專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 11 前言 打散分級機 是與輥壓機配套使用的新型料餅打散分選設備，該設備 集料餅打散與顆粒分級于一體，與輥壓機閉路，構成獨立的擠壓打散回路。由于輥壓機在擠壓物料時具有選擇性粉碎的傾向，所以在經擠壓后產生的料餅中仍有少量未擠壓好的物料，加之輥壓機固有的磨輥邊緣漏料的弊端和因開停機產生的未被充分擠壓的大顆粒物料將對承擔下一階段粉磨工藝的球磨系統產生不利影響，制約系統產量的進一步提高。因為輥壓機操作規程規定：設備啟動時液壓系統應處于卸壓狀態。所以，在輥壓機啟動過程中將有大量未經有效擠壓的物料通過輥壓機。這也是在打散分級機 介入擠壓粉磨工藝系統前的擠壓預粉磨工藝系統產量提高幅度不大且存在較大波動的重要原因。打散分級機介入擠壓粉磨工藝系統后與輥壓機構成的擠壓打散可以消除上述不利因素，將未經有效擠壓，粒度和易磨性未得到明顯改善的物料返回輥壓機重新擠壓，這樣可以將更多的粉磨移至磨外有高效率的擠壓打散回路承擔，使入磨物料的粒度和易磨性均獲得顯著改善。此時，由于入磨物料的粒度分布由寬到窄，細而均齊，不同粒徑的物料有序地分布于球倉和段倉中被研磨，從而使各種不同規格 的球、段研磨群體的配置更加具有明確的針對性，有效地 抑制球磨系統常見的過粉磨現 象，這將更加有利于提高球磨系統的粉磨效率，避免了在效率低下的球磨系統中機械能無謂的大量流失，獲得大幅度增產節能的效果。在用于生料制備時，該設備還具有良好的烘干功能。經改造后，有輥壓機、打散分級機和球磨系統構成的擠壓聯合粉磨系統可使球磨系統增產 100-200%，節電 30%以上 ，研磨體消耗 降低60%以上的效果 。 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 2 2 總體方案論證 2.1 打散分級機的工作原理 打散分級機的打散方式是采用離心沖擊粉碎的原理，經輥壓機擠壓后的物料呈較密實的餅狀，由對稱布置的進料口連續均勻地喂入，落在帶有 錘形凸棱襯板的打散盤上，主軸帶動打散盤高速旋轉，使得落在打散盤上的料餅在襯板錘形凸棱部分的 作用下得以加速并脫離打散盤，料餅沿打散盤切線方向高速甩出后撞擊到反擊襯板上后被粉碎。由于物料的打散過程是連續的 ，因而從反擊襯板上反彈回的物料會受到從打散盤連續高速飛出物料的再次劇烈沖擊而被更加充分地粉碎 。必須強調的是，打散盤襯板表面的錘形凸棱的作用有別于傳統的錘 式破碎機的錘頭，其主要作用是避免物料在打散盤甩出時具有較高的初速度，從而獲得較大的動能，能夠有力地撞擊沿打散盤周向布置的反擊襯板，用以強化對料餅的沖擊粉碎效 果。被打散的物料通過環形通道均勻地落入分級區。 經過打散粉碎后的物料在擋料錐的導向作用下通過擋料錐外圍的環形通道進入在風輪周向分布的風力分選區內。物料的分級應用的時慣性原理和空氣動力學原理，粗顆粒物料由于其運動慣性大，在通過風力分選區的沉降過程中，運動狀態改變較小而落入內錐通體被收集，由粗粉卸料口卸出返回，同配料系統的新鮮物料一起進入輥壓機上方的稱重倉。細粉由于其運動慣性小，在通風風力分選區的沉降過程中，運動狀態改變較大而產生較大的偏移，落入內錐筒體之間被收集，由細粉卸料口卸出送入球磨機繼續粉磨或入選粉機直 接分選出成品。 在用于生料制備時，由于風輪的高速旋轉所產生的負壓和出風口所接的后排風機所產生的負壓，熱風入口被引入，經風輪沿徑向連續送出，打散過的物料在經過風力分選區的沉降過程中形成較均勻的料幕于熱風充分接觸做熱交換而得以烘干，濕熱氣體經過風口排出。由于經過風力分選區的物料在懸浮狀態下與熱風接觸，所以熱交換效率較高，烘干效果顯著。 2.2 打散分級機的結構 分析 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 3圖 2-1 打散分級機結構示意 打散分級機主要由 回轉部件、頂部蓋板及機架、內外筒體、傳動系統、潤滑系統、冷卻及檢測系統等組成。 主軸 1 通過軸套 2 固定在外筒體 8 的頂部蓋板上，并有外加驅動力驅動旋轉。主軸吊掛起風輪 6，中空軸吊掛打散盤 3，在打散盤和風輪之間通過外筒體固定有擋料板 5，打散盤四周有反擊板 4 固定在筒體上，粗粉通過內筒體 7 從粗粉卸料口 9 排出，細粉通過內筒體 7 從細粉卸料口 10 排出，而生料則從進料口 11 喂入。 2.3 轉子 部分分析 打散分級機主要完成將輥壓機輥出的料餅打散，并分選出粗粉和細粉的工作。 