1、大學機械學工程學院畢業設計1第一章第一章 引言引言隨著畢業設計的臨近結束，大學期間的學習就要結束啦，經歷了盡半個學期的畢業設計及其畢業實習，確實也讓我們對我們的專業有了更深層次的認識和理解，特別是經歷了大學期間的最后一次的畢業設計，可以說融合了我們在四年期間所學的所有知識，所以要想完完整整的保質保量的做好這次設計就必須下一番苦功夫，將以前學的不扎實的科目在這次設計涉及到的從新拿出書來好好認認真真的在學習。我這次做的是結晶器足輥總成的設計，通過這次的設計也讓我對連鑄有了不少的了解。1.1 連鑄的發展概況連鑄的發展概況：a 連鑄發展的概況：連鑄發展的概況：早在 19 世紀中期 H.貝塞麥就提出了連

2、續澆注液態金屬的設想。隨后還有其他人對此項技術進行過研究。由于當時科學水平的限制，未能用于工業生產。知道 1933 年，現代連鑄的奠基人S 容漢斯提出并發展了結晶器振動裝置之后，才奠定了連鑄在工業的應用的基礎。從二十世紀三十年代開始，連鑄已成功用于有色金屬生產。二次世界大戰后，前蘇聯，美，英奧地利等國家相繼建成一些半工業的實驗設備，進行連鑄鋼的研究。1950 年，容漢斯和曼內斯曼公司合作，建成世界上第一臺能澆注 5t 鋼水的連鑄機。近年來，傳統連鑄的高效化生產，在各工業發達國家取得了長足的進步，特別是高拉速技術已引起人們的高度重視。通過采用新型結晶器及新的結晶器冷卻方式，新型保護渣，結晶器非正

3、弦振，結晶器內電磁制動及液面高度精度檢測和控制等一系列技術措施，目前常規大板坯的拉速已由 0.81.5m/min 提高到 2.02.5m/min，最高可達 3m/min 使連鑄機的生產能力大幅度提高生產成本降低，給企業帶來了極大的經濟效益。高速連鑄技術在今后仍然會繼續發展。b 連鑄發展概況：連鑄發展概況：我國是研究和應用連鑄較早的國家之一，早在二十世紀五十年代就開始探索性的工作。19571959 年間先后建成三臺立式連鑄機。1964 年在重鋼三廠建成一臺斷面為 180mm*1500mm 板坯弧形連鑄機，這是世界上工業應用最早的大學機械學工程學院畢業設計2弧形連鑄機之一。隨后處于停滯狀態。到 1

4、978 年全國用于生產的連鑄機只有21 臺，連鑄坯年生產量 112.70 萬 t，連鑄比為 3.5%。改革開放以來，為了學習國外先進的技術和經驗，加速我國連鑄技術的發展，從二十世紀七十年代末一些企業引進了一批連鑄技術和設備。例如 1978 年到 1979 年，武鋼二煉鋼從聯邦德國引進單流弧形板坯連鑄機 3 臺，在消化國外技術的基礎上，圍繞設備，操作，品種管理等方面進行了大量的開發與完善工作，于 1985 年實現了全連鑄生產，產量突破了設計能力。這些連鑄技術和設備的引進都促進了我國連鑄的發展。目前，我國鋼鐵工業正處于興旺時期，連鑄技術的設計，制造，工藝，和管理都積累了豐富的經驗，新世紀必然是我國

5、連鑄高速發展的時代。1.2 結晶器的作用和組成結晶器的作用和組成1.2.1 結晶器的作用結晶器的作用結晶器是連續鑄鋼中的鑄坯成型設備，也是連鑄機心臟設備之一，其設計結構決定了拉坯速度和生產率。若要通過提高拉速來增加產量，則需要結晶器采用適宜的幾何形狀來改善傳熱效果、降低摩擦力。而足輥總成是結晶器中很重要的部分，它直接會影響到鑄坯的質量，對一個企業來說質量就是生命啊，可以想象到結晶器足輥的重要性，它也將直接影響我國的鑄坯的產量，故有許多的機構和人員在從事著該項工作，都在為次做出貢獻，本次設計的足輥總成是結晶器中很重要的一部分。結晶器的功能是將連續不斷地注入其內腔的高溫鋼水通過水冷銅壁強制冷卻，導

6、出其熱量，使之逐漸凝固成為具有所要求的斷面形狀和坯殼厚度的鑄坯，并使這種芯部仍為液態的鑄坯連需不斷地從結晶器下口拉出，為其在以后的二冷區內完全凝固創造條件。 1.2.2 結晶器的組成和分類結晶器的組成和分類結晶器的主要部件是緊固在水套上的銅板，帶有調整裝置的基架和足輥架。銅板：鑄流的外弧面和內弧面，鑄流寬度和倒角都體現在兩個寬面銅板上，窄面銅板加緊在寬面銅板之間，它們的尺寸決定了結晶器的尺寸，銅板的內邊有大學機械學工程學院畢業設計31010mm 的倒角。為了冷卻銅板，根據所需要的冷卻水量，銅板的背面開了很多縱向和橫向的溝槽，同時為了使磁場能夠通過。每個銅板都用螺栓緊固在水套上，螺栓擰緊，且有一

7、定的預緊力矩。鑄流外弧面上的寬面銅板根據澆鑄半徑調整和鎖緊。基架設計成焊接件，并且容納所有的重要接收裝置和調整裝置以及結晶器的輔助裝置，結晶器的水平和垂直對中在帶有空心螺栓和放松螺母的四個緊固點上進行。結晶器相對于澆鑄半徑的精確定位是通過基架上兩個螺栓和結晶器臺上對應的套子實現。足輥段：銅板下的可調足輥緊挨著結晶器基架下面安裝，在鑄坯離開結晶器寬面和窄面冷卻部分后，足輥對鑄坯起支撐作用，位于足輥間的噴嘴為鑄坯提供冷卻，水和氣以同樣的方式進入到噴淋冷卻的噴嘴中。結晶器可以分為：直結晶器，多級結晶器，錐形結晶器。1.3 結晶器足輥總成的作用結晶器足輥總成的作用方坯結晶器足輥總成是對帶有液芯的鑄坯起

