【正文】 參考文獻[1] 劉建壽,：武漢理工大學(xué)出版社，[2] 濮良貴，：高等教育出版社，[3] ：化學(xué)工業(yè)出版社，[4] 張紹龍，張朝發(fā)，李福州主編..北京：化學(xué)工業(yè)出版社，[5] (15).北京：機械工業(yè)出版社，1993 [6] 《水泥廠工業(yè)設(shè)計手冊》上、[7] 侯景鵬，史魏，：[8] ：機械工業(yè)出版社，[9] . 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，[10] 冷發(fā)光，[11] ：中國建筑工業(yè)出版社，[12] ：中國建筑工業(yè)出版社，1997[13] ：建筑技術(shù)，2001[14] 趙雪松，任小中，：華中科技大學(xué)出版社，[15] ：化學(xué)工業(yè)出版社，[16] 徐德龍，：武漢理工大學(xué)出版社，[17] （第二版）.北京：機械工業(yè)出版社，[18] ：哈爾濱建筑大學(xué)，2003[19] 、：外文資料翻譯外文資料原文Overview of rod m。感謝劉建壽老師以及其他幫助過我的老師，劉老師給了我充分的發(fā)揮空間，在我設(shè)計中有困難的時候指明了方向，給予了極大的幫助。在畢業(yè)設(shè)計中，我才發(fā)現(xiàn)，我還有很多東西都不曾了解，有很多東西我都還沒有熟練掌握。通過本次設(shè)計，除了學(xué)習(xí)到本設(shè)計內(nèi)容相關(guān)的大量知識外，應(yīng)特別提出的是，本次設(shè)計的完成，極大地鍛煉了我的實際動手能力，包括機械設(shè)計的基本步驟，方案的確定，工具書的查找，機械制圖能力的強化，計算機繪圖能力的加強等等。畢業(yè)設(shè)計既是對大學(xué)學(xué)習(xí)狀況的綜合檢測，也是畢業(yè)之前理論與實踐相結(jié)合的一個強化過程，對即將走上工作崗位的我們具有很大的幫助。筒體上卸料孔的開設(shè)對筒體機械強度的影響，就是此次設(shè)計中遇到的難題，雖然經(jīng)過反復(fù)的論證計算，但結(jié)果依然尚有不足，希望進一步開展的的研究能夠很好的處理此問題，能夠?qū)φ麄€剝殼機的設(shè)計取得突破性進展。目前我國固體廢棄物的綜合利用率、處理處置率較低，多數(shù)只是露天堆放，使得工業(yè)固體廢棄物排放量的增幅大于處理能力和綜合利用提高的幅度，不僅占用了大量的土地，全國約有1/5的耕地受到了不同程度的污染，而且使得堆放場地附近的地表水和地下水受到了嚴重污染。對于一般機器中承受拉應(yīng)力的緊固螺栓，在承受變載荷時，因螺栓采用的是碳素結(jié)構(gòu)鋼，且其直徑為，則其需用拉應(yīng)力為：直徑時，把，代入公式523得：所以，磨頭和筒體法蘭的連接螺栓能夠滿足拉應(yīng)力的要求，即選擇該螺栓是合適的。由于，,代入公式522得：由于,， ，代入公式521得：把代入公式520得：取。圖53 磨頭連接螺栓受拉計算由圖53中，第一個螺栓處在彎曲中性軸最下緣位置，此處螺栓受力最大，此時可得： (521)式中：—處于彎曲中性軸最下緣位置的螺栓桿承受的拉力，； —連接螺栓總數(shù)； —連接螺栓分布圓的半徑，； —結(jié)合面處的外載荷彎矩。 