已知條件 ： 打散盤轉速 450r/min；打散盤直徑 1000mm； 兩班制工作（每班按 8h 計算） 傳動方案（見圖 2-2） ： SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 4 圖 2-2 轉子運動簡圖 2.3.1 回轉部分分析 回轉部分主要 由主軸、中空軸、打散盤、風輪、軸承、軸承座、密封圈等組成，本設計 采用了雙回轉方式，即中空軸帶動打散盤回轉，產生動力來打散擠壓過的物料，主軸帶動風輪旋轉產生強大有力的風力場用來分選打散過的物料。打散盤上安裝帶有錘形凸輪的耐磨襯板，在襯板嚴重磨損后需要換新的襯板。風輪在易磨損部位堆焊有耐磨材料以提高風輪的使用壽命。本回轉部件因為 是立式安裝，隨著使用期的加長，密封圈的磨損，潤滑油的溢漏是難免的。所以在該系統中還設有加油口，通過潤滑系統自動加油或手動加油，以使各軸承在良好的潤滑狀態下運轉。該系統中還設有軸承溫度檢測口，用于安裝端面熱電阻，保證連續檢測溫度并報警。 2.3.2 傳動部分分析 傳動部分主要有主電機、調速電機、大小皮帶輪、聯軸器、傳動皮帶等組成，該系統采用了雙傳動方式，主電機通過一級皮帶減速帶動中空軸旋轉，調速電機通過聯軸器直接驅動主軸旋轉，具有結構簡單，體積小，安裝制作方便的優點。雙傳動系統實現了打散物料和分級物料須消耗不 同能量和不同轉速的要求，調速電機可簡捷靈活地調節風輪的轉速，從而實現了分級不同粒徑物料的要求，同時也可以有效地調節進球磨機和回擠壓機的物料量，對生產系統的平衡控制具有重要意義 。 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 53 打散部分設計 3.1 電動機的選擇 1） 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，為臥式封閉結構。 2） 選擇電動機的容量 經分析計算得 打散盤 所需消耗的總功率總P=37.15 KW 電動機所需功率 總PP 0（ 3-1） 由經驗及實踐選擇，整個傳動過程中有 1 對軸承，電機采用 V帶傳動 ,它們的傳動效率可查閱 文獻 1得帶=0.96，軸承=0.993 從電動機至 打散機 的總效率為 2軸承帶 （ 3-2） 則 = 2993.096.0 =0.9466 2.399466.0 15.370 總PP kW 選取電動機的額定功率0)3.11( PPm =(1 1.3) 39.2=39.2 51.02 kW 查 文獻 1得，取mP=45 kW 3） 確定電動機轉速mn取 V帶傳動比 31i 帶故 電動機轉速的可選范圍為 mn=wni帶=（ 1 3） 450r/min=450 1350 r/min 符合這一轉速范圍的同步轉速有 750r/min、 1000 r/min 兩 種， 查 文獻 1得出 兩種適合的電動機的型號， 因此有兩種傳動比方案，如表 3-1所列。 表 3-1 傳動比方案對照 方案 電動機型號 額定功率mP/kW 電動機轉速 /r 1min 電動機的質 量 /kg 傳動裝置的傳動比 同步 滿載 1 Y280S-6 45 1000 980 550 2.18 2 Y280M-8 45 750 740 600 1.65 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，結構和帶傳動 的傳動比，方案二比較適合 ,所以選定電動機的型號為 Y280M-8。 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 6 3.2 帶 輪 的設計計算 已知 V帶為水平布置，所需功率 P = 45 kW，由 Y系列三相異步電動機驅動，轉速 1n =740 r/min,從動輪轉速 2n =450 r/min，每天工作 16h。 設 計 項 目 設計依據及內容 設 計 結 果 1. 選擇 V帶型號 （ 1） 確定計算功率caP（ 2） 選擇 V帶型號 查 文獻 3表 4.6得工作 情況 系數 5.1AK caP= AK KWKWP 5.67455.1 按 KWPca 5.67、 min/7401 rn 查 文獻 34.11，選 D型 V帶 KWPca 5.67 D 型 V帶 2. 確定帶輪直徑1dd、2dd（ 1） 選取小帶輪直徑1dd（ 2） 驗算帶速 （ 3） 確定從動帶輪直徑2dd（ 4） 計算實際傳動比 i 參考 文獻 3圖 4.11 及表 4.4，選取小帶輪直徑 mmdd 3201 )1 0 0 060/( 1 ndv d sm /100060/740320 ）（ 12 dd did mm22.526320450/740 查 文獻 3表 4.4 3 2 0/5 1 2/ 12 dd ddi mmd d 3201 39.12v m/s v 在 5 25 m/s內 ， 合 適 。 