1、目錄 1 前言 . 1 2 SF500/100 打散分級機的總體設計 3 2.1 總體方案論證 3 2.2 機體主要尺寸的確定 4 2.3 風輪電機的選型 5 2.4 打散電機的選型 . 10 3 主梁及機架的設計 . 12 3.1 主梁的設計 . 12 3.2 機架的設計 . 14 3.3 機架一與機架二連接螺栓的校核 . 16 4 設備的安裝 . 19 4.1 安裝總順序 . 19 4.2 頂部蓋板及機架的安裝 . 19 4.3 內外筒體的安裝 19 4.4 回轉部件的安裝 19 4.5 傳動系統的安裝 20 4.6 潤滑系統的安裝 20 4.7 風扇及檢測系統的安裝 20 5 設備的日常

2、維護 . 21 6 結論. 22 參考文獻 . 23 致謝. 24 附 錄. 25 鹽城工學院畢業設計說明書2006 1刖言 打散分級機是在九十年代初開發問世的新型料餅打散分選設備，集料餅打散 與顆粒分級于一體，與輥壓機配套使用，構成獨立的擠壓打散回路?？梢韵?壓機邊緣漏料和開停機過程中及正常工作時未被充分擠壓的大顆粒物料對后續 球磨系統產生的不利影響，獲得大幅度增產節能的效果。進入80年代中期后， 輥壓機因其高效、節能、低耗等特點，在世界范圍內得到了廣泛應用。隨著輥壓 機的推廣應用，雖然擠壓過的物料中有70%、于2mn顆粒，并且有約占總量25 30%、于0.08mm的成品，但是仍有約占總

3、量1O15%大于5mm的大顆粒，并且隨 著輥壓機使用周期的加長側面擋板磨損后而未能及時更換，大顆粒物料的比例將 加大。因此，擠壓過物料的顆粒分布很寬， 使得后續球磨機的配球較難適應上述 物料，影響系統產量的進一步提高。因而水泥生產商迫切需求某中設備來對輥壓 過的物料進行打散分級處理，將大顆粒物料返回輥壓機，細粉進入球磨機。為了 進一步完善擠壓預粉磨系統，使得進入后續粉磨系統的物料顆粒小而均齊，成為 各國擠壓預粉磨技術研究的主要內容，國內外各大水泥裝備公司相繼開發出多種 設備和新工藝來達到上述目的。而打散分級機就是在上述背景下誕生的新型料餅 打散分選設備。 本課題來源于江陰水泥廠，由于該廠長期使

4、用輥壓機，但一直受到產量不高 的影響。因而他們迫切希望能設計出一臺打散分級設備與輥壓機聯合使用來提高 預粉磨系統的產量。為此，他們特地委托本單位設計SF500/100型打散分級機。 同時也給出了兩個基本生產能力參數： a. 臺時產量80110t/h ； b. 分級粒徑0.22mm通過調頻電機變速實現。 為此，我們在咸斌老師的指導下，根據廠方提出的要求及提供的數據首先進 行了方案的提出與論證，經過研究決定：打散采用離心沖擊粉碎的原理， 經輥壓 機擠壓后的物料呈較密實的餅狀，由對稱布置的進料口連續均勻地喂入， 落在帶 有錘形凸棱襯板的打散盤上，主軸帶動打散盤高速旋轉，使得落在打散盤上的料 餅在襯板

5、錘形凸棱部分的導向作用下得以加速并脫離打散盤，料餅沿打散盤切線 方向高速甩出后撞擊到反擊襯板上后被粉碎。由于物料的打散過程是連續的，因 而從反擊襯板上反彈回的物料會受到從打散盤連續高速飛出物料的再次劇烈沖 擊而被更加充分地粉碎。錘形凸棱主要作用是避免物料在打散盤上打滑，使甩出 的物料具有較高的初速度，從而獲得較大的動能，能夠有力地撞擊沿打散盤周向 布置的反擊襯板，用以強化對料餅的沖擊粉碎效果。 經過打散粉碎后的物料在擋料錐的導向作用下通過擋料錐外圍的環形通道 進入沿風輪周向分布的風力分選區內。物料的分級應用的是慣性原理和空氣動力 學原理，粗顆粒物料由于其運動慣性大，在通過風力分選區的沉降過程中

