毕业设计（论文）-X700涡旋式选粉机（转子部件）设计【全套图纸】.doc

1. 前言全套图纸，加153893706本课题是进行X700涡旋式选粉机转子部件设计及改造。以往的选粉机结构存在一些不是很合理的地方，且其选粉效率一直受到限制，不是很高。通过本课题的一些设计改进，以达到令人满意的效果 。1.1 本课题的来源和技术要求：a.本课题的来源：在使用传统转子式选粉机的水泥企业的生产过程中，发现了很多转子式选粉机的缺点和不足，选粉效率低功耗大满足不了现在的企业需求。本课题的设想是经过一些改造，改进其原本的缺点，提高效率，尽量满足水泥企业的需要。b.技术要求：所有结构及其零部件设计后考虑技术性、加工工艺性、经济性，并保证安装、使用、经济方便。要保证选粉机的运转平稳，节能高产。1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路：a. 本课题解决的主要问题：首先原来的转子不能提供稳定的分级力场，不能提供稳定的分级力，进料受力不均影响选粉效率影响产量。原先的耐磨衬板成本高，安装维修困难，且增大整机的重量给运输造成不便。原先的转子式选粉机涡旋效果不理想选粉效果不佳。撒料盘易损坏，零件更换成本高且单件制作成本较高。原先的润滑方式费用高，操作不便。 b. 本课题的设计总体思路：减速器传动虽然易磨损，零件更换成本高，但其传动比较平稳。换成皮带传动，因为其传动比比较大，一级传动肯定是不行，所以这里采用二级皮带传动，电机采用立式电机，并用焊接架支撑在顶盖上。内部改造部分： 首先采用笼型转子，提高分级力场的稳定性。轴与轴套之间密封采用油浴室润滑，降低费用操作方便。撒料盘放在转子上部，增大物料下落过程的选粉几率。采用旋风筒增强选粉效果提高选粉效率。1.3 预期的成果及其理论意义通过对选粉机转子部件的设计改造，可以有效地降低成本，提高生产时间利用率，提高选粉效率，从而达到增加经济效益的目的。2. 国内外发展状况及现状的介绍：选粉机发展到今天已经有了三代产品，以离心式选粉机旋风式选粉机Osepa选粉机为各自的代表，今天已经发展成多代选粉机优点的集合体。2.1离心式选粉机的发展与改进第一代选粉机以离心式选粉机为代表，也称为普通空气选粉机。主要原理是借助于物料颗粒在气流中，由于上升气流的浮力、相对运动的气体阻力、离心力、重力之间的平衡使大小不同的颗粒产生不同的等速运动而使颗粒分级。该机的特点是将空气选粉机、循环空气风机以及从空气中分选细粉的旋风筒组合成一个单机系统。缺点是a循环气流中粉尘多，致使选粉区的实际物料浓度大为增加，加大了颗粒沉降的干扰；b选粉区内存在着风速梯度，使分离粒径不均匀。高风速处会把过粗的颗粒带出混入细粉中； c边壁效应使细小颗粒随粗颗粒一起碰撞而降落。严重影响分离效率和提高磨机循环负荷率。许多厂家根据子自身需要对离心式选粉机进行了改进选粉机的入料方式不变进入选粉机的物料在经过筛料盘的撒料以后,合格细粉在选粉机底部上来的循环气流的带动下通过锥面笼形转子,向上进入粉流管,在循环气流的进一步带动下,细粉沿6个旋风筒体的切线方向在旋风筒体的顶部进入旋风筒,然后,细粉在自身重力以及部分向旋风筒底部下行的涡形气流的作用下,进入旋风筒底部的集粉箱,集粉箱出来的合格细粉通过输送设备送入料库进入旋风筒组的循环气流以及部分未沉降下去的细粉在风机的引力下从旋风筒头顶部沿管道进入风机,风机再把粉气流送入选粉机内筒,被锥面笼形转子打下去的不合格粗粉,沿选粉内筒壁滑落,从粗粉口流出。改造后仍然存在问题：a改造后,物料的湿度对选粉机的功率有一定影响。b改造后,风机风量的大小成为影响选粉机功效的最关键因素。2.2旋风式选粉机的发展与改进60年代德国维达格公司推出了旋风式选粉机。