8、必要的導向和支撐作用以及進一步冷卻的作用。 （見附圖 1）如果出了結晶器的高溫薄殼鑄坯得不到及時冷卻和支承，在鋼液靜壓作用下極易產生鼓肚和變形，故漏鋼常常發生在這一段上；結晶器的足輥對鑄坯的質量取著很重要的作用，尤其是足輥的尺寸、表面質量，足輥間距，以及噴淋冷卻系統，結晶器錐度的設計等方面對鑄坯有著很大的影響，如果這些方面不能很好的解決好的話，在生產過程中，就會出現好多不必要的麻煩，鑄坯會出現各種缺陷，如：各種裂紋，鑄坯表面的質量問題，漏鋼問題，也會影響到生產效率，增加生產成本，造成不必要的維修費用的支出，同時也會加重工人的勞動強度，故結晶器足輥總成設計也是很重要的，對連鑄也有著很大的影響。大

9、學機械學工程學院畢業設計4扇形O段輥結晶器足輥足輥銅板結晶器對方坯的作用 圖 11.4 結晶器足輥總成設計的要求結晶器足輥總成設計的要求設計項目包括： 足輥的直徑和長度，內孔安裝軸承的結構，定位方式； 足輥軸直徑和長度，潤滑油脂供給通道；足輥夾持器的結構尺寸，既滿足夾持可靠又要做到足輥距離可調；噴淋環的結構和尺寸的設計； 足輥架的設計：足輥架上有安裝足輥、足輥軸、噴淋環、足輥夾持器的空間，同時足輥架要同結晶器水套裝配。1.5 結晶器設計目的結晶器設計目的1）通過對設計題目的分析，計算和圖紙的繪制使學生提高設計創新能力，培養作為工程技術人員的基本素質。2）要求學生查閱相關資料，同指導教師的指導有

10、機的結合，獨立高質量按時完成題目，并認真準備答辯。大學機械學工程學院畢業設計5第二章第二章 足輥的設計足輥的設計結晶器足輥位于連鑄機結晶器下方，同結晶器隨振動臺一起做振動仿弧運動，為高溫鑄坯起支撐和導向作用。如果出了結晶器的高溫薄殼鑄坯得不到及時冷卻和支承，在鋼液靜壓作用下極易產生鼓肚和變形。足輥表面直接與鑄坯表面相接觸，所以足輥表面質量好壞直接會影響到鑄坯的表面質量。足輥的表面質量包括圓度和表面光潔度，當足輥表面有無龜裂、凸起、小坑等缺陷時這些缺陷會給鑄坯表面帶來裂紋、小坑、麻點等缺陷。為了提高足輥表面的質量，故足輥表面經過了精加工，還要采用適當的熱處理，結合結晶器足輥的實際工作條件，同時考

11、慮到現有的熱處理方法，采用滲氮處理，滲氮零件表面有高的硬度、耐磨性和紅硬性，能提高材料的抗腐蝕性和抗咬合性，并可延長疲勞壽命，而且處理溫度低，因此零件變形小，這些都符合足輥的要求，故采用滲氮的方法來強化足輥性能。2.1 窄面足輥的設計窄面足輥的設計我設計的四流方坯連鑄機板式結晶器足輥總成 280380，根據設計任務書的要求可知，結晶器足輥的直徑為 120mm，其方坯窄面的寬度為 280mm，考慮到方坯的工作環境會有熱膨脹的影響，應留出適當的空間供其熱膨脹，足輥的長度取比方坯窄面的寬度（280mm）短些，取 240mm，即結晶器足輥尺寸為 120240，因為要在足輥里面安裝足輥軸，而且足輥軸上面

12、需要安裝軸承等，因為足輥要繞著足輥軸作旋轉運動，同時軸承又需要得到充分的潤滑，要考慮到密封的要求，考慮到結晶器工作條件的要求，環境比較臟，粉塵大，比較潮濕等，故采用曲路密封，在這種環境下，曲路密封是相當可靠的了，曲路密封是由旋轉的和固定的密封零件之間拼合成的曲折的隙縫所形成的，曲路的布置可以是徑向的，也可以是軸向的，考慮到軸向尺寸的影響，最后還是采用徑向的。2.1.1 足輥材料選擇足輥材料選擇考慮到足輥的實際工作環境高溫、潮濕，有潤滑油脂的潤滑，而潤滑油脂在高溫狀態要分解出酸性物質，故足輥材料要有足夠的耐酸性和耐熱性。大學機械學工程學院畢業設計6方案一：采用一般的碳鋼很難滿足工作環境的要求，所

13、以用合金鋼。參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社，耐熱鋼（GB1221-75） ，選擇材料：1Cr18Ni9Ti表表 2.1材料機械性能熱 處理性質抗拉強度屈服強度延伸率收縮率沖擊韌性MPaMPaKJ/m2加熱溫度冷卻介質1Cr18Ni9Ti54019540559801100-1150水耐酸，1000以下不起皮，在 600以下耐熱方案二.利用電鍍技術，足輥采用 45 鋼，然后在足輥表面鍍上一層不銹耐酸材料。參見機械零件設計手冊第三版，冶金工業出版社，表 1-7-1。工作-保護性鍍層：鎳鉻；此材料除了可以防止零件免受腐蝕外，主要用于提高零件的抗機械磨損和表面硬度。電鍍材料選擇參見機械零件設計手

