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鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第49 頁
1緒論
1.1 立輥軋機的用途和結構特點
立輥軋機一般布置在熱帶鋼連軋機組粗軋機前，例如我國鞍鋼1700中薄板連鑄連軋廠的工藝流程為：步進式加熱爐à高壓水除磷à立輥à粗軋機R1 R2à熱卷箱à飛剪à高壓水除磷à精軋機組à層流冷卻à卷曲機,立輥軋機就位于粗軋機前，其主要作用一般是用來疏松板坯表面的氧化鐵皮，并起到軋制側邊，調(diào)節(jié)板帶材寬度規(guī)格的作用。
立輥軋機通常由以下裝置組成：
（1）立輥軋機的主傳動裝置由主電機、聯(lián)軸器、主減速機和萬向接軸等組成；
（2）側壓裝置由側壓電機、減速機、側壓螺絲和平衡機構等組成；
（3）軋輥系統(tǒng)由箱體、立輥、軸承和軸承座組成，在調(diào)整立輥開口度時，可做往復運動；
（4）機架用來裝設立輥箱、側壓裝置和機架輥道，并直接承受軋制力；
（5）機架部分由電動機、減速機、接軸等組成。
（6）開口度指示裝置由齒輪傳動系統(tǒng)、調(diào)零裝置、指示盤等組成。
按立輥支承方式的不同，立輥軋機有懸臂式和框架式兩種。懸臂式立輥只在一端有支承，框架式立輥兩端都有支承。
按立輥的傳動形式，可分為下傳動式和上傳動式兩種，鞍鋼1700的立輥軋機屬于下傳動式，主電機和側壓系統(tǒng)都埋在地下，這樣做節(jié)省了空間，但是不利于維護和檢查。
1.2 立輥軋機的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀
一般立輥軋機是傳統(tǒng)的立輥軋機，主要用于板坯寬度齊邊，調(diào)整水平軋機壓下產(chǎn)生的寬展量、改善邊部質(zhì)量。這類立輥軋機結構簡單，主傳動功率小，側壓能力普遍較小，而且控制水平低，輥縫設定為擺死輥縫，不能在軋制過程中進行調(diào)節(jié)，帶坯寬度控制精度不高。我國熱軋寬帶粗軋機配有一般立輥軋機的有武鋼1700mm，本鋼1700mm，攀鋼1450mm，太鋼1549mm和梅鋼1422mm。
有AWC功能的重型立輥軋機是為了適應連鑄的發(fā)展和熱軋帶鋼板坯熱裝的發(fā)展而產(chǎn)生的現(xiàn)代軋機。這類立輥軋機結構先進，主傳動電機功率大，側壓能力大，有AWC功能，在軋制過程中對帶坯進行調(diào)寬、控寬及頭尾形狀控制，不僅可減少連鑄板坯的寬度規(guī)格，而且有利于實現(xiàn)熱軋帶鋼板坯的熱裝，提高帶坯寬度精度和減少切損。我國熱軋寬帶鋼粗軋機配有AWC功能的重型立輥軋機有寶鋼2050mm，本鋼1700mm。
中厚板軋機上附設立輥軋機,最早于40年代用在萬能式中厚板軋機上,50年代用于大型鋼錠的軋邊以消除錐度,60年代開始把立輥軋機用于齊邊與破鱗,70年代連鑄板坯迅速發(fā)展,而鋼錠急劇減少,軋機生產(chǎn)能力重于成材率,曾提出過“立輥無用論”,80年代以來,厚板軋機上附設立輥軋機開始多起來,主要用于平面板形控制,使成材率有所提高,一般可提高約1%~3%,尤以日本和韓國都推舉此做法,目的是想生產(chǎn)出無切邊鋼板,但是,附設立輥軋機后,軋邊道次的間歇時間增加,使軋機的生產(chǎn)能力有所下降,一般要下降約10%~20%,70年代開始,日本厚板軋機開工率已降到60%以下,軋機生產(chǎn)能力也降至次要地位,而降低成本,節(jié)約資源則升至主導地位,因此,成材率重于軋機生產(chǎn)能力,立輥軋機功能又被人們重視起來,一些原先預留好立輥軋機的厚板軋機也都紛紛安裝上立輥軋機,成材率普遍都提高2個百分點,取得了應有的效益。至今世界上附設有立輥軋機的寬厚板軋機約30套,占1/3左右。韓國仿效日本也在現(xiàn)有兩套軋機新增3臺立輥軋機,而且都是近接布置,也使成材率大大提高。特別是1975年日本采用立輥軋機開創(chuàng)了無切邊軋制厚板的生產(chǎn)技術,它可采用銑邊加工邊部方式,每邊加工量控制在20mm以下,保證了用戶不需要再加工,使立輥軋機的作用更加被重視起來。
在精軋階段,立輥軋邊的技術還有待加以完善,也值得讀者進一步分析研究,至于增設立輥軋機后帶來軋機生產(chǎn)能力下降與成材率的提高,兩者取舍時,仍需用戶自己去權衡。
