对辊成型机设计【8张CAD图纸+毕业论文】【答辩通过】

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关键词：: 对于成型设计 cad 图纸毕业论文答辩通过

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摘要
　本论文描述了GDC955/45对辊成型机的设计和计算过程，并对关键部位进行了分析和研究。
工业对辊成型机是一种应用到型煤生产中的关键设备，属于工程机械。对辊成型机是由压辊、轴承、给料系统、承压支架、减速器（传动装置）、润滑系统、等机构组成。与传统低速重载、刚性不足的老式减速器相比，它具有体积小、重量轻、成本低廉等优点。
对辊组件直接关系到型煤煤球的成球质量，工业型煤是一种广泛应用到冶金、制造化肥、电厂等工业领域、对节能、环保都具有重要意义的清洁、高效的新型燃料。本设计在对辊辊轮与对辊轴之间采用胀套无键连接技术，两对对辊辊轮之间必须具有良好的对中性，否则会影响成型质量。采用胀套无键连接的优点是可以方便的松开胀套对辊轮进行调整，保证型煤的成球率。
在给料系统中，本装置采用了螺旋强迫加料装置，采用此装置可满足对辊成型机对加料速度，加料压力及物料密度的匹配要求大大提高了型煤的成球强度。
本设计机架采用螺杆连接结构，此种机架制作简便，而且承载能力强，拆装方便，基本满足大型对辊成型机的工作要求。

关键词：对辊成型机；工业型煤；螺旋加料；液压加载

ABSTRACT
The process of the design and calculations GDC955/45 roll-type forming machine is described, and the crucial units are analyzed and investigated.
Industry roll-type forming machine is a crucial device applied to the manufacturing of shape-coal. It’s a kind of engineering machine. Roll-type machine consists of units such as pressing rolls, bearing, feeding system, bearing beam ,three-staged velocity-reduction gearbox (transmission system), lubricating system, and hydraulic pressing system, etc .compared conventional forming machine ,with heavy-burden and inadequate rigidity, it is of small-volume,;low-weight and low-cost.
Double rolls have a direct relation to the forming-quality of shape-coal. Industry shape-coal is a new-type of clean ,effective fuel which is widely applied to various industry field such as metallurgical industry ,manufacturing industry chemical fertilizer, calcium carbide and has a vital significance to energys-aving and environment-protection business.
Design in the paper uses expanded–casing and no-key connecting technology and it must be guaranteed that it must be of good centering character-
istic betwween ball groves of the two rolls. Otherwise the forming quality will be
seriously affected. Use expanded-casing and no-key connecting technology, rolls can can be conveniently adjusted by loosning expanded-casing to ensure the forming rate of shape coal.
In the feeding system, the frequency conversion-timinghelix feeding equipment is adopted in the system which can satisfy the requriements of speed of filing the press of the feeding and the match of the material. So ,it can also improve the intensity of the figuration of the briquette.
Design of structure uses construction of pressing rolls which can be easily removed or easily altered. This kind of structure is of simple-make and bear heavy loads. Hence,the working requirements os large scale roll-type forming maching are satisfied.
Keywords: roll-rype forming machine; industry shape-coal; thefrequency conversion-timing helix feeding system; hydraulic loading .

目录
第１章总述…………………………………………………...1
1.1 对辊成型机的工作原理 1
1.2 影响型煤成型的因素 3
1.2.1 粉煤粒度、给配对粉煤成型的影响 3
1.2.2 原料混合后的均匀性与搅拌时间的影响 4
1.2.3 成型的压力 4
1.2.4 成型过程中水分含量的影响 5
1.2.5 压辊的直径和宽度 6
1.2.6 两个压辊的间距 6
1.2.7 压辊的转速 6
1.3型轮主要参数设计理论 6
1.3.1 最大压强 7
1.3.2 两棍轮的间隙 7
1.3.3 棍轮直径 8
1.3.4 生产能力计算 8
1.3.5 功率的计算 8
1.4高压对辊成型机的设计及其新进展 9
1.4.1 压辊 9
1.4.2 压辊的支撑装置 10
1.4.3 给料系统 11
1.4.4 承压支架 13
1.4.5 驱动齿轮系 14
1.4.6 润滑 14
