【文章內容簡介】 8 頁 1） 頭部形狀 頭部與上軋輥軸承座接觸，承 受來自輥頸的壓力和上輥平衡裝置的過平衡力。為了防止端部在選轉時磨損并使上軋輥軸承具有自動調位能力，我們應該把壓下螺絲的端部做成球面形狀，并與球面銅墊接觸形成止推軸承。 2） 螺紋形狀 壓下螺絲的本體部分帶有螺紋，它與壓下螺母的內螺紋配合以傳遞運動和載荷。 壓下螺絲的螺紋有鋸齒形和梯形螺紋兩種。 選擇鋸齒形螺紋。因為其主要用于快速壓下，而且梯形螺紋主要用于軋制力較大的冷軋機上。 1780R2粗軋機為熱軋機，軋制力不是很大，所以鋸齒形螺紋可以滿足生產要求。 3） 尾部形狀 壓下螺絲尾部的形狀主要有方形、花鍵形和圓 柱形三種。 選擇花鍵形，其承載能力大，用于低速重載帶鋼軋機壓下。 （ 2） 壓下螺母 壓下螺母為易損零件，為了延長螺母的壽命，采用稀油潤滑。 7. 壓下螺絲的行程指示器 選擇自整角機 — 數字顯示管指示器，因為其指示精度比較高、誤差小、轉動鏈短。 第 9 頁 壓下電機容量的選擇 被平衡件重量的計算 軋機上支承輥 及軸承座的重量： 850000N 軋機上工作輥及軸承座的重量： 308000N 壓下螺絲重量： 98000N 壓下螺母重量： 54000N 總G =850000N+308000N+98000N+54000N=1310000 N 轉動壓下螺絲靜力矩的計算 對于 1780R2粗軋機來說，一般均為 空載壓下調節(jié)。所以只需要對其進行不帶剛壓下的計算即可： )(211 GQP ?? 式中 Q———上軋輥平衡力 G———被平衡部件的總重量（包括軋輥組件及壓下螺絲的總重量） 一般情況下， Q 為平衡重量 ～ 倍 , 所以： 1P =（ ～ ） G 所以： 1P =（ ～ ） 總G =（ ～ ） 1310000N=（ 131000～ 262021） N 第 10 頁 應取其最大值 : 1P =262021N （外徑 d 螺距 t） 壓下螺絲的外徑： d =（ ～ ） gd 式中 d———壓下螺絲 外徑 gd ———輥頸直徑 ， 對于四輥軋機為支承輥的直徑 對于粗軋機來說： 2DL =～ 式中 L———支承輥的輥身長度 2D ———支承輥的輥身直徑 已知： L=1780mm D=～ 1780mm 取 2D =1550mm 所以 gd =(～ ) 2D =(755～ )mm 為了安全因素考慮 ， 應取 gd 的最大值 。 所以： gd =850mm d=（ ～ ） gd =(～ 527)mm 取 d=520mm 螺距 t：一般情況下 t=（ ～ ） d 第 11 頁 對于四輥軋機螺距取值為： t= 0d 對于四輥熱軋機： t=（ ～ ） d520=(13～ 26)mm 根據文獻 [2，表 ]，取得 t=20mm 查表得 : 2d =505mm 1d = （克服止推軸承摩擦力 +螺紋間摩擦力） j 1 2M jjMM?? (31) 1 1 3j1 3Pd?? (32) 式中 3d ———壓下螺絲止推軸頸直徑 1P———作用于壓下螺絲上的力 1? ———止推軸頸的摩擦系數，取值范圍 ～ 取 1? = 所以 ,代入（ 32）： j1 8 26 20 00 47 0M 73 88 .403????mN? 12j2M 2 ( )Pdtg ??? ? (33) 式中 ?———壓下螺絲與壓下螺母的螺紋間摩擦角 μ ———螺紋間摩擦系數 α ———壓下螺絲與螺母的螺紋升角 第 12 頁 螺紋摩擦角：1tg???? 取 ? = 所以 :? =176。 螺紋導程角 (?)： 22 505 d? ? ??? ? ? ? ? ?? 所以 ?=176。 上式中壓下螺絲下降時取正號， 2jM 最大。代入 (33),得： mNtgM j ??????? ?? )(2 505262021 52 mNMMM jjj ?????? 4 8 4 4 5 3 8 821 所以： 總靜力距 mNMM jj ?????? 壓下電機容量的選擇 ????? in9550MN j 式中 n———電機輸出額定轉速 m in/rn ??? 出ni i———傳動系統總速比 ? 傳動總效率 出n 壓下螺絲的轉速 因為，壓下速度： V=～ m i n/ 60Vn ?????出 第 13 頁 聯?= 螺? = 承? = 5 1 322322 ??????? 承螺聯 ???? ????? in9550MN j=j 14843 .95 9550 kw?? ?????出 根據電機功率計算和實際要求選用： 312254 ??Z 直流電動機。 