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中國礦業(yè)大學2007屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第84頁 第1章 總述 在現(xiàn)代工業(yè)中，造粒，即用細粉狀分散的物料，通過加壓成型團礦的方法，轉(zhuǎn)化為顆粒狀產(chǎn)品，為此，要使用對輥成型機。對輥成型機可用于成型、壓塊和顆粒的高壓破碎。型煤成型機是型煤生產(chǎn)的關(guān)鍵設(shè)備, 而我國現(xiàn)有的成型機多為低壓對輥成型設(shè)備。由于成型壓力低, 生產(chǎn)型煤所需的粘結(jié)劑用量大, 致使型煤生產(chǎn)成本較高, 這種狀況也影響了我國型煤工業(yè)的發(fā)展。為了減少工業(yè)型煤生產(chǎn)中粘結(jié)劑用量, 降低工業(yè)型煤生產(chǎn)成本, 直至適應(yīng)粉煤高溫無粘結(jié)劑成型工藝的需要, 需要研究開發(fā)適用于中高壓成型工藝的高壓對輥工業(yè)型煤成型機。工藝技術(shù)條件的改進，設(shè)備尺寸的增大，導(dǎo)致對輥成型機不斷進步，當然其目的是為了使每條線的生產(chǎn)能力更大。 1.1 對輥成型機的工作原理 對輥成型機有一對軸線相互平行且直徑相等的一對圓柱形的成型輥輪，兩輥輪之間有一定間隙，型輪上有許多形狀相同、大小相等對應(yīng)排列的半球形凹窩，這對圓柱形的成型輥子就是對輥成型機的主要部件了，如下圖所示。 圖1-1 在電動機的驅(qū)動下，兩個型輪以相同的速度，相反的旋轉(zhuǎn)方向轉(zhuǎn)動，當物料落入兩型輪之間至輪弧的α角度內(nèi)的時候，物料開始受到擠壓，此時煤料在擠壓力的作用下填充到輥面上分布的凹窩中，煤料在相應(yīng)的兩球窩之間產(chǎn)生體積壓縮；隨著型輪的連續(xù)轉(zhuǎn)動，球窩逐漸閉合，體積減小，隨著煤料被不斷的壓縮，成型力逐漸增大，當轉(zhuǎn)動到兩個球窩的位置達到兩輥輪的中心連線上的時候。球窩的內(nèi)腔體積達到最小，成型壓力達到最大。然后型輪繼續(xù)轉(zhuǎn)動使球窩逐漸分離，成型壓力也隨之迅速減小。在成型壓力減小至零之前，壓制成的型煤就開始膨脹，在自身膨脹的作用下脫離球窩。 利用下圖來分析球窩對物料的作用力。為了簡化分析，以一個球窩中心點代表球窩對物料的作用點來簡化作用力。在兩輥輪的對輥過程中，兩輪對應(yīng)點上將同時作用一對正壓力，設(shè)為Ｐ。我們現(xiàn)在假設(shè)型輪Ａ點為研究對象點，在Ａ點型輪對物料作用一個壓力Ｐ，此力可分解為兩個力，垂直力為Ｐsina和水平力Ｐcosa。垂直力Ｐsina對物料進行向上推，使物料離開型輪；而水平力Ｐcosa和對面的輥輪上對應(yīng)的水平力共同作用克服松散物料體內(nèi)的阻力，對物料產(chǎn)生壓縮作用。與此同時，型輪對物料有一個摩擦力Ｆ＝μＰ，其中μ為物料與型輪輪面之間的摩擦系數(shù)。該摩擦力也可以分解為兩個力，垂直分力Ｆcosa和水平分力Ｆsina，其中垂直分力使作料咬入兩型輪之間，而水平分力可克服物料內(nèi)阻力，進一步促使物料發(fā)生壓縮。 圖1-2 由上可知，要使型輪能順利有效地咬入物料進行正常工作，必須滿足以下條件： Ｆcosa≥Ｐsina 或者： μＰcosa≥Ｐsina 即：μ≥＝tana 則　　tan≥tana 其中為物料與型輪表面之間的摩擦角，也就是說，要想成型機順利咬入煤料進行煤成型作業(yè)，物料與型輪表面之間的摩擦角必須要大于咬入角。 圖中的a角對應(yīng)的中心角就稱為咬合角。咬合角所對應(yīng)的區(qū)域稱為咬全區(qū)。這個區(qū)域也就是松散物料的壓縮區(qū)域。在兩輪的a角對應(yīng)的弧線上分別作兩條型輪的切線，則這兩切線所夾的角稱為加壓角。顯然，加壓角與咬合角是2倍關(guān)系。 根據(jù)上面的分析可以得出，物料的壓制是在咬合區(qū)內(nèi)完成的，在物料進入咬合區(qū)前物料只達到搖實密度的作用。咬入角是設(shè)計成型機的一個重要的參數(shù)，在相同型輪直徑下，咬合角越大，則咬合區(qū)Ｈ1也就越大，被咬入物料的體積也就越大，因而壓縮率和成型壓力也越大。 咬合角的大小與原料煤的性質(zhì)（例如：粒度，黏結(jié)劑性質(zhì)，水分等）有關(guān)，一般情況下約在10°至15°之間。在咬合角相同的情況下，加大型輪直徑可以增大咬合區(qū)域的寬度，從而增大對輥成型機的壓縮率和壓縮強度，這也是當前型煤機型輪向大直徑方向發(fā)展的依據(jù)之一，但增大型輪的同時，也應(yīng)考慮負面影響。 1.2 影響型煤成型的因素 成型壓力的大小是粉煤壓制成型的關(guān)鍵，而成型壓力又取決于煤料填滿壓輥上球窩的程度。球窩中煤料的充填量越大，則球窩在閉合時對煤料所產(chǎn)生的反作用力就越大，從而能產(chǎn)生足夠的壓力將煤球壓得更緊實。因此成型壓力與煤料的特性，壓輥的直徑和寬度、兩個輥子之間的中心距離，壓輥的轉(zhuǎn)速等諸多因素有關(guān)。 1.2.1 粉煤粒度、給配對粉煤成型的影響 成型物料粒度大小與料度級配分布對型煤強度及成型率有著重要的影響。在生產(chǎn)過程中，過細過粗的粉煤不僅會增加動力消耗，而且也會增加粘結(jié)劑用量，使其灰分增大固定碳含量低，影響產(chǎn)品的最終產(chǎn)品質(zhì)量。故而，通過對成型強度及成型率較佳條件下，最佳粉煤粒度及料度級配跟蹤測試結(jié)果對比，存在著一個較優(yōu)的粒度范圍見表1。 而在生產(chǎn)過程中發(fā)現(xiàn)原煤破碎機破碎的粒度范圍， - 1mm 的僅為45%，1 ～ 2mm 的達20% 左右，2 ～ 3mm 的達25%左右，3mm 以上的達10% 左右。粒度過粗影響型煤的質(zhì)量，生型煤落下強度低僅為10 ～ 15N/ 個，成球最終強度為100 ～ 230 N/ 個，成球率也僅為30% ～ 40%。