毕业设计（论文）-立辊轧机侧压系统设计.doc

1绪论1.1 立辊轧机的用途和结构特点立辊轧机一般布置在热带钢连轧机组粗轧机前，例如我国鞍钢1700中薄板连铸连轧厂的工艺流程为：步进式加热炉高压水除磷立辊粗轧机R1 R2热卷箱飞剪高压水除磷精轧机组层流冷却卷曲机,立辊轧机就位于粗轧机前，其主要作用一般是用来疏松板坯表面的氧化铁皮，并起到轧制侧边，调节板带材宽度规格的作用。立辊轧机通常由以下装置组成：（1）立辊轧机的主传动装置由主电机、联轴器、主减速机和万向接轴等组成；（2）侧压装置由侧压电机、减速机、侧压螺丝和平衡机构等组成；（3）轧辊系统由箱体、立辊、轴承和轴承座组成，在调整立辊开口度时，可做往复运动；（4）机架用来装设立辊箱、侧压装置和机架辊道，并直接承受轧制力；（5）机架部分由电动机、减速机、接轴等组成。（6）开口度指示装置由齿轮传动系统、调零装置、指示盘等组成。按立辊支承方式的不同，立辊轧机有悬臂式和框架式两种。悬臂式立辊只在一端有支承，框架式立辊两端都有支承。按立辊的传动形式，可分为下传动式和上传动式两种，鞍钢1700的立辊轧机属于下传动式，主电机和侧压系统都埋在地下，这样做节省了空间，但是不利于维护和检查。1.2 立辊轧机的国内外发展现状一般立辊轧机是传统的立辊轧机，主要用于板坯宽度齐边，调整水平轧机压下产生的宽展量、改善边部质量。这类立辊轧机结构简单，主传动功率小，侧压能力普遍较小，而且控制水平低，辊缝设定为摆死辊缝，不能在轧制过程中进行调节，带坯宽度控制精度不高。我国热轧宽带粗轧机配有一般立辊轧机的有武钢1700mm，本钢1700mm，攀钢1450mm，太钢1549mm和梅钢1422mm。有AWC功能的重型立辊轧机是为了适应连铸的发展和热轧带钢板坯热装的发展而产生的现代轧机。这类立辊轧机结构先进，主传动电机功率大，侧压能力大，有AWC功能，在轧制过程中对带坯进行调宽、控宽及头尾形状控制，不仅可减少连铸板坯的宽度规格，而且有利于实现热轧带钢板坯的热装，提高带坯宽度精度和减少切损。我国热轧宽带钢粗轧机配有AWC功能的重型立辊轧机有宝钢2050mm，本钢1700mm。中厚板轧机上附设立辊轧机,最早于40年代用在万能式中厚板轧机上,50年代用于大型钢锭的轧边以消除锥度,60年代开始把立辊轧机用于齐边与破鳞,70年代连铸板坯迅速发展,而钢锭急剧减少,轧机生产能力重于成材率,曾提出过“立辊无用论”,80年代以来,厚板轧机上附设立辊轧机开始多起来,主要用于平面板形控制,使成材率有所提高,一般可提高约1%3%,尤以日本和韩国都推举此做法,目的是想生产出无切边钢板,但是,附设立辊轧机后,轧边道次的间歇时间增加,使轧机的生产能力有所下降,一般要下降约10%20%,70年代开始,日本厚板轧机开工率已降到60%以下,轧机生产能力也降至次要地位,而降低成本,节约资源则升至主导地位,因此,成材率重于轧机生产能力,立辊轧机功能又被人们重视起来,一些原先预留好立辊轧机的厚板轧机也都纷纷安装上立辊轧机,成材率普遍都提高2个百分点,取得了应有的效益。至今世界上附设有立辊轧机的宽厚板轧机约30套,占1/3左右。韩国仿效日本也在现有两套轧机新增3台立辊轧机,而且都是近接布置,也使成材率大大提高。特别是1975年日本采用立辊轧机开创了无切边轧制厚板的生产技术,它可采用铣边加工边部方式,每边加工量控制在20mm以下,保证了用户不需要再加工,使立辊轧机的作用更加被重视起来。在精轧阶段,立辊轧边的技术还有待加以完善,也值得读者进一步分析研究,至于增设立辊轧机后带来轧机生产能力下降与成材率的提高,两者取舍时,仍需用户自己去权衡。日本11套4200mm以上轧机中有6套附设立辊轧机,其中水岛厂5490mm轧机为机后TFP近接式,也是世界上中厚板立辊轧机性能最高的一套,并实现了MAS和TFP相结合。