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畢業(yè)設計（論文）
題 目 小型軋機的設計
院 （系） 機械與動力工程學院
專業(yè)班級 1
學生姓名 學號
指導教師 職稱
評閱教師 職稱
2012年 5 月 25 日
I
重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 摘要
摘 要
設計的軋鋼機為400×2型軋鋼機，軋輥的直徑為400 mm，輥面長650mm.軋制力為100T。軋鋼機主要用來為軋制小型線材，采用兩輥式工作機座。軋機是實現(xiàn)金屬軋制過程的設備。泛指完成軋材生產(chǎn)全過程的裝備﹐包括有主要設備﹑輔助設備﹑起重運輸設備和附屬設備等。但一般所說的軋機往往僅指主要設備。軋鋼機的主要設備是由一個主機列組成的。軋鋼機的主機列是由原動機，傳動裝置和執(zhí)行機構三個基本部分組成的。采用的配置方式為電動機——減速機——分齒箱——軋機。由于軋輥的轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)速不可逆轉(zhuǎn)，原動機采用造價較底的高速交流主電機?？紤]到軋制負荷很不均勻，為了均衡電機負荷，減少電機的容量，在減速機和電動機之間加有飛輪。分齒箱：其用途是傳遞轉(zhuǎn)矩給工作輥，裝在密閉的箱體內(nèi)。聯(lián)軸器：軸與軸之間的鏈接用聯(lián)軸器。
關鍵詞： 軋鋼機，分齒箱，飛輪
重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 ABSTRACT
Abstract
Design of rolling mill is 400 ×2 type rolling mill, roll diameter is 400 mm, long 650mm. rolling force roll surface for100T. Rolling mill for rolling mainly to small wire, uses two rollers type working machine. Rolling mill is the realization of metal rolling equipment. A complete rolling production process equipment, including the main equipment, auxiliary equipment, lifting the transport equipment and ancillary equipment. But the general said mill often refers only to the main equipment. Rolling mill equipment is a major component of the mainframe out. Rolling machine mainframe is composed of a prime mover, transmission device and an actuating mechanism of three basic components. Allocation method used for electric motors -- -- -- mill reducer gear box. The roller to the irreversible and rotational speed, the original motivation for the introduction of the cost of a more rapid exchange of main motor. Taking into account the rolling load is uneven, in order to balance the load of the motor, reduce the electrical capacity, slowdown in the increase between a flywheel and electric motors. Gear box: its purpose is to transmit torque to the work roll, packed in a sealed box body. Coupling: the link between the shaft and the shaft coupling.
Key words：Rolling mill，gear seat，flywheel
Ⅱ
重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 目錄
目 錄
摘 要 I
Abstract II
目 錄 III
第1章 緒論 1
1.1 軋鋼機的定義 1
1.2 軋鋼機的標稱 1
1.3 軋鋼機的用途 2
1.4 小型軋鋼機的主機列 2
1.5 軋鋼機的發(fā)展 5
第2章 設計方案的確定 6
2.1傳動方案的確定 6
2.1.1機械傳動系統(tǒng)擬定的一般原則 6
2.1.2確定最終傳動方案 7
2.2 確定各傳動機構的傳動效率 7
第3章 電動機的選擇 8
3.1電動機功率的計算推演 8
3.2確定電動機具體型號 8
第4章 聯(lián)軸器的選擇 11
第5章 減速器的選擇 19
5.1傳動比的計算 19
5.2減速器的型號和各項參數(shù)的確定 19
5.3減速器的特點與破壞形式 20
5.4主減速機的結構 21
5.5主減速器的潤滑及防護措施 21
Ⅲ
5.6齒輪的材料和熱處理 22
5.7減速器的工作狀態(tài)分析 22
第6章 分軸器的設計 23
6.1齒輪傳動 23
6.2齒輪軸的校核 23
6.2.1選擇材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 23
