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中國(guó)礦業(yè)大學(xué)2007屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第84頁(yè)
第1章 總述
在現(xiàn)代工業(yè)中，造粒，即用細(xì)粉狀分散的物料，通過(guò)加壓成型團(tuán)礦的方法，轉(zhuǎn)化為顆粒狀產(chǎn)品，為此，要使用對(duì)輥成型機(jī)。對(duì)輥成型機(jī)可用于成型、壓塊和顆粒的高壓破碎。型煤成型機(jī)是型煤生產(chǎn)的關(guān)鍵設(shè)備, 而我國(guó)現(xiàn)有的成型機(jī)多為低壓對(duì)輥成型設(shè)備。由于成型壓力低, 生產(chǎn)型煤所需的粘結(jié)劑用量大, 致使型煤生產(chǎn)成本較高, 這種狀況也影響了我國(guó)型煤工業(yè)的發(fā)展。為了減少工業(yè)型煤生產(chǎn)中粘結(jié)劑用量, 降低工業(yè)型煤生產(chǎn)成本, 直至適應(yīng)粉煤高溫?zé)o粘結(jié)劑成型工藝的需要, 需要研究開(kāi)發(fā)適用于中高壓成型工藝的高壓對(duì)輥工業(yè)型煤成型機(jī)。工藝技術(shù)條件的改進(jìn)，設(shè)備尺寸的增大，導(dǎo)致對(duì)輥成型機(jī)不斷進(jìn)步，當(dāng)然其目的是為了使每條線的生產(chǎn)能力更大。
1.1 對(duì)輥成型機(jī)的工作原理
對(duì)輥成型機(jī)有一對(duì)軸線相互平行且直徑相等的一對(duì)圓柱形的成型輥輪，兩輥輪之間有一定間隙，型輪上有許多形狀相同、大小相等對(duì)應(yīng)排列的半球形凹窩，這對(duì)圓柱形的成型輥?zhàn)泳褪菍?duì)輥成型機(jī)的主要部件了，如下圖所示。
圖1-1
在電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)下，兩個(gè)型輪以相同的速度，相反的旋轉(zhuǎn)方向轉(zhuǎn)動(dòng)，當(dāng)物料落入兩型輪之間至輪弧的α角度內(nèi)的時(shí)候，物料開(kāi)始受到擠壓，此時(shí)煤料在擠壓力的作用下填充到輥面上分布的凹窩中，煤料在相應(yīng)的兩球窩之間產(chǎn)生體積壓縮；隨著型輪的連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，球窩逐漸閉合，體積減小，隨著煤料被不斷的壓縮，成型力逐漸增大，當(dāng)轉(zhuǎn)動(dòng)到兩個(gè)球窩的位置達(dá)到兩輥輪的中心連線上的時(shí)候。球窩的內(nèi)腔體積達(dá)到最小，成型壓力達(dá)到最大。然后型輪繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)使球窩逐漸分離，成型壓力也隨之迅速減小。在成型壓力減小至零之前，壓制成的型煤就開(kāi)始膨脹，在自身膨脹的作用下脫離球窩。
利用下圖來(lái)分析球窩對(duì)物料的作用力。為了簡(jiǎn)化分析，以一個(gè)球窩中心點(diǎn)代表球窩對(duì)物料的作用點(diǎn)來(lái)簡(jiǎn)化作用力。在兩輥輪的對(duì)輥過(guò)程中，兩輪對(duì)應(yīng)點(diǎn)上將同時(shí)作用一對(duì)正壓力，設(shè)為Ｐ。我們現(xiàn)在假設(shè)型輪Ａ點(diǎn)為研究對(duì)象點(diǎn)，在Ａ點(diǎn)型輪對(duì)物料作用一個(gè)壓力Ｐ，此力可分解為兩個(gè)力，垂直力為Ｐsina和水平力Ｐcosa。垂直力Ｐsina對(duì)物料進(jìn)行向上推，使物料離開(kāi)型輪；而水平力Ｐcosa和對(duì)面的輥輪上對(duì)應(yīng)的水平力共同作用克服松散物料體內(nèi)的阻力，對(duì)物料產(chǎn)生壓縮作用。與此同時(shí)，型輪對(duì)物料有一個(gè)摩擦力Ｆ＝μＰ，其中μ為物料與型輪輪面之間的摩擦系數(shù)。該摩擦力也可以分解為兩個(gè)力，垂直分力Ｆcosa和水平分力Ｆsina，其中垂直分力使作料咬入兩型輪之間，而水平分力可克服物料內(nèi)阻力，進(jìn)一步促使物料發(fā)生壓縮。
圖1-2
由上可知，要使型輪能順利有效地咬入物料進(jìn)行正常工作，必須滿足以下條件：
Ｆcosa≥Ｐsina
或者：
μＰcosa≥Ｐsina
即：μ≥＝tana
則 tan≥tana
其中為物料與型輪表面之間的摩擦角，也就是說(shuō)，要想成型機(jī)順利咬入煤料進(jìn)行煤成型作業(yè)，物料與型輪表面之間的摩擦角必須要大于咬入角。
圖中的a角對(duì)應(yīng)的中心角就稱為咬合角。咬合角所對(duì)應(yīng)的區(qū)域稱為咬全區(qū)。這個(gè)區(qū)域也就是松散物料的壓縮區(qū)域。在兩輪的a角對(duì)應(yīng)的弧線上分別作兩條型輪的切線，則這兩切線所夾的角稱為加壓角。顯然，加壓角與咬合角是2倍關(guān)系。
根據(jù)上面的分析可以得出，物料的壓制是在咬合區(qū)內(nèi)完成的，在物料進(jìn)入咬合區(qū)前物料只達(dá)到搖實(shí)密度的作用。咬入角是設(shè)計(jì)成型機(jī)的一個(gè)重要的參數(shù)，在相同型輪直徑下，咬合角越大，則咬合區(qū)Ｈ1也就越大，被咬入物料的體積也就越大，因而壓縮率和成型壓力也越大。
咬合角的大小與原料煤的性質(zhì)（例如：粒度，黏結(jié)劑性質(zhì)，水分等）有關(guān)，一般情況下約在10°至15°之間。在咬合角相同的情況下，加大型輪直徑可以增大咬合區(qū)域的寬度，從而增大對(duì)輥成型機(jī)的壓縮率和壓縮強(qiáng)度，這也是當(dāng)前型煤機(jī)型輪向大直徑方向發(fā)展的依據(jù)之一，但增大型輪的同時(shí)，也應(yīng)考慮負(fù)面影響。
1.2 影響型煤成型的因素
成型壓力的大小是粉煤壓制成型的關(guān)鍵，而成型壓力又取決于煤料填滿壓輥上球窩的程度。球窩中煤料的充填量越大，則球窩在閉合時(shí)對(duì)煤料所產(chǎn)生的反作用力就越大，從而能產(chǎn)生足夠的壓力將煤球壓得更緊實(shí)。因此成型壓力與煤料的特性，壓輥的直徑和寬度、兩個(gè)輥?zhàn)又g的中心距離，壓輥的轉(zhuǎn)速等諸多因素有關(guān)。
1.2.1 粉煤粒度、給配對(duì)粉煤成型的影響
成型物料粒度大小與料度級(jí)配分布對(duì)型煤強(qiáng)度及成型率有著重要的影響。在生產(chǎn)過(guò)程中，過(guò)細(xì)過(guò)粗的粉煤不僅會(huì)增加動(dòng)力消耗，而且也會(huì)增加粘結(jié)劑用量，使其灰分增大固定碳含量低，影響產(chǎn)品的最終產(chǎn)品質(zhì)量。故而，通過(guò)對(duì)成型強(qiáng)度及成型率較佳條件下，最佳粉煤粒度及料度級(jí)配跟蹤測(cè)試結(jié)果對(duì)比，存在著一個(gè)較優(yōu)的粒度范圍見(jiàn)表1。
