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毕业论文

水泥预加水成球微机控制系统

1 前言
预加水小料球快速煅烧技术，小料球快速烧成技术是立窑煅烧的一项重要技术进步，目前应用十分成功的企业并不多，主要原因是前几年预加水成球系统的控制技术和设备还不太过关，小料球的操作控制要点还没完全掌握，目前预加水成球技术已经发展到第六代产品，设备及控制系统基本过关。这些都是能否取得高产量、高质量料球的保证，从而提高水泥的煅烧质量和产量。
本课题来源于江苏**集团，该公司为了适应现代立窑水泥生产的需要，设计产量为25t/h的预加水盘式成球机。他们提出了以下几个技术要求：
a． 产量为25t/h；
b． 盘体工作面直径为3.6m；
c. 结构紧凑，工作连续稳定；
d. 节能、高效、环保。
在杨老师的指导下，首先进行方案论证。通过讨论研究，最终确定采用可调盘高式 盘体、无动力刮刀系统、电机à皮带àZQ减速机à直齿轮副à成球盘的传动方式。然后根据分析的结果，开始计算轴向力、扭矩以及功率。分析拟定传动装置的运动简图，分配各级传动比，进而进行传动零件的结构进行设计和强度校核。然后对盘式预加水成球机进行总体结构设计。
YQP36预加水盘式成球机改变了以往所成料球粒径大，料球耐压强度和孔隙率质量低的缺陷。并且采用无动力刮刀系统，大大地节省了电耗和维护费用。本课题新颖实用，在技术上有较大改进，具有较强的竞争力。该预加水盘式成球机将具有很大的市场前景。

