毕业设计（论文）-Ф2600筒辊磨滑履支承及密封装置设计.doc

盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 毕毕 业业 设设 计计 说说 明明 书书 2600 筒辊磨滑履支承及密封装置设计 专专 业业 过程装备与控制工程过程装备与控制工程 学生姓名学生姓名 刘刘 小小 川川 班班 级级 b b 装备装备 031031 学学 号号 03101401060310140106 指导教师指导教师 葛葛 友友 华华 完成日期完成日期 20072007 年年 6 6 月月 1313 日日 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 1 26002600 筒辊磨滑履支承及密封装置设计筒辊磨滑履支承及密封装置设计 摘要：本课题主要设计的是用于水泥粉磨或矿渣粉磨的筒辊磨在高速转动下筒体 密封和支承的问题。筒辊磨的转速要高于临界转速的 1.2 倍，在如此高速转动的情 况下要保证筒体的密封是一个严峻的问题，筒辊磨端部密封采用橡胶圈的密封，筒 辊磨属封闭式粉磨系统，要求有严格的封闭性，采用橡胶圈的密封能有效的防止粉 磨过程中粉尘的外泄，保证筒体的密封性；筒辊磨的支承装置要承受回转部分和物 料在运动过程或静止过程状态时的载荷；筒辊磨的支承装置的工作特点：一是承受 的载荷重，并且具有一定的振动；二是筒辊磨的工作环境恶劣，灰尘大；因此设计 支承装置时，不但要考虑到筒辊磨能够连续运转，还要防止灰尘进入其中。 因此在支承装置上采用滑履支承，滑履支承可以很好的承受筒体的载荷重量， 保证筒体在转动时的平稳性，有利于提高产品的质量。密封橡胶圈的采用使得密封 效果比以前的迷宫密封有着更好的稳定性。 关键词关键词：筒辊磨；密封；滑履支承 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 2 the design of 2,600 roller grinding machines support and seal abstract: this article is mainly designed for the mill roll of grinding or slag cement grinding. the roller machines rotational speed should be 1.2 times higher than the critical rotation speed. it is a stern question to make sure the roller bodys seal in such high speed. the roller grinding machine which belongs to closed powder system required by strict blockage. and the machines nose seal uses the labyrinth seal which can be able to effectively prevent the dust released outside in the process of powder rubs, and to achieve the seal of roller. the roller grinding machines support system needs to withstand the load that the rotation part and the material engender in the rate process or the static process. the characteristic of supporting system is as below: a)withstand the heavy load and a certain vibration; b)the bad working conditions with heavy dust. thus, when designing the support system, we need to consider not only that the roller grinding machine can continuous working, but also preventing dust enters. now, we introduce the crawler shoe support into the support system, as this support can withstand the heavy load weight of the roller body very well, and assure the stability when the roller body is rotating, and moreover, is very fit for improving the quality of the product. the adoption of the labyrinth seal enhanced the stability