真空抬包设计大速比倾包系统设计[下载]

1.项目分析
1.1真空抬包系统现有情况

   真空抬包是电解铝冶炼过程中的一个重要设备，其主要功能是将电解槽中的电解铝液吸出并倒运至混合炉，是转运铝水的重要设备。真空抬包能够将电解槽中的电解铝液吸出并倒运到混合炉后浇铸成铝锭。该设备维护费用低、安全性高、工人劳动强度低等特点，一次可吸取几个电解槽内的铝液并直接送至混合炉，无需中途转浇包倒运，铝液热量损失小。该抬包采用正压喷射吸铝，改变了传统的负侵苯游铝，消除了负压吸铝对真空系统的危害，由于其可与电解槽共用一个气源，可省去整套真空系统，减少岗位配置，降低设备维护、检修费用，节约运行中的电费开支。

    中国铝业河南分公司电解厂原电解槽为60kA自焙槽，年产铝量为3万吨，采用容重为2堑恼婵仗О来吸铝，并配合5吨的敞口包来倒运即可满足生产的需要。随着电解技改扩建项目的完成，电解槽变为85kA预焙槽，电解厂年产铝量为5万吨，为解决铝液抽吸运转效率低下、铝液热量损失大的问题，需要研发容重为 4~6 吨无需中转浇包倒运的真空抬包。随着国内一些大型预焙电解槽的研发成功，电流已陆续提高至160kA.200kA.280kA.320kA，电解槽产铝量大增，小型吸铝真空抬包已不能满足生产的需要。

1.2 本次设计改进所要解决的问题：

    吸铝真空抬包在外形上一般为普通倾注式锥桶形真空抬包，在结构上可分为包体、人孔、吊架、吸铝管、减速机及真空管等几部分，减速机可以手动操作。真空抬包主要用于电解铝厂，工作时直接采用负压吸铝，需要单独配置一套真空系统，由于吸入空气温度较高，真空泵一般采用水环真空泵，设备配置价高。抬包的清渣、检修及砌包衬均通过人孔进幔极为不便。为提高使用效率，使用时往往需要大型敞口浇包配合使用，这样会带来铝液热量的损失。而需解决这些问题所采用的方法是：

包盖与包体的密封及防变形措施。对于大型吸铝真空抬包，包体直径较大，包盖与包体法兰采用凸凹止口密封，密封件为石棉盘根。由岚盖与包体受热不均以及包体在起吊时的受力不均，容易导致包盖与包体法兰止口错位，从而引起密封不严。对于这个问题，一方面要加强包体与包盖强度，包体与包盖均需加筋，采用厚法兰。另一方面要采用合理的密封方式，可将包盖法兰嵌入至包体法兰内，形成双重止口密封，一旦小峥诿芊馐效，可启用大止口密封。

    包衬及吸铝管使用寿命。对于小型吸铝真空抬包，由于其直径小、高度低，采用耐火砖砌包衬，其强度足可满足其使用寿命，对于大型吸铝真空抬包，由于其容积大，包衬必需采用浇注料整体浇注，其强度才可满足使用寿命嵛铝管属耗损件,为提高其使用寿命,可采用耐温900℃以上的耐热铁铸造，并需进行热处理，耐热铁材质中Si含量不可过高，以防止和电解槽中的氟化盐发生化学反应，影响吸铝管使用寿命。

    转轴位置的确定及倾转力矩的计算。对于大型吸铝真空抬包，由于采用电动操作，从操作安全的观点出发，转轴位置应高于空包和满包的重心。抬包倾转力矩M 包括空抬包包体所引起的转矩M1，以及在浇注过程中由于铝液不断倾出，余留在抬包内的铝液所引起的转矩M2，此外还有转轴与其轴颈的摩擦力矩M3，三者均为转角θ的函数。

M=M1+M2+M3

2.真空抬包总体设计基本方案

1．外形为圆柱状，方便制作、节省材料，与同体积锥桶形真空抬包相比，散热面积小，有利于保温。虽然锥桶形抬包比圆柱状抬包更有利于清理熔渣及残余铝液，但对于大容积抬包清除残渣已较为方便。

2．采用茶壶式浇包的结构形式，铝液从包底浇出，熔渣被挡在包内，撇渣效果好。抬包带包盖，包盖与包体采用活节螺栓连接，固定方便。包盖与包底封头采用平底封头。抬包大修、清渣、砌包衬均可开盖进行，十分方便。考虑到抬包的少量清渣、日常检修以及解决抬包在使用间歇中自身散热的问题，在包盖上设立了人孔。

