購(gòu)買設(shè)計(jì)請(qǐng)充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點(diǎn)開預(yù)覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無(wú)水印，可編輯。。。具體請(qǐng)見文件預(yù)覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814
鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第49 頁(yè)
1緒論
1.1 立輥軋機(jī)的用途和結(jié)構(gòu)特點(diǎn)
立輥軋機(jī)一般布置在熱帶鋼連軋機(jī)組粗軋機(jī)前，例如我國(guó)鞍鋼1700中薄板連鑄連軋廠的工藝流程為：步進(jìn)式加熱爐à高壓水除磷à立輥à粗軋機(jī)R1 R2à熱卷箱à飛剪à高壓水除磷à精軋機(jī)組à層流冷卻à卷曲機(jī),立輥軋機(jī)就位于粗軋機(jī)前，其主要作用一般是用來(lái)疏松板坯表面的氧化鐵皮，并起到軋制側(cè)邊，調(diào)節(jié)板帶材寬度規(guī)格的作用。
立輥軋機(jī)通常由以下裝置組成：
（1）立輥軋機(jī)的主傳動(dòng)裝置由主電機(jī)、聯(lián)軸器、主減速機(jī)和萬(wàn)向接軸等組成；
（2）側(cè)壓裝置由側(cè)壓電機(jī)、減速機(jī)、側(cè)壓螺絲和平衡機(jī)構(gòu)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(shí)，可做往復(fù)運(yùn)動(dòng)；
（4）機(jī)架用來(lái)裝設(shè)立輥箱、側(cè)壓裝置和機(jī)架輥道，并直接承受軋制力；
（5）機(jī)架部分由電動(dòng)機(jī)、減速機(jī)、接軸等組成。
（6）開口度指示裝置由齒輪傳動(dòng)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(jī)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(dòng)形式，可分為下傳動(dòng)式和上傳動(dòng)式兩種，鞍鋼1700的立輥軋機(jī)屬于下傳動(dòng)式，主電機(jī)和側(cè)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(hù)和檢查。
1.2 立輥軋機(jī)的國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀
一般立輥軋機(jī)是傳統(tǒng)的立輥軋機(jī)，主要用于板坯寬度齊邊，調(diào)整水平軋機(jī)壓下產(chǎn)生的寬展量、改善邊部質(zhì)量。這類立輥軋機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，主傳動(dòng)功率小，側(cè)壓能力普遍較小，而且控制水平低，輥縫設(shè)定為擺死輥縫，不能在軋制過(guò)程中進(jìn)行調(diào)節(jié)，帶坯寬度控制精度不高。我國(guó)熱軋寬帶粗軋機(jī)配有一般立輥軋機(jī)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(jī)是為了適應(yīng)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(jī)。這類立輥軋機(jī)結(jié)構(gòu)先進(jìn)，主傳動(dòng)電機(jī)功率大，側(cè)壓能力大，有AWC功能，在軋制過(guò)程中對(duì)帶坯進(jìn)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(shí)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(guó)熱軋寬帶鋼粗軋機(jī)配有AWC功能的重型立輥軋機(jī)有寶鋼2050mm，本鋼1700mm。
中厚板軋機(jī)上附設(shè)立輥軋機(jī),最早于40年代用在萬(wàn)能式中厚板軋機(jī)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(jī)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(jī)生產(chǎn)能力重于成材率,曾提出過(guò)“立輥無(wú)用論”,80年代以來(lái),厚板軋機(jī)上附設(shè)立輥軋機(jī)開始多起來(lái),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(guó)都推舉此做法,目的是想生產(chǎn)出無(wú)切邊鋼板,但是,附設(shè)立輥軋機(jī)后,軋邊道次的間歇時(shí)間增加,使軋機(jī)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(jī)開工率已降到60%以下,軋機(jī)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(dǎo)地位,因此,成材率重于軋機(jī)生產(chǎn)能力,立輥軋機(jī)功能又被人們重視起來(lái),一些原先預(yù)留好立輥軋機(jī)的厚板軋機(jī)也都紛紛安裝上立輥軋機(jī),成材率普遍都提高2個(gè)百分點(diǎn),取得了應(yīng)有的效益。至今世界上附設(shè)有立輥軋機(jī)的寬厚板軋機(jī)約30套,占1/3左右。韓國(guó)仿效日本也在現(xiàn)有兩套軋機(jī)新增3臺(tái)立輥軋機(jī),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(jī)開創(chuàng)了無(wú)切邊軋制厚板的生產(chǎn)技術(shù),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(jī)的作用更加被重視起來(lái)。
在精軋階段,立輥軋邊的技術(shù)還有待加以完善,也值得讀者進(jìn)一步分析研究,至于增設(shè)立輥軋機(jī)后帶來(lái)軋機(jī)生產(chǎn)能力下降與成材率的提高,兩者取舍時(shí),仍需用戶自己去權(quán)衡。