6、，運動 狀態改變較小而落入內錐筒體內被收集，由粗粉卸料口卸出返回，同配料系統的 新鮮物料一起進入輥壓機上方的稱重倉。細粉由于其運動慣性小，在通過風力分 選區的沉降過程中，運動狀態改變較大而產生較大的偏移， 落入內外筒體之間被 收集，由細粉卸料口卸出送入球磨機繼續粉磨或入選粉機直接分選出成品。 由于打散分級機是為完善擠壓預粉磨系統而設計的，所以整個設計過程圍繞 提高系統產量，降低能耗，減少成本而展開。 因為打散分級機的設計以提高產量 降低能耗為目標，響應了世界節能的口號，所以將得到政府的支持，用戶的青睞, 具有廣闊的市場前景。 本課題有我和其他兩位同學完成，我主要負責機器的總體設計協調三人的工

7、作以及機架部分的設計。 27 2 SF500/100打散分級機的總體設計 2.1總體方案論證 已知條件：臺時產量 80110t/h，分級粒徑0.22mm 總體方案結構示意圖： 2 A 5 fi 圖2-1打散分級機的結構 1.風輪電機 2.打散盤 3.打散電機 4.反擊襯板 5.擋料錐 6.風輪 7.回風筒 8.分級區域 9.內筒體 10.外筒體 11.進料口 12.粗粉出料口 13細粉出料口 圖2-1為打散分級機的結構圖，物料由進料口 11進入打散分級機，落在打 散盤2 上,打散電機3通過帶輪帶動打散盤旋轉，物料在離心力作用下脫離打散 盤高速甩出，沖擊在反擊襯板4上得到粉碎，然后由于擋料錐5的

8、阻擋作用沿擋 料錐邊緣下落進入到分級區域 8,風輪電機1直接帶動風輪6旋轉形成風場，物 料進入分級區域后在風場的作用下實現分級，由于大顆粒物料慣性大，運動狀態 改變小，徑向偏移小，掉如內筒體 9內，由粗粉出料口 12排出，小顆粒物料由 于慣性小，徑向偏移比較大，掉入外筒體10與內筒體之間，由細粉出料口 13排 出。 該機由于風輪與打散盤的空間布置處于同一軸線上， 但是兩者的轉速又不相 同，軸的布置是關鍵問題，經過和老師以及同課題組人員的討論， 最后決定采用 中空軸結構。 機體主要是這樣一種結構，外筒體通過螺栓與預埋鋼板相連將整臺機器固定 于建筑物上，內筒體通過支架固定于外筒體上，回風筒通過支架

9、固定與內筒體， 內外筒體以及回風筒要保證處于同一回轉軸線上，外筒體上端由頂板密封，頂板 上焊有主梁以承受機架及電機的重力所帶來的壓力同時保證頂板有足夠的剛度 而不變形，主軸通過軸承安裝在中空軸內，風輪通過調頻電機帶動主軸而直接帶 動，中空軸通過軸承安裝在固定于機架的套筒上，打散盤裝在中空軸上，打散電 機通過帶輪帶動中空軸從而實現打散盤轉動。在機架上還設有布置對稱的進料裝 置，能使打散后的物料形成較為均勻的環形料幕進入分級區域，從而達到理想的 分級效果。 2.2機體主要尺寸的確定 根據分析打散分級機的分級過程與離心式選粉機和旋風式選粉機均有相似 之處。由于分級設備的生產能力與選粉室截面積近似成正

10、比，即： Qs=KD2（ 2-1） Qs 設計用產量單位t/h ； D 打散分級機的直徑單位m K 生產能力系數。與物料的性質，產品細度等有關。對于生產 325號及 425號常用水泥時，K值為5.25。 由于通用分級設備的分級效率一般為 7585%我們取保險效率80% 那么我們設計用產量： Qs=Q/（2-2） Q 打散分級機的臺時產量單位t/h ; 打散分級機的效率。 為保證能達到最大生產能力，我們以要求的最高產量110t/h作為設計依據， 根據公式（2-2 ），我們得到設計用產量為 Qs=137.5t/h。再根據公式（2-1 ）得 到打散分級機的直徑D=5.07m我們將D取整得到打散分級機

11、的直徑為 5m再參 照旋風試選粉機各部分的尺寸比例： d =0.438 0.527D（2-3） df =d/3（2-4） dd =0.4d（2-5） d打散分級機內筒內徑單位m df 風輪的直徑單位m d d打散盤的直徑單位m 由公式（2-3 ）得到打散分級機的內筒內徑為2.1902.635m，我們取 d=2.50m,再根據公式（2-4 ）得風輪的直徑為0.833m,我們取整的d f =0.8m, 同樣根據公式（2-5）得打散盤的直徑為dd=1m L 1=0.2d（2-6） L1打散盤襯板表面到物料進入分級區域的高度單位m L2物料剛進入分選區的點到內筒上截面的高度單位m 這樣我們得到L1=0