受拉計算⑴ 螺栓承受的最大總載荷在磨頭和筒體法蘭結(jié)合面彎矩的作用下，則螺栓承受著拉力；另外在安裝時預(yù)先擰緊螺栓也要產(chǎn)生拉力，為此螺栓承受的總載荷為： (519)式中：—螺栓承受的最大載荷，； —結(jié)合面處外載荷彎矩所引起的拉力，； —螺栓擰緊后，所產(chǎn)生的剩余鎖緊力，按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選取,； —擰緊螺栓時，產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)切力的折算系數(shù)，一般取所以可得： (520)⑵ 螺栓承受的拉力磨頭和筒體法蘭的連接螺栓如圖53所示，螺栓是成對地對稱布置在圓周上，處在最下緣位置的螺栓承受著最大的拉力。本設(shè)計磨頭的螺栓采用的性能等級為級，查《機械設(shè)計》書頁表58得：，代入公式51518得：由以上可得：這部分計算中，沒考慮螺栓所受拉應(yīng)力對其影響；受載不均勻的影響；由于螺栓擰緊后，在連接面上產(chǎn)生的摩擦力矩等。由于鉸孔及其螺栓均要求較高的制造精度，制造時比較費工，所以設(shè)計時，在保證安全使用的條件下，應(yīng)盡量減少鉸孔螺栓的數(shù)量。由以上知，動態(tài)研磨體，電動機傳動磨頭的圓周力由公式56來確定： (515)式中：、—剪切力，； —螺栓分布圓半徑。 磨頭與筒體法蘭的的連接螺栓磨頭用螺栓固定到筒體法蘭上，其上固定有中心傳動機構(gòu)的傳動軸，因此，在這一端磨頭的螺栓上承受著最大的載荷，也就是說，這種螺栓承受著剪切和拉伸兩種作用。中空軸的安全系數(shù)比較大，因為考慮到中空軸是重要零件，如損壞將引起事故和停產(chǎn)，且是長期連續(xù)運轉(zhuǎn)，又是不更換的零件；同時還有一定的磨損。?、?驗算中空軸的彎曲強度 (514) 式中：—中空軸許用彎曲應(yīng)力，； —中空軸材料的疲勞極限，； —安全系數(shù)，一般取。把，代入公式512得：⑷ 中空軸所受彎曲應(yīng)力 (513)把代入公式513得：式中：—應(yīng)力集中系數(shù)，可查表51。⑴ 中空軸所受的彎矩 (59)式中：—彎矩，； —進料端主軸承處的支反力，； —主軸承中心線到危險斷面處的長度。本設(shè)計的中空軸和端蓋采用焊接的方式，中空軸材料采用的是，其。磨頭重力和磨尾重力也作為集中載荷，其作用點在磨頭(或磨尾)和筒體接觸面至支座(主軸承)支反力作用點距離的處。由于本設(shè)計的剝殼機是單筒，所以就無需分倉計算。⑴ 筒體重力、襯板重力，均看作是沿筒體長度均勻分布，其單位長度上受力為： (57)式中：—單位長度上受力，； —筒體有效長度。代入公式54得：⑷剝殼機運轉(zhuǎn)時，作用于筒體上的總載荷 (55)把代入55得： 中心傳動時滾圈的圓周力 (56)式中：—圓周力，； —剝殼機需要的功率，； —剝殼機筒體的轉(zhuǎn)速，； —滾圈最外面的半徑。一般情況下(剝殼機筒體轉(zhuǎn)速和研磨體填充系數(shù))，動態(tài)研磨體由上述三部分力所產(chǎn)生的合力，只比靜態(tài)研磨體的自重大，即： (53)式中：—動態(tài)研磨體產(chǎn)生的力。第5章 剝殼機主要零部件的強度計算 筒體 作用于筒體的總載荷剝殼機運轉(zhuǎn)時，作用于筒體的總載荷包括兩部分：一部分是磨機回轉(zhuǎn)部分的重力；另一部分是動態(tài)研磨體(包括物料)所產(chǎn)生的力。② 校核鍵的連接強度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查表得需用擠壓應(yīng)力，鍵的工作長度。此聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)如圖421所示。由式443可得： (443)聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩由公式443得： (444)柱銷中心分布圓直徑由公式444得： (445)由公式445可得：柱銷數(shù)，選取柱銷的數(shù)目為16。 (442)由公式442得： 由以上計算可得：選擇的鍵合格，能夠滿足所需的要求。② 校核鍵連接的強度鍵和軸的材料都是鋼，由查表得需用擠壓應(yīng)力，取其平均值，鍵的工作長度為：。由以上計算可得：故此聯(lián)軸器合格，能夠滿足所需的要求。 聯(lián)軸器Ⅰ的設(shè)計及鍵的校核減速器輸入軸徑為，輸出軸徑，電動機的軸徑，由此選擇聯(lián)軸器Ⅰ的型號為。由公式438得：表44 減速器的選擇傳動比公稱轉(zhuǎn)速（r/min）低速級中心距（mm）56輸入輸出16018020022425028031535540045050015027152131435676112170220310480查上表44得：選用減速機的型號為。 減速器的選擇 (438) 式中：—計算功率，；—載荷功率，；—減速器公稱輸入功率，；，—工況系數(shù)；—啟動系數(shù)；—可靠度系數(shù)。圖420 采用高速電動機的中心單傳動1—電動機；2—聯(lián)軸器Ⅰ；3—減速器；4—聯(lián)軸器Ⅱ 電動機的選擇剝殼機計算的參數(shù)：筒體的直徑 筒體的長度研磨體的裝載量 筒體的轉(zhuǎn)速填充率 筒體的質(zhì)量磨頭質(zhì)量 襯板質(zhì)量整個傳動部分質(zhì)量： (435) (436)式中：—剝殼機研磨體裝載量，；由于中心傳動磨機的機械效率，所以剝殼機所需的功率為： 用來克服機器啟動時研磨體的慣性力和在工作時機器可能過載的功率為：(~)從電動機到工作機傳動的總效率為： (437)式中：—聯(lián)軸器Ⅰ的效率，；—Ⅲ級減速器的效率，；—聯(lián)軸器Ⅱ的效率，；—滑動軸承的效率，；則電動機的輸出功率為：根據(jù)實際工作情況選擇電動機的型號為Y225M4，此電動機的滿載轉(zhuǎn)速為。 傳動裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計本設(shè)計采用的是中心傳動，傳動形式為單傳動，它通過電動機通過減速器，同時減速器的輸出軸與剝殼機中心線應(yīng)同在一條直線上。為了防止出來的物料從間隙中流出，造成物料亂揚，污染環(huán)境，出料罩兩邊用石棉墊2通過壓板3和螺栓4將其固定在出料罩上。 出料裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計本設(shè)計的剝殼機采用的是中心傳動邊緣卸料，其卸料方式與進料方式不同，需要在筒體上開卸料孔，再在其上加上出料罩，其具體結(jié)構(gòu)如圖419所示。螺旋進料筒裝在中空軸2的軸頸內(nèi)，并隨之一起旋轉(zhuǎn)。圖418 螺旋葉片進料端1—螺旋進料筒；2—進料端蓋；3—毛氈密封圈；4—進料漏斗 物料由進料口4進入右螺旋進料筒1內(nèi)，右螺旋進料筒由鋼板焊接而成，內(nèi)裝有螺旋葉片，葉片焊接在進料筒內(nèi)徑上。物料和水(濕法磨)或氣體(干法磨)通過進料裝置進入磨內(nèi)。如增大過渡圓角，用滾壓的方法提高軸表面的硬度和光潔度等。由于一般托輪軸的計算壽命均要求大于5～10年，其間的回轉(zhuǎn)次數(shù)即應(yīng)力變化次數(shù)，大于循環(huán)基數(shù)，故不必對疲勞極限的值進行壽命折算。圖417 托輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1—托輪軸；2調(diào)心滾子軸承；3—托輪校核計算如下： (434)式中：—許用安全系數(shù)，一般取為，選取=；—應(yīng)力集中系數(shù)，經(jīng)查閱《機械設(shè)計》附表31得：；—表面狀態(tài)系數(shù)，經(jīng)查閱《干燥設(shè)備》中表823得：；—絕對尺寸系數(shù)，經(jīng)查閱《干燥設(shè)備》中表824得：。