而在生產(chǎn)過(guò)程中發(fā)現(xiàn)原煤破碎機(jī)破碎的粒度范圍， - 1mm 的僅為45%，1 ～ 2mm 的達(dá)20% 左右，2 ～ 3mm 的達(dá)25%左右，3mm 以上的達(dá)10% 左右。粒度過(guò)粗影響型煤的質(zhì)量，生型煤落下強(qiáng)度低僅為10 ～ 15N/ 個(gè)，成球最終強(qiáng)度為100 ～ 230 N/ 個(gè)，成球率也僅為30% ～ 40%。為了解決粒度過(guò)粗問(wèn)題，該廠經(jīng)過(guò)多次對(duì)原煤破碎機(jī)的改造，其破碎的粒度范圍- 1mm 的已達(dá)72%，1 ～ 2mm 的達(dá)11% 左右，2 ～ 3mm 的達(dá)9%左右，3mm 以上的達(dá)6%左右，基本達(dá)到理想的要求，型煤的質(zhì)量較以前有了明顯的改善，生型煤落下強(qiáng)度提高到40N/ 個(gè)左右，成球最終強(qiáng)度為500～ 700 N/ 個(gè)，成球率也提高到93%以上。
1.2.2 原料混合后的均勻性與攪拌時(shí)間的影響
原料混合后需充分?jǐn)嚢?，以確保型煤質(zhì)量的均衡。該廠的攪拌工序是由2個(gè)DLJ3400雙軸螺旋臥式攪拌機(jī)（生產(chǎn)能力在35 ～ 40t / h），與1個(gè)SLJ520立式攪拌機(jī)（生產(chǎn)能力在35 ～ 50t / h）相串聯(lián)的工藝布置。初試生產(chǎn)，攪拌時(shí)間為0. 5min，生產(chǎn)出的型煤抽樣檢測(cè)結(jié)果如下：成型率為45% ～ 50%，型煤強(qiáng)度為：200N/ 個(gè)、800N/ 個(gè)、415N/ 個(gè)、600N/ 個(gè)、360n / 個(gè)、450N/ 個(gè)、580N/ 個(gè)、1000N/ 個(gè)等，其型煤質(zhì)量很不穩(wěn)定。故此決定提高物料在攪拌機(jī)里的攪拌時(shí)間，其攪拌時(shí)間為1min，同樣抽樣檢測(cè)，其結(jié)果如下：成型率為92%，型煤強(qiáng)度為：680N/ 個(gè)、613N/ 個(gè)、651N/ 個(gè)、700N/ 個(gè)、660n / 個(gè)、678N/ 個(gè)、683N/ 個(gè)、695N/ 個(gè)等，型煤質(zhì)量有了明顯的改善。再提高攪拌時(shí)間為1. 5min 時(shí)，抽樣檢測(cè)結(jié)果如下：成型率為80%，型煤強(qiáng)度為580N/ 個(gè)、800N/ 個(gè)、715N/ 個(gè)、900N/ 個(gè)960n / 個(gè)、950N/ 個(gè)、980N/ 個(gè)、1000N/ 個(gè)等。由此可見(jiàn)提高攪拌時(shí)間可以提高型煤強(qiáng)度，但并不是越長(zhǎng)越好，最佳時(shí)間為1min，否則會(huì)影響整條生產(chǎn)線的生產(chǎn)能力。同時(shí)帶來(lái)物料失水及卸料堵塞。
1.2.3 成型的壓力
型煤的強(qiáng)度在確保其它條件不變的情況下，除與粘結(jié)劑性能有關(guān)外，主要取決于成型壓力。該廠成型機(jī)是帶預(yù)壓裝置的GDC1147 / 180 型對(duì)輥成型
機(jī)，此預(yù)壓機(jī)構(gòu)雖能起到對(duì)物料的預(yù)壓作用，但在生產(chǎn)中暴露出了以下問(wèn)題：
預(yù)壓裝置系統(tǒng)的壓力是隨物料的變化而變化。物料多壓力大，物料少壓力小，而物料壓力應(yīng)控制在7 ～ 8MPa，但物料的多少是不易控制的，因而造成了成型壓力不均勻，導(dǎo)致型煤質(zhì)量不穩(wěn)定，初始強(qiáng)度時(shí)大時(shí)小，成型率時(shí)高時(shí)低。其壓力與成型率關(guān)系表3。預(yù)壓裝置系統(tǒng)的入煤量有限，經(jīng)常造成物料堵塞，影響生產(chǎn)能力的進(jìn)一步提高。
表3 壓力與成型率關(guān)系
1.2.4 成型過(guò)程中水分含量的影響
型煤成型水分的大小直接關(guān)系到型煤的成型率、固化時(shí)間、初期強(qiáng)度、后期強(qiáng)度等質(zhì)量指標(biāo)。該廠選用的BZ - 1型無(wú)機(jī)水硬性粘結(jié)劑，固化需要一定的水分，同時(shí)物料混合時(shí)，在攪拌機(jī)中物料的水分有一定的流失。根據(jù)實(shí)際生產(chǎn)證明：物料混合后的水分含量較低，不但成型率低，初始強(qiáng)度達(dá)不到，而且在轉(zhuǎn)載過(guò)程中破損率較大，影響產(chǎn)品的質(zhì)量，間接地影響了產(chǎn)品的產(chǎn)量。另一方面，物料混合后的水分含量過(guò)高，又容易造成脫模差，影響系統(tǒng)連續(xù)生產(chǎn)。故而通過(guò)對(duì)成型強(qiáng)度及成型率較佳條件下成型水分的測(cè)試結(jié)果對(duì)比，確定成型水分應(yīng)控制在12% ～ 14%之間為宜。
當(dāng)煤料在兩個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)的成型輥?zhàn)拥陌几C里受壓時(shí)，隨著球窩的由開(kāi)到閉，所受的壓力會(huì)隨之上升。由于待加工成型的煤料具有一定的流動(dòng)性，煤料在輥?zhàn)訉?duì)輥的過(guò)程中受垂直方向分力作用會(huì)使煤料上下移動(dòng)。當(dāng)煤料的水分過(guò)多時(shí)，煤料的流動(dòng)性極好，會(huì)造成被壓輥咬入的煤料的一部分被擠壓返回到加料箱中，從而導(dǎo)致球窩內(nèi)的煤料填充不足而壓力不能提高此時(shí)的煤球壓不實(shí)，煤球質(zhì)量不好。反之，如果煤料太干其流動(dòng)性很差，煤料中的內(nèi)摩擦力較大，往往會(huì)由于煤料顆粒不易流動(dòng)出現(xiàn)架橋現(xiàn)象，也會(huì)造成球窩內(nèi)煤料壓力不足而影響壓球質(zhì)量，只有當(dāng)煤料處于合適的流動(dòng)狀態(tài)時(shí)，每個(gè)球窩內(nèi)才會(huì)填足煤料，進(jìn)而壓出質(zhì)量好的煤球。
實(shí)踐證明，增大煤料的堆密度，可使其在壓輥咬入口處充分發(fā)揮煤料顆粒間的聚集力使球窩的煤料量增加，從而提高成型壓力，提高煤球強(qiáng)度。所以，在煤料進(jìn)入成型機(jī)之前，對(duì)煤料進(jìn)行預(yù)壓，以增大煤料的堆密度，可明顯提高成型壓力，一般可使成型壓力提高到60-80Mpa。
1.2.5 壓輥的直徑和寬度
壓輥的直徑越大,兩個(gè)壓輥之間的咬入口也就越大,也就越能使壓輥上的球窩內(nèi)填足煤料，從而有利于提高成型壓力，但壓輥的至今人過(guò)大，會(huì)造成機(jī)體龐大，明顯增加金屬材料和動(dòng)力的消耗，因而壓輥的直徑也不宜太大。一般情況下，壓輥直徑為500-900mm,此時(shí)的壓力可達(dá)15-30Mpa。
壓輥的寬度加大，其上面的球窩數(shù)量就會(huì)增多，可以提高煤球產(chǎn)量。如果壓輥的寬度過(guò)大，則壓輥上單位面積所承受的壓力就會(huì)相對(duì)降低，同時(shí)還會(huì)造成煤料在壓輥上的分布不均勻，因而降低煤球的強(qiáng)度。一般情況下，壓輥的寬度為200-700mm.
