楊 霞

(中色科技股份有限公司，河南 洛陽 471039)

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立輥軋機的設計計算

楊 霞

(中色科技股份有限公司，河南 洛陽 471039)

文章主要介紹了立輥軋機力能參數(shù)及其主要零部件的設計計算過程，并結合實際項目給出具體的計算方法，供設計參考。

立輥軋機；力能參數(shù)；計算

隨著國民經(jīng)濟的快速發(fā)展，鋁合金在航空、汽車制造、軌道交通、船舶及化工等領域廣泛應用，鋁加工工藝逐步向?qū)挿?、高強度、高表面質(zhì)量方向發(fā)展。鋁熱軋機組作為重點加工設備，機型也在不斷完善成熟。其中，立輥軋機主要用于板材側邊軋制，可有效防止軋件邊部產(chǎn)生鼓形和裂邊，并能控制寬展，獲得寬度均勻、邊緣整齊的板帶材。要實現(xiàn)立輥軋機良好的側邊軋制功能，設計時需要充分考慮力能、強度、剛度和響應速度等各方面因素。本文結合實際項目對立輥軋機各組成部分進行方案選型、力能計算及主要部件的強度校核。

1 立輥軋機的結構組成及主要技術參數(shù)

鋁板帶熱軋機組中，立輥軋機通常裝設在加熱爐上料輥道與粗軋機座之間，盡量靠近軋機。根據(jù)各機組的不同需求，立輥軋機的結構形式也會有所差別，主要由機架裝配、軋輥裝置、傳動裝置、開口度控制裝置等組成(圖1)。軋輥裝置及壓下裝置安裝在4根焊接橫梁組成的機架中，軋輥裝置由立軋輥和兩側軸承座組成，能實現(xiàn)快捷方便的換輥。主傳動裝置電機通過標準減速箱傳動花鍵軸，再傳動錐齒輪減速箱帶動立軋輥旋轉。開口度控制為電機帶雙螺母絲桿形式，通過平衡油缸實現(xiàn)回程動作。另外還配有軋輥潤滑及檢修平臺等輔助設施。

結合已經(jīng)投產(chǎn)的某熱軋機組項目，立輥軋機主要技術參數(shù)如下：

最大軋制力：3000kN

軋輥直徑：750mm

軋制速度：75/120m/min

1-電機；2-減速機；3-聯(lián)接軸；4-花鍵軸；5-圓錐齒輪；6-圓柱齒輪；7-過渡輥；8-立軋輥；9-機架；10-絲杠；11-平衡油缸圖1 立輥軋機結構示意圖Fig.1 Layout of vertical rolling mill

軋輥間開度：950～2000mm

立輥開合速度：20mm/s

2 主傳動部分的相關設計計算

2.1 主傳動電機及速比的確定

為簡化計算，可將立輥軋制過程視為簡單軋制，且暫不考慮軋輥軸承處摩擦力矩，則驅(qū)動一個軋輥的力矩MK等于軋制力矩Mz[1]：

式中：P—軋制力，kN；

C—力臂系數(shù)；

R—軋輥半徑，mm；

h1—軋件出口寬度，mm；

△h—壓下量，mm。

對于該立輥，各參數(shù)取值為P=3500kN(機組條件是3000kN，考慮料頭料尾硬化系數(shù)將其放大)，R=375mm，h1=1640mm，△h=10mm，代入式(1)(2)求得MK=151305N·m。

驅(qū)動兩個軋輥的力矩MK∑=2MK=302610N·m；

主電機功率：

電機額定扭矩Me為：

式中，Ne為電機額定功率，Ne=755kW；ne為電機額定轉速，ne=598r/min。

綜合考慮電機、標準減速箱、齒輪箱，總速比定為i=20.25；其中，標準減速箱速比i1=11.2，2個對稱布置的傘齒輪速比都為i2=1.807，電機使用過載系數(shù)k=25.09/20.25=1.24。