日本11套4200mm以上軋機中有6套附設立輥軋機,其中水島廠5490mm軋機為機后TFP近接式,也是世界上中厚板立輥軋機性能最高的一套,并實現(xiàn)了MAS和TFP相結合。韓國4套3400mm以上軋機中有2套附設立輥軋機,其中浦項廠4724+4724mm雙機架軋機粗軋機機前近接立輥軋機和精軋機機前近接立輥軋機,這是世界上第一套精軋機附設立輥軋機,另外,浦項廠4300mm軋機機前也近接有立輥軋機,這樣,韓國3套立輥軋機均為機前近接布置型式。
德國迪林根,米爾海姆及杜伊斯堡3套最好的厚板軋機都進行現(xiàn)代化技術改造。1985年迪林根廠將4300mm精軋機改成4800mm,并增加5500mm粗軋機組成5500mm加4800mm世界上最大雙機架厚板軋機;1998年米爾海姆廠將5000mm放大至5100mm軋機;1999年杜伊斯堡廠將3700mm放大至3900mm軋機,并將全廠實現(xiàn)了自動化。1998年伊朗阿瓦士廠4800mm軋機也是德國設計制造,以上4套軋機均未附設立輥軋機,而1998年瑞典奧克塞洛森德廠3800mm軋機機前設有立輥軋機是由德國設計制造,因為這是一套雙機架爐卷軋機,先建3800mm軋機是爐卷軋機的粗軋機,因此,粗軋機前必需有立輥軋機,不然帶鋼寬度偏差就無法控制。1984年俄羅斯伊爾諾斯克廠5000mm軋機和在建馬格尼托哥爾斯克5000mm軋機都未附設立輥軋機。90年代美國新建4套以生產(chǎn)中厚板為主單機架爐卷軋機和我國在建3套同樣軋機都設有立輥軋機是控寬的必需設備,非平面板形控制用立輥軋機。
2 總體方案確定
2.1主傳動裝置
E1立輥軋機的主傳動采用上傳動形式，因此主傳動裝置的工作環(huán)境好，排除了水和氧化鐵皮的影響，大大減少了故障頻率，并且給維修帶來了很大的方便。主傳動箱的下方通過支架支承在立輥軋機的牌坊上，主傳動箱的后面靠予緊螺栓與水平輥軋機牌坊聯(lián)接。
E1立輥軋機的主傳動功率和力矩都較小，所以采用立式電機傳動。兩臺立式電機左右對稱布置，分別傳動左右兩側的一級圓柱齒輪，而兩側的大齒輪嚙合，以實現(xiàn)兩側的同步。
立輥軋機主傳動箱輸出軸的齒輪做成中空式的，萬向接軸上端的法蘭盤和十字軸整個縮入齒輪內(nèi)部，使萬向接軸的伸出長度大大縮短，因而降低了整個立輥軋機的高度。
2.2萬向接軸
E1立輥軋機的軋輥傳動均采用帶有內(nèi)藏提升缸的十字軸式萬向接軸。萬向接軸的軸體做成空心的，提升缸裝在軸體的內(nèi)孔中。這樣，從強度上看對接軸的削弱極小，卻使提升機的結構大大簡化，不占外部空間，克服了提升機構設在外部所帶來的機構復雜和占用空間大的缺點。
萬向接軸的提升缸上下腔面積相等。在正常工作狀態(tài)下，通過裝在萬向接軸外圓上的手動四位四通換向閥將上下腔連通，活塞隨著萬向接軸的伸縮可在缸中浮動。當換輥時，通軟管將換向閥與油源和油箱連通，操縱換向即可使萬向接軸提升、位置鎖定或下降。
萬向接軸上端與主傳動箱輸出軸的齒輪之間采用法蘭盤連接，下端與帶有橢圓孔
的叉頭之間也采用法蘭盤連接，而在傳遞軋制力矩的結構上其他軋機略有不同：E1采用平面法蘭盤加端鍵和予緊螺栓來傳遞軋制力矩。
2.3軋輥與軸承
E1立輥軋機由于要進行大側壓量的軋制，所以采用槽形軋輥。采用槽形軋輥的原因，是因為它可以借助槽的側面將大側壓時在板坯兩側所產(chǎn)生的狗骨形凸起擠向板坯中間，以減小在隨后的水平輥軋制中所產(chǎn)生的寬展，提高立輥軋機的側壓效率。
軋輥采用簡支梁結構，軋輥軸承都采用雙列圓錐滾子軸承。軋輥、軸承及軸承座組裝后成套裝入滑架中，隨滑架移動。
軋輥軸承采用自動干油潤滑。由于下軸承座接潤滑油管非常困難，所以在下軸承座下壓蓋的中心處開一個進油孔。從下方插入進油孔中的給油管固定在滑架上，進油孔靠兩個O形密封圈密封，進油孔和給油管上都帶有導錐。換輥時，在成套軋輥放入滑架的過程中給油管就自動地進入進油孔。這樣就解決了下軸承座接潤滑油管困難的問題。
E1的軋輥與軸承裝置見圖2.1：
圖2.1 E1立輥軋機的軋輥與軸承
2.4電動側壓裝置
E1立輥軋機的側壓裝置采用立式電機傳動，使得整個立輥軋機的寬度大為減小。每側的一臺立式電機通過經(jīng)蝸桿互相串連的兩臺蝸輪減速機分別帶動兩根側壓螺絲轉動，實現(xiàn)上、下側壓螺絲的機械同步。裝配預調(diào)時將聯(lián)軸器脫開，即可分別調(diào)整上、下側壓螺絲的伸出長度，這就給側壓螺絲端部間隙的調(diào)整帶來了很大的方便。并且這種傳動結構比齒輪減速機傳動要緊湊得多。
各立輥軋機的左、右兩個側壓裝置之間都設有機械聯(lián)接，完全采用電氣同步，省去了同步軸、離合器等一套復雜笨重的機械同步機構，并給軋輥的對中和換輥操作帶來了很大的方便。
各立輥軋機的側壓裝置中都采用了鉗式制動器，它具有結構緊湊、安裝方便等優(yōu)點。