1.4.7 液压施压系统 14
第２章对辊成型机的设计过程...........................................................................15
2.1 确定传动方案 15
2.2 总体设计 16
2.2.1 已知主要参数 16
2.2.2 确定辊子的尺寸参数 17
2.2.3 总压力计算 18
2.2.4 辊子的驱动力矩计算 19
2.2.5 主电机功率计算 19
2.3 非标准同步减速器的设计 20
2.3.1 传动比的分配 20
2.3.2 带传动设计 21
2.4　同步减速器设计 24
2.4.1 减速器的设计要求 24
2.4.2 各级传动参数计算 25
2.4.3 I级传动轮齿副设计计算 26
2.4.4 Ⅱ级传动轮齿副设计计算 31
2.4.5 Ⅲ级传动轮齿副设计计算 37
2.4.6 减速器输入轴的设计和校核 41
2.4.7 减速器输出轴的设计和校核 50
2.4.8 型辊轴的结构设计 60
2.4.9 轴的强度校核 61
第３章成型机其他部分的设计………………………………………………...66
3.1型板材料的选择 66
3.2液力加载系统分析 67
3.2.1 液力加载系统的特征 67
3.2.2 液力加载系统原理 67
3.2.3 液力支撑油缸 68
3.2.4 力加载系统受力动态分析 69
3.3关键部位设计 71
参考文献…………………………………………………………………………………...72
翻译部分………………………………………………………………………...74
致谢……………………………………………………………………………...85

在现代工业中，造粒，即用细粉状分散的物料，通过加压成型团矿的方法，转化为颗粒状产品，为此，要使用对辊成型机。对辊成型机可用于成型、压块和颗粒的高压破碎。型煤成型机是型煤生产的关键设备, 而我国现有的成型机多为低压对辊成型设备。由于成型压力低, 生产型煤所需的粘结剂用量大, 致使型煤生产成本较高, 这种状况也影响了我国型煤工业的发展。为了减少工业型煤生产中粘结剂用量, 降低工业型煤生产成本, 直至适应粉煤高温无粘结剂成型工艺的需要, 需要研究开发适用于中高压成型工艺的高压对辊工业型煤成型机。工艺技术条件的改进，设备尺寸的增大，导致对辊成型机不断进步，当然其目的是为了使每条线的生产能力更大。
1.1 对辊成型机的工作原理
对辊成型机有一对轴线相互平行且直径相等的一对圆柱形的成型辊轮，两辊轮之间有一定间隙，型轮上有许多形状相同、大小相等对应排列的半球形凹窝，这对圆柱形的成型辊子就是对辊成型机的主要部件了，如下图所示。

图1-1

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减速器.jpg

在电动机的驱动下，两个型轮以相同的速度，相反的旋转方向转动，当物料落入两型轮之间至轮弧的α角度内的时候，物料开始受到挤压，此时煤料在挤压力的作用下填充到辊面上分布的凹窝中，煤料在相应的两球窝之间产生体积压缩；随着型轮的连续转动，球窝逐渐闭合，体积减小，随着煤料被不断的压缩，成型力逐渐增大，当转动到两个球窝的位置达到两辊轮的中心连线上的时候。球窝的内腔体积达到最小，成型压力达到最大。然后型轮继续转动使球窝逐渐分离，成型压力也随之迅速减小。在成型压力减小至零之前，压制成的型煤就开始膨胀，在自身膨胀的作用下脱离球窝。

内容简介：: 中国矿业大学2007届本科生毕业设计第84页第1章总述在现代工业中，造粒，即用细粉状分散的物料，通过加压成型团矿的方法，转化为颗粒状产品，为此，要使用对辊成型机。对辊成型机可用于成型、压块和颗粒的高压破碎。型煤成型机是型煤生产的关键设备, 而我国现有的成型机多为低压对辊成型设备。由于成型压力低, 生产型煤所需的粘结剂用量大, 致使型煤生产成本较高, 这种状况也影响了我国型煤工业的发展。为了减少工业型煤生产中粘结剂用量, 降低工业型煤生产成本, 直至适应粉煤高温无粘结剂成型工艺的需要, 需要研究开发适用于中高压成型工艺的高压对辊工业型煤成型机。工艺技术条件的改进，设备尺寸的增大，导致对辊成型机不断进步，当然其目的是为了使每条线的生产能力更大。1.1 对辊成型机的工作原理对辊成型机有一对轴线相互平行且直径相等的一对圆柱形的成型辊轮，两辊轮之间有一定间隙，型轮上有许多形状相同、大小相等对应排列的半球形凹窝，这对圆柱形的成型辊子就是对辊成型机的主要部件了，如下图所示。图1-1在电动机的驱动下，两个型轮以相同的速度，相反的旋转方向转动，当物料落入两型轮之间至轮弧的角度内的时候，物料开始受到挤压，此时煤料在挤压力的作用下填充到辊面上分布的凹窝中，煤料在相应的两球窝之间产生体积压缩；随着型轮的连续转动，球窝逐渐闭合，体积减小，随着煤料被不断的压缩，成型力逐渐增大，当转动到两个球窝的位置达到两辊轮的中心连线上的时候。球窝的内腔体积达到最小，成型压力达到最大。然后型轮继续转动使球窝逐渐分离，成型压力也随之迅速减小。在成型压力减小至零之前，压制成的型煤就开始膨胀，在自身膨胀的作用下脱离球窝。利用下图来分析球窝对物料的作用力。为了简化分析，以一个球窝中心点代表球窝对物料的作用点来简化作用力。在两辊轮的对辊过程中，两轮对应点上将同时作用一对正压力，设为。我们现在假设型轮点为研究对象点，在点型轮对物料作用一个压力，此力可分解为两个力，垂直力为sina和水平力cosa。垂直力sina对物料进行向上推，使物料离开型轮；而水平力cosa和对面的辊轮上对应的水平力共同作用克服松散物料体内的阻力，对物料产生压缩作用。与此同时，型轮对物料有一个摩擦力，其中为物料与型轮轮面之间的摩擦系数。该摩擦力也可以分解为两个力，垂直分力cosa和水平分力sina，其中垂直分力使作料咬入两型轮之间，而水平分力可克服物料内阻力，进一步促使物料发生压缩。图1-2由上可知，要使型轮能顺利有效地咬入物料进行正常工作，必须满足以下条件：cosasina或者：cosasina即：tana则tantana其中为物料与型轮表面之间的摩擦角，也就是说，要想成型机顺利咬入煤料进行煤成型作业，物料与型轮表面之间的摩擦角必须要大于咬入角。图中的a角对应的中心角就称为咬合角。咬合角所对应的区域称为咬全区。这个区域也就是松散物料的压缩区域。在两轮的a角对应的弧线上分别作两条型轮的切线，则这两切线所夹的角称为加压角。显然，加压角与咬合角是2倍关系。根据上面的分析可以得出，物料的压制是在咬合区内完成的，在物料进入咬合区前物料只达到摇实密度的作用。咬入角是设计成型机的一个重要的参数，在相同型轮直径下，咬合角越大，则咬合区1也就越大，被咬入物料的体积也就越大，因而压缩率和成型压力也越大。咬合角的大小与原料煤的性质（例如：粒度，黏结剂性质，水分等）有关，一般情况下约在10至15之间。在咬合角相同的情况下，加大型轮直径可以增大咬合区域的宽度，从而增大对辊成型机的压缩率和压缩强度，这也是当前型煤机型轮向大直径方向发展的依据之一，但增大型轮的同时，也应考虑负面影响。1.2 影响型煤成型的因素成型压力的大小是粉煤压制成型的关键，而成型压力又取决于煤料填满压辊上球窝的程度。球窝中煤料的充填量越大，则球窝在闭合时对煤料所产生的反作用力就越大，从而能产生足够的压力将煤球压得更紧实。因此成型压力与煤料的特性，压辊的直径和宽度、两个辊子之间的中心距离，压辊的转速等诸多因素有关。