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1、 學 號. 畢業(yè)設計說明書 650型對輥式壓球機設計 專 業(yè) 名 稱 學 生 姓 名 指 導 教 師 院（系）名稱 工學院機械系 機械設計制造及其自動化 2014年 5月15日 1 緒論 1.1 壓球機的重要性 我國每年僅以燃燒方式消耗的煤炭就達11億噸，占煤炭年總產(chǎn)量的80%左右。 在一次能源消費構成中，煤約占75%，而其中全國的工業(yè)鍋爐（約42 萬臺）、工 業(yè)窯爐（16

2、 萬座）年耗煤量就達 4 億噸，占直接燃燒方式耗煤量的 1/3 還多。 以上數(shù)據(jù)表面，煤炭是中國一次能源的支柱。據(jù)有關資料介紹，我國一次能源的 資源結構中，煤炭與石油、天然氣、水電及核電等相比，在數(shù)量上占絕對優(yōu)勢， 將探明的一次能源保有儲量折算為煤計，煤炭占 90%以上。 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 ,煙塵排放量可減少 60%,SO2 排放量可減少 50

3、%。 壓球機主要用于有色和黑色金屬礦粉的制球造塊，直接進爐冶煉，提高附加 值。凡是冶金行業(yè)廢料，輔料需上爐的，都需要壓球機來完成。凡是冶金行業(yè)廢 料，輔料需上爐的，都需要壓球機來完成。比如：除塵灰、池泥、氧化皮、鋼渣、 鐵精粉、鋁灰粉、硅錳礦粉，等等?？蓪⒏鞣N粉料（如鎂砂、鋁礬土、白云石、 鐵粉等）通過強制增壓，預壓螺旋精密加工、制成密度較大的球坯，被廣泛應用 于冶金、化工、煤炭及耐火材料等行業(yè)。經(jīng)壓球機制作成型后的物料，節(jié)能環(huán)保， 便于運輸，提高了對廢料的利用率，具有良好的經(jīng)濟效益和社會效益。 1.2 壓球機的發(fā)展現(xiàn)狀 國外型煤早已有成熟的技術，聯(lián)合國能源組織把型煤視為節(jié)能減污的有效途

4、 徑予以推廣。 70 年代石油危機后，型煤科研工作進一步得到重視， 1969~1980 年型煤發(fā)明專利每年為 13項，1980~1983 年增加到每年70 多項。1989 年亞太經(jīng) 互會在菲律賓召開了主題為“型煤開發(fā)與環(huán)境效益”的煤炭利用專家會議。1992 年聯(lián)合國召開了大氣污染、促進經(jīng)濟發(fā)展的終于途徑。 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 25MPa 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

5、 面比較光潔,具有比較高的強度。 生產(chǎn)型煤所用的粘結劑有無機質（如石灰、粘土、水泥、膨潤土等）和有機質 （腐植酸鹽、紙漿廢液、淀粉等）及兩者結合起來的復合粘結劑。從研究方向來看, 目前國內(nèi)型煤對所使用的粘結劑更側重于開發(fā)免烘干工藝,即可使制成的型煤具 有理想的冷態(tài)強度和防水性能的粘結劑。 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

6、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。 1.3 壓球機在工業(yè)中的作用

7、 我國工業(yè)型煤的生產(chǎn)工藝主要采用粉煤添加粘結劑低壓成型,以往的研究主 要集中在成型工藝和粘結劑方面,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劑的低壓成型 , 其工藝 過程主要包括原煤的粉碎、配料,粘結劑、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 劑。 1.4 壓球機設備構造及構造的具體分析 1.4.1 壓球機的三大系統(tǒng) 1、