韩国4套3400mm以上轧机中有2套附设立辊轧机,其中浦项厂4724+4724mm双机架轧机粗轧机机前近接立辊轧机和精轧机机前近接立辊轧机,这是世界上第一套精轧机附设立辊轧机,另外,浦项厂4300mm轧机机前也近接有立辊轧机,这样,韩国3套立辊轧机均为机前近接布置型式。德国迪林根,米尔海姆及杜伊斯堡3套最好的厚板轧机都进行现代化技术改造。1985年迪林根厂将4300mm精轧机改成4800mm,并增加5500mm粗轧机组成5500mm加4800mm世界上最大双机架厚板轧机;1998年米尔海姆厂将5000mm放大至5100mm轧机;1999年杜伊斯堡厂将3700mm放大至3900mm轧机,并将全厂实现了自动化。1998年伊朗阿瓦士厂4800mm轧机也是德国设计制造,以上4套轧机均未附设立辊轧机,而1998年瑞典奥克塞洛森德厂3800mm轧机机前设有立辊轧机是由德国设计制造,因为这是一套双机架炉卷轧机,先建3800mm轧机是炉卷轧机的粗轧机,因此,粗轧机前必需有立辊轧机,不然带钢宽度偏差就无法控制。1984年俄罗斯伊尔诺斯克厂5000mm轧机和在建马格尼托哥尔斯克5000mm轧机都未附设立辊轧机。90年代美国新建4套以生产中厚板为主单机架炉卷轧机和我国在建3套同样轧机都设有立辊轧机是控宽的必需设备,非平面板形控制用立辊轧机。2 总体方案确定2.1主传动装置E1立辊轧机的主传动采用上传动形式，因此主传动装置的工作环境好，排除了水和氧化铁皮的影响，大大减少了故障频率，并且给维修带来了很大的方便。主传动箱的下方通过支架支承在立辊轧机的牌坊上，主传动箱的后面靠予紧螺栓与水平辊轧机牌坊联接。E1立辊轧机的主传动功率和力矩都较小，所以采用立式电机传动。两台立式电机左右对称布置，分别传动左右两侧的一级圆柱齿轮，而两侧的大齿轮啮合，以实现两侧的同步。立辊轧机主传动箱输出轴的齿轮做成中空式的，万向接轴上端的法兰盘和十字轴整个缩入齿轮内部，使万向接轴的伸出长度大大缩短，因而降低了整个立辊轧机的高度。2.2万向接轴E1立辊轧机的轧辊传动均采用带有内藏提升缸的十字轴式万向接轴。万向接轴的轴体做成空心的，提升缸装在轴体的内孔中。这样，从强度上看对接轴的削弱极小，却使提升机的结构大大简化，不占外部空间，克服了提升机构设在外部所带来的机构复杂和占用空间大的缺点。万向接轴的提升缸上下腔面积相等。在正常工作状态下，通过装在万向接轴外圆上的手动四位四通换向阀将上下腔连通，活塞随着万向接轴的伸缩可在缸中浮动。当换辊时，通软管将换向阀与油源和油箱连通，操纵换向即可使万向接轴提升、位置锁定或下降。万向接轴上端与主传动箱输出轴的齿轮之间采用法兰盘连接，下端与带有椭圆孔的叉头之间也采用法兰盘连接，而在传递轧制力矩的结构上其他轧机略有不同：E1采用平面法兰盘加端键和予紧螺栓来传递轧制力矩。2.3轧辊与轴承E1立辊轧机由于要进行大侧压量的轧制，所以采用槽形轧辊。采用槽形轧辊的原因，是因为它可以借助槽的侧面将大侧压时在板坯两侧所产生的狗骨形凸起挤向板坯中间，以减小在随后的水平辊轧制中所产生的宽展，提高立辊轧机的侧压效率。轧辊采用简支梁结构，轧辊轴承都采用双列圆锥滚子轴承。轧辊、轴承及轴承座组装后成套装入滑架中，随滑架移动。轧辊轴承采用自动干油润滑。由于下轴承座接润滑油管非常困难，所以在下轴承座下压盖的中心处开一个进油孔。从下方插入进油孔中的给油管固定在滑架上，进油孔靠两个O形密封圈密封，进油孔和给油管上都带有导锥。换辊时，在成套轧辊放入滑架的过程中给油管就自动地进入进油孔。这样就解决了下轴承座接润滑油管困难的问题。E1的轧辊与轴承装置见图2.1：图2.1 E1立辊轧机的轧辊与轴承2.4电动侧压装置E1立辊轧机的侧压装置采用立式电机传动，使得整个立辊轧机的宽度大为减小。