日本11套4200mm以上軋機(jī)中有6套附設(shè)立輥軋機(jī),其中水島廠5490mm軋機(jī)為機(jī)后TFP近接式,也是世界上中厚板立輥軋機(jī)性能最高的一套,并實(shí)現(xiàn)了MAS和TFP相結(jié)合。韓國(guó)4套3400mm以上軋機(jī)中有2套附設(shè)立輥軋機(jī),其中浦項(xiàng)廠4724+4724mm雙機(jī)架軋機(jī)粗軋機(jī)機(jī)前近接立輥軋機(jī)和精軋機(jī)機(jī)前近接立輥軋機(jī),這是世界上第一套精軋機(jī)附設(shè)立輥軋機(jī),另外,浦項(xiàng)廠4300mm軋機(jī)機(jī)前也近接有立輥軋機(jī),這樣,韓國(guó)3套立輥軋機(jī)均為機(jī)前近接布置型式。
德國(guó)迪林根,米爾海姆及杜伊斯堡3套最好的厚板軋機(jī)都進(jìn)行現(xiàn)代化技術(shù)改造。1985年迪林根廠將4300mm精軋機(jī)改成4800mm,并增加5500mm粗軋機(jī)組成5500mm加4800mm世界上最大雙機(jī)架厚板軋機(jī);1998年米爾海姆廠將5000mm放大至5100mm軋機(jī);1999年杜伊斯堡廠將3700mm放大至3900mm軋機(jī),并將全廠實(shí)現(xiàn)了自動(dòng)化。1998年伊朗阿瓦士廠4800mm軋機(jī)也是德國(guó)設(shè)計(jì)制造,以上4套軋機(jī)均未附設(shè)立輥軋機(jī),而1998年瑞典奧克塞洛森德廠3800mm軋機(jī)機(jī)前設(shè)有立輥軋機(jī)是由德國(guó)設(shè)計(jì)制造,因?yàn)檫@是一套雙機(jī)架爐卷軋機(jī),先建3800mm軋機(jī)是爐卷軋機(jī)的粗軋機(jī),因此,粗軋機(jī)前必需有立輥軋機(jī),不然帶鋼寬度偏差就無(wú)法控制。1984年俄羅斯伊爾諾斯克廠5000mm軋機(jī)和在建馬格尼托哥爾斯克5000mm軋機(jī)都未附設(shè)立輥軋機(jī)。90年代美國(guó)新建4套以生產(chǎn)中厚板為主單機(jī)架爐卷軋機(jī)和我國(guó)在建3套同樣軋機(jī)都設(shè)有立輥軋機(jī)是控寬的必需設(shè)備,非平面板形控制用立輥軋機(jī)。
2 總體方案確定
2.1主傳動(dòng)裝置
E1立輥軋機(jī)的主傳動(dòng)采用上傳動(dòng)形式，因此主傳動(dòng)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(lái)了很大的方便。主傳動(dòng)箱的下方通過(guò)支架支承在立輥軋機(jī)的牌坊上，主傳動(dòng)箱的后面靠予緊螺栓與水平輥軋機(jī)牌坊聯(lián)接。
E1立輥軋機(jī)的主傳動(dòng)功率和力矩都較小，所以采用立式電機(jī)傳動(dòng)。兩臺(tái)立式電機(jī)左右對(duì)稱布置，分別傳動(dòng)左右兩側(cè)的一級(jí)圓柱齒輪，而兩側(cè)的大齒輪嚙合，以實(shí)現(xiàn)兩側(cè)的同步。
立輥軋機(jī)主傳動(dòng)箱輸出軸的齒輪做成中空式的，萬(wàn)向接軸上端的法蘭盤和十字軸整個(gè)縮入齒輪內(nèi)部，使萬(wàn)向接軸的伸出長(zhǎng)度大大縮短，因而降低了整個(gè)立輥軋機(jī)的高度。
2.2萬(wàn)向接軸
E1立輥軋機(jī)的軋輥傳動(dòng)均采用帶有內(nèi)藏提升缸的十字軸式萬(wàn)向接軸。萬(wàn)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(qiáng)度上看對(duì)接軸的削弱極小，卻使提升機(jī)的結(jié)構(gòu)大大簡(jiǎn)化，不占外部空間，克服了提升機(jī)構(gòu)設(shè)在外部所帶來(lái)的機(jī)構(gòu)復(fù)雜和占用空間大的缺點(diǎn)。
萬(wàn)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(guò)裝在萬(wàn)向接軸外圓上的手動(dòng)四位四通換向閥將上下腔連通，活塞隨著萬(wàn)向接軸的伸縮可在缸中浮動(dòng)。當(dāng)換輥時(shí)，通軟管將換向閥與油源和油箱連通，操縱換向即可使萬(wàn)向接軸提升、位置鎖定或下降。
萬(wàn)向接軸上端與主傳動(dòng)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(jié)構(gòu)上其他軋機(jī)略有不同：E1采用平面法蘭盤加端鍵和予緊螺栓來(lái)傳遞軋制力矩。
2.3軋輥與軸承
E1立輥軋機(jī)由于要進(jìn)行大側(cè)壓量的軋制，所以采用槽形軋輥。采用槽形軋輥的原因，是因?yàn)樗梢越柚鄣膫?cè)面將大側(cè)壓時(shí)在板坯兩側(cè)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(jī)的側(cè)壓效率。
軋輥采用簡(jiǎn)支梁結(jié)構(gòu)，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(dòng)。
軋輥軸承采用自動(dòng)干油潤(rùn)滑。由于下軸承座接潤(rùn)滑油管非常困難，所以在下軸承座下壓蓋的中心處開一個(gè)進(jìn)油孔。從下方插入進(jìn)油孔中的給油管固定在滑架上，進(jìn)油孔靠?jī)蓚€(gè)O形密封圈密封，進(jìn)油孔和給油管上都帶有導(dǎo)錐。換輥時(shí)，在成套軋輥放入滑架的過(guò)程中給油管就自動(dòng)地進(jìn)入進(jìn)油孔。這樣就解決了下軸承座接潤(rùn)滑油管困難的問(wèn)題。
E1的軋輥與軸承裝置見圖2.1：
圖2.1 E1立輥軋機(jī)的軋輥與軸承
2.4電動(dòng)側(cè)壓裝置
E1立輥軋機(jī)的側(cè)壓裝置采用立式電機(jī)傳動(dòng)，使得整個(gè)立輥軋機(jī)的寬度大為減小。每側(cè)的一臺(tái)立式電機(jī)通過(guò)經(jīng)蝸桿互相串連的兩臺(tái)蝸輪減速機(jī)分別帶動(dòng)兩根側(cè)壓螺絲轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)上、下側(cè)壓螺絲的機(jī)械同步。裝配預(yù)調(diào)時(shí)將聯(lián)軸器脫開，即可分別調(diào)整上、下側(cè)壓螺絲的伸出長(zhǎng)度，這就給側(cè)壓螺絲端部間隙的調(diào)整帶來(lái)了很大的方便。并且這種傳動(dòng)結(jié)構(gòu)比齒輪減速機(jī)傳動(dòng)要緊湊得多。
