免费在线对辊式压球机说明书分析 650对辊式压球机说明书分析 PAGE / NUMPAGES 650对辊式压球机说明书分析 单位代码 02 学 号 分类号 TH6 密 级 毕业设计说明书 型对辊式压球机设计 院（系）名称 工学院机械系 专业名称 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名 指 导 教 师 2014年 5月 15 日 黄河科技学院毕业设计说明书 第 1页 绪论 1.1 压球机的重要性 我国每年仅以焚烧方式耗费的煤炭就达 11 亿吨，占煤炭年总产量的 80%左右。在一次能源花费构成中，煤约占 75%，而此中全国的工业锅炉（约 42 万台）、工业窑炉（ 16 万座）年耗煤量就达 4 亿吨，占直接焚烧方式耗煤量的 1/3 还多。 以上数据表面， 煤炭是中国一次能源的支柱。 占有关资料介绍， 我国一次能源的资源结构中，煤炭与石油、天然气、水电及核电等对比，在数目上占非常大的优势，将探明的一次能源保有储量折算为煤计，煤炭占 90%以上。 原煤不经过入洗而直接用于焚烧，不单浪费能源，并且产生大批的煤烟和温 室气体的排放发。采纳洁净煤技术，是提升煤炭利用效率和减少污染的最正确选择。工业型煤成套技术就是此中一种很成熟的方法 , 经过增添助剂对粉煤进行混捏成型 , 用作工业锅炉和窑炉的燃料 , 与直接焚烧散煤对比 , 烟尘排放量可减少 60%,SO2排放量可减少 50%。 压球机大多数都用在有色和黑色金属矿粉的制球造块，直接进炉冶炼，提升附带值。凡是冶金行业废料，辅料需上炉的，都需要压球机来达成。凡是冶金行业废 料，辅料需上炉的， 都需要压球机来达成。 比方：除尘灰、池泥、氧化皮、钢渣、铁精粉、铝灰粉、硅锰矿粉，等等。可将各样粉料（如镁砂、铝矾土、白云石、铁粉等）经过强迫增压，预压螺旋精细加工、制成密度较大的球坯，被宽泛应用 于冶金、化工、煤炭及耐火资料等行业。 经压球体制作成型后的物料， 节能环保，便于运输，提升了对废料的利用率，拥有优秀的经济效益与社会效益。 1.2 压球机的发显现状 外国型煤早已有成熟的技术， 联合国能源组织把型煤视为节能减污的有效途 径予以推行。 70 年月石油危机后，型煤科研工作进一步获得重视， 1969~1980 年型煤发明专利每年为 13 项，1980~1983年增添到每年 70 多项。1989 年亚太经 黄河科技学院毕业设计说明书 第 2页 互会在菲律宾召开了主题为“型煤开发与环境效益”的煤炭利用专家会议。 1992 年联合国召开了大气污染、促使经济发展的终于门路。 中国当前在工业上获得大范围的应用的型煤主假如经过体制冷压一次成型的型 煤。成型设施有对辊成型机和挤出机。成型压力较低 , 一般在 25 MPa左右。型煤 的形状大多半为扁圆形 , 也有方形、枕形、棒形等。其明显的特色是呈饼状或柱 状 , 三维方向的尺寸起码有一个相差较大 , 并且尺寸单调。所制型煤密度较高 , 表面比较光洁 , 拥有比较高的强度。 生产型煤所用的粘结剂有无机质 ( 如石灰、黏土、水泥、膨润土等 ) 和有机质 ( 腐植酸盐、纸浆废液、淀粉等 ) 及二者联合起来的复合粘结剂。 从研究方素来看 , 当前国内型煤对所使用的粘结剂更重视于开发免烘干工艺 , 即可使制成的型煤具 有理想的冷态强度和防水性能的粘结剂。 型煤的生产设施则有向引进高压成型设施的方向和推行国内研制的低压炉 前成型设施方向并举的发展趋向。 以期能够减少相关成本 , 提升质量 , 加速型煤家产化 进度。成本高于原煤 , 再加上型煤生产要耗费必定的人力及电能 , 型煤生产厂商也 要获得必定的收益 , 以致锅炉型煤的售价一般比可取代煤种超出数十元。 当型煤所带来的经济效益不可以填补用户购买型煤的价差时 , 在市场经济条件 下 , 即便采纳其余强迫方法 , 也很难形成市场。这正是中国工业锅炉型煤夭折 , 又转向推行锅炉型煤在炉前即制即用的所谓 “炉前成型” 方法的根来源因。 