14、冊第三版，冶金工業出版社，選擇耐熱鋼 1Cr23Ni18，1Cr23Ni18 鎳鉻合金可以直接電鍍，最好以銅或黃銅為底層。表表 2.2材料機械性能熱 處理性質抗拉強度屈服強度延伸率收縮率沖擊韌性MPaMPaKJ/m2加熱溫度冷卻介質1Cr23Ni185392453550-1100-1150水，油，空氣抗氧化最高溫度為1100通過以上數據可知該材料滿足要求，但是用其他方法獲得足輥材質，種方案會好點呢？大學機械學工程學院畢業設計7現進行對比分析：采用方案二可以節省材料，減少貴金屬材料的使用，但是此方案制造足輥工藝復雜，所需設備較多，技術要求較高，而方案一可以克服此項不足，方案二在制造足輥時，在惡劣

15、的工作環境下，電鍍材料可能會剝落下來，這樣就達不到要求，而且也會影響方坯的表面質量，采用方案一可以減少這方面的影響，綜合考慮，還是選擇方案一較好。2.1.2 軸承端蓋設計軸承端蓋設計考慮到軸承的工作環境等方面的要求，為了對滾子軸承進行有效的密封，這里采用了迷宮密封，同時，還可以承受一般密封所不能勝任的高溫，高壓，高速和大尺寸密封部位特別有效，無摩擦，使用壽命長，所以這就需要在軸承端部設計迷宮，軸承端蓋為靜環，迷宮式環為動環，兩者相配合組成迷宮密封，但迷宮曲路沿徑向展開，故曲路折回次數不宜過多。由于裝拆方便，端蓋不需剖分，因此選擇迷宮密封參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社（第三版，第 664

16、 頁）可以查取：e=0.2mm，f=1mm，n=3，此處采用徑向迷宮密封，其結構設計如下圖： 圖圖 2.1大學機械學工程學院畢業設計82.2 寬面足輥的設計寬面足輥的設計窄面足輥的設計其原理和過程跟寬面足輥設計一樣，這里不再重復了，結構圖如圖（2.2） 3030209121.5213R0.4R0.4?5?8.6?451637418M101637M105121.55 1014.5R1/8103.2Z?400-0.062?400-0.0623.2 圖 2.2大學機械學工程學院畢業設計9第三章第三章 足輥軸的設計足輥軸的設計足輥軸在這里起著很重要的作用，不僅對其上的零件起支撐的作用，而且要保證兩足輥

17、間有一個合適的間距，結晶器對兩足輥的間距有嚴格的要求，兩者間的誤差會直接影響到鑄坯表面的質量等一系列的問題，也會影響鑄坯的尺寸大小，故對足輥軸有嚴格的要求，主要是剛度和強度的要求，只有既保證了強度，又保證了剛度，結晶器在工作過程中才不會出問題，可以保證生產的順利進行，提高產量。3.1 足輥軸材料的選擇足輥軸材料的選擇考慮到足輥軸的工作的特殊環境高溫、潮濕，選擇于與足輥相同的材料：1Cr18Ni9Ti，該材料的性質參見前一部分的表格。3.2 足輥軸的設計足輥軸的設計3.2.1 軸長度設計軸長度設計足輥架的尺寸在設計任務書中已明確了，可以根據足輥架的尺寸初步確定足輥軸的長度為 418mm，足輥架寬

18、面寬度為 424mm，由于考慮到高溫工作的特殊環境，軸本身材料的熱膨脹，軸向要伸長，故軸采用比足輥架窄面稍窄點，約 3mm 左右。3.2.2 足輥軸的結構設計足輥軸的結構設計3.2.2.1 選擇足輥軸的材料選擇足輥軸的材料由以上分析可以知道，足輥軸采用：1Cr18Ni9Ti，b=540Mpa。參見機械零件設計手冊，冶金工業出版社，第三版上可查的。3.2.2.2 初步確定足輥軸的軸徑初步確定足輥軸的軸徑考慮到該軸為一心軸，只承受彎矩的作用，按彎曲強度設計軸徑。根據材料力學 ，高等教育出版社，可以知道，MWbM彎矩W軸的抗彎截面系數，W=332d先作出軸的受力計算簡圖,如圖所示圖 3.1,取集中載

19、荷作用于足輥軸的中點。大學機械學工程學院畢業設計10圖 3.1（1）足輥軸所受重力作用）足輥軸所受重力作用在結晶器足輥中，下面一排的足輥受力最大，受到較大重力 G 作用，受力簡圖如下（圖 3.2） ，重力 G 分解為水平分力 N1 和垂直分力 N2 且N1=Gtg2.3，。2Gcos2.3N 圖 3.2大學機械學工程學院畢業設計11考慮到一種結晶器可以用于幾種金屬材料方坯，因此，在設計中進行簡化了，取其中一種金屬材料方坯作為設計依據，其它材料也依次類推了，取金屬材料為鑄鋼，參見機械零件設計手冊第三版，冶金工業出版社 ，常用材料的密度，從表中查取：鑄鋼密度為 7.8g/cm=7.810kg/m，

20、取結晶器上端面到下足輥之間的鑄鋼方坯作為研究對象，其高度為 1.048m。根據 G=mg=vg 密度v體積g重力加速度，取 g=10N/Kg根據方坯的尺寸和任務書中結晶器尺寸，可以知道所要計算部分的體積：V=0.280.381.048=0.112m， G=7.8100.11210=8.73610N N1=Gtg2.3=8.73610tg2.3=350.874N N2= =8.74310N 3G8.736 10cos2.3cos2.3（2）足輥軸所受拉力作用的計算）足輥軸所受拉力作用的計算（受力圖見 3.3）根據公式 P=FV P 功率 ，瓦 ，W V拉速，m/s根據現場提供的數據：P= 7.5

