畢業(yè)設計液壓泥炮.

1、1緒論11高爐液壓泥炮的發(fā)展隨著世界各國煉鐵高爐設備的不斷更新?lián)Q代，用于堵塞高爐出鐵口的電動泥炮逐漸被液壓泥炮所取代，這是由于液壓泥炮具有打泥推力大，動作靈活，操作方便等優(yōu)勢。我國從改革開放以來，在新建的一些高爐中也引進一批國外不同類型的液壓泥炮。但為了盡快改變我國高爐爐前設備落后狀況，制造適合我國現(xiàn)有高爐條件能代替電動泥炮的液壓泥炮，成為重要課題和緊迫任務。在此形勢下，北京鋼鐵學院(后改名為北京科技大學)等單位從一九八三年就開始調研和設計。而為了推動液壓泥炮的研制，并使其能迅速轉入實際應用，在冶金部機動司和科研司的組織下，由北京鋼鐵學院、鞍山鋼鐵集團公司、西安冶金機械廠、北京冶金液壓機械廠、

2、攀枝花鋼鐵公司、包頭鋼鐵公司等單位組成從科研設計、制造到使用的“一條龍研制聯(lián)合體。聯(lián)合體集中了主管部門、科研院校、制造廠家及使用單位的智慧，發(fā)揮了各方面的作用和積極性，使整個研制應用工作進展迅速。設計定型的BG300型液壓泥炮于一九八五年六月制成，于十一月十五日起在攀枝花鋼鐵公司二號高爐上投入使用。使用效果達到預期的設計目的，又于一九八六年四月在攀鋼現(xiàn)場通過了冶金部組織的技術鑒定，至此我國各大型冶金機械加工廠開始投入批量生產(chǎn)1。12選題背景及意義液壓泥炮是高爐出鐵后，將炮泥壓出堵住出鐵口的設備，液壓泥炮既要堵滿很長的出鐵孔通道，又要修補爐內前墻，同時炮嘴要有合理的運行軌跡。隨著高爐高壓操作和高

3、爐大型化的發(fā)展，無水炮泥的應用，泥炮從最早期的蒸汽泥炮發(fā)展到電動泥炮以及目前廣泛使用的液壓泥炮。由于液壓泥炮具備了很大的推力和容量，同時又便于爐前風口操作，運行安全可靠，因此液壓泥炮得到了廣泛的推廣2。液壓泥炮的類型很多，為了獲得爐前風口的完整性，液壓泥炮的設計高度已經(jīng)逐漸減小，國內外典型的矮式液壓泥炮有Pw型、MHG型、IHI型、BG型和DDS型。設計主要針對產(chǎn)品為DDS型液壓泥炮，由于鐵廠特殊的生產(chǎn)環(huán)境，液壓泥炮的質量及上線時間至關重要。液壓泥炮在高爐使用壽命上的好壞，將直接影響能否保證鐵口正常除鐵運行，而與液壓泥炮壽命息息相關的是設計一套合理的液壓打泥機構和旋轉機構。1.3研制開發(fā)主要內

4、容 通過研究各種泥炮的優(yōu)缺點發(fā)現(xiàn)DDS型泥炮，不僅在結構密封性上和體積上都優(yōu)于其他的液壓泥炮。考慮到未來社會發(fā)展的需要，因此設計制造一臺用于1750高爐的堵鐵口機（DDS型液壓泥炮）。要求充分利用現(xiàn)階段各種對泥炮的的打泥機構和旋轉機構等的優(yōu)化設計。14文獻綜述本文主要參考的文獻資料有呂和平著的液壓泥炮機構的設計計算、朱允言、高澤標著的液壓泥炮旋轉機構的參數(shù)分析、劉美仙攥寫的淺談液壓系統(tǒng)中的密封裝置、嚴允進主編的煉鐵機械和成大先主編的機械設計手冊液壓傳動2泥炮結構及工作原理簡介現(xiàn)代高爐堵出鐵口采用專門的設備一泥炮進行。由于高爐的大型化和高壓化，在設置泥炮時應滿足下列要求：(1)泥炮的泥缸應有足夠

5、的容量，儲泥量應能保證一次堵住出鐵口；(2)泥缸活塞應有足夠的推力，以克服堵口泥受到的最大阻力，將泥分布在爐缸內壁上；(3)炮嘴應有一定的運動軌跡，在進入出鐵口泥套時應沿直線運動，避免損壞泥套，在工作位置上應有一定的傾角；(4)工作安全可靠，并可進行遠距離操縱。根據(jù)驅動方式，泥炮可分為氣動式、電動式和液壓式三種。氣動泥炮由于活塞推力小，工作不穩(wěn)定而被淘汰。21 電動泥炮電動泥炮有絲杠移動式和螺母移動式兩種。圖21為國1為255m3以上高爐廣泛使用的絲桿移動麗帶動活塞移動的電動泥炮。其主要機構有：打泥機構l、壓緊機構2、回轉機構3和鎖緊機構43。圖21電動泥炮總圖Fig 21 Electric

6、Mud Gun general plan211 打泥機構打泥機構如圖22所示，它由電動機1通過極限限力矩聯(lián)軸節(jié)2和軸3相連。齒輪4固定在軸3上，它通過兩組空套在軸上的雙聯(lián)齒輪5和10將運動傳給齒輪9，而齒輪9裝在與絲杠配合的銅螺母7上，由螺母轉動而帶動絲杠6和活塞8作往復運動，完成打泥動作。圖中齒輪11用于測量活塞行程4。 圖22電動泥炮的打泥機構Fig 22 playing mud body of Electric Mud Gun212壓緊機構壓緊機構的作用是使泥炮的炮嘴按一定的角度插入出鐵口，并使泥炮在堵出鐵口時，把泥炮的炮嘴壓緊在出鐵口的泥套上。壓緊機構(圖23)由炮架1、小車2，帶有絲