12、.5mo 根據離心式選粉機的L2/ Li知道，當比值在0.80.5或更小時分級效力很 低，當比值在21.82時分級效果最好，那么L2的范圍為10.91m,我們取靠 中間的數值，定L2=0.94m。確定了這些基本尺寸，接下來我們進行粒子的受力 分析以及風輪電機的選型。 2.3風輪電機的選型 首先我們進行風壓、風速的計算。已知條件為物料的分離粒徑0.22mm以 及上面計算所得的L1=0.5m, L2=0.94m。同時我們通過查閱資料可以得到所處理 物料的密度為1450kg/m3。 分析：由于所處理物料的粒徑大于100 Am屬于大顆粒物料的沉降，再加 上重力方向上又沒外加上升氣流的影響， 所以單純由

13、于物料顆粒速度的增加而產 生的阻力較之重力而言遠遠小于重力。因此，在重力方向上我們先忽略空氣阻力 的影響，將物料在重力方向的運動看成單純的自由落體運動，那么我們可以根據 以上分析及已知的數據算出粒子經過風場的時間： 上=.2山L2)/g2LJg(2-7) t物料粒子經過風場的時間單位s。 代入數據得到t 0.223s。 由分級原理可知道，要實現物料的分級，那么在0.223s的時間內，所需分 選出的物料粒子在徑向的位置必須要到達內筒的外緣。為保證分級效果，我們設 計讓粒子在0.2s內到達內筒的外緣，根據上面對打散分級機基本尺寸的確定， 粒子剛進入分級區域的點到內筒邊緣的徑向距離為： x=(d-

14、d d )/2-(2-8) x 粒子剛進入分級區域的點到內筒邊緣的徑向距離單位m 打散盤邊緣到襯板的徑向間隙單位m 而打散盤邊緣到襯板的徑向間隙一般為0.080.1m。所以由公式(2-8) 我們得到粒子剛進入分級區域的點到內筒邊緣的徑向距離x=0.67m。 假設風輪旋轉所形成的徑向風速為Uo，物料粒子在不同時刻的速度為 Us， 得到粒子的運動微分方程為： (2-9) dx= U s dt p=u2/k 根據常溫常壓下風速與它形成的動壓關系: (2-10) U風速單位m/s； P動壓單位Pa； K 風速動壓轉換系數，與空氣的密度 ? a及重力加速度g有關，常溫常 壓下為1.6左右。 這就是說當風

15、速為U時，風對靜止物體的垂直作用面所產生的壓力為u2/k （Pa）,由于大氣壓對物料粒子形成的作用力在各作用表面上相互抵消，因此在 此不考慮大氣壓的影響。根據上訴分析，風速對運動顆粒形成的壓力為： P=（ U0- Us）2/K（ 2-11） 根據牛頓第二定理，顆粒體的徑向運動方程為： P . A=m . d Us/dt（ 2-12） A 顆粒水平方向的投影面積（這里將顆?？醋髑蝮w）單位m2 ； m顆粒的質量單位kg。 m= t A （4/3）二 R3（2-13） R 顆粒的半徑單位m 將公式（2-13）代入（2-12 ）并整理得到： P=（4/3）R. r a. d Us/dt（2-14） 再

16、將公式（2-11 ）代入公式（2-14）并整理得到： （U0- Us） 2/K=（4/3）R.匸 a. d Us/dt（ 2-15） 將常數代入并整理運算得到： 3.23275 10* dt /R= d Us/（U。- Us）2（ 2-16） 令：=3.23275 10 鼻; 則公式/ 2-16）為: :dt/R= d U s/（U。- Us） 2/2-17） 將公式/ 2-17 ）積分得： :.t/R=1/ / U0- Us）+C/2-18 ） 由初始條件t=0, U s=0的到積分常數：C=1/ U0，貝U公式/ 2-18）為: :.t/R=1/(U0- Us) + 1/ U (2-19)

17、 (2-20) (2-21 ) 根據/ 2-19）我們可以得到顆粒的運動速度Us為: Us= U1-1/ /U.： .t/R+1） 將公式/ 2-20）代入公式/ 2-9）得到： dx =U1.t/ R 1）dt 對公式(2-21 )積分并有初始條件t = 0, x = 0的到： R x=UtIn (U:t/R 1)( 2-22) aU 0 根據公式(2-22 ) 以及上面分析得到的數據： x =0.67m,t =0.2s,： =3.23275 10 二 R = (0.2 2)/2mm = 0.1 1mm。我們可以反 算出 U0 =5.75 12.53m/s。 根據風輪風速與扭矩的關系： 1

