【正文】 減小。也就是說，垃圾滾筒篩工作時，如果認為篩筒體內(nèi)的垃圾有許多層的話，那么，當(dāng)最外層垃圾處于最有利的工作條件時，其余各垃圾層則處于不利的工作條件。為了使更多的垃圾層處于有利的工作條件，設(shè)計垃圾滾筒定所有不同旋轉(zhuǎn)半徑的垃圾層集中在某一“縮聚層”上，只要使 該層的垃圾處于最有利的工作轉(zhuǎn)速狀態(tài)，即相當(dāng)于篩筒中所有各層的垃圾均處于有利的工作狀態(tài)。按照這種設(shè)定，從理論上可以導(dǎo)出有利工作狀態(tài)的轉(zhuǎn)速計算公式 : 2n ? (r/min) (7) 式中： 2n 一篩筒體“縮聚層”有利狀態(tài)的工作轉(zhuǎn)速 為了表示方便，通常用篩筒體的實際轉(zhuǎn)速 (或工作轉(zhuǎn)速 ) 1n 與臨界轉(zhuǎn)速 的轉(zhuǎn)速率或轉(zhuǎn)速比價來表示： 1cn 3 2 / D1 0 0 % = 1 0 0 % 7 6 %n 4 2 . 3 / D? ? ? ? ? 1cn 3 7 . 2 / D1 0 0 % = 1 0 0 % 8 8 %n 4 2 . 3 / D? ? ? ? ? 因此，理想的工作轉(zhuǎn)速 n 為 : = ( 6 )n (8) 提升裝置是加在篩筒體進口端的一些縱向板。對于有提升裝置的垃圾滾筒篩，理 想的工作轉(zhuǎn) 10 速取臨界轉(zhuǎn)速的低限值 。對于沒有提升裝置的垃圾滾筒篩，理想的工作轉(zhuǎn)速取臨界轉(zhuǎn)速的高限值。 在導(dǎo)出篩筒體臨界轉(zhuǎn)速公式時曾設(shè)定摩擦力與垃圾重力的切向分力相等，垃圾不產(chǎn)生滑動為前提。如果在某種情況下，垃圾發(fā)生滑動 (垃圾的含水率 50%時 )，即摩擦力小到不足以平衡垃圾體的切向力時，盡管篩筒體的工作轉(zhuǎn)速 n 或 n，因為垃圾體有劇烈下滑運動，它也不產(chǎn)生離心運動。如果垃圾的含水率高，這種情況下垃圾滾筒篩可以在超臨界轉(zhuǎn)速下運動。超臨界轉(zhuǎn)速運動可以提高臨界滾筒篩的生產(chǎn)力，但必須根據(jù)實際情況由試驗確定。 對于城市垃圾的分選，垃圾滾筒篩旋轉(zhuǎn)速度可在 10r/min 一 18r/min 范圍內(nèi)選取。 2 垃圾滾筒篩的傾斜角 垃圾滾筒篩的傾斜角會影響垃圾物料在篩筒體內(nèi)的滯留時間。在城市生活垃圾處理系統(tǒng)中，垃圾滾筒篩的傾斜角通常在 25范圍內(nèi)選擇。有時考慮到最佳的效能 (生產(chǎn)力 )，也可超出這個范圍?？筛鶕?jù)下列關(guān)系式計算 : 0. 40. 5 3m b vD = 1 1 6 0 Q / d F K g ta n 3 0 5 1 0??? ???? (9) 式中： mQ 一垃圾滾筒篩的生產(chǎn)力 (t/h) bd 一垃圾的容重，通常生活垃圾的容重 33bd 0 .3 t / m 0 .4 5t / m? ， ? 一篩筒體傾斜角 vK — 旋轉(zhuǎn)速度修正系數(shù) 當(dāng) 3?? 時， vK = 當(dāng) 5?? 時， vK = F 一充填系數(shù) (常用值 F= ) g一重力加速度， 2g ? 3 垃圾進入量 進人垃圾滾筒篩的垃圾多少，直接影響滾筒篩的效率，進人量少，篩分效率低 。進人量過多，篩筒體內(nèi)層垃圾容易產(chǎn)生干涉，破壞了垃圾的有效循環(huán)，篩分效率反而會降低。所以，合理的垃圾進人量必須按垃圾物流量的實際要求進行確定。由下式計算 : 2bG d FL D / 4?? (10) 式中： G 一垃圾的 (重力 )進人量 (kN) D 一篩筒體內(nèi)徑 (m) L 一篩筒體長度 (m) 4 生產(chǎn)能力與功率 11 垃圾滾筒篩功率 eN 按下列經(jīng)驗公式計算 : 3eN 746 10 F G D?? ? ? ? ?(kw) (11) 垃圾滾筒篩的生產(chǎn)能力與配備的動力，應(yīng)符合表 1 的規(guī)定。 表 1 生產(chǎn)能力（ t/h） ? 15 ? 20 ? 25 ? 30 電機功率（ KW） 11 15 在城市生活垃圾堆肥的預(yù)處理或中間處理中，垃圾滾筒去除粒度大于 100 mm的無機物，為下道工序作準備，即篩上物焚燒和篩下物的發(fā)酵，均是一種較理想的分選設(shè)備。 