of transmission. keyword: horomill; seal; crawler support 目目 录录 1 前言 .1 2 总体方案设计 .4 2.1 筒辊磨的结构、工作原理和粉碎机理 .4 2.2 筒辊磨水泥粉磨系统工艺流程图 .5 2.3 筒辊磨主要结构参数的确定 .5 3 滑履支承系统设计 .9 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 3 3.1 滑履支承工作原理 .9 3.2 结构方案 .9 3.3 滑履支承面积计算 10 3.3.1 低压油滑履面积的确定 10 3.3.2 主支承高压油油槽面积的确定 12 3.3.3 副支承高压油油槽面积的确定 12 3.4 滑履瓦的校核 12 3.5 滑瓦摩擦功耗的损失率 14 4 密封装置设计 17 4.1 密封的原理 17 4.2 密封方式的选择 17 4.3 密封理论校核 18 5 动、静压油路设计 19 5.1 设计原理 19 5.2 设计内容 19 5.3 动静压油路原理图 20 6 温控装置设计 21 7 结论 22 参考文献 23 致 谢 24 附 录 25 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 4 1 前 言 本课题是 2600 筒辊磨的设计，课题来源于市场需求，新品开发。此次进行 设计 2600 筒辊磨的共四人，本人承担筒辊磨的滑履支承和筒体密封装置的设计。 根据筒辊磨筒体载荷分布，寻求筒辊磨适宜的滑履支承面积和位置，最大可能的提 高支承刚度，减少筒体变形。 根据资料统计，目前水泥工业按新、扩、改建的 200010000t/d pc 窑水泥生 产线统计来看，用于生料粉磨和水泥粉磨的各种磨机选用率为：立磨 30%左右，球 磨选用率 62%左右，辊压机选用率为 6%左右，可以看出目前水泥工业所用的粉磨设 备仍是以球磨和立磨为主，球磨和立磨的一个主要问题是效率低，如对单颗粒粉碎 的能量消耗计算效率,则球磨机为 5%9%,立磨为 7% 15% ,挤压磨 25%40% ，按 照我国年生产水泥 10 亿吨计算，由于每生产一顿水泥所需的电量约 35kwh，则可以 看出能源问题是制约水泥工业发展的关键，而其中用于粉磨的电耗约占总电耗的 85左右，粉磨耗能问题是制约水泥工业发展的瓶颈。为了持续稳定、协调地发展 建材工业，实现从速度型向效益型的转变，必须首先从高能耗型向节能型的转变2。 为了节约能源，降低生产成本，水泥工业一贯积极地探求研发各种新型高效高 产能的粉磨装备，不断创新粉磨系统及配套设备，现已取得显著成效，不但降低了 水泥工业的单位粉磨电耗，许多新型的粉磨技术与装备都被移植到其它重化工工业 中得到广泛采用。影响产品能耗高低的因素是多方面的，即有工艺方面的也有设备 方面的，还有操作和管理方面的原因。这些因素大多与设备相关联，设备节能是节 能工作中的一个重要领域，尤其在建材工业中，更占有重要位置。 我们设计的筒辊磨是根据现在正在运行的 3800 筒辊磨的实测数据和相应的 产品参数以及现场的照片进行推敲和数据处理以作为我们在设计 2600 筒辊磨上 作为参考，我设计的部分主要是为了解决筒体在支承刚度和筒体变形以及筒体密封 的问题，在支承上面采用与滑动轴承原理相似，但是却能更好的保证筒体变形小的 优点，密封采用全新的橡胶圈密封，在机械密封和软密封的发展方向上有很大的参 考价值。 从表 1-1 提供的数据可以看出筒辊磨与其他传统的磨相比的确是节能、低耗的 理想设备。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 5 表 1-1 三种粉磨性能的对比 项目筒辊磨两套球磨粉磨系统辊压机+球磨粉磨系统 生产能力p.o.42.5 120t/h p.o.42.5 120t/hp.o.42.5 120t/h 比表面积， /kg 2 m 筒辊磨 3800 功率： 2300kw 球磨机 2-3.8m13 功率： 2-2500kw 辊压机：140100 功 率：2560kw 球磨 4.2m11m 功率：2800kw 系统设备 tsv4500 选粉机功 率：132kw 磨收尘器风 机功率：500kw 提升机 2 台 功率：132kw 废气除尘器风机功率： 2-280kw 磨机除尘器风机 功率：2-75kw 提升机 2 台功率 2-45kw o-sepan-1500 选粉机 功率：132kw 循环风机功率：280kw 球磨除尘器风机功率：75kw 主机装机容 量（kw） 306460644742 单产装机容 量（kw） 33 50.539.5 单产电耗 （kwh/t） 23.54536 设备重量 （t） 309624+254=878（磨机+钢球）350+150+186=686 （磨机+辊压机+钢球） 金属磨耗 （g/t） 3.56532 单产设备重 量（t/t） 2.578.87 6.68 系统设备费 （万元） 33482310 2844.58 建筑工程费 （万元） 128625 388.45 安装工程费 （万元） 139422280 工程总投资 （万元） 361533573513.03 因此工艺先进、设备可靠的筒辊磨完全能够达到设计指标，特别是具有电耗大 幅度低于管磨机的优势，可以降低成本，增加经济效益，系统操作简单，自动化程 度高，适应生产多品种水泥，具有广阔的推广应用前景。 