7、杠4的錐齒輪傳動3，極限力矩聯(lián)軸節(jié)5和電動機6組成。炮身剛性地吊掛在小車2上。炮架1上開有導向槽7，小車2的走行輪8通過螺母沿此導向槽運行，以保證泥炮的炮嘴沿所需的傾角插入出鐵口。壓緊動作由電動機6經(jīng)極限力矩聯(lián)軸節(jié)5和錐齒輪傳動3使具有梯形螺紋的絲杠4轉動，帶動固定于小車2前輪軸上的螺母作往復運動，從而將帶著炮身的小車2推向或離開出鐵口。圖23電動泥炮的壓緊機構Fig 23 pressed bodies of Electric Mud Gun213鎖緊機構當炮架回轉到靠近出鐵口時，需將炮架連同炮身鎖在爐皮的鉤座內，以補充壓緊機構由于壓緊力不足，從而避免推泥反力過大而造成跑泥現(xiàn)象。鎖炮時(圖23

8、)，利用前端斜面作用，碰上自動掛鉤。當堵口完畢時，用電磁鐵10將鉤子9提起，然后將炮身轉離出鐵口5。214回轉機構堵出鐵口時，由回轉機構將懸掛在它上面的打泥機構和壓緊機構等準確地旋轉至出鐵口，泥炮的回轉運動由電動機通過蝸輪、蝸桿傳動，使帶有懸臂的空心圓柱繞固定立柱旋轉。我國第一重機廠為適應大型高爐的需要，設計制造了推力為212t的螺母作往復運動的電動泥炮(圖24)。這種泥炮的特點是，對打泥機構作了較大的改進。它由泥缸1，內部有固定螺母3的柱塞2、減速器4、旋轉絲桿5和電動機6組成。當絲桿旋轉時，螺母和柱塞作往復運動。這種泥炮的其它機構與絲桿移動式電動泥炮相似。該結構特點是采用適當減小泥缸直徑來

9、降低打泥速度，以獲得較高的活塞壓力(達785MPa)，而打泥機構的電動機功率僅為40KW。電動泥炮能滿足生產(chǎn)要求，但實際使用中還存在下列問題：外型尺寸大，特別是高度太高，使出鐵口附近的風口更換困難；打泥活塞推力不足，特別是采用無水炮泥時；絲杠及螺母磨損快、更換困難等6。因此，近年來國內外液壓泥炮得到了廣泛應用。圖24螺母作往復運動的電動泥炮Fig 24 nut for reciprocating motion of Electric Mud Gun22液壓泥炮液壓泥炮與電動泥炮相比具有以下優(yōu)點：打泥推力大，打泥致密，能適應高爐高壓操作；壓緊力穩(wěn)定，使炮嘴與泥套壓緊可靠，不易漏泥；結構緊湊，高度

10、小，便于操作等。液壓泥炮存在的主要問題是：需要有承受高壓的液壓元件，并且制造精度要求高等。國內設計的第一臺液壓泥炮是在電動泥炮的基礎上經(jīng)過改造而成的，即將原有用電動機、電磁鐵驅動的四個動作改為由液壓油缸驅動，由于其它部件沒有多大變化，故也稱為液壓高炮。這種泥炮仍存在泥炮的高度高，不能在風口平臺下面操作，而且回轉機構的油缸易磨損等問題7。液壓泥炮在國外也得到了迅速地發(fā)展，目前比較有代表性的液壓泥炮有MHG型、IHI型、PW型、BG型和DDS型。這里著重介紹MHG型液壓泥炮。221PW型泥炮Pw型液壓泥炮是盧森堡設計的，它由打泥機構、回轉機構和液壓系統(tǒng)組成，壓炮和鎖緊機構由回轉機構代替。如圖25所

11、示，它采用了獨特的傾斜固定支柱，轉動時由四桿系統(tǒng)調整炮嘴的水平位置，回轉機構是四桿機構，采用液壓缸驅動，密封性能好，其不足之處是炮嘴的運行軌跡離鐵溝太近，油缸外露，占地空間較大8。圖25 PW型泥炮外形結構示意圖Fig 25 schematic diagram of PW type Hydraulic Mud Gun shape222 IHI型泥炮IHI型液壓泥炮是由日本石川島播磨公司研制的，它是由打泥機構、壓炮機構、回轉機構、鎖緊機構和液壓系統(tǒng)組成。如圖26所示，其回轉機構采用了油馬達驅動，由獨立的鎖緊裝置鎖緊，壓炮機構用桿件系統(tǒng)實現(xiàn)，它的壓炮軌跡可以迅速實現(xiàn)下降或抬起，接近鐵鉤時間很短，不

12、宜燒壞炮嘴并且高度較小，但是，結構臺復雜，回轉機構采用液壓馬達驅動，密封性能較差9。圖26 IHI型泥炮外形結構示意圖Fig 26 schematic diagram of lHI type Mud Gun shape223 MHG型液壓泥炮MHG型液壓泥炮是由日本三菱重工公司設計制造的。其結構如圖27所示，由打泥機構l、壓緊機構2、回轉機構3、鎖緊裝置4和液壓裝置5組成。我國寶鋼l號高爐就采用了這種液壓泥炮10。圖27 MHG型液壓泥炮外形結構示意圖Fig 27 schematic diagram of MHG type Hydraulic Mud Gun shape表21MH G型泥炮主要

13、技術特性Table 21 main technic characteristic of MHG style Mud Gun224 BG型液壓泥炮BG型液壓泥炮(圖28)是國內新研制的泥炮，它綜合了現(xiàn)有泥炮的優(yōu)點。BG型液壓泥炮由打泥機構、壓炮機構、回轉機構、鎖緊機構和液壓系統(tǒng)等組成。BG型泥炮與國內外的液壓泥炮比較，具有結構新穎緊湊、重量輕、高度小和工作可靠等優(yōu)點。(1) 打泥機構BG型泥炮的打泥機構與MHG型泥炮的打泥機構基本相同。圖28 BG型液壓矮泥炮卜炮身；2一冷卻板；3一走行輪；4-1"1形框架：5一壓炮油缸；6一轉臂；7一機座；8一回轉油缸；9一炮嘴；10一泥套；11一導

