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XXXXX 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 論 文 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 系 名 專業(yè)班級(jí) 學(xué)生姓名 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師姓名 指導(dǎo)教師職稱 年 月 I 目 錄 摘 要 II Abstract III 第一章 緒論 1 1 1 結(jié)晶器振動(dòng)器簡(jiǎn)介 1 1 2 結(jié)晶器振動(dòng)器的發(fā)展 1 1 3 國(guó)內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 1 第二章 總體設(shè)計(jì) 3 2 1 設(shè)計(jì)要求 3 2 2 方案選擇 3 2 2 1 振動(dòng)機(jī)構(gòu)方案選擇 3 2 2 2 振動(dòng)形式選擇 4 2 2 3 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案選擇 5 2 3 總體參數(shù)分析 6 2 3 1 結(jié)晶器的位移函數(shù) 6 2 3 2 結(jié)晶器的速度函數(shù) 7 3 2 3 鑄流速度 7 第三章 傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與選擇 8 3 1 電動(dòng)機(jī)的選擇 8 3 1 1 結(jié)晶器質(zhì)量的估算 8 3 1 2 驅(qū)動(dòng)功率選擇 8 3 1 3 電動(dòng)機(jī)的選擇 9 3 1 4 電動(dòng)機(jī)校核 9 1 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的校核 9 2 電動(dòng)機(jī)發(fā)熱的校核 10 3 2 減速器的選擇 10 3 2 1 傳動(dòng)比的確定 10 3 2 2 減速器選擇 10 3 2 3 減速器的功率校核 10 3 2 4 減速器的強(qiáng)度校核 11 3 3 振動(dòng)源偏心軸的設(shè)計(jì) 11 3 3 1 軸的類型選擇 11 3 3 2 軸的材料 12 3 3 3 初算軸的直徑 12 3 3 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 12 II 3 3 5 軸上零件的布置和裝配方案 14 3 3 6 軸上受力分析及校核 14 3 4 軸上零件的設(shè)計(jì)與校核 19 3 4 1 聯(lián)軸器的選擇 19 3 4 2 軸承的選擇及其校核 20 3 4 3 鍵的選用及校核 22 第四章 振動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與選擇 23 4 1 齒輪齒條設(shè)計(jì) 23 4 1 1 齒輪齒條的材料選擇 23 4 1 2 齒輪齒條的設(shè)計(jì)與校核 23 4 2 扇形齒輪設(shè)計(jì) 27 4 3 連桿的設(shè)計(jì) 27 4 4 連桿銷的設(shè)計(jì) 28 4 5 彈簧的設(shè)計(jì)及其校核 29 總 結(jié) 32 參考文獻(xiàn) 33 致 謝 34 III 摘 要 結(jié)晶器差動(dòng)齒輪振動(dòng)機(jī)構(gòu)是我國(guó) 60 年代中期開發(fā)并應(yīng)用于生產(chǎn)的弧線軌跡振動(dòng)機(jī) 構(gòu) 其結(jié)晶器固定在由彈簧支撐的振動(dòng)框架上 用凸輪或偏心輪強(qiáng)迫框架下降 利用 彈簧的反力使其上升 其主要由電機(jī) 減速器 偏心軸 連桿 差動(dòng)扇形齒輪 齒輪 齒條 彈簧 框架等構(gòu)成 本文主要針對(duì)結(jié)晶器差動(dòng)齒輪振動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì) 首先 通過(guò)對(duì)差動(dòng)齒輪振動(dòng)機(jī) 構(gòu)結(jié)構(gòu)及原理進(jìn)行分析 在此分析基礎(chǔ)上提出了總體結(jié)構(gòu)方案 接著 對(duì)主要技術(shù)參 數(shù)進(jìn)行了計(jì)算選擇 然后 對(duì)各主要零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)與校核 最后 通過(guò) AutoCAD 制圖軟件繪制了搓絲機(jī)總裝圖 傳動(dòng)裝置裝配圖及主要零部件圖 通過(guò)本次設(shè)計(jì) 鞏固了大學(xué)所學(xué)專業(yè)知識(shí) 如 機(jī)械原理 機(jī)械設(shè)計(jì) 材料力學(xué) 公差與互換性理論 機(jī)械制圖等 掌握了普通機(jī)械產(chǎn)品的設(shè)計(jì)方法并能夠熟練使用 AutoCAD 制圖軟件 對(duì)今后的工作于生活具有極大意義 關(guān)鍵詞 結(jié)晶器 差動(dòng)齒輪 振動(dòng)機(jī)構(gòu) 偏心軸 IV Abstract Mold is a differential gear vibration mechanism of the mid 1960s developed and used in the production of curved track vibration mechanism Which is fixed to the mold frame by a spring support of the vibration forced by the cam or eccentric frame drop the spring reaction force to make it rise Which mainly consists of motor reducer eccentric shaft connecting rod differential gear segment rack and pinion springs frame and so on In this paper the design for the differential gear mold vibrating mechanism First by making the structure and principles of the differential gear vibration mechanism analysis presented in this analysis based on the overall structure of the program Next the main technical parameters were calculated choice then for the main components were designed and Verification Finally AutoCAD drawing software to draw the thread rolling machine assembly diagram the main gear assembly drawings and parts diagram Through this design the consolidation of the university is expertise such as mechanical principles mechanical design mechanics of materials tolerances and interchangeability theory mechanical drawing etc mastered the design method of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD drawing software for the future work of great significance in life Keywords Mold The differential gear The vibration mechanism The eccentric shaft 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 第一章 緒論 1 1結(jié)晶器振動(dòng)器簡(jiǎn)介 在連鑄技術(shù)的發(fā)展過(guò)程中 只有采用了結(jié)晶器振動(dòng)裝置后 連鑄才能成功 結(jié)晶 器振動(dòng)的目的是防止拉坯坯殼與結(jié)晶器粘結(jié) 同時(shí)獲得良好的鑄坯表面 因而結(jié)晶器 向上運(yùn)動(dòng)時(shí) 減少新生的坯殼與銅壁產(chǎn)生粘結(jié) 以防止坯殼受到較大的應(yīng)力 使鑄坯 表面出現(xiàn)裂紋 