本设计中拟解决的内容如下： a)支承方案设计； b)滑履支承及密封装置系统的设计； 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 6 c)降低滑履支承润滑油的温度； d)解决筒辊磨成球率低； e)通过合理的设计使滑履发热降低； f)整体降低粉磨系统的耗能现状。 本设计的预期效果： a)支承磨机轮带的滑履可以有两个、三个或四个，因此其结构不仅完全适用 于中小型磨机，而且不受规格限。由于本课题设计的筒体直比较小，固采用双滑履 就可以了； b)采用滑履支承结构，可以取消大型磨机上易于损坏的磨头和主轴承，运转 比较安全，并可以缩短磨机的长度，减少占地面积； c)磨机两端支承间距缩短，所以磨筒体的弯距和应力相应地减小了，因此磨 筒体钢板厚度可以减薄； d) 轮带的线速度比较高，对于润滑油膜的形成比较有利； e)滑履支承由于对轮带和滑瓦的加工精度比较高，因而比用主轴承支承磨机 的成本高。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 7 2 总体方案设计 2.1 筒辊磨的结构、工作原理和粉碎机理14 筒辊磨的结构和工作原理如图 2-1 所示。被磨物料依靠重力经由入口溜道 1 下 落在一水平回转的圆柱形筒体 2 内，受离心力作用平布于由圆柱形筒体内表面构成 的磨床 3 的入口端，随着筒体的回转运动进入磨床和其上方辊 4 构成的挤压通道 5 内，磨辊依靠液压系统 6 向磨床上的被磨物料施加压力并借助挤压力引起的摩擦作 用作被动地回转运动，物料在挤压通道内完成一次粉碎作业后被提升并经由导料装 置 7 实现向磨机出口方向的运动，接受下一次挤压粉磨作业。经多次挤压粉磨后的 物料离开磨床，从卸料溜道 8 排除磨机。出磨物料经提升机进入选粉机，粗粉返回 磨机，而细粉经过收尘器，作为成品，送入成品库。 1.入口通道 2.筒体 3.磨床 4.压辊 5.挤压通道 6.液压系统 7.导料装置 8.卸料装置 图 2 -1 筒辊磨的结构 筒辊磨是一种新型的卧式挤压磨，应用于工业生产，也只有两年时间，对其基 础研究国外尚未公开报道。筒辊磨的工作原理和其他粉碎机械不同，它主要靠中等 纯压力对对物料进行多次粉碎。物料层在磨辊与磨盘之间除主要受压力做之外，还 受一定的剪力作用。这是因为磨盘在滚动过程中，除磨辊中心所在的圆周（中线） 上的相对速度为零外，两侧都存在一定的相对速度，而且越远越离中线越大。另外， 料层在受到压力作用时，这种压力在料层中物料颗粒见传递，在中线两侧的物料受 碾压作用，使物料颗粒受一定的剪力作用。物料颗粒受剪力作用时发生的应变比受 变比受压力作用时小的多，而受压力作用的强度和比例都远比传统筒式磨机大。再 者，辊式磨已是料层粉碎，形成一定的料层，在横断面的边缘，其内受离心力的作 用，不会向里侧堆落延伸，其外设置一可调节高度的围板阻挡，使其只能抛落一部 分物料。 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 8 2.2 筒辊磨水泥粉磨系统工艺流程图 下图为筒辊磨粉磨工艺流程图，具体流程为物料通过皮带输送机 8 进入筒辊磨 7 内，粉磨后物料通过斗式提升机 2 进入选粉机 3 内，细料进入除尘器 4，成品入 库，粗料从选粉机 3 通过 1 螺旋输送泵送入筒辊磨 7 继续粉磨。 1.f-km 螺旋输送泵 2.th800 斗式提升机 3.tsv4000 选粉机 4.lpms96 脉冲袋式收尘器 5.dt-z 风机 6.mbrfl-1000 热风炉 7.tgmd2600 筒辊磨 8.ls100x1800 电子皮带秤 图 2-2 horo 磨系统工艺流程图 2.3 筒辊磨主要结构参数的确定567 筒辊磨的结构参数主要有物料拉入角、筒体直径、磨辊直径等 图 2-3 物料被辊压的受力示意图 筒辊磨的拉入角也可以称为钳角,用物料与辊子及筒辊磨的接触点的切线夹角 表示,如图 2-3,其大小可以根据作用力的平衡关系求得。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 9 要把直径为 d 的 物料扯入辊子下边,同时压碎它,若钳角 大时,这不能达到 目的,必须使 在一定的范围内才可扯进物料。喂入的物料被扯进辊子和筒辊之间,受 到滚压力(即粉碎力)p 和摩擦力的作用,若是风扫式筒辊磨,由于气力对料床的影 响较小,也可以忽略不计。为了能咬住物料进行粉磨,沿着 t 方向上的个应力处于平 衡,即 （2-1） 1 1 0,0 0,0 ttt tnn xpfp f ypfp 或 （2-2） 1 1 sin()cos()0 cos()sin()0 ppfp f ppfp f 式中:-接触角（压力角） ； f-物料与磨辊、磨筒之间的摩擦系数。 由（2-1） 、 （2-2）整理得 tan()=tan= 2 1 f f 即 tan 2 f 由于摩擦系数等于摩擦角的正切,即,带入上式得tanf 2 所以,为了使筒辊磨工作可靠,钳角应小于或等于物料与磨辊、筒体之间的摩擦角的 2 倍。 