虽然其核心结构与离心式选粉机没有根本变化，但由于减少了粉尘循环，选粉效率有所提高。旋风式选粉机这种选粉机的特点是空气在机内外循环。用小旋风筒代替大直径外筒来收集细粉，提高了料气分离的效率，使循环气流中的含尘浓度大为降低，克服了颗粒沉降的干扰影响。同时粗粉在降落过程中增加了二次选粉的机会。这些措施较大地改善了选粉效果。在结构方面亦可制成大规格以适应水泥设备大型配套的需要。缺点是选粉区内分级力场不稳定，选粉效率不高。因此很多厂家也对旋风式选粉机进行了改进a拆除小风叶，在原小风叶盘上安装笼式转子b 将主轴驱动电机改为调速电机(或采用变频调速)c改造撒料盘，提高抛撒能力，使物料能比较均匀地分散于分级区内;在滴流装置内腔加设约束内锥，以稳定分级区内的气体流场，并与环状进风的滴流装置一起形成二次分选结构，增强二次分选的效果。缺点是能耗较高。2.3转子式选粉机的发展与改进转子式选粉机是在旋风式选粉机的基础上发展起来的，它有着如下几个特点： a采用高抛撒能力的撒料盘，使物料在选粉机能得到均匀、充分的分散；并在适当位置布置约束内锥，以稳定选粉室内的气体流场及增强二次选粉的效果。 b采用离心力场作为分级力场，结构上采用倒锥形笼式转子，可保证选粉室内分级力场的强度均匀稳定、物料受分选几率均等，可保证选粉机具有较高的分级精度与选粉效率。 c主轴传动采用调速装置，分级力场强度可通过改变主轴转速灵活调节，以控制产品细度及粒度分布，满足生产需要。d细粉分离与收集装置采用高效低阻旋风筒，并布置在主机周围形成一整体，这样可有效地简化系统的工艺流程，减少占地面积，降低系统的一次性投资及装机容量。1979年日本小野田公司开发了OSEPA选粉机，不仅保留了旋风式选粉机外部循环的优点，而且采用笼式转子根本改变了选粉原理，从而大幅度提高了选粉效率。在此基础上不少公司推出了类似的笼式选粉机。以OSEPA选粉机为代表的笼式选粉机称为高效选粉机，也有人称它为第三代选粉机。Osepa选粉机它是一种高效涡流型选粉机，不仅保留了旋风式选粉机外部供风、循环气流高效分离、二次选粉等优点;而且应用平面螺旋气流选粉原理，以笼式转子代替小风叶，气流通过导向叶片切线进入，在整个选粉区内气流稳定均匀，从而消除了离心式选粉区内风速梯度、分离粒径趋于均匀和边壁效应。颗粒自上而下有多次分选机会，最后又经三次风再次分选，因此分选效果好，其产量、动力消耗和水泥质量都有很大的改善。虽然笼式高效选粉机以其卓越的性能得到人们的肯定，但它结构复杂，加工制造费用较高，还要增加收集成品的高浓度袋式收尘器，并且操作要求及管理要求也相应较高，因此，对于中小水泥企业来说是一个困难的决策。随着我国选粉技术的发展，对选粉机的结构进行了不断的改进和完善，对工艺系统和磨内参数进行不断的优化，使我国的OSepa选粉机无论在设备质量上还是工艺性能上都可能与国外同类产品相媲美，各项技术指标均达到了国际先进水平，其增产节能效果明显，被大家共认为高效选粉机。围绕着OSepa选粉机的选粉原理和内部结构，国内外都推出了各种各样的高效选粉机，但大都以笼形转子为核心，以平面涡流选粉原理为基础，因此，我们说高效选粉机，应该是以OSepa为代表的以笼形转子为特征的一批高效选粉机。在我国球磨机系统中常见的有改进型OSepa选粉机、组合式选粉机和煤磨动态选粉机。3. 总体方案论证分析了多代选粉机的各自优点本次设计的高效涡流选粉机有以下优点：a 在进风口加装导风叶片，使得系统沿切向进风时在机体内产生稳定的涡旋气流，提高选粉效率。b 转子改进成选粉效率更高的圆柱笼形转子，从而使单位时间的选粉效率更高，单位产量能耗更低。通过改变转子，可以形成更加稳定的分级力场，使转子的分级功能更强，分级区内产生稳定的分级力，提高分级精度。c 改变进料口使得进料装置改成四点或多点进料。