14、向槽；12一固定軸Fig 28 BG type Hydraulic DwarfMud Gun(2)壓炮機構BG型泥炮壓緊機構與原有電動泥炮的壓緊機構相比較作了很大改進，由兩液壓缸5驅動車輪在導向槽內運動，使炮身在前進時，能滿足炮身傾角和炮嘴直線運動的要求，對準出鐵口。當炮身后退到極限位置時，處于水平狀態(tài)。帶有導向槽1l的門形框架4與轉臂6剛性連接，導向槽11的角度是固定的，但炮身1和走行輪3是用螺栓和斜楔連接，這不但使整體更換炮身和車輪比較方便而且能通過調整墊片調節(jié)炮身的傾斜角度。(3)回轉機構BG型泥炮回轉機構(圖29)采用活塞式油缸8和連桿機構使轉臂6旋轉，回轉油缸8的活塞桿端部鉸接在機座

15、7上，油缸工作時，通過連桿機構使轉臂繞固定軸12回轉。固定軸裝在框架式機座中。圖29 BG型泥炮回轉機構簡圖卜炮身；2一冷卻板；3一走行輪：4-ru形框架；5一壓炮油缸；6一轉臂；7一機座；8一回轉油缸；9一炮嘴；10-泥套；11-導向槽；12-固定軸Fig 29 schematic diagram of BG type Mud Gun rotaryBG型泥炮與其它液壓泥炮相比較，其優(yōu)點為：外形尺寸小，車輪裝在炮身上，使泥炮的總高度降低為1762衄低于MHG泥炮和其它液壓泥炮，可安裝在風口平臺下面，為機械化更換風口創(chuàng)造了條件。與滑道式和曲柄連桿式壓炮機構比較，不但結構簡化，而且解決了滑道磨損快

16、和阻力大的問題；回轉機構采用活塞式油缸和連桿機構，取消了MHG型泥炮的油馬達和大型軸承，使制造方便。安裝固定軸的框架剛性大，并使回轉機構的高度降低，回轉油缸以補壓的方法保證打泥時炮嘴壓緊在出鐵口泥套中，因此可取消現(xiàn)有泥炮的鎖緊機構。2。25 DOS型液壓泥炮DDS型液壓泥炮由德國DDS公司設計制造，其結構和外形示意圖如圖210。它由打泥機構、回轉機構和液壓系統(tǒng)組成，壓炮和鎖緊機構由回轉機構所代替。圖210 DDS型泥炮結構和外形示意圖Fig 21 0 schematic diagram of DDS type Mud Gun structure and shapeDDS型液壓泥炮的設計類同于P

17、W型泥炮，其不同之處在于回轉油缸放置于回轉臂內部，如圖211所示。圖211 DDS型液壓泥炮外形示意簡圖Fig 21 1 diagrammatic illustration of DDS type Hydraulic Mud Gun shapeDDS型液壓泥炮也采用了獨特的傾斜固定支柱，轉動時由四桿系統(tǒng)調整炮嘴的水平位置，回轉機構由雙四桿機構組成，如圖212所示，采用油缸驅動，密封性能好，由于油缸置于轉臂內，占地空間較小，結構緊湊，其不足之處是炮嘴的運行軌跡離鐵溝太近，回轉角略小。圖212 DDS型液壓泥炮回轉機構原理圖Fig 21 2 slewing mechanism schematic

18、ofDDS type Hydraulic Mud Gun其動作原理是由兩個往復式活塞油缸完成旋轉、壓跑、炮身傾斜、打泥等各種操作。它沒有專門的壓炮機構和錨鉤裝置，依靠旋轉機構使炮嘴壓緊出鐵口泥套。為了使炮身在壓炮狀態(tài)保持一定的傾斜度，炮身在離開出鐵口反向旋轉時又不致碰到鐵溝溝幫，泥炮旋轉時的旋轉軸是傾斜的。當炮嘴靠近出鐵口時，依靠四桿機構使炮嘴接近水平位置。主要技術性能如表22表22鞍鋼用DDS型泥炮的主要技術性能Table22 Anshan Iron and Steel-type clay gun with the DDS main technical performance2.3結語綜述所

19、述的各種泥炮，在設計和運用過程中各有各的優(yōu)點和缺點，但是在現(xiàn)代化的設計理念當中DDS型液壓泥炮的設計更符合設計要求。第三章液壓泥炮的基本參數(shù)和主要機構3.1泥炮基本參數(shù)的確定 設計計算泥炮時，首先需要確定打泥活塞的推力，它是泥炮能力的主要標志，也是設計計算各機構的受力和選擇驅動裝置的基本參數(shù)。 在堵鐵口時，作用在泥炮活塞上的推力必須克服堵鐵口泥在泥缸內、出鐵口槽孔及在爐缸內運動時所產(chǎn)生的總阻力。該阻力于下列因素有關。1） 出鐵口的狀態(tài)，它的長度、直徑和形狀；2） 靠近出鐵口附近缸爐中焦炭的分布狀態(tài)及出鐵口內是否有焦炭；3） 堵鐵口泥的物理和機械性質；4） 在出鐵口中心線水平的鐵水、渣和煤氣等壓

20、力；5） 堵鐵口泥由炮嘴吐出速度；6） 泥缸的幾何尺寸和炮嘴的過渡管的幾何形狀等。在上述的影響因素中，前三個因素是主要的，對堵鐵口泥的運動阻力影響較大。3.1.1作用在活塞上的壓力 打泥活塞上的推力是根據(jù)作用在活塞上的壓力決定的，堵鐵口泥經(jīng)過泥缸和過渡管從炮嘴吐出。堵鐵口泥經(jīng)過這一運動過程又有一定的壓力損失，因此如何確定這些參數(shù)是比較復雜的問題。目前上沒有可靠的計算方法。在設計計算中，為了簡化計算，往往根據(jù)各種泥炮的使用經(jīng)驗和試驗研究而確定的經(jīng)驗數(shù)據(jù)進行計算。過去的設計中，通常取炮嘴出口處的壓力，在泥缸內的壓力損失但由于高爐冶煉的強化和無水泥炮的使用，過去設計的泥炮的使用，過去設計的泥炮能力不