3．包嘴盖设计成快开的结构形式，包嘴盖与包口管铰接，并采用偏心自锁机构来控制包嘴盖的开启与关闭，使用安全方便。

4．采用喷射器利用压缩空气抽真空吸铝。考虑到电解槽工作时，打壳下料、母线提升等工序均杂醚顾蹩掌工作，因此可与电解槽共用一个气源，减少设备配置。

5．喷射器由工作喷嘴、负压室、扩压管、接收室、消声器等组成，压缩空气通过收缩的喷嘴后，在负压室内形成一束高速射流，吸卷负压室内的空气一起进入扩压管，在扩压管内减速扩压后进入接收室，最后在接收内消音后排出至大气。

6．减速机是抬包的倾转机构，由于抬包容积的增大，自重及盛铝量均增大，抬包的倾转力矩增大，手动倾转费力、效率低而且不安全，该减速机在结构形式设计为手动与电动均可，正常操作为电动，手动为检修和突发事故时用，手动与电动的切换采用爪式离合器，切换迅速方便，安全可靠。该减速机电动为三级蜗轮蜗杆减速，手动为两级蜗轮蜗杆减速，减速比大。

3.大速比倾包系统设计
3.1 倾转力矩的分析：

     抬包倾转力矩包括空抬包包体所引起的转矩幸约霸诮阶⒐程中由于铝液不断倾出，余留在抬包内的铝液所引起的转矩，此外还有摩擦力矩等。

3．1．1 空包包体的倾转力矩

   当空包包体绕与其重心不重合的轴由直立位置转过角度Φ后，如图所示，此时空抬包包体的中心对转轴的倾转力矩为：

  

图为空包包体r倾转力矩

    公式中 Gk为空抬包包体总重量Kg

    g为重力加速度9.8m/s

    u为包腔底至转轴中心的距离m

    Yk为包腔底至空抬包包体重心的距离m

    空抬包包体包括金属壳体和搪衬两部分。为了简化计算 ，当计算其重量和重心位置时可不考虑转轴 、转轴板、以及加强带 。因为这几部分基板上与转轴轴心对称 ，在转动时对倾转力矩影响不大。可将包体分为几个简单几何形体 ，依次计算各部分的重量及重心座标 ，再按组合形体求其总重量及总重心。

3．1．2 余留铝液的倾转力矩

    抬包在浇注过程中，铝液从抬包中逐渐流出,余留铝液的重量不断减少，其重心位置不断变化，因此余留铝液的倾转力矩是按复杂规律而变化的。抬包的浇注状态如图所示。为简化计算，忽略包嘴中铝液对抬包倾转力矩的影响，其浇注状态如图所示。

图为余留铝液浇注状态

图为简化后余留铝液浇注状态

    抬包中余留铝液对转轴的力矩M2为：

    式中力臂

则  （N m）

式中  V为抬包中余留铝液的体积 

      为铝液密度 2.2Kg/

      u为包腔底至转轮中心的距离 m

      g为重力加速度 /

      为余留铝液重心的坐标 m

    关于余留铝液的体积及重心坐标计算分两中情况如图所示

A未现底时：

            

               

B现底后；  

               

               

式中   

       

       H为包腔底至包浇口的距离 m

       B为包腔壁至包浇口的距离 m

       R为包腔半径 m

3．1．3 摩擦力矩

          摩擦力矩主要产生于转轴与其轴颈之间的摩擦，在干摩擦情况下，摩擦力矩为： 

式中  为空抬包的重量 kg

        为抬包中余留金属液的重量 kg

         为重利加速度  

        为转轴直径 m

         为摩擦系数，干摩擦时f约等于0.15,有润滑时f约为0.05-0.10

3．1．4 结论分析

    真空抬包的总倾转力矩为： 

以上为真空抬包倾转力矩的理论计算过程分析，倾转力矩M为转角Φ的函数，但计算过程比较复杂，实际设计中根据所得到的最大倾转力矩即可进行抬包倾转装置的设计，设计中可在原有的基础之上对同类设备采用类比的方法得到，理论计算过程可以对类比得到的结果进行验证。

