机械毕业设计(论文)-210吨转炉倾动装置设计设计

内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）PAGEPAGEII摘要转炉倾动机构是转炉炼钢中的关键部分，它处于高温多尘环境工作，倾动力矩大、速比高、启动和制动频繁、承受较大的动载荷。因此对于转炉倾动机构的研究和设计是十分必要的，它不仅关系到兑铁水、加废钢、取样、测绘、出钢、倒渣、喷补炉等工艺操作顺利进行，而且关系到产品安全和人生安全等重大问题。本设计说明书以包钢炼钢厂210吨转炉全悬挂倾动装置为借鉴，以倾动角度连续回转360°、倾动速度范围从0.2r/min到1.5r/min进行的设计、转炉可连续工作并可根据工艺要求实现任意位置的点动进行设计。主要内容包括：转炉倾动力矩的计算过程（本次设计采用计算机程序设计）；倾动机械及其传动件的设计（包括传动方案的选择、根据倾动力矩进行电动机的选择和校核、减速器的设计、主要零部件的强度校核）；抗扭缓冲装置的设计。关键词：转炉，倾动机构，传动方案。ABSTRACTConvertertiltingmechanismBOFisakeypartofitathightemperatureanddustenvironment,dumpingMoment,high-speedratio,activationandbrakefrequentlytotakegreaterdynamicload.Becauseconvertertiltingtheresearchanddesignisnecessary,notonlyagainstthehotmetaltoincreasescrap,sampling,Steel,reversingslag,Gunningprocessheatersoperatingsmoothly,butisalsorelatedtoproductsafetyandlifesafetyandothermajorissues.Thedesignofbrochuresto210tonsofBaotouSteelsteelworksallflagsconvertertiltingdeviceforthereference,Tiltingtocontinuousrotaryangleof360°.Tiltingspeedrangefrom0.2to1.5r/min.1.5r/minthedesign,Convertermaybeundercontinuousworkingprocessrequirementstoachievearbitrarymovethelocationofthedesign.Maincontentsinclude:Momentconverterdumpingcalculations(thisdesignusingcomputerprogramming);Tiltingpiecesofmachineryanddrivethedesign(includingthechoiceofdrivingprograms,AccordingtothedumpingMomentofchoiceformotorandVerification,reducerdesign,themaincomponentsofstrengthcheck);torsionalbufferdesign.Keywords：Converter,Tiltinginstitutions,Transmission。PAGEV目录摘要 IABSTRACT II目录 III第一章引言 11.1氧气转炉炼钢法简介 11.1.1氧气顶吹转炉炼钢法 11.1.2氧气底吹转炉炼钢法 11.1.3氧气“顶、底”复合吹练法（LD-OB法） 21.1.4氧气侧吹转炉炼钢法 21.2氧气顶吹转炉车间设备简介 31.2.1转炉主体设备 31.2.2供氧系统设备 31.2.3铁水供应系统 31.2.4散状原料供应系统设备 31.2.5废钢供应设备 31.2.6铁合金供应设备 41.2.7出渣、出钢和铸锭系统设备 41.2.8修炉机械设备 41.2.9烟气净化和回收设备 41.3本文研究内容 42.1.1设计题目 52.1.2技术参数及性能 52.2氧气顶吹转炉倾动设计原则分析 52.3倾动机械的几种基本机构和配置形式 52.3.1落地式配置倾动机械 62.3.2半悬挂式配置倾动机械 62.3.3全悬挂式配置倾动机械 62.4倾动机械的优缺点比较 72.5转炉倾动机构的结构设计 82.6确定方案 8第三章倾动力矩的计算和最佳耳轴位置的确定 83.1转炉炉壳质量及重心位置的计算 93.1.1建立空炉模型 93.1.2炉壳重量与重心的计算 103.2转炉炉衬质量及重心位置的计算 123.2.1建立空炉炉衬模型 123.2.2炉衬重量与重心的计算 133.3空炉质量及重心位置的计算 163.4转炉摩擦力矩的计算 174.1初选电动机 184.1.1初步确定电动机的功率 184.1.2电动机的选择 194.1.3过载校核 204.2传动比分配 204.2.1分配传动比的一般原则 214.2.2分配传动比 214.3选择减速器的传动方案 214.3.1减速器传动方案的比较 214.3.2选择减速器的传动方案 234.4各级传动齿轮的计算 244.4.1高速级斜齿圆柱齿轮的基本参数确定 244.4.2中高速级斜齿圆柱齿轮的基本参数确定 284.4.3中速级斜齿圆柱齿轮的基本参数确定 324.4.4低速级斜齿圆柱齿轮的基本参数确定 364.4.5二次减速机斜齿圆柱齿轮的基本参数确定 404.5各轴的设计和校核 444.5.1高速轴的设计与校核 444.5.2中高速轴的设计与校核 474.5.3中速轴的设计与校核 514.5.4中低速轴的设计与校核 554.5.5低速轴的设计与校核 594.6箱体壁厚尺寸计算 63第五章扭力杆装置的设计 645.1材料的选择 645.2结构设计计算 645.3间隙值的设计与计算 65结论 66参考文献 67附录A 68附录B 75致谢 76PAGE76第一章引言1.1氧气转炉炼钢法简介氧气转炉炼钢是近三十年发展起来的新的炼钢方法。根据氧气吹入转炉的方式，可分为顶吹、底吹、顶低复合吹等几种方法。1.1.1氧气顶吹转炉炼钢法氧气顶吹转炉炼钢法是1949年6月由奥地利的Voest-alpine联合公司实验成功的，并在1952年和1953年先后在其所属的林次（Linz）和多纳维次(Donawitz)两钢厂投入生产。