而當(dāng)結(jié)晶器向下運(yùn)動(dòng)時(shí) 借助摩擦 在坯殼上施加一定的壓力 愈合結(jié) 晶器上升時(shí)拉出的裂痕 這就要求向下的運(yùn)動(dòng)速度大于拉坯速度 形成負(fù)滑脫 機(jī)械振動(dòng)的振動(dòng)裝置由直流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng) 通過(guò)萬(wàn)向聯(lián)軸器 分兩端傳動(dòng)兩個(gè)蝸輪 減速機(jī) 其中一端裝有可調(diào)節(jié)軸套 蝸輪減速機(jī)后面再通過(guò)萬(wàn)向聯(lián)軸器 連接兩個(gè)滾 動(dòng)軸承支持的偏心軸 在每個(gè)偏心輪處裝有帶滾動(dòng)軸承的曲柄 并通過(guò)帶橡膠軸承的 振動(dòng)連桿支撐振動(dòng)臺(tái) 產(chǎn)生振動(dòng) 在新型連鑄生產(chǎn)工藝中 采用帶有數(shù)字波形發(fā)生器的結(jié)晶器電液伺服振動(dòng)控制是 保證連鑄生產(chǎn)質(zhì)量的關(guān)鍵技術(shù)之一 國(guó)外的應(yīng)用情況表明 采用連鑄結(jié)晶器非正弦伺 服振動(dòng) 能夠有效地減少鑄坯與結(jié)晶器間的摩擦力 從而防止坯殼與結(jié)晶器粘結(jié)而被 拉裂 減小鑄坯振痕 提高鑄坯質(zhì)量川一 9l 帶有數(shù)字波形發(fā)生器的結(jié)晶器電液伺服 振動(dòng)控制裝置和傳統(tǒng)的結(jié)晶器振動(dòng)裝置相比 可以方便地實(shí)現(xiàn)多種波形振動(dòng) 實(shí)現(xiàn)連 鑄過(guò)程監(jiān)督和實(shí)時(shí)顯示振動(dòng)波形 并能在線修改非振動(dòng)方式及振動(dòng)頻率和幅值等參數(shù) 實(shí)現(xiàn)控制過(guò)程的平穩(wěn)過(guò)度 1 2結(jié)晶器振動(dòng)器的發(fā)展 最初的連鑄機(jī)結(jié)晶器是靜止不動(dòng)的 在拉坯的過(guò)程中坯殼很容易與結(jié)晶器內(nèi)壁產(chǎn) 生粘結(jié) 從而出現(xiàn)坯殼 拉不動(dòng) 或拉漏鋼水的事故發(fā)生 因此 靜止不動(dòng)的結(jié)晶器 限制了連鑄生產(chǎn)的工業(yè)化發(fā)展 直到 1933 年現(xiàn)代連鑄的奠基人一德國(guó)的西格弗里德 容漢斯開發(fā)了結(jié)晶器振動(dòng)裝置 并成功地將它應(yīng)用于有色金屬黃銅的連鑄 1949 年 S 容漢斯的合伙人美國(guó)的艾爾文 羅西 Irving Rossi 獲得了容漢斯結(jié)晶器 振動(dòng)技術(shù)專利的使用權(quán) 并首次在美國(guó)約阿 勒德隆鋼公司廠的一臺(tái)方坯連鑄試驗(yàn)機(jī)上 采用了振動(dòng)結(jié)晶器 與此同時(shí) 容漢斯振動(dòng)結(jié)晶器又被西德曼內(nèi)斯 Mannesmann 公司 胡金根廠的一臺(tái)連續(xù)鑄鋼試驗(yàn)連鑄機(jī)上成功應(yīng)用結(jié)晶器振動(dòng)技術(shù)在這兩臺(tái)連鑄機(jī)上的 成功應(yīng)用 為結(jié)晶器振動(dòng)技術(shù)的廣泛應(yīng)用打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ) 1 3國(guó)內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 繼續(xù)日本將液壓伺服振動(dòng)結(jié)晶器應(yīng)用于連鑄之后 法國(guó) IRSID 2 與 CLECIM 合作 進(jìn)行了相應(yīng)的研究工作 于 1987 年公布了其實(shí)驗(yàn)結(jié)果 研究結(jié)果表明 應(yīng)用非正弦振 動(dòng)可以有效地減少結(jié)晶器內(nèi)的摩擦力 使振痕深度減輕 鑄坯表面質(zhì)量得以明顯改善 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 2 在前面實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上 IRSID 與 CLECIM 又新設(shè)計(jì)制造了兩臺(tái)液壓振動(dòng)工業(yè)實(shí)驗(yàn)裝置 分別安裝在了索拉克廠的 2 流板坯連鑄機(jī)的 2 號(hào)機(jī)和 Unimecal Normandie 廠的 8 流小 方坯連鑄機(jī)的一流上 首先他們?cè)谶@兩個(gè)裝置上采用了與機(jī)械振動(dòng)系統(tǒng)相同的正弦波 形及控制方式 應(yīng)用于各自的鑄機(jī)上進(jìn)行長(zhǎng)期的工業(yè)試驗(yàn) 結(jié)果表明鑄坯表面質(zhì)量和 機(jī)械振動(dòng)系統(tǒng)相同 同時(shí)也驗(yàn)證了液壓振動(dòng)系統(tǒng)的可靠性 隨后在 SOLLAC 廠進(jìn)行了 非正弦振動(dòng)實(shí)驗(yàn) 其金相分析結(jié)果表明 生產(chǎn)的低碳鋼的振痕深度至少減少了 25 在 UN 廠 雖然他們應(yīng)用液壓振動(dòng)仍進(jìn)行了正弦振動(dòng)試驗(yàn) 但是在控制上對(duì)正弦振動(dòng)模型 進(jìn)行了優(yōu)化控制 結(jié)果表明 低碳鋼方坯的表面缺陷減少了 75 CLECIM 后來(lái)又為 SOLLAC 廠設(shè)計(jì)制造了一臺(tái)工業(yè)性液壓振動(dòng)裝置 采用全數(shù)字 控制方式 在控制上具有更大的靈活性和適應(yīng)性 該設(shè)備液壓源壓力為 18Mpa 電動(dòng) 機(jī)功率為 110KW 于 1993 年 3 月安裝在 SOLLAC 廠 2 號(hào)板坯連鑄機(jī)上 目前該連鑄 機(jī)主要生產(chǎn)超低碳鋼 C 含量為 0 025 及小于 0 01 生產(chǎn)結(jié)果表明 應(yīng)用非正弦振 動(dòng) 其振痕深度比用正弦振動(dòng)至少減少了 30 并且可以減少凝固鉤的數(shù)量 顯著減 少皮下缺陷 從而大大提高了最后軋制成品的表面質(zhì)量 現(xiàn)在 該廠一直采用給正弦 振動(dòng)進(jìn)行生產(chǎn) 并計(jì)劃改造另一流板坯振動(dòng)系統(tǒng) 英國(guó)的 Stocksbridge 工程鋼廠的圓方坯連鑄機(jī)主要生產(chǎn)特殊鋼 應(yīng)用液壓振動(dòng)改造 后 生產(chǎn)實(shí)踐表明 用液壓非正弦振動(dòng)系統(tǒng)不僅可以減少振痕深度 減少卷渣 提高 鑄坯表面質(zhì)量 而且該廠的漏鋼率也從原來(lái)的 3 下降到了 1 與此同時(shí) 德馬克公司在阿維迪薄板坯連鑄機(jī)上 開發(fā)成功了薄板坯液壓振動(dòng)系 統(tǒng) 日本住友在其 90 120mm 1000mm 試驗(yàn)連鑄機(jī)上采用了液壓振動(dòng)技術(shù) 起普碳鋼 的試驗(yàn)拉速為 5m min 中碳鋼等鋼種的試驗(yàn)拉速為 3m min 奧鋼聯(lián)已經(jīng)在其薄板坯連 鑄機(jī)上 盧森堡則在其方坯以異形坯連鑄機(jī)上開始裝備液壓振動(dòng)系統(tǒng) 并開始了自帶 振動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)晶器的研制 另外 日本神戶 新日鐵 英國(guó) ECSC 等都相繼開始液壓 振動(dòng)的研究 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 3 第二章 總體設(shè)計(jì) 2 1設(shè)計(jì)要求 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)器設(shè)計(jì) 振幅 12 毫米 振動(dòng)重量按 800 毫米長(zhǎng)結(jié)晶器計(jì)算 頻率 100 150 之間 2 2方案選擇 2 2 1振動(dòng)機(jī)構(gòu)方案選擇 結(jié)晶器的振動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)包括兩個(gè)基本部分 實(shí)現(xiàn)結(jié)晶器運(yùn)動(dòng)軌跡的部分和實(shí)現(xiàn) 結(jié)晶器振動(dòng)的部分 按照結(jié)晶器運(yùn)動(dòng)軌跡 弧線 的實(shí)現(xiàn)方式分為 導(dǎo)軌式 長(zhǎng)臂式 復(fù)合差動(dòng)式 短臂四連桿式和四偏心輪式等 差動(dòng)齒輪振動(dòng)機(jī)構(gòu)是我國(guó) 60 年代中期開發(fā)并應(yīng)用于生產(chǎn)的弧線軌跡振動(dòng)機(jī)構(gòu) 