【正文】 mm? ? ? 因為在計算總載荷時已經放大了載荷的實際值，即 6532KN 為理論設計的載荷，而在計算面積的過程中都是以放大的方式得出結果，所以綜合計算過程已經不需要再次進行安全校核，得出的結果是理論的最大值，完全符合實際情況。 副支承高 壓油油槽面積的確定 根據總載荷和目前實際油泵的供油能力，考慮到泄漏因素，選取高壓泵為12MPa 的高壓油齒輪泵，所以則有 F=PS 36 5 3 2 c o s 3 2 1 2 1 0 ( )2 o P K P aS ? ? ? 22 336 5 3 2 c o s 3 2 6 1 3 8 0 . 2 3 ( )2 1 2 1 0 2 1 2 1 0Sm? ? ?? ? ? ? 2 ? ? 即副支承所開油槽為半徑為 270mm 的油槽。 — 半徑間隙， ? — 油的黏度） 潤滑油溫升 vbpWLDtCqC V LD V??????? 式中： vq 滑履的潤滑油的體積流量， m3/s； ? 滑履的摩擦系數； pC 潤滑油的比定壓熱容，約為 1680j/（ kg C?? ）～ 2100j（ kg C?? ）； ? 潤滑油的密度，約為 850kg/m3～ 900kg/m3，常取 pC =（ m3 C?? ）； b? 滑瓦表面?zhèn)鳠嵯禂?W/（ m2 C?? ），因滑履受重型載荷，且冷卻條件一般，故取 b? = W/（ m2 C?? ） 確定承載能力關鍵是求出軸承各點處的油壓 ,ijP 值。雷諾方程式如下 3( ) ( ) 6p p hhVx x z z x?? ? ? ? ???? ? ? ? ? （ 31） 式中 ： x滑瓦周向坐標： z滑瓦軸向坐標； p油膜壓力； h油膜厚度 oh=h (1+εcosα)； ? 潤滑油的動力粘度； V筒體表面的線速度。 令（ 31）式中 , hxR??????? 將（ 31）式寫成無量綱方程式 223 2 3 33 ( ) ( ) ( ) 6p p ph R h h V Rz? ? ???? ? ?? ? ?? ? ? （ 32） 對不同潤滑狀態(tài)下的動靜壓滑瓦進行計算： a) 磨機處于靜止狀態(tài)，高壓潤滑油站供給高壓油，計算滑瓦的承能力。 b) 磨機開始運轉，高壓潤滑油站停止供油，計算滑瓦的承載力。利用復化 Simpson 公式，求出水平和垂直的動靜壓承載能力。 滑瓦摩擦功耗的損失率 由于磨機動態(tài)研磨體和物料作用力基本向下，假定動態(tài)研磨體、物料及筒體的合力垂直向下并通過磨機中心，磨機二端軸承受力分別為合力 P，方向鉛垂向下，在主軸承支 承 的球磨機上，力 P分作用在支 承 軸瓦上。和 20 的滑瓦承受如圖4所示， P1， P2為每個滑瓦支反力，根據力平衡 o1o2P = c o s 3 2 P = 0 . 8 4 8 PP = c o s 2 0 P = 0 . 9 3 9 P (33) 汽車變速箱箱體三面鉆孔組合機床總體及右主軸箱設計 18 在由磨機軸瓦或滑瓦和回轉件組成的摩擦副中，由于存在摩擦系數 f，產生了摩擦阻力 Ｆ 和阻力矩 Ｍ ，其軸瓦或滑瓦損耗的功率 39。 m； N損耗的功率， kＷ 。 磨機滑履軸承支 承 時，每側滑履 支 承支 承 力為 P1 ， P2，滑環(huán)半徑 R2= kR1(R1為主軸承支 承 壓輥外徑，磨機轉速為 n，據式 (35)和式 (36)，二側滑瓦摩擦損耗的功率為 1 1121( ) 2 ( c o s 2 0 c o s 3 2 )2 1 .7 8 7 1 .7 8 79 .5 4 5 9 .5 4 5 9 .5 4 5ooP P fR n P fk R n P fR nN k k N? ?? ? ? ? (37) 滑履軸承支 承 二側滑瓦摩擦功耗的損失率為 ： 7 5NNkk??? ? ? (38) 壓輥外徑 d1≈ D (D 為磨機內徑 )。 