21、足。因此在新的設計中必須加大值和值，根據(jù)爐頂壓力不同，參考下列范圍選擇：爐頂壓力的中型高爐，采用11%水分的泥炮時，取，。爐頂壓力在的中型高爐和大型高爐，采用無水泥炮時，取作用在泥缸活塞上的壓力為 3.1.2泥缸的容積 我國過去設計制造的電動泥炮泥缸容積為。實踐證明，這個容積是偏大的。設計時取這個容積值的主要原因是這些泥炮在打泥過程中產(chǎn)生漏泥，為了可靠地堵住出鐵口，生產(chǎn)部門都要求用泥缸容積較大的泥炮。解決漏泥問題和使用無水泥炮，可減少泥缸的有效容積。高爐容積在5000以下時，一般可取泥缸有效容積為。3.1.3炮嘴吐泥速度 我國過去設計制造的電動泥炮炮嘴吐泥速度。經(jīng)驗證明，降低值會使泥炮在爐缸內

22、壁粘得更牢固些。因此在新設計中，可取。3.2泥炮的主要機構 液壓泥炮的主要組成部分為打泥機構、壓緊機構、回轉機構、鎖緊機構和液壓控制系統(tǒng)組成。 打泥機構的液壓缸和泥缸在同一中心線上。泥缸在前，液壓缸在后。液壓缸和泥缸之間用法蘭盤和螺栓聯(lián)接起來，并吊掛在炮架的小車上。在壓緊機構中，用液壓缸來代替電動泥炮壓緊機構中的電動機、齒輪和螺桿螺母傳動。液壓缸活塞桿的前端與泥炮移動小車前輪的軸相聯(lián)接?；钊麠U作前后移動時，就帶動小車沿炮架的導槽移動。泥炮的回轉機構采用特殊的回轉油缸，由定葉和回轉缸體等組成。定葉用聯(lián)接鍵和聯(lián)接螺栓與固定的中心軸套相固定，動葉則用聯(lián)接鍵和聯(lián)接螺栓與回轉缸體相固接。為了進一步的了解

23、液壓泥炮的主要機構一下采用MTG型液壓泥炮對液壓泥炮的主要機構、工作方式和主要零部件進行分析和說明。3.2.1打泥機構 打泥機構(圖3.1)的結構特點是打泥油缸采用了固定式活塞和可動式油缸帶動泥缸活塞移動，將炮泥由炮嘴壓入出鐵口。圖3.1 MHG型液壓泥炮打泥機構結構示意圖l一炮嘴；2一過渡管；3一泥缸外筒；4一泥缸內筒：5一油缸外殼；6一后進油孔；7一前進油孔；8一油缸冷卻箱：9一排泥孔：10一泥缸冷卻箱Fig 3.1 playing mudbody diagram of MHG type Hydraulic Mud Gun3.2.2壓緊機構壓緊機構(圖3.2)由壓炮油缸1、主動擺桿2、壓炮

24、搖桿3和吊掛搖桿4組成。炮身前端通過兩個支點由吊掛搖桿4ffJ掛在旋轉框架上，炮身后端與壓炮搖桿3鉸接，旋轉框架為固定桿，故炮身為連桿組成的雙搖桿機構。圖3.2MHG型泥炮壓緊機構示意圖卜壓炮液壓缸；2一擺桿；3一壓炮搖桿；4一吊持搖桿Fig 3.2pressed body diagram of MHG type Mud Gun當壓炮油缸的活塞桿收縮時，帶動擺桿2和壓炮搖桿3同步擺動，壓炮搖桿帶動炮身向前運動，并使炮身傾斜，炮嘴按設計軌跡壓緊出鐵口?；剞D機構(圖3. 3)由帶有減速器的油馬達1、小齒輪2、底座3、推力軸承4、大齒圈5、軸承緊固圈6和旋轉框架7組成。油馬達固定在旋轉框架上。大齒圈

25、固定在底座上，作為推力軸承的活圈。大齒輪的輪轂固定在旋轉框架上，作為推力軸承的緊圈。當油馬達帶動小齒輪旋轉時，小齒輪在大齒輪的齒圈上滾動，而大齒輪的輪轂隨同旋轉框架一起轉動。圖3. 3 MHG型泥炮回轉機構示意圖1-油馬達；2一小齒輪；3一底座；4一推力軸承；5一大齒圈；6一軸承緊圈；7一旋轉框架；8一中心接頭：9一極限開關；10一中心接頭鎖緊桿Fig 3. 3 schematic diagram of MHG type Mud Gun rotary3.2.3回轉機構中心回轉接頭回轉機構的油管是從旋轉框架中心引入的，為連接油管，在回轉機構的中心處設有回轉接頭(圖3.4)。回轉接頭的外套與旋轉框

26、架連接，內套是固定的，因此外套與旋轉框架一起轉動。中間通有液壓油路的接口，以進行油路分配。回轉接頭外套上部裝有隨外套一起轉動的兩個限位開關。圖3.4中心回轉接頭卜旋轉外套；2一軸承；3一固定內套；4一鎖緊螺母Fig 3.4 center swivel jaints3.2.4鎖緊機構鎖緊裝置(圖3.5)由脫鉤液壓缸1、彈簧2、鉤座5和錨鉤4組成。脫鉤液壓缸和錨鉤固定在旋轉框架上，鉤座固定在基礎上。圖3.5MHG型泥炮鎖緊裝置示意圖卜液壓缸；2一彈簧；3一限位開關；4一錨鉤；5一鉤座；6一手動脫鉤桿Fig 21 2 locking device schematic of MHG type MudG