1.2.6 兩個(gè)壓輥的間距
兩個(gè)壓輥的間距與壓縮比成反比，減少間距雖然能夠提高成型壓力，但是兩個(gè)壓輥的間距過(guò)小時(shí)，煤料不足填足球窩，因而會(huì)影響煤球的質(zhì)量。當(dāng)間距過(guò)大時(shí)，則成型壓力還未來(lái)得及傳遞到煤球的中心部位，煤料就會(huì)脫落下來(lái)，不僅會(huì)影響煤球的強(qiáng)度，而且還會(huì)造成煤球過(guò)厚，毛邊多，甚至成球率低。因此在裝配壓輥上，應(yīng)特別注意調(diào)整兩者的間距，一般以控制在1-2mm左右。
另外，在組裝壓輥時(shí)，應(yīng)特別注意使兩個(gè)壓輥上的球窩按其行列嚴(yán)格對(duì)準(zhǔn)，以免產(chǎn)生錯(cuò)模影響煤球的強(qiáng)度。
1.2.7 壓輥的轉(zhuǎn)速
雖然降低壓輥的轉(zhuǎn)速能夠增加煤料在壓輥上的受壓時(shí)間，有利于反作用力的傳遞，以促使煤粒顆粒之間更加緊密靠近，還可以克服球窩界面上產(chǎn)生的剪切應(yīng)力，從而能夠提高煤球強(qiáng)度，如果是轉(zhuǎn)速過(guò)低，則會(huì)大大降低煤球的產(chǎn)量。如果壓輥的轉(zhuǎn)速過(guò)快，不僅會(huì)使煤料的受壓時(shí)間縮短，降低煤球強(qiáng)度，而且還會(huì)影響煤球拖模。因此，壓輥的轉(zhuǎn)速應(yīng)適中，一般以控制在6-13r/min為宜,此時(shí)煤球的受壓時(shí)間為0.6-0.8s。
1.3型輪主要參數(shù)設(shè)計(jì)理論
雙棍式成型機(jī)的主要參數(shù)包括：最大壓強(qiáng)、總壓力、棍的直徑和寬度、兩棍輪的間隙、轉(zhuǎn)速、成型時(shí)間、生產(chǎn)能力及功率等。
1.3.1 最大壓強(qiáng)
雙棍式成型機(jī)的擠壓成型過(guò)程如圖2所示。物料從A和B點(diǎn)咬入受壓，對(duì)棍輪A、B點(diǎn)分別作兩條切線，其夾角稱咬入角。和弧為加壓弧，對(duì)應(yīng)的角稱加壓角。，，、為物料壓縮前、后的厚度；、為物料壓縮前、后的密度，則物料最大相對(duì)壓縮量為。
圖1-3雙棍輪擠壓示意圖
最大相對(duì)壓縮量對(duì)應(yīng)于最大壓強(qiáng)。為了確定最大壓強(qiáng)值，必須通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)物料做出相對(duì)壓縮量與壓強(qiáng)的關(guān)系曲線，然后根據(jù)生產(chǎn)要求確定的物料相對(duì)壓縮量來(lái)求出。
1.3.2 兩棍輪的間隙
兩棍輪的間隙是指兩棍輪外表面間隙最小距離。對(duì)普通的雙棍式成型機(jī)來(lái)說(shuō)，若兩棍輪的間隙越大，則成型塊狀體的飛邊愈厚，壓塊所受的壓強(qiáng)也小，成型體結(jié)構(gòu)疏松，承壓能力??；如其間隙越小，則會(huì)造成成型機(jī)過(guò)載而易發(fā)生機(jī)械事故，因此兩棍輪間隙必須適當(dāng)。
設(shè)令兩棍輪的間隙為，物料開(kāi)始咬入時(shí)間隙為，相對(duì)壓縮量為，則。若增大兩棍輪的間隙量為，則相對(duì)壓縮量為。比較可知，當(dāng)增大間隙后，相對(duì)壓縮量小于，即成型壓力??；反之，則成型壓力急劇增加。
1.3.3 棍輪直徑
從成型過(guò)程的受力分析中可知，雙棍式成型機(jī)正常工作的條件是棍輪對(duì)物料的加壓角應(yīng)小于物料的摩擦角，即，，為物料與棍輪間的摩擦角；為物料與棍輪間的摩擦系數(shù)。
棍輪加壓角與棍輪半徑有一定的關(guān)系，成型機(jī)棍輪的最小半徑為
當(dāng)物料成型厚度和相對(duì)壓縮量確定后，即可算出最大壓強(qiáng)的棍輪半徑。
1.3.4 生產(chǎn)能力計(jì)算
生產(chǎn)能力能Q=60Gmn，
G 為每個(gè)型槽的型塊重量，kg
n 輥?zhàn)拥霓D(zhuǎn)速, r/min
為型槽數(shù)量。
1.3.5 功率的計(jì)算
功率的計(jì)算目的是確定驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率，成型機(jī)總功率，
為棍輪的圓周速度。
成型機(jī)的驅(qū)動(dòng)功率，
· 為成型機(jī)的總效率，取值同一般機(jī)器的效率取值。
1.4高壓對(duì)輥成型機(jī)的設(shè)計(jì)及其新進(jìn)展
一臺(tái)現(xiàn)代對(duì)輥成型機(jī)可以包含以下幾個(gè)部件：壓輥，軸承，用于支撐壓輥的系統(tǒng)，給料系統(tǒng)，承壓支架，傳動(dòng)系統(tǒng)，潤(rùn)滑系統(tǒng)及液壓施壓系統(tǒng)。下圖1-4為一典型的高壓對(duì)輥機(jī)的水平剖面圖。兩個(gè)壓輥支撐在可自動(dòng)調(diào)整的球面滾珠軸承上，而該軸承安裝在支架上。傳動(dòng)齒輪通過(guò)安全聯(lián)軸器與齒輪減速器的輸入軸相連，通過(guò)齒輪減速器，電機(jī)速度被降到壓輥的轉(zhuǎn)速。在齒輪減速器中兩個(gè)斜齒輪兩個(gè)輸出軸同步，壓輥的上面安裝有給料系統(tǒng)。此外，還有潤(rùn)滑裝置，支架上齒輪箱的滑端面，聯(lián)軸器以及施壓的液壓系統(tǒng)。
1.4.1 壓輥
現(xiàn)代對(duì)輥機(jī)的最主要的部分仍是壓輥本身。壓輥由具有堅(jiān)硬工作表面的鑄造件制成，表面堅(jiān)硬可使之適于選擇各種表面結(jié)構(gòu)用于生產(chǎn)高強(qiáng)度的料餅。另外一種方式是壓輥的輥芯是可以更換的，這樣對(duì)輥本身易于進(jìn)行水冷這種，這種輥環(huán)的工作的工作表面通常被加工成淺的球窩，最新設(shè)計(jì)的成型機(jī)采用了這種形式。因?yàn)橥ǔ＝o料的溫度較高，為了避免在物料表面發(fā)生“熔融”，當(dāng)傳導(dǎo)的溫度必須降下來(lái)以確保軸承低溫工作時(shí)，必須使輥環(huán)的表面得到冷卻。
堅(jiān)硬的壓輥的優(yōu)點(diǎn)是它可以取代簡(jiǎn)單的機(jī)器部件。當(dāng)壓輥表面嚴(yán)重磨損后，可以在外徑規(guī)定的范圍內(nèi)對(duì)表面進(jìn)行重新焊接，這樣可使設(shè)備始終保持高效運(yùn)行，當(dāng)然，使用經(jīng)過(guò)預(yù)處理的部件可以確保由于入料傳給的熱而不至使壓輥過(guò)熱，使用內(nèi)表面具有冷卻系統(tǒng)的熱賬套筒，將更經(jīng)濟(jì)，并要求使用更清潔的冷卻水。為了避免與輥芯接觸的處理不當(dāng)?shù)乃畬?duì)壓輥的腐蝕，用
圖1-4典型高壓對(duì)輥成型機(jī)的剖面圖
一個(gè)冷卻裝置使冷卻水系統(tǒng)封閉起來(lái)是合適的，大多數(shù)設(shè)備采用的是淺的長(zhǎng)方形的可以搖動(dòng)的鐵箱，以便于空氣的排除和確保料餅具有高而均勻的密度和強(qiáng)度。
圖1-5是具有熱套筒和冷卻系統(tǒng)的成型機(jī)的剖面圖，根據(jù)圖1-5，設(shè)備中選用的齒輪聯(lián)軸器的優(yōu)點(diǎn)是容易脫開(kāi)，在左邊，在壓輥中心線的上邊所示的是聯(lián)軸器的一半已經(jīng)被移到左邊，而壓輥也很容易脫開(kāi)的情況。
1.4.2 壓輥的支撐裝置
