双光辊破碎机的设计 毕业设计说明书.doc

1 武汉生物工程学院 毕 业 论 文 (设 计 ) 题 目： 双光辊破碎机的设计 学 生： 系 别： 机电工程系 专业班级： 09 机械设计制造本 1 指导教师： 辅导教师： 时 间： 2012 年 4月 10日 2 目录 摘要 关键词 第 1 章 概 述 5 1.1破碎机的类 型和前景 .5 1.2双光辊破碎机研究的前 景与状况 .5 1.3双 光辊破碎机的设计 制造的要求 .6 1.3.1制造设计要求的主要内容 .7 第 2 章 破碎机 总体 的制造及要求 86 2.1 2pgt0604双光辊 破碎机的 工作原理及操作要求 8 2.1.1 辊式破碎机的名 称 .8 2.1.2工作原理及操作要求 .8 2.2 双光辊破碎机 的结构及制造的要求 .9 2.2.1破碎装 置制造及要求 .9 2.2.2调整装置制造及要求 .9 2.2.3弹簧保险装置制造及要求 10 2.2.4传动装置制造及要求 11 2.2.5机架制造及要求 12 第 3 章 破碎执行 机构主要零 部件的设 计机要求 13 3.1双光辊破碎机主要执行机构参数的计算 13 3.1.1啮角的定位与计算 13 3.1.2给矿粒度和转子 直径的计算 14 3.2辊皮的 设计及需求 15 3.2.1辊式 破碎机辊皮的失效形式种类及分析 15 3.2.1.1辊皮 的机械损坏常见状况 15 3.2.2辊皮的设计需求及方法 16 3.2.3辊皮构造制作方法及需求 17 3.3 传动轴的制造需求与计算方法 18 3.3.1 辊的受 力情况及计算的方法 19 3.3.2 轴的制造需求及计算方法 20 3.3.3轴的构造制作及零件选用 22 3.3.4轴的 结构图 型 23 第 4 章 传 动机构主 要零 部件的制作需求及计算方法 .24 4.1 v带的制作要求及计算方法 27 4.2 齿轮的制作要求及计算方法 27 4.2.1 齿轮参数的选择及计算方法 28 4.2.2 按齿面接触 强度计算公式 29 4.2.2.1确定公式内 的各计算数值 及选取材料的强度系数 29 3 4.2.3 按齿根弯曲强 度制造公式 30 结 论 .30 参考文献 31 致 谢 .32 4 摘要 本课题研究了双光辊破碎机最主要的地方是破碎辊。破碎辊在物料久久的挤压下必然会产生变 化和变形，甚至断裂。它的形状以及两个破碎辊之间的距离直接影响着破碎机的破碎功效与品质。 所以，用较好的方法以及新型的材料是本次研究的重点。本课题设计的破碎辊结构已经符合了以上 的需求，关键是辊皮的材料也能满足降低成本，增高强度的需求。 本课题设计在破碎理论的发展 基础上，通过不断地努力与创新,对包括破碎机各种参数的计算和优化、破碎机的功率和破碎能力 的确定、辊皮、轴的设计，还包括传动部分主要机构 v带轮和齿轮的设计。本次设计型号 2pg- t0604破碎机主要用于水泥和化工行业的破碎，在本课题设计中在多碎少磨的理论基础上充分顾及 了破碎辊的磨损，增高了生产效率，降低了能耗。 关键词：辊皮，双光棍破碎机，破碎辊，v 带齿轮，传动轴 abstract this paper studies the double roll crusher is the most important part of the crushing roller.crushing roller in extrusion under long time will produce deformation, and even cracking. the spacing between the shape and two crushing roller directly affects the efficiency and quality of crusher crusher. therefore, using optimization method and the new material is the key in this research. crusher roller structure the design fully meet the above requirements, and roll skin material can meet the cost reduction, improve the strength requirements. the design development of the crushing theory, through constant innovation, including the crusher various parameter