辊式破碎机设计-说明书

1 辊式破碎机设计辊式破碎机设计 学生姓名 余维 班级 1081023 指导老师 封立耀 摘要 摘要 我国目前原煤的破碎一般采用锤式破碎机或齿辊式破碎机 锤式破碎机是以 高速运动的锤头打击物料 在破碎腔内受到相互破碎冲击和剪切 可控性很差 容 易产生过粉碎 而且对入料度有限制 不适合煤炭的粗 中碎作业 而齿辊式破碎 机是在齿的作用下对物料进行劈碎 破碎后的物料直接排出 因此破碎粒度比较均 匀 目前的双齿辊破碎机由于整体结构的不合理和破碎齿磨损快不能修复等原因 使用效果大大降低甚至很差 2PGC 450 500 新型双齿辊破碎机是在吸取国内外先 进技术的基础上研制和设计出来的高强力破碎机 很有发展前景和市场前景 关键词 关键词 双齿辊破碎机 破碎机 产品粒度 指导老师签名 指导老师签名 1 Machine design of roll crusher Student name Yu Wei Class 10810123 Supervisor Feng Li Yao Abstract Abstract My currentcoal was broken generally usinghammer Breakers or teeth roller Breakers Hammer Breakers is the dead against high velocity materials in the shattered debris impact and sheared by mutual broken controllability poor had to smash easily but there are restrictions on the Liaodu not suitable for coal rough Chinese broken operations And teeth roller Breakers teeth in the role of materials returned broken the broken material directly emit broken granularity more evenly The current two tooth roller Breakers and the overall structure of the irrational can not repair broken teeth wear faster reasons the use of significantly reduced or even poor 2PGC 450 x 500 double teeth roller Breakers in lessons and on the basis of advanced technology and designed to develop high strong Breakers a development prospects and market prospects Keyword Double toothed roll crusher Roll crusher Product grain size Signature of Supervisor 1 目目 录录 1 引言 1 1 项目的研究意义 1 1 2 国内外现状 1 1 3 一般破碎机械 2 1 4 新型的齿辊破碎机 6 2 齿辊破碎机详细设 2 1 产品的技术参数 7 2 2 电机选型 7 2 2 1 电机功率计算 7 2 2 2 电机选择 7 2 3 传动机构的设计及计算 7 2 3 1 带传动的设计计算 9 2 3 2 齿轮传动设计计算 11 2 3 3 带轮护罩及齿轮外壳设计 15 2 4 齿辊参数计算 16 2 4 1 传统的腭式破碎机和辊式破碎机 16 2 4 2 输入轴的结构设计及校核 27 2 4 3 偏心轴的结构设计及校核 32 2 4 4 小齿辊轴的结构设计及校核 36 2 4 5 新型齿辊破碎机的设计 40 2 5 键的选择及其校核 41 2 5 1 电机轴上键的选择及校核 41 2 5 2 输入轴上键的选择及校核 42 2 5 3 偏心轴键的选择及校核 42 2 5 4 小齿辊轴键的选择及校核 43 2 6 轴承校核 44 2 6 1 输入轴轴承选用及校核 44 2 6 2 偏心轴轴承选用及校核 45 2 6 3 小齿辊轴轴承选用及校核 48 3 新型两辊破碎机主要零部件的结构分析 1 3 1 动腭及齿板 50 3 2 肘板 推力板 50 3 3 调整装置 51 3 4 拉紧装置 51 3 5 箱体结构 51 4 项目的技术经济分析 4 1 可能影响经济运行质量的问题 52 4 2 绿色设计 52 参考文献 54 总结 55 致谢 56 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 0 辊式破碎机设计辊式破碎机设计 1 1 引言引言 1 11 1项项目目的的研研究究意意义义 中国是世界上少数几个以煤炭为主要能源的国家之一 