在現(xiàn)代大型的成型機(jī)中，為了確保成型機(jī)更安全的工作，正確選用適當(dāng)?shù)妮S承是至關(guān)重要的，壓輥安裝在高效而體積小，并能自動(dòng)校準(zhǔn)的球面滾珠軸承上，當(dāng)采用寬的壓輥時(shí)，可移動(dòng)的壓輥能隨給料的不均勻程度和給料的厚度多少而自由調(diào)整。
圖1-5具有套筒和冷卻系統(tǒng)的成型機(jī)壓輥的剖面圖
1.4.3 給料系統(tǒng)
給料系統(tǒng)位于成型機(jī)支架正對(duì)著壓輥輥隙的上邊。在給料為細(xì)?；蛐栎^大產(chǎn)量以及一些其他的特殊原因，一般不采用簡(jiǎn)單的重力給料滑槽，而必須采用螺旋加料。
由于螺旋加料的特征是在螺旋的中心及邊緣的給料量不同及螺距的幾何尺寸與輥隙面積的尺寸不同，所以用的螺距的直徑受到限制。
為使成型機(jī)沿輥寬度得到均勻的給料分布，采用了多螺旋給料機(jī)，例如，一臺(tái)生產(chǎn)能力為80-100t/h的成型機(jī)，要求單輥的工作寬度在1000-2000mm之間，這樣就要求安裝多個(gè)螺旋給料機(jī)，螺旋成一定角度安裝在給料中心的兩邊，在重力作用下，物料進(jìn)入給料機(jī)，通過(guò)螺旋的螺距向下輸送迫使物料直接進(jìn)入壓輥間的輥隙。
在細(xì)粒物料壓實(shí)過(guò)程中，物料中空氣的排除對(duì)于成型機(jī)的高效工作起著重要的作用。例如在鉀鹽的壓塊中，散料的密度大約是1g/cm3，而料餅的密度大約是2 g/cm3，如果產(chǎn)量為100t/h，那么大約50m3/h的空氣被排除，這么大的空氣必須能夠通過(guò)散中的孔隙排除，由于散料中孔隙隨壓實(shí)過(guò)程而變小，因而這種物料的壓塊將變的更困難。
圖1-6螺旋給料機(jī)示意圖
在壓輥輥隙間壓實(shí)成塊，由于物料緊緊地填滿了壓輥，向下移動(dòng)的物料中的空氣必須逆著物流向上溢出，如果不是這樣，機(jī)器的顫動(dòng)將導(dǎo)致設(shè)備的損壞。因此，在設(shè)計(jì)時(shí)必須實(shí)現(xiàn)：一是允許空氣從給料底部和輥面間排除；二是保證兩邊和壓輥的肩角的縫隙。
圖1-6成型機(jī)中空氣的溢出示意圖
研究表明，如果輥寬度不超過(guò)600mm,空氣僅僅能有效地從兩邊溢出，這樣輥寬的極限也總是取決于散料的顆粒粒度分布或散料的透氣性。隨著輥寬的增大，空氣可能被迫夾在輥隙間的物料中不能溢出，導(dǎo)致成型機(jī)的負(fù)荷進(jìn)一步增加。為了避免出現(xiàn)這一問(wèn)題，對(duì)總寬度1000-2000mm的成型機(jī)，其總的工作寬度將被分為兩個(gè)500-600mm的部分，每一部分設(shè)置兩個(gè)螺旋，為了使空氣能夠溢出，所有四臺(tái)螺旋都是相同的。為了滿足不同的給料速度和設(shè)備生產(chǎn)能力的要求螺旋的高度能被分別調(diào)整。
1.4.4 承壓支架
在設(shè)計(jì)成型機(jī)的承壓支架時(shí)，必須能夠使承壓支架能夠承受壓輥傳來(lái)的高壓和支撐給料系統(tǒng)，通常采用雙支架。所謂的標(biāo)準(zhǔn)支架要求維修方便，比如磨損或者檢修時(shí)必須將壓輥移開(kāi)。不僅如此，像KOPPERN公司發(fā)展的“鉸接”支架，這種支架易于移開(kāi)，或者更換壓輥。支架垂直部分的底段與水平部分的上面相連，垂直支架可以通過(guò)鉸接處放下,再移開(kāi)一部分壓輥附件和浮輥端的液壓箱,以及斷開(kāi)齒輪聯(lián)軸器、潤(rùn)滑脂的管路、冷卻水的連接系統(tǒng)之后，壓輥可以被拉出到一個(gè)易于用橋式吊車吊起的地方。如果使用標(biāo)準(zhǔn)的支架，更換一次壓輥可能花費(fèi)一周的時(shí)間，而使用鉸接式支架1-2個(gè)班即可。
圖1-7鉸接式支架的示意圖
1.4.5 驅(qū)動(dòng)齒輪系
壓輥機(jī)的驅(qū)動(dòng)齒輪系是由兩個(gè)大型齒輪聯(lián)軸器，包括同步斜齒輪在內(nèi)的減速器齒輪，減速齒輪包括減速器和同步轉(zhuǎn)距分配齒輪兩部分，一般情況下減速器的安全系數(shù)是2，而同步轉(zhuǎn)距分配齒輪的轉(zhuǎn)距為3，大型齒輪減速器裝有冷卻油和過(guò)濾裝置，以確保設(shè)備能連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)。
最主要的是同步齒輪和齒輪聯(lián)軸器的連接保證了提供給壓輥安全均勻的速度，只有在沒(méi)有剪切力作用下設(shè)備才能獲得較高的產(chǎn)量。
1.4.6 潤(rùn)滑
一個(gè)連續(xù)潤(rùn)滑系統(tǒng)能夠提供給主要齒輪和浮輥的滑面一種連續(xù)的，可靠的特殊潤(rùn)滑脂。為了確保有效的工作，需要對(duì)潤(rùn)滑系統(tǒng)進(jìn)行監(jiān)控。
大型機(jī)器往往具有對(duì)齒輪聯(lián)軸器的自動(dòng)潤(rùn)滑系統(tǒng)，這樣可使設(shè)備長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，而不必停車進(jìn)行潤(rùn)滑維修。
1.4.7 液壓施壓系統(tǒng)
液壓施壓系統(tǒng)用于提供液壓箱壓力，壓力迫使浮輥向被壓實(shí)的物料和固定輥靠近。為滿足特殊的工作要求，壓力的高低和大小可以自由調(diào)整。壓力的梯度隨間距的變化升高，通過(guò)改變液壓儲(chǔ)能器中氮的分壓，可以在很大范圍內(nèi)調(diào)整壓力的梯度。在物料被壓入壓輥的間隙時(shí)液壓系統(tǒng)可做安全裝置，一臺(tái)監(jiān)控系統(tǒng)監(jiān)控它的功能。
第2章 對(duì)輥成型機(jī)的設(shè)計(jì)過(guò)程
2.1 確定傳動(dòng)方案
所設(shè)計(jì)的對(duì)輥成型機(jī)是由電機(jī)通過(guò)帶傳動(dòng)帶動(dòng)一個(gè)三級(jí)同步減速器, 然后通過(guò)可調(diào)聯(lián)軸器帶動(dòng)成型機(jī)的兩個(gè)對(duì)輥同步相向轉(zhuǎn)動(dòng),傳動(dòng)方案如下:
圖2-1
工作原理: 高壓對(duì)輥工業(yè)型煤成型機(jī)的工作原理如圖2 所示(變頻調(diào)速?gòu)?qiáng)制加料裝置等未在圖中示出)。電動(dòng)機(jī)1 經(jīng)過(guò)雙輸出軸減速機(jī)2 和安全聯(lián)軸器3, 同時(shí)驅(qū)動(dòng)固定對(duì)輥組件6 及活動(dòng)對(duì)輥組件5, 使之相向同步轉(zhuǎn)動(dòng), 粉煤經(jīng)由強(qiáng)制加料裝置預(yù)壓后, 加入到二對(duì)輥組件的輥輪間, 由輥輪輥壓成型。物料成型時(shí)的反力由加載油缸4 與之平衡, 加載油缸的加載力根據(jù)成型反力的大小作相應(yīng)調(diào)整。在壓制型煤過(guò)程中, 物料的成型力與加載油缸的加載力始終處于相對(duì)平衡狀態(tài)。如果物料中混入的小件鐵器等堅(jiān)硬物進(jìn)入輥輪嚙合區(qū)時(shí), 活動(dòng)對(duì)輥組件能克服加載油缸的加載力后退讓開(kāi), 當(dāng)堅(jiān)硬物脫離輥輪嚙合區(qū)時(shí), 活動(dòng)對(duì)輥組件又能立即復(fù)位, 保證了成型機(jī)的安全運(yùn)行,實(shí)現(xiàn)了工業(yè)型煤的連續(xù)生產(chǎn)。
圖2-2 高壓對(duì)輥成型機(jī)工作原理
1 電動(dòng)機(jī) 2 雙輸出軸減速機(jī) 3 安全聯(lián)軸器
