曹明輝，柴達明

（1.中冶華天南京工程技術有限公司，江蘇南京 210019；2.河北鑫達集團500H型鋼廠，河北唐山 063000）

0 引言

開坯機的輥縫調(diào)節(jié)主要采用電動壓下和液壓微調(diào)的兩種方式來實現(xiàn)。由于軋鋼廠的訂單來自不同客戶，更換品種必然導致壓下裝置頻繁啟動和制動，為適應這種要求，要求壓下系統(tǒng)具有小慣性、較高的傳動效率及兩側位置精度高的特征。電動壓下裝置是開坯機上最常用的輥縫快速調(diào)整機構，位于開坯機兩個機架牌坊的上部，主要由電機、聯(lián)軸器、蝸輪蝸桿減速箱、壓下絲桿、壓下螺母、回松裝置等零部件組成。目前，國內(nèi)一些中型型鋼車間所用開坯機壓下裝置中的壓下絲桿和螺母裸露在充滿水蒸氣和粉塵顆粒環(huán)境中，加劇了壓下絲桿和壓下螺母的螺紋磨損，大大降低了壓下絲桿、螺母的壽命，亦發(fā)生螺紋副卡死現(xiàn)象。其原因一方面選型不合理，另一方面是潤滑不足造成的。為了避免上述情況，車間需要操作工頻繁對壓下絲桿和壓下螺母進行潤滑以減小磨損，避免卡死，其效果不佳。嚴重影響軋鋼車間的生產(chǎn)效率，同時還要求生產(chǎn)車間準備大量壓下螺備件更換，增加了車間的成本。本文從合理選型的角度出發(fā)，提出壓下絲桿和螺母理論設計參考依據(jù)。從避免卡死及環(huán)境污染的角度出發(fā)，提出把原人工開放式加油潤滑改為閉式循環(huán)潤滑系統(tǒng)，使得壓下絲桿、壓下螺母壽命大幅提升，且減小了環(huán)境污染。對實際生產(chǎn)節(jié)能降耗具有大面積推廣意義。

1 壓下絲桿螺紋外徑的確定

從強度觀點分析，壓下絲桿外徑與軋輥的輥頸承載能力都與各自直徑的平方成正比關系，二者均承受同樣大小的軋制力，因此，經(jīng)驗證明二者之間有一定的關系，可按公式進行初步選型[1]，D=（0.55～0.62）dg，其中，D 為壓下絲桿大徑，mm，dg為軋輥軸頸直徑，mm。D確定后可根據(jù)自鎖條件再確定壓下絲桿的螺距 t，t=πDtanα，其中，t為螺紋螺距，mm，α 為螺紋升角，（°）。按自鎖條件要求 α≤2°30′，則 t≤（0.12～0.14）D。經(jīng)驗證明從精調(diào)和生產(chǎn)的角度出發(fā)，開坯機壓下絲桿螺紋升角α取1°時，即t≈0.0017D時，對于中型型鋼開坯機生產(chǎn)能力和產(chǎn)品質(zhì)量得到大幅提升。當D和t確定后，可參考有關螺紋標準來確定壓下絲桿的有關螺紋長度，并且必須根據(jù)壓下螺母的高度及軋輥的最大提升量來確定。

2 壓下絲桿螺紋的強度計算校核

2.1 最大載荷的確定

首先正常軋制時壓下絲桿受到的載荷應為P0=Pz+P1，其中，Pz為軋鋼時作用在軸頸上（壓下絲桿）的總軋制力，P1為上輥平衡的過平衡力。對于開坯機而言，上輥平衡裝置需要平衡的主要部件包括上輥、壓下絲桿、回松裝置、軸承座。另外平衡梁、部分襯板、導板的自重及萬向軸的部分自重導致上輥平衡裝置產(chǎn)生過平衡力，由于過平衡力遠遠小于軋制力，故忽略不計。因此設計壓下絲桿時只需考慮總軋制力。

2.2 壓下絲桿的擠壓強度校核

壓下絲桿直徑和軋制力之間是非線性關系。由于壓下絲桿的絲桿長度比絲桿直徑往往大很多，其比值在（3，5）區(qū)間的，不滿足材料力學的壓桿失穩(wěn)特征，故不需要進行其穩(wěn)定性校核。根據(jù)材料力學的強度校核公式確定絲桿小徑D1[1]，見式（1）。

式中Pz——軋鋼時作用在軸頸上（壓下絲桿）的總軋制力，N σb——壓下絲桿許用應力，壓下絲桿一般采用合金鋼（40Cr，40CrMo，40CrNi），其抗拉強度為 σb=600～750 MPa，取安全系數(shù)n=6時，許用應力σb=100～125 MPa。