為了解決粒度過粗問題，該廠經(jīng)過多次對原煤破碎機的改造，其破碎的粒度范圍- 1mm 的已達72%，1 ～ 2mm 的達11% 左右，2 ～ 3mm 的達9%左右，3mm 以上的達6%左右，基本達到理想的要求，型煤的質(zhì)量較以前有了明顯的改善，生型煤落下強度提高到40N/ 個左右，成球最終強度為500～ 700 N/ 個，成球率也提高到93%以上。 1.2.2 原料混合后的均勻性與攪拌時間的影響 原料混合后需充分攪拌，以確保型煤質(zhì)量的均衡。該廠的攪拌工序是由2個DLJ3400雙軸螺旋臥式攪拌機（生產(chǎn)能力在35 ～ 40t / h），與1個SLJ520立式攪拌機（生產(chǎn)能力在35 ～ 50t / h）相串聯(lián)的工藝布置。初試生產(chǎn)，攪拌時間為0. 5min，生產(chǎn)出的型煤抽樣檢測結(jié)果如下：成型率為45% ～ 50%，型煤強度為：200N/ 個、800N/ 個、415N/ 個、600N/ 個、360n / 個、450N/ 個、580N/ 個、1000N/ 個等，其型煤質(zhì)量很不穩(wěn)定。故此決定提高物料在攪拌機里的攪拌時間，其攪拌時間為1min，同樣抽樣檢測，其結(jié)果如下：成型率為92%，型煤強度為：680N/ 個、613N/ 個、651N/ 個、700N/ 個、660n / 個、678N/ 個、683N/ 個、695N/ 個等，型煤質(zhì)量有了明顯的改善。再提高攪拌時間為1. 5min 時，抽樣檢測結(jié)果如下：成型率為80%，型煤強度為580N/ 個、800N/ 個、715N/ 個、900N/ 個960n / 個、950N/ 個、980N/ 個、1000N/ 個等。由此可見提高攪拌時間可以提高型煤強度，但并不是越長越好，最佳時間為1min，否則會影響整條生產(chǎn)線的生產(chǎn)能力。同時帶來物料失水及卸料堵塞。 1.2.3 成型的壓力 型煤的強度在確保其它條件不變的情況下，除與粘結(jié)劑性能有關(guān)外，主要取決于成型壓力。該廠成型機是帶預(yù)壓裝置的GDC1147 / 180 型對輥成型 機，此預(yù)壓機構(gòu)雖能起到對物料的預(yù)壓作用，但在生產(chǎn)中暴露出了以下問題： 預(yù)壓裝置系統(tǒng)的壓力是隨物料的變化而變化。物料多壓力大，物料少壓力小，而物料壓力應(yīng)控制在7 ～ 8MPa，但物料的多少是不易控制的，因而造成了成型壓力不均勻，導(dǎo)致型煤質(zhì)量不穩(wěn)定，初始強度時大時小，成型率時高時低。其壓力與成型率關(guān)系表3。預(yù)壓裝置系統(tǒng)的入煤量有限，經(jīng)常造成物料堵塞，影響生產(chǎn)能力的進一步提高。 表3 壓力與成型率關(guān)系 1.2.4 成型過程中水分含量的影響 型煤成型水分的大小直接關(guān)系到型煤的成型率、固化時間、初期強度、后期強度等質(zhì)量指標。該廠選用的BZ - 1型無機水硬性粘結(jié)劑，固化需要一定的水分，同時物料混合時，在攪拌機中物料的水分有一定的流失。根據(jù)實際生產(chǎn)證明：物料混合后的水分含量較低，不但成型率低，初始強度達不到，而且在轉(zhuǎn)載過程中破損率較大，影響產(chǎn)品的質(zhì)量，間接地影響了產(chǎn)品的產(chǎn)量。另一方面，物料混合后的水分含量過高，又容易造成脫模差，影響系統(tǒng)連續(xù)生產(chǎn)。故而通過對成型強度及成型率較佳條件下成型水分的測試結(jié)果對比，確定成型水分應(yīng)控制在12% ～ 14%之間為宜。 當煤料在兩個轉(zhuǎn)動的成型輥子的凹窩里受壓時，隨著球窩的由開到閉，所受的壓力會隨之上升。由于待加工成型的煤料具有一定的流動性，煤料在輥子對輥的過程中受垂直方向分力作用會使煤料上下移動。當煤料的水分過多時，煤料的流動性極好，會造成被壓輥咬入的煤料的一部分被擠壓返回到加料箱中，從而導(dǎo)致球窩內(nèi)的煤料填充不足而壓力不能提高此時的煤球壓不實，煤球質(zhì)量不好。反之，如果煤料太干其流動性很差，煤料中的內(nèi)摩擦力較大，往往會由于煤料顆粒不易流動出現(xiàn)架橋現(xiàn)象，也會造成球窩內(nèi)煤料壓力不足而影響壓球質(zhì)量，只有當煤料處于合適的流動狀態(tài)時，每個球窩內(nèi)才會填足煤料，進而壓出質(zhì)量好的煤球。 實踐證明，增大煤料的堆密度，可使其在壓輥咬入口處充分發(fā)揮煤料顆粒間的聚集力使球窩的煤料量增加，從而提高成型壓力，提高煤球強度。所以，在煤料進入成型機之前，對煤料進行預(yù)壓，以增大煤料的堆密度，可明顯提高成型壓力，一般可使成型壓力提高到60-80Mpa。 1.2.5 壓輥的直徑和寬度 壓輥的直徑越大,兩個壓輥之間的咬入口也就越大,也就越能使壓輥上的球窩內(nèi)填足煤料，從而有利于提高成型壓力，但壓輥的至今人過大，會造成機體龐大，明顯增加金屬材料和動力的消耗，因而壓輥的直徑也不宜太大。一般情況下，壓輥直徑為500-900mm,此時的壓力可達15-30Mpa。 壓輥的寬度加大，其上面的球窩數(shù)量就會增多，可以提高煤球產(chǎn)量。如果壓輥的寬度過大，則壓輥上單位面積所承受的壓力就會相對降低，同時還會造成煤料在壓輥上的分布不均勻，因而降低煤球的強度。一般情況下，壓輥的寬度為200-700mm. 1.2.6 兩個壓輥的間距 兩個壓輥的間距與壓縮比成反比，減少間距雖然能夠提高成型壓力，但是兩個壓輥的間距過小時，煤料不足填足球窩，因而會影響煤球的質(zhì)量。當間距過大時，則成型壓力還未來得及傳遞到煤球的中心部位，煤料就會脫落下來，不僅會影響煤球的強度，而且還會造成煤球過厚，毛邊多，甚至成球率低。因此在裝配壓輥上，應(yīng)特別注意調(diào)整兩者的間距，一般以控制在1-2mm左右。 另外，在組裝壓輥時，應(yīng)特別注意使兩個壓輥上的球窩按其行列嚴格對準，以免產(chǎn)生錯模影響煤球的強度。 1.2.7 壓輥的轉(zhuǎn)速 雖然降低壓輥的轉(zhuǎn)速能夠增加煤料在壓輥上的受壓時間，有利于反作用力的傳遞，以促使煤粒顆粒之間更加緊密靠近，還可以克服球窩界面上產(chǎn)生的剪切應(yīng)力，從而能夠提高煤球強度，如果是轉(zhuǎn)速過低，則會大大降低煤球的產(chǎn)量。