160T钢水罐旋转台设计方案

1 160T 钢水罐旋转台 设计 1 绪论 题背景及目的 钢水罐旋转台 作为鞍钢股份公司第一炼钢厂炼钢生产的主要设备，在长期的炼钢发展和改进过程中， 钢水罐旋转台 已经获得良好的收益，工作稳定 ，为 提高了生产效率 。本文根据现场实际工况以及一些参考资料对该装置原有设计进行重新计算研究。 连续铸钢作为一种新的炼钢工艺，在降低生产成本、提高经济效益、简化加工工艺等方面显示了极大的优越性。 钢水罐旋转台 是连铸车间的重要设备。 钢水罐旋转台的作用是将钢包迅速地进行跨越输送并连续浇注实现钢水包满包与空包的快速更换，并与钢水包、 结晶器等设备实现钢水浇铸的连续性。 钢水罐旋转台 是近十多年来发展很快的一种钢包运载设备，其作用是将载满钢水的钢包回转到浇钢位置，同时将浇完钢水空包回转至盛接钢水的位置并准备运走。在近代连铸设备中采用 钢水罐旋转台 具有如下特点：它能迅速准确地将载满钢水的钢包运送至浇钢位置，并在浇钢过程中支承钢包；更换钢包迅速、能适应多炉连浇的需要；发生事故或断电时，能迅速将钢包转移到安全位置；能实现保护浇注，并通过安装钢水称重装置，浇铸更顺利；占用浇铸平台面积小，有利于浇注操作。由于 钢水罐旋转台 有上述特点，在一些连铸技术较先进的 国家，它已成为近代连铸必备的标准设备 11。 由于鞍钢第一炼钢的生产设备正在完善， 钢水罐旋转台 也被用于 1959年由德国人发明，其中 空技术在炼钢上开始应用起始于 1952年，当时人们在生产含硅量在 2%左右的硅钢时在浇注过程中经常出现冒渣现象，经过各种试验，终于发现钢水中的氢和氮是产生冒渣无法浇注或轧制后产生废品的主要原因，随之各种真空精炼技术开始出现，如真空铸锭法、钢包滴流脱气法、钢包脱气法等，从而开创 了工业规模的钢水真空处理方法，特别是蒸汽喷射泵的出现，更是加速了真空炼钢技术的发展。 首先由装满钢水的 2 钢水罐旋转台 将钢包转到 后由 要除磷、硫杂质和一些气体，提纯后由旋转台将钢包转走，进行下一工序。 钢水罐旋转台 内有电控装置，旋转部分中也有很多电缆，为了保护电缆不会在旋转时扭断损坏，所以必须控制旋转台的旋转角度，本旋转台可以正反转180 ，既最大只能旋转 360 。 水罐旋转台 在国内 外的发展趋势 就全球来看， 1970 年，连铸 钢 仅占粗钢产量的 4%，而到今天，已经达到了惊人的 88%。世界钢铁供大于求的形式即将消退，供需平衡即将恢复，粗钢产量平均增长速度 4%。 2001 年连铸钢产量 t； 2002 年增长了 达到 t。 2003 年粗钢产量为 t，较前一年增长了 而 2004 年的粗钢产量达到了 t，增幅 该年连铸产量达到 t。 在产钢大国中，中国占据世界连铸钢生产的 其后是日本 美国 中国连铸比 低于工业国的平均水平， 但 高于 88%的世界平均水平。在提高世界平均连铸比方面，中国仍将扮演重要角色。 现在 钢水罐旋转台 早已作为国内外连铸生产中必不可少的设备。我国最近生产出的大型 钢水罐旋转台 是 2150 连铸机 钢水罐旋转台 ， 由 首钢京唐钢铁公司在机电公司机械厂制造完成 。 这台设备采用意大利达涅利公司技术制造，单臂承重达450 吨，是目前国内同类设备中最大的单体设备。 德、日、美等国在 钢水罐旋转台 已具有先进水平，尤其在强度、刚度、稳定性、抗冲击性能方面有很大优势。 水罐旋转台 的技术性能及工艺参数 本人 设计 的 钢水罐旋转台 的承载能力为 160T，旋转速度为 转角度为 180 。 3 水罐旋转台 的类型、用途、特点、结构组成、工作原理 水罐旋转台的类型 钢水罐旋转台 按转臂旋转方式不同，可分为两大类：一类是两个转臂可各自作单独旋转，另一类是两臂不能单独旋转。 两臂可各自单独旋转的回转台操作灵活，但结构复杂，制造和维修困难，制造成本高。这种、型式由于两个转臂可各自独立旋转，因而可以实现一个转臂在一边浇注钢水的同时，另外一个转臂能够在任何 角度上接受钢包。但这种型式只有在工艺上有特殊要求时才采用。 而双臂同时转动的回转台结构简单，维修方便，制造成本低，应用广泛。