φ900×900溢流型球磨機傳動系統(tǒng)設計【說明書+CAD】

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畢業(yè)設計 文獻綜述 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 周威威 指導教師 閆存富 2012年 03 月 10 日 黃河科技學院畢業(yè)設計說明書 第 26 頁 1緒論 1.1課題的背景及研究目的 溢流型球磨機廣泛應用于水泥，硅酸鹽制品，新型建筑材料、耐火材料、化肥、黑色與有色金屬選礦以及玻璃陶瓷等生產(chǎn)行業(yè)，特別是在選礦行業(yè)中應用最為普遍的粉磨機械。 溢流型球磨機由給料部、出料部、回轉(zhuǎn)部、傳動部（減速機，小傳動齒輪，電機，電控）等主要部分組成。中空軸采用鑄鋼件，內(nèi)襯可拆換，回轉(zhuǎn)大齒輪采用鑄件滾齒加工，筒體內(nèi)鑲有耐磨襯板，具有良好的耐磨性。本機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作可靠。 溢流型球磨機為臥式筒形旋轉(zhuǎn)裝置，外沿齒輪傳動。物料由進料裝置經(jīng)入料中空軸螺旋均勻地進入磨機第一倉，該倉內(nèi)有階梯襯板或波紋襯板，內(nèi)裝不同規(guī)格鋼球，筒體轉(zhuǎn)動產(chǎn)生離心力將鋼球帶到一定高度后落下，對物料產(chǎn)生重擊和研磨作用。物料在第一倉達到粗磨后，經(jīng)單層隔倉板進入第二倉，該倉內(nèi)鑲有平襯板，內(nèi)有鋼球，將物料進一步研磨。粉狀物通過卸料箅板排出，完成粉磨作業(yè)。 溢流型球磨機是在物料濕水狀態(tài)下工作的磨機，與干式球磨機最大區(qū)別在于端蓋為錐形，端蓋上只有一個波峰襯板，采用優(yōu)質(zhì)的高錳鋼作襯板，耐磨，噪音小，工作效率高。最大優(yōu)點是可以高精度選取低品位磁性鐵礦石，可以選取任一粒度，隨時可以丟棄粗粒尾礦。該設備投資低，見效快。 國外生產(chǎn)的球磨機傳動方式有下述三種（1）電動機通過小齒輪和大齒圈傳動（2）中心傳動，即電動機通過減速器帶動中空軸頸的延長部分（3）電動機的轉(zhuǎn)子直接裝在筒體或中空軸頸的延長部分上，定子固定于地基上，構成所謂“無齒輪傳動”。此時，采用超低速同步電動機，其轉(zhuǎn)速等于球磨機的轉(zhuǎn)速，適用于傳動功率7500kw以上。球磨機的給料是由給礦器完成的。給礦器固定于球磨機的中空軸頸上并隨中空軸頸一起傳動。常用的給礦器有鼓形、蝸形和聯(lián)合給礦器三種。球磨機的筒體、端蓋、中空軸頸等處都敷有襯板。筒體襯板除保護筒體外，還對磨礦介質(zhì)的運動規(guī)律和磨礦效率有影響，當襯板較平滑時，對磨礦介質(zhì)的提升作用較弱，沖擊作用較小，而研磨作用較強。襯板還要求耐磨損。由于介質(zhì)和礦漿的沖擊、研磨和沖刷腐蝕造成了襯板的磨損，除了襯板的材質(zhì)和形狀外，磨損還與給礦粒度、礦石可磨性、鋼球大小、筒體直徑、球磨機的轉(zhuǎn)速以及礦漿的腐蝕性等因素有關。襯板的材質(zhì)有高錳鋼、高鉻（白口）鑄鐵、橡膠等。中錳球墨鑄鐵（含Mn7%-9%,Si3.4%-4%,C3.2%-3.6%）的壽命不低于高錳鋼，但成本低得多。 1.2國內(nèi)外球磨機的發(fā)展狀況 近20多年來發(fā)展最快的碎磨工藝是半自磨—球磨工藝，目前，有很多大中型選礦廠采用此種碎磨工藝 (粗碎除外)。球磨機是利用鋼球作為磨礦介質(zhì)進行磨礦的設備，其結構簡單、性能穩(wěn)定、破碎比大(3～100)，既可濕磨又可干磨，可用于處理各種礦物原料，適應性強，易于實現(xiàn)自動化控制。所以，在選礦、建材、化工、冶金及材料等工業(yè)部門中，球磨機都是最普遍、最通用的粉磨設備，在礦物粉碎和超細粉碎加工中占有重要地位，倍受人們青睞。因為球磨機處理能力和產(chǎn)物粒度對后續(xù)作業(yè)的效率和整體生產(chǎn)流程的技術經(jīng)濟指標影響顯著，所以，有關球磨機的研究在國內(nèi)外一直受到廣泛關注和高度重視。近年來，隨著礦山規(guī)模的擴大，在開采大規(guī)模、低品位礦床時短工廠流程配置、提高處理能力以減少基本投資和生產(chǎn)成本，一直是眾多礦廠追求的目標。 球磨機一般都有襯板，厚度一般為50-130mm,與筒殼之間有10-14mm的間隙，用膠合板、石棉墊、塑料板或橡膠鋪在其中，用來緩沖鋼球?qū)ν搀w的沖擊。襯板用螺栓固定在筒體上，螺帽下面有橡膠環(huán)和金屬墊圈，以防止礦漿漏出。襯板的形狀多種多樣。按其表面形狀可分為平滑和不平滑兩類。不平滑襯板可使磨礦介質(zhì)提升到較高的高度再落下，并且對鋼球和礦石較強的攪動，因而適用于粗磨。平滑襯板由于鋼球與襯板之間的相對滑動較大，因而產(chǎn)生較多的研磨作用而適用于細磨。當電動機通過小齒輪和大齒輪將筒體帶動時，物料經(jīng)給料器通過中空軸頸從左端給入筒體。筒體內(nèi)裝有一定質(zhì)量的鋼球作為磨礦介質(zhì)。物料受到鋼球的作用而磨碎，然后經(jīng)排礦端的中空軸頸排出機外。由于磨碎產(chǎn)品經(jīng)中空軸頸溢流排出，故這種球磨機稱為溢流型球磨機，是一種廣泛應用的球磨機。 2傳動方案的設計 2.1確定傳動裝置的總傳動比及分配級傳動比 由已知電動機的型號為Y225S-8型，經(jīng)《機械設計手冊》表12-1可知該電動機的額定功率為P=18.5kw，滿載轉(zhuǎn)速為n1=730r/min，球磨機的轉(zhuǎn)速為n2=39.2r/min。 