1、2350四辊可逆轧机主传动系统设计摘要本文简单的介绍了热轧中厚板轧机的国内外发展现状，详细的对热轧中厚板轧机的主传动系统进行了设计计算和校核。重点对主电动机进行力矩计算和功率选择，并对选出的电动机进行发热校核。对轧机的轧辊、轧辊轴承和万向接轴等主要零部件进行受力分析和强度校核，同时也对润滑方式，环保性及经济分析进行了探讨，完成了2350四辊可逆轧机的设计，通过对各个部件的计算与校核，保证了设备的安全可靠运转，同时尽可能地节省能源、减少占地面积，环保及经济性分析更是体现了环境友好的求，和获得最大利益。关键词：中厚板轧机；主传动；轧辊；轴承 ; 万向接轴Abstract The present s
2、ituation of Medium plate rolling in home and abroad has been briefly introduced. Details of the main drive system of Hot-rolled strip mill design,calculation and checking. Focus on the torque calculation and power choice of the main motors and the selected motor fever respectively, Through the desig
3、n and calculation of the motor to ensure that the rolling process does not produce power less than or burnt motor accident,Also on the lubrication mode, analysis of environment protection and economy are discussed, and completed the design of 2350 four reversible rolling mill, the calculation and ch
4、ecking of each component, to ensure the safe and reliable operation of equipment, at the same time as much as possible to save energy, reduce the area, environmental protection and economic analysis but also embodies the friendly environment seek, and obtain the maximum benefits.Key word:Medium plat
5、e rolling; main drive system;rollers;pillow;universal joint shaft目录1 绪论11.1 选题背景及目的11.2 中厚板轧机的发展概况11.2.1 我国中厚板轧机的发展与现状11.2.2 国外中厚板轧机的发展与现状21.3 课题的研究方法和研究内容32 方案设计52.1 主传动方案综合评价与比较52.2 方案的选择72.2.1 四辊可逆轧钢机主传动装置的选择72.2.2 针对所选方案对各部件进行具体的选择73 轧制力能参数的确定与电动机的选择83.1 轧辊的设计83.2 轧制力能参数103.2.1 各道次基本尺寸的确定103.2.2
6、 轧制压力的计算123.2.3 驱动力矩计算143.3 轧辊的校核183.3.1 支承辊校核183.3.2 工作辊校核203.3.3 工作辊与支承辊间的接触应力213.4 电动机的选择计算和校核223.5 驱动力矩的计算和电机校核233.5.1 主电机上的力矩计算233.5.2过载校核254 主要零部件选择及校核274.1 轧辊轴承的选择和计算274.1.1 轧辊轴承的选择274.1.2 工作辊轴承寿命计算284.1.3 支承辊轴承寿命计算294.2 十字轴式万向联轴器的选择294.2.1 零件材质的确定及受力分析294.2.2 十字轴的校核324.2.3 轴叉校核335 机架参数计算及其校核
