【文章內(nèi)容簡介】 遞運動和動力的裝置。 在所有的機械傳動中，齒輪傳動應用最廣，可用來傳遞任意兩軸之間的運動和動力。 齒輪傳動的特點是：齒輪傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工作可靠、效率高、壽命長，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十萬千瓦；速度最高可達 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備，嚙合傳動會產(chǎn)生噪聲。 齒輪傳動的類型很多。 根據(jù)兩軸的相對位置和輪齒的方向，可分為以下類型： 圓柱 齒輪傳動 ； 錐齒輪傳動； 交錯軸斜齒輪傳動。 根據(jù)齒輪的工作條件，可分為： 開式齒輪傳動式齒輪傳動，齒輪暴露在外，不能保證良好的潤滑。 青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 11 半開式齒輪傳動，齒輪浸入油池，有護罩，但不封閉。 閉式齒輪傳動，齒輪、軸和軸承等都裝在封閉箱體內(nèi)， 潤滑條件良好，灰沙不易進入，安裝精確 。 齒輪傳動有良好的工作條件，是應用最廣泛的齒輪傳動。 鏈傳動 圖 26 鏈傳動 鏈傳動是通過 鏈條 將具有特殊齒形的主動鏈輪的運動和動力傳遞到具有特殊齒形的從動鏈輪的一種傳動方式。 鏈傳動有許多優(yōu)點，與帶傳動相比，無 彈性滑動 和 打滑 現(xiàn)象，平均 傳動比 準確，工作可靠， 效率 高；傳遞 功率 大，過載能力強，相同工況下的傳動尺寸??；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。 鏈傳動的缺點主要有：僅能用于兩平行軸間的傳動；成本高，易磨損，易伸長，傳動平穩(wěn)性差，運轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生附加動載荷、 振動 、 沖擊 和 噪聲 ，不宜用在急速反向的傳動中。因此，鏈傳動多用在不宜采用帶傳動與 齒輪傳動 ，而兩軸平行，且距離較遠，功率較大，平均傳動比準確的場合。 帶傳動 青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 12 圖 25 帶傳動機構示意圖 蝸桿傳動方式 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動機構（圖 28）。兩軸線交線的夾角可為任意值，常見的為 90176。這種傳動有這樣的優(yōu)點：傳動比大，零件數(shù)目少，結構緊湊；具有反向自鎖的作用。 蝸桿傳動機構也具有缺點，由于蝸桿跟渦輪之間通過摩擦傳遞運動，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，那就會使?jié)櫥瑮l件惡化，產(chǎn)生膠合現(xiàn)象。同時這種傳動效率低。 圖 28 蝸桿傳動 帶傳動 (皮帶傳動 )特點 (優(yōu)點和缺點 ):結構簡單 ,適用于兩軸中心距較大的青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 13 傳動場合 。傳動平穩(wěn)無噪聲 ,能緩沖、吸振 。過載時帶將會在帶輪上打滑 ,可防止薄弱零部件損壞 ,起到安全保護作用 。不能保證精確的傳動比 .帶輪材料一般是鑄鐵等 。 減速器 圖 29 結晶器振動裝置的傳動機構 綜上所述，我個人選擇齒輪傳動機構。 青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 14 3 設計計算 設計參數(shù) 板 坯斷面尺寸 200x1000mm 振幅 177。 振動頻率 90 次 /min 拉坯速度 電動機的選 擇 結晶器質(zhì)量的估算 體積 結晶器雖然是冶金行業(yè)的重要零件，但是至今仍沒有統(tǒng)一的標準，這就注定結晶器的大小沒有一個固定值。一般結晶器長度在 6001200mm，暫時將長度定位 1610mm，高度為 1000mm，寬度為 810mm。 這樣我們就可以得出結晶器的大 體體積為： )( m mcbaV 31 3 0 4 1 0 0 0 0 08 1 01 0 0 01 6 1 0 ??????? 其中 a——結晶器的長度 b——結晶器高度 c——結晶器寬度 質(zhì)量 結晶器組成復雜，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)量估算帶來很大的麻煩，我們?yōu)榱斯浪銜簳r將結晶器看做是 40%體積的水跟 60%體積的銅組成。 