650对辊式压球机说明书

学号.毕业设计说明书650型对辊式压球机设计专业名称学生姓名指导教师院（系）名称工学院机械系机械设计制造及其自动化2014年 5月15日1 绪论1.1 压球机的重要性我国每年仅以燃烧方式消耗的煤炭就达11亿吨，占煤炭年总产量的80%左右。 在一次能源消费构成中，煤约占75%，而其中全国的工业锅炉（约42 万台）、工 业窑炉（16 万座）年耗煤量就达 4 亿吨，占直接燃烧方式耗煤量的 1/3 还多。 以上数据表面，煤炭是中国一次能源的支柱。据有关资料介绍，我国一次能源的 资源结构中，煤炭与石油、天然气、水电及核电等相比，在数量上占绝对优势， 将探明的一次能源保有储量折算为煤计，煤炭占 90%以上。原煤不经过入洗而直接用于燃烧，不仅浪费能源，而且产生大量的煤烟和温 室气体的排放发。采用清洁煤技术，是提高煤炭利用效率和减少污染的最佳选择。 工业型煤成套技术就是其中一种比较成熟的方法,通过添加助剂对粉煤进行混捏 成型 ,用作工业锅炉和窑炉的燃料 ,与直接燃烧散煤相比 ,烟尘排放量可减少 60%,SO2 排放量可减少 50%。压球机主要用于有色和黑色金属矿粉的制球造块，直接进炉冶炼，提高附加 值。凡是冶金行业废料，辅料需上炉的，都需要压球机来完成。凡是冶金行业废 料，辅料需上炉的，都需要压球机来完成。比如：除尘灰、池泥、氧化皮、钢渣、 铁精粉、铝灰粉、硅锰矿粉，等等。可将各种粉料（如镁砂、铝矾土、白云石、 铁粉等）通过强制增压，预压螺旋精密加工、制成密度较大的球坯，被广泛应用 于冶金、化工、煤炭及耐火材料等行业。经压球机制作成型后的物料，节能环保， 便于运输，提高了对废料的利用率，具有良好的经济效益和社会效益。1.2 压球机的发展现状国外型煤早已有成熟的技术，联合国能源组织把型煤视为节能减污的有效途 径予以推广。 70 年代石油危机后，型煤科研工作进一步得到重视， 19691980 年型煤发明专利每年为 13项，19801983 年增加到每年70 多项。1989 年亚太经 互会在菲律宾召开了主题为“型煤开发与环境效益”的煤炭利用专家会议。1992 年联合国召开了大气污染、促进经济发展的终于途径。中国目前在工业上得到普遍应用的型煤主要是通过机制冷压一次成型的型 煤。成型设备有对辊成型机和挤出机。成型压力较低,一般在 25MPa 左右。型煤 的形状大部分为扁圆形,也有方形、枕形、棒形等。其显著的特征是呈饼状或柱 状,三维方向的尺寸至少有一个相差较大,而且尺寸单一。所制型煤密度较高,表 面比较光洁,具有比较高的强度。生产型煤所用的粘结剂有无机质（如石灰、粘土、水泥、膨润土等）和有机质 （腐植酸盐、纸浆废液、淀粉等）及两者结合起来的复合粘结剂。从研究方向来看, 目前国内型煤对所使用的粘结剂更侧重于开发免烘干工艺,即可使制成的型煤具 有理想的冷态强度和防水性能的粘结剂。型煤的生产设备则有向引进高压成型设备的方向和推广国内研制的低压炉 前成型设备方向并举的发展趋势。以期能够降低成本,提高质量,加快型煤产业化 进程。成本高于原煤,再加上型煤生产要消耗一定的人力及电能,型煤生产厂家也 要获取一定的利润,致使锅炉型煤的售价一般比可代替煤种高出数十元。当型煤所带来的经济效益不能弥补用户购置型煤的价差时,在市场经济条件 下,即使采用其他强制办法,也很难形成市场。这正是中国工业锅炉型煤夭折,又 转向推广锅炉型煤在炉前即制即用的所谓“炉前成型”方法的根本原因。工业锅 炉型煤炉前成型技术,从本质上讲是增加了锅炉的辅机。是锅炉节能技术改造的 一部分。其减少环境污染效果甚差。按照有关厂家提供的价格资料分析,在中国 煤炭资源价格偏低的条件下,由于设备运行状态或改变所用的煤质不同 ,所增加 的这一部分投资回收期限大约在几个月至几年。根据对用户的调查分析,多数认 为这种炉前成型方法不适应中国大量的用户锅炉单台容量小、按季节运行或间歇 式运行的要求。1.3 压球机在工业中的作用我国工业型煤的生产工艺主要采用粉煤添加粘结剂低压成型,以往的研究主 要集中在成型工艺和粘结剂方面,对成型机械的研究开发甚少。事实上,成型机械 是型煤生产的关键设备, 国内大部分型煤厂采用有粘结剂的低压成型 , 其工艺 过程主要包括原煤的粉碎、配料,粘结剂、固硫剂等助剂的添加,混捏与成型,型 煤烘干等,工艺冗长。再加上用电和设备的折旧、添加剂及人员工资,导致型煤的 生产成本偏高,最终型煤价格与块煤相差无几 ,从而使型煤用户在经济上承受起 来较为困难。所以本论文就是设计高压的成型机械，这样可以少用甚至不用粘结 剂。1.4 压球机设备构造及构造的具体分析1.4.1 压球机的三大系统1、给料部分，主要是实现定量给料来保证物料均匀进入对辊间。螺旋送料 装置由电磁调速电机驱动，经皮带轮、蜗杆减速器转动，将被压物料强制压入主 进料口。由于电磁调速电机恒矩特性，当螺旋送料机的压料量与主机所需物料量 相等时，可以保持恒定的供料压力使球团质量稳定。如供料量过大，则送料装置 的电过载;供料量过小则不成球。因此熟练的操作技是保证压球正常工作的重要 条件。