如果壓輥的轉(zhuǎn)速過快，不僅會使煤料的受壓時間縮短，降低煤球強度，而且還會影響煤球拖模。因此，壓輥的轉(zhuǎn)速應(yīng)適中，一般以控制在6-13r/min為宜,此時煤球的受壓時間為0.6-0.8s。 1.3型輪主要參數(shù)設(shè)計理論 雙棍式成型機的主要參數(shù)包括：最大壓強、總壓力、棍的直徑和寬度、兩棍輪的間隙、轉(zhuǎn)速、成型時間、生產(chǎn)能力及功率等。 1.3.1 最大壓強 雙棍式成型機的擠壓成型過程如圖2所示。物料從A和B點咬入受壓，對棍輪A、B點分別作兩條切線，其夾角稱咬入角。和弧為加壓弧，對應(yīng)的角稱加壓角。，，、為物料壓縮前、后的厚度；、為物料壓縮前、后的密度，則物料最大相對壓縮量為。 圖1-3雙棍輪擠壓示意圖 最大相對壓縮量對應(yīng)于最大壓強。為了確定最大壓強值，必須通過實驗對物料做出相對壓縮量與壓強的關(guān)系曲線，然后根據(jù)生產(chǎn)要求確定的物料相對壓縮量來求出。 1.3.2 兩棍輪的間隙 兩棍輪的間隙是指兩棍輪外表面間隙最小距離。對普通的雙棍式成型機來說，若兩棍輪的間隙越大，則成型塊狀體的飛邊愈厚，壓塊所受的壓強也小，成型體結(jié)構(gòu)疏松，承壓能力??；如其間隙越小，則會造成成型機過載而易發(fā)生機械事故，因此兩棍輪間隙必須適當。 設(shè)令兩棍輪的間隙為，物料開始咬入時間隙為，相對壓縮量為，則。若增大兩棍輪的間隙量為，則相對壓縮量為。比較可知，當增大間隙后，相對壓縮量小于，即成型壓力?。环粗?，則成型壓力急劇增加。 1.3.3 棍輪直徑 從成型過程的受力分析中可知，雙棍式成型機正常工作的條件是棍輪對物料的加壓角應(yīng)小于物料的摩擦角，即，，為物料與棍輪間的摩擦角；為物料與棍輪間的摩擦系數(shù)。 棍輪加壓角與棍輪半徑有一定的關(guān)系，成型機棍輪的最小半徑為 當物料成型厚度和相對壓縮量確定后，即可算出最大壓強的棍輪半徑。 1.3.4 生產(chǎn)能力計算 生產(chǎn)能力能Q=60Gmn， G 為每個型槽的型塊重量，kg n 輥子的轉(zhuǎn)速, r/min 為型槽數(shù)量。 1.3.5 功率的計算 功率的計算目的是確定驅(qū)動電機功率，成型機總功率， 為棍輪的圓周速度。 成型機的驅(qū)動功率， · 為成型機的總效率，取值同一般機器的效率取值。 1.4高壓對輥成型機的設(shè)計及其新進展 一臺現(xiàn)代對輥成型機可以包含以下幾個部件：壓輥，軸承，用于支撐壓輥的系統(tǒng)，給料系統(tǒng)，承壓支架，傳動系統(tǒng)，潤滑系統(tǒng)及液壓施壓系統(tǒng)。下圖1-4為一典型的高壓對輥機的水平剖面圖。兩個壓輥支撐在可自動調(diào)整的球面滾珠軸承上，而該軸承安裝在支架上。傳動齒輪通過安全聯(lián)軸器與齒輪減速器的輸入軸相連，通過齒輪減速器，電機速度被降到壓輥的轉(zhuǎn)速。在齒輪減速器中兩個斜齒輪兩個輸出軸同步，壓輥的上面安裝有給料系統(tǒng)。此外，還有潤滑裝置，支架上齒輪箱的滑端面，聯(lián)軸器以及施壓的液壓系統(tǒng)。 1.4.1 壓輥 現(xiàn)代對輥機的最主要的部分仍是壓輥本身。壓輥由具有堅硬工作表面的鑄造件制成，表面堅硬可使之適于選擇各種表面結(jié)構(gòu)用于生產(chǎn)高強度的料餅。另外一種方式是壓輥的輥芯是可以更換的，這樣對輥本身易于進行水冷這種，這種輥環(huán)的工作的工作表面通常被加工成淺的球窩，最新設(shè)計的成型機采用了這種形式。因為通常給料的溫度較高，為了避免在物料表面發(fā)生“熔融”，當傳導(dǎo)的溫度必須降下來以確保軸承低溫工作時，必須使輥環(huán)的表面得到冷卻。 堅硬的壓輥的優(yōu)點是它可以取代簡單的機器部件。當壓輥表面嚴重磨損后，可以在外徑規(guī)定的范圍內(nèi)對表面進行重新焊接，這樣可使設(shè)備始終保持高效運行，當然，使用經(jīng)過預(yù)處理的部件可以確保由于入料傳給的熱而不至使壓輥過熱，使用內(nèi)表面具有冷卻系統(tǒng)的熱賬套筒，將更經(jīng)濟，并要求使用更清潔的冷卻水。為了避免與輥芯接觸的處理不當?shù)乃畬狠伒母g，用 圖1-4典型高壓對輥成型機的剖面圖 一個冷卻裝置使冷卻水系統(tǒng)封閉起來是合適的，大多數(shù)設(shè)備采用的是淺的長方形的可以搖動的鐵箱，以便于空氣的排除和確保料餅具有高而均勻的密度和強度。 圖1-5是具有熱套筒和冷卻系統(tǒng)的成型機的剖面圖，根據(jù)圖1-5，設(shè)備中選用的齒輪聯(lián)軸器的優(yōu)點是容易脫開，在左邊，在壓輥中心線的上邊所示的是聯(lián)軸器的一半已經(jīng)被移到左邊，而壓輥也很容易脫開的情況。 1.4.2 壓輥的支撐裝置 在現(xiàn)代大型的成型機中，為了確保成型機更安全的工作，正確選用適當?shù)妮S承是至關(guān)重要的，壓輥安裝在高效而體積小，并能自動校準的球面滾珠軸承上，當采用寬的壓輥時，可移動的壓輥能隨給料的不均勻程度和給料的厚度多少而自由調(diào)整。 圖1-5具有套筒和冷卻系統(tǒng)的成型機壓輥的剖面圖 1.4.3 給料系統(tǒng) 給料系統(tǒng)位于成型機支架正對著壓輥輥隙的上邊。在給料為細?；蛐栎^大產(chǎn)量以及一些其他的特殊原因，一般不采用簡單的重力給料滑槽，而必須采用螺旋加料。 由于螺旋加料的特征是在螺旋的中心及邊緣的給料量不同及螺距的幾何尺寸與輥隙面積的尺寸不同，所以用的螺距的直徑受到限制。 為使成型機沿輥寬度得到均勻的給料分布，采用了多螺旋給料機，例如，一臺生產(chǎn)能力為80-100t/h的成型機，要求單輥的工作寬度在1000-2000mm之間，這樣就要求安裝多個螺旋給料機，螺旋成一定角度安裝在給料中心的兩邊，在重力作用下，物料進入給料機，通過螺旋的螺距向下輸送迫使物料直接進入壓輥間的輥隙。 在細粒物料壓實過程中，物料中空氣的排除對于成型機的高效工作起著重要的作用。