27、un當泥炮旋轉到出鐵口位置時，錨鉤借鉤頭的弧形面由鉤座將錨鉤抬起，待鉤頭越過鉤座后，就自動鉤住鉤座。打泥和壓炮的反作用力通過錨鉤傳到基礎，脫鉤由液壓缸來完成。發(fā)生意外情況時，可用手動脫鉤桿6來脫鉤，以保護液壓缸不受破壞。這種泥炮的泥缸由外筒和內筒兩部分組成，內通空氣冷卻。在炮身的底部裝有防熱板和冷卻箱。因此，冷卻和隔熱保護措施比較完備。此外，由于錨鉤座安裝在基礎上，因此，打泥時的反力通過鎖炮裝置傳到地基上，而高爐爐皮不受力。壓緊機構采用連桿結構簡單。3.2.5安全裝置 為了保證設備的安全，在液壓系統(tǒng)控制中裝有溢流閥，溢流壓力根據(jù)液壓泥炮工作過程中的最大壓力值來確定，當泥炮的最大壓力超過溢流閥載

28、荷，溢流閥就被打開，從而泄壓。在打泥機構的打泥工作管路上接電接點壓力表，壓力由泥炮打泥最大壓力決定。第四章液壓泥炮的設計4.1設計方案的確定根據(jù)第二章對各種類型泥炮的分析，Pw型、MHG型、IHI型、BG型和DDS型液壓泥炮是現(xiàn)代大型高爐采用的泥炮，而DDS型液壓泥炮吸取了很多優(yōu)點，其優(yōu)化的結構設計是：打泥機構采用活塞桿固定，液壓缸缸體運動，避免了泄漏炮泥磨損活塞桿和密封件，炮嘴前端局部使用了鑄鐵材料，使鑄鐵的炮嘴口耐沖刷，提高了使用壽命，打泥深度采用螺旋鍵轉換成刻度盤上來顯示。如回轉機構采用液壓馬達驅動時不能自鎖，需要設置鎖緊機構進行鎖緊。DDS型液壓泥炮的回轉機構采用油缸驅動，可以自鎖，因

29、此可省去鎖緊機構，使機構得以簡化。為了適應現(xiàn)代化的設計理念，故選擇設計一臺DDS型液壓泥炮。4.2打泥機構的計算泥炮最主要的兩個參數(shù)是泥缸有效容積和泥塞對炮泥的單位壓力。泥缸有效容積應保證一次能打入足夠的炮泥量，能有效地堵塞出鐵口通道和修補爐缸前墻。泥塞對炮泥的單位壓力應能保證炮泥在泥缸和過渡管中受到壓力損失后，擠出的炮泥仍能克服爐缸內和出鐵口通道中的阻力，將炮泥順利打入出鐵口。原電動泥炮泥缸的有效容積是考慮一次堵口失敗時不用加泥就可以再次進行堵口操作的，因此普遍偏大。打泥能力應以泥塞上炮泥的單位壓力來表示。根據(jù)第三章泥炮的參數(shù)確定可知，1750m³高爐的爐頂壓力，采用無水泥炮時，取

30、炮嘴處得壓力，泥缸內的壓力損失。泥缸活塞的壓力為，為了使泥炮有更廣的實用范圍，取，故有。工作油壓R愈高，泥炮的結構愈緊湊，考慮國內液壓元件的供應配套情況，用于大高爐的DDS泥炮取25MPa。為了滿足現(xiàn)代泥炮的設計要求，根據(jù)第三章所闡述的液壓泥炮的相關參數(shù)選擇液壓泥炮的泥缸的有效容積為0.25m³，炮嘴的吐泥速度。4.2.1泥缸直徑和油缸的計算由于液壓泥炮的設計沒有標準化，所以在一些參數(shù)的確定上，只有通過以前設計者所設計的參數(shù)進行相應的設計計算。根據(jù)對相關泥炮的研究，初步擬定泥缸的直徑為500mm，炮嘴出鐵口的直徑為150mm。油缸的直徑計算： （4-1）式中泥塞對泥炮的單位壓力，MP

31、a； 油缸的工作油壓力，MPa。液壓缸為標準原件，因此在其尺寸上，應該將計算值根據(jù)其液壓缸的內徑系列進行圓整并取標準值，故選擇液壓缸的內徑為360mm。4.2.2油缸有效行程的計算 （4-2）式中-泥缸有效容積，； -泥缸直徑，m。根據(jù)前面所述，將所選取的泥缸容積和直徑代入公式可以得：，為了方便設計就算設計選擇。4.2.3打泥推力F的計算或 （4-3）根據(jù)上述所述的值得： ；。在計算打泥機構主要零部件的強度和計算活塞的穩(wěn)定性時，應以此處計算的實際最大推力為依據(jù)。4.2.4泥塞移動的速度的計算 （4-4）式中t-打泥時間，一般40-60s。炮嘴吐泥速度為： （4-5）式中 炮嘴出鐵口處內徑，m。

32、 一般的吐泥速度為0.2m/s為宜。由于油缸中的流量可以通過節(jié)流閥進行調節(jié)，故泥炮的吐泥速度也是可調節(jié)的。4.3壓炮裝置的計算 壓炮力的大小應考慮因泥缸活塞打泥過程中泥炮對炮嘴產(chǎn)生的反作用力，因為炮嘴和泥套之間仍有一定壓緊力，以保證打泥時泥炮不從炮嘴和泥套之間漏出。因此，壓炮力的計算式為： (4-6)式中 F壓炮力，KN；為炮嘴的直徑,m。最小壓緊力是出現(xiàn)在最大打泥反泥時，炮嘴對泥套的剩余壓炮力，一般在20-30KN。4.4旋轉裝置的計算DDS型液壓泥炮旋轉機構的計算簡圖如圖4.1所示。當活塞式往復油缸5帶動V型桿點旋轉時，連桿3使泥炮轉臂2繞點旋轉。4.4.1旋轉裝置油缸活塞桿的受力分析由于

