360型對輥式壓塊機設計【說明書+CAD】
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黃河科技學院畢業(yè)設計 第23頁
單位代碼 02
學 號 080105659
分 類 號 TH6
密 級
畢業(yè)設計(論文)
360對輥式壓塊機設計
院（系）名稱
工學院機械系
專業(yè)名稱
機械設計制造及其自動化
學生姓名
張國輝
指導教師
康紅偉
2012年 5 月 18 日
360對輥式壓球機的設計
摘 要
目前我國工業(yè)型煤的生產(chǎn)工藝主要采用粉煤添加粘結(jié)劑低壓成型,以往的研究主要集中在成型工藝和粘結(jié)劑方面,對成型機械的研究開發(fā)甚少。事實上,成型機械是型煤生產(chǎn)的關鍵設備, 國內(nèi)大部分型煤廠采用有粘結(jié)劑的低壓成型, 其工藝過程主要包括原煤的粉碎、配料,粘結(jié)劑、固硫劑等助劑的添加,混捏與成型,型煤烘干等,工藝冗長。再加上用電和設備的折舊、添加劑及人員工資,導致型煤的生產(chǎn)成本偏高,最終型煤價格與塊煤相差無幾,從而使型煤用戶在經(jīng)濟上承受起來較為困難。所以本論文就是設計高壓的成型機械，這樣可以少用甚至不用粘結(jié)劑。
原煤不經(jīng)過入洗而直接用于燃燒，不僅浪費能源，而且產(chǎn)生大量的煤煙和溫室氣體的排放發(fā)。采用清潔煤技術，是提高煤炭利用效率和減少污染的最佳選擇。工業(yè)型煤成套技術就是其中一種比較成熟的方法,通過添加助劑對粉煤進行混捏成型,用作工業(yè)鍋爐和窯爐的燃料,與直接燃燒散煤相比,煙塵排放量及SO2排放量都可以大量減少。所以無論是從可持續(xù)發(fā)展方面考慮還是從經(jīng)濟性方面考慮壓塊機的作用都是不可忽視的。
關鍵詞：壓塊機，型煤，粘接劑，溫室氣體。
Twin roller compaction machine design of 360 type
Author:zhangguohui Tutor:Kanghongwei
Abstract
At present our country industrial briquette production technology using coal powder binder low pressure molding, previous studies mainly focus on the forming process and the binder, the molding machinery research development about. In fact, molding machinery is the key equipment of coal production, most of the domestic coal briquette binder by a low pressure molding, the process mainly includes coal crushing, mixing, binder, sulfur fixing agent and other additives, kneading and molding, briquette drying, process long. Coupled with the use of electricity and equipment depreciation, additives and staff wages, led to the coal production cost on the high side, the final price and not much difference between coal lump coal briquette, thereby allowing users in the economy is more difficult to bear. So this paper is the design of high pressure molding machine, which can use less or even no binder.
Coal without washing and directly used for burning, not only a waste of energy, and produce large quantities of soot and greenhouse gas emissions. The clean coal technology, is to improve the utilization efficiency of coal and reduce pollution is the best choice. Industrial coal briquette technology is one of the more mature method, by adding additives to coal powder are mixed and kneaded molded, used for industrial boiler and furnace fuel, and direct combustion of coal, soot emissions and emission of SO2can reduce the number of. So whether it is from the aspect of sustainable development consideration from the economic considerations press role can not be ignored.