每侧的一台立式电机通过经蜗杆互相串连的两台蜗轮减速机分别带动两根侧压螺丝转动，实现上、下侧压螺丝的机械同步。装配预调时将联轴器脱开，即可分别调整上、下侧压螺丝的伸出长度，这就给侧压螺丝端部间隙的调整带来了很大的方便。并且这种传动结构比齿轮减速机传动要紧凑得多。各立辊轧机的左、右两个侧压装置之间都设有机械联接，完全采用电气同步，省去了同步轴、离合器等一套复杂笨重的机械同步机构，并给轧辊的对中和换辊操作带来了很大的方便。各立辊轧机的侧压装置中都采用了钳式制动器，它具有结构紧凑、安装方便等优点。立辊轧机侧压装置每侧的侧压螺丝极限位置，都靠安装在上侧压螺丝端部的开关盘和安装在侧压螺丝保护罩上的两对接近开关来控制。侧压螺丝的精确位置靠插在下侧压螺丝中心长孔中的位置传感器来测量，这种位置传感器的最大测量长度可达10m,测量精度优于0.1mm，被测件的移动速度不限。侧压缸活塞的位置检测也是采用这种传感器。E1立辊轧机的每个侧压螺丝都配有测压头。侧压平衡缸在正常工作状态下始终将滑架拉靠在侧压螺丝上，以消除侧压螺丝和侧压螺母及其它承压件之间的间隙。侧压螺丝的行程只能保证轧辊在正常开口度下移动，而平衡缸的行程则比侧压螺丝大得多。换辊时侧压螺丝只把轧辊推到万向接轴处于垂直状态的位置，万向接轴提升后再用平衡缸把轧辊推到轧机中心线处进行换辊。电动侧压装置只用于在空载情况下预调轧辊开口度，而在轧制时电动侧压装置是不工作的。E1侧压装置见图2.2：图2.2 E1立辊轧机侧压装置2.5侧压缸由于要在轧制中改变轧辊开口度，进行带钢压下以满足短行程控制，所以各立辊轧机上都装有侧压缸。E1立辊轧机上有4个侧压缸。侧压缸的缸体固定在牌坊上。侧压螺丝穿过侧压缸的活塞和装在活塞上的侧压螺母。侧压螺母上装有导向键，使侧压螺母和活塞相对于缸体只能作轴向移动而不能转动。而侧压螺丝与电动侧压装置的蜗轮之间是靠花健联接的，因此在活塞不动的情况下，电动侧压装置可以通过转动侧压螺丝来进行轧辊开口度的预调。而在电动侧压装置不动的情况下，侧压缸活塞也可以通过侧压螺母带动侧压螺丝作轴向往复移动，来改变轧辊的开口度。侧压缸在板坯轧制过程中充分发挥了液压伺服系统惯性小、反应速度快、传动效率高的优越性进行带钢压下，实现宽度自动控制。另外液压缸在预调轧辊开口度时还有辅助电动侧压装置精调开口度的作用。侧压缸活塞的位置用插入活塞后部的位置传感器来进行检侧,每个缸用两个位置传感器，以活塞的轴线为中心对称布置。在正常情况下，活塞位置取两个检侧值的平均值。当其中一个失灵时，取另一个的值暂时使用。用侧压缸压下时必需随时对上、下侧压缸活塞的位置进行比较，纠正偏差，以保证上下同步。2.6设备润滑E1立辊轧机的主传动箱、侧压螺丝的花键和侧压螺母都采用稀油循环润滑，主电机齿轮联轴器采用稀油循环润滑，侧压传动箱采用喷油润滑，其它齿轮联轴器均采用常规润滑方式。万向接轴采用手动干油润滑。此外，其它润滑部位均采用自动干油润滑。3 结构参数确定3.1 轧辊工作直径和辊身长度的确定立辊轧机的轧辊工作直径，既是轧机的主要参数，也是轧辊尺寸的主要参数。当轧辊的直径确定以后，轧辊的其他参数受强度、刚度、或结构上的限制也将随之确定。根据轧辊的咬入条件，轧辊的工作直径应满足下式： （3.1）式中： 最大咬入角，与轧辊和扎件间的摩擦系数有关。由文献3，表3 - 1查得，热轧带钢的。 压下量，mm。 （3.2）当时：当时：由文献3，表3 - 1查得，计算得，所以可以取。由文献3，表3 - 2查得初轧机的，所以轧辊辊身长度为：取为2640mm。4 侧压电机的选择4.1 侧压螺丝传动力矩转动侧压螺丝所需的静力矩也就是侧压螺丝的阻力矩，它包括止推轴承的摩擦力矩和螺纹之间的摩擦力矩，其计算公式是： （4.1）式中： 螺纹中径； 螺纹上的摩擦角，即，为螺纹接触面的摩擦系数， 一般取，故； 螺纹升角，压下时用正号，提升时用负号，t为螺距, ； 作用在一个侧压螺丝上的力； 止推轴承的阻力矩； 螺纹摩擦阻力矩。