SF500100打散分級機回轉部分及傳動設計論文說明書

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1、目　錄 1 前言………………………………………………………………………………1 2 總體方案論證…………………………………………………………………2 2.1 打散分級機的工作原理………………………………………………………2 2.2 打散分級機的結構分析………………………………………………………2 2.3 轉子部分分析…………………………………………………………………3 2.3.1 回轉部分分析…………………………………………………………………4 2.3.2 傳動部分分析…………………………………………………………………4 3 打散部分設計……………………………………………………

2、………5 3.1 電動機的選擇…………………………………………………………………5 3.2 帶輪的設計計算………………………………………………………………6 3.3 軸的設計與強度校核…………………………………………………………8 3.3.1 選擇軸的材料……………………………………………………………8 3.3.2 確定輸出軸運動和動力參數……………………………………………8 3.3.3 軸的結構設計…………………………………………………………8 3.3.4 計算軸的受力…………………………………………………………10 3.3.5 軸的疲勞強度校核………………………………………

3、……………11 3.3.6 軸的靜強度校核………………………………………………………16 3.4 滾動軸承的壽命計算………………………………………………………16 4 分級部分設計……………………………………………………………18 4.1 電動機的選擇………………………………………………………………18 4.2 軸的設計……………………………………………………………………18 4.2.1 選擇軸的材料………………………………………………………………18 4.2.2確定輸出軸運動和動力參數……………………………………………18 4.2.3 軸的結構設計……………………………………

4、…………………………19 5 風輪的結構設計……………………………………………………………18 6 結論…………………………………………………………………………23 參考文獻……………………………………………………………………24 致謝………………………………………………………………25 1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

5、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

6、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。 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

7、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

8、。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

9、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 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

10、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）： 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、

11、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、

12、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。 3 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=37.15 KW

13、 電動機所需功率 （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=0.96，=0.993 從電動機至打散機的總效率為 （3-2） 則 ==0.9466 kW 選取電動機的額定功率=(1～1.3) ×39.2=39.2～51.02 kW 查文獻[1]得，取=45 kW 3）確定電動機轉速 取V帶傳動比 故電動機轉速的可選范圍

14、為 ==（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/kW 電動機轉速/r 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

15、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。 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=740 r/min,從動輪轉速=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 （2） 選擇V帶型號 查文獻[3]表4.6得工作情況系數 = 按、查文獻[3]4.11，選D型V帶 D型V帶 2. 確定帶輪直徑、 （1） 選取小帶輪直徑 （2） 驗算帶速 （3） 確定從動帶輪直徑 （

16、4） 計算實際傳動比 參考文獻[3]圖4.11及表4.4，選取小帶輪直徑 查文獻[3]表4.4 m/s 在5～25 m/s內，合適。取 （5） 驗算從動輪實際轉速 (462.5-450)/450×100% = 2.78%＜5% 允許 3. 確定中心距和帶長 （1） 初選中心距 （2） 求帶的基準長度 （3） 計算中心距 得 582.4mm1664mm 查文獻[3]表4.2得 取

17、 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 4. 驗算小帶輪包角 合適 5. 確定V帶根數z （1） 確定額定功率 （2） 確定V帶根數z 確定 確定包角系數 確定長度系數 計算V帶根數z 由、及查文獻[3]表4.5 得單根D型V帶的額定功率為 查文獻[3]表4.7得 查文獻[3]表4.8得 查文獻[3]表4.2得 取z=5根，合適 6. 計算單根V帶初拉力 查文獻[3]表4.1得

18、 7. 計算對軸的壓力 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 ，采用輻板輪結構，工作圖見附錄SF5000.03-08 ，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。

19、 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 由Y280M-8，查標準JB3074-82得：P=45kW，=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 =P （3-3） 則 P=45×0.9466=42.6kW 4）輸出軸的轉速