結(jié) 晶器固定在由彈簧支撐的振動(dòng)框架上 用凸輪或偏心輪強(qiáng)迫框架下降 利用彈簧的反 力使其上升 振動(dòng)框架的內(nèi) 外弧側(cè)面 裝有齒條 分別與節(jié)圓半徑相等的小齒輪相 嚙合 裝在小齒輪軸上的扇形齒輪有不同的節(jié)圓半徑 內(nèi)弧側(cè)的節(jié)園半徑比較大 相 互嚙合的扇形齒輪擺動(dòng)時(shí) 就時(shí)與其相連的兩個(gè)小齒輪曳不一樣 因而可使結(jié)晶器產(chǎn) 生弧線運(yùn)動(dòng) 由于它結(jié)構(gòu)復(fù)雜 齒輪和導(dǎo)向件磨損較嚴(yán)重等原因而未被得到推廣 但 差動(dòng)原理卻在后來(lái)的四偏心結(jié)結(jié)機(jī)構(gòu)上得到了應(yīng)用 其結(jié)構(gòu)如圖 4 1 所示 圖 4 1 差動(dòng)式振動(dòng)機(jī)構(gòu) 在結(jié)晶器的振動(dòng)框架 1 上 固定有導(dǎo)軌和齒條 2 在距離為 A 的兩側(cè)裝有兩根長(zhǎng) 軸 3 軸支撐在軸承 12 上 軸上裝有齒輪 4 和導(dǎo)輪 5 以及不同節(jié)圓半徑的扇形齒輪 6 及 7 在振動(dòng)框架 1 兩端還裝著導(dǎo)向塊 8 在扇形齒輪 6 上裝有連桿 9 和與傳動(dòng)機(jī) 構(gòu)相連的偏心輪 10 振動(dòng)框架 1 下面還支撐有彈簧 11 目的是平衡一部分負(fù)荷并使振 動(dòng)框架 1 產(chǎn)生一個(gè)向上的恢復(fù)力 兩個(gè)軸 3 就產(chǎn)生反復(fù)的轉(zhuǎn)動(dòng) 齒輪 4 廁通過(guò)齒條嚙 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 4 合關(guān)系使振動(dòng)框架 1 產(chǎn)生振動(dòng) 但由于扇形齒輪 6 和 7 的節(jié)圓半徑不同 所以兩側(cè)齒 輪 4 的角速度也不同 則振動(dòng)框架將產(chǎn)生弧線振動(dòng) 圓弧半徑為 R 框架 1 兩側(cè)齒條節(jié)線間距離為 W 兩齒輪 4 的中心距為 A 節(jié)圓 半徑為 扇形齒輪 6 和 7 的節(jié)圓半徑為 則 5R324A 35WR 05 正確的選擇 W A 及 的值 便可以得到要求的 R 值 5R3 2 2 2振動(dòng)形式選擇 結(jié)晶器振動(dòng)有同步 負(fù)滑脫和正弦三種 其振動(dòng)特性曲線見(jiàn)團(tuán) 2 2 所示 圖 2 2 振動(dòng)特性曲線 1 同步振動(dòng) 2 負(fù)滑脫振動(dòng) 3 正弦振動(dòng) 1 同步振動(dòng) 最早采用的一種振動(dòng)方式 按其同步振動(dòng)的曲線形狀振動(dòng) 若設(shè) V 為拉坯速度 Vm 為結(jié)晶器的振動(dòng)速度 V1 為結(jié)晶器的上升速度 V2 為結(jié) 晶器的下降速度 則同步振動(dòng)時(shí)應(yīng)滿足 上升時(shí) V1 V3 下降時(shí) V2 V 這種振動(dòng)方式 的優(yōu)點(diǎn)是能夠滿足連鑄工藝要求 實(shí)現(xiàn)同步運(yùn)動(dòng) 缺點(diǎn)是機(jī)械連鎖或用電器控制來(lái)實(shí) 現(xiàn)嚴(yán)格的同步要求 裝置都比較復(fù)雜 速度變化時(shí)機(jī)構(gòu)沖擊力也較大 2 負(fù)滑脫振動(dòng) 同步振動(dòng)的一種改進(jìn)型 也稱 負(fù)滑脫 即 V2 V 1 e 式中 e 是負(fù)滑脫率 采 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 5 用凸輪機(jī)構(gòu)時(shí)取 e 10 左右 V1 2 8 3 2 V 采用偏心亂是去 e 20 40 采用負(fù)滑 脫振動(dòng) 結(jié)晶器下降時(shí)對(duì)坯殼有壓合作用 有利于拉裂坯殼的愈合 并可適當(dāng)提高拉 速 3 正弦式振動(dòng) 其振動(dòng)速度按正弦規(guī)律變化 這種方式的速度變化平穩(wěn) 無(wú)沖擊 能有效實(shí)現(xiàn)負(fù) 滑脫 可適當(dāng)提高拉速 易于改變振動(dòng)頻率和振幅 實(shí)現(xiàn)高頻率小振幅的要求 以改 善鑄坯表面質(zhì)量 用偏心輪 齒輪差動(dòng)實(shí)現(xiàn)振動(dòng) 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 易于制造且安裝 維修方 便 基于上述優(yōu)點(diǎn) 在本設(shè)計(jì)中 采用的就是齒輪差動(dòng)式正弦振動(dòng) 2 2 3傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案選擇 1 齒輪傳動(dòng) 齒輪傳動(dòng)是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)的機(jī)械傳動(dòng) 按齒輪軸線 的相對(duì)位置分平行軸圓柱齒輪傳動(dòng) 相交軸圓錐齒輪傳動(dòng)和交錯(cuò)軸螺旋齒輪傳動(dòng) 具 有結(jié)構(gòu)緊湊 效率高 壽命長(zhǎng)等特點(diǎn) 齒輪傳動(dòng)是指用主 從動(dòng)輪輪齒直接 傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的裝置 在所有的機(jī)械傳 動(dòng)中 齒輪傳動(dòng)應(yīng)用最廣 可用來(lái)傳遞任意兩軸之間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力 齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)是 齒輪傳動(dòng)平穩(wěn) 傳動(dòng)比精確 工作可靠 效率高 壽命長(zhǎng) 使用的功率 速度和尺寸范圍大 例如傳遞功率可以從很小至幾十萬(wàn)千瓦 速度最高 可達(dá) 300m s 齒輪直徑可以從幾毫米至二十多米 但是制造齒輪需要有專門的設(shè)備 嚙合傳動(dòng)會(huì)產(chǎn)生噪聲 2 鏈傳動(dòng) 鏈傳動(dòng)是通過(guò)鏈條將具有特殊齒形的主動(dòng)鏈輪的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳遞到具有特殊齒形 的從動(dòng)鏈輪的一種傳動(dòng)方式 鏈傳動(dòng)有許多優(yōu)點(diǎn) 與帶傳動(dòng)相比 無(wú)彈性滑動(dòng)和打滑現(xiàn)象 平均傳動(dòng)比準(zhǔn)確 工作可靠 效率高 傳遞功率大 過(guò)載能力強(qiáng) 相同工況下的傳動(dòng)尺寸小 所需張緊 力小 作用于軸上的壓力小 能在高溫 潮濕 多塵 有污染等惡劣環(huán)境中工作 鏈傳動(dòng)的缺點(diǎn)主要有 僅能用于兩平行軸間的傳動(dòng) 成本高 易磨損 易伸長(zhǎng) 傳動(dòng)平穩(wěn)性差 運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)會(huì)產(chǎn)生附加動(dòng)載荷 振動(dòng) 沖擊和噪聲 不宜用在急速反向的 傳動(dòng)中 因此 鏈傳動(dòng)多用在不宜采用帶傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng) 而兩軸平行 且距離較遠(yuǎn) 功率較大 平均傳動(dòng)比準(zhǔn)確的場(chǎng)合 3 帶傳動(dòng) 帶傳動(dòng) 皮帶傳動(dòng) 特點(diǎn) 優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn) 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 適用于兩軸中心距較大的傳動(dòng)場(chǎng)合 傳動(dòng)平穩(wěn)無(wú)噪聲 能緩沖 吸振 過(guò)載時(shí)帶將會(huì)在帶輪上打滑 可防止薄弱零部件損壞 起 到安全保護(hù)作用 不能保證精確的傳動(dòng)比 帶輪材料一般是鑄鐵等 4 蝸桿傳動(dòng)方式 蝸桿傳動(dòng)是在空間交錯(cuò)的兩軸間傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的一種傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 圖 2 8 兩軸 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 6 線交線的夾角可為任意值 常見(jiàn)的為 90 這種傳動(dòng)有這樣的優(yōu)點(diǎn) 