1、本科畢業(yè)設計（論文）250T氧氣頂吹轉爐主體設備設計及支撐機構設計XX燕山大學里仁學院2015年6月系別年級專業(yè)學生姓名指導教師完成日期燕山大學里仁學院本科畢業(yè)設計（論文）課題名稱：250T氧氣頂吹轉爐主體設備設計及支撐機構設計機械工程系冶煉11-3班xx許XX2015年6月燕山大學里仁學院畢業(yè)設計（論文）任務書學院：里仁學院系級教學單位：機械工程系學號XXXXX學生姓名XX專業(yè)班級冶煉11-3課題題目250T氧氣頂吹轉爐主體設備設計及支撐機構設計來源模擬主要內(nèi)容1）轉爐爐型設計；2）爐液傾動力矩計算；3）總裝圖；4）爐體與支撐機構設計。基本要求1）用計算機完成爐型設計及傾動力矩和轉動慣量計算

2、；2）總裝圖和零件圖必須滿足國標要求；3）總圖紙量不少于6個A1,至少2張A1手工圖；4）設計說明書不少于2萬字，摘要不少于300字，且漢英對照5）翻譯相關外文資料不少于5000漢字，參考文獻不少于15篇；參考資料1）轉爐連鑄工藝設計與程序，賈凌云，冶金工業(yè)出版社；2）寶鋼參考資料；3）譚牧田著氧氣頂吹轉爐。周次1周23周47周813周1417周應完成的內(nèi)容收集資料爐型設計傾動力矩及轉動慣量計算爐型校核總體方案制定完成總裝圖爐體與托圈聯(lián)接結構設計托圈結構設計完善設計撰寫設計說明書準備答辯指導教師：系級教單位審批：摘要氧氣頂吹轉爐主體設備是實現(xiàn)煉鋼工藝操作的主體設備，它由爐體、爐體支撐系統(tǒng)、爐體

3、傾動機構以及爐體與托圈聯(lián)接裝置等組成。本次設計針對250T氧氣頂吹轉爐主體設備和支撐機構進行。爐體采用A型爐（即錐球型），活爐帽死爐底結構；托圈采用整體式托圈結構，其斷面形狀選擇矩形斷面；爐體傾動力矩的計算利用Solidworks軟件繪制實體從而得到爐體、爐液的重心和重量，結合計算公式進行計算；為保證轉爐在傾動過程中的安全性，最佳耳軸位置的確定利用全正力矩原則進行；爐體支撐系統(tǒng)選用耳軸與耳軸軸承座的支承方式；傾動機構選用帶有扭力桿式緩沖裝置的四點才嚙合全懸掛式傾動機構；爐體與托圈聯(lián)接裝置采用活節(jié)螺栓與止動托座配合的連接結構。同時對250T氧氣頂吹轉爐的主體設備和支撐裝置中的各個部分進行工作原理

4、的分析和結構設計。并且針對其工作狀況和受力情況等進行理論分析和校核。關鍵字氧氣頂吹轉爐主體設備；傾動機構；支撐裝置AbstractThemainequipmentinoxygentop-blownconverterIstherealizationofthemainequipmentinbofsteelmakingprocessthebodyoftheequipmentoperation,anditissupportedbyfurnace,furnacesystem,furnacetiltingmechanism,aswellaslinkageandcoil,furnacelining,etc.

5、Thedesignforthemainequipmentin250toxygentop-blownconverterandtiltingmechanism.FurnaceadopttypeAfurnace(namelyconeballtype),livehatdiehearthfurnacestructure;Supportingringwiththeringstructure,thecrosssectionshapeselectrectanglecrosssection;FurnacetiltingtorquecalculationusingSolidworkssoftwarerenderi

6、ngentitiestogetthecenterofgravityandweightofthefurnace,furnace,combinedwiththeformulatocalculate;Inordertoensurethesafetyintheprocessofconverterintilting,besttrunnionpositionusingtheprincipleofpositivemoment;Furnacebodysupportsystemselectsthetrunnionandtrunnionbearingsupportingway;Tiltingmechanismwi

7、thtorsionbarusedbufferdeviceonlyfourmeshingfullsuspensiontypetiltingmechanism;Furnacebodyandsupportingringconnectiondeviceadoptseyeletboltandretainingbracketwiththeconnectionofthestructure.Atthesametimefor250toxygentop-blownconverteroftheindividualpartsofthebodyoftheequipmentandtheconnectingdevicefo

8、rtheanalysisoftheworkingprincipleandstructuredesign.Andforitsworkingconditionandstressdistributionofthetheoryanalysisandchecking.KeywordThemainequipmentinoxygentop-blownconverter；Tiltingmechanism；supportdevice目錄摘要錯誤!未定義書簽。Abstract錯誤!未定義書簽。TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 第1章緒論

9、8 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 1.1氧氣頂吹轉爐主體概述8 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 250T氧氣頂吹轉爐主體設備設計總體說明9 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 第2章轉爐爐型的設計10 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 2.1設計參數(shù)10 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 2.2根據(jù)原始數(shù)據(jù)對轉爐爐型進行選擇及計算112.3對轉

10、爐主體進行計算12 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 2.4250T轉爐爐型設計過程12 HYPERLINK l bookmark82 o Current Document 第3章水冷爐口的設計17 HYPERLINK l bookmark84 o Current Document 3.1水冷爐口的結構說明17 HYPERLINK l bookmark86 o Current Document 3.2水冷爐口的設計與計算17 HYPERLINK l bookmark96 o Current Document 第4章托圈的設計1.9 HYPERL