calculation and optimization, crushing machine power and crushing capacity determination, roll skin, shaft design, also includes the transmission part of the main mechanism of v belt wheel and gear design. the design of model 2pg-t0604 crusher is mainly used for cement industry is broken, in the design on the basis of theory of more crushing and less grinding on the full consideration of the wear of the crushing roller, improves the production efficiency, reduces energy consumption. keyword ：roll skin, double bachelor crusher, crushing roller, v with gear, transmission shaft. 5 第 1章 概 述 1.1 破碎机的类型和前景 破碎机按破碎形式分有反击式破碎机、辊式破碎机、颚式破碎机、圆锥破碎机、等等。而本次 课题设计的 2pg-t0604双光辊破碎机就属于辊式破碎机中的其中一种。 本课题设计的双光辊破碎机是一种比较久远的碎矿设备，由于它的构造清晰明了，简单易懂， 确定出料粒度的比例要求高，过粉碎现象少，能耗少。现在仍在水泥、硅酸盐等工业中，部门获得 应用，主要作用于矿石的产业、细砷产业。由于这种破碎机具有占地面积很大、生产能力很低等缺 点，所以，在金属矿山基本上很少采用，被圆锥破碎机所顶替。 粉碎（包括破碎和磨碎）是现代飞速发展的经济社会必不可缺的一个工业环节。在很多金属、 非金属、化工矿物原料及建筑材料的制造过程中，粉碎作业要消耗巨大的能量，而且又是个比较缓 慢的运作。物料粉碎过程中，由于运作中产生发声、发热、振动和摩擦等形式，使能源损耗很大。 因而一直以来界内人士一直在研究怎样才能达到节能、有效地完成破碎和磨碎过程。从理论研究到 创新设备直至改变生产工艺流程。 根据调查的资料显示，当代双光辊破碎机的技术已经非常成熟，已经适用于于选矿、化学、水 泥、建筑材料等行业。该破碎机还可由细碎转换为中碎。不过，由于市场经济要求我们不仅要做到 经济适用而且要性能可靠，调节快捷方便，转动稳定，震动小，噪音低等特点，所以，我们现在研 究双光棍破碎机还是有很大的意义的。 1.2 双光辊破碎机研究的前景与状况 在中国内，只有破碎机制造业，不算很多的选矿设备、水泥生产设备等，经济产值也就在 50亿下。细碎机行业第一品牌是郑州鼎盛工程技术有限公司。耐磨件、锤头质量很硬，中国内外 大型水泥厂供应商，西安交大联合研究表明。大量实践证明，特殊工艺制造的耐磨件、锤头是普通 厂家部件寿命的 2倍甚至更高。因为钢才紧缺，目前中国破碎机公司企业面临减产的危险。 辊压机是 20 世纪 80 年代中期发展起来的高效节能器械。形式上跟传统的对辊破碎机没啥差 别, 但实质上有两点不一样: 一是辊压机使用的是准静压破碎, 它与冲击粉碎方式对比, 节省能源 约 30%;二是它对物料使用的是料层粉碎, 是物料与物料之间的互相粉碎, 粉碎效率很高, 物料间 的挤压应力可通过辊子压力来试调。辊之间压力一般可达 150300m pa, 破碎成品可达 2mm , 实 现了“多碎少磨” 。该机型开始用于水泥产业,增产节能带来的经济效益引起了国际水泥界的很大兴 6 趣与关注。随着技术的不断改进与进步, 国外为了增大辊压机的应用范围和提高其可靠性, 都在不 断地改进自身的产品, 主要表现在三个方面: 一是增大辊面的耐磨性, 如德国洪堡公司将压辊表面 堆焊耐磨层改进为柱钉式辊面, 柱钉的硬度可达刀具的硬度, 使其具有很高的抗耐磨能力,而克鲁 普公司则采取金属耐磨块组合镶嵌式压辊, 来增高其耐磨性; 二是压辊轴承的改良, 由于该机轴承 要承受非常大的静载荷和冲击载荷, 假设用的双列向心球面滚子轴承寿命很短, 改进后为多排滚柱 轴承后, 可承受非常大的径向力, 轴向力则由双作用止推轴承承担, 轴承座自身具有调心作用; 三 是控制系统的改良, 这样可以达到自动化, 德国洪堡公司研究开发的 rolv is 控制系统, 可实现 该破碎机的自动化, 还可以调节生产过程。