20、 = （3-4） 則 =740/1.6=462.5 r/min 5）輸出軸Ⅷ-Ⅸ 軸段上轉矩 =9.55× （3-5） 則 =9.55××42.6×0.993/462.5=873475 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、大

21、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Ⅰ，并從左向右沒個截面變化處依次標記為Ⅱ、Ⅲ、…，對應每軸段的直徑和長度則分別記為、、…和、、… 2）確定軸的最小直徑 Ⅰ-Ⅱ 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 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?、?Ⅱ 軸段直徑==180 mm 3）確定各軸段的尺寸 Ⅰ-Ⅱ 軸段上擰有雙圓螺母（GB812-88 M180×3）, =180 mm

22、；考慮到圓螺母的厚度，取=62 mm； Ⅱ-Ⅲ 軸段上安裝打散盤，為方便安裝，應略大于，取=185 mm；為使圓螺母端面可靠地押緊打散盤，應略小于打散盤輪轂的寬度b=550 mm，取=548 mm； Ⅲ-Ⅳ 軸段，取打散盤的定位軸肩高度為h=6.5 mm，所以=198 mm，考慮到整個轉子與機架、筒體的安裝，取=139 mm； Ⅳ-Ⅴ 軸段上安裝軸承，=200 mm ，=B=69 mm； Ⅴ-Ⅵ 軸段，取軸承的定位軸肩高度為h=15 mm，則=230 mm；考慮到整個轉子與機架的安裝，取=659 mm； Ⅵ-Ⅶ 軸段上安裝有擋油環和軸承，根據軸承的寬度

23、B=69 mm取=84 mm， ==200 mm； Ⅶ-Ⅷ 軸段，為方便安裝，應略小于，取 =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=83 mm； Ⅷ-Ⅸ 軸段上裝有帶輪，取帶輪的定位軸肩高度為h=6.5 mm，所以=185 mm；為使圓螺母端面可靠地押緊帶輪，應略小于帶輪輪轂的寬度b=210 mm，取 =207 mm； Ⅸ-Ⅹ 軸段, 應略小于，取=180 mm，軸上擰有雙圓螺母（GB812-88 M180×3），考慮到圓螺母的厚度，取=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

24、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1.6。 打散盤處選用A型普通平鍵（GB/T1095-1979），由查文獻[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1.6。 滾動軸承與軸頸的配合采用過渡配合H7/k6, 粗糙度1.6。 5）鍵聯接的強度校核 鍵聯接傳遞轉矩T為：

25、 （3-6） 則 鍵工作面的壓強p為： （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 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

26、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 =0，=222×9361/743=3595 N =0，=9361×（222+743）/743=12956 N 2）求彎矩 截面A處彎矩 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==904003,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

27、動循環變應力， （3-8） 則 （3-9） 則 45鋼調質處理，由文獻[1]查得 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（Ⅰ～Ⅵ）進行分析（見圖3-2）。 截面Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ分別與Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ相比，二者有相同的截面尺寸和

28、應力集中狀態，但后者載荷較小，且只承受轉矩，故截面Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ不予考慮。截面Ⅱ與Ⅲ相比，二者截面尺寸相同，彎矩相差不大，雖然截面Ⅱ的轉矩較大，但應力集中不如截面Ⅲ嚴重，故截面Ⅱ不予考慮，截面Ⅰ、Ⅲ應力接近最大，應力集中相近，且最嚴重，但截面Ⅲ不受轉矩作用，故不必校核。 最后確定截面Ⅰ為危險截面。 2）校核危險截面的安全系數 a. 截面Ⅰ左側強度校核 抗彎截面系數 （3-10） 則 抗扭截面系數 （3-11） 則 截面Ⅰ左側的彎矩

29、 則 （3-12） 則 截面上的彎曲應力 （3-13） 則 平均應力 彎曲正應力為對稱循環應力 （3-14） 扭轉切應力為脈動循環變應力 （3-15） 則 ， 應力幅 （3-16） 則