12 第四章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算 1 箱體降噪設(shè)計 箱體的形狀、剛度、自振頻率、表面輻射面積和材料、表面上開設(shè)窗口的位置和尺寸以及總體布局等均是噪聲產(chǎn)生共振、聲壓合成和噪聲發(fā)射影響的因素。研究表明 ,箱體的降噪設(shè)計是降低 變速器噪聲的另一有效途徑 ,潛力巨大。如果條件具備 ,可在設(shè)計階段利用計算機進行分析 ,并且在樣品試制階段用儀器對已經(jīng)生產(chǎn)出的箱體進行振動和固有頻率測量分析 ,找出薄弱環(huán)節(jié)和部位 ,予以修改設(shè)計。 箱體的降噪設(shè)計包括以下幾方面 : 、倒檔孔和頂部換檔部位孔等孔口相對位置預(yù)以合理布置 ,并且以鑄鐵蓋代替沖壓鋼蓋 ,或采用帶有約束阻尼層的蓋板。 、聲輻射面積小 ,避免大平面過渡 ,表面設(shè)計應(yīng)成法向方向各異的小面相連接 ,以降低箱壁振動和減少輻射能量。 ,由于輕量化的要求 ,不少 由鑄鐵改為鋁合金。鋁合金吸振阻壓性能較差 ,現(xiàn)正在研究在鋁合金中加入適當(dāng)添加劑來改善性能。 。吉林工業(yè)大學(xué)常文祥教授曾在哈爾濱汽車齒輪廠１３１型變速器取力孔蓋上進行噪聲試驗 ,吸聲效果最好的可降４～５ｄＢ。 2 主軸電機的選擇 滾筒篩主傳動的功率 P 可根據(jù)電機功率 PM與主運動傳動鏈的總效率由下式確定： P=?Mp。 電機功率 PM=。 主傳動的總效 率一般可取為 ? =~，對于滾筒篩來說，效率可取較大值， ? =。 故 P=?Mp= = kw。 選擇交流無級調(diào)速電動機，輸出功率為 。 電機最大輸出扭矩為： 0955 0 ???? Jn nPM Nm 式中 P—— 電機功率； jn —— 主軸計算轉(zhuǎn)速。 考慮 傳動效率，則主軸輸出扭矩為 M = nM ? =? =164 Nm Nm，故所選電機合適。 13 3 主軸軸承配置形式 主軸支承分徑向和推力（軸向）支承。角接觸軸承（包括角接觸球軸承和圓錐滾子軸承）兼起徑向和推力支承的作用。推力支承位于前支承內(nèi)，原因是滾筒篩的坐標(biāo)原點常設(shè)定在主軸前端。 本加工中心主軸轉(zhuǎn)速 1008000 r/min，采用適應(yīng)高速要求的軸承配置形式。 角接觸球軸承既可以承受徑向載荷，又可以承受軸向載荷。如圖，前支承采用 3 個超精密級角接觸球軸承組合方式，最適應(yīng)高速化方式，而且軸承精度高，能保證較高的回轉(zhuǎn)精度。常用的接觸角有兩種： 15? （編號為 7000C 型）和 25? （編號為 7000AC 型），選擇接觸角?25?? ，其軸向剛度較高。 DB 組配 DF 組配 DT 組配 這種軸承為點接觸，剛度較低。常采用多聯(lián)組配的方法來提高剛度和承載能力，如圖，有三種基本組配方式：背靠背、面對面和同向組配，代號分別為 DB、 DF 和 DT。三種方式兩個軸承都能共同承受徑向載荷。 DB、 DF 組配都能承受雙向軸向載荷； DT 只能承受單向軸向載荷。但 DB 組配的支承剛度較大，同時比 DF 組配更適合高速運轉(zhuǎn)，因此采用背靠背組配，即 DB 組配方式。面對面組配常用于絲杠軸承。 后支承結(jié)構(gòu)，有采用兩個角接觸球軸承支承的，也 有采用一個 NN3000 型圓柱滾子軸承支承的，如圖所示。 主軸運轉(zhuǎn)時必然產(chǎn)生熱膨脹，為了吸收這個熱量，希望后支承能在軸向移動。 NN3000型圓柱滾子軸承正好具有這個功能，而角接觸球軸承由于施加了預(yù)緊，軸向不能移動。因此，后支承采用一個 NN3000 型圓柱滾子軸承來支承。 3 主軸軸承 精度 軸承精度分為 0 五級，其中 2 級最高，主軸軸承以 4 級為主，記為 P4。精密加工中心主軸前支承軸承選用 2 級。 本加工中心主軸前支承軸承選 4級即可，主軸后支承軸承精度可比主軸前支承軸承低一級，選用 5 級。 速度 決定軸承速度性能的是速度因子 d nm ， dm （ mm）是軸承的中徑， n（ r/min）是轉(zhuǎn)速。 14 脂潤滑，前支承為 ?25?? 的三聯(lián)角接觸球軸承，輕預(yù)緊，后支承為 NN3000K 圓柱滾子軸承， d nm = 610? 。 軸承類型 同一內(nèi)徑的軸承，有不同的外徑，不同的截面尺寸，可分為超輕型、特輕型、輕型、中型、重型等。 