傳動(dòng)比大 零件 數(shù)目少 結(jié)構(gòu)緊湊 具有反向自鎖的作用 蝸桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu)也具有缺點(diǎn) 由于蝸桿跟渦輪之間通過(guò)摩擦傳遞運(yùn)動(dòng) 所以這使得 兩者之間產(chǎn)生很多的熱量 這些熱量若不能即使散發(fā)出去 那就會(huì)使?jié)櫥瑮l件惡化 產(chǎn)生膠合現(xiàn)象 同時(shí)這種傳動(dòng)效率低 綜上所述 選擇齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)作為本次振動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)裝置 圖 2 9 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案 2 3總體參數(shù)分析 2 3 1結(jié)晶器的位移函數(shù) 振動(dòng)臺(tái)的振源機(jī)構(gòu)相當(dāng)于曲柄滑塊機(jī)構(gòu) G 點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖 3 4 所示 圖 3 4 結(jié)晶器振動(dòng)臺(tái)的振源機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 故 G 點(diǎn)的位移為 sinsi2GSAtft 根據(jù)公式 3 2 并考慮位移方向相反 則 C 點(diǎn)的位置函數(shù)為 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 7 1 2sinsi2CSAtHft 為了計(jì)算和討論方便 將其取正 則結(jié)晶器的位置函數(shù)和 C 點(diǎn)的位置函數(shù)相同 可以寫成 sin2MCSft 3 3 式中 結(jié)晶器的位移 H 結(jié)晶器的二倍振幅即結(jié)晶器的總行程 0 3 m 振源旋轉(zhuǎn)角度 2f f 振源振動(dòng)頻率 和結(jié)晶器振動(dòng)頻率相同 2 3 2結(jié)晶器的速度函數(shù) 對(duì)結(jié)晶器的位移函數(shù)式 3 3 求 t 的一次導(dǎo)數(shù) 便得出結(jié)晶器的速度函數(shù) 即 2cos2MdStHff 3 4 式中 結(jié)晶器速度 結(jié)晶器速度曲線為余弦 速度的最大值 maxM 2 f 在結(jié)晶器的一個(gè)行程范圍內(nèi) 速度會(huì)出現(xiàn)兩次最值 即上行最大值和下行最大值 3 2 3鑄流速度 在連續(xù)鑄鋼時(shí) 鑄流為連續(xù)向下運(yùn)動(dòng) 其路程可以表示為 sxt 鑄流速度等 于拉速 sc 式中 sx 結(jié)晶器的路程 s 鑄流速度 c 拉速 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 8 第三章 傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與選擇 3 1電動(dòng)機(jī)的選擇 3 1 1結(jié)晶器質(zhì)量的估算 1 體積 結(jié)晶器雖然是冶金行業(yè)的重要零件 但是至今仍沒(méi)有統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn) 這就注定結(jié)晶 器的大小沒(méi)有一個(gè)固定值 本次設(shè)計(jì)按照 800mm 長(zhǎng)度計(jì)算 這樣我們就可以得出結(jié)晶器的大體體積為 mcbaV3512080 其中 a 結(jié)晶器的長(zhǎng)度 b 結(jié)晶器高度 c 結(jié)晶器寬度 2 質(zhì)量 結(jié)晶器組成復(fù)雜 在里面有很多銅管 銅管內(nèi)還有冷卻水 這就給我們的質(zhì)量估 算帶來(lái)很大的麻煩 我們?yōu)榱斯浪銜簳r(shí)將結(jié)晶器看做是 40 體積的水跟 60 體積的銅 組成 kg V M 8 20451204 6793680 則結(jié)晶器的總重量為 kg 71 在振動(dòng)裝置中還有些機(jī)架 桿件 所以還要估算這些桿件的質(zhì)量 kg M 9 50818506 綜上可以得出結(jié)晶器振動(dòng)部分的總重量為 M 7 236 3 1 2驅(qū)動(dòng)功率選擇 則可求出總的靜載荷 NgQ54 1209 根據(jù)設(shè)計(jì)要求以及實(shí)際試驗(yàn)設(shè)計(jì) 取 mLmL7802 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 9 有機(jī)構(gòu)分析可知 偏心輪的偏心距為 m0769 13205 r 則偏心輪的輪角速度為 in42 r f 最大的振動(dòng)速度 m s rV 0756942 振動(dòng)加速度 222 6839 1 071 s r l a 靜載荷質(zhì)量 kgQ gM79 36 動(dòng)負(fù)荷為 NaPv 1 843 012 摩擦阻力 LF96730 該公式取自冶金工業(yè)出版社 煉鋼設(shè)備 P158 7 12 公式 振動(dòng)總負(fù)荷為 NPQvt 6 29371 840542 19 則換算到偏心軸上的震動(dòng)負(fù)荷為 tt 931 有上述的計(jì)算可以求出電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)功率為 kw VP t 67 1 00725 401 3 1 3 電動(dòng)機(jī)的選擇 根據(jù)驅(qū)動(dòng)功率 查 機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè) 第三版 因?yàn)槭覂?nèi)工作連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn) 所以 選擇 Y 系列 IP44 三相異步電動(dòng)機(jī) 本設(shè)計(jì)題目選擇 Y 系列 IP44 三相異步電動(dòng) 機(jī) JB T 9616 1999 型號(hào)為 Y200L 4 額定功率 30 千瓦 轉(zhuǎn)速 1470 轉(zhuǎn) 分 重量 253 千克 安裝及外形是機(jī)座帶底腳 端蓋無(wú)凸緣 3 1 4電動(dòng)機(jī)校核 1 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的校核 sTKe 2min 式中 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 10 電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩 NmeT 啟動(dòng)時(shí)電動(dòng)機(jī)軸靜轉(zhuǎn)矩 Nms2 最小啟動(dòng)電壓與額定電壓比值 取 0 85 K 啟動(dòng)時(shí)的加速度關(guān)系 一般取 1 2 1 5 這里取 1 4s Nm TKe 5 301795028min s 926 14 所以滿足 即電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩符合要求 se min 2 電動(dòng)機(jī)發(fā)熱的校核 385122 GDdedC C 慣量增加量 電動(dòng)機(jī)以外 移動(dòng)質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)質(zhì)量質(zhì)量折算到電動(dòng)機(jī)軸上的飛輪距電動(dòng)2GDd 機(jī)工作方式為 S3 即 6 次 h 故 Z 6 5308 Z 取 K 1 7 查 起重機(jī)課程設(shè)計(jì) 得到 P 13Kw 所以 P Ps 11 67 Ps 為額定功率 3 2減速器的選擇 3 2 1傳動(dòng)比的確定 由設(shè)計(jì)參數(shù)可知 結(jié)晶器振動(dòng)頻率為 100 150 次 min 則有減速器低速軸上的轉(zhuǎn) 速為 100 150 次 min 高速軸是根據(jù)電機(jī)的轉(zhuǎn)速確定 為 1470r min 所以傳送比為 7 14 8 950147 i 這樣我們可以查 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 第四卷 16 44 頁(yè)中表 16 2 5ZLY 型減速器功率 得到傳動(dòng)比為 9 8 采用用二級(jí)減速器就可滿足要求 3 2 2減速器選擇 由 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 第四卷中可查知 選用 ZLY 140 7 1 其減速器功率為 P1 26Kw 高速軸軸頸為 