φ950可逆式轧机压下系统的设计

950可逆式轧机压下系统的设计

摘要

随着世界经济的迅猛发展，市场对钢铁的需求量随着提高，对质量的要求也不断的提高，轧钢生产中，初轧机无可替代，初轧机起着很关键的作用，而在初轧机中，压下系统装置尤为重要，此文中设计的是φ950可逆式轧机的压下系统。在文中大致的介绍初轧机发展的情况以及发展的趋势，了解φ950可逆式轧机的主传动，考虑压下螺丝的阻塞问题, 确定了φ950可逆式轧机的压下系统的方案选择，通过φ950钢坯轧制表中断面尺寸和压下量计算轧制力，确定压下系统合适的电机、减速机、联轴器、以及压下系统中重要的零件部分, 压下螺丝和压下螺母的尺寸，通过计算对压下螺丝和压下螺母进行校核，除此之外，设计合适尺寸的蜗轮蜗杆，最后说明一下机械设备的润滑、环保、以及经济性分析。

关键词：压下系统; 涡轮蜗杆; 校核

Design of 950 reversible mill system

Abstract

With the rapid development of the world economy, market demand for iron and steel with the increase, of quality requirements are also constantly improve rolling production, blooming mill is irreplaceable, blooming mill plays a very crucial role, and in blooming mill, the pressure system device is particularly important. In this paper, the design of the is Phi 950 reversing mill pressure system. In this paper we introduce the bloomingmill development situation and development trend, understand the main drive with 950 reversible rolling mill, considering blocking screw, determine the choice of the 950 reversible rolling mill press down system, the section size of phi 950 billet rolling table and calculating rolling force, pressure system determine the appropriate motor, reducer, coupling, and some important parts of the system under pressure, pressure screw and nut size under pressure, through the calculation of the pressure screw and nut pressure check, in addition, the design of suitable worm size, the analysis of mechanical equipment lubrication, environmental protection, and economic.

Keywords : pressure system；turbine worm；check

摘要 ................................................................................................................ 错误！未定义书签。 Abstract . ............................................................................................................... 错误！未定义书签。 1 绪论 .................................................................................................................................... 1

1.1 初轧机的作用和生产要点 . ......................................................................................... 1

1.2 我国初轧机的发展情况 . ............................................................................................. 1

1.3 初轧机的发展趋势 . ..................................................................................................... 1

1.4 Φ950可逆式轧机性能 ................................................................................................ 1

1.5 压下系统的作用及种类 . ............................................................................................. 2

1.6 压下螺丝的阻塞事故及压下螺丝的自动旋松 . ......................................................... 2

1.7 课题的研究内容与方法 . ............................................................................................. 3 2 设计方案的确定 ............................................................................................................ 4

2.1 压下装置的选择 . ......................................................................................................... 4

2.2 压下电动机的选择 . ..................................................................................................... 4

2.3 压下系统减速器及联轴器的选择 . ............................................................................. 5

2.4 压下螺丝和压下螺母的选择 . ..................................................................................... 5

2.4.1 压下螺丝的选择 . ............................................................................................... 5

2.4.2 压下螺母的选择 . ............................................................................................. 5 3 力能参数的计算 ............................................................................................................ 6

3.1 平均单位压力 . ............................................................................................................. 6

3.1.1 轧制时接触弧上平均单位压力 . ..................................................................... 6

3.1.2 轧制力矩的计算 . ........................................................................................... 10 4 压下装置的设计及计算 ............................................................................................ 13

4.1 压下螺丝的设计计算 . ............................................................................................... 13

4.1.1 压下螺丝螺纹外径的确定 . ............................................................................. 13

4.1.2 压下螺丝最小断面直径d 的计算 . ................................................................. 13

4.1.3 压下螺丝的校核 . ............................................................................................. 14

4.1.4 压下螺母的计算及校核 . ................................................................................. 14

4.2 压下螺丝的传动力矩 . ............................................................................................... 15

4.3 压下电动机的选择 . ................................................................................................... 17

4.4 压下装置自锁的校核及松脱的措施 . ....................................................................... 18 5 蜗轮与蜗杆的设计...................................................................................................... 19

5.1蜗轮的设计 . ................................................................................................................ 19

5.2 蜗轮的校核 . ............................................................................................................... 22

5.3 热平衡计算 . ............................................................................................................... 22 6 主要零件的强度校核 . ................................................................................................ 24

6.1 蜗杆轴的强度校核 . ................................................................................................... 24

6.1.1 蜗杆所受载荷的计算 . ..................................................................................... 24

6.1.2 蜗杆轴支点受力分析 . ..................................................................................... 24

6.1.3 蜗杆轴上力矩的计算 . ..................................................................................... 25

6.1.4按弯扭合成校核轴的强度 . .............................................................................. 26

6.1.5精确校核的疲劳强度 . ...................................................................................... 27

6.2键的强度校核 . ............................................................................................................ 31

6.2.1键的选择 . .......................................................................................................... 31

6.2.2键联结强度的计算 . .......................................................................................... 31

6.3轴承的寿命计算 . ........................................................................................................ 32

6.3.1轴承的选择 . ...................................................................................................... 32

6.3.2寿命计算 . .......................................................................................................... 33 7 轧钢机械的润滑 . .......................................................................................................... 36

7.1 轧钢机械的润滑 . ....................................................................................................... 36

7.1.2 润滑的方法 . ..................................................................................................... 36

7.1.3 润滑的功能 . ..................................................................................................... 36

7.1.4 Φ950可逆式轧机部件的润滑方式 ................................................................ 36 8 设备的可靠性与经济性分析 . .................................................................................... 38

8.1设备的平均寿命 . ........................................................................................................ 38

8.2设备的有效度 . ....................................................................................... 错误！未定义书签。 8.3设备的经济寿命 ........................................................................................................................ 38 结束语 . .................................................................................................................................. 39 致谢 . ........................................................................................................................................ 40 参考文献 ............................................................................................................................... 41