6.2.2求出軸上的轉(zhuǎn)矩， 23
6.2.3求作用在齒輪上的力 23
6.2.4確定各段軸的軸徑 24
6.2.5求支反力 24
6.2.6作彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖 24
6.2.4軸的校核 27
第7章 軋鋼機工作機座的設計 29
7.1工作機座的選擇 29
7.2軋輥與軋輥軸承的設計 29
7.3軋輥調(diào)整裝置的設計 32
7.4壓下裝置的選擇 34
7.5機架的設計 35
Ⅳ
重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒論
第1章 緒論
1.1軋鋼機的定義
軋鋼機也稱為軋鋼機械，一般把將被加工的材料在旋轉(zhuǎn)的軋輥間受壓力產(chǎn)生的塑性變形即軋制加工機器稱為軋鋼機，這是簡單定義。軋鋼機是機械中使金屬在旋轉(zhuǎn)的軋輥中產(chǎn)生變形的那部分設備。
1.2軋鋼機的標稱
按軋制品種﹑軋機型式和公稱尺寸來命名?！肮Q尺寸”的原則對型材軋機而言, 是以齒輪座人字齒輪節(jié)圓直徑命名；初軋機則以軋輥公稱直徑命名；板帶軋機是以工作軋輥輥身長度命名；鋼管軋機以生產(chǎn)最大管徑來命名。軋鋼機的類別與規(guī)格與軋鋼機的斷面尺寸有關，因此軋鋼機的初軋和型鋼的類是以軋鋼的名義直徑。
1.3軋鋼機的用途
其結構的特點為：
1.采用兩輥式工作機座，主電機不可逆轉(zhuǎn)，中上輥與中下輥交替過鋼，實現(xiàn)多道次的軋制。
2由于軋輥的轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)速不可逆轉(zhuǎn)，可采用造價較底的高速交流主電機在傳動裝置中裝有減速機和齒輪機座。
3多數(shù)400型鋼軋機要求既開坯又軋件，具有一機多能的特性，因此，軋機急需要較強的能力，又需要較強的剛度，而且由于經(jīng)常需要更換品種，在軋機結構上需考慮換輥方便。
4為了便于換輥，三個機座的軋輥都采用梅花接軸連接。
1.4小型軋鋼機的主機列
軋鋼機的主要設備是由一個或數(shù)個主機列組成的。軋鋼機的主機列是由原動機，傳動裝置和執(zhí)行機構三個基本部分組成的。
1工作機座：工作機座為軋鋼機的執(zhí)行機構，它由軋輥及其軸承軋輥的調(diào)整機構和上軋輥的平衡機構，引導軋件的軋件進入軋輥用的導裝置，工座機座的機架及支撐機座并把機座固定在地基上用的軌零、部件的和機構組成。
2傳動裝置：聯(lián)軸器：聯(lián)軸器包括電機聯(lián)軸器和主聯(lián)軸器，電機聯(lián)軸器用來連接電動機與減速器的主動齒輪軸；而主聯(lián)軸器則用來連接減速器與機輪機座的傳動軸，既自減速器將轉(zhuǎn)矩傳至齒輪機座的主動齒輪。
減速器：在軋鋼機中減速器的作用將電動機較高的轉(zhuǎn)速變成軋機所需的轉(zhuǎn)速，因而可以在主傳動中選用價格較底的高速電動機。確定是否采用減速器的一個重要條件，就是比較減速器及其摩擦損耗的費用是否低于低速電機的與高速電機的之間的差價。
采用減速器時，根據(jù)傳動比的大小選用一級（傳動比i小于等于8）二級（傳動比等于8—40）或三級（傳動比i大于40）減速器。與這些減速器相對應的軋輥速度分別為200-250轉(zhuǎn)/分，40—50轉(zhuǎn)/分，以及10—15轉(zhuǎn)/分。
連接軸：軋鋼機齒輪機座，減速器或電動機的運動和力矩，都是通過連接軸傳遞給軋輥的。設計采用橫列式布置軋機，一個工作機座的軋輥是通過連接軸傳動的。軋鋼機采用的連接軸有萬向接軸、梅花接軸、聯(lián)合接軸和齒輪接軸等。
設計的軋鋼機采用梅花接軸它常用在橫列式軋機上。
齒輪機座：其用途是傳遞轉(zhuǎn)矩給工作輥，設計采用三個直徑相等的圓柱形人字齒輪在垂直面排成一排，裝在密閉的箱體內(nèi)
3電動機的選擇：軋鋼機的電動機的形式的選擇與軋鋼機的工作制度有著緊密的聯(lián)系。設計的軋鋼機是軋制速度不需要調(diào)節(jié)的不可逆式軋鋼機，采用異步電動機。
異步電動機主要用在有劇烈尖峰負荷的軋機上，為了減少電動機的容量，有時裝有飛輪，異步電動機投資費用較底，在小形軋鋼機上很適合。
4小型軋鋼機的工作制度：一般中小形軋鋼機的工作制度可以分為：不可逆式的，可逆式的與帶張力軋制等幾種方式
三輥軋鋼機 二輥軋鋼機
圖1—1 軋機的工作制度
小型軋鋼機的總體布局
軋鋼機的主要設備由一列主機列，此軋機的總體布局基本上與主機列一致，結構如下：
主機列三個基本部分組成，主電機，傳動機械，工作機座。
設計中的傳動裝置由齒輪機座，減速器，聯(lián)軸器，接軸組成，在電機與減速器之間用飛輪連接，在齒輪機座與減速器之間是用飛輪連接。在齒輪機座與減速器用安全聯(lián)軸器。因以上中除安全聯(lián)軸外，均在主機列中給以介紹，現(xiàn)對安全聯(lián)軸器作以介紹。
安全聯(lián)軸器：一般帶有飛輪的軋機，都有安全聯(lián)軸器。當軋機上的轉(zhuǎn)矩超過額定的轉(zhuǎn)矩時，聯(lián)軸器能夠分開，保護軋機的零部件，使之免受損壞。
工作機座為兩個三輥工作機座和一個二輥工作機座，總體結構如圖：
圖 1—2 軋鋼機總裝圖
1主電機 2聯(lián)軸器3減速器4安全聯(lián)軸器5齒輪機座6梅花萬向接軸聯(lián)
軸器 7工作機座8梅花接軸
4
第2章 設計方案的確定
2.1 傳動方案的確定
2.1.1 機械傳動系統(tǒng)擬定的一般原則
1．采用盡可能簡短的運動鏈
采用簡短的運動鏈，有利于降低機械的重量和制造成本，也有利于提高機械傳動效率和減小積累誤差。
2．優(yōu)先選用基本結構
魷魚基本結構結構簡單，設計方便，技術成熟，故在滿足功能要求的條件下，應優(yōu)先選用基本機構。若基本機構不能滿足或者不能很好的滿足機械的運動或動力要求時，可以適當?shù)貙ζ溥M行變異或組合。
3．應使機械油較高的機械效率；機械的效率取決于組成機械的各個機構的效率。一次，當機械中包含有機械效率較低的機構時，就會使機械的總效率降低。