可算得i總=730/39.2=18.6 在多級傳動中，總傳動比為： 因此，暫定i1=4，i2=4.65 2.2傳動方案的設計 經(jīng)計算可知，總傳動比為18.6不是太大，考慮到齒輪傳動效率比較高，結構緊湊，工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定，所以采用圓柱齒輪傳動設計減速器，然后再用一個單齒輪與球磨機邊緣的齒輪嚙合以完成傳動系統(tǒng)的設計。其傳動方案如圖2.1 1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-球磨機大齒圈 6-單齒輪 圖2.1 Φ900×900溢流型球磨機傳動簡圖 3減速器的設計 由于傳動速度不高，故選用直齒圓柱齒輪傳動，由《機械設計》10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3.1齒輪齒數(shù)的確定 根據(jù)所學的機械原理和機械設計可知，取小齒輪的齒數(shù)為z1=24，則大齒輪的齒數(shù)為z2=i×z1=4×24=96 3.2確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1、試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=95.5×105p1/n1=95.5×105×18.5/730Nmm=2.42×105Nmm 3、由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1 4、由《機械設計》表10-6查得材料的單性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 5、由《機械設計》表10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限δHlim1=600Mpa大齒輪的接觸疲勞強度極限δHlim2=550Mpa 6、由《機械設計》式10-13計算應力循環(huán)系數(shù) N1=60n1jlh=60×730×(1×2×8×300×15)=3.1536×109 N2=3.1536×109/4=7.884×108 7、由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.95 8、計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，由式10-12得： [δH]1=KHN1δlim1/S=0.9×600Mpa=540Mpa [δH]2=KHN2δlim2/S=0.95×550Mpa=522.5Mpa 3.3計算 1、試算小齒輪的分度圓直徑 2、計算圓周速度V V=πd1 tn1/60×100=π×86.53×730/60×1000=3.31m/s 3、計算齒寬b b=Φd×d1t=1×86.53=86.53mm 4、計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)mt=d1t/z1=86.53/24mm=3.605mm 齒高h=2.25mt=2.25×3.605mm=8.11mm b/h=86.53/8.11=10.67 5、計算載荷系數(shù) 根據(jù)V=3.31m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.08，直齒輪，KHα=KFα=1 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)KA=1.50 由《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=1.417 由b/h=10.67，KHβ=1.417查《機械設計》圖10-13得KFβ=1.35，故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1×1.417=1.53 6、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 (3.2) 7、計算模數(shù)m m=d1/z1=76.7/24mm=3.2mm 8、按齒根彎曲強度設計 由式10-5得彎曲強度的設計公式為： （3.3） 9、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限。 由《機械設計手冊》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88 10、計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞強度安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》式10-12得 （3.4） （3.5） 11、計算載荷系數(shù)K （3.6） 12、查取齒形系數(shù) 由《機械設計》表10-5查得YFa1=2.65；YFa2=2.18 13、查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》表10-5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.79 14、計算大小齒輪的并加以比較 （3.7） （3.8） 通過計算可知，大齒輪的數(shù)值大。 