2 总体方案论证
2.1料球的技术要求及对成球盘的技术调整分析
高质量的料球与成球机的盘转速、盘倾角α、盘边高等的选择和调整有直接的关系。转速高时，成球时间缩短，孔隙率提高，料球炸裂温度提高，爆球率低；转速太高将很难成球。一般取12—13r/min。适当增大α，可降低爆球率，一般取值在45°—55°范围内。倾角的调整要与盘径、转速、边高综合考虑。一般盘边高H=（0.14—0.19）D。在不影响成球质量前提下，为降低爆球率，可适当减少边高。
2.2盘体的技术分析论证
对于老式的盘边高偏高的盘边改进为盘边高为400—500mm的可调式的盘边，从而提高了成球质量和煅烧质量。成球盘使用时间越长，盘底平面和侧平面变形较大，这将增加成球机的工作负荷，极易烧坏电机、损坏减速机和传动齿轮。采用型钢可以提高盘体强度，解决此类问题。成球盘扩径主要是提高成球盘的造球能力和料球质量。
2.3传动机构的技术分析论证
传动装置一般为整个成球机正常稳定运行的关键。以往采用伞齿轮副传动，传动方式路线为电机à皮带àZQ减速机à伞齿轮副à成球盘。这种传动方式下的球盘负荷较重时会导致的间隙配合的孔键相对运动产生黏附磨损和变形，甚至断齿。现在更多采用直齿轮副传动，也有通过行星减速机直接带动的。
常用的减速机有三种型式，圆柱齿轮减速机、行星减速机和摆线针轮减速机。其中采用圆柱齿轮减速机较合适，而采用行星减速机和摆线针轮减速机常会出现因球盘起动扭矩大，传动系统刚度不足，故障多，有漏油问题。相对而言圆柱齿轮减速机传动稳定，噪音小，齿面接触稳定，在润滑保养良好的条件下，运转稳定。对于圆柱齿轮减速机，其高速轴伸出端在下侧，唇形橡胶密封圈极易磨损，润滑油大量外泄导致缺油、轴承寿命缩短的问题。改进为将高速轴伸出端与低速轴同在减速箱的上侧，原伸出孔由端盖静密封。改进后密封圈略有磨损，不致大量漏油，从而避免缺油事故。
另外，对成球盘减速机输入轴采用花键联接的，因为这样的孔轴联接是间隙配合，所以传动上存在着诸多缺陷。采用平键双键联接避免了在与轴安装时的间隙配合，从而导致的在盘内物料无法卸空的环境下花键由于承受不了较大的惯性力而失效的问题。在强度达到要求的前提下，平键采用过盈配合能保证扭矩的正常传递。
2.4刮刀系统的分析论证
固定形式底刮刀装置常采用角钢和耐磨钢板制成断面为三角的整体刮刀。其优点为结构简单，便于安装检修，无动力。缺点有成球盘旋转阻力大，振动大，刮刀易磨损。活动形式的底刮刀装置有以下几种：
a. 无动力点触式旋转刮刀装置，其结构简单，刮灰阻力小，成球质量相对较高，零电耗；
b. 电动往复式底刮刀装置，成球盘旋转阻力极小，但结构复杂，需经常维护；
c. 电机拖动摆线针轮减速机形式的底刮刀装置，它具有较好的“刮全性能”阻力小，成球质量高，节能效果显著，但结构复杂，故障率高。
现在为了能向节能这要求上发展，更流行采用无动力式刮刀，其相对于有动力刮刀大大降低了电耗。
固定式边刮刀由于所刮的物料量不同使刀角磨损成弧形，最后造成盘角积料过多，加快了刀的磨损。这里采用活刮刀，在机械机构中实现边刮刀随滑柱沿盘边上下移动，当成球盘转动时，盘边即被刮净，从而保证了生产的连续性。
面对无动力刮刀在运转过程中所出现的刮刀杆的刮底作用不均匀，刮刀损坏，成球质量差的问题，在刮刀盘的机架上安装一飞轮从而起到调节刮刀盘转速的作用，使其能稳定运转。这样解决了成球质量差的问题，减低了电耗和制造使用成本。
2.5刮刀盘、刮刀杆和刀头分析论证
刮刀盘从形状上分为五边形刮刀盘和六边形刮刀盘。
采用圆柱形刮刀杆的五爪无动力刮刀时，即采用五边形刮刀盘，存在刀杆不易夹紧，彻底清盘一次的周期长，清料阻力大，成球盘动力消耗高等缺陷。将其改进为方形刮刀杆和在刀头焊接耐磨的硬质合金刀头。从而利于刮刀杆的夹紧，缩短了清盘周期，也有利于清除粘附在成球盘面上的物料，减小了成球盘的运转阻力和提高了刮刀的使用寿命。另外采用十爪无动力刮刀，即在五边形刮刀盘各边中间多装配一根刮刀杆，其优越性更加突出。刮刀底焊YT15-A325铜焊合金，作为刀头。刮刀与盘边盘底距离保持3—8cm。设计一五等分支架，可用角钢（5#和6#）焊接，然后焊卡板把刮条固定在支架上。

3盘式预加水成球机综合参数计算
3.1 生产能力计算
根据参考文献[21]，可知预加水盘式成球法的生产经验公式如下：
G=（1.5～2.0）D2 （3-1）
D—成球盘直径，m；
G—生产能力，KW。
已知G= Q= 25t/h, 求得D≈3.6m。
3.2 功率计算
根据参考文献[21]，可知预加水盘式成球所需功率相对滴水成球的小，其经验公式如下：
N=（1.2～1.5）D2 （3-2）
D—成球盘直径，m；
N—成球盘所需功率，KW。
由D=3.6m，N=（1.2～1.5）×3.62KW=（15.6～19.44）KW
根据参考文献[25]，可知预加水盘式成球功率计算公式：
No=0.2KHR2nγ （3-3）
No—成球盘传动所需功率，KW；
K—刮刀阻力系数，当采用固定刮刀时，K=1.5；
γ—料球体积密度；
η—机械传动效率，η=0.85～0.9。
取H=0.6m、R=1.8m、n=12r/min、η=0.85，
No=0.2×1.5×0.7×1.82×12×1.2×1／0.85KW=11.52KW
电机功率：N=K1 No （3-4）
K1——备用系数，一般K1=1.2～1.5。
D较大时取低值，反之取高值。取K1=1.4。
N=1.4×11.52KW=16.14KW
主机功率取N=18.5KW
3.3 成球机盘高计算
根据参考文献[25]，可知预加水盘式成球机盘高计算公式：
H=（0.16～0.2）D （3-5）
H—盘边高，m；
D—盘直径，m。
由D=3.6m
H=（0.16～0.2）×3.6m=（0.576～0.72）m
3.4 成球机转速计算
根据参考文献[25]，可知预加水盘式成球机盘体临界转速计算公式：
nKP= （3-6）
D—圆盘直径，m;
nKP—圆盘临界转速，r/min。
取α=49o、f=tg35 o=0.7
nKP=r/min=12.15r/min
可知预加水盘式成球盘为全盘成球，圆盘工作转速计算公式如下：
nP= （3-7）
nP—工作转速，r/min。
nP= r/min =12.122r/min
3.5 圆盘倾角计算
根据参考文献[25]，取预加水盘式成球机盘体倾角为45o～55o。
3.6 料球运动基本方程
查根据参考文献[25]，可知预加水盘式成球机料球运动基本方程：