物料与辊面间的摩擦系数和辊面状态以及物聊性质有关，对熟料 f=0.280.3, 对岩石(花岗岩、砂岩)金属矿石,f=0.300.35,当取 f=0.3 作为计算依据时,钳脚 = 讨论时取 33 24 33 在中，见图 2-3 有 123 0 0 0 (2-3) 231212 sin()sin(180)sin o oo oo o (2-4) 0 ()2 sin()sin(180)sin ddddsdd 令，又因为在薄料床粉碎中，料层厚度与磨辊直径相比很小，可以, d d dd 忽略不计，则由（2-3） 、 （2-4）可得 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 10 sin()sinsin tantan sin()sinsin22 sin( - )sin( - )- (1)1(tantan1)1 sinsin22 a ba ba ba l o bb 通过对筒辊磨的实验测定，粉磨熟料水泥时的拉入角为左右，压力260012 角根据最新的研究成果 1。 则有23.5 12 ,23.5 1211.5 , tan6 tan11.750.0218608 d d 1 46 d d sin12 (0.0218608 1) 12 sin11.5 d d 所以，设计筒辊磨时，磨机筒体直径与磨辊直径的比值为 2 左右，磨辊直径与 入料平均粒径的比值为 46 左右，即为宜。2 ,46dd dd 通过实际的生产实践中长径比一般取 0.81 之间。若长径比小于 0.8,则未 能充分发挥筒辊磨的粉碎效果;若长径比大于 1,则增大了磨机的功率,既浪费能量,又 几乎不能提高粉碎效果。所以,在设计制造时，为发挥筒辊磨的优势，其长径比应 在 0.81 之间。 本设计针对筒辊磨粉磨系统的特点，筒辊磨是粉磨系统的关键组成部分，是 整个粉磨系统增产、降低能耗的关键设备，主要采用软件反求和实物反求相结合 的反求设计方法对筒辊磨开展反求设计研究工作，利用筒辊磨结构和工艺参数值 来反求创新的料层粉碎技术及装备的结构设计和工艺参数值。 horo 磨(horonitll)是法国 fcb 公司的专利产品，由水平筒体和辊子组成。 其基本工作原理为:磨机筒体以高临界速度的转速运转;物料由人料端进人磨内后， 在磨内做离心运动;被与磨体长度一致的刮刀刮下落到物料推进装置的调整板上; 物料推进装置将物料导向出料方向，通过调整物料推进装置的位置，可以改变物 料进出的速度进而控制通过磨辊的料量。磨辊对物料施加粉磨力，磨辊不需要驱 动装置，由物料带动其转动；其压力由磨体外的 2 个拉力液压装置提供。黑龙江 牡丹江水泥厂引进的是 hrm3800，其主要参数为: 内径：3.572 m；磨辊直径:1.82 m；磨辊辊压宽度:1.365 m；主电机功率:2 400 kw；磨筒体转速:35.5 r/min；液压缸压力:215 bar ( 21.5 mpa )。 所以3800 单位滚压面上的载荷为根据实际运行的 hrm3800 筒辊磨得出其总 载荷为 1200 吨，而3800 的滚压面积可以根据以下公式算出受力面积 2 0 11 sin1.365 1.82sin23.50.4953() 22 sdlm 式中：d-压辊长度，m； l0-磨辊直径，m； 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 11 -压力角，度。 单位面积载荷 2 12000 24227.74(/) 0.4953 n mf = 而根据2600 的参数可以算出其受力面积 2 11 1 sin0.5 1.04 1.3 sin23.50.2696() 2 sdlm 式中：d1-压辊长度，m； l1-磨辊直径，m； -压力角，度。 根据反求原理则有 1 12000 0.26960.4953 = f 得 f1=6532kn 所以可以求得2600 的总载荷为 653.2 吨。 根据以上分析的反求公式可以得出2600 筒辊磨具体参数如下： a) 筒体内径为 2600mm； b) 压辊直径为筒体内径的 1/2 则为 d1=1300mm； c) 压辊长度为压辊直径的 0.8 倍则压辊长度为 l1=1040mm； d) 承受总载荷为 653.2 吨。 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 12 3 滑履支承系统设计 3.1 滑履支承工作原理 滑履支承的磨机是通过固装在筒体上的轮带支承在滑履上运转。滑履支承由表 面浇铸轴承合金的钢制履瓦坐在带有凸球面的支快上，两者之间有圆注销定位，凸 球面支快又置于凹球面支快之中，而凹球面支快又放在滑履支座的底座上，两者之 间也是通过圆注销定位。轮带罩除了起到防灰进到其中将润滑油弄脏外，轮带罩的 下支座还器油箱的作用。整个保护罩放在焊接结构的底座上，而底座通过地脚螺栓 固定在混凝土基础上。轮带罩和轮带之间的密封结构是环形的毛粘圈被压板压在轮 带罩上，并有拉伸弹簧将其紧紧的压在工子形轮带的法兰上，进而起到密封作用。 滑履支座的每个滑瓦都能自动调心，它是靠球形瓦来完成的。这样就可以弥补由于 轮带安装误差所造成的轮带与滑瓦的接触不良。滑履支承采用动静润滑，这种滑履 上只有一个油囊，当磨机启动、停止和慢速运转时，高压油泵将具有一定的压力的 压力油，通过高压输油管将压力油送到每个滑瓦的静压油囊中，浮升起轮带，使支 承处于静压润滑状态，而在磨机正常运转时，高压油泵停止供油，此时润滑是靠轮 带浸在润滑油中，轮带上的润滑油被带入瓦内，实现动压润滑。