取mmd d 5122 6.1i （ 5） 驗算從動輪實際轉速 2n m in/6.1/7 4 0/12 rinn (462.5-450)/450 100% = 2.78% 5% min/5.4622 rn 允許 3. 確定中心距 a 和帶長dL（ 1） 初選中心距 0a （ 2） 求帶的基準長度0L（ 3） 計算中心距 a )2)(7.0 12012 dddd ddadd （得 mmamm )512320(2)512320(7.0 0 582.4mm0a 1664mm 02122100 4)()(22 addddaL dddd mmmm 358011054/()320512(2/)512320(120022 查 文獻 3表 4.2得 mmLd 3550mmaLLaa d)2358035501200(200 得取 mma 12000 mmLd 3550 mma 1105 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 7續表 設 計 項 目 設計依據及內容 設 計 結 果 （ 4） 確定中心距調整范圍 mma mmaLaaLaa dd)3 5 5 0015.01 1 0 5()3 5 5 003.01 1 0 5(015.0,03.0m i nm a xm i nm a x 得 mmamma10521216minmax 4. 驗算小帶輪包角 1 1206.16960110532051218060180 121add dd， 6.1691 合適 5. 確定 V帶根數 z （ 1） 確定額定功率0P（ 2） 確定 V帶根數 z 確定0P確定包角系數K確定長度系數 LK 計算 V帶根數 z 由 mmdd 3201 、 7401 n 及 查 文獻 3表4.5 得單根 D型 V帶的額定功率為 KW69.13 Lca KKPP Pz)( 00 查 文獻 3表 4.7得 KWP 13.20 查 文獻 3表 4.8得 98.0K查 文獻 3表 4.2得 89.0LK 根根8.489.098.0)13.269.13(5.67)( 00LcaKKPPpzKWP 69.130 KWP 13.20 98.0K 89.0LK 取 z=5根，合適 6. 計算單根 V 帶初拉力0F查 文獻 3表 4.1得 mkgq /62.0 20 )15.2(500 qvKvzPF ca NF39.1262.0)198.0 5.2(539.12 5.6750020 NF 9400 7. 計算對軸的壓力QFNzFF Q）26.169s in94052(2s in2 10 NFQ 9361 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 8 續表 設 計 項 目 設計依據及內容 設 計 結 果 8. 確定帶輪結構尺寸 mmd d 3201 ，采用 輻 板輪 結構 ，工作圖見附錄 SF5000.03-08 mmd d 5122 ，采用 孔板輪 結構 ，工作圖見附錄 SF5000.03-07 3.3 軸的設計 與強度校核 3.3.1 選擇軸的材料 由于設計 傳遞的功率不是太大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調質處理。 3.3.2 確定輸出軸運動和動力參數 1）確定電動機額定功率 P和滿載轉速 1n 由 Y280M-8，查標準 JB3074-82得： P=45kW， 1n =740r/min 2）確定相關件效率 由上述電機的 選擇計算可知電動機 -輸出軸總效率 =0.9466 3）輸出軸的輸入功率3P3P=P （ 3-3） 則 P=45 0.9466=42.6kW 4）輸出軸的轉速3n3n= in （ 3-4） 則 3n=740/1.6=462.5 r/min 5）輸出軸 - 軸段上轉矩3T3T=9.55336 /10 nP 軸承（ 3-5） 則 3T=9.55 610 42.6 0.993/462.5=873475 mmN 3.3.3 軸的結構設計 圖 3-1 軸的結構草圖 1）確定軸上零件的裝配方案 如圖 3-1 所 示， 從軸的左端安裝的依次是擋油環、軸承、軸承蓋、迷宮密封、專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 9大帶輪、圓螺母，從軸的右端安裝的依次是軸承、軸承蓋、迷宮密封、打散盤、圓螺母。