改良后的辊压机已开始生产于金属矿山行业中, 如智利 公司 lo sco lo rado s 铁矿选厂使用德国 khd 洪堡威达克公司的 rpbr16- 170180 型辊压机 作细碎使用, 给料值为 1680th , 给料最大值粒度为 65mm 65mm 65mm , 至今已运转 6 年, 其 生产技术经济效益数据表明, 辊压机技术比平常的细碎技术具有很大的优质性: 与圆锥破碎机对比, 处理量增大了 27. 2% , 单位能耗下降了 21% , 生产费用减少了 8% ,产品粒度大约在 3mm 至 325mm之间。其中网格柱钉式板衬使用寿命约 12000h ( 每 1000h 磨损 016mm )。这表明了该机型 用于铁矿选厂也是成功的。在我国东北大学和沈阳矿山机械厂一起协作开发的辊压机的样机(生产 能力为 100th ) 在唐山棒磨山铁矿试验中, 也取得了很好的效果。 1.3 双光辊破碎机的设计制造的要求 本课题设计要达到 4-15t的生产能里。主要设计地方包括机架、弹簧保险装置、调整装置、传 动装置、动力装置、和破碎辊等。 整机设计课题要求破碎辊的间距便捷调节，传动部分传动稳定，动力可行，外形美观简单，减 震功效强。 调整装置要求精度很高，因此一定要不容易磨损。机架用于铸造，可以降低成本，并且铸造体 耐冲击，不易产生震动。传动装置使用 v形带传动，v 带具有构造简单、传动稳定、能缓冲和吸震 等作用。动力装置拟使用交流电动机，现如今油价上涨的情况下使用电动机比内燃机更经济、更环 保。 破碎辊直接和矿石接触，因此强度要求一定要高，尤其是辊皮的强度一定要高。因此轮觳可以 使用钢，而辊皮使用高锰钢，这样来增强辊皮的使用时间，使更换周期减少，从而增高矿石粒的均 匀度。 7 表 1.1制造需求的数据 项目 单位 主要指标 辊子规格 mm 600400 给矿粒度 mm 8-36 排矿粒度 mm 2-9 生产能力 t 4-15 辊子转速 r/min 120 1.3.1 制造设计要求的主要内容 破碎机整体的课题设计: 根据整体的课题设计的规划与要求，主要部件结构有：机架与支撑装置、破碎部件传动件、拉 紧装置、调整装置。 皮带的选取及皮带轮的设计 本课题设计使用单电机、皮带带动前破碎辊。依据电机的功率以及破碎现象等等一些不定因素 来设计皮带轮。 齿轮的设计与选取 本次课题设计有两对齿轮需要设计，我选择了其中的一对来进行仔细的设计，另一对做简单的 了解，并选取满足设计要求的尺寸及型号，保证破碎机运行的稳定性以及能达到设计使用时间。因 为其中有一对齿轮是长齿齿轮，所以应特别注意。由于的实际使用过程中往往的长齿齿轮容易折断。 轴的设计与计算 本次课题设计的破碎机有 3根主轴，因为篇幅有限，所以本文仅对其中一根轴的设计以及计算 进行讨论，剩下的轴设计参考它。 8 轴的设计主要是对轴的受力进行解析，从而画出弯矩图和剪力图，因此来对轴进行设计。由于 本设计的破碎机的轴主要受到的是来源于破碎辊之间的互相挤压。 破碎辊的课题设计: 双光棍破碎机就是有两个光面的破碎辊，而且破碎辊的辊皮是可以更换的。所以设计时就应考 虑到这方面的因素，这样使破碎辊更容易拆卸与安装。 本次课题设计主要是操作件破碎辊的尺寸设计，进行刚度、弯曲强度对比，主要轴承的设计选 用。 第 2章 破碎机总体的制造及要求 6 2pg型辊式破碎机适用于破碎脆的、中等硬度以下的材料，如烧矿、煤、焦炭、炉渣、页岩、 石灰石等。最适合中、小型非金属矿山和化工等部门的中碎或细碎作业。该型破碎机构造简单，工 作可靠，过粉碎少。 2.1 2pgt0604 双辊破碎机的工作原理 2.1.1 辊式破碎机的名称 图 2.1 符号说明图 2pg-0604意思是：双光棍弹簧调整式破碎机，直径 600mm，长 400mm 2.1.2 双光辊破碎机的工作原理及操作要求 2pg-0604双光辊破碎机是经常使用的辊式破碎机，其构造如图 2.2。它的破碎机构是一对互相 平行水平安装在机架上的圆柱形辊子。前辊 1和后辊工作相向旋转材料加到喂料箱 16内，落在转 辊的上面，材料在辊子表面摩擦力的作用下，被拽进转辊之间，受到辊子的挤压从而粉碎。粉碎后 的物料被转辊送出，向下掉落。因此，破碎机是连续操作的，而且强制卸料的作用，粉碎粘湿的物 9 料也不造成堵塞。 辊子装在焊接的机架 3上，开始安装在轴 11上的辊芯 4还有套在辊芯上的辊套 7组成。两者 通过锥形环 6，使用螺栓 5拉紧，可以使辊套紧套在辊芯上。当辊套的工作表面磨损时候，可以更 换。