7、395.1 机架结构参数选择395.2 机架的强度计算405.2.1 受力分析405.2.2 弯矩计算415.3 机架强度校核445.3.1 机架上横梁强度校核445.3.2 机架立柱校核466 润滑方式的选择466.1 润滑方式及作用466.2 油雾润滑476.3 热轧工艺润滑477 经济性和环保性分析487.1 设备环保性评价487.2 设备的经济性分析487.2.1 机械设备的可靠性487.2.2 设备的经济评价48结论52致谢53参考文献541 绪论1.1 选题背景及目的 轧钢同铸造一样是钢铁行业的主要组成部分 ，同样轧机是鞍钢的主要设备之一，鞍钢在1993年的改造性大修中新增了一架2
8、350四辊可逆轧机，该机配置了自动化系统是S5-155V可编程控制器和辊缝仪，位移传感器，压力传感器，温度传感器等硬件，轧机采用先进的AGC控制技术，其装备水平及自动化程度在同类设备中处于领先地位，它从设计制造到热负荷试车历时仅13个月，创造中板轧机制造工期最短记录。 以前，常规中板生产线上，一般设置粗轧和精轧两台轧机，但是受中板车间厂房面积限制，生产线上只能摆放一台主轧机，这为轧机的设计提出了难题。为满足用户提出的工艺要求，重机公司精心组织设计中坚力量，在消化吸收了国内外中板轧机的优点后，经过反复论证，并多次与用户交流，大胆进行改进，在结构尺寸受到严格限制的情况下，将粗轧相关功能融合到了精轧
9、设备上，设计出了2350四辊可逆粗轧机，使此轧机同时满足了粗轧与精轧的功能要求。1.2 中厚板轧机的发展概况1.2.1 我国中厚板轧机的发展与现状 中厚板轧机在我国冶金行业中占有重要的位置，中厚板轧机的发展却走过了曲折而又漫长的里程，我国第一台中厚板轧机于1936年在鞍钢建成，属三辊劳特式，新中国成立以来，在苏联的帮助下先后建成了重钢2440mm中板，武钢2800mm中板等16套三辊劳特式轧机，产品规格厚度为880mm宽度为1.22.2米，长度按定倍尺生产，当时的常量不高，按每台产20万吨计算，我国在50-70年代初年产量中厚板最高只有300万吨左右。 进入70年代中期，各项建设对中厚板的要求
10、增加，从而推动了我国冶金行业中厚板的生产迅速发展，1978年在舞阳钢厂建成我国第一套自行设计制造的4200mm厚板轧机。首钢引进了国外3300mm二手宽板轧机，这两套轧机主要由于生产特殊钢板，进入80年代，又先后引进了十几套四辊单机架和四辊双机架的粗精轧机，截止2000年止，我国已有26套中厚板轧机，这26套轧机大多数都经过了不同程度的技术改造。2000年，我国的中厚板产量突破了千万吨的大关。年产量达1077.2万吨；2001年年产达1391.7万吨；2002年年产达1635.1万吨；2003年年产达1903.5万吨；2004年年产达2218.4万吨。我国的第二个千万吨的大关的突破仅仅用了四年
11、的时间，平均一每年300万吨的速度增长。从四年在突破一个千万吨大关的实际速度可以看出；产量的增长主要是靠新上的中厚板轧机，包括2350中厚板轧机，其次是靠原有的轧制线技术革新改造和挖潜增产。 2000年以来，我国计划新上了18套中厚板轧机，而且产能和规格朝着高而大的方向发展，在这次建设高潮中，中厚板的发展势必将大大加速我国向科技强国迈进的步伐，为我国建设科技强国准备了可靠的位置基础。在这18套扎集中，投产有10套，还有8套在建，其规格分布是3500mm单双机架有9台，如济钢、北台、首钢、天津钢厂、南岗、韶钢、唐山建龙等。中厚板轧机的发展史已经经历了两个高潮，第一个高潮是在美国掀起；美国从二次世
12、界大战结束后，反省了战争的经验教训，认识到必须建造一支更强大的海军舰队，造船业的发展推动了美国中厚板轧机的发展，突破千万吨大关时在1957年，第二个高潮是由日本掀起的。日本在6070年代，为了迅速发展经济，掀起了第二次中厚板的建设高潮，有了10年的实践，新建了17套中厚板轧机同时用了13年的时间，在58年突破了第一个千万吨的大关后，用了22年的实践，于1980年突破了第二个千万吨大关。相比之下，我国仅用了四年的实践就突破了第二个千万吨大关，因此业内人士认为，中厚板轧机建设一再中国刚刚掀起，如果18台板材轧机全部投产，不出两年双千万吨大关就会轻易突破。由于市场的需求量增大，第三次中厚板轧机建设高