煤炭的生产量和消费量占世 界首位 煤炭作为中国的主要能源及钢铁 化工领域的原料在相当长的时间内不会有大 的改变 因此煤炭在中国国民经济中的地位是举足轻重的 然而 在中国的煤炭消耗中 煤炭的加工利用处于低水平阶段 存在着高能耗 高污染 低效率的利用现状 也产生 一系列的环境污染问题 如 燃煤产生烟尘和 SO2排放量分别占80 和90 中国的大气污 染属典型的煤烟型大气污染 全国己有62 3 的城市 SO2年平均浓度超过国家二级标准 日平均浓度超过国家三级标准 SO2排放量的持续增加使中国酸雨覆盖面积占国土 SO2面 积的40 酸雨污染给森林和农作物造成的损失每年达数百亿元 大气中的 SO2的主要来 源于高硫煤的使用 而中的高硫煤约占总产量的10 按每年10亿吨的产 量 算 每 年 约 有1亿吨的高硫煤 而去硫的最基础设备就是将硫及其伴生物从煤中的解离 也就是 说要将煤充分破碎 破碎煤就需要破碎机 这是选择本题的目的之一 其二如前所述 新的选煤技术和工艺需要新型的破碎机 否则影响新的选煤工艺和方法的技术水平 近 几年来 选煤厂广泛采用的各式破碎机由于结构与机理的原因 破碎后的产品或者过粉 碎严重 排料粒度不能有效的控制 同时伴有大量粉尘或者破碎机的破碎强度低 不能 适应含煤研石的煤炭破碎 且破碎后粒度不均匀 容易超粒 不但使得后续的洗选难度 加大 分选效果变差 同时难以满足目前市场的需要 由此造成的损失每年数亿人民币 为解决此问题 在国内的破碎机技术尚未满足国内使用条件的技术下 目前大量从国外 进破碎机 如山西的平塑 安家岭煤矿 神华集团的神木矿区 大柳塔选煤厂 贵州盘 江集团的老屋基选煤厂 永城煤电集团 晋城无烟煤矿业集团等等 国外破碎机的价格 是国内同类价格的6 8倍 如果研制的破碎机能替代进口产品 每年可为国家节约外汇至 少1亿美元 因此 无论从环保的角度 社会效益的角度 直接经济效益的角度 还是解 决生产实际问题的角度 研究新型的分级破碎机 具有较重大的现实意义 1 21 2 国内外现状国内外现状 在国内 仅仅破碎机制造业 不算其他的选矿设备 水泥生产设备等 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 锤头质量过硬 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 1 国内外大型水泥厂供应商 西安交大联合研究 大量实践证明 特殊工艺锻造的耐磨件 锤头是普通厂家部件寿命的1 5 2倍甚至更高 因为刚才紧缺 目前中国破碎机企业面临 减产的危险 辊压机20 世纪80 年代中期发展起来的高效节能设备 形式上很像传统的 对辊破碎机 但实质上有两点不同 一是辊压机实施的是准静压破碎 它与冲击粉碎方 式相比 节省能量约30 二是它对物料实施的是料层粉碎 是物料与物料之间的相互粉 碎 粉碎效率高 物料间的挤压应力可通过辊子压力来调节 辊间压力一般可达 150 300M Pa 破碎产品可达2mm 实现了 多 碎少磨 该 机 型 开 始 用 于水 泥 工 业 其 增 产 节 能 带来的经济效益引起了国际水泥界的极大兴趣与关注 随着 技术的不断进步 国外为了扩大辊压机的应用范围 用于坚硬物料 和提高其可靠性 都在不断地改进自己的产品 主要表现在以下三个方面 一是提高辊面的耐磨性 如德 国洪堡公司将压辊表面堆焊耐磨层改为柱钉式辊面 柱钉的硬度达到刀具的硬度 使其 具有更高的抗耐磨能力 这是该公司的专利 克鲁普公司则采取金属耐磨块组合镶嵌式 压辊 来提高其耐磨性 二是压辊轴承的改进 由于该机轴承要承受巨大的静载荷和冲 击载荷 原来用的双列向心球面滚子轴承寿命很短 改为多排滚柱轴承 洪堡公司是四排 后 可承受巨大的径向力 轴向力则由双作用止推轴承承受 轴承座本身具有调心功能 三是控制系统的改进 使其达到自动化 包括控制与监测 德国洪堡公司开发的 ROLV IS 控制系统 可实现该机的自动化 并可调节生产过程 改进后的辊压机已开始用于金 属矿山 如智利 LosCo lorados 铁矿选厂使用德国 KHD 洪堡 威达克公司的 RPBR16 170 180 型辊压机作细碎用 给料量为1680t h 给料最大粒度为65mm 65mm 65mm 至今已运转2 年 其生产技术经济数据表明 辊压机技术比常规的细碎技术具 有很大的优越性 与圆锥破碎机相比 处理量提高27 2 单位能耗降低21 生产 费用降低8 产品粒度大约在3mm 至325 目之间 其网格柱钉式板衬使寿命约12000h 每1000h 磨损016mm 这证明了该机型用于铁矿选厂也是成功的 我国东北大学与沈阳 矿山机械厂协作开发的辊压机的样机 生产能力为100t h 在唐山棒磨山铁矿试验 也 取得了较好的效果 1 31 3 一般破碎机械一般破碎机械 破碎机械是对固体物料施加机械力 克服物料的内聚力 使之破裂成小块物料的设 备 破碎机械所施加的机械力 可以是挤压力 辟裂力 弯曲力 剪切力 冲击力等 在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的混合 