21、Kw ， V=0.75 m/s由 P=FV 可以得出：F= ，該處用 N3 表示 F。PV可以得到：N3= =10000N 75000.75PV大學機械學工程學院畢業設計12圖 3.3（3）求足輥軸的支反力）求足輥軸的支反力F1A=F2A= =175.437N 1350.87422N對 A 點取矩：- N10.096- N20.322+ F2A0.418=0 可以得出：F1A= F2A =175.437NN= （N2+ N3）cos2.3=（8.74310+ 10000）0.999=18724.257N N1B=N2B=F1B=F2B= =9362.1285N 18724.25722N（4）畫

22、彎矩圖（）畫彎矩圖（見圖 3.4）（d）合成彎 矩圖（C）垂直面的受力和彎矩圖（b）水平面的受力和彎矩圖（a）受力簡圖M898.922Nm898.764NmMF1BF2BN1BN2BABDE16.842NmMEDBAN2AN1AF2AF1AFbGF2F1圖 3.4大學機械學工程學院畢業設計13截面 D 處的彎矩：水平面上的彎矩：MD= F1A0.096=175.4370.096=16.842Nm 垂直面上的彎矩：MD= F1B0.096=9362.12850.096=898.764 Nm 合成彎矩： 2212216.842898.764898.922DDDMMMN mA（5）按彎曲強度校核軸的

23、強度）按彎曲強度校核軸的強度根據公式：131133232190BDDbMWMdMMPad可以得出：1311313136232323232 898.9223.14 190 103.64 1036.4BDDbDMWMdMdMdmmm 由于在計算過程中采用簡化過程，而且省略了一些實際條件，從安全角度出發，應加大軸徑，由于強度不足，而造成結晶器失效，將會給生產帶來很大的影響，故取軸徑 d=40 mm（6 6）軸的結構設計）軸的結構設計根據前面足輥的設計可以初步確定足輥軸上的各主要零部件的個位置，其大學機械學工程學院畢業設計14結構如下圖（見圖 3.5） 。 圖 3.5 軸上主要零件的布置圖3.確定各段

24、軸徑和長度確定各段軸徑和長度（見圖 3.6） 圖 3.6 軸的結構設計大學機械學工程學院畢業設計15定位軸肩高度按機械設計 ，彭文生，李志明，黃華梁主編，高等教育出版社，表 12-3 軸上零件的軸向定位和固定方法，查取 h=（0.07-0.1）d=0.0740=2.8 mm，所以對于軸徑，從夾持器向右取 40 mm45 mm40 mm，由前面的足輥設計可以知道足輥（窄面）120240 mm，而迷宮式密封的靜環和動環，圓柱滾子軸承，觸環，孔用彈性擋圈都要安裝在足輥的內部，足輥外面的足輥軸由夾持器緊固，尺寸可由足輥軸長度與足輥長度相適應，由前面足輥設計部分可以知道迷宮式靜環和動環組合后的寬度為 3

25、1 mm，圓柱滾子軸承外圈的寬度為 6 mm，由于軸承是工作于高溫環境，考慮到熱膨脹的影響，為了防止軸承的受熱膨脹，卡死足輥，影響結晶器的正常工作，故在迷宮式動環與圓柱滾子軸承的保持架間預留 2.5mm，正是考慮到此帶來的影響。根據以上分析可以確定每段軸長，并可以算出夾持器夾持的軸長。（7）按疲勞強度校核安全系數）按疲勞強度校核安全系數，參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社。由圖 3-4 可知，計算彎矩在截面 D 處最大，配合邊緣的應力集中，在截面F 處雖然計算彎矩不大，但其直徑最小且有圓角和配合邊緣等多種應力集中，故以上兩處截面都是可能的危險截面，因此，該足輥軸只需要校核以上兩個截面的安全

26、系數即可，取許用安全系數S=1.5，其校核計算如下：1）F 截面處疲勞強度安全系數校核抗彎截面系數：W=0.1d=0.0000064m合成彎矩： 379637898.92296346.46FDMMN mA彎曲應力幅：a= DMW67346.466.4 105.4134 1054.134PaMPa大學機械學工程學院畢業設計16彎曲平均應力 m=0 Mpa，彎曲疲勞極限：-1=204 Mpa 參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社，查的軸的常用材料彎曲等效系數：=0.25 表 12-2 軸的常用材料主要力學性能，許用彎曲應力及用途絕對尺寸系數 =0.77 表 12-8，絕對尺寸影響系數表面質量系數

27、：=1（磨削）表 12-9，不同表面粗糙度的表面質量系數 彎曲時配合邊緣有效應力集中系數為 K=1.954受彎矩作用時的安全系數：12041.954 54.1340.25 01.929 1.5amSKS2）D 截面處疲勞強度安全系數校核（經計算可證明安全，省略）故可以知道此軸疲勞強度安全。綜上所述，該足輥軸滿足疲勞強度，可以安全工作。（8 8）足輥軸的剛度校核）足輥軸的剛度校核足輥軸對剛度有嚴格的要求，當剛度不足時，足輥軸將產生較大的變形，影響足輥軸的正常工作，甚至產生卡死現象，足輥不能轉動，故需要足輥軸進行剛度校核，其校核過程如下：1. 彎曲剛度的計算計算軸的彎矩作用下產生的撓度 y 和轉角

28、 ，該足輥軸為一階梯軸，一般采用變形能量法，計算過程參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社。由表 3-7-16，彎曲的允許變形量可以知道：許用撓度y=0.0002L （L跨度） ，許用轉角=0.005（rad） 。由前面軸的結構設計部分的分析可以知道，寬面軸的跨度 L=418mm，許用撓度y=0.0002L=0.0002418=0.0836 mm28.36 10 m其變形量可以由下式求：01nliMMdlEI 大學機械學工程學院畢業設計17其中：斷面 I 處的變形量M軸上載荷產生的彎矩M在 I 斷面處加單位載荷時軸上產生的彎矩（求撓度時，單位載荷是指單位力，求偏轉角時單位載荷系指單位力矩）I截

