工业对辊成型机设计

中国矿业大学2007届本科毕业设计第1页绪论1.型煤概况煤炭在我国的能源中，占有十分重要的地位，而且在一定时期内，这种状况不会改变。此外，随着采煤机械化程度的不断的提高,粉煤在原煤中所占的比例也越来越大。粉煤比例的增加不仅降低了散煤的燃烧效率,而且严重地污染了环境。发展型煤是提高粉煤利用率和减少环境污染的重要途径。2.成型设备概况成型设备是型煤生产中的关键设备,选择成型设备应以原煤的特性，型煤的用途及成时压力等诸多因素为基础。目前工业上应用最广的是对辊式成型机。另外,还有冲压式成型机,环式成型机和螺旋式成型机等。3.对辊成型机概况对辊成型机可用于成型、压块和颗粒的高压破碎，它的给料系统和辊面的设计要根据使用要求来设计。下面就对辊成型机在成型方面的应用进行描述。对辊成型机主要包括以下几个主要部件：3.1同步齿轮传动系统对辊成型机的同步齿轮传动系统由包括两个同步齿轮在内的减速器，安全联轴器等组成。安全联轴器是一个能自动复位的机构，它可以在正常工作时驱动转距的1.7～1.9倍范围内调整。最主要的是，同步齿轮和齿轮联轴器的连接保证了提供给型辊完全均匀的线速度。3.2成型系统对辊成型机的最主要部分是型辊。由于成型压力大，直径大，所以采用八块型板拼装的方式，辊芯由铸钢材料铸造而成，型板由强度高的耐磨材料制造。3.3加料系统加料系统除了用作加料外,还具有如下作用:(1)对物料预压,将预压力加于物料上;(2)利用预压力使物料脱气,从而增大物料的堆积密度;(3)可以使对辊型轮直径及加载力减小,从而使成型机的尺寸及重量减少,成本降低。3.4液压加载系统液压加载系统用于提供压力迫使浮辊向被压实的物料和固定辊靠近。为满足特殊的工作需要，压力的高低和大小可以自由调整。压力的梯度随间距的变化而升高，通过改变液压储能器中氮的分压可以在很大范围内调整压力的梯度。在其他尖硬物料被压入压辊的间隙时液压系统也用作安全装置。中国矿业大学2007届本科毕业设计第2页第一章电机选型及传动比计算1.1选择电动机1.1.1选择电动机的类型和结构形式按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。1.1.2选择电动机的容量辊子转速：n=8~10r/min辊子圆周速度：v=0.4~0.6m/sω=nπ/30v=ωrr=p30vn= 14 . 3 10 6 . 0 30´´=573mm辊轮周长：L= dp= 2 573 14 . 3´´=3598.44mm型煤比重：1.35g/cm 3 型煤体积：45×45×28=0.567cm 3 单个煤球重：0.567×1.35=77g辊子转一周产量： 10 60 10 × 35 6´=58333g辊子沿周向布排球窝数： 5 45 44 . 3598+=72辊子沿宽度方向可布排球窝： 72 77 58333´=10.52圆整取11排辊子宽度：45×11+5×10+70=635mm总成型压力：T=20×63.5=1270KN辊子承受的合力矩：M=Te=1270×45=57150Nm工作机所需的功率：P= 9550 Tn 式中T=57150Nmn=10r/min代入上式得P= 843 . 59 9550 10 57150=´KW电动机所需功率：P 0 =P/η从电动机到辊轮主轴之间的传动装置的总效率：中国矿业大学2007届本科毕业设计第3页 485 1234hhhhh=式中h=0.951V带传动效率 2 0.99h=联轴器效率 3 0.98h=轴承效率 4 0.97h=齿轮传动效率代入上式得η=0.95×0.99 4 ×0.98 8 ×0.97 5 =0.6667 0 P =P/η=59.843/0.6667=89.760kw选择电动机额定功率P m ≥P 0 ，根据传动系统图和推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比2~4,单级圆柱齿轮传动比3~6所以选择Y280M-4电动机，额定功率90kw,满载转速1480r/min。1.2计算传动装置的总传动比并分配各级传动比1.2.1传动装置的总传动比 i= n n m = 10 1480 =1481.2.2分配各级传动比该传动装置中使用的是三级圆柱齿轮减速器，考虑到以下原则：1）使各级传动的承载能力大致等（齿面接触强度大致相等）2）使减速器能获得最小外形尺寸和重量3）使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便选择三级圆柱齿轮减速器的传动比为50，并分配各级齿轮传动比为 i 1 =3.9 i 2 =3.5 i 3 =3.66辊轮的直径为1146mm,两辊轮这间的间隙取1mm,所以两辊轮的中心距为1147mm。由此调节可初定同步齿轮的传动比为2.5。则V带传动的传动比为1.184。中国矿业大学2007届本科毕业设计第4页第二章V带设计计算2.1确定计算功率根据工作情况查表12-12选择工况系数 2 . 1= A K 设计功率 KW P K P A d 108 90 2 . 1=´==2.2选择带型根据 KW P d 108=和 min / 1480 1 r n=选择15N窄V带(有效宽度制)2.3确定带轮基准直径小带轮的基准直径参考表12-19和图12-4取 mm d e 250 1=传动比 184 . 1= i 取弹性滑动系数 02 . 0=e大带轮基准准直径 ) 1 ( 1 2e-= e e id d ) 02 . 0 1 ( 250 184 . 1-´´= mm 08 . 290=取标准值 mm d e 300 2=实际转速e=-1212(1)ppdnnd 4 . 297 4 . 247 1480 ) 02 . 0 1 (´´-= min / 55 . 1206 r=实际传动比 227 . 1 55 . 1206 1480 2 1=== n n i 2.4验算带的速度 s m n d v p / 2 . 19 1000 60 1480 4 . 247 14 . 