各立輥軋機(jī)的左、右兩個(gè)側(cè)壓裝置之間都設(shè)有機(jī)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(fù)雜笨重的機(jī)械同步機(jī)構(gòu)，并給軋輥的對(duì)中和換輥操作帶來(lái)了很大的方便。
各立輥軋機(jī)的側(cè)壓裝置中都采用了鉗式制動(dòng)器，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、安裝方便等優(yōu)點(diǎn)。
立輥軋機(jī)側(cè)壓裝置每側(cè)的側(cè)壓螺絲極限位置，都靠安裝在上側(cè)壓螺絲端部的開關(guān)盤和安裝在側(cè)壓螺絲保護(hù)罩上的兩對(duì)接近開關(guān)來(lái)控制。側(cè)壓螺絲的精確位置靠插在下側(cè)壓螺絲中心長(zhǎng)孔中的位置傳感器來(lái)測(cè)量，這種位置傳感器的最大測(cè)量長(zhǎng)度可達(dá)10m,測(cè)量精度優(yōu)于0.1mm，被測(cè)件的移動(dòng)速度不限。側(cè)壓缸活塞的位置檢測(cè)也是采用這種傳感器。E1立輥軋機(jī)的每個(gè)側(cè)壓螺絲都配有測(cè)壓頭。
側(cè)壓平衡缸在正常工作狀態(tài)下始終將滑架拉靠在側(cè)壓螺絲上，以消除側(cè)壓螺絲和側(cè)壓螺母及其它承壓件之間的間隙。側(cè)壓螺絲的行程只能保證軋輥在正常開口度下移動(dòng)，而平衡缸的行程則比側(cè)壓螺絲大得多。換輥時(shí)側(cè)壓螺絲只把軋輥推到萬(wàn)向接軸處于垂直狀態(tài)的位置，萬(wàn)向接軸提升后再用平衡缸把軋輥推到軋機(jī)中心線處進(jìn)行換輥。
電動(dòng)側(cè)壓裝置只用于在空載情況下預(yù)調(diào)軋輥開口度，而在軋制時(shí)電動(dòng)側(cè)壓裝置是不工作的。E1側(cè)壓裝置見圖2.2：
圖2.2 E1立輥軋機(jī)側(cè)壓裝置
2.5側(cè)壓缸
由于要在軋制中改變軋輥開口度，進(jìn)行帶鋼壓下以滿足短行程控制，所以各立輥軋機(jī)上都裝有側(cè)壓缸。
E1立輥軋機(jī)上有4個(gè)側(cè)壓缸。側(cè)壓缸的缸體固定在牌坊上。側(cè)壓螺絲穿過(guò)側(cè)壓缸的活塞和裝在活塞上的側(cè)壓螺母。側(cè)壓螺母上裝有導(dǎo)向鍵，使側(cè)壓螺母和活塞相對(duì)于缸體只能作軸向移動(dòng)而不能轉(zhuǎn)動(dòng)。而側(cè)壓螺絲與電動(dòng)側(cè)壓裝置的蝸輪之間是靠花健聯(lián)接的，因此在活塞不動(dòng)的情況下，電動(dòng)側(cè)壓裝置可以通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)側(cè)壓螺絲來(lái)進(jìn)行軋輥開口度的預(yù)調(diào)。而在電動(dòng)側(cè)壓裝置不動(dòng)的情況下，側(cè)壓缸活塞也可以通過(guò)側(cè)壓螺母帶動(dòng)側(cè)壓螺絲作軸向往復(fù)移動(dòng)，來(lái)改變軋輥的開口度。側(cè)壓缸在板坯軋制過(guò)程中充分發(fā)揮了液壓伺服系統(tǒng)慣性小、反應(yīng)速度快、傳動(dòng)效率高的優(yōu)越性進(jìn)行帶鋼壓下，實(shí)現(xiàn)寬度自動(dòng)控制。另外液壓缸在預(yù)調(diào)軋輥開口度時(shí)還有輔助電動(dòng)側(cè)壓裝置精調(diào)開口度的作用。
側(cè)壓缸活塞的位置用插入活塞后部的位置傳感器來(lái)進(jìn)行檢側(cè),每個(gè)缸用兩個(gè)位置傳感器，以活塞的軸線為中心對(duì)稱布置。在正常情況下，活塞位置取兩個(gè)檢側(cè)值的平均值。當(dāng)其中一個(gè)失靈時(shí)，取另一個(gè)的值暫時(shí)使用。用側(cè)壓缸壓下時(shí)必需隨時(shí)對(duì)上、下側(cè)壓缸活塞的位置進(jìn)行比較，糾正偏差，以保證上下同步。
2.6設(shè)備潤(rùn)滑
E1立輥軋機(jī)的主傳動(dòng)箱、側(cè)壓螺絲的花鍵和側(cè)壓螺母都采用稀油循環(huán)潤(rùn)滑，主電機(jī)齒輪聯(lián)軸器采用稀油循環(huán)潤(rùn)滑，側(cè)壓傳動(dòng)箱采用噴油潤(rùn)滑，其它齒輪聯(lián)軸器均采用常規(guī)潤(rùn)滑方式。萬(wàn)向接軸采用手動(dòng)干油潤(rùn)滑。此外，其它潤(rùn)滑部位均采用自動(dòng)干油潤(rùn)滑。
3 結(jié)構(gòu)參數(shù)確定
3.1 軋輥工作直徑和輥身長(zhǎng)度的確定
立輥軋機(jī)的軋輥工作直徑，既是軋機(jī)的主要參數(shù)，也是軋輥尺寸的主要參數(shù)。當(dāng)軋輥的直徑確定以后，軋輥的其他參數(shù)受強(qiáng)度、剛度、或結(jié)構(gòu)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(yīng)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(guān)。由文獻(xiàn)[3，表3 - 1]查得，熱軋帶鋼的。
——壓下量，mm。
（3.2）
當(dāng)時(shí)：
當(dāng)時(shí)：
由文獻(xiàn)[3，表3 - 1]查得，計(jì)算得，所以可以取。
由文獻(xiàn)[3，表3 - 2]查得初軋機(jī)的，所以軋輥輥身長(zhǎng)度為：
取為2640mm。
4 側(cè)壓電機(jī)的選擇
4.1 側(cè)壓螺絲傳動(dòng)力矩
轉(zhuǎn)動(dòng)側(cè)壓螺絲所需的靜力矩也就是側(cè)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(jì)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(shí)用正號(hào)，提升時(shí)用負(fù)號(hào)，，t為螺距, ；