立輥軋機側壓裝置每側的側壓螺絲極限位置，都靠安裝在上側壓螺絲端部的開關盤和安裝在側壓螺絲保護罩上的兩對接近開關來控制。側壓螺絲的精確位置靠插在下側壓螺絲中心長孔中的位置傳感器來測量，這種位置傳感器的最大測量長度可達10m,測量精度優(yōu)于0.1mm，被測件的移動速度不限。側壓缸活塞的位置檢測也是采用這種傳感器。E1立輥軋機的每個側壓螺絲都配有測壓頭。
側壓平衡缸在正常工作狀態(tài)下始終將滑架拉靠在側壓螺絲上，以消除側壓螺絲和側壓螺母及其它承壓件之間的間隙。側壓螺絲的行程只能保證軋輥在正常開口度下移動，而平衡缸的行程則比側壓螺絲大得多。換輥時側壓螺絲只把軋輥推到萬向接軸處于垂直狀態(tài)的位置，萬向接軸提升后再用平衡缸把軋輥推到軋機中心線處進行換輥。
電動側壓裝置只用于在空載情況下預調(diào)軋輥開口度，而在軋制時電動側壓裝置是不工作的。E1側壓裝置見圖2.2：
圖2.2 E1立輥軋機側壓裝置
2.5側壓缸
由于要在軋制中改變軋輥開口度，進行帶鋼壓下以滿足短行程控制，所以各立輥軋機上都裝有側壓缸。
E1立輥軋機上有4個側壓缸。側壓缸的缸體固定在牌坊上。側壓螺絲穿過側壓缸的活塞和裝在活塞上的側壓螺母。側壓螺母上裝有導向鍵，使側壓螺母和活塞相對于缸體只能作軸向移動而不能轉動。而側壓螺絲與電動側壓裝置的蝸輪之間是靠花健聯(lián)接的，因此在活塞不動的情況下，電動側壓裝置可以通過轉動側壓螺絲來進行軋輥開口度的預調(diào)。而在電動側壓裝置不動的情況下，側壓缸活塞也可以通過側壓螺母帶動側壓螺絲作軸向往復移動，來改變軋輥的開口度。側壓缸在板坯軋制過程中充分發(fā)揮了液壓伺服系統(tǒng)慣性小、反應速度快、傳動效率高的優(yōu)越性進行帶鋼壓下，實現(xiàn)寬度自動控制。另外液壓缸在預調(diào)軋輥開口度時還有輔助電動側壓裝置精調(diào)開口度的作用。
側壓缸活塞的位置用插入活塞后部的位置傳感器來進行檢側,每個缸用兩個位置傳感器，以活塞的軸線為中心對稱布置。在正常情況下，活塞位置取兩個檢側值的平均值。當其中一個失靈時，取另一個的值暫時使用。用側壓缸壓下時必需隨時對上、下側壓缸活塞的位置進行比較，糾正偏差，以保證上下同步。
2.6設備潤滑
E1立輥軋機的主傳動箱、側壓螺絲的花鍵和側壓螺母都采用稀油循環(huán)潤滑，主電機齒輪聯(lián)軸器采用稀油循環(huán)潤滑，側壓傳動箱采用噴油潤滑，其它齒輪聯(lián)軸器均采用常規(guī)潤滑方式。萬向接軸采用手動干油潤滑。此外，其它潤滑部位均采用自動干油潤滑。
3 結構參數(shù)確定
3.1 軋輥工作直徑和輥身長度的確定
立輥軋機的軋輥工作直徑，既是軋機的主要參數(shù)，也是軋輥尺寸的主要參數(shù)。當軋輥的直徑確定以后，軋輥的其他參數(shù)受強度、剛度、或結構上的限制也將隨之確定。
根據(jù)軋輥的咬入條件，軋輥的工作直徑應滿足下式：
（3.1）
式中： ——最大咬入角，與軋輥和扎件間的摩擦系數(shù)有關。由文獻[3，表3 - 1]查得，熱軋帶鋼的。
——壓下量，mm。
（3.2）
當時：
當時：
由文獻[3，表3 - 1]查得，計算得，所以可以取。
由文獻[3，表3 - 2]查得初軋機的，所以軋輥輥身長度為：
取為2640mm。
4 側壓電機的選擇
4.1 側壓螺絲傳動力矩
轉動側壓螺絲所需的靜力矩也就是側壓螺絲的阻力矩，它包括止推軸承的摩擦力矩和螺紋之間的摩擦力矩，其計算公式是：
（4.1）
式中： ——螺紋中徑；
——螺紋上的摩擦角，即，為螺紋接觸面的摩擦系數(shù)， 一般取，故；
——螺紋升角，壓下時用正號，提升時用負號，，t為螺距, ；
——作用在一個側壓螺絲上的力；
——止推軸承的阻力矩；
——螺紋摩擦阻力矩。
止推軸承的阻力矩，對實心軸頸為：
（4.2）
式中： ——側壓螺絲止推軸頸直徑；
——對滑動止推軸頸取。
由于側壓螺絲是水平放置的，當側壓螺絲工作時對其起作用的物體的總質(zhì)量：
軋輥的質(zhì)量+側壓螺絲螺母的質(zhì)量+托架質(zhì)量+各種球面墊和罩體質(zhì)量
所以作用在側壓螺絲上總重量：
又由于軋機的側壓系統(tǒng)在工作時需要潤滑，查文獻[1，第1卷，1 - 23]可知，鋼與鋼之間的滑動摩擦系數(shù)無潤滑劑時為0.15，有潤滑劑時為，本設計取0.1。
又考慮到軋機在長時間工作中不可避免的要受到周圍環(huán)境的影響，如灰塵，油污等會對側壓螺絲起阻礙作用等因素，在處理側壓螺絲阻塞事故時，側壓螺絲所受的力大約是正常軋制力的2.5倍左右，所以作用在一個側壓螺絲上的摩擦力，也是軸向力：
止推軸承的阻力矩：
螺紋間的摩擦力矩：
所以側壓螺絲的阻力矩：
4.2 側壓電機功率