2、传动部分，主传动系统为：电动机-三角形带-减速机-开式齿轮-轧辊。 主机由电磁调速电机提供动力，经皮带轮、圆柱齿轮减速机，通过棒销联轴器传 至主动轴。主动轴与被动轴通过开式齿轮保证同步运行。被动轴承座后边装有液 压装置。液压保护装置是由液压泵将高压油打入液压缸，使活塞产生轴向位移。 活塞杆的前接头顶在轴承座上以满足生产压力要求。3、成型部分，主要指主机部分，核心部分是轧辊。当两压辊之间进料过多 或进入金属块时，液压缸活塞杆受压过载，液压泵会停机、蓄能器对压力变化起 缓冲作用、溢流阀开启回油、活塞杆移位使压辊间缝隙加大从而使硬物通过压辊， 系统压恢复正常，可以保护压辊不损坏。本机可以根据压球密度的要求调整压力， 生产机动灵活。1.4.2 压球机的工作过程1、固体常能或多或少地把周围介质中的物质吸附向自由表面。颗料越小其比 表面积越大，表面自由焓越高，颗粒间的作用力越大，内力越强，表现出粉状物 料具有粘结性。湘潭电化(002125)旗下的湘潭锰矿公司的锰粉矿物料中电炉收尘 灰含量大约在2 0 %左右使物料的粘结性很大，加之物料在混碾过程中加入了适 量的粘结剂使物料粘结性有所提高。因此物料较易产生挂壁现象。物料在重力及冲力的作用下，使物料颗粒间形成剪力，并不断增加，当剪力 超过料拱屈服强度时拱层出现崩塌，剪力减小拱层在稳定，剪力再积累，这样不 断循环，所以这种物料的流动是不稳定的。2、当物料从溜槽转人中转料仓后，主要靠自重和预压螺旋强制喂料送人对辊。 因预压螺旋安装在对辊中心线正上方且预压螺旋喂料为送料的主要方式。所以在 对辊中心线方向上的物料受到来自预压螺旋的强制外力，在外力作用下物料的化 学成分及胶结物性质不会发生变化，但微结构会产生显著的变化。随着外力冲压 能量的不断增加，物料颗粒移动，使物料的结构发生了渐变，微结构由原来的粒 状架空结构为主转变为粒状镶嵌结构为主，由疏松变为紧密，使物料颗粒处于密 实的状态。物料颗粒的微结构由粒状架空结构变成粒状镶嵌结构，接触关系由点 接触变成面接触，小孔隙的增加，使得物料的干密度（单位体积中固体颗粒部分 的质量）增加。而在仓壁两边的物料主要是靠自重流人料口，很少或没有受到外 力挤压所以微结构基本上没有发生变化，且干密度较小，这样就必然会导致物料 密度分布不均匀，压制出质量和密度不均匀的小球。3、物料从料仓进人对辊。首先进人咬入区，在这个区域内，由于物料粒子的 重新排列或聚合而使物料空隙率有所减少。随着对辊的转动，物料在两对辊之间 所占有的空间逐渐减少，则成型压力逐渐增高并达到最大值，在这个区域内，物 料粒子之间的相对运动大大降低，且粒子发生了弹性变形和塑性变形。随后成型 压力慢慢减小，物料由压缩状态转变为弹性回复状态。囹1 压球机压制球团乖竄囹2 基本参数的确定2.1 电动机的选择2.1.1 选择电动机的类型和结构形式按工作条件和要求，选用一般用途的y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。2.1.2 选择电动机的容量辊子转速 n=13r/min辊面切相线压力 f=3kN/cm辊子宽度 b=350mm辊子速度 v二r *3二d *n* n/(60*1000) =0.44m/s工作部分的功率 p=f *b* v=3*35*0.44=46.2kw电动机的功率p0=p/n，其中n是从电动机到辊论主轴之间的传动装置总效 率n = ni*n2*n3*n4*n4*n5根据机械设计课程设计手册表1-7得： n1=0.96 是带轮的传动效率n2=0.96 是减速器的传动效率n3=0.99 是联轴器的传动效率n4=0.98 是轴承的传动效率n5=0.97 是齿轮的传动效率n=n1*n2*n3*n4*n4*n5=0.849965985电动机的功率p0=p/n=54.36kw选择电动机的功率pm三p0,根据机械设计课 程设计手册所以选择Y280M-6电动机。其同步转速是1000r/min,满载转速是 980r/min，额定功率为55KW。2.2 传动方案的确定压球机的工作环境不好，工作状况不稳定，维修也不是很方便。所以在设计 过程中应使整机在保证工艺性能指标的前提下尽量提高使用寿命，简化结构，减 少故障点，最大限度的降低维修量。其传动简图如图2所示。整机结构大致分为：电动机、带传动、减速器、联轴器、工作辊、同步齿轮 等。图21传动系统简图2.3传动比的计算及分配总的传动比i二Nm/n=980/13=75,因为所选的减速器是标准减速器，并且带轮 不宜承受很大的传动比，所以减速器选择时应该选择i减75的,根据机械设计 手册第五版 成大先主编，初步选择zsy系列的减速器，传动比i减=71,根据 n=1000r/min和传动比i=71及功率p三54.36,可以选择zsy315-71- II的减速器， 由此可知，带轮的减速比为i带二i/i减=1.056。