18、32 Tr3CT( )Uo(2-23) 2 T 風輪的扭矩單位N.m； t空氣的密度，常溫常壓下取 1.2kg/ m3 ； r 風輪的半徑單位m Ct( )葉尖速比時的扭矩系數。 (2-24) (2-25) (2-26) -r /U 0 風輪轉動的角速度單位rad/s 風輪的驅動功率為: 123 Pq 二T， ?r Cp( )U。 Pq 風輪的驅動功率單位W Cp(,) 風能利用系數。 Cp()=，Ct () 由圖2-2知道當轉子轉速達到750r/min以上時分級效率提高不大，而且隨 著轉子轉速的提高機體的振動將會加劇，因而機體所受的復雜交變應力將大幅上 漲，這將大大降低機器的使用壽命。所以在

19、此我們將平均工作轉速取為 650r/min， 這也與我們最初設計時用的效率二80%比較接近。 圖2-2 牛頓效率與轉子轉速的關系 根據上述分析我們根據公式（2-24）我們得到： = r/U0 = -n=2.1724.733（ 2-27） 60U0 我們取分級2mm顆粒時所用的風速為調頻電機功率選型的依據，也就是取 2.172。我們根據圖2-3可以知道此時的Cp（J = 0.035 103我們可以根據公式 （2-25）得到風輪的驅動功率 Pq、20755W=20.755kW同樣如果我們取0.2mm顆 粒粒徑計算，我們得到風輪的驅動功率為 Pq、15760W=15.760kW為保證能將2mm 的顆

20、粒分出我們只能取20.775kW以上的調頻電機，實現不同粒徑粒子的分級只 能是依靠調速。 由于風速的三次方代表能量的輸出，轉速的平方代表能量的輸入，根據能量 守恒知道，兩者相等。也就是成正比關系，據此我們得到： 0 min /U 3 0 max 2 nmin / n max (2-28) U 0min 分級機最小風速 即5.75m/s ； U 0max分級機最大風速 即12.53m/s ； nmin對應最小風速下的轉速單位r/min ； max對應最大風速下的轉速單位r/min 。 這樣我們可以得到： n min/ nmax=0.31，再根據平均轉速650r/mi n得到 nmin =308r

21、/min， nmax =992r/min。這樣得到調速電機的調速范圍為必須大于 308992r/min，調速電機的最低轉速不需要保證，但最高轉速一定要保證，也 就是所選電機的額定轉速一定要大于992r/min 。 圖2-3關系曲線 Fig. 2-3curve 由于上面風輪直徑是通過經驗公式所得，為確保數據偏差不至于過大我們再 通過其他方法驗算一下。根據實用機械設計手冊 （下）第十三章第四節風機葉輪 設計知識：徑向彎曲葉片葉輪適用于冶金、排塵、燒結等工業，本設計決定采用 此結構，風輪輪廓如圖： 圖2-4風輪結構簡圖 根據公式（2-10 ）及算出的風速得動壓為 P : 98.1 Pa。由于通用分級

22、設備 的靜壓損失一般為 200Pa250Pa，考慮工作條件不利，略取大點。取靜壓 FSt =260Pa，全壓 Pq = P Pst : 360Pa。 葉片形式 % P2 徑向直葉片 90o 90o 后傾直葉片 100o 150o cosP2 =“ cos% D2 前彎曲葉片 100o 140o 25o 45o 徑向彎曲葉片 110o 150o 90o 后彎曲葉片 140o 150o 20o150o 表2-1 根據表我們我們取S =110 , 2 =90 , 一般徑向彎曲葉片系數在0.35 0.55間（由該書表13-121提供）。我們取，=0.4。葉輪外徑： D=6.：Pq（2-29） 兀n、

23、我們根據公式（2-29）及已知數據得D = 0.805m，我們取整得D = 0.8m 0 跟 經驗公式推算的偏差不大。 綜上所述，我們根據電機的功率要求為 20.775kW以上，調速范圍不小于 308992r/min。據這兩個要求我們選用 Y180L-4型號的電機。由于是立式安裝， 我們選用V1型。額定功率P=22kVy滿載轉速1470r/min。 2.4打散電機的選型 根據與指導老師以及同課題人員的討論研究發現打散分級機的打散方式與 反擊式破碎機的破碎過程十分相似，所以我們仿用上面的部分參數及公式進行設 計，因為打散分級機處理的是輥壓機輥壓過的物料，所以料餅的硬度相對于反擊 式破碎機所處理的