每個側壓電機的傳動電動機功率為：
（4.3）
4.3 選擇側壓電機
由于每個電機需同時帶兩個側壓螺絲工作，所以側壓電機的功率應大于173KW，又綜合考慮軋機的工作環(huán)境為室內(nèi)，周圍空氣溫度為室溫以及軋機的工作制度等，本設計選擇Y315M21-4型防護式三相異步電動機，主要技術數(shù)據(jù)如下：
額定功率=220kw
滿載同步轉速=1500r/min
額定轉速=1000r/min
滿載額定電流=413A
滿載效率=92%
滿載功率因數(shù)=0.88
堵轉電流/額定電流=7
堵轉轉矩/額定轉矩=1.4
噪聲\Db(A)=0
5 主要零件的強度計算
5.1 蝸輪蝸桿的設計與校核
5.1.1 蝸輪蝸桿的設計計算
設計要求：立輥軋機側壓系統(tǒng)蝸桿減速器中的普通圓柱蝸桿傳動，輸入功率，蝸桿轉速，傳動比，工作壽命。立輥軋機為大批量生產(chǎn)，傳動不反向，工作載荷穩(wěn)定，有不大的沖擊。
1、選擇蝸桿傳動類型
根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，本設計采用漸開線蝸桿（ZI）。
2、選擇材料
根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模制造。為節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。
3、按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再按齒根彎曲疲勞強度設計。傳動中心距：
（5.1）
（1）確定作用在蝸輪上的轉矩：
按，查文獻[2，260]估取效率。
（5.2）
（2）確定載荷系數(shù)：
因工作載荷比較穩(wěn)定，故載荷分布不均勻系數(shù)；由文獻[2，表11 - 5 ]選取使用系數(shù)；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)，則：
（5.3）
（3）確定彈性影響系數(shù)：
因選用的是鑄錫磷青銅和鋼蝸桿相配，故。
（4）確定接觸系數(shù)：
先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，由文獻[2，圖11 - 18]中可查得。
（5）確定許用接觸應力：
根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度大于45HRC，由文獻[2，表11 - 7]中查得蝸輪的基本許用應力。
應力循環(huán)次數(shù)：
次 （5.4）
壽命系數(shù)：
則：
（5.5）
（6）計算中心距
取中心距mm，因為，取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑mm。這時，由文獻[2，圖11 - 18]中可查得接觸系數(shù)，因為＜，因此上述計算結果可用。
4、蝸桿與蝸輪主要幾何尺寸計算
（1）蝸桿：
蝸桿頭數(shù)
直徑系數(shù)
齒形角
蝸桿齒頂高 mm
蝸桿齒根高 mm
蝸桿齒高 mm
頂隙 mm
分度圓直徑 mm
齒頂圓直徑 mm
齒根圓直徑 mm
蝸桿導程角
基圓導程角
基圓直徑 mm
軸向齒距 mm
軸向齒厚 mm
法向齒厚 mm
蝸桿齒寬 mm
（2）蝸輪：
蝸輪齒數(shù)
分度圓直徑 mm
變位系數(shù)
齒頂高 mm
齒根高 mm
喉圓直徑 mm
齒根圓直徑 mm
頂圓直徑 mm
蝸輪齒寬 mm
齒頂圓弧半徑 mm
齒根圓弧半徑 mm
分度圓齒厚
節(jié)圓直徑 mm
5、校核齒根彎曲疲勞強度
（5.6）
當量齒數(shù)：
（5.7）
根據(jù)，，由文獻[2，圖11 - 19]中可查得齒形系數(shù)：。
螺旋角系數(shù)： （5.8）
許用彎曲應力： （5.9）
由文獻[2，表11 - 8]中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力：
MPa
壽命系數(shù)：
∴
∴
＜
彎曲強度滿足要求。
5.1.2 蝸桿校核
1、蝸桿受力分析：
圖5.1 蝸桿傳動的受力分析
蝸桿傳動的受力分析和斜齒圓柱齒輪傳動相似。在進行蝸桿傳動的受力分析時，通常不考慮摩擦力的影響。
圖5.1所示是以右旋蝸桿為主動件，并沿圖示的方向旋轉時，蝸桿螺旋面上的受力情況。設Fn為集中作用于節(jié)點P處的法向載荷，它作用于法向截面Pabc內(nèi)(圖5.1a)。Fn可分解為三個互相垂直的分力，即圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa。顯然，在蝸桿與蝸輪間，相互作用著Ft1與Fa2、Fr1與Fr2和Fa1與Ft2 這三對大小相等、方向相反的力（圖5.1c)。