由于壓下絲桿只有螺紋及位于推力軸承內(nèi)部的部分才承受軋制力，故作抗擠壓核算時不考慮壓下絲桿上部的漸開線花鍵部分，只需壓下絲桿小徑滿足強度要求即可。

2.3 壓下螺母強度校核

當壓下絲桿的螺紋小徑D1、螺距t及螺紋形狀確定后，壓下螺母的螺紋小徑d1、螺距t及螺紋形狀自然也可以確定了。壓下螺母的材料通常選用青銅，因此這種材料的薄弱環(huán)節(jié)是較軟，因此只需要校核螺母螺牙的擠壓強度和抗剪強度。由于螺母每一圈螺牙受力是不同的，沿螺母高度方向，最上端受力最大，承受最大載荷的第一圈螺牙的載荷為[1]Pmax=（Pzt）/H，其中，H為壓下螺母高度，mm。壓下螺母配合壓下絲桿一起工作，其高度取決于配合螺紋的圈數(shù)，壓下螺母高度不能影響壓下絲桿的運動及相關機架的空間，由生產(chǎn)實踐可知通常取H=（1.2～2）D。若將螺母沿螺旋線方向（螺紋大徑d處）展開，則可看作的懸臂梁，懸臂梁的長度為πd，高度為螺牙齒根厚度b，每圈螺紋受力面上所承受的單位擠壓力最大值為Pmax，其作用的位置是以d2的為直徑的圓周上（圖1）。

圖1 壓下螺紋形狀及螺母展開

根據(jù)材料力學彎曲應力計算公式，則螺紋牙危險截面的彎曲應力為式（2）。

式中Pmax——作用在壓下絲桿上的最大載荷，N

d——螺紋大徑，mm

b——螺牙根部厚度，mm

h1——載荷相對于固定端的力臂，h1=0.5（d-d2），mm

d2——螺紋的公稱直徑，mm

螺牙的剪切應力：

式中[τ]——許用剪切應力，MPa

螺牙的擠壓應力見式（4）。

式中[σj]——許用擠壓應力，可取[σj]=30～40 MPa

d2——螺母螺紋內(nèi)徑，mm

2.4 漸開線花鍵的強度確定

花鍵的強度校核[2]見式（5）。

式中T——花鍵需要傳遞的最大轉矩，N·mm

φ——各齒載荷不均勻系數(shù)，一般取φ=0.7～0.8

z——齒數(shù)

L——齒的工作（配合）長度，mm

dm——平均圓直徑，漸開線花鍵dm=D=mz，mm

D——對于漸開線花鍵，為分度圓直徑，mm

m——模數(shù)

h——鍵齒工作高度，對于漸開線花鍵壓力角α=30°時，h=m

PPP——許用壓強，對于不在載荷作用下移動的動連接，取 20～30 MPa

由于開坯機的生產(chǎn)環(huán)境較為惡劣，再加上操作工維護壓下絲桿不及時以及潤滑油污染，導致壓下絲桿經(jīng)常出現(xiàn)卡死的故障，進一步導致電機發(fā)生堵轉，而電機的堵轉扭矩通常是額定扭矩的1.5～2倍，發(fā)生堵轉時全部堵轉扭矩將全部加在一個壓下絲桿花鍵上，壓下絲桿花鍵最大扭矩 Tmax=2×（1.5～2）T=（3～4）T。因此花鍵在選型時需要考慮發(fā)生堵住的情況。

3 提高開坯機壓下裝置壽命的途徑

由于傳統(tǒng)開坯機壓下裝置中壓下絲桿和螺母采用開式潤滑，其所在環(huán)境中存在大量氧化鐵皮粉塵顆粒，易進入壓下絲桿和螺母形成的螺紋副的油膜中，致使壓下螺母磨損加劇，導致壓下螺母使用壽命大大縮短，并且極易發(fā)生壓下絲桿會卡死的現(xiàn)象，導致停機檢修、維護的時間和更換頻率大幅提升，而且頻繁的更換壓下螺母嚴重影響開坯機的生產(chǎn)使用效率，且車間還需要準備大量的壓下螺母。造成企業(yè)的生產(chǎn)成本大幅增加，其根源就是潤滑不良造成的。本文所述壓下裝置中的壓下絲桿和螺母的潤滑采用密閉的稀油潤滑循環(huán)系統(tǒng)，而且在壓下絲桿的下方設置回松裝置。密閉的稀油潤滑循環(huán)系統(tǒng)主要由防塵罩、噴油管、蝸輪減速機、機架、壓下絲桿、壓下螺母、油液保護罩組成，防塵罩的一側設置噴油管，潤滑油通過噴油管進入壓下絲桿、螺母，花鍵副部位潤滑，油液保護罩下面設有回油管，潤滑油通過回油管回到油箱。另外在壓下螺母螺紋大徑圓周上，軸向鉆有2～4個深油孔均布與各圈螺紋齒根貫通，潤滑油可通過油孔送入各圈螺紋根部，從而保證供油路程較短，油膜連續(xù)不斷，這種方式不僅克服開式潤滑的弊端，而且還能防止?jié)櫥臀廴经h(huán)境。壓下螺母隨著時間的推移，其螺紋出現(xiàn)磨損，回松裝置可調(diào)節(jié)壓下壓下絲桿和壓下螺母的配合間隙?；厮裳b置主要由缸體和活塞組成，在回松裝置的缸體上單獨裝有進油管和回油管供油，通過進油回油的方式調(diào)整活塞，以調(diào)整壓下絲桿和壓下螺母之間配合間隙，防止壓下螺母卡死。從某型鋼廠的實際使用情況來看，取得了較好的效果。

4 結論

根據(jù)軋制力如何設計開坯機的壓下絲桿和壓下螺母進行探討，為工程技術人員提供理論參考依據(jù)。在不大幅度改變開坯機緊湊結構尺寸的情況下，解決了壓下絲桿和壓下螺母之間螺紋副的潤滑、壓下螺母卡死的現(xiàn)象。在實際使用過程中取得了良好的效果。