11、INK l bookmark98 o Current Document 托圈部件整體說明19 HYPERLINK l bookmark100 o Current Document 托圈斷面形狀的選擇20 HYPERLINK l bookmark102 o Current Document 4.3托圈基本尺寸參數(shù)的確定21 HYPERLINK l bookmark110 o Current Document 4.4托圈制造的技術要求和材料22 HYPERLINK l bookmark112 o Current Document 第5章傾動力矩的計算23 HYPERLINK l bookmark1

12、14 o Current Document 傾動力矩簡述23 HYPERLINK l bookmark118 o Current Document 空爐重量及重心位置計算24 HYPERLINK l bookmark120 o Current Document 5.2.1計算思想24 HYPERLINK l bookmark122 o Current Document 5.2.2新爐空爐重量及重心位置24 HYPERLINK l bookmark124 o Current Document 5.2.3老爐空爐重量及重心位置25 HYPERLINK l bookmark126 o Current

13、 Document 5.2.4新老爐鋼液的重心位置的確定26 HYPERLINK l bookmark130 o Current Document 5.3傾動力矩的計算27 HYPERLINK l bookmark132 o Current Document 5.3.1轉爐傾動力矩的計算步驟：27 HYPERLINK l bookmark134 o Current Document 5.3.2轉爐傾動力矩的計算數(shù)據(jù)28 HYPERLINK l bookmark152 o Current Document 第6章傾動機構的設計35 HYPERLINK l bookmark154 o Curren

14、t Document 6.1傾動方案的確定35 HYPERLINK l bookmark156 o Current Document 6.2電動機的選擇36 HYPERLINK l bookmark166 o Current Document 6.3一級減速器的選擇38 HYPERLINK l bookmark172 o Current Document 6.4二次減速器的設計38 HYPERLINK l bookmark238 o Current Document 第7章耳軸的設計45 HYPERLINK l bookmark240 o Current Document 耳軸概述45 HYP

15、ERLINK l bookmark242 o Current Document 耳軸的設計46 HYPERLINK l bookmark244 o Current Document 第8章爐體與托圈連接結構的設計47 HYPERLINK l bookmark246 o Current Document 8.1活節(jié)螺栓連接的設計47 HYPERLINK l bookmark248 o Current Document 8.2連接裝置的設計原理48 HYPERLINK l bookmark250 o Current Document 結束語50 HYPERLINK l bookmark252 o

16、Current Document 參考文獻51 HYPERLINK l bookmark254 o Current Document 致謝5.3第1章緒論鋼鐵行業(yè)是衡量整個行業(yè)發(fā)展的標準，對任何一個國家來說，鋼鐵產(chǎn)量對其經(jīng)濟的發(fā)展有著重大意義。隨著第二次行業(yè)革命的發(fā)展和現(xiàn)代科學技術的提高，對高質(zhì)量鋼的需求不斷增加，煉鋼工藝和技術不斷的進步，因此對于煉鋼設備來說也得到了很大的提升空間。過去鋼鐵行業(yè)在一個很長的時間內(nèi)，以普通的平爐煉鋼為首。從1952年氧氣頂吹轉爐出現(xiàn)以后，使煉鋼行業(yè)發(fā)生了蛻變，使得全球的鋼產(chǎn)量得到了迅速的提高。氧氣頂吹轉爐煉鋼又稱L-D煉鋼法，上個世紀50年代在奧地利的其所屬的林

17、次(Linz)和道納維次CDonawitz)兩鋼廠中由Voest-Alpine聯(lián)合公司試驗成功并在投入行業(yè)生產(chǎn)，氧氣頂吹轉爐的別稱為L-D煉鋼爐，其中的L和D分別是林茨和道納維茨的開頭字母。氧氣頂吹轉爐煉鋼出現(xiàn)后，在全球得到了快速的發(fā)展，各國爐鋼的產(chǎn)量也得到了迅速的提升，上世紀60年代末的產(chǎn)鋼量為20300萬噸。其中，L-D轉爐煉鋼占全球總量的37.5%。L-D轉爐煉鋼能夠有這樣的結果，其原因主要在與傳統(tǒng)煉鋼方法相比，它具有一系列的優(yōu)勢。包括有:(1)產(chǎn)量高(2)質(zhì)量高，性能好(3)原材料消耗少，熱效率高，鋼的成本低(4)對原材料的適應性強(5)基礎設施投資少，建設效率高(6)對于實現(xiàn)自動化有

18、著重要作用，并能和其他煉鋼工藝能很好的結合。進入七十年代后，L-D轉爐煉鋼法已逐漸取代當時世界上其他的傳統(tǒng)煉鋼方法，而且L-D轉爐煉鋼法的技術逐漸成熟。氧氣頂吹轉爐主體概述LD煉鋼爐是實現(xiàn)煉鋼工藝操作的主體設備，它由轉爐主體、轉爐主體支撐裝置和轉爐主體傾動機構等組成。轉爐主體的作用是盛裝鐵水并進行有氧吹煉，它通過托圈和耳軸支撐在其支座上，利用傾動裝置可以0.11.5轉/分的速度隨耳軸、托圈在正負360內(nèi)轉動，以滿足裝煉鋼，出渣，維修等的需要。傾動系統(tǒng)是由電動機、減速機、扭力桿系統(tǒng)和制動保護器等組成。250T氧氣頂吹轉爐主體設備設計總體說明本次設計內(nèi)容包括轉爐主體以及托圈連接機構。在本設計中，轉

