小方坯连铸机振动装置毕业设计论文

小方坯连铸机振动装置毕业设计论文内容摘要：

递运动和动力的装置。 在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递任意两轴之间的运动和动力。 齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率 、速度和尺寸范围大。 例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达 300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。 但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。 齿轮传动的类型很多。 根据两轴的相对位置和轮齿的方向，可分为以下类型： 圆柱 齿轮传动 ； 锥齿轮传动； 交错轴斜齿轮传动。 根据齿轮的工作条件，可分为： 开式齿轮传动式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑。 青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 11 半开式齿轮传动，齿轮浸入油池，有护罩，但不封闭。 闭式齿轮传动，齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内， 润滑条件良好，灰沙不易进入，安装精确。 齿轮传动有良好的工作条件，是应用最广泛的齿轮传动。 链传动 图 26 链传动 链传动是通过 链条 将具有特殊齿形的主动链轮的运动和动力传递到具有特殊齿形的从动链轮的一种传动方式。 链传动有许多优点，与带传动相比，无 弹性滑动 和 打滑 现象，平均 传动比 准确，工作可靠， 效率 高；传递 功率 大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小；所需张紧力小，作用于 轴 上的压力小；能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作。 链传动的缺点主要有：仅能用于两平行轴间的传动；成本高，易磨损，易伸长，传动平稳性差，运转时会产生附加动载荷、 振动 、 冲击 和 噪声 ，不宜用在急速反向的传动中。 因此，链传动多用在不宜采用带传动与 齿轮传动 ，而两轴平行，且距离较远，功率较大，平均传动比准确的场合。 带传动 青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 12 图 25 带传动机构示意图 蜗杆传动方式 蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构（图 28）。 两轴线交线的夹角可为任意值，常见的为 90176。 这种传动有这样的优点：传动比大，零件数目少，结构紧凑；具有反向自锁的作用。 蜗杆传动机构也具有缺点，由于蜗杆跟涡轮之间通过摩擦传递运动，所以这使得两者之间产生很多的热量，这些热量若不能即使 散发出去，那就会使润滑条件恶化，产生胶合现象。 同时这种传动效率低。 图 28 蜗杆传动 带传动 (皮带传动 )特点 (优点和缺点 ):结构简单 ,适用于两轴中心距较大的青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 13 传动场合。 传动平稳无噪声 ,能缓冲、吸振。 过载时带将会在带轮上打滑 ,可防止薄弱零部件损坏 ,起到安全保护作用。 不能保证精确的传动比 .带轮材料一般是铸铁等。 减速器 图 29 结晶器振动装置的传动机构 综上所述，我个人选择齿轮传动机构。 青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 14 3 设计计算 设计参数 板 坯断面尺寸 200x1000mm 振幅 177。 振动频率 90 次 /min 拉坯速度 电动机的选 择 结晶器质量的估算 体积 结晶器虽然是冶金行业的重要零件，但是至今仍没有统一的标准，这就注定结晶器的大小没有一个固定值。 一般结晶器长度在 6001200mm，暂时将长度定位 1610mm，高度为 1000mm，宽度为 810mm。 这样我们就可以得出结晶器的大 体体积为： )( m mcbaV 31 3 0 4 1 0 0 0 0 08 1 01 0 0 01 6 1 0  其中 a——结晶器的长度 b——结晶器高度 c——结晶器宽度 质量 结晶器组成复杂，在里面有很多铜管，铜管内还有冷却水，这就给我们的质量估算带来很大的麻烦，我们为了估算暂时将结晶器看做是 40%体积的水跟 60%体积的铜组成。 kg..VρM 水水 3 0 4 1 0 0 0 0 0140  kg...VρM 铜铜 3 0 4 1 0 0 0 0 062860  青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 15 则结晶器的总重量为： kgMMM 铜水 2 5 01  在振动装置中还有些机架、杆件，所以还要估算这些杆件的质量： kg..M 架 0 8 50 0 0 0 0 10875008101 6 1 0  综上可以得出结晶器振动部分的总重量为： kgMMMM 架铜水  则可求出总的静载荷 NgMQ 5 4 2 0 9 0 0 对振动机构进行受力分析，做出下图： 根据设计要求以及实际试验设计，取 mmL 12020  mmL 7802。 有机构分析可知，偏心轮的偏心距为： mm0 0 7 6 0 5  则偏心轮的轮角速度为： m i r/πfπω  最大的振动速度： m / s..r ωV 大 072500 0 7 6  振动加速度：     2222 6 8 3 0 7 6 0 7 6 901 m / s/..r / lr ωa  静载荷质量： kgQ /gM  动负荷为： NaMP v  摩擦阻力 ： NLF 9 3 6 0 07 2 01 3 01 3 0  该公式取自冶金工业出版社《炼钢 设备》青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 16 P158（ 712）公式。 