Keywords:Briquetting machine, briquette, adhesive, greenhouse gas
目 錄
1緒論 6
1.1工業(yè)型煤的發(fā)展狀況 6
1.2對輥壓密機的成型原理 6
1.3對輥成型機的發(fā)展概況 7
2電動機的選擇及傳動方案的確定 9
2.1電動機的選擇 9
2.1.1選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 9
2.1.2選擇電動機的容量 9
2.2傳動比的計算及分配 9
2.3傳動方案的確定 10
2.4減速器的選擇及傳動比分配 10
3 v帶帶輪設計 11
3.1設計功率 11
3.2選定帶型 11
3.3傳動比 11
3.4小帶輪的基準直徑 11
3.5大帶輪的基準直徑 11
3.6帶速 11
3.7初定軸間距 11
3.8所需基準長度 12
3.9實際軸間距 12
3.10小帶輪包角 12
3.11單根v帶傳遞的基本額定功率 12
3.12傳動比i≠1時的額定功率增量 12
3.13v帶的根數(shù) 12
3.14單根v帶的預緊力 12
3.15作用在軸上的力 13
3.16帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 13
4基本參數(shù)計算 14
4.1各軸的轉(zhuǎn)速 14
4.2各軸功率 14
4.3各軸轉(zhuǎn)矩 14
5 軸的設計計算 15
5.1 軸材料的選擇 15
5.2 計算軸最小軸徑 15
5.3 根據(jù)軸向定位要求確定軸向各段直徑和長度 15
5.4初步選擇滾動軸承 16
5.5輥子處軸的設計 16
5.6軸承處軸的設計 16
5.7齒輪處軸的設計 17
5.8確定軸上圓角和倒角尺寸 17
5.9求軸上載荷 17
5.10按彎扭合成應力校核軸的強度 18
6齒輪的設計與計算 20
6.1選定齒輪的類型 20
6.2按齒根彎曲強度設計 20
6.3確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值 20
7鍵的選用及校核 22
8 成型輥的設計 23
8.1 成型輥的材料選擇 23
8.2 成型輥結(jié)構(gòu)設計 23
8.3 煤球布置 23
8.4 產(chǎn)量計算 24
結(jié)論 25
致謝 26
參考文獻 27
1緒論
1.1工業(yè)型煤的發(fā)展狀況
中國目前在工業(yè)上得到普遍應用的型煤主要是通過機制冷壓一次成型的型煤。成型設備有對輥成型機和擠出機。成型壓力較低,一般在25 MPa左右。型煤的形狀大部分為扁圓形,也有方形、枕形、棒形等。其顯著的特征是呈餅狀或柱狀,三維方向的尺寸至少有一個相差較大,而且尺寸單一。所制型煤密度較高,表面比較光潔,具有比較高的強度。
型煤的生產(chǎn)設備則有向引進高壓成型設備的方向和推廣國內(nèi)研制的低壓爐前成型設備方向并舉的發(fā)展趨勢。以期能夠降低成本,提高質(zhì)量,加快型煤產(chǎn)業(yè)化進程。成本高于原煤,再加上型煤生產(chǎn)要消耗一定的人力及電能,型煤生產(chǎn)廠家也要獲取一定的利潤,致使鍋爐型煤的售價一般比可代替煤種高出數(shù)十元。
當型煤所帶來的經(jīng)濟效益不能彌補用戶購置型煤的價差時,在市場經(jīng)濟條件下,即使采用其他強制辦法,也很難形成市場。這正是中國工業(yè)鍋爐型煤夭折,又轉(zhuǎn)向推廣鍋爐型煤在爐前即制即用的所謂“爐前成型”方法的根本原因。工業(yè)鍋爐型煤爐前成型技術,從本質(zhì)上講是增加了鍋爐的輔機。是鍋爐節(jié)能技術改造的一部分。其減少環(huán)境污染效果甚差。按照有關廠家提供的價格資料分析,在中國煤炭資源價格偏低的條件下,由于設備運行狀態(tài)或改變所用的煤質(zhì)不同,所增加的這一部分投資回收期限大約在幾個月至幾年。根據(jù)對用戶的調(diào)查分析,多數(shù)認為這種爐前成型方法不適應中國大量的用戶鍋爐單臺容量小、按季節(jié)運行或間歇式運行的要求。
1.2對輥壓密機的成型原理