19、爐爐型采用A型，采用死爐底活爐帽的結構形式。這種結構不但簡單,并且相比傳動的煉鋼爐來說質(zhì)量輕。最重要的是制造簡單，具有較高可靠性,并符合經(jīng)濟指標。水冷爐口采用鑄鐵埋管式水冷爐口，這個結構是不易被燒透而導致鋼水的泄漏,從而能達到延長爐體壽命的效果,缺點是不容易在泄漏后進行焊接修補,并使多。為了保證水冷爐口和爐體之間連接強度，應采的形式是用n形卡板焊接而成。本設計采用隔熱板和擋渣板來保護爐體，使其受到較少的熱輻射和腐蝕。由于爐渣安息角45-50度，所以取各板傾斜角度50度，以利于爐渣下滑。轉爐主體支承系統(tǒng)分為兩部分，主動側支承系統(tǒng)直接固定在地面上,從動側支承裝置設計為鉸鏈式軸承支座結構，以適應托圈

20、和耳軸的熱膨脹。轉爐主體采用二支點方式支承在托圈上，其支承裝置采用球面帶銷螺栓將轉爐主體和托圈連接在一起。整個連接裝置由兩部分組成:一部分是托圈上三個球面帶銷活節(jié)螺栓與爐殼上部連接支承法蘭組成的傾動承載部分，承受轉爐主體在垂直位置和傾動過程中的轉爐主體載荷;另一部分是安裝在兩耳軸部位的托圈上下的兩組止動托座，在轉爐主體傾動到水平位置時將載荷傳遞給托圈。連接設備可以滿足性能要求的連接設備,且結構簡單，制造、安裝容易，維護方便，是一種簡單可靠并且值得推廣的設備。第2章轉爐爐型的設計設計參數(shù)工藝參數(shù)平均出鋼量：250噸供氧強度：3.5標米3/噸.分供氧壓力：10公斤力/厘米2吹氧時間：17分鐘2.2

21、根據(jù)原始數(shù)據(jù)對轉爐爐型進行選擇及計算aca筒球型；b錐球型；c截錐型圖21轉爐常用爐型示意圖筒球型爐型：該爐型由圓筒型的爐身、球缺型的爐底和截錐型的爐帽組成。其特點是結構簡單、砌磚較容易，反應比較充分，適合中型轉爐。錐球型爐型：該爐型由倒置截錐體、球缺體組成的爐底和圓筒型的爐身以及截錐型的爐帽組成。其特點是容量大，反應面積大、反應充分，適用于吹煉高磷鐵水，但爐底砌磚比較復雜，適合大型轉爐。截錐型爐型：該爐型由倒置的截錐體爐底、圓筒型的爐身和截錐型的爐帽組成。其特點是形狀簡單，爐底砌磚方便，但反應不太充分，適合小型轉爐。對轉爐轉爐主體進行計算(爐襯、爐殼厚度、爐帽、爐身、爐底尺寸)；250T轉爐

22、爐型設計過程本次設計中，轉爐爐型采用A型，爐帽為截錐形，爐身為圓筒形，爐底為球缺形。(1)熔池直徑計算供氧強度為：3.5標米3/噸.分G=1.1xG=1.1x250=275oD=(0.66土0.05)xG0.4RG為金屬裝容量Dr%熔池表面直徑D二(0.66土0.05)x2750.4二5.77-6.71m取D為5.8mRR氧槍出口直徑計算Q=yxqxG/60二1.429x3.5x250 x1.1/60二22.9公斤/秒;000單孔槍頭出口直徑|13.8xp-0.285Qd=g0=15.38cmChD1-p一0285P為氧氣工作壓力，一般取10公斤力/厘米2g而大型轉爐采用三孔槍頭：ddchsC

23、hD二8.88cmv3氧槍槍頭出口面積：兀F=3xxd2=185.83cm2chs4chs氧槍出口氧流速度：W0cx)x104么。=863.25m/schs氧槍理論工作高度氧氣與鋼液相遇直徑：=0.64m=1.54md_dh=HchD02xtana理論熔池直徑：H二5.3訂_xW二1931mmRchD0c13x104(-LdkchDhchu理論氧氣穿透深度：其中d氧槍槍頭喉口直徑dc取K=1.893,則dc二111mm采用三孔槍頭,其中hchu二(0.25-0.4)h二0.480.774mR取hchu=500mm，符合最大范圍。代入方程兩側滿足平衡條件。爐底、爐帽、爐口、出鋼口等尺寸的確定25

24、0T氧氣頂吹轉爐的爐型選取A型，取球缺半徑R二(0.8-0.9)Dr=4.645.22m取R=5.2m設球缺高h=884mm其球缺部分體hxh2x(R-)=12.04m3鐵水體積V二G/丫二39.28m3tV-匪鐵水在爐身高度，=點D2二1.031mR4則實際熔池高度為+h=1.915mHr符合要求爐口直徑d=(0.43-0.53)D=2.4943.074出鋼口直徑Jg了衣3十丫浮=22.32m83，取H=(D-d)tana=2.683m爐帽高度MA2RLKMAH=2.68m取MAd=3m，取LKd=22cmZGa=62.5，取MA爐帽體積：nxHV=ma(D2+DxdMA1n12RRLKLK