則 d2= ( ～ ) d1 即 R2= ( ～ ) R1 故 k= ～ 由公式 (37)得滑履支 承 滑瓦摩擦功耗與主軸承支 承 軸瓦摩擦功耗的損失率關系為 h2= (～ )h1 (39) 根據 中心傳動滑履 支 承支 承 滑瓦摩擦功耗的損失率 h2= (～ )h1≈ (～ )% 取平均值 h2≈ % 該數值大大高于主軸承支 承 軸瓦摩擦功耗 %的損失率，對于大型磨機，由于電機鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2021 19 功率很大，巨大的滑瓦摩擦損耗應引起足夠的重視，滑履軸承支 承 增加了無用能量的消耗。 通過對磨機滑履支 承 滑瓦摩擦功耗的計算研究看出，采用滑履支 承 比采用主軸承支 承 軸瓦摩擦功耗大大增加，前者是后者的 ～ ；滑履支 承 磨機的傳動機械效率由 (92～ 94)%下降到 %，降低幅度很大。 汽車變速箱箱體三面鉆孔組合機床總體及右主軸箱設計 20 4 密封裝置設計 密封的原理 密封是機械設備中十分重要的問題，最常用的密封方法，就是消除零件結合面之間可能引起滲漏的間隙。因此，常在兩個零件結合面之間設置彈性或者塑性較好的附加密封件，如橡膠圈、填料或者墊片等。在有 些情況下，不采用附加密封件，而依靠零件本身在外界鎖緊力作用下的變形來使間隙消滅。如果設備的密封性能不好 ,將造成漏油、漏水、漏氣、漏灰、漏料等 ， 不但造成浪費 ,還會影響機械設備的正常運轉 ,同時還會造成環(huán)境污染。為了減少摩擦與發(fā)熱，防止膨脹卡死或者由于 粉塵過多引起物料卡死狀態(tài)所以不得不在密封面之間保留一定的間隙，因此需要在外面密封，故選擇用壓板壓住密封橡膠圈并且用螺釘固定的方式來間接密封。 1 環(huán)形壓板 圖 41 密封局部示意圖 密封 理論校核 鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2021 21 在高速旋轉的密封裝置中，可以利用離心式或軸流式鼓風機相類似的原理產生一定的壓頭，來阻止流體從間隙中漏出。 因此在我們采用的密封方式中需要采用幾種方式合起來，成為組合式密封結構。在有些情況下，適當的泄漏是延長密封件工作壽命所必需的，因此，在必要時可以在密封裝置的外側設置槽溝、甩油環(huán)或擋板等，以使泄漏出的重新流入設備內部。 筒輥磨屬封閉式粉磨系統(tǒng)，要求有嚴格的封閉性，采用 這種 密封能有效的防止粉磨過程中粉塵的外泄，保證筒體的密封性； 這種 密封采用 45鋼 加工，端蓋密封要與筒體保持同心， 橡膠槽需精加工，要嚴格保持與筒體同心，端蓋密封與筒體的結 合面要精加工 。 只要 保證制造的精度要求和裝配誤差的控制，此種 密封 方式在理論上是可行和可靠的。 目前 ,動靜壓油膜軸承正朝著高速、高精度、重載化方向發(fā)展 ,但其研制工作還處于用戶設計階段 ,還有許多需要突破和解決的技術難題 ,還沒有形成一 套較成熟的高精度動靜壓軸承設計理論體系 . 因此對于高精度動靜壓軸承的設計和研制具有重要的理論和實際意義 . 設計原理 目前無論是主軸承還是滑履軸承都是采用高低壓潤滑系統(tǒng)這種軸承是在軸瓦上適當的位置開設一個或是幾個高壓油腔，并配一套高低壓潤滑稀油站。該油膜使軸頸與軸瓦表面達到完全脫離金屬接觸，從而降低磨機啟動載荷。 設計內容 目前高壓油腔結構大致分為兩種形式。長方形油腔加工方便，在油腔面積相同的情況下，潤滑油在軸向的泄漏途徑最長，便于形成油膜，如果油腔邊緣距離瓦體邊緣距離 L過小，潤滑油容易造成過早泄漏，不容易把磨機頂起，過大則影響油膜的形成，一般如果每個滑履軸承采用兩塊滑履瓦在圓周方向的夾角在 24度到 30度之間，油腔包角在 4到 6度之間，高壓油腔深度取 3到 5毫米。