在確定各力的方向時，尤其需注意蝸桿所受軸向力方向的確定。因為軸向力的方向是由螺旋線的旋向和蝸桿的轉向來決定的,如圖5.1a所示，該蝸桿為右旋蝸桿，當其為主動件沿圖示方向(由左端視之為逆時針方向)回轉時，如圖5.1b所示，蝸桿齒的右側為工作面(推動蝸輪沿圖5.1c所示方向轉動),故蝸桿所受的軸向力Fa1(即蝸輪齒給它的阻力的軸向分力)必然指向左端(見圖5.1c下部)。如果該蝸桿的轉向相反，則蝸桿齒的左側為工作面(推動蝸輪沿圖5.1c所示方向的反向轉動),故此時蝸桿所受的軸向力必指向右端。至于蝸桿所受圓周力的方向，總是與它的轉向相反的；徑向力的方向則總是指向軸心的。關于蝸輪上各力的方向，可由圖5.1c所示的關系定出。
（1）當不計摩擦力的影響時，各力的大小可按下列各式計算：
式中： 、——分別為蝸桿及蝸輪上的公稱轉矩，單位為；
、——分別為蝸桿及蝸輪的分度圓直徑,單位為mm；
——軸向力；
——圓周力；
——徑向力。
；
；
計算垂直面內(nèi)的支反力，先假設兩個支反力方向都是垂直向上的，與反向：
式中： 、——垂直面內(nèi)的支反力，N；
——蝸桿齒頂圓直徑。
解得：
（2）計算水平面內(nèi)的支反力，先假設兩個支反力方向是垂直紙面向內(nèi)的，與反向：
式中： 、——水平面內(nèi)支反力，N。
解得：
（3）計算垂直面內(nèi)的彎矩：
式中： 、——垂直面內(nèi)的彎矩，。
（4）計算水平面內(nèi)的彎矩：
式中： ——水平面內(nèi)的彎矩，。
（5）計算總彎矩：
蝸桿的轉矩：
圖5.2 蝸桿彎矩扭矩圖
2、按彎扭合成應力校核蝸桿的強度
進行校核時，通常只校核蝸桿上承受最大彎矩和扭矩的截面，即危險截面I的強度。蝸桿的彎扭合成強度條件為：
（5.10）
式中： ——蝸桿的計算應力，MPa；
——蝸桿所受的彎矩，；
——蝸桿所受的扭矩，；
——蝸桿的抗彎截面系數(shù)，，由文獻[3，表15 - 4]查得：
——對稱循環(huán)變應力時蝸桿的許用彎曲應力，由文獻[3，表15 - 1]查得45鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后的許用彎曲應力。
取，蝸桿的計算應力為：
＜
故安全。
3、精確校核蝸桿的疲勞強度
（1）判斷危險截面：
從受載的情況來看，截面I上的應力最大，但雖然應力最大，但應力集中不大，過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端，而且這里蝸桿的直徑最大，故截面I不必校核。截面II受力小而且直徑比截面III大，所以也不必校核。截面III受力最大而且直徑最小，故應校核截面III。
（2）截面III左側：
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
截面III左側的彎矩為：
截面III上的扭矩為：
截面上的彎曲應力：
截面上的扭轉切應力：
蝸桿的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻[3，表15 - 1]查得：
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)和由圖5.3和圖5.4查取。由于，，可查得：
圖5.3 軸肩圓角處彎曲應力集中系數(shù)圖
圖5.4 軸肩圓角處扭轉應力集中系數(shù)圖
又由文獻[3，附表3 - 1]查得蝸桿材料的敏性系數(shù)為：
故有效應力集中系數(shù)為：
由圖5.5查得碳鋼尺寸系數(shù)和扭轉尺寸系數(shù)：
圖5.5 鋼的尺寸系數(shù)
蝸桿按磨削加工，由圖5.6查得表面質(zhì)量系數(shù)為：
1-拋光；2-磨削；3-精車；4-粗車；5-鍛造表面
圖5.6 各種加工的表面質(zhì)量系數(shù)
蝸桿的表面未經(jīng)強化處理，即：
所以綜合系數(shù)值為：
由文獻[3，§3 - 1和§3 - 2]查得碳鋼的特性系數(shù)：
，取
，取
計算安全系數(shù)值：
（5.11）
（5.12）
＞ （5.13）
故可知蝸桿在截面III左側是安全的。
（3）截面III右側
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
彎矩及彎曲應力為：
扭矩及扭轉切應力為：