33、DDS型泥炮沒有錨鉤裝置，所以壓炮時的壓炮反力將通過相應的桿件和旋轉油缸活塞桿的最大受力發(fā)生在壓炮時，泥炮在打泥過程中，雖然增加了對炮身的打泥反力，但炮嘴與泥套間的壓緊力以與打泥反力相同的數(shù)量減少，所以，活塞桿的受力在打泥前和打泥過程中是不變的。如忽略桿件鎖軸的摩擦阻力，壓炮時桿件3的受力可由下式求出(圖4.2)： （4-7）式中F-壓炮力：-壓炮時炮身與水平面所形成的傾角；R-臂架同桿3鉸接點至回轉點的距離；L-轉臂長度；-在壓炮位置時桿件3的位置角。 圖4.1旋轉機構計算簡圖(一)1一炮身；2一轉臂；3一連桿；4一V形桿；5一油缸；6一油缸活塞桿圖4.2計算簡圖(二)1- 炮身；2一轉臂；

34、3一連桿根據(jù)對DDS型液壓泥炮的結構分析，可以得出，液壓泥炮的外形尺寸都差不多一樣。以此為了方便計算，故先擬定，一些液壓泥炮的尺寸和相關角度。根據(jù)以往的經(jīng)驗和液壓泥炮在現(xiàn)實的運用，一般取液壓泥炮的壓炮角度為8，取為80；回轉中心距取L為2500mm；R-臂架同桿3鉸接點至回轉點的距離為600mm；為450。將各參數(shù)帶入，計算式子得：由圖4.3可得到活塞受力為： (4-8)式中的門和Q分別為見和P6到回轉點02的力臂，上式中也忽略了銷軸的摩擦阻力。由圖4.3可見：圖4.3計算簡圖(三) （4-9） （4-10）其中 (4-11) (4-12)得 (4-13) (4-14)通過計算可得：n的值為6

35、00mm，Q的值為750mm。代入上式（4-8）4.4.2旋轉油缸行程的計算 當泥炮達到最大旋轉角160。所需的油缸行程及轉臂在其間的任一位置時，旋轉油缸活塞桿的行程均可用圖解法較方便地得到。當要對旋轉桿機構的參數(shù)進行優(yōu)化分析和要得到轉臂過程中的速度變化曲線時，就必須導出油缸行程的數(shù)學表達式。當泥炮的轉臂轉過角度時，V形桿軒過一個相應的角度，在推導和的關系式時，取V形桿的回轉點。為坐標原點(圖4.4)，則圖4.4計算簡圖(四) （4-15） （4-16） （4-17） （4-18）式中 （4-19） (4-20)在桿件3的初始位置角秒和各桿件的長度以及回轉點位置選定后，可由上式出泥炮轉臂在不同

36、轉角時V形桿的轉角。根據(jù)V形桿轉過。根據(jù)V形桿轉過角時油缸行程J可由圖4.5求出。壓炮狀態(tài)旋轉油缸與V形桿4的鉸接點為K。當V形桿轉過角后，K點移至K位置，油缸的行程為： (4-21) (4-22) （4-23） (4-24)將公式（4-22）、（4-23）、（4-24）代入公式（4-21）得： （4-25）圖45計算簡圖(五)根據(jù)公式（4-25）可以等到轉炮油缸的行程與轉臂轉角的關系如圖（六）根據(jù)公式（4-25）和油缸行程與轉角的關系可以得出，油缸的行程，初步擬定。油缸的行程為1250mm。第五章 打泥機構結構和尺寸的確定5.1打泥油缸的結構設計 5.1.1缸體的組成 缸筒與缸蓋的連接的各種

37、典型結構不同，應根據(jù)具體的實際情況正確選用，這里DDS型液壓泥炮打泥機構的油缸的連接方式采用內半環(huán)聯(lián)接，這種結構方式的優(yōu)點是結構緊湊，重量輕：缺點是安裝時，端部進入缸體較深，密封圈有可能被進油孔邊緣擦傷。5.1.2缸筒材料 工程機械常用的液壓缸可選用20、35、45無縫鋼管。20鋼因其機械性能低而且不能調質，因此用的很少。與缸蓋、管接頭、耳軸等零件焊接在一起的缸筒用35鋼，并在粗加工后調質。與其他零件不焊接的缸筒，使用調質的45號鋼。調質處理是為了保證強度高，加工性好，一般調質到241-285HBS。機床上的液壓缸多采用高強度鑄鐵（HT20-40）.5.1.3缸筒的計算 1、缸筒內徑：根據(jù)4.

38、1節(jié)油缸直徑的計算得到缸筒的內徑為360mm。 2、缸筒的壁厚為： （4-26） 式中為缸筒材料強度要求的最小值，m； 為缸筒外徑公差余量，m； 腐蝕余量，m。缸筒材料強度要求的最小尺寸的計算： （4-27）式中缸筒內最高工作壓力，Mpa； 缸筒內徑，m； 缸筒材料的許用應力，Mpa。 （4-28） 為缸筒材料的抗拉強度，因為缸筒的材料選擇的為45號鋼，所以缸筒的抗拉強度為610Mpa，n為安全系數(shù)，通常取n=5。 將已知的值代入公式（4-27）得：。通過計算可以等到缸筒的厚度選擇為0.05m。5.1.4缸筒壁厚的驗算 所選擇的缸筒的壁厚，應該進行四方面的運算以保證工作的安全既：額定工作壓力；

39、缸筒徑向的變形；完全塑性變形壓力和爆炸壓力。1、 額定工作壓力應低于一定極限值，以保證工作安全： (4-29)滿足設計的要求。2、 額定工作壓力應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生： （4-30）式中的缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力，Mpa 滿足設計要求。3、 變形量不應超過密封允許范圍。4、 驗算缸筒的爆炸壓力 。根據(jù)驗算所選擇的缸筒壁厚滿足要求既選擇為0.05m。5.1.5缸蓋 缸蓋的材料為35、45號鋼鍛件或者鑄鋼以及灰鑄鐵?；钊麠U的導向套可以是缸蓋自身。這時缸蓋最好用鑄鐵，并在工作表面堆黃銅、青銅或其他耐磨材料。導向套也可以一個套筒，壓入缸蓋，材料為耐磨鑄鐵、黃銅、青