对于坚硬的物料 适宜采用产生弯 曲和辟裂作用的破碎机械 对于脆性和塑性的物料 适宜采用产生冲击和辟裂作用的机 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 2 械 对于粘性和韧性的物料适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械 在矿山工程和建设工程上 破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料 使之成 为规定尺寸的矿石或碎石 在硅酸盐工业中 固体原料 燃料和半成品需要经过各种破 碎加工 使其粒度达到各道工序所要求的尺寸 以便进一步加工操作 通常的破碎过程 有粗碎 中碎 细碎三种 其入料粒度和出料粒度 如表 1 1 所示 所采用的破碎机械相应地有粗碎机 中碎机和细碎机三种 表 1 1 物料粗碎 中碎 细碎的划分 mm 类 别入料粒度出料粒度 粗碎300 900100 350 中碎100 35020 100 细碎50 1005 15 工业上常用物料破碎前的平均粒度 D 与破碎后的平均粒度 d 之比来衡量破碎过程中 物料尺寸变化情况 比值 i 称为破碎比 即平均破碎比 i D d 为了简易地表示物料破碎程度和比较各种破碎机的主要性能 也可用破碎机的最大 进料口尺寸和最大出料口尺寸之比来作为破碎比 称为标称破碎比 在实际破碎加工时 装入破碎机的最大物料尺寸 一般总是小于容许的最大进料口 尺寸 所以 平均破碎比只相当于标称破碎比的 0 7 0 9 破碎机械常用的类型有 腭式破碎机 圆锥破碎机 旋回式破碎机 锤式破碎机和 辊式破碎机等 腭式破碎机广泛运用于矿山 冶炼 建材 公路 铁路 水利和化工等行业 根据 其结构不同可分为复摆腭式破碎机 即单复摆腭式破碎机 和简摆腭式破碎机 复摆腭 式破碎机适用于粗 中碎抗压强度 250mpa 以上的各种矿石岩石 简摆腭式破碎机则可以 破碎各种硬度的矿石和岩石 且特别适用于破碎各种硬度的磨蚀性强的石料 复摆腭式破碎机工作时 电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转 使动腭周期地靠近 离开定腭 从而对物料有挤压 搓 碾等多重破碎 使物料由大变小 逐渐下落 直至 从排料口排出 表 1 2 简摆腭式破碎机的技术规格 进料口尺寸 mm规格 长宽 最 大 进 料粒度 mm 出 料 口 调节范围 mm 生产率 t h电动机功 率 kw 1200 90 0 井下 1200900650150 180140 200110 0 1200 90 1200900750150 200140 20095 0 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 3 0 液压 1500 12 00 15001200850130 180170180 0 2100 15 00 210015001250250 300400 500280 0 表 1 3 复摆腭式破碎机的技术规格 进 料 口 尺寸 mm 电动机规 格 长宽 最大 进料 粒度 mm 出料口 调节范 围 mm 生 产 率 t h型 号功率 kw 250 150 25015012510 401 4Y1325 45 5 350 200 35020016010 502 5Y160M 67 5 380 240 3802401721Y160M 67 5 400 250 40025021020 805 20Y180L 615 0 400 250 分段式400250 400 250 移动式40025022020 805 20M200L2 6 05022 400 250 汽油机驱 动 40025022020 8010 12M 050 汽油机820 hp 400 250 40025018020 808 10Y180M 417 0 500 250 50025022020 805 40Y200L2 622 600 400 60040035040 16 0 17 11 5 Y250M 830 0 750 500 75050045050 17 0 70YR280 855 0 900 600 90060048075 20 0 52 19 2 YR315L 875 1200 900 1200900750100 2 00 150 3 00 YR315L 6110 0 辊式破碎机工作可靠 维修简单 运行成本低廉 排料粒度大小可调 按照辊子数 量可分为单辊破碎机 双辊破碎机和多辊破碎机 一般是四辊 等 按照辊面特征 可 分为光面辊和带齿辊两种 单辊破碎机 用于破碎石灰石 煤等物料 物料块在辊子与带齿板间被轧碎 表 1 4 单辊破碎机的技术规格 规格 mm 辊子 转速 r min 进料粒度 mm 卸料 粒度 mm 电动 机功 率 kw 生产 率 t h 外形尺寸 mm 长 宽 高 整机 质量 t 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 