650对辊式压球机说明书解析
单位代码02
学号
分类号TH6
密级
毕业设计说明书
650型对辊式压球机设计
院（系）名称⼯学院机械系
指导教师
2014年5⽉15⽇
1绪论
1.1压球机的重要性
我国每年仅以燃烧⽅式消耗的煤炭就达11亿吨，占煤炭年总产量的80%左右。在⼀次能源消费构成中，煤约占75%，⽽其中全国的⼯业锅炉（约42万台）、⼯业窑炉（16万座）年耗煤量就达4亿吨，占直接燃烧⽅式耗煤量的1/3还多。以上数据表⾯，煤炭是中国⼀次能源的⽀柱。据有关资料介绍，我国⼀次能源的资源结构中，煤炭与⽯油、天然⽓、⽔电及核电等相⽐，在数量上占绝对优势，将探明的⼀次能源保有储量折算为煤计，煤炭占90%以上。 原煤不经过⼊洗⽽直接⽤于燃烧，不仅浪费能源，⽽且产⽣⼤量的煤烟和温室⽓体的排放发。采⽤清洁煤技术，是提⾼煤炭利⽤效率和减少污染的最佳选择。⼯业型煤成套技术就是其中⼀种⽐较成熟的⽅法，通过添加助剂对粉煤进⾏混捏成型,⽤作⼯业锅炉和窑炉的燃料，与直接燃烧散煤相⽐，烟尘排放量可减少60%,SO2排放量可减少50%。 压球机主要⽤于有⾊和⿊⾊⾦属矿粉的制球造块，直接进炉冶炼，提⾼附加值。凡是冶⾦⾏业废料，辅料需上炉的，都需要压球机来完成。凡是冶⾦⾏业废料，辅料需上炉的，都需要压球机来完成。⽐
如：除尘灰、池泥、氧化⽪、钢渣、铁精粉、铝灰粉、硅锰矿粉，等等。可将各种粉料（如镁砂、铝矾⼟、⽩云⽯、铁粉等）通过强制增压，预压螺旋精密加⼯、制成密度较⼤的球坯，被⼴泛应⽤于冶⾦、化⼯、煤炭及耐⽕材料等⾏业。经压球机制作成型后的物料，节能环保，便于运输，提⾼了对废料的利⽤率，具有良好的经济效益和社会效益。 1.2压球机的发展现状
国外型煤早已有成熟的技术，联合国能源组织把型煤视为节能减污的有效途径予以推⼴。70年代⽯油危机后，型煤科研⼯作进⼀步得到重视，1969~1980年型煤发明专利每年为13项，1980~1983年增加到每年70多项。1989年亚太经
互会在菲律宾召开了主题为“型煤开发与环境效益”的煤炭利⽤专家会议。1992年联合国召开了⼤⽓污染、促进经济发展的终于途径。
中国⽬前在⼯业上得到普遍应⽤的型煤主要是通过机制冷压⼀次成型的型煤。成型设备有对辊成型机和挤出机。成型压⼒较低,⼀般在25 MPa左右。型煤的形状⼤部分为扁圆形，也有⽅形、枕形、棒形等。其显著的特征是呈饼状或柱状，三维⽅向的尺⼨⾄少有⼀个相差较⼤,⽽且尺⼨单⼀。所制型煤密度较⾼，表⾯⽐较光洁，具有⽐较⾼的强度。
⽣产型煤所⽤的粘结剂有⽆机质(如⽯灰、粘⼟、⽔泥、膨润⼟等)和有机质(腐植酸盐、纸浆废液、淀粉等)及两者结合起来的复合粘结剂。从研究⽅向来看,⽬前国内型煤对所使⽤的粘结剂更侧重于开发免烘⼲⼯艺，即可使制成的型煤具有理想的冷态强度和防⽔性能的粘结剂。
型煤的⽣产设备则有向引进⾼压成型设备的⽅向和推⼴国内研制的低压炉前成型设备⽅向并举的发展趋势。以期能够降低成本，提⾼质量，加快型煤产业化进程。成本⾼于原煤，再加上型煤⽣产要消耗⼀定的⼈⼒及电能，型煤⽣产⼚家也要获取⼀定的利润，致使锅炉型煤的售价⼀般⽐可代替煤种⾼出数⼗元。
当型煤所带来的经济效益不能弥补⽤户购置型煤的价差时，在市场经济条件下，即使采⽤其他强制办法，也很难形成市场。这正是中国⼯业锅炉型煤夭折,⼜转向推⼴锅炉型煤在炉前即制即⽤的所谓“炉前成型”⽅法的根本原因。⼯业锅炉型煤炉前成型技术，从本质上讲是增加了锅炉的辅机。是锅炉节能技术改造的⼀部分。其减少环境污染效果甚差。按照有关⼚家提供的价格资料分
析，在中国煤炭资源价格偏低的条件下，由于设备运⾏状态或改变所⽤的煤质不同，所增加的这⼀部分投资回收期限⼤约在⼏个⽉⾄⼏年。根据对⽤户的调查分析，多数认为这种炉前成型⽅法不适应中国⼤量的⽤户锅炉单台容量⼩、按季节运⾏或间歇式运⾏的要求。
1.3压球机在⼯业中的作⽤