止推轴承的阻力矩，对实心轴颈为： （4.2）式中： 侧压螺丝止推轴颈直径； 对滑动止推轴颈取。由于侧压螺丝是水平放置的，当侧压螺丝工作时对其起作用的物体的总质量：轧辊的质量+侧压螺丝螺母的质量+托架质量+各种球面垫和罩体质量 所以作用在侧压螺丝上总重量：又由于轧机的侧压系统在工作时需要润滑，查文献1，第1卷，1 - 23可知，钢与钢之间的滑动摩擦系数无润滑剂时为0.15，有润滑剂时为，本设计取0.1。又考虑到轧机在长时间工作中不可避免的要受到周围环境的影响，如灰尘，油污等会对侧压螺丝起阻碍作用等因素，在处理侧压螺丝阻塞事故时，侧压螺丝所受的力大约是正常轧制力的2.5倍左右，所以作用在一个侧压螺丝上的摩擦力，也是轴向力：止推轴承的阻力矩：螺纹间的摩擦力矩： 所以侧压螺丝的阻力矩：4.2 侧压电机功率每个侧压电机的传动电动机功率为： （4.3）4.3 选择侧压电机由于每个电机需同时带两个侧压螺丝工作，所以侧压电机的功率应大于173KW，又综合考虑轧机的工作环境为室内，周围空气温度为室温以及轧机的工作制度等，本设计选择Y315M21-4型防护式三相异步电动机，主要技术数据如下：额定功率=220kw满载同步转速=1500r/min额定转速=1000r/min满载额定电流=413A满载效率=92%满载功率因数=0.88堵转电流/额定电流=7堵转转矩/额定转矩=1.4噪声Db(A)=05 主要零件的强度计算5.1 蜗轮蜗杆的设计与校核5.1.1 蜗轮蜗杆的设计计算设计要求：立辊轧机侧压系统蜗杆减速器中的普通圆柱蜗杆传动，输入功率，蜗杆转速，传动比，工作寿命。立辊轧机为大批量生产，传动不反向，工作载荷稳定，有不大的冲击。1、选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐，本设计采用渐开线蜗杆（ZI）。2、选择材料根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模制造。为节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再按齿根弯曲疲劳强度设计。传动中心距： （5.1）（1）确定作用在蜗轮上的转矩：按，查文献2，260估取效率。 （5.2）（2）确定载荷系数：因工作载荷比较稳定，故载荷分布不均匀系数；由文献2，表11 - 5 选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数，则： （5.3）（3）确定弹性影响系数：因选用的是铸锡磷青铜和钢蜗杆相配，故。（4）确定接触系数：先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，由文献2，图11 - 18中可查得。（5）确定许用接触应力：根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，由文献2，表11 - 7中查得蜗轮的基本许用应力。应力循环次数：次 （5.4）寿命系数：则： （5.5）（6）计算中心距取中心距mm，因为，取模数，蜗杆分度圆直径mm。