15、設計計算 （3.9） 對比計算結果，由吃面接觸疲勞強度計算模數(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所 決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.72并就近圓整為標準值m=2.75mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=76.7mm，算出小齒輪的齒數(shù)z1=d1/m=76.7/2.75≈28 大齒輪的齒數(shù)z2=4×28=112 這樣設計出齒輪傳動既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免了浪費。 3.4幾何尺寸計算 1、計算分度圓直徑 =28×2.75=77mm =112×2.75=308mm 2、計算中心距 3、計算齒輪寬度 取B2=77mm，B1=82mm 4軸的設計計算 4.1基本參數(shù)計算 1、各軸的轉(zhuǎn)速與功率 在此次設計中，只需計算減速器的輸入軸和輸出軸，設輸入軸是高速軸，輸出軸是低速軸，根據(jù)已知條件可知：高速軸n1=730r/min，n2=182.5r/min。 高速軸的功率p1=p0×η聯(lián)軸器×η電=18.5×0.96×0.97=17.2kw 低速軸的功率p2=p1×η齒×η軸承2=17.2×0.97×0.962=15.4kw 2、各軸的轉(zhuǎn)矩 高速軸T1=9550× （4.1） T1=9550×=225 低速軸T2=9550× （4.2） T2=9550×=805.8 4.2軸的材料選擇及最小直徑估算 根據(jù)工作條件，小齒輪的直徑較?。╠1=77mm），采用齒輪軸結構，選用45鋼，正火，硬度HB=170~220。 按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即 初算軸徑，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸的強度影響。 值由表26-3確定：=112 4.2.1高速軸最小直徑的確定 由 ，因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽。則d1min=d1min（1+7％）=33×（1+7％）=35.2mm，由于減速器輸入軸通過聯(lián)軸器與電動機軸相聯(lián)結，則外伸段軸徑與電動機軸徑不得相差太大，否則難以選擇合適的聯(lián)軸器，取 ，為電動機軸直徑，由《機械設計手冊》選電動機查表6-16：，，綜合考慮各因素，取d1min=36mm。 4.2.2低速軸最小直徑的確定 ，因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一鍵槽，則d2min=d2min（1+7％）=51×（1+7％）=55mm，參見聯(lián)軸器的選擇，查《機械設計手冊》表6-96，就近取聯(lián)軸器孔徑的標準值 d2min=55mm。 4.3高速軸的結構設計 圖4.1 高速軸的結構圖 4.3.1各軸段的直徑的確定 ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器 ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，以及密封圈的標準查《機械設計手冊》表6-85（采用氈圈密封）， ：滾動軸承處軸段，，滾動軸承選取30208 ：過渡軸段，取 ：滾動軸承處軸段 4.3.2各軸段長度的確定 ：由聯(lián)軸器長度查《機械設計手冊》表6-96得，，取 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定 ：由滾動軸承確定 ：由裝配關系及箱體結構等確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由小齒輪寬度確定 ，取 4.3.3高速軸的校核 1、軸上力的作用點位置和支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，軸上安裝的30208軸承，從《機械設計》表6-67可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離為，支點跨距，高速級小齒輪作用點到右支點B的距離為，距A為 圖4.2 軸上力的作用點位置和支點跨距 2、計算軸上的作用力 如圖2，求： 3、計算支反力并繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 垂直面 圖4.3 轉(zhuǎn)矩圖 圖4.4 彎矩圖 水平面 圖4.5 轉(zhuǎn)矩圖 圖4.6 彎矩圖 4、求支反力，作軸的合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖 （4.3） （4.4） （4.5） 圖4.7 高速軸的彎矩圖 圖4.8 高速軸的轉(zhuǎn)矩圖 5、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（即危險截面C）的強度，因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)應力視為脈動循環(huán)應力，折算系數(shù)。 （4.6） 已選定軸的材料為45鋼正火處理，由《機械設計手冊》表26-4查得，因此，滿足要求。 