【文章內容簡介】 高粉磨效率、保證設備的使用壽命是非常重要的。根據統(tǒng)計資料 MPS 立式磨的各種參數之比如表 21 所 示： 表 21 MPS 立式磨各參數之比 磨別 MPS 磨輥數 i 3 4 輥徑 RD ：盤徑 D 輥寬 B：盤徑 D 輥寬 B：輥徑 RD 從前面的設計知磨輥直徑 RD =2300mm，參考表 21 再考慮其他因素取輥寬 B=751mm。 磨機的 規(guī)格 輥式磨的粉磨能力由物料的易磨性、輥壓和磨機規(guī)格決定。若物料相同，輥壓不變且磨機通風量足以帶出產品時，磨機的生產能力與磨盤直徑的 次方成正比。 按規(guī)格計 KD? t/h （ 23） 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 11 式中 mG —— 輥磨的粉磨能力， t/h； K —— 常數，與輥磨型式、選用壓力。備研磨 物料性能有關 表 22 磨盤規(guī)格參數 輥磨型式 LM MPS K參考值 D 取值 外徑 中徑 D—— 磨盤直徑， m。 本次設計的是 MPS 磨，所以有 200= ，解得磨盤直徑 D=，將磨盤直徑圓整后，選取磨機規(guī)格為 ? 3150mm。 磨機的轉速 磨盤的轉速過低，磨機產量低，轉速也不能太大，否則物料會因過大的離心力的作用而不經磨輥研磨便直接甩出磨盤，使磨機產量降 低，電耗升高，合理的轉速應使處于磨盤內邊緣的物料能靠慣性離心力滑入磨槽內，使物料在磨盤內獲得合理的接觸面積承受磨輥的研磨。 如下圖 22 所示，物料在轉動的磨盤中受到兩種力的作用，一為慣性離心力 Fc，使物料拋向磨盤的邊緣 。另一為物料對磨盤的摩擦力 Fd，此力阻止物料向外排出。物料在盤內 B 處，在兩力處于平衡時，才不會發(fā)生徑向移動，以便更好的送入磨輥下面輥壓。 可得 : 2m in30nm R m gf??? ????? （ 24） 式中 : m —— 物料質量， kg； n—— 磨盤理論轉速， r/min。 minR —— 磨盤半徑， mm； g —— 重力加速度， g=； f —— 物料摩擦系數， f =~ 。 于是有 : 2m in ( / 30)R gf n?? 對于處于磨盤邊緣 A 點的物料顆粒 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 12 2 2AAV a S? 式中 : AV —— 磨盤邊緣 A 點的速度 (m/s)， m ax( / 30)AV n R?? ； maxR —— 磨盤半徑， mm； 圖 22 物料受力平衡圖 Aa —— 物料在 A 點的加速度， 2/ms； S—— 物料在磨盤走過的路程， m； max minS R R?? 物料在兩力作用下走過料床， cDF F ma??，于是處于 A 點的物料顆粒洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 13 的加速度為： 22m a x( / 3 0 ( / )Aa n R g f m s??? 式中 maxR —— 磨盤半徑， m；其他同上。 通過以上各式得： ? ? ? ?2 2m a x m a x m a x( / 3 0 ) 2 ( ( / 3 0 ) /( / 3 0 )n R n R g f R g f n? ? ???? ? ??? （ 25） 從上式可求得磨盤的理論轉速為 : ?? 磨盤的實際轉速則為： qD?? （ 26） 式中 D—— 磨盤外徑， m； q—— 速度修正系數。 速度修正系數與磨盤半徑有一定關系，見圖 23 由圖 23 查得，當 R= 時， q= 則 qD?? =32r/min 故磨機的轉速 n=32r/min 圖 23 速度修正系數曲線圖 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 14 磨盤上料層最佳厚度設計 保持適當料層厚度是輥式磨穩(wěn)定運行的必要條件。料層太薄，就會降低粉磨效率甚至因磨機強振而停；料層太厚，也會降低研磨效率，并易造成“飽磨”。