使得物料分散更均匀，更充分。d 采用高效低阻旋风筒，布置在主机周围，形成一个整体，有效地简化了系统的工艺流程，减少了占地面积，降低了后续布袋除尘器的负荷和要求，降低系统的一次性投资及装机容量。减少循环负荷提高效率。e 改变撒料盘的形状使撒料盘的撒料能力更好，这样就更加有利于提高选粉机的效率，以及它们之间的连接方式（将焊接方式改为用螺栓连接）,方便拆卸，避免个别零件出现问题时，导致其他的不必要的拆卸而损坏 ，减少不必要的浪费。高效涡流选粉机具有众多优势：提高产量，降低能耗，提高质量，操作简单，磨损及维修量都很小，能耗低等。4具体设计说明4.1 工艺参数：4.1.1 主要工艺尺寸选粉机内相关的工艺尺寸将影响选粉机的选粉性能。不同类型的选粉机，为适应不同的工艺要求，其各部分的相对尺寸比例也不相同。但是由于选粉机调节因素较多，灵活性较大，我们可以寻求一个统一的基本尺寸作为设计和生产中调整的依据，再配合可变的其他工艺参数，就能满足不同的需要。根据产量Q=22-26t/h,Q=7.2D2由经验公式得D=1.73.6,根据生产实际应用选取选粉室直径为2026mm, 旋风筒直径d=0.438D=964mm.由经验比例得旋风筒直径为960。选粉机转子和选粉室之间的距离需适中，过大或过小都将影响选粉效率。根据已使用的选粉机参数和考虑导风装置，转子的直径尺寸为1026mm。撒料盘环状放置在转子上方宽度略大于进料口宽度尺寸定为132mm。由于是涡旋式加设导风装置，所以需加装环状密封装置，考虑出粉口大小密封环宽度定为98mm。密封槽直径与密封环相配合。4.1.2所需功率 依据离心式选粉机的经验公式P=kD2.4=1.58X2.0262.4=18.5kw,故定电机功率为18.5kw. 4.1.3 合宜转速依据公式nD=300-500得n=125208选取n=180rpm,故主轴转速定为180rpm。4.2 连接轴的结构设计4.2.1 a. 轴的材料及热处理由于设计是传递的功率不是太大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。b. 初估轴径按扭矩初估轴的直径，考虑到安装皮带轮仅受扭矩作用，查表取C=110，则 (4-1)式中： C由轴承的材料和承载情况缩确定的常数； P轴的输出功率，KW； n轴的转速，r/min.各参数值为 C0=110、P=18.5KW、n=180r/min，则 =51m （4-2）c. 结构设计a) 各段直径的确定图4-1 轴轴1段的直径就是d1连接带轮，故有键槽应增大5%-10%，d1=65mm。 轴2段连接透盖与其内径最小直径相等取 d2=70。轴段3工艺段考虑轴承的拆卸仅需略大于轴段2取d3=78mm。轴4连接轴承型号为内径85mm，故轴4故d4=85mm。轴5段需略大于轴四段，为了减少应力集中取直径为95mm，故d5=95mm。轴6段安装轴承型号为内径85mm，故 d6=85mm。轴7段安装止退套筒，内径为78mm，故d7=78mm，轴8段连接透盖与其内径最小直径相等取d8=70mm。轴9段工艺段直径略小于轴8段取65mm，故d9=65mm。轴10段与转子套筒相连，直径与套筒内径相等取60mm，故d10=60mm。轴11段为最小直径与转子套筒相连，有键槽取55，故d11=55mm，轴12段为螺纹段M42。 b) 各轴段长度的确定各轴段1长度应比带轮长度略长取140mm，取l1=140mm。轴2段连接透盖，长度略长于透盖厚度取78mm，故l2=78mm。轴段3艺段考虑轴承的拆卸取l3=42mm。轴4接圆锥滚子轴承，所以长度需略大于轴承内径厚度。故取l4=50。轴5根据整体结构考虑取l5=846mm。轴6安装双列圆柱调心轴承，故l6=80mm。