凡是钢水需要过跨的连铸机一般都选用这种 旋 转台。 水罐旋转台的 特点 钢水罐旋转台 运载并承托着装有高温钢水的钢包，因此其工作有如下特点： (1)重载 钢水罐旋转台 承载着从几十吨到几百吨重的钢包，当两个臂都承托着盛满钢水的钢包时所受的载荷为最大。一般钢包自重约为钢包容量的 40 左右，那么最大承载可达到 Q 为钢包容量。例如某厂钢包容量为 300t，而 钢水罐旋转台最大载荷可达到 2420t。 (2)偏载 钢水罐旋转台 承载约有以下 5 种工况：两边满包、 一 满一空、一满一无、一空一无、两空。最大偏载发生在一满一无的工况，在这种工况下回转台就会产生最大的倾翻力矩。 (3)冲击钢包的安放和移走都是用吊车完成的，在安放和吊起时钢包对回转台产生的冲击将不可避免，这种冲击会使回转台的零部件产生强烈的动载荷。 (4)高温钢水会对回转台产生热辐射，使回转台出现附加的热应力。 钢水罐旋转台 工作条件十分恶劣，因此在结构上必须有足够的强度、刚度、稳定性、抗冲击性能，还应有防热辐射的能力。 4 水罐旋转台 的 结构组成 钢水罐旋转台 由回转部分、固定部分、润滑系统和电控系统所组成。 回转部分由回转环、“ H”型回转臂、钢包升降装置、加保温盖装置以及回转驱动装置所组成。由于回转速度较低 (1r/速比大，所以回转驱动的大齿轮广泛采用柱销齿圈，它结构简单、维修方便、造价低廉。 钢包升降有电机驱动和液压驱动两种形式，升降行程 降速度 m/ 回转固定装置的作用是保证钢包在浇注时有准确定位，并不致在外力冲击下产生位移。 由于偏载和回转造成巨大的倾翻力矩，通过地脚螺栓传递到基础上，因 此必须高度重视地脚螺栓的设计。通常将地脚螺栓和锚固框架组成一个整体结构，以抵抗强大的倾翻力矩。为使地脚螺栓在变载荷下不 至于 松动，可使用预应力高强度螺栓。 1 保温行走装置； 2 钢包； 3 回转台 图 水罐旋转台组成 图 5 2 钢水罐旋转台 的设计方案 水罐旋转台的组成部分 钢水罐旋转台 主要由原动机（电动机）、传动装置（减速器）和工作机三部分组成，各部分通过联轴器连接起来。 回转装置福鼎装置的作用是保证钢包在浇注时有准确的定位，并不致在外力冲击下产生位移。由于回转造 成巨大的倾翻力矩，通过地脚螺栓传递到基础上，因此必须高度重视地脚螺栓的设计。通常将地脚螺栓和锚固框架组成一个整体结构，以抵抗强大的倾翻力矩。为使地脚螺栓在变载荷下不松动，可使用预应力高强度螺栓。 体方案的选择与设计 为实现工作机预定的功能要求，可以有不同的传动方案。合理的传动方案应除满足工作的功能要求，工作可靠性和适应外部条件外，还应为求结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维修方便等。 由于 钢水罐旋转台 的传动方向需要有 90的改变，所以 钢水罐旋转台 有如下的 3 种传动方案，下面分别对其 进行简要分析和比较。 方案一 ，一级传动用 电动机直接与圆柱齿轮减速器相连接， 二级传动 用锥齿轮改变传动方向，锥齿轮具有 寿命长，高负荷承载力 ， 耐化学和腐蚀性强 ， 降噪和减震 ， 重量轻，成本低 等特点。 此减速器宽度尺寸较大，但是由于齿轮制造容易，传动准确，因此也运用较广。开式齿轮传动的工作条件差，润滑条件不好，磨损严重，应布置在低速级。 方案二，一级传动用 电机直接与圆柱直齿轮减速器相连接， 二级传动 中采用蜗杆 6 蜗 轮改变传动方向， 蜗 轮蜗杆 可以得到很大的传动比 ，而且具有自锁性 ，安全系数高 。 它的结构最紧凑，但是蜗杆 蜗 轮传动效率低， 功率损失大，轴向力大，且成本较高。 方案三，一级传动使用 蜗 轮蜗杆装置， 增加传动比， 二级使用销齿传动，成本低，承受的 扭矩大 ，结构简单、加工容易、 造价低、拆卸方便等优点，故以销轮代替尺寸较大的一般渐开线齿轮时，将具有很大的经济性。特别是个别销齿破坏时，只须个别更换，不致整个销轮报废。 综上所述，结合 钢水罐旋转台 的使用要求，方案 三 更加符合要求。