新型軋機壓下螺絲設計及優化

孟彩茹 李世然 崔浩洋 唐軍龍

摘 要：文章課題來源于河北省鋼鐵聯合基金項目，基于一種四軸雙向調節柔性精密型材軋機的研究，該新型軋機可實現在線精確調節，效率高，投資少，精度高，而壓下機構的設計是保證精度的關鍵，所以壓下機構的研究具有重要意義。通過對電動壓下機構中的壓下螺絲和壓下螺母的設計，進行理論上的計算和建模，并且進行理論分析，利用ANSYS對螺絲和螺母進行仿真，研究分析應力應變，最終考慮生產實際需求以及設計要求進行優化。研究設計出的長壽命的壓下螺絲螺紋機構，可以實現各輥的雙向調節，實現一機多用，同時使軋件同一斷面的各部位得到主動壓縮和延伸，使金屬變形和軋件組織性能顯著提高。基于此研究，可以為壓下機構液壓系統改造奠定一定的理論基礎。

關鍵詞：柔性精密型材軋機；壓下機構；優化

1 概述

在初軋機，板 軋機、萬能軋機等軋機上，幾乎每一道軋制都需要調整輥縫，以保證軋件按給定壓下量軋出所要求的斷面尺寸。在軋制過程中要輥縫的調整直接影響板厚誤差，因此軋機壓下裝置所能控制精度顯得格外重要[1]。

在軋制過程中，有很多因素會引起軋件的厚度偏差。這些因素都與軋件和軋機有關[2]。軋件方面的因素有：軋件厚度不均勻、軋件沿長度方向溫度或機械性能不均勻等。軋機方面的因素有：軋制速度和張力的變化、軋輥熱膨脹和磨損及軋輥偏心、軋制過程中機架的變形等[3]。

軋機參數的變動將使輥縫發生周期性的變化，因而導致軋件厚度發生變化，為了提高軋件的厚度精度，在現代化軋機上，往往設置厚度自動控制裝置，使軋機在軋制過程中能調整輥縫，以控制和減小軋件縱向厚度偏差[4]。

壓下控制系統輥縫的控制最后都是由軋機的壓下機構來執行的，選擇合理的壓下機構，及合理的設計壓下機構以調整輥縫。

2 壓下螺絲及螺母設計

壓下螺絲、輥縫調節速度快且承載能力大安全可靠，控制精度高和作業性穩定好。四軸雙向調節柔性精密軋機主要應用于型材軋制的精軋部分，其中的壓下機構是軋機精度控制的重要部分，而壓下螺絲和壓下螺母是壓下機構的核心部件。軋機的精度能否達到所需要的控制精度主要取決于壓下螺絲和螺母。

假定軋制力為P，壓下螺絲的直徑為d，壓下螺絲許用應力[σy]，壓下螺母的高度H，壓下螺母的螺紋圈數n，壓下螺母的外徑D。螺紋牙型采用鋸齒形。螺紋牙型的設計參考機械設計手冊中的螺紋牙型設計。

壓下螺絲的直徑可有下式求得

因此在已知軋制力，可確定壓下螺絲的直徑。

在正常工作狀態下，螺紋要具有自鎖性。在潤滑良好時靜摩擦系數為0.005。

f=tan？茲

f-摩擦系數；？茲-螺紋升角

許用螺紋升角[？茲]？燮2.8648°。由自鎖條件和螺紋升角的幾何關系知螺紋升角？茲和螺距t滿足：

tan？茲？燮■

可求得螺距t。

螺母外徑D選擇可依據下式：

■=■

D-螺母的外徑；d-螺母內徑；E1-螺絲的彈性模量；E2-螺母的彈性模量。

螺母選用低碳鋼，一般鋼鐵的彈性模量E=2.07×1011Pa?？傻玫铰菽傅膬葟胶屯鈴降年P系從而確定螺母的內外徑尺寸。

螺母的高度為H，內部的螺紋圈數為N，所以螺母的高度

H=Nt

螺紋圈數達到一定數值以后，再增加螺紋圈數對降低螺紋上的負載效果已經不明顯，一般螺母的螺紋圈數N取20-30圈，以20圈為宜。另外采用鋸齒形螺紋對降低螺紋的負載有一定的好處。壓下螺絲和螺母的參數如表1所示。