13、潮在政府宏观调控政策指引下稳步前进，必将为我国赶超日本和韩国，提供优质船板创造有利的保证，同时一定会带动我们国民经济的快速增长。1.2.2 国外中厚板轧机的发展与现状 美国在1805年左右，用二辊可逆轧机生产中板，轧辊是靠蒸汽机传动的。 1864年美国创建了世界上第一套三辊劳特式中板轧机，它不需要轧辊正反转而利用升降台进行来回轧制，当初盛行一时，推广于世界。 到1891年，美国钢铁公司霍姆斯特德厂，为了提高钢板厚度的精度，投产了世界上的第一套四辊可逆式厚板轧机。 1918年卢肯斯钢铁公司科茨维尔厂为了满足军舰用板的需要建成了一套5230mm四辊式轧机，这是世界上第一套5m以上的特宽的厚板轧机。
14、 南厂在1931年还建成了世界上第一套连续式中厚板轧机，用于大量生产厚度为10mm左右的中板，满足了市场上对这类尺寸钢板的需要。欧州国家中厚板生产也是比较早的。1910年，捷克斯洛伐克投产了一套4500mm二辊式厚板轧机。1940年，德国建成了一套5000mm四辊式厚度轧机，1937年，英国投产了一套3810mm中厚板轧机。1939年，法国建成了一套4700mm四辊式厚板轧机。1940年，意大利投产了一套4600mm二辊式厚板轧机。1913年，西班牙建成了一套二辊式厚板轧机。这些轧机都是用于生产机器和兵器用的钢板，多数是为了二次世界大战备战。 1941年日本钢公司室兰厂投产了一套5280四辊式
15、厚板轧机，采用蒸汽机传动，主要是满足海军用钢板的需要。20世纪50年代工业发达国家除完成大量技术改造工作之外，还新建成了一批4064mm以下的低刚度轧机。20世纪60年代发展以4700mm为主打刚度的双机架轧机，实现了控制轧制操作的要求，是中厚板的质量有了大幅度的提高，并且掌握了中厚板生产的计算机控制。 20世纪70年代轧机又升了一级，发展以5500mm为主的特款型的单机架轧机，以满足天燃气和石油等长距离输送所需要大直径管材用板。 20世纪80年代开始，由于中厚板使用部门的萧条，许多主要生产钢国家的中厚板都有所下降，西欧国家、日本、美国都关闭了一批中厚板轧机，国外除了大的厚板轧机以外，其他大型
16、的轧机已很少再建了。 1.3 课题的研究方法和研究内容 首先通过实习，对2350主传动机构的组成及各个零件的作用和传动方式有了系统的了解和认识。然后，通过查阅资料确定设计方案，经过设计计算及主要零部件的校核来验证设计是否合理，最终设计出合理的轧机主传动系统。 研究的主要内容：1）根据原始参数分配的压下量选出最合理的分配方案,2）计算出2350四辊可逆轧机的力能参数，从而选择合适的电动机并进行检验校核,3）进行主要零部件的设计计算及校核。主要包括：轧辊主要尺寸的确定，轧制力及轧制力矩计算，主电机容量的选择及校核，轧辊的强度校核，轧辊轴承的选择及寿命的校核，万向接轴的选择计算，机架的设计及校核。2
17、 方案设计 2.1 主传动方案综合评价与比较 轧钢机主机列包括三部分，分别是电动机，传动机构和工作机座。其中，轧钢机主传动装置的作用是将电动机的运动和力矩传递给轧辊来完成轧制。 很多轧钢机主传动装置主要由减速机，齿轮座，连接轴和联轴节等三部分组成，某些板坯机板带轧机中，主传动是由电动机直接传动给轧辊的。 轧钢机主传动装置的类型：一是单机座轧钢机型式，二是多机座（或多列式）轧钢机型式。1.单机座轧钢机主传动装置包括两种类型 （1）由两台电动机单独驱动两个轧辊的轧机（主要用于二辊可逆初轧机，板坯轧机，以及驱动工作辊的四辊厚板轧机)传动装置如下图（2.1）所示： 图2.1 由两台电动机单独驱动两个轧