1 绪论

1.1 初轧机的作用和生产要点

1、初轧机的作用：

最短的时间里，初轧机是用最少的轧制道次，使钢锭轧制成规定尺寸的高品质高精度的坯材的一种轧机。

2、生产要点：

在不会产生裂纹的范围内，提高压下量，确定合适的钢坯尺寸关系，轧辊的调整和轴承的安装维修精度要高。让轧辊能够充分冷却，但一定要防止钢坯降温，正确的孔型设计，并且操作必须要熟练。

1.2 我国初轧机的发展情况

20世纪70年代初期，初轧机的轧辊的直径增大到1500mm ,1959年，我们国家开始对开坯机开始独立设计，制成的开坯机有700mm 、750mm 、825mm 、850/650mm 、等初轧机。20世纪80年代，连铸技术迅猛发展，在发展的同时，连铸连轧的生产工艺和设备逐渐完善，初轧机职能开始转变成配合连铸，弥补连铸关于钢种方面和和规格方面的不足。我国拥有1000mm 以上的大型的初轧机有七套，除此，750～850mm 小型的初轧机有八套，一把用于合金钢厂，650mm 轧机是中小钢厂的主要开坯设备。

整体看来，随着科技的迅猛发展，我国轧钢机械正在往连续高速度、自动化、大型化方向发展。

1.3 初轧机的发展趋势

随着改革开放，我国的钢铁事业迅猛发展，工艺流程逐渐优化，初轧机整向着自动化、高速化方向发展，并且现在正向着连续、大型、紧凑、这些方面发展。目前初轧机自动化发展较快，已逐步采用了自动控制，在生产中，提高了钢坯的质量，时间上，缩短了辅助机械工作的时间，除此以外，初轧机大型化是指正向着大辊径。大功率迈进，最高的年产量可达500~600万。

1.4 Φ950可逆式轧机性能

Φ950可逆式轧机性能：

轧机型式：二辊可逆式轧机

原料规格：280⨯280/280⨯380/320⨯410mm

轧辊直径：Φ900～Φ1050mm

轧辊重量：22.747t

辊颈直径：Φ560mm

轧制速度：0~5.5m/s

轧辊最大开口度：550mm

下辊轴向调整量：±5mm

压下速度：10-80mm/s

轧辊平衡形式：液压

轧辊材质：60CrMnMo 锻钢

轧辊转速：0～70-120r/min

轧辊轴承型号：四列滚子轴承FCD112164630

1.5 压下系统的作用及种类

压下装置是轧辊调整装置，它的作用是调整轧辊相对于机架中的位置，来确保要求的压下量、精确的轧件尺寸和正常的轧制条件。

压下装置种类很多，包括：手动的、电动的和液压的。一般情况下，手动压下装置

【1】用在型钢轧机上。小带钢轧机也可以使用这种的压下形式。

1.6 压下螺丝的阻塞事故及压下螺丝的自动旋松

1、如果压下行程很大，压下速度高，并且是不带钢压下，这样生产时很容易发生压下螺丝阻塞事故，一般主要是由于压下量特别大，或者由于误操作使两辊过分压靠或上辊超限提升造成的，压下螺丝无法退回，此时压下螺丝上的载荷超过了压下电机允许的能力，电动机无法启动。在轧机设计时，考虑发生阻塞事故时的回松措施是十分必要的，在设计时，回松力可按每个压下螺丝上最大轧制力的1.6～2.0倍考虑。

2、压下螺丝自动旋松问题一般发生在初轧机上，在轧制过程中，停止转动的压下螺丝自动旋松，辊缝值产生变动，导致轧件的厚薄不均，对轧件质量造成很大影响。压下螺丝回松的原因是:为了能使初轧机的快速压下，压下螺丝的螺距取得较大，螺丝升角大于或接近螺丝、螺母间的摩擦角，加上采用圆柱齿轮传动，因此在轧制过程中压下机构的自锁容易破坏。加大螺丝的摩擦阻力矩是防止螺丝自动旋松的主要办法。并且，不

采用过大的压下量和咬入速度以及减小冲击，对防止压下螺丝自动旋松是有利的。

1.7 课题的研究内容与方法

此次毕业设计的内容是鞍钢大型厂的φ950可逆式轧机压下系统的设计，我设计的主要内容有轧制力矩的计算、压下系统的装置及计算、主要零部件的校核，其中主要零部件的计算包括：压下螺丝螺母的强度计算和校核、蜗轮蜗杆的计算和校核。设计方法：通过到鞍钢大型厂实习，让我对φ950可逆轧机外形有了初步的了解。通过现场的工程师对轧机讲解，我有了更深一步了解，也对该轧机的压下系统有了更深的认识。我通过鞍钢的工程师了解到φ950可逆式轧机的压下装置构造。这对于我的设计有很大的帮助。确定方案，计算合适压下系统参数、选择合适的电机、减速器和联轴器。并绘制图纸，完成说明书。

2 设计方案的确定

2.1 压下装置的选择

1、对于Φ950可逆式轧机的压下装置，在轧制的过程中，金属产生塑性变形，上轧辊必须快速、大行程、每一个道次都要上下移动，因为Φ950可逆式轧机的压下装置属于径向调整装置因此设计时，选用快速电动压下装置，对于快速压下装置，就是利用压下螺丝和压下螺母来移动轧辊。

图中1：电机 2：联轴器 3：减速器 4：压下螺丝 5：蜗轮蜗杆

图2.1压下机构简图

2、快速压下装置工艺特点：

轧机的工作行程大、快速并且频繁地对轧辊进行升降，在轧辊调整时，不“带钢”压下，即不带轧制负荷压下。

因此，对压下装置来说，它的传动系统惯性要求必须要小，因为这样便于在频繁的启动或者频繁的制动情况下能够完成快速调整；由于工作条件繁重，要求要有较高的传动效率和工作可靠性，确保稳定运行。

2.2 压下电动机的选择

电动机有交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机能够在重负载条件下，能够保持均匀、平滑的无级调速，并且调速的范围很宽，起动力矩大，经济实用。

所以，适合要求均匀调节转速的重载机械，选用直流电动机拖动是极好的。所以 950可逆式轧机选择直流电动机。

2.3 压下系统减速器及联轴器的选择

1、减速器的作用是为了降低转速、传递动力、增大转矩。减速机这种减速传动装置在现代机械广泛应用。一般有齿轮减速器，蜗轮蜗杆减速器、行星齿轮减速器。涡轮蜗杆的优点是工作平稳，结构紧凑，传动比很大，并且，具有自锁功能，传递中能够旋转90度方向。能满足快速压下的要求，所以该设计可以用蜗轮蜗杆减速器。