3．2 减速机构的分析

3．2．1 蜗轮蜗杆减速机介绍：

    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，两轴线间的夹角可为任意值，常用的为90°。这种传动由于具有结构紧凑、传动比大、传动平稳以及在一定的条件下具有可靠的自锁性等优点，它广泛应用在机床、汽车、仪器、起重运输机械、冶金机械及其它机器或设备中。蜗杆蜗轮传是由交错轴斜齿圆柱齿轮的轮齿分度圆柱面上缠绕一周以上，这样的小齿轮称为蜗轮。为了改善啮合状况，将蜗轮分度圆柱面的母线改为圆弧形，使之将蜗杆部分地包住，并用与蜗杆形状和参数相同的滚刀范成加工蜗轮，这样齿廓间为线接触，可传递较大的动力。

    蜗杆蜗轮传动的特征：其一，它是一种特殊的交错轴斜齿轮其二，它具有螺旋传动的某些特点，蜗杆相当于螺杆，蜗轮相当于螺母，蜗轮部分地包容蜗杆。

    蜗杆传动的类型按蜗杆形状的不同可分：1圆柱蜗杆传动-普通圆柱蜗杆（阿基米德蜗杆、渐开线蜗杆、法向直廓蜗杆、锥面包络蜗杆）和圆弧蜗杆。 2环面蜗杆传动 3锥蜗杆传动锥蜗杆动

蜗轮蜗杆减速机构具有以下优势性能：1、机械结构紧凑、体积外形轻巧、小型高效；2、热交换性能好，散热快；3、安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修；4、运掀轿取⒃胍粜。经久耐用；5、适用性强、安全可靠性大。本产品目前已广泛应用于各类行业生产工艺装备的机械减速装置，是目前现代工业装备实现大扭矩，大速比低噪音、高稳定机械减速传动控制装置的最佳选择。

蜗杆传动是在空间交错的两根轴间传递运动和动力的一种传动机构，两轴线交错的夹角可为任意值，常用的为90度。这种传动具有以下特点，故使用非常广泛。

（1）当使用单头蜗杆时，蜗杆旋转一周，蜗轮只转国一个齿距，因而能实现大的传动比。在动力传动中，一般传动比i=5~80;在分度机构或手动机构的传动中，传动比可以值300；若只传递运动，传动比可以达到1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。

（2）在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。

（3）当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时蜗杆传动具有自锁性。

（4）当蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的摩擦一磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此摩擦损失较大，效率低；当传动具有自锁性时，效率仅为0.4左右。同时由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮，以便与钢制蜗杆配对组成摩擦性能良好的滑动摩擦副。

   由于蜗杆蜗轮传动具有以上特点，故常用于两轴交错、传动比较大、传递功率不太大或间歇工作的Ш稀５币求传递较大功率时，为提高传动效率，常取z1＝2-4。此外，由于当γ1较小时传动具有自锁性，故常用在卷扬机等起重机械中，起安全保护作用。它还广泛应用在机床、汽车、仪器、冶金机械及其它机器或设备中； 利用蜗杆传动传动比大省力的特点，以及它的自锁性能，在е鼗械中广泛应用。                                                                       

3．2．2 传动比的分配：

    根据实b生产中的应用及原有产品的情况，减速机采用3级蜗轮蜗杆传动，可以实现手动和电动两档变换。共有3对蜗轮蜗杆，第一对蜗杆头数为3蜗轮齿数为45：第二对蜗杆头树为1蜗轮齿数为40；第三对蜗杆头数为2蜗轮齿数为31。

    电动档减速比为9300，手动档减速比为620。手动档时，第一对蜗轮蜗杆没有工作，只有二三对蜗轮蜗杆在工作。

蜗杆头数：  3      1       2      联轴器       轴承

效率：     0.85    0.7     0.8      0.99         0.98

3．2．3 电动机的选择：

    根据工厂原有设备的工作情况，以及我们在实习过程中所收集的数据以及工厂的经验，在工程技术人员的指导下，我们采用类比的方法初步选电动机型号为 Y112M-4 额定功率为为4KW 满载转速为1440r/min 启动转矩额定转矩为2.2 KW 最大转矩额定转矩为 2.2KW。

    电动机校核：

   电动机带动时，减速比为i=9300 

    倾包转速w=2πn/60i=2×3.14×1440÷60÷9300=0.01621(rad/s)