由于轮带的圆周速 度较大，其“间隙泵”的作用也大，且滑履能在球座上自由摆动，自动调整间隙， 固润滑效果也好。 磨机在正常运转过程中，向履瓦供油的方式有两种：一种是通过低压油泵向滑 瓦进口出喷油：另一种是滑瓦浸在油中。 3.2 结构方案 根据已经成功应用的滑履支承和成熟的设计原理，设计通过两对滑履支承成 主副支承结构，因为筒辊磨的压辊不在其中心存在压力角，所以在支承方式的选 择上应该有主副支承。由于压力角的关系，选择与中心线呈 32 度的副支承和与中 心线呈 20 度的主支承共同支承筒体。具体如图 3-1 示。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 13 图 3-1 滑履支承结构图 3.3 滑履支承面积计算 因为滑履支承需要两个不同的泵提供液压油，所以在选择液压油的黏度时既 要考虑在启动时的高压、重载、低速状态，运转过程中的高速、重载、低压状 态，所以综合选用液压油的黏度根据筒体转速为 0.72r/s（42r/min）和单位载荷 为 300n/cm2，工作温度在 20-80 摄氏度之间，所以查表选取液压油的运动黏度为 15 厘斯/100 摄氏度，因此选择 90 号机械油作为循环供应的液压油17。 3.3.13.3.1 低压油滑履面积的确定低压油滑履面积的确定 给定润滑油的油压为 3mpa，根据压力面积压强公式 p=f/s 式中：p-滑履支承面压强，kpa； f-滑履总载荷，kn； s-需要滑履总面积，m2。 得 f=6532kn 设计说明书给定最大的滑履单位支承压强为 3mpa 所以可以的出总共需要的滑 履支承面积 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 14 12 12 coscos 33 ff sss 式中：s-总共需要的滑履面积 ，m2； s1-副支承所需要滑履面积，m2； s2-主支承所需要滑履面积，m2。 2 1 cos320.848 653265321.846() 33 sm 2 2 6532cos20 2.046() 3 sm 所以第一对副支承的单个面积 s1为 2 11 0.50.923()ssm 第一对主支承的单个面积 s2为 2 22 0.51.023()ssm 据前面筒体壁厚为 170mm 所以加上滑环后的总尺寸为 3400mm，所以 r=1700mm 据 s=dl（l 为在滑瓦上面的弧度展开，d 为滑瓦的宽度） 3.14 1.7 180180 drd sdl 式中：s-滑瓦面积，m2； l-为在滑瓦上面的弧度展开，m； d-为滑瓦的宽度，m。 依据此原理，可以得到主副支承的包角和宽度之间的关系为 1 3.14 1.7 2 0.923() 180180 drd sdlm 2 3.14 1.7 2 1.023() 180180 drd sdlm 所以有 31.42 1 34.49 2 d d 根据角度和宽度的关系经过逐次带入选择最优解，可以得到 720() 43 1 48 2 dmm 此时即可以满足支承的需要也可以满足安装需要则副支承的弧长为 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 15 43 3.14 17001275() 180 mm 主支承的弧长为 48 3.14 17001423() 180 mm 因为在计算总载荷时已经放大了载荷的实际值，即 6532kn 为理论设计的载 荷，而在计算面积的过程中都是以放大的方式得出结果，所以综合计算过程已经 不需要再次进行安全校核，得出的结果是理论的最大值，完全符合实际情况。 3.3.23.3.2 主支承高压油油槽面积的确定主支承高压油油槽面积的确定 根据总载荷和目前实际油泵的供油能力，考虑到泄漏因素，选取高压泵为 12mpa 的高压油齿轮泵，所以则有 f=ps 3 6532cos20 12 10 () 2 pkpa s 2 1 33 6532cos206138 0.25575() 2 12 102 12 10 sm 2 0.25575r 2 2 2 0.073 270() r rmm 即主支承所开油槽为半径为 280mm 的油槽。 3.3.33.3.3 副支承高压油油槽面积的确定副支承高压油油槽面积的确定 根据总载荷和目前实际油泵的供油能力，考虑到泄漏因素，选取高压泵为 12mpa 的高压油齿轮泵，所以则有 f=ps 3 6532cos32 12 10 () 2 o pkpa s 2 2 33 6532cos326138 0.23() 2 12 102 12 10 sm 2 0.23r 即副支承所开油槽为半径为 270mm 的油槽。 3.4 滑履瓦的校核 因为筒体和滑瓦同心（偏心率=0）时的压力比（pi滑瓦中某点油压， i s p p ps供油压力） 功率比 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 16 （hf 摩擦功率，hp油泵功率） f p h k h 承载量系数 （w承载量） s w w pld 流量系数 （q流量，h。