氧气顶吹转炉炼钢法是通过双层水冷吹氧管自炉口处向炉内金属熔池吹入氧气进行冶炼。生产实践证明，这种炼钢法具有显著的优越性：冶炼时间短，生产率高。投资少、成本低、建设速度快。但这种炼钢法具有一定的缺点：冶炼高磷生铁有一定的困难。氧气从上部吹入对熔池的搅拌能力不够强烈，使钢、渣不能充分混合。不能大量采用低廉的废钢作原料。吹氧设备和除尘系统需要较高的厂房。1.1.2氧气底吹转炉炼钢法1968年联邦德国马克西米利安冶金厂（MaxillanShutteofSulzbach-Rosenberg），通过他们对托马斯转炉的改造，安装和运转了第一座商业用氧气底吹转炉。氧气底吹转炉炼钢法的新特性是它拥有双层管状喷嘴。这种喷嘴可通过气体或液态碳氢化合物冷却作保护。当气体或碳氢化合物被吹入两管所形成的间隙时，分解作用使其吸收大量的热从而对喷嘴进行冷却，适当的降低温度可以减少对炉底和喷嘴的化学侵蚀和磨损。它的优点是：1）投资成本低，特别适合新建工厂中投产或由平炉进行改造，因为其可以避免在高处安装氧枪所造成的昂贵成本。2）吹氧时间短、吹炼平稳、喷溅少、烟尘少、金属收得率高、生产率较高并且节省设备成本。一些早期的支持者们甚至声称由于这种炼钢法的应用使得氧气供过于求。事实上，氧气底吹转炉炼钢只产生少量的烟尘。缺点是炉底和喷嘴寿命难以解决。1.1.3氧气“顶、底”复合吹练法（LD-OB法）日本新日铁1978年首先在八幡厂60吨转炉上实验成功顶吹和底吹复合吹练的新技术，称为“LD-OB法”，LD-OB法是顶吹氧气转炉采用在炉底辅助吹入搅拌气体的方法，使顶吹和底吹炼钢可以相互取长补短，提高了熔池搅拌能力，克服了底吹化渣、去磷的困难。此法的优点是：提高金属收得率，降低氧、铁合金消耗，降低钢成本。炉子可控性提高。可生产特低碳的钢种（0.01~0.003%C），可是钢中含氮量仍维持在10ppm左右。提高去磷能力。可以充分发挥炉气进化系统的能力。1.1.4氧气侧吹转炉炼钢法氧气侧吹转炉炼钢法是我国在侧吹空气转炉炼钢法的基础上研制成功的新的氧气炼钢法。它的特定也是采用燃料油作为保护的双层喷枪代替空气侧吹转炉的风眼，利用喷枪向熔池内吹氧炼钢。氧气侧吹转炉炼钢法的优点：氧气侧吹转炉吹炼过程平稳、喷溅少、烟尘少、热效率高。对原料的适应性强，设备简单，投资少。从以上分析可以看出几种炼钢方法各有优缺点。从目前来看，氧气顶吹转炉炼钢方法占主导地位，其中工艺和设备发展较为成熟。1.2氧气顶吹转炉车间设备简介现代氧气顶吹转炉车间设备是以转炉设备为主体，同时配备供氧、供料、出钢、出渣、注锭、烟气处理及修炉等操作系统，而各操作系统之间是通过各种运输和起重设备联系起来的。1.2.1转炉主体设备转炉主体设备是实现炼钢工艺操作的主要设备，它由炉体、炉体支撑装置和炉体倾动机构组成。1.2.2供氧系统设备供氧系统由输氧管道、阀门和向转炉吹氧的装置等设备组成。氧气顶吹转炉炼钢时，用氧量大，要求供氧及时、氧压稳定，安全可靠。1.2.3铁水供应系统铁水是氧气顶吹转炉炼钢的主要原料，练一吨钢就需要一吨左右的铁水。为确保转炉正常生产，铁水供应要充足、及时，成分均匀、温度稳定，称量准确。铁水供应设备又铁水储存、铁水预处理、运输及称量等设备组成。铁水储存设备主要有混铁炉和混铁车。1.2.4散状原料供应系统设备转炉生产对散状供应设备要求及时运输、快速加料、称量准确、运转可靠、维修方便、能改善劳动条件。整个系统包括将散状料由地下仓运至高位料仓的上料机械设备和将散状料自高位料仓加入转炉内的加料设备。1.2.5废钢供应设备废钢由电磁起重机在原料厂装入废钢料箱，再由机车或起重机械运至转炉平台，然后由炉前起重机械或废纲加料机加入转炉。1.2.6铁合金供应设备铁合金运用于钢水的脱氧和合金化。转炉侧面的平台设有铁合金料仓、铁合金烘烤炉和称量装置。出钢时把铁合金从料仓或烘烤炉卸出，称量后运至炉后通过溜槽加入盛钢筒中。1.2.7出渣、出钢和铸锭系统设备转炉下有电动盛钢筒和渣车等设备。转炉里钢水倒入盛钢筒，并由盛纲筒运至铸锭车间进行浇注，渣则由渣罐车运至附近渣厂进行处理。铸锭系统包括（铸锭起重机、浇注平台、盛钢筒修理设备和脱模、整模设备）和连铸设备。1.2.8修炉机械设备当转炉炉衬被侵蚀比较严重而无法修补时，就必须停止吹炼，进行拆炉和修炉。修炉机械设备包括补炉机、拆炉机和修炉机等。1.2.9烟气净化和回收设备由于氧气顶吹转炉炼钢过程中产生大量的棕色高温的烟气（含有大量的CO和铁粉，它们是一种很好的气体燃料和化工原料），因此必须对转炉排出的烟气进行净化和回收。烟气净化设备包括：活动烟罩、固定烟道、溢流文氏管口、调喉口文氏管、弯头脱水器和抽风机等。1.3本文研究内容本文的主要研究内容包括以下几个方面：1）在计算机分析转炉倾动过程中倾动力矩的基础上，确定倾动载荷最佳耳轴位置（采用ANSYS软件来计算转炉倾动过程中钢水的重心坐标，从而计算转炉的力矩）。2）进行电动机的选择和校核，以及一次减速机、二次减速机的设计（包括对相关零件的设计和校核）并且研究传动中传动比的优化分配。3）扭力杆装置的设计。第二章初步确定设计方案2.1初始条件2.1.1设计题目210吨转炉倾动装置设计2.1.2技术参数及性能机构形式为：托圈支撑；驱动形式为：全悬挂一端四点驱动；工程容量：210吨；转炉连续回转：360°；回转速度：0.2~1.5r/min；速度可调，在转炉回转任意角度都可以停止并定位；2.2氧气顶吹转炉倾动设计原则分析转炉倾动机构的设计原则分析：应满足转炉工艺操作的要求。例如能使炉体连续正反转360°，并能平稳而准确地停止在任意角度的位置上。倾动机构安全可靠，不应发生齿轮及轴、制动器等设备事故，且在某一部分发生故障时，也要求倾动机械有能力继续工作至转炉冶炼结束。倾动机构能适应载荷的变化和转炉结构的变形。2.3倾动机械的几种基本机构和配置形式本次设计的题目是210吨转炉倾动装置，由电动机、一次减速机、二次减速机、扭矩缓冲平衡装置等组成，使转炉炉体完成兑铁水、出纲、加料、修炉等一系列工艺操作，而且关系到产品安全和人生安全等重大问题，对于转炉倾动装置的研究是非常必要的。2.3.1落地式配置倾动机械落地式配置倾动机械的特点是：全部传动机械均安装在地基上，通过连轴器或大齿轮与耳轴连接，实现转炉的倾动，落地式配置中按传动机械的结构又分为涡轮-正齿轮传动，全正齿轮传动，和行星齿轮传动。