為了方便表述，記軸的 左端面為， 并從左向右沒個截面變化處依次標記為、 ，對應每軸段的直徑和長度則分別記為 12d 、23d、 和 12L 、23L、 2）確定軸的最小直徑 mind - 軸段僅受轉矩作用，直徑最小 。 45 鋼 調質處理 ，查 文獻 3表 11.3確定軸的 C值 mmnPCd 07.545.462993.06.42120 33m i n0 考慮到軸自身的應用場合，此軸為中空軸 ，取軸頸處直徑為 200 mm，與標準軸承 320140的圓錐滾子軸承的孔徑相同，所以取 - 軸段直徑 12d = mind =180 mm 3）確定各軸段的尺寸 - 軸段上擰有雙圓螺母（ GB812-88 M180 3） , 12d =180 mm；考慮到圓螺母的厚度，取 12L =62 mm； - 軸段上安裝打散盤，為方便安裝，23d應略大于 12d ，取23d=185 mm； 為使圓螺母端面可靠地押緊 打散盤 ，23L應略小于 打散盤 輪轂的寬度 b=550 mm，取23L=548 mm； - 軸段，取打散盤的定位軸肩高度為 h=6.5 mm，所以34d=198 mm，考慮到整個轉子與機架、筒體的安裝，取34L=139 mm； - 軸段上安裝軸承，45d=200 mm ，45L=B=69 mm； - 軸段，取軸承的定位軸肩高度為 h=15 mm，則56d=230 mm；考慮到整個轉子與機架的安裝，取56L=659 mm； - 軸段上安裝有擋油環和軸承，根據軸承的寬度 B=69 mm取67L=84 mm， 67d=45d=200 mm； - 軸段， 為方便安裝，78d應略小于78d，取 78d=198 mm；考慮到軸承端蓋的總厚度為 53 mm及用迷宮密封來固定帶輪，取78L=83 mm； - 軸段上裝有帶輪， 取帶輪的定位軸肩高度為 h=6.5 mm，所以89d=185 mm；為使圓螺母端面可靠地押緊帶輪，89L應略小于帶輪輪轂的寬度 b=210 mm，取 89L=207 mm； - 軸段 , 910d應略小于89d，取910d=180 mm，軸上擰有雙圓螺母（ GB812-88 M180 3）， 考慮到圓螺母的厚度，取910L=63 mm。 4）軸上零件的周向固定 帶輪、打散盤與軸的周向固定均采用平鍵連接；軸承與軸的周向固定采用過渡配合。 帶輪處選用 A 型普通平鍵 （ GB/T1095-1979） ， 由23d查 文獻 1，平鍵截面尺寸 b h=45 mm 25 mm，鍵長 191 mm。 帶輪 輪轂 與軸采用 過渡 配合 H8/k7，粗糙度aR1.6 m 。 打散盤處選用 A 型普通平鍵（ GB/T1095-1979），由89d查 文獻 1，平鍵截面尺寸b h=45 mm 25 mm，鍵長 280 mm。 打散盤 輪轂 與軸采用過渡配合 H8/k7, 粗糙度aR1.6 m 。 滾動軸承與軸頸的配合采用過渡配合 H7/k6, 粗糙度aR1.6 m 。 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 10 5）鍵聯接的強度校核 鍵聯接傳遞轉矩 T為： nPT 9550（ 3-6） 則 mNnPT 8805.462 6.4295509550鍵工作面的壓強 p為： pdkl Tp 2000（ 3-7） 式中 d 軸的直徑，單位為 mm； k 鍵與輪轂的接觸高度， k=h/2,h為鍵的高度，單位為 mm； l 鍵的工作長度，單位為 mm,l=L-b； p 鍵、軸、輪轂 3者中最弱材料的許用壓強 ，單位為 MPa。 查 文獻 1有 p=30MPa 則 pMP ad k l Tp 2.51465.12185 88020002000鍵聯接強度通過 6）軸上零件的軸向固定 帶輪、打散盤的軸向固定采用軸肩和雙圓螺母 GB812-88 M180 3。 3.3.4 計算 軸的受力 軸的受力 簡圖、水平面受力簡圖 見圖 3-2b、 c。 1）求支 承 反力 cM=0， BCSACR B / =222 9361/743=3595 N BM=0， BCBCACSRC /=9361（ 222+743） /743=12956 N 2）求彎矩 截面 A處彎矩 mmNACRMC 287623222212956水平面、垂直面及合成彎矩圖見 3-1d、 f 及 g。 3）求扭矩 打散盤傳遞的扭矩 T=nP61055.9 = 450 9466.0451055.9 6904003 mmN ,帶輪的扭矩就等于打散盤的扭矩。 4）彎扭合成強度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面的強度，危險截面為 A。 