1.2.1 粉煤粒度、给配对粉煤成型的影响成型物料粒度大小与料度级配分布对型煤强度及成型率有着重要的影响。在生产过程中，过细过粗的粉煤不仅会增加动力消耗，而且也会增加粘结剂用量，使其灰分增大固定碳含量低，影响产品的最终产品质量。故而，通过对成型强度及成型率较佳条件下，最佳粉煤粒度及料度级配跟踪测试结果对比，存在着一个较优的粒度范围见表1。而在生产过程中发现原煤破碎机破碎的粒度范围， - 1mm 的仅为45%，1 2mm 的达20% 左右，2 3mm 的达25%左右，3mm 以上的达10% 左右。粒度过粗影响型煤的质量，生型煤落下强度低仅为10 15N/ 个，成球最终强度为100 230 N/ 个，成球率也仅为30% 40%。为了解决粒度过粗问题，该厂经过多次对原煤破碎机的改造，其破碎的粒度范围- 1mm 的已达72%，1 2mm 的达11% 左右，2 3mm 的达9%左右，3mm 以上的达6%左右，基本达到理想的要求，型煤的质量较以前有了明显的改善，生型煤落下强度提高到40N/ 个左右，成球最终强度为500 700 N/ 个，成球率也提高到93%以上。1.2.2 原料混合后的均匀性与搅拌时间的影响原料混合后需充分搅拌，以确保型煤质量的均衡。该厂的搅拌工序是由2个DLJ3400双轴螺旋卧式搅拌机（生产能力在35 40t / h），与1个SLJ520立式搅拌机（生产能力在35 50t / h）相串联的工艺布置。初试生产，搅拌时间为0. 5min，生产出的型煤抽样检测结果如下：成型率为45% 50%，型煤强度为：200N/ 个、800N/ 个、415N/ 个、600N/ 个、360n / 个、450N/ 个、580N/ 个、1000N/ 个等，其型煤质量很不稳定。故此决定提高物料在搅拌机里的搅拌时间，其搅拌时间为1min，同样抽样检测，其结果如下：成型率为92%，型煤强度为：680N/ 个、613N/ 个、651N/ 个、700N/ 个、660n / 个、678N/ 个、683N/ 个、695N/ 个等，型煤质量有了明显的改善。再提高搅拌时间为1. 5min 时，抽样检测结果如下：成型率为80%，型煤强度为580N/ 个、800N/ 个、715N/ 个、900N/ 个960n / 个、950N/ 个、980N/ 个、1000N/ 个等。由此可见提高搅拌时间可以提高型煤强度，但并不是越长越好，最佳时间为1min，否则会影响整条生产线的生产能力。同时带来物料失水及卸料堵塞。1.2.3 成型的压力型煤的强度在确保其它条件不变的情况下，除与粘结剂性能有关外，主要取决于成型压力。该厂成型机是带预压装置的GDC1147 / 180 型对辊成型机，此预压机构虽能起到对物料的预压作用，但在生产中暴露出了以下问题：预压装置系统的压力是随物料的变化而变化。物料多压力大，物料少压力小，而物料压力应控制在7 8MPa，但物料的多少是不易控制的，因而造成了成型压力不均匀，导致型煤质量不稳定，初始强度时大时小，成型率时高时低。其压力与成型率关系表3。预压装置系统的入煤量有限，经常造成物料堵塞，影响生产能力的进一步提高。表3 压力与成型率关系 1.2.4 成型过程中水分含量的影响型煤成型水分的大小直接关系到型煤的成型率、固化时间、初期强度、后期强度等质量指标。该厂选用的BZ - 1型无机水硬性粘结剂，固化需要一定的水分，同时物料混合时，在搅拌机中物料的水分有一定的流失。根据实际生产证明：物料混合后的水分含量较低，不但成型率低，初始强度达不到，而且在转载过程中破损率较大，影响产品的质量，间接地影响了产品的产量。另一方面，物料混合后的水分含量过高，又容易造成脱模差，影响系统连续生产。故而通过对成型强度及成型率较佳条件下成型水分的测试结果对比，确定成型水分应控制在12% 14%之间为宜。当煤料在两个转动的成型辊子的凹窝里受压时，随着球窝的由开到闭，所受的压力会随之上升。由于待加工成型的煤料具有一定的流动性，煤料在辊子对辊的过程中受垂直方向分力作用会使煤料上下移动。当煤料的水分过多时，煤料的流动性极好，会造成被压辊咬入的煤料的一部分被挤压返回到加料箱中，从而导致球窝内的煤料填充不足而压力不能提高此时的煤球压不实，煤球质量不好。反之，如果煤料太干其流动性很差，煤料中的内摩擦力较大，往往会由于煤料颗粒不易流动出现架桥现象，也会造成球窝内煤料压力不足而影响压球质量，只有当煤料处于合适的流动状态时，每个球窝内才会填足煤料，进而压出质量好的煤球。实践证明，增大煤料的堆密度，可使其在压辊咬入口处充分发挥煤料颗粒间的聚集力使球窝的煤料量增加，从而提高成型压力，提高煤球强度。所以，在煤料进入成型机之前，对煤料进行预压，以增大煤料的堆密度，可明显提高成型压力，一般可使成型压力提高到60-80Mpa。1.2.5 压辊的直径和宽度压辊的直径越大,两个压辊之间的咬入口也就越大,也就越能使压辊上的球窝内填足煤料，从而有利于提高成型压力，但压辊的至今人过大，会造成机体庞大，明显增加金属材料和动力的消耗，因而压辊的直径也不宜太大。一般情况下，压辊直径为500-900mm,此时的压力可达15-30Mpa。压辊的宽度加大，其上面的球窝数量就会增多，可以提高煤球产量。如果压辊的宽度过大，则压辊上单位面积所承受的压力就会相对降低，同时还会造成煤料在压辊上的分布不均匀，因而降低煤球的强度。一般情况下，压辊的宽度为200-700mm.1.2.6 两个压辊的间距两个压辊的间距与压缩比成反比，减少间距虽然能够提高成型压力，但是两个压辊的间距过小时，煤料不足填足球窝，因而会影响煤球的质量。当间距过大时，则成型压力还未来得及传递到煤球的中心部位，煤料就会脱落下来，不仅会影响煤球的强度，而且还会造成煤球过厚，毛边多，甚至成球率低。因此在装配压辊上，应特别注意调整两者的间距，一般以控制在1-2mm左右。另外，在组装压辊时，应特别注意使两个压辊上的球窝按其行列严格对准，以免产生错模影响煤球的强度。1.2.7 压辊的转速虽然降低压辊的转速能够增加煤料在压辊上的受压时间，有利于反作用力的传递，以促使煤粒颗粒之间更加紧密靠近，还可以克服球窝界面上产生的剪切应力，从而能够提高煤球强度，如果是转速过低，则会大大降低煤球的产量。如果压辊的转速过快，不仅会使煤料的受压时间缩短，降低煤球强度，而且还会影响煤球拖模。因此，压辊的转速应适中，一般以控制在6-13r/min为宜,此时煤球的受压时间为0.6-0.8s。1.3型轮主要参数设计理论双棍式成型机的主要参数包括：最大压强、总压力、棍的直径和宽度、两棍轮的间隙、转速、成型时间、生产能力及功率等。1.3.1 最大压强双棍式成型机的挤压成型过程如图2所示。物料从A和B点咬入受压，对棍轮A、B点分别作两条切线，其夹角称咬入角。和弧为加压弧，对应的角称加压角。，、为物料压缩前、后的厚度；、为物料压缩前、后的密度，则物料最大相对压缩量为。图1-3双棍轮挤压示意图最大相对压缩量对应于最大压强。为了确定最大压强值，必须通过实验对物料做出相对压缩量与压强的关系曲线，然后根据生产要求确定的物料相对压缩量来求出。1.3.2 两棍轮的间隙两棍轮的间隙是指两棍轮外表面间隙最小距离。对普通的双棍式成型机来说，若两棍轮的间隙越大，则成型块状体的飞边愈厚，压块所受的压强也小，成型体结构疏松，承压能力小；如其间隙越小，则会造成成型机过载而易发生机械事故，因此两棍轮间隙必须适当。