半径间隙，油的黏度） 12 so q q ph 润滑油温升 vb p w ld tc q c vldv a 式中：-滑履的润滑油的体积流量，m3/s； v q -滑履的摩擦系数； -润滑油的比定压热容，约为1680j/（kg） 2100j（kg）； p ccc -润滑油的密度，约为850kg/m3900kg/m3，常取 =1.86x106j/（m3）； p cc -滑瓦表面传热系数w/（m2），因滑履受重型载荷，且冷却条件一般， b c 故取= w/（m2） b c 确定承载能力关键是求出轴承各点处的油压 值。滑瓦的承载能力是根据众 , i j p 所周知的雷诺方程式求得。雷诺方程式如下 （3- 3 ()()6 pph hv xxzzx 1） 式中：x-滑瓦周向坐标： z-滑瓦轴向坐标； p-油膜压力； h-油膜厚度； o h=h (1+cos) -润滑油的动力粘度； v-筒体表面的线速度。 为了便于利用电子计算机进行数值计算，用有限差分法将(3-1)式变换为无量 纲方程后，写成一组线性代数方程。 令（3-1）式中, h xr 将（3-1）式写成无量纲方程式 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 17 （3- 22 3233 22 3()()()6 ppp hr hhvr z 2） 对不同润滑状态下的动静压滑瓦进行计算： a)磨机处于静止状态，高压润滑油站供给高压油，计算滑瓦的承能力。 求解（3-1）式得边界条件 12, 3l4 pr =0,pr r =p ,pr =0 低压润滑装置的滑履，则采用低压进油压力，若采用油圈润滑时。p0 l b)磨机开始运转，高压润滑油站停止供油，计算滑瓦的承载力。 求解（1）式的边界条件 12, 34 pr =0,pr r =0,pr =0 r 1 r3 l/2 r 2 r 4 图3-2 受压分析图 用有限差分法通过编程解得对应于雷诺方程的数值解，即各节点的动静压力 后，分别分解为水平和垂直分压力。利用复化simpson 公式，求出水平和垂直 , pk j 的动静压承载能力。 静压和动压水平承载能力为 1 11 00 coswjwdprdadz 、（） 静压和动压垂直承载能力为 1 22 00 wjwd =psin-rdadz 、（） 根据计算机计算结果可以看出滑履的总承载能力w为静压承载能力wj2 和动压承 载能力wd2之和，且与滑履的安装角度无关，因此设计的结果满足实际应用要求。 3.5 滑瓦摩擦功耗的损失率 由于磨机动态研磨体和物料作用力基本向下，假定动态研磨体、物料及筒体的 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 18 合力垂直向下并通过磨机中心，磨机二端轴承受力分别为合力 p，方向铅垂向下， 在主轴承支承的球磨机上，力 p分作用在支承轴瓦上。在滑履轴承支承的磨机上， 每端轴承也受合力p , 但由球磨机二侧的二个与铅垂线成32和的滑瓦承受如 20 图4所示， p1，p2为每个滑瓦支反力，根据力平衡 (3-3) o 1 o 2 p=cos32 p =0. 848p p=cos20 p =0. 939p 在由磨机轴瓦或滑瓦和回转件组成的摩擦副中，由于存在摩擦系数 f，产生了 摩擦阻力 和阻力矩，其轴瓦或滑瓦损耗的功率 (3-4) 9.5459.5459.545 mnfrnpfrn n 式中：-磨机轴瓦或滑瓦支承力，kn； f-摩擦系数； r-回转件回转半径，m； n-磨机转速，r/ min； -摩擦阻力，f = p f ，k； -阻力矩，m = fr ，km； n-损耗的功率，k。 磨机主轴承支承时，主轴承支承力为p，轴外径为1，磨机转速为n， 轴瓦摩擦损 耗的功率为 (3-5) 1 1 9.545 pfrn n 主轴承支承轴瓦摩擦功耗的损失率为 (3-6) 1 1 n n 式中：n-磨机电机功率。 磨机滑履轴承支承时，每侧滑履支承支承力为p1 ，p2，滑环半径 r2= kr1(r1为主轴承支承压辊外径，磨机转速为n，据式(3-5)和式(3-6)，二侧滑瓦摩 擦损耗的功率为 (3-7) 1 11 21 ()2 (cos20cos32 ) 2 1.7871.787 9.5459.5459.545 oo ppfr n pfkr npfr n nkkn 滑履轴承支承二侧滑瓦摩擦功耗的损失率为： (3-8) 21 21 1.7871.155 nn kk nn 压辊外径 d10.5 d (d 为磨机内径)。 滑履轴承支承的磨机，滑环外径 d21.05 d 。 则 d2= ( 2.1002.625) d1 即 r2= ( 2.1002.625) r1 故 k= 2.1002.625 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 19 由公式(3-7)得滑履支承滑瓦摩擦功耗与主轴承支承轴瓦摩擦功耗的损失率关系为 h2= (2.4623.032)h1 (3-9) 根据中心传动滑履支承支承滑瓦摩擦功耗的损失率 h2= (2.4263.032)h1(6.3087.883)% 取平均值 h27.1% 该数值大大高于主轴承支承轴瓦摩擦功耗2.6%的损失率，对于大型磨机，由于电机 功率很大，巨大的滑瓦摩擦损耗应引起足够的重视，滑履轴承支承增加了无用能量 的消耗。在生产中，许多人员反映滑履支承滑环和滑瓦温度高，正是这个原因。 