设备总转矩

≤4900×9.8×0.00425=204.85

＜5000×9.8×0.60125=29461.25

≤0.5×(4900+5000)×9.8×0.1×0.1=485.1

所以M估算=204.85+29461.25+485.1=30151.2>

设备<效率Y=0.99×0.85×0.7×0.8×0.98×0.98×0.98×0.98×0.84=0.365

P电机估算=M估算×w÷Y=30151.2×0.01621÷0.365=1339.05w

故所选电机满足要求

3．2．4 蜗轮蜗杆设计：

    根据GB/T10085 --1988 中的推荐，采用普通圆柱蜗杆ZA型。

    根据工厂实际经验并考虑蜗杆传递功率不是很大，速度只是中等，故蜗杆用40Cr，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋面要求淬火，硬度大于45HRC。蜗杆用ZQAL9-4金属模铸造，为节约有色金属仅轮缘用铸锡磷青铜，而轮芯用灰铸铁HT300铸造。第二对蜗杆传动功率不大，速度较低，蜗杆选用40Cr，因希望效率高耐磨性好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度大于45HRC蜗轮选用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为节约贵重的有色金属仅齿圈用青铜制造而轮芯用灰铸铁HT300制造。羧对蜗杆速度底但传递转矩大，故选用20CrMoTi因希望效率高耐磨性好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度大于45HRC。蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1金属模铸造。为节约贵重有色金属材料，仅齿圈用青铜制造而轮芯用灰铸铁HT300制造。

    按齿面接触疲劳强度进行艏疲根据闭式蜗轮蜗杆传动的设计准则，在校核齿根弯曲疲劳强度，由《机械设计》得传动中心距：

            (mm)

蜗轮转距T2

      (N·mm)

蜗杆输入功率P1

P1——蜗杆输入功率 （kw）已知条件

蜗杆5动效率η：

蜗杆转速n1(rpm),已知条件

蜗杆传动传动比i12及齿数比u

传动比           i=n1/n2

式中n1、n2分别为蜗杆和蜗轮的转速，r/min。

齿数比           u=Z2/Z1

式中Z2为蜗轮的齿数。

当蜗杆为主动时，i=n1/n2=Z2/Z1=u

蜗杆头数Z1

    蜗杆头数Z1可根据要求的传动比和效率来选定。单头蜗杆传动的传动比可以较大，但效率较低。如要提高效率，应增加蜗杆的头数。但蜗杆头数过多，又会给加工带来困难。所以，通常蜗魍肥取为1、2、4、6。

蜗轮齿数Z2

   Z2可根据传动比来确定。应注意：为了避免用蜗轮滚刀切制蜗轮时产生根切与干涉，理论上应使Z2min≥17.但当Z2＜26时，哨合区要显著减小，将影响传动的平稳性，而在Z2≥30时，则可始终保持有两对以上的齿哨合，所以通常规定Z2大于28。对于动力传动，Z2一般不大于80。这是由于当蜗轮直径不变时，Z2越大，模数就越小，将轮齿的弯曲强度削弱；当模数不变时，蜗轮尺寸将要增大，使相啮合的蝎杆支承间距加长，这将降低蜗杆的弯曲刚度，容易产生挠曲而影响正常的啮合。Z1 、Z2的荐用值见表1（具体选择时应考虑表中的匹配关系）。当用于分度传动时，Z2的选择可不受限制。 

  蜗杆数Z1与蜗轮数Z2的荐用值

I=Z2/Z1	Z1	Z2
≈5	6	29~31
7~15	4	29~61
14~30	2	29~61
29~82	1	29~82

载荷系数K

                   K=KA•Kβ•KV

（使用）工作情况系数KA

使用系数KA

工作类型	Ⅰ	Ⅱ	Ⅲ
载荷性质	均匀、无冲击	不均匀、小冲击	不均匀、大冲击
每小时起动次数	<25	25~50	>50
起动载荷	小	较大	大
KA	1	1．15	1．2

齿向载荷分析系数kβ

当蜗杆在平稳载荷下工作时，kβ=1

当蜗杆在载荷变化较大时，kβ= 1.3～1.6

动载系数KV

对精确制造，且蜗轮圆周速度V2≤3m/s时，Kv=1.0～1.1

                          V3>3m/s时，Kv=1.1～1.2

弹性影响系数ZE

对青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对，

 