29、面的慣性矩L將軸分為若干段后，每段的長度E彈性模量計算中各段積分之和參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社，表 1-1-14 材料的彈性模量，切變模量及泊桑比，可以知道：E=206Gpa=。112.06 10 Pa現在將窄面軸分為八小段，參見附圖（如圖 3.7） ，41887.587.5593725.525.559圖 3.7分別計算，計算公式參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社，0liMMdlEI表 3-7-17 積分值， 然后再計算其和，受力分析和彎矩圖如下圖0liMMdlEI（圖 3.8）：大學機械學工程學院畢業設計18EDBAN2BN1BF2BF1BM898.764Nm（b）垂直面的受

30、力和彎矩圖F1AF2AN1AN2AABDEM16.842Nm（a）水平面的受力和彎矩圖M898.922Nm（c）合成彎矩圖0.105Nm1NmFb=1作用下的合成彎矩圖Fb=1作用下的垂直面彎矩圖0.105Nm0.148Nm（d）Fb=1作用下的水平面彎矩圖（e）Mc=1作用下的水平面彎矩圖大學機械學工程學院畢業設計191.414NmMc=1作用下的合成彎矩圖Mc=1作用下的垂直面彎矩圖1Nm圖3.8 段的計算如下： =M撓度370.1480.0262209N mA371.4140.125418MN mA偏轉角37898.922346.4696MN mA撓度計算：0liMMdlEI421124

31、50.1473.7 10346.46 0.02620.147 2.06 10(3.0 10 )1.369 10ilMMEdm42112453.7 10346.46 0.1250.147 2.06 10(3 10 )6.533 10 ()MMdradi偏轉角計算：l=0. 147E 段的計算如下：大學機械學工程學院畢業設計20撓度：12370.1480.0262209960.1480.068209MN mMN m AA偏轉角：12371.4140.125418961.4140.325418MN mMN m AA1237898.922346.4696898.922MN mMN mAA撓度計算： 0

32、liMMdlEI11221242245(2(0.2945.9 10346.46 (2 0.02620.068)898.922 (0.02622 0.068)(4 10 )7.136 10ilMMMMMMEdm 偏轉角計算：0liMMdlEI11221243245(2(0.29459 10346.46 (2 0.1250.325)898.922 (0.1252 0.325)(4 10 )7.58 10ilMMMMMMEdrad （） 段的計算如下：大學機械學工程學院畢業設計211212960.1480.068209121.50.1480.086209961.4140.325418121.51.4

33、140.411418898.922MN mMN mMN mMN mMN m AAAAA撓度：偏轉角：撓度計算：0liMMdlEI1242452(0.0982.55898.922 (0.0680.086)(4.0 10 )6.83 106.83 10ilM MMEdmmm 偏轉角計算：0liMMdlEI124244(0.0982.55898.922 (0.3250.411)(4.0 10 )3.264 10 ()ilM MMEdrad 段的計算如下：1212121.50.1480.0862090.148121.51.4140.4114182091.4140.707418MN mMN mMN mM

34、N m AAAA撓度：偏轉角：898.922MN mA大學機械學工程學院畢業設計22撓度計算：0liMMdlEI14211244(0.0988.75 10898.922 (0.0860.148)0.098 2.06 10(4.5 10 )2.223 10ilM MMEdm偏轉角計算：0liMMdlEI14211243(0.0988.75 10898.922 (0.411 0.707)0.098 2.06 10(4.5 10 )1.062 10 ()ilM MMEdrad段的計算如下：1212121.50.1480.0862090.148296.51.4141.0034182091.4140.7

35、07418MN mMN mMN mMN m AAAA撓度：偏轉角：M=898.922N mA撓度計算：0liMMdlEI124244(0.098898.922 (0.0860.148)(4.5 10 )2.223 10ilM MMEdm 偏轉角計算：大學機械學工程學院畢業設計230liMMdlEI124243(0.098898.922 (0.707 1.003)(4.5 10 )1.625 10ilM MMEdrad （） 段的計算如下：1212121.50.1480.086209960.1480.068209296.51.4141.0034183221.4141.089418MN mMN m

36、MN mMN m AAAA撓度：偏轉角：M=898.922N mA撓度計算：0liMMdlEI1429245(0.0982.55 10898.922 (0.0860.068)0.098 206 10(4.0 10 )6.83 10ilM MMEdm偏轉角計算：0liMMdlEI124244(0.0982.55898.922 (1.003 1.089)(4.0 10 )9.279 10ilM MMEdrad （） 段的計算如下：大學機械學工程學院畢業設計241212960.1480.068209370.1480.02622093221.4141.0894183811.4141.289418MN

37、mMN mMN mMN m AAAA撓度：偏轉角：12898.92237898.922346.4696MN mMN mAA撓度計算：0liMMdlEI1122124245220.294898.9222 0.0680.0262346.460.0682 0.0262 4.0 107.14 10ilMMMMMMEdm -39（）（）59 10=（）（）0. 294 206 10 （）偏轉角計算：0liMMdlEI1122124243220.294898.9222 1.089 1.289346.462 1.289 4.0 101.669 10ilMMMMMMEdrad -39（）（）59 10=（）（

38、1. 089）0. 294 206 10 （）（）段計算如下：112370.1480.02622093811.4141.2894181.414MN mMN mMN m AAA撓度：偏轉角：37898.922346.4696MN mA大學機械學工程學院畢業設計25撓度計算：0liMMdlEI4393450.14737 10346.46 0.02620.147 209 1030 101.369 10ilMMEdm（）偏轉角計算：0liMMdlEI124211243(2)0.2943.7 10346.46 (2 1.289 1.414)0.294 2.06 10(3.0 10 )1.043 10 (