3 v带带轮设计3.1 设计功率由机械设计知道Pd=ka*p=1.2*55=66kw，其中p为传递功率，ka是工况系 数，有机械设计表8-2要选择ka=1.23.2 选定带型根据pd和n1由机械设计第八版图8-11选取普通v带d带型3.3 传动比由机械设计知道i=n1/n2=dp1/dp2若计入滑动率由机械设计知道i=n1/n2= dp2/（1-£）dp1n2是大带轮转速，dp1是小带轮的节圆直径，dp2是大带轮的节圆直径，£是弹性 滑动率，£通常取0.01-0.02，通常带轮的节圆直径可视为基准直径。3.4 小带轮的基准直径Dd1按机械设计表8-6和表8-8选定，为提高v带的寿命，宜选取较大的直 径，这里选取355mm，3.5 大带轮的基准直径由Dd2=i*dd1（1-£），且dd2应按机械设计表8-8选取标准值，可选取 dd2=400mm。3.6 带速由机械设计知道V=n*dpl*nl/（60*1000）=18.21m/s 为充分发挥v带的能力，一般应使v20m/s，故带的传动速度还可以。3.7 初定轴间距机械设计0.7 （dd1+dd2） <a0<2 （dd1+dd2）既528.5mm<a0< 1510m m，初步定为 a0=750mm3.8 所需基准长度由机械设计知道Ld0=2aO+n (dd1+dd2)/2+ (dd2-dd1) * (dd2-dd1) /4a0=2686mm, 由机械设计表8-2选取相近值取Ld=2800mm。3.9 实际轴间距由机械设计知道aa0+ (ld-ld0) /2=807mm, amin=a-0.015ld=848.988mm amax=a+0.03ld=890.988mm其中amin是安装所需的最小轴间距，amax是张紧或补偿伸长所需的最大轴间距。 minmax3.10 小带轮包角由机械设计知道a1=180-(dd2-dd1)/a*57.3>120.如果al较小应增大a或用张紧轮3.11单根 v 带传递的基本额定功率根据带型dd1和片见机械设计表8-4a可查的P1=17.01kw3.12传动比序1时的额定功率增量根据带型dd1和i带见机械设计表8-4b可查的Ap=0.75kw3.13v 带的根数由机械设计知道Z=pd/(P+AP)*ka*%=4.36,其中ka是小带轮包角修 正系数，见机械设计师手册表9.2-14, £是带长修正系数，见表8-2可知. Ka=0.99， Kl=0.86 所以要选取带根数z=53.14 单根 v 带的预紧力由机械设计知道F0=500(2.5/ka-1)*pd/ (z*v)+m*v*v=788.037N其中m是每米v带的质量由机械设计表8-3可知m=0.61kg/m3.15 作用在轴上的力由机械设计知道Fr=2f0*z*sin (al/2) =7880.37N3.16 带轮的结构和尺寸根据机械设计表8-10可知v带轮的轮缘尺寸，基准宽度bd=27mm，基准线 上槽深hamin=8.1mm，这里取ha=9mm，基准线下槽深hfmin=19.9mm，这里取做 hf=20mm，槽间距fmin=23，这里取做f=24mm，最小轮缘厚度6min=12mm，这里取 做 6=14mm，带轮宽度B二(zT) *e+2f=196mm，小带轮外径da1=dd1+2ha=373mm， 大带轮外径 da2=dd2+2ha=393mm.4 基本参数计算4.1 各轴的转速由机械设计知道I轴:nl=n0i 带=980/1.056=928r/minII轴:n 2=n1/i 减=900/71=13r/minIII轴:n3=n2=13r/minW轴:n4=n3=13r/min4.2各轴功率由机械设计知道I轴:pl=p0*nl=52.19kwII轴:p2=pl*n2=50.10kwIII轴:p3=p2*n3=49.60kwW轴:p4=p3*n4*n5=47.15kw4.3 各轴转矩由机械设计知道I轴:t1=9550*p1/n1=537.08N*mII轴：t2=9550*p2/n2=36804.23N*mIII轴：t3=9550*p3/n3=36436.92N*mW轴：t4=9550*p4/n4=34637.12N*m5轴的设计计算5.1轴材料的选择因为传递的功率和转矩很大故应该选择好点的材料，这里我们选择40cr，经 过调质处理后，其硬度是241-286hbs，抗拉强度6b=685mpa，屈服点6s=490mpa， 需用弯曲应力80=120mpa， g 1=70mpa5.2计算III轴最小轴径由机械设计知道Dmin>A03聞3错误!未找到引用源。由机械设计表15-3可知，A0=97-112，取A0=100,可得到dmin>156.26mm,对于轴径d>100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大3%既dmin>160.95m m，故选轴径d=220mm。 