由于 钢水罐旋转台 工作环境恶劣，所以需要很好的耐腐蚀性和高负荷承载力， 而且需要更好的安全性和较大的传动比 ， 而不需要很高精度的传动，为节省成本，增强耐用性。销齿传动适用于低速、 重载的继续传动和粉尘多、润滑条件差等工作环境较恶劣的场合中，所以销齿传动较广地应用于起重运输、化工、冶金、矿山乃至游乐园等部门的一些低速而大型的机械设备中， 故选择 三 方案。 水罐旋转台的 传动 原理 钢水罐旋转台的工作原理是由电动机通过联轴器与 蜗 轮蜗杆减速器连接，经过联轴器的连接将传动传递给销齿，带动销轮实现旋转，使钢水罐旋转台工作。 图 作原理图 7 3 电机的选择 机的类别 电机一般分为直流电动机、交流电动机。在选择电动机时应考虑多方面因素： 对电动机的起动、制动、反转、调速等要求，选择电动机。 度变化范围和起动频繁程度等要求，考虑电动机的温升限制和超载能力选择电动机，并确定通风方式。所选电动机容量应留有余量，过大的备用容量会使电机效率降低。 温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯以及腐蚀和易燃易爆起动等考虑必要的保护方式，选择电机的结构方式。 定电动机的电压等级和类型。 及机械减速机构的 复杂程度，选择电动机的额定转速。 根据工作条件应选用 重及冶金用三相异步电动机，起重及冶金用三相异步电动机是用于驱动各种形式的起重机械和冶金设备中辅助机械的专用系列产品，它具有较大的过载能力和较高的机械强度。因此特别适用于短时活断续周期运行、频繁起动和制动、有过负荷及有显著振动与冲击的设备。 适合本装置的电机有 列（笼型）， 列（绕线转子） 5。 8 动机性能参数的计算 机的功率计算 期运转的机械，可按照电动机的额定功率选择，而不必校核电动 机的发热和起动转矩。 为使电机正常工作，应保证 ： 00P 电机额定功率， 工作机所需电动机功率， 所需电动机功率由下式计算 （ 工作机所需有效功率，由工作机的工艺阻力及运行参数确定。 电动机到工作机的总效率。 不同专业的不同的计算方法。 钢水罐旋转台 回转部分 10601000 （ F 工作机的圆周力， N ； V 工作机的线速度， m/s； D 回转环大齿圈分度圆直径， n 回转环转速 , r/ 2. 参数确定 力 F 的确定主要是克服回转环在回转过程中的摩 擦力，即圆柱滚动体与齿圈的摩擦。由参考文献 4， 7知 摩 17 00 = 160T 钢包的重力 +10T 旋转台自重， T ； 9 回转环摩擦系数。 由力的平衡可列方程 1r=F 2r N 1r 摩擦力到回转中心矩离， 1r =1850 2r 回转力到回转中心矩离， 2r =2412 由（ 及 N 、 0 6 / m 和 4824D 9 W 总效率 ，由传动装置的组成确定。 32 承销 蜗 联 （ 销 销齿传动效率 蜗 蜗 轮蜗杆传动效率 承 轴承传动效率 联 联轴器传动效率 确定传动效率的值，由参考文献 3和参考文献 4参考 可知 销 （油润滑） 蜗 （圆弧 蜗 轮蜗杆） 承 （圆柱滚子轴承） 联 （弹性柱销联轴器） 所以 32 承销 蜗 联 320 . 9 4 0 . 7 9 0 . 9 8 0 . 9 9 由（ 可得 10 9 . 8 6 1 4 . 3 90 . 6 8 5 W 机的使用要求和选择 因此 根据 钢水罐旋转台 使用要求， 使用 10 年，每年工作 300 日，每日工作 16h，每小时载荷时间 15小时启动次数 2050 次。启动载荷较大，并有较大冲击，工作环境温度 3540 C。 电机为冶金环境用， H 级绝缘， 防护等级为 取基本 工作制 3s，基准负载持续率 40%，每个工作周期为 10 查 参考文献 5， 17 可选用 型号 过载 额定功率 效率 功率因数 最大转矩 转速 输出轴直径 质量 8 0% 40% 0 15P 15P 7 0 1 / m 7 1 2 / m 0 60 27698 机参数 根据条件，应选择成本低、质量轻的电机，且 8 电机效率较大，最大转矩也较大，适合我所设计的钢水罐旋转台， 故选择 8 电机 。 