40、銅等。5.1.5.1缸蓋的計算 缸筒底部厚度：缸筒底部為水平面時，其厚度可以按照四周嵌住的圓盤強度公式進行近似的計算： (4-31)式中計算厚度外徑； 筒底材料許用應力，Mpa;筒內最大工作壓力，Mpa。由于缸筒的連接結構為內卡環(huán)連接，卡環(huán)的長x寬為缸筒的壁厚，為了保證泥塞在筒底上安裝牢靠，故將其用螺栓固定在缸底上。為了滿足強度，選擇筒底的厚度為100mm。由于缸筒頭部要求密封嚴格，故選擇的缸頭的厚度為100mm。5.1.6活塞的組件5.1.6.1活塞與活塞桿的連接 缸行程較短且活塞與活塞桿直徑相差不多時，可將活塞與活塞桿做成整體。但在多數(shù)情況下，活塞與活塞桿是分開的。在一般工作條件下這兩者可

41、采用錐銷連接或螺紋連接。DDS型液壓泥炮因為缸的工作壓力較高且負載較大，并且活塞桿的直徑又較小，活塞桿的螺紋可能過載，另外工作機械震動較大時，固定活塞的螺栓可能松動，因此須采用半環(huán)連接。5.1.6.1活塞與活塞桿的材料活塞與活塞桿的材料根據(jù)實際情況進行選用，活塞若是整體式的可采用35、45鋼，若是裝配式的則用鑄鐵、耐磨鐵或鋁合金。實心的活塞桿用35、45鋼，空心的用35、45鋼的無縫鋼管。DDS型液壓泥炮的液壓缸的沖擊振動很大，可采用整體式結構材料選用55鋼或40Cr等合金材料制作。 活塞的外徑和缸筒內徑相等為360mm，活塞寬度一般為活塞的外徑的0.61.0倍即為216360，但也要根據(jù)密封

42、的型式、數(shù)量和安裝導向環(huán)的溝槽尺寸而定。選用O型密封圈，為了保證密封的效果選擇兩個密封圈進行密封。選擇寬度為80mm。5.1.6.2活塞桿的計算 活塞直徑的計算：活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件，它承受拉力，壓力和彎曲力和振動沖擊等多種作用力，必須有足夠的強度和剛度，對于雙作用單邊活塞桿液壓缸，其活塞桿直徑d可以根據(jù)公式： （5-7）式中：速比，根據(jù)壓力選擇； D缸筒內徑，m。根據(jù)公稱壓力可以確定為2,。D為0.36m。 活塞桿為標準件，有一定的尺寸要求，根據(jù)活塞桿的尺寸系列選擇活塞桿的的直徑為0.22m。 活塞桿內端與活塞的連接選擇的是卡環(huán)連接，由于打泥液壓缸在工作時，活塞桿固定不動，所以活塞

43、桿的外連接因用大頭螺栓固定。根據(jù)活塞桿螺紋尺寸系列選擇螺紋直徑與螺距為，螺紋長度L為180。 5.1.6.3活塞桿的校核活塞桿在穩(wěn)定工作的情況下，活塞桿只受到軸向推力和拉力，因此其強度計算公式可以近似為： （5-8）式中：材料的許用應力，Mpa； F活塞的作用力，KN； D活塞桿的直徑，m。根據(jù)活塞桿的材料45號鋼，可以確定活塞桿的許用應力為122Mpa。故滿足設計要求。5.2泥缸的結構和尺寸的確定5.2.1炮嘴設計炮嘴在工作是，將直接與高爐接觸，并在打泥過程中，炮嘴將伸入出鐵口與出鐵口接觸，直接承受鐵水的高溫和壓力，為了保證炮嘴的工作要求故因選擇耐磨和耐火材料。選擇HT300材料。炮嘴的直接

44、為150mm，炮嘴的長度為350mm，壁厚在50mm。為了保證打泥過程中炮嘴與泥塞貼合緊密，因此把炮嘴上臂做成有一定錐度的。5.2.3過渡管的設計過渡管的幾何形狀對打泥效率（，炮嘴出口處的壓力；打泥活塞上的壓力）的影響。根據(jù)試驗如圖（5.1）圖六?？梢钥闯鰣A錐行的過渡管打泥效率較高，故DDS型泥炮采用圓錐型。 圖5.1 不同型式的過渡管打泥曲線過渡管的長度按照以往的設計要求選擇L為450mm。因為其首尾與炮嘴和泥缸的相連，所以其尺寸大小有炮嘴和泥缸的直徑確定。5.2.4泥缸的設計 泥缸里所承受的壓力，與打泥油缸的壓力差不多，故在想材料上選擇與打泥油缸相同的材料，為45號鋼。 泥缸的直徑為500

45、.由于泥缸不是主要承受壓力的零件，選擇泥缸的30mm。其長度根據(jù)打泥油缸的行程確定。 由于泥炮所處的環(huán)境較為惡劣，所以不能直接暴露在環(huán)境中，同時為了方便與打泥油缸的連接，故選擇將泥缸和打泥油缸裝在兩個缸筒內，并用螺栓連接，并在他們的間隙里面通冷卻水冷卻。 泥缸和油缸的外筒，由于打泥過程中壓力的作用，故在材料上選擇一般的鑄鐵材料。為了保證對泥缸的合理冷卻，選擇泥缸與泥缸外筒之間的間隙為10mm故內徑為520mm。油缸外筒的內徑為500mm。其長度根據(jù)打泥油缸的行程確定。5.2.5連接方式的確定打泥系統(tǒng)受力最大的時候發(fā)生在打泥過程中，為了保證打泥部件的各機構的連接可靠，因此所選擇的連接螺栓的強度計

46、算按照最大力時計算。當打泥壓力最大是既p=25Mpa時。此時過渡管與泥缸之間的F作用力為： (5-9)式中：D泥缸直徑。根據(jù)計算，螺栓所受的力較大，選擇12螺栓同時連接故每顆螺栓的受力為： 根據(jù)每顆螺栓的受力，初步選擇螺栓的M24的螺栓材質為合金鋼屈服強度為。螺栓強度校核根據(jù)公式： （5-10）式中：軸向載荷； 螺紋小徑； 螺栓屈服強度； 安全系數(shù)，一般取1.21.7。滿足設計要求。同理泥缸外筒與油缸外筒同樣選擇12M24的螺栓連接。炮嘴與過渡管的連接，由于炮嘴在打泥時被壓入泥套中，故其作用在炮嘴和過渡管上的力較小，選擇12M12的螺栓連接。5.2.6泥塞泥塞是打泥機構中，與打泥液壓缸連接在一