落地式倾动机械机构简单，只要采用适当传动机构形式，就可以使倾动机械适应托圈下凹引起的耳翘曲变形。但其占地面积比其它配置形式大，抗冲击及抗扭疲劳性能差。2.3.2半悬挂式配置倾动机械半悬挂式配置倾动机械的特点是：将最末一级齿轮副的主动小齿轮装在该齿轮副的客体上，与大齿轮一起悬挂在耳轴上，而其它传动装置仍安装在基础上。初级减速机与末级减速机齿轮之间，用万向联轴器或齿型联轴器连接。半悬挂式配置倾动机械从传动结构有可分为：正齿轮传动倾动机械、行星茶动齿轮传动机械、小车式双扭杆柔性倾动机械。半悬挂式配置倾动机械能适应托圈下凹引起的耳翘曲变形，克服了末级减速机齿轮啮合的不良影响，但由于初级减速机与悬挂减速机之间使用连轴器连接，使倾动机械占地面积大，布置不够紧凑。2.3.3全悬挂式配置倾动机械全悬挂式配置倾动机械（如图1.1所示）的特点是：从电动机到末级齿轮传动副全部传动装置悬挂在耳轴上。全悬挂式配置倾动机械根据缓冲止动装置的结构形式，可分为：带有弹簧止动装置的全悬挂式配置倾动机械；带橡胶块缓冲止动装置的全悬挂式配置倾动机械；带扭力杆缓冲止动装置的全悬挂式配置倾动机械。全悬挂式配置倾动机械采用多电动机，多初级减速机共同带动悬挂在耳轴上的大齿轮使转炉倾动。其优点是：有较大的备用能力，一个驱动系统发生故障仍可继续进行工作，直到一炉冶炼结束；其次能充分发挥大齿轮的作用，使各齿轮受力减小，设备的重量和尺寸也减小。全悬挂式配置倾动机械从传动结构上分为：全正齿轮多点啮合传动，直流电动机驱动调速；大、小交流电动机驱动，多点啮合传动，行星差动调速；正齿轮-涡轮双点啮合传动，直流电动机驱动调速。图1.1全悬挂式配置倾动机械综合了落地式和半落地式的优点，克服了二者的缺点，是大型转炉机械发展的方向。2.4倾动机械的优缺点比较最早的氧气顶吹转炉于1919年应用于奥地利林次钢厂，倾动装置采用了液压传动作为动力源，随之电器机械传动装置取而带之。目前，倾动装置主要有三种基本形式：落地式，半悬挂式和全悬挂式。随着现代转炉向大型化发展，转炉倾动装置已由全悬挂式取代了落地式和半悬挂式，并在国内外钢厂中获得广泛应用。其特点如下：属现在使用最多的配置形式。它将整个传动装置全部挂在了耳轴的外伸端上，末级齿轮常采用多点啮合传动，使这种配置形式的结构紧凑，重量轻，占地面积小，运转安全可靠，工作性能好。这种配置形式必须考虑采用性能好的抗扭缓冲装置。次装置零部件少，使用寿命长，具有很好的缓冲及减振性能，尤其在转炉出钢、兑铁水、除渣等工艺过程中发挥缓冲吸振作用。与半悬挂形式相比较，最突出的优点有：①扭力杆缓冲止动装置的作用力不会传递到耳轴上，既耳轴上不会有附加水平力；②扭力杆装置的基础与半悬挂形式比较要小。外了防止过载，避免扭力杆的损坏，在末级减速机机壳的下方，设置有止动支座（既保护挡铁）。当倾动力矩超过正常倾动力矩的2.5倍时，末级减速机机壳底部与止动支座接触，扭力杆不再承受更大的扭矩。全悬挂式配置常用于大型转炉中，但现在也较多应用于中型转炉中。通过以上的介绍我们知道，落地式是最早采用的一种布置形式，主要用于容量不大的转炉上，缺点是末级大齿轮在托圈耳轴上，托圈变形引起耳轴轴线发生较大偏斜时，末级齿轮的正常啮合关系被破坏，产生载荷的集中分布，加速了齿轮的磨损。在此基础上发展起来了半悬挂式配置倾动装置，其缺点是悬挂减速器与主减速器之间需要用一个庞大的万向联轴器进行连接，占地面积较大。而全悬挂式配置倾动机械从电动机到末级齿轮传动副全部传动装置都悬挂在耳轴上，采用多点啮合柔性支撑传动，即使托圈发生变形也不会影响齿轮副的正常啮合，同时也不需要通过笨重的万向联轴器实现悬挂减速器与主减速器的连接，有较大的备用能力，能充分发挥大齿轮的作用，使各齿轮受里减小，设备的重量和尺寸也减小，传动平稳。2.5转炉倾动机构的结构设计现在氧气转炉倾动机构通常采用的是圆柱齿轮多点啮合传动、直流电动机驱动调速、带扭力杆缓冲止动装置的全悬挂式倾动机构形式。它主要由以下几个部分组成：驱动电动机、一次减速机、二次减速机、扭力杆式扭矩平衡装置、抗扭止动装置及稀油润滑站等。2.6确定方案综上所述，本次设计的210吨转炉采用全正齿轮多点啮合传动、直流电动机驱动、带扭力杆缓冲止动装置的全悬挂式配置倾动机械。第三章倾动力矩的计算和最佳耳轴位置的确定转炉倾动力矩的计算，是由转炉炉体重量及其重心的计算和力矩计算两部分组成。其计算内容包括：空炉重量及其中心的计算。其中包括：炉壳重量及其重心的计算；新炉炉衬及其重心的计算。炉内液体（铁水、炉渣）重心的计算。预选耳轴和力矩的计算。确定最佳耳轴位置和力矩的计算。根据生产工艺要求进行的特殊计算。3.1转炉炉壳质量及重心位置的计算3.1.1建立空炉模型转炉炉型可分为：筒球型、锥球型、截锥型。筒球型是由圆柱体和球缺体组成的，特点是结构简单、炉壳制造容易、炉衬砌筑方便。锥球型是由球缺体和截头圆锥体组成的，特点是适合钢水的流动、有利于保护炉底、有利于物理化学反应的进行。截锥型是截头圆柱体，特点是结构简单、熔池为平底、易于砌筑。本次设计中选用筒球型来建立模型。（如下图3.1）图3.1各参数如下：D1=4624.8mmD2=4701mmD3=8078mmD4=8268mmD5=7090.7mmD6=7154.2mmR=5943.6mmh1=3397mmh2=5143.5mmh3=894.7mmh4=1296.3mmh总=10731.5mm炉帽钢板厚度=76.2mm炉身钢板厚度=95mm炉底钢板厚度=63.5mm钢板密度ρ=7.85103kg/m以上参数的选择均参考自“包钢210吨转炉样本”和《氧气顶吹转炉炼钢工艺与设备》。3.1.2炉壳重量与重心的计算计算步骤如下：划分为简单的几何体。取炉型垂直轴线为Z轴，Z轴通过炉底壳表面的一点为原点O，耳轴轴线方向为Y轴。通过原点与耳轴轴线垂直的轴为X轴。计算各几何体的重量，及其重心坐标值。计算炉壳、炉衬各自的总重量，合成重心坐标值。空炉合成重量和合成重心的计算。圆柱壳计算公式：式中，即钢板厚度。圆柱重心计算公式：ZC=h2/2=5.1435/2=2.5718mZC圆柱=ZC+h1+h3+h4=2.5718+3.397+0.8947+1.2963=8.1598m圆台壳计算公式：圆台重心计算公式：式中炉底重心：球缺壳计算公式：球缺壳重心：合成计算：3.2转炉炉衬质量及重心位置的计算3.2.1建立空炉炉衬模型炉衬厚度的选取：参考“包钢210吨氧气顶吹转炉”取炉帽处炉衬厚度为d1=830mm，炉身上侧炉衬厚度为d2=990mm，炉身下侧及炉底炉衬厚度为d3=1066mm。