18、辊机构传动简图 电动机 联轴节；主连接轴；轧辊平衡装置；连接轴；轧辊 电动机 的运动和力矩是通过联轴节和连接轴直接传动给轧辊的，两个轧辊由两个电动机单独驱动。 优点：这种机构没有减速器，齿轮座，而将轧钢机所需的电动机力矩由两台电动机供给，这样，会使电动机飞轮力矩显著减小，这种装置利于轧辊经常启动，制动，和反转。所以，常用于可逆轧钢机上，可以提高生产效率，运行平稳，该方案采用轧辊平衡装置能使连接轴重量不全部传到链接铰链上。 （2）：由一台电动机驱动轧辊的轧钢机（用于二辊钢坯，型钢扁钢轧机，四辊板带轧机，驱动工作辊或支承辊）传动装置如下图（2.2）所示： 图2.2 由一台电动机单独驱动两个轧辊机构
19、传动简图 电动机 ;电动机联轴节；减速机；主联轴节；齿轮座；连接轴；轧辊 电动机的运动和力矩是通过电动机和电动机联轴节减速机主联轴节齿轮座连接轴而传给轧辊的。 优缺点：这种方案通过减速机将较高的转速变成轧辊所需的转速，从而就可以选用价格较便宜高速电动机，并且运行可靠投资小，但此方案占地面积大各部件易磨损，维护费用较高。2.多机座（或多列式）轧钢机主传动装置类型 多机座（或多列式）轧机一般是不可逆轧机，往往采用集体驱动，由一台电动机通过减速机和齿轮座传动若干工作机座的轧辊。因为是不可逆轧机，在此就不详细介绍。2.2 方案的选择2.2.1 四辊可逆轧钢机主传动装置的选择 通过上述两种方案的综合表述
20、，2350是集粗轧，精轧于一体的单机座的四辊可逆轧机，转速不高，从经济、生产效率、经常启制动和反转方面考虑，第一种由两台电动机单独驱动两个轧辊的方案为最优方案，由两台电动机单独驱动轧辊更易于可逆运转减少了摩擦损耗，有利于提高效率，同时，这种方案会使电动机飞轮力矩显著减小。2.2.2 针对所选方案对各部件进行具体的选择 （1）电机：电机有直流和交流两大类，多机座轧辊一般采用直流电机单独驱动每个轧辊，直流电机维护费用高，耗费能源，而交流电机可由电厂直接提供，所以，采用交流电机，虽然低速电动机造价较高，但采用低速电机可节省减速器摩擦损耗的费用，并且有利于可逆运转提高效率，同时，在大功率低转速的应用中
21、，同步电动机的动态性能好并且制造简单，所以，一般选用同步电机，综上所述，2350主传动系统电动机选用低转速同步交流电动机。 （2）连接轴：2350轧钢机电动机的运动和力矩是通过连接轴传递给轧辊的，连接轴是传动的重要一部分，常用的连接轴有万向接轴，梅花接轴，联合接轴，和齿式接轴。确定连接轴类型，主要根据轧辊调整和连接轴允许倾角等因素，因2350四辊倾角较大，所以选用万向接轴。 （3）联轴节（器）：联轴节包括电动机联轴节和主联轴节，目前，应用最广泛的联轴节是齿轮联轴节，因为其结构简单，紧凑，制造容易并具有很高的精度，摩擦损失小，能传递很大的转矩，有良好的补偿性能和一定的弹性等特点，2350也选用齿
22、轮联轴节。 （4）连接轴平衡装置：当联轴节重量较大时，为了不使连接轴重量全部传动到连接铰链上，一般都设置连接轴平衡装置，平衡装置一般比连接轴重量大10%30%。常用的连接轴平衡装置有弹簧平衡，重锤平衡和液压平衡三种型式。这种装置一般也有液压缸控制。在轧机换辊是，液压缸是连接轴轴套支撑架移动，将连接轴轴套固定在水平位置，便于换辊装拆时对中。3 轧制力能参数的确定与电动机的选择3.1 轧辊的设计 轧辊是轧钢机中直接轧制轧件的主要部件。轧制过程中，轧辊直接与轧件接触，强迫轧件发生变形。与此同时，轧辊受到巨大的轧制力的作用，并且由于轧辊本身的旋转而使其应力随时间做周期性变化。轧辊由辊身、辊颈和轴头三部
23、分组成。轧辊的基本尺寸参数：轧辊的名义直径D、轧辊的辊身长度L、辊颈直径d和辊颈长度l。1.工作辊及支承辊辊身长度选择 (3.1) 式中 L 辊身长度，mm； a视钢板宽度而定，当=10002500mm 时，a=150200mm。 代入式(3.1)得L= 2350 mm2.工作辊和支承辊参数选择(1) 工作辊和支承辊直径选取由文献1,80可知， =3.24.5 （3.2） =522734.375mm =9401175mm 选取=650mm =1100mm 对于四辊轧机，为减少轧制力，尽量使工作辊直径小些。但工作辊最小直径受辊颈和轴头的扭转强度和轧件咬人条件的限制。轧辊的工作直径应满足： (3.