被壓物料經(jīng)給料口落入兩輥子之間，進行擠壓粘合，成品物料自然落下。遇有過硬或不可壓時，輥子可憑液壓缸或彈簧的作用自動退讓，使輥子間隙增大，過硬或不可破碎物落下，從而保護機器不受損壞。相向轉(zhuǎn)動的兩輥子有一定的間隙，改變間隙，即可控制產(chǎn)品最大排料粒度。對輥破碎機是利用一對相向轉(zhuǎn)動的圓輥，四輥破碎機則是利用兩對相向轉(zhuǎn)動的圓輥進行破碎作業(yè)。 特點：雙輥破碎機采用三角帶或萬向節(jié)聯(lián)軸器進行傳動和調(diào)節(jié)兩輥之間的間隙。
對輥壓密機由機架、一對輥子、三角皮帶傳動裝置和彈簧保險裝置等主要部件組成。兩臺電機通過皮帶輪傳動，帶動兩輥子相向轉(zhuǎn)動。一個輥子的軸支承在與機架固定在一起的固定軸承上，另一個輥子的軸支承在活動軸承上?；顒虞S承可以沿機架導軌水平移動，使兩輥子間的排料口寬度在必要時可以增大，將非破碎物排出機外。輥子安裝在焊接的機架上，由安裝在軸上的輥芯以及套在輥芯上的輥套組成，兩者通過錐形環(huán)，用螺栓拉緊，以使輥套緊套在輥芯上。當輥套的工作表面磨損時，可以拆換。前輥的安裝在滾柱軸承中，軸承座固定安裝在機架上，后輥的軸承則安裝在機架的導軌中，可以在導軌上前后移動，后輥的軸承用強力彈簧壓緊在頂座上，當轉(zhuǎn)輥之間落入難碎物時，彈簧被壓縮，后輥后移一定距離，讓硬物落下，然后在彈簧張力作用下又回到原來位置。彈簧的壓力可用螺母調(diào)整，在軸承與頂座之間放有可以更換的鋼墊片，通過更換不同厚度的墊片，即可調(diào)節(jié)兩轉(zhuǎn)輥的間距。
對輥壓密機前輥通過減速齒輪和傳動軸以及帶輪用電動機帶動，后輥則通過裝在輥子軸上的一對齒輪由前輥帶動作相向轉(zhuǎn)動。為了使后輥后移時兩齒輪仍能嚙合，齒輪采用非標準長齒。
1.3對輥成型機的發(fā)展概況
對輥式輥壓成型機于19世紀下半葉在歐洲誕生。第一天能夠成功運轉(zhuǎn)的輥壓成型機在1870年末期由比利時的Losisau 制造并被安裝在美國的里奇蒙得港的一家成型廠。然而，大多數(shù)早期的其他開發(fā)工作已在歐洲展開，并且在19世紀末在比利時、法國和德國已達到非常高的應用水平。表1表面了在德國產(chǎn)煤區(qū)硬煤成型機的發(fā)展情況，從1900年~1910年的10年間其輥壓成型機熟練成倍增長，到1910年達到243臺，年產(chǎn)型煤400萬噸。
德國哈汀根/魯爾的KOPPEN公司是從1898年開始制造出了它的第一臺用于硬煤成型的輥壓成型機。該機有一套旋轉(zhuǎn)布料裝置以穩(wěn)定兩個成型輥的入料，兩個成型輥由安裝在軸中心的寬大而堅固正齒輪維持同步，兩個分離輥具有形同的尺寸（直徑650mm，寬度280mm）。這樣一臺機器其壓輥轉(zhuǎn)速為6.5rpm，每小時可生產(chǎn)6噸相對小一些的（15~50）g用于家庭取暖的硬煤型煤。
在20世紀20年代早期，德國硬煤成型開始滑坡，二戰(zhàn)結(jié)束后煤炭成型又產(chǎn)生短期復蘇，大型的成型機產(chǎn)量的2倍以上。此后不久，石油和天然氣在許多熱用途方面顯然取代了煤炭，尤其是家庭取暖，因而在生產(chǎn)的煤炭成型廠的數(shù)量急劇萎縮。今天，在工業(yè)化國家里，大多數(shù)常規(guī)的煤炭成型廠業(yè)已停業(yè)并被拆除，其結(jié)果是，許多提供煤炭輥壓成型的公司破產(chǎn)后或開始生產(chǎn)其他用途的成型設備，但是，KOPPERN公司作為一個杰出的供應商，至今仍在積極從事設計和制造輥壓成型機以及型煤設備。
2電動機的選擇及傳動方案的確定
2.1電動機的選擇
2.1.1選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式
按工作條件和要求，選用一般用途的y系列三相異步電動機，為臥式封閉結(jié)構(gòu)。
2.1.2選擇電動機的容量
輥子轉(zhuǎn)速 n=10r/min；
輥面切相線壓力 f=4.5kn/cm；
輥子寬度 b=400mm；
輥子速度v=r*ω=d*π*n/（60*1000）=0.1885m/s；
工作部分的功率p=f*b*v=4.5*40*0.1885=33.93kw；
電動機的功率p0=p/η，其中η是從電動機到輥論主軸之間的傳動裝置總效率：η=η1*η2*η3*η4*η4*η5；
η1=0.97 是帶輪的傳動效率；
η2=0.98 是減速器的傳動效率；
η3=0.99 是聯(lián)軸器的傳動效率；
η4=0.99 是軸承的傳動效率；
η5=0.99 是齒輪的傳動效率；
η=η1*η2*η3*η4*η4*η5=0.91；