前辊的轴装在滚柱轴承中，轴承座 18固定装在机架上，后辊的轴承 19则装在机架的导轨中， 可以使导轨上前后移动，后辊的轴承用强力弹簧 4 图 2.2（a） 2pg-t0604 双光辊破碎机结构图 10 1-前辊 2-后辊 3-机架 4-辊芯 5-螺栓 6-锥形环 7-辊套 8-轴 9-减速齿轮 10-减速齿轮 11-轴 12-顶杆 13-轴承座 14-弹簧 15-调节螺母 16-箱盖 17-非标准齿轮 18-安全罩 19-轴承 图 2.2(b) 2pg-t0604 双光辊破碎机结构图 压紧在顶座 12上当转辊之间掉落难碎物时，弹簧被挤压，后辊后移一定距离，让硬物掉落， 然后在弹簧张力作用下又返回原来位置。弹簧的压力可以用螺母 15调整。在轴承 19与顶座 12间， 可放有可以更换的钢垫片 13，通过更换不同厚度的垫片。可以调节两转辊的间距。 前辊通过减速齿轮 9和 10传动袖还有带轮 20用电动机带动，后辊则通过安装在辊子轴上的 一对齿轮 17由前辊带动相向转动。为了让后辊后移时两齿轮仍能啮合，齿轮使用非标准长齿。 辊子的工作表面根据使用要求，可以选取光面的（如后辊 2)、槽面的(如前辊 1)或是齿面的。 光面辊子主要是以挤压方式粉碎物料，它适用于破碎中硬或坚硬物料，为了加大对物料的粉碎， 两辊子的转速也可以不相同。此时对物料还同时磨剥的作用，适用于粘土及塑性物料的细碎，产品 粒度小并且均匀。 2.2 双光辊破碎机的结构及制造的要求 根据总体的课题设计的规划与要求，主要部件结构有：破碎辊、调整装置、弹簧保险装置、传 动装置和机架等组成。 2.2.1 破碎装置制作及要求 水平轴上平行装置两对相向回转的辊子，是破碎机的主要工作机构。在水平轴上平行的一对辊 子中，当中一个辊子的轴承是可动的，则另一个辊子是固定的，破碎辊是由轴、轮毂和辊皮组成的。 辊子轴使用键与锥形表面的轮毂配合在一起，辊皮定位在轮毂上，使用三块锥形弧铁，采用螺栓帽 将它们定位在一起的。因为辊皮与矿石直接接触，所以它需要时常更换，并且一般是应用耐磨性很 好的高锰钢或特殊碳素钢制作。 2.2.2 调整装置制造及要求 调整装置是用来调整两破碎辊之间的间隙大小的，是通过增减两个辊子轴承之间的垫片数量， 或者是利用蜗轮调整机构进行调整的，由此控制破碎产品粒度。本次课题设计使用增减两个辊子轴 承间的垫片数量来进行调整。 11 图 2.3调整装置示意图 2.2.3 弹簧保险装置制作及要求 它是辊式破碎机非常重要的一个部件，弹簧松紧度，是对破碎机正常工作或过载保护都有积极 其重要的功能。机器的正常工作是，弹簧的压力能平衡两个辊子间所产生的作用力，可以保持排矿 口的间隙，使其产品粒度均匀。如果破碎机进入非磨碎物体时，弹簧被挤压，强使可动破碎辊横向 移动，排矿口宽度变大，确保机器不致损坏。非破碎物体排除后，弹簧恢复原来状态，机器照常工 作。 1、2 - 辊子； 3 物料； 4 固定轴承； 5 可动轴承； 6 弹簧； 7 机架 图 2.4 弹簧保险装置的工作示意图 破碎机工作过程中，保险弹簧总是处于振动状态，可以理解为弹簧容易产生疲劳破坏，一定要 经常检查，定期更换。 2 316754 可 动 12 图 2.5 弹簧保险装置结构示意图 2.2.4 传动装置制作及要求 1、2 - 齿轮 3、4 - 非标准长齿轮 5、7、8 - 轴 6、9 - 破碎辊 图 2.6 双光辊破碎机传动原理图 电动机通过皮带轮的动力，带动一对减速齿轮 1、2。又经过轴 7带动辊子 6和非标准长齿轮 3，3 又带动齿轮 4，齿轮 4带动辊子 9，这样子就能够成了辊子 7和 9的相向转动。如图 2.6。 2.2.5 机架制作及要求 机架用是来定位安装轴承座和导轨。在结构上使用上下箱体机架构造。一般使用铸铁铸造，当 然也可以采用螺栓连接而成。其中，要求是机架结构必须坚固。本设计采用铸铁铸造造机架。 13 第 3章 破碎执行机构主要零部件的设计及要求 当水平轴上平行装置两个相向回转的辊子，它是破碎机的重要工作机构。水平轴上平行的一个 辊子中，另一个辊子的轴承是可动的，则另外一个辊子是固定的，破碎辊是由轴、轮毂和辊皮组成 的。辊子轴使用键与锥形表面的轮毂配合在一起，辊皮定位在轮毂上，使用三块锥形弧铁，利用螺 栓帽将它们定位在一起的。 3.1 双光辊破碎机主要执行机构参数的计算 影响辊式破碎机生产效率和电机功率的主要参数有：啮角、给矿粒度、辊子转速。 3.1.1 啮角的定位与计算 矿石中心 （为了使推倒简化，假设破碎物料为圆形）与辊子中心 的连线与水平线所成的o1o 角度，称为啮合角 。 两个棍子产生的正压力 f（f=fp）都作用在物料块上,如图 2-6所示。如果将力 p和 f分别解 析为水平分力和垂直分力，可由图可以看出，只能在下列条件下，物料块才可被两个棍子卷入破碎 腔： 2sincos2pf 所以。