2、在近代轧钢机或大型轧钢机的传动系统中，广泛地采用齿轮联轴器。这是因为齿轮联轴器的结构简单、紧凑，制造容易并具有很高的精度，摩擦损失小，能传递很大的扭矩，有良好的补偿性能和一定程度的弹性等特点。所以本设计采

【2】用齿轮联轴器。

2.4 压下螺丝和压下螺母的选择

在轧机中压下螺丝和压下螺母是电动压下装置中的非常重要的零件。压下螺丝和压下螺母的选用也是至关重要的

2.4.1 压下螺丝的选择

压下螺丝，广泛用于中厚板轧机、板带轧机、初轧机等轧机，因其辊缝调节速度快。承载能力大。压下螺丝安全可靠，对于整个轧机的稳定作业率关系很大，压下传动螺纹副在可以调节辊缝大小在过平衡力作用，静止状态下压下螺丝传递轧制力或轧制力矩。防止上辊平衡装置的过平衡力，在旋转时防止端部的磨损，并且使上辊轴承有自动调位能力。通常压下螺母都要承受巨大的轧制力，所以要用高强度的材料在作为原料，同时由于压下螺母和蜗轮是一体的，所以选择ZCuAl10Fe3。

2.4.2压下螺母的选择

在轧钢机座中，压下螺母是重量较大的非常容易损坏的零件。压下螺母一般用比较贵重的高强度的青铜（ZQA19-4、ZQSn8-12、ZQSn10-1）或黄铜（ZHA166-6-3-2）铸造而成。近年来，我国大型轧机使用广泛的是组合式螺母，这样是为了节省有色金属。被加箍的螺母，相对来说比较经济，其工作性能不次于整体的铸青铜螺

【1】母。因此，该设计选用无锡青铜ZQAL9-4的双镶套螺母。

3 力能参数的计算

3.1 平均单位压力

典型的钢件：20CrMnTiH

含量：C =0. 20%,Mn =1. 0%,Cr =1. 2%,Ti =0. 07% 如下表3.1为Φ950钢坯轧制图表：

表3.1 Ф950钢坯轧制图表 (mm) 铸坯规格：280⨯380 道次孔型 0 1 2 3 4 5 6 7

I I I I III III III

指针读数 180 120 100 30 110 60 30

断面尺寸高度 380 330 270K 240 180K 240 190K 160

宽度 280 300 300 200 200

50 60 60 60 60 50 40

20 30 20 10

压下量

宽展量

3.1.1 轧制时接触弧上平均单位压力

因为接触弧上单位压力的是分布不均匀的，为了便于计算，一般均以单位压力的平均值——平均单位压力来计算轧制总压力。

从文献[1]可知，计算轧制时的平均单位压力：

P m =(1+m )(k +ηu )

(3.1)

式中：m ——考虑外摩擦对单位压力的影响系数；

k ——轧制材料在静压缩时变形阻力，MPa ； η——轧件粘性系数，kg·s/mm2； u ——变形速度，s -1。

计算第一道次： m=

1. 6μR (h 0-h 1) -1. 2(h 0-h 1)

h 0+h 1

(3. 2)

式中：μ——摩擦系数。钢轧辊μ=1.05-0.0005t ；

t ——轧制温度；t=1110℃；

h 0、h 1——轧制前后轧件的高度，mm ； R ——轧辊半径，mm ； μ=1.05-0.0005⨯1110=0.50 R =950/2=475mm h 0=380mm，h 1=330mm 数据代入公式(3.2)中得：

m =0.089

1、Pomp 热轧方坯的试验数据，可以得到k (MPa)的计算公式：

k =(14-0.01t)[1. 4+ω(C ) +ω(Mn ) +0. 3ω(Cr ) ]⨯9. 8

(3.3)

式中： t ——轧制温度，℃；

——碳的质量分数，%； ω（C ）

ω(Mn)——锰的质量分数，%； ω(Cr)——铬的质量分数，%；

把数据代入公式(3.3)中：k ≈84.123 2、轧件的粘度系数η(kg ·s/mm 2) 计算：

η=0.01(14-0.01t)c

(3.4)

式中： c ——考虑轧制时轧制速度对粘度系数η的影响系数，由文献[1]可知，其值如下：

表 3.1 轧制速度——系数c

轧制速度v/（m ·s -1）

系数c

6～10 0.8

10～15 0.65

15～20 0.60

即最大轧制速度:

nd max =110r /min =110πD /60m /s

=110⨯3.14⨯0.95/60 m/s ≈5.469m/s

取c =1.0

由公式(3.4)计算得η=0.01⨯(14-0.01⨯1110) ⨯1.0

=0.029 kg ·s/mm2

3、轧制过程中变形速度：

∆h

u ≈R

h h

0+1

式中： v ——轧制速度，mm/s；

h 0,h 1——轧制前、后轧件的高度，mm ； R ——轧辊半径，mm 。

∆h= h0-h 1=380-330=50mm

v=5.5m/s

代入(3.5)式得：u ≈5.027 s -1 代入(3.1)式得：p m =(1+m)(k+ηu)

=(1+0.089)⨯(84.123+0.029⨯5.027)=91.77MN 同理，依次代入计算出其它道次的数据，列表3.2

表3.2 各道次数据

(3.5)

道次 m k

P m (kg ·s/mm2)

(M ⋅N ) 1 0.089 84.123 0.029 5.027 91.77 2 0.105 87.024 0.030 6.516 96.378 3 0.122 92.826 0.032 7.240 104.411 4 0.163 98.627 0.034 9.308 115.071 5 0.132 104.429 0.036 7.240 118.509 6 0.170 110.230 0.038 8.30 129.338 7