输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处轴的直径d图5.1轴的简易图为了使所选的轴直径d I -II与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的 型号，由机械设计知道联轴器的计算转矩tca=ka*t3，查表14-1，考虑到转矩 变化很小，故取ka=1.3，贝V： tca=47367.996N*m，按照计算转矩tea应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，用鼓型齿式 联轴器，其公称转矩为100000n*m，半联轴器的孔径是d1=220m m，故取 d I -1 =220mm，半联轴器的长度L=230mm。5.2.1 II-III段的直径确定为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II右端需制出一轴肩，故取II-III段5.2.2 轴承初步选择滚动轴承，因轴承只承受径向力，并且径向力很大，故选择调心滚 子轴承，由新编机械设计手册可以选取轴承代号23348，尺寸是 d*D*B=240mm*500mm*155mm5.2.3 辊子部分的轴的设计取安装辊子部分的轴径是296mm,即dV-W=296mm,根据设计要求可知辊子 长度为350m m,但是为了压紧辊子，使棍子有效工作，取LV-W=346mm,辊子 右端用轴肩定位，轴肩高度h0.07d=14m m,故取h=15m m,贝峙由肩处的直径是 d=345m m,轴环高度是 b1.4h=18m m,取 b=18mm。5.2.4 轴承端盖轴承端盖的总厚度为23mm,轴承两端都用轴承端盖，一端端盖是为了防止轴 承轴向移动,另一端轴承端盖是为了防止落料进入轴承中。根据端盖的装拆及便 于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的距离为L=72mm, LII-III=72mm, LV-W=346mm,在W-V段因为对于辊子来说两端的轴承最好对 称分布这样受力均匀，所以LlII-W=160mm。5.2.5 齿厚的相关计算齿轮的右端用轴肩定位，所以取d-W段=240mm,由于其右端还要用螺母进 行锁紧，所以要取小于240m m的长度，这里取做LW=172m m,垫片的厚度是 8mm,螺母的厚度是27m m,但是还是要露出一部分轴的，所以取段长度L IX-X=106mm。5.2.6 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2,取轴端倒角为3*45,。5.2.7 求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。FtFr/TFnvlXFnhl=LI一JFnv2=L2 jI?nh2图5.2Fr和Fnvl即Fnv2都是竖直面内的力，根据设计要求可知，竖直面内受到最主 要的力就是重力，在这里可以忽略不计，水平面内的力很大，由机械设计知 道的，Ft=4.5kn*350=1575kn，因为支撑是对称分布的，所以Fnv1= Fnv2=Ft/2=787.5kn, L1=L2=270mm，弯矩Mh=Fnv1*L1=236250n*m，T=60025n*m 画出弯矩图和扭矩图可知。图5.3由上面的两个图可知在辊子的地方所受的弯扭力最大。5.2.8 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设 计公式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取a=0.6,轴的计算应力，由机械设计知道的皿8=错误味找到引用源。=错误!未找到引用源。前已选定轴的材料为40cr,经过调质处理，查得6 l=70mpa,因此oca<6l,故安全 Mh2 + © T）2 /O.ld35.3W轴的校核IV轴的设计与前者相同，它们材料相同，承受的力矩和转矩相同，支撑相对于辊子也相同，所以不用再设计校核了。6 齿轮的设计与计算6.1 选定齿轮的类型，精度等级，材料，初定其模数及齿数根据工作要求，选用直齿圆柱齿轮传动。对辊式压球机为一般的工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。材料选择，选择齿轮材料为40cr （调质），硬度为 280HBS。根据结构要求，齿轮的分度圆直径应该和辊子的直径相同，这里我们初步选择其模数m=16mm,那么由机械设计知道的其齿数Z=d/m=650/16=406.2 按齿根弯曲强度设计又由机械设计知道的计算公式（10-5）进行试算，即mN错误!未找到引用源。6.2.1 确定公式内的各计算数值1、齿轮传递的扭矩 T=T3/2=5939705.432n*m2、由机械设计表10-7选取齿宽系数，因为该传动中选的是悬臂式的结构，故错误!未找到引用源。 =0.5。3、由机械设计图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳极限ofel=620mpa，4、由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.885、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计公式（10-12）得of1 =错误!