24、物料而言相當小，因此打散分級機對物料的打散過程與破碎機 的粗碎過程更為相似，因此我們取用于粗碎時的破碎機的參數及公式來進行計 算。因為板錘的數目和轉子的直徑有關，當轉子的直徑比較小時板錘的數目就少。 通常轉子的直徑在1m以下時可裝設3個板錘，轉子直徑在11.5m時可裝46 個板錘，轉子的直徑為1.52m時裝610個板錘，物料硬度大時可適當取多點。 根據上面確定的打散盤的直徑dd =1m，我們可以將板錘取為6個。轉子的圓周 速度對破碎機的生產能力、產品的細度和粉碎比的大小取決定性作用，速度高生 產能力、粉碎比都顯著增加。一般粗碎時為1540m/s,細碎時4080m/s，因 為打散分級機的打散過程

25、相當于粗破碎過程，再根據轉子的直徑可換算出轉速約 為287765r/min。根據反擊式破碎機的功率消耗所用的經驗公式： (2-30) N電機的功率單位kW K 比功耗，kW.h/t。比功耗視破碎物料的性質、破碎比和機器的機構特 點而定。等石灰石硬度時，粗碎時取 K=0.51.2 ;細碎時取K=1.22。由于打 散分級機所處理的物料較石灰石而言，硬度小的多。我們可將K值適當取小點， 以免選用電機功率過高，電機長期不滿載工作，造成能量的浪費，這里我們取 0.3。那么我們可以得到N=41.25kW。 速度可以由下式確定： I576 V ： 0.01.峯/3（2-31） 、二物料的抗壓強度單位Pa；

26、E物料的彈性模數單位Pa； :物料的密度單位kg/m3。 由于公式（2-30）沒有反映出破碎比和錘頭質量這兩個因素，所以上式計算 出的速度只能作為速度選擇的參考。 沖擊時間可以按下式確定： (2-32) t =2.48R/v R料塊的半徑單位m。 據有關文獻記載，當直徑為1米的轉子轉速在500r/min時，物料的沖擊作 用時間不到0.01s，破碎力很強大，足夠使物料得到有效的破碎。打散分級機所 處理的物料硬度比較低，500r/min的轉速足夠使物料得到有效的粉碎。但是由 于打散分級機進料口進來的物料直接落在打散盤上，轉速過低滯留在打散盤上的 物料將增多，這相當于增加了打散盤的質量一一即轉子的轉

27、動慣量增加，增加了 轉子以及傳動軸的額外負載，這對傳動部件是極為不利的，尤其是傳動方式采用 立式時。但是轉速過高又將加劇機體的振動，機體受到的復雜交變應力增加。 綜 合以上分析，以及參照其他破碎設備打散分級機打散盤的轉速取500r/min為佳。 因此，根據功率和轉速的數值我們采用 丫280M-8由于是立式安裝，所以選用y 型。額定功率P=45k，額定轉速n=740r/min。以下回轉、傳動部分的具體設計 校核由同課題組人員完成，在此不再細訴。 3主梁及機架的設計 3.1主梁的設計 根據我們方案中的結構上部蓋板為直徑 5.5m左右的鋼板制成的圓形蓋板， 經討論決定主梁采用大型槽鋼焊接成 井字形梁

28、以提高蓋板的剛度及承受上部 機架的重量。由于機架是臺型柱腳形式(后面設計中將提到)且為對稱形式，所 以四個柱腳所受到的力近似相等，均勻作用于主梁上。為使主梁對鋼板的壓力盡 量小，這就要求主梁在受力作用下變形盡量要小，所以我們先選用32b號槽鋼, 然后進行強度及剛度校核。 主梁結構的形式、幾何尺寸及受力情況如圖3-1 : 圖3-1 主梁的結構圖 P1 風輪電機及機架及回轉件對梁的作用力單位N; P2 打散電機及機架及回轉件對梁的作用力單位No 根據機架、回轉件所用材料及數量以及選用的電機我們可以得到 B、2800kg，m21000kg。那么我們可以的到： R = G1 / 4 二 Km1g /