图3-1 料球受力图
cosβ≈ （3-8）
R—圆盘半径，m；
n—圆盘转速，r/nim；
α—圆盘与水平面的倾角，度；
f—料球与盘面的摩擦系数；
β—料球脱离角，度。
cosβ≈=0.975
得β=12.94
根据参考文献[22]，根据预加水盘式成球机是全盘成球，在计算存料体积上有公式（5-48）：
V==0.833=0.208 （3-9）
H—盘边高，m;
V—盘内存料量的体积，m3。
取H=0.6m
V=0.208×0.6×3.62m3=1.62 m3
存料量公式：q=Vρ （3-10）
ρ—盘内物料的密度，水泥生料ρ=1.2t/ m3
q=1.62×1.2t=1.94t
盘内物料中心坐标计算：
根据参考文献[22]，坐标公式：

图3-2 盘体重心坐标图
ξ= （3-11）
δ= （3-12）
由tgφ= （3-13）
V=0.833HR2 （3-14）
X=ξ=
Y=δ=
盘式预加水成球机提升功率：
N1=0.0482nHD3=0.0482×11.7×0.6×3.63=15.78KW<16.05KW

4 机械传动装置的总体设计
4.1 选择电机
4.1.1 选择电动机类型和结构形式
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。
4.1.2 选择电动机的容量
选择电动机额定功率Pm，使Pm=（1～1.3）Po，根据参考文献[32]第二篇第二十章取Pm=18.5KW。
4.1.3 确定电动机转速
工作机转速nw=12.12r/min。按参考文献[32]第二篇第十一章推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i带=2～4，单级圆柱齿轮传动比i齿=3～6，取齿轮传动比i齿’=2，总传动比的合理范围i’=36～288，故电动机转速的可选范围为nm=i’ nw=(36～288)×12.12r/min=（436.32～3490.56）r/min。符合这一转速范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四种。由标准查出四种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如表（4-1）所列：
表4-1 方案参数表
方案
电机型号
额定功率Pm/KW
电动机转速r/min
电动机质量/Kg
传动装置的传动比
同步
满载
总传动比
V带传动
减速机
齿轮
1
Y160L-2
18.5
3000
2930
147
247.5
3.5
40
1.77
2
Y180M-4
18.5
1500
1470
182
123.8
3
20
2.06
3
Y200L1-6
18.5
1000
970
220
82.5
2.5
16
2.06
4
Y225S-8
18.5
750
730
270
61.9
2
16
1.93
综合考虑电动机和 传动装置的尺寸、结构和带传动及减速机的传动比，方案2比较合适，所以选定电机的型号为Y180M-4。
查参考文献[32]得Y180M-4电动机外观尺寸：
H=、AC=380、AD=285、L=670、C=121、B=241、A=279、AB=355、HD=430、K=15、D=48k6、F=14、G=42.5、E=110。
4.2 选择减速机
根据参考文献[34]，得到为重型，许用功率P1=60KW>18.5KW的圆柱齿轮传动减速机有ZQ65-20、ZQH65-20（JB1585-75）。
查参考文献[34]得ZQ65-20减速机规格尺寸：
中心距：a=650、a1=250、a2=400；中心高：Hc=；最大外形尺寸：L=1278、B=470、H=700；高速轴：B1=430；低速轴：B2=430、B3=342、L1=830、L2=183、L3=495；主动轴：d1=60、d2=110、L1=290、L2 =108、K1=32.5、b1=18、B1=420；被动轴：d3=110、d4=125、L3=265、L4=165、t2=127、b2=36、B2=452。
4.3 计算传动装置的各参数
4.3.1 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比
4.3.1.1 传动装置的总传动比为i=123.8
4.3.1.2 分配各级传动比
i带=3、i减速机=20、i齿轮=2.06
4.3.2 计算传动装置的运动参数和动力参数
4.3.2.1 各轴转速
Ⅰ轴：nⅠ= （4-1）
=
Ⅱ轴：nⅡ= （4-2）