4．合理安排不同類型傳動機構的順序
一般來說，在機構的排列順序上有如下的一些規(guī)律：首先，在可能的情況下，轉(zhuǎn)變運動形式的機構通?？偸前才旁谶\動鏈的末端，與執(zhí)行機構靠近。其次，帶傳動等摩擦傳動，一般都安排在轉(zhuǎn)速較高的運動鏈的始端，以減小其傳遞的轉(zhuǎn)矩，從而減小其外形尺寸。
5．合理分配傳動比
運動鏈的總傳動比應合理分配給各級傳動機構，具體分配方法應注意以下幾點：
1）每一級的傳動應在常用的范圍之內(nèi)選取。如一級傳動比過大，對機構的性能和尺寸都是不利的。例如當齒輪傳動的傳動比大于8至10時，一般應設計成兩級傳動；當傳動比在30以上時，常設計成兩級以上的齒輪傳動。但是，對于帶傳動來說，一般不采用多級傳動。
2）當傳動鏈為減速傳動時，必須十分注意機械的安全運轉(zhuǎn)問題，防止發(fā)生損壞機械或傷害人身的可能性。例如起重機械的起吊部分，必須防止荷重的作用下自動倒轉(zhuǎn)，為此在傳動鏈中應設置具有自鎖能力的機構或者裝設制動器。
6．保證機械的安全運轉(zhuǎn)
對于以上要求，在設計過程中應盡量滿足。
2.1.2 確定最終傳動方案
通過對以上內(nèi)容的了解和分析結合我在實習工廠所觀察的外小型軋鋼機，經(jīng)過和老師的多次探討和修改最終我確定了外小型軋鋼機的整體傳動方案。
方案如下：
電動機帶動單級圓柱齒輪減速器運轉(zhuǎn)，再通過分軸器將單根輸入的軸的運轉(zhuǎn)以兩根軸同時輸出，并與外小型軋鋼機主體的兩個軋輥用聯(lián)軸器連接，使其完成要求的加工過程。
2.2 確定各傳動機構的傳動效率
參閱參考文獻[3]并結合本人所設計的外小型軋鋼機的整體傳動方案和各傳動機構自身的特點確定各機構的傳動效率如下：
減速齒輪傳動的傳動效率是：η齒=0.95
分軸器的傳動效率是： η軸=0.95
滑塊聯(lián)軸器的傳動效率是η聯(lián)2 =0.96
5
重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 第3章 電動機的選擇
第3章 電動機的選擇
由于小型軋鋼機屬于負荷比較大的機械設備，根據(jù)工作特點及工作性質(zhì)，初步選擇三相異步電動機。
Y系列三相異步電動機是一般用途鼠籠型異步電動機基本系列，全國統(tǒng)一設計。它的中心高、功率等級、安裝尺寸均符合IEC國際電工委員會標準。產(chǎn)品可以和國內(nèi)外各類機械設備配套。
Y系列電機具有效率高，能耗少、噪聲低、振動小、重量輕、體積小、性能優(yōu)良，運行可靠，維護方便等優(yōu)點。廣泛用于工業(yè)、農(nóng)業(yè)、建筑、采礦行業(yè)的各種無特殊要求的機械設備。如風機、水泵、機床、起重及農(nóng)副產(chǎn)品加工機械等。
3.1 電動機功率的計算推演
根據(jù)本人設計的外小型軋鋼機的使用要求，最大軋制力是1000噸，軋制速度是0.7米每秒，可求出軋機主體部分的=100×0.7=700KW
因為依照整體傳動方案可計算出，電動機功率P=700/（0.95×0.95×0.96×0.96×0.96）KW876.67KW
3.2 確定電動機具體型號
所以根據(jù)計算出的結果和本機的軋制在查閱了設計手冊后最終確定出了電動機的具體型號：YB630S2-4
本機選用Y系列小型三相異步電動機，其主要技術參數(shù)如下所示：
功率KW：900? 轉(zhuǎn)速r/min：1500 效率（%）：95.8
最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩：2
8
圖3-1 三相異步電動機
電動機各項參數(shù)如下：
9
第4章 聯(lián)軸器的選型
一、選擇聯(lián)軸器應考慮的因素
（一）動力機的機械特性
動力機到工作機之間，通過一個或數(shù)個不同品種型式、規(guī)格的聯(lián)軸器將主、從動端聯(lián)接起來，形成軸系傳動系統(tǒng)。在機械傳動中，動力機不外乎電動機、內(nèi)燃機和氣輪機。由于動力機工作原理和機構不同，其機械特性差別較大，有的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，有的運轉(zhuǎn)時有沖擊，對傳動系統(tǒng)形成不等的影響。根據(jù)動力機的機械特性，將動力機分為四類。
（二）載荷類別
由于結構和材料不同，用于各個機械產(chǎn)品傳動系統(tǒng)的聯(lián)軸器，其載荷能力差異很大。載荷類別主要是針對工作機的工作載荷的沖擊、振動、正反轉(zhuǎn)、制動、頻繁啟動等原因而形成不同類別的載荷。起動頻繁、正反轉(zhuǎn)、制動時的轉(zhuǎn)矩是正常平穩(wěn)工作時轉(zhuǎn)矩的數(shù)倍，是超載工作，必然縮短聯(lián)軸器彈性元件使用壽命，聯(lián)軸器只允許短時超載，一般短時超載不得超過公稱轉(zhuǎn)矩的 2~3 倍，即 [Tmax] ≥ 2~3T n 。
（三）聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)速
聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)速范圍是根據(jù)聯(lián)軸器不同材料允許的線速度和最大外緣尺寸，經(jīng)過計算而確定。不同材料和品種、規(guī)格的聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)速的范圍不相同，改變聯(lián)軸器的材料可提高聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)速范圍，材料為鋼的許用轉(zhuǎn)速大于材料為鑄鐵的許用轉(zhuǎn)速。