建立空炉炉衬模型（如下图3.2）图3.2参数如下：h1=3397mmh3=894.7mmh4=1296.3mmh5=2851mmh6=546mmh7=3590.5mmh8=1553mmh9=1125mmD7=6098mmD8=5946.6mmD9=D1=4624.8mmD10=D3=8078mm炉衬密度ρ=3000kg/m33.2.2炉衬重量与重心的计算1.炉帽部分：圆台重量计算公式：合成计算：2.炉身部分：（）3.炉底部分：合成计算：4.炉衬的合成重量和合成重心计算：3.3空炉质量及重心位置的计算3.4转炉摩擦力矩的计算耳轴摩擦力矩计算公式：式中：——空炉重量（KN）——炉液重量（KN）——托圈及附件重量（KN）——悬挂减速器的重量（KN）——摩擦系数（滚动轴承=0.02~0.05）d——d=(+)/2根据包钢210吨转炉，取转动轴直径1060mm，取双列圆锥滚子轴承的外径尺寸为1590mm。托圈重227吨，悬挂减速器的重量为105.1434吨。取=0.04利用ANSYS软件求的最佳耳轴位置为L=5.5397米，最大力矩为M=3801.276时，转炉倾动角度为60°，转炉开始出钢的角度是63.075°。计算详细情况见附录。图3.34.1初选电动机4.1.1初步确定电动机的功率转炉电动机所需功率：式中：N——电动机需要的功率（千瓦）——最大倾动力矩（公斤力每米）n——转炉的转速（转/分）K——电动机误差系数，取1.1——倾动机械的总效率。查《机械设计课程设计》确定各部分的效率如下：高速轴的效率为：=0.97中高速轴的效率为：=0.99中速轴的效率为：=0.99中低速轴的效率为：=0.99低轴的效率为：=0.97二次减速机效率为：=0.994.1.2电动机的选择由于转炉倾动机械负载大，启动止动频繁，并且经常受冲击载荷，进行一些逆转等，因此相应的电动机应该用比较大的过载系数，能承受频繁的启动、制动、逆转、振动和冲击等问题。由《机械设计手册》单行本—减（变）速器、电动机和电器，选直流电动机。支流电动机的特点：1.优良的调速特性，调速平滑、方便，调速范围广，转速比可达1：200。2.过载能力大，并能在低速条件下连续输出较大力矩。3.可承受频繁的冲击性负载。4.可实现频繁的无级快速启动，制动和反转。5.能满足生产过程自动系统各种不同的特殊运行的要求。根据电动机输出的最大功率，初选电动机为Z4-250-31，额定功率为132KW，额定转速为1000r/min励磁功率2850KW，额定电压400V，额定电流334A，重量为1070kg。励磁方式：串励，它的特点是启动力矩很大，启动转矩可达额定转矩的5倍左右，短时过载可达额定转矩的4到4.5倍左右，转速变化率很大，空载转速极高，适于要求很大的启动和制动转矩，转速允许有较大的负载。4.1.3过载校核（1）.塌炉过载校核塌炉力矩按3倍于最大计算力矩考虑，既要求电动机的最大过载力矩大于最大倾动力矩的3倍。根据：将过载系数=2.8，N=132KW，K=1.1，=0.91，n=1rad/min代入上面公式得：满足要求。（2）.事故过载校核当一台电动机出事故时，另三台电动机要继续工作直到本炉冶炼结束，假设电动机在转炉1r/min速度下过载工作，此时过载系数=2.8根据：满足要求。（3）.高速过载校核当电动机电压为400V时，电动机转速为1000r/min，电动机过载系数=2.8，转炉转速为1.5r/min。根据：满足要求。4.2传动比分配在计算齿轮之前，首先要分配传动比。设计减速器时，合理的分配各级传动比是一个很重要的步骤，因为它将直接影响到减速器的外形尺寸、形状、润滑条件和各零件的装配条件。4.2.1分配传动比的一般原则传动比分配一般遵循以下原则：尽可能使各级传动的承载能力相等，既强度一致。因为减速器在运转时，无论是并联传动还是串联传动，只要其中有承载能力最差的一级失效，整个减速器就会失去正常工作的能力。因此，减速器的各级传动强度不能相差太大，这一原则成为等强度原则。各级传动大齿轮浸入油池的深度大致相等。如果齿轮浸入油池的深度适当，所有齿轮将有良好的润滑。如果油面过低，只有低速级大齿轮进入油内，而其它齿轮浸不到油内，造成润滑不良，就必须提高油面，但如果油面过高不但增加减速器的运油量，而且还增加了低速级大齿轮搅油的功率损失。要使减速器外形尺寸小，重量最轻，符合主机的要求。仅仅靠正确分配各级传动比来达到上述各项要求，一般不易办到。还应适当的选择各级齿轮的参数，才能使上述各项要求得到基本的满足。4.2.2分配传动比转炉转速1.5r/min，所选电动机的转速为1000r/min，则电动机到转炉的整个传动比为参考《机械设计手册》中册第二版表8-390，单级斜齿轮的传动比i≤8~10，所以取二次减速机的传动比为10。剩下一次减速机的传动比为i=666.7/10=66.67。参考包钢210吨转炉，取一次减速机的传动比分配如下：高速级传动比：i1=3.1高中速级传动比：i2=2.95中速级传动比：i3=2.95低速级传动比：i4=2.474.3选择减速器的传动方案4.3.1减速器传动方案的比较齿轮减速器根据齿轮形状的不同，可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、圆锥-圆柱齿轮减速器。根据传动基数的不同，可分为单极、两极和多极减速器。第一种方案如图4.1所示，其传动的特点是:它的三个双联齿轮和轴之间没有作轴向固定，可以自由的轴上转动（双联齿轮孔内安装有轴承）。它只用两根轴就能实现四级传动，其结构紧凑，其横向尺寸较小，在要求结构紧凑的场合常采用这种方案。它的缺点是轴向尺寸较大，结构也比较复杂。有时为了使四对齿轮的中心距相同，还必须运用修正齿轮。图4.1第二种方案如图4.2，是圆锥-圆柱齿轮减速器。它的特点是输入轴和输出轴垂直分布。由于圆锥齿轮加工比较困难，所以只有在机器的整体布置中有非常需要时才采用这种传动方案。图4.2第三种方案如图4.3，是展开式传动装置。它的结构简单，零件数少。适合于高速、重载、冲击载荷等现场。图4.34.3.2选择减速器的传动方案在选择减速器的传动方案时，要求达到即能满足主机的工作要求，又要机构紧凑，重量轻，工艺性好、成本低，装配检修方便。按照传动比的要求，决定采用第三种方案。4.4各级传动齿轮的计算此级标题下用到的公式、图表全部来自《机械设计》。