4 加載油缸 5 活動(dòng)對(duì)輥組件 6 固定對(duì)輥組件
2.2 總體設(shè)計(jì)
2.2.1 已知主要參數(shù)
輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速：8-10轉(zhuǎn)/每分(圓周速度0.4-0.6m/s)
成型壓力：10-20kn/cm
小時(shí)產(chǎn)量20-30噸
型球尺寸45*45*28mm
采用液壓加載，強(qiáng)迫加料；
根據(jù)要求，為了脫球順利，提高成型率，設(shè)計(jì)出成型球的形狀如下圖所示。
按上圖所示在三維軟件Pro/E中進(jìn)行三維建模，由計(jì)算機(jī)可計(jì)算出球的相關(guān)數(shù)據(jù)。
由Pro/E中進(jìn)行三維建模得到一個(gè)煤球的體積為37800 mm3
相關(guān)資料表明，煤的比容變化比較大。
褐煤的容重一般為1.05～1.2
煙煤為1.2～1.4
無(wú)煙煤變化范圍較大，可由1.35～1.8。
成型后的球是經(jīng)過(guò)高壓加載的，比容相對(duì)來(lái)說(shuō)是比較大的，因此此處取值相對(duì)來(lái)說(shuō)偏大一些，?。?.5（g/cm3)
由計(jì)算可知，一粒型球的重量約為：60g
圖2－3
2.2.2 確定輥?zhàn)拥某叽鐓?shù)
確定輥?zhàn)拥闹睆剑?
圓周線速度為vl=0.5m/s
輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速為 nl=10r/m
由 v=rw=
可初步得成型輥?zhàn)拥闹苯?jīng)為：
D=60v/(πn)
==0.955m=955mm
輥?zhàn)又荛L(zhǎng)：l=πd=3.14*955mm=3000.22mm
確定輥?zhàn)拥膶挾龋?
已知成型機(jī)的小時(shí)產(chǎn)量為20-30T
初步在圓周方向上布60個(gè)球窩，每個(gè)球窩之間的距離為5mm
布球方式如下圖
圖2－4
根據(jù)產(chǎn)量為25T的產(chǎn)量設(shè)計(jì)輥?zhàn)拥膶挾取?
由Q=60*b*q*n*m可以計(jì)算得到輥?zhàn)拥墓ぷ鲗挾龋?
又上式得到在寬度方向布球11排
b 寬度方向布球排數(shù)
q 圓周方向上布球數(shù)
n 輥?zhàn)拥膱A周速度
m 每個(gè)小球的質(zhì)量
由此得出輥?zhàn)拥墓ぷ鏖L(zhǎng)度為11*45=495
由于輥?zhàn)右陕葆斶B接在輥芯上面所以兩邊要留出螺釘孔的地方
兩邊各留50 mm,則
B=495+5*11+100=650mm
2.2.3 總壓力計(jì)算
由上面計(jì)算出的對(duì)輥成型機(jī)的型輥工作寬度l=495mm
已知條件對(duì)輥的平均線壓為15kn/cm
則成型機(jī)的總壓力為：
F＝49.5cm×15kn/cm=742.5kn
2.2.4 輥?zhàn)拥尿?qū)動(dòng)力矩計(jì)算
輥?zhàn)釉诠ぷ鬟^(guò)程中受力非常復(fù)雜，沒(méi)有適合的公式可計(jì)算，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，常取總壓力對(duì)輥?zhàn)拥牧Ρ蹫?.5～1個(gè)成型球的尺寸的力矩為輥?zhàn)拥尿?qū)動(dòng)力矩，此處取中等值0.8。力臂為0.8×45mm=36mm
則驅(qū)動(dòng)力矩為：
T=36mm×742.5kn=26730kn·mm=26730 n·m
2.2.5 主電機(jī)功率計(jì)算
P＝Tω/η
其中： P為電機(jī)功率
T為驅(qū)動(dòng)輥輪所需的力矩，T＝26730 n·m
ω為輥輪轉(zhuǎn)速,ω＝11r/min*π×2/60＝1.152 rad/s
η為總轉(zhuǎn)動(dòng)效率，
由傳動(dòng)方案可以計(jì)算總的傳動(dòng)效率
= 0.71
P＝ =39.42kw
依據(jù)計(jì)算出的主電機(jī)需求功率選用電機(jī)，此于對(duì)于電機(jī)沒(méi)有什么殊要求，就選用普通常用的Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。Y系列三相異步動(dòng)機(jī)是按照國(guó)際電工委員會(huì)（IEC）標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)的，具有國(guó)際互換性的特點(diǎn)，而且此電機(jī)為全封閉自扇冷式龍型三相異步電動(dòng)機(jī)，具有防止灰塵等雜物侵入電動(dòng)機(jī)內(nèi)部的特點(diǎn)，正好適合型煤的加工現(xiàn)場(chǎng)環(huán)境。
查表選用Y225M－4型電動(dòng)機(jī)
電機(jī)額定功率為45kw
額定轉(zhuǎn)速為1480 r/min
電動(dòng)機(jī)質(zhì)量：562kg
間隙
棍輪直徑
棍輪寬度
成型總壓力
棍輪轉(zhuǎn)速
生產(chǎn)能力
功率
1mm
955mm
650
742500N
10
25t/h
39.42kW
表1 型輪主要參數(shù)計(jì)算結(jié)果
2.3 非標(biāo)準(zhǔn)同步減速器的設(shè)計(jì)
2.3.1 傳動(dòng)比的分配
由整個(gè)傳動(dòng)方案和主要參數(shù)可知本減速器易采用硬齒面?zhèn)鲃?dòng)考慮到所選電動(dòng)機(jī)和輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速相差較大，減速比較大，采用三級(jí)斜齒輪和一級(jí)皮帶輪傳動(dòng)，為保證整個(gè)傳動(dòng)有足夠的強(qiáng)度和良好的傳動(dòng)功率，根據(jù)傳動(dòng)特點(diǎn)，各級(jí)傳動(dòng)比分配如下：
總的傳動(dòng)比為：i總＝＝148
帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比：防止大帶輪的半徑太大，帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比不宜取得過(guò)大，此處取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 2
則同步式減速器的傳動(dòng)比為 i減速器＝74
通常的三級(jí)減速器的各級(jí)傳動(dòng)比的分配由下圖可以查得
圖2-5
則減速器各級(jí)傳動(dòng)比分配如下
4.7 4.1 3.84
2.3.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
轉(zhuǎn)動(dòng)比2，功率p=45kw
１）確定計(jì)算功率
根據(jù)工作情況，由表3-3查工況系數(shù)KA 按工作機(jī)載荷變動(dòng)小，原動(dòng)機(jī)軟起動(dòng)查表得：
KA＝1.1
設(shè)計(jì)功率 Pc= KA P=1.1*45kw=49.5kw
２）選擇帶型
根據(jù)Pc=49.5kw 和 n1=1480 r/min
查表3-10中選擇普通Ｖ型帶型號(hào)：
C型Ｖ帶
３）確定帶輪基準(zhǔn)直徑
小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1 查表3-4和表3-5得：
dd1＝224mm