0.204

116.032

0.040

8.867

143.973

轧制平均单位压力P m 与轧件和轧辊接触面积F 乘积便是轧件对轧辊的总压力P

P =P m ⋅F 接触面积F 的一般形式为： F =b 0+b 1

l 式中：l — 接触弧长度的水平投影； b 0、b 1 — 轧制前后轧件的宽度。

由文献[1]可知，（不考虑弹性压扁）接触弧长度的水平投影公式为：

l =R ⋅sin α≈R ⋅∆h 式中：R — 轧辊半径；

Δh — 压下量。代入式（3.7）、（3.8）中得：

l =R ⋅∆h =475⋅50=154. 11mm

F =

b 0+b 1⋅l =280+280

⋅154. 11=43150. 8mm 222

将F 代入式（3.6）中得：

P =P m ⋅F =91. 77⋅43150. 8=3. 96M ⋅N

同理其余道次，列表3.3

3.6）3.7）3.8）（

（（

道次

b 0

b 1

表3.3 各道次数据 b

∆h

(mm )

P =P m bl (M ⋅N )

1 2 3 4 5 6 7

280 280 270 270 180 180 190

280 300 270 300 180 200 200

280 290 270 285 180 190 195

50 60 60 60 60 50 40

154 169 169 169 169 154 138

3.96 4.723 4.764 5.542 3.605 3.784 3.874

3.1.2 轧制力矩的计算

一般情况下，在轧钢生产中对于简单的轧制过程，轧制压力的作用下，轧件发生塑性变形，此时，作用力与反作用力的方向相反，力的大小相等，因此两个轧辊对轧件产生的法向作用力N 1、N 2和产生的摩擦力T 1、T 2的合力P 1、P 2大小相等而方向相反，力的作用点在一条直线上，该直线垂直于轧制中心线，轧件平衡，由文献[1]可知，如图3.1所示：

图3.1 简单轧制时作用在轧辊上的力

由文献[1]可知，一个轧辊的力矩M K 为轧制力矩M Z 与轧辊轴承处摩擦力矩M f 1之和；

M K =M Z +M f 1=P (a +ρ1) (3.11)

a =式中：P ——轧制力；

a ——轧制力臂，对轧件法向力和摩擦力产生的合力作用线距两个轧辊中心连线

D d s i n β, ρ1=μ 22

的垂直距离；

ρ1——轧辊轴承处摩擦圆半径；

D ——轧辊直径；

d ——轧辊轴颈直径；

β——合力作用点的角度；

μ——轧辊轴承摩擦系数：

φ950可逆式轧机选用胶木，μ=0.01—0.03，取μ=0.022 柴列科夫认为热轧时：ψ=

≈0. 5（由文献[1]可知） α

式中：ψ——力臂系数，假定在接触弧的中心是总轧制压力作用点，用力臂系数表示； α——咬入角，α=ar cos (1- 其中d =560mm 根据以上公式计算第一道次： α=ar c o s (1-∆h 50

)= arcos(1-) =18. 672

2R 2⨯475

d 560

⨯0. 022=6. 16 ρ1=μ=

∆h

) 2R

β=ψ⋅α=0. 5⨯18. 672=9. 336

sin β=0. 162

a =

D D 950

⨯0. 162=76. 95 sin β=sin β=

222

求轧制力矩M Z

M Z =P ⋅a =3. 96⨯76. 95=3. 047⨯105N ⋅m 求轧辊轴承处摩擦力矩M f 1

M f 1=P ⋅ρ1=3. 96⨯6. 16=0. 235⨯105N ⋅m 代入公式（3.11）求单轧辊驱动力矩为

M K = MZ + Mf 1=3. 047⨯105+0. 235⨯105=3. 282⨯105N ⋅m 双轧辊驱动力矩为

∑M

=2 M K =6. 564⨯105N ⋅m

将数据分别代入算出其它道次，列表3.4

表3.4 各道次数据

道次 ∆h

(mm )

1 2 3 4 5 6 7

50 60 60 60 60 50 40

18.672 20.472 20.472 20.472 20.472 18.672 16.686

0.162 0.178 0.178 0.178 0.178 0.162 0.145

sin β

P (MN ) 3.81 4.732 4.764 5.542 3.605 3.784 3.874

M Z (⨯105Nm ) 2.932 4.001 4.028 4.686 3.048 2.912 2.668

M f 1 (⨯105Nm ) 0.235 0.291 0.293 0.341 0.222 0.233 0.239

M K (⨯105Nm ) 3.282 4.292 4.321 5.027 3.27 3.145 2.907

∑M

(⨯105Nm ) 6.564 8.584 8.642 10.054 6.54 6.29 5.814

4 压下装置的设计及计算

4.1 压下螺丝的设计计算

4.1.1 压下螺丝螺纹外径的确定

通常，由头部、本体、尾部三部分组成压下螺丝。

与上轧辊轴承座接触的是压下螺丝的头部，承受辊颈的压力和上辊平衡装置的过平衡力；与压下螺母配合的是压下螺丝本体部分的螺纹，来传递运动和载荷。压下螺丝螺纹带有有锯齿形和梯形两种，由于选用快速压下装置，所以选用锯齿形更为合适，承受电动机驱动力矩的是压下螺丝的尾部。压下螺丝参数是螺纹部分的外径d 和螺距t ，按国家标准选择。压下螺丝的d 由最大轧制力决定。压下螺丝的纵向弯曲忽略不计，因为其细长比很小。因为压下螺丝和轧辊辊径承受轧制力的大小相等，所以，二者之间存在着以下的关系：

d =（0.55～0.62）d g （4.1）式中：d — 压下螺丝外径；(mm ) d g — 辊颈直径；（mm ）

代入公式（4.1）取d =0. 58d g =0. 58⨯560=324. 8mm ，取d =400mm ，压下螺丝的螺距一般对开坯机来说，螺距t ≤(0. 12~0. 16) d

取t =0. 13d =0. 13⨯324. 8=42. 224mm , 所以螺距t 取32mm 。 4.1.2 压下螺丝最小断面直径d 1的计算

由最大轧制压力决定压下螺丝直径的大小。由文献[1]可知，压下螺丝最小断面直径d 1由下式决定：

d 1=

4P 1

πR d

(4.2)