11 4 主传动的设计与计算 配传动比 电机的转速 0 7 0 1 / m 回转台的要求转速是 0 6 / m 总传动比 0 701 8 1 8 . 9 20 . 8 5 6ni n 主传动由 蜗 轮蜗杆和销齿两部分 取 蜗 轮蜗杆 1 50i 取 销齿 2 18 1 8 . 9 2 1 6 . 3 850ii i 轴的计算 0 轴：电机输出轴 0 1 4 . 3 9 K W0 7 0 1 / m 12 0001 4 . 3 99 5 5 0 9 5 5 0 1 9 6 . 0 /701 1 轴：蜗杆轴 10 = 1 4 . 3 9 0 . 9 9 = 1 4 . 2 5P P K W 联10 7 0 1 / m i nn n r1111 4 . 2 59 5 5 0 9 5 5 0 1 9 4 . 1 /701 2 轴： 蜗 轮轴 21 = 1 4 . 2 5 0 . 9 8 0 . 7 9 = 1 1 . 0 3P P K W 承 蜗121701 1 4 . 0 2 / m i 2221 1 . 0 39 5 5 0 9 5 5 0 7 5 1 3 . 3 /1 4 . 0 2 3 轴：销齿轴 32 = 1 1 . 0 3 0 . 9 8 0 . 9 9 = 1 0 . 7 0P P K W 承 联32 1 4 . 0 2 / m i nn n r3331 0 . 7 09 5 5 0 9 5 5 0 7 2 8 8 . 5 /1 4 . 0 2 4 轴：销轮轴 43 = 1 0 . 7 0 0 . 9 8 0 . 9 4 = 9 . 8 6P P K W 承 销3421 4 . 0 2 0 . 8 5 6 / m i . 3 8 3449 . 8 69 5 5 0 9 5 5 0 1 1 0 0 0 3 . 5 /0 . 8 5 6 13 轮蜗杆的设计与计算 轮蜗杆的工作条件 蜗杆轴输入功率1 10P 转速 01r/动比 i=50，要求使用 10 年，每年工作 300 日，每日工作 16h，每小时载荷时间 15小时启动次数 2050 次。启动载荷较大，并有较大冲击，工作环境温度 3540 C。根据工作需求，选择圆弧圆柱蜗杆（ ），这种 蜗 轮蜗杆有较高的效率，承载能力较大，在冶金、起重、化工和重型机械等行业得到日益广泛的应用 4。 轮蜗杆的设计计算 蜗杆选用 20部调质，表面渗碳淬火， 齿面 硬度 45轮选用 属模具铸造 。 根据 参考文献 4， 表 14当 50i 时， 取蜗杆头数 1 1z21 1 5 0 5 0z z i 2 粗算传动效率 ： 1 . 0 5 (1 0 0 3 . 5 ) % 1 . 0 5 (1 0 0 3 . 5 5 0 ) % 0 . 7 9 0i 2 7 5 1 3 m4确定许用接触应力据表 14蜗轮材料为锡青铜时 H p H bp s （ 由表 14得 14 22 2 0 /H b p N m m 蜗轮材料的许用接触应力 由图 14得滑动速度 sv m s 采用浸油润滑，由图 14得 滑动速度影响系数 由图 14注中公式求得 72 7 0 1 1 56 0 6 0 1 0 3 0 0 1 6 1 . 0 1 1 05 0 6 0N n t N 应力循环次数 根据 N 由图 14得 寿命系数 所以 由（ 22 2 0 0 . 9 2 1 . 0 2 0 2 . 4 / m m K 由表 14： 1 2 3 4 5 6K K K K K K K（ 1K 动载荷系数 2K 啮合质量系数 3K 小时载荷率系数 4K 环境温度系数 5K 工作情况系数 6K 风扇系数 15 设 2 3/v m s，按表 14 1 1K； 查表 148 级精度时，设 1 5 0 5 0 0a m m 2 ； 由于 15 25%60，由图 14 3 ； m i n 100%6 0 m i 每 小 时 载 荷 工 作 时 间 （ ）（ ） 小时载荷率 小时载荷率以每小时工作最长时间计算 ； 当 15%时，按 15%计算 ； 连续工作 1h， 取 =100% 转向频繁交替时，取工作时间之和 ； 由表 14得 4 ； 由表 14得 5 ； 由图 14得 6 。 