摩擦系数是摩擦角的正切为： （3.1）1.lk6 由次表面，最大啮合角应该小于或等于摩擦角的两倍。 当辊式破碎机破碎可用矿物时，一般可才取摩擦系数 f=0.30到 0.35；或摩擦角 14 图 3.1 辊子的受力分析 1650到 1920，则破碎机最大啮合角 3340到 3840。结合本课题设计 的实际情况，在这里我们取摩擦角为 ，则破碎机最大啮角 18。 36。 3.1.2 给矿粒度和转子直径的计算 当排矿口宽度 e为一定时,啮角的大小确定与辊子直径 d和给矿粒度 d的比值。下面研究一 下，当物料块也许被带入破碎腔时,辊子直径和给矿粒度之间的关系。 图 3.2 给矿粒度和辊子直径示意图 由6图 3-1 的 rtoab 中可以看出2cosded 与 d相比 e很小,可以略而不计,则 （3.2） (1cos)26 取 f=0.325时, =18， 18=0.951cs 则 0d 或者 （3.3）d6 2pgt0604型破碎机的 d=610mm，则 mm。30.5d o oabd dd /2e 15 由此说明光面辊式破碎机的辊子直径应该等于最大给矿粒度的 20倍之间，也可以说，这种双 辊式破碎机只可以作为矿石的中碎和细碎。 对潮湿粘性物料，f=0.45，则： 10dd 2pgt0604型破碎机的 d=610mm，则 mm。61d 3.2 辊皮的设计及需求 辊式破碎机破碎辊的重要是辊皮，只需有了机械性能好，耐磨性能优质的辊皮，对辊机的其他 技术指标是很容易达标的。所以辊式破碎机辊皮材质的选择非常重要。在选材之前必须先对破碎辊 的失效进行分析。 3.2.1 辊式破碎机辊皮的失效形式种类及分析 对于辊机辊皮的失效主要是两种情况：一是机械损坏，如开裂。关于这类机械损坏一般只发生 在铸铁或者是球铁辊皮。辊皮一旦开裂，对于辊机就无法运转还很有可能发生人身事故。二是磨损， 磨损会对辊机辊皮的表面产生沟槽，使其两辊皮之间的间隙增大，所以原料的细碎度也就不能保证。 磨损过快是对很多辊机辊皮都存在的严重缺陷。 3.2.1.1 辊皮的机械损坏常见状况 辊皮发生机械损坏情况比较少见，基本上都是发生在高速强力细碎对辊机上，由于这种对辊机 在两辊皮间是强力挤压作用，挤压力可到达 30t40t，是普通对辊机十多倍的挤压力。就在这样 高的挤压力的作用下，辊皮就一定要具有很高的机械强度。但由于在辊皮的制造过程中，无论是其 化学成分，还是机械性能都很难得到有效控制，甚至还有可能存在一些铸造缺陷和比较大的内应力。 球墨铸铁包含低合金球铁和中锰球铁的机械性能比灰铸铁高很多，可以够承受较大的负荷。但因为 这些球铁类辊皮的硬度只打到 hb240左右，为了增大耐磨性，一定将这些铸件进行淬火处理，把硬 度提升到 hr50以上。淬火虽然使耐磨性增大了，但是淬火以后也可能造成很大的残余内应力，又 或者可能产生裂纹。一旦工作时在挤压力的作用下，辊皮有时候会突然发生开裂，这说明了球铁类 辊皮也存有着机械损坏的潜在危险。 3.2.2 辊皮的设计需求及方法 常见的辊皮有：外圈包钢板的灰铸铁辊皮、灰铸铁辊皮、外圈包钢板并且在钢板表面堆焊耐磨 焊条的辊皮、其耐磨铸铁辊皮、高铬复合金制作辊皮等等，为了方便辊皮的课题设计，本次课题设 计选取铸造耐磨堆焊复合辊皮。 因为对辊破碎机挤压辊在挤压物料过程中，辊面的挤压力比辊压机要小非常多，所以制造的挤 16 压辊辊体是掏空的，依据工作压力的大小挤压辊辊皮的厚度一般只在 50100mm 间。以前，对辊破 碎机挤压辊的辊皮使用的是高 cr铸铁材料、高锰钢或者超高锰钢整体铸造成的，采用高 cr铸铁材 料铸造的辊皮在生产过程中辊面及其容易出现掉块和辊皮断裂，采用高锰钢和超高锰钢铸造的辊体 辊面的耐磨性非常差，而且用这三种材料铸造的辊皮基本上都是一次性的，只要辊皮磨损以后，堆 焊修复就很困难，因为这三种材料的可焊性非常差，韧性也非常差，堆焊修复过程中及其容易就把 辊皮拉裂，所以当辊皮损坏到一定程度后，厂家基本上都是直接更换新辊，残旧辊就报废不用维修， 这就带来很大的浪费，给国家和企业都造成很大的经济损失。 根据在辊压机辊面耐磨材料的研制和辊压机辊面再生性修复的丰富经验，依据对辊破碎机挤压 辊的实际运行情况分析，对挤压辊辊皮的制造工艺加以改良，提出挤压辊辊皮的制造工艺使用铸造 耐磨堆焊相结合的复合材料，使其挤压辊辊皮由以前的单一材料变成复合材料，而且还研制出专 门用于对辊破碎机挤压辊表面上堆焊的耐磨材料 zm焊丝和 md601焊丝。