32mm 低速軸軸頸為 65mm 3 2 3減速器的功率校核 123Pf 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 11 P3 計(jì)算功率 P2 負(fù)載功率 11 67kw P1 減速器公稱輸入功率 23kw F1 工況系數(shù) 由 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 第五版第四卷 16 2 8 選定工況系數(shù)為 1 5kwP 23517613 根據(jù)上述計(jì)算可知 減速器的選擇可以符合要求 3 2 4減速器的強(qiáng)度校核 減速器的軸的材料擬選用 45 號(hào)鋼 1 高速軸的強(qiáng)度校核 電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩為 mn M 4170395 則高速軸聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩為 N nM 4178381 式中 M 電動(dòng)級(jí)額定轉(zhuǎn)矩 n 聯(lián)軸器的安全系數(shù) 運(yùn)行機(jī)構(gòu) n 1 35 機(jī)構(gòu)剛性動(dòng)載系數(shù) 1 2 2 0 取 1 888 8 低速軸上的轉(zhuǎn)矩為 MN i 137904321211 所以減速器高速軸上的最大轉(zhuǎn)矩為 M M1 431N M 高速軸上的最小軸徑為 由減速器查知 d 55mm 所以高速軸的最大扭矩應(yīng)力為 Pa 85 7062431max3 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 120 s 所以 故通過(guò)校核 a 2 低速軸的強(qiáng)度校核 低速軸的最大轉(zhuǎn)矩為 MN 137max 低速軸的最小軸徑為 28mm 但是最大轉(zhuǎn)矩處的軸徑約為 d 28 10 38mm 所以 PaPa M 1209042axma 3 綜上所述 減速器通過(guò)校核 3 3振動(dòng)源偏心軸的設(shè)計(jì) 3 3 1軸的類型選擇 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 12 在該振動(dòng)結(jié)構(gòu)中 由于要實(shí)現(xiàn)振動(dòng) 選擇轉(zhuǎn)軸的類型為偏心軸 如圖 3 1 所示 圖 3 1 偏心軸 3 3 2軸的材料 根據(jù)設(shè)計(jì)要求 選擇該偏心軸的材料為 45 鋼 3 3 3初算軸的直徑 聯(lián)軸器和滾動(dòng)軸承的型號(hào)是根據(jù)軸端直徑確定的 而且軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是在初步計(jì) 算軸徑的基礎(chǔ)上進(jìn)行的 故要先計(jì)算軸徑 軸的直徑可按扭矩強(qiáng)度法進(jìn)行估算 即 3 1 3 dCPn 式中 P 為軸傳遞的功率 kW n 為軸的轉(zhuǎn)速 r min n 200r min C 為有軸的材料和受載情況確定的系數(shù) 若材料為 45 鋼 通常取 C 106 117 C 值應(yīng)考慮軸上彎矩對(duì)軸強(qiáng)度的影響 當(dāng)只 受轉(zhuǎn)矩或彎矩相對(duì)較小時(shí) C 取小值 當(dāng)彎矩相對(duì)較大時(shí) C 取大值 初算軸徑還要考慮鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響 當(dāng)該軸段截面上有一個(gè)鍵槽時(shí) d 增大 5 有兩個(gè)鍵槽時(shí) d 增大 10 然后將軸徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 在這里 C 取 110 對(duì) 段有 1d31048 268 45m 圓整取 17d 3 3 4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由于該軸要承受較大的軸向力 而且定位要求可靠 故采用軸肩軸向定位與固定 方法 如圖 3 2 所示 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 13 圖 3 2 軸肩 為了保證零件緊靠定位面 應(yīng)使 r c1 或 r R 軸向高度 h 應(yīng)大于 R 或 c1 通?？扇?h 0 07 0 1 d 軸環(huán)寬度 b 1 4h 與滾動(dòng)軸承配合處的 h 與 r 值應(yīng)根據(jù)滾動(dòng)軸承的類型與尺寸確定 為了滿足機(jī)器傳遞運(yùn)動(dòng)和轉(zhuǎn)矩的要求 并防止軸上零件與軸發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng) 軸上 零件還必須有可靠的周向定位和固定 常用鍵 花鍵 緊定螺釘 銷及過(guò)盈配合等方 法實(shí)現(xiàn) 軸上安裝零件的各段長(zhǎng)度 根據(jù)相應(yīng)零件輪轂寬度和其他結(jié)構(gòu)需要來(lái)確定 不安 裝零件的各軸段長(zhǎng)度可根據(jù)軸上零件相對(duì)位置來(lái)確定 當(dāng)用套筒或擋油盤等零件來(lái)固 定軸上零件時(shí) 軸端面與套筒端面或輪轂端面之間應(yīng)留有 2 3mm 的間隙 即軸段長(zhǎng)度 小于輪轂寬度 2 3mm 以防止加工誤差使零件在軸向固定不牢靠 當(dāng)軸的外伸段上安 裝聯(lián)軸器 帶輪 鏈輪時(shí) 為了使其在軸向固定牢固 也需要同樣處理 軸上的平鍵的長(zhǎng)度應(yīng)短于該軸段長(zhǎng)度 5 10mm 鍵長(zhǎng)要圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 鍵端距離 零件裝入側(cè)軸端距離一般為 2 5mm 以便安裝軸上零件時(shí)其鍵槽容易對(duì)準(zhǔn)鍵 根據(jù)偏心軸 如圖 3 4 所示 示意圖得出各尺寸 圖 3 4 偏心軸 裝聯(lián)軸器段 170dm 190l 裝上支架連桿處的軸承段軸徑 24 裝下支架處軸承段軸徑 3 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 14 空白段軸徑 420dm 3 3 5軸上零件的布置和裝配方案 軸上零件的裝配方案 就是確定出軸上主要零件的裝配方向 順序和相互關(guān)系 擬定軸上零件的裝配方案是進(jìn)行軸上的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的前提 他決定軸的基本形式 在擬 定裝配方案時(shí) 應(yīng)考慮軸上零件裝拆方便 軸上零件的尺寸 數(shù)量及重量等 此軸應(yīng)設(shè)成偏心軸 兩偏心處裝上滾子軸承 兩偏心段內(nèi)側(cè)為下支撐部分 也應(yīng) 裝上滾動(dòng)軸承 各軸段之間采用套筒和軸肩定位 兩軸端處與減速器連接 所以要采 用彈性聯(lián)軸器聯(lián)接和采用鍵槽定位 見(jiàn)圖 33 所示 圖 3 3 偏心軸 3 3 6軸上受力分析及校核 1 振動(dòng)裝置的受力分析 振動(dòng)裝置示意圖如圖 3 4 示 作用在振動(dòng)裝置上的力有 振動(dòng)裝置的總靜負(fù)荷 Q 坯殼與結(jié)晶器銅板之間的摩接力 F 振動(dòng)動(dòng)負(fù)荷 FV 除此以外還有導(dǎo)向彈簧阻力 此 力相對(duì)較小 為簡(jiǎn)化計(jì)算可不計(jì)在內(nèi) 對(duì)單一偏心軸 振動(dòng)總負(fù)荷由振動(dòng)裝置靜負(fù)荷 結(jié)晶器摩擦力及偏心輪機(jī)構(gòu)的動(dòng)負(fù)荷三部分組成 即 VPQF 式中 Q 振動(dòng)裝置的總靜負(fù)荷 Q N 32510 2 5 10 F 結(jié)晶器摩擦阻力 N FV 振動(dòng)動(dòng)負(fù)荷 N FV ma 式中 m 被振動(dòng)負(fù)荷的質(zhì)量 m Q 10 41 250 2 s a 振動(dòng)加速度 2 ms 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 15 偏心輪振動(dòng)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)如圖 3 6 所示 其振動(dòng)裝置的 振動(dòng)加速度 a 值計(jì)算如下 令 OA x 為 A 點(diǎn)的位移 22cossinxrLr 1 圖 3 6 運(yùn)動(dòng)圖 當(dāng) 時(shí) 位移的計(jì)算可采用下列近似公式 13rL 2cossinrxrL 通常作運(yùn)動(dòng)分析是 A 的位移 S 多從 A 的外極限位置 算起 此時(shí)由于 A sa r L x 則有 