4 915 1830 567000 22 5 350850 5660 4330 3370 80 1500 2800 6 300 1000 2500 20055400 7267 3250 1735 32 8 1500 2140 5 2 40250 300 7136 2600 1810 27 13 1000 1300 1200 750 300 100 300 1360 4700 2250 1116 8 1 双齿辊破碎机主要适用于矿山 冶金 化工 煤矿等行业脆性块状物料的粗 中级 破碎 其入料粒度大 出料粒度可调 可对抗压强度 160MPa 的物料进行破碎 其结构 紧凑 且破碎力由内部机构承受 基础不受力 特别适用于移动式设备 也广泛适用于 各种场合的物料破碎 破碎机充分利用脆性材料的抗弯 抗剪强度比抗压强度低的特点 采用交叉布齿 使破碎齿受力均匀 降低能耗 采用大齿 小辊 螺旋布齿 多破碎盘 的结构 有更强的挟制大块能力 重复破碎少 生产能力强 在两个破碎辊下设有破碎 棒 形成破碎齿和破碎棒三级破碎过程且可调整出料粒度 使碎后粒度均匀 齿辊转速 低 磨损小 燥音低 粉尘小 被破碎物料经给料口落入两辊子之间 进行挤压破碎 成品物料自然落下 遇有过硬或不可破碎物时 辊子可凭液压缸或弹簧的作用自动退让 使辊子间隙增大 过硬或不可破碎物落下 从而保护机器不受损坏 相向转动的两辊子 有一定的间隙 改变间隙 即可控制产品最大排料粒度 双辊破碎机是利用一对相向转 动的圆辊 四辊破碎机则是利用两对相向转动的圆辊进行破碎作业 表 1 5 双辊破碎机的技术规格 规格 mm 辊子 转速 r min 进料粒度 mm 卸料 粒度 mm 电动 机功 率 kw 生产率 t h 外形尺寸 mm 长 宽 高 整机质 量 t 1200 1 000 122 2402 124015 90 7470 4780 2018 45 318 750 70 0 50402 10283 4 17 3889 2865 2018 12 252 610 40 0 75850 303012 8 40 2235 1722 810 3 297 600 40 0 120362 9204 15 2615 1760 1937 2 55 双 光 面 辊 400 25 0 200322 8105 10 1295 940 820 1 3 900 90 0 100125 3217 1694 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 5 0 125150 0 37 5800 0 150 28 180 4198 13 27 0 10055 0 7545 0 5035 双 齿 面 辊 450 45 0 64 100 200 0 25 8 20 2260 2206 766 3 765 四辊破碎机是一种冶金矿山设备配套中 细碎产品 也可通过调整上 下辊的间隙 破碎所需粒度的物料 表 1 6 四辊破碎机的技术规格 规格 mm 辊子转 速 r min 进料粒 度 mm 卸料粒 度 mm 电动机 功率 kw 生产率 t h 外形尺寸 mm 长 宽 高 整机质 量 t 83 381303 85535 40 1200 1000 153 166204 107550 60 9610 5660 4 325 67 1081002818 9000 700 18940 2 10 2016 4175 3150 3 147 27 64 1 41 4 新型的齿辊破碎机新型的齿辊破碎机 本设计所涉及的新型的辊腭破碎机结合了腭式破碎机和齿辊破碎机的优点 使生产 能力得到了很大的提高 出料粒度的均一性得到了很好的保证 使物料得到了有效的破 碎 这是有生产的实践为证的 因该种机械的新的一面 所以尚未有成熟的计算方法对 其进行精确的计算 只能在传统破碎机械计算的基础上 结合生产实践 对其进行粗略 的估算 其结构图大致如下所示 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 6 1 小齿辊 2 大齿辊 3 腭板 4 电机 5 箱体 6 防震层 7 料度调整系统 8 拉杆部件 图 1 1 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 7 2 2 齿辊破碎机详细设计齿辊破碎机详细设计 2 12 1 产品的技术参数产品的技术参数 破碎物料抗压强度 160MPa 入料粒度 800mm 出料粒度 200mm 处理量 2000t h 大齿辊转速 120r min 左右 大齿辊转速 160r min 左右 2 22 2 电机选型电机选型 2 2 12 2 1 电机功率计算电机功率计算 对于功率的计算采用如下的近似理论计算方法 本方法是基于电机的功率应该与单 位时间的破碎物料的功耗相同的原则 即认为电机的功率应如下求得 F QW 其中 Q 破碎机的生产能力 t h W 单位生产量的功耗 kWh t 破碎机的传动效率 采用 Rittinger 法确定单位生产量的功耗 即 11 11 ii AE mW m