4.4.1高速级斜齿圆柱齿轮的基本参数确定1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数选小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，选用7级精度（GB10095-88）。初定小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=Z1i1=62。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，既（1）.确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6。由图10-30选取区域系数ZH=2.433。由图10-26查得=0.72，=0.8，=0.72+0.8=1.52。由表10-7，选取齿宽系数=1。由表10-6，查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa计算应力循环次数：假设转炉工作寿命为30年，每年工作300天，全天工作。由图10-19取接触疲劳寿命系数为KNH1=0.88，KNH2=0.90计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：许用接触应力：小齿轮转矩：（2）.计算试算小齿轮分度圆直径d1t，计算圆周速度：计算齿宽b及模数mnt。计算纵向重合度。计算载荷系数K：已知使用系数KA=1,根据v=7.4m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.18；由表10-4查的KHβ的值与直齿轮的相同，故KHβ=1.44；由图10-13查得：KFβ=1.38；由表10-3查得：故载荷系数：。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得：计算模数m:3.按齿根弯曲强度设计由式10-17：（1）.式中各参数的确定载荷系数：根据纵向重合度=1.586，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。计算当量齿数：查取齿形系数：由表10-5查得：YFa1=2.724，YFa2=2.249。查取应力校正系数：由表10-5查得：YSa1=1.569，YSa2=1.746。由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83，KFN2=0.85。计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：[σF]1=σFE1KFN1/S=296.43MPa[σF]2=σFE2KFN2/S=230.71MPa计算大、小齿轮的并加以比较：大齿轮的数值大。（2）.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mnt大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=6mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度的分度圆直径d1=161.91mm来计算应有的函数。于是有取，则。4.几何尺寸计算（1）.计算中心距圆整后的a=328mm。（2）.按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。（3）.计算大、小齿轮的分度圆直径（4）.计算齿轮宽度圆整后取B2=161mm，B1=170mm。4.4.2中高速级斜齿圆柱齿轮的基本参数确定1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数选小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，选用7级精度（GB10095-88）。初定小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=Z1i2=59。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，既（1）.确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6。由图10-30选取区域系数ZH=2.433。由图10-26查得=0.72，=0.84，=0.72+0.84=1.56。由表10-7，选取齿宽系数=1。由表10-6，查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa计算应力循环次数：假设转炉工作寿命为30年，每年工作300天，全天工作。由图10-19取接触疲劳寿命系数为KNH1=0.88，KNH2=0.90计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：许用接触应力：小齿轮转矩：（2）.计算试算小齿轮分度圆直径d1t，计算圆周速度：计算齿宽b及模数mnt。计算纵向重合度。计算载荷系数K：已知使用系数KA=1,根据v=3.4m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1；由表10-4查的KHβ的值与直齿轮的相同，故KHβ=1.454；由图10-13查得：KFβ=1.38；由表10-3查得：故载荷系数：。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得：计算模数m:3.按齿根弯曲强度设计由式10-17：（1）.式中各参数的确定载荷系数：根据纵向重合度=1.586，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。计算当量齿数：查取齿形系数：由表10-5查得：YFa1=2.724，YFa2=2.262。查取应力校正系数：由表10-5查得：YSa1=1.569，YSa2=1.739。由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83，KFN2=0.85。