電動機的功率p0=p/η=36.78kw；
選擇電動機的功率pm≥p0，所以選擇37kw，y250s-6電動機。其同步轉(zhuǎn)速是1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速是980r/min。
2.2傳動比的計算及分配
總的傳動比i=nm/n=980/10=98，因為所選的減速器是標準減速器，并且?guī)л啿灰顺惺芎艽蟮膫鲃颖?，所以減速器選擇時應該選擇i減≤98的,根據(jù)<<機械設計手冊>>第五版 成大先主編,初步選擇zsy系列的減速器,傳動比i減=90,根據(jù)n=1000r/min和傳動比i=90及功率p≥ 37kw,可以選擇zsy315-90的減速器,由此可知,帶輪的減速比為i帶=i/i減=1.0889。
2.3傳動方案的確定
壓密機的工作環(huán)境不好，工作狀況不穩(wěn)定，維修也不是很方便。所以在設計過程中應使整機在保證工藝性能指標的前提下盡量提高使用壽命，簡化結(jié)構(gòu)，減少故障點，最大限度的降低維修量。其傳動簡圖如圖2所示。
整機結(jié)構(gòu)大致分為:電動機、帶傳動、減速器、聯(lián)軸器、工作輥、同步齒輪等。
圖2 傳動系統(tǒng)簡圖
2.4減速器的選擇及傳動比分配
總傳動比i=nm/n=980/10=98, 因為所選的減速器是標準減速器，并且?guī)л啿灰顺惺芎艽蟮膫鲃颖龋詼p速器選擇時應該選擇i減≤98的,查<<機械設計手冊>>,初步選擇ZSY系列的減速器,傳動比i減=90,根據(jù)n=1000r/min和傳動比i=90及功率p≥ 40.78kw,可以選擇ZSY315-90的減速器,由此可知,帶輪的減速比為i帶=i/i減=1.0889。
3 v帶帶輪設計
3.1設計功率
Pd=ka*p=1.4*45=63kw，其中p為傳遞功率，ka是工況系數(shù)，有表9.2-13要選擇ka=1.4。
3.2選定帶型
根據(jù)pd和n1由圖9.2-1和圖9.2-2選取普通v帶d帶型。
3.3傳動比
i=n1/n2=dp1/dp2，若計入滑動率：i=n1/n2=dp2/{（1-ε）dp1}。
n2是大帶輪轉(zhuǎn)速，dp1是小帶輪的節(jié)圓直徑，dp2是大帶輪的節(jié)圓直徑，ε是彈性滑動率，ε通常取0.01-0.02，通常帶輪的節(jié)圓直徑可視為基準直徑。
3.4小帶輪的基準直徑
Dd1按表9.2-36和9.2-38選定，為提高v帶的壽命，宜選取較大的直徑，這里選取355mm。
3.5大帶輪的基準直徑
Dd2=i*dd1（1-ε）=382mm，dd2應按表9.2-36選取標準值，可選取dd2=375mm。
3.6帶速
V=π*dp1*n1/（60*1000）=18.2m/s，為充分發(fā)揮v帶的能力，一般應使v≈20m/s，故帶的傳動速度還可以。
3.7初定軸間距
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2），既511mm≤a0≤1460mm，初步定為a0=1000mm。
3.8所需基準長度
Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）*（dd2-dd1）/4a0=3146.8mm，由《機械工程師》表9.2-8和9.2-9選取相近值取ld0=3100mm。
3.9實際軸間距
a≈a0+（ld-ld0）/2=976.8mm，
amin=a-（2bd+0.09ld）=643.8mm，
amax=a+0.02ld=1038.8mm，
其中amin是安裝所需的最小軸間距，amax是張緊或補償伸長所需的最大軸間距，bd是基準寬度。
3.10小帶輪包角
α1=180-（dd2-dd1）/a*57.3=178.8；如果α1較小應增大α或用張緊輪。
3.11單根v帶傳遞的基本額定功率
根據(jù)帶型·dd1·和n1見表9.2-17到9.2-27可查的p1=16.3kw。
3.12傳動比i≠1時的額定功率增量
根據(jù)帶型·dd1·和n1，由《機械工程師》見表9.2-17到9.2-27可查的Δp1=0.28kw
3.13v帶的根數(shù)
Z=pd/{（p1=Δp1）*kα*kl}=4.44，其中kα是小帶輪包角修正系數(shù)，見表9.2-14，kl是帶長修正系數(shù)，由《機械工程師》見表9.2-15。Kα=0.995，kl=0.86。所以要選取帶根數(shù)z=5。