4.3.4軸承的校核 由公式 其中：ft為溫度系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎］第246頁表14-3，得ft=1 fd 為載荷系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎］第246頁表14-4，得fd=1.2 C為基本額定動載荷：軸承選擇為深溝球軸承6008，查《機械設計手冊》 （GB/T276-94），得C=17.0KN n為軸承工作轉(zhuǎn)速：n =730r/min, ε為壽命指數(shù)：對于球軸承ε=3，見參考文獻［機械設計基礎］第245頁。 P為當量動載荷：P=XFr+YFa,對于此設計中的深溝球軸承，沒有軸向載荷，F(xiàn)a=0取X=1,見參考文獻［機械設計基礎］第247頁。 所以，P=XFr=Fr。 （4.7） （4.8） 選擇兩者中的大的： 所以該軸承符合強度要求。 4.3.5 鍵的設計與校核 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在兩支撐點中間，故選用圓頭（A型）普通平鍵。 1、選擇聯(lián)軸器LT7型：dz=40mm,d2=42mm，L=112mm. L1=84mm 由參考文獻［機械零件設計手冊］第581頁，查得鍵的截面尺寸：b×h=8×7 根據(jù)連接段取鍵長：L=L1-10=80-10=70mm,屬于標準尺寸系列。 2、鍵的校核 查《機械設計手冊》第227頁表5-3-17，得 鍵的工作長度為：l=L-b=70-8=62mm 鍵的擠壓應力為： ，所以該鍵符合強度要求。 選用鍵8×7，GB1906-2003。 查《機械設計手冊》第228頁表5-3-18鍵槽深：。 4.4低速軸的結構設計 圖4.9 低速軸的結構圖 4.4.1各軸段的直徑的確定 ：滾動軸承處軸段 ，滾動軸承選取30210 ：低速級大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 ：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位 ：滾動軸承處軸段 ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（采用氈圈密封） ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段 4.4.2各軸段長度的確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由低速級大齒輪的轂孔寬確定 ：軸環(huán)寬度 ：由裝配關系、箱體結構確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定 ：由聯(lián)軸器的轂孔寬確定 4.4.3校核低速軸 1、軸上力的作用點位置和支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，軸上安裝的30210軸承，支點跨距，低速級大齒輪作用點到右支點B的距離為，距A為 圖4.10 軸上力的作用點位置和支點跨距 2、計算軸上的作用力 如圖10，求： ； 3、計算支反力并繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 垂直面 圖4.11 轉(zhuǎn)矩圖 圖4.12 彎矩圖 水平面 圖4.13 轉(zhuǎn)矩圖 圖4.14 彎矩圖 4、求支反力，作軸的合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖 圖4.15 低速軸的彎矩圖 圖4.16 低速軸的轉(zhuǎn)矩圖 5、按彎扭合成應力校核軸的強度 校核危險截面C的強度，因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)應力視為脈動循環(huán)應力，折算系數(shù)。 （4.9） 已選定軸的材料為45鋼正火處理，由《機械設計手冊》表26-4查得，因此，強度足夠。 4.4.4 軸承的校核 由公式 其中：ft為溫度系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎］第246頁表14-3，得ft=1, fd 為載荷系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎］第246頁表14-4，得fd=1.2 C為基本額定動載荷：軸承選擇為深溝球軸承6010，查參考文獻［機械設計課程設計指導書］第95頁附錄一，得C=22KN n為軸承工作轉(zhuǎn)速：n=129.96r/min ε為壽命指數(shù)：對于球軸承ε=3，見參考文獻［機械設計基礎］第245頁. P為當量動載荷：P=XFr+YFa,對于此設計中的深溝球軸承，沒有軸向載荷，F(xiàn)a=0，取X=1,見參考文獻［機械設計基礎］第247頁，所以，P=XFr=Fr。 選擇兩者中的大的： 所以該軸承符合強度要求。 4.4.5鍵的選擇與校核 1、齒輪安裝段的鍵的選擇： L6=76mm.d6=52mm=d. 由參考文獻《機械設計手冊》第121頁，查得鍵的截面尺寸：b×h=16×10 根據(jù)輪轂段取鍵長：L=l6-6=76-6=70mm,屬于標準尺寸系列。 2、鍵的校核 查參考文獻［機械設計基礎］第204頁表11-13，得 鍵的工作長度為：l=L-b=70-16=54mm 鍵的擠壓應力為： ，所以該鍵符合強度要求。 選用鍵16×10，GB/T1095-1979。 鍵槽深：。 3、與大齒輪連接的聯(lián)軸器的軸的鍵的設計與校核： 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在兩支撐點中間，故選用圓頭（A型）普通平鍵。 