過盈配合處的值，由圖5.7查出，并取，于是得：
圖5.7 零件與軸過盈配合處的值
蝸桿按磨削加工，由圖5.6查得表面質(zhì)量系數(shù)為：
故得綜合系數(shù)為：
所以蝸桿在截面III右側的安全系數(shù)為：
（5.14）
（5.15）
＞ （5.16）
故蝸桿在截面III右側也是安全的。
5.1.3 蝸桿的剛度計算
蝸桿受力后如產(chǎn)生過大的變形，就會造成輪齒上的載荷集中，影響蝸桿與蝸輪的正確嚙合，所以蝸桿還須進行剛度校核。校核蝸桿的剛度時，通常是把蝸桿螺旋部分看作以蝸桿齒根圓直徑為直徑的軸段，主要是校核蝸桿的彎曲剛度，其最大撓度（單位為mm）可按下式作近似計算，并得其剛度條件為：
（5.17）
式中： ——蝸桿所受的圓周力，N；
——蝸桿所受的徑向力，N；
——蝸桿材料的彈性模量，由文獻[3，16 - 210]查得；
——蝸桿危險截面的慣性矩，，單位為mm，其中為蝸桿齒根圓直徑，mm；
——蝸桿兩端支承間的跨距，單位為mm，視具體結構要求而定，初步計算時可取，為蝸輪分度圓直徑；
——許用最大撓度，，此處為蝸桿分度圓直徑，單位為mm。
計算得：
∴
＜
故蝸桿剛度合格。
5.1.4 蝸桿傳動的效率和散熱計算
1、蝸桿傳動的效率
閉式蝸桿傳動的功率損耗一般包括三部分，即嚙合摩擦損耗、軸承摩擦損耗及浸入油池中的零件攪油時的濺油損耗。因此總效率為：
（5.18）
式中，、、分別為單獨考慮嚙合摩擦損耗、軸承摩擦損耗及濺油損耗時的效率。而蝸桿傳動的總效率，主要取決于計入嚙合摩擦損耗時的效率。本設計蝸桿為主動件，所以：
（5.19）
式中： ——普通圓柱蝸桿分度圓柱上的導程角；
——當量摩擦角，其值根據(jù)滑動速度由文獻[3，表11 - 8]中選取。
滑動速度：
式中：——蝸桿分度圓的圓周速度，；
——蝸桿分度圓直徑，mm；
——蝸桿的轉速，r/min。
由文獻[3，表11 - 8]經(jīng)插值法求出。
∴
由于軸承摩擦及濺油這兩項功率損耗不大，一般取，則總效率為：
2、蝸桿傳動的散熱計算
蝸桿傳動由于效率相對較低，所以工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦損失，甚至發(fā)生膠合。所以，必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量等于同時間內(nèi)的散熱量的條件進行散熱計算，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內(nèi)。
由于摩擦損耗的功率，則產(chǎn)生的熱流量（單位為）為：
（5.20）
式中為蝸桿傳遞的功率，單位為KW。
以自然冷卻方式，從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中去的熱流量為：
（5.21）
式中：——箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可取 ，當周圍空氣流通良好時，取偏大值；
——內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，而外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積，單位為，由圖紙查證；
——油的工作溫度，一般限制在，最高不應超過；
——周圍空氣的溫度，常溫情況可取為。
按散熱平衡條件，可求得在既定工作條件下的油溫為：
由于＜，滿足散熱條件。
5.1.5 精度等級和表面粗糙度的確定
考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB 10089—1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為c，標注為8c GB 10089—1988，齒面粗糙度。
5.2 滾動軸承的選擇和壽命計算
5.2.1 滾動軸承的選擇
考慮到蝸桿的轉速屬于中速，以及蝸桿在工作時是雙向的，所以軸承需要承受徑向力和雙向的軸向力，故選擇雙列圓錐滾子軸承，代號35000型。又根據(jù)蝸桿上安裝軸承處的直徑，由文獻[1，第3卷，表20.6 - 20]選擇靠近蝸桿上部的軸承1的具體型號為352226 E，基本尺寸，極限轉速；靠近蝸桿下部的軸承2的具體型號為352028 X2，基本尺寸，極限轉速。考慮到兩軸承支點間的跨距較大，采用軸承1固定，軸承2游動的支承結構，見圖5.8。
圖5.8 軸承布置與受力圖
5.2.2 滾動軸承壽命計算
對軸承1：
∵＞