设令两棍轮的间隙为，物料开始咬入时间隙为，相对压缩量为，则。若增大两棍轮的间隙量为，则相对压缩量为。比较可知，当增大间隙后，相对压缩量小于，即成型压力小；反之，则成型压力急剧增加。1.3.3 棍轮直径从成型过程的受力分析中可知，双棍式成型机正常工作的条件是棍轮对物料的加压角应小于物料的摩擦角，即，为物料与棍轮间的摩擦角；为物料与棍轮间的摩擦系数。棍轮加压角与棍轮半径有一定的关系，成型机棍轮的最小半径为当物料成型厚度和相对压缩量确定后，即可算出最大压强的棍轮半径。1.3.4 生产能力计算生产能力能Q=60Gmn，G 为每个型槽的型块重量，kgn 辊子的转速, r/min 为型槽数量。1.3.5 功率的计算功率的计算目的是确定驱动电机功率，成型机总功率，为棍轮的圆周速度。成型机的驱动功率，为成型机的总效率，取值同一般机器的效率取值。1.4高压对辊成型机的设计及其新进展一台现代对辊成型机可以包含以下几个部件：压辊，轴承，用于支撑压辊的系统，给料系统，承压支架，传动系统，润滑系统及液压施压系统。下图1-4为一典型的高压对辊机的水平剖面图。两个压辊支撑在可自动调整的球面滚珠轴承上，而该轴承安装在支架上。传动齿轮通过安全联轴器与齿轮减速器的输入轴相连，通过齿轮减速器，电机速度被降到压辊的转速。在齿轮减速器中两个斜齿轮两个输出轴同步，压辊的上面安装有给料系统。此外，还有润滑装置，支架上齿轮箱的滑端面，联轴器以及施压的液压系统。1.4.1 压辊现代对辊机的最主要的部分仍是压辊本身。压辊由具有坚硬工作表面的铸造件制成，表面坚硬可使之适于选择各种表面结构用于生产高强度的料饼。另外一种方式是压辊的辊芯是可以更换的，这样对辊本身易于进行水冷这种，这种辊环的工作的工作表面通常被加工成浅的球窝，最新设计的成型机采用了这种形式。因为通常给料的温度较高，为了避免在物料表面发生“熔融”，当传导的温度必须降下来以确保轴承低温工作时，必须使辊环的表面得到冷却。坚硬的压辊的优点是它可以取代简单的机器部件。当压辊表面严重磨损后，可以在外径规定的范围内对表面进行重新焊接，这样可使设备始终保持高效运行，当然，使用经过预处理的部件可以确保由于入料传给的热而不至使压辊过热，使用内表面具有冷却系统的热账套筒，将更经济，并要求使用更清洁的冷却水。为了避免与辊芯接触的处理不当的水对压辊的腐蚀，用图1-4典型高压对辊成型机的剖面图一个冷却装置使冷却水系统封闭起来是合适的，大多数设备采用的是浅的长方形的可以摇动的铁箱，以便于空气的排除和确保料饼具有高而均匀的密度和强度。图1-5是具有热套筒和冷却系统的成型机的剖面图，根据图1-5，设备中选用的齿轮联轴器的优点是容易脱开，在左边，在压辊中心线的上边所示的是联轴器的一半已经被移到左边，而压辊也很容易脱开的情况。1.4.2 压辊的支撑装置在现代大型的成型机中，为了确保成型机更安全的工作，正确选用适当的轴承是至关重要的，压辊安装在高效而体积小，并能自动校准的球面滚珠轴承上，当采用宽的压辊时，可移动的压辊能随给料的不均匀程度和给料的厚度多少而自由调整。图1-5具有套筒和冷却系统的成型机压辊的剖面图1.4.3 给料系统给料系统位于成型机支架正对着压辊辊隙的上边。在给料为细粒或需较大产量以及一些其他的特殊原因，一般不采用简单的重力给料滑槽，而必须采用螺旋加料。由于螺旋加料的特征是在螺旋的中心及边缘的给料量不同及螺距的几何尺寸与辊隙面积的尺寸不同，所以用的螺距的直径受到限制。为使成型机沿辊宽度得到均匀的给料分布，采用了多螺旋给料机，例如，一台生产能力为80-100t/h的成型机，要求单辊的工作宽度在1000-2000mm之间，这样就要求安装多个螺旋给料机，螺旋成一定角度安装在给料中心的两边，在重力作用下，物料进入给料机，通过螺旋的螺距向下输送迫使物料直接进入压辊间的辊隙。在细粒物料压实过程中，物料中空气的排除对于成型机的高效工作起着重要的作用。例如在钾盐的压块中，散料的密度大约是1g/cm3，而料饼的密度大约是2 g/cm3，如果产量为100t/h，那么大约50m3/h的空气被排除，这么大的空气必须能够通过散中的孔隙排除，由于散料中孔隙随压实过程而变小，因而这种物料的压块将变的更困难。图1-6螺旋给料机示意图在压辊辊隙间压实成块，由于物料紧紧地填满了压辊，向下移动的物料中的空气必须逆着物流向上溢出，如果不是这样，机器的颤动将导致设备的损坏。因此，在设计时必须实现：一是允许空气从给料底部和辊面间排除；二是保证两边和压辊的肩角的缝隙。图1-6成型机中空气的溢出示意图研究表明，如果辊宽度不超过600mm,空气仅仅能有效地从两边溢出，这样辊宽的极限也总是取决于散料的颗粒粒度分布或散料的透气性。随着辊宽的增大，空气可能被迫夹在辊隙间的物料中不能溢出，导致成型机的负荷进一步增加。为了避免出现这一问题，对总宽度1000-2000mm的成型机，其总的工作宽度将被分为两个500-600mm的部分，每一部分设置两个螺旋，为了使空气能够溢出，所有四台螺旋都是相同的。为了满足不同的给料速度和设备生产能力的要求螺旋的高度能被分别调整。1.4.4 承压支架在设计成型机的承压支架时，必须能够使承压支架能够承受压辊传来的高压和支撑给料系统，通常采用双支架。所谓的标准支架要求维修方便，比如磨损或者检修时必须将压辊移开。不仅如此，像KOPPERN公司发展的“铰接”支架，这种支架易于移开，或者更换压辊。支架垂直部分的底段与水平部分的上面相连，垂直支架可以通过铰接处放下,再移开一部分压辊附件和浮辊端的液压箱,以及断开齿轮联轴器、润滑脂的管路、冷却水的连接系统之后，压辊可以被拉出到一个易于用桥式吊车吊起的地方。如果使用标准的支架，更换一次压辊可能花费一周的时间，而使用铰接式支架1-2个班即可。图1-7铰接式支架的示意图 1.4.5 驱动齿轮系压辊机的驱动齿轮系是由两个大型齿轮联轴器，包括同步斜齿轮在内的减速器齿轮，减速齿轮包括减速器和同步转距分配齿轮两部分，一般情况下减速器的安全系数是2，而同步转距分配齿轮的转距为3，大型齿轮减速器装有冷却油和过滤装置，以确保设备能连续运转。最主要的是同步齿轮和齿轮联轴器的连接保证了提供给压辊安全均匀的速度，只有在没有剪切力作用下设备才能获得较高的产量。1.4.6 润滑一个连续润滑系统能够提供给主要齿轮和浮辊的滑面一种连续的，可靠的特殊润滑脂。为了确保有效的工作，需要对润滑系统进行监控。大型机器往往具有对齿轮联轴器的自动润滑系统，这样可使设备长期连续运转，而不必停车进行润滑维修。1.4.7 液压施压系统液压施压系统用于提供液压箱压力，压力迫使浮辊向被压实的物料和固定辊靠近。为满足特殊的工作要求，压力的高低和大小可以自由调整。压力的梯度随间距的变化升高，通过改变液压储能器中氮的分压，可以在很大范围内调整压力的梯度。在物料被压入压辊的间隙时液压系统可做安全装置，一台监控系统监控它的功能。第2章对辊成型机的设计过程2.1 确定传动方案所设计的对辊成型机是由电机通过带传动带动一个三级同步减速器, 然后通过可调联轴器带动成型机的两个对辊同步相向转动,传动方案如下: 图2-1工作原理: 高压对辊工业型煤成型机的工作原理如图2 所示(变频调速强制加料装置等未在图中示出)。电动机1 经过双输出轴减速机2 和安全联轴器3, 同时驱动固定对辊组件6 及活动对辊组件5, 使之相向同步转动, 粉煤经由强制加料装置预压后, 加入到二对辊组件的辊轮间, 由辊轮辊压成型。