25、V=一d2h=2.47m3MA24LKMA2+d2)=42.12m3V=44.6m3MA爐身尺寸確定十ma二熾訓508m3XDR2，取hh=59m則實際體積V=VMA十VQ十Vsh=223.77m3取轉爐工作容積與爐容量之比V/T=0.86則V=236.5m3爐身體積匕=W-Vsh爐身高爐襯尺寸的確定根據(jù)具體的設計要求和工藝要求的需要，選取爐襯厚度如下表所示：工作層填充層永久層鋼板爐身部分(mm)9006014885爐底部分(mm)7006045085材料焦油白云石焦油鎂砂鎂砂15MnVg密度(噸/立方米)2.852.62.87.85爐殼外徑的確定：D二D+28+28KR12式中8為爐襯厚度，

26、8為爐殼鋼板厚度12下面確定爐殼鋼板的厚度：轉爐爐殼部分材料選擇的一般準則是：要有良好的韌性和彈性，有良好的工藝性能，較高的抗疲勞強度；另外根據(jù)經(jīng)濟指標來選擇材料以符合成本的經(jīng)濟性。目前煉鋼轉爐發(fā)展和設計的趨勢是使爐殼各部分的厚度相同，這能使制造工藝的簡化以及降低邊界效應有很大的意義。根據(jù)轉爐設計的安全性原則和經(jīng)驗，取鋼板厚度為85mm，材料為抗高溫抗腐蝕的碳素鋼和抗疲勞強度高的低合金鋼。因此，DK二8.072m水冷爐口高取350毫米，則爐殼高HZ=11.259m，HZ/dk二I，372符合要求。第3章水冷爐口的設計水冷爐口的結構說明水冷爐口基本有兩種結構形式，即水箱式和鑄鐵埋管式。水箱式水冷

27、爐口為鋼板焊接，它冷卻強度大，工作效果好，易于制造，并且漏水時，可以補焊，維修方便。鑄鐵埋管式水冷爐口，往返曲折的鋼管埋鑄在鑄鐵爐口中，另外還有蛇形，螺旋曲型的鋼管埋鑄在鑄鐵中的結構。鑄鐵埋管式水冷爐口比水箱式水冷爐口不易燒穿漏水，使用壽命長，但是漏水不易焊接，且制造繁瑣。水冷爐口地壽命，根據(jù)國內(nèi)實踐，鋼板焊接的水箱式水冷爐口大致需要半年左右更換一次，而鑄鐵埋管式是半年到一年的時間更換一次。水冷爐口與爐殼的連接形式，在我國多采用“n”型卡板焊接的形式。為了拆卸方便，曾采用過螺栓連接，但由于爐口與爐殼變形不一樣，拆卸后再裝配時，螺栓孔不易對正。有的在使用過程中講螺釘拉斷，也有的由于爐口噴濺講螺釘

28、粘接，更換時仍需用火焰切割。實踐表明，螺釘連接不如“n”型卡板適用可靠。本次設計采用埋管式水冷爐口，材料選用球墨鑄鐵QT40-10。水冷爐口與爐殼的連接采用“n”型卡板16塊厚度為30毫米的鋼板進行連接。水冷爐口的設計與計算爐口承受爐氣高溫作用，其吸熱強度q可按下列數(shù)據(jù)考慮:大型轉爐1X105-1.2X105千卡；米2時中型轉爐8X104-9X104千卡f米2時小型轉爐6X104-7X104千卡:米2時受熱面積可以按爐口內(nèi)側面積和頂面面積之和計算。（1）爐口冷卻水用量的計算式中z-水冷爐口材料的輻射黑度此次設計中，水冷爐口材料選用球墨鑄鐵，匚取0.90。q-水冷爐口的吸熱強度。此次設計中，25

29、0噸LD煉鋼轉爐為大型轉爐，故q取1.1x105千卡/米2時。F-水冷爐口的傳熱面積。此次設計中，水冷爐口高150mmR1二1.5mR2二2.592m爐口內(nèi)側面積F1-2兀Rh-2x3.14x1.7x0.1-1.6022米2頂面面積F二兀(R2-R2)=3.1416x(2.59252-1.72)二12.0356米2221所以，受熱面積F=F1+F2-13.6378米2根據(jù)安全原則考慮，水冷爐口受熱不僅是由內(nèi)側和頂面帶來的熱量，在外側和下定面均有熱傳導和熱輻射，因此應在計算時乘以一個安全系數(shù)K。在此次設計中K取值為1.4.t、jt-冷卻水進溫度ch，此次設計中，t二30C,t二50Cjch由以上

30、分析，爐口冷卻水用量qxF1.1x105x13.6378Q=匚=0.9x=6.75x105公斤/日寸tt5030chj進水管直徑的計算鑄鐵埋管式水冷爐口，進、出水管直徑取值為一致。50-304KQ136*105兀vyQ水冷爐口需要的水量。由以上的計算，Q=6.75x10000公斤/時式中，K安全系數(shù)。由以上的計算，K=1.3v冷卻水流速丫冷卻水比重水的比重：=1噸/米3取水壓：P=4公斤力/厘米2時v=3米/秒由以上分析，進、出水管直徑4KQKvy二0.101米二101毫米:14*1.3*6.75*10436*1053.1416*3*1查取有關手冊取低壓流體輸送焊接管(GB3091-82)取4