这时，由文献2，图11 - 18中可查得接触系数，因为，因此上述计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮主要几何尺寸计算（1）蜗杆：蜗杆头数 直径系数 齿形角 蜗杆齿顶高 mm蜗杆齿根高 mm蜗杆齿高 mm 顶隙 mm分度圆直径 mm齿顶圆直径 mm齿根圆直径 mm蜗杆导程角 基圆导程角 基圆直径 mm轴向齿距 mm轴向齿厚 mm 法向齿厚 mm蜗杆齿宽 mm （2）蜗轮：蜗轮齿数 分度圆直径 mm变位系数 齿顶高 mm齿根高 mm喉圆直径 mm齿根圆直径 mm顶圆直径 mm蜗轮齿宽 mm齿顶圆弧半径 mm齿根圆弧半径 mm分度圆齿厚 节圆直径 mm5、校核齿根弯曲疲劳强度 （5.6）当量齿数： （5.7）根据，由文献2，图11 - 19中可查得齿形系数：。 螺旋角系数： （5.8） 许用弯曲应力： （5.9） 由文献2，表11 - 8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力：MPa 寿命系数： 弯曲强度满足要求。5.1.2 蜗杆校核1、蜗杆受力分析：图5.1 蜗杆传动的受力分析蜗杆传动的受力分析和斜齿圆柱齿轮传动相似。在进行蜗杆传动的受力分析时，通常不考虑摩擦力的影响。图5.1所示是以右旋蜗杆为主动件，并沿图示的方向旋转时，蜗杆螺旋面上的受力情况。设Fn为集中作用于节点P处的法向载荷，它作用于法向截面Pabc内(图5.1a)。Fn可分解为三个互相垂直的分力，即圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa。显然，在蜗杆与蜗轮间，相互作用着Ft1与Fa2、Fr1与Fr2和Fa1与Ft2 这三对大小相等、方向相反的力（图5.1c)。 在确定各力的方向时，尤其需注意蜗杆所受轴向力方向的确定。因为轴向力的方向是由螺旋线的旋向和蜗杆的转向来决定的,如图5.1a所示，该蜗杆为右旋蜗杆，当其为主动件沿图示方向(由左端视之为逆时针方向)回转时，如图5.1b所示，蜗杆齿的右侧为工作面(推动蜗轮沿图5.1c所示方向转动),故蜗杆所受的轴向力Fa1(即蜗轮齿给它的阻力的轴向分力)必然指向左端(见图5.1c下部)。如果该蜗杆的转向相反，则蜗杆齿的左侧为工作面(推动蜗轮沿图5.1c所示方向的反向转动),故此时蜗杆所受的轴向力必指向右端。至于蜗杆所受圆周力的方向，总是与它的转向相反的；径向力的方向则总是指向轴心的。关于蜗轮上各力的方向，可由图5.1c所示的关系定出。（1）当不计摩擦力的影响时，各力的大小可按下列各式计算：式中： 、分别为蜗杆及蜗轮上的公称转矩，单位为； 、分别为蜗杆及蜗轮的分度圆直径,单位为mm； 轴向力； 圆周力； 径向力。 ； ； 计算垂直面内的支反力，先假设两个支反力方向都是垂直向上的，与反向：式中： 、垂直面内的支反力，N； 蜗杆齿顶圆直径。解得： （2）计算水平面内的支反力，先假设两个支反力方向是垂直纸面向内的，与反向：式中： 、水平面内支反力，N。解得： （3）计算垂直面内的弯矩：式中： 、垂直面内的弯矩，。（4）计算水平面内的弯矩：式中： 水平面内的弯矩，。（5）计算总弯矩：蜗杆的转矩：图5.2 蜗杆弯矩扭矩图2、按弯扭合成应力校核蜗杆的强度进行校核时，通常只校核蜗杆上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面I的强度。蜗杆的弯扭合成强度条件为： （5.10）式中： 蜗杆的计算应力，MPa； 蜗杆所受的弯矩，； 蜗杆所受的扭矩，； 蜗杆的抗弯截面系数，由文献3，表15 - 4查得： 对称循环变应力时蜗杆的许用弯曲应力，由文献3，表15 - 1查得45钢经调质处理后的许用弯曲应力。取，蜗杆的计算应力为： 故安全。3、精确校核蜗杆的疲劳强度（1）判断危险截面：从受载的情况来看，截面I上的应力最大，但虽然应力最大，但应力集中不大，过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端，而且这里蜗杆的直径最大，故截面I不必校核。