8、給料部分，主要是實現(xiàn)定量給料來保證物料均勻進入對輥間。螺旋送料 裝置由電磁調(diào)速電機驅動，經(jīng)皮帶輪、蝸桿減速器轉動，將被壓物料強制壓入主 進料口。由于電磁調(diào)速電機恒矩特性，當螺旋送料機的壓料量與主機所需物料量 相等時，可以保持恒定的供料壓力使球團質量穩(wěn)定。如供料量過大，則送料裝置 的電過載;供料量過小則不成球。因此熟練的操作技是保證壓球正常工作的重要 條件。 2、傳動部分，主傳動系統(tǒng)為：電動機--三角形帶---減速機---開式齒輪---軋輥。 主機由電磁調(diào)速電機提供動力，經(jīng)皮帶輪、圓柱齒輪減速機，通過棒銷聯(lián)軸器傳 至主動軸。主動軸與被動軸通過開式齒輪保證同步運行。被動軸承座后邊裝有液 壓裝置。

9、液壓保護裝置是由液壓泵將高壓油打入液壓缸，使活塞產(chǎn)生軸向位移。 活塞桿的前接頭頂在軸承座上以滿足生產(chǎn)壓力要求。 3、成型部分，主要指主機部分，核心部分是軋輥。當兩壓輥之間進料過多 或進入金屬塊時，液壓缸活塞桿受壓過載，液壓泵會停機、蓄能器對壓力變化起 緩沖作用、溢流閥開啟回油、活塞桿移位使壓輥間縫隙加大從而使硬物通過壓輥， 系統(tǒng)壓恢復正常，可以保護壓輥不損壞。本機可以根據(jù)壓球密度的要求調(diào)整壓力， 生產(chǎn)機動靈活。 1.4.2 壓球機的工作過程 1、固體常能或多或少地把周圍介質中的物質吸附向自由表面。顆料越小其比 表面積越大，表面自由焓越高，顆粒間的作用力越大，內(nèi)力越強，表現(xiàn)出粉狀物 料具有

10、粘結性。湘潭電化(002125)旗下的湘潭錳礦公司的錳粉礦物料中電爐收塵 灰含量大約在2 0 %左右使物料的粘結性很大，加之物料在混碾過程中加入了適 量的粘結劑使物料粘結性有所提高。因此物料較易產(chǎn)生掛壁現(xiàn)象。 物料在重力及沖力的作用下，使物料顆粒間形成剪力，并不斷增加，當剪力 超過料拱屈服強度時拱層出現(xiàn)崩塌，剪力減小拱層在穩(wěn)定，剪力再積累，這樣不 斷循環(huán)，所以這種物料的流動是不穩(wěn)定的。 2、 當物料從溜槽轉人中轉料倉后，主要靠自重和預壓螺旋強制喂料送人對輥。 因預壓螺旋安裝在對輥中心線正上方且預壓螺旋喂料為送料的主要方式。所以在 對輥中心線方向上的物料受到來自預壓螺旋的強制外力，在外力作用

11、下物料的化 學成分及膠結物性質不會發(fā)生變化，但微結構會產(chǎn)生顯著的變化。隨著外力沖壓 能量的不斷增加，物料顆粒移動，使物料的結構發(fā)生了漸變，微結構由原來的粒 狀架空結構為主轉變?yōu)榱铊偳督Y構為主，由疏松變?yōu)榫o密，使物料顆粒處于密 實的狀態(tài)。物料顆粒的微結構由粒狀架空結構變成粒狀鑲嵌結構，接觸關系由點 接觸變成面接觸，小孔隙的增加，使得物料的干密度（單位體積中固體顆粒部分 的質量）增加。而在倉壁兩邊的物料主要是靠自重流人料口，很少或沒有受到外 力擠壓所以微結構基本上沒有發(fā)生變化，且干密度較小，這樣就必然會導致物料 密度分布不均勻，壓制出質量和密度不均勻的小球。 3、 物料從料倉進人對輥。首先進人

12、咬入?yún)^(qū)，在這個區(qū)域內(nèi)，由于物料粒子的 重新排列或聚合而使物料空隙率有所減少。隨著對輥的轉動，物料在兩對輥之間 所占有的空間逐漸減少，則成型壓力逐漸增高并達到最大值，在這個區(qū)域內(nèi)，物 料粒子之間的相對運動大大降低，且粒子發(fā)生了彈性變形和塑性變形。隨后成型 壓力慢慢減小，物料由壓縮狀態(tài)轉變?yōu)閺椥曰貜蜖顟B(tài)。 囹1 壓球機壓制球團乖竄囹 2 基本參數(shù)的確定 2.1 電動機的選擇 2.1.1 選擇電動機的類型和結構形式 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，為臥式封閉結構。 2.1.2 選擇電動機的容量 輥子轉速 n=13r/min 輥面切相線壓力 f=3kN/cm