料層厚度與輥徑關系式，可以參考下式： m in)c o s1( eDh ??? ? （ 27） m in)317c o s1( eDh ???? ? （ 28） 式中 h—— 料層厚度， mm； D—— 磨輥直徑， mm； ? —— 立磨磨盤上無聊的碾入角，即在碾入角范圍內物料均能被碾入而不外滑?？紤]到物料楔塞，會使實際碾入角增大，也為了可靠，一般取 ? =17? 3176。； mine —— 磨輥與磨盤表面最小間距，這是為了保證在極限狀態(tài)下，磨輥不會接觸磨盤，從而減小磨損和功耗。 由上面計算知磨輥直徑 D=2300mm，代入公式 可得 h=90mm。 應該指出，實際的碾入角隨實際料層變化而改變，料層越厚，物料的擠壓，阻滯作用，使摩擦增加，實際碾入角增加，有利于粉磨。但過厚會使物料與磨輥相對滑動量增加，磨輥起伏振動增加；反之，若物料層減薄，碾入角減少，立磨有效碾壓區(qū) 減小，碾壓效率降低；過薄時磨輥的上下振動加劇，甚至損壞機件。為保證穩(wěn)定的粉磨條件，應有穩(wěn)定的最佳料層厚度。 磨輥的 輥壓 立磨是借助于對料床施加高壓而粉碎的。隨著壓力的增加，成品 但壓力達到某一臨界值后，粒度不再變化。 該臨界值取決于物料的性質和物料粒度的大小。熟料高，石灰石 臨界值高，粒度大臨界值低。 立磨是多級粉碎，循環(huán)粉磨，逐步達到要求的出料粒度。因此其 力并未達到臨界值，一般為 1035MPa。根據水泥廠實際操作情況，壓 壓力備用系數一般取 。本次設計的立磨輥壓定為 P=12MPa。 故粉磨壓力 ? ? ? ?0?? ?p ，磨輥總壓力 01SKFp ? ??p? 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 15 式中： ??p? —— 立磨輥粉磨物料的適宜壓力， MPa； ??0? —— 物料強度極限； 1K —— 實際承壓面對有效承壓面的修正系數，即壓力備用系數。 磨機的功率 磨機功率主要消耗在克服磨輥與物料 間的滑動和滾動以及機械傳動摩擦上。 磨盤轉動時克服加載物料磨阻功 1P 。 1P 是碾壓粉碎有用功主體，與碾磨數，磨盤轉速，研磨壓力，磨盤公稱直徑，磨輥寬度有關，可用單個磨輥克服加載物料磨阻功 0P 和磨輥數 m 的積表示；即 01 mPP? （ 29） 由于料層不均，磨輥上下起伏振動的慣性沖擊附加摩擦功 2P 。 2P 與料層均勻性，料層厚度有關，與磨輥數關系不大，而且輥越多越平穩(wěn)，振動越小，這部分功耗可用系數 2K 表示； 022 PKP ? (210) 實踐中， 2K = 立磨傳動損耗能量 3P ? ?2133 PPKP ?? (211) 式中根據傳動系統(tǒng)確定，一般取 3K = 立磨電機儲備功 4P ? ?2144 PPKP ?? （ 212） 式中 4K 為儲備系數，取 ， 4K 值隨磨機大小，負荷情況變動。一 般磨小， 4K 值較大；破碎粒度均齊， 4K 較小。 單個磨輥碾磨時，克服物料磨阻功 0P ， 0P 可按下式計算 9 5 5 0/)(0 ?frnFP p ?? （ 213） 式中 n—— 轉速， r/min； pF —— 碾磨壓力， N r? —— 當量摩擦半徑， m；一般 ? ?? ?22213231 DDDDr ???? ， 而 2/01 BDD ?? ， 2/02 BDD ?? 0D —— 磨盤公稱直徑， m； 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 16 B—— 磨輥軸向寬度， m； ???f —— 平均阻力系數，此系數與物料層，物料粒度有關，一般物料層增加，碾入角也增加， ? ? ? ??? ??f ； ? —— 鋼與物料最大靜摩擦系數， ? =， 將各規(guī)格立磨相應的 0D ， B， pF ， ???f 值代入上式可計算相應的 0P 值 0P = 立磨主機功率 P 的計算 ? ?? ? 