通过对磨机滑履支承滑瓦摩擦功耗的计算研究看出，采用滑履支承比采用主轴 承支承轴瓦摩擦功耗大大增加，前者是后者的 2.4263.032倍；滑履支承磨机的 传动机械效率由(9294)%下降到 88.72%，降低幅度很大。该结论和生产实际中出 现的滑瓦和滑环发热较高问题相符，在设计和生产中应引起足够的重视。 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 20 4 密封装置设计 4.1 密封的原理 密封是机械设备中十分重要的问题，最常用的密封方法，就是消除零件结合 面之间可能引起渗漏的间隙。由于机械加工的方法不可能使零件获得理想的几何 形状公差和粗糙度，所以即使是经过精细加工的两个表面，在相互接触时，其中 仍或多或少存在一些间隙。因此，常在两个零件结合面之间设置弹性或者塑性较 好的附加密封件，如橡胶圈、填料或者垫片等。这种密封件在外界锁紧力或者工 作介质的压力作用下将产生变形，从而补偿机械加工的不精确度，使间隙消灭。 在有些情况下，不采用附加密封件，而依靠零件本身在外界锁紧力作用下的变形 来使间隙消灭。 4.2 密封方式的选择 由于筒辊磨磨内为负压操作,假如密封不良,必然要漏入大量的冷空气,从而引 起通过磨内的热空气温度下降,影响烘干效果,降低粉磨效率。如果设备的密封性 能不好,将造成漏油、漏水、漏气、漏灰、漏料等，不但造成浪费,还会影响机械 设备的正常运转,同时还会造成环境污染。 因为筒辊磨端部的运动状态为最里层和最外层均为静止状态，而中间则是和 筒体一起进行运动的状态，并且内部有大量粉尘。为了减少摩擦与发热，防止膨 胀卡死或者由于粉尘过多引起物料卡死状态所以不得不在密封面之间保留一定的 间隙，因此需要在外面密封，故选择用压板压住密封橡胶圈并且用螺钉固定的方 式来间接密封。因此此次设计的密封方式即为这种形式，示意图如 4-1。 1 环形压板 2.密封橡胶圈 3.紧固螺钉 4.筒体 5.转动端板 6.静止端板 图 4-1 密封局部示意图 4.34.3 密封理论校核 在高速旋转的密封装置中，可以利用离心式或轴流式鼓风机相类似的原理产 生一定的压头，来阻止流体从间隙中漏出。还可以利用粘性较大的流体（如润滑 脂） ，填充在间隙中或特制的槽中进行密封，现在的迷宫密封具有大量粉尘的磨机 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 21 端盖采用的就是这种方式，但是相对于大的磨机这种方法是不具有实际意义的。 因此在我们采用的密封方式中需要采用几种方式合起来，成为组合式密封结 构。对于我们这种动密封，在很多情况下，要做到绝对密封是很困难的，或很难 保持长期绝对密封。在有些情况下，适当的泄漏是延长密封件工作寿命所必需的， 因此，在必要时可以在密封装置的外侧设置槽沟、甩油环或挡板等，以使泄漏出 的重新流入设备内部。 此次密封采用的是内定中动外静的密封方式，其密封原理是通过在与筒体相 连的动端盖上下和中间通过环形压板压住密封橡胶圈，中间的密封端盖通过外面 的罩壳伸下两支支架固定筒辊磨的内端盖，整体通过大罩壳密封。筒辊磨属封闭 式粉磨系统，要求有严格的封闭性，采用这种密封能有效的防止粉磨过程中粉尘 的外泄，保证筒体的密封性；这种密封采用 45 钢加工，端盖密封要与筒体保持同 心，橡胶槽需精加工，要严格保持与筒体同心，端盖密封与筒体的结合面要精加 工。设计的密封装置具有以下特性： a) 在此种工作条件下，具有可靠的密封性，泄露量保持在容许的范围内； b) 具有较小的摩擦阻力； c) 制造成本低结构简单、工艺性好； d) 装配、拆卸和维护方便； e) 磨损补偿可以迅速调整。 只要保证制造的精度要求和装配误差的控制，此种密封方式在理论上是可行 和可靠的。 5 动静压油路设计 随着科学技术的发展,机械设备越来越向高精度、高速度、高效率方向发展,这 就对机械设备的重要支承部件轴承提出了更高的要求. 动静压轴承具有油膜刚 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 22 性高、抗振性好、摩擦阻力小、承载能力强、主轴回转精度高、动态稳定性好、性 能可靠等优点,常作为高速高精度设备主轴系统的重要支承元件。目前,动静压油膜 轴承正朝着高速、高精度、重载化方向发展,但其研制工作还处于用户设计阶段,还 有许多需要突破和解决的技术难题,还没有形成一套较成熟的高精度动静压轴承设 计理论体系. 因此对于高精度动静压轴承的设计和研制具有重要的理论和实际意义. 5.1 设计原理 目前无论是主轴承还是滑履轴承都是采用高低压润滑系统这种轴承是在轴瓦上 适当的位置开设一个或是几个高压油腔，并配一套高低压润滑稀油站。在磨机启动 前先开高压油泵，将润滑油供入高压油腔，当高压油不断供入高压油腔，并且供入 量与泄露量相等时，便形成一个稳定的油膜来承担外载荷。该油膜使轴颈与轴瓦表 面达到完全脱离金属接触，从而降低磨机启动载荷。当磨机正常运转后就停止供应 高压油，低压泵继续正常运转，磨机轴承进入动压润滑下运转。 5.2 设计内容 目前高压油腔结构大致分为两种形式。一种是长方形结构，一种是圆形结构。 