Bond 功指数 煤的 Bond 功指数为 7 91KW h t E 占排料粒度 80 以上的组成部分的粒度尺寸 um A 占给料粒度 80 以上的组成部分的粒度尺寸 um i 常指数 取 0 45 0 5 2 2 22 2 2 电机选择电机选择 参考上述传统破碎机械电机功率的计算方法 结合生产实践的经验 估取电机功率 为 160Kw 选择 YB355S 6 的电机 其主要参数如下 额定功率 160KW 转速 980r min 效率 0 94 功率因数 0 87 输出轴径 90mm 2 32 3 传动机构的设计及计算传动机构的设计及计算 根据上述所得的电机及齿辊转速 初步确定电机至大齿辊间的减速比为 i 980 120 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 8 8 17 电机至小齿辊间的减速比为 I 980 160 6 13 根据生产实践经验 选定电机至大齿辊间的减速传动机构为一对带轮和一对齿轮 结合带轮和齿轮的传动特点 取带轮间的减速比为 1 6 齿轮间的减速比为 5 1 电机至 小齿辊间的减速传动机构则在电机至大齿辊间减速传动的基础上再加上两个介轮和一个 齿轮 它们的具体设计如下述所示 从破碎机的高速轴开始各轴命名为 轴 轴 轴 轴 轴 各轴转速计算 第 轴转速 r min 980 n 第 轴转速 r min 58 597 64 1 980 带 inn 第 轴转速 r min 114 2 5 58 597 齿 inn 第 轴转速 r min 24919 2 114 过 inn 第 轴转速 r min 36 15958 1 249 齿 inn 各轴的功率计算 第 轴的功率 kW 160 P 第 轴的功率 kW 15298 0 99 0160 带 PP 第 轴的功率 kW 98 14898 0 99 0 152 2 齿 PP 第 轴的功率 kW 31 144 2 齿 PP 第 轴的功率 kW 22 133 2 齿 PP 式中 调心滚子轴承效率 2 各轴的扭矩计算 第 轴的扭矩 N m 6 105 1980 1609550 9550 nPT 第 轴的扭矩 N m 6 1043 2 58 597 1529550 9550 nPT 第 轴的扭矩 N m 6 104 1274 114 98 1149550 9550 nPT 第 轴转速 N m 6 105 5249 31 1449550 9550 nPT 第 轴转速 N m 6 10836 159 22 1339550 9550 nPT 各轴运动参数表 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 9 轴号 参数 电机轴 转速 r min 980980597 58114 74249159 22 输出功率 P kw 160160152148 98144 31133 22 输出扭矩 N m 15001500243012400055008000 传动比 i 1 645 12 191 58 效率 0 980 970 88 2 3 12 3 1 带传动的设计计算带传动的设计计算 参考机械工业出版社出版的 机械设计手册 第二版的第四卷 已知输入轴转速 980r min 输入功率 P 160kw 1 n 1 设计功率 由表 33 1 2 查得共况系数 1 6 d P A K P 1 6 160 256kw d P A K 2 选定带型 根据 256kw 和 980r min 由图 33 1 2 确定为 E 型带 d P 1 n 3 小带轮基准直径及大带轮基准直径 参考表 33 1 18 和图 33 1 2 取 1 d d 2 d d 560mm 取传动比 i 1 6 弹性滑动系数 0 02 则大带轮基准直径 1 d d i 1 1 6 560 0 98 878 1mm 2 d d 1 d d 由表 33 1 18 取 900mm 2 d d 4 大带轮轴实际转速 2 n 1 560 0 98 980 900 597 58r min 2 n 1 d d 1 n 2 d d 5 带速 v v 60 1000 560 980 60 1000 28 72m s 1 d d 1 n 不超过 30m s 符合要求 5 初定轴间距 按要求取 0 7 0 7 560 900 1022mm 0 a 1 d d 2 d d 6 所需基准长度 0 d L 2 2 4364 5mm 0 d L 0 a 1 d d 2 d d 4 0 2 12 add dd 由表 33 1 7 选取基准长度 4660mm d L 7 实际轴间距 a a 2 1170mm 0 a d L 0 d L 安装时所需最小轴间距 min a a 0 0015 1101 1mm min a d L 张紧或补偿伸长所需最大轴间距 max a 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 10 a 0 02 1263mm max a d L 9 小带轮包角 0 180 0 3 57 