未找到引用源。=238.86mpa6、根据机械设计v=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。=0.44m/s，7级精度，由机械设计图10-8查的动载系数Kv=1.2，由机械设计表10-2查得使用系数Ka=1，直齿轮Kfa=1.35，由机械设计图10-13查得K化=1.357、计算载荷系数 KK=Ka*Kv*Kfa*Kfb=2.04128、由机械设计表10-5，查得齿形系数Yfa1=2.226,应力校正系数Ysa1=1.7649、机械设计计算错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。=0.016439 mN错误!未找到引用源。=13.34由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，由 m>13.34mm查标准模数表，并就近圆整为标准值m=16mm，由齿轮直径 d=650m m，算出齿轮的齿数z由机械设计Z=d/m=650/16=40.6，取齿数为41个，这样齿轮分度圆直径 变为了 d=z*m=41*16=656mm。7 减速器的选用减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动 所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场 合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较 高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很 广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动布置方 式不同主要分为：展开式、同轴式、分流式；按传递功率的大小不同可分为：小 型、中型、大型；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮 等。7.1 以下对几种减速器进行对比7.1.1 圆柱齿轮减速器当传动比在 8 以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于 8 时，最好选用 二级(i=840)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其 外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分 流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因 而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减 速器时应注意：轴的刚度宜取大些；转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷 沿齿宽分布的不均匀；采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承 中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采 用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿 轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。 同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器 的轴向尺寸较大。 圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范 围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s 70m / s,甚至高达 150m/s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置 方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱 动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能 得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。 圆柱齿轮减速器有渐开线齿形 和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相 同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸是渐开线齿轮减速器约 30。