——作用在一個(gè)側(cè)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(duì)實(shí)心軸頸為：
（4.2）
式中： ——側(cè)壓螺絲止推軸頸直徑；
——對(duì)滑動(dòng)止推軸頸取。
由于側(cè)壓螺絲是水平放置的，當(dāng)側(cè)壓螺絲工作時(shí)對(duì)其起作用的物體的總質(zhì)量：
軋輥的質(zhì)量+側(cè)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(cè)壓螺絲上總重量：
又由于軋機(jī)的側(cè)壓系統(tǒng)在工作時(shí)需要潤(rùn)滑，查文獻(xiàn)[1，第1卷，1 - 23]可知，鋼與鋼之間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)無(wú)潤(rùn)滑劑時(shí)為0.15，有潤(rùn)滑劑時(shí)為，本設(shè)計(jì)取0.1。
又考慮到軋機(jī)在長(zhǎng)時(shí)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(huì)對(duì)側(cè)壓螺絲起阻礙作用等因素，在處理側(cè)壓螺絲阻塞事故時(shí)，側(cè)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(gè)側(cè)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(cè)壓螺絲的阻力矩：
4.2 側(cè)壓電機(jī)功率
每個(gè)側(cè)壓電機(jī)的傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率為：
（4.3）
4.3 選擇側(cè)壓電機(jī)
由于每個(gè)電機(jī)需同時(shí)帶兩個(gè)側(cè)壓螺絲工作，所以側(cè)壓電機(jī)的功率應(yīng)大于173KW，又綜合考慮軋機(jī)的工作環(huán)境為室內(nèi)，周圍空氣溫度為室溫以及軋機(jī)的工作制度等，本設(shè)計(jì)選擇Y315M21-4型防護(hù)式三相異步電動(dòng)機(jī)，主要技術(shù)數(shù)據(jù)如下：
額定功率=220kw
滿載同步轉(zhuǎn)速=1500r/min
額定轉(zhuǎn)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(zhuǎn)電流/額定電流=7
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=1.4
噪聲\Db(A)=0
5 主要零件的強(qiáng)度計(jì)算
5.1 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)與校核
5.1.1 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)算
設(shè)計(jì)要求：立輥軋機(jī)側(cè)壓系統(tǒng)蝸桿減速器中的普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，輸入功率，蝸桿轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比，工作壽命。立輥軋機(jī)為大批量生產(chǎn)，傳動(dòng)不反向，工作載荷穩(wěn)定，有不大的沖擊。
1、選擇蝸桿傳動(dòng)類型
根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，本設(shè)計(jì)采用漸開線蝸桿（ZI）。
2、選擇材料
根據(jù)庫(kù)存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動(dòng)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(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)
根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。傳動(dòng)中心距：
（5.1）
（1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩：
按，查文獻(xiàn)[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(xiàn)[2，表11 - 5 ]選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)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(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動(dòng)中心距的比值，由文獻(xiàn)[2，圖11 - 18]中可查得。
（5）確定許用接觸應(yīng)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(xiàn)[2，表11 - 7]中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力。
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
次 （5.4）
壽命系數(shù)：
則：
（5.5）
（6）計(jì)算中心距
取中心距mm，因?yàn)?，取模?shù)，蝸桿分度圓直徑mm。這時(shí)，由文獻(xiàn)[2，圖11 - 18]中可查得接觸系數(shù)，因?yàn)椋?，因此上述?jì)算結(jié)果可用。
4、蝸桿與蝸輪主要幾何尺寸計(jì)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(dǎo)程角
基圓導(dǎo)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(qiáng)度
（5.6）
當(dāng)量齒數(shù)：
（5.7）