用于 n>5000r/min 工況條件的聯(lián)軸器，應考慮聯(lián)軸器外緣離心力和彈性元件變形等影響因素，并應作動平衡。高速時不應選用非金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器，高速時形成彈性元件變形，宜選用高精度的撓性聯(lián)軸器，目前國外用于高速的聯(lián)軸器不外乎膜片聯(lián)軸器和高精度鼓形齒式聯(lián)軸器。
（四）聯(lián)軸器所聯(lián)兩軸相對位移
聯(lián)軸器所聯(lián)兩軸由于制造誤差、裝配誤差、安裝誤差、軸受載而產(chǎn)生變形、基座變形、軸承受損、溫度變化（熱脹、冷縮）、部件之間的相對運動等多種因素而產(chǎn)生相對位移。一般情況下，兩軸相對位移是難以避免的，但不同工況條件下的軸系傳動所產(chǎn)生的位移方向，即軸向（ x ）、徑向（ y ）、角向（α）以及位移量的大小有所不同。只有撓性聯(lián)軸器才具有補償兩軸相對位移的性能，因此在實際應用中大量選擇撓性聯(lián)軸器。剛性聯(lián)軸器不具備補償性能，應用范圍受到限制，因此用量很少。角向（α）唯一較大的軸系傳動宜選用萬向聯(lián)軸器，有軸向竄動，并需控制軸向位移的軸系傳動，應選用膜片聯(lián)軸器；只有對中精度很高的情況下選用剛性聯(lián)軸器，各標準撓性聯(lián)軸器許用補償量見表 3 。
（五）聯(lián)軸器的傳動精度
小轉(zhuǎn)矩和以傳遞運動為主的軸系傳動，要求聯(lián)軸器具有較高的傳動精度，宜選用金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器。大轉(zhuǎn)矩個傳遞動力的軸系傳動，對傳動精度亦有要求，高轉(zhuǎn)速時，應避免選用非金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器和可動元件之間有間隙的撓性；聯(lián)軸器，宜選用傳動精度高的膜片聯(lián)軸器。
（六）聯(lián)軸器尺寸、安裝和維護
聯(lián)軸器外形尺寸，即最大徑向和軸向尺寸，必須在機器設備允許的安裝空間以內(nèi)。應選擇裝拆方便、不用維護、維護周期長或者維護方便、更換易損件不用移動兩軸、對中間調(diào)整容易的聯(lián)軸器。
大型機器設備調(diào)整兩軸對中較困難，應選擇使用耐久和更換易損件方便的聯(lián)軸器。金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器一般比非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器使用壽命長。國際上工業(yè)發(fā)達國家，已普遍選用使用壽命長、不用潤滑和維護的膜片聯(lián)軸器取代鼓形齒式聯(lián)軸器，不僅提高了經(jīng)濟效益，還可以凈化工作環(huán)境。在軋機傳動系統(tǒng)選用我過研制的彈性活銷聯(lián)軸器和扇形塊彈性聯(lián)軸器，不僅具有膜片聯(lián)軸器的優(yōu)點，而且緩沖減振效果好，價格便宜。
（七）工作環(huán)境
聯(lián)軸器與各種不同主機產(chǎn)品配套使用，周圍的工作環(huán)境比較復雜，如溫度、濕度、水、蒸汽、粉塵、腐蝕介質(zhì)、鹽水、輻射等狀況，是選擇聯(lián)軸器時必須考慮的重要因素之一。對于高溫、酸、堿介質(zhì)的工作環(huán)境，不宜選用以一般橡膠為彈性元件材料的撓性聯(lián)軸器，應選擇金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，例如膜片聯(lián)軸器、蛇形彈簧聯(lián)軸器等。
彈性柱銷式聯(lián)軸器由于運轉(zhuǎn)時柱銷的竄動，自身噪聲大，對于噪聲有嚴格要求的場合就不應選用。
（八） 經(jīng)濟性
由于各品種、型式、規(guī)格的聯(lián)軸器結構、材料、大小和精度不同，其成本和造價相差很大。
綜上所述，在該軋機中最適合選用梅花聯(lián)軸器。
第5章 減速器的選擇
5.1傳動比的計算
軋件出軋輥的初速度，直接影響軋鋼的效率，若軋件的出軋輥的初速度快，可提高效率，同時軋制工人不容易軋制。因而軋件的初速度以小于2米/秒為益
初選軋件的出輥速度為0.7米/秒，計算軋輥轉(zhuǎn)速 n:
取n=35r/min
=1500/35=42.85
在減速器等軋鋼機存在著傳動裝置的效率問題。電動機的效率為93.5％，
減速器、分軸器的效率為0.97％
5.2減速器的型號和各項參數(shù)的確定
根據(jù)=1500/35=42.85 初步選擇ZSC-400-3
10
圖4—1
由于i=42.8表格中沒有，找一個最接近的i=45.8 。
5.3減速器的特點、破壞形式
1主減速機的特點
底速、重載、沖擊負荷大，沖擊次數(shù)頻繁目前用于中小型軋鋼機主傳動的減速機有兩種配置方式：
電動機——減速機——軋機；
電動機——減速機——分齒箱——軋機。
在第一種配置方式中，減速機與軋機直接相連，處于劇烈的負荷工作，因此在設計時應根據(jù)具體的使用和配置情況加以區(qū)別，設計時采用第二種配置方式。
2主減速機齒輪的破壞形式
生產(chǎn)實踐證明，軋鋼機減速機齒輪破壞的主要形式表現(xiàn)為點蝕、縮性變形、膠合、
20
磨損、剝落而不是斷齒。
5.4主減速機的結構
減速機是由齒輪、箱體、軸、軸承、箱蓋等主要零件組成。
齒輪做成人字齒，因為這種齒輪工作比較平穩(wěn)，而且對軸承不產(chǎn)生軸向力。
齒輪的加工方法：滾齒刀（人字）（8級精度）。
在減速器中，只有底速軸采用軸向固定，其他的軸留有少量的軸向的游隙，使她可以自由的串動，以免卡主齒輪。軸向的游隙為0.8—1mm。
中心距小于或等于1000毫米的減速器，采用滾動軸承，減速器的材料為鑄鐵，
1中心距 查表的 a=1000mm
2傳動比 總的傳動比由電動機軸的轉(zhuǎn)速和軋輥的轉(zhuǎn)數(shù)之比確定。i=16
3 齒寬系數(shù) 為齒輪的寬度和中心距之比。，=0.4—0.6，取=0.5。