傳動(dòng)比2
取彈性滑動(dòng)系數(shù) ε＝0.01
大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2=idd1(1-ε) =2×224mm ×(1－0.01)
=444 (mm)
按普通Ｖ帶輪直徑系列（ＧＢ/Ｔ 10412-2002）查表得：
dd2=450mm
大帶輪實(shí)際轉(zhuǎn)速
?。?－ε）n1dd1/dd2=(1-0.01)×1480×224/450＝729.334（r/min）
４）驗(yàn)算帶的速度
v==17.35m/s
帶速在5～25m/s正常的范圍內(nèi)，符合要求。
5）初定中心距a0
中心距小時(shí)結(jié)構(gòu)緊湊，但單位時(shí)間內(nèi)繞過(guò)帶輪的次數(shù)增多，帶的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多，降低了帶的壽命。中心距太大時(shí)傳動(dòng)尺寸增大，載荷變化時(shí)容易引起帶的抖動(dòng)。一般就根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸要求確定中心距。
按初估中心距
?。篴0=900mm
6) 確定基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ｌd
選取普通Ｖ帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ｌd=2800mm
7) 確定實(shí)際中心距
8) 驗(yàn)算小帶輪包角
9）、確定Ｖ帶根數(shù)
單根Ｖ帶額定功率Ｐ0＝7.50 kw
彎曲影響系數(shù)，Ｋb
對(duì)于C型Ｖ帶Ｋb=7.5019×10-3
傳動(dòng)比系數(shù)Ｋi
對(duì)于傳動(dòng)比大于2的情況，Ｋi=1.1373
額定功率增量△Ｐ０＝Ｋbn1(1-1/Ki)
=7.5019×10-3×1480（1-1/1.1373）
＝1.34 kw
包角系數(shù)Ｋa=0.96
長(zhǎng)度系數(shù)ＫL=0.95
V帶根數(shù)：
z===6.20
圓整成整數(shù)?。篫=7 根
10） 確定單根Ｖ帶的預(yù)拉力
Ｖ帶每米長(zhǎng)度質(zhì)量q；查手冊(cè)得：D型Ｖ帶的q=0.30 kg/m
在保證不打滑的條件下，同時(shí)考慮離心力的不利影響，每根Ｖ帶最 適宜的預(yù)緊力Ｆ0為：
Ｆ0＝500＋qv2 N
＝500×＋0.30×17.352?。?
＝417 Ｎ
11）確定壓軸力Ｆr
忽略帶兩邊的拉力差，近似地按兩邊帶的預(yù)緊力Ｆ0的合力計(jì)算壓軸力
Ｆr＝2zF0sin N
＝2×7×417×sin
＝5787 ?。?
12）帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸確定
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得帶輪的輪槽各尺寸如下圖所示：
圖2-6
對(duì)于C型，帶輪基準(zhǔn)直徑小于315mm的，帶輪的槽輪角為36°，而大于315mm的槽輪角為38°。帶大帶輪直徑為450mm則槽輪角為38°,而小輪為224mm，槽輪角為36°。
2.4 同步減速器設(shè)計(jì)
2.4.1 減速器的設(shè)計(jì)要求
傳動(dòng)比：i=74
輸入功率：37.09kw
輸入軸轉(zhuǎn)速：740r/min
輸出軸轉(zhuǎn)速：10 r/min
同步式減速器，輸出軸的兩軸距離為956mm
根據(jù)要求，設(shè)計(jì)同步式減速器，即輸出軸為兩根轉(zhuǎn)速相等，旋向相反的軸。減速器的傳動(dòng)方案如下圖所示：
圖2-7
0軸為輸入軸，電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力由帶傳動(dòng)傳入0軸，經(jīng)0軸的小齒輪分流后，每對(duì)嚙合齒輪對(duì)只承載一半的載荷。
2.4.2 各級(jí)傳動(dòng)參數(shù)計(jì)算
１．各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算
2．各軸輸入功率的計(jì)算
3．個(gè)軸輸入轉(zhuǎn)矩的計(jì)算
將各軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)列于表2
表2 各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
軸號(hào)
轉(zhuǎn)速n／（r/min）
功率／kW
轉(zhuǎn)矩／
1
740
37.09
478.66
2
157.45
35.25
2318.06
3
38.40
31.85
8333.87
4
10
30.28
30416.75
2.4.3 I級(jí)傳動(dòng)輪齒副設(shè)計(jì)計(jì)算：
１）、選擇齒輪材料
大小齒輪均采用斜齒輪傳動(dòng)
小齒輪選用 20CrMnTi 滲碳淬火處理
硬度 HRC56-62
小齒輪選用 20CrMnTi 滲碳淬火處理
硬度 HRC56-62
２）、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，此處減速器要求精度并不是太高，取8級(jí)精度就可以滿足要求了。
按vt=(0.012~0.021)n1估取圓周速度
vt= (0.012~0.021)n1
=3.27-5.72m/s
取中間值vt=3.5m/s
小輪分度圓直徑d1，由圓柱齒輪傳動(dòng)簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)計(jì)算公式得：
d1＝
其中：（注：本節(jié)以下查表，未注明的皆為查中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社，王洪欣等主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)》一書(shū)中的表。）
齒寬系數(shù)ψd 查表8-23按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，取：
ψd＝１
小齒輪齒數(shù)的推薦值為20～40，取
初定：小齒輪齒數(shù) =22
大齒輪齒數(shù) =i*=4.7*22=103.4
圓整成整數(shù)，大齒輪齒數(shù)選擇=103
齒數(shù)比u
u=/=103/22=4.68
傳動(dòng)比誤差△u/u
△u/u=(4.68-4.7)/4.7=0.42% 誤差在±5％范圍內(nèi)
小輪轉(zhuǎn)矩T0＝478660N·mm
載荷系數(shù)Ｋ
由式Ｋ＝ＫA·ＫV·Ｋβ·Ｋα
使用系數(shù)ＫA 可由使用系數(shù)表（表8-20）查得：
KA=1.0
動(dòng)載荷系數(shù)KV 可由動(dòng)載荷系數(shù)圖（圖8-57）查得初值：
KVt＝1.18
齒向載荷分布系數(shù)Kβ
因?yàn)辇X面硬度<350HBS，按照硬齒面由齒向載荷分布系數(shù)圖（
8-60）得：
Kβ?。?.08
齒間載荷分配系數(shù)Kα 由下式計(jì)算得：
齒間載荷分配系數(shù)的初值Kαt 在推薦值(β=7°-15°)
初選β=13°
εr＝εα＋εβ
εα＝[1.88－3.2（1/Z1 + 1/Z2）]cosβ
εβ＝[bsinβ/(πmn)=ψdZ1tanβ/π
因?yàn)槌踹xβ＝１３°則：