图：圆柱蜗杆传动接触系数Zρ

    蜗轮齿面许用接触应力[σ]H

    当蜗轮材料为灰铸铁或高强度青铜（σB≥300MPa一时，蜗杆传动的承载能力主要取决于齿面胶合强度。但因目前尚无完善的胶合强度计算公式，故采用接触强度计算是一种条件性计算，在查取蜗轮齿面的许用接触应力时，要考虑相对滑动速度的大小。由于胶合不属于疲劳失效， [σ]H的值与应力循环次数N无关，因而可直接从下表中查出许用接触应力的值。

   

   若蜗轮材料为强度极限σB＜300MPa的锡青铜，因蜗轮主要为接触疲劳失效，故应先从下表中查出蜗轮的基本许用接触应力[σ]H’ ，再按[σ]H＝KHN•[σ]H’算出许用接触应力的值。

上面 KHN为接触强度的寿命p数，其中，应力循环次数 N＝60jn2Lh，此处 n2为

蜗轮转速，r／min；Lh Lh为工作寿命，h；j为蜗轮每转一转，每个轮齿啮合的次数。

灰铸铁及铸铝铁青铜蜗轮的许用接触应力[σ]H（Mpa）

材料		滑动速度vs(m/s)
蜗杆	蜗轮	<0.25	0.25	0.5	0	2	3	4
20或20Cr渗碳、淬火、45号钢淬火，齿面硬度大于45HRC	灰铸铁HT150	206	166	150	127	95	—	—
	灰铸铁HT200	250	202	182	154	115	—	—
	铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3	—	—	250	230	210	180	160
45号钢或Q275	灰铸铁HT150	172	139	125	106	79	—	—
	灰铸铁HT200	208	168	152	128	96	—	—

   铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力[σ]H（Mpa）

蜗轮材料	铸造方法	滑动速度vs(m/s)
		≤45HRC	>45HRC
铸锡磷青铜 ZcuSn10P1	沙模铸造	150	180
	金属模铸造	220	268
铸锌锌铅青铜 ZcuSnPb5Zn5	沙漠铸造	113	135
	金属模铸造	128	140

注:锡青铜的基本许用接触应力循环次数 N=10,000,000时之值,当N≠10,000,000时,需将表中数值乘以寿命系数KHN;当N>25X10,000,000,取N=25X10,000,000;当N<2.6x100,000,取N=2.6X100,000

图中6和7为第一对蜗轮蜗杆，4和5为第二对蜗轮蜗杆，2和3为第三对蜗轮蜗杆。

第一对蜗轮蜗杆：

1．确定作用在蜗杆上的转矩T2：

=321587

2．确定载荷系数K

    因工作载荷很稳定，故载荷分布不均系数，由表11-5选取使用系数KA=1由于转速不高，冲击不大取动载荷系数Kv=1则

3.确定弹性影响系数ZE

    因选用的是铸锡磷青铜蜗杆和钢蜗杆相配合，所以

4.确定接触系数ZP

    假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值 d1/a=0.4 由《机械设计》图11-18中查得ZP=6.5

5.确定许用接触应力

    根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋面硬度大于45HRC可以从表中查得蜗轮的基本许用应力为268Mpa应力循环次数N=60。 

             N=60jn2Lh=60x3x96x12000=

寿命系数

         

6.计算中心距：

   

    

取a=114mm  因为i=15，所以从表中取模数m=4蜗杆分度圆直径d1=48mm,这时d1/a=0.42,从图11-18中可查得接触系数因此以上结果可用。

7/蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸

蜗杆：

    轴的齿距Pa=12.56 mm 直径系数q=d/m=16

齿根圆直径df1=d1-2(ha*m+c*m)=38 mm

导程角r=蜗杆轴向齿厚

蜗轮：

蜗轮齿数Z2=45变位系数X=0

验证传动比i=z2/z1=45/3=15 误差为0

蜗轮分度圆直径d2=mz2=180 mm

蜗轮吼圆直径da2=d2+2ha=188 mm

蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=170.4 mm

蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-1/2d2=114-94=20 mm

第二对蜗轮蜗杆：

1．确定作用在蜗杆上的转矩T2：

3829765

2．确定载荷系数K

    因工作载荷很稳定，故取载荷分布不均系数，由表11-5选取使用系数KA=1由于转速不高，冲击不大取动载荷系数Kv=1则

3.确定弹性影响系数ZE

    因选用的是铸锡磷青铜蜗杆和钢蜗杆相配合，所以

4.确定接触系数ZP

    假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值 d1/a=0.4 由《机械设计》图11-18中查得ZP=0.8