所以 由（ 1 1 . 2 0 . 7 4 1 . 3 7 1 . 2 0 . 9 3K 6. 计算 a 、 m 等值 根据接触强度设计公式 23481 zH p g （ 齿 形系数 ，由图 14得 。 许用接触应力 ，由图 14得 。 23481 zH p g 3 31 . 3 5 8 4 . 5 7 5 1 3 . 3481 2 0 2 . 4 0 . 3 2 1 0 16 根据表 14 450a 取 a 、 m 、1d、2z、2x、 等值 根据表 14 中心距 450a 蜗杆轴向模数 14m 蜗杆分度圆直 径 1 144d 轮 齿数 2 52z 蜗轮 变位系数 2 蜗杆轴向齿廓圆弧半径 70 实际传动比 2152 521zi z 蜗杆直径系数 1 144 1 0 . 2 8 614dq m 蜗杆分度圆柱导程角 1 1a r c t a n a r c t a n 5 . 61 0 . 2 8 6 蜗杆节圆柱导程角 121a r c t a n a r c t a n 4 . 72 1 0 . 2 8 6 2 1 . 0 17 蜗杆轴面齿形角 根据表 14 22 蜗杆法向齿形角 20n 顶隙 * 0 . 2 1 4 2 . 8c c m m m 蜗杆齿顶高 *1 1 1 4 1 4h m m m 蜗轮 齿顶高 *22( ) 1 4 (1 1 . 0 ) 2 8m h x m m 蜗杆齿根高 *1 ( ) ( 1 0 . 2 ) 1 4 1 6 . 8h c m m m 蜗轮齿根高 *22( ) 1 4 ( 1 1 . 0 0 . 2 ) 2 . 8m h x c m m 蜗杆分度圆直径 1 1 0 . 2 8 6 1 4 1 4 4d q m m m 蜗轮分度圆直径 22 1 4 5 2 7 2 8d m z m m 蜗杆节圆直径 1 2 1 2( 2 ) 2 1 4 4 2 1 . 0 1 4 1 7 2d q x m d x m m m 蜗轮节圆直径 22728d d m m 蜗杆齿顶圆直径 1 1 12 1 4 4 2 1 4 1 7 2d h m m 蜗轮齿顶圆 直径 18 2 2 22 7 2 8 2 2 8 7 8 4d h m m 蜗杆齿根圆直径 1 1 12 1 4 4 2 1 6 . 8 1 1 0 . 4d h m m 蜗轮齿根圆直径 2 2 22 7 2 8 2 2 . 8 7 2 2 . 4d h m m 蜗杆轴向齿距 3 . 1 4 1 4 4 3 . 9 6xp m m m 蜗杆轴向齿厚 0 . 4 0 . 4 3 . 1 4 1 4 1 7 . 5 8xs m m m 蜗杆法向齿厚 c o s 1 7 . 5 8 c o s 5 . 6 1 7 . 4 9s m m 圆弧中心到蜗杆轴心线距离 1s i n 0 . 5 7 0 s i n 2 2 0 . 5 1 4 4 9 8 . 2 2b d m m 圆弧中心到螺牙 对称 线距离 c o s 0 . 2 7 0 c o s 2 2 0 . 2 3 . 1 4 1 4 7 3 . 6 9a m m m 蜗杆轴向齿廓圆弧半径 5 5 1 4 7 0m m m 蜗杆螺牙齿顶厚 2 2 2 212 ( 0 . 5 ) 2 7 3 . 6 9 7 0 ( 9 8 . 2 2 0 . 5 1 7 2 ) 9 . 5 2a b d m m 蜗杆螺牙齿根厚 2 2 2 212 ( 0 . 5 ) 2 7 3 . 6 9 7 0 ( 9 8 . 2 2 0 . 5 1 1 0 . 4 ) 3 6 . 9 4a b d m m 轮齿面接触 疲劳 强度 的安全系数 在初步确定蜗杆传动的主要几何尺寸后， 查参考文献 7， 11按下式校核蜗轮齿面接触疲劳强度的安全系数 19 l i m l i H 蜗轮齿面接触应力 蜗轮齿面接触疲劳极限 最小安全系数 蜗轮的圆周速度 222 32 2 3 . 