考慮啟動、停機影響，扭矩為脈動循環變應力， 6.0 22 TMMa （ 3-8） 則 mmNTMMa 2 9 2 6 9 2 89040036.02 8 7 6 2 3 2 2222 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 11 WMaa （ 3-9） 則 MP aWM aa 28.518511011851.0292692843 45鋼調質處理，由 文獻 1查得 MPa601 1 a彎扭合成強度滿足要求 圖 3-2 軸的力分析 圖 3.3.5 軸的疲勞強度校核 1）確定危險截面 根據載荷分布及應力集中部位，選取軸上八個截面（）進行分析（見圖3-2）。 截面、分別與、相比，二者有相同的截面尺寸和應力集中狀態，但后者載荷較小， 且只承受轉矩， 故截面、不予考慮。截面與相比，二者截面尺寸相同，彎矩相差不大，雖然截面的轉矩較大，但應力集中不如截面嚴重，故截面不予考慮 ，截面、應力接近最大，應力集中相近，且最SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 12 嚴重，但截面不受轉矩作用，故不必校核。 最后確定截面為危險截面。 2）校核危險截面的安全系數 a. 截面左側強度校核 抗彎截面系數 413 11.0dddW （ 3-10） 則 343 2.5 5 4 1 1 718511011851.0 mmW 抗扭截面系數 413 12.0dddWT（ 3-11） 則 343 1 1 0 8 0 3 418511011852.0 mmWT 截面左側的彎矩 則 mmNM 1256732222/972876232 WMb （ 3-12） 則 M P aWMb 51.218511011851.01 2 5 6 7 3 243 截面上的彎曲應力 TT WT3 （ 3-13） 則 M PaWTTT82.01 1 0 8 0 3 49 0 4 0 0 33 平均應力 彎曲正應力為對稱循環應力 2/m inmax m （ 3-14） 扭轉切應力為脈動循環變應力 2/)( m inm ax m （ 3-15） 則 0m， M P am 41.02/82.02/)( m i nm a x 應力幅 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 13 2/2/m inm a xm inm a x aa （ 3-16） 則 MP aMP ama ba 41.02/ 51.22/m i nm a x m i nm a x 材料的力學性能 45鋼調質，查 文獻 1得： M P aM P aM P aB 155,275,640 11 軸肩理論應力集中系數 07.1185/198/,011.0185/0.2/ dDdr 查 文獻 1，并經插值計算得： M P aM P a 31.1,0.2 材料的敏感系數 由 M Pammr B 640,0.2 查 文獻 1并經插值計算得 85.0,82.0 qq有效應力 集中系數 1111 qk qk （ 3-17） 則 26.1131.185.0111 82.110.282.0111 qk qk尺寸及截面形狀系數 由 h=6.5、 mmd 18523 查 文獻 1得： 53.0扭轉剪切尺寸 系數 由 mmdD 18523 查 文獻 1得： 73.0表面質量系數 軸按磨削加工，由 MPaB 640 查 文獻 1得： 92.0 表面強化系數 軸未經表面強化處理， 1q疲勞強度綜合影響系數 1/1/1/1/ kK kK （ 3-18） 則 81.1192.0/173.0/26.11/1/52.3192.0/153.0/82.11/1/ kK kK 等效系數 45鋼：1.005.02.01.0 取 05.0,1.0 僅有彎曲正應力時的計算安全系數 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 14 maKS 1 （ 3-19） 則 13.3101.051.252.32751 maKS 僅有扭轉切應力時的計算安全系數 maKS 1 （ 3-20） 則 25.20341.005.041.081.11551 maKS 彎扭聯合作用下的計算安全系數 22 SSSSSca （ 3-21） 則 77.3025.20313.31 25.20313.31 2222 SSSSSca設計安全系數 材料均勻，載荷與應力計算精確時： S=1.3 1.5，取 S=1.5 疲勞強度安全系數校核 SSca 左側疲勞強度合格 b. 