根據(jù)，，由文獻(xiàn)[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(yīng)力： （5.9）
由文獻(xiàn)[2，表11 - 8]中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力：
MPa
壽命系數(shù)：
∴
∴
＜
彎曲強(qiáng)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(dòng)的受力分析
蝸桿傳動(dòng)的受力分析和斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)相似。在進(jìn)行蝸桿傳動(dòng)的受力分析時(shí)，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(dòng)件，并沿圖示的方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，蝸桿螺旋面上的受力情況。設(shè)Fn為集中作用于節(jié)點(diǎn)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(gè)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(duì)大小相等、方向相反的力（圖5.1c)。
在確定各力的方向時(shí)，尤其需注意蝸桿所受軸向力方向的確定。因?yàn)檩S向力的方向是由螺旋線的旋向和蝸桿的轉(zhuǎn)向來(lái)決定的,如圖5.1a所示，該蝸桿為右旋蝸桿，當(dāng)其為主動(dòng)件沿圖示方向(由左端視之為逆時(shí)針?lè)较?回轉(zhuǎn)時(shí)，如圖5.1b所示，蝸桿齒的右側(cè)為工作面(推動(dòng)蝸輪沿圖5.1c所示方向轉(zhuǎn)動(dòng)),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(zhuǎn)向相反，則蝸桿齒的左側(cè)為工作面(推動(dòng)蝸輪沿圖5.1c所示方向的反向轉(zhuǎn)動(dòng)),故此時(shí)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(zhuǎn)向相反的；徑向力的方向則總是指向軸心的。關(guān)于蝸輪上各力的方向，可由圖5.1c所示的關(guān)系定出。
（1）當(dāng)不計(jì)摩擦力的影響時(shí)，各力的大小可按下列各式計(jì)算：
式中： 、——分別為蝸桿及蝸輪上的公稱轉(zhuǎn)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(jì)算垂直面內(nèi)的支反力，先假設(shè)兩個(gè)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(jì)算水平面內(nèi)的支反力，先假設(shè)兩個(gè)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(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩：
式中： 、——垂直面內(nèi)的彎矩，。
（4）計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩：
式中： ——水平面內(nèi)的彎矩，。
（5）計(jì)算總彎矩：
蝸桿的轉(zhuǎn)矩：
圖5.2 蝸桿彎矩扭矩圖
2、按彎扭合成應(yīng)力校核蝸桿的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核蝸桿上承受最大彎矩和扭矩的截面，即危險(xiǎn)截面I的強(qiáng)度。蝸桿的彎扭合成強(qiáng)度條件為：
（5.10）
式中： ——蝸桿的計(jì)算應(yīng)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(xiàn)[3，表15 - 4]查得：
——對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)蝸桿的許用彎曲應(yīng)力，由文獻(xiàn)[3，表15 - 1]查得45鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后的許用彎曲應(yīng)力。
取，蝸桿的計(jì)算應(yīng)力為：
＜
故安全。
3、精確校核蝸桿的疲勞強(qiáng)度
（1）判斷危險(xiǎn)截面：
從受載的情況來(lái)看，截面I上的應(yīng)力最大，但雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)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(yīng)校核截面III。
（2）截面III左側(cè)：
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
截面III左側(cè)的彎矩為：
截面III上的扭矩為：
截面上的彎曲應(yīng)力：
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：
蝸桿的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)[3，表15 - 1]查得：
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)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(yīng)力集中系數(shù)圖
圖5.4 軸肩圓角處扭轉(zhuǎn)應(yīng)力集中系數(shù)圖
又由文獻(xiàn)[3，附表3 - 1]查得蝸桿材料的敏性系數(shù)為：
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：
由圖5.5查得碳鋼尺寸系數(shù)和扭轉(zhuǎn)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(qiáng)化處理，即：
所以綜合系數(shù)值為：
由文獻(xiàn)[3，§3 - 1和§3 - 2]查得碳鋼的特性系數(shù)：
，取
，取