13、 輥子寬度 b=350mm 輥子速度 v二r *3二d *n* n/(60*1000) =0.44m/s 工作部分的功率 p=f *b* v=3*35*0.44=46.2kw 電動機的功率p0=p/n，其中n是從電動機到輥論主軸之間的傳動裝置總效 率n = ni*n2*n3*n4*n4*n5根據(jù)《機械設計課程設計手冊》表1-7得： n1=0.96 是帶輪的傳動效率 n2=0.96 是減速器的傳動效率 n3=0.99 是聯(lián)軸器的傳動效率 n4=0.98 是軸承的傳動效率 n5=0.97 是齒輪的傳動效率 n=n1*n2*n3*n4*n4*n5=0.849965985 電動機的功

14、率p0=p/n=54.36kw選擇電動機的功率pm三p0,根據(jù)《機械設計課 程設計手冊》所以選擇Y280M-6電動機。其同步轉速是1000r/min,滿載轉速是 980r/min，額定功率為55KW。 2.2 傳動方案的確定 壓球機的工作環(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，簡化結構，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。 整機結構大致分為：電動機、帶傳動、減速器、聯(lián)軸器、工作輥、同步齒輪 等。 圖2?1傳動系統(tǒng)簡圖 2.3傳動比的計算及分配 總的傳動比i二Nm/n=980/13

15、=75,因為所選的減速器是標準減速器，并且?guī)л?不宜承受很大的傳動比，所以減速器選擇時應該選擇i減＜75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=71,根據(jù) n=1000r/min和傳動比i=71及功率p三54.36,可以選擇zsy315-71- II的減速器， 由此可知，帶輪的減速比為i帶二i/i減=1.056。 3 v帶帶輪設計 3.1 設計功率 由《機械設計》知道Pd=ka*p=1.2*55=66kw，其中p為傳遞功率，ka是工況系 數(shù)，有《機械設計》》表8-2要選擇ka=1.2 3.2 選定帶型 根據(jù)pd和n1由《機械設計》第八

16、版圖8-11選取普通v帶d帶型 3.3 傳動比 由《機械設計》知道i=n1/n2=dp1/dp2 若計入滑動率由《機械設計》知道i=n1/n2= dp2/{（1-￡）dp1} n2是大帶輪轉速，dp1是小帶輪的節(jié)圓直徑，dp2是大帶輪的節(jié)圓直徑，￡是彈性 滑動率，￡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《機械設計》表8-6和表8-8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 由Dd2=i*dd1（1-￡），且dd2應按《機械設計》表8-8選取標準值，可選取 dd2=400m

17、m。 3.6 帶速 由《機械設計》知道V=n*dpl*nl/（60*1000）=18.21m/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 《機械設計》0.7 （dd1+dd2）

18、~a0+ (ld-ld0) /2=807mm, amin=a-0.015ld=848.988mm amax=a+0.03ld=890.988mm 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。 min max 3.10 小帶輪包角 由《機械設計》知道a1=180-(dd2-dd1)/a*57.3>120. 如果al較小應增大a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?和片見《機械設計》表8-4a可查的P1=17.01kw 3.12傳動比序1時的額定功率增量 根據(jù)帶型?dd1?和i帶見《機械設計》表8-4b可查的Ap]=

19、0.75kw 3.13v 帶的根數(shù) 由《機械設計》知道Z=pd/{(P]+AP])*ka*%}=4.36,其中ka是小帶輪包角修 正系數(shù)，見《機械設計師手冊》表9.2-14, ￡是帶長修正系數(shù)，見表8-2可知. Ka=0.99， Kl=0.86 所以要選取帶根數(shù)z=5 3.14 單根 v 帶的預緊力 由《機械設計》知道F0=500(2.5/ka-1)*pd/ (z*v)+m*v*v=788.037N 其中m是每米v帶的質量由《機械設計》表8-3可知m=0.61kg/m 3.15 作用在軸上的力 由《機械設計》知道Fr=2f0*z*sin (al/2) =7880.37N 3.1