例如在鉀鹽的壓塊中，散料的密度大約是1g/cm3，而料餅的密度大約是2 g/cm3，如果產(chǎn)量為100t/h，那么大約50m3/h的空氣被排除，這么大的空氣必須能夠通過散中的孔隙排除，由于散料中孔隙隨壓實過程而變小，因而這種物料的壓塊將變的更困難。 圖1-6螺旋給料機示意圖 在壓輥輥隙間壓實成塊，由于物料緊緊地填滿了壓輥，向下移動的物料中的空氣必須逆著物流向上溢出，如果不是這樣，機器的顫動將導(dǎo)致設(shè)備的損壞。因此，在設(shè)計時必須實現(xiàn)：一是允許空氣從給料底部和輥面間排除；二是保證兩邊和壓輥的肩角的縫隙。 圖1-6成型機中空氣的溢出示意圖 研究表明，如果輥寬度不超過600mm,空氣僅僅能有效地從兩邊溢出，這樣輥寬的極限也總是取決于散料的顆粒粒度分布或散料的透氣性。隨著輥寬的增大，空氣可能被迫夾在輥隙間的物料中不能溢出，導(dǎo)致成型機的負荷進一步增加。為了避免出現(xiàn)這一問題，對總寬度1000-2000mm的成型機，其總的工作寬度將被分為兩個500-600mm的部分，每一部分設(shè)置兩個螺旋，為了使空氣能夠溢出，所有四臺螺旋都是相同的。為了滿足不同的給料速度和設(shè)備生產(chǎn)能力的要求螺旋的高度能被分別調(diào)整。 1.4.4 承壓支架 在設(shè)計成型機的承壓支架時，必須能夠使承壓支架能夠承受壓輥傳來的高壓和支撐給料系統(tǒng)，通常采用雙支架。所謂的標準支架要求維修方便，比如磨損或者檢修時必須將壓輥移開。不僅如此，像KOPPERN公司發(fā)展的“鉸接”支架，這種支架易于移開，或者更換壓輥。支架垂直部分的底段與水平部分的上面相連，垂直支架可以通過鉸接處放下,再移開一部分壓輥附件和浮輥端的液壓箱,以及斷開齒輪聯(lián)軸器、潤滑脂的管路、冷卻水的連接系統(tǒng)之后，壓輥可以被拉出到一個易于用橋式吊車吊起的地方。如果使用標準的支架，更換一次壓輥可能花費一周的時間，而使用鉸接式支架1-2個班即可。 圖1-7鉸接式支架的示意圖 1.4.5 驅(qū)動齒輪系 壓輥機的驅(qū)動齒輪系是由兩個大型齒輪聯(lián)軸器，包括同步斜齒輪在內(nèi)的減速器齒輪，減速齒輪包括減速器和同步轉(zhuǎn)距分配齒輪兩部分，一般情況下減速器的安全系數(shù)是2，而同步轉(zhuǎn)距分配齒輪的轉(zhuǎn)距為3，大型齒輪減速器裝有冷卻油和過濾裝置，以確保設(shè)備能連續(xù)運轉(zhuǎn)。 最主要的是同步齒輪和齒輪聯(lián)軸器的連接保證了提供給壓輥安全均勻的速度，只有在沒有剪切力作用下設(shè)備才能獲得較高的產(chǎn)量。 1.4.6 潤滑 一個連續(xù)潤滑系統(tǒng)能夠提供給主要齒輪和浮輥的滑面一種連續(xù)的，可靠的特殊潤滑脂。為了確保有效的工作，需要對潤滑系統(tǒng)進行監(jiān)控。 大型機器往往具有對齒輪聯(lián)軸器的自動潤滑系統(tǒng)，這樣可使設(shè)備長期連續(xù)運轉(zhuǎn)，而不必停車進行潤滑維修。 1.4.7 液壓施壓系統(tǒng) 液壓施壓系統(tǒng)用于提供液壓箱壓力，壓力迫使浮輥向被壓實的物料和固定輥靠近。為滿足特殊的工作要求，壓力的高低和大小可以自由調(diào)整。壓力的梯度隨間距的變化升高，通過改變液壓儲能器中氮的分壓，可以在很大范圍內(nèi)調(diào)整壓力的梯度。在物料被壓入壓輥的間隙時液壓系統(tǒng)可做安全裝置，一臺監(jiān)控系統(tǒng)監(jiān)控它的功能。 第2章 對輥成型機的設(shè)計過程 2.1 確定傳動方案 所設(shè)計的對輥成型機是由電機通過帶傳動帶動一個三級同步減速器, 然后通過可調(diào)聯(lián)軸器帶動成型機的兩個對輥同步相向轉(zhuǎn)動,傳動方案如下: 圖2-1 工作原理: 高壓對輥工業(yè)型煤成型機的工作原理如圖2 所示(變頻調(diào)速強制加料裝置等未在圖中示出)。電動機1 經(jīng)過雙輸出軸減速機2 和安全聯(lián)軸器3, 同時驅(qū)動固定對輥組件6 及活動對輥組件5, 使之相向同步轉(zhuǎn)動, 粉煤經(jīng)由強制加料裝置預(yù)壓后, 加入到二對輥組件的輥輪間, 由輥輪輥壓成型。物料成型時的反力由加載油缸4 與之平衡, 加載油缸的加載力根據(jù)成型反力的大小作相應(yīng)調(diào)整。在壓制型煤過程中, 物料的成型力與加載油缸的加載力始終處于相對平衡狀態(tài)。如果物料中混入的小件鐵器等堅硬物進入輥輪嚙合區(qū)時, 活動對輥組件能克服加載油缸的加載力后退讓開, 當堅硬物脫離輥輪嚙合區(qū)時, 活動對輥組件又能立即復(fù)位, 保證了成型機的安全運行,實現(xiàn)了工業(yè)型煤的連續(xù)生產(chǎn)。 圖2-2 高壓對輥成型機工作原理 1 電動機　 2 雙輸出軸減速機　 3 安全聯(lián)軸器　 4 加載油缸　5 活動對輥組件　6 固定對輥組件 2.2 總體設(shè)計 2.2.1 已知主要參數(shù) 輥子轉(zhuǎn)速：8-10轉(zhuǎn)/每分(圓周速度0.4-0.6m/s) 成型壓力：10-20kn/cm 小時產(chǎn)量20-30噸 型球尺寸45*45*28mm 采用液壓加載，強迫加料； 根據(jù)要求，為了脫球順利，提高成型率，設(shè)計出成型球的形狀如下圖所示。 按上圖所示在三維軟件Pro/E中進行三維建模，由計算機可計算出球的相關(guān)數(shù)據(jù)。 由Pro/E中進行三維建模得到一個煤球的體積為37800 mm3 相關(guān)資料表明，煤的比容變化比較大。 褐煤的容重一般為1.05～1.2 煙煤為1.2～1.4 無煙煤變化范圍較大，可由1.35～1.8。 成型后的球是經(jīng)過高壓加載的，比容相對來說是比較大的，因此此處取值相對來說偏大一些，?。?.5（g/cm3) 由計算可知，一粒型球的重量約為：60g 圖2－3 2.2.2 確定輥子的尺寸參數(shù) 確定輥子的直徑： 圓周線速度為vl=0.5m/s 輥子轉(zhuǎn)速為 nl=10r/m 由 v=rw= 可初步得成型輥子的直經(jīng)為： D=60v/(πn) ==0.955m=955mm 輥子周長：l=πd=3.14*955mm=3000.22mm 確定輥子的寬度： 已知成型機的小時產(chǎn)量為20-30T 初步在圓周方向上布60個球窩，每個球窩之間的距離為5mm 布球方式如下圖 圖2－4 根據(jù)產(chǎn)量為25T的產(chǎn)量設(shè)計輥子的寬度。 