截面II受力小而且直径比截面III大，所以也不必校核。截面III受力最大而且直径最小，故应校核截面III。（2）截面III左侧： 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面III左侧的弯矩为： 截面III上的扭矩为： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 蜗杆的材料为45钢，调质处理。由文献3，表15 - 1查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和由图5.3和图5.4查取。由于，可查得：图5.3 轴肩圆角处弯曲应力集中系数图图5.4 轴肩圆角处扭转应力集中系数图又由文献3，附表3 - 1查得蜗杆材料的敏性系数为：故有效应力集中系数为：由图5.5查得碳钢尺寸系数和扭转尺寸系数：图5.5 钢的尺寸系数蜗杆按磨削加工，由图5.6查得表面质量系数为：1-抛光；2-磨削；3-精车；4-粗车；5-锻造表面图5.6 各种加工的表面质量系数蜗杆的表面未经强化处理，即：所以综合系数值为：由文献3，3 - 1和3 - 2查得碳钢的特性系数：，取，取计算安全系数值： （5.11） （5.12） （5.13）故可知蜗杆在截面III左侧是安全的。（3）截面III右侧抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 弯矩及弯曲应力为：扭矩及扭转切应力为：过盈配合处的值，由图5.7查出，并取，于是得：图5.7 零件与轴过盈配合处的值蜗杆按磨削加工，由图5.6查得表面质量系数为：故得综合系数为：所以蜗杆在截面III右侧的安全系数为： （5.14） （5.15） （5.16）故蜗杆在截面III右侧也是安全的。5.1.3 蜗杆的刚度计算蜗杆受力后如产生过大的变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗杆与蜗轮的正确啮合，所以蜗杆还须进行刚度校核。校核蜗杆的刚度时，通常是把蜗杆螺旋部分看作以蜗杆齿根圆直径为直径的轴段，主要是校核蜗杆的弯曲刚度，其最大挠度（单位为mm）可按下式作近似计算，并得其刚度条件为： （5.17）式中： 蜗杆所受的圆周力，N； 蜗杆所受的径向力，N； 蜗杆材料的弹性模量，由文献3，16 - 210查得； 蜗杆危险截面的惯性矩，单位为mm，其中为蜗杆齿根圆直径，mm； 蜗杆两端支承间的跨距，单位为mm，视具体结构要求而定，初步计算时可取，为蜗轮分度圆直径； 许用最大挠度，此处为蜗杆分度圆直径，单位为mm。计算得： 故蜗杆刚度合格。5.1.4 蜗杆传动的效率和散热计算1、蜗杆传动的效率闭式蜗杆传动的功率损耗一般包括三部分，即啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗及浸入油池中的零件搅油时的溅油损耗。因此总效率为： （5.18）式中，、分别为单独考虑啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗及溅油损耗时的效率。而蜗杆传动的总效率，主要取决于计入啮合摩擦损耗时的效率。本设计蜗杆为主动件，所以： （5.19）式中： 普通圆柱蜗杆分度圆柱上的导程角； 当量摩擦角，其值根据滑动速度由文献3，表11 - 8中选取。滑动速度：式中：蜗杆分度圆的圆周速度，；蜗杆分度圆直径，mm；蜗杆的转速，r/min。由文献3，表11 - 8经插值法求出。