20、6 帶輪的結構和尺寸 根據(jù)《機械設計》表8-10可知v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=23，這里取做f=24mm，最小輪緣厚度6min=12mm，這里取 做 6=14mm，帶輪寬度B二(zT) *e+2f=196mm，小帶輪外徑da1=dd1+2ha=373mm， 大帶輪外徑 da2=dd2+2ha=393mm. 4 基本參數(shù)計算 4.1 各軸的轉速 由《機械設計》知道 I軸:nl=n0i 帶=980/1.056=928r/min II軸

21、:n 2=n1/i 減=900/71=13r/min III軸:n3=n2=13r/min W軸:n4=n3=13r/min 4.2各軸功率 由《機械設計》知道 I軸:pl=p0*nl=52.19kw II軸:p2=pl*n2=50.10kw III軸:p3=p2*n3=49.60kw W軸:p4=p3*n4*n5=47.15kw 4.3 各軸轉矩 由《機械設計》知道 I軸:t1=9550*p1/n1=537.08N*m II軸：t2=9550*p2/n2=36804.23N*m III軸：t3=9550*p3/n3=36436.92N*m W軸：t4=9550*p

22、4/n4=34637.12N*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)質處理后，其硬度是241-286hbs，抗拉強度6b=685mpa，屈服點6s=490mpa， 需用彎曲應力 [80]=120mpa， [g — 1]=70mpa 5.2計算III軸最小軸徑 由《機械設計》知道Dmin>A03』聞3錯誤!未找到引用源。由機械設計表 15-3可知，A0=97-112，取A0=100,可得到dmin>156.26mm,對于軸徑d>100mm 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%既dmin>160.95m m

23、，故選軸徑d=220mm。 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5.1軸的簡易圖 為了使所選的軸直徑d I -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，由《機械設計》知道聯(lián)軸器的計算轉矩tca=ka*t3，查表14-1，考慮到轉矩 變化很小，故取ka=1.3，貝V： tca=47367.996N*m， 按照計算轉矩tea應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，用鼓型齒式 聯(lián)軸器，其公稱轉矩為100000n*m，半聯(lián)軸器的孔徑是d1=220m m，故取 d I -1 =220mm，半聯(lián)軸器的長度L=230mm。 5.2.1 II-III段的直徑確定 為

24、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，故取II-III段 5.2.2 軸承 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23348，尺寸是 d*D*B=240mm*500mm*155mm 5.2.3 輥子部分的軸的設計 取安裝輥子部分的軸徑是296mm,即dV-W=296mm,根據(jù)設計要求可知輥子 長度為350m m,但是為了壓緊輥子，使棍子有效工作，取LV-W=346mm,輥子 右端用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07d=14m m,故取h=15m m,貝峙由肩處的直徑是 d=345m m,軸環(huán)高

25、度是 b＞1.4h=18m m,取 b=18mm。 5.2.4 軸承端蓋 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=72mm, LV-W=346mm,在W-V段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LlII-W=160mm。 5.2.5 齒厚的相關計算 齒輪的右端用軸肩定位，所以取d^-W段=240mm,由于其右端還要用螺母進 行鎖緊，所以要取小于240m m的長度，這里取做L

26、W=172m m,墊片的厚度是 8mm,螺母的厚度是27m m,但是還是要露出一部分軸的，所以取段長度L IX-X=106mm。 5.2.6 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表15-2,取軸端倒角為3*45,。 5.2.7 求軸上載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。 Ft\ Fr □ / T ] Fnvl ^X^Fnhl = LI 一 J Fnv2 = L2 \ j I?nh2 圖5.2 Fr和Fnvl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，由《機械設

27、計》知 道的，F(xiàn)t=4.5kn*350=1575kn，因為支撐是對稱分布的，所以Fnv1= Fnv2=Ft/2=787.5kn, L1=L2=270mm，彎矩Mh=Fnv1*L1=236250n*m，T=60025n*m 畫出彎矩圖和扭矩圖可知。 圖5.3 由上面的兩個圖可知在輥子的地方所受的彎扭力最大。 5.2.8 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，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力， 取a=0.6,軸的計算應力，由《機械設計》知道的 皿8=錯誤味找到引用