kg..VρM 水水 3 0 4 1 0 0 0 0 0140 ??????? kg...VρM 銅銅 3 0 4 1 0 0 0 0 062860 ??????? 青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 15 則結晶器的總重量為： kgMMM 銅水 2 5 01 ??? 在振動裝置中還有些機架、桿件，所以還要估算這些桿件的質(zhì)量： kg..M 架 0 8 50 0 0 0 0 10875008101 6 1 0 ?????? 綜上可以得出結晶器振動部分的總重量為： kgMMMM 架銅水 ???? 則可求出總的靜載荷 NgMQ 5 4 2 0 9 0 0??? 對振動機構進行受力分析，做出下圖： 根據(jù)設計要求以及實際試驗設計，取 mmL 12020 ? mmL 7802? 。 有機構分析可知，偏心輪的偏心距為： mm0 0 7 6 0 5 ???? 則偏心輪的輪角速度為： m i r/πfπω ??????? 最大的振動速度： m / s..r ωV 大 072500 0 7 6 ???? 振動加速度： ? ? ? ? 2222 6 8 3 0 7 6 0 7 6 901 m / s/..r / lr ωa ?????? 靜載荷質(zhì)量： kgQ /gM ?? 動負荷為： NaMP v ????? 摩擦阻力 ： NLF 9 3 6 0 07 2 01 3 01 3 0 ????? 該公式取自冶金工業(yè)出版社《煉鋼 設備》青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 16 P158（ 712）公式。 振動總負荷為： NPFQP vt 2 2 9 3 4 3 79 3 6 0 05 4 2 0 9 0 0 ??????? 則換算到偏心軸上的震動負荷為： N/PP tt 1 4 4 9 0 920201 ??? 振動機構驅(qū)動功率選擇 有上述的計算可以求出電動機驅(qū)動功率為： ? ? ? ? kw/η/VPP 大t 0 0 00 7 2 4 4 9 0 91 0 0 01 ??????? 電動機的選擇 根據(jù)驅(qū)動功率，查《機械零件設計手冊》第三版 下選擇冶金行業(yè)用電機 YZR180L 其工作方式為 S3,FC=25%，轉(zhuǎn)速為 700r/min，額定功率為 13kw。 電動機轉(zhuǎn)矩的校核 sTKTKK seμ 2m in ???? 式中： eT ——電動機的額定轉(zhuǎn)矩 Nm sT2 ——啟動時電動機軸靜轉(zhuǎn)矩 Nm μK ——最小啟動電壓與額定電壓比值，取 sK ——啟動時的加速度關系，一般取 ，這里取 Nm/.TKK eμ 5 5 02850m i n ??????? Nm/.sTK s 5 5 0412 ????? 所以滿足 sTKTKK seμ 2m in ???? ，即電動機的轉(zhuǎn)矩符合要求。 電動機發(fā)熱的校核 ? ? 33885113151222 .././ G D dG D eG D dC ????? C——慣量增加量 2GDd ——電動機以外，移動質(zhì)量和轉(zhuǎn)動質(zhì)量質(zhì)量折算到電動機軸上的飛輪距電動機工作方式為 S3 即 6 次 /h 故 Z=6 5 3 063388 ???? .ZC 取 K= 查《起重機課程設計》得到 P=13Kw 所以 P＞ Ps=（ Ps 為額定功率 ） 青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 17 減速器的選擇 傳動比的確定 由設計參數(shù)可知，結晶器振動頻率為 90 次 /min，則有減速器低速軸上的轉(zhuǎn)速為 90 次 /min，高速軸是根據(jù)電機的轉(zhuǎn)速確定，為 700r/min。所以傳送比為 ?? /i 。這樣我們可以查《機械設計手冊》第四卷 1644 頁中表1625ZLY 型減速器功率得到傳動比為 8， 用二級減速器就可滿足要求。 減速器選擇 由《機械設計手冊》第四卷中可查知，選用 Ⅰ ，其減 速器功率為 P1=26Kw，高速軸軸頸為 32mm，低速軸軸頸為 65mm。 減速器的功率校核 1123 PfPP ??? P3——計算功率 P2——負載功率 P1——減速器公稱輸入功率 23kw F1——工況系數(shù)，由《機械設計手冊》第五版第四卷 1628，選定工況系數(shù)為 13 ????? 根據(jù)上述計算可知，減速器的選擇可以符合要求。 減速器的強度校核 減速器的軸的材料擬選用 45 號鋼。 