εr＝εα+εβ＝[1.88－3.2（＋）]cosβ
+22 x0.8 tan１３°/π
＝[1.88－3.2（＋）]cosβ+1.30
＝2.96
查表8-21并進(jìn)行插值計(jì)算：
Kαt =1 .41
則載荷系數(shù)K的初值Ｋt＝1×1.18×1.08×1.41＝1.80
彈性系數(shù)ZE 查表8-22得：
ZE＝181.4
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù)ZH 查圖8-64（x1=x2=0）得：
ZH=2.45
重合度系數(shù)Zε 查圖8-65（εα＝1.75），得：
Zε＝0.77
螺旋角系數(shù)由 Zβ=
Zβ=0.99
許用接觸應(yīng)力［σH］由式（8-69）得
［σH］＝σHlin·ZN·ZW/SH
接觸疲勞極限應(yīng)力σHlin１；σHlin２查圖8-69
σHlin1＝1500 n/mm2
σHlin2＝1500 n/mm2
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式 N = 60 njLh 得
n——齒輪轉(zhuǎn)速，r/min；
j——齒輪每一轉(zhuǎn)，同一齒面的嚙合次數(shù)；
Lh——齒輪的設(shè)計(jì)壽命，h；
設(shè)計(jì)此減速器每天工作8小時(shí)，每年工作300天，預(yù)期壽命8年
由此得：N1=60×740×1×（8×300×8）＝8.52×108
N2=N1 / u=8.52×108 / 4.68 =1.82×108
則 查圖8-70 得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)ZN0，ZN11 （允許出現(xiàn)一定量點(diǎn)蝕）：
ZN1=ZN2＝1
硬化系數(shù)ZW
查圖8-71及說(shuō)明得：ZW＝1
接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH 查表8-27，按一般可靠度查SHmin=1.1取
［σH1］=1500×1×1 / 1.1＝1363.6（N/mm2）
［σH2］=1500×1×1 / 1.1＝1363.6 (N/mm2)
由上可得小齒輪直徑d0的設(shè)計(jì)初值d0t為：
d1t≥
得：d1t≥56.11mm
齒輪法面模數(shù) m：
m n= d1t cosβ/ z1=56.11 / 22 =2.48mm
圓整取m n=3
中心距
圓整取中心距 a=193mm
分度圓螺旋角
=13.71°
小輪分度圓直徑的計(jì)算值
=67.94mm
圓周速度v=πd'0tn0/60000=π×67.94×740/60000=2.63m/s
與估取的vt＝3.5m/s相差很大，對(duì)Kv取值會(huì)有影響，需要修正Kv
修正 Kv=1.14
齒間載荷分配系數(shù)Kα
εr＝εα＋εβ
= [1.88－3.2（＋）]cosβ++22 x0.8 tan13.71°/π
=3.02
查表得Kα=1.41
則載荷系數(shù)k=1×1.18×1.08×1.41=1.80
小齒輪分度圓直徑d1=d'1t=67.94mm
大齒輪分度圓直徑d2=
= 318.06mm
齒寬 b=ψd·d0tmin=0.8×67.94=54.35mm
圓整成整數(shù)：b=55mm
大齒輪齒寬：b2=b=55mm
小齒輪齒寬：b1=b2+(5~10)
取b1=60mm
3） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
由式（8-66）
σF=·YFα·YSαYεYβ≤［σF］
齒形系數(shù)YFα 查圖8-67得：
小齒輪：YFα1＝2.67
大齒輪：YFα11＝2.15
應(yīng)力修正系數(shù)YSα 查圖8-68
小齒輪：YSα1＝1.58
大齒輪：YSα2＝1.81
重合度系數(shù)Yε 由式（8-67）
Yε＝0.25＋0.75/εα＝0.25＋0.75/1.65＝0.70
螺旋角系數(shù)Yβ＝1-εβ·
Yβ＝0.84
許用彎曲應(yīng)力［σF］ 由式8-71
［σF］＝σFlinYNYx/SF
其中：
σFlin ——彎曲疲勞極限，查圖8-72得：σFlin1＝900N/mm2
σFlin12＝900N/mm2
YN——彎曲壽命系數(shù)，查圖8-73得：YN0 = YN11＝1
Yx——尺寸系數(shù)，查圖8-74得：Yx＝1
SF——安全系數(shù)，查表8-27得：SF＝1.25
則：
［σF0］＝σFlin0YN0Yx/SF＝385×1×1/1.25＝720（N/mm2）
［σF11］＝σFlin11YN11Yx/SF＝400×1×1/1.25＝720（N/mm2）
由上得：
σF=×2.67×1.58×0.70×0.84＝339.8（N/mm2）
≤［σF1］
σF=×2.15×1.81×0.70×0.84＝104.8（N/mm2）
≤［σF2］
該對(duì)齒輪齒根彎曲強(qiáng)度都滿足要求。
2.4.4 Ⅱ級(jí)傳動(dòng)輪齒副設(shè)計(jì)計(jì)算：
１）、選擇齒輪材料
大小齒輪均采用斜齒輪傳動(dòng)
小齒輪選用 20CrMnTi 滲碳淬火處理
硬度 HRC56-62
小齒輪選用 20CrMnTi 滲碳淬火處理
硬度 HRC56-62
２）、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，此處減速器要求精度并不是太高，取8級(jí)精度就可以滿足要求了。
按vt=(0.012~0.021)n1估取圓周速度
vt= (0.012~0.021)n1
=1.15-2.01m/s
取中間值vt=1.5m/s
小輪分度圓直徑d0，由圓柱齒輪傳動(dòng)簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)計(jì)算公式得：
d0＝
其中：（注：本節(jié)以下查表，未注明的皆為查中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社，王洪欣等主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)》一書(shū)中的表。）
齒寬系數(shù)ψd 查表8-23按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，取：
ψd＝0.8
小齒輪齒數(shù)的推薦值為20～40，取
初定：小齒輪齒數(shù) =26
大齒輪齒數(shù) =i*
=4.1*26=106.6
圓整成整數(shù)，大齒輪齒數(shù)選擇=106
齒數(shù)比u
u=/=106/26=4.08
傳動(dòng)比誤差△u/u
△u/u=(4.1-4.08)/4.1=0.49% 誤差在±5％范圍內(nèi)
小輪轉(zhuǎn)矩T1＝2318060N·mm
載荷系數(shù)Ｋ
由式Ｋ＝ＫA·ＫV·Ｋβ·Ｋα
使用系數(shù)ＫA 可由使用系數(shù)表（表8-20）查得：
KA=1.0
動(dòng)載荷系數(shù)KV 可由動(dòng)載荷系數(shù)圖（圖8-57）查得初值：
KVt＝1.05
齒向載荷分布系數(shù)Kβ
按照硬齒面由齒向載荷分布系數(shù)圖（8-60）得：
Kβ?。?.08
齒間載荷分配系數(shù)Kα 由下式計(jì)算得：
齒間載荷分配系數(shù)的初值Kαt 在推薦值(β=7°-15°)
初選β=13°
εr＝εα＋εβ
εα＝[1.88－3.2（1/Z1 + 1/Z2）]cosβ
εβ＝[bsinβ/(πmn)=ψdZ1tanβ/π
