(如溫度應力、參與應力、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，而是將這些因素的影響納入軋輥的安全系數(shù)中(為了保護軋機其他重要部件，軋輥的安全系數(shù)是軋件各部件中最小的)。為防止四輥板帶軋機軋輥輥面剝落，對工作輥和支撐輥之間的接觸應力應該做疲勞校驗第 5 章 軋輥強度的校核與電機能力驗算 支撐輥彎曲強度四輥軋機的支撐輥直徑 D2 與工作輥徑 D1 之比一般在 ~ 范圍之內(nèi)。顯然，支撐輥的抗彎端面系數(shù)較工作輥大的多，即支撐輥有很大的剛性。因此，軋制時的彎曲力矩絕大部分有支撐輥承擔。在計算支撐輥時，通常按承受全部軋制力的情況考慮。由于四輥軋機一般是工作輥傳動，因此，對支撐輥只需計算輥身中部和輥徑端面的彎曲應力。支撐輥的彎曲力矩和彎曲應力分布見圖 。在軋輥的 11 斷面和 22 斷面上的彎曲應力均應滿足強度條件，即 ()b131 R≤)c/( P= ? ()2?式中：P—總軋制壓力d1d 22—11 和 22 斷面的直徑；cc2—1 和 22 斷面至支反力 1/2 處的距離；Rb—許用彎曲應力。圖 軋輥受力圖支撐輥輥身中部 33 斷面處彎矩是最大的。若認為軸承反力距離 L 等于兩個壓下螺絲的中心距 L0，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 斷面的彎矩表達式： ()L/8)4P(=Mw0輥身中部 33 斷面的彎曲應力為： ()Rb≤)/2)(.D( 2303??河北聯(lián)合大學輕工學院式中的 D2 應以重車后的最小直徑代入。因兩架軋機是可逆式軋機，故只需校核每架軋機受力最大的那一道次即可，因粗軋機第四道次受力最大、精軋機第一道次受力最大，所以我們只校核這兩道次的彎曲應力。本設計取輥頸直徑 d=1100mm，L=1700mm，ccr 的取值，r==132，c1=，c2=，d 11=1100，d 22=1550，上面 D2 重車后的最小直徑為：D 2=1750mm， P=28331KN，把前面的數(shù)據(jù)代入式 計算：σ11=Pc1/()=σ22=Pc2/()=σ33=P(L0L/2)/()=本設計支撐輥為合金鍛鋼 Rb=140~150MPa，可見支撐輥的彎曲應力遠遠小于該許用應力，故滿足要求。精軋第一架用以上的方法計算得出結論都滿足要求。 工作輥的扭轉強度校核由于有支撐輥承受彎曲力矩，故工作輥可以只考慮扭轉力矩，即僅僅計算傳動端的扭轉應力，公式為： ()Mk/W=τ式中：——作用在一個工作輥上的最大傳動力矩。kM——工作輥傳動端的扭轉斷面系數(shù)。W驅動一個工作輥的傳動力矩有軋制力矩，工作輥帶動支撐輥的力矩和工作輥軸承處的摩擦力矩組成。 ()fsPM?? ()式中：S——反力對工作輥的力臂?！ぷ鬏佪S承處摩擦圓半徑。1?支撐輥對工作輥的反力為： ())cos(/?????PS式中：張力軋制的時候軋制壓力偏離垂直方向的角度1?fSa第 5 章 軋輥強度的校核與電機能力驗算 ()]2/)arcsin[(PTBF???工作輥與支撐輥連心線與垂直線的夾角 ())]/(ri[21Re??支撐輥與工作輥的反力 PS作用線與輥工作和支撐輥連心線的夾角 ()]/)arcsin[(2m???其中：P——軋制力。a——軋制力力臂其大小與軋制力作用點及前后張力大小有關。——前張力。FT——后張力。Be——工作輥相對于支撐輥的偏心距，一般取值為 5mm~10mm，這里取5mm?！ぷ鬏伆霃?。1R——支撐輥半徑。2m——滾動摩擦力臂。取值一般為 ~，本設計取值 。——支撐輥軸承的摩擦圓半徑。2?其值計算為： =fd/2。2?其中：f——摩擦系數(shù)。滾動軸承取值 。d——軋輥半徑。工作輥軸承處的反力(摩擦力)： ())sin(i?????fP反力 對工作輥的力臂：SP ()?ico1RmS此校核也按軋制力矩最大的一架計算，精軋粗軋各一架。將各參數(shù)帶入公式得：粗軋第二道 Mk1=6203912Nm，精軋第一道次 Mk1=2079238Nm。工作輥傳動端的扭轉斷面系數(shù)為： ()16/3DWK??扭轉應力： ()k/?數(shù)據(jù)代入得到結果如下：河北聯(lián)合大學輕工學院粗軋 WK＝ ，M K＝6203912Nm，τ＝，3精軋 WK＝ ，M K＝2079238Nm，τ＝，工作輥為合金鑄鐵， ，然而許可扭轉應力為Pab40~5??，即 ，可見，合格。bb??][?b126][ 工作輥與支撐輥的接觸應力校核四輥軋機支撐輥和工作輥之間承載時有很大的接觸應力，在軋輥計及使用適用時應進行校核計算。如假設輥間作用力沿軸向均勻分布，由彈性力學知，輥間接觸問題平面應變問題。(Hertz)理論認為：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力。半徑方向產(chǎn)生的法向正應力在接觸的中部最大。最大壓應力及接觸區(qū)寬度 2b 可由下公式計算： ()])(/[)(2)/(2121max rKrqDDb????＝式中：q 加在解除表面單位長度上的負荷；D1， D2及 r1， r2－相互接觸的兩個軋輥的直徑及半徑；K1， K2－與軋輥材料有關的系數(shù)； 。,/)(1Ev???22/)(EvK???其中，vv2 及 EE2 為兩軋輥材料的泊松比和彈性模數(shù)，本設計取E1=210GPa；E2=190GPa。 ())/()(22121Dqb??若兩輥泊松比相同并取 v1＝v2＝v＝ 則上式可簡化為 ()bqrE/)/( ??? ()52qb?加在接觸表面單位長度上的負荷 q 可有下面公式求得 ()P/B=式中：q－為軋制力，KN；B－為軋件寬度，本設計不考慮寬展取 B＝1500mm。第 5 章 軋輥強度的校核與電機能力驗算1)對于粗軋機：， ；? ()??得其對應的許用接觸應力分別為：支撐輥表面硬度 HS=65~71，比較得正應力均小于許用正應力，故能滿足生產(chǎn)要求。此應力雖很大，但對軋輥不致產(chǎn)生很大的危險。因為在接觸區(qū)，材料的變形處于三向壓縮狀態(tài)，能承受較高的應力。在輥間接觸區(qū)中，除了須校核最大正應力 σmax 外，對于軋輥體內(nèi)的最大切應力也應進行校核。圖 7 表示了輥內(nèi)切應力分布的狀況。主切應力在接觸點處其值為零