12 add dd 0 163 10 单根 V 带的基本额定功率 根据 560mm 和 980r min 由表 33 1 17 g 查得 E 型带 31 35kw 1 d d 1 n 1 P 11 考虑传动比影响 额定功率的增量 由表 33 1 17g 查得 6 06kw 1 P 1 P 12 V 带根数 z z d P 1 P 1 P L KK 由表 33 1 13 查得 0 96 由表 33 1 15 查得 0 9 则 K L K Z 256 31 35 6 06 0 96 0 9 7 92 取 z 8 根 13 单根 V 带预紧力 0 F 500 2 5 1 zv m 0 F K d P 2 v 由表 33 1 14 查得 m 0 17kg m 则 500 2 5 0 96 1 256 8 28 72 0 17 1635 52N 0 F 2 72 28 14 压轴力 r F 25880 88N 2 sin 2 0 zFFr 15 带轮结构和尺寸 由 YB355S 6 电动机可知 其轴伸直径 90mm 长度 L 170mm 故小带轮轴孔直径 0 d 应取 90mm 毂长 L 170mm 0 d 由表 33 1 22 查得 大带轮和小带轮结构都为六椭圆辐轮 轮槽尺寸及轮宽按表 33 1 20 计算 参考图 33 1 5 典型结构 画出小带轮工作图 见图 图 2 1 小带轮 大带轮的示意图如图所示 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 11 图 2 2 大带轮 2 3 22 3 2 齿轮传动设计计算齿轮传动设计计算 参考中国矿业大学出版社出版的 机械设计工程学 对齿轮材料的要求 齿面有足够的硬度和耐磨性 轮齿心部有较强韧性 以承爱冲击 载荷和变载荷 常用的齿轮材料是各种牌号的优质碳素钢 合金结构钢 铸钢和铸铁等 一般多采用锻件或轧制钢材 当齿轮直径在 400 600mm 范围内时 可采用铸钢 下表列 出了常用齿轮材料及其热处理后的硬度 常用的齿轮材料 机械性能 MPa硬 度 材 料 b s 热处理方法 HBSHRC 580290正火160 217 640350调质217 25545 表面淬火40 50 调质240 286 40Cr700500 表面淬火48 55 35SiMn750450调质217 269 42SiMn785510调质229 286 20Cr637392 渗碳 淬火 回火 56 62 17CrNiMo61180835 渗碳 淬火 回火 56 62 40MnB735490调质241 286 ZG45569314正火163 197 569343正火 回火163 217 ZG35SiMn 637412调质197 248 HT200200170 230 HT300300187 255 QT500 5500147 241 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 12 QT600 2600229 302 传递功率 P 152kw 主动齿轮转速 597 58r min 1 n 1 选择齿轮材料 查表 8 17 小齿轮选用 20CrMnTi 调质渗碳淬火 回火 硬度 56 62HRC 大齿轮选 用 20CrMnTi 调质渗碳淬火 回火 硬度 56 62HRC 2 按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算 设计计算公式 齿轮模数 m mm 3 2 11 2 FSaFad YYZKT 确定齿轮传动精度等级 按 0 013 0 022 估算圆周速度 t v 3 11 nPn 5 3m s 参考表 8 14 和表 8 15 选取 公差组 8 级 t v 齿宽系数 查表 8 23 按齿轮相对轴承为悬臂布置 取 0 5 d d 小轮齿数 在推荐值 20 40 中取 24 1 Z 1 Z 取传动比 i 5 2 则 125 齿数比 u 5 208 2 Z 传动比误差 u u u u 5 208 5 2 5 2 0 0015 在 5 范围内 小轮转矩 由式 8 53 得 1 T 9 55 P 2 34 N mm 1 T 6 10 1 n 6 10 载荷系数 K 由式 8 54 得 K A K K v K K 使用系数 查表 8 20 得 1 75 A K A K 动载荷系数 查图 8 57 得初值 1 21 v K vt K 齿向载荷分布系数 查图 8 60 得 1 27 K K 齿间载荷分配系数 由式 8 55 及得 K0 1 88 3 2 cos 1 721 21 1 1ZZ 查表 8 21 并插值得 1 242 则载荷系数 K 的初值 3 34 K t K 齿形系数 查图 8 67 小轮 2 08 Fa Y 1Fa Y 大轮 2 16 2Fa Y 应力修正系数 查图 8 68 小轮 1 58 Sa Y 1Sa Y 大轮 1 83 2Sa Y 重合度系数 由式 8 67 得 Y 0 25 0 75 0 686 Y 许用弯曲应力 由式 8 71 有 F F