31、in管，內(nèi)徑100mm，可以滿足要求。第4章托圈的設計托圈部件整體說明托圈是轉爐的重要承載和傳動部件，工作過程中，除承受爐體、鋼液及爐體附件的靜載荷和傳遞傾動力矩外，還承受頻繁啟、制動產(chǎn)生的動負荷，以及來自爐體、鋼水罐、渣罐、煙罩及噴濺物等的熱輻射、熱傳導所產(chǎn)生的熱負荷。因此，托圈應具有足夠的強度和剛度。本次設計采用整體托圈結構。托圈是一個整體的鋼板焊接的箱形結構，有四個部分，即由驅(qū)動側耳軸座、從動側耳軸座、出鋼側托圈瓣、裝料側托圈瓣焊接成一個整體托圈的。托圈耳軸座和耳軸鑄成一體，為了減少托圈內(nèi)外腹板與耳軸座聯(lián)接處，因為剛度的急劇變化而引起的應力集中，所以將耳軸軸承座與內(nèi)外腹板連接部位做成叉型

32、過渡形式，并且和腹板與腹板焊接處的尺寸相同，向著緩慢的增厚到耳軸附近處。同樣，由于連接板剛度急劇變化,并且為了減少應力集中引起的連接板剛度,因此距離焊縫的地方加上隔離板。隔離板焊在耳軸兩側各一塊兒，其焊接位置在托圈中間。為了增加腹板的剛度和強度，在兩耳軸同一側的兩塊隔板之間應該焊有八塊筋板。為了增強托圈的剛度以及爐殼與托圈的冷卻效果，應當在每兩塊加強筋中間焊接上穿通內(nèi)外腹板的圓管。為了減少鋼水和爐渣帶來的的輻射熱對托圈的作用，在出鋼口附近的托圈外腹板上應有楔形塊兒塊和螺釘來聯(lián)接擋板。另外，由于托圈各部位受熱不均，因此會導致高于機械載荷應力的熱應力出現(xiàn)。該托圈采用了水冷措施，從水冷爐口，爐頂鋼板

33、，渣裙排出的冷卻水,進排水集水箱由驅(qū)動側耳軸座上部進入托圈，再由靠近從動側耳軸座的外腹板上部的排水管引出。托圈通水冷卻可使托圈各部位溫度趨于均勻，降低溫度梯度。托圈和爐體連接方式，在托圈上利用吊耳，吊耳成120均勻分配來實現(xiàn)爐體和托圈之間的連接。兩耳軸側的人孔用十焊接橫隔板的對接焊縫和腹板上下蓋板與耳軸座連接處的內(nèi)焊縫。4.2托圈斷面形狀的選擇托圈的斷面結構大致有兩種結構，其中包括開口和閉口側面兩種形式。閉口斷面多為矩形，開口斷面有c形和反c形兩種。反c形開口斷面是指開口向著爐體的斷面。托圈斷面的幾種結構形式，如下圖所示1I1I!I圏4-L托圈斷面形狀現(xiàn)在，托圈斷面通常會采用矩形斷面結構，其中

34、a所示。在這種托圈斷面中，切應力以均勻環(huán)流的方式分布在托圈上。同時開口斷面的抗扭剛度比矩形斷面結構的要小很多。尤其是大型轉爐托圈的矩形封閉斷面結構的熱應力可以通入冷卻水來降低。綜上所述，在本次設計250TLD轉爐采用矩形斷面托圈，為了降低托圈熱應力還采取了如下措施:采用隔熱保護板，擋渣板。采用防護板。在托圈上下蓋板之間和內(nèi)腹板表面安裝水冷裝置。托圈基本尺寸參數(shù)的確定托圈的基本尺寸參數(shù)包括：托圈外徑、內(nèi)徑，斷面尺寸。托圈的基本尺寸參數(shù)的確定：托圈內(nèi)經(jīng)：D=D+2nL托圈外徑：D=D+2B=D+2BWnL其中D-爐殼外徑L爐殼與托圈之間的間隔B-托圈斷面寬度其中間隙=0.03D,目前國內(nèi)間隔值小于

35、此值。L本次設計中D=8.186m，故=245mmLD=D+2A=8677mmnL托圈斷面尺寸：端面高度H、端面寬度B、蓋板和腹板厚度8，5。12由于托圈工作時，受彎扭復合作用，轉爐多數(shù)時間處于正吹位置。因此，斷面采用立著的矩形斷面。斷面高度比H/B=2.53.5大型轉爐為了配置緊湊，選用較大比值，本設計采用H/B=3。斷面高度H=(0.22-0.24)H,L取H=0.24HL其中H為全爐高，本設計爐高為11.259m。L故H=2.472.70m，取H=2.5m又B二H/3二900mm故D二D+2B二D+2A+2B二10477mmWnL托圈上下蓋板厚度：5=(0.046-0.052)H=115

36、130mm，取5=130mm托圈內(nèi)外腹板厚度：5=(0.08-0.095加=72-85.5，取5=86mm22托圈制造的技術要求和材料當托圈蓋板與腹板厚度小于40毫米時，采用自動電弧焊的方式來保證托圈的質(zhì)量和強度，而當厚度大于40毫米以上時，在資金充足的情況下可采用電渣焊。蓋板和腹板的焊縫應有較高強度，并且應高于母材強度。材料為16Mn鋼板經(jīng)過電渣焊后，需要經(jīng)過900退火和600回火。為了避免四角與上下蓋板及腹板焊接時受妨礙，應在加強筋板的四角開一個1/4圓孔;另外也可避免或減少尖角處的應力集中。此外，在通水冷卻時，為了使產(chǎn)生的蒸汽不至于憋在死角處，可用次結構使蒸汽進入到出水管中排出。托圈加工