由文獻[1，第3卷，表20.6 - 20]查得，軸承1的計算系數(shù)，，基本額定載荷，所以：
（5.22）
軸承1的壽命：
（5.23）
式中：——溫度系數(shù)，由前面的計算可知蝸桿工作時散熱良好，工作溫度小于，由文獻[1，第3卷，表20.2 - 9]查得；
——壽命指數(shù)，對滾子軸承。
對軸承2：
∵＞
由文獻[1，第3卷，表20.6 - 20]查得，軸承2的計算系數(shù)，，基本額定載荷，所以：
軸承2的壽命：
由于立輥軋機的工作形式為大批量生產(chǎn)，每軋制一批剛才只需調(diào)整一次軋輥間隙，側壓系統(tǒng)的利用率不高，故滾動軸承的壽命合格。
5.3 側壓螺絲與螺母設計計算
5.3.1 側壓螺絲的設計計算
1、側壓螺絲螺紋外徑的確定
從強度觀點分析，側壓螺絲外徑與軋輥的輥徑承載能力都與各自的直徑平方成正比關系，而且二者均受同樣大小的軋制力（對板帶軋機，——總軋制力）。因此，經(jīng)驗證明二者存在以下的關系：
式中： ——側壓螺絲的外徑，mm；
——軋輥的輥徑，mm。
根據(jù)已知條件，軋輥輥徑mm，
∴mm
查文獻[1，第1卷，5 - 434]確定mm。
確定之后根據(jù)自鎖條件再確定側壓螺絲的螺距：
（5.24）
式中： ——螺紋螺距，mm；
——螺紋升角。
根據(jù)自鎖條件要求， ，則：
mm
取mm。
當和確定后，查文獻[1，第1卷]確定側壓螺絲的其他參數(shù)。本設計選用梯形螺紋，單線螺紋，梯形螺紋基本牙型見圖5.9。
注：圖中所示P即螺距t。
圖5.9 梯形螺紋基本牙型
梯形螺紋其他參數(shù)計算如下：
基本牙型高度 mm
牙頂間隙 mm
外螺紋牙高 mm
內(nèi)螺紋牙高 mm
牙頂高 mm
外螺紋中徑 mm
內(nèi)螺紋中徑 mm
外螺紋小徑 mm
內(nèi)螺紋小徑 mm
內(nèi)螺紋大徑 mm
外螺紋牙頂圓角
牙底圓角
2、側壓螺絲的強度校驗
由螺紋外徑確定出其內(nèi)徑后，便可按照其強度條件對側壓螺絲進行強度校驗。
（5.25）
式中： ——側壓螺絲實際計算應力，MPa；
——每個側壓螺絲所承受的軋制力，軋機主傳動系統(tǒng)的軋制力為3525.784KN，所以KN；
——側壓螺絲外螺紋內(nèi)徑，mm；
——側壓螺絲材料的許用應力，MPa。
又有：
（5.26）
式中： ——側壓螺絲材料的抗拉強度極限（MPa）。本設計采用的側壓螺絲材料為42CrMo，查文獻[1，第1卷，3 - 47]得其MPa。
——側壓螺絲的安全系數(shù)，通常選用，本設計選。
∴MPa
MPa＜
所以側壓螺絲的強度滿足要求。
5.3.2 側壓螺絲形狀設計
側壓螺絲一般由頭部、本體和尾部三個部分組成。
頭部與上軋輥軸承座接觸，承受來自輥徑的壓力和上軋輥平衡裝置的過平衡力。為了防止端部在旋轉時磨損并使上軋輥軸承具有自動調(diào)位能力，側壓螺絲的端部做成凸型球面形狀，并與球面銅墊接觸形成止推軸承。本設計的側壓螺絲頭部形狀設計成裝配式的，使用滑動的止推銅墊，減小側壓電機功率和增加啟動速度，見圖5.10。
1-球面墊 2-均壓墊
圖5.10 側壓螺絲的止推端部
側壓螺絲的本體部分帶有螺紋，它與側壓螺母的內(nèi)螺紋配合以傳遞運動和載荷。本設計側壓螺絲的螺紋采用梯形單線螺紋。
側壓螺絲的尾部是傳動端，承受來自電動機的驅(qū)動力矩。本設計側壓螺絲的尾部斷面形狀為花鍵形，優(yōu)點是承載能力大，尾部強度削弱的少，見圖5.11。
圖5.11 側壓螺絲的尾部形狀
5.3.3 側壓螺母的結構尺寸設計
1、側壓螺母高度H與外徑D的確定
（1）側壓螺母高度H的確定
本設計選用側壓螺母的材料為ZCuZn25Al6Fe3Mn3（鑄鋁黃銅），對這種材料其薄弱環(huán)節(jié)是擠壓強度較低，因此，側壓螺母高度H應按螺紋擠壓強度來確定，其擠壓強度條件如下：
（5.27）
式中： ——螺紋受力面的單位擠壓應力，MPa；
——側壓螺絲軸頸上的最大壓力，N；
——側壓螺母中的螺紋圈數(shù)；
——側壓螺絲的螺紋外徑，mm；
——側壓螺絲的螺紋內(nèi)徑，mm；
——側壓螺母與螺絲的內(nèi)徑之差，mm；
——側壓螺母材料的許用單位壓力，MPa。
由公式（5.27）先求出側壓螺母的螺紋圈數(shù)后，其高度便可由下求得：
（5.28）
由生產(chǎn)實踐得知可由以下的經(jīng)驗公式首先確定一個預選數(shù)值，然后再由公式（5.27）進行擠壓強度校驗，方能最后確定數(shù)值。
通?？捎上率筋A選：
mm
取mm。
又側壓螺絲的滑動速度：