我国⼯业型煤的⽣产⼯艺主要采⽤粉煤添加粘结剂低压成型，以往的研究主要集中在成型⼯艺和粘结剂⽅⾯，对成型机械的研究开发甚少。事实上，成型机械是型煤⽣产的关键设备, 国内⼤部分型煤⼚采⽤有粘结剂的低压成型, 其⼯艺
过程主要包括原煤的粉碎、配料，粘结剂、固硫剂等助剂的添加，混捏与成型，型煤烘⼲等,⼯艺冗长。再加上⽤电和设备的折旧、添加剂及⼈员⼯资，导致型煤的⽣产成本偏⾼，最终型煤价格与块煤相差⽆⼏，从⽽使型煤⽤户在经济上承受起来较为困难。所以本论⽂就是设计⾼压的成型机械，这样可以少⽤甚⾄不⽤粘结剂。
1.4压球机设备构造及构造的具体分析
1.4.1压球机的三⼤系统
1、给料部分，主要是实现定量给料来保证物料均匀进⼊对辊间。螺旋送料装置由电磁调速电机驱动，经⽪带轮、蜗杆减速器转动，将被压物料强制压⼊主进料⼝。由于电磁调速电机恒矩特性，当螺旋送料机的压料量与主机所需物料量相等时，可以保持恒定的供料压⼒使球团质量稳定。如供料量过⼤，则送料装置的电过载；供料量过⼩则不成球。因此熟练的操作技是保证压球正常⼯作的重要条件。
2、传动部分，主传动系统为：电动机--三⾓形带---减速机---开式齿轮---轧辊。主机由电磁调速电机提
供动⼒，经⽪带轮、圆柱齿轮减速机，通过棒销联轴器传⾄主动轴。主动轴与被动轴通过开式齿轮保证同步运⾏。被动轴承座后边装有液压装置。液压保护装置是由液压泵将⾼压油打⼊液压缸，使活塞产⽣轴向位移。活塞杆的前接头顶在轴承座上以满⾜⽣产压⼒要求。
3、成型部分，主要指主机部分，核⼼部分是轧辊。当两压辊之间进料过多或进⼊⾦属块时，液压缸活塞杆受压过载，液压泵会停机、蓄能器对压⼒变化起缓冲作⽤、溢流阀开启回油、活塞杆移位使压辊间缝隙加⼤从⽽使硬物通过压辊，系统压恢复正常，可以保护压辊不损坏。本机可以根据压球密度的要求调整压⼒，⽣产机动灵活。
1.4.2 压球机的⼯作过程
1、固体常能或多或少地把周围介质中的物质吸附向⾃由表⾯。颗料越⼩其⽐表⾯积越⼤，表⾯⾃由焓越⾼，颗粒间的作⽤⼒越⼤，内⼒越强，表现出粉状物料具有粘结性。湘潭电化(002125)旗下的湘潭锰矿公司的锰粉矿物料中电炉收尘
灰含量⼤约在2 0 ％左右使物料的粘结性很⼤，加之物料在混碾过程中加⼊了适量的粘结剂使物料粘结性有所提⾼。因此物料较易产⽣挂壁现象。
物料在重⼒及冲⼒的作⽤下，使物料颗粒间形成剪⼒，并不断增加，当剪⼒超过料拱屈服强度时拱层出现崩塌，剪⼒减⼩拱层在稳定，剪⼒再积累，这样不断循环，所以这种物料的流动是不稳定的。
2、当物料从溜槽转⼈中转料仓后，主要靠⾃重和预压螺旋强制喂料送⼈对辊。因预压螺旋安装在对辊中⼼线正上⽅且预压螺旋喂料为送料的主要⽅式。所以在对辊中⼼线⽅向上的物料受到来⾃预压螺旋的强制外⼒，在外⼒作⽤下物料的化学成分及胶结物性质不会发⽣变化，但微结构会产⽣显著的变化。随着外⼒冲压能量的不断增加，物料颗粒移动，使物料的结构发⽣了渐变，微结构由原来的粒状架空结构为主转变为粒状镶嵌结构为主，由疏松变为紧密，使物料颗粒处于密实的状态。物料颗粒的微结构由粒状架空结构变成粒状镶嵌结构，接触关系由点接触变成⾯接触，⼩孔隙的增加，使得物料的⼲密度(单位体积中固体颗粒部分的质量)增加。⽽在仓壁两边的物料主要是靠⾃重流⼈料⼝，很少或没有受到外⼒挤压所以微结构基本上没有发⽣变化，且⼲密度较⼩，这样就必然会导致物料密度分布不均匀，压制出质量和密度不均匀的⼩球。
3、物料从料仓进⼈对辊。⾸先进⼈咬⼊区，在这个区域内，由于物料粒⼦的重新排列或聚合⽽使物料空隙率有所减少。随着对辊的转动，物料在两对辊之间所占有的空间逐渐减少，则成型压⼒逐渐增⾼并达到最⼤值，在这个区域内，物料粒⼦之间的相对运动⼤⼤降低，且粒⼦发⽣了弹性变形和塑性变形。随后成型压⼒慢慢减⼩，物料由压缩状态转变为弹性回复状态。
2基本参数的确定
2.1电动机的选择
2.1.1选择电动机的类型和结构形式
按⼯作条件和要求，选⽤⼀般⽤途的y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。