因?yàn)槌踹xβ＝１３°則：
εr＝εα+εβ＝[1.88－3.2（＋）]cosβ
+26 x0.8 tan13°/π
＝[1.88－3.2（＋）]cosβ+1.53
＝3.21
查表8-21并進(jìn)行插值計(jì)算：
Kαt =1 .43
則載荷系數(shù)K的初值Ｋt＝1×1.08×1.08×1.43＝1.62
彈性系數(shù)ZE 查表8-22得：
ZE＝189.8
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù)ZH 查圖8-64（x1=x2=0）得：
ZH=2.45
重合度系數(shù)Zε 查圖8-65（εα＝1.75），得：
Zε＝0.77
螺旋角系數(shù)由 Zβ=
Zβ=0.99
許用接觸應(yīng)力［σH］由式（8-69）得
［σH］＝σHlin·ZN·ZW/SH
接觸疲勞極限應(yīng)力σHlin１；σHlin２查圖8-69
σHlin1＝1500 n/mm2
σHlin2＝1500 n/mm2
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式 N = 60 njLh 得
n——齒輪轉(zhuǎn)速，r/min；
j——齒輪每一轉(zhuǎn)，同一齒面的嚙合次數(shù)；
Lh——齒輪的設(shè)計(jì)壽命，h；
設(shè)計(jì)此減速器每天工作8小時(shí)，每年工作300天，預(yù)期壽命8年
由此得：N1=60×740×1×（8×300×8）＝8.52×108
N2=N1 / u=8.52×108 / 4.68 =1.82×108
則 查圖8-70 得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)ZN0，ZN11 （允許出現(xiàn)一定量點(diǎn)蝕）：
ZN1=ZN2＝1
硬化系數(shù)ZW
查圖8-71及說(shuō)明得：ZW＝1
接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH 查表8-27，按一般可靠度查SHmin=1.1取
［σH1］=1500×1×1 / 1.1＝1363.6（N/mm2）
［σH2］=1500×1×1 / 1.1＝1363.6 (N/mm2)
由上可得小齒輪直徑d0的設(shè)計(jì)初值d0t為：
d1t≥
得：d1t≥92.44mm
齒輪法面模數(shù) m：
m n= d1t cosβ/ z1=92.44 / 26 =3.46mm
圓整取m n=4mm
中心距mm
圓整取中心距 a=272mm
分度圓螺旋角
=13.05°
小輪分度圓直徑的計(jì)算值
=106.76mm
圓周速度v=πd'0tn0/60000=π×106.76×157.45/60000=0.88m/s
與估取的vt＝1.5m/s相差很大，對(duì)Kv取值會(huì)有影響，需要修正Kv
修正 Kv=1.03
齒間載荷分配系數(shù)Kα
εr＝εα＋εβ
= [1.88－3.2（＋）]cosβ+26 x0.8 tan13.05°/π
=3.20
查表得Kα=1.43
則載荷系數(shù)k=1×1.03×1.08×1.43=1.59
小齒輪分度圓直徑d1=d'1t=106.76mm
大齒輪分度圓直徑d2=
= 435.24
齒寬 b=ψd·d0tmin=0.8×106.76=85.41mm
圓整成整數(shù)：b=85mm
大齒輪齒寬：b2=b=55mm
小齒輪齒寬：b1=b2+(5~10)
取b1=90mm
３） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
由式（8-66）
σF=·YFα·YSαYεYβ≤［σF］
齒形系數(shù)YFα 查圖8-67得：
小齒輪：YFα1＝2.58
大齒輪：YFα2＝2.15
應(yīng)力修正系數(shù)YSα 查圖8-68
小齒輪：YSα1＝1.61
大齒輪：YSα2＝1.81
重合度系數(shù)Yε 由式（8-67）
Yε＝0.25＋0.75/εα＝0.25＋0.75/1.68＝0.70
螺旋角系數(shù)Yβ＝1-εβ·
Yβ＝0.83
許用彎曲應(yīng)力［σF］ 由式8-71
［σF］＝σFlinYNYx/SF
其中：
σFlin ——彎曲疲勞極限，查圖8-72得：σFlin1＝900N/mm2
σFlin12＝900N/mm2
YN——彎曲壽命系數(shù)，查圖8-73得：YN0 = YN11＝1
Yx——尺寸系數(shù)，查圖8-74得：Yx＝1
SF——安全系數(shù)，查表8-27得：SF＝1.25
則：
［σF0］＝σFlin0YN0Yx/SF＝385×1×1/1.25＝720（N/mm2）
［σF11］＝σFlin11YN11Yx/SF＝400×1×1/1.25＝720（N/mm2）
由上得：
σF=×2.58×1.61×0.70×0.83＝462.87（N/mm2）
≤［σF1］
σF=×2.15×1.81×0.70×0.83＝459.15（N/mm2）
≤［σF2］
該對(duì)齒輪齒根彎曲強(qiáng)度都滿足要求。
2.4.5 Ⅲ級(jí)傳動(dòng)輪齒副設(shè)計(jì)計(jì)算：
１）、選擇齒輪材料
大小齒輪均采用斜齒輪傳動(dòng)
小齒輪選用 20CrMnTi 滲碳淬火處理
硬度 HRC56-62
小齒輪選用 20CrMnTi 滲碳淬火處理
硬度 HRC56-62
２）、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，此處減速器要求精度并不是太高，取8級(jí)精度就可以滿足要求了。
按vt=(0.012~0.021)n1估取圓周速度
vt= (0.012~0.021)n1
=0.44-0.77m/s
取中間值vt=0.5m/s
小輪分度圓直徑d0，由圓柱齒輪傳動(dòng)簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)計(jì)算公式得：
d0＝
其中：（注：本節(jié)以下查表，未注明的皆為查中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社，王洪欣等主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)》一書(shū)中的表。）
齒寬系數(shù)ψd 查表8-23按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，?。?
ψd＝0.8
小齒輪齒數(shù)的推薦值為20～40，取
初定：小齒輪齒數(shù) =24
大齒輪齒數(shù) =i*
=3.84*24=92.16
圓整成整數(shù)，大齒輪齒數(shù)選擇=92
由于設(shè)計(jì)的為同步輸出減速器，必須保證兩同步齒輪軸的中心距離和對(duì)輥輥?zhàn)又g的中心距離相等，兩對(duì)輥之間的距離為956mm，所以大齒輪的分度圓直徑必須為956mm，這樣才能滿足設(shè)計(jì)要求。
初選法向模數(shù)m n=10 則
齒數(shù)比u
u=/=92/24=3.84
傳動(dòng)比誤差△u/u誤差在±5％范圍內(nèi)
小輪轉(zhuǎn)矩T1＝8333870N·mm
載荷系數(shù)Ｋ
由式Ｋ＝ＫA·ＫV·Ｋβ·Ｋα
使用系數(shù)ＫA 可由使用系數(shù)表（表8-20）查得：
KA=1.0
動(dòng)載荷系數(shù)KV 可由動(dòng)載荷系數(shù)圖（圖8-57）查得初值：
KVt＝1.06
齒向載荷分布系數(shù)Kβ
按照硬齒面由齒向載荷分布系數(shù)圖（8-60）得：
Kβ?。?.08
齒間