d6=42mm, 查參考文獻［機械設計課程設計指導書］ 4、選擇聯(lián)軸器LT7型：d1=42mm，L=112mm，L1=84mm 由參考文獻［機械零件設計手冊］，查得鍵的截面尺寸：b×h=12×8 根據(jù)連接段取鍵長：L=L1-10=110-10=100mm,屬于標準尺寸系列。 5、鍵的校核 查參考文獻［機械設計基礎］第204頁表11-13，得 鍵的工作長度為：l=L-b=100-12=88mm 5 聯(lián)軸器的選擇 5.1聯(lián)軸器的功用 聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用。 5.2聯(lián)軸器的類型特點 剛性聯(lián)軸器：剛性聯(lián)軸器不具有補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結構簡單，價格便宜。只有在載荷平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，能保證被聯(lián)兩軸軸線相對偏移極小的情況下，才可選用剛性聯(lián)軸器。 撓性聯(lián)軸器：具有一定的補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，最大量隨型號不同而異。 無彈性元件的撓性聯(lián)軸器：承載能力大，但也不具有緩沖減震性能，在高速或轉(zhuǎn)速不穩(wěn)定或經(jīng)常正、反轉(zhuǎn)時，有沖擊噪聲。適用于低速、重載、轉(zhuǎn)速平穩(wěn)的場合。 非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器：在轉(zhuǎn)速不平穩(wěn)時有很好的緩沖減震性能；但由于非金屬（橡膠、尼龍等）彈性元件強度低、壽命短、承載能力小、不耐高溫和低溫，故適用于高速、輕載和常溫的場合。 金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器： 除了具有較好的緩沖減震性能外，承載能力較大，適用于速度和載荷變化較大及高溫或低溫場合。 安全聯(lián)軸器：在結構上的特點是，存在一個保險環(huán)節(jié)（如銷釘可動聯(lián)接等），其只能承受限定載荷。當實際載荷超過事前限定的載荷時，保險環(huán)節(jié)就發(fā)生變化，截斷運動和動力的傳遞，從而保護機器的其余部分不致?lián)p壞，即起安全保護作用。 起動安全聯(lián)軸器：除了具有過載保護作用外，還有將機器電動機的帶載起動轉(zhuǎn)變?yōu)榻瓶蛰d起動的作用。 5.3 聯(lián)軸器的選用 聯(lián)軸器選擇原則： 轉(zhuǎn)矩T： T↑，選剛性聯(lián)軸器、無彈性元件或有金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器； T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器。 轉(zhuǎn)速n：n↑，非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器。 對中性：對中性好選剛性聯(lián)軸器，需補償時選撓性聯(lián)軸器。 裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器。 環(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器。 成本：同等條件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯(lián)軸器。 本機構查GB/T4323-2002，都選用LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 5.4聯(lián)軸器材料 半聯(lián)軸器的材料常用45、20Cr鋼，也可用ZG270—500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC一45HRC。聯(lián)軸器應有罩殼，用鋁合金鑄成。 6邊緣傳動的設計 6.1球磨機邊緣齒數(shù)的確定 已知球磨機的分度圓直徑為900mm，經(jīng)初步估算選取模數(shù)為m=8，所以球磨機邊緣的齒數(shù)為Z4=112。 6.2輪齒數(shù)的確定 由i2=4.65可知，Z3=Z4/i2=112/4.65=24 6.3尺寸的計算 6.3.1分度圓直徑 d3=z3m=24×8=192mm d4=z4m=112×8=896mm 6.3.2計算中心距 6.3.3計算齒輪寬度 取 結 論 此次畢業(yè)設計師我人生中的重要一步，也是最關鍵的一步。我選完課題后開始去圖書館查資料，借閱圖書，然后我開始思考怎樣去做好畢業(yè)設計，為了做好這個畢業(yè)設計我是煞費苦心，通過老師的指導，同學們的幫助，最后修改圖紙，終于做好了這份屬于自己的畢業(yè)設計，通過畢業(yè)設計我也發(fā)現(xiàn)了自己的很多問題，平時學的知識不牢固，這次畢業(yè)設計后我真的學到了很多知識，同時也完善了自己的課題。 當然，我通過這次畢業(yè)設計也明白了球磨機的原理，如果以后往球磨機方向發(fā)展的話，我相信這次畢業(yè)設計會給我很大的幫助。我也學會了怎樣去分析數(shù)據(jù)，怎樣去細心的琢磨每一個細節(jié)，也讓我懂得了許多公式的應用，為以后打下了堅實的基礎。