式中：P ——作用在螺丝上的最大轧制力；（MN ）

R d ——压下螺丝许用应力。锻造碳钢通常作为压下螺丝的材料，其强度限约为

σb =600~700MPa ，当取安全系数n =6时，许用应力为R d =100~120MPa ，取R d =110MPa 。

P 1=

P max 20

==10MN 22

公式(4.2)代入数据计算：d 1=4.1.3 压下螺丝的校核

4P 14⨯10

==340mm 3. 14⨯110πR d

由文献[5]可知，查出压下螺丝：

内径d 2=260mm 中径d 3=300mm

由螺纹外径d 确定出其内径d 2后，压下螺丝的强度便可按照强度条件来进行校核。

σj =

4P 1

πd 2

≤[σ] (4.3)

式中： σj ——压下螺丝实际计算应力；（N /mm 2）

P 1——压下螺丝所承受的轧制力；（KN ）

[σ]——压下螺丝材料的许用应力；（N /mm 2） [σ]=

式中： σb ——强度极限 n ——为安全系数，

其中n ≥6。压下螺丝材料为42CrMo ，因此σb =600~700MPa 所以代入公式（4.4）[σ]=

σb

（4.4）

σb

=(600~700) /6=(100~120)MPa

4⨯104P 1

==188. 44MPa 22

πd 23. 14⨯0. 260

把数据代入公式(4.3)中计算得：σj =

σj

压下螺母的的外径D 和高度H 是主要尺寸。根据螺母的端面与机架接触面间的单

位压力为60~80MPa 选取压下螺纹的外径D ，一般取D =(1. 5~1. 8) d 。即：

D =(1. 5~1. 8) d =(1. 5~1. 8) ⨯400=(600~720) =650mm

按螺纹的许用单位压力为15-20MPa 能够确定压下螺母的高度H ，由文献[4]公式可知，这时H =(1.2~2)d 。即：

H =(1. 2~2) d =(1. 2~2) ⨯400=（480~80）0=600mm 根据H=Zt，可求出Z ，即 Z =

H 0. 60

==18.75 t 0. 032

一般选青铜材质作为压下螺母的材料，因此要按照螺纹的挤压强度来确定，因为青铜的薄弱环节是挤压强度比较低，其挤压强度条件如下：

p =

式中：

（MN ） P 1 ——压下螺母上的最大作用力；

4P 1

≤[p ] (4.5) 2

Z π[d -(d 1-2δ) 2]

d ——压下螺丝的螺纹外径；(m )

d 1——压下螺丝的螺纹内径；(m )

δ——压下螺母与螺丝的内径之差。(m )

δ=d-d1=0.400-0.260=0.14m

[p]——压下螺母材料的许用单位压力，[p]=15~20MPa 。数据代入公算得： P =

4P 14⨯10

==4. 257MPa

Z π[d 2-(d 1-2δ) 2]18. 75⨯3. 14⨯[0. 42-(0. 260-2⨯0. 14) 2]

4.2 压下螺丝的传动力矩

转动压下螺丝所需的静力是压下螺丝的阻力矩，它包括止螺纹之间的摩擦力矩和推轴承的摩擦力矩。由文献[1]知如下图：

图6.1 压下螺丝受力平衡图

由文献[1]可知，其计算公式是：

式中：M 1——止推轴承的阻力矩； M 2——螺纹摩擦阻力矩。

止推轴承阻力矩M 1，实心轴径为：

M 1=μ1P 1

M =M 1+M 2

(4.6)

d 3

(4.7)

式中：P 1——作用在一个压下螺丝上的力；

μ1——对滑动止推轴承可取μ1=0. 1~0. 2，取0. 15；

d 3——压下螺丝止推轴颈直径。d 3=300mm =0.3m

设计时一定要考虑压下螺丝阻塞问题，在解决压下螺丝阻塞事故时，压下螺丝所受的力大约是正常轧制力的1. 6~2. 0倍。该设计取1.8。因此：

P 1=1. 8⨯10⨯106=18⨯106N

公式(4.7)代入数据计算得：M 1=μ1P 1

d 30. 3

=270KN ⋅m =0. 15⨯18⨯106⨯33

螺纹摩擦阻力矩M 2：

式中：d 2——螺纹中径；(m )

ρ——螺纹上的摩擦角，即ρ=arctan μ2，μ2为螺纹接触面的摩擦系数，一般取

M 2=P1

d 2

tan(ρ±α) 2

(4.8)

μ2≈0. 1，故ρ=5˚40΄=5.67˚；

α——螺纹升角，压下时用负号，反之正号，按提升算，t 为螺距。

α=arctg

πd 2=1.46˚

数据代入(4.8)、(4.6)公式计算得：

M 2=P 1

d 20. 300

⨯tan(5. 67+2. 231) =416.3KN ⋅m tan(ρ±α)=20⨯106⨯22

M=M1+M2=270+416.3=686.3KN ⋅m

4.3 压下电动机的选择

压下电机选用直流电机。压下螺丝的传动电动机功率为：

N =

9550i η

(4.9)

式中：M ——转动压下螺丝的静力矩；(KN ⋅m )

n ——电动机额定转速；（r/min） i ——传动系统总速比；

η——传动系统总的机械效率。根据参考文献[5，表4.2—9]，蜗轮蜗杆传动效

率0. 75~0. 82取0. 8，联轴器的效率为0. 99，轴承效率为0. 99，所以总的效率为：

η总=η蜗杆2⋅η联轴器2⋅η轴承=0. 82⨯0. 992⨯0. 99=0. 6210

压下螺丝最大转速：

n 压=

根据公式(4.10)计算得：n 压=

60v max

(4.10)

60⨯24

=45r /min 32

I 总 ——传动系统总速比，i 总=26.5 电机转速：

n =i 总⨯n 压=26. 5⨯45=1192. 5r /min

由参考文献[2，附表40—37]，根据电机的功率及额定转数选用型号为ZZJ 814型电机，其额定转数n e =1200r·min -1，额定功率为N e =224KW 把数据代入公式(4.9)中得：N=所以压下电机的总功率为：