Ⅲ轴：nⅢ= （4-3）

4.3.2.2 各轴功率
Ⅰ轴：PⅠ=POηOⅠ=POη带 （4-4）
=18.5×0.95KW=17.58KW
Ⅱ轴：PⅡ=PⅠηⅠⅡ=PⅠη轴承η1齿轮η轴承η2齿轮 （4-5）
=17.58×0.99×0.98×0.99×0.98KW=16.54KW
Ⅲ轴：PⅢ=PⅡηⅡⅢ=PⅡη轴承η3齿轮=P盘 （4-6）
=16.54×0.99×0.98KW=16.05KW
4.3.2.3 各轴转矩
Ⅰ轴：TⅠ= （4-7）

Ⅱ轴：TⅡ= （4-8）

Ⅲ轴：TⅢ= （4-9）
=T盘
将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表（4-2）:
表4-2 各轴参数表
参 数
轴 名
电动机轴
Ⅰ 轴
Ⅱ 轴
Ⅲ 轴
转速n/r·min-1
1440
480
24
11.7
功率P/KW
18.5
17.58
16.54
16.05
转矩T/N·m
122.69
349.77
6581.54
13100.64
传动比i
3
20
2.06
效率η
0.95
0.94
0.97

5 机械传动件设计（以下所有公式来自于参考文献[31]）
5.1 皮带传动设计
设计一V带传动。已知该传动为带式传动系统中的高速级传动,所需传动功率P=18.5KW, 由Y系列三相异步电动机驱动, 转速n1=1440r/min, 从动轮转速n2=480r/min。
5.1.1 选择V带型号
查表4.6得工作情况系数KA=1.4，由式（4.22）
PCA=KAP （5-1）
=1.4×18.5KW=25.9KW
按PCA=25.9KW、n1=1440r/min查图4.11选C型V带。
5.1.2 确定带轮直径dd1、dd2
5.1.2.1 选取小带轮直径dd1
参考图4.11及表4.4，选取小带轮直径dd1=224mm
5.1.2.2 验算带速
由式（4.8）：
V= （5-2）

在5～25m/s内，合适。
5.1.2.3 确定从动带轮直径dd2
dd2=i dd1 （5-3）
=3×224mm=672mm
查表4.4，取dd2=670mm
5.1.2.4 计算实际传动比i
i = （5-4）

5.1.2.5 验算从动轮实际转速
（5-5）

（481.6-480）/480×100%=0.3%<5% 允许。
5.1.3 确定中心矩a和带长Ld
5.1.3.1 初选中心矩a0
由式（4.23）： （5-6）
0.7×（224+670）mm≤a0≤2×（224+670）mm
625.8mm≤a0≤1788mm 取a0=1100mm
5.1.3.2 求带的计算基准长度L0
由式（4.24）：
L0 =2a0+ （5-7）
L0=
查表4.2得 Ld =3150mm
5.1.3.3计算中心矩a
由式（4.25）：
（5-8）

5.1.3.4 确定中心矩调整范围
由式（4.26）：
（5-9）

（5-10）

5.1.4 验算小带轮包角
由式（4.12）：
（5-11）
合适。
5.1.5 确定V带根数z
5.1.5.1 确定额定功率P0
由、及查表4.5得单根C型V带的额定功率分别为6.71KW和7.47KW，用线性插值法求n1=1440r/min时的额定功率P0 值：