39、)ilM MMEdrad軸撓度：80155544555421.369 107.136 106.83 102.223 102.223 106.83 107.14 101.369 107.513 10 8.36 10liiMMdlEImym軸偏轉角：85543013433336.533 107.58 103.264 101.062 101.625 109.279 101.669 101.043 104.568 10 ()5 10 ()liiMMdlEIradrad 所以，從上面的計算校核過程可以知道：該寬面軸滿足剛度要求，符合要求。窄面軸的設計同寬面軸的設計，過程相同，結構也是相同的，這里不再重復

40、了，設計過程參見寬面軸的設計過程。3.2.2.3 軸承的設計軸承的設計足輥軸承的設計要考慮到其工作環境和其本身適應環境的能力，通過查閱大學機械學工程學院畢業設計26設計手冊可以從一下兩個方案可以進行分析，方案一：采用專用軸承，方案二：選用通用軸承，采用通用軸承時，我們需要考慮其工作條件高溫，潮濕，銹蝕等這些工作條件對軸承的要求很高，軸承要有很好的耐熱性能，防銹蝕能力，而且軸承的尺寸還不能太大，因為足輥的直徑已經確定了，同時考慮到高溫的工作環境，軸承要能進行良好的潤滑，以便冷卻，防銹。綜上所述，最后決定還是采用采用方案一：使用專用軸承，設計一個與工作條件相適應的，且成本低的軸承，考慮到軸承要裝配

41、到窄面軸上，所以軸承的內徑采取40mm，為了防止高溫工作環境下，潤滑油脂的流失，軸承的內圈與足輥內表面（50mm 的內表面）也形成了迷宮密封， （參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社） 。 該軸承的滾子采用的是圓柱滾子，采用圓柱滾子軸承承受徑向載荷，可以高速運轉，高精度，低噪聲，低扭矩，剛性好，內外圈之間允許傾斜，還可以防塵，密封，同時考慮到實際工作環境，選用圓柱滾子軸承，由于受到足輥直徑限制，取圓柱滾子的直徑 d=10mm，長度取為 31mm。結構如下（圖 3.9）： 圖 3.9 滾子軸承外圈同內圈起到相同的作用，其設計原理也相同，內外圈之間的溝槽可以存儲潤滑油脂，可以提高潤滑效果，也能增

42、加對潤滑油脂的流動阻力，防止潤滑油脂大量的外流，提高密封效果 7，有利于保護環境，這樣的結構設計大學機械學工程學院畢業設計27很符合當時工況條件下的要求。專用軸承的結構圖如下（圖 3.10）： 圖 3.10 軸承3.2.2.4 接觸環的設計接觸環的設計接觸環的設計也是考慮到密封的問題，為了不使軸承因為雜質而磨損的過快從而降低軸承的壽命，接觸環可以減少這些問題的發生。因此，此處采用了縫隙密封，接觸環的結構形式如下圖 3.11 大學機械學工程學院畢業設計28 圖 3.11 接觸環3.3 潤滑油脂供給通道設計潤滑油脂供給通道設計3.3.1 潤滑油脂的選擇潤滑油脂的選擇該處使用潤滑油脂是對圓柱滾子軸承

43、進行潤滑，而且工況條件惡劣高溫，潮濕，多塵條件，故盡可能選用潤滑油脂。而且在設備連續工作，長期工作于惡劣工況下，潤滑油脂供至摩擦副始終是連續不斷的，采取連續潤滑，因供給潤滑油脂在設備上采用連續壓力潤滑，由電動干油站集中潤滑，柱塞泵通過電機減速機帶動，將潤滑油脂從貯油器中吸出，經換向閥，順著給油管向各給油器壓送，給油器在壓力作用下開始動作，向各潤滑點供送潤滑油脂，這樣就可以保證連續供油，保證工作可靠性了。參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社，二硫化鉬潤滑油脂性質和應用。表 2.3名稱代號滴點錐入度特點及應用MoS2潤滑脂2 號240180220耐濕，耐溫性能，用于 180以下的滾動軸承潤滑，如

44、大學機械學工程學院畢業設計29MoS2復合鈣基潤滑脂SYB1407-59ZFG-4E240160200高溫機械軸承潤滑，但不適用工作溫度低于 80的，由復合鈣基脂添加二硫化鉬而成，有耐高溫，耐潮濕，抗壓性能，適用于高溫高負荷機械設備的潤滑以上兩種潤滑脂可供參考，從錐入度角度看，MoS2潤滑脂不如 MoS2復合鈣基潤滑脂，因為該處工作溫度較高，應盡可能選擇錐入度較小的，溫度越高，潤滑油脂越稀，為適應工作環境應選用較稠的，從特點和應用角度看，MoS2復合鈣基潤滑脂具有耐潮濕的特點，這也正符合實際工作環境，而 MoS2潤滑脂不能較好的做到，也綜合考慮經濟方面的因素，最后選擇 MoS2復合鈣基潤滑脂

45、SYB1407-59。3.3.2 潤滑油脂的通道設計潤滑油脂的通道設計該系統采用干油集中潤滑系統，連續壓力潤滑，潤滑油脂消耗量的計算，參見機械設計手冊 ，第三版，第 2 卷，成大先主編，化學工業出版社。表10-1-52Q=0.025DN（K1+K2）Q單位 ml/班（每班八小時）D軸孔的直徑，cmN系數，單列軸承，N=2.5K1=0.3，K2=6Q=0.0253.14D2.5（0.3+6）根據干油集中潤滑系統提供的流量，便可計算出相應的孔徑，通過類比，參考現有該設備，按相同尺寸設計，取潤滑油脂的通道直徑 d=8.6 mm，小孔通道直徑 d=5 mm，并且考慮到密封的要求，采用用螺紋密封的管螺紋