所以，選取。 6. 托輪軸的計算及校驗彎矩計算：軸中部直徑，；軸中部的長度，；即。 (427)式中：—預(yù)期計算壽命，；經(jīng)查閱《機械設(shè)計》表133得：； (428)經(jīng)查閱《機械設(shè)計手冊》選取額定動載荷，23124型調(diào)心滾子軸承，選取。 5. 軸承的選擇計算① 額定動載荷： (425)由于軸承承受徑向力，即。托輪和滾圈寬度差應(yīng)大于2U，一般??；所以。托輪的寬度確定的原則是：工作狀態(tài)時托輪與滾圈保持全接觸。托輪材料一般用鑄鋼，并和滾圈相配用。 (420)式中：—滾圈形心半徑，； (421) (422) (423)通過以上的驗算，滾圈是合格的，能夠承受其所受的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。滾圈上的最大彎矩計算，時有最大彎矩。圖416 滾圈內(nèi)應(yīng)力分析矩形截面： (419)式中：—截面模數(shù)，,；其中:—滾圈截面高度，；④ 松套于墊板上無間隙時彎曲應(yīng)力計算 滾圈松套于墊板上，沒有間隙存在，即冷裝時所留間隙等于受熱膨脹所需間隙。取出半環(huán)如圖416所示，由A截面的變形條件：轉(zhuǎn)角為零()及水平位移為零。表43 滾圈外徑Dr的估算滾圈截面形狀筒體直徑（D，m）滾圈外徑（D，m）截面高度（D，m）矩形()D()D箱型3()D()D (413)式中：—筒體有效內(nèi)，； (414)式中：—托輪的外徑，mm； (415)式中：—滾圈的高度，；由上面式子可知，增大滾圈與托輪直徑之比，將導(dǎo)致滾圈、托輪的寬度加大，并增大摩擦功率，一般大直徑取小值，小直徑取一般取4左右由得。ZG310—570鋼制的托輪滾圈的許用接觸應(yīng)力選用400MPa。⑴ 滾圈與托輪的材料滾圈的作用是支承整個回轉(zhuǎn)體的質(zhì)量，使其能在托輪上回轉(zhuǎn)，因此滾圈和托輪都必須要有足夠的剛性和耐久性。表42 墊板的尺寸筒體直徑m～～～～4～墊板塊數(shù)1620242832墊板寬度mm200～230200～230200～240210～260240～280墊板厚度mm3035404550 3. 滾圈的計算 滾圈的強度計算包括彎曲應(yīng)力計算和接觸應(yīng)力計算。圖415 松套式滾圈得墊板與擋板型式1—墊板；2—擋板；3—間隙；4—擋圈表42為墊板尺寸的推薦數(shù)據(jù)。墊板之間的中心距為400～460mm。通過對上面滾圈的截面型式的分析，我所設(shè)計的滾圈采用截面形狀為矩形的滾圈。帶鍵滾圈的安裝比較麻煩，墊板需在安裝現(xiàn)場找正焊接。由于箱型滾圈內(nèi)圈中部有一段不加工，因此可設(shè)計成帶鍵滾圈。但由于截面形狀復(fù)雜，在鑄造冷縮過程中易產(chǎn)生裂紋等缺陷。中小型回轉(zhuǎn)設(shè)備中，矩形滾圈使用較多。矩形滾圈可以鑄造，也可以鍛造。⑴ 矩形滾圈 其截面是實心矩形，形狀簡單。為了確保潤滑效果，本設(shè)計采用了三路潤滑油路，分別潤滑的是：一是防止軸瓦的擦傷而設(shè)計的從軸瓦下端的油管引出的高壓油路，二是從撒油管噴出的這路潤滑油路，三是用油杯潤滑軸和密封圈這路油路。圖414 滑動軸承結(jié)構(gòu)圖1油管；2撒油管為了解決上述問題，在剝殼機啟動前，用高壓油泵從軸瓦底部供油，將軸浮起然后啟動剝殼