5.1.5.2确定V带根数z
由式（4.28）： （5-12）
确定 △：查表4.7得 △
确定包角系数：查表4.8得 =0.92
确定长度系数：查表4.2得 =0.97
计算V带根数z： 取z=4根合适
5.1.6 计算单根V带初拉力
查表4.1得 q=0.30Kg/m
由式（4.29）：
（5-13）

5.1.7 计算对轴的压力
由式（4.30）：
（5-14）

5.1.8 确定带轮的结构尺寸，绘制带轮工作图、
，采用辐板式，工作图见附录8。
，采用辐条式（），工作图见附录7。
5.2 齿轮传动设计
设计一对直齿圆柱齿轮传动。已知输入功率P=16.54KW，小齿轮转速，齿数比μ=2.06，电动机驱动，工作寿命10年，每年工作300天，三班制，工作轻微冲击，齿轮转向不变。
5.2.1 选择齿轮材料热处理方法、精度等级，齿数、及齿宽系数
考虑到该功率较大，故大、小齿轮都选用40Cr调质处理，齿面硬度分别为250HBS、280HBS，属硬齿面半开式传动，载荷轻微冲击，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数 大齿轮齿数，取，按硬齿面齿轮悬臂布置安装查表6.5，取齿宽系数。

5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计
由式（6.11）： （5-15）
5.2.2.1 确定公式中参数
a. 载荷系数： 试选=1.5
b. 小齿轮传递的转矩： =6581.54=6.58
c. 材料系数： 查表6.3得 =189.8
d. 大、小齿轮的接触疲劳强度极限、
按齿面硬度查图6.8得
e. 应力循环系数
（5-16）

（5-17）

f. 接触疲劳寿命系数
查图6.6得
g. 确定许用接触应力
取安全系数
（5-18）

（5-19）

5.2.2.2 设计计算
a. 试算小齿轮分度圆直径
取

b. 计算圆周速度v
（5-20）

c. 计算载荷系数K
查表6.2得使用系数；
根据v=0.35m/s，7级精度查图6.10得动载系数；
查图6.13得
则K= （5-21）

d. 校正分度圆直径
由式（6.14）： （5-22）

5.2.2.3 计算齿轮传动的几何尺寸
a. 计算模数m
（5-23）
按标准取模数m=16mm。
b. 两轮分度圆直径
（5-24）

（5-25）

c. 中心矩a
（5-26）

d. 齿宽
（5-27）

取
由公式：～10）mm （5-28）
取
e. 齿高h
（5-29）

5.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度
由式（6.12）： （5-30）
5.2.3.1 确定公式中各参数值
a. 大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限
查图6.9，取、
b. 弯曲疲劳寿命系数
查图6.7，取
c. 许用弯曲应力
取定弯曲疲劳安全系数，应力修正系数得
（5-31）

（5-32）

d. 齿形系数和应力修正系数
查表6.4得：
e. 计算大小齿轮的和，并加以比较取其中大值代入公式计算

小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度
5.2.3.2 校核计算
弯曲疲劳强度够。
5.2.4 齿轮结构设计及绘制齿轮零件图见附录5与附录6
5.3 Ⅲ轴设计及校核
5.3.1 Ⅲ轴设计
已知输入大齿轮旋转方向从左向右看为顺时针，单向旋转。。

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ
图5-1 Ⅲ轴结构图
Ⅳ—Ⅴ段轴身的长度：为使密封盖与轴身有良好的密封效果，减小摩擦，取。5.3.1.1 确定轴上零件的装配方案
为方便表示，记轴的左端面为Ⅰ，并从左向右每个截面变化处依次标记为Ⅱ、Ⅲ、，对应每轴段的直径和长度则分别记为和
5.3.1.2 确定轴的最小直径
Ⅰ—Ⅲ轴段主要受转矩作用，直径最小。
a. 估算轴的最小直径
45钢调质处理，查表11.3确定轴的C值 取C=112
（5-33）

双键槽轴径应增大10%～14%，即增大至136.4mm～141.36mm，取=138mm
b. 确定轴的最小直径
应满足，取
5.3.1.3 确定各轴段的尺寸
Ⅰ—Ⅱ段轴头的长度：为了保证大齿轮的轴向定位的可靠性，应略小于，取
Ⅱ—Ⅲ段轴身的直径：Ⅱ处轴肩高h=(0.07～0.1)d=(9.8～14)mm，又因轴肩有承受轴向力，故取h=11mm
则。 （5-34）