29、4(3-1 ) P2 二 G2/4 二 Km2g/4(3-2 ) K保險系數，對重型機械一般取 1.5 o 因此根據上面兩條公式我們得到 P1=10.5 kN，P2=3.7 kN。由于P?是對稱 分布的，所以我們將力的作用點移到主橫梁上時產生的附加扭矩相互抵消，如圖 3-2所示。由于我們設計時要求對蓋板的壓力盡量要小， 所以我們不考慮蓋板對 主梁的支力，而將梁看成是簡支梁的力學模型，如圖 3-3所示。 (l-C r 1 1 ： P1 P1 P2 P2 P1 P1 P2 P2 圖3-2梁受力簡圖 圖3-3梁的受力模型圖 根據圖3-3我們的到如下公式： Pa R = R P 卩2 卩2 Pa.(L

30、i L2 L3 L4 L5) =R(L2 L3 L4 L5) Pg L4 L5) P2J L5) P2L5 R(Li +L2 +L3 +L4 +L5)=卩2館 +L2 +L3 +L4)+ P2(Li +L2 +L3)+R(Li +L2)+RLi 根據上面三條公式以及已知的數據我們可以算出：Pa 12.1576 kN， R =16.2424 kN。這樣我們已經知道了所有的受力，再結合已知的力的作用位置 就可作出彎矩圖如圖3-4所示： 圖3-4梁的彎矩圖 根據材料力學的知識知道: max (3-3) 匚max 梁的最大彎曲應力 單位Mpa M max梁的最大彎矩單位kN.m； W抗彎截面模量單位c

31、m，對于32b槽鋼 W=509.012DmJ3。 這樣我們可以算出二max=51.9MPa，但是機器工作時將會產生動載，據有關 文獻記載，大型機器工作時對機座的載荷將提高到原來靜載的23倍，特別是 在機器的啟動過程中，也就是說主梁可能面臨短時的150MPa左右的高載荷，查 閱資料可以得到槽鋼材料的許用應力為二=160MPa，可見已經滿足要求 3.2機架的設計 根據我們最初的方案，以及同課題組人員設計的回轉部件的具體尺寸以及安 裝位置，我們進行機架的設計，在以機架能順利安裝上零件并能順利運轉， 機架 構件不影響主件的運動為前提條件下， 考慮具體的工況，經過和老師及同課題組 人員的討論決定，采用焊

32、接件的形式， 柱腳采用18號槽鋼，并用10槽鋼作為附 撐，蓋板采用Q235A鋼板，厚度20mm具體結構形式及受力情況見圖。 圖3-5機架1的簡圖及力的分布 和主梁的分析一樣，根據支撐物件所用材料及數量可以得到機架1所受的壓 力為P : 35kN，通過四個柱腳及附撐傳遞到主梁上，由于機架自身的對稱性， 我們可以把力看作是均勻分布于機架的四端面，這樣我們可以的到 q 10.12kN/m。一般來說機架受壓應力的作用而被破壞的情況是很少的，所以 我們不去校核機架柱腳的抗壓強度而只校核橫梁的彎曲強度，為保證焊縫的受力 盡量的小，我們光去考慮支撐的作用， 這樣我們可以的到這樣一個力學模型， 外 伸梁的形式

33、如圖3-6 : 10.12kN/m 圖3-6機架1的端邊受力模型 同主梁的計算過程一樣我們很容易得到：Pa = Pb二4.375 kN 彎矩圖為： 圖3-7機架1橫梁彎矩圖 根據公式（3-3 ）再查閱資料知道 10槽鋼的 w=39.7cm3，計算的到 -max : 13.1MPa，由于槽鋼許用應力為- =160MPa，可見足夠滿足強度，而且 椐分析過程知道機架橫梁的主作用力來自于附撐，而對兩端的焊縫作用力很小。 機架的剛度決定了機架在工作過程中變形的大小，其實對于機架的設計而 言，剛度的研究比強度更有意義，因為機架由于壓力的作用而被破壞的情況是比 較少的。但機架隨著工作時間的增加會慢慢的變形，

34、這就要求機架有足夠的剛度， 否則隨著機架的變形而導致傳動件位置的變動，機器的工作能力就會降低。根據 壓桿保持平衡能力的最小臨界力公式（3-4）： 兀2EI Fcr = -（ 3-4） Fcr臨界力單位N； E 材料的彈性模量單位Gpa對槽鋼材料為205GPa I 慣性矩 單位cm4，對18號槽鋼為1369.9 cm4 ； l 機架高度單位m 根據機架一的設計高度為0.46m,再由公式（3-4）及已知數據得 Fcr =13.1 104kN，比較可知機架一受到的力遠遠小于 Fcr，也就是機架具有足 夠的強度，滿足要求。機架二、機架三所受的力較機架一而言要小，幾何尺寸也 相差無幾，根據機架一校核所的