振动总负荷为： NPFQP vt 2 2 9 3 4 3 79 3 6 0 05 4 2 0 9 0 0  则换算到偏心轴上的震动负荷为： N/PP tt 1 4 4 9 0 920201  振动机构驱动功率选择 有上述的计算可以求出电动机驱动功率为：     kw/η/VPP 大t 0 0 00 7 2 4 4 9 0 91 0 0 01  电动机的选择 根据驱动功率，查《机械零件设计手册》第三版 下选择冶金行业用电机 YZR180L 其工作方式为 S3,FC=25%，转速为 700r/min，额定功率为 13kw。 电动机转矩的校核 sTKTKK seμ 2m in  式中： eT ——电动机的额定转矩 Nm sT2 ——启动时电动机轴静转矩 Nm μK ——最小启动电压与额定电压比值，取 sK ——启动时的加速度关系，一般取 ，这里取 Nm/.TKK eμ 5 5 02850m i n  Nm/.sTK s 5 5 0412  所以满足 sTKTKK seμ 2m in  ，即电动机的转矩符合要求。 电动机发热的校核   33885113151222 .././ G D dG D eG D dC  C——惯量增加量 2GDd ——电动机以外，移动质量和转动质量质量折算到电动机轴上的飞轮距电动机工作方式为 S3 即 6 次 /h 故 Z=6 5 3 063388  .ZC 取 K= 查《起重机课程设计》得到 P=13Kw 所以 P＞ Ps=（ Ps 为额定功率 ） 青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 17 减速器的选择 传动比的确定 由设计参数可知，结晶器振动频率为 90 次 /min，则有减速器低速轴上的转速为 90 次 /min，高速轴是根据电机的转速确定，为 700r/min。 所以传送比为  /i。 这样我们可以查《机械设计手册》第四卷 1644 页中表1625ZLY 型减速器功率得到传动比为 8， 用二级减速器就可满足要求。 减速器选择 由《机械设计手册》第四卷中可查知，选用 Ⅰ ，其减 速器功率为 P1=26Kw，高速轴轴颈为 32mm，低速轴轴颈为 65mm。 减速器的功率校核 1123 PfPP  P3——计算功率 P2——负载功率 P1——减速器公称输入功率 23kw F1——工况系数，由《机械设计手册》第五版第四卷 1628，选定工况系数为 13  根据上述计算可知，减速器的选择可以符合要求。 减速器的强度校核 减速器的轴的材料拟选用 45 号钢。 减速器高速轴的强度校核 电动机的额定转矩为 mn./M  4177700139550 则高速轴联轴器的转矩为 MN...MnM  4 3 141 7 78135181  式中： M——电动级额定转矩 n——联轴器的安全系数，运行机构 n= 青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 18 8 ——机构刚性动载系数 ， 8 =，取 8 = 低速轴上的转矩为： MN../ηiM/M  1 3 7 790174 3 12121 12 所以减速器高速轴上的最大转矩为 M=M1=431N M 高速轴上的最小轴径为：由减速器查知 d=55mm 所以高速轴的最大扭矩应 力为    M P a../ 6 50204 3 1max 3  许用扭转应力 = 1201 8 0 /1 .5 Ⅱ / s/ η  所以   ＜max 故通过校核。 低速轴的强度校核 低速轴的最大转矩为 MNM Ⅱ  1 3 7 7m a x 低速轴的最小轴径为 28mm，但是最大转矩处的轴径约为 d=28+10=38mm，所以      M P aM P a ＜..// ωM ⅡⅡ 1 2 0930 4 20201 3 7 7maxmax 3  综上所述，减速器通过校核 联轴器的选择 低速轴联轴器的选择 可由减速器低速轴来选择，查机械工业出版社《机械设计手册》得知d=65mm，且转矩为 1377N M，由于结晶器振动装置的工作环境相当恶劣，查阅相关资料可知应该选用 GICLZ3 鼓性齿式联轴器 高速轴联轴器选择 可由减速器高速轴和电动机的轴来确定。 减速器高 速轴的轴径为： 32mm，而电动机轴的轴径是 55mm，查阅《起重机课程设计》可选用 GICLZ2 鼓形齿式联轴器。 偏心轴的设计 我们先设定偏心轴的材料为常见的 45 号钢。 青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 19 偏心轴的最小直径 按照《机械零件设计手册》 P42 表 2010 中的公式： 3 nPAd 式中： d——计算剖面处轴的直径 P——轴传递的功率， kw n——轴的转速， r/min A——与轴的材料及相关应力  有关的实际参数。 我们可知 P=13kw， n=100r/min， A=118107 取 A=110 所以 mmd 5310013110 3  由于有键槽的存在，实际尺寸增加 3%,最后得到轴的直径为 d=55mm 轴的结构设计 因为轴承承受很大的径向力，而轴向力很小，因此我们选择的轴承均为调心滚子轴承。 联轴器与减速器相连的一部分的轴径为 d1=65mm，而偏心轴的外伸轴径依据联轴器 GICLZ2， 可取 d2=55mm，联轴器孔深 112mm，可试取AB=112mm。 联轴器与轴承 1 之间由套筒定位连接，轴承 1 右端轴肩定位。 选择标准的轴承座 GB255879，左右轴承座选 Z2612Y 异径轴承座，轴径为 60mm 和65mm的阶梯轴，其宽度为 125mm，可取 BD=HL=130mm。 中间轴承座选 Z2518D等径轴承座，其轴径为 95mm，宽度为 160，可取 EF=170，其左端由轴套和轴肩定位，右端由轴承、圆螺母、止动垫圈定位， DE 为轴肩，约长 15mm，轴径为105mm。 FG=3mm，直径为 85mm， GH 长度约为 20mm，直径为 94mm。 轴承 2左端由轴肩和轴套定位，右端又圆螺母和止动垫圈定位， CD=GH=42mm，直径为 65mm。 JK段长度是 3mm，轴径段为 55mm， KL长度约是 13mm，直径为 60mm。 青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文） 20 由图知 E、 H、 G 处均为弯曲强度危险截面， F、 G、 H 处均为疲劳强度危险截面。 偏心轴的校核 此轴所受的扭矩为： mn./P / nT  512411001395509550 轴承 2 处受力均为： N/F 2 1 3 3 524 2 6 7 0  此轴所受的最大弯。