物料成型时的反力由加载油缸4 与之平衡, 加载油缸的加载力根据成型反力的大小作相应调整。在压制型煤过程中, 物料的成型力与加载油缸的加载力始终处于相对平衡状态。如果物料中混入的小件铁器等坚硬物进入辊轮啮合区时, 活动对辊组件能克服加载油缸的加载力后退让开, 当坚硬物脱离辊轮啮合区时, 活动对辊组件又能立即复位, 保证了成型机的安全运行,实现了工业型煤的连续生产。图2-2 高压对辊成型机工作原理 1 电动机 2 双输出轴减速机 3 安全联轴器4 加载油缸5 活动对辊组件6 固定对辊组件2.2 总体设计2.2.1 已知主要参数辊子转速：8-10转/每分(圆周速度0.4-0.6m/s) 成型压力：10-20kn/cm 小时产量20-30吨型球尺寸45*45*28mm 采用液压加载，强迫加料；根据要求，为了脱球顺利，提高成型率，设计出成型球的形状如下图所示。按上图所示在三维软件Pro/E中进行三维建模，由计算机可计算出球的相关数据。由Pro/E中进行三维建模得到一个煤球的体积为37800 mm3相关资料表明，煤的比容变化比较大。褐煤的容重一般为1.051.2烟煤为1.21.4无烟煤变化范围较大，可由1.351.8。成型后的球是经过高压加载的，比容相对来说是比较大的，因此此处取值相对来说偏大一些，取：1.5（g/cm3)由计算可知，一粒型球的重量约为：60g 图232.2.2 确定辊子的尺寸参数确定辊子的直径：圆周线速度为vl=0.5m/s辊子转速为 nl=10r/m由 v=rw=可初步得成型辊子的直经为：D=60v/(n)=0.955m=955mm辊子周长：l=d=3.14*955mm=3000.22mm确定辊子的宽度：已知成型机的小时产量为20-30T初步在圆周方向上布60个球窝，每个球窝之间的距离为5mm布球方式如下图图24根据产量为25T的产量设计辊子的宽度。由Q=60*b*q*n*m可以计算得到辊子的工作宽度；又上式得到在宽度方向布球11排 b 宽度方向布球排数 q 圆周方向上布球数 n 辊子的圆周速度 m 每个小球的质量由此得出辊子的工作长度为11*45=495 由于辊子要由螺钉连接在辊芯上面所以两边要留出螺钉孔的地方两边各留50 mm,则 B=495+5*11+100=650mm 2.2.3 总压力计算由上面计算出的对辊成型机的型辊工作宽度l=495mm已知条件对辊的平均线压为15kn/cm则成型机的总压力为：F49.5cm15kn/cm=742.5kn2.2.4 辊子的驱动力矩计算辊子在工作过程中受力非常复杂，没有适合的公式可计算，根据经验，常取总压力对辊子的力臂为0.51个成型球的尺寸的力矩为辊子的驱动力矩，此处取中等值0.8。力臂为0.845mm=36mm则驱动力矩为：T=36mm742.5kn=26730knmm=26730 nm2.2.5 主电机功率计算PT/其中：P为电机功率T为驱动辊轮所需的力矩，T26730 nm为辊轮转速,11r/min*2/601.152 rad/s为总转动效率，由传动方案可以计算总的传动效率 = 0.71P =39.42kw依据计算出的主电机需求功率选用电机，此于对于电机没有什么殊要求，就选用普通常用的Y系列三相异步电动机。Y系列三相异步动机是按照国际电工委员会（IEC）标准设计的，具有国际互换性的特点，而且此电机为全封闭自扇冷式龙型三相异步电动机，具有防止灰尘等杂物侵入电动机内部的特点，正好适合型煤的加工现场环境。查表选用Y225M4型电动机电机额定功率为45kw 额定转速为1480 r/min 电动机质量：562kg间隙棍轮直径棍轮宽度成型总压力棍轮转速生产能力功率1mm955mm650742500N1025t/h39.42kW 表1 型轮主要参数计算结果2.3 非标准同步减速器的设计2.3.1 传动比的分配由整个传动方案和主要参数可知本减速器易采用硬齿面传动考虑到所选电动机和辊子转速相差较大，减速比较大，采用三级斜齿轮和一级皮带轮传动，为保证整个传动有足够的强度和良好的传动功率，根据传动特点，各级传动比分配如下：总的传动比为：i总148带传动的传动比：防止大带轮的半径太大，带传动的传动比不宜取得过大，此处取带传动的传动比2则同步式减速器的传动比为i减速器74 通常的三级减速器的各级传动比的分配由下图可以查得图2-5 则减速器各级传动比分配如下 4.7 4.1 3.842.3.2 带传动设计转动比2，功率p=45kw）确定计算功率根据工作情况，由表3-3查工况系数KA按工作机载荷变动小，原动机软起动查表得：KA1.1设计功率 Pc= KA P=1.1*45kw=49.5kw）选择带型根据Pc=49.5kw 和n1=1480 r/min查表3-10中选择普通型带型号：C型带）确定带轮基准直径小带轮基准直径dd1查表3-4和表3-5得：dd1224mm传动比2取弹性滑动系数0.01大带轮基准直径dd2=idd1(1-) =2224mm (10.01)=444 (mm)按普通带轮直径系列（/10412-2002）查表得：dd2=450mm大带轮实际转速（1）n1dd1/dd2=(1-0.01)1480224/450729.334（r/min）验算带的速度 v=17.35m/s带速在525m/s正常的范围内，符合要求。5）初定中心距a0中心距小时结构紧凑，但单位时间内绕过带轮的次数增多，带的应力循环次数增多，降低了带的寿命。中心距太大时传动尺寸增大，载荷变化时容易引起带的抖动。一般就根据结构尺寸要求确定中心距。按初估中心距取：a0=900mm6) 确定基准长度d选取普通带的基准长度d=2800mm7)确定实际中心距 8) 验算小带轮包角9）、确定带根数单根带额定功率07.50 kw弯曲影响系数，b对于C型带b=7.501910-3传动比系数i对于传动比大于2的情况，i=1.1373额定功率增量bn1(1-1/Ki)=7.501910-31480（1-1/1.1373）1.34kw包角系数a=0.96长度系数L=0.95V带根数：z=6.20圆整成整数取：Z=7 根10）确定单根带的预拉力带每米长度质量q；查手册得：D型带的q=0.30 kg/m在保证不打滑的条件下，同时考虑离心力的不利影响，每根带最适宜的预紧力0为：0500qv2 N5000.3017.35241711）确定压轴力r忽略带两边的拉力差，近似地按两边带的预紧力0的合力计算压轴力r2zF0sin N27417sin578712）带轮的结构尺寸确定查机械设计手册得带轮的轮槽各尺寸如下图所示：图2-6对于C型，带轮基准直径小于315mm的，带轮的槽轮角为36，而大于315mm的槽轮角为38。带大带轮直径为450mm则槽轮角为38,而小轮为224mm，槽轮角为36。2.4同步减速器设计2.4.1 减速器的设计要求传动比：i=74输入功率：37.09kw输入轴转速：740r/min输出轴转速：10 r/min同步式减速器，输出轴的两轴距离为956mm根据要求，设计同步式减速器，即输出轴为两根转速相等，旋向相反的轴。减速器的传动方案如下图所示：图2-70轴为输入轴，电动机的动力由带传动传入0轴，经0轴的小齿轮分流后，每对啮合齿轮对只承载一半的载荷。