4模數(shù)和齒數(shù)
模數(shù)降低，小齒輪齒數(shù)齒數(shù)和均應取較大的值。齒數(shù)增加使齒的磨損減小，同時增大重和的系數(shù)，有利于減低接觸應力。
一對齒輪要求有較大的傳動比時，≥20，取一級小齒輪的齒數(shù)為22，大齒輪為84。
二級小齒的齒數(shù)為22，大齒輪為93。齒數(shù)和模數(shù)與中心距和齒傾角的關系為
模數(shù)按上式計算的6.5、9。
5齒頃角
漸開線齒輪的齒頃角：對于人字型齒輪= 取齒頃角為
5.5 主減速器的潤滑及防護措施
為了保證齒輪對嚙合時有可靠的潤滑，采用注噴循環(huán)潤滑。
采用28號軋鋼機油，進游溫度小于等于，回油溫度小于等于。
減速器漏油的主要部位是在箱蓋 與箱體之間的接觸面、端軸及箱體的接觸處。
防止箱蓋與箱體之間的漏油，可將箱蓋下部壁板延長插入箱體的接觸處，深度為120mm——140mm,延長的插板四周拐角處要焊接，并在箱蓋與箱體的水平接觸面圖上
21
密封膠。
5.6 齒輪的材料和熱處理
小齒輪的材質(zhì)為，大齒輪為。
生產(chǎn)實踐證明，齒輪對承載能力除了決定于齒面硬度外，同時還與齒輪對的硬面差和齒面金相組織有關，而小齒輪調(diào)質(zhì)及大齒輪正火的熱處理配合方式，比大小齒輪均采用調(diào)質(zhì)的使用壽命高。
大齒輪采用正火處理，HB190——220；小齒輪采用調(diào)質(zhì)處理
5.7減速器的工作狀態(tài)分析
減速器為展開式減速器，這種兩極展開式圓柱齒輪減速器結構簡單齒輪對軸承的位置不對稱，軸要具有較大的剛度。
改進意見：如能選取“分流式”減速器，會使軋機工作更可靠，齒輪與軸承對稱布置，因此載荷沿齒寬分布均勻，軸承受載平均分配，中間軸危險截面上的扭距相當于軸所傳遞扭距的一半。
其工作草圖如下：
圖中高速級采用人字齒輪，低速級可制成人字或直齒，結構復雜，適合變載的場合。
圖 4—2
22
重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 第6章 分軸器的設計
第6章 分軸器的設計
為了滿足機器的整體結構要求，本設計中的分軸器是利用齒輪傳動將單根出入軸以兩根軸輸出。
6.1齒輪傳動
類比同類型機器，齒輪傳動的四個齒輪均選用材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，均為斜齒輪，齒數(shù)均為z=21，模數(shù)m=4，分度圓直徑d=85mm，分度圓柱上齒的傾斜角為300,7級精度。
該兩對齒輪傳動，經(jīng)校核，合格。
6.2 齒輪軸的校核
6.2.1 選擇材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。
主軸上安裝的零部件從左到右依次為：聯(lián)軸器、軸承蓋、軸承、齒輪、齒輪、軸承、軸承蓋、聯(lián)軸器，軸徑依次為60mm、65mm、70mm、70mm、65mm、60mm，其中，軸承蓋與軸承處軸徑相同。主軸如圖7-1.a所示
6.2.2求出軸上的轉(zhuǎn)矩，
P2=30X0.935X0.99X0.96=27.7695KW
N·m
T3=T2 (2輥的轉(zhuǎn)速相同，功率接近，就一個效率的差別）
6.2.3 求作用在齒輪上的力（如圖7-1.b）
周向力
N
徑向力
N
軸向力
N
23
6.2.4 確定各段軸徑
由減速器大齒輪軸處聯(lián)軸器的選型可知，該處軸徑為60mm, D1=280mm,T=3150N·m。
聯(lián)軸器由于制造和安裝誤差所產(chǎn)生的附加圓周力為
N
6.2.5 求支反力
① 在水平面的支反力（如圖7-1.c）由
∑MB=0
∑z=0得
N
② 在垂直平面的支反力（如圖7-1.e）由圖可知
∑MB=0
N
N
③ 由于的作用，在支點B、E處的支反力（如圖7-1.g）
∑MB=0得
N
N
6.2.6 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖
① 齒輪的作用力在水平面的彎矩圖（如圖7-1.d）
BC段
N
N·m
CD段
N·m
DE段
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N·m
N·m
② 齒輪的彎矩圖（如圖7-1.f）
BC段
N·m
CD段
N·m
DE段
N·m
由于作用的彎矩圖（如圖7-1.h）
N·m
N·m
③ 作轉(zhuǎn)矩圖（如圖7-1.i）
T1=1667N·m T2=286.5N·m
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圖 7-1 軸的載荷分析圖
6.2.7 軸的校核
根據(jù)軸的結構尺寸及彎矩和轉(zhuǎn)矩圖可知，截面B處彎矩最大，且有齒輪配合與鍵槽引起的應力集中，故屬
靜強度校核的強度條件是
（7-1）
式中 SS=1.2～1.4，用于高塑性材料（бS/бB≤0.6）制成的鋼軸
SS=1.4～1.8，用于中等塑性材料（бS/бB≤0.6～0.8）制成的鋼軸
SS=1.8～2，用于低塑性的鋼軸
SS=2～3，用于鑄造軸
SS—只考慮彎矩和軸向力時的安全系數(shù)
SS— 只考慮扭轉(zhuǎn)時的安全 （7-2）
（7-3）式中
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бS，S —材料的抗彎和抗扭屈服極限 (MPa)
Mmax，Tmax—軸的危險截面上所受懂得最大彎矩和最大扭矩（N·m）
Famax — 軸的危險截面上所受的最大軸向力（N）
W，WT — 分別為危險截面抗彎及抗扭截面系數(shù)（mm3），其值見表15-4[4]
A — 軸的危險截面的面積 (mm2）
由表15-1查得бS=355MPa，
則
MPa
且
Mmax=681000N·mm
Famax=0
mm3
mm3
所以
由表15-1查得бB=640MPa
則
所以