2.1.2选择电动机的容量
辊⼦转速 n=13r/min
辊⾯切相线压⼒ f=3kN/cm
辊⼦宽度 b=350mm
辊⼦速度v=r*ω=d*π*n/（60*1000）=0.44m/s
⼯作部分的功率p=f*b*v=3*35*0.44=46.2kw
电动机的功率p0=p/η，其中η是从电动机到辊论主轴之间的传动装置总效率η=η1*η2*η3*η4*η4*η5 根据《机械设计课程设计⼿册》表1-7得：η1=0.96 是带轮的传动效率
η2=0.96 是减速器的传动效率
η3=0.99 是联轴器的传动效率
η4=0.98 是轴承的传动效率
η5=0.97 是齿轮的传动效率
η=η1*η2*η3*η4*η4*η5=0.849965985
电动机的功率p0=p/η=54.36kw选择电动机的功率pm≥p0，根据《机械设计课程设计⼿册》所以选择Y280M-6电动机。其同步转速是1000r/min，满载转速是980r/min，额定功率为55KW。
2.2传动⽅案的确定
压球机的⼯作环境不好，⼯作状况不稳定，维修也不是很⽅便。所以在设计过程中应使整机在保证⼯艺性能指标的前提下尽量提⾼使⽤寿命，简化结构，减少故障点，最⼤限度的降低维修量。其传动简图如图2所⽰。
整机结构⼤致分为：电动机、带传动、减速器、联轴器、⼯作辊、同步齿轮等。
图2.1传动系统简图
2.3传动⽐的计算及分配
总的传动⽐i=Nm/n=980/13=75，因为所选的减速器是标准减速器，并且带轮不宜承受很⼤的传动⽐，所以减速器选择时应该选择i减≤75的，根据<<；机械设计⼿册>>第五版成⼤先主编，初步选择zsy系列的减速器，传动⽐i减=71，根据n=1000r/min和传动⽐i=71及功率p≥ 54.36，可以选择zsy315-71-Ⅱ的减速器，由此可知，带轮的减速⽐为i带=i/i减=1.056。
3 v带带轮设计
3.1设计功率
由《机械设计》知道Pd=ka*p=1.2*55=66kw，其中p为传递功率，ka是⼯况系数，有《机械设计》》表8-2要选择ka=1.2
3.2选定带型
根据pd和n1由《机械设计》第⼋版图8-取普通v带d带型
3.3传动⽐
由《机械设计》知道i=n1/n2=dp1/dp2
若计⼊滑动率由《机械设计》知道i=n1/n2= dp2/{（1-ε）dp1}
n2是⼤带轮转速，dp1是⼩带轮的节圆直径，dp2是⼤带轮的节圆直径，ε是弹性滑动率，ε通常取0.01-0.02，通常带轮的节圆直径可视为基准直径。
3.4⼩带轮的基准直径
Dd1按《机械设计》表8-6和表8-8选定，为提⾼v带的寿命，宜选取较⼤的直径，这⾥选取355mm，
3.5⼤带轮的基准直径
由Dd2=i*dd1（1-ε），且dd2应按《机械设计》表8-8选取标准值，可选取
dd2=400mm。
3.6带速
由《机械设计》知道V=π*dp1*n1/（60*1000）=18.21m/s
为充分发挥v带的能⼒，⼀般应使v≈20m/s，故带的传动速度还可以。
3.7初定轴间距
《机械设计》0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
既528.5mm≤a0≤1510mm，初步定为a0=750mm
3.8所需基准长度
由《机械设计》知道L d0=2a0+π（d d1+d d2）/2+（d d2-d d1）*（d d2-d d1）/4a0=2686mm，由《机械设计》表8-2选取相近值取L d=2800mm。
3.9实际轴间距
由《机械设计》知道a≈a0+（ld-ld0）/2=807mm，
a min=a-0.015ld=848.988mm
a max=a+0.03ld=890.988mm
其中a min是安装所需的最⼩轴间距，a max是张紧或补偿伸长所需的最⼤轴间距。3.10⼩带轮包⾓
由《机械设计》知道α1=180-（dd2-dd1）/a*57.3>120.
