球磨机链传动结构设计研究

王绪科 薛铜龙

球磨机链传动结构设计研究

王绪科1，2薛铜龙1

（1.河南理工大学，河南 焦作 454000；2.河南工业和信息化职业学院，河南 焦作454000）

本文以某公司生产的MQG2240型球磨机为研究对象，进行链式传动系统的结构改造设计。结果表明，球磨机采用链传动代替齿轮传动在理论上是完全可行的，并且链传动球磨机具有齿轮传动所不具备的优势。

球磨机；链传动；结构设计；力学分析

球磨机是细化固体物料的重要设备，在冶金、水泥生产等行业得到了广泛的应用。

球磨机工作时，筒体内钢球物料抛落冲击所形成的振源向传动装置传递，齿轮传动为刚性传动，无法有效地阻断这种振源，导致球磨机主减速器振动发热，情况严重时甚至会使减速器机体产生裂缝，导致漏油和机壳报废。剧烈振动还会导致运转失衡，产生齿轮崩齿等恶性故障，严重影响球磨机的安全运行，直接制约着该行业的发展［1-2］。本文尝试研究用链式传动代替齿轮传动，希望在隔绝振源、降低成本方面取得良好的效果。

1 原始设备参数

本文以MQG2240型球磨机为例进行研究，该球磨机为边缘齿轮传动式球磨机，设备的主要技术参数为：球磨机筒体直径2 200mm，筒体长度4 000mm，转速19.5r/min，产量8.5～55.0t/h；电动机型号JR138-8型，额定功率245kW，额定转速734r/min，电机效率0.93；减速器型号ZD70-5型单级减速器，传动效率0.96；齿轮传动系统齿轮副模数22。

2 改造方案

链传动球磨机是针对常见的边缘齿轮传动球磨机结构进行改进，完全拆除出料部中空轴上的大齿圈，换装镶齿式大链轮；完全拆除小齿轮组合件，换装主动链轮、链轮轴，中间以平键连接；大小链轮径向对齐且选择合适的链条连接；在链条的松边加装张紧轮张紧装置；重新选择减速器型号。

2.1 减速器的重新选择

原减速器为ZD70-5-Ⅱ型单级减速器，若依旧采用原减速器，会造成链轮尺寸过大，因此需重新选择减速器型号。为保证球磨机的研磨效果，筒体的转速仍选用原设计值19.5r/min，初选链速v链=2.4m/s。

传动系统总的传动比为：i总=n1/n2=734/19.5=37.64。其中：n1为电机的额定转速，单位为r/min；n2为球磨机筒体的转速，单位为r/min。链传动的传动比初定为4.7，则减速器的传动比为：i=i总/4.7=37.64/4.7=8.0。

减速器的等效转矩为：TE=9.55Piη/n=9.55×245×8×0.96/734=24.168kN·m。其中，P为电机额定功率，单位为kW；n为电机的额定转速，单位为r/min；η为减速器传动效率。

减速器的选型扭矩TC为：TC=TEf1f2=24.168×2×1=48.336kN·m。其中：f1为工况系数，根据《机械设计手册》，原动机为电机工作时间大于10h冲击为强烈冲击载荷时，f1取2；f2为原动机系数，原动机为电机时，f2=1。

根据减速器的传动比和选型扭矩选择ZLY280-8.0型减速器，许用扭矩在80kN·m以上，符合要求，效率为0.95。

2.2 链条的选择

由于球磨机的工作特点是转速不高，功率很大，选用在繁重工况下作动力机械传动用的重载传动用弯板滚子链。为消除链传动的多边形效应，采用三排重载传动用弯板滚子链和链轮。

链轮齿数选择为奇数，取z1=17，链传动的传动比为：i链=i总/i=37.64/8=4.705。大链轮齿数为z2=z1×i=17×4.705=79.98，同样取奇数，则z2=81。实际传动比i链=z2/z1=81/17=4.76，误差为（4.76-4.7）/4.7×100%=1.28%＜5%，误差在允许范围。

对链条传递功率进行修正，修正后的当量单排链计算功率Pca为：Pca=KAKZP/KP=1.8×1.55×245/2.5=237kW。其中，KA为链传动工况系数，球磨机以电动机平稳运转带动产生的冲击类型为严重冲击时为1.8；KZ为动链轮的齿数系数，z1=17时为1.55；Kp为多排链系数，采用三排重载传动用弯板滚子链Kp取2.5。