由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大，一般取，则总效率为：2、蜗杆传动的散热计算蜗杆传动由于效率相对较低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量等于同时间内的散热量的条件进行散热计算，以保证油温稳定地处于规定的范围内。由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量（单位为）为： （5.20）式中为蜗杆传递的功率，单位为KW。以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中去的热流量为： （5.21）式中：箱体的表面传热系数，可取 ，当周围空气流通良好时，取偏大值；内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为，由图纸查证；油的工作温度，一般限制在，最高不应超过；周围空气的温度，常温情况可取为。按散热平衡条件，可求得在既定工作条件下的油温为：由于，满足散热条件。5.1.5 精度等级和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB 100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为c，标注为8c GB 100891988，齿面粗糙度。5.2 滚动轴承的选择和寿命计算5.2.1 滚动轴承的选择考虑到蜗杆的转速属于中速，以及蜗杆在工作时是双向的，所以轴承需要承受径向力和双向的轴向力，故选择双列圆锥滚子轴承，代号35000型。又根据蜗杆上安装轴承处的直径，由文献1，第3卷，表20.6 - 20选择靠近蜗杆上部的轴承1的具体型号为352226 E，基本尺寸，极限转速；靠近蜗杆下部的轴承2的具体型号为352028 X2，基本尺寸，极限转速。考虑到两轴承支点间的跨距较大，采用轴承1固定，轴承2游动的支承结构，见图5.8。图5.8 轴承布置与受力图5.2.2 滚动轴承寿命计算对轴承1：由文献1，第3卷，表20.6 - 20查得，轴承1的计算系数，基本额定载荷，所以： （5.22）轴承1的寿命： （5.23）式中：温度系数，由前面的计算可知蜗杆工作时散热良好，工作温度小于，由文献1，第3卷，表20.2 - 9查得； 寿命指数，对滚子轴承。对轴承2：由文献1，第3卷，表20.6 - 20查得，轴承2的计算系数，基本额定载荷，所以：轴承2的寿命：由于立辊轧机的工作形式为大批量生产，每轧制一批刚才只需调整一次轧辊间隙，侧压系统的利用率不高，故滚动轴承的寿命合格。5.3 侧压螺丝与螺母设计计算5.3.1 侧压螺丝的设计计算1、侧压螺丝螺纹外径的确定从强度观点分析，侧压螺丝外径与轧辊的辊径承载能力都与各自的直径平方成正比关系，而且二者均受同样大小的轧制力（对板带轧机，总轧制力）。因此，经验证明二者存在以下的关系： 式中： 侧压螺丝的外径，mm； 轧辊的辊径，mm。 根据已知条件，轧辊辊径mm，mm 查文献1，第1卷，5 - 434确定mm。 确定之后根据自锁条件再确定侧压螺丝的螺距： （5.24） 式中： 螺纹螺距，mm； 螺纹升角。 根据自锁条件要求， ，则：mm 取mm。 当和确定后，查文献1，第1卷确定侧压螺丝的其他参数。本设计选用梯形螺纹，单线螺纹，梯形螺纹基本牙型见图5.9。注：图中所示P即螺距t。图5.9 梯形螺纹基本牙型 梯形螺纹其他参数计算如下： 基本牙型高度 mm 牙顶间隙 mm 外螺纹牙高 mm 内螺纹牙高 mm 牙顶高 mm 外螺纹中径 mm 内螺纹中径 mm 外螺纹小径 mm 内螺纹小径 mm 内螺纹大径 mm 外螺纹牙顶圆角 牙底圆角 2、侧压螺丝的强度校验由螺纹外径确定出其内径后，便可按照其强度条件对侧压螺丝进行强度校验。 （5.25）式中： 侧压螺丝实际计算应力，MPa； 每个侧压螺丝所承受的轧制力，轧机主传动系统的轧制力为3525.784KN，所以KN； 侧压螺丝外螺纹内径，mm； 侧压螺丝材料的许用应力，MPa。又有： （5.26）式中： 侧压螺丝材料的抗拉强度极限（MPa）。本设计采用的侧压螺丝材料为42CrMo，查文献1，第1卷，3 - 47得其MPa。 侧压螺丝的安全系数，通常选用，本设计选。MPaMPa所以侧压螺丝的强度满足要求。5.3.2 侧压螺丝形状设计侧压螺丝一般由头部、本体和尾部三个部分组成。头部与上轧辊轴承座接触，承受来自辊径的压力和上轧辊平衡装置的过平衡力。为了防止端部在旋转时磨损并使上轧辊轴承具有自动调位能力，侧压螺丝的端部做成凸型球面形状，并与球面铜垫接触形成止推轴承。本设计的侧压螺丝头部形状设计成装配式的，使用滑动的止推铜垫，减小侧压电机功率和增加启动速度，见图5.10。1-球面垫 2-均压垫图5.10 侧压螺丝的止推端部侧压螺丝的本体部分带有螺纹，它与侧压螺母的内螺纹配合以传递运动和载荷。本设计侧压螺丝的螺纹采用梯形单线螺纹。侧压螺丝的尾部是传动端，承受来自电动机的驱动力矩。本设计侧压螺丝的尾部断面形状为花键形，优点是承载能力大，尾部强度削弱的少，见图5.11。图5.11 侧压螺丝的尾部形状5.3.3 侧压螺母的结构尺寸设计1、侧压螺母高度H与外径D的确定（1）侧压螺母高度H的确定本设计选用侧压螺母的材料为ZCuZn25Al6Fe3Mn3（铸铝黄铜），对这种材料其薄弱环节是挤压强度较低，因此，侧压螺母高度H应按螺纹挤压强度来确定，其挤压强度条件如下： （5.27）式中： 螺纹受力面的单位挤压应力，MPa； 侧压螺丝轴颈上的最大压力，N； 侧压螺母中的螺纹圈数； 侧压螺丝的螺纹外径，mm； 侧压螺丝的螺纹内径，mm； 侧压螺母与螺丝的内径之差，mm； 侧压螺母材料的许用单位压力，MPa。由公式（5.27）先求出侧压螺母的螺纹圈数后，其高度便可由下求得： （5.28）由生产实践得知可由以下的经验公式首先确定一个预选数值，然后再由公式（5.27）进行挤压强度校验，方能最后确定数值。通常可由下式预选：mm取mm。又侧压螺丝的滑动速度：属于低速运动，再根据侧压螺母的材料铸铝黄铜ZCuZn25Al6Fe3Mn3,由文献1，第 1 卷查得侧压螺母的许用单位压力。 侧压螺母的高度可设定为432mm。（2） 侧压螺母外径D的确定作用在侧压螺丝上的轧制力通过侧压螺母与机架上横梁中的螺母孔的接触面传给了机架，因此，侧压螺母的外径应按其接触面的挤压强度来确定，即： （5.29）式中： 侧压螺母接触面上的单位压力，MPa； 侧压螺母上的最大作用力，N； 侧压螺母的外径，mm； 侧压螺丝通过的机架上横梁孔的直径，本设计设定为360mm； 侧压螺母材料的许用挤压应力，一般对于黄铜MPa。同样可由下面的经验公式确定：取=540mm。 所以侧压螺母的外径可设定为540mm。5.3.4 侧压螺母的形式及材质的选用 一般侧压螺母均承受巨大的轧制力，因此要选用高强度的铸造铜合金，本设计选用铸铝黄铜ZCuZn25Al6Fe3Mn3。侧压螺母的形式很多，在大型轧机上为了尽量给国家节约有色金属，选用单箍圈螺母，如图5.12。 1-侧压螺母 2-箍圈图5.12单箍圈组合式螺母 箍圈由高强度铸铁铸成，以H7/m6的过渡配合套在黄铜的螺母基体上以后，再加工螺母外径和端面。高强度铸铁的弹性模数与铸铜的接近，这就能保证在受压时，箍圈和螺母本体均匀变形。高强度铸铁还有较好的塑性，装配时，箍圈不易破裂。这一点灰口铸铁是无法保证的。 箍圈不采用热装配，因为箍圈冷却后与螺母的台阶端面之间会产生间隙。如果工艺上需要热装，则冷却后再一次将箍圈压实。 为了便于拆卸，螺母与机架镗孔的配合采用H8/f9级