37、時，要求兩耳軸孔之間的不同心度小于0.1/1000;托圈上連接卡板夾持器的平面對托圈中心線的不垂直度為0.5/1000。在安裝托圈時，對于中小型轉爐多采用A3或20號鋼，而對十大型轉爐多選用各方向性能良好的低合金高強度鋼。本設計中托圈材料采用16Mn。第5章傾動力矩的計算傾動力矩簡述轉爐傾動力矩的計算，目的在于正確選定耳軸位置，并作為傾動機械設計的基本載荷參數(shù)，使設計的傾動機構既能保證轉爐正常安全生產(chǎn)又能符合經(jīng)濟指標。傾動力矩，由三部分組成：M=M+M+Mkyem式中Mk-爐坑和爐襯重量引起的力矩，稱空路力矩。在傾動過程中，空爐的中心與耳軸中心的距離保持不變，所以空爐力矩M是傾轉角正弦函數(shù)。M

38、ye-爐內(nèi)鐵水和爐渣引起的力矩，稱爐液力矩。在傾動過程中，液體中心位置的變化的，所以液體力矩M是傾轉角度得函數(shù)。Mm-轉爐耳軸上的摩擦力矩。傾動過程中，摩擦力矩基本上是不變的，摩擦力矩的方向始終相反。轉爐傾動力矩的大小，與以下三個因素有關。當然，影響傾動力矩大的因素如下:爐體裝容量，爐型和自身重量。傾轉角度。爐體重心與耳軸中心線間的距離。轉爐傾動力矩的計算，計算內(nèi)容包括爐體自身重量和重心及力矩兩部分。其主要計算內(nèi)容為：利用SolidWorks對空爐重量及其重心的計算爐液重心的計算預選耳軸和力矩的計算：最佳耳軸位置的確定和力矩的計算根據(jù)生產(chǎn)工藝要求進行的特殊計算轉爐傾動力矩需經(jīng)過兩次運算。第一次

39、為了對于選耳軸位置進行修改，并對于其修改前位置進行傾動力矩的計算及其確定出新的最佳耳軸位置，；第二次在確定出新的最佳耳軸位置時，對確定的耳軸位置進行傾動力矩計算。根據(jù)正負力矩和全正力矩原則來確定最終的傾動力矩才是傾動機構及其驅(qū)動功率篩選的基礎，為后期選擇電機和減速器帶來了基本依據(jù)。5.2空爐重量及重心位置計算5.2.1計算思想對轉爐的重量和重心位置的確定方法如下：（1）用solidworks將爐體劃分為簡單的幾何體模型，并進行仿真。（2）分別裝配出新爐、老爐。（3）用solidworks直接計算出質(zhì)量、體積及重心坐標。5.2.2新爐空爐重量及重心位置用solidworks模擬仿真成新爐空爐爐體

40、，如下圖所示:圖51空爐爐體示意圖新爐空爐的質(zhì)量特性質(zhì)量：m=856050千克體積：v=242.2立方米重心：（米）X=0.000mY=0.000mZ=5.076m5.2.3老爐空爐重量及重心位置同理，用solidworks建造零件圖后組裝成老爐空爐爐體,老爐空爐的質(zhì)量特性質(zhì)量：m=839040千克體積：v二22.74立方米重心：（米）X=0.000mY=0.000mZ=5.094m5.2.4新老爐鋼液的重心位置的確定使用切片法對新老爐的鋼液進行切片，如下圖所示圖52新爐爐液示意圖新爐液心力矩的質(zhì)量特性密度=6900.00千克/立方米質(zhì)量二312500千克體積二45.29立方米重心:（米）X=

41、0.00Y=0.00Z=1291傾動力矩的計算轉爐傾動力矩的計算步驟：首先選取參考的耳軸位置；利用SolidWorks對新爐和老爐進行模擬，以便計算空爐重量，重心以及力矩；新，老爐爐型0-80的傾動角度下，從0度起每隔5到80為止，80起每隔2到98為止，利用SolidWorks切割實體對爐液重量，重心和爐液力矩的計算；對新、老爐處于不同位置時摩擦力矩的計算，以便對新、老爐在不同工作狀態(tài)時的合成傾動力矩計算：確定最佳耳軸位置；確定出新的最佳耳軸位置時，對確定的耳軸位置進行傾動力矩計算。根據(jù)正負力矩和全正力矩原則來確定最終的傾動力矩才是傾動機構及其驅(qū)動功率篩選的基礎，為后期選擇電機和減速器帶來了

42、基本依據(jù)。5.3.2.轉爐傾動力矩的計算數(shù)據(jù)由圖易知，空爐力矩M-GLsinakkk式中，G空爐重量，噸力kL-空爐重心至耳軸中心線的距離，米kH-耳軸中心Z坐標值，米H-空爐重心Z坐標值，米ka-轉爐傾動角度，度空爐力矩角度爐液力矩計算示意圖M=GLsin(a屮)式中,kyeyeyeG-爐液重量，噸力yea傾動角度，度Xc屮=tan-i-yeH-ZcL=：(H-Zc)2+Xc2yeH-耳軸高度，米Zc爐液重心Z的坐標值，米Xc爐液重心X坐標值，米角度/新爐液力矩新空爐力矩新合力矩新爐摩擦力矩296800000-59360561039.346482536.58073763575.9272142

43、15.92721310124054.44015053.856563129108.296769748.2967115184802.69377532.669489192335.3632132975.363220242077.82559954.154251252031.9797192671.979725295517.341812299.88189307817.2237248457.223730344985.189614552359537.1896300177.189635390473.796316693.3686407167.1649347807.164940431619.173818707.690