2.4.2 各级传动参数计算各轴转速的计算2各轴输入功率的计算 3个轴输入转矩的计算将各轴的运动参数和动力参数列于表2表2 各轴的运动和动力参数轴号转速n（r/min）功率kW转矩174037.09478.662157.4535.252318.06338.4031.858333.8741030.2830416.752.4.3 I级传动轮齿副设计计算：）、选择齿轮材料大小齿轮均采用斜齿轮传动小齿轮选用20CrMnTi 渗碳淬火处理硬度 HRC56-62小齿轮选用20CrMnTi 渗碳淬火处理硬度 HRC56-62）、按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，此处减速器要求精度并不是太高，取8级精度就可以满足要求了。按vt=(0.0120.021)n1估取圆周速度 vt= (0.0120.021)n1 =3.27-5.72m/s 取中间值vt=3.5m/s小轮分度圆直径d1，由圆柱齿轮传动简化设计计算公式得：d1其中：（注：本节以下查表，未注明的皆为查中国矿业大学出版社，王洪欣等主编的机械设计工程学一书中的表。）齿宽系数d查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取：d小齿轮齿数的推荐值为2040，取初定：小齿轮齿数 =22大齿轮齿数=i*=4.7*22=103.4圆整成整数，大齿轮齿数选择=103齿数比uu=/=103/22=4.68传动比误差u/uu/u=(4.68-4.7)/4.7=0.42%误差在5范围内小轮转矩T0478660Nmm载荷系数由式AV使用系数A 可由使用系数表（表8-20）查得：KA=1.0动载荷系数KV 可由动载荷系数图（图8-57）查得初值：KVt1.18齿向载荷分布系数K 因为齿面硬度350HBS，按照硬齿面由齿向载荷分布系数图（8-60）得：K1.08齿间载荷分配系数K由下式计算得：齿间载荷分配系数的初值Kt 在推荐值(=7-15) 初选=13r1.883.2（1/Z1 + 1/Z2）cosbsin/(mn)=dZ1tan/因为初选则：r+1.883.2（）cos +22 x0.8 tan/ 1.883.2（）cos+1.302.96查表8-21并进行插值计算：Kt =1 .41则载荷系数K的初值t11.181.081.411.80弹性系数ZE 查表8-22得：ZE181.4节点影响系数ZH查图8-64（x1=x2=0）得：ZH=2.45重合度系数Z查图8-65（1.75），得：Z0.77螺旋角系数由 Z= Z=0.99许用接触应力H由式（8-69）得HHlinZNZW/SH 接触疲劳极限应力Hlin；Hlin查图8-69Hlin11500n/mm2Hlin21500 n/mm2 应力循环次数由式N = 60 njLh 得n齿轮转速，r/min；j齿轮每一转，同一齿面的啮合次数；Lh齿轮的设计寿命，h；设计此减速器每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命8年由此得：N1=607401（83008）8.52108N2=N1 / u=8.52108 / 4.68 =1.82108则查图8-70得接触强度的寿命系数ZN0，ZN11 （允许出现一定量点蚀）：ZN1=ZN21硬化系数ZW查图8-71及说明得：ZW1接触强度安全系数SH查表8-27，按一般可靠度查SHmin=1.1取H1=150011 / 1.11363.6（N/mm2）H2=150011 / 1.11363.6 (N/mm2)由上可得小齿轮直径d0的设计初值d0t为：d1t得：d1t56.11mm齿轮法面模数 m：m n= d1t cos/ z1=56.11 / 22 =2.48mm 圆整取m n=3中心距圆整取中心距 a=193mm分度圆螺旋角 =13.71小轮分度圆直径的计算值 =67.94mm圆周速度v=d0tn0/60000=67.94740/60000=2.63m/s与估取的vt3.5m/s相差很大，对Kv取值会有影响，需要修正Kv修正 Kv=1.14齿间载荷分配系数K r = 1.883.2（）cos+22 x0.8 tan13.71/ =3.02 查表得K=1.41 则载荷系数k=11.181.081.41=1.80小齿轮分度圆直径d1=d1t=67.94mm大齿轮分度圆直径d2= = 318.06mm 齿宽b=dd0tmin=0.867.94=54.35mm圆整成整数：b=55mm大齿轮齿宽：b2=b=55mm小齿轮齿宽：b1=b2+(510)取b1=60mm3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-66）F=YFYSYYF齿形系数YF查图8-67得：小齿轮：YF12.67大齿轮：YF112.15应力修正系数YS查图8-68小齿轮：YS11.58大齿轮：YS21.81重合度系数Y由式（8-67）Y0.250.75/0.250.75/1.650.70 螺旋角系数Y1- Y0.84许用弯曲应力F由式8-71FFlinYNYx/SF其中：Flin 弯曲疲劳极限，查图8-72得：Flin1900N/mm2Flin12900N/mm2YN弯曲寿命系数，查图8-73得：YN0 = YN111Yx尺寸系数，查图8-74得：Yx1SF安全系数，查表8-27得：SF1.25则：F0Flin0YN0Yx/SF38511/1.25720（N/mm2）F11Flin11YN11Yx/SF40011/1.25720（N/mm2）由上得：F=2.671.580.700.84339.8（N/mm2）F1F=2.151.810.700.84104.8（N/mm2）F2该对齿轮齿根弯曲强度都满足要求。2.4.4 级传动轮齿副设计计算：）、选择齿轮材料大小齿轮均采用斜齿轮传动小齿轮选用20CrMnTi 渗碳淬火处理硬度 HRC56-62小齿轮选用20CrMnTi 渗碳淬火处理硬度 HRC56-62）、按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，此处减速器要求精度并不是太高，取8级精度就可以满足要求了。按vt=(0.0120.021)n1估取圆周速度 vt= (0.0120.021)n1 =1.15-2.01m/s 取中间值vt=1.5m/s小轮分度圆直径d0，由圆柱齿轮传动简化设计计算公式得：d0其中：（注：本节以下查表，未注明的皆为查中国矿业大学出版社，王洪欣等主编的机械设计工程学一书中的表。）