21cosinarsrL 對(duì)時(shí)間求導(dǎo)一次及二次 可得 A 的速度及加速度公式為 t sinsi2rvr 式中 偏心輪的角速度 rad s 2cos2rarL 偏心軸受力情況見(jiàn)圖 3 7 所示 所需扭矩 T 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 16 Prsin TNm 3 4 max 驅(qū)動(dòng)功率 N 3 5 10MTnkW 式中 n 轉(zhuǎn)速 ir 平均負(fù)荷力矩 Mmax 2MT 圖 3 7 偏心軸受力圖 傳動(dòng)總效率 取 0 7 8 結(jié)晶器摩擦力 F 22 BDH 式中 一鋼水比重 7 0 g cm3 H 一結(jié)晶器內(nèi)盛鋼水深度 H 900mm B 鑄坯寬度 B 1600mm D 鑄坯厚度 D 250mm 鋼水與銅板間摩擦系數(shù) 取 0 5 32321 605 710 9 5 4710F N 取 3rem 取最大值 va 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 17 ar 5321 0120 6vFmf 37 8540N 533 47 8541VPQ 1 38 53maxr 00 41TNm 32672 8 5611 MnNkW 軸的力分析見(jiàn)圖 3 8 所示 圖 3 8 軸受力圖 12FP maxeT 其中 5 380PN 3max41T 則有 17 6Fk268 34kN 軸上力分析圖 如圖 3 9 所示 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 18 圖 3 9 軸上力分析圖 由力平衡關(guān)系 1212FR 由力矩平衡關(guān)系 1 50 7 25F 將 代入上式計(jì)算得170 86FkN 2834k 17 R 26k 彎矩分析 170 8612 046MFl kNm 23718 扭矩分析 48 195020 59T 彎扭受力分析 3 10 圖 3 10 彎扭受力圖 彎矩圖 圖 3 11 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 19 圖 3 11 彎矩圖 扭矩圖 圖 3 12 圖 3 12 扭矩圖 彎扭合成 22eMT 偏心軸承受脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力 0 6 則 221 43591 3e kNm 危險(xiǎn)截面 A 處 查參考文獻(xiàn)知 45 鋼質(zhì) 160bPa 軸的抗彎截面系數(shù) 3 1Wd 所以 22224ca MTTW 131 060bPa 所以該軸是安全的 軸徑選取合適 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 20 3 4軸上零件的設(shè)計(jì)與校核 3 4 1聯(lián)軸器的選擇 1 選擇 根據(jù) 選擇聯(lián)軸器型號(hào)為HL6 70dm 230 59TNm 2 校核 已知聯(lián)軸器的工程轉(zhuǎn)矩 查表可得 則有計(jì)算轉(zhuǎn)矩 1 5Ak 230 954 caTNm 查表可知 HL6 型彈性聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為 3150T 由于 故選擇 HL6 不合適 所以要選擇 HL7 型 ca 查表可知 HL6 型彈性聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為 6Nm 有 故選擇 HL7 型合適 caT 3 軸承的選擇及壽命校核 偏心軸軸上有四個(gè)軸承 外側(cè)和內(nèi)側(cè)兩個(gè)軸承對(duì)稱 如圖 4 1 所示 圖 4 1 軸承圖 3 4 2軸承的選擇及其校核 軸承1的軸承段軸徑 2140dm 對(duì)于四偏心式振動(dòng)機(jī)構(gòu) 由于承載能力比較大 在重載和振動(dòng)載荷下工作要求高 且對(duì)軸向位移和調(diào)心性能的要求以及根據(jù)軸的極限轉(zhuǎn)速低等特點(diǎn) 確定該軸的軸承選 用圓柱孔調(diào)心滾子軸承 根據(jù)軸徑 選擇該軸承型號(hào)為 22228 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第四版第二卷7 351得 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 21 1200 9 3 5 3 5reYYCkN 等效模型圖 圖4 2 圖4 2 軸承1等效模型圖 1 計(jì)算派生軸向力 對(duì)于22228軸承 軸承派生軸向力 4 1 11drFe 0 297 860 549kN dr 31 有 12dF 2 判斷軸的 移動(dòng) 方向 因?yàn)?軸有向右移動(dòng)趨勢(shì) 則左端軸承壓緊 右端軸承放松 12d 3 計(jì)算軸向力 10 549adFkN 2 4 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 12 P 10 549 786arFe 2 2 40 93ar 11raPFY 4 2 70 8623 54918 236kN 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 22 220 67raPFY 4 3 8 34520 9417 0kN 按機(jī)械設(shè)計(jì) 表13 6 取21Pf 1Pf 4 4 28 1364 78kN 5 驗(yàn)算壽命 4 5 6 10rhClnP 1063457 8024 h 滿足壽命要求 3 4 3鍵的選用及校核 該軸中 在聯(lián)軸器處有一鍵 由該軸段 170dm 19l 查表得該鍵 的平頭平鍵 201bh 8L 由鍵的選材可知 取 2pMPa pPa 鍵的接觸高度為 5 6k 則有 230 9 41087pTaDL 4 6 p 所選鍵合適 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 23 第四章 振動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與選擇 4 1齒輪齒條設(shè)計(jì) 4 1 1齒輪齒條的材料選擇 齒條材料的種類很多 在選擇過(guò)程中應(yīng)考慮的因素也很多 鋼材的韌性好 耐沖 擊 還可通過(guò)熱處理或化學(xué)熱處理改善其力學(xué)性能及提高齒面硬度 故適用于來(lái)制造 齒輪 由于該齒輪承受載荷比較大 應(yīng)采用硬齒面 硬度 350HBS 故選取合金鋼 以滿足強(qiáng)度要求 進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算 4 1 2齒輪齒條的設(shè)計(jì)與校核 1 起升系統(tǒng)的功率 設(shè) V 為最低起鉆速度 米 秒 F 為以 V 起升時(shí)游動(dòng)系統(tǒng)起重量 理論起重量 公斤 起升功率 FP F N5106 取 0 8 米 秒 VKWP248 35 由于整個(gè)起升系統(tǒng)由四個(gè)齒輪所帶動(dòng) 所以每部分的平均功率為 6 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 24 所以轉(zhuǎn)矩 T mNn 1205 9 式中 n 為轉(zhuǎn)速 單位 r min 2 各系數(shù)的選定 計(jì)算齒輪強(qiáng)度用的載荷系數(shù) K 包括使用系數(shù) 動(dòng)載系數(shù) 齒間載荷分配AKV 系數(shù) 及齒向載荷分配系數(shù) 即K K AV 1 使用系數(shù) A 是考慮齒輪嚙合時(shí)外部因素引起的附加載荷影響的系數(shù) 該齒輪傳動(dòng)的載荷狀態(tài)為輕微沖擊 工作機(jī)器為重型升降機(jī) 原動(dòng)機(jī)為液壓裝置 所以使用系數(shù) 取 1 35 AK 2 動(dòng)載系數(shù) V 齒輪傳動(dòng)不可避免地會(huì)有制造及裝配誤差 輪齒受載后還要產(chǎn)生彈性變形 對(duì)于 直齒輪傳動(dòng) 輪齒在嚙合過(guò)程中 不論是有雙對(duì)齒嚙合過(guò)渡到單對(duì)齒嚙合 或是有單 對(duì)吃嚙合過(guò)渡到雙對(duì)齒嚙合的期間 由于嚙合齒對(duì)的剛度變化 也要引起動(dòng)載荷 為 了計(jì)及動(dòng)載荷的影響 引入了動(dòng)載系數(shù) 如圖 2 1 所示 VK 圖 2 1 動(dòng)載系數(shù) VK 由于速度 v 很小 根據(jù)上圖查得 取 1 0 V 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 25 3 齒間載荷分配系數(shù) K 一對(duì)相互嚙合的斜齒 或直齒 圓柱齒輪 有兩對(duì) 或多對(duì) 齒同時(shí)工作時(shí) 則 載荷應(yīng)分配在這兩對(duì) 