2.2 減速箱出軸的計算

根據(jù)主要承受轉矩的軸最小軸徑計算公式[2]：

式中，T為軸受的轉矩，N·m；T=Me·i1·k=12060×11.2×1.24=167489N·m；τ為軸材料的剪切強度，MPa。

查材料性能表，考慮安全系數(shù)取τ=55MPa，代入式(4)求得d=249.31mm；由于電機過載時間短，圓整取d=250mm。

2.3 花鍵軸的計算

花鍵連接的強度校核。在動連接情況下，花鍵連接的主要失效形式是齒面的磨損，因此設計中主要進行連接耐磨性的計算?；ㄦI連接的強度條件為：

式中，T—花鍵軸受的轉矩，N·m；

φ—各齒載荷分布不均系數(shù)，一般取φ=0.7～0.8；

z—花鍵齒數(shù)；

L—鍵齒的工作長度，mm；

[p] —許用壓強，MPa。

3 壓下裝置的相關設計計算

3.1 平衡油缸的設計與計算

壓下裝置壓下時，由絲杠推動立輥機架作閉合運動，平衡缸桿腔受力反方向拉住機架，消除絲杠(10)與螺母螺紋副之間的間隙，使立輥穩(wěn)速前進。此時P=F+f，其中F為平衡油缸的拉力，f為立輥機架與軌道的摩擦力，P為絲杠推力；壓下裝置打開時，絲桿先退回，平衡缸拉住機架使立輥向打開方向行走。此時F=f，其中F為平衡油缸的拉力，f為立輥機架與軌道的摩擦力。

以上受力分析的前提是，油缸拉力F與摩擦力f的水平作用線重合，因此，設計時拉力F與摩擦力f的作用點應盡量靠近。否則，若在水平方向上，油缸拉力離摩擦力f的作用點太遠，滑動架上會產(chǎn)生偏載力矩，增大軌道豎直滑動面的摩擦力。

原有項目油缸設計不合適，導致現(xiàn)場立輥開合時易卡阻，本項目設計時對受力點進行改進(圖2)，現(xiàn)場使用效果良好。

圖2 油缸設計對比圖示Fig.2 Comparison of hydraulic cylinder positions before and after modification

3.2 確定作用于壓下螺絲上的最大力P0

P0=F+f，其中，F(xiàn)為平衡油缸的拉力，f為立輥機架與軌道的摩擦力，f≈66150N。

3.3 單個壓下螺絲工作時受靜力矩Mj的計算

式中，dp—螺紋的平均直徑mm；

φ—螺紋中的摩擦角；

α—螺紋中的導角；

μ2′—壓下螺絲端部與球面墊的摩擦系數(shù)；

d3—壓下螺絲端頭直徑mm；

初選dp=148 mm，φ=5°43′，α=1°58′， μ2′=0.18g，d3=130 mm；代入計算得出Mj=1317 N·m。

3.4 驅(qū)動每個壓下螺絲所需功率N的計算

式中，i為從電機至壓下螺絲間的速比；η0為壓下傳動裝置總的傳動效率；n為電機轉速r/min。

初選i= 16.39，η0= 0.9，n= 1500 r/min；代入計算得出MDj=89.282 N·m，N=13.74 kW(驅(qū)動2個壓下螺絲需2N=27.5 kW)。

選用電機YTSZ200L2-4(37 KW /1465r/min)，減速器DLR08-280，i1=5.28；確定傳動齒輪箱內(nèi)齒輪速比為i2= 3.1034。

3.5 壓下電機所需提供的最大扭轉力矩MDmax的計算

式中，GD2—折算到電機軸上的傳動裝置中全部旋轉零件的飛輪力矩之總和N·m2；

dn/dt—電機的角加速度(r/min)/s，一般取n=200～600(r/min)/s。

3.6 壓下速度V的核算

式中，n為電機額定轉速，r/min；i為從電機至壓下螺絲間的速比；s為壓下螺絲螺距，mm。

4 結束語

本文對立輥軋機的結構組成做了簡要描述，結合具體項目，對立輥軋機的力能參數(shù)和重要零部件進行了較詳細的設計計算，各參數(shù)均滿足機組的設計要求，該設備已成功投產(chǎn)，運行狀況良好。

[1] 洛陽有色金屬加工設計研究院.板帶車間機械設備設計(上冊)[M].冶金工業(yè)出版社.1983.

[2]成大先.機械設計手冊第2卷(第四版)[M].化學工業(yè)出版社.2002.

[3]成大先.機械設計手冊第1卷(第四版)[M].化學工業(yè)出版社.2002.

[4]黃華清.軋鋼機械[M].冶金工業(yè)出版社.1979.

Study of Design and Calculation of Vertical Rolling Mill

YANG Xia

(China Nonferrous Metals Processing Technology Co., Ltd., Luoyang 471039,China)

The paper presented the design and calculation of mechanical parameters and main components for vertical rolling mill; it demonstrated specific calculation methods by combining with a case history, thus providing references for designers.

vertical rolling mill; mechanical parameters; calculation

2014-11-14

楊霞(1982-)，女，工程師，主要從事冶金設備機械設計工作。

TG333.7

A

1671-6795(2015)02-0057-04