屬于低速運動，再根據(jù)側壓螺母的材料鑄鋁黃銅ZCuZn25Al6Fe3Mn3,由文獻[1，第 1 卷]查得側壓螺母的許用單位壓力。
∴
＜
∴側壓螺母的高度可設定為432mm。
（2） 側壓螺母外徑D的確定
作用在側壓螺絲上的軋制力通過側壓螺母與機架上橫梁中的螺母孔的接觸面?zhèn)鹘o了機架，因此，側壓螺母的外徑應按其接觸面的擠壓強度來確定，即：
（5.29）
式中： ——側壓螺母接觸面上的單位壓力，MPa；
——側壓螺母上的最大作用力，N；
——側壓螺母的外徑，mm；
——側壓螺絲通過的機架上橫梁孔的直徑，本設計設定為360mm；
——側壓螺母材料的許用擠壓應力，一般對于黃銅MPa。
同樣可由下面的經(jīng)驗公式確定：
取=540mm。
∴
＜
所以側壓螺母的外徑可設定為540mm。
5.3.4 側壓螺母的形式及材質(zhì)的選用
一般側壓螺母均承受巨大的軋制力，因此要選用高強度的鑄造銅合金，本設計選用鑄鋁黃銅ZCuZn25Al6Fe3Mn3。側壓螺母的形式很多，在大型軋機上為了盡量給國家節(jié)約有色金屬，選用單箍圈螺母，如圖5.12。
1-側壓螺母 2-箍圈
圖5.12單箍圈組合式螺母
箍圈由高強度鑄鐵鑄成，以H7/m6的過渡配合套在黃銅的螺母基體上以后，再加工螺母外徑和端面。高強度鑄鐵的彈性模數(shù)與鑄銅的接近，這就能保證在受壓時，箍圈和螺母本體均勻變形。高強度鑄鐵還有較好的塑性，裝配時，箍圈不易破裂。這一點灰口鑄鐵是無法保證的。
箍圈不采用熱裝配，因為箍圈冷卻后與螺母的臺階端面之間會產(chǎn)生間隙。如果工藝上需要熱裝，則冷卻后再一次將箍圈壓實。
為了便于拆卸，螺母與機架鏜孔的配合采用H8/f9級動配合。為將螺母固定在機架的鏜孔內(nèi)，常采用壓板裝置。壓板嵌在螺母和機架的凹槽內(nèi)，用雙頭螺栓固定。如圖5.14。
圖5.14 側壓螺母固定方式
6 潤滑系統(tǒng)
6.1 蝸桿傳動的潤滑
潤滑對蝸桿傳動來說，具有特別重要的意義。因為當潤滑不良時，傳動效率將會顯著降低，并且會帶來劇烈的磨損和產(chǎn)生膠合破壞的危險，所以往往采用粘度大的礦物油進行良好的潤滑，在潤滑油中還常加入添加劑，使其提高抗膠合能力。
1、潤滑油：
由于本設計采用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，由文獻[2，表10 - 11]選用工業(yè)齒輪油（SY 1172—88），牌號150。
2、潤滑油粘度及給油方法：
由于蝸桿傳動為閉式傳動，根據(jù)蝸桿的相對滑動速度和載荷類型，采用噴油潤滑方式給油，由于蝸桿是雙向轉動，所以兩邊都有噴油嘴，噴油壓力為0.7MPa，噴油嘴要對準蝸桿嚙入端。潤滑油粘度為150 。
6.2 滾動軸承的潤滑
與蝸桿的潤滑相同，都采用噴油潤滑。
6.3 滾動軸承的密封
采用唇形密封圈。在軸承蓋中，放置一個用耐油橡膠制的唇形密封圈，靠彎折了的橡膠的彈力和附加環(huán)形螺旋彈簧的扣緊作用而緊套在軸上，起到密封作用。為了封油，唇形密封圈的密封唇要對著軸承朝內(nèi)，見圖6.1。
1-唇形密封圈
圖6.1 用唇形密封圈密封滾動軸承
6.4 側壓螺母的潤滑
側壓螺母用稀油潤滑，循環(huán)油從開在靠近上端面的徑向油孔送入螺紋，在螺紋孔內(nèi)沿軸向還開有油槽，以便潤滑油能流入每一圈螺紋。
結論
經(jīng)過三個多月的畢業(yè)設計，通過下廠實習及各種分析設計工作，對立輥軋機從利性認識上升到感性認識，對熱軋帶鋼生產(chǎn)過程有了深刻的理解，對立輥軋機的工作原理及工作的方式都有了新的認識。通過本次設計，對本專業(yè)所學過知識有一個綜合的應用，雖然在設計的過程中遇到不少的困難，但最后都一一的克服，從資料的查找到設計計算，每個過程都讓我深深的體會到，知識只有加以運用，才能真正的吸收，理解，在設計中我選擇的側壓電機以及蝸輪蝸桿減速器，側壓螺絲、螺母都符合使用的要求，可以在實際生產(chǎn)中使用。這次畢業(yè)設計教會了我獨立思考，獨立解決問題的方法，在我以后的工作，學習以及生活中都會讓我受益匪淺。
致謝
在本設計即將完成之時，在這里要特別感謝我的指導教師汪曦副教授，在做整個畢業(yè)設計的過程中她給予了我很多重要又及時的幫助與指導，從設計開始的資料收集到結束時的收尾整理，汪老師都教給了我方法并指明方向，可以說，沒有汪老師的幫助我不能在預期的時間內(nèi)順利完成這個設計的。再次感謝汪老師??！
同時還要感謝和我一組的那些同學們，在設計過程中你們給了我很多有參考性的意見，謝謝你們！！
參考文獻
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