686. 3⨯1200Mn

=5. 33KW =

9550i η9550⨯26. 5⨯0. 621

N 总=2⨯5. 33=10. 66KW

取电机的安全系数为2，则

N 额=2⨯10. 66=21. 32KW 所以, 选用电机满足要求。

4.4 压下装置自锁的校核及松脱的措施

如果，冲击、震动或是变载荷的作用多次发生，即使螺丝与螺母拧紧，头部等支撑面上的摩擦力有防松作用，也会联接松脱，因此，在承受高温的环境时，Φ950可逆式轧机的压下螺丝和螺母的材料会受到很大影响，如蠕变、应力松弛，因此，压下装置设计时，自锁是所必要的校核，

由文献[5]可知，自锁的校核公式：

α≤ρ΄ (4.11)

式中：α——螺纹升角，α=2.361˚；

ρ΄——当量摩擦角。

螺纹摩擦角ρ

5 蜗轮与蜗杆的设计

5.1蜗轮的设计

1、根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗轮（ZI ） 2、选择蜗轮材料

杆的材料可以用45#钢，45#钢综合性比较好，在传递功率不大，旋转的速度中等情况下很实用。设计中考虑蜗轮与压下螺母是一体的，蜗轮选用铸造铝铁青铜（ZCuAl10Fe3）材料，这种材料适用于滑动速度小的传动。[7] 3、按齿面接触疲劳强度对蜗轮设计进行计算

本次设计为闭式蜗杆传动设计，一定要保证工作时齿面接触强度，因此齿面接触疲劳强度要先进行设计，然后校核齿根弯曲的疲劳强度。由文献[7,11-10] m 2d ≥KT 2(（1）确定作用在蜗轮上的转矩T T =9. 55⨯106式中：P —— 输入蜗杆的功率，（KW ）； n —— 蜗杆轴的转数，（r ⋅min -1）；

P P η

=9. 55⨯106⨯ (5.2) n n /i

4802

) （5.1） z 2[σH ]

i —— 蜗轮蜗杆传动比。

η——估取效率

按Z 1=2，效率η=0. 73，将已知数代入公式（5.2）得：

T =9. 55⨯106

P P η=9. 55⨯106⨯ n n /i 224⨯0. 73

=9. 55⨯106⨯=34. 49⨯106N ⋅mm

1200/26. 5

（2）载荷系数K 的确定

因为工作时载荷稳定，并且本设计压下装置是不“带钢”压下，取载荷分布不均匀系数K B =1；

由于运行时载荷分布不稳定、冲击力小、启动次数不频繁、启动载荷较大，所以，

根据参考文献[6，表11-5]，选取使用系数K A =1. 15。

运行时转数不高、冲击力中等，根据参考文献[7，图10-8]，选取动载荷系数

K V =1. 05。载荷系数：

K =K A ⋅K β⋅K V =1. 15⨯1⨯1. 05=1. 21。（5.3）（3）确定弹性影响系数Z E

铸造铝铁青铜蜗轮和45号钢蜗杆相配，由文献[4,16.5-11]选取Z E =160MP a 。（4）确定蜗轮齿数z 2

z 2=z 1⋅i 蜗=2⨯26. 5=53 (5) 确定许用接触应力[σH ]

铸造铝铁青铜（ZCuAl10Fe3）可以作为蜗轮材料，蜗杆螺旋齿面硬度的大于45HRC ，

可从文献[7,表11-7]中查得蜗轮的许用应力[σH ]' =230MPa 。取10000小时为蜗轮的寿命时间，求应力循环的次数：

N =60⋅j ⋅n 2⋅L h （5.4） =60⨯1⨯

1200

⨯10000 26. 5

=2. 7⨯107 寿命系数：

K HN =

107

=0. 8832 （5.5）

2. 7⨯107

许用接触应力：[σH ]=K H N ⋅[σH ]' =0. 8832⨯230≈203. 15MPa （5.6）（6）计算m 2d 1值

m 2d 1≥1. 21⨯3. 54⨯106⨯(

480

) 2=34000mm 3

26. 5⨯203. 15

从文献[7,表11-2]中可知模数m =20, 求得：蜗杆分度圆直径d 1=205mm 。

4、蜗杆与蜗轮的主要参数（1）蜗杆主要尺寸参数

轴向齿距：pa =πm =π⨯20=62. 83mm

直径系数：

q =

d 1205==10. 25mm

m 20

齿根圆直径：d a 1=d 1-2h a 1=d 1-2h a m +c

=205-2⨯(1⨯20+0. 25) =164. 5mm 齿顶圆直径：d f 1=d 1+2h a 1=d 1+2h a m =205+2⨯1⨯20=245mm 分度圆导程角：γ=Z 12

==14. 0362︒=14︒18' 35' ' q 8

(

)

蜗杆轴向齿厚：δa =πm =⨯π⨯20=31. 42mm

（2）蜗轮主要尺寸参数

蜗轮齿数：Z 2=Z 1⋅i =2⨯26. 5=53

蜗轮分度圆直径：d 2=mZ 2=20⨯53=1060mm 蜗轮变位系数：x 2=

a d 1+d 2640205+1060-=-=0. 375 m 2m 202⨯20

蜗轮喉圆直：d a 2=d 2+2h a 2=d 2+2m (1-x 2+h a ) =1060+2⨯20⨯(1-0. 5+0. 25)=1090mm 蜗轮齿根圆直径：d f 2=d 2-2h f 2=d 2-2m (1-x 2+h a )

=1060-2⨯20⨯(1+0. 5+0. 25)=990mm

蜗轮齿宽：B =0. 75d a 1=0. 73⨯164. 5=120mm

蜗轮咽喉母圆半径：r g 2=a -d a 2=640-1060=110mm

(3)中心距：

a =

d 1+d 2+2x 2m 205+1060+15==640mm

5.2 蜗轮的校核

1、校核齿根弯曲疲劳强度σF 蜗轮的当量齿数：

Z V 2=

Z 253

==58. 24 （5.7） 33

cos γcos 14. 0362︒

根据x 2=0.375，Z V2=58.24，有参考资料[6，图11-19]知，齿形系数：

Y F 2=3. 5

螺旋角系数：

Y β=1-

140︒

=1-

14. 0362

=0. 8997 （5.8） 140

由文献[6，表11-8]可知，蜗轮基本许用应力[σF ]=90MPa .