額定功率： 67KW，額定轉速： 680r/min，最高轉速： 1500r/min 額定電壓： 440V，額定電流： 195A，勵磁功率 2360W 壓下裝置傳動機構的設計 蝸桿傳動的設計計算 電機的額定功率： P=67KW；轉速： n=680r/min i= n 680 680~ ~ ??出 因為蝸桿的移動要求自鎖性，查文獻 [2，表 ]得第二級蝸輪蝸桿減速器選擇單頭蝸桿傳動，所以有： 1Z =3， 2Z =43， 3Z =1， 4Z =36 總傳動比為 i= 5161363433412 ???? ZZZZ ，在 i 的取值范圍內，故所選蝸輪蝸桿齒數符合要求。 1 第一級蝸桿減速器設計 第 14 頁 傳遞到第一級減速器蝸桿軸上的功率為： 67 iP P k w?? ? ? ? ?聯 轉速為電動機的額定轉速 : m in/680 rnni ?? （ 1） 選擇材料 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，旋轉速度中等，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，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵 HT200 制造。 （ 2） 求傳動的中心距 蝸桿上的額定功率為： 432111 KKKK PP P ?? (34) 由文獻 [2，表 ]查得： 傳動類型系數： 1K =；工作類型系數： 2K =； 制造質量系數： 3K =；材料系數： 4K =。 代入 (34),則有： ??????PP 第 15 頁 傳動比為：21143 Z? ? ? 由文獻 [2，圖 ]查得 :中心距 a =350mm，取成標準值 a =360mm。 （ 3） 主要幾何尺寸計算 按文獻 [2，表 ]采用 A 組，蝸桿齒數： 1Z =3；蝸輪齒數： 2Z =43。 按文獻 [2，表 ]采用一系列，查得： 蝸輪齒頂圓直徑： 2ad =630mm；蝸輪齒圈內孔直徑： 2id =520mm；蝸輪最大外圓直徑： 2ed =635mm；蝸輪齒寬： 2b =75mm；蝸輪齒頂圓弧半徑： 2aR =75mm；成型圓直徑： bd =225mm。 按文獻 [2，表 ]可求： 蝸輪端面模數為： 2 ????? Z dm a 取標準值 m=14mm 徑向間隙和根部圓角半徑為： ?????? mrc 齒頂高為： ????? mh a 第 16 頁 齒根高為： ????? chh af 蝸輪分度圓直徑為： mm6 0 3 0222 ??????? ?hdd a 蝸輪齒根圓直徑為： ??????? ff hdd 蝸桿分度圓直徑為： mm11160936022 21 ??????? dad 蝸桿喉部齒根圓直徑為： 1 1211 ??????? ff hdd 蝸桿喉部齒頂圓直徑為： mm1 3 1 1211 ??????? aa hdd 蝸桿齒頂圓弧半徑為： 11 ??????? aa daR 蝸桿齒根圓弧半徑為： 1 6 11 ??????? ff daR 周節(jié)角為： 第 17 頁 ???? 2Z? 蝸桿包容蝸輪齒數為： ` ??? ZZ 蝸桿工作包角之半為： ?? ???????? )()( ` ?? Zw 蝸桿工作部分長度為： i n609s i n2 ????? ?ww dL ? 取 wL =170mm 蝸桿最大根徑為： ? ? ? ?2222 1m a x1 )()(2 ?????????? wff LRad ? 蝸桿最大外徑為： ? ? ? ?)11 1 o s (2 9 43 6 02)1c o s (2 1m a x1 ??? ?????????? waa Rad ? ? 蝸桿喉部螺旋倒角為： 第 18 頁 ????? 60912 ar c tgiddar c tgm? 分度圓壓力角為： ???? rc s i na rc s i n2dd b? 蝸輪法面弦齒厚為： ?? ???????? 3 4 o s) 7 i n (6 0 9c o s)2 7 i n (22 mn dS ?? = 蝸輪弦齒高位為： ? ? ? ?) os () os ( 22 ???????????? ?dhh aa = 蝸桿喉部法面弦齒厚為： mmmn ZfdS ???? c os)(2c os) i n( 221 ??????????? ??????????????? o s) (2 8 3 o s) i n (609 = 蝸桿弦齒高為： ? ?? ??????? 2 2 o 21 dhh aa 第 19 頁 ? ?? ???????? o ? 按文獻 [2，表 ]確定蝸桿螺旋修形量及修緣量： 蝸桿螺牙嚙入口修形量 為： 3