zm 焊丝堆焊过渡层，功能 是保证堆焊层与辊体良好结合，防止整个堆焊层卸落，同时一定要抗裂性好，才能够有效阻止辊面 的焊接裂纹与疲劳裂纹向辊体的延伸、发展，保护辊体不受到破坏；md601 焊丝是使用多元合金强 化的高耐磨性材料，堆焊层金属包含有大量的合金炭化物，确保了堆焊金属具有优质的抗磨粒磨损 性能和相当的抗冲击性能以及抗剥落性能，堆焊层都有细密的网状裂纹，是释放焊接应力所一定的 “应力释放裂纹” ，利于防止堆焊层的大面积掉块和卸落。挤压辊辊皮详细的复合制造工艺为：首 先辊皮用平常的碳钢如 35钢等来铸造，辊皮铸造好后再用专门的耐磨焊丝 zm焊丝焊一层过渡层， 过渡层焊完以后，再使用 md601焊丝在辊面堆焊一层耐磨层。使用复合工艺制造的对辊破碎机挤压 辊的优点如下：a、辊皮基体是用碳钢铸造的，辊皮韧性很好，可焊性很好，辊皮不易断裂；b、用 专门的耐磨焊丝堆焊的耐磨层，使其辊面的耐磨性大大提高，辊面至少还可以用一年而不用补焊， 挤压辊的使用时间有了很大的提高；c、当辊面的耐磨层磨损后，由于辊皮基体是碳钢，可以使用 耐磨焊丝重新堆焊修复，从而不用担心辊皮会被拉裂，而且辊皮可以反复堆焊修复多次，这也就避 免让辊体报废带来的问题，为企业带来很大的经济效益；d、使用复合工艺制造新辊辊体成本比使 用整体铸造工艺制造新辊辊体成本降低 20左右。 3.2.3 辊皮构造制作方法及需求 辊皮的结构主要由四大部分构成。辊皮、轮毂 1、轮毂 2、螺栓这四个部分构成。安装时，通 过螺栓使轮毂 1和轮毂 2紧压。因为两个轮毂和辊皮都有一个锥度，所以辊皮能很好的安装好。它 不仅结构简单而且轮毂很轻。破碎机的好坏重点在于辊皮，如果没有合格的耐磨辊皮，就不会有合 格的对辊机。使用安全可靠经济实用的耐磨辊皮，还有合理的结构，将可以使辊式破碎机的性能大 大的提升。辊皮的具体结构见图 3.3。 17 1轮毂 2-辊皮 3轮毂 4-键 5-螺母 6-轴 图 3.3 辊子装配结构示意图 2辊皮：35 钢铸造+耐磨焊丝堆焊。最薄处的厚度为 45mm。与轮毂配合处的斜度为 12。 1,3轮毂：材料为 45钢，钢轮毂的主要优点是：制造工艺简单，成本相对来说较低，抗金 属疲劳能力强。 4键 5螺栓：每给辊子上 8个 30m螺栓。材料 35crmo。 3.3 传动轴的制造需求与计算方法 这部分主要对传动轴中的一根（图 3-4中 7）进行设计。传动路线图见下图。 18 1、2 - 齿轮 3、4 - 非标准长齿轮 5、7、8 - 轴 6、9 - 破碎辊 图 3.4 传动路线图 3.3.1 辊的受力情况及计算的方法 光辊是由辊皮，轮毂，螺母，螺栓等组成。 3.3.1.1辊皮的受力分析 插入轴的装配示意图 辊式破碎机是否能保证辊的受力平均、间隙正确、避免对辊的损坏，是保证辊子正常之间工作 的关键因素。对辊子进行物料的力学分析，算出辊子的受力情况，是对辊子轴设计的基础。本节课 题将分析差速反向旋转光辊的工作区进行力学解析。 图 3.5光辊的受力分析示意图 19 当物料进入辊轧区以后，接近中心轧点辊间隙越小，压强越大，压强的提升于物料压缩程度成 正比。如图所示如下，设物料在最下轧距处的最大为压强 ，从而在 角处为 p，此时1p1pcbd 令其光辊半径为 r，则有 ； ； 21cosin()cbrr21sin()dbr ， ；11(cos)()12sip 当 和 达到一定程度小时，可简化为 故有： ； 2 21()p 当 角增加到 时，磨辊上所承受压力增大到 ，故可积分得到总压力ddp ，式中 da为 间所占辊子面积在 y轴上的投影，令其光辊长度为 l，则0pa ，代入前面式可得cosdrl210()pd 积分简化，取 ，最后可以得到sin （3.11）123prl 合力矩应与积分力矩相等，设合力矩臂为 x，则 m=xp= ； （3.12）0sinrpda 则 210()sin3prldx 当 足够小时，取 ，则sin ， 2210()383prldxr 则 （3.13）2112384mprlprl 由此式可以看出，辊子总压力合力的位置大约位于最小轧点以上 3/8轧区长度处。 20 破碎过程中，应划分为“预损碎裂压实”三个阶段，在实阶情况下物料所受的力应该大于 抗压强度。石灰石、熟料、煤及其它矿石，其中抗压强度不超过 100mp。平常的辊式破碎机一般工 作间隙在 10-40mm之间，一端辊圈带弹性支承，遇强力作用时可以产生退让，间隙可以变大，其中 破碎时作用力一般可达 5t在左右，辊式细碎机工作时，间隙一般在 5mm 以下，使用刚性支承许用 破碎力设计在 10t，当遇到强力超过 10t时，采用剪切保护，剪切销破坏后更替复位，不在超过许 用压力的情况下，可以强制破碎 450510ptn n.m3sin.3.174.02dmn 对此，还有辊子受到摩擦所产生的转矩，但是辊子为空心的，所以产生的转矩比较小，把所求 得的转矩乘以一系数 k=1.1。 