30、 材料的力學性能 45鋼調質，查文獻[1]得： 軸肩理論應力集中系數 查文獻[1]，并經插值計算得： 材料的敏感系數 由查文獻[1]并經插值計算得 有效應力集中系數 （3-17） 則 尺寸及截面形狀系數 由h=6.5、查文獻[1]得： 扭轉剪切尺寸系數 由查文獻[1]得： 表面質量系數 軸按磨削加工，由查文獻[1]得： 表面強化系數 軸未經表面強化處理， 疲勞強度綜合影響系數 （3-18） 則 等效系數 45鋼：取

31、 僅有彎曲正應力時的計算安全系數 （3-19） 則 僅有扭轉切應力時的計算安全系數 （3-20） 則 彎扭聯合作用下的計算安全系數 （3-21） 則 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 左側疲勞強度合格 b. 截面Ⅰ右側強度校核 抗

32、彎截面系數 由公式（3-10）可知 抗扭截面系數 由公式（3-11）可知 截面Ⅰ左側的彎矩 由公式（3-12）可知 截面上的彎曲應力 由公式（3-13）可知 平均應力 彎曲正應力為對稱循環應力，扭轉切應力為脈動循環變應力，， 應力幅 由公式（3-16）可知 查文獻[1]帶輪與軸配合H8/k7處的 =1.89/0.60=3.15 查文獻[1]帶輪與軸配合H8/k7處的 =1.46/0.60=2.43 表面質量系數 軸按磨削加工，由查設計手冊得：

33、 表面強化系數 軸未經表面強化處理， 疲勞強度綜合影響系數 由公式（3-18）可知 等效系數 45鋼：取 僅有彎曲正應力時的計算安全系數 由公式（3-19）可知 僅有扭轉切應力時的計算安全系數 由公式（3-20）可知 彎扭聯合作用下的計算安全系數 由公式（3-21）可知 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 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Ⅰ、Ⅲ為危險截面。

34、2）校核危險截面的安全系數 計 算 內容及 公 式 截面Ⅰ = 1808 = 3149 569 1190 截面Ⅲ = 1247 667.25 1334.5 計 算 內容及公 式 截面Ⅰ 295 171 53.3 112.5 48.4 截面Ⅲ 295 171 157.8 126.2 98.5 取許用安全系數，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。 3.4 滾動軸承的壽命計算 設 計 項 目

35、 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：=580 kN、e=0.42 、Y=1.44 =580 kN 2.計算派生軸向力、 續表 設 計 項 目 設 計 依 據 及 內 容 設 計 結 果 3.計算軸向負荷、 =（970.8+5145）N=6115.8 ，故軸承Ⅱ被“壓緊”，軸承Ⅰ被“放松”，得： 4.確定系數 查文獻[3]8.10得: =1、=0 =0.4、=1.44 5.計算當量動負荷 =0.4×12

36、158+1.44×6115.8 6.計算軸承壽命 查文獻[3]表8.7、8.8得: =253380 h 7.驗證軸承是否合適 該軸承合適 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=18.25 KW； 電動機所需功率 （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

37、效率可查閱文獻[1]得=0.99，=0.993 從電動機至風輪的總效率為 （4-2） 則 ==0.9762 kW 選取電動機的額定功率，使=(1～1.3) ×18.7 =18.7～24.31 kW 查文獻[1]得，取=22 kW 3）確定電動機轉速 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

38、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 由Y180L-4，查標準JB3074-82得：P=22kW，=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 3）輸出軸的輸入功率 =P=22×0.9762=21.3kW 4）輸出軸的轉速

39、 ==600 r/min 5）輸出軸Ⅰ-Ⅱ 軸段上轉矩 =9.55× （4-3） 則 =9.55××21.3×0.993/600=336652 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Ⅰ，并從左向右每個截面變化處依次標記