44、59450326.8644390966.864445467369.658720579.63576487949.2945428589.294550496222.597722294.95747518517.5552459157.555255516123.85323840.6011539964.4541480604.454160524178.385225204.80335549383.1886490023.188665517569.7268263779086484586.908670498883.984827348.81404526232.7988466872.798875

45、468774.905428112.30525496887.2106437527.210680425734.416828661.84484454396.2617395036.261785220496.94528993.25049249490.1955190130.19559029844.2252910458948.225-411.77592-9248.49213429086.2706319837.7785-39522.221594-22339.1485729033.104126693.955549-52666.0444596-35949.7478228944.56524-7005.182574-

46、66365.1825798-47740.6542728820.76187-18919.89239-78279.89239角度/老爐液力矩老空爐力矩老合力矩老爐摩擦力矩293400000-58680558826.412081169.97869157656.43339-1023.56661310118631.99042331.053137116300.937357620.9372715175523.61683474.386861172049.2299113369.229920229087.60544591.278404224496.327165816.32725279093.86465673.22

47、7546273420.6371214740.637130326057.25976712319345.2597260665.259735369740.39877699.690082362040.7086303360.708640409587.84668628.780872400959.0658342279.065845444084.93479492.201431434592.7333375912.733350471377.91510283.3806461094.5344402414.534455488752.737810996.29704477756.4408419076.44086049310

48、5.616111625.52502481480.0911422800.091165479901.762312166.27573467735.4866409055.486670451692.722712614.43374439078.289380398.28975410231.44912966.58829397264.8607338584.860780353815.499813220.05928340595.4405281915.440585208847.261113372.91763195474.3435136794.34359027459.33751342414035.3375-44644.

49、66259218335.9168713415.822464920.094408-53759.90559948909.34017413391.29981-4481.959637-63161.9596496-484.527058813350.46192-13834.98898-72514.9889898-9177.01208713293.35855-22470.37064-81150.37064爐液力矩-50000(-10000060000055000050000045000040000035000030000025000020000015000010000050000傾動力矩角度朶-R-s黑老爐

50、相關力矩saoaoo500000400000300000$R1C10C100-1000000亠爐液力矩-空爐力矩合牘傾動力矩角度新爐相關力矩L角度新老爐力矩對比角度纟選耳軸垃宜f米）5.45.556應F-軀正）最小直:堆力.私BL-B.063407.4L5436.76凰不力更對應龜度&939390對應(Gx-G)噸E83.5E3B.5E935-汁第占育蘭米0.3227565750.4227554560.227532105.0772434255.072445445.07724S7B2尿選耳抽怛置5.15.25.3G応K一軀話）最小直儲力-米）50.0131M.36322B.713雖不力更對應龜度

51、&9050對應（G.-Gw）咤訐算盤育莊耒B93.5833.5E935-5.31.0453K9Q.3S95S55323.：韶$谿旳計盟M二漲E.:104599B95.:10461105.：LO4L1DB員丈490.Ci辭Slid最終確定最佳耳軸位置H5110mm第6章傾動機構的設計6.1傾動方案的確定在轉爐設備中傾動機械是實現(xiàn)轉爐煉鋼設備的關鍵設備之一，轉爐傾動機械的工作特點是1、減速比大；2、傾動力矩大；3、起、制動頻繁，承受較大的動載荷。還有轉爐傾動機械的工作環(huán)境是高溫、多渣塵。這些都表明轉爐傾動機械工作的繁重和條件的惡劣。轉爐傾動機械隨著氧氣轉爐煉鋼生產(chǎn)的普及和發(fā)展也在不斷的發(fā)展和完善，

52、出現(xiàn)了各種形式的傾動機械。轉爐傾動設備根據(jù)配置形式可分為落地式配置、半懸式配置、全懸式配置等三種配置形式。1、落地式配置傾動機械的特點是：全部傳動機械均安裝在地基上，通過聯(lián)軸器或大齒輪與耳軸連接，實現(xiàn)轉爐的傾動。落地式傾動機械機構簡單，只要采取適當?shù)慕Y構形式，就可以使傾動機械適應托圈下凹引起的耳軸翹曲變形，但占地面積比其他形式大，抗沖擊及抗扭振疲勞性差。2、半懸掛式配置傾動機械的特點是：最末一級齒輪副的主動小齒輪裝在該齒輪副的殼體上，與大齒輪一起都懸掛在耳軸上。而其他傳動零件仍安置在基礎上。半懸掛式傾動機械能適應托圈下凹變形，克服了末級減速機齒輪嚙合的不良影響。但由于初級減速機與懸掛減速級之間

53、仍有聯(lián)軸器，不可避免的會使傾動機械占地面積大，不知不夠緊湊。目前國內(nèi)已投產(chǎn)的半懸掛式傾動裝置大多沒有緩沖及減震裝置，故不能緩和沖擊及降低扭振疲勞的影響。3、全懸掛式配置傾動機械的特點是：從電動機到末級齒輪傳動副全部傳動裝置都懸掛在耳軸上。而且情動機構中加有緩沖制動裝置這樣有利于減少扭振疲勞，也能很好的適應托圈的變形。全懸掛式傾動機械綜合了落地式和半懸掛式的優(yōu)點，是大型轉爐傾動機械發(fā)展的方向。綜合考慮以上分析，本設計采用了帶扭力桿式緩沖制動裝置的四點嚙合全懸掛式傾動機構。6.2電動機的選擇一般各個轉爐操作制度是不相同的，為了便于選擇電動機和機械設備，可按轉爐一周期內(nèi)的基本操作制度考慮。一般轉爐一