n.m331.904.210k 3.3.2 轴的制造需求及计算方法 依据前面的计算可知，主动轴（如图 3.4中的 7轴）其中电动机功率 p=22kw，转速 n=75r/min， 轴的一端装有皮带轮，另外一端有齿轮。 轴传递的转矩： （3.14）619.50ptn 式中： p 为电机功率，带动下，辊的电机功率为 75kw，带动上辊的电机功率为 55kw；n 为转 速，下辊的转速为 160 r/min，上辊的转速为 80 r/min。 n.mm= n.m6661 29.509.510.8107tn32.810 （3.15）123 式中： 、 、 分别为皮带轮、齿轮、轴承的传动效率。 取 =0.92 、 =0.98、 =0.97 123 由9p14 选取齿轮.轴承率分别为 0.98和 0.97 由4表 8.1 取带传动效率为 92% n.m= n.mm6 62.810.9270.82.410t32.410 3.3.21 轴的材料和热处理方式的解析 选择轴的理由 21 选择轴的材料为 45钢，经调质处理， 其中机械性能由3表 15-1查得： 抗拉强度极限 650mpa；屈服强度极限 =360mpa；弯曲疲劳极限 =300mpa；剪切疲劳 极限 155mpa；许用弯曲应力 60mpa。 3.初算轴的最小轴径 按照式 3.16初步确定轴的最小直径。 （3.16）13min0pda 由于3表 15.3，选择 =120。0 kw1123.927.819.24 则轴的最小直径为： mm133min0.46.5pda 轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径，需要开键槽，故将最小轴径增 5%。 变为 80.01mm，查2表 4.6-4，取标准直径 110mm。 初选轴承 4 因为轴承主要受有径向力的作用，以及机械振动也许产生少量轴向力。则选用圆柱滚子轴承。 依据工作要求以及输入端的直径(为 115mm)，查轴承选用2表 4.10-1及表 4.10-2选取型号 为 nnj3323的滚动轴承，其中尺寸（内径外径宽度）为 ddb=11520040。 支承下轴的轴承： 依据工作要求以及输入端的直径(为 130mm)，轴承产品目录中选取型号为 6226的滚动轴承， 其中尺寸（内径外径宽度）为 ddb=11520040。 3.3.3 轴的构造制作及零件选用 拟定轴上零件的装配方案如下： 1 轴上零件定位、加工要求和不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求 22 。 图 3.6 轴的拟定草图 图 3.6中，从输入端装入，辊子、套筒、左端轴承、齿轮,然后从右端装入右端轴承,齿轮。其 中两个齿轮的轴向固定是由箱体上的轴承座来完成的。 确定轴的各段直径 2 因为轴最小直径为 110mm,所以左端用轴承加套筒定位,右端用轴肩定位。所以轴段 1的直径即 为 110mm。 轴段 2的可用来安装轴承，为了确保定位可靠，只需比轴段 1增大 510mm 就可以了，所以取 轴段 2为 115mm。 一样，轴段 6也是可用来安装轴承的，对此处直径也取 115mm。 为了拆装以及制造方便，轴段 3选择为 118mm。 轴段 4是轴肩，参照 2p1073 以及同类轴设计取为 140mm。 为了定位的可行，轴段 7要比轴段 6小，所以也取最小直径为 110mm。 确定轴的各段长度 3 考虑到轴 1的长度还要加上箱体的厚度，而且还比齿轮厚度要长，故该段轴长取为 140mm。 轴段 2和轴段 6的长度要比轴承短 15mm。而且轴承宽为 38mm，故这两段取 35mm长。 轴段 3的长度可以为辊子的长度加套筒长，辊子长为 400mm，选取套筒长为 90mm，故轴段 3的 长度为 490mm。 23 图 3.7轴的结构设计图 依据2p1075 有轴肩的宽度设计为 22mm。故有轴段 4长度为 22mm。 依据长齿齿轮的厚度以及其他轴的类比，可以使用轴段 7长度取 100比较合适。 轴段 5的尺寸变动幅度比较大，主要顾及与箱体的设计相配合，取为 43mm。 3.3.4 轴的结构图 图 3.8 轴的结构图 24 第 4章 传动机构主要零部件的制作需求及计算方法 传动机构主要由齿轮，皮带轮组成，起着传递电机功率的功能，本节可图将对这两个部分 进行仔细的设计。 4.1 v 带的制作要求与计算方法 本课题设计采用 v带传动是由带传动是挠性件,具有结构简单,传动稳定,能缓冲和吸震等作用。 在总体设计里面电机选取的是 yb225m-8，功率为 22kw，小带轮为 辊子转速为1730/minnr 。