长方形油腔加工方便，在油腔面积相同的情况下，润滑油在轴向的泄漏途径最长， 便于形成油膜，如果油腔边缘距离瓦体边缘距离l过小，润滑油容易造成过早泄漏， 不容易把磨机顶起，过大则影响油膜的形成，一般如果每个滑履轴承采用两块滑履 瓦在圆周方向的夹角在24度到30度之间，油腔包角在4到6度之间，高压油腔深度取 3到5毫米。当磨机正常运转后就停止向轴承供应高压油，低压油泵继续正常运转。 因此滑履轴承绝大部分时间是在动压润滑状态下运转的，由此可见，低压供油装置 的设计是滑履轴承运转的关键因素之一。 目前国内设计的滑履轴承中向轴瓦供油一般采用喷油和油槽带油相结合的方法， 或者都采用喷油，对于喷油润滑来说，由于当油喷到辊圈时是线形状的，润滑油并 没有均匀分布到辊圈上因此辊圈转入滑履瓦时到形成连续油膜时间较长，虽然有布 油槽可以存储一定量的润滑油，但是问题并不能根本解决。采用喷油与油槽带油相 结合的方法，当辊圈转入到第二个滑履瓦时，辊圈从油槽带油，从而起到润滑第二 个滑履瓦的作用。这种方法虽然形成油膜时间短，但是结构较为复杂，互换性差。 油膜形成时间长； 结构复杂；互换性差这三个问题是主要的问题。 为了解决此问题现在采取用油槽带油的方法进行润滑，使低压润滑油从带油槽 的底部进入带油槽，润滑油充满带油槽内，多余的润滑油从轴瓦两侧溢出，当辊圈 转入滑履瓦时在辊圈与滑履瓦之间形成负压，把润滑油带入到滑履瓦上。同样当辊 圈装入第二个滑履瓦上。同样当辊圈转入第二个滑履瓦时在辊圈与滑履瓦之间形成 负压，从而把润滑油吸入到滑履瓦上。两个滑履瓦安装相同规格的带油槽，有很好 的互换性。由于润滑油充满带油槽内，因此辊圈转入滑履瓦时到形成连续油膜时间 较短，从而起到很好的润滑效果。 5.3 动、静压油路原理图 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 23 下图为滑履支承系统中稀油站原理图，高压泵与低压泵通过单向阀来进行控制。 当磨机在启动的时候高压泵2工作，待磨机正常运转后低压泵6开始工作，进行喷油 润滑，进而形成油膜润滑。 1 高压泵滤油器（铜丝） 2 高压泵 3 溢流阀（高压） 4 单向阀 5 低压泵滤油器（铜丝） 6 低压泵 7 溢流阀（低压）8 单向阀 9 精滤油器（zu-h253-p） 10 储能器 11 分流阀 12、13 固定式分流、集流阀 图 5-1 油站润滑原理图 6 温控装置设计 滑履温度升高, 使润滑油的粘度降低, 承载能力下降, 甚至造成干摩擦, 严重 的还会引起烧瓦。而滑履的温升主要来源于磨机内部研磨体之间的相互撞击和滑动 汽车变速箱箱体三面钻孔组合机床总体及右主轴箱设计 24 产生的大量热, 一部分由物料和气体带走,一部分则由筒体散发, 而筒体的热量传 到滑环上, 滑履温度随之升高。此外, 环境温度也是影响滑履温度升高的重要因素。 在设计中我采用了以下技术措施, 以降低滑履的温度: a) 磨尾衬板下面铺设隔热材料。 滑环温度的升高来源于磨内热量的传导, 因磨尾水泥的温度最高, 为此我们在 磨尾衬板下面铺设了一层耐冲击、耐撕扯、具有较高强度的隔热材料, 以阻断磨内 向磨尾滑环的热传导, 减少滑环的温升。 b) 增加润滑系统的润滑油量, 加大冷却器的冷却面积。 滑履轴承的润滑是采用高低压供油, 一般在磨机启动前和停磨时开动高压系统, 在正常运转时由低压系统供油。低压系统管路设计成三路, 其中两路分别通到两个 滑瓦前的油盘里, 冷却滑环和供滑动轴承润滑; 另一路通到滑履罩上方的淋油管, 对滑环上部进行冷却降温。良好的润滑能有效地降低滑瓦与滑环间的摩擦系数, 减 少摩擦功耗, 减少了摩擦面的发热; 同时润滑油经过摩擦面时, 能将其中的热量带 走。因此, 设计中将润滑油量大幅度增加, 以降低润滑温度, 保持良好的润滑能力。 润滑油经过滑履之后温度升高, 因此油站的冷却器需要对其进行冷却。另沙特气温 高, 冷却水必须经过冷却处理才能达到30 左右, 因此对冷却器的冷却效果会产 生不利影响。为保证润滑油的冷却效果, 设计中采用了压损小、具有高效换热能力 的进口板式冷却器。为提高可靠性, 在正常设计的基础上,加大了冷却器的冷却面 积。 c) 滑履罩上安装透气罩, 增加散热能力。 滑履罩的作用是防止灰尘进入滑履影响润滑油的使用以及防止润滑油的外泄, 因此设计中采用了密闭形式,使热量不易散发。有些厂家在滑履罩的上方开设透气 孔, 加设了透气帽, 使热气从上面排出, 但没有考虑气体对流的问题。我们在设计 中不仅在滑履罩上方设置了两个透气罩, 让热气流从上方排出, 同时在滑履罩下方 的滑瓦侧面处也设置了两个透气罩, 让冷空气从下方进入, 形成对流, 加快热量的 散发。 d) 在滑瓦夹板上增加润滑点。 滑环是由固定在滑瓦两边的夹板限位的, 固定端滑环通过夹板固定到底座上, 而滑动端滑环则随夹板在磨机轴向有微量位移。虽然一般情况下磨机不承受轴向力, 但不可避免夹板与滑环之间会产生摩擦。随着磨机规格的增加, 摩擦力也会加大。 但原先的结构使润滑油不易达到摩擦面, 造成夹板与滑环之间干摩擦, 使夹板磨损, 还产生热量, 设计中在夹板上开设了油槽, 采用了强制供油, 将油直接注入摩擦面 中, 增加了摩擦面的润滑能力。 7 结论 本课题是 2600 筒辊磨的滑履支承和筒体密封装置的设计，是为了寻求筒辊 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 2