轴7安装止退套筒，故取l7=27.5mm。轴8连接透盖长度略大于透盖厚度，故取l8=90mm。轴9工艺段根据整体结构考虑取l9=170mm。轴10转子套筒相连，依据转子的高度考虑，考虑下段轴的健连接故取l10=455。轴11段为最小直径与转子套筒相连，有键槽长度为125mm，故取l11=136mm。轴12段为螺纹段M42，长度为l12=44mm。4.2.2轴的强度计算a. 破碎力的确定冲击时间的计算 （4-3） 式中: R料块的半径，mm， v转子的圆周速度，m/s。 破碎力P的计算 （4-4） 式中: P破碎力，N；m料块的质量，kg； v0冲击后物料的速度，m/s；t冲击时间，s。 b. 轴的受力分析(见图4-2c. 画轴的受力简图(见图b). 图4-2轴的受力分析及弯扭矩图d. 计算支承反力。皮带轮对轴的总压力为=N 由 所以 既 由 e. 画弯矩图（见图c）在水平面上，aa剖面左侧 aa剖面右侧 （4-6） f. 画扭矩图(见图d) （4-7）4.2.3 轴的强度校核(一)弯曲合成强度校核 通常校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面的强度.显然，由于轴最小段放大了以后考虑键槽的影响,而且此截面只承受扭矩,故没有必要校核.由图中A截面处合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险剖面,故aa截面左侧可能是疲劳破坏危险剖面。 截面A处的弯矩计算考虑到启动,停止影响扭矩为脉动循环变应力 （4-8） a.截面A处的应力计算 抗弯截面系数 （4-9） （4-10）b.强度校核45钢调质处理,查表得 , 故A剖面左侧安全4.2.4 A截面右侧强度校核(1) 抗弯截面系数 （4-27）(2) 抗扭截面系数 (3) 截面右侧的弯矩 （4-28）(4) 截面的弯曲应力 （4-29） (5) 截面上的扭矩切应力 （4-30）(5) 平均应力弯曲正应力为对称循环应力 扭转切应力为脉动循环变应力 (6) 应力幅 （4-31） （4-32）(7) 疲劳强度综合影响系数 (8) 仅有弯曲正应力时的安全系数计算 （4-33） (9) 仅有切应力时的安全强度计算 （4-34） (10) 弯扭联合作用下的安全系数计算 查表 可得当料均匀,载荷与应力计算精确时许用安全系数取显然, 故A剖面右侧安全 4.2.5 静强度安全系数校核该设备没有大的瞬时过载和严重的应力循环不对称,所以没有必要进行静强度校核4.2.6 轴承的选型及寿命计算 a. 轴承一的选型及寿命计算圆锥滚子轴承自身可起轴向压紧作用，先选上轴承为圆锥滚子轴承内径为85mm，型号为30217采用过盈配合公差为n6，轴的转速为n=180r/min,轴承只承受径向力。预期寿命为40000h。查设计手册得： P=13741N 寿命计算查表可得, （4-35）=189663740000h所以该轴承合适。b. 轴承二的选型及寿命计算 轴承二为调心滚子轴承主要用于承受径向载荷,同时也能承受任何一方向的轴向载荷.该轴承的型号为22317。轴承内径为85mm。采用过盈配合，轴的转速为n=180r/min.预期寿命为40000h。 查设计手册得： 计算派生轴向力， 计算轴向负载， 确定系数 查表的 计算当量动载荷 计算轴承寿命 查表可得 （4-36） =12341640000h 故该轴承合适4.3 转子部件的设计（一）设计思路首先分析以往的转子式选粉机优缺点改变以往倒锥型锥体结构，设计出笼型转子，笼型转子能够提高分级力场，吸取o-sepa选粉机的优点采用导风装置提高涡旋效果。圆柱形转子上有一定数量小风叶，小风叶随分级圈高速运转，形成正压，迫使气流从分级圈通过，防止短路。