表1

3 壓下螺絲及螺母的理論分析

在壓下螺絲機構理論設計完成，考慮到軋機實際工作情況需要對壓下機構的設計尺寸進行校核。

3.1 壓下螺母與軋機牌坊接觸面的強度校核

對壓下螺絲螺母機構進行強度校核，受軋制力示意圖如圖1。 總軋制力P為600T，軋機牌坊接觸面的應力用下式計算：

？滓=■？燮[？滓]

[？滓]-軋機牌坊與螺母的許用應力，取100-180MPa；D1-壓下螺母的外徑；D2-牌坊上的孔的直徑；？滓-螺母與牌坊間的應力

3.2 螺紋的強度校核

螺紋受力面上的單位擠壓應力：

[p]-螺母材料需用擠壓應力；δ-螺母的外徑與螺絲的內徑差

3.3 螺紋的彎曲應力校核

h1-載荷相對于固定端的力臂，h1取D1-d1/2；b-螺紋根部厚度；[？滓w]-許用彎曲應力，取100MPa-180MPa。

3.4 螺紋的剪切強度校核

[？子]-材料的許用剪切強度，取80MPa-120MP

通過理論校核設計的壓下螺絲機構理論上滿足實際應用所需的參數。而實際能否達到實際應用的要求還需要進一步的利用仿真軟件仿真驗證。

4 ANSYS靜力學分析

利用Pro/E三維仿真軟件進行三維仿真設計，再利用ANSYS仿真軟件等對設計的壓下螺桿和螺母進行靜力學有限元分析。

將裝配好的壓下螺絲導入ANSYS在螺絲底部和螺母的上部施加力如圖1所示。

分析結果如下：如圖2所示，最大應力部位位于螺桿壓下端，最大應力為：310MPa-380MPa。

如圖3所示，最大變形部位在螺桿與交叉梁接觸部位，最大應變量為0.04-0.045mm。

螺母應力圖如圖4所示，最大應力部位位于螺母兩端，最大應力為80MPa-120MPa左右；應變圖如圖5所示，最大形變部位在遠牌坊接觸端，最大變形量0.010-.015mm。

總結經過有限元軟件的仿真結果，驗證了之前的理論計算的準確性以及該壓下螺絲設計方案的可行性。軟件仿真結果顯示該設計滿足了實際生產中的強度和剛度，可實現較為精確壓下。但是考慮實際工況還需要增加安全系數。

5 結束語

文章基于機械設計理論對壓下螺絲機構的設計，利用軟件建模、仿真分析以及優化，可以節約成本，提高設計的科學性?？紤]實際精度需要可對不合理的部位進行優化設計，優化該部位的部位以達到實際需要的精度需求。

另外利用ANSYS軟件對壓下螺絲和壓下螺母的分析也說明了壓下螺絲和壓下螺母受力與普通的螺絲螺母受力不同。驗證了該四軸雙向調節柔性精密型材軋機壓下機構設計的可行性，此外為該機構的液壓系統改造提供了一定的研究理論和對比數據。

參考文獻

[1]鄒家祥.軋鋼機械理論與結構設計[M].北京：冶金工業出版社，1993.

[2]劉庭舜.軋鋼機壓下螺絲和螺母的改進[Z].重慶鋼鐵公司設計處.

[3]連家創.壓下螺稱和螺母的參數選擇及剛度計算[Z].軋鋼教研室.

[4]王燕，楊雙成.鋁帶可逆熱軋機電動壓下裝置的設計與計算[Z].洛陽有色金屬加工設計研究院.

作者簡介：孟彩茹（1980，10-），女，河北邯鄲人，博士學位，現工作于河北工程大學機電學院，主要從事工程機械開發與應用方向。

*通訊作者：李世然（1984，2-），男，河北保定人，在讀研究生，現就讀于河北工程大學，研究方向機械設計與制造。