46、連接。大學機械學工程學院畢業設計30為了把潤滑油脂導入到足輥軸中的通道，加設了一個加油管，干油集中潤滑系統將潤滑油脂導入到加油管，從加油管進入到足輥軸內的通道，最后到達圓柱滾子軸承。參見機械設計手冊 ，第三版，第 2 卷，成大先主編，化學工業出版社。表 5-1-22 基本尺寸及公差 選擇 R1/8表 2.4有效螺紋長度尺寸代號牙高/mm大徑/mm小徑/mm中徑/mm基準長度/mm基本/mm最大/mm最小/mm1/80.5819.7289.1478.5664.06.57.45.63.3.3 加油管的設計加油管的設計考慮到加油管要與足輥軸的潤滑油脂通道相連，故在加油管的端部也需要制成 R1/8 的

47、用螺紋密封的管螺紋，加油管要伸出足輥架的等邊角鋼的外面，以便于加注潤滑油脂，其設計如下：此加油管采用焊接方法，這樣制造方法比較簡便，而且可以節省成本。其結構簡圖如下(圖 3.12)： 2管?10.222（13）32?11.5R1/8154512M10117 圖 3.123.3.4 潤滑油嘴的選擇設計潤滑油嘴的選擇設計考慮到采用集中供油潤滑，潤滑油嘴也有一些不同，如果采用標準件，可大學機械學工程學院畢業設計31以節省成本，但是考慮到現有的設備，為了與現有設備相適應，所以也對潤滑油嘴進行了一些改進，主要是考慮到將標準件采用了一些改進，將直通式壓注油杯油杯 M101 GB1152-79 和壓配式壓注

48、油杯油杯 10 GB1155-79進行一些綜合，其成本也是不會很高，也就是將兩者聯合在一起，在壓配式壓注油杯油杯 10 GB1155-79 上加一個連接螺紋，其目的是將潤滑油嘴連到加油管上。第四章第四章 夾持器的設計夾持器的設計夾持器在結晶器的足輥這部分是非常重要的，它既要作到夾持可靠，緊固足輥軸，同時又要滿足足輥距離可以調節，這部分對足輥間的距離要求是比較嚴格的，因為這一尺寸的變化直接影響到方坯的尺寸和其表面質量。由以上分析可知道軸的結構尺寸設計完成，為了使夾持器能夾持住足輥軸，故在夾持器中要設計放置足輥軸的地方，且其尺寸要以足輥軸端相適應，以便于組裝在一起，同時還需要考慮到夾持器本身的固定

49、，夾持器需要固定到足輥架上，故需要采用螺栓連接，為了便于裝配足輥軸，在夾持器上進行工藝性設計，在裝配足輥軸處的端面加工倒角，制成 5mm45（見附圖） 為了實現足輥距離可以調節，設計時采用了微調機構，調整零件間的相互位置，利用螺紋傳動將旋轉運動轉化為直線運動，實現足輥距離可以調節。4.1 拉桿螺桿的設計拉桿螺桿的設計通過螺旋傳動來拖動足輥軸移動，足輥軸兩端與夾持器兩端面相接觸，要大學機械學工程學院畢業設計32產生摩擦力，螺桿的受力要能克服此摩擦力，否則無法實現直線運動。根據 F=NF摩擦力摩擦系數N正壓力參見機械設計師手冊 ，機械工業出版社。表 1-1-10 常用材料的摩擦系數,取 =0.12

50、由足輥設計部分可知，作用于足輥軸上的正壓力:N =cos2.3（N1+N2） =0.999(8743+10000)=18724.257NF =N=0.12 18724.257 =2246.911N所以根據螺桿的受力平衡可知，螺桿所受到的力就等于 F（摩擦力）考慮到該處工作的螺旋傳動，要求并不高，只要能滿足螺桿強度、自鎖、耐磨性、螺紋牙強度，滑動螺旋傳動的主要失效形式為螺紋磨損，因此應根據螺桿螺母的耐磨性來決定，其中徑設計過程如下：參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社，表 3-6-3 滑動螺旋傳動副的設計計算：4.1.14.1.1 螺旋傳動的材料選擇螺旋傳動的材料選擇螺桿材料采用 Y1Cr17

51、，螺母材料采用 Y1Cr17，參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社，不銹鋼的力學性能與用途 （GB1220-84）4.1.1.24.1.1.2 驗算自鎖性驗算自鎖性fP =arctgacos22SarctgPdP當量摩擦角，f摩擦系數 ，取 f=0.15大學機械學工程學院畢業設計33s導程，m a螺紋牙型角，該處為普通螺紋，故 a=60fP =arctgacos20.15cos309.8269 50arctg 2S= arctgd1.5= arctg3.14 9.026=3.03=3 18通常可使 430，根據以上驗算，可以知道滿足自鎖性的要求。4.1.1.34.1.1.3 驗算螺桿強度驗算

52、螺桿強度當量應力， p螺桿材料的許用應力，參122d23114= ()3()0.2pFTdd見機械設計師手冊 ，機械工業出版社，表 3-6-8 滑動螺旋副材料的許用應力，根據，S材料的屈服強度，S=220 Mpa，參見機械零件35sp設計手冊 ，冶金工業出版社， 不銹鋼的力學性能與用途 （GB1220-84） ，d1螺紋小徑，取 d1=8.376 mm ，T1轉矩，22055354spaMPNm，根據機械設計 ，高等教育出版社，可以知道：21dT =F tan( +P )29.026=2246.911 tan(3.03 +9.826 )2=2314.247N mm=2.314N m AA大學機

53、械學工程學院畢業設計34 122d23112233 374= ()3()0.24 2246.9112.31433.14 (8.376 10 )0.2 (8.376 10 )5.327 1053.27aaFTddPMP根據以上驗算，可以知道滿足螺桿強度的要求。53.2755dapaMPMP4.1.1.44.1.1.4 驗算螺紋牙強度驗算螺紋牙強度 螺紋牙根部的寬度 b=0.125p ，p螺距，m ，取 p=1.5mm=1.510mb=0.125p=0.1251.510=0.187510m=0.1875 mm螺桿：根據校核公式：剪切強度，p材料的許用切應力，表1pFd bn3-6-8，p=0.66