工业锅炉型煤炉前成型技术 , 从实质上讲是增添了锅炉的辅机。是锅炉节能技术改造的 一部分。其减少环境污染成效甚差。依占有关厂家供给的价钱资料剖析 , 在中国煤炭资源价钱偏低的条件下 , 因为设施运作时的状态或改变所用的煤质不一样 , 所增添 的这一部分投资回收限期大概在几个月至几年。依据对用户的检查剖析 , 多半以为这类炉前成型方法不适应中国大批的用户锅炉单台容量小、 按季节运行或间歇式运行的要求。 1.3 压球机在工业中的作用 中国工业型煤的生产的基本工艺主要采纳粉煤增添粘结剂低压成型 , 过去的研究大多分布在在成型工艺和粘结剂方面 , 对成型机械的研究开发甚少。 事实上 , 成型机械是型煤生产的重点设施 , 国内大多半型煤厂采纳有粘结剂的低压成型 , 其工艺 黄河科技学院毕业设计说明书 第 3页 过程主要包含原煤的粉碎、配料 , 粘结剂、固硫剂等助剂的增添 , 混捏与成型 , 型煤烘干等 , 工艺冗长。再加上用电和设施的折旧、 增添剂及人职薪资 , 以致型煤的生产所带来的成本偏高 , 最后型煤价钱与块煤相差无几 , 进而使型煤用户在经济上承受起来较为困难。所以本论文就是设计高压的成型机械， 这样子就能够少用甚至不用粘结剂。 1.4 压球机设施结构及结构的详细剖析 1.4.1 压球机的三大系统 1、给料部分，主假如实现定量给料来保证物料平均进入对辊间。螺旋送料 装置由电磁调速电机驱动， 经皮带轮、蜗杆减速器转动， 将被压物料强迫压入主 进料口。因为电磁调速电机恒矩特征， 当螺旋送料机的压料量与主机所需物料量 相等时，能够保持恒定的供料压力使球团质量稳固。 如供料量过大， 则送料装置 的电过载 ;供料量过小则不可球。所以娴熟的操作技是保证压球正常工作的重要 条件。 2、传动部分，主传动系统为： 电动机 --三角形带 减速机 开式齿轮 轧辊。主机由电磁调速电机供给动力， 经皮带轮、 圆柱齿轮减速机， 经过棒销联轴器传至主动轴。主动轴与被动轴经过开式齿轮保证同步运行。 被动轴承座后边装有液压装置。液压保护设施是由液压泵将高压油打入液压缸，使活塞产生轴向位移。 活塞杆的前接头顶在轴承座上以知足生产压力要求。 3、成型部分，主要指主机部分，核心部分是轧辊。当两压辊之间进料过多 或进入金属块时， 液压缸活塞杆受压过载， 液压泵会停机、 蓄能器对压力变化起 缓冲作用、溢流阀开启回油、活塞杆移位使压辊间缝隙加大进而使硬物经过压辊， 系统压回到正常状态，能够保护压辊不破坏。 本机可根据压球密度的要求调整压力， 生产灵巧灵巧。 压球机的工作过程 1、固体常能或多或少地把四周介质中的物质吸附向自由表面。颗料越小其比 表面积越大，表面自由焓越高，颗粒间的作使劲越大，内力越强，表现出粉状物 料拥有粘结性。湘潭电化 (002125)旗下的湘潭锰矿企业的锰粉矿物猜中电炉收尘 黄河科技学院毕业设计说明书 第 4页 灰含量大概在 2 0 ％左右使物料的粘结性很大， 加之物料在混碾过程中加入了适当的粘结剂使物料粘结性有所提升。所以物料较易产生挂壁现象。 物料在重力及冲力的作用下，使物料颗粒间形成剪力，其实不停增添，当剪力 超出料拱折服强度时拱层出现倒塌， 剪力减小拱层在稳固， 剪力再累积， 这样不停循环，所以这类物料的流动是不稳固的。 2、当物料从溜槽转人中转料仓后， 主要靠自重和预压螺旋强迫喂料送人对辊。因预压螺旋安装在对辊中心线正上方且预压螺旋喂料为送料的主要方式。 所以在对辊中心线方向上的物料遇到来自预压螺旋的强迫外力， 在外力作用下物料的化学成分及胶结物性质不可能会发生变化， 但微结构会产生明显的变化。 跟着外力冲压能量的不停增添， 物料颗粒挪动， 使物料的结构发生了渐变， 微结构由本来的粒状架空结构为主转变为粒状镶嵌结构为主， 由松散变为密切， 使物料颗粒处于密实的状态。物料颗粒的微结构由粒状架空结构变为粒状镶嵌结构， 接触关系由点 接触变为面接触，小孔隙的增添，使得物料的干密度 (单位体积中固体颗粒部分 的质量 )增添。