滾筒篩主軸軸承以特輕型為主。本加工中心選用特輕型，在軸承代號的倒數(shù)第三位， 0 代表特輕型。 軸承配合量 前支承采用 3個超精密級角接觸球軸承，這種軸承與主軸配合采取 0~4 m? 過盈配合，而外圈與套筒孔的配合則采用 0~4 m? 間隙配合；后支承為 NN3000K 圓柱滾子軸承，這種軸承與主軸配合采取 1~5 m? 過盈配合，而外圈與套筒孔的配合則采用 0~5 m? 間隙配合。 預(yù)緊力 裝配后，由于過盈，內(nèi)圈將漲大，外圈將縮小，故預(yù)緊力將增大。對于一般情況，即軸公差為 js4，孔公差為 JS5，鋼制主軸，鋼或鑄鐵殼體，具有足夠的壁厚，裝配后預(yù)緊力F 021 Ffffp? 。 式中 0F —— 裝配前的預(yù)緊力； f —— 軸承系數(shù)； f 1 —— 接觸角系數(shù)（ 1 ?? f時?? ）； f 2 —— 預(yù)緊級別系數(shù)（輕預(yù)緊為 ） 前支承為特輕型三聯(lián)角接觸球軸承， ?25?? ，輕預(yù)緊，型號 7020AC，一對軸承的預(yù)緊力為 500N，則三聯(lián)角接觸球軸承裝配前的預(yù)緊力 0F =500? =675N。 查軸承系數(shù)線圖， f =， f 1 =， f 2 =。 裝配后預(yù)緊力 F 021 Ffffp? =675? ? 1? =1117N。 5 主軸前后支撐的跨距 初選主軸直徑 查表，當(dāng)主軸電 機功率 P= 時，滾筒篩驅(qū)動主軸 D1 =75~100mm。 求軸承剛度 滾筒篩工作時，主軸力為 FZ =，軸向分力 F0 =，估算時，先暫取初值?al 3， 即 l =3a=390mm。 15 如圖所示，前后支承支反力分別為： )1( laFR ZA ?? =? （ 1+1/3） =3299N； )(laFR ZB ? =? 1/3=825N 前軸承為角接觸球軸承 其徑向剛度為： K 3 52 c os)( ?? izdFddF brrrr ?? 選用 7020AC 型角接觸球軸承，軸承接觸角 ?25?? ，滾動體列數(shù) i=1，每列球數(shù) Z=20，球徑 bd =，額定動載荷 rC =75kN。 對于球軸承，剛度與載荷的 1/3次冪成正比，預(yù)緊力對剛度的影響是明顯的，計算時要考慮預(yù)緊力。 預(yù)緊力為 0aF =1117N。 作用于軸承上的徑向載荷： ?ctgFFF arer 0?? =3299+1117? ?25ctg =。 mNK Ar ?/ 4 325c o s202 8 0 7 3 52 ?????? ?。 后支承為 NN3000型圓柱滾子軸承 其徑向剛度為： K ?? c os)( izlFddF arrrr ?? 選用 NN3016/W33 型， iZ=2? 26=52，滾子有效長 al =9mm，額定動載荷 rC =112kN。 對于滾子軸承，剛度與載荷的 ，載荷對剛度的影響不大，計算時可以不考慮預(yù)緊。故作用于軸承上的徑向載荷 NFr 825? 。 K ?0c o s5298 2 ????Br = mN?/ 主軸最佳跨距的選擇 ??BAKK 主軸端面慣性矩： 16 I= ????? )()(64 4444 dD? 4810 m?? 。 63 8113 ??? ????? ?aK EIA? 查線圖， ?al0。 與假設(shè)值相差很小，故跨距 0l =390mm 合適。 6 軸承的軸向剛度及軸承潤滑 7020AC 型角接觸球軸承，軸承接觸角 ?25?? ，滾動體列數(shù) i=1，每列球數(shù) Z=20，球徑 bd =，額定動載荷 rC =75kN。 對于球軸承，剛度與載荷的 1/3次冪成正比，預(yù)緊力對剛度的影響是明顯的，計算時要考慮預(yù)緊力。 預(yù)緊力為 0aF =1117N。 作用于軸承上的軸向載荷 0aaea FFF ?? =+1117=。 3 52 s ?zdFK baa ? 3 52 25s i n202 8 9 8 ?????? mN ?/? 加工中心的主軸潤滑方式有：脂潤滑、油液循環(huán)潤滑、油霧潤滑、油氣潤滑等方式。其中脂潤滑是目前在加工中心的主軸軸承上最常用的潤滑方式，而油液循環(huán)潤滑存在漏油和回油問題，因此本加工中心的主軸前、后支承軸承均采用脂潤滑方式。 所用脂種類： 2 號精密滾筒篩主軸脂（ SY141780）。 主軸前端密封 方式：迷宮式密封。 主軸后端密封方式：密封圈密封。 7 軸承壽命 查