SS=1.2～1.4
取
SS =1.4
則
SS>SS
所以，此傳動軸的靜強度滿足要求。
（2）按彎扭合成應力校核傳動軸的強度
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（7-4）
式中 ：
—— 軸的計算應力 (MPa)；M —— 軸所受的彎矩（N·m）
T —— 軸所受的扭矩（N·m）；W —— 軸的抗彎截面系數(shù)（㎜3），
[б-1] —— 對稱循環(huán)變應力時軸的許用應力，值按表15-1[4]選用
α — 折合系數(shù)，當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時，取α=0.3，當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時，取α=0.2，當扭轉(zhuǎn)切應力為對稱循環(huán)變應力時，α=1
本式中取α=1，=703×0.1=34300mm3，因材料為45號鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，故[б-1]=60MP，則如下：
MP〈，滿足條件，所以安全。
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重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 第7章 軋鋼機工作機座的設計
第7章 軋鋼機工作機座的設計
7.1 工作機座和機箱的選擇
機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，其次是強度和抗振性能；當同時用作滑道時，滑道部分還應擁有足夠的耐磨性。此外，對具體的機械，還應滿足特殊的要求，并力求具有良好的工藝性。
7.2軋輥與軋輥軸承的設計
1)軋輥與軋輥軸承座是整個工座機做的核心部分
軋輥是軋鋼機中直接軋制軋件的主要部件。在熱軋條件下，軋輥既接觸高溫的軋件而受劇熱，同時又被水冷卻而受急冷，冷熱交加。
1)軋輥的類型、結構與參數(shù)
1軋輥的類型
選擇型鋼軋機的軋輥。
型鋼軋機的軋輥的輥身上有軋槽，根據(jù)型鋼軋制工藝要求安排孔型，孔型見孔型設計，軋輥應有足夠的強度、剛度和良好的耐磨性能。軋輥工作表面的硬度是軋輥的主要的質(zhì)量指標之一。
2軋輥的結構
軋輥由輥身、輥徑和輥頭三部分組成。輥徑安裝在軸承中，并通過軸承座和壓下裝置把軋制力傳給機架。輥頭和連接軸相連傳遞軋制扭矩。
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圖6—1
輥身：輥身是軋輥直接與軋件接觸的部分
輥徑：輥徑是軋輥的支撐部分，軋輥是依靠輥身的兩側(cè)軸徑支撐在軸承上。
輥身與輥徑交界處是應力集中的部位，是軋輥強度的薄弱環(huán)節(jié)。在輥徑與輥身必須有適當?shù)倪^度的圓角。
軸頭：軋輥兩端的軸頭為軋輥與接軸相連接的部分。軸頭采用梅花軸頭的形式。
軸頭的形式：梅花軸頭，萬向軸頭，帶鍵槽的和圓柱形軸頭。
3軋輥的參數(shù)
軋輥的基本尺寸參數(shù)有：軋輥的公稱直徑D，輥身的長度L，輥徑直徑d和輥徑長度l 以及輥頭尺寸等。其中輥身長度和輥身直徑是表征輥身尺寸的基本參數(shù)。
輥身直徑：輥身直徑為軋鋼機的一個重要的參數(shù)
D為輥身直徑即為公稱直徑。D=400 mm為已知
輥身的長度L： L=（2.2—2.7）D
取 L=2.5D=1000mm
輥徑d:軸徑尺寸是指軸徑直徑d和輥身的長度L，它與所用軸承形式及工作載荷有關，
d/ D=0.55D(0.55~0.7) d=220mm 取d=220mm
l/d=1.0 l=d=220mm 取 l=220mm
軸承處的輥徑向輥身過度處，為了減少應力集中，需要做成圓角。圓角的
r=(0.05—0.12)D
r=0.05×400=20 取r=20mm
軋輥頭：梅花軸頭的外徑
=0.85dmm 取=0.85×220=187mm
查表P81 表3-6：取=200mm D3=216mm r2= 41mm l2=130mm l3=150mm
P=q×b=1000t=1000×1000×10N=10×106N
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(b為輥的工作面）b=650mm 則平均載荷為：q=153846.2N
選擇軸承型號為:NU344
對應軸承座得設計：(見圖紙）
4軋輥的材料
對軋鋼機軋輥的質(zhì)量的要求是很高的 ，因為它決定軋鋼機工作的好壞、生產(chǎn)率的高低和產(chǎn)品質(zhì)量的優(yōu)劣。軋輥的工作條件是很繁重的，軋鋼時要不斷被金屬磨損，承受很大的動態(tài)壓力，與金屬之間有很大的滑動速度，有時還要經(jīng)受變化幅度很大的高溫影響。所以選用表面硬度為30HBS鑄鐵。
4．2 軋輥強度的校核
軋輥是使軋件產(chǎn)生塑性變形的主要部件，在軋制過程中，軋輥承受著軋制壓力，并將此負荷傳給軸承。
軋輥由輥身、輥徑及軸頭三部分組成。
輥徑的基本尺寸參數(shù)是：軋輥的名義直徑D、輥身長度L、輥頸直徑d以及輥頸長度l。
初軋機的軋輥輥身是有軋型的，通常把初軋機輥環(huán)外徑作為名義直徑。為了避免孔型槽切入過深，輥子名義直徑與工作直徑的比值一般不大于1.4。
軋輥安裝在軸承中，并通過軸承座和壓下裝置把軋制力傳給機架，輥頭和聯(lián)接軸相連，傳遞軋制扭矩。
軋輥是軋鋼機中直接軋制軋件的主要部件。在軋制過程中，軋輥直接與軋件接觸，強迫軋件發(fā)生變形。與此同時，軋輥承受著巨大的軋制壓力的作用，并由于軋輥本身的旋轉(zhuǎn)而使其應力隨時間作周期性的變化。
4．2．1 軋件咬入條件的校核
只有軋件被軋輥咬入進入變形區(qū)，軋制過程才能建立。由文獻[1,27]頁可知，軋件咬入條件，可分為兩個階段，即開始咬入階段和已經(jīng)咬入階段。
1． 開始咬入階段：