28、源。=錯誤!未找到引用源。 前已選定軸的材料為40cr,經(jīng)過調(diào)質處理，查得[6 — l]=70mpa,因此oca<[6—l], 故安全 』Mh2 + ? T）2 /O.ld3 5.3W軸的校核 IV軸的設計與前者相同，它們材料相同，承受的力矩和轉矩相同，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，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），硬度為 280HBS。 根據(jù)結構要

29、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=16mm,那么由《機械設計》知道的其齒數(shù)Z=d/m=650/16=40 6.2 按齒根彎曲強度設計 又由《機械設計》知道的計算公式（10-5）進行試算，即 mN錯誤!未找到引用源。 6.2.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1、 齒輪傳遞的扭矩 T=T3/2=5939705.432n*m 2、 由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)，因為該傳動中選的是懸臂式的結 構，故錯誤!未找到引用源。 =0.5。 3、 由《機械設計》圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞極限ofel=620mpa， 4、 由《機械設計》圖10-1

30、8取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.88 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《機械設計》公式（10-12）得 [of]1 =錯誤!未找到引用源。=238.86mpa 6、 根據(jù)《機械設計》v=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源。=0.44m/s， 7級精度，由《機械設計》圖10-8查的動載系數(shù)Kv=1.2，由《機械設計》表10-2 查得使用系數(shù)Ka=1，直齒輪Kfa=1.35，由《機械設計》圖10-13查得K化=1.35 7、 計算載荷系數(shù) K K=Ka*Kv*Kfa*Kfb=2.0412 8、 由《機械設計》表10-5，查得齒形系數(shù)Yfa1=2

31、.226,應力校正系數(shù) Ysa1=1.764 9、《機械設計》計算錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源。=0.016439 mN錯誤!未找到引用源。=13.34 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>13.34mm查標準模數(shù)表，并就近圓整為標準值m=16mm，由齒輪直徑 d=650m m，算出齒輪的齒數(shù)z 由《機械設計》Z=d/m=650/16=40.6，取齒數(shù)為41個，這樣齒輪分度圓直徑 變?yōu)榱?d=z*m=41*16=656mm。 7 減速器的選用 減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動 所組成的獨立部件，常用在動力機與

32、工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場 合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結構緊湊、效率較 高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機械中應用很 廣。減速器類型很多，按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動布置方 式不同主要分為：展開式、同軸式、分流式；按傳遞功率的大小不同可分為：小 型、中型、大型；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪 等。 7.1 以下對幾種減速器進行對比 7.1.1 圓柱齒輪減速器 當傳動比在 8 以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器。大于 8 時，最好選用 二級(i=8—40)和二級以上(i>40)的減速器

33、。單級減速器的傳動比如果過大，則其 外廓尺寸將很大。二級和二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形式有展開式、分 流式和同軸式等數(shù)種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側的軸承不是對稱布置，因 而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設計這種減 速器時應注意：軸的剛度宜取大些；轉矩應從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷 沿齒寬分布的不均勻；采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承 中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采 用斜齒，一側為左旋，另一側為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒 輪能自動調(diào)整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應能作

34、小量游動。 同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器 的軸向尺寸較大。 圓柱齒輪減速器在所有減速器中應用最廣。它傳遞功率的范 圍可從很小至40 000kW，圓周速度也可從很低至60m/s — 70m / s,甚至高達 150m/s。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅動式或中心驅動式。這兩種布置 方式可由兩對齒輪副分擔載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設計雙驅 動式或中心驅動式齒輪傳動時，應設法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能 得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承。 圓柱齒輪減速器有漸開線齒形 和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結構基本相同。傳動功率