计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：[σF]1=σFE1KFN1/S=296.43MPa[σF]2=σFE2KFN2/S=230.71MPa计算大、小齿轮的并加以比较：大齿轮的数值大。（2）.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mnt大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=8mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度的分度圆直径d1=227.42mm来计算应有的函数。于是有取，则。4.几何尺寸计算（1）.计算中心距圆整后的a=458mm。（2）.按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。（3）.计算大、小齿轮的分度圆直径（4）.计算齿轮宽度圆整后取B2=231mm，B1=240mm。4.4.3中速级斜齿圆柱齿轮的基本参数确定1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数选小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，选用7级精度（GB10095-88）。初定小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=Z1i3=71。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，既（1）.确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6。由图10-30选取区域系数ZH=2.433。由图10-26查得=0.78，=0.87，=0.78+0.87=1.65。由表10-7，选取齿宽系数=1。由表10-6，查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa计算应力循环次数：假设转炉工作寿命为30年，每年工作300天，全天工作。由图10-19取接触疲劳寿命系数为KNH1=0.88，KNH2=0.90计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：许用接触应力：小齿轮转矩：（2）.计算试算小齿轮分度圆直径d1t，计算圆周速度：计算齿宽b及模数mnt。计算纵向重合度。计算载荷系数K：已知使用系数KA=1,根据v=1.6m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08；由表10-4查的KHβ的值与直齿轮的相同，故KHβ=1.473；由图10-13查得：KFβ=1.35；由表10-3查得：故载荷系数：。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得：计算模数m:3.按齿根弯曲强度设计由式10-17：（1）.式中各参数的确定载荷系数：根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。计算当量齿数：查取齿形系数：由表10-5查得：YFa1=2.592，YFa2=2.24。查取应力校正系数：由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.75。由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83，KFN2=0.85。计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：[σF]1=σFE1KFN1/S=296.43MPa[σF]2=σFE2KFN2/S=230.71MPa计算大、小齿轮的并加以比较：大齿轮的数值大。（2）.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mnt大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=9mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度的分度圆直径d1=318.56mm来计算应有的函数。于是有取，则。4.几何尺寸计算（1）.计算中心距圆整后的a=622mm。（2）.按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。（3）.计算大、小齿轮的分度圆直径（4）.计算齿轮宽度圆整后取B2=316mm，B1=322mm。4.4.4低速级斜齿圆柱齿轮的基本参数确定1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数选小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，选用7级精度（GB10095-88）。初定小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=Z1i4=60。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，既（1）.确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6。由图10-30选取区域系数ZH=2.433。由图10-26查得=0.78，=0.84，=0.78+0.84=1.62。由表10-7，选取齿宽系数=1。由表10-6，查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa计算应力循环次数：假设转炉工作寿命为30年，每年工作300天，全天工作。由图10-19取接触疲劳寿命系数为KNH1=0.88，KNH2=0.90计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：许用接触应力：小齿轮转矩：（2）.计算试算小齿轮分度圆直径d1t，计算圆周速度：计算齿宽b及模数mnt。