由Q=60*b*q*n*m可以計算得到輥子的工作寬度； 又上式得到在寬度方向布球11排 b 寬度方向布球排數(shù) q 圓周方向上布球數(shù) n 輥子的圓周速度 m 每個小球的質(zhì)量 由此得出輥子的工作長度為11*45=495 由于輥子要由螺釘連接在輥芯上面所以兩邊要留出螺釘孔的地方 兩邊各留50 mm,則 B=495+5*11+100=650mm 2.2.3 總壓力計算 由上面計算出的對輥成型機的型輥工作寬度l=495mm 已知條件對輥的平均線壓為15kn/cm 則成型機的總壓力為： F＝49.5cm×15kn/cm=742.5kn 2.2.4 輥子的驅(qū)動力矩計算 輥子在工作過程中受力非常復(fù)雜，沒有適合的公式可計算，根據(jù)經(jīng)驗，常取總壓力對輥子的力臂為0.5～1個成型球的尺寸的力矩為輥子的驅(qū)動力矩，此處取中等值0.8。力臂為0.8×45mm=36mm 則驅(qū)動力矩為： T=36mm×742.5kn=26730kn·mm=26730 n·m 2.2.5 主電機功率計算 P＝Tω/η 其中： P為電機功率 T為驅(qū)動輥輪所需的力矩，T＝26730 n·m ω為輥輪轉(zhuǎn)速,ω＝11r/min*π×2/60＝1.152 rad/s η為總轉(zhuǎn)動效率， 由傳動方案可以計算總的傳動效率 = 0.71 P＝ =39.42kw 依據(jù)計算出的主電機需求功率選用電機，此于對于電機沒有什么殊要求，就選用普通常用的Y系列三相異步電動機。Y系列三相異步動機是按照國際電工委員會（IEC）標準設(shè)計的，具有國際互換性的特點，而且此電機為全封閉自扇冷式龍型三相異步電動機，具有防止灰塵等雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，正好適合型煤的加工現(xiàn)場環(huán)境。 查表選用Y225M－4型電動機 電機額定功率為45kw 額定轉(zhuǎn)速為1480 r/min 電動機質(zhì)量：562kg 間隙 棍輪直徑 棍輪寬度 成型總壓力 棍輪轉(zhuǎn)速 生產(chǎn)能力 功率 1mm 955mm 650 742500N 10 25t/h 39.42kW 表1 型輪主要參數(shù)計算結(jié)果 2.3 非標準同步減速器的設(shè)計 2.3.1 傳動比的分配 由整個傳動方案和主要參數(shù)可知本減速器易采用硬齒面?zhèn)鲃涌紤]到所選電動機和輥子轉(zhuǎn)速相差較大，減速比較大，采用三級斜齒輪和一級皮帶輪傳動，為保證整個傳動有足夠的強度和良好的傳動功率，根據(jù)傳動特點，各級傳動比分配如下： 總的傳動比為：i總＝＝148 帶傳動的傳動比：防止大帶輪的半徑太大，帶傳動的傳動比不宜取得過大，此處取帶傳動的傳動比　 2 則同步式減速器的傳動比為　i減速器＝74 　　通常的三級減速器的各級傳動比的分配由下圖可以查得 圖2-5 則減速器各級傳動比分配如下 4.7 4.1 3.84 2.3.2 帶傳動設(shè)計 轉(zhuǎn)動比2，功率p=45kw １）確定計算功率 根據(jù)工作情況，由表3-3查工況系數(shù)KA　按工作機載荷變動小，原動機軟起動查表得： KA＝1.1 設(shè)計功率 Pc= KA P=1.1*45kw=49.5kw ２）選擇帶型 根據(jù)Pc=49.5kw 和　n1=1480 r/min 查表3-10中選擇普通Ｖ型帶型號： C型Ｖ帶 ３）確定帶輪基準直徑 小帶輪基準直徑dd1　查表3-4和表3-5得： dd1＝224mm 傳動比2　 取彈性滑動系數(shù)　ε＝0.01 大帶輪基準直徑　dd2=idd1(1-ε) =2×224mm ×(1－0.01) =444 (mm) 按普通Ｖ帶輪直徑系列（ＧＢ/Ｔ　10412-2002）查表得： dd2=450mm 大帶輪實際轉(zhuǎn)速 　　　?。?－ε）n1dd1/dd2=(1-0.01)×1480×224/450＝729.334（r/min） ４）驗算帶的速度 　　 v==17.35m/s 帶速在5～25m/s正常的范圍內(nèi)，符合要求。 5）初定中心距a0 中心距小時結(jié)構(gòu)緊湊，但單位時間內(nèi)繞過帶輪的次數(shù)增多，帶的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多，降低了帶的壽命。中心距太大時傳動尺寸增大，載荷變化時容易引起帶的抖動。一般就根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸要求確定中心距。 按初估中心距 ?。篴0=900mm 6) 確定基準長度Ｌd 選取普通Ｖ帶的基準長度Ｌd=2800mm 7)　確定實際中心距 8) 驗算小帶輪包角 9）、確定Ｖ帶根數(shù) 單根Ｖ帶額定功率Ｐ0＝7.50 kw 彎曲影響系數(shù)，Ｋb 對于C型Ｖ帶Ｋb=7.5019×10-3　 傳動比系數(shù)Ｋi 對于傳動比大于2的情況，Ｋi=1.1373 額定功率增量△Ｐ０＝Ｋbn1(1-1/Ki) 　　　=7.5019×10-3×1480（1-1/1.1373） ＝1.34　kw 包角系數(shù)Ｋa=0.96 長度系數(shù)ＫL=0.95 V帶根數(shù)： z===6.20 圓整成整數(shù)?。篫=7 根 10）　確定單根Ｖ帶的預(yù)拉力 Ｖ帶每米長度質(zhì)量q；查手冊得：D型Ｖ帶的q=0.30 kg/m 在保證不打滑的條件下，同時考慮離心力的不利影響，每根Ｖ帶最　適宜的預(yù)緊力Ｆ0為： Ｆ0＝500＋qv2 N ＝500×＋0.30×17.352　Ｎ ＝417 Ｎ 11）確定壓軸力Ｆr 　　忽略帶兩邊的拉力差，近似地按兩邊帶的預(yù)緊力Ｆ0的合力計算壓軸力 Ｆr＝2zF0sin N ＝2×7×417×sin ＝5787　?。? 