因此滑履軸承絕大部分時間是在動 壓潤滑狀態(tài)下運轉的，由此可見，低壓供油裝置的設計是滑履軸承運轉的關鍵因素之一。采用噴油與油槽帶油相結合的方法，當輥圈轉入到第二個滑履瓦時，輥圈從油槽帶油，從而起到潤滑第二個滑履瓦 的作用。 油 膜形成時間長； 結構復雜；互換性差 這三個問題是主要的問題。同樣當輥圈裝入第二個滑履瓦上。兩個滑履瓦安裝相同規(guī)格的帶油槽，有很好的互換性。 動、靜壓油路原理圖 下圖為滑履支承系統(tǒng)中稀油站原理圖，高壓泵與低壓泵通過單向閥來進行控制。 1 高壓泵濾油器（銅絲） 2 高壓泵 3 溢流閥（高壓） 4 單向閥 5 低壓泵濾油器（銅絲） 6 低壓泵 7 溢流閥（低壓） 8 單向閥 9 精濾油器（ ZUH253P） 10 儲能器 11 分流閥 1 13 固定式分流、集流閥 圖 51 油站潤滑原理圖 6 溫控裝置設計 汽車變速箱箱體三面鉆孔組合機床總體及右主軸箱設計 24 滑履溫度升高 , 使?jié)?滑油的粘度降低 , 承載能力下降 , 甚至造成干摩擦 , 嚴重的還會引起燒瓦。此外 , 環(huán)境溫度也是影響滑履溫度升高的重要因素。 滑環(huán)溫度的升高來源于磨內熱量的傳導 , 因磨尾水泥的溫度最高 , 為此我們在磨尾襯板下面鋪設了一層耐沖擊、耐撕扯、具有較高強度的隔熱材料 , 以阻斷磨內向 磨尾滑環(huán)的熱傳導 , 減少滑環(huán)的溫升。 滑履軸承的潤滑是采用高低壓供油 , 一般在磨機啟動前和停磨時開動高壓系統(tǒng) , 在正常運轉時由低壓系統(tǒng)供油。 另一路通到滑履罩上方的淋油管 , 對滑環(huán)上部進行冷卻降溫。 同時潤滑油經過摩擦面時 , 能將其中的熱量帶走。潤滑油經過滑履之后溫度升高 , 因此油站的冷卻器需要對其進行冷卻。為保證潤滑油的冷卻效果 , 設計中采用了壓損小、具有高效換熱能力的進口板式冷卻器。 c) 滑履罩上安裝透氣罩 , 增加散熱能力。有些廠家在滑履罩的上方 開設透氣孔 , 加設了透氣帽 , 使熱氣從上面排出 , 但沒有考慮氣體對流的問題。 d) 在滑瓦夾板上增加潤滑點。雖然一般情況下磨機不承受軸向力 , 但不可避免夾板與滑環(huán)之間會產生摩擦。但原先的結構使?jié)?滑油不易達到摩擦面 , 造成夾板與滑環(huán)之間干摩擦 , 使夾板磨損 , 還產生熱量 , 設計中在夾板上開設了油槽 , 采用了強制供油 , 將油直接注入摩擦面中 , 增加了摩擦面的潤滑能力。 本設計采用反求的設計方式設計，可以大大的減少人力、財力、資金等方面的資源浪費，而且縮短了設計的周期。 理論方面的分析包括對 滑履支承的 結構、受力情況、工作情況、工作環(huán)境、保養(yǎng)、維修等方面 的 結果可作為 再次創(chuàng)新 設計的理論依據。所以今后的發(fā)展方向要綜合迷宮密封的優(yōu)點結合橡膠密封的穩(wěn)定性與一體的密封方式。能量代用系數達 ～ , 比輥壓機較高； f) 可用于水泥終粉磨、生料粉磨和礦渣粉磨； g) 設備可靠性較輥壓機要高 , 運轉過程中 , 振動?。? h) 設備布置緊湊 , 占地少 , 流程簡單 , 易于操作和粉磨品種的快速轉換。 設計內容可以作為設計或者制造筒輥磨的支承和密封方面遇到的問題具有一定的參考價值。 以前 我 對筒輥磨了解不多，實踐知識更是不足，但 葛院長 和 倪文龍 老師總是耐心地 給我講解有關方面的知識，及時了解我設計中遇到的難題，使我得以在短時間內完成設計工作，同時 還 教導我不管是在以后的工作還是學習中，都要保持治學嚴謹的態(tài)度 ，我想這對我以后的工作學習會有很大的幫助