減速器高速軸的強度校核 電動機的額定轉(zhuǎn)矩為 mn./M ???? 4177700139550 則高速軸聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩為 MN...MnM ???????? 4 3 141 7 78135181 ? 式中： M——電動級額定轉(zhuǎn)矩 n——聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構 n= 青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 18 8? ——機構剛性動載系數(shù) ， 8? =，取 8? = 低速軸上的轉(zhuǎn)矩為： MN../ηiM/M ?????????? 1 3 7 790174 3 12121 12 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 力為 ? ?? ? M P a../ 6 50204 3 1max 3 ???? 許用扭轉(zhuǎn)應力 = 1201 8 0 /1 .5 Ⅱ / s/ η ??? 所以 ? ??? ＜max 故通過校核。 低速軸的強度校核 低速軸的最大轉(zhuǎn)矩為 MNM Ⅱ ?? 1 3 7 7m a x 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 ? ?? ? ? ? M P aM P a ＜..// ωM ⅡⅡ 1 2 0930 4 20201 3 7 7maxmax 3 ??????? 綜上所述，減速器通過校核 聯(lián)軸器的選擇 低速軸聯(lián)軸器的選擇 可由減速器低速軸來選擇，查機械工業(yè)出版社《機械設計手冊》得知d=65mm，且轉(zhuǎn)矩為 1377N? M，由于結晶器振動裝置的工作環(huán)境相當惡劣，查閱相關資料可知應該選用 GICLZ3 鼓性齒式聯(lián)軸器 高速軸聯(lián)軸器選擇 可由減速器高速軸和電動機的軸來確定。減速器高 速軸的軸徑為： 32mm，而電動機軸的軸徑是 55mm，查閱《起重機課程設計》可選用 GICLZ2 鼓形齒式聯(lián)軸器。 偏心軸的設計 我們先設定偏心軸的材料為常見的 45 號鋼。 青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 19 偏心軸的最小直徑 按照《機械零件設計手冊》 P42 表 2010 中的公式： 3 nPAd? 式中： d——計算剖面處軸的直徑 P——軸傳遞的功率， kw n——軸的轉(zhuǎn)速， r/min A——與軸的材料及相關應力 ??? 有關的實際參數(shù)。 我們可知 P=13kw， n=100r/min， A=118107 取 A=110 所以 mmd 5310013110 3 ?? 由于有鍵槽的存在，實際尺寸增加 3%,最后得到軸的直徑為 d=55mm 軸的結構設計 因為軸承承受很大的徑向力，而軸向力很小，因此我們選擇的軸承均為調(diào)心滾子軸承。聯(lián)軸器與減速器相連的一部分的軸徑為 d1=65mm，而偏心軸的外伸軸徑依據(jù)聯(lián)軸器 GICLZ2， 可取 d2=55mm，聯(lián)軸器孔深 112mm，可試取AB=112mm。聯(lián)軸器與軸承 1 之間由套筒定位連接，軸承 1 右端軸肩定位。選擇標準的軸承座 GB255879，左右軸承座選 Z2612Y 異徑軸承座，軸徑為 60mm 和65mm的階梯軸，其寬度為 125mm，可取 BD=HL=130mm。中間軸承座選 Z2518D等徑軸承座，其軸徑為 95mm，寬度為 160，可取 EF=170，其左端由軸套和軸肩定位，右端由軸承、圓螺母、止動墊圈定位， DE 為軸肩，約長 15mm，軸徑為105mm。 FG=3mm，直徑為 85mm， GH 長度約為 20mm，直徑為 94mm。軸承 2左端由軸肩和軸套定位，右端又圓螺母和止動墊圈定位， CD=GH=42mm，直徑為 65mm。 JK段長度是 3mm，軸徑段為 55mm， KL長度約是 13mm，直徑為 60mm。 青島理工大學琴島學院本科畢業(yè)設計說明書（論文） 20 由圖知 E、 H、 G 處均為彎曲強度危險截面， F、 G、 H 處均為疲勞強度危險截面。 偏心軸的校核 此軸所受的扭矩為： mn./P / nT ?????? 512411001395509550 軸承 2 處受力均為： N/F 2 1 3 3 524 2 6 7 0 ?? 此軸所受的最大彎