3.14單根v帶的預緊力
F0=500（2.5/kα-1）*pd/（z*v）+m*v*v=742N，其中m是每米v帶的質(zhì)量由《機械工程師》表9.2-16可知m=0.66kg/M
3.15作用在軸上的力
Fr=2f0*z*sin（α1/2）=7421N。
3.16帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸
由《機械工程師》根據(jù)表9.2-39v帶輪的輪緣尺寸，基準寬度bd=27mm，基準線上槽深hamin=8.1mm，這里取ha=9mm，基準線下槽深hfmin=19.9mm，這里取做hf=20mm，槽間距fmin=23mm，這里取做f=24mm，最小輪緣厚度δmin=12mm，這里取做δ=14mm，帶輪寬度b=（z-1）*e+2f=196mm，小帶輪外徑da1=dd1+2ha=373mm，大帶輪外徑da2=dd2+2ha=393mm。在cad中畫出該圖。
4基本參數(shù)計算
4.1各軸的轉(zhuǎn)速
Ⅰ軸:n1=n0/i帶=980/1.0889=900r/min；
Ⅱ軸:n2=n1/i減=900/90=10r/min；
Ⅲ軸:n3=n2=10r/min；
Ⅳ軸:n4=n3=10r/min；
4.2各軸功率
Ⅰ軸:p1=p0*η1=35.89kw；
Ⅱ軸:p2=p1*η2=35.17kw；
Ⅲ軸:p3=p2*η3=34.82kw；
Ⅳ軸:p4=p3*η4*η5=33.44kw；
4.3各軸轉(zhuǎn)矩
Ⅰ軸:t1=9550*p1/n1=380.8n*m；
Ⅱ軸: t2=9550*p2/n2=33587n*m；
Ⅲ軸: t3=9550*p3/n3=33253n*m；
Ⅳ軸: t4=9550*p4/n4=31935n*m；
5 軸的設計計算
5.1軸材料的選擇
因為傳遞的功率和轉(zhuǎn)矩很大故應該選擇好點的材料，這里我們選擇40cr，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，其硬度是241-286hbs，抗拉強度δb=685mpa，屈服點δs=490mpa，需用彎曲應力【δ0】=120mpa，[δ－1]=70mpa
5.2計算軸最小軸徑
Dmin≥A03p3/n3，由機械設計表15-3可知，A0=97-112，取A0=105，可得到dmin≥166.9mm，對于軸徑d≥100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%既dmin≥172mm，故選軸徑d=180mm。輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處軸的直徑d。
圖5.1Ⅰ軸結(jié)構(gòu)
為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩tca=ka*t3，由《機械工程師》查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka=1.3，則：tca=49900n*m，
按照計算轉(zhuǎn)矩tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊，用凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為5000n*m，半聯(lián)軸器的孔徑是d1=180mm，故取dⅠ-Ⅱ=180mm，半聯(lián)軸器的長度L=302mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=240mm。
5.3根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=190mm
2）初步選擇滾動軸承，因軸承只承受徑向力，并且徑向力很大，故選擇調(diào)心滾子軸承，由新編機械設計手冊可以選取軸承代號23038，其尺寸是d*D*B=190mm*290mm*75mm。
3）取安裝輥子部分的軸徑是200mm，即dⅢ-Ⅳ=200mm，根據(jù)設計要求可知輥子長度為400mm，但是為了壓緊輥子，使棍子有效工作，取LⅢ-Ⅳ=396mm，輥子右端用軸肩定位，軸肩高度h≥0.07d=14mm，故取h=15mm，則軸肩處的直徑是d=230mm，軸環(huán)高度是b≥1.4h=18mm，取b=18mm。