在生产过程中，物料被旋转的撒料盘均匀撒开，较细的物料受到的惯性离心力较小，受到上升气流作用通过栅栏圈；进人旋风筒收集；较大的物料受到的惯性离心力较大，向四周飞溅的同时大部分失速沉降，部分中间夹带细粉的小颗粒受到上升气流长时间的作用，在撒料盘和笼式分级圈之间的较大空间内，被上升气流逐渐分离笼型转子与导风装置配合使用使物料均匀受到分级力的作用提到选粉效率。笼型转子由上下盖板和耐磨钢片构成，栅栏圈围成，钢片数量较多，安装相对密集，可以实现立体分级，工作范围大，分级精度高。保证了分级区力场的稳定性，提高分级精度。（二）具体设计依据选粉室的大小定出转子的尺寸为1026mm。高度为658mm。转子的耐磨钢片同上下盖板焊接，中部盖板成环型均布70个长方形孔。钢片穿过中盖板方孔焊接，以保证其稳定性。转子下板加装倒锥体，起加固转子加强上升气流。本次设计将撒料盘安装在转子上部，延长物料受分级力作用时间。采用耐磨铸件批量生产，节约成本，采用螺栓连接，维修方便。撒料盘为易损件，与转子采用螺栓连接，损坏时拆换方便不用拆整机。由于撒料盘放置在转子上部，这就要求进料和出粉的密封性。因此设计了密封环和密封槽，均采用耐磨铸件，保证耐磨性。采用铸件节约成本，密封槽和密封环装配时有特殊要求，之间的间隙不得大于八毫米。转子内加装拉杆提高转子的稳定性和打散转子内部涡流的效果。绕固定轴转动的构件称为转子,其惯性力和惯性力矩的平衡问题称为转子的平衡。工作转速低于一阶临界转速,其旋转轴线绕曲变形可以忽略不计的转子称为刚性转子。刚性转子的平衡可以通过重新调整转子上质量的分布使其质心位于旋转轴线的方法来实现。平衡后的转子在其回转时各惯性力形成一个平衡力系,从而抵消了运动中产生的附加动压力。（三）考虑转子的平衡绕固定轴转动的构件称为转子,其惯性力和惯性力矩的平衡问题称为转子的平衡。工作转速低于一阶临界转速,其旋转轴线绕曲变形可以忽略不计的转子称为刚性转子。刚性转子的平衡可以通过重新调整转子上质量的分布使其质心位于旋转轴线的方法来实现。平衡后的转子在其回转时各惯性力形成一个平衡力系,从而抵消了运动中产生的附加动压力。静平衡的条件: 分布于转子上的各个偏心质量的离心惯性力的合力为零或质径积的向量和为零。对于长径比5,转速500r/min的转子理论上应校核其动平衡,但由于本设计主轴的转速远小于500,且同类产品工厂应用中发生振动的概率仅为1%2%,而做一个动平衡机的资金至少要50万,故实际上不做动平衡。 图4-3 转子1、密封环 2、撒料盘 3、上板 4、耐磨钢片 5、拉杆 6、中板 7、下板4.4润滑系统设计 在润滑工作中，根据各种设备的实际工况，合理选择和设计其润滑方法、润滑系统和装置，对保证设备具有良好的润滑状况和工作性能以及保持较长的使用寿命，具有十分重要的意义。润滑系统是向机器或机组的摩擦点供送润滑剂的系统，包括用以输送、分配、调节、冷却和净化润滑剂以及其压力，、流量和温度等参数和故障的指求、报警和监控的整套装置。一般而言，机械设备的润滑系统应满足以下要求： a. 保证均匀、边续地对各润滑点供应一定压力的润滑剂，油量充足，并可按需要调节。 b.工作可靠性高。采用有效的密封和过滤装置，保持润滑剂的清洁，防止外界环境中灰尘、水分进入系统，并防止因泄漏而污染环境。 c.结构简单，尽可能标准化，便于维修及高速调整，便于检查及更换润滑剂，起始投资及维修费用低。 d.带有工作参数的指示、报警保护及工况监测装置，能及时发现润滑故障。 e.当润滑系统需要保证合适的润滑剂工作温度时，可加装冷却及预热装置以及热交换器。 在设计润滑系统时必须考虑以三种润滑要素，即：摩擦副的种类（如轴承、齿轮、导轨等类支承元件）和其运转条件（如速度、载荷、温度以及油膜形成机理等）；润滑剂的类型（如润滑油、脂或固体、气体润滑剂）以及它们的性能；润滑方法的种类和供油条件等。