齿宽系数d查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取：d0.8小齿轮齿数的推荐值为2040，取初定：小齿轮齿数 =26大齿轮齿数=i* =4.1*26=106.6圆整成整数，大齿轮齿数选择=106齿数比uu=/=106/26=4.08传动比误差u/uu/u=(4.1-4.08)/4.1=0.49%误差在5范围内小轮转矩T12318060Nmm载荷系数由式AV使用系数A 可由使用系数表（表8-20）查得：KA=1.0动载荷系数KV 可由动载荷系数图（图8-57）查得初值：KVt1.05齿向载荷分布系数K 按照硬齿面由齿向载荷分布系数图（8-60）得：K1.08齿间载荷分配系数K由下式计算得：齿间载荷分配系数的初值Kt 在推荐值(=7-15) 初选=13r1.883.2（1/Z1 + 1/Z2）cosbsin/(mn)=dZ1tan/因为初选则：r+1.883.2（）cos +26 x0.8 tan13/ 1.883.2（）cos+1.533.21查表8-21并进行插值计算：Kt =1 .43则载荷系数K的初值t11.081.081.431.62弹性系数ZE 查表8-22得：ZE189.8节点影响系数ZH查图8-64（x1=x2=0）得：ZH=2.45重合度系数Z查图8-65（1.75），得：Z0.77螺旋角系数由 Z= Z=0.99许用接触应力H由式（8-69）得HHlinZNZW/SH 接触疲劳极限应力Hlin；Hlin查图8-69Hlin11500n/mm2Hlin21500 n/mm2 应力循环次数由式N = 60 njLh 得n齿轮转速，r/min；j齿轮每一转，同一齿面的啮合次数；Lh齿轮的设计寿命，h；设计此减速器每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命8年由此得：N1=607401（83008）8.52108N2=N1 / u=8.52108 / 4.68 =1.82108则查图8-70得接触强度的寿命系数ZN0，ZN11 （允许出现一定量点蚀）：ZN1=ZN21硬化系数ZW查图8-71及说明得：ZW1接触强度安全系数SH查表8-27，按一般可靠度查SHmin=1.1取H1=150011 / 1.11363.6（N/mm2）H2=150011 / 1.11363.6 (N/mm2)由上可得小齿轮直径d0的设计初值d0t为：d1t得：d1t92.44mm齿轮法面模数 m：m n= d1t cos/ z1=92.44 / 26 =3.46mm 圆整取m n=4mm中心距mm 圆整取中心距 a=272mm分度圆螺旋角 =13.05小轮分度圆直径的计算值 =106.76mm圆周速度v=d0tn0/60000=106.76157.45/60000=0.88m/s与估取的vt1.5m/s相差很大，对Kv取值会有影响，需要修正Kv修正 Kv=1.03 齿间载荷分配系数K r = 1.883.2（）cos+26 x0.8 tan13.05/ =3.20 查表得K=1.43 则载荷系数k=11.031.081.43=1.59小齿轮分度圆直径d1=d1t=106.76mm大齿轮分度圆直径d2= = 435.24 齿宽b=dd0tmin=0.8106.76=85.41mm圆整成整数：b=85mm大齿轮齿宽：b2=b=55mm小齿轮齿宽：b1=b2+(510)取b1=90mm）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-66）F=YFYSYYF齿形系数YF查图8-67得：小齿轮：YF12.58大齿轮：YF22.15应力修正系数YS查图8-68小齿轮：YS11.61大齿轮：YS21.81重合度系数Y由式（8-67）Y0.250.75/0.250.75/1.680.70 螺旋角系数Y1- Y0.83许用弯曲应力F由式8-71FFlinYNYx/SF其中：Flin 弯曲疲劳极限，查图8-72得：Flin1900N/mm2Flin12900N/mm2YN弯曲寿命系数，查图8-73得：YN0 = YN111Yx尺寸系数，查图8-74得：Yx1SF安全系数，查表8-27得：SF1.25则：F0Flin0YN0Yx/SF38511/1.25720（N/mm2）F11Flin11YN11Yx/SF40011/1.25720（N/mm2）由上得：F=2.581.610.700.83462.87（N/mm2）F1F=2.151.810.700.83459.15（N/mm2）F2该对齿轮齿根弯曲强度都满足要求。2.4.5 级传动轮齿副设计计算：）、选择齿轮材料大小齿轮均采用斜齿轮传动小齿轮选用20CrMnTi 渗碳淬火处理硬度 HRC56-62小齿轮选用20CrMnTi 渗碳淬火处理硬度 HRC56-62）、按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，此处减速器要求精度并不是太高，取8级精度就可以满足要求了。按vt=(0.0120.021)n1估取圆周速度 vt= (0.0120.021)n1 =0.44-0.77m/s 取中间值vt=0.5m/s小轮分度圆直径d0，由圆柱齿轮传动简化设计计算公式得：d0其中：（注：本节以下查表，未注明的皆为查中国矿业大学出版社，王洪欣等主编的机械设计工程学一书中的表。）齿宽系数d查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取：d0.8小齿轮齿数的推荐值为2040，取初定：小齿轮齿数 =24大齿轮齿数=i* =3.84*24=92.16圆整成整数，大齿轮齿数选择=92 由于设计的为同步输出减速器，必须保证两同步齿轮轴的中心距离和对辊辊子之间的中心距离相等，两对辊之间的距离为956mm，所以大齿轮的分度圆直径必须为956mm，这样才能满足设计要求。初选法向模数m n=10 则齿数比uu=/=92/24=3.84传动比误差u/u误差在5范围内小轮转矩T18333870Nmm载荷系数由式AV使用系数A 可由使用系数表（表8-20）查得：KA=1.0动载荷系数KV 可由动载荷系数图（图8-57）查得初值：KVt1.06齿向载荷分布系数K 按照硬齿面由齿向载荷分布系数图（8-60）得：K1.08齿间载荷分配系数K由下式计算得：齿间载荷分配系数的初值Kt 由=15.71 r1.883.2（1/Z1 + 1/Z2）cosbsin/(mn)=dZ1tan/r+1.883.2（）cos +24 x0.8 tan15.71/ 1.883.2（）cos+1.731.65+1.73=3.38查表8-21并进行插值计算：Kt =1 .44则载荷系数K的初值t11.041.081.431.61弹性系数ZE 查表8-22得：ZE189.8节点影响系数ZH查图8-64（x1=x2=0）得：ZH=2.42重合度系数Z查图8-65（1.75），得：Z0.77螺旋角系数由 Z= Z0.987许用接触应力H由式（8-69）得HHlinZNZW/SH 接触疲劳极限应力Hlin；Hlin查图8-69Hlin11500n/mm2Hlin21500 n/mm2 应力循环次数由式N = 60 njLh 得n齿轮转速，r/min；j齿轮每一转，同一齿面的啮合次数；Lh齿轮的设计寿命，h；设计此减速器每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命8年由此得：N1=607401（83008）8.52108N2=N1 / u=8.52108 / 4.68 =1.82108则查图8-70得接触强度的寿命系数ZN0，ZN11 （允许出现一定量点蚀）：ZN1=ZN21硬化系数ZW查图8-71及说明得：ZW1接触强度安全系数SH查表8-27，按一般可靠度查SHmin=1.1取H1=150011 / 1.11363.6（N/mm2）H2=150011 / 1.11363.6 (N/mm2)由上可得小齿轮直径d0的设计初值d0t为： =583.9080 degrees ) fire resistant, anti-static (FRAS) elastomers and cords displaced