35、數據知道，無論是強度還是剛度都遠遠滿足，所 以據經驗判斷肯定滿足。反而是機架一與二之間的連接螺栓由于皮帶對軸拉力作 用產生彎矩，受拉一邊的螺栓受力比較大需要進行校核。 3.3機架一與機架二連接螺栓的校核 在校核之前我們必須算出皮帶通過帶輪作用于軸上的力，因為這個力是直接 通過機架傳遞給螺栓的。下面是求對軸作用力的公式： Fq ： 2zF0sin（3-5） 2 p 2 5 F。=500上（1） qv2（3-6） vz Ka Fq軸所受的拉力單位N: z 皮帶根數，從同組人員那得到的數據為5根； F單根皮帶初拉力單位N; 1小帶輪的包角； Pea 計算功率Pcr=KaP，Ka工況系數，P實際功率；

36、 v帶輪的圓周速度單位m/s； Ka 小帶輪的包角系數； q每米帶長的質量單位kg/m。 根據同課題組人員設計的傳動部分，我們可以得到以下數據：Pca =63kW v 12.4m/s，z=5，:/171.30，Ka=0.98，q=0.62kg/m。這樣我們再根據 公式（3-6）得到F。:. 0.79kN，再據公式（3-5）得到Fq : 7.88kN。根據機架的 受力位置我們得到這樣一個力學模型如圖 3-8 : Fq L2 0.88 L1 圖3-8機架的受力模型 Fl螺栓對機架的作用力單位kN。 由于是四個螺栓作用我們根據關系可以得到： 4FlLFqL2（ 3-7） 由公式（3-7 ）及已知的數

37、據我們可以得到Fl : 0.54kN。再參照選粉機電機 機架設計時螺栓連接處預緊力一般取F。=5kN以上，所以螺栓的總受力 v F = F0 FL =5.54kN,為安全起見我們取6kN計算，下面就可以根據公式求拉 應力： 八 F/S（ 3-8 ） 匚L螺栓受到的拉應力單位MPa ; S 螺栓的截面積單位 mm2 o 由于我們選的是M16勺螺栓，危險截面對應螺紋小徑處的面積約為 140mm2 , 根據公式(3-8)得二l 43MPa，除拉應力外，在螺栓受拉的過程中還受到螺紋 副間摩擦阻矩的作用產生切應力l，對于M1AM64的螺栓.l=0.5；l，再根據 第四強度理論： %a =匸2 - 3.2

38、 ： 1.323；l ： 57Mpa(3-9) 螺栓的抗拉伸強度極限為二Bmin =330MPa，動載情況下許用應力安全系數為 S=2.54，我們取4計算得到許用應力二=；Bmin /S=82.5Mpa,由于二ca ”：二， 所以滿足要求。 4設備的安裝 打散分級機主要分為四大部分，a）頂部蓋板三塊b）回轉部件及其機架，底 座四個，主電機及其機架，調速電機及其機架c）內外筒體，錐體多片d）潤滑系 統，標準件及附屬零部件。由于該設備體積較大，內外筒體是分成多片的，所以 在安裝現場的吊裝工作量較大，為方便用戶安裝，提出以下要求。 4.1安裝總順序 1）安裝四個底座； 2）裝頂部蓋板； 3）安裝上部

39、筒體； 4）安裝外錐筒體的上部，吊裝內筒體，合攏外錐筒體的下部； 5）安裝回轉部件及機架，安裝主電機，調速電機及機架； 6）安裝潤滑系統，風扇及檢測系統。 4.2頂部蓋板及機架的安裝 1）吊裝四個底座，與預埋鋼板位置吻合后焊接螺桿安裝并上緊螺母； 2）頂部蓋板分別吊裝就位； 3）頂部蓋板（中部）大型槽鋼梁為基礎找水平，用水平儀校正梁的水平， 使水平誤差小于 0.001m/1m； 4）用螺栓將左右蓋板合攏，用同樣的方法找水平，保證誤差不超過0.002m/1m 要保證蓋板與中部蓋板合攏無縫隙，擰緊螺栓； 5）蓋板與底座的聯接螺栓，上緊底座螺栓，同時保證其水平誤差再其范圍 內，若誤差太大需重新調整底