3 1000 60 1 1=´´´=´=p2.5初定中心距取=01000amm2.6确定基准长度 0 2 1 2 1 2 0 0 4 ) ( 2 ) ( 2 a d d d d a L d d d d d-+++=p 700 4 ) 250 300 ( 2 ) 250 300 ( 14 . 3 700 2 2´-++´+´=中国矿业大学2007届本科毕业设计第5页2864.1mm=由表12-10选取相应基准长度3000dLmm=2.7确定实际轴间距0030002864.11000106822ddLLaamm--»+=+=安装时所需最小轴间距min0.01510680.01530001023daaLmm=-=-´=张紧或补偿伸长所需最大轴间距max0.0310680.0330001158daaLmm=+=+´=2.8验算小带轮包角°´--°= 3 . 57 180 1 2 1 a d d d da°´--°= 3 . 57 55 . 781 250 300 180°°= 120 3 . 176 2.9单根V带的基本额定功率根据 mm d d 250 1=和 min / 1480 1 r n=由表12-17m查得15N型窄V带 KW P 94 . 19 1=2.10考虑传动比的影响，额定功率的增量由表12-17m查得 80 . 0 1=DP 2.11V带的根数() L a d K K P P P z 1 1D+=查得 993 . 0= a K 查得 95 . 0= L K() 52 . 5 95 . 0 993 . 0 80 . 0 94 . 19 108=´´+= z 根取6根中国矿业大学2007届本科毕业设计第6页2.12单根V带的预紧力 2 0 1 5 . 2 500 mv zv P K F d a+÷÷øöççèæ-=查得m=0.37kg/m 202.510850010.3719.20.993619.2Fæö=´-´+´ç÷´èø848N=2.13带轮的结构小带轮采用实心轮结构，大带轮采用孔板轮结构。由Y280M-4电动机可知，其轴伸直径 mm d 75=，长度 mm L 140=，小带轮轴孔直径应取 mm d 75 0=，毂长应小于 mm 140 .由V带的实际传动比 227 . 1= i ，对减速器的传动比进行重新分配。传动装置总传动比=总148iV带传动传动比 227 . 1=带 i 同步齿轮的传动比 5 . 2 4= i 则三级减速器的传动比为 248 . 48 5 . 2 227 . 1 148=´= i 1 i ， 3 i 调节不变， 2 i ，以达到传动比的调节。则 9 . 3 1= i 66 . 3 3= i 383 . 3 66 . 3 9 . 3 284 . 48 3 1 2=´== i i i i中国矿业大学2007届本科毕业设计第7页第三章基本参数计算3.1各轴的转速Ⅰ轴===1´14801206.2/min1.227ønnriⅡ轴===1211206.2309.28/min3.9nnriⅢ轴 min / 4 . 91 383 . 3 28 . 309 2 2 3 r i n n===Ⅳ轴 min / 0 . 25 66 . 3 4 . 91 3 3 4 r i n n===Ⅴ轴 min / 10 5 . 2 0 . 25 4 4 5 r i n n===3.2各轴功率Ⅰ轴 1 P = 0 P 01h= KW 5 . 85 95 . 0 90=´Ⅱ轴 KW P P 28 . 81 97 . 0 98 . 0 5 . 85 12 1 2=´´==hⅢ轴 KW P P 26 . 77 97 . 0 98 . 0 28 . 81 23 2 3=´´==hⅣ轴 KW P P 44 . 73 97 . 0 98 . 0 26 . 77 34 3 4=´´==hⅤ轴 KW P P 81 . 69 97 . 0 98 . 0 44 . 73 45 4 5=´´==hVI轴2655669.810.980.970.9965.04PPKWh==´´´=3.3各轴转矩Ⅰ轴1119550955085.51206.2676.94TPnNm==´=Ⅱ轴2229550955081.28309.282509.78TPnNm==´=Ⅲ轴3339550955077.2691.48072.57TPnNm==´=Ⅳ轴4449550955073.442528054.08TPnNm==´=Ⅴ轴5559550955069.811066668.55TPnNm==´=VI轴6669550955065.041062113.2TPnNm==´=中国矿业大学2007届本科毕业设计第8页第四章同步齿轮减速箱齿轮的设计计算4.1I轴齿轮设计计算4.1.1选择齿轮材料小齿轮20CrMnTi渗碳淬火HRC56~62大齿轮20CrMnTi渗碳淬火HRC56~62齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ）要求查得 MPa F F 450 2 lim 1 lim==ss MPa H H 1500 2 lim 1 lim==ss参考我国试验数据后，将 lim Fs适当降低： MPa F F 400 2 lim 1 lim==ss4.1.2初定齿轮主要参数按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数 FP FS m Y Z KT msf 1 1 3 5 . 12=按表14-34，并考虑传动比i，选用小齿轮齿数 1 Z =28，大齿轮齿数 2 . 109 28 9 . 3 1 2=´==iZ Z 取110选齿宽系数 14= mf 5 . 0 28 14 1=== Z m dff()() 204 . 0 28 1 9 . 3 5 . 0 14 1 5 . 0 1=´+´=+= Z u m aff查得大小齿轮的复合齿形系数（ 0 2 1== x x 时） 12 . 4 1= FS Y 95 . 3 2= FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 MPa MPa F FP FP FP 640 400 6 . 1 6 . 1 lim 2 1=´====s