如果α1较⼩应增⼤α或⽤张紧轮
3.11单根v带传递的基本额定功率
根据带型·d d1·和n1见《机械设计》表8-4a可查的P1=17.01kw
3.12传动⽐i≠1时的额定功率增量
根据带型·d d1·和i带见《机械设计》表8-4b可查的Δp1=0.75kw
3.13v带的根数
由《机械设计》知道Z=p d/{（p1+Δp1）*kα*k l}=4.36，其中kα是⼩带轮包⾓修正系数，见《机械设计师⼿册》表9.2-14，k l 是带长修正系数，见表8-2可知.
Kα=0.99，K l=0.86
所以要选取带根数z=5
3.14单根v带的预紧⼒
由《机械设计》知道F0=500（2.5/kα-1）*p d/（z*v）+m*v*v=788.037N
其中m是每⽶v带的质量由《机械设计》表8-3可知m=0.61kg/m
3.15作⽤在轴上的⼒
由《机械设计》知道Fr=2f0*z*sin（α1/2）=7880.37N
3.16带轮的结构和尺⼨
根据《机械设计》表8-10可知v带轮的轮缘尺⼨，基准宽度bd=27mm，基准线上槽深hamin=8.1mm，这⾥取ha=9mm，基准线下槽深hfmin=19.9mm，这⾥取做hf=20mm，槽间距fmin=23，这⾥取做f=24mm，最⼩轮缘厚度δmin=12mm，这⾥取做
δ=14mm，带轮宽度B=（z-1）*e+2f=196mm，⼩带轮外径da1=dd1+2ha=373mm，⼤带轮外径da2=dd2+2ha=393mm.
4基本参数计算4.1各轴的转速
由《机械设计》知道
Ⅰ轴:n1=n0/i带=980/1.056=928r/min
Ⅱ轴:n2=n1/i减=900/71=13r/min
Ⅲ轴:n3=n2=13r/min
Ⅳ轴:n4=n3=13r/min
4.2各轴功率
由《机械设计》知道
Ⅰ轴:p1=p0*η1=52.19kw
Ⅱ轴:p2=p1*η2=50.10kw
Ⅲ轴:p3=p2*η3=49.60kw
Ⅳ轴:p4=p3*η4*η5=47.15kw
4.3各轴转矩
由《机械设计》知道
Ⅰ轴:t1=9550*p1/n1=537.08N*m
Ⅱ轴: t2=9550*p2/n2=36804.23N*m
Ⅲ轴: t3=9550*p3/n3=36436.92N*m
Ⅳ轴: t4=9550*p4/n4=34637.12N*m
5轴的设计计算
5.1轴材料的选择
因为传递的功率和转矩很⼤故应该选择好点的材料，这⾥我们选择40cr，经过调质处理后，其硬度是241-286hbs，抗拉强度δb=685mpa，屈服点δs=490mpa，需⽤弯曲应⼒
[δ0]=120mpa，[δ－1]=70mpa
5.2计算Ⅲ轴最⼩轴径
由《机械设计》知道Dmin≥A03
p错误！未到引⽤源。，由机械设计
/3
3n
表15-3可知，A0=97-112，取A0=100，可得到dmin≥156.26mm，对于轴径d≥100mm 的轴，有⼀个键槽时，轴径增⼤3%既dmin≥160.95mm，故选轴径d=220mm。
输出轴的最⼩直径显然是安装在联轴器处轴的直径d
图5.1 轴的简易图
为了使所选的轴直径dⅠ-Ⅱ与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号，由《机械设计》知道联轴器的计算转矩
tca=ka*t3，查表14-1，考虑到转矩变化很⼩，故取ka=1.3，则：tca=47367.996N*m，
按照计算转矩tca应⼩于联轴器公称转矩的条件，查机械设计⼿册，⽤⿎型齿式联轴器，其公称转矩为100000n*m，半联轴器的孔径是d1=220mm，故取
dⅠ-Ⅱ=220mm，半联轴器的长度L=230mm。
5.2.1Ⅱ-Ⅲ段的直径确定
为了满⾜半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ右端需制出⼀轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=228mm
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