47、起的，作用用于將液壓缸的壓力傳遞給泥缸，將泥缸中的炮泥打入出鐵口。泥塞的結構，在以前是將泥塞做成一個整體，由于泥塞下沿的磨損始終存在，磨損后就不能在繼續(xù)使用，為了合理的解決這一問題，故選擇組合式的泥塞。在與泥塞壁接觸的部位用青鋼制作出兩個徑向開口的且側面有一定錐度的膨脹環(huán)，依靠膨脹環(huán)與泥缸內壁緊密接觸，做往復運動，但在往復一定運動過程后也產(chǎn)生磨損，隨著磨損量增加，由于膨脹環(huán)設計的特殊結構，炮泥的反作用力迫使其向外膨脹，從而實現(xiàn)補償，始終保持與泥缸壁的緊密接觸，這樣就避免了因磨損間隙產(chǎn)生內泄向后倒泥現(xiàn)象。如圖（5.2）圖5.2泥塞泥塞出危險狀態(tài)發(fā)生在泥塞后退卡死的事故中。根據(jù)以往經(jīng)驗，泥塞與油缸

48、的固定選用8M24螺栓和一個設定在泥塞中心的M90的螺栓與油缸的尾部連接。材質選擇，取 n=1.2 。對連接鍵的校核。已知油缸的內徑為，桿徑的直徑為，油缸后退時的拉力：每個螺栓受力：8個M24螺栓上的受力有；M90上的受力。滿足油缸向后的最大拉力。第六章旋轉機構的設計6.1液壓泥炮旋轉機構的組成 在液壓泥炮的組成中，旋轉油缸是旋轉機構的最主要部分，其他的主要起固定旋轉液壓缸和傳遞力的部分。6.2液壓泥炮旋轉機構油缸的設計6.2.1旋轉油缸的組成 旋轉油缸主要由缸體既缸筒、缸蓋組成，活塞組件，密封裝置和排氣裝置，緩沖裝置。6.3缸體的組成 缸筒與缸蓋連接的各種典型結構不一，應根據(jù)具體的實際情況正

49、確選用，這里DDS型液壓泥炮回轉油缸缸的連接方式采用法蘭盤連接，這種結構方式的優(yōu)點是結構簡單；易于加工，易裝卸。缺點是重量比螺紋連接的大。6.3.1缸筒的材料工程機械常用的液壓缸可選用20、35、45無縫鋼管。20鋼因其機械性能低而且不能調質，因此用的很少。與缸蓋、管接頭、耳軸等零件焊接在一起的缸體用35鋼，并在粗加工后調質。與其它零件不焊接在一起的缸體，用45鋼調質。調質處理是為了保證強度高，加工性好，一般調質到241285HBS。機床上的液壓缸多采用高強度鑄鐵(HT20-40)。根據(jù)缸筒材料的要求，選擇45號鋼。并進行調質處理。6.3.2缸筒的尺寸 缸筒直徑的計算可以根據(jù)公式： （6-1）

50、式中：P供油壓力，Mpa； F活塞受的推力，N。在第四章里已經(jīng)計算出，供油壓力先為25Mpa,活塞的推力為1237.25KN。將其代入公式可得：液壓油缸為標準件，圓整并按標準選擇油缸的內徑為0.25m。6.3.4缸筒的壁厚缸筒的壁厚為： （6-2） 式中為缸筒材料強度要求的最小值，m； 為缸筒外徑公差余量，m； 腐蝕余量，m。缸筒材料強度要求的最小尺寸的計算： （6-3）式中缸筒內最高工作壓力，Mpa； 缸筒內徑，m； 缸筒材料的許用應力，Mpa。 （6-4） 為缸筒材料的抗拉強度，因為缸筒的材料選擇的為45號鋼，所以缸筒的抗拉強度為610Mpa，n為安全系數(shù)，通常取n=5。 將已知的值代入公

51、式（6-3）得：。通過計算可以等到缸筒的厚度選擇為0.04m。6.3.5缸筒壁厚的驗算 所選擇的缸筒的壁厚，應該進行四方面的運算以保證工作的安全既：額定工作壓力；缸筒徑向的變形；完全塑性變形壓力和爆炸壓力。額定工作壓力應低于一定極限值，以保證工作安全： 式中 ： 缸筒材料的屈服強度，Mpa。 滿足設計的要求。額定工作壓力應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生： （6-5）式中的缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力，Mpa 滿足設計要求。變形量不應超過密封允許范圍。驗算缸筒的爆炸壓力 。根據(jù)驗算所選擇的缸筒壁厚滿足要求既選擇為0.04m。6.3.6缸筒螺紋連接部分 因為法蘭盤與缸筒的連

52、接，依靠的是螺紋連接，設計過程中借鑒以往的經(jīng)驗選擇缸筒螺紋外徑為。為了證明選擇的螺紋是否合理，將對螺紋處進行校核，公式如下：螺紋處的拉應力 （6-6）螺紋處的剪切應力 （6-7）合應力 （6-8）許用應力 （6-9）式中：F缸筒端部承受的最大推力，KN D缸筒的內徑，m； 螺紋外徑，m； 螺紋底徑，m；K擰緊螺紋的系數(shù)，不變載荷取K=1.251.5，變載荷取K=2.54；螺紋連接的摩擦因數(shù)，=0.070.2，平均取=0.12； 安全系數(shù)，取n=1.22.5。 由前面的計算可得F=1237.25KN，D=250mm，=320mm，K=1.5。將值代入公式得： ；故滿足設計要求。6.3.7法蘭盤 為了使缸筒的端蓋，能可靠的固定在法蘭盤上，選擇法蘭盤的直