计算纵向重合度。计算载荷系数K：已知使用系数KA=1,根据v=0.8m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04；由表10-4查的KHβ的值与直齿轮的相同，故KHβ=1.51；由图10-13查得：KFβ=1.45；由表10-3查得：故载荷系数：。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得：计算模数m:3.按齿根弯曲强度设计由式10-17：（1）.式中各参数的确定载荷系数：根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。计算当量齿数：查取齿形系数：由表10-5查得：YFa1=2.592，YFa2=2.28。查取应力校正系数：由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.73。由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83，KFN2=0.85。计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：[σF]1=σFE1KFN1/S=296.43MPa[σF]2=σFE2KFN2/S=230.71MPa计算大、小齿轮的并加以比较：大齿轮的数值大。（2）.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mnt大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=12mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度的分度圆直径d1=427.78mm来计算应有的函数。于是有取，则。4.几何尺寸计算（1）.计算中心距圆整后的a=749mm。（2）.按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。（3）.计算大、小齿轮的分度圆直径（4）.计算齿轮宽度圆整后取B2=433mm，B1=440mm。4.4.5二次减速机斜齿圆柱齿轮的基本参数确定1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数选小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，选用7级精度（GB10095-88）。初定小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=Z1i5=240。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，既（1）.确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6。由图10-30选取区域系数ZH=2.433。由图10-26查得=0.78，=0.97，=0.78+0.97=1.75。由表10-7，选取齿宽系数=1。由表10-6，查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa计算应力循环次数：假设转炉工作寿命为30年，每年工作300天，全天工作。由图10-19取接触疲劳寿命系数为KNH1=0.88，KNH2=0.90计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：许用接触应力：小齿轮转矩：（2）.计算试算小齿轮分度圆直径d1t，计算圆周速度：计算齿宽b及模数mnt。计算纵向重合度。计算载荷系数K：已知使用系数KA=1,根据v=0.4m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02；由表10-4查的KHβ的值与直齿轮的相同，故KHβ=1.524；由图10-13查得：KFβ=1.51；由表10-3查得：故载荷系数：。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得：计算模数m:3.按齿根弯曲强度设计由式10-17：（1）.式中各参数的确定载荷系数：根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。计算当量齿数：查取齿形系数：由表10-5查得：YFa1=2.592，YFa2=2.06。查取应力校正系数：由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.97。由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83，KFN2=0.85。计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：[σF]1=σFE1KFN1/S=296.43MPa[σF]2=σFE2KFN2/S=230.71MPa计算大、小齿轮的并加以比较：大齿轮的数值大。（2）.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mnt大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=16mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度的分度圆直径d1=512.27mm来计算应有的函数。于是有取，则。4.几何尺寸计算（1）.计算中心距圆整后的a=2812mm。（2）.按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。（3）.计算大、小齿轮的分度圆直径（4）.计算齿轮宽度圆整后取B2=512mm，B1=520mm。4.5各轴的设计和校核4.5.1高速轴的设计与校核1.求轴上的功率，转速和转矩。n1=n=1000r/minT1=1222782N·mm2.求作用在齿轮上的力。d=160.9mmα=20°β=14.18°3.