1 4 1 4 . 0 2 7 8 4 0 . 5 7 5 /6 0 2 6 0 2 1 0r m s 查表 11 蜗轮齿面接触应力 2 2 2( 2 )z b d x m （ 蜗轮分度圆上的圆周力 3222 2 7 5 1 3 . 3 1 0 2 0 6 4 0 . 9728 系数 11 0 1 0 1 4 0 . 9 8 6144 2蜗轮平均齿宽 210 . 4 5 ( 6 ) 0 . 4 5 ( 1 4 4 6 1 4 ) 1 0 2 . 6mb d m m m 蜗杆齿的齿形系数 查表 11t a n t a n 5 . 6 0 . 0 9 8 得 所以 由（ 2 2 2( 2 )z b d x m 20 2 0 6 4 0 . 90 . 9 8 6 0 . 6 6 6 1 0 2 . 6 ( 7 2 8 2 1 1 4 ) 20 /N 蜗轮齿面接触疲劳极限 l i m 0H h n wK f f f 0K 蜗轮与蜗杆的配对材料系数 查表 11 0 寿命系数 33 0 0 0 1 2 0 0 0 0 . 6 3L 1 0 3 0 0 1 6 其中 速度系数 因为转速不变，查表 11 载荷系数 因为载荷平稳，得 1所以 l i m 0 1 . 6 7 0 . 6 3 0 . 3 8 0 1 0 . 3 9 9H h n wK f f f 即 l i m l i 3 9 9 2 . 3 5 2 . 00 . 1 7 所以该 蜗 轮蜗杆合格 润滑对蜗杆传动来说，具有特别重要的意义。因为当润滑不良时，传动效率将显著降低，并且会带来剧烈的磨损和产生胶合破坏的危险，所以往往采用粘度大的矿物油进行良好的润滑，在润滑油中还常加入添加剂，使其提高抗胶合能力。 21 由于选择闭式传动，所以选择油池润滑。对闭式蜗杆传动采用油池润滑时，在搅拌损耗不致过大的情况下，应有适当的油量 。这样不仅有利于动压油膜的形成，而且有助于散热。 由于所旋 蜗杆 为 侧置式的传动， 所以 浸油深度应为蜗杆的一个齿高。 蜗杆传动由于效率低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。所 以，必须根据单位时间内的发热量1等于同时间内的发热量2的条件进行热平衡计算，以保证油温稳定地处于规定的范围内。 由于摩擦损耗的功率 (1 )，则产生的热流量为 1 1 0 0 0 (1 )P P 蜗杆传递的功率 以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中去的热流量 为 20()t t d 箱体的表面传热系数，由于通风较好，可取 21 2 / ( )d W m C S 内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积 取 23500 0t 油的工作温度，一般限制在 60 70 C 周围空气的温度，常温情况可取为 20C 按平衡条件 12 ，可求得在既定工作条件 下的油温 0301 0 0 0 ( 1 ) 1 0 0 0 1 4 . 2 5 1 0 ( 1 0 . 7 9 )2 0 8 7 . 41 2 3 5 0 0a t 大于油的工作温度，所以应采取冷却措施，根据条件及考虑成本，选用风冷。 择的减速器为 F。 22 齿的设计与计算 齿的传动特点 销齿传动属于齿轮传动的一种特殊形式。其中，具有圆销齿的大齿轮称之为销轮；而另一个具有一般齿轮轮齿齿形的小齿轮仍称之为齿轮。 销齿传动有外啮合、内啮合和齿条啮合等三种形式，其齿轮轮齿的齿廓曲线依次分别为外摆线 、周摆线和渐开线等。使用时，一般常以齿轮作为主动，因为，当以销轮作为主动是，齿轮的轮齿齿顶先进入啮合，将会降低其传动效率，故很少用销轮作为主动。 销齿传动适用于低速、重载的机械传动和粉尘多、润滑条件差等工作环境较恶劣的场合中。其圆周速度范围一般约为 0 0 /亦有少数情况低于或高于此范围；其传动比范围一般为 5 30i ；传动效率 （无润滑油时）或 0 0 （有润滑油时）4。 