而在仓壁两边的物料主假如靠自重流人料口，极少或没有遇到外 力挤压所以微结构基本上没有发生明显的变化， 且干密度较小， 这样就必定会以致物料 密度散布不平均，压制出质量和密度不平均的小球。 3、物料从料仓进人对辊。第一进人咬入区，在这个地区内，因为物料粒子的 从头摆列或聚合而使物料缝隙率有所减少。 跟着对辊的转动， 物料在两对辊之间 所占有的空间渐渐减少， 则成型压力渐渐增高并达到最大值， 在这个地区内， 物 料粒子之间的相对运动大幅度的降低， 且粒子发生了弹性变形和塑性变形。 随后成型 压力慢慢减小，物料由压缩状态转变为弹性答复状态。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 5页 基本信息参数确实定 2.1 电动机的选择 2.1.1 选择电动机的种类和结构及形式 按工作条件和要求，采纳一般用途的 y系列三相异步电动机， 为卧式关闭结构。 2.1.2 选择电动机的容量 辊子转速 n=13r/min 辊面切相线kN/cm 辊子宽度 b=350mm 辊子速度 v=r* ω=d*π *n/ （60*1000）=0.44m/s 工作部分的功率 p=f*b*v=3*35*0.44=46.2kw 电动机的功率 p0=p/ η ，此中 η是从电动机到辊论主轴之间的传动装置总效 率 η=η1* η 2* η3* η 4* η4* η5 依据《机械设计课程设计手册》表 1-7 得： 1=0.96 是带轮的传动效率 2=0.96 是减速器的传动效率 3=0.99 是联轴器的传动效率 4=0.98 是轴承的传动效率 5=0.97 是齿轮的传动效率 η=η1* η 2* η3* η 4* η4* η5=0.849965985 电动机的功率 p0=p/ η =54.36kw选择电动机的功率 pm≥p0，依据《机械设计课程设计手册》所以最终选择 Y280M-6电动机。其同步转速是 1000r/min ，满载转速是 980r/min ，额定功率为 55KW。 2.2 传动方案确实定 压球机的工作环境不好， 工作状况不稳固， 维修也不是很方便。 所以在设计过程中应使整机在保证工艺性能指标的前提下尽量提升常规使用的寿命， 简化结构，减少故障点，最大限度的降低维修量。其传动简图如图 2所示。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 6页 整机结构大概分为 : 电动机、带传动、减速器、联轴器、工作辊、同步齿轮 等。 图 2.1 传动系统简图 2.3 传动比的计算及分派 总的传动比 i=Nm/n=980/13=75，因为所选的减速器是标准减速器， 并且带轮不宜承受很大的传动比， 所以减速器选择时应当选择 i 减≤ 75的, 依据 机械设计手册 第五版 成大先主编 , 初步选择 zsy 系列的减速器 , 传动比 i 减 =71, 依据 n=1000r/min 和传动比 i=71 及功率 p≥ 54.36, 可选择 zsy315-71- Ⅱ的减速器 , 由此可知 , 带轮的减速比为 i 带=i/i 减=1.056 。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 7页 3 v 带带轮设计 3.1 设计功率 由《机械设计》知道 Pd=ka*p=1.2*55=66kw ，此中 p为传达功率， ka是工况系数，有《机械设计》》表 8-2要选择 ka=1.2 3.2 选定带型 依据 pd和 n1由《机械设计》第八疆域 8-11选用一般 v带 d带型 3.3 传动比 由《机械设计》知道 i=n1/n2=dp1/dp2 若计入滑动率由《机械设计》知道 i=n1/n2= dp2/{ （1-ε）dp1} n2是大带轮转速， dp1是小带轮的节圆直径， dp2是大带轮的节圆直径， ε是弹性滑动率， ε往常取，往常带轮的节圆直径可视为基准直径。 