vertically at a distance greater than 1 mm leads to the failure of the elastomer by compression and tension. Like problems may occur if there are defects in the design concept. Such problem may be overcome by the use of elastomers with a hardness in the 60 to 68 degree range-this being a stringent requirement when additives to drive ensure fire retardency are employed. Fatigue may be minimized by close attention to drive and return drum diameters and by the use of torque limitation devices in the conveyor drive. The details of the belt employed at the Sebly Mining Complex, England, are : Conveyor length 14.93 km Belt thickness 28.3 mmBelt width 1300 mm Belt strength 6590 kN/mNumber of cords 57 Vertical lift 990 m Cord diameter 13.1 mm Motor power 10100 kWDRIVING DRUMS It must be conceded that improvements in drum or pulley design has not kept pace with the overall drive-head developments. Increasingly flexible belts allow the use of smaller diameter pulleys which then rotate faster for a given belt speed. Belts themselves also run faster, resulting in yet higher rotational speed-pulleys then fail, particularly at welded connections, due to their high fatigue loading. In all stress calculations associated with drum design, explicit allowances must be made for stress ratios due to their cyclic loading. Hub deflections must be below the critical stress level and all welds should be classE. Drums should have a Fatigue Reserve Factor(FRF) of at least 1.3 to 1. the FRF being the ratio: Maximum Allowable Amplitude Stress/Actual Amplitude Stress, which should be 1.3. For infinite life-which should be objective of all drums design, a fatigue limit of not less than 108 should be specified.中文翻译:带传动系统在理想的状态下，若采用此系统对任何矿物运输时，应能（a）以最大的安全和可靠性，由间隔的生产点形成连续的矿物流，以保证生产不因运输的某些限制条件而间断。(b)能操作最高的输出，(c)使退化降到最低和减小粉尘问题，(d)消除溅射或至少把它收藏起来以及恢复主要矿产地,(e)劳工要求方面提供最佳的经济条件。一般而言，皮带传输系统符合上述的标准。应用遥感的检测和控制，连同就业掩体输送带，进一步提高了系统的效率。这儿有许多限制因素影响带传动的使用，这是因为：它需要一个合适的直线运动，它的最大倾斜角度为25度，最大的整体尺寸要少于带宽尺寸的一半。带的运输能力受倾斜角度和皮带材料的影响，始终要记住的一点是：掠过闲人压路机，矿物质不断的干扰皮带和散布在皮带上，尽管如此，皮带还是有很大的运输潜能，从而可以扩大生产能力。一个最简单的皮带运输形式包括一对滚筒，其中一个是动力源。并且在它们之间缠绕得有无头的胶带。这种简单的缠绕方式仅限于使用在短距离输送中，比如用于搬运包裹等。除个别的短距离，顶部的胶带必须要以固定的间隔的拖棍支撑起来，防止胶带的下垂。为达到此目的，槽形的拖棍是最理想的。这种拖棍由三个独立的滚轮组成，有两个在外部，一个在离它们很近的一端，并且带从它的上面穿过。对于较低运输能力的，窄的胶带，可能使用到两个拖棍，对于高运输能力和多尘的工作环境条件下，可能用到五个或者更多的拖棍。底部或返回带需要更低的支撑条件，并且很有可能一个平面运行一般使用单一的滚轮，在双顶的间隔距离使用钢绞线。对于特定的长距离运输，两个半凹辊更为合适。驱动部分通常由电机和齿轮减速箱组成，各个部分通过合适的联轴器联结，最好预先对齐机器底座，组装时要求所有的支撑结构支撑到拖棍并，胶带轮，且要和它对齐。上面所讲的都是典型的皮带传输系统的必要组成元素，如：胶带，拖棍，滚筒，驱动部分，和支撑结构，在加上一些其他的部分。选定后进行审查，是开始的最重要的部分，特别是对于带式传输。运输机胶带装置运输传送带可以定义为（参阅1）“一些承担负载运输的化合聚合物，以及避免机械遭受损坏的橡胶覆盖层。” 通常的承载部分包括一定数量的组织物，单一的固体组织物和单一的平行层及等距钢缆。在类型方面，对于运输机胶带装置的结构材料可分为耐火和非耐火材料。在某些情况下，前者可能需要通过立法或接受守则的规定。例如，在英国煤炭开采业，只有耐火的胶带用于地下工作。其他大多数国家也都有类似的规定。另外还有许多情况下，建议使用耐火材料的胶带。例如在复杂的选矿厂。在设计任何运输机胶带装置的初期阶段，要确定胶带的类型，这是最重要的，因为两种不同类型的胶带将会影响到其他的相关的设备的设计，如果在后期需要作改变，则会有新的问题产生。使用任何特定的皮带都应该覆盖到它的采购规格，由于需要调整皮带的不同性能来满足某些摩擦要求，寿命要求以及满足吸湿的要求等。同时，作为一般性，橡胶带的冲击力吸收性要比耐火材料的吸收性好。这里主要有三种类型结构的的胶带：（a）层芯结构，（b）整芯编织结构，（c）钢绳芯结构。在上述的类型结构中，对于（a）类和（b）类，只有带芯承担负载和承受各种工作压力，即产生在胶带内部的压力，很重要的一点是胶带要具有各种保护能力。在（c）类中，

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