本次设计的润滑系统为油浴润滑，由两个端盖和轴套构成。当机器运行时通过进油管道进油，高压油通过出油管道进入液压缸形成一个循环运行。轴与轴套之间充满润滑油，保证轴承工作在润滑状态下。根据工厂运用实际取二十号机械油可以保证冬天不用换润滑油而不会冻结。上下轴承两侧都设计了测温装置，保证轴承工作温度不会过高而导致轴承的损坏。密封性能失效是导致轴承早期磨损的关键，因此，采用了密封性能比较可靠的密封结构来减少轴承的漏油。在密封圈的选取上，由于在长期高温、粉尘较多的情况下工作，极易引起橡胶的延伸、弹性和抗拉强度受到破坏，耐温性能较好的半粗羊毛毡圈是较理想的密封圈.在密封件结构的上,本设计采用 节流沟槽式密封结构. 4.5 螺栓组设计4.5.1结构设计结构设计的主要目的在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式。螺栓组联接结构设计的基本原则是：尽可能使各螺栓或联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。具体设计时，综合考虑了以下几个方面的问题：a. 联接接合面的几何形状与整台机的结构协调一致，且尽量设计成轴对称的简单几何形状。 b. 螺栓的布置使各螺栓受力尽可能均等。对铰制孔螺栓联接，避免在平行于工作载荷方向成排布置八个以上的螺栓；当螺栓联接承受弯矩或转矩时，螺栓尽量布置在靠近接合面的边缘，以减少螺栓的受力。c. 螺栓的排列有合理的间距和边距，以便保证联接的紧密性和必要的扳手空间。对于一般联接，螺栓间距。d. 分布在同一圆周上的螺栓数目取成4、6、8等偶数，以便分度和划线。同一螺栓组中螺栓的性能等级、直径和长度均应相等。e. 为避免螺栓受附加弯曲应力，螺栓头、螺母与被联接件的接触表面均应平整，螺纹孔轴线与被联接件各承压面应保持垂直。4.5.2 螺栓联接的强度校核螺栓联接的强度计算，是以螺栓组中受力最大的螺栓为代表进行的。单个螺栓的常驻载形式一般只有轴向受拉和横向受剪两类，其载荷性质不外乎静载荷和变载荷两种。4.5.2.1失效形式承受轴向拉力的普通螺栓联接，在静载荷作用下，其主要失效形式是螺栓杆和螺纹部分发生塑性变形或断裂；在变载荷作用下，其主要失效形式是螺纹部位或尺寸过渡部位发生疲劳断裂。对于承受挤压和剪切作用的铰制孔用螺栓联接，主要失效形式是螺栓杆的剪断或螺栓杆与孔壁材料中强度较弱者的压溃。其设计准则是保证联接的挤压强度和螺栓的剪切强度。4.5.2.2 强度校核以轴外套和壳体接合面处螺栓组为例：如图4-5所示。该螺栓组联接分别受横向载荷作用和翻转力矩的作用。(1) 螺栓组受力分析水平方向的力为 翻转力矩 （4-37）(2) 失效形式分析在该连接处可能出现以下几种失效形式:在的作用下,结合面左部可能分离或滑离;在的作用下,结合面右部可能被压溃;最左边的受拉力的螺栓可能拉断或产生塑性变形.在的作用下轴套可能向右滑动.为了防止分离和滑离,应保证有足够的预紧力;为避免压溃,要求将预紧力控制在一定的范围内.(3) 计算作用下的单个螺栓所受的工作拉力 （4-38）(4) 计算作用下受力最大的螺栓所受到的最大拉力 (5) 计算最大工作压力 (6) 计算螺栓所受总拉力 计算预紧力由底板不滑离条件: （4-39）可得: 查表 可得 则 取 计算是取 (7) 确定螺栓的直径选螺栓的材料为Q235,性能等级4.6级,查表可得: 查表取 安全系数 螺栓材料的许用应力 由 （4-40） 所用螺栓为M26, 符合要求(8) 校核结合面工作能力 结合面不被压溃 查表 得 故底板不会被压溃 结合面左边不出现缝隙 所以结合面处不会出现裂缝。 图 图5-1 螺栓受力示意