或多對(duì) 齒上 對(duì)于直齒輪及修形齒輪 取 1HF 4 齒輪載荷分布系數(shù) K 當(dāng)軸承相對(duì)于齒輪做不對(duì)稱配置時(shí) 受災(zāi)前 軸無(wú)彎曲變形 齒輪嚙合正常 兩 個(gè)節(jié)圓柱恰好相切 受載后 軸產(chǎn)生彎曲變形 軸上的齒輪也就隨之偏斜 這就使作用 在齒面上的載荷沿接觸線分布不均勻 計(jì)算齒輪強(qiáng)度時(shí) 為了計(jì)及齒面上載荷沿接觸線分布不均勻的現(xiàn)象 通常以系數(shù) 來(lái)表征齒面上載荷分布不均勻的程度對(duì)齒輪強(qiáng)度的影響 K 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表 10 4 取 1 37 HK 綜上所述 最終確定齒輪系數(shù) K 1 35 1 1 1 37 1 8AVK 3 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)參數(shù) 許用應(yīng)力的選擇 1 壓力角 的選擇 我國(guó)對(duì)一般用途的齒輪傳動(dòng)規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20 2 齒數(shù) z 的選擇 為使齒輪免于根切 對(duì)于 20 的標(biāo)準(zhǔn)直齒輪 應(yīng)取 z 17 這里取 z 20 17 3 齒寬系數(shù) 的選擇d 由于齒輪做懸臂布置 取 0 6d 4 預(yù)計(jì)工作壽命 10 年 每年 250 個(gè)工作日 每個(gè)工作日 10 個(gè)小時(shí) 10 250 10 25000hhL 5 齒輪的許用應(yīng)力 按下式計(jì)算 NlimKS 式中 S 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) 對(duì)于接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí) 取 S 1 進(jìn)行齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí) 取 S 1 25 1 5 考慮應(yīng)力循環(huán)次數(shù)影響的系數(shù) 稱為壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NN 的計(jì)算方法是 設(shè) n 為齒輪的轉(zhuǎn)速 單位為 r min j 為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí) 同一齒面嚙 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 26 合次數(shù) 為齒輪工作壽命 單位為 h 則齒輪工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 按下式計(jì)算 hL N 60nj L n 暫取 10 則 N 60 10 25000 1 5 710 查機(jī)械設(shè)計(jì)表 10 18 可得 1 3 NK 齒輪疲勞極限 彎曲疲勞極限用 代入 接觸疲勞極限用 代入 查lim FE Hlim 機(jī)械設(shè)計(jì)圖 10 21 得 980 1500Hlim 1 3 S 1 HNK 1950 Hlim1 3980274MPaS 850 S 1 4780FEMPaFNK 607 1 雙向工作乘以 0 7 424 97 78015 4HFEPaS 當(dāng)齒數(shù) z 20 17 時(shí) 齒形系數(shù) 2 8 2 97 應(yīng)力校正系數(shù) 1 55 1 52FaYSaY 基本參數(shù)選擇完畢 4 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算公式 32FaSdYKTmz 321 FSadmYzTK Km 開式齒輪磨損系數(shù) Km 1 25 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 3 卷 14 134 轉(zhuǎn)矩 N mm 59 10PTn 6nmzv 所以 v 0 8 n 899 2 m 238 將上式及各參數(shù)代入計(jì)算公式得 2m8 231 5706 59812 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 27 解得 72 9 m 取 m 10 N m 551046 10 T 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算公式 E3dHZKTu12 2 式中 的單位為 Mpa d 的單位為 mm 其余各符號(hào)的意義和單位同前 H 由于本傳動(dòng)為齒輪齒條傳動(dòng) 傳動(dòng)比近似無(wú)窮大 所以 1 u1 為彈性影響系數(shù) 單位 其數(shù)值查機(jī)械設(shè)計(jì)表 取 189 8EZ 12MPaEZ12MPa 計(jì)算 試求齒輪分度圓直徑 196 75mm E3dHZKTu12 2 3 251748 96 048 通過(guò)模數(shù)計(jì)算得 m 10 z 20 所以分度圓直徑 d 10 20 200mm 所以取兩者偏大值 d 200mm 計(jì)算齒寬 b 0 6 200 120mmd 齒高 h 2 25m 2 25 10 22 5mm 最終確定齒輪數(shù)據(jù) 模數(shù) m 10 齒數(shù) z 20 分度圓直徑 d 200mm 齒高 h 22 5mm 齒寬 b 120mm 轉(zhuǎn)速 n 10r min 4 2扇形齒輪設(shè)計(jì) 扇形齒輪的設(shè)計(jì)與 4 1 2 中齒輪的設(shè)計(jì)類似 此處不再?gòu)?fù)述 扇形齒輪結(jié)構(gòu)尺寸如 下圖示 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 28 4 3連桿的設(shè)計(jì) 考慮連桿較長(zhǎng) 而且只受拉力及壓力 為了保證承受拉壓力時(shí)的穩(wěn)定 把連桿設(shè) 計(jì)為 對(duì)交叉點(diǎn)以下的桿用壓桿穩(wěn)定性來(lái)校核 柔度 4369501 il 式中 大柔度系數(shù)取 1 桿的長(zhǎng)度為 1 6ml 截面的慣性半徑為 i 224695043m dD AI 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 29 對(duì)于 A3 鋼來(lái)說(shuō) 612350402 9221 b a Esp E A3 鋼的彈性模量取 206GPa A3 鋼的比例極限取 206GPaP a A3 鋼的直線公式系數(shù)取 304 b A3 鋼的直線公式系數(shù)取 1 12 A3 鋼的屈服極限為 235MPas 因?yàn)?2 所以按強(qiáng)度問(wèn)題計(jì)算 b2301541058 MPa AP 經(jīng)校核 連桿的設(shè)計(jì)完成 4 4連桿銷的設(shè)計(jì) 初選擇軸線的直徑為 100mm 材料為 45 號(hào)鋼 校核剪應(yīng)力 MPa AP 78210435 P 軸銷承受的剪應(yīng)力 P 21335N A 軸銷的剪切面積 校核擠壓正應(yīng)力 bsbss MPa 541082 P 軸銷承受的剪應(yīng)力 P 45182N 軸銷的擠壓面面積 為 10000mm2bsA 軸銷設(shè)計(jì)完成 4 5彈簧的設(shè)計(jì)及其校核 彈簧是利用彈性金屬片的變形而產(chǎn)生彈簧特性的一種彈簧 在該機(jī)構(gòu)中 如無(wú)彈 簧 其自由度為 3 而原動(dòng)件有 2 個(gè) 故無(wú)確定的運(yùn)動(dòng) 為了使其具有確定的運(yùn)動(dòng) 需 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 30 要給機(jī)構(gòu)提供一個(gè)附加約束 故而采用彈簧定中 1 彈簧的介紹 彈簧主要用于汽車 拖拉機(jī)以及鐵道車輛等的彈性懸架裝置 起緩沖和減振作用 一般用鋼板組成 根據(jù)形狀和傳遞載荷方式不同 彈簧可分為橢圓形 半橢圓形 懸 臂式半橢圓形 四分之一橢圓形等幾種 2 彈簧材料的選取 根據(jù)參考文獻(xiàn) 8 彈簧材料按表 5 1 選取 p127 表 5 1 彈簧材料及力學(xué)性能 材料 MPa s MPab 10 使用范圍 55Si2Mn 1176 1274 6 25 60Si2MnA 1372 1568 5 20 一般在厚度 9 5mm 時(shí)采用 55SiMnVB 1225 1372 5 30 一般在厚度為 10 14mm 時(shí)采 用 55SiMnMoVNb 1274 1372 8 35 一般在厚度為 16 25mm 時(shí)采 用 3 彈簧尺寸的確定 