4）軸承端蓋的總厚度為23mm，軸承兩端都用軸承端蓋，一端端蓋是為了防止軸承軸向移動，另一端軸承端蓋是為了防止落料進入軸承中。根據(jù)端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的距離為l=72mm，LⅡ-Ⅲ=215mm，LⅢ-Ⅳ=394mm，在Ⅳ-Ⅴ段中取軸承外端蓋到齒輪的距離是57mm，因為對于輥子來說兩端的軸承最好對稱分布這樣受力均勻，所以LⅣ-Ⅴ=195mm。
5）齒輪的厚度為b=180mm，左端用軸肩定位，所以取
dⅤ-Ⅵ段=180mm，由于其右端還要用螺母進行鎖緊，所以要取小于180mm的長度，這里取做LⅤ-Ⅵ=172mm，墊片的厚度是8mm，螺母的厚度是27mm，但是還是要露出一部分軸的，所以?、?Ⅶ段長度LⅥ-Ⅶ=60mm。
5.4 初步選擇滾動軸承
因軸承只承受徑向力，并且徑向力很大，故選擇調(diào)心滾子軸承，由機械設計手冊可以選取軸承代號23038，其尺寸是d×D×B=180mm×290mm×75mm。故dⅢ-Ⅳ=180mm。因為滾動軸承承受一定的軸向力，因此需要對軸承的外圈和內(nèi)圈進行軸向定位，故Ⅳ-Ⅴ段需制出定位軸肩，去dⅣ-Ⅴ=218mm。
5.5 輥子處軸的設計
取安裝輥子的軸頸是200mm即dⅤ-Ⅵ=200mm，根據(jù)設計要求知輥子寬度是400mm，但是為了壓緊輥子，使輥子有效工作，取lⅢ-Ⅳ=396mm，輥子右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=14mm，則軸肩處的直徑dⅥ-Ⅶ=228mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h=19.6mm，，取lⅥ-Ⅶ=40mm。
5.6 軸承處軸的設計
軸承端蓋的總厚度為23mm，軸承兩端都用軸承端蓋，一端端蓋是為了防止軸承軸向移動，另一端軸承端蓋是為了防止落料進入軸承中。根據(jù)端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的左外端面與半聯(lián)軸器的距離為l=73mm，右端面要用一個套筒定位，套筒長度去l=41mm，軸承端蓋左端的軸有螺紋，在Ⅷ-Ⅸ段中取軸承外端蓋到齒輪的距離是75mm，因為對于輥子來說兩端的軸承最好對稱分布這樣受力均勻，所以lⅧ-Ⅸ=186mm。輥筒右端的軸承同樣內(nèi)外圈都需要軸向定位，Ⅶ-Ⅷ處軸上能對軸承內(nèi)圈定位，取dⅦ-Ⅷ=190mm，取lⅦ-Ⅷ=25mm。
5.7齒輪處軸的設計
齒輪的厚度為b=180mm，左端用軸套定位，所以?、?Ⅹ段直徑d=180mm，由于其右端還要用鎖緊螺母進行鎖緊，所以要取小于186mm的長度，這里取做LⅥ-Ⅶ=165mm。其右端需用鎖緊螺母鎖緊，其直徑略小于180，取M180mm,墊片的厚度是3mm，螺母的厚度是27mm，但是還是要露出一部分軸的，所以?、?Ⅺ段長度LⅩ-Ⅺ=85mm。
5.8確定軸上圓角和倒角尺寸
參考表15-2，取軸端倒角為2*45。
5.9求軸上載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。
圖5.2 Ⅰ軸載荷分布圖
Fr和Fnv1即Fnv2都是豎直面內(nèi)的力，根據(jù)設計要求可知，豎直面內(nèi)受到最主要的力就是重力，在這里可以忽略不計，水平面內(nèi)的力很大，F(xiàn)t=4.5kn*40=180kn，因為支撐是對稱分布的，所以Fnv1= Fnv2=Ft/2=90kn，L1=L2=270mm，彎矩Mh=Fnv1*L1=24300n*m，T=33253n*m畫出彎矩圖和扭矩圖可知：
圖5 .3Ⅰ軸扭矩分布圖
圖5.4 Ⅰ軸彎矩分布圖
由上面的兩個圖可知在輥子的地方所受的彎扭力最大。
5.10按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)機械設計公式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力
σca=Mh2+（αT）2/W=Mh2+（αT）2/0.1d3
σca=
=39.3MPa
前面已選擇軸的材料45鋼調(diào)質(zhì)，查得[δ－1]=60mpa，因此σca<[δ－1],故軸安全。