當軋件與旋轉(zhuǎn)著的軋輥接觸時，軋輥對軋件作用有正壓力N及摩擦力T，由文獻[1]可知，如圖4.5所示：
(a) (b)
圖4.5 開始咬入(a)及咬入后(b)作用于軋件上的力
并且：
N=Nsin
T=Ncos
T=N
式中：——摩擦系數(shù)。
當軋件與軋輥接觸瞬間，在力的作用下處于平衡狀態(tài)時，則
2Nsin+G-2Tcos=0
式中：G——為慣性力。
若慣性力G忽略不計，則其平衡條件為：
若使軋件能被自然咬入，必須T>N。因此，只有當>tan時，才能實現(xiàn)其自然咬入；若=tan時，則軋件處于平衡狀態(tài)，不能自然咬入；當
tan
所以軋件咬入條件滿足。
4．2．2輥身、輥頸強度的校核
軋輥是軋鋼車間中主要的、經(jīng)常耗用的工具，其質(zhì)量好壞直接影響著鋼材的質(zhì)量和產(chǎn)量。因此對軋輥的性能的要求是很嚴格的，但因為軋機類型及所軋制鋼材種類的不同，對軋輥性能的具體要求有很大的差別。
軋輥的破壞決定于各種應力，其中包括彎曲應力、扭轉(zhuǎn)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。
設計軋機時，通常是按工藝給定的軋制負荷和軋輥參數(shù)對軋輥進行強度校核。由于對影響軋輥強度的各種因素（如溫度應力、殘余應力、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(zhuǎn)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，為了保護軋機其它重要部件，軋輥的安全系數(shù)是軋機各部件中最小的。
初軋機的軋輥，沿輥身長度上布置有許多孔型軋槽。此時，軋輥的外力（軋制壓力）可以近似地看成集中力。軋件在不同的軋槽中軋制時，外力的作用是變動的。所以要分別判斷不同軋槽過鋼時軋輥各斷面的應力，進行比較，找出危險斷面。
軋輥強度的計算內(nèi)容、方法和它的用途、形狀以及工作條件等因素有關。通常對輥身僅計算彎曲，對輥頸則計算彎曲和扭轉(zhuǎn)。
如圖4.6所示，為軋輥的彎曲扭轉(zhuǎn)力矩圖。
圖4.6 軋輥的彎曲、扭轉(zhuǎn)力矩圖
1．輥身強度校核
由文獻[1]可知，L/D=2.2-2.7，取2.5。
L=2.5D=2.6400=1000mm=1m
由文獻[1]可知，l/d=1.0
前面選取d=220mm=0.22m，所以l=220mm=0.22m
M=(0.22+1)=1.69MN·m
截面的直徑為D的圓形，抗彎截面系數(shù)W為：
W===0.00628m
σ==269MPa
由文獻[3]可知，許用應力與軋輥表面硬度有關，表面硬度為30時，許用應力[σ]=1600MPa。
σ<[σ]
所以，軋輥輥身強度滿足。
2．輥頸強度校核
因為第四道次的軋制力最大，所以取第四道次的軋制力P=1N
R===5N
C==0.11m
M=5.027N·m
M=RC=5N·m
M——輥頸危險斷面處的彎矩；
M——輥頸危險斷面處的扭矩。
由文獻[3]可知：
σ==516.5MPa
τ==237.3MPa
由文獻[3]可知，采用鋼軋輥時，合成應力σ按第四強度理論計算：
σ= (4.13)
把數(shù)據(jù)代入公式(4.13)中得：σ==660.08MPa
σ<[σ]=1600MPa
圖6—2
7.3軋輥調(diào)整裝置的設計
軋輥調(diào)整裝置的作用主要調(diào)整軋輥在機架中的相對位置，以保證要求的壓下量精確的軋件尺寸和正常的軋制條件。
調(diào)整裝置主要有軋輥軸向的調(diào)整裝置和頸向的調(diào)整裝置兩種。
軋輥的軸向的調(diào)整裝置主要用來對正軋槽，以保證正確的孔型，用手動來完成，裝置如圖。
圖6—2
軋輥的徑向調(diào)整其作用是需要進行下述操作時，徑向調(diào)整兩工作輥之間的相對位置：
1調(diào)整兩工作軋輥的軸線之間的距離，以保持正確的輥縫開度，給定壓下量
2調(diào)整軋輥之間的平行度
3當更換新軋輥時，調(diào)整軋制線的高度
4更換軋輥或處理事故（如軋卡）時需要的其他的操作。
軋輥的徑向調(diào)整分為：上輥調(diào)整裝置；下輥調(diào)整裝置；中輥調(diào)整裝置。
本設計中的軸向調(diào)整裝置采用壓下裝置和斜鐵調(diào)整裝置。
中輥調(diào)整裝置如圖，主要用來在軸承磨損時進行微調(diào)。
圖6—3
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下輥徑向的調(diào)整裝置分為手動和電動調(diào)整裝置，設計采用采用手動斜切調(diào)整裝置，本裝置較為復雜，設計的結構與圖相似，其可作為改進結。斜切的角度不可大于。
圖 6—4
7.4 下壓裝置的選擇
選用液壓缸壓下裝置。
壓下油缸主要結構尺寸確定
7.4.1.缸筒內(nèi)徑
缸筒內(nèi)徑應根據(jù)負載力和工作壓力來計算（查周士昌主編《液壓系統(tǒng)設計》）。
（1）根據(jù)載荷7KN，選擇工作壓力。
載荷/KN
＜5
5~10
10~20
20~30
30~50
＞50
工作壓力/MPa
＜0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
工作壓力=50MPa。
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（2）按工作壓力選取。
工作壓力/MPa
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0
d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7
=0.7。
（3）背壓力。
回油路較短，且直接回油箱，背壓力可忽略不計。
（4）缸筒內(nèi)徑
0.357m
查液壓缸內(nèi)徑尺寸系列，取
7.4.2. 活塞桿直徑
查尺寸系列，取
7.4.3 液壓缸行程
由任務書可知行程S=300mm.
