【正文】 觸，承受來自輥頸的壓力和上輥平衡裝置的平衡力。為了防止上輥平衡裝置的過平衡力，防止端部在旋轉(zhuǎn)時磨損并使上輥軸承具有自動調(diào)位能力。一般壓下螺母均承受巨大的軋制力，因此要選用高強度的材料來制造，同時由于壓下螺母和蝸輪是一體的，因而也選擇ZCuAl10Fe3。5．壓下螺絲的螺紋形式，一般情況下大都采用單頭鋸齒形螺紋，只有當(dāng)軋制力特別大、壓下精度有要求特別高的冷軋板帶軋機是才采用梯形螺紋，因此，本設(shè)計壓下螺絲的螺紋形式采用鋸齒形螺紋。6．壓下螺絲的尾部和端部形狀設(shè)計（1）壓下螺絲的尾部形狀設(shè)計通常壓下螺絲的尾部形狀有兩種形式：a. 帶有花鍵的尾部形狀。 b. 鑲有青銅滑板的方形尾部形狀。（2）壓下螺絲的端部形狀選擇常見的壓下螺絲端部形狀有兩種：一種是凹形球面，另一種是凸形球面。由于本設(shè)計考慮到許多實際的因素，故壓下螺絲的頭部和尾部設(shè)計是完全跟上述兩種形式不同，其具體形式見圖紙。2 壓下螺絲和壓下螺母的初步設(shè)計 壓下螺絲結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計 壓下螺絲外徑的確定 從強度觀點分析，壓下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。因此，由參考文獻[5]的經(jīng)驗公式知壓下螺絲外徑 （）其中 軋輥輥頸直徑dg=340mm 所以 取壓下螺絲外徑 d=200mm 壓下螺絲螺距的確定 由文獻[5]的公式知螺距： （）取t=18mm其中 壓下螺絲螺紋升角按壓下螺絲自鎖條件，取。由壓下螺絲外徑d=200mm,螺距t=18, 根據(jù)壓下螺絲中徑和螺距查文獻[2]得出下列數(shù)據(jù)：中徑d2= 小徑d0= 螺紋形式的選擇關(guān)于壓下螺絲的螺紋形式，一般情況下大都采用單頭鋸齒形螺紋，只有在軋制力特別大、壓下精度又要求高的冷軋板帶軋機上才采用梯形螺紋。 壓下螺母結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 壓下螺母外徑的確定根據(jù)文獻[5]中的經(jīng)驗公式（28）和壓下螺絲外徑d得壓下螺母外徑 壓下螺母高度H的確定根據(jù)參考文獻[5]中的經(jīng)驗公式（26）和壓下螺絲的外徑d就可以得到壓下螺母的高度H考慮到本設(shè)計螺母和蝸輪是一體的，故取壓下螺母高度H=225mm。3 壓下裝置液壓馬達容量選擇 壓下裝置主要參數(shù)確定 壓下裝置被平衡物體重量G的確定壓下裝置被平衡物體構(gòu)件包括軋輥裝配、球面墊和壓下螺絲。 其中軋輥裝配的重量：11500kg； 一個球面墊重量：。 一個壓下螺絲重量：. 所以被平衡物體總重量 G=N （） 壓下螺絲主要結(jié)構(gòu)尺寸1．壓下螺絲中徑確定根據(jù)上一章壓下螺絲的初步設(shè)計知道，中徑d2=。2．壓下螺絲螺紋升角確定根據(jù)壓下螺絲外徑和螺距由參考文獻[5]中的公式重新計算螺紋升角，得 （）3．螺紋上的摩擦角為螺紋接觸面的摩擦系數(shù)，一般取=，故摩擦角=5176。40180。 [5] 。4．對滑動軸承軸頸可取μ1=~ [5]。 5．壓下螺絲止推軸頸直徑d3=160mm。 壓下螺絲受力及其靜力矩計算 壓下螺絲受力計算對不“帶鋼”壓下的軋機，其作用在一個螺絲上的力P1=（QG），[5]式中 Q——上軋輥平衡力； G——被平衡構(gòu)件的總重量。 一般情況下，~，即 P1=（~）G [5]所以，作用在一個螺絲上的力 （） 轉(zhuǎn)動壓下螺絲所需的靜力矩轉(zhuǎn)動壓下螺絲所需的靜力矩也就是壓下螺絲的阻力矩，它包括止推軸承的摩擦力矩和螺紋之間的摩擦力矩。其計算公式如下 止推軸承的阻力矩M1，對實心軸頸來說， [5] （）螺紋之間的摩擦力矩， [5] （）則有每個壓下螺絲的靜力矩， M’=M1+M2 [5]=+ = = （） 所以，整個壓下裝置所需靜力矩 液壓馬達容量選擇整個壓下裝置所需傳動液壓馬達的功率為 [1] （）式中 M——為上節(jié)算出的壓下裝置的靜力矩； n——液壓馬達額定轉(zhuǎn)數(shù)；n=400r/min i——傳動系統(tǒng)總速比；i= ——傳動系統(tǒng)總的傳動效率。上式中 為蝸桿軸上的軸承的傳動效率，由參考文獻[4]查得，=； 為蝸桿與馬達之間地聯(lián)軸器的效率，由參考文獻[4]查得，=； 為蝸桿傳動的效率，估取=。