計(jì)算安全系數(shù)值：
（5.11）
（5.12）
＞ （5.13）
故可知蝸桿在截面III左側(cè)是安全的。
（3）截面III右側(cè)
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
彎矩及彎曲應(yīng)力為：
扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：
過(guò)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(guò)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(cè)的安全系數(shù)為：
（5.14）
（5.15）
＞ （5.16）
故蝸桿在截面III右側(cè)也是安全的。
5.1.3 蝸桿的剛度計(jì)算
蝸桿受力后如產(chǎn)生過(guò)大的變形，就會(huì)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(jìn)行剛度校核。校核蝸桿的剛度時(shí)，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(jì)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(xiàn)[3，16 - 210]查得；
——蝸桿危險(xiǎn)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(jié)構(gòu)要求而定，初步計(jì)算時(shí)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(jì)算得：
∴
＜
故蝸桿剛度合格。
5.1.4 蝸桿傳動(dòng)的效率和散熱計(jì)算
1、蝸桿傳動(dòng)的效率
閉式蝸桿傳動(dòng)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(shí)的濺油損耗。因此總效率為：
（5.18）
式中，、、分別為單獨(dú)考慮嚙合摩擦損耗、軸承摩擦損耗及濺油損耗時(shí)的效率。而蝸桿傳動(dòng)的總效率，主要取決于計(jì)入嚙合摩擦損耗時(shí)的效率。本設(shè)計(jì)蝸桿為主動(dòng)件，所以：
（5.19）
式中： ——普通圓柱蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角；
——當(dāng)量摩擦角，其值根據(jù)滑動(dòng)速度由文獻(xiàn)[3，表11 - 8]中選取。
滑動(dòng)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(zhuǎn)速，r/min。
由文獻(xiàn)[3，表11 - 8]經(jīng)插值法求出。
∴
由于軸承摩擦及濺油這兩項(xiàng)功率損耗不大，一般取，則總效率為：
2、蝸桿傳動(dòng)的散熱計(jì)算
蝸桿傳動(dòng)由于效率相對(duì)較低，所以工作時(shí)發(fā)熱量大。在閉式傳動(dòng)中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時(shí)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(shí)間內(nèi)的發(fā)熱量等于同時(shí)間內(nèi)的散熱量的條件進(jìn)行散熱計(jì)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(dāng)周圍空氣流通良好時(shí)，取偏大值；
——內(nèi)表面能被潤(rùn)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(yīng)超過(guò)；
——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(jí)和表面粗糙度的確定
考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從GB 10089—1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級(jí)精度，側(cè)隙種類為c，標(biāo)注為8c GB 10089—1988，齒面粗糙度。
5.2 滾動(dòng)軸承的選擇和壽命計(jì)算
5.2.1 滾動(dòng)軸承的選擇
考慮到蝸桿的轉(zhuǎn)速屬于中速，以及蝸桿在工作時(shí)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(hào)35000型。又根據(jù)蝸桿上安裝軸承處的直徑，由文獻(xiàn)[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(hào)為352226 E，基本尺寸，極限轉(zhuǎn)速；靠近蝸桿下部的軸承2的具體型號(hào)為352028 X2，基本尺寸，極限轉(zhuǎn)速。考慮到兩軸承支點(diǎn)間的跨距較大，采用軸承1固定，軸承2游動(dòng)的支承結(jié)構(gòu)，見圖5.8。
圖5.8 軸承布置與受力圖
5.2.2 滾動(dòng)軸承壽命計(jì)算
對(duì)軸承1：
∵＞
由文獻(xiàn)[1，第3卷，表20.6 - 20]查得，軸承1的計(jì)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(jì)算可知蝸桿工作時(shí)散熱良好，工作溫度小于，由文獻(xiàn)[1，第3卷，表20.2 - 9]查得；
——壽命指數(shù)，對(duì)滾子軸承。
對(duì)軸承2：
∵＞
由文獻(xiàn)[1，第3卷，表20.6 - 20]查得，軸承2的計(jì)算系數(shù)，，基本額定載荷，所以：
軸承2的壽命：
由于立輥軋機(jī)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(cè)壓系統(tǒng)的利用率不高，故滾動(dòng)軸承的壽命合格。
5.3 側(cè)壓螺絲與螺母設(shè)計(jì)計(jì)算
5.3.1 側(cè)壓螺絲的設(shè)計(jì)計(jì)算
1、側(cè)壓螺絲螺紋外徑的確定