24、3)式中 最大咬入角，由文献1可知最大咬入角=1520； h压下量，mm。代入式(3.3)得 (132.65234.78)mm可知工作辊直径满足咬入条件。3.轧辊辊颈尺寸的确定 d=(0.50.55)D /d=0.831.0 (3.4) =(0.50.55) 650=325357.5mm =（0.550.55）1100=550605mm =290.5350mm =498600mm考虑轴颈和轴头的扭转强度因素，取=350mm，=600mm ； 4.轴头尺寸的确定 辊头尺寸指的是轧辊传动端的辊头尺寸。轧辊的辊头基本类型有梅花辊头；万向辊头；圆柱形辊头；带平台的辊头。为了装卸轧辊轴承的方便，辊头用可
25、装卸的动配合扁头。此时辊头平台更为适合，其结构尺寸如图3.1所示： 图3.1 带平台的辊头 = （3.5） = （3.6）式中 轧辊辊头直径； 轧辊辊颈。 =315332.5mm，取=330mm =(0.90.95)600=540570mm，取=570mm式中 工作辊辊头直径； 支承辊辊头直径。=262.5mm，取=270mm =450mm，取=450mm式中 工作辊辊头平台； 支承辊辊头平台。3.2 轧制力能参数3.2.1 各道次基本尺寸的确定据参考文献 可知 (3.7) 第一道次计算如下： 其他四道次同理可得如下表： 表3.1 各道次基本参数 道次 1 325 8 51 56 0.133
26、0.0889 0.91 2 325 6 44.16 49 0.1154 0.077 0.9 3 325 4 36 44 0.087 0.058 0.818 4 325 2 25.5 41 0.0476 0.0317 0.62 5 325 1 18.03 39.5 0.025 0.0167 0.4563.2.2 轧制压力的计算 轧制时，轧件与轧辊接触弧上的轧制单位压力的总和即为轧制总压力。由文献1,56可知，轧制总压力P可用下式计算： （3.8） （3.9）式中：轧件与轧辊接触弧产生的平均压力； F轧件与轧辊之间的接触面积在总轧制力垂直平面上的投影； 接触弧长度的水平投影。据参考文献采利柯夫计算
27、轧制力：= k=1.15 据参考文献表2-1得 表3.2 16MnMb钢变形阻力公式系数值 钢种ABCDEN/MPa 16MnMb3.466-2.723-0.2200.2541.5660.466159.9 由北科大经验公式求 =exp(A+BT) (3.10) 其中 ： (3.11) 其中： (3.12)以第一道次为例计算 =exp(A+BT) =exp(3.466+(2.723)T)=0.8=E()-(E-1)=1.566-（1.566-1）=0.6619 是外区影响 平均单位压力= = p=96.87696900=9387.28KN同理可以求得各道次的参数如下表;表3.3 轧制力及其他参数
28、汇总表 道次 （MPa） 1 1.04 0.80 0.96 0.66 81.00 96.88 9387.28 2 1.60 0.85 0.98 0.63 83.27 153.18 12852.40 3 1.05 0.90 0.99 0.56 79.44 95.92 6560.93 4 1.06 0.97 0.98 0.44 66.70 81.30 3938.99 5 1.04 1.06 0.97 0.33 54.45 65.12 3155.173.2.3 驱动力矩计算1. 轧制总压力方向和轧制力矩 确定轧制总压力方向，可以进一步确定轧制力矩。确定轧制力方向的原则是以轧件为对象研究作用在其上力的
29、平衡条件,轧制力矩；工作辊轴承处的摩擦力F，它与摩擦圆半径相切；支承辊对工作辊的反力R。2.轧制力矩 传动一个轧辊所需的力矩为轧制力矩和工作辊带动支承辊的力矩以及工作辊轴承中的摩擦力矩三部分之和。由文献1,61可知： (3.13) 图3.2 力系作用的几何关系以第一道次为例求得： （1)求轧制力矩 式中：轧制力臂，其大小与轧制力作用点及前后张力大小有关。 当时，；假定总轧制压力作用点在接触弧的中心，并用力臂系数表示。热轧时， 式中：咬入角，； 不考虑张力时轧制力作用点对应的轧辊中心角，。代入上式，得所以轧制力矩2.39Nm。 (2)工作辊带动支承辊的力矩 （3.14）式中：反力R对工作辊的力臂
30、，由文献1可知 R= (3.15) c=mcos+ (3.16) =arcsin (3.17) =arcsin (3.18）式中 工作辊与支承辊连心线与垂直线夹角； e工作辊轴线相对于支承辊轴线偏移距一般e=510mm，取e=6mm； 轧辊连心线与反力R的夹角； mR力在工作辊与支承辊接触处偏离一滚动摩擦力臂的距离，；代入式(3.153.18)数据得=，=，c=0.964mm，R=9387.33所以 Nm。（3)工作辊轴承中的摩擦力矩 （3.19） （3.20）式中：工作辊的摩擦圆半径,由参考文献得=0.004；F工作辊轴承处的反力，当时，=87.16。 =0.004=0.7 =61 Nm。由