FxNF SYY lim 弯曲疲劳极限 查图 8 72 得 850N limF 1limF 2 mm 740 N 2limF 2 mm 弯曲寿命系数 查图 8 73 得 1 N Y 1N Y 2N Y 尺寸系数 查图 8 74 得 1 x Y x Y 安全系数 查表 8 27 得 1 6 则 F S F S 531 N 463 N 1F 2 mm 2F 2 mm 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 13 故齿轮模数 m 的设计初值 t m 6 91mm t m 3 2 11 2 FSaFad YYZKT 取 7mm t m 小轮分度圆直径参数圆整值 1t d 168mm 1t d 1 Z t m 圆周速度 v V 60000 5 2539m s 1 1 nd t 与估取 5 2 很相近 对取值影响不大 不必修正 t v v K v K 1 21 K 3 34 v K vt K t K 齿轮模数 m 7mm t m 小轮分度圆直径 1 d 168mm 1 d 1t d 大轮分度圆直径 2 d m 875mm 2 d 2 Z 中心距 a a m 2 521 5mm 21 ZZ 齿宽 b b 83mm min1tdd 大轮齿宽 2 b b 83mm 2 b 小轮齿宽 1 b 5 10 88mm 1 b 2 b 3 按齿面接触疲劳强度校核计算 由式 8 63 知 HHEH budiuKTZZZ 2 2 11 弹性系数 查表 8 22 得 189 8 E Z E Z 2 mmN 节点影响系数 查图 8 64 0 得 2 5 H Z0 21 xx H Z 重合度系数 查图 8 65 0 得 0 88 Z Z 许用接触应力 由式 8 69 得 H H HWN SZZ H lim 接触疲劳极限应力 查图 8 69 得 1limH 2limH 1650MPa 1620MPa 1limH 2limH 接触强度寿命系数 查图 8 70 得 1 N Z 1N Z 2N Z 硬化系数 查图 8 71 及说明得 1 W Z W Z 接触强度安全系数 查表 8 27 按一般可靠度取 1 1 则 H S H S 1500 MPa 1H 1473 MPa 2H 又 988 MPa 1H 1H 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 14 960 MPa1200mm 时 n 160 42 B r min 式中 B 的单位是 m 3 动腭行程 破碎机的行程是指动腭下端的摆幅 它与偏心轴偏心距 腭板斜角等有 关 一般是 s 2 2e 式中 s 为动腭行程 e 为偏心距 行程与最小出料口尺寸必须保持一定关系 通常最小出料口尺寸是 min d min 2 5 3 0 ds 而进料口宽度 a 与之间的关系是 min d a 9 10 min d 4 生产能力 腭式破碎机生产能力就是指在一定给料和排料粒度条件下单位时间内所 能处理的物料量 它与许多因素有关 例如 待破物料性质 破碎机型式和规格 动腭 悬挂高度和运动特性 破碎机结构和工艺参数 破碎机制造质量和操作条件 管理水平 等等 关于腭式破碎机生产能力的计算 大体上可以分为两类 即理论计算和经验计算 腭式破碎机生产能力通常以动腭往复摆动一次 从破碎腔中排出一个松散棱柱体积 的物料作为其计算依据 一方面 因为腭式破碎机的机构是采用一种由典型的曲柄摇杆机构派生而来的偏心 机构 其肘板具有急回运动的特性 从这一特性出发 并考虑到物料从破碎腔中落下最 大可能的高度一由设备的几何学条件确定的高度 由图 2 8 可知 腭式破碎机动腭往复 摆动一次 从破碎腔中排出的质量生产能力为 Q 120 150 t h 1 9 101 0 90 0 nn bB B Lsdn Bs p 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 18 式中 B L 给料口的宽度和长度 m b 排料口宽度 m s 动腭下端点水平摆动行程 m 排出产物的平均粒度 m 其值为 p d 2 2sb dp 图 2 8 破碎腔几何尺寸 被破碎物料的固体密度 t m 3 考虑被碎碎物料表面摩擦特性的系数 其值与物料类别有关 花岗岩 石英岩 等的 1 0 煤和焦炭等的 0 5 与给入破碎机的物料粒度分布参数有关 的函数 与的关系曲线如图 2 9 所示 参数按如下定义给出 图 2 9 与的关系曲线 max D min D p D 在此 给入物料中的最大粒度 m max D 给入物料中的最小粒度 m min D 给入物料的平均粒度 m p D 与通过破碎腔的物料流有关的参数有关的函数 参数是破碎机排料 口宽度 b 与给入物料的平均粒度之比值 即 p D b p D 通常破碎机排料口宽度 b 总是小于给入物料平均粒度的 1 2 故可选取为 1 p D 考虑腭式破碎机机构具有急回运动特征 且能获得最大生产能力时动腭的摆动次 0 n 数 其值可由下式得出 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 