35、和傳動比相 同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸是漸開線齒輪減速器約 30％。 7.1.2 圓錐齒輪減速器 它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。二級和二級以上的圓錐齒輪 減速器常由圓錐齒輪傳動和圓柱齒輪傳動組成，所以有時又稱圓錐—圓柱齒輪減 速器。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，為了使它受力小些，常將圓錐面崧， 作為，高速極：山手面錐齒輪的精加工比較困難，允許圓周速度又較低，因此圓 錐齒輪減速器的應用不如圓柱齒輪減速器廣。 7.1.3 蝸桿減速器 主要用于傳動比較大(j>10)的場合。通常說蝸桿傳動結構緊湊、輪廓尺寸小， 這只是對傳減速器的傳動比較大的蝸桿減速器才是正確的，當

36、傳動比并不很大 時，此優(yōu)點并不顯著。由于效率較低，蝸桿減速器不宜用在大功率傳動的場合。 蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形式。蝸桿圓周速度小于 4m/s 時最好采用蝸桿在下式，這時，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻條件。但蝸桿 圓周速度大于 4m/s 時，為避免攪油太甚、發(fā)生過多，最好采用蝸桿在上式。 7.1.4 齒輪-蝸桿減速器 它有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級兩種布置形式。前者結構較緊湊， 后者效率較高。通過比較，我們選定圓柱齒輪減速器。 7.2 傳統(tǒng)型減速器結構 絕大多數(shù)減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵 或鑄鋼。少量生產(chǎn)時也可以用焊接箱體。

37、鑄造或焊接箱體都應進行時效或退火處 理。大量生產(chǎn)小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。減速器箱體的外形目前比 較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體應具有足夠的剛度，以免受載后變形過大而 影響傳動質量。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸 線。為了卸蓋容易，在剖分面處的一個凸緣上攻有螺紋孔，以便擰進螺釘時能將 蓋頂起來。聯(lián)接箱座和箱蓋的螺栓應合理布置，并注意留出扳手空間。在軸承附 近的螺栓宜稍大些并盡量靠近軸承。為保證箱座和箱蓋位置的準確性，在剖分面 的凸緣上應設有 2—3 個圓錐定位銷。在箱蓋上備有為觀察傳動嚙合情況用的視 孔、為排出箱內(nèi)熱空氣用的通氣孔和為提取箱蓋用的起重吊鉤。

38、在箱座上則常設 有為提取整個減速器用的起重吊鉤和為觀察或測量油面高度用的油面指示器或 測油孔。關于箱體的壁厚、肋厚、凸緣厚、螺栓尺寸等均可根據(jù)經(jīng)驗公式計算。 關于視孔、通氣孔和通氣器、起重吊鉤、油面指示等均可從有關的設計手冊和圖 冊中查出。在減速器中廣泛采用滾動軸承。只有在載荷很大、工作條件繁重和轉 速很高的減速器才采用滑動軸承。 7.3 新型減速器結構 齒輪—蝸桿二級減速器 、圓柱齒輪—圓錐齒輪—圓柱齒輪三級減速器。 這 些減速器都具有以下結構特點：在箱體上不沿齒輪或蝸輪軸線開設剖分面。為了 便于傳動零件的安裝，在適當部位有較大的開孔。在輸入軸和輸出軸端不采用傳 統(tǒng)的法蘭式端蓋，而改用機

39、械密封圈；在盲孔端則裝有沖壓薄壁端蓋 .輸出軸的 尺寸加大了，鍵槽的開法和傳統(tǒng)的規(guī)定不同，甚至跨越了軸肩，有利于充分發(fā)揮 輪轂的作用。和傳統(tǒng)的減速器相比，新型減速器結構上的改進，既可簡化結構， 減少零件數(shù)目，同時又改善了制造工藝性。但設計時要注意裝配的工藝性，要提 高某些裝配零件的制造精度。 8 產(chǎn)量計算 輥子沿周向布排球窩數(shù)位 46個，輥子沿寬度方向布排球窩數(shù)位 6 個，故輥 子工作一周可生產(chǎn)煤球個數(shù)： n=46 X 6=276 經(jīng)計算每個煤球質量m=10.3g,故可計算該設備每小時的產(chǎn)量： M=276 X 10.3X 13X60X90%~2t。 結論 畢業(yè)設計的開始，因為對對