12）帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸確定 查機械設(shè)計手冊得帶輪的輪槽各尺寸如下圖所示： 圖2-6 對于C型，帶輪基準直徑小于315mm的，帶輪的槽輪角為36°，而大于315mm的槽輪角為38°。帶大帶輪直徑為450mm則槽輪角為38°,而小輪為224mm，槽輪角為36°。 2.4　同步減速器設(shè)計 2.4.1 減速器的設(shè)計要求 傳動比：i=74 輸入功率：37.09kw 輸入軸轉(zhuǎn)速：740r/min 輸出軸轉(zhuǎn)速：10 r/min 同步式減速器，輸出軸的兩軸距離為956mm 　　根據(jù)要求，設(shè)計同步式減速器，即輸出軸為兩根轉(zhuǎn)速相等，旋向相反的軸。減速器的傳動方案如下圖所示： 圖2-7 　　0軸為輸入軸，電動機的動力由帶傳動傳入0軸，經(jīng)0軸的小齒輪分流后，每對嚙合齒輪對只承載一半的載荷。 2.4.2 各級傳動參數(shù)計算 １．各軸轉(zhuǎn)速的計算　 2．各軸輸入功率的計算 3．個軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算 將各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)列于表2 表2 各軸的運動和動力參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速n／（r/min） 功率／kW 轉(zhuǎn)矩／ 1 740 37.09 478.66 2 157.45 35.25 2318.06 3 38.40 31.85 8333.87 4 10 30.28 30416.75 2.4.3 I級傳動輪齒副設(shè)計計算： １）、選擇齒輪材料 大小齒輪均采用斜齒輪傳動 小齒輪選用　20CrMnTi 滲碳淬火處理 硬度 HRC56-62 小齒輪選用　20CrMnTi 滲碳淬火處理 硬度 HRC56-62 ２）、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，此處減速器要求精度并不是太高，取8級精度就可以滿足要求了。 按vt=(0.012~0.021)n1估取圓周速度 vt= (0.012~0.021)n1 =3.27-5.72m/s 取中間值vt=3.5m/s 小輪分度圓直徑d1，由圓柱齒輪傳動簡化設(shè)計計算公式得： d1＝ 其中：（注：本節(jié)以下查表，未注明的皆為查中國礦業(yè)大學出版社，王洪欣等主編的《機械設(shè)計工程學》一書中的表。） 齒寬系數(shù)ψd　查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，?。? ψd＝１ 小齒輪齒數(shù)的推薦值為20～40，取 初定：小齒輪齒數(shù)　　 =22 　　　大齒輪齒數(shù)　　　=i*=4.7*22=103.4 圓整成整數(shù)，大齒輪齒數(shù)選擇=103 齒數(shù)比u u=/=103/22=4.68 傳動比誤差△u/u △u/u=(4.68-4.7)/4.7=0.42%　　誤差在±5％范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩T0＝478660N·mm 載荷系數(shù)Ｋ　　　 由式Ｋ＝ＫA·ＫV·Ｋβ·Ｋα　 使用系數(shù)ＫA 可由使用系數(shù)表（表8-20）查得： KA=1.0 動載荷系數(shù)KV 可由動載荷系數(shù)圖（圖8-57）查得初值： KVt＝1.18 齒向載荷分布系數(shù)Kβ 因為齒面硬度<350HBS，按照硬齒面由齒向載荷分布系數(shù)圖（ 8-60）得： Kβ?。?.08 齒間載荷分配系數(shù)Kα　由下式計算得： 齒間載荷分配系數(shù)的初值Kαt 在推薦值(β=7°-15°) 初選β=13° εr＝εα＋εβ εα＝[1.88－3.2（1/Z1 + 1/Z2）]cosβ εβ＝[bsinβ/(πmn)=ψdZ1tanβ/π 因為初選β＝１３°則： εr＝εα+εβ＝[1.88－3.2（＋）]cosβ +22 x0.8 tan１３°/π ＝[1.88－3.2（＋）]cosβ+1.30 ＝2.96 查表8-21并進行插值計算： Kαt =1 .41 則載荷系數(shù)K的初值Ｋt＝1×1.18×1.08×1.41＝1.80 彈性系數(shù)ZE 查表8-22得： ZE＝181.4　 節(jié)點影響系數(shù)ZH　查圖8-64（x1=x2=0）得： ZH=2.45 重合度系數(shù)Zε　　查圖8-65（εα＝1.75），得： Zε＝0.77 螺旋角系數(shù)由 Zβ= Zβ=0.99 許用接觸應(yīng)力［σH］由式（8-69）得 ［σH］＝σHlin·ZN·ZW/SH 接觸疲勞極限應(yīng)力σHlin１；σHlin２查圖8-69 σHlin1＝1500　n/mm2 σHlin2＝1500 n/mm2 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式　N = 60 njLh 得 n——齒輪轉(zhuǎn)速，r/min； j——齒輪每一轉(zhuǎn)，同一齒面的嚙合次數(shù)； Lh——齒輪的設(shè)計壽命，h； 設(shè)計此減速器每天工作8小時，每年工作300天，預(yù)期壽命8年 由此得：N1=60×740×1×（8×300×8）＝8.52×108　 N2=N1 / u=8.52×108 / 4.68 =1.82×108　 則　查圖8-70　得接觸強度的壽命系數(shù)ZN0，ZN11 （允許出現(xiàn)一定量點蝕）： ZN1=ZN2＝1 硬化系數(shù)ZW　　 查圖8-71及說明得：ZW＝1 接觸強度安全系數(shù)SH　查表8-27，按一般可靠度查SHmin=1.1取 ［σH1］=1500×1×1 / 1.1＝1363.6（N/mm2） ［σH2］=1500×1×1 / 1.1＝1363.6 (N/mm2) 由上可得小齒輪直徑d0的設(shè)計初值d0t為： d1t≥ 得：d1t≥56.11mm 齒輪法面模數(shù) m： m n= d1t cosβ/ z1=56.11 / 22 =2.48mm 圓整取m n=3 中心距 圓整取中心距 a=193mm 分度圓螺旋角 =13.71° 小輪分度圓直徑的計算值 =67.94mm 圓周速度v=πd'0tn0/60000=π×67.94×740/60000=2.63m/s 與估取的vt＝3.5m/s相差很大，對Kv取值會有影響，需要修正Kv 修正 Kv=1.14 齒間載荷分配系數(shù)Kα εr＝εα＋εβ = [1.88－3.2（＋）]cosβ++22 x0.8 tan13.71°/π =3.02 查表得Kα=1.41 則載荷系數(shù)k=1×1.18×1.08×1.41=1.80 小齒輪分度圓直徑d1=d'1t=67.94mm 大齒輪分度圓直徑d2= = 318.06mm 齒寬　b=ψd·d0tmin=0.8×67.94=54.35mm 圓整成整數(shù)：b=55mm 大齒輪齒寬：b2=b=55mm 小齒輪齒寬：b1=b2+(5~10) 取b1=60mm 3）　齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式（8-66） σF=·YFα·YSαYεYβ≤［σF］ 齒形系數(shù)YFα　　查圖8-67得： 小齒輪：YFα1＝2.67 大齒輪：YFα11＝2.15 應(yīng)力修正系數(shù)YSα　　查圖8-68 小齒輪：YSα1＝1.58 大齒輪：YSα2＝1.81 重合度系數(shù)Yε　　由式（8-67） Yε＝0.25＋0.75/εα＝0.25＋0.75/1.65＝0.70 螺旋角系數(shù)Yβ＝1-εβ· Yβ＝0.84 許用彎曲應(yīng)力［σF］　由式8-71 ［σF］＝σFlinYNYx/SF 其中： σFlin ——彎曲疲勞極限，查圖8-72得：σFlin1＝900N/mm2 σFlin12＝900N/mm2 YN——彎曲壽命系數(shù)，查圖8-73得：YN0 = YN11＝1 Yx——尺寸系數(shù)，查圖8-74得：Yx＝1 SF——安全系數(shù)，查表8-27得：SF＝1.25 則： ［σF0］＝σFlin0YN0Yx/SF＝385×1×1/1.25＝720（N/mm2） ［σF11］＝σFlin11YN11Yx/SF＝400×1×1/1.25＝720（N/mm2） 由上得： σF=×2.67×1.58×0.70×0.84＝339.8（N/mm2） ≤［σF1］ σF=×2.15×1.81×0.70×0.84＝104.8（N/mm2） ≤［σF2］ 該對齒輪齒根彎曲強度都滿足要求。 2.4.4 Ⅱ級傳動輪齒副設(shè)計計算： １）、選擇齒輪材料 大小齒輪均采用斜齒輪傳動 小齒輪選用　20CrMnTi 滲碳淬火處理 硬度 HRC56-62 小齒輪選用　20CrMnTi 滲碳淬火處理 硬度 HRC56-62 ２）、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，此處減速器要求精度并不是太高，取8級精度就可以滿足要求了。 按vt=(0.012~0.021)n1估取圓周速度 vt= (0.012~0.021)n1 =1.15-2.01m/s 取中間值vt=1.5m/s 小輪分度圓直徑d0，由圓柱齒輪傳動簡化設(shè)計計算公式得： d0＝ 其中：（注：本節(jié)以下查表，未注明的皆為查中國礦業(yè)大學出版社，王洪欣等主編的《機械設(shè)計工程學》一書中的表。） 齒寬系數(shù)ψd　查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取： ψd＝0.8 小齒輪齒數(shù)的推薦值為20～40，取 初定：小齒輪齒數(shù)　　 =26 　　　大齒輪齒數(shù)　　　=i* =4.1*26=106.6 圓整成整數(shù)，大齒輪齒數(shù)選擇=106 齒數(shù)比u u=/=106/26=4.08 傳動比誤差△u/u △u/u=(4.1-4.08)/4.1=0.49%　　誤差在±5％范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩T1＝2318060N·mm 載荷系數(shù)Ｋ　　　 由式Ｋ＝ＫA·ＫV·Ｋβ·Ｋα　 使用系數(shù)ＫA 可由使用系數(shù)表（表8-20）查得： KA=1.0 動載荷系數(shù)KV 可由動載荷系數(shù)圖（圖8-57）查得初值： KVt＝1.05 齒向載荷分布系數(shù)Kβ 按照硬齒面由齒向載荷分布系數(shù)圖（8-60）得： Kβ?。?.08 齒間載荷分配系數(shù)Kα　由下式計算得： 齒間載荷分配系數(shù)的初值Kαt 在推薦值(β=7°-15°) 初選β=13° εr＝εα＋εβ εα＝[1.88－3.2（1/Z1 + 1/Z2）]cosβ εβ＝[bsinβ/(πmn)=ψdZ1tanβ/π 因為初選β＝１３°則： εr＝εα+εβ＝[1.88－3.2（＋）]cosβ +26 x0.8 tan13°/π ＝[1.88－3.2（＋）]cosβ+1.53 ＝3.21 查表8-21并進行插值計算： Kαt =1 .43 則載荷系數(shù)K的初值Ｋt＝1×1.08×1.08×1.43＝1.62 彈性系數(shù)ZE 查表8-22得： ZE＝189.8　 節(jié)點影響系數(shù)ZH　查圖8-64（x1=x2=0）得： ZH=2.45 重合度系數(shù)Zε　　查圖8-65（εα＝1.75），得： Zε＝0.77 螺旋角系數(shù)由 Zβ= Zβ=0.99 許用接觸應(yīng)力［σH］由式（8-69）得 ［σH］＝σHlin·ZN·ZW/SH 接觸疲勞極限應(yīng)力σHlin１；σHlin２查圖8-69 σHlin1＝1500　