40、為Ⅱ、Ⅲ、…，對應每軸段的直徑和長度則分別記為、、…和、、… 2）確定軸的最小直徑 a.Ⅸ-Ⅹ 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， 考慮到軸自身的應用場合，及風輪的孔徑50 mm，取=48 mm b.選擇聯軸器型號 聯軸器的計算轉矩，查文獻[1]得工作情況系數=2.3 （4-4） 則 選擇彈性柱銷聯軸器，按，查標準GB/T 5014-1985，選用HL4型彈性柱銷聯軸器， 半聯軸器長度L=112 mm,與軸配合輪轂孔長度l=1

41、10 mm，半聯軸器的孔徑d=48 mm c.確定軸的最小直徑 應該滿足，取=48 mm 1） 確定各軸段的尺寸 圖4-1 主軸結構草圖 Ⅰ-Ⅱ 軸段, =68 mm；考慮到軸端擰有壓帽以及固定風輪的強度要求，取=100 mm。 Ⅱ-Ⅲ 軸段上安裝風輪，風輪的輪轂直徑為70 mm ，所以=70 mm；為便于安裝風輪及固定風輪輪轂B=115 mm取=160 mm。 Ⅲ-Ⅳ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 =80 mm，=65 mm。 Ⅳ-Ⅴ軸段上安裝32016圓錐滾子軸承，=80 mm，軸承寬度B=29 mm，所以取

42、=65 mm。 Ⅴ-Ⅵ軸段，取軸承的定位軸肩高度為h=7.5 mm，則=95 mm，考慮到整個轉子與機架的安裝要求，取=1810 mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段上安裝有擋油環和軸承，根據軸承的寬度B=29 mm取=44 mm， ==80 mm。 Ⅶ-Ⅷ軸段，為方便安裝，應略小于，取 =78 mm；考慮到軸承端蓋的總厚度及用迷宮密封，取=50 mm； Ⅷ-Ⅸ軸段作為軸肩來固定聯軸器，取軸肩高度為h=6.5 mm，所以=63 mm；取=74 mm； Ⅸ-Ⅹ軸段上安裝聯軸器,根據所選HL4彈性柱銷聯軸器=48 mm，為便于安裝，軸段的長度小于聯軸器輪轂L=112 mm，取=6

43、3 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1.6。 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1.6。 滾動軸承與軸頸的配合采用過渡配合H7/m6, 粗糙度1.6。 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

44、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。 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： 圖5-1 風輪結構示意圖 根據動壓與風速的關系： （5-1） 式中：——動壓，； ——空氣密度，常溫常壓下為1.2； ——風速，。 根據同課題組人員計算得到分離2物料粒子所需要風速為，再根據公式（5-1）得到94.2。 由于通用分級設備的靜壓損失一般為200～2

45、50，考慮工作條件不利，結果取略大的數值，取靜壓。 全壓 （5-2） 則 根據表5-1取，，一般徑向彎曲葉片系數在0.35～0.55之間，這里取。 表5-1 葉片轉角 葉 片 形 式 徑 向 直 葉 片 90 90 后 傾 直 葉 片 前 彎 曲 葉 片 徑 向 彎 曲 葉 片 后 彎 曲 葉 片 20 葉輪外徑：

46、（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，再根據公式（1-3）得到，圓整取。又根據葉片為前徑向彎曲時，則可得到。 = （1-4） 將已知數據代入公式（1-4）得： （1-5） 代入數據得到。 彎曲葉片的寬度為，我們取=0.35m。 一般葉片為彎曲式時，葉片數片，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。

47、 6 結論 打散分級機主要是用來打散輥壓機輥出的料餅,并將打散后的物料粗細分選出來。從開始傳動方案的確定，由于本設計打散分級機功能的要求，整個思路就是雙軸傳動，首先是分級部分，調速電機通過聯軸器直接驅動主軸旋轉，因為風輪分選不同粒徑的要求，所以風輪的轉速是變化的，其次是打散部分，采用一級皮帶減速帶動中空軸旋轉，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。在方案二的改進設計中，將打散部分和分級部分分開，縮短了主軸的長度，并且省去前方案中空軸的設計，這樣提高了兩根軸的使用壽命，優化了軸的設計，結構上更簡單。