3.4 小带轮的基准直径 Dd1按《机械设计》表 8-6和表 8-8选定，为提升 v带的寿命，宜选用较大的直径，这里选用 355mm， 3.5 大带轮的基准直径 由 Dd2=i*dd1 （1-ε），且 dd2应按《机械设计》表 8-8选用标准值，可选用 dd2=400mm。 3.6 带速 由《机械设计》知道 V=π*dp1*n1/（ 60*1000） =18.21m/s 为充散发挥 v带的能力，一般应使 v≈20m/s，故带的传动速度还能够。 3.7 初定轴间距 《机械设计》 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 既 528.5mm≤a0≤1510mm，初步定为 a0=750mm 黄河科技学院毕业设计说明书 第 8页 3.8 所需基准长度 由《机械设计》知道 Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）*（dd2-dd1）/4a0=2686mm，由《机械设计》表 8-2选用邻近值取 Ld=2800mm。 3.9 实质轴间距 由《机械设计》知道 a≈a0+（ld-ld 0） /2=807mm， amin=a-0.015ld=848.988mm amax=a+0.03ld=890.988mm 此中 amin 是安装所需的最小轴间距， amax是张紧或赔偿伸长所需的最大轴间距。 3.10 小带轮包角 由《机械设计》知道 α1=180-（ dd2-dd1）/a*57.3120. 假如 α1较小应增大 α或用张紧轮 3.11 单根 v 带传达的基本额定功率 依据带型 ·dd1·和n1见《机械设计》表 8-4a可查的 P1=17.01kw 3.12 传动比 i ≠1时的额定功率增量 依据带型 ·dd1·和i 带见《机械设计》表 8-4b可查的 Δp1=0.75kw 3.13v 带的根数 由《机械设计》知道 Z=pd/{ （p1+Δp1）*k α*k l}=4.36 ，此中 kα是小带轮包角修 正系数，见《机械设计师手册》表 9.2-14， kl 是带长修正系数，见表 8-2可知 . Kα=0.99，K l =0.86 所以要选用带根数 z=5 3.14 单根 v 带的预紧力 由《机械设计》知道 F0=500（2.5/kα-1） *p d /（z*v ）+m*v*v=788.037N 此中 m是每米 v带的质量由《机械设计》表 8-3可知 m=0.61kg/m 黄河科技学院毕业设计说明书 第 9页 3.15 作用在轴上的力 由《机械设计》知道 Fr=2f0*z*sin （α 1/2 ）=7880.37N 3.16 带轮的结构和尺寸 依据《机械设计》表 8-10 可知 v带轮的轮缘尺寸，基准宽度 bd=27mm，基准线mm，基准线mm，槽间距 fmin=23 ，这里取做 f=24mm，最小轮缘厚度 δmin=12mm，这里取做 δ=14mm，带轮宽度 B=（z-1 ） *e+2f=196mm，小带轮外径 da1=dd1+2ha=373mm，大带轮外径 da2=dd2+2ha=393mm. 黄河科技学院毕业设计说明书 第 10页 基本信息参数计算 4.1 各轴的转速 由《机械设计》知道 Ⅰ轴 :n1=n0/i 带=980/1.056=928r/min Ⅱ轴 :n2=n1/i减 =900/71=13r/min Ⅲ轴 :n3=n2=13r/min Ⅳ轴 :n4=n3=13r/min 4.2 各轴功率 由《机械设计》知道 Ⅰ轴 :p1=p0* η1=52.19kw Ⅱ轴 :p2=p1* η2=50.10kw Ⅲ轴 :p3=p2* η3=49.60kw Ⅳ轴 :p4=p3* η4* η475=.15kw 4.3 各轴转矩 由《机械设计》知道 Ⅰ轴 :t1=9550*p1/n1=537.08N*m Ⅱ轴 : t2=9550*p2/n2=36804.23N*m Ⅲ轴 : t3=9550*p3/n3=36436.92N*m Ⅳ轴 : t4=9550*p4/n4=34637.12N*m 黄河科技学院毕业设计说明书 第 11页 轴的设计计算 5.1 轴资料的选择 因为传达的功率和转矩很大故应当选择好点的资料，这里我们最终选择 40cr，经 过调质办理后，其硬度是 241-286hbs，抗拉强度 δb=685mpa，折服点 δs=490mpa， 需用曲折应力 [ δ0]=120mpa， [ δ－1]=70mpa 5.2 计算 Ⅲ轴最小轴径 由《机械设计》知道 Dmin≥A0 3 p3 / n3 错误！未找到引用源。，由机械设计 表 15-3可知，A0=97-112，取A0=100，可获得 dmin≥156.26mm，对于轴径 d≥100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 3%既 dmin≥160.95mm，应选轴径 d=220mm。 输出轴的最小直径明显是安装在联轴器处轴的直径 d 图 5.1 轴的简略图 为了使所选的轴直径 dⅠ-Ⅱ与联轴器的孔径相适应，故需同时选用联轴器的 型号，由《机械设计》知道联轴器的计算转矩 tca=ka*t3，查表 14-1，考虑到转矩 变化很小，故取 ka=1.3，则： tca=47367.996N*m， 依据计算转矩 tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，用鼓型齿式联轴器，其公称转矩为 100000n*m，半联轴器的孔径是 d1=220mm，故取dⅠ-Ⅱ=220mm，半联轴器的长度 L=230mm。 Ⅱ-Ⅲ段的直径确立 为了知足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ -Ⅱ右端需制出一轴肩，故取Ⅱ -Ⅲ段 的直径 dⅡ-Ⅲ=228mm 黄河科技学院毕业设计说明书 第 12页 5.2.2 轴承 初步选择转动轴承，因轴承只承受径向力，并且径向力很大，应选择调心滚 子轴承，由新编 机械设计手册 能够选用轴承代号 23348，尺寸是 d*D*B=240mm*500mm*155mm 5.2.3 辊子部分的轴的设计 取安装辊子部分的轴径是 296mm，即dⅤ-Ⅵ =296mm，依据设计的基本要求可知辊子 长度为 350mm，可是为了压紧辊子，使棍子有效工作，取 LⅤ-Ⅵ=346mm，辊子 右端用轴肩定位，轴肩高度 h≥0.07d=14mm，故取 h=15mm，则轴肩处的直径是 d=345mm，轴环高度是 b≥ 1.4h=18mm，取 b=18mm。 5.2.4 轴承端盖 轴承端盖的总厚度为 23mm，轴承两头都用轴承端盖， 一端端盖是为了防备轴承轴向挪动，另一端轴承端盖是为了防备落料进入轴承中。 依据端盖的装拆及便 于对轴承增添润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的距离为 L=72mm， LⅡ-Ⅲ=72mm，LⅤ-Ⅵ =346mm，在Ⅳ -Ⅴ段因为对于辊子来说两头的轴承最好对 称散布这样受力平均，所以 LⅢ-Ⅳ=160mm。 5.2.5 齿厚的有关计算 齿轮的右端用轴肩定位， 所以取 dⅦ-Ⅷ段 =240mm，因为其右端还要用螺母进 行锁紧，所以要取小于 240mm的长度，这里取做 LⅤ-Ⅵ =172mm，垫片的厚度是 8mm，螺母的厚度是 27mm，可是仍是要露出一部分轴的，所以取Ⅵ -Ⅶ段长度 L -Ⅹ=106mm。 5.2.6 确立轴上圆角和倒角尺寸 参照《机械设计》表 15-2，取轴端倒角为 3*45,。 5.2.7 求轴上载荷 第一依据轴的结构图做出轴的计算简图。