31、于两台电机分别驱动两个工作辊，所以传动一个工作辊的总力矩为：=239375.75+9049.39+61=248486.14Nm同理其它道次驱动力矩如下表： 道次 1 2 3 4 5 239375.75 283780.99 118227.92 50222.06 28459.64 9049.39 12389.78 6324.77 3797.20 3041.60 61.00 83.53 41.10 12.16 20.05 248486.14 296254.31 124593.79 54197.82 31635.33表3.4 各道次轧制力表 3.3 轧辊的校核3.3.1 支承辊校核 四辊轧机的支承辊径
32、与工作辊径之比一般在1.52.2范围内。显然，支承辊的抗弯断面系数较工作辊大得多，即支承辊有很大的刚性。因此轧制时的弯曲力矩绝大部分由支承辊承担。在计算支承辊时，通常按承受全部轧制力的情况考虑。由于是工作辊传动，因此，对支承辊只需计算辊身中部和辊颈断面的弯曲应力。 据参考文献在辊颈的1-1断面和2-2断面上的弯曲应力均应满足强度条件，即 （3.21） 式中：P总轧制压力； 1-1和2-2断面的直径； 、1-1和2-2断面至支反力P/2处的距离； 许用弯曲应力。 其中 ; =250mm;由文献3,43热轧轧辊用钢60CrMnMo的弯曲疲劳极限=700MPa,取安全系数n=5所以许用弯曲应力MPa
33、。根据第二道次计算，总轧制压力 代入（3.21）式，得图3.3 支承辊的弯曲应力和弯曲力矩分布 图3.4 工作辊与支承辊相接触的情况 支承辊辊身中部3-3断面处弯矩是最大的。若认为轴承反力距离等于两个压下螺丝的中心距，而且把工作辊对支承辊的压力简化成均布载荷（这时计算误差不超过9%10%）。这时在3-3断面处的弯矩表达式为： （3.22） 式中：L轧辊辊身长度，L=2350mm; 两个压下螺丝的中心距, =L+=2350mm+500mm=2850mm。代入（3.22）式，得 Nm 在辊身中部3-3断面处的弯曲应力为： （3.23） 式中：应以重车后的最小直径代入。由文献1,80可知，中厚板轧机
34、的轧辊最大重车率为5%8%。选择重车率为6%，所以=1034mm。将数据代入（3.23）中，得 3.3.2 工作辊校核 由于有支承辊承受弯曲力矩，故工作辊可只考虑扭转力矩，即仅计算传动端的扭转应力。万向接轴型辊头的最大剪应力发生在矩形长边的中点处，其数值为： (3.24)式中 作用在一个工作辊上的最大传动力矩，； 工作辊传动端抗扭断面系数，由文献4,e，4,f知， 故 由文献7,43可知，热轧轧辊所用材料60CrMnMo的扭转疲劳极限350Mpa，取安全系数。所以许用扭转应力为MPa。3.3.3 工作辊与支承辊间的接触应力 四辊轧机支承辊与工作辊之间承载时有很大的接触应力，在轧辊设计及使用时应
35、进行校核计算。如假设辊间作用力沿轴向均匀分布，由弹性力学知，辊间接触问题可简化为一个平面应变问题。 H.赫茨理论认为：两个圆柱体在接触区内产生局部的弹性压扁，存在呈半椭圆形分布的压应力（如图3.4）。半径方向产生法向正应力在接触面的中部最大，最大压应力及接触区宽度宽度2b可由下式计算： （3.25） 式中：q加在接触表面单位长度上的负荷； 相互接触的两个轧辊的直径；与轧辊材料有关的系数，;其中为两轧辊材料的泊松比和弹性模数。对于工作辊为铸铁、支承辊为合金钢，取MPa， ， 将上述数据代入（3.26）中，得1050.5Mpa，由文献1,86可知，通常轧辊的许用接触应力=15002000MPa。3
36、.4 电动机的选择计算和校核由文献1可知 (3.26) = (3.27) (3.28)式中 nw稳定轧制时工作辊转速度，r/min； 最大轧制功率，kW； Mer初选电机额定静力矩，kNm； Ner初选电机功率，kW； ner初选电机转速，r/min。代入数据得 = =KW初选电机功率考虑到生产发展的要求，选取的电动机的功率应少大一些，应满足Ner，故选择交流同步电机由文献页查得 电动机型号为TZ3200kw,转速0/320r/min转动惯量18103 额定电压6KV,500MA,效率92% 无减速机直接由电动机传动给轧辊 传动比i=13.5 驱动力矩的计算和电机校核3.5.1 主电机上的力矩计算由四部分组成，即 式中 主电机力矩，kNm； 轧辊上的轧制力矩，kNm； 附加摩擦力矩，即轧制时由于轧制力作用于轧辊轴承、传动机构及其它转动件中的摩擦