畢業(yè)設計也讓我感覺到還有很多不完美的地方，這次畢業(yè)設計是對大學四年的檢驗，也是對即將走向社會工作的考驗，我深知雖然就要畢業(yè)了，心里難免沉重了一些，但是我通過這次畢業(yè)設計對以后的工作充滿了信心，畢竟自己的求知路還很長，我相信我能為祖國貢獻自己的一份力量，路漫漫其修遠兮，吾將上下而求索。 致 謝 經(jīng)過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。在這里首先要感謝我的導師閆存富老師。在我做畢業(yè)設計的每個階段，從查閱資料到設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是閆老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩閆老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，開拓進取的精神和高度的責任心都將使學生受益終生并將積極影響我今后的學習和工作。在閆老師的指導下，我在各方面都有所提高，老師以嚴謹求實，一絲不茍的治學態(tài)度和勤勉的工作態(tài)度深深感染了我，給我巨大的啟迪，鼓舞和鞭策，并成為我人生路上值得學習的榜樣。使我的知識層次又有所提高。其次要感謝我的同學對我無私的幫助，特別是在軟件的使用方面，正因為如此我才能順利的完成設計，我要感謝我的母?！S河科技學院，是母校給我們提供了優(yōu)良的學習環(huán)境。另外，我還要感謝那些曾給我授過課的每一位老師，是你們教會我專業(yè)知識。 再次，我也感謝我同一組的組員和班里的同學是你們在我遇到難題是幫我找到大量資料，解決難題。真誠地感謝所有幫助過我的老師同學。通過這次畢業(yè)設計不僅提高了我獨立思考問題解決問題的能力而且培養(yǎng)了認真嚴謹，一絲不茍的學習態(tài)度更培養(yǎng)了我的獨立思考的能力。由于經(jīng)驗匱乏，能力有限，設計中難免有許多考慮不周全的地方，希望各位老師多加指教。 最后，我要向百忙之中抽時間對本文進行審閱，評議和參與本人論文答辯的各位老師表示感謝。謝謝你們，真心的祝你們在今后的生活中更上一層樓！ 參考文獻 [1] 段希祥，曹亦俊. 球磨機介質(zhì)工作理論與實踐[M].北京：冶金工業(yè)出版社, 1999 [2] 戴少生，王旦容. 研磨體的形狀，材質(zhì)對粉磨效率的影響[M].哈爾濱：哈爾濱工 大學出版社，2005 [3] 歐陽秀蘭. 球磨機介質(zhì)運動分析與研究[M].廣州：華南理工大學出版社，2003 [4] 杜天文. 提高球磨機的磨礦效率的探討[M]. 廣東：梅山科技出版社，2005 [5] 李啟恒. 碎礦與磨礦[M].北京：北京冶金工業(yè)出版社，2002 [6] 周祥輝. 提高磨礦效率的途徑綜述[M].北京：金川科技，2005 [7] 哈德威等. 大型球磨機的設計思想[M].武漢：國外金屬礦選礦，2000 [8] 文書名等. 超臨速球磨機發(fā)明設計說明書[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2002 [9] 張凱. 選礦科技的發(fā)展規(guī)律科技創(chuàng)新[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2002 [10] 張克仁. 超細型球磨機的研究與應用煤炭科學技術[M].武漢:華中科技大學出版社，1997 [11] 吳兆銀，唐新民. 節(jié)能型球磨機節(jié)能的探討[M].山西：礦山機械出版社，2006 [12] 李瑞濤等. 基于虛擬立式球磨機的行星模仿真的研究[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2003 [13] 張樹等. 磨機設計計算[M].唐山水泥機械廠技術部，2007.7 [14] 申永勝. 機械原理教程[M].北京:清華大學出版社，1999.3 [15] 楊樹. 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在啟閉軸承和齒輪產(chǎn)生的熱量高速加工機床的情況下，預熱機床主軸和主軸從列的中心偏離，從而導致精度差。此外，在機冷卻器的應用中，可能因超過負荷，加工負荷或裝卸，周圍的天氣變化或其他因素，會影響一些控制計劃可取油（或水）溫度的準確性。此外，機冷卻器最好的管理者是冷卻液溫度，所以應避免偏離主軸中心線。但是，機器面臨的冷卻控制溫度和熱負荷的急劇變化會影響高精度的加工。容量調(diào)節(jié)可以減少壓縮機循環(huán)，降低起動負荷，避免溫度波動。因此，機冷卻器適當?shù)娜萘靠刂剖潜夭豢缮俚?。高度精確的處理，可以得到如切削油，冷卻液溫度控制，磨油和純凈水。熱氣旁通計劃是廣泛被接受在小型制冷系統(tǒng)的容量控制。研究蒸汽的容量控制，注入熱氣體至壓縮制冷系統(tǒng)，制冷劑進入壓縮機的吸管，這樣可以減少蒸發(fā)器的負荷。對比研究還提出了不同系統(tǒng)的性能系數(shù)（COP）和經(jīng)營溫度。此外，還采用了熱氣旁通技術，以減少容量制冷系統(tǒng)的損耗?；谛阅芊治鰺崃W第一定律和第二定律的全面討論，提出展示制冷性能在循環(huán)測試的系統(tǒng)有三個蒸發(fā)器可以熱氣除霜。它還表明，熱氣體旁路方法提出了更高的制冷能力和甚至循環(huán)溫度波動小于它需要的壓縮機功耗等。用調(diào)查的可行性和通熱氣體性能的方法來延緩熱泵系統(tǒng)結霜的速度。從結果實驗結果表明，熱氣旁通方法不僅有阻礙霜凍的形成的功能，還有可提高COP的能力。抽吸氣體節(jié)流是另一種能力制冷系統(tǒng)的控制方法。