截面右側強度校核 抗彎截面系數 由公式（ 3-10）可知 343 3.6 9 8 6 1 519811011981.0 mmW 抗扭截面系數 由公式（ 3-11）可知 343 6.1 3 9 7 2 3 019811011982.0 mmWT 截面左側的彎矩 由公式（ 3-12）可知 mmNM 1 6 1 9 5 0 0222/1252 8 7 6 2 3 2 M P aWMb 64.219811011981.01 6 1 9 5 0 043 截面上的彎曲應力 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 15 由公式（ 3-13）可知 M PaWTTT65.06.1 3 9 7 2 3 09 0 4 0 0 33 平均應力 彎曲正應力為對稱循環應力， 2/m inmax m扭轉切應力為脈動循環變應力， 0m， M P am 325.02/65.02/)( m i nmax 應力幅 由公式（ 3-16）可知 MP aMP ama ba 325.02/ 64.22/m i nm a x m i nm a x 查 文獻 1帶輪與軸配合 H8/k7處的 /k=1.89/0.60=3.15 查 文獻 1帶輪與軸配合 H8/k7處的 /k=1.46/0.60=2.43 表面質量系數 軸按磨削加工，由 MPaB 640 查設計手冊得： 92.0 表面強化系數 軸未經表面 強化處理， 1q疲勞強度綜合影響系數 由公式（ 3-18）可知 52.2192.0/143.21/1/25.3192.0/115.31/1/ kK kK 等效系數 45鋼：1.005.02.01.0 取 05.0,1.0 僅有彎曲正應力時的計算安全系數 由公式（ 3-19）可知 05.3201.064.225.3 2751 maKS 僅有扭轉切應力時的計算安全系數 由公式（ 3-20）可知 57.185325.005.0325.052.21551 maKS 彎扭聯合 作用下的計算安全系數 由公式（ 3-21）可知 64.3157.18505.32 57.18505.32 2222 SSSSSca設計安全系數 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 16 材料均勻，載荷與應力計算精確時： S=1.3 1.5，取 S=1.5 疲勞強度安全系數校核 SSca 右側疲勞強度合格 3.3.6 軸的靜強度校核 1）確定危險截面根據載荷較大及截面較小的原則選取截面、 為危險截面。 2）校核危險截面的安全系數 計 算 內容及 公 式 mNTT ,2max mNMM ,2m ax 3,cmZ 3,cmZp 截面 2904max T = 1808 125.0125962m a x M = 3149 569 1190 截面 1808max T M 0 4 9 5.01 2 5 9 62max = 1247 667.25 1334.5 計 算 內容及公 式 ssZMS ss /max pss ZTS /max 22sssssSSSSS截面 295 171 53.3 112.5 48.4 截面 295 171 157.8 126.2 98.5 取許用安全系數 5.1spS，計算安全系數均大于許用值，故軸的靜強度足夠。上式計算中取 M P ass 17129558.058.0 。 3.4 滾動軸承的壽命計算 設 計 項 目 設計內容及依據 設 計 結 果 1.確定 32040 軸承的主要性能參數 查 文獻 1得： rC =580 kN、 e=0.42 、 Y=1.44 rC =580 kN 42.0e 44.1Y 2.計算派生軸向力1sF、2sFNNYFF rs 8.97044.12 27962 11 NNYFF rs 5.4 2 2 144.121 2 1 5 82 22 NFs 8.9701 NFs 5.42212 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 17 續表 設 計 項 目 設 計 依 據 及 內 容 設 計 結 果 3.計算軸向負荷1aF、2aFaes FF 1=（ 970.8+5145） N=6115.8 2sF，故軸承被“壓緊”，軸承被“放松”，得： NFFF aesa 8.6 1 1 512 NFF sa 8.97011 NFa 8.9701 NFa 8.61152 4. 確定系數2121 YYXX 、 eFFra 3 4 7 2.02 7 9 6 8.97011eFFra 503.012158 8.611522查 文獻 38.10得 : 44.1,4.0,0,1 2211 YXYX 1X =1、 1Y =0 2X =0.4 、2Y =1.44 5.