寿命系数：

K FN 则蜗轮的许用弯曲应力为：

[σF ]=K FN [σF ]=0. 83⨯90=74. 7MPa （5.9）

610==0. 83 6

5. 18⨯10

其齿根弯曲疲劳强度：

σF =

1. 53KT

Y Fa 2Y β （5.10） d 1d 2m

1. 53⨯1. 21⨯4. 75⨯106=⨯3. 5⨯0. 8997 205⨯1060⨯20

=6. 37

所以，蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足工作要求。

5.3 热平衡计算

轧机工作时，热量非常的大，是由于蜗杆传动时效率低。如果不能把热量迅速释放，由于闭式传动，润滑油会因为高温被稀释，从这样摩擦损力就会增大，严重会导致胶合。所以，单位时间内的热量Φ1要等于同时间内的散热量Φ2，才能保证油温稳定地处于规定的范围内。[6]

1、单位时间内的发热量

Φ1=1000P (1-η)=1000⨯200⨯(1-0. 73)=54J ⋅S -1 （5.11）式中：P ——蜗杆传递的功率； η —— 蜗杆传动的效率。 2、单位时间内的散热量

Φ2=αd S (t 0-t a )=30⨯457⨯500⨯10-6⨯3(t 0-20︒) （5.12）式中：S —— 润滑油所溅到内表面，而外表面又可以为周围空气所冷却的箱体表面面积，

m 2；

αd —— 箱体的表面传热系数，可取αd =（8.15～17.45）W/（m ·℃）；

t 0 —— 油的工作温度，一般限制在60~70℃，最高不能大于80℃；

t a —— 周围空气的温度，常温情况下可取为20℃。按热平衡条件Φ1=Φ2，求得稳定工作条件下的油温t 0为： t 0=t a +

1000P (1-η)54

=20+=27. 9︒C

αd S 30⨯457⨯500⨯10

所以蜗杆传动热量满足要求。

6 主要零件的强度校核

6.1 蜗杆轴的强度校核

6.1.1 蜗杆所受载荷的计算

2T 12T 22⨯34. 49⨯106

切向力F t 1====23047. 11N （6.1）

d 1d 1i η1205⨯20⨯0. 73

轴向力F 2T 22⨯34. 49⨯106

a 1=F t 2=d ==65075. 5N 21060

径向力F r 1=F r 2=F t 2tan α=65075. 5⨯tan 20︒=23685. 5N 式中： T —— 分别为蜗杆、蜗轮上的转矩； d 1、d 2 —— 分别为蜗杆、蜗轮分度圆直径。 6.1.2 蜗杆轴支点受力分析

1. 在竖直方向：

F V 1+F V 2=F r 1 F V 1⨯267. 5-F d V 2⨯267. 5=F a 1

由公式（6.4）、（6.5）计算得:F V 1=24310. 485N , F V 2=624. 985N 。 2. 在水平方向：

F H 1+F H 2=F t 1 F H 1⨯26. 75-F H 2⨯26. 75=0 由公式（6.8）、（6.9）计算得：F H 1=F H 2=11523

. 56N 各个力大小和方向见图6. （

1b ）、（d ) 。 6.2）

6.3） 6.4） 6.5）（6.6）

（6.7）（（（（

图 6.1 蜗杆轴弯矩图、扭矩图

6.1.3 蜗杆轴上力矩的计算

1. 支点1对截面X 的力矩M 1 竖直方向：

M V 1=F V 1⨯267. 5=24310. 485⨯267. 5=6506054. 74N ⋅mm

水平方向：

. 56⨯267. 5=3082552. 3N ⋅mm M H 1=F H 1⨯267. 5=11523则：

M 1=M V 1+M H 1=6506054. 742+3082552. 32=7199366. 428N ⋅mm

2. 支点2对截面X 处的力矩M 2。

竖直方向：

. 49N ⋅mm M V 2=F V 2⨯267. 5=624. 985⨯267. 5=167183水平方向：

M H 2=F H 2⨯267. 5=11523. 56⨯267. 5=3082552. 3N ⋅mm

则：

M 2=M V 2+M H 2=. 492+3082552. 32=3087082. 604N ⋅mm

各弯矩图见图6.1（c ）（e ）。 6.1.4按弯扭合成校核轴的强度

1. 进行校核时，需对轴承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面X ）的强度进行校核。根据下面公式计算轴的应力：

σc a X =

M c a X +αT X 2

W X

M 12+(σT X )2

W X

（6.8）

式中：α —— 为应力影响系数，取α≈0.6；

W X —— 轴的抗弯截面系数，单位m m 2，W X ≈0. 1d 3；

2⨯34. 49⨯106

=4. 72⨯106N ⋅mm ， T X ——作用在蜗杆轴上的扭矩T X =T 1=

20⨯0. 73

T X 见图6.1（g ）。

将已知数代入公式（6.8）得：

σcaX =

M caX +(αT X )