Ⅱ軸的設計與前者相同，它們的材料也相同，承受的力矩和轉(zhuǎn)矩均相同，支撐相對于輥子也相同，所以不用再設計校核了。
6齒輪的設計與計算
6.1選定齒輪的類型
齒輪的精度等級，材料，初定其模數(shù)及齒數(shù)，根據(jù)工作要求，選用直齒圓柱齒輪傳動。對輥式壓球機為一般的工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。材料選擇，選擇齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS。
根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，齒輪的分度圓直徑應該和輥子的直徑相同，這里我們初步選擇其模數(shù)m=12mm，那么其齒數(shù)Z=d/m=360/12=30。
6.2按齒根彎曲強度設計
又設計計算公式（10-5）進行試算，即
m≥32KT∮d*Z2*（Yfa*Ysa[σf]）
6.3確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
1）齒輪傳遞的扭矩T≈T3/2=19195n*m
2）由表10-7選取齒寬系數(shù)，因為該傳動中選的是懸臂式的結(jié)構(gòu)，故∮d=0.5。
3)由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞極限σfe1=620mpa，
4）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.85
5)計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式（10-12）得
[σf]1=Kfn1*σfe1S=376.4mpa
6)根據(jù)v=πdn60*1000=π*360*1060*1000=0.188m/s，7級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)Kv=1，由表10-2查得使用系數(shù)Ka=1.75，直齒輪Kfα=1，由圖10-13查得Kfb=1.35
7）計算載荷系數(shù)K
K=Ka*Kv*Kfa*Kfb=1.75*1*1*1.35=2.36
8）由表10-5，查得齒形系數(shù)Yfa1=2.52，應力校正系數(shù)Ysa1=1.625
9）計算Yfa1*Ysa1[σf]1=2.52*1.652376.4=0.01106
m≥32KT∮d*Z2*（Yfa*Ysa[σf]）
=32*2.36*19195*1030.5*302*0.01106
=13.06
由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，由m≥13.06mm查標準模數(shù)表，并就近圓整為標準值m=16mm，由齒輪直徑d=360mm，算出齒輪的齒數(shù)z，Z=d/m=360/16=22.5，取齒數(shù)為23個，這樣齒輪分度圓直徑變?yōu)榱薲=z*m=23*16=368mm，輥子為了能夠有效地工作其直徑也要變?yōu)?68mm。
7鍵的選用及校核
Ⅰ軸伸出軸與半聯(lián)軸器相連，其直徑d=180mm，選用圓頭普通平鍵（A型）b=45mm，h=32mm，L=200mm，Ⅰ軸傳遞的扭矩T1=33253NM，采用雙鍵連接，成180°對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，按1.5個鍵計算。
p= (7.1)
p ==115.4MPa<[p]=120MPa
所選鍵合格
Ⅰ軸中間的鍵用于輥輪和軸的連接，軸頸d=200mm，選用圓頭普通平鍵（A型）b=45mm，h=32mm，2*L=2*100mm，該段軸軸傳遞的扭矩也為T=33253N*M
p===103.9MPa<[p]=120MPa
所選鍵合格
Ⅰ軸右端的鍵用于齒輪和軸的連接，軸頸d=200mm，選用圓頭普通平鍵（A型）b=45mm，h=32mm，L=100mm，該段軸軸傳遞的扭矩T=T1/2=16626.5NM
p===66.2MPa<[p]=120MPa
所選鍵合格
Ⅱ軸所用材料與Ⅰ軸相同，且Ⅱ軸扭矩稍小于Ⅰ軸，在此Ⅱ軸上選用的鍵與Ⅰ軸相同，必定合格，在此就不一一校核。
黃河科技學院畢業(yè)設計 第 28頁