取 销齿效率 传动比 齿的设计计算 1. 选定材料及确定其许用应力 销齿材料采用 45 号钢，经正火处理，硬度为 167217 齿轮转速 10r/ 参考文献 4， 表 142 1 0 5 8H M P a ；查表 14对称循环载荷计算 2F： 12 1 0 . 4 3 5 2 9 1 . 6 1 0 51 . 3 5 2H 销齿 许用接触应力 2F 销齿许用弯曲应力 齿轮材料采用 45 号钢，经调质处理， 07255，按 齿轮转速 10r/表 14 1 1 7 6H M P a ；1 1 4 2F M P a 。 1H 轮齿许用接触应力 23 1F 齿轮轮齿许用弯曲应力 、1z、 /、24 ，1 11z ，/ 0 5。 齿轮齿宽系数 1z 销齿齿数 2z 销轮齿数 销轮销齿直径 齿轮齿顶高 p 齿距 则 销轮齿数 21 1 6 . 3 8 1 1 1 8 0 . 1 8z i z 取 2 180z 销齿实际传动比 21180 1 6 . 3 611zi z 销齿实际转速 2 1 6 . 3 8 0 . 8 5 6 0 . 8 5 7 / m i . 3 6 实际总传动比 1 5 0 1 6 . 3 6 8 1 8zi i i 按 1 11z 、 / 0 5图 14 m a x( / ) 0 . 4 4 7； 为了保证齿顶不变尖而具有一定厚度，以及 重合度 的许用值不小于 试取 / 按 1 11z 、 / 图 14 ，落在其许用范围内，故适合。 重合度 24 4接触强度验算公式校核 4321( / )843 d 3 21 1 0 0 0 3 . 5 0 . 4 7 5843 1 6 . 3 6 1 1 1 . 5 1 0 5 8 取 40pd 表 14弯曲强度验算公式计算 34 4 42222 2 1 1 0 0 0 3 . 5 0 . 4 7 5 1 0 4 5 5 7 5 . 1/ 2 1 8 0 4 00 . 4 7 5 z p z 1 . 5 4 0 6 0 额定负荷下圆周力 b 齿轮齿宽 取 ，则 1 . 6 6 0 9 6L m m 。代入弯曲强度验算公式得 2 332 . 5 2 . 5 4 5 5 7 5 . 1 6 0( ) ( 9 6 ) 9 6 . 5 82 4 0 2tF pF P 22 1 0 5 P a故销齿弯曲强度足够。 按表 14弯曲强度验 算公式来校核齿轮轮齿弯曲强度： 116 1 6 4 5 5 7 5 . 1 1 3 4 . 0 940600 . 4 7 5 P 11 1 4 2 P a故齿轮轮齿弯曲强度足够。 L 销齿计算长度（夹板间距） 25 1F 齿轮轮齿计算弯曲应力 2F 销齿计算弯曲应力 2. 几何尺寸计算（参看表 14 齿轮齿数 1 11z 销齿 齿数 2 180z 销齿直径 40pd 齿距 40 8 4 . 2 10 . 4 7 5 0 . 4 7 5m m 齿轮节圆直径 11 / 8 4 . 2 1 1 1 / 2 9 4 . 8d p z m m 销轮节圆直径 22 / 8 4 . 2 1 1 8 0 / 4 8 2 4 . 9d p z m m 齿轮齿根圆角半径 ( 0 . 5 1 5 0 . 5 2 ) ( 0 . 5 1 5 0 . 5 2 ) 4 0 2 0 . 6 2 0 . 8fp d m m ， 取 2 0 齿轮齿根圆角半径中心至节圆圆周距离 ( 0 . 0 4 0 . 0 5 ) ( 0 . 0 4 0 . 0 5 ) 4 0 1 . 6 2pc d m m 取 齿轮齿顶高 0 . 4 3 0 . 4 3 8 4 . 2 1 3 6 . 2 1ah p m m 齿轮齿根高 26 2 0 . 7 1 . 8 2 2 . 5c m m 齿轮全齿高 3 6 . 2 1 2 2 . 5 5 8 . 7 1h h m m 齿轮齿廓过渡圆弧半径 ( 0 . 3 0 . 4 ) ( 0 . 3 0 . 4 ) 4 0 1 2 1 6pR d m m 取 15R 齿轮齿顶圆直径 11 2 2 9 4 . 