54、 p=55.95 Mpa，d1螺桿內徑，n旋合圈數332246.9112 3.14 8.376 100.1875 101218.985Mpa55.95MpapFdbn螺母：根據校核公式：剪切強度，d螺桿外徑，pFdbnp材料的許用切應力，表 3-6-8，p=0.66 p=55.95 Mpa，b螺紋牙根部的寬度。2246.9112 3.14 10 0.1875 1215.902Mpa55.95MpapFdbn根據以上驗算，可以知道滿足螺紋牙強度的要求。根據所設計的螺桿，選擇與其相適應的螺母，故需要在足輥軸上制出相應的螺大學機械學工程學院畢業設計35紋，將螺桿與足輥軸相連接。4.24.2 空心螺栓

55、的設計空心螺栓的設計為了防止螺桿產生過大的彎曲變形，同時用于固定，支撐螺旋傳動的螺母，所以在設計中利用空心螺栓來滿足以上要求，螺桿裝在空心螺栓內部，螺栓頭用空心螺栓支撐，通過旋轉螺栓頭帶動螺桿傳動，從而實現直線運動，同時空心螺栓還有另一作用，用于固定兩足輥間的距離，當兩足輥間的距離確定后，擰空心螺栓，使其端面頂在足輥軸上，這時，空心螺栓就要受到水平力的作用，這水平力的大小很大程度決定了空心螺栓的尺寸。參見機械設計 ，彭文生，李志明，黃華梁主編，高等教育出版社。4.2.14.2.1 空心螺栓的材料選擇空心螺栓的材料選擇考慮到空心螺栓的工作環境，參考現有材料的力學性能，最后選擇Y1Cr17，參見機

56、械零件設計手冊 ，冶金工業出版社，不銹鋼的力學性能與用途 （GB1220-84）4.2.24.2.2 空心螺栓的設計計算空心螺栓的設計計算根據公式：松螺栓連接 d4 F F單個螺栓所受的軸向工作載荷，N= ，S螺栓材料的屈服強度，pa ，參見機械零件設計手冊 ，sn冶金工業出版社，表 1-4-15 螺紋緊固件常用材料（GB38-76） ，S=220 Mpa，n安全系數，見表 1-4-16 螺栓簡化計算的安全系數 n，取 n=5，d螺紋的小徑，m。s = n220=5=44 Mpa大學機械學工程學院畢業設計36 4 4 2246.9113.14 4414.652Fdmm 考慮到此螺栓為空心螺栓，

57、螺栓直徑應加大，以免影響正常工作。同時考慮制造的要求，零部件的標準化、系列化、通用化，按國標對計算結果進行圓整，故選擇 M24 的螺栓。4.3 固定夾持器的螺栓設計固定夾持器的螺栓設計4.3.1 螺栓材料的選擇螺栓材料的選擇根據夾持器的工作環境和其工作要求等，選擇 Y1Cr17，該材料具有抵抗硫酸、磷酸、蟻酸、醋酸能力；具有良好得耐晶間腐蝕性，也有較好切削性能。參見機械零件設計手冊 ，冶金工業出版社， 不銹鋼的力學性能與用途 （GB1220-84） 。4.3.2 連接螺栓的設計計算連接螺栓的設計計算參見機械設計 ，彭文生，李志明 主編，高等教育出版社為了將夾持器固定在足輥架上，便需要利用螺栓連

58、接，該螺栓主要受到剪切力作用受橫向工作載荷，該處采用松連接，而且用雙螺栓連接，提高連接的可靠性和連接的穩定性，這也是工作安全的需要，故該處的連接螺栓需要滿足剪切強度要求，根據剪切強度進行校核計算。根據剪切強度校核公式： 2s04F= d mdo螺栓剪力面直徑，mmm螺栓抗剪面數目n計算對象的受壓高度螺栓材料的許用應力，Mpa，見表 11-6，= ，取 S=2.5，sS= s220882.5MpaS由剪切強度校核公式：大學機械學工程學院畢業設計37200634 4 4 18724.2573.14 88 101 211.644 1011.644ssFdmFdmmmm 從安全角度出發，提高工作的可靠

59、性，應加大螺栓的尺寸，同時參考到國標，取連接夾持器的螺栓為 M16。4.3.34.3.3 夾持器的結構設計夾持器的結構設計由前面的螺栓設計可以知道，取 M16 的螺栓，而且該處采用普通螺栓連接，為了安裝螺栓，故需要鉆出光孔，一般取光孔直徑為 1.1d，即 1.116=17.6 mm，為了方便加工，測量取 18 mm；為了提高強度，連接的可靠性，穩定性，采用雙螺栓連接，兩螺栓間的距離要考慮前面足輥軸的設計，因足輥軸的兩端各制成三個平面，一平面用于連接微調機構，另兩個平面用于固定足輥軸，且兩平面間的距離為 30 mm，同時為了便于安裝，裝配，采用間隙配合，間隙取0.5 mm，故夾持器夾持足輥軸的部

60、分為 30.5 mm。為了減少加工面，安裝螺栓處加工沉頭座，由于采用 M16 的螺栓，即 GB5783-86- M1660，emin=26.75 mm，smax=24 mm，同時為了便于安裝螺栓，拎緊螺母，螺栓不轉動，取沉頭座的寬度=25 mm，長度=37 mm。4.3.44.3.4 夾持器的結構圖夾持器的結構圖（結構圖如下圖 4.1）：大學機械學工程學院畢業設計38 圖 4.1 夾持器大學機械學工程學院畢業設計39第五章第五章 噴淋環的結構設計噴淋環的結構設計5.1 選擇噴淋環的流道選擇噴淋環的流道根據工程流體力學 ，機械工業出版社，高殿榮，吳曉明 編著。進行相關得設計，其設計過程如下： 5