5.确定许用接触应力

    根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋面硬度大于45HRC可以从表中查得蜗轮的基本许用应力为265Mpa应力循环次数N=60。 

             N=60jn2Lh=60x2x(1440/15x15.5)x12000=

寿命系数

         

6.计算中心距：

   

    

取a=96.75mm  因为i=15.5，所以从表中取模数m=4.5蜗杆分度圆直径d1=54mm,这时d1/a=0.56

7．蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸

蜗杆：

    轴的齿距Pa=14.13 mm 直径系数q=d/m=12

    齿根圆直径df1=d1-2(ha*m+c*m)=45 mm

    齿顶圆直径da1=d1+2ha1=63 mm

导程角r=蜗杆轴向齿厚

蜗轮：

蜗轮齿数Z2=31变位系数X=0

蜗轮分度圆直径d2=mz2=139.5mm

蜗轮吼圆直径da2=d2+2ha=148.5mm

蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=128.7 mm

蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-1/2d2=22.5 mm

第三对蜗轮蜗杆

1．确定作用在蜗杆上的转矩T2：

=113933658

2．确定载荷系数K

因工作载荷很稳定，故取荷分布不均系数，由表11-5选取使用系数KA=1由于转速不高，冲击不大取动载荷系数Kv=1则

3.确定弹性影响系数ZE

因选用的是铸锡磷青铜蜗杆和钢蜗杆相配合，所以

4.确定接触系数ZP

假设蜗杆分0圆直径d1和传动中心距a的比值 d1/a=0.4 由《机械设计》图11-18中查得ZP=0.8

5.确定许用接触应力

根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋面硬度大于45HRC可以从表中查得蜗轮的基本许用应力为268Mpa应力循环次数 

             N=60jn2Lh=60x1x1440/9300x1400=

查表得N=

寿命系数

         

6.计算中心距：

   

    

取a=229mm  因为i=40，所以从表中取模数m=9蜗杆分度圆直径d1=99mm,这时d1/a=0.42

7．蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸

蜗杆：

    轴的齿距Pa=28.26 mm

    齿根圆直径df1=d1-2(ha*m+c*m)=117 mm

导程角r=蜗杆轴向齿厚

蜗轮：

蜗轮齿数Z2=40变位系数X=0

蜗轮分度圆直径d2=mz2=360 mm

蜗轮吼圆直径da2=d2+2ha=378 mm

蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=338.4 mm  

蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-1/2d2=40.5 mm

4.真空抬包工艺参数

    真空抬包的工艺性能参数如下：

抬包容重：4t（铝液）；

铝液温度：900oC；

吸铝能力：>=0.4t/min；

倾转角度：>=75oC；

压缩空气消耗量：4-8m3/min；

压缩空气压力：0.6MPa；

真空度：0.04-0.045MPa；

电机功率：4KW；

减速比：电动9300；

包衬寿命：>=1500包次;

吸铝管寿命：>=300包次。

 

5．主要部分的设计计算与校核
5．1>钩处 

    已知空包体重约5t，若盛放4t的铝液，则总重为9t,于是有：

    =9×103×10N=9×N  =/2=4.5×N d=86mm,其中为吊钩承受的总重，为吊钩处的吊柄单边承受的竖直拉力，为吊柄承受的实际拉力。

AD=532mm, DC=220mm, 由此可知AC=575mm,于是Cos∠DAC=0.924,

可得：=4.8×N ,又S=3.14×(43C)2m2=5.8×m2

可得：P=/S=48×103/5.8×Pa=8MPa,而бb=598MPa,可知约为其75倍，符合安全条件。

5．2 吊臂处

    由于两端直接盛重，为总重的一半，即F=45×103N，

   

    而面积为：S=3.14×(50×)2m2=7.85×m2

    可得：P=F/S=45×103/7.85×Pa=5.7MPa,而бb=598MPa,约合105倍，符合安全条件。

5．3 吊臂与包体连接处：

    已知F=45×103N,而此处为对剪切部分的校核，故S=7.85×m2,

可得：P=F/S=45×103/7.85×Pa=5.7MPa,而бs=300MPa, 约合53倍，符合安全条件。

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