链条的工作载荷Q工作为：Q工作=Pca/v链=237/2.4=98.75kN。

链的抗拉载荷Q抗拉为：Q抗拉=（3～4）×Q工作=296.25～395kN。

根据载荷选择2814重载传动用弯板滚子链，链条节距为P=88.9mm。

2.3 主动链轮的设计

主动链轮的主要尺寸根据链轮的齿数和所选滚子链参数确定，采用比较常见的三圆弧一直线齿形，链轮材料采用42CrMo钢，经淬火回火处理。

2.4 大链轮的设计

球磨机的链传动采用镶齿式大链轮齿圈——弯板滚子链驱动系统的结构，该结构中将单个齿块用螺栓逐个固定到球磨机筒体上得到镶式大链轮齿圈，球磨机筒体较薄，在筒体外镶嵌齿块部分包裹一个以Q235加工的箍圈，三齿交错布置，相位相错（120/17）度，齿块间距是链条节距的3倍。齿块选用35钢正火处理，箍圈采用Q235退火处理,球磨机链传动系统结构采用大功率圆周驱动装置。

2.5 张紧装置的设计

该设计采用张紧轮张紧装置，张紧轮采用无齿的辊轮，直径为335mm，约为小链轮直径的0.65倍。

3 主动链轮的力学分析

链传动的传动比较大，主动链轮啮合的次数要远远多于大链轮，冲击和磨损也远远大于大链轮。因此，主动链轮是链传动机构中最主要的部件，决定了链传动的工作状况。

3.1 强度分析

静强度分析只需考虑周期内最大作用力即可，将最大作用力简化到一个链轮与滚子啮合的接触面上，链轮与滚子接触的面的受力选用受压力作用来模拟，经计算链条紧边力F1=33 509N。链轮的内表面施加固定约束，对完成约束和施加载荷的主动链轮，利用Workbench软件进行分析与计算，得链轮等效应力图。主动链轮的材料是42CrMo，该材料的屈服极限σs=930MPa，其许用应力［σ］=σs/n，n为安全系数，因为球磨机的振动比较大，主动链轮必然也会受到一定的冲击，因此安全系数取5，则［σ］=σs/n=930/5=186MPa。由分析得到链轮所受最大应力σmax=88.433MPalt;186MPa，链轮强度符合要求。

3.2 接触应力分析

将链轮-滚子装配体模型导入Workbench平台中，选择有摩擦接触类型，摩擦系数选0.095，对链轮的内表面的所有节点施加CylindricalSupport约束，切向放开；在链轮的内圈表面施加需要的转矩，方向逆时针，大小为M=F1d/2。其中，d为分度圆直径，经计算分度圆直径d=483.81mm，则M=8 105 994N·mm。在啮合的瞬间，滚子是固定不动的，两端施加固定约束，求解得到链轮和滚子的啮合接触时的应力分布。

链轮的许用应力可以表示为：［σ］=σs/S=930/1.5=620MPa。其中，S为疲劳强度系数考虑到球磨机为重载设备，为保证传动安全，疲劳强度系数取1.5。

该结构最大的接触应力是282.1MPa，发生位置是在滚子与链轮的接触部位，明显小于材料的许应安全应力620MPa，因此结构是安全的。

4 结论

研究表明，球磨机采用链传动代替齿轮传动在理论上是完全可行的，并且链传动球磨机还具有齿轮传动所不具备的优势：①链传动为挠性传动，可以隔绝筒体的振源，保护减速器和电机；②链轮制造精度要求不高，尺寸较大齿轮明显减小，因此降低了加工制造成本；③大链轮的镶齿式结构轮齿更换方便，操作简单，只需用相同规格齿块替换损坏齿块，降低了整体式大链轮更换的难度。因此，链传动球磨机的设计开发改造必然会提高设备的综合经济效益。

［1］张选志.球磨机链传动方式的可行性研究［C］//2004年全国选矿新技术及其发展方向学术研讨与技术交流会论文集，2004.

［2］柴邦衡.链条机构［J］.吉林工业大学学报，1983（4）：135-156.

Research on Chain Drive Structure Design of Ball Mill

Wang Xuke1，2Xue Tonglong1
（1.Henan Polytechnic University，Jiaozuo Henan 454000；2.Henan College of Industryamp;Information Technology，Jiaozuo Henan 454000）

This paper used the MQG2240 ball mill as the research object,the structure of the ball mill chain drive system was designed.The results showed that it was theoretically feasible to use chain drive in⁃stead of gear drive in ball mill,and chain drive ball mill had the advantage that gear transmission does not have.

ball mill；chain drive；structural design；mechanics analysis

TD453

A

1003-5168（2017）10-0083-02

2017-09-03

王绪科（1983-），男，硕士在读，讲师，研究方向：机械设计制造。