n/mm2 σHlin2＝1500 n/mm2 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式　N = 60 njLh 得 n——齒輪轉(zhuǎn)速，r/min； j——齒輪每一轉(zhuǎn)，同一齒面的嚙合次數(shù)； Lh——齒輪的設(shè)計壽命，h； 設(shè)計此減速器每天工作8小時，每年工作300天，預(yù)期壽命8年 由此得：N1=60×740×1×（8×300×8）＝8.52×108　 N2=N1 / u=8.52×108 / 4.68 =1.82×108　 則　查圖8-70　得接觸強度的壽命系數(shù)ZN0，ZN11 （允許出現(xiàn)一定量點蝕）： ZN1=ZN2＝1 硬化系數(shù)ZW　　 查圖8-71及說明得：ZW＝1 接觸強度安全系數(shù)SH　查表8-27，按一般可靠度查SHmin=1.1取 ［σH1］=1500×1×1 / 1.1＝1363.6（N/mm2） ［σH2］=1500×1×1 / 1.1＝1363.6 (N/mm2) 由上可得小齒輪直徑d0的設(shè)計初值d0t為： d1t≥ 得：d1t≥92.44mm 齒輪法面模數(shù) m： m n= d1t cosβ/ z1=92.44 / 26 =3.46mm 圓整取m n=4mm 中心距mm 圓整取中心距 a=272mm 分度圓螺旋角 =13.05° 小輪分度圓直徑的計算值 =106.76mm 圓周速度v=πd'0tn0/60000=π×106.76×157.45/60000=0.88m/s 與估取的vt＝1.5m/s相差很大，對Kv取值會有影響，需要修正Kv 修正 Kv=1.03 齒間載荷分配系數(shù)Kα εr＝εα＋εβ = [1.88－3.2（＋）]cosβ+26 x0.8 tan13.05°/π =3.20 查表得Kα=1.43 則載荷系數(shù)k=1×1.03×1.08×1.43=1.59 小齒輪分度圓直徑d1=d'1t=106.76mm 大齒輪分度圓直徑d2= = 435.24 齒寬　b=ψd·d0tmin=0.8×106.76=85.41mm 圓整成整數(shù)：b=85mm 大齒輪齒寬：b2=b=55mm 小齒輪齒寬：b1=b2+(5~10) 取b1=90mm ３）　齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式（8-66） σF=·YFα·YSαYεYβ≤［σF］ 齒形系數(shù)YFα　　查圖8-67得： 小齒輪：YFα1＝2.58 大齒輪：YFα2＝2.15 應(yīng)力修正系數(shù)YSα　　查圖8-68 小齒輪：YSα1＝1.61 大齒輪：YSα2＝1.81 重合度系數(shù)Yε　　由式（8-67） Yε＝0.25＋0.75/εα＝0.25＋0.75/1.68＝0.70 螺旋角系數(shù)Yβ＝1-εβ· Yβ＝0.83 許用彎曲應(yīng)力［σF］　由式8-71 ［σF］＝σFlinYNYx/SF 其中： σFlin ——彎曲疲勞極限，查圖8-72得：σFlin1＝900N/mm2 σFlin12＝900N/mm2 YN——彎曲壽命系數(shù)，查圖8-73得：YN0 = YN11＝1 Yx——尺寸系數(shù)，查圖8-74得：Yx＝1 SF——安全系數(shù)，查表8-27得：SF＝1.25 則： ［σF0］＝σFlin0YN0Yx/SF＝385×1×1/1.25＝720（N/mm2） ［σF11］＝σFlin11YN11Yx/SF＝400×1×1/1.25＝720（N/mm2） 由上得： σF=×2.58×1.61×0.70×0.83＝462.87（N/mm2） ≤［σF1］ σF=×2.15×1.81×0.70×0.83＝459.15（N/mm2） ≤［σF2］ 該對齒輪齒根彎曲強度都滿足要求。 2.4.5 Ⅲ級傳動輪齒副設(shè)計計算： １）、選擇齒輪材料 大小齒輪均采用斜齒輪傳動 小齒輪選用　20CrMnTi 滲碳淬火處理 硬度 HRC56-62 小齒輪選用　20CrMnTi 滲碳淬火處理 硬度 HRC56-62 ２）、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，此處減速器要求精度并不是太高，取8級精度就可以滿足要求了。 按vt=(0.012~0.021)n1估取圓周速度 vt= (0.012~0.021)n1 =0.44-0.77m/s 取中間值vt=0.5m/s 小輪分度圓直徑d0，由圓柱齒輪傳動簡化設(shè)計計算公式得： d0＝ 其中：（注：本節(jié)以下查表，未注明的皆為查中國礦業(yè)大學出版社，王洪欣等主編的《機械設(shè)計工程學》一書中的表。） 齒寬系數(shù)ψd　查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，?。? ψd＝0.8 小齒輪齒數(shù)的推薦值為20～40，取 初定：小齒輪齒數(shù)　　 =24 　　　大齒輪齒數(shù)　　　=i* =3.84*24=92.16 圓整成整數(shù)，大齒輪齒數(shù)選擇=92 由于設(shè)計的為同步輸出減速器，必須保證兩同步齒輪軸的中心距離和對輥輥子之間的中心距離相等，兩對輥之間的距離為956mm，所以大齒輪的分度圓直徑必須為956mm，這樣才能滿足設(shè)計要求。 初選法向模數(shù)m n=10 則 齒數(shù)比u u=/=92/24=3.84 傳動比誤差△u/u誤差在±5％范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩T1＝8333870N·mm 載荷系數(shù)Ｋ　　　 由式Ｋ＝ＫA·ＫV·Ｋβ·Ｋα　 使用系數(shù)ＫA 可由使用系數(shù)表（表8-20）查得： KA=1.0 動載荷系數(shù)KV 可由動載荷系數(shù)圖（圖8-57）查得初值： KVt＝1.06 齒向載荷分布系數(shù)Kβ 按照硬齒面由齒向載荷分布系數(shù)圖（8-60）得： Kβ?。?.08 齒間