7.4.4 液壓缸外徑
查機械設計手冊單行本（液壓傳動與控制），液壓缸外徑。
7.4.5 缸筒長度
缸筒長度根據(jù)最大行程、活塞寬度、導向長度和其他結構的總體需要確定，一般不超過內(nèi)徑的20倍。根據(jù)結構要求等因素，缸筒長度。
7.5 機架的設計
機架的形式：
軋鋼機在軋制過程中，被軋制的金屬作用到軋輥上的全部軋制力，通過軋輥軸承、軸承座、壓下螺絲及螺母傳給機架，并由機架全部吸收不再傳給地基。因此，對機架必須要求有足夠的強度與剛度。
機架主要結構參數(shù)是窗口寬度、高度和立柱斷面尺寸。
按機架結構分，軋鋼機機架分為閉式和開式兩種。
1. 閉式機架
閉式機架是一個將上下橫梁與立柱鑄成一體的封閉式整體框架，因此，從材料力學的觀點看，具有較高的強度和剛度，但換輥不方便。采用閉式機架的工作機座，在換輥時，軋輥是沿其軸線方向從機架窗口中抽出或裝入，這種軋機一般都設有專用的換輥裝置。
2. 開式機架
開式機架由架本體和上蓋兩部分組成。開式機架的上蓋可以從U形架體上拆開，它的剛性不及閉式機架，但它換輥方便的優(yōu)點使它廣泛地應用在型鋼軋機上。
鋼軋機選用閉式機架。由于機架是一個非經(jīng)常更換的永久性的部件，設計時要保證使用壽命外，還要保證制造工藝簡化，成本降低，能滿足軋鋼生產(chǎn)工藝和產(chǎn)品方面的要求，以保證生產(chǎn)的可靠性。
7．5．1 機架強度的計算
閉式機架強度計算的假設：
1. 每片機架只在上下橫梁的中間斷面處受有垂直力R，而且這兩個力大小相等、方向相反，作用在同一直線上，即機架的外負荷是對稱的。
2. 機架結構對窗口的垂直中心線是對稱的，而且不考慮由于上下橫梁慣性矩不同所引起的水平內(nèi)力。
3. 上下橫梁和立柱交界處（轉(zhuǎn)角處）是剛性的，即機架變形后，機架轉(zhuǎn)角仍保持不變。
根據(jù)上述假設，機架外負荷和幾何尺寸都與機架窗口垂直中心線對稱，故可將機架簡化為一個由機架立柱和上、下橫梁的中性軸組成的自由框架。如將此框架沿機架窗口垂直中心線剖開，則在剖開的截面上，作用著垂直力和靜不定力矩M。由文獻[1]可知，機架簡化為如圖(4.1)所示的矩形自由框架：
圖4.1 矩形自由框架彎曲力矩圖
由文獻[3]可知，對于機架橫梁y=x，而對于立柱y=，因此，M為
M=·=· (4.1)
式中：——機架橫梁的中性線長度；
——機架立柱的中性線長度；
——機架上橫梁的慣性矩；
——機架立柱的慣性矩；
——機架下橫梁的慣性矩。
上式積分后，得
M=· (4.2)
如果假設上下橫梁慣性矩相同，即時，則力矩M為
M=· (4.3)
因為在立柱上的彎矩M為
M=-M (4.4)
將(4.3)式代入(4.4)式，則
M=· (4.5)
由公式(4.5)可看出，減小立柱的慣性矩和增加橫梁的慣性矩可以部分地減少立柱中的彎矩M。這對于減輕窄而高的機架重量是有利的。
求慣性矩和：
=1880mm =5150mm
把橫梁看作圖4.2所示:
圖4.2 橫梁簡圖
(4.6)
把橫梁數(shù)據(jù)代入公式(4.6)中得：==0.082m
把立柱看作圖4.3所示:
圖4.3 立柱簡圖
把立柱數(shù)據(jù)代入公式(4.6)中得：==0.005m
由文獻[1]可知，初軋機d/D=0.55~0.7，取d/D=0.59
d=9500.59=400mm
由文獻[1]可知，=0.8~1.0，取=0.9
機架立柱斷面積：F=0.9(0.28)=0.071m
選擇軋制力最大的第四道次進行校核：
R===2.771MN
將以上數(shù)據(jù)代入公式(4.3)、(4.4)中，解得：
M=1.288MN·m
M=0.014MN·m
減小立柱斷面的慣性矩I和增加橫梁的慣性矩I，可以部分地減少立柱中的彎矩M，這對于減輕窄而高的機架重量是有利的。
7．5．2 機架應力的計算和校核
由文獻[1]可知，圖4.4為閉式機架中的應力圖，根據(jù)應力圖計算下列數(shù)據(jù)。
W=W= (4.7)
W=W= (4.8)
把公式(4.7)、(4.8)代入數(shù)據(jù)得：
W=W===0.143m
W=W===0.009m
式中：W、W——分別為機架橫梁內(nèi)側(cè)和外側(cè)的斷面系數(shù)；
W、W——分別為機架立柱內(nèi)側(cè)和外側(cè)的斷面系數(shù)。
圖4.4 閉式機架中的應力圖
由文獻[3]可知，機架一般采用含碳量0.25~0.35的鑄鋼，選用ZG35，對于ZG35來說，許用應力采用下列數(shù)值：
對于橫梁[σ]50~70MPa，
對于立柱[σ]40~50MPa。
由文獻[3]可知：
機架橫梁內(nèi)側(cè)的應力σ為：
σ=- (4.9)
機架橫梁外側(cè)的就力為：
σ= (4.10)
機架立柱內(nèi)側(cè)的應力為：
σ= (4.11)
機架立柱外側(cè)的應力為：
σ= (4.12)
把以上公式代入數(shù)據(jù)得：
σ=-MPa<[σ]=50～70MPa
σ==9.007MPa
σ===21.07MPa<[σ]=40～50MPa
σ==17.959MPa<[σ]=40～50MPa
所以，機架強度滿足。
；
總 結
畢業(yè)設計是對大學四年學習生活的一次綜合性檢驗，它是在學完機械的各門基礎課和專業(yè)基礎課上為完成等教育要求，提高分析問題和解決問題的能力，而進行的一次全面的考核，他是大學生活的最后的重要環(huán)節(jié).
畢業(yè)設計的目的，是綜合運用四年所學的知識，培養(yǎng)我們掌握科學的研究方法、步驟和工作能力、提高我們實踐的知識水平，使我們的知識系統(tǒng)化，使我們查閱資料來解決問題的能力得到提升。
我設計的題目是小型軋鋼機，在指導老師的幫助指導下，到工廠實習之后，參閱有關技術文獻，來完成設計任務。
在設計過程中，深深地包含了于信偉指導老師的辛勤汗水，對老師的耐心指導和熱情幫助，我表示忠心的感謝。
說明書的公差配合，標注方法采用我國現(xiàn)行的標準。
由于我是第一次規(guī)模大的設計，加之涉及專業(yè)知識不多，實際經(jīng)驗不足，我雖盡了最大的努力，也灰有不足之處，敬請老師專家提出寶貴的意見，以便在以后的學習與工作中引以為機戒，更圓滿的完成工作任務。
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重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 參考文獻
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重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 致謝
致 謝
本次設計在指導老師的辛勤指導下，順利完成了。在此次的設計中，我獲得的許多從書本難以獲得的知識，實踐能力在此設計中得到了充份的鍛煉，各門知識得到了很好的綜合訓練，不過在此設計中我也有許多的不足之處，獨立思考的能力有待進一步的加強。
此次的設計是我對大學生活的綜合，是我參加工作前的一次全面的檢查，由于在我們的地方軋鋼機的設計資料比較少，感謝于信偉老師為我辛苦的搜集資料，并且在設計的過程中，第一次獨立的設計