由參考文獻(xiàn) 8 第 302 頁(yè)可知通常 5 12mm 其中 b 為板寬 h 為板厚 hb 根據(jù)實(shí)際情況及經(jīng)驗(yàn)選取 b 100mm h 20mm l 1887 5mm 有效長(zhǎng)度 l 1732 29mm 976 2cos 130 其中安裝角 彈簧許用應(yīng)力由參考文獻(xiàn) 8 彈簧 第 7 112 頁(yè)表彈簧的許用應(yīng)力知 緩沖器板 簧許用彎曲應(yīng)力 294 392MPa p 4 彈簧的校核計(jì)算 彈簧質(zhì)量 m 0 02 0 1 1 73229 7 85 27 20kg 310 彈簧振動(dòng)加速度 5 2 s dttvalms2 其中 0 84mml 查表得 0 646MPas 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 31 則 s ma22 019 64 8 彈簧受力 F mg ma 472 5kN 019 8 3 則彈簧所受到的載荷 5 2 KFp 由經(jīng)驗(yàn)選得 K 0 0082 所以 1 550kN 082 547p 則其撓曲線方程 y f x 在純彎曲情況下 撓曲線的曲率半徑與彎曲力矩關(guān)系為 EIM 1 其中 為撓曲半徑 E 為彈性模量 I 為截面慣性矩 則 1 232dxy 因?yàn)閾隙冗h(yuǎn)小于跨度 所以撓曲線為一平坦曲線 將 2x y 帶入上式得 y 軸取為向下時(shí) 則EI Mdx2I 2 在距載荷作用端 x 處的彎矩為 PxM 帶入上式積分得 1DCpdEIy 以固定端的轉(zhuǎn)角和撓度為 0 的邊界條件帶入 因?yàn)?時(shí) 1 x 0 dxy 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 32 則有 2 plC 3D 則 6323lxEIy 載荷作用處 0 其撓度 21253 0 1mNIpfl 彈性模量 MPamkgE3 20 彈簧剛度為 l EIfpd3 為一常數(shù) 撓曲線為直線 p 任意截面處的彎曲應(yīng)力為 m xZPM 為抗彎截面系數(shù)mZ 最大彎曲應(yīng)力在 x 1 的固定端處 其值為6 2bh 2max6bhpl 由 此處 b 100mm h 20mm l 1887 5mm 15 有效長(zhǎng)度 ml 29 17396 2cos0 pMPabhPL 8 562 由前面 所以此彈簧結(jié)構(gòu)滿足要求 ap3 4 總 結(jié) 畢業(yè)設(shè)計(jì)是大學(xué)學(xué)習(xí)階段一次非常難得的理論與實(shí)際相結(jié)合的學(xué)習(xí)機(jī)會(huì) 在此次 設(shè)計(jì)過(guò)程中我們不僅學(xué)會(huì)了如何去查找和利用各種資料 更是給我們提供了理論與實(shí) 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 33 踐相結(jié)合的機(jī)會(huì) 使我們把這四年在學(xué)校里所學(xué)到的各門知識(shí) 包括理論和專業(yè)知識(shí) 進(jìn)行了基本的融合 通過(guò)這次設(shè)計(jì) 使我對(duì)結(jié)晶器振動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)有了深層的了解 并且鍛煉了我獨(dú)立分析問(wèn)題和解決問(wèn)題的能力 同時(shí) 通過(guò)本次的畢業(yè)設(shè)計(jì)更使我從 攻破難點(diǎn)的過(guò)程中學(xué)會(huì)了面對(duì)挑戰(zhàn)時(shí)要有堅(jiān)持不懈的精神 為 即將步入社會(huì)的我們?cè)?以后的發(fā)展中奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ) 通過(guò)這次對(duì)結(jié)晶器四桿振動(dòng)機(jī)構(gòu)理論知識(shí)和實(shí)際設(shè)計(jì)的相結(jié)合 鍛煉了我的綜合 運(yùn)用所學(xué)專業(yè)知識(shí) 解決實(shí)際工程問(wèn)題的能力 同時(shí)也提高了我查閱文獻(xiàn)資料 設(shè)計(jì) 手冊(cè) 設(shè)計(jì)規(guī)范能力以及其他專業(yè)知識(shí)水平 而且通過(guò)對(duì)整體的掌控 對(duì)局部的取舍 以及對(duì)細(xì)節(jié)的斟酌處理 都使我的能力得到了鍛煉 經(jīng)驗(yàn)得到了豐富 并且意志品質(zhì) 力 抗壓能力以及耐力也都得到了不同程度的提升 參考文獻(xiàn) 1 任吉堂 連鑄連軋理論與實(shí)踐 M 北京 冶金工業(yè)出版社 2002 2 曹悅霞 結(jié)晶器振動(dòng)技術(shù)的發(fā)展 J 河北冶金 2002 06 期 3 陳家祥 連續(xù)鑄鋼手冊(cè) M 北京 冶金工業(yè)出版社 1991 年 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 34 4 李軍 包鋼薄板連鑄機(jī)結(jié)晶器振動(dòng)臺(tái)機(jī)構(gòu)分析 J 包鋼科技 2004 年 4 月 第 30 卷 第 2 期 67 70 5 羅振才 煉鋼機(jī)械 M 北京 冶金工業(yè)出版社 1982 年 188 189 6 彭文生等 機(jī)械設(shè)計(jì) M 北京 高等教育出版社 2002 年 96 156 283 370 7 成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 北京 化學(xué)工業(yè)出版社 2004 8 蘇德達(dá) 彈簧失效分析 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 1988 9 黃鶴汀 機(jī)械制造技術(shù) M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 1997 10 Proceedings of the First intermational Symposium on Magnetic Bearings ETH Zurich Switzerland 1998 7 6 8 11 Proceedings of the First International Symposium on Magnetic Bearings Tokyo Japan 1990 7 12 14 12 Sors L Fatigue Design of Machine Components Oxford Pergamon Press 1971 致 謝 大學(xué)生活即將結(jié)束 在這短短的四年里 讓我結(jié)識(shí)了許許多多熱心的朋友 工作 嚴(yán)謹(jǐn)教學(xué)相幫的教師 畢業(yè)設(shè)計(jì)的順利完成也脫離不了他們的熱心幫助及指導(dǎo)老師的 精心指導(dǎo) 在此向所有給予我此次畢業(yè)設(shè)計(jì)指導(dǎo)和幫助的老師和同學(xué)表示最誠(chéng)摯的感 謝 結(jié)晶器齒輪差動(dòng)振動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 35 首先 向本設(shè)計(jì)的指導(dǎo)老師表示最誠(chéng)摯的謝意 在自己緊張的工作中 仍然盡量 抽出時(shí)間對(duì)我們進(jìn)行指導(dǎo) 時(shí)刻關(guān)心我們的進(jìn)展?fàn)顩r 督促我們抓緊學(xué)習(xí) 老師給予 的幫助貫穿于設(shè)計(jì)的全過(guò)程 從借閱參考資料到現(xiàn)場(chǎng)的實(shí)際操作 他都給予了指導(dǎo) 不僅使我學(xué)會(huì)書本中的知識(shí) 更學(xué)會(huì)了學(xué)習(xí)操作方法 也懂得了如何把握設(shè)計(jì)重點(diǎn) 如何合理安排時(shí)間和論文的編寫 同時(shí)在畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中 她和我們?cè)谝黄鸸餐鉀Q 了設(shè)計(jì)中出現(xiàn)的各種問(wèn)題 其次 要向給予此次畢業(yè)設(shè)計(jì)幫助的老師們 以及同學(xué)們以誠(chéng)摯的謝意 在整個(gè) 設(shè)計(jì)過(guò)程中 他們也給我很多幫助和無(wú)私的關(guān)懷 更重要的是為我們提供不少技術(shù)方 面的資料 在此感謝他們 沒(méi)有這些資料就不是一個(gè)完整的論文 另外 也向給予我?guī)椭乃型瑢W(xué)表示感謝 總之 本次的設(shè)計(jì)是老師和同學(xué)共同完成的結(jié)果 在設(shè)計(jì)的一個(gè)月里 我們合作 的非常愉快 教會(huì)了大我許多道理 是我人生的一筆財(cái)富 我再次向給予我?guī)椭睦?師和同學(xué)表示感謝