計算當量動負荷21 PP、 2797111111 ar FYFXP 22222 ar FYFXP =0.4 12158+1.44 6115.8 NP 27971 NP 136702 6.計算軸承壽命hL查 文獻 3表 8.7、 8.8得 : 3/10,1,0.3 又知tp ff hPf CfnLpth3101367035800004501666716667 hL=253380 h 7.驗證軸承是否合適 hL h 2 0 0 0 02 5 3 3 8 0 該軸承合適 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 18 4 分級部分設計 4.1 電動機的選擇 1） 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，為臥式封閉結構。 2） 選擇電動機的容量 經分析計算得 風輪 所需消耗的總功率總P=18.25 KW； 電動機所需功率 總PP 0（ 4-1） 由經驗及實踐選擇，整個傳動過程中有 1 對軸承， 電機 通過聯軸器直接驅動主軸旋轉 ,它們的傳動效率可查閱 文獻 1得帶=0.99，聯軸器=0.993 從電動機至 風輪 的總效率 為 2軸承聯軸器 （ 4-2） 則 = 2993.099.0 =0.9762 7.189 7 6 2.0 25.180 總PP kW 選取電動機的額定功率mP，使0)3.11( PPm =(1 1.3) 18.7 =18.7 24.31 kW 查 文獻 1得，取mP=22 kW 3） 確定電動機轉速mn按照風輪的工作要求，此電機要求為調速電機，調速范圍在 0 950 r/min，而風輪根據經驗工作轉速在 600 r/min 比較合適 ， 綜合考慮 選定電動機的型號為Y180L-4。 4.2 軸的設計 4.2.1 選擇軸的材料 由于設計 傳遞的功率不是太大，對其重量和尺 寸無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調質處理。 4.2.2 確定輸出軸運動和動力參數 1）確定電動機額定功率 P和滿載轉速 1n 由 Y180L-4，查標準 JB3074-82得： P=22kW， n =600r/min 2）確定相關件效率 由上述電機的選擇計算可知電動機 -輸出軸總效率 =0.9762 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 19 3）輸出軸的 輸入功率 1P 1P =P =22 0.9762=21.3kW 4）輸出軸的轉速 1n 1n =n =600 r/min 5）輸出軸 - 軸段上轉 矩 1T 1T =9.55116 /10 nP 軸承（ 4-3） 則 1T =9.55 610 21.3 0.993/600=336652 mmN 4.2.3 軸的結構設計 1）確定軸上零件的裝配方案 如圖 4-1 所示，從軸的左端安裝的依次是軸承、軸承蓋、迷宮密封、風輪、 脹緊聯結套、壓帽，從軸的右端安裝的依次是擋油環、軸承、軸承蓋、迷宮密封、聯軸器 。為了方便表述，記軸的左端面為，并從左向右每個截面變化處依次標記為、 ，對應每軸段的直徑和長度則分別記為 12d 、23d、 和 12L 、23L、 2）確定軸的 最小直徑 mind a. - 軸段僅受轉矩作用，直徑最小。 45鋼 調質處理 ，查 文獻 3表 11.3確定軸的 C值， mmnPCd 68.3860099.022120 33m i n0 考慮到軸自身的應用場合， 及風輪的孔徑 50 mm，取min0d=48 mm b.選擇聯軸器型號 聯軸器的計算轉矩caT，查 文獻 1得工作情況系數 AK =2.3 TKT Aca （ 4-4） 則 mmNTKTAca 7 9 7 3 2 9600 99.0221055.93.2 6 選擇彈性柱銷聯軸器，按 m in/600.7 9 7 3 2 9 rnmmNTTca 、，查標準 GB/T 5014-1985，選用 HL4 型彈性柱銷聯軸器， m in/4000,1250000 rnmmNT 半聯軸器長度 L=112 mm,與軸配合 輪 轂孔長度 l=110 mm，半聯軸器的孔徑 d=48 mm c.確定軸的最小直徑 應該滿足m in012m in dddd ，取 mind =48 mm 1） 確定各軸段的尺寸 圖 4-1 主軸結構草圖 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 20 - 軸段 , 12d =68 mm；考慮到 軸端擰有壓帽以及固定風輪的強度要求 ，取12L =100 mm。 - 軸段上安裝 風輪 ， 風輪的輪轂直徑為 70 mm ，所以23d=70 mm； 為 便于安裝風輪及固定風輪輪轂 B=115 mm取23L=160 mm。 - 軸段， 為方便安裝 32016圓錐滾子軸承，安裝迷宮密封及軸承透蓋，取 45d=80 mm，45L=65 mm。 - 軸段上安裝 32016圓錐滾子 軸承，56d=80 mm， 軸承寬度 B=29 mm，所以取56L=65 mm。 - 軸段，取軸承的定位軸肩高度為 h=7.5 mm，則67d=95 mm， 考慮到整個轉子與機架的安裝 要求 ，取67L=1810 mm。 - 軸段上安裝有擋油環和軸承，根據軸承的寬度 B=29 mm取67L=44 mm， 78d=56d=80 mm。 - 軸段，為方便安裝，89d應略小于78d，取 89d=78 mm；考慮到軸承端蓋的總厚度及用迷宮密封，取89L=50 mm； - 軸段 作為 軸肩 來固定聯軸器，取軸肩 高度為 h=6.5 mm，所以910d=63 mm；取910L=74 mm； - 軸段 上安裝聯軸器 ,根據所選 HL4 彈性柱銷聯軸器1011d=48 mm， 為便于安裝，軸段的長度小于聯軸器輪轂 L=112 mm， 取1011L=63 mm。 4）軸上零件的周向固定 聯軸器 、 風輪 與軸的周向固定均采用平鍵連接；軸承與軸的周向固定采用過渡配合。 風 輪處選用 Z4型脹緊聯結套（ JB/T7934-1999）。 風 輪 輪轂 與軸采用過渡配合 H7/k7，粗糙度aR1.6 m 。 聯軸器 處選用 A 型普通平鍵（ GB/T1095-1979），平鍵截面尺寸 b h=14 mm 9 mm，鍵長 100 mm。 聯軸器 輪轂 與軸采用過渡配合 H7/k6, 粗糙度aR1.6 m 。 滾動軸承與軸頸的配合采用過渡配合 H7/m6, 粗糙度aR1.6 m 。 由于主軸上 只 在 兩 軸承處受彎矩 作用 ， 兩處看成兩個支點相互平衡； 而在聯軸器與風輪處 只 受扭矩 作用，此扭矩只會小于等于電動機產生的扭矩，所以軸的強度不必校核。 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速器設計，工藝及工裝夾具設計 聯系 QQ 834308595 21 5 風輪的 結構 設 計 根據 文獻 1第十三章第四節風機葉輪設計知識 ， 徑向彎曲葉片葉輪適用于冶金 、排塵 、 燒結等工業 ， 本設計決定采用此結構，結構及幾何參數如圖： 12圖 5-1 風輪結構 示意圖 根據動壓與風速的關系： 2/2CPd （ 5-1） 式中：dP 動壓 ，aP； 空氣密度，常溫常壓下為 1.2 3/mkg ； C 風速 ， sm/ 。 根據同課題組人員計算得到分離 2mm 物料粒子所需要風速為 sm/53.12 ，再根據公式（ 5-1）得到 dP94.2 Pa 。 由于通用分級設備的靜壓損失一般為 200Pa 250Pa ，考慮工作條件不利， 結果取略大的數值， 取靜壓 PaPst 260。 全壓 std PPP （ 5-2） 則 PaPPPstd 350根據表 5-1取 o1101 ， o902 ，一般徑向彎曲葉片系數 在 0.35 0.55之間 ，這里 取 4.0 。 SF500/100 打散分級機回轉部分及傳動設計 22 表 5-1 葉片轉角 葉 片 形 式 1 2 徑 向 直 葉 片 90o 90o 后 傾 直 葉 片 oo 150100 1212 coscos DD 前 彎 曲 葉 片 oo 140100 oo 4525 徑 向 彎 曲 葉 片 oo 150110 o90 后 彎 曲 葉 片 oo 150140 20 oo 150 葉輪外徑： PnD602 （ 1-3） 又從同課題組人員設計數據中得到風輪電機轉速為 600 min/r ，再根據公式（ 1-3）得到 mD 837.02 ，圓整 取 mD 8.02 。又根據葉片為前徑向彎曲 時21 8.0 DD ， 則可 得到 mD 64.01 。 112122cos2 RRRRk =112122cos4 DDD （ 1-4） 將 已知數據代入 公式 （ 1-4） 得： mRk 263.02220 RRr k （ 1-5） 代入數據得到 mr 479.00 。 彎曲葉片的寬度為 245.02.0 Db ，我們取 245.0 Db =0.35m。 一般葉片為彎曲式時，葉片數 288z 片，由于打散分級機的物料不通過葉輪，所以我們可以適當多取點（但最好不要超過 32 個）以便于在低轉時也能取到較好的分級效果，在這里取 30個葉片。 專業訂作機械畢業設計，機械設計課程設計，減速