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 13页 图 5.2 Fr和 Fnv1即Fnv2都是竖直面内的力， 依据设计的基本要求可知， 竖直面内遇到最主 要的力就是重力，在这里会忽视不计，水平面内的力很大，由《机械设计》知 道的， Ft=4.5kn*350=1575kn，因为支撑是对称散布的，所以 Fnv1= Fnv2=Ft/2=787.5kn，L 1=L 2=270mm，弯矩 Mh=Fnv1*L 1=236250n*m，T=60025n*m 画出弯矩图和扭矩图可知。 图5.3 图5.4 由上边的两个图可知在辊子的地方所受的弯扭力最大。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 14页 5.2.8 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时往常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。依据机械设 计公式（ 15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取 α=0.，6轴的计算应力，由《机械设计》知道的 σ ca=错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 前已选定轴的资料为 40cr，经过调质办理， 查得 [ δ－1]=70mpa，所以 σca[－δ1], 故安全。 Mh 2 ( T ) 2 / 0.1d 3 5.3Ⅳ轴的校核 Ⅳ轴的设计与前者同样，它们资料同样，承受的力矩和转矩同样，支撑相对于辊子也相 同，所以不用再设计校核了。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 15页 齿轮的设计与计算 6.1 选定齿轮的种类，精度等级，资料，初定其模数及齿数 依据工作要求，采纳直齿圆柱齿轮传动。对辊式压球机为一般的工作机器，速度不高，应采纳 7 级精度（ GB 10095-88）。资料选择，选择齿轮资料为 40cr （调质），硬度为 280HBS。 依据结构要求， 齿轮的分度圆直径应当和辊子的直径同样， 这里我们初步选择其模数 m=16mm，那么由《机械设计》知道的其齿数 Z=d/m=650/16=40 6.2 按齿根曲折强度设计 又由《机械设计》知道的计算公式（ 10-5）进行试算，即m≥错误！未找到引用源。 6.2.1 确立公式内的各计算数值 1、齿轮传达的扭矩 T≈ T3/2=5939705.432n*m 2、由《机械设计》表 10-7 选用齿宽系数，因为该传动中选的是悬臂式的结 构，故错误！未找到引用源。 =0.5。 3、由《机械设计》图 10-20c 查得齿轮的曲折疲惫极限 σ fe1=620mpa， 4、由《机械设计》图 10-18 取曲折疲惫寿命系数 Kfn1=0.88 5、计算曲折疲惫许用应力 取曲折疲惫安全系数 S=1.4，由《机械设计》公式（ 10-12）得 [ σf]1= 错误！未找到引用源。 =238.86mpa 6、依据《机械设计》v=错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。 =0.44m/s， 7 级精度，由《机械设计》图 10-8 查的动载系数 K v=1.2，由《机械设计》表 10-2 查得使用系数 Ka=1，直齿轮 K f α=1.35，由《机械设计》图 10-13 查得 K fb=1.35 7、计算载荷系数 K K=Ka*Kv*Kfa*K fb=2.0412 8、由《机械设计》表 10-5，查得齿形系数 Yfa1=2.226，应力校订系数 Ysa1=1.764 黄河科技学院毕业设计说明书 第 16页 9、《机械设计》计算错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =0.0164

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