它可以調(diào)整和減少通過壓縮機的制冷流量。提出了蒸發(fā)壓力的實驗性能在開放式的調(diào)節(jié)閥中運行?，F(xiàn)場試驗表明，蒸發(fā)器壓力調(diào)節(jié)閥方案是可行的。這種方法能改善內(nèi)閣溫度和減少結霜。此外，熱氣旁通和吸入閥的比較反映了調(diào)節(jié)控制能力是可以變化的。這表明，吸調(diào)方法被證明是更節(jié)能，特別是在低蒸發(fā)器負載條件的情況下。選型成本效益高的節(jié)流裝置對制冷系統(tǒng)的控制至關重要。毛細管作為一個小的擴展設備已被廣泛應用于制冷和空調(diào)系統(tǒng)。這種系統(tǒng)的優(yōu)點是操作簡單，成本低。實證的相關性和評級圖表明絕熱毛細管替代制冷劑已經(jīng)研制成功。并且已經(jīng)制定了數(shù)值模型來模擬一個短暫的恒溫控制的冷卻水蒸發(fā)膨脹閥（TEV）。結果表明：蒸發(fā)器和TEV系統(tǒng)的穩(wěn)定性依賴TEV的特色和輸入性質(zhì)。在蒸發(fā)器中的突然變化對性能的影響是不言而喻的。分析表明，突然改變可能導致系統(tǒng)不穩(wěn)定，甚至在一段時間不能穩(wěn)定運行。通過使用改進的空氣冷水機組輔助毛細管，并且有了廣泛的應用環(huán)境。在這項研究中，同時使用熱氣旁通計劃和吸氣閥調(diào)節(jié)的控制能力進行評估一個HFC-407C機床冷卻器的性能。毛細管和熱力膨脹閥隨著不同容量的控制而改變。冷卻性能和功耗冷卻系統(tǒng)也將被測量和分析比較，不同的節(jié)流開口比例根據(jù)特定的冷卻水溫度的閥門而確定。實驗結果可以提供有價值的信息，對與機床冷卻器系統(tǒng)，機床成本效益的高低是最重要的。 2.實驗設置和測試 被廣泛用于防止機床冷卻器主軸熱變形的溫度已經(jīng)升高。典型機床冷卻器系統(tǒng)包括壓縮機，風冷翅片式冷凝器，膨脹設備外殼和線圈冷卻器（蒸發(fā)器）。次要冷凍冷卻劑（水或油）被抽入機刀具時冷卻系統(tǒng)降溫，蒸發(fā)器負荷發(fā)電儲存在水箱加工過程中。機床冷卻系統(tǒng)的框圖如圖1。 圖1 機床冷卻系統(tǒng) 實驗設施用于測試計劃和兩個容量控制方案的比較，即熱氣體通計劃和吸氣閥調(diào)節(jié)分別控制。實驗臺的上部由四個主要部件（包括壓縮機，冷凝器，膨脹裝置和蒸發(fā)器）組成典型的蒸汽壓縮式制冷系統(tǒng)。環(huán)保HFC-407C制冷劑被用來作為工作液。有兩個分別安裝在節(jié)流裝置，以便比較系統(tǒng)的變化性能。在所有主要入口和出口，截止閥，溫度傳感器和組裝件安裝妥當以便于更換部件和測量。二循環(huán)包括熱氣體通線和容量控制吸氣閥調(diào)節(jié)線的設計和調(diào)制一個PID（比例-積分-微分）控制比例閥。實驗臺的下部（見圖1）是冷卻液循環(huán)，產(chǎn)生冷凍水（或冷凍油）從而加工降溫產(chǎn)生的熱量。它由冷卻水箱，水泵，散熱器和硅控整流器（SCR）調(diào)制加熱器?？煽毓柝撦d模擬器是用于生成精確的熱負荷，一般模擬范圍從0千瓦到1千瓦。安裝調(diào)節(jié)閥流量計以便穩(wěn)定冷卻劑的流速。體積流率在20L / min內(nèi)，設置相匹配的商業(yè)流量可用機床冷卻器。冷卻水箱，加熱器和所有管道循環(huán)以及絕緣，熱損失可以忽略。在整個系統(tǒng)進行測試直到穩(wěn)態(tài)運行的條件下，模擬器熱功率計可以測量負載對應在蒸發(fā)器的冷負荷。這樣可提供精確的冷卻液溫度，控制精度為0.2℃，一個高品質(zhì)的RTD（PT-100Ω）傳感器與不確定性0.1℃的使用蒸發(fā)器出口。反饋控制通過PID控制器進行不斷調(diào)整比例，熱氣旁路閥或吸氣調(diào)節(jié)閥可以在不同的操作模式下進行。根據(jù)PID控制算法，我們可以實現(xiàn)精確的冷卻液溫度控制在固定蒸發(fā)器負荷下。圖2表示快實驗設施。 圖2 實驗設施快照 熱氣旁通回路組成一個比例閥，這是由一個PID控制器驅(qū)動。它可以提供額外的負載，從壓縮機排出線，以彌補減少蒸發(fā)器的負荷，使冷卻液溫度能保持穩(wěn)定。如果蒸發(fā)器負荷閥門開啟的百分比下降，就會增加提供額外的熱氣體，以保持恒定的冷卻劑溫度，反之亦然。一個測試長度為1.0毫米毛細管，我們可以初步研究HFC-407冷卻系統(tǒng)的不確定性，也可以估計他的最佳性能，所有的實驗數(shù)據(jù)被記錄在穩(wěn)定狀態(tài)。功耗壓縮機能衡量一個具有功率計滿刻度的0.01％的不確定性。此外，執(zhí)行機構熱氣旁通閥可以由4-20毫安的Visual Basic編程的PID電流信號控制器控制。從電腦中比例閥的開度很容易被記錄。性能分析冷卻系統(tǒng)可以收集和比較不同蒸發(fā)器負荷和冷卻液溫度?？刂颇芰Φ牧硪环N選擇是吸氣閥調(diào)節(jié)方案，正如圖所示。同一比例閥被安裝在吸線壓縮機上，當蒸發(fā)器負荷下降時，開放吸氣閥的百分比將減少，制冷劑質(zhì)量流量下降到一定值以便匹配冷負荷。不同的節(jié)流裝置，包括毛細管管和TEV進行審查變異散熱時，功耗表現(xiàn)都能從冷卻系統(tǒng)中看出。此外，控制算法以及PID控制器的吸氣閥調(diào)控能用相同的熱氣體方案。所有的實驗進行都在環(huán)境試驗室（圖3所示），以確保環(huán)境條件的影響最小。測試房間溫度達到設計規(guī)范范圍從至45℃到0.5℃。不確定性PID控制器的相對濕度范圍控制從30％-90％RH。