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表15-3，取A0=120。联轴器转矩公式：Tca=KAT1，查表14-1，取KA=2.3Tca=2.31222782=2812398.6mm查《机械零件设计手册》表22-4：选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3000000N·mm。半联轴器的孔径d1=65，所以取最小直径为dmin=65，半联轴器长度L=140，采用柱销的尺寸为。4.轴的结构设计。为使轴端挡圈不压在轴上，取L1-2=135mm<L1选取轴承型号为2007115，尺寸为d×D×T=75×115×25mm所以L1-2=135mmL2-3=100mmL3-4=25mmL4-5=312mmL5-6=25mmL6-7=474mmL7-8=25mmd1-2=65mmd2-3=72mmd3-4=d5-6=d7-8=75mmd4-5=83mmd6-7=83mm5.求轴上载荷。水平面上的支反力：垂直面上的支反力：水平面上的弯矩：垂直面上的弯矩：合成弯矩：扭矩：6.按弯扭合成应力校核轴的强度。取α=0.6，根据式15-5，前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ-1]=60MPa。σca<[σ-1]=60MPa，故此轴安全。4.5.2中高速轴的设计与校核1.求轴上的功率，转速和转矩。N2=n/i1=322.58r/minT2=3752725N·mm2.求作用在齿轮上的力。d1=230.8mmd2=495.08mmα=20°β1=14.1°β2=14.18°3.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表15-3，取A0=120。查《机械零件设计手册》，选轴承型号为2007118，尺寸为d×D×T=90×140×32mm，所以轴的最小直径取90mm。4.轴的结构设计。轴套定位肩高4.5mm，h×0.07d=0.07×95=6.65，所以h=7mm所以L1-2=32mmL2-3=34mmL3-4=157mmL4-5=12mmL5-6=236mmL6-7=35mmL7-8=32mmd1-2=90mmd2-3=90mmd3-4=d5-6=95mmd4-5=109mmd6-7=90mm平键尺寸为：b×h×L=24×14×140mm和b×h×L=24×14×220mm5.轴上的载荷。水平面上的支反力：垂直面上的支反力：水平面上的弯矩：垂直面上的弯矩：合成弯矩：扭矩：6.按弯扭合成应力校核轴的强度。取α=0.6，根据式15-5，前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ-1]=60MPa。σca<[σ-1]=60MPa，故此轴安全。4.5.3中速轴的设计与校核1.求轴上的功率，转速和转矩。n3=n/i1i2=109.35r/minT3=1095813N·mm2.求作用在齿轮上的力。d1=315.4mmd2=683.33mmα=20°β1=14.11°β2=14.1°3.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表15-3，取A0=120。查《机械零件设计手册》，选轴承型号为2007126，尺寸为d×D×T=130×200×45mm，所以轴的最小直径取130mm。4.轴的结构设计轴套定位肩高5mm，h×0.07d=0.07×135=9.45，所以h=10mm。B≥1.4h=14，所以b=14mm。所以L1-2=45mmL2-3=30mmL3-4=228mmL4-5=205mmL5-6=318mmL6-7=30mmL7-8=45mmd1-3=d6-8=130mmd3-4=d5-6=135mmd4-5=155mm平键尺寸为：b×h×L=32×18×210mm和b×h×L=32×18×300mm5.轴上载荷。水平面上的支反力：垂直面上的支反力：水平面上的弯矩：垂直面上的弯矩：合成弯矩：扭矩：6.按弯扭合成应力校核轴的强度。取α=0.6，根据式15-5，前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ-1]=60MPa。σca<[σ-1]=60MPa，故此轴安全。4.5.4中低速轴的设计与校核1.求轴上的功率，转速和转矩。n4=n/i1i2i3=37.07r/minT4=32008133.27N·mm2.求作用在齿轮上的力。d1=432.9mmd2=927.55mmα=20°β1=14.18°β2=14.11°3.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表15-3，取A0=120。查《机械零件设计手册》，选轴承型号为2007136，尺寸为d×D×T=180×280×64mm，所以轴的最小直径取180mm。4.轴的结构设计。轴套定位肩高6mm，h×0.07d=0.07×927.25=12.95，所以h=13mm。B≥1.4h=18.2，所以b=19mm。所以L1-2=64mmL2-3=28mmL3-4=312mmL4-5=19mmL5-6=436mmL6-7=28mmL7-8=64mmd1-3=d6-8=180mmd3-4=d5-6=185mmd4-5=211mm平键尺寸为：b×h×L=40×22×300mm和b×h×L=40×22×420mm5.求轴上载荷。水平面上的支反力：垂直面上的支反力：水平面上的弯矩：垂直面上的弯矩：合成弯矩：扭矩：6.按弯扭合成应力校核轴的强度。取α=0.6，根据式15-5，前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ-1]=60MPa。σca<[σ-1]=60MPa，故此轴安全。4.5.5低速轴的设计与校核1.求轴上的功率，转速和转矩。n5=n/i1i2i3i4=15r/minT5=76724681.82N·mm2.求作用在齿轮上的力。d1=511.2mmd2=1063.59mmα=20°β1=14.04°β2=14.18°3.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表15-3，取A0=120。查《机械零件设计手册》，选轴承型号为2007152，尺寸为