W X

M 12+(σT X )2

W X

7199266. 4282+0. 6⨯4. 72⨯106

0. 1⨯2003

=9. 01M P a

轴的材料由文献[6，表15-1]查轴材料的许用弯曲应力[σ-1]=60MPa ，另查得σ-1=275MPa ，τ-1=155MPa ，所以σcax

2. 按弯扭合成进行校核如下，公式（6.8）：

σca Ⅲ=

M caX 2+(αT X )2

W X

M 12+(σT X )2

W X

7199266. 4282+0. 6⨯4. 72⨯106=

0. 1⨯1403

=26. 25MPa

式中：M ca Ⅲ — 为Ⅲ截面处的弯矩。

M ca Ⅲ =

267. 5-140267. 5-140

⨯M caX =⨯7199266. 428=3431426. 054N ⋅mm

267. 5267. 5

同样，σca Ⅲ

3虽然在II 界面处弯矩比III 截面小，但是轴颈也比III 小，因此，不能判断II 截面是否满足强度要求。需要验证，同理用公式（6. 8）：

σca Ⅲ=53.7MPa

式中：M caII —为II 截面处的弯矩。

M ca Ⅲ=

22. 522. 5

⨯M caX =⨯7199266. 428=605545. 77N ⋅mm 267. 5267. 5

W II — 截面II 处的抗弯截面系数，W II =0.1d II 3

同样σcaII

1. 判断危险截面

单独验证VI 截面，因为II 截面和VI 截面轴颈相同，其中VI 不受到扭矩作用。

对于Ⅲ′截面，受到扭矩作用较大，受弯矩作用较Ⅲ截面小。所以，不呢判断其是否安全，仍然需要检验。

Ⅳ、Ⅳ′截面应力集中由键槽引起，因为Ⅳ′截面直径与Ⅳ截面的直径相同，但Ⅳ’不受扭矩作用。故只需验证Ⅳ截面。

2. Ⅵ截面校核

（1）Ⅵ截面抗弯截面系数：

mm 3 （6.9） W =0. 1d 3=0. 1⨯1203=172800

Ⅵ截面抗扭截面系数：

W T =0. 2d 3=0. 2⨯1203=345600mm 3 （6.10）

Ⅵ截面所受的弯矩：

M VI =M 2⨯

22. 522. 5

=3087082. 604⨯=259661. 15N ⋅mm 267. 5267. 5

Ⅵ截面上的扭矩：

T =4. 72⨯106N ⋅mm

Ⅵ截面上的弯曲应力为：

σb =

M VI 259661. 15

==1. 50MPa W 172800

Ⅵ截面上的扭转切应力：

T '4. 72⨯106

τT ===13. 66MPa

W T 345600

式中：T '=T

（2）轴的材料为45#钢，调制处理，根据参考文献[6，表15-1]查得：

σB =640MPa , σ-1=175MPa , τ-1=155MPa

（3）Ⅵ截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ和ατ根据参考文献[6，表3-2]查得：

r 2D 140

==0. 02, ==1. 17。经过查值后，得： d 120d 120

ασ=2. 19，ατ=1. 59

又根据参考文献[6，附图3-1]可得轴的材料的敏感系数： q σ=0. 81, q τ=0. 85 故有效应力集中系数按下式计算得：

k σ=1+q σ(ασ-1)=1+0. 81(2. 19-1)=1. 96 （6.11a ） k τ=1+q τ(ατ-1)=1+0. 81(1. 59-1)=1. 50 （6.11b ）根据文献[6，附图3-2]查得尺寸系数：εσ=0. 67；根据文献[6，附图3-3]查得扭转尺寸系数：ετ=0. 78；

轴按磨削加工，根据参考文献[6，附图3-4]查得表面质量系数：βσ=βτ=0. 92 轴未经表面强化处理，取βq =1；根据所有系数，得综合影响系数：

⎛k σ⎫1⎛1. 9611⎫1⎪+-1=+-1 K σ= ⎪=3. 01 （6.12a ） ε⎪ββ0. 670. 92⎭1σ⎝σ⎭q ⎝⎛k τ⎫1⎛1. 5011⎫1 -1⎪=+-1 K τ= + ⎪=2. 01 （6.12b ） ⎪βεβ0. 870. 92⎭1τ⎝τ⎭q ⎝

（4）由文献[6，25页]可知碳钢特性系数：

ϕσ=0.1～0.2，取ϕσ=0. 1；ϕτ=0.05～0.1，取ϕτ=0. 05 （5）根据已知数据计算安全系数S ca ：

S σ=

σ-1275

==142. 75 （6.13a ）

K σσa +ϕσσm 3. 01⨯0. 64+0. 1⨯0

τ-1155

==16. 95 （6.13b ）

K ττa +ϕττm 2. 01⨯4. 44+0. 05⨯4. 44

S σS τS σ+S τ

S τ= S ca =

142. 75⨯16. 95. 75+16. 95

=16. 83>[S ] （6.14）

式中：[S ]— 安全系数，取[S ]=1.5～1.8；所以Ⅵ截面安全。 3. Ⅲ′截面校核

（1）Ⅲ′截面抗弯截面系数：

mm 3 （6.15） W =0. 1d 3=0. 1⨯1403=274400

Ⅲ′截面抗扭截面系数：

W T =0. 2d 3=0. 2⨯1403=5488mm 003 （6.16） Ⅲ′截面所受的弯矩：

M III ' =M 2⨯

267. 5-140267. 5-140

=3087082. 604⨯=1471413. 20N ⋅mm

267. 5267. 5

Ⅲ′截面上的扭矩：

T =4. 72⨯106N ⋅mm

Ⅲ′截面上的弯曲应力为：

σb =

M III ' 1471413. 20

==2. 68Mpa W 548800

Ⅲ′截面上的扭转切应力：

T '4. 72⨯106

τT ===8. 7Mpa

W T 548800

式中：T '=T

（2）轴的材料为45号钢，由文献[6，表15-1]查得：

σB =640MPa , σ-1=175MPa , τ-1=155MPa

（3）Ⅲ′截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ和ατ ，文献[6，表3-2]查得：

r 2D 200

==0. 01, ==1. 42。经过查值后，得： d 140d 140

ασ=2. 20，ατ=1. 95

由文献[6，附图3-1]可知道轴材料的敏感系数：

q σ=0. 81, q τ=0. 85 按下式计算得：

k σ=1+q σ(ασ-1)=1+0. 81(2. 20-1)=1. 97 （6.17a ） k τ=1+q τ(ατ-1)=1+0. 85(1. 95-1)=1. 81 （6.17b ）根据文献[6，附图3-2]查得尺寸系数：εσ=0. 65；根据文献[6，附图3-3]查得扭转尺寸系数：ετ=0. 77；

轴按磨削加工，根据参考文献[6，附图3-4]查得表面质量系数：βσ=βτ=0. 92 轴未经表面强化处理，取βq =1；根据所有系数，得综合影响系数：

⎛k σ⎫1⎛1. 9711⎫1⎪+-1=+-1 K σ= ⎪=3. 12 （6.18a ） ε⎪ββ0. 650. 92⎭1σ⎝σ⎭q ⎝⎛k τ⎫1⎛1. 8111⎫1⎪+-1=+-1 K τ= ⎪=2. 44 （6.18b ） ε⎪

⎝τβτ⎭βq ⎝0. 770. 92⎭1

（4）根据参考文献[6，25页]知碳钢的特性系数：

ϕσ=0.1～0.2，取ϕσ=0. 1；ϕτ=0.05～0.1，取ϕτ=0. 05