鹽水冷卻器是用來提供冷卻效果的，而SCR熱水器則是用來控制相對濕度環(huán)境試驗室的。 圖3 環(huán)境實驗室 3.結論 為了確定最佳毛細管長度HFC-407C的冷卻系統(tǒng)，我們應該嘗試進行固定冷卻液溫度為20℃，精度為0.2℃的條件。（TCW）毛細管的直徑約為0.75毫米。測試進行中環(huán)境試驗室環(huán)境溫度為27℃（CT）。功耗壓縮機隨長度的增加毛細管長度也增加（從L=100厘米L為120厘米）。功耗的增加而長度增加從L=120厘米至L=140厘米這樣有不斷冷卻的能力。此后，將毛細管長度與其他系統(tǒng)相比，固定在L=120厘米的參數(shù)。此外，熱氣體的變化，旁通閥打開壓縮機功耗的百分比不同的蒸發(fā)器負載條件下也說明這種情況。隨著蒸發(fā)器負荷的下降，熱氣旁通閥的比例將增加，這樣能提供裝載保持恒定冷卻液的蒸發(fā)溫度。這將導致功率下降壓縮機的消費或多或少能影響著熱氣體的能力控制方案。 圖4 旁通閥開啟后熱氣體的變化 通閥門開度變化的熱氣體在不同的冷卻液溫度20℃和26℃的比例下，提出了不同的蒸發(fā)器負荷如圖4。這樣會導致冷卻液溫度較低（TCW= 20℃）。因為在較高的壓縮機功耗的情況下能降低蒸發(fā)溫度。此外，由于蒸發(fā)器負載降低，不斷的冷卻液溫度將影響著蒸發(fā)負載。不同的冷卻液溫度下降的趨勢是類似（TCW=20℃和TCW=26℃）時的情況。它變得更加明顯，冷卻液溫度較低的情況下，減少冷卻的能力超過了降低功耗消費。雖然功耗稍微減少但是由于容量控制，它將從2.1減少到1.0，因為冷卻能力急劇退化。 圖5 旁通閥在不同的冷卻液溫度下熱氣體的變化 圖6 比較在不同的冷卻液溫度下蒸發(fā)器負荷的變化 圖7描繪了吸氣閥調(diào)節(jié)的變化。電力的消耗和冷卻水溫度將毛細管作為節(jié)流裝置的管。電源壓縮機消耗的降低反而使開放吸力調(diào)節(jié)的百分比下降，不斷使蒸發(fā)器得負荷增加。它還表明，節(jié)能可通過吸調(diào)控能力控制，但它可能會導致增加冷卻液溫度升高。在進行吸氣閥調(diào)節(jié)控制能力時，可以減少消費從3％（在100％開放）至5％不等（在20％的開口），但是不能那么明顯。這些數(shù)據(jù)表明，仍然存在一些限制改善系統(tǒng)的性能，可以用毛細管作為節(jié)流裝置。另一項實驗中，進行使用TEV的冷卻系統(tǒng)可以改善系統(tǒng)的性能。測試結果如圖。所有的工作條件和除了使用TEV參數(shù)都是相同的。節(jié)能10％-12％可以得到不同蒸發(fā)器的負荷。它似乎在節(jié)能方面因為不同的調(diào)節(jié)閥開口比例能更好地為TEV控制，比如毛細管。此外，它可以讓更大范圍的偏差對冷卻液溫度同時吸力調(diào)節(jié)，開啟的百分比變得更小（如20％開放的情況下）。 圖7 毛細管吸閥調(diào)節(jié)的變化 圖8 吸氣閥調(diào)節(jié)與變異功耗的變化 正如圖9所示，不同的吸氣閥開放的百分比不同，吸氣閥的性能在不同的冷卻液調(diào)節(jié)下毛細管溫度不同。在固定的冷卻液溫度TCW=20℃下，蒸發(fā)器的能力將降低，當打開閥門的百分比下降時，它允許較少量的制冷劑流經(jīng)蒸發(fā)器。趨勢更加明顯，超過40％急劇上升，這可能造成成為在壓降和非線性特性比例調(diào)節(jié)閥。此外，較低的冷卻液溫度TCW=15℃下將導致較低的冷卻蒸發(fā)器，壓縮機的功率和更高的能力消費。圖10描繪了吸性能調(diào)節(jié)閥在不同的冷卻液溫度與TEV的情況下的發(fā)展趨勢。減少蒸發(fā)器的能力，可以改善開放的比例。低于40％的情況下使用毛細管。 圖9 在不同的冷卻液溫度下吸氣閥的調(diào)節(jié)性能變化 圖10 吸氣閥調(diào)節(jié)性能熱力膨脹閥在不同的冷卻液溫度 圖11代表整體性能的變化毛細管和TEV機床冷卻系統(tǒng)。雖然可以減少功耗，但是蒸發(fā)器負荷降低更為顯著，比如有功耗系統(tǒng)的，即使在不同的吸入閥開口比例也不盡相同。然而，下降的制冷量和COP可以提高，特別是在應用的TEV的比例低于40％的情況下，因為TEV可以提供更穩(wěn)定調(diào)控過熱的控制。它還表明隨著吸氣閥調(diào)節(jié)TEV足夠的選擇，可以提供另類選擇穩(wěn)定的能力控制。 圖11 不同節(jié)流裝置下吸氣閥的性能變化 4.結論 隨著蒸發(fā)器負荷下降，（1）熱氣旁通閥的比例將增加，提供更裝載保持恒定冷卻液的蒸發(fā)溫度。這將導致功率下降壓縮機的消費或多或少在進行熱氣體通過能力控制計劃。（2）冷卻液溫度下，將導致更高的壓縮機產(chǎn)生負荷，因為較低的功耗蒸發(fā)溫度比較低。此外，蒸發(fā)器負荷跌幅不斷冷卻液溫度的情況下，打開旁通閥的熱氣體的比例將增加，以補償蒸發(fā)器的負荷。（3）雖然耗電量將略有減少，由于控制能力，整個系統(tǒng)的性能將急劇退化，從2.1下降到1.0。（4）毛細管作為節(jié)流設備，壓縮機功耗降低反而使開放的吸百分比不斷降低。它也揭示了，節(jié)能可通過吸調(diào)控能力控制計劃，但它可能會導致冷卻水溫度的提高。進行吸氣閥調(diào)節(jié)容量控制，從3％至5％，但是不能如此的明顯。（5）節(jié)能10％-12％，可以得到不同蒸發(fā)器負荷，利用吸氣閥調(diào)節(jié)計劃，可以更好的控制使用TEVTEV，比如毛細管......（6）從溫度控制的角度來看，這項研究的結果可以提供有價值的信息，以確定成本效益的方式的可行性，以便在機床冷卻器或其它小容量的情況下控制制冷系統(tǒng)。