8 2 3 6 . 2 1 3 6 7 . 2 2d h m m 齿轮齿根圆直径 21 2 2 9 4 . 8 2 2 2 . 5 2 4 9 . 8d h m m 中心距 12 2 9 4 . 8 4 8 2 4 . 9 2 5 5 9 . 922m m 齿轮齿宽 1 . 5 1 . 5 4 0 6 0pb d m m 销齿计算长度 1 . 6 1 . 6 6 0 9 6L b m m 销齿中心至夹板边缘距离 (1 . 5 2 ) (1 . 5 2 ) 4 0 6 0 8 0pl d m m 取 60l 销轮夹板厚度 ( 0 . 2 5 0 . 5 ) ( 0 . 2 5 0 . 5 ) 4 0 1 0 2 0pd m m ，取 15 验算夹板挤压强度：按表 14验算公式验算，并取许用挤压应力 9 8p M 4 5 5 7 5 . 1 3 7 . 9 82 2 4 0 1 5 P 9 8 P a 27 夹板挤压强度足够。 p 许用挤压应力 p 计算挤压应力 5 零件的设计及校核 的选择 轴是 重要的传动装置之一 。许多零件（如齿轮、带轮等）都需要装在轴上并和轴一起在轴承的支承下绕轴心线回转，传递转矩，他们共同组成一个轴系。这些装在轴上的零部件的设计有关。所以，在轴的设计中，不能只考虑轴本身，还必须和装在轴上的零部件一起考虑。 按轴受载情况分为： 支承传动零件又传递动力，即同时承受扭矩和弯矩。 只支承回转零件而不传递动力，即只承受弯矩。心轴又分为固定心轴（工作时轴不转动）和 转动心轴（工作时轴转动）。 主要起传递动力作用，即主要承受扭矩。 按结构形状分为：光轴和阶梯轴； 实心轴和空心轴。按几何轴线形状分为：直轴、曲轴、和钢丝软轴。 轴的设计包括轴的结构设计和轴的计算。轴的计算包括轴的强度计算、轴的刚度计算和轴的临界转速计算。 轴设计的原则是，在满足结构要求和强度、刚度要求的条件下，设计出尺寸小、重量轻、安全可靠，工艺上经济合理，又便于维护检修的轴。 轴的工作能力计算是指轴的强度 、刚度和振动稳定性等方面的计算。在多数情况 28 下，轴的工作能力取决于轴的强度。这时只需要对轴进行强度计算，以防止断裂和强度变形。而对刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应该进行刚度计算，以防止工作中产生过大 的弹性变形。对于高速运转的轴，还应该进行振动稳定性计算，以防止发生振动而破坏 3。 的设计 的初步设计 图 结构图 5 钢，调质处理。由 参考文献 3， 表 6得： 590b M ，295s M ， 1 255M ， 1 140M ( 0 . 8 1 . 0 ) ( 0 . 8 1 . 0 ) 6 0 4 8 6 0d d m m 电 机 取 52d 取 110A （按表 6取，因转速低且双向旋转故取较大值） 轴的输入端直径 33 1 4 . 2 51 1 0 3 0 . 0 2701 m 考虑轴有键槽，轴颈应增大 4% 5% ，取 3 5 5 2d m m m m 故 符合要求。 29 杆轴的力分析 图 杆传动的受力分析 蜗杆传动的受力分析和斜齿圆柱齿轮传动相似。在进行蜗杆传动的受力分析时，通常不考虑摩擦力的影响。 图 示是以右旋蜗杆为主动件，并沿图示的方向 旋转 时，蜗杆螺旋面上的受力情况。设 处的法向载荷，它作用于法向截面 (圆周力向力显然，在蜗杆与蜗轮间，相互作用着1向相反的力 （图 30 在确定各力的方向时，尤其需注意蜗杆所受轴向力方向的确定。因为轴向力的方向是由螺旋线的旋向和蜗杆的转向来决定的 ,如 图 示，该蜗杆为右旋蜗杆，当其为主动件沿图示方向 (主视图 为逆时针方向 )回转时，如 图 示，蜗杆齿的右侧为工作面 (推动蜗轮沿图 示方向转动 ),故蜗杆所 受的轴向力1蜗轮齿给它的阻力的轴向分力 )必然指向左端 (见 图 如果该蜗杆的转向相反，则蜗杆齿的左侧为工作面 (推动蜗轮沿图 ,故此时蜗杆所受的轴向力必指向右端。至于蜗杆所受圆周力的方向，总是与它的转向相反的；径向力的方向则总是指向