40、輥式壓球機不太了解，不知道壓球機機是什么樣 的，總體設計也就不知道應該從那里入手。后來，導師讓我們見到了對輥式壓球 機照片，了解了壓球機的工作過程，對對輥式壓球機機機架總體設計有了基本概 念。 該機器生產(chǎn)時主要部件是主電機，動力經(jīng) V 形帶，傳至減速器：減速器通過 聯(lián)軸器，傳至主動軸，再由一對開式同步齒輪，保證兩輥軸同步（等速反向）其 中被動輥由斜鐵頂住，物料由貯料倉經(jīng)定量設備均勻地進入壓密機料斗，等速反 向運轉的對輥進行壓縮物料的單位成型壓力由小變大，在對輥中心線處成型壓力 達到最大值，物料過該線后，成型壓力迅速變小使物料進過脫球狀態(tài)，順利脫球 不同型號的壓球機，對應著不同的減速機。減速

41、機的選型包括原始條件、選 擇類型、確定規(guī)格等步驟。 相比之下，類型選擇比較 簡單，而準確提供減速器 的工況條件，掌握減速器的設計、制造和使用特點是減速器正確合 理選擇規(guī)格 的關鍵。規(guī)格選擇要滿足強度、熱平衡、軸伸部位承受徑向載荷等條件。 設計過程中我遇到一些問題，如聯(lián)軸器的選擇，同步帶的設計，軸承座的選 用等等。在老師和同學們的幫下我解決了齒輪、帶傳動系統(tǒng)設計中所遇見的問題， 以及軸承座的選擇。由于本設計中用到不少標準件，通過設計我學會了怎樣去選 擇一些標準件，什么地方用什么樣的標準件更合適。 經(jīng)過幾個月的忙碌，我已設計出基本符合要求的 650 對輥式壓球機。由于能 力有限，設計之中難免有

42、一些不足之處，還望老師給予指導。 致謝 時光飛逝，緊張而又充實的大學生活就要過去了。四年的大學生活，無論 是思想上還是學習上，我都有很大收獲，特別是最后半年的畢業(yè)設計，這一段時 間對我的學習影響很大，我把他當做我大學四年的總結性學習，在沒有做畢業(yè)設 計以前覺得畢業(yè)設計只是對這幾年來所學知識的單純總結，但是通過這次做畢業(yè) 設計發(fā)現(xiàn)自己的看法有點太片面。畢業(yè)設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗， 而且也是對自己能力的一種提高。 通過這次畢業(yè)設計使我明白了自己原來知識還比較欠缺。自己要學習的東西 還太多，以前老是覺得自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過 這次畢業(yè)設計，我才明白學習是

43、一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都 應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質。 在這次畢業(yè)設計中也使我們的同學關系更進一步了，同學之間互相幫助，有 什么不懂的大家在一起商量，聽聽不同的看法對我們更好的理解知識，所以在這 里非常感謝幫助我的同學。 在這半年的設計學習中，我在老師的精心指導下，從設計的選題、開題論證、 資料的收集整理，到正式的設計、修改，無不滲透著康老師的心血和汗水，在此 表示衷心的感謝！雖然這個設計做的也有所欠缺，但是在設計過程中所學到的東 西是這次畢業(yè)設計的最大收獲和財富，使我終身受益。通過設計，我深深的感受 到了自己知識的淺薄，學海無涯，在將來的學習中我一定會更

44、加的勤奮、謙虛。 在這里我向在大學期間教導我、幫助我的各位老師表示最誠摯的謝意!祝老師們 身體健康、萬事如意！ 參考文獻 [1] 成大先.機械設計手冊(第五版)[M].北京化學工業(yè)出版社,2010, (01). [2] 周開勤?機械零件手冊[M].北京:高等教育出版社，2001. [3] 朱冬梅，胥北瀾?畫法幾何及機械制圖[M].北京:高等教育出版社，2000. [4] 欒秋承，詹家鈞.工業(yè)型煤成型機的研究[J].煤炭加工與綜合利用，1994, (02) . [5] 米潔.柔性傳動在工業(yè)型煤成型機中的應用[J].機械傳動,2000, (02). [6] 劉濤，王香婷.高壓對輥成型

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