從強(qiáng)度觀點(diǎn)分析，側(cè)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(guān)系，而且二者均受同樣大小的軋制力（對(duì)板帶軋機(jī)，——總軋制力）。因此，經(jīng)驗(yàn)證明二者存在以下的關(guān)系：
式中： ——側(cè)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(xiàn)[1，第1卷，5 - 434]確定mm。
確定之后根據(jù)自鎖條件再確定側(cè)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(dāng)和確定后，查文獻(xiàn)[1，第1卷]確定側(cè)壓螺絲的其他參數(shù)。本設(shè)計(jì)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(jì)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(cè)壓螺絲的強(qiáng)度校驗(yàn)
由螺紋外徑確定出其內(nèi)徑后，便可按照其強(qiáng)度條件對(duì)側(cè)壓螺絲進(jìn)行強(qiáng)度校驗(yàn)。
（5.25）
式中： ——側(cè)壓螺絲實(shí)際計(jì)算應(yīng)力，MPa；
——每個(gè)側(cè)壓螺絲所承受的軋制力，軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的軋制力為3525.784KN，所以KN；
——側(cè)壓螺絲外螺紋內(nèi)徑，mm；
——側(cè)壓螺絲材料的許用應(yīng)力，MPa。
又有：
（5.26）
式中： ——側(cè)壓螺絲材料的抗拉強(qiáng)度極限（MPa）。本設(shè)計(jì)采用的側(cè)壓螺絲材料為42CrMo，查文獻(xiàn)[1，第1卷，3 - 47]得其MPa。
——側(cè)壓螺絲的安全系數(shù)，通常選用，本設(shè)計(jì)選。
∴MPa
MPa＜
所以側(cè)壓螺絲的強(qiáng)度滿足要求。
5.3.2 側(cè)壓螺絲形狀設(shè)計(jì)
側(cè)壓螺絲一般由頭部、本體和尾部三個(gè)部分組成。
頭部與上軋輥軸承座接觸，承受來(lái)自輥徑的壓力和上軋輥平衡裝置的過(guò)平衡力。為了防止端部在旋轉(zhuǎn)時(shí)磨損并使上軋輥軸承具有自動(dòng)調(diào)位能力，側(cè)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(shè)計(jì)的側(cè)壓螺絲頭部形狀設(shè)計(jì)成裝配式的，使用滑動(dòng)的止推銅墊，減小側(cè)壓電機(jī)功率和增加啟動(dòng)速度，見圖5.10。
1-球面墊 2-均壓墊
圖5.10 側(cè)壓螺絲的止推端部
側(cè)壓螺絲的本體部分帶有螺紋，它與側(cè)壓螺母的內(nèi)螺紋配合以傳遞運(yùn)動(dòng)和載荷。本設(shè)計(jì)側(cè)壓螺絲的螺紋采用梯形單線螺紋。
側(cè)壓螺絲的尾部是傳動(dòng)端，承受來(lái)自電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)力矩。本設(shè)計(jì)側(cè)壓螺絲的尾部斷面形狀為花鍵形，優(yōu)點(diǎn)是承載能力大，尾部強(qiáng)度削弱的少，見圖5.11。
圖5.11 側(cè)壓螺絲的尾部形狀
5.3.3 側(cè)壓螺母的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)
1、側(cè)壓螺母高度H與外徑D的確定
（1）側(cè)壓螺母高度H的確定
本設(shè)計(jì)選用側(cè)壓螺母的材料為ZCuZn25Al6Fe3Mn3（鑄鋁黃銅），對(duì)這種材料其薄弱環(huán)節(jié)是擠壓強(qiáng)度較低，因此，側(cè)壓螺母高度H應(yīng)按螺紋擠壓強(qiáng)度來(lái)確定，其擠壓強(qiáng)度條件如下：
（5.27）
式中： ——螺紋受力面的單位擠壓應(yīng)力，MPa；
——側(cè)壓螺絲軸頸上的最大壓力，N；
——側(cè)壓螺母中的螺紋圈數(shù)；
——側(cè)壓螺絲的螺紋外徑，mm；
——側(cè)壓螺絲的螺紋內(nèi)徑，mm；
——側(cè)壓螺母與螺絲的內(nèi)徑之差，mm；
——側(cè)壓螺母材料的許用單位壓力，MPa。
由公式（5.27）先求出側(cè)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(shí)踐得知可由以下的經(jīng)驗(yàn)公式首先確定一個(gè)預(yù)選數(shù)值，然后再由公式（5.27）進(jìn)行擠壓強(qiáng)度校驗(yàn)，方能最后確定數(shù)值。
通?？捎上率筋A(yù)選：
mm
取mm。
又側(cè)壓螺絲的滑動(dòng)速度：
屬于低速運(yùn)動(dòng)，再根據(jù)側(cè)壓螺母的材料鑄鋁黃銅ZCuZn25Al6Fe3Mn3,由文獻(xiàn)[1，第 1 卷]查得側(cè)壓螺母的許用單位壓力。
∴
＜
∴側(cè)壓螺母的高度可設(shè)定為432mm。
（2） 側(cè)壓螺母外徑D的確定
作用在側(cè)壓螺絲上的軋制力通過(guò)側(cè)壓螺母與機(jī)架上橫梁中的螺母孔的接觸面?zhèn)鹘o了機(jī)架，因此，側(cè)壓螺母的外徑應(yīng)按其接觸面的擠壓強(qiáng)度來(lái)確定，即：
（5.29）
式中： ——側(cè)壓螺母接觸面上的單位壓力，MPa；
——側(cè)壓螺母上的最大作用力，N；
——側(cè)壓螺母的外徑，mm；
——側(cè)壓螺絲通過(guò)的機(jī)架上橫梁孔的直徑，本設(shè)計(jì)設(shè)定為360mm；
——側(cè)壓螺母材料的許用擠壓應(yīng)力，一般對(duì)于黃銅MPa。
同樣可由下面的經(jīng)驗(yàn)公式確定：
取=540mm。
∴
＜
所以側(cè)壓螺母的外徑可設(shè)定為540mm。
5.3.4 側(cè)壓螺母的形式及材質(zhì)的選用
一般側(cè)壓螺母均承受巨大的軋制力，因此要選用高強(qiáng)度的鑄造銅合金，本設(shè)計(jì)選用鑄鋁黃銅ZCuZn25Al6Fe3Mn3。側(cè)壓螺母的形式很多，在大型軋機(jī)上為了盡量給國(guó)家節(jié)約有色金屬，選用單箍圈螺母，如圖5.12。