48、 參 考 文 獻 [1] 成大先主編. 機械設計手冊[M]. 北京： 化學工業出版社， 2004. [2] 陳秀寧、施高義編. 機械設計課程設計[M]. 浙江： 浙江大學出版社， 1995. [3] 徐錦康主編. 機械設計[M]. 北京： 機械工業出版社， 2001. [4] 卜炎主編. 機械傳動裝置設計手冊[M]. 北京： 機械工業出版社， 1998. [5] 徐灝主編. 新編機械設計師手冊[M]. 北京： 機械工業出版社， 1995. [6] 胡家秀主編. 機械零件設計實用手冊[M]. 北京： 機械工業出版社， 1999.

49、 [7] 王旭，王積森主編. 機械設計課程設計[M]. 北京： 機械工業出版社， 2003. [8] 褚瑞卿主編. 建材通用機械與設備[M]. 武漢： 武漢理工大學出版社， 1996. [9] 張永龍, 包瑋. 打散分級機在擠壓聯合粉磨工藝中的應用[J]. 水泥，1996, (9)：26-28． [10] 湯永忠．打散分級機的應用與改進[J]．水泥，1998，(4)：31-32． [11] 王學敏．擠壓聯合粉磨工藝[J]．新世紀水泥導報，1997，(1)：31-35． [12] 周建方主編. 材料力學[M]. 北京： 機械工業出版社， 2002.

50、 致　謝 本次畢業設計的課題是“SF500/100打散分級機回轉部分及傳動設計”。為了在設計中更好的解決問題，同時為了增長見識，使理論更好地聯系實際，我們進行了畢業實習。在實習的過程中，我門深入一線和工人師傅探討有關問題，向工人師傅取經，收集了一些技術資料。本次設計的課題來源于江陰水泥廠，在領隊老師的講解下，我們對打散分級機有了較深刻的認識，為我們更好地提高設計的質量奠定了基礎。 通過這次設計，我基本上掌握了工程設計的一般方法和步驟，培養了自己的獨立思考分析問題的能力。通過掌握的知識，結合參考大量的文獻資料解決了所面對的問題。最大的設計

51、體會是：在開始設計前首先一定要有個設計的方案，考慮的東西一定要全面，不是簡單的羅列出來就行，要綜合地考慮它的合理性、經濟性、工藝性、實用性等要求。其次是要有扎實的專業基礎知識，只有扎實的基礎知識，才不至于出現很多錯誤。此次畢業設計幾乎涉及到我所學的所有知識，另外還有許多的新知識。最后要有豐富的實踐經驗，如果沒有指導老師的認真指導和自己在工廠中畢業實習，我想在設計的時候會遇到更多的困難，甚至說都不可能按時完成設計任務。在此次的畢業設計中，我也學到了以前很多沒有學到的東西，加強了自己的動手能力，鞏固了自己的專業知識，特別是學會了如何從眾多的文獻資料中選擇自己所需要的知識，這所有的一切對我以后的工作

52、都有很好的幫助。 總之，通過這次設計，使我在基本理論的綜合運用以及正確解決實際問題等方面得到了一次較好的鍛煉，提高了我獨立思考問題、解決問題以及創新設計的能力，縮短了我與工廠工程技術人員的差距，為我以后從事實際工程技術工作奠定了一個堅實的基礎。 在設計過程中，老師及時的了解我設計中遇到的難題，幫助我解決了不少問題。由于本人對打散分級機了解不多，實踐知識更是不足，老師們耐心地給我講解有關方面的知識，使我得以在短時間內完成設計工作。同時，他們教導我不管是在以后的工作還是學習中，都要保持治學嚴謹的態度。在畢業設計過程中，得到了老師們的細心指導，他們付出了辛勤的勞動，在此我向他們表示衷心的感謝！ 27