04324321 1 PKKKmPPPPP ???????? （ 214） 確定 m=3， 2K =， 3K =， 4K =， 0P = 代入上式可計算得主機功率 P=1486KW 故可選用 1600KW 電動機 . 磨機的產量 平盤輥磨機的產量與物料層厚度、磨輥壓入物料的速度和磨輥的母線長度成正比，與物料的循環(huán)次數成反比。一般按下 面的經驗公式計算其平均產量 : 23600 vL hZQ K?? ? （ 215） 式中 Q —— 輥磨機的產量， t/h； ? —— 水泥生料的容積密度， /tm? ? ； v —— 磨輥母線長度中點處的線速度， ； 2L —— 磨輥母線的長度， ； h —— 物料層的厚度， ； Z —— 磨輥個數， 3 個； K? —— 物料在磨盤內的循環(huán)次數，一般取 25； 計算得 Q =174t/h,符合設計要求 ]4[ 。 立式輥磨機身立柱 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 17 立磨機身 立柱受力分析 LF LyF PA? （ 216） 式中 yP —— 液壓缸工作壓力 yP =12Mpa； A —— 液壓缸有桿腔面積 (活塞直徑 ? 450mm，活塞干直 徑 ? 190mm； A = 2m 則 LF = 612 10 ?? =157 410? N ]5[ 受力情況如圖 24 所示 圖 24 機身立柱受力分析 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 18 zNL —— 液壓缸的在 Z 方向對機身立柱的拉力； xNL —— 液壓缸的在 x 方向對機身立柱的拉力； zxN —— 機身立柱在軸承座處 x 方向上的所受載荷； zyN —— 機身立柱在軸承座處 y 方向上的所受載荷； zzN —— 機身立柱在軸承座處 z 向上的所受載荷； 12,Nzx Nzx —— Fzx 分配到兩軸承座處的力； mN —— 單個地腳螺栓預緊拉力。 圖 25 立柱受力載荷分布圖和彎矩圖 結合圖 24 和 25 得： NLz = LF sin65? = 410? N； NLx = LF cos65? = 410? N； Nz1x = 410? N； Nz 2x =49 410? N； 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 19 Nzy = 410? N； Nzz = 410? N； Nm =25 410? N。 (共 8 個地腳螺栓 ) 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 20 第 3 章 軸承的選擇 軸承的計算及選擇 根據軸承中摩擦性質的不同，可把軸承分為滑動摩擦軸承和滾動摩擦軸承兩大類，簡稱滑動軸承和滾動軸承。滾動軸承依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉動零件的，由于摩擦系數小，起動阻力小，而且已經標準化，選用、潤滑、維護都和方便，因此在一般的機器中應用比較廣泛。根據具體的工作情況，本機構中應用的就是滾動軸承。 選用滾動軸承，應根據實際工作條 件，首選確定軸承的類型，然后計算被選軸承相關的數據，選擇軸承的材料，審核所選軸承的性能，選擇軸承的潤滑方法，確定軸承與相關部件的配合等。 在選擇滾動軸承時，應該考慮以下幾個因素： 載荷的方向、大小和性質：向心軸承主要承受徑向載荷，推力軸承主要承受軸向載荷。當滾動軸承同時承受徑向和軸向載荷時，可選用角接觸球軸承、圓錐滾子軸承；當軸向載荷較小時可選用深溝球軸承。角接觸球軸承和圓錐滾子軸承需要成對安裝使用。一般滾子軸承比球軸承承載能力大，且承受沖擊載荷能力強。 轉速：一般軸承的工作轉速應低于極限轉速 limn 。深溝球軸承、角接觸球軸承和圓柱滾子軸承的極限轉速較高，適用于高速運轉場合。推力軸承的極限轉速較低。 支承限位要求： 固定支承限制兩個方向的軸向位移，可選用能承受雙向軸向載荷的軸承；單向限位支承可選用能承受單方向軸向載荷的軸承；游動軸承軸向不限位，可選用內、外圈不可分離的向心軸承。 調心性