1-側(cè)壓螺母 2-箍圈
圖5.12單箍圈組合式螺母
箍圈由高強(qiáng)度鑄鐵鑄成，以H7/m6的過(guò)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(qiáng)度鑄鐵的彈性模數(shù)與鑄銅的接近，這就能保證在受壓時(shí)，箍圈和螺母本體均勻變形。高強(qiáng)度鑄鐵還有較好的塑性，裝配時(shí)，箍圈不易破裂。這一點(diǎn)灰口鑄鐵是無(wú)法保證的。
箍圈不采用熱裝配，因?yàn)楣咳鋮s后與螺母的臺(tái)階端面之間會(huì)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(shí)。
為了便于拆卸，螺母與機(jī)架鏜孔的配合采用H8/f9級(jí)動(dòng)配合。為將螺母固定在機(jī)架的鏜孔內(nèi)，常采用壓板裝置。壓板嵌在螺母和機(jī)架的凹槽內(nèi)，用雙頭螺栓固定。如圖5.14。
圖5.14 側(cè)壓螺母固定方式
6 潤(rùn)滑系統(tǒng)
6.1 蝸桿傳動(dòng)的潤(rùn)滑
潤(rùn)滑對(duì)蝸桿傳動(dòng)來(lái)說(shuō)，具有特別重要的意義。因?yàn)楫?dāng)潤(rùn)滑不良時(shí)，傳動(dòng)效率將會(huì)顯著降低，并且會(huì)帶來(lái)劇烈的磨損和產(chǎn)生膠合破壞的危險(xiǎn)，所以往往采用粘度大的礦物油進(jìn)行良好的潤(rùn)滑，在潤(rùn)滑油中還常加入添加劑，使其提高抗膠合能力。
1、潤(rùn)滑油：
由于本設(shè)計(jì)采用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，由文獻(xiàn)[2，表10 - 11]選用工業(yè)齒輪油（SY 1172—88），牌號(hào)150。
2、潤(rùn)滑油粘度及給油方法：
由于蝸桿傳動(dòng)為閉式傳動(dòng)，根據(jù)蝸桿的相對(duì)滑動(dòng)速度和載荷類型，采用噴油潤(rùn)滑方式給油，由于蝸桿是雙向轉(zhuǎn)動(dòng)，所以兩邊都有噴油嘴，噴油壓力為0.7MPa，噴油嘴要對(duì)準(zhǔn)蝸桿嚙入端。潤(rùn)滑油粘度為150 。
6.2 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑
與蝸桿的潤(rùn)滑相同，都采用噴油潤(rùn)滑。
6.3 滾動(dòng)軸承的密封
采用唇形密封圈。在軸承蓋中，放置一個(gè)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(duì)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(dòng)軸承
6.4 側(cè)壓螺母的潤(rùn)滑
側(cè)壓螺母用稀油潤(rùn)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(rùn)滑油能流入每一圈螺紋。
結(jié)論
經(jīng)過(guò)三個(gè)多月的畢業(yè)設(shè)計(jì)，通過(guò)下廠實(shí)習(xí)及各種分析設(shè)計(jì)工作，對(duì)立輥軋機(jī)從利性認(rèn)識(shí)上升到感性認(rèn)識(shí)，對(duì)熱軋帶鋼生產(chǎn)過(guò)程有了深刻的理解，對(duì)立輥軋機(jī)的工作原理及工作的方式都有了新的認(rèn)識(shí)。通過(guò)本次設(shè)計(jì)，對(duì)本專業(yè)所學(xué)過(guò)知識(shí)有一個(gè)綜合的應(yīng)用，雖然在設(shè)計(jì)的過(guò)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(shè)計(jì)計(jì)算，每個(gè)過(guò)程都讓我深深的體會(huì)到，知識(shí)只有加以運(yùn)用，才能真正的吸收，理解，在設(shè)計(jì)中我選擇的側(cè)壓電機(jī)以及蝸輪蝸桿減速器，側(cè)壓螺絲、螺母都符合使用的要求，可以在實(shí)際生產(chǎn)中使用。這次畢業(yè)設(shè)計(jì)教會(huì)了我獨(dú)立思考，獨(dú)立解決問(wèn)題的方法，在我以后的工作，學(xué)習(xí)以及生活中都會(huì)讓我受益匪淺。
致謝
在本設(shè)計(jì)即將完成之時(shí)，在這里要特別感謝我的指導(dǎo)教師汪曦副教授，在做整個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)的過(guò)程中她給予了我很多重要又及時(shí)的幫助與指導(dǎo)，從設(shè)計(jì)開始的資料收集到結(jié)束時(shí)的收尾整理，汪老師都教給了我方法并指明方向，可以說(shuō)，沒有汪老師的幫助我不能在預(yù)期的時(shí)間內(nèi)順利完成這個(gè)設(shè)計(jì)的。再次感謝汪老師??！
同時(shí)還要感謝和我一組的那些同學(xué)們，在設(shè)計(jì)過(guò)程中你們給了我很多有參考性的意見，謝謝你們！！
參考文獻(xiàn)
[1]機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).第1卷，第3卷.北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2004.8.
[2]濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社.2001.
[3]鄒家祥.軋鋼機(jī)械.北京：冶金工業(yè)出版社.2000.2.
[4]劉澤九.滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊(cè).北京：機(jī)械工業(yè)出版社.1999.
[5]孫恒，陳作模.機(jī)械原理.北京：高等教育出版社.2001.
[6]劉鴻文.材料力學(xué).北京：高等教育出版社.1991.
[7]John Smith.Modeling and optimization for a 20-h cold rolling mill.Iron and Steel Engineer.1999.