所以，得出一個壓下螺絲所需馬達功率為 根據(jù)上面計算出的N值，取N=，查參考文獻[2]選擇液壓馬達的型號為：4 蝸輪蝸桿的設(shè)計與校核蝸桿傳動和齒輪傳動一樣，蝸桿傳動的失效形式也有點蝕（齒面接觸疲勞破壞）、齒根折斷、齒面膠合及過度磨損等。由于材料和結(jié)構(gòu)上的原因，蝸桿螺旋齒部分的強度總是高于蝸輪輪齒的強度，所以失效經(jīng)常發(fā)生在蝸輪輪齒上。因此，一般只對蝸輪輪齒進行承載能力計算。由于蝸桿和蝸輪齒面間有較大的相對滑動，從而增加了產(chǎn)生膠合和磨損失效的可能性，尤其在某些條件下（如潤滑不良），蝸桿傳動因齒面膠合而失效的可能性更大。在閉式傳動中，蝸桿副多因齒面膠合或點蝕而失效，因此，通常只按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，而按齒根彎曲疲勞強度進行校核。此外，閉式蝸桿傳動，由于散熱比較困難，還應(yīng)作熱平衡核算。 蝸輪的設(shè)計與校核 蝸輪的設(shè)計1．根據(jù)GB/T100851988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。2．選擇蝸輪材料考慮到蝸桿傳遞功率不大，旋轉(zhuǎn)速度中等，所以蝸桿選擇材料為45鋼，雖然蝸輪滑動速度不大，效率要求也不是太高，但考慮到蝸輪和壓下螺母是一體的，因而蝸輪選擇材料ZCuAl10Fe3。3．蝸輪設(shè)計應(yīng)按蝸輪齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強度進行校核。由參考文獻[3]，知蝸桿傳動的中心矩 [3] （）此式中各量的計算如下： （1）根據(jù)前面幾章算出的數(shù)據(jù)，按Z1=2，知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩： [3] （） 式中 P1——為輸入蝸桿的功率，單位KW； ——為蝸輪蝸桿傳動效率； n1——為蝸桿軸的轉(zhuǎn)數(shù)，單位r/min； i——為蝸輪蝸桿傳動比。（2）確定載荷系數(shù)K因為本壓下裝置為不“帶鋼”壓下，載荷穩(wěn)定，故根據(jù)文獻[3]第193頁，取載荷分布不均勻系數(shù)；由與載荷不均勻、沖擊小、啟動次數(shù)中等、啟動載荷較大，故根據(jù)參考文獻[3]中表115選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)數(shù)不高，沖擊不大，據(jù)參考文獻[3]圖108選取動載系數(shù)。根據(jù)上述三個系數(shù)，得載荷系數(shù) [3] （）（3）確定彈性影響系數(shù)ZE 根據(jù)選用的材料為青銅和鋼蝸桿相搭配，故據(jù)文獻[3]表106查取ZE=160MPa。（4）確定接觸系數(shù) ，據(jù)文獻[3]圖1118差得=。（5）確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為鑄鋁鐵青銅（ZCuAl10Fe3），由文獻[3]表116，取查得蝸輪的許用接觸應(yīng)力取蝸輪壽命為10000小時，則其應(yīng)力循環(huán)次數(shù) [3] （）據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，得到壽命系數(shù) [3] （）則許用接觸應(yīng)力 [3] （）（6）計算中心矩取中心矩a=200mm，因傳動比i=，故根據(jù)文獻[3]表112中選取模數(shù)m=，蝸桿分度圓直徑d1=63mm,這時，從參考文獻[3]圖1118中可直接查出接觸系數(shù) 因為，所以以上計算結(jié)果可用。4．蝸桿與蝸輪主要幾何尺寸及參數(shù)，以下尺寸均參考文獻[3]和[6]（1）蝸桿主要尺寸參數(shù)蝸桿軸向齒距： 直徑系數(shù)： q=10mm齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： 分度圓導(dǎo)程角： 蝸桿軸向齒厚： （2）蝸輪主要尺寸參數(shù)蝸輪齒數(shù)： 蝸輪分度圓直徑： 蝸輪變位系數(shù)： 蝸輪喉圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸輪齒寬： 蝸輪咽喉母圓半徑： 蝸輪的校核1．校核齒根彎曲疲勞強度 蝸輪當(dāng)量齒數(shù) [6] （） 根據(jù)x2=,Zv2=,查文獻[3]圖1119，查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù)：