8 成型輥的設計
8.1 成型輥的材料選擇
由于成型壓力大，球窩的接觸線磨損大，在此故選用65Mn材料，持久強度高，耐磨性好。
8.2 成型輥結(jié)構(gòu)設計
輥筒直徑是368mm，寬度是400mm，其結(jié)構(gòu)如下圖：
圖8.1 輥筒結(jié)構(gòu)圖
8.3 煤球布置
為了提高產(chǎn)量，需要合理布置煤球在輥筒上的位置，如下圖：
圖8.2 煤球布置圖
8.4 產(chǎn)量計算
輥子沿周向布排球窩數(shù)位55個，輥子沿寬度方向布排球窩數(shù)位9個，故輥子工作一周可生產(chǎn)煤球個數(shù)：n=55×9=495，經(jīng)計算每個煤球質(zhì)量m=10.3g，故可計算該設備每小時的產(chǎn)量：
M=495×10.3×10×60×=3.06t/h。
結(jié)論
通過本次的畢業(yè)設計讓我學到了很多，這一次畢業(yè)設計是本科學習階段的一次很難得的理論聯(lián)系實際的機會，使我擺脫了單純的理論知識的學習狀態(tài)，和實際設計的結(jié)合鍛煉了我的綜合運用所學的專業(yè)知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高了我查閱文獻資料，設計手冊，設計規(guī)范以及電腦制圖等其他的專業(yè)能力水平，而且對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都是我的能力得到了鍛煉，經(jīng)驗得到了豐富，這也是這次畢業(yè)設計的關鍵目的所在。
雖然畢業(yè)設計內(nèi)容繁多，過程繁瑣，但是我都認認真真的對待，一點一點的做了出來，和老師的多次交流使我的視野更加開闊，每每遇到設計上的問題老師都會給予很多幫助，有時候甚至不耐其煩的一遍遍解釋，可以說沒有老師的大力幫助我的畢業(yè)設計肯定不會那么精彩。老師除了對專業(yè)知識的幫助外，也教會我很多原來并沒有深刻理解的大道理，特別是那句有得必有失。最近失去的東西太多了，我相信我以后一定會把這句話作為行動的衡量標準之一。
致謝
首先，感謝工學院和我的母校黃河科技學院四年來對我的培養(yǎng)。
其次，我要感謝我的導師康紅偉，他嚴謹細致，一絲不茍的作風一直是我工作，學習中的榜樣，他循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪，讓我很快就感受到了設計的快樂并融入其中。其次我要感謝同組同學王嚴嚴，黃克勝得幫助和指點，沒有他們的幫助和提供資料，沒有他們的鼓勵和加油，這次的畢業(yè)設計就不會那么順利的進行。
俗話說的好“磨刀不誤砍柴工”，當每次遇到不懂得問題時我都會第一時間去問康老師，康老師對我提出的問題都一一解答，從來沒有因為我提出的問題稍過簡單而加以責備，而是一再的告誡我做設計該注意的地方，從課題的選擇到項目的完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，他真的做到了“傳道解惑”的作用，除了敬佩老師的專業(yè)水平外，他治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我的今后的學習和工作，在此謹向康老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。
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14. H.-Y. Chen (B)Department of Mechanical Engineering, Mingchi University of Technology, No. 84, Gungjuan Road, Taishan, Taipei 243, Taiwan e-mail: hychen@mail.mcut.edu.tw
15. S.-J. HuangDepartment of Mechanical Engineering, National Taiwan University of Science and Technology, No. 43, Keelung Road, Sec 4, Taipei 106, Taiwan
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