40、座墊片。 4.3內外筒體的安裝 要求：外筒體各塊之間及筒體與頂部蓋板聯接處需裝密封石棉繩，嚴防漏風 漏灰。 1）分塊吊裝上部筒體，穿上螺栓，聯接處裝上密封石棉繩，擰緊螺栓； 2）同樣的方法裝上外錐筒體的上部； 3）吊裝內外筒體聯接的支架，吊裝內筒體上部； 4）吊裝內錐，安裝內外錐筒體的聯接支架，合攏外錐筒體的下部； 5）將上部筒體與四個底座焊為一體，以提高整機的剛度。 4.4回轉部件的安裝 回轉部件在生產廠已經作為一個部件裝配好，在現場只需要將此安裝到機架 上即可。 1）將回轉部件吊裝就位，穿上聯接螺母； 2）通過找大帶輪的水平來保證主軸的安裝垂直度。一大帶輪上端面為基準 用水平儀找準，保證其

41、水平誤差不超過 0.0005m/1m； 3）安裝好調整墊片，擰緊螺栓并保證水平，如誤差超出范圍必須重新調整。 4.5傳動系統的安裝 傳動系統主要是兩個電機和小帶輪及半聯軸器和皮帶。 1）將主電機及機架吊裝就位； 2） 保證大小皮帶輪在同一水平面內，其平面誤差不大于0.002m/1m； 3）裝上皮帶，擰緊螺栓，適當張緊皮帶； 4）墊實并擰緊地腳螺栓； 5）將調速電機及機架吊裝就位； 6）保證電機出軸與回轉部件主軸同心度公差，擰緊地腳螺栓，墊實墊片， 使其兩軸心偏差不大于0.0005m； 7） 調整機架高低使兩半聯軸器的間距控制在3mm左右，不要過大，也不要 過小； 8）裝上彈性尼龍柱銷及壓蓋，擰

42、緊螺栓。 4.6潤滑系統的安裝 潤滑系統向其他廠商購置。 1）將潤滑系統吊裝就位，擰緊地腳螺栓； 2）將分油器接上，安裝送油軟管； 3）將軟管與接頭接至潤滑油口。 4.7風扇及檢測系統的安裝 1）將端面鉑電阻溫敏傳感器裝至軸承溫度檢測口 2）將風扇裝至離軸承座1米處 5設備的日常維護 1）機器運行必須符合以下順序：首先啟動潤滑系統，其次啟動主電機，最 后啟動調速電機； 2）由于機器不可避免的振動，螺栓的松動是難免的，因此要求每隔一段時 間檢查各連接螺栓及地腳螺栓，如出現松動必須馬上擰緊； 3）回轉件必須運轉靈活，如出現異常噪聲，必須馬上停機檢查問題并加以 解決； 4）和其它機械設備一樣潤滑是日

43、常維護中極為重要的組成部分，在機器工 作時必須要有其他的輔助設備（如油站） 對其回轉部件進行供油。由于打散分級 機回轉件為立式安裝，所以采用脂潤滑要比油潤滑理想。潤滑系統工作保證8每 小時不少于5分鐘； 5）打散盤襯板不可避免存在磨損，影響生產效果，因此每隔一段時間更換 一次襯板； 6）隨著工作時間的加長，皮帶傳動效率會降低，嚴重的會出現打滑現象， 因此要根據情況適時對皮帶進行張緊； 7）各類不易通過的雜物將會堵塞打散分級機的環行通道，影響生產，需適 時清理； 8）筒體磨損嚴重的地方每隔一端時間需進行補焊； 9）風輪在使用一段時間后由于含塵氣體的沖刷，磨損是難免的，因而在使 用過程中要進行定期

44、檢查修復，一般 1015天一次。 6結論 SF500/100打散分級機主要是配合輥壓機使用的，可以通過變頻調速對物料 實現打散分級調整進入球磨機物料的粒徑，因而可以合理分配輥壓機和球磨機的 負荷，使系統工藝參數得到優化?；旧舷溯亯簷C的運行狀態對后續球磨機 系統的影響，同時由于入磨物料的最大粒徑得到有效的控制，球磨機一倉球徑大 幅度下降，使整個粉磨系統處于最佳的運行狀態。改造后的粉磨系統產量比原來 增加了 80%-100% 而電耗僅為過去的 70%- 80% CADS 971920800 參考文獻 1 徐錦康. .機械設計 M. 北京: 高等教育出版社， 2004 2 周建方. 材料力學 M. 北京: 機械工業出版社， 2002 3 沈世德. 原理機械 M. 北京: 機械工業出版社， 2001 4 成大先. .機械振動 .機架設計 M.北京：化學工業出版社，2004 賈安東. .焊接結構及生產設計 M.天津：天津大學出版社，1989 (美)O.W.勃勞杰.焊接設計M.北京：中國農業機械出版社，1985 7 褚瑞卿.建材通用機械也設備M.武漢：武漢理工大學出版社，1995 8 王旭，王積森.機械設計