Ⅱ—Ⅲ段轴身的长度：取
Ⅲ—Ⅳ段，选择轴承型号：取，查参考文献[35]，选用型号为角接触球轴承7232AC，其内径d=160mm、外径D=290mm、宽度B=48mm、额定载荷Cr=262KN、Cor=298KN。
Ⅳ—Ⅴ段轴身的直径：为方便安装及减小摩擦应略大于，取。
Ⅴ—Ⅵ段轴身的直径：为减小加工时车削的背吃刀量，应略大于，取=175mm。
Ⅴ—Ⅵ段轴身的长度：取=1179mm。
5.3.1.4 轴上零件的周向固定
齿轮与轴的周向固定：采用双键连接，轴承与轴的周向固定采用过渡配合。
齿轮处的双键选择：查参考文献[32]普通平键（GB/T1096—1979），选型为A型36×20×160，即键36×160 GB/T1096—0979。
齿轮轮毂与轴的配合：为了保证对中良好，采用较紧的过渡配合，配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的配合：采用较紧的过盈配合，轴径尺寸公差为h6。
5.3.1.5 确定倒角和圆角的尺寸
轴两端的倒角：根据轴径查手册，去倒角为2×45o。
各轴肩出圆角半径：考虑应力集中的影响，由轴段直径查手册，取装配圆角R1，其他圆角R2。
5.3.1.6 绘制轴的结构装配图：见附录4。

5.3.2 Ⅲ轴强度校核
估算盘体与存料共重38KN。
5.3.2.1 求轴上载荷
a.计算齿轮受力
齿轮的分度圆直径：
圆周力： （5-35）

径向力： （5-36）

合力： （5-37）

（5-38）

=10.9KN
b. 求支反力
轴承支点位置：
齿宽中心距左支点距离：
齿宽中心距右支点距离：

图5-2 轴向受力图 图5-3 轴截面受力图
左支点的支反力：

（5-39）

=12.9
右支点的支反力：
（5-40）

5.3.2.2 绘制轴力图和弯矩图

图5-4 轴力图和弯矩图
5.3.2.3弯矩强度校核
通常只校核轴上最大弯矩截面的强度：危险截面为A
截面A处弯矩：
截面A处计算应力： （5-41）

强度校核：45号锻钢调质处理，由表11.2查得
弯矩强度满足要求。
5.3.2.4 轴向压应力强度校核
通常只校核轴上受压应力轴径最小的截面强度，取Ⅱ—Ⅲ段任一截面
截面处压力：
截面处计算应力： （5-42）

强度校核：45号锻钢调质处理，由表11.2查得
抗压强度满足。
5.4 轴承校核
现选一对角接触球轴承7232AC，轴转速n=12.12r/min，轴向力，径向负荷分别为。工作时有中等冲击，脂润滑，正常工作温度，预期寿命100000h。
5.4.1 确定7232AC轴承的主要性能参数
查参看文献[35]得

5.4.2 计算派生轴向力
（5-43）

（5-44）

5.4.3 计算轴向负荷

图5-5 轴承支承图

故轴承Ⅱ被压紧，轴承Ⅰ被放松，得：
（5-45）

5.4.4 确定系数

查表8.10得
5.4.5 计算当量动负荷
（5-46）

5.4.6 计算轴承寿命
已知ε=3，查表8.7、8.8得：
（5-47）

5.4.7 验算轴承是否合适
该轴承合格。
5.5 双键（Ⅲ轴）设计校核（普通平键）
已知T=13100.64N·m、d=138mm、k=h/2、l=160mm。
由公式（12.1）： （5-48）
查表12.1得：静连接钢质轮毂冲击状态下
查参考文献[32]表12.25得：选用36×20的键
即h=20mm, k=h/2=20/2mm=10mm

故该双键选型满足强度要求。
5.6 盘体固定螺栓校核
已知主轴转矩
查公式（13.6）得： （5-49）