54、周期內(nèi)操作工序如下：打出鋼口f出鋼f倒渣f輔助操作f堵出鋼口f加廢鋼f兌鐵水f返回吹煉f取樣、測量f打出鋼口當轉爐出鋼、取樣、倒渣及兌鐵水時，啟動制動頻繁，動負荷大，而且其中有些力矩值較大。因此將這些工序中最大傾動力矩作為全工序工作過程承受的力矩值，其他工序取平均力矩值作為受力值。根據(jù)工藝要求，確定轉爐轉速：高速：1轉/分低速：0.1轉/分有前面的分析，下面進行電動機容量計算與型號選擇：轉爐電動機功率：KMnmax975耳pE式中，N電動機需要的功率，千瓦M最大計算傾動力矩，噸力米max在本設計中，最大傾動力矩出現(xiàn)在新爐60度時，此時取到最大大值490.023噸力米V正常操作時運轉電動機的個數(shù)

55、本設計采用四臺電動機驅(qū)動，因此取值為4n轉爐的轉速，轉/分本設計中取轉爐轉速的平均值0.7轉/分K=KxK12K考慮壓降及電動機不同步所造成的力矩誤差，以及傾動力1矩計算誤差，取值為1.2K多電機傾動時，電動機不同步造成的力矩誤差，取值為21.1所以K最終取值為1.32耳傾動機械的總效率s耳二耳耳耳s123n其中耳齒輪傳動效率，由于采用減速機傳動，直接取減速機1的效率值為0.93；耳耳軸軸承傳動效率，取值0.99；2n聯(lián)軸器的效率，取值0.99；3n其它傳動原件的機械效率，取值0.97n因此最終總效率為0.711經(jīng)計算電動機的總功率為217.72KW由于本設計中電動機起、制動頻繁，預取電動機功

56、率為總功率的1.11.6倍，因此預取電動機的功率為217.72*1.2=261.26KW查取有關手冊，選取Z4-400-41型電動機。額定功率為316KW，額定轉速為360轉/分2)齒面硬度為250HBS。級減速器的選擇由于本設計中采取兩次減速，一次減速機采用標準減速器，根據(jù)設計中有關數(shù)據(jù)，選取普通三級圓柱齒輪減速器，公稱傳動比為100。其中齒輪和軸承都是油池飛濺潤滑，經(jīng)過計算選擇一次減速器有關數(shù)據(jù)如下小齒輪大齒輪齒數(shù)分度圓模數(shù)減速比中心距一級1881904054.55400二級1881904054.55560三級1881723244.54800齒數(shù)分度圓以上數(shù)據(jù)一次減速器選擇ZSZ355總減

57、速比為56,其內(nèi)部裝配形式為6.4二次減速器的設計二次減速器采用焊接結構的直齒圓柱齒輪，速比為6.429，其齒輪和軸承均強制給油潤滑。已知條件：直齒，傳動比為6.429傳動扭矩為456.4KN米設計計算過程為（1）材料：小齒輪選用45#鋼調(diào)質(zhì)處理大齒輪選用45#鋼調(diào)質(zhì)齒面硬度為220HBS。(2)齒數(shù)小齒輪Z=22大齒輪Z=14212齒數(shù)比u=Z/Z=6.429齒數(shù)比誤差為6.4296.428=0.001在允許的范6.428圍內(nèi)(3)齒寬系數(shù)申二1d(4)按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行計算，即d2.321t、KTd1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù)試選載荷系數(shù)k二1.3t計算小齒輪傳遞的轉矩95

58、.5x105PinI95.5x105x217.32626二3.315x106Nmm由機械設計6-17選取齒寬系數(shù)0二1d由機械設計表6-5查得材料的彈性影響系數(shù)Z二189.8MPa2E由機械設計圖6-27d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為：b二590MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限為：Hlim1b二570MPaHlim2由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。(每天工作12小時，每年工作300天，工作10年)N=60njL二60 x626x1x(12x300 x10)二1.35x10911h1.8x1093.7=0.49x109由機械設計圖6-27取接觸疲勞壽命系數(shù)K二0.88HN1K二0.9

59、2。HN2計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=l,由機械設計式（6-24）得In=*hnfiimi=0.88x590=519.2MPaH1SL=*hn2iim2=0.92x570=524.4MPaH2S（2）計算試算小齒輪分度圓直徑d，代入1中最小值。1tHc”1.3x1.894x1068.4+1（189.82二2.3231、KTu+1ud2.323-1ted計算圓周速度V兀dn兀x199.96x5.87八“一/v=1t1=0.0614m/s60 x100060 x1000 xx8.41519.2丿=199.96m計算齒寬bb=0d=1x199.96=199.96mmd1t計算齒

60、寬與齒高之比-h模數(shù)m=九=199.96=9.98tz221齒高h=2.25m=2.25x9.98=22.50tb=199.96h-22.50=8.887計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.0614m/s，8級精度，由機械設計圖6-11b查得動載荷系數(shù)K=1.07；V直齒輪,K=K=1；由機械設計表6-4卩查得使用系數(shù)K=1.25；A故載荷系數(shù)K=KKKK=1.25x1.12x1x1=1.4AVHaHP按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由機械設計式FF(6-13)得IkiT4d=d3=199.96x3=200.43iitVK31.3T計算模數(shù)md200.43m=10.021z2013、按齒根彎曲強度