7.1.2 圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮 减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥圆柱齿轮减 速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧， 作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆 锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。7.1.3 蜗杆减速器主要用于传动比较大(j>10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大 时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。 蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于 4m/s 时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆 圆周速度大于 4m/s 时，为避免搅油太甚、发生过多，最好采用蜗杆在上式。7.1.4 齿轮-蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑， 后者效率较高。通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。7.2 传统型减速器结构绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁 或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处 理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比 较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而 影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴 线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将 盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附 近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面 的凸缘上应设有 23 个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视 孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设 有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或 测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算。 关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示等均可从有关的设计手册和图 册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转 速很高的减速器才采用滑动轴承。7.3 新型减速器结构齿轮蜗杆二级减速器 、圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。 这 些减速器都具有以下结构特点：在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了 便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。在输入轴和输出轴端不采用传 统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖 .输出轴的 尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥 轮毂的作用。和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构， 减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提 高某些装配零件的制造精度。8 产量计算辊子沿周向布排球窝数位 46个，辊子沿宽度方向布排球窝数位 6 个，故辊 子工作一周可生产煤球个数：n=46 X 6=276经计算每个煤球质量m=10.3g,故可计算该设备每小时的产量：M=276 X 10.3X 13X60X90%2t。结论毕业设计的开始，因为对对辊式压球机不太了解，不知道压球机机是什么样 的，总体设计也就不知道应该从那里入手。后来，导师让我们见到了对辊式压球 机照片，了解了压球机的工作过程，对对辊式压球机机机架总体设计有了基本概 念。该机器生产时主要部件是主电机，动力经 V 形带，传至减速器：减速器通过 联轴器，传至主动轴，再由一对开式同步齿轮，保证两辊轴同步（等速反向）其 中被动辊由斜铁顶住，物料由贮料仓经定量设备均匀地进入压密机料斗，等速反 向运转的对辊进行压缩物料的单位成型压力由小变大，在对辊中心线处成型压力 达到最大值，物料过该线后，成型压力迅速变小使物料进过脱球状态，顺利脱球不同型号的压球机，对应着不同的减速机。减速机的选型包括原始条件、选 择类型、确定规格等步骤。 相比之下，类型选择比较 简单，而准确提供减速器 的工况条件，掌握减速器的设计、制造和使用特点是减速器正确合 理选择规格 的关键。规格选择要满足强度、热平衡、轴伸部位承受径向载荷等条件。设计过程中我遇到一些问题，如联轴器的选择，同步带的设计，轴承座的选 用等等。在老师和同学们的帮下我解决了齿轮、带传动系统设计中所遇见的问题， 以及轴承座的选择。由于本设计中用到不少标准件，通过设计我学会了怎样去选 择一些标准件，什么地方用什么样的标准件更合适。经过几个月的忙碌，我已设计出基本符合要求的 650 对辊式压球机。由于能 力有限，设计之中难免有一些不足之处，还望老师给予指导。致谢时光飞逝，紧张而又充实的大学生活就要过去了。四年的大学生活，无论 是思想上还是学习上，我都有很大收获，特别是最后半年的毕业设计，这一段时 间对我的学习影响很大，我把他当做我大学四年的总结性学习，在没有做毕业设 计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业 设计发现自己的看法有点太片面。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验， 而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西 还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过 这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都 应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。在这次毕业设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有 什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这 里非常感谢帮助我的同学。在这半年的设计学习中，我在老师的精心指导下，从设计的选题、开题论证、 资料的收集整理，到正式的设计、修改，无不渗透着康老师的心血和汗水，在此 表示衷心的感谢！虽然这个设计做的也有所欠缺，但是在设计过程中所学到的东 西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。通过设计，我深深的感受 到了自己知识的浅薄，学海无涯，在将来的学习中我一定会更加的勤奋、谦虚。 在这里我向在大学期间教导我、帮助我的各位老师表示最诚挚的谢意!祝老师们 身体健康、万事如意！参考文献1 成大先.机械设计手册(第五版)M.北京化学工业出版社,2010, (01).2 周开勤机械零件手册M.北京:高等教育出版社，2001.3 朱冬梅，胥北澜画法几何及机械制图M.北京:高等教育出版社，2000.4 栾秋承，詹家钧.工业型煤成型机的研究J.煤炭加工与综合利用，1994, (02) .5 米洁.柔性传动在工业型煤成型机中的应用J.机械传动,2000, (02).6 刘涛，王香婷.高压对辊成型机调速方法的研究J.资源节约和综合利用，1995, (03) .7 韩进宏互换性与技术测量M.北京：机械工业出版社,2004.8 郑严.新编机械设计手册M人民邮电出版社，2008，(05)9 吴宗泽.罗圣国机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社,2006, (05) .10 任东.解决对辊成型机球碗错位的方法J.机械开发,1994, (04).11 濮良贵，纪名刚 .机械设计(第八版) .北京高等教育出版社 2006，(05)12 GMX型煤成型机J.中国环保产业,1999, (04)13 Bergendahl.H.-G.;Kugellager-Zeitachrift.Nr.233.199014 Rieachel,H.;Zech,K,;Phosphorus&Potassium,Sept./Okt.198115 Rieschel,H,;Haua dear Tech nice e.V.Essen.FEBR.1970