75/minr 计算功率 1 cp 依据设计要求可查计算公式为有 （4.1）1.4.6230.8cp1 式（4.1）中 可以查1表 10-5得akak 选择截面 2 依据 及30.8cpw1730/minnr 可查1图 10-1确定选取 c型带。 确定带轮基准直径 3 小带轮基准直径可参考1图 10.1和表 10.7取值 。1250d 大带轮基准直径计算公式为 （4.2） 21()4250(1.)90di1 可查1表 10.8取标准值 1000。 带速 4 可查1有 （4.3）1max60dnvax(203/)vms1 故 符合应有的要求ax257309.5/s 初定中心矩 5 (4.4) 120120.7()()dda1 故有 8648 25 本课题设计取 02a 确定带基准长度 6 (4.5) 210120()()4dddla1 9525 =6015.25 可按1表 10-2选用 min0.124.370.1563dal 实际中心距 7 (4.6) 00635.22dla1 =2142.375 在安装时，所需要的最小中心距 min0.1524.3750.163dal =2047.875 张紧或补偿伸长时，所需要的最大中心距 max0.32.4750.36dl =2123.475 小带轮包角 8 (4.7) 211057.3daa。 。 1 = 符合要求99.81204.。 。 。 所求的单根 v带的基本额定功率 及其增量 9 0p 可按1图 10.3 ，当 时 =5.8kw115,73/mindnr0p 当 时， =0.65 kw 4i0 v带的根数 10 (4.8) 0()calpzk 1 3.85.6951.2 26 = 4.48 可取 z=5 可查1图 10-5得 查1表 10-6有0.95ak1.2lk 单根 v带的初拉力 11 (4.9) 202.5(1)cpfmvz1 230.8.95.97 =403.22 n4 可按1表 10.1查得 m=0.3 /kg 作用于轴上的力 12 (4.10) 10 159.87sin240sin2rfz1 = 3977.82 n 小带轮的结构及其设计 13 由此 yb250m-8电动机轴伸尺寸 ,65140dem 所以小带轮轮毂孔直径 ,轴毂长0dl 可查表 10.7有 259.6a 图 4-1 小带轮的工作图 27 可按1表 10.8有 , , , , , , 19dbmin4.8ahmin14.3f25.0emin16fin034。 可查1表 10.9得小带轮为实心轮。 4.2 齿轮的制作要求及计算方法 本次课题设计所设计的齿轮是图 4.2中的齿轮 1和齿轮 2。因为经过 v带轮的减速作用，电动 机的转速由 730 下降至 730/4=182.5 。所以图 4.2中的轴 1的转速为/minr/minr 182.5 。又因为第二章总体课题设计中对破碎辊转速的计算知，其中两个破碎辊的转速为 75/i 。即本课题设计中的一对齿轮的转速已经确定为nr ，182.5/inr275/inr 可知齿轮的传动比为 18.475i 并且有 p=22kw，设计满载工作时间为 70000 。h 1、2 - 齿轮 3、4 - 非标准长齿轮 5、7、8 - 轴 6、9 - 破碎辊 图 4.2 双光棍破碎机传动路线图 28 4.2.1 齿轮参数的选择及计算方法 1 选取材料，确定实验齿轮的疲劳极限应力 可参阅2表 4.16-14和表 4.16-15， 小齿轮选用 40cr，调质处理。hbs=280-310 大齿轮选 45钢，调质处理。hbs=240-260 2 选用小齿轮齿数 ，大齿轮齿数为 则124z21.4258.6zi20z 4.2.2 按齿面接触强度计算公式 可由2设计计算公式（10-9a）进行计算即 (4.11) 21312.()tetdhktzud 2 4.2.2.1 确定公式内的各计算数值及选取材料的强度系数 1）依据2试选载荷系数 1.3tk 2）计算小齿轮传递的转矩 55 6119.0/9.0/82.1570tpnnm 3）可由2表 10-7选取齿宽系数 d 4）可由2表 10-6查得材料的弹性影响系数 9.ez 5）可由2图 10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160hmpa 大齿轮的接触疲劳强度极限 li25 6）可由2式 10-13计算应力循环次数 (4.12) 10618.70hnnjl2 = 7.5 882/2.43. 7）可由2图 10-19查得接触疲劳寿命系数 ，10.94hnk20.98hn 29 8）计算接触疲劳许用应力 可取用失效率为 1%，安全系数为 s=1，可由2式（10.12）可得