19 r min 2 2 12 12 1 0 1 1 30 27 gBbS K K n 式中 K 腭式破碎机机构的行程速比系数 通常 K 1 15 1 25 g 重力加速度 n 腭式破碎机动腭的实际摆动次数 r min 与腭式破碎机动腭摆 2 sm 0 nn 动次数有关的函数 其值由下面的关系给出 对于 n 0 nn 0 nn 0 n 1 0 nn 0 nn n 0 nn 0 nn 0 n 另一方面 假定动腭作平移运动 忽略动腭在摆动过程中啮角变化的影响 那么动 腭往复摆动一次 从破碎腔中排出的质量生产能力 图 2 10 可按考下式予以计算 图 2 10 腭式破碎机生产能力计算 3 21 60 tgtg nLSd Q p 式中 定腭破碎板和动腭破碎板倾斜安装的角度 称为腭式破碎机 1 2 1 2 的啮角 被破碎物料的松散系数 一般情况下 取 0 3 0 7 破碎坚硬物 料时取小值 破碎不太硬的物料时可取大值 其它符号的意义和单位同前 若 2 则有 1 2 t h 4 2 30 tg nLSd Q p 若 0 则 1 2 t h 5 tg nLSd Q p 60 以上从不同的角度出发 给出了腭式破碎机生产能力的理论计算公式 1 3 4 5 等 但它们都各自有其局限性 只可作为定性计算时使用 为了获得一种较为满意的 腭式破碎机生产能力 还必须根据生产实际予以校正 故下面再推荐几个经验公式供选 用 Taggart A F 公式 Q 0 093L t h 6 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 20 或 Q 0 084 A i t h 6a 式中 L b 破碎机排料口长度和宽度 cm A 给料口面积 A LB 2 cm B 给料口宽度 cm i 破碎比 i D b D 给料粒度 cm OnerBckm B 公式 Q b t h 7 1 K 2 K 3 K 0 q 式中 给料特性 或破碎难易程度 系数 详见表 2 1 1 K 物料密度校正系数 2 K 1 6 破碎物料的松散密度 t 2 K 3 m 物料粒度校正系数 见表 2 2 3 K 排料口单位宽度的生产能力 t h mm 见表 2 3 0 q b 排料口宽度 mm 表 2 1 给料特性系数 1 K 表 2 2 物料粒度校正系数 3 K 表 2 3 排料口单位宽度的生产能力 0 q 利温生公式 Q 150nLS t h 8 p d 式中各长度单位以 m 计入 其余各符号的意义及单位同前 上述计算公式原则上只适用于简摆腭式破碎机 即它们没有能够反映出不同型式的 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 21 腭式破碎机与生产能力之间的关系 但实践证明 由于破碎机动腭摆动行程 S 的大小和 方向 以及运动轨迹的差别 各种型式的腭式破碎机的生产能力是不同的 据国外对相 同规格的三种不同型式的腭式破碎机在排料口宽度 b 动腭摆动次数 n 和啮角等相同条 件下的试验证实 复摆腭式破碎机较简摆腭式破碎机提高生产能力 20 30 综合摆动 腭式破碎机较简摆提高 90 95 因此 在计算简摆以外的腭式破碎机生产能力时 必 须乘以一个大于 1 的型式修正系数 0 K 5 生产能力的影响因素分析 以上介绍的几个腭式破碎机生产能力的计算公式揭示了腭式破碎机生产能力与其结 构参数 动腭下端点的水平摆动行程 S 给料口尺寸 B L 排料口宽度 b 工艺参数 动 腭摆动次数 n 啮角 和物料性质 密度 松散系数 等之间的函数关系 为提高腭 式破碎机生产能力提供了科学依据 1 适当提高腭式破碎机动腭摆动次数是提高其生产能力的重要途径之一 从公式 1 3 4 5 可以明显看出 腭式破碎机理论生产能力是随着动腭摆 动次数 n 的增高而增大的 从公式 1 还可看出 当动腭摆动次数 n 增高至某一最佳数值 n 时 破碎机能够获得最大的生产能力 当动腭在超最佳摆动次数下摆动时 其生产能 力将随着动腭摆动次数的增高而降低 同时 实验研究的结果也证明了这一规律 然而 现有腭式破碎机动腭的摆动次数都选择得比较低 特别是大型简摆腭式破碎机和小型复 摆腭式破碎机 但因腭式破碎机具有较大的运动质量 如果动愕的摆动速度过快 所产 生的惯性力就会比较大 这又将使机器及其基础发生振动 使偏心轴回转不均匀 同时 所消耗的功率也较大 并可能引起轴承发热 故其速度也不能过高 因此在破碎机其它有关参数不变化的情况下 适当增高现有腭式破碎机动腭摆动次 数 n 以提高其生产能力是可能的 其增高幅度建议在原有破碎机摆动次数的基础上增高 10 15 大型破碎机取小值 中小型取大值 2 适当减小腭式破碎机啮角是提高其生产能力的又一重要途径 由公式 3 4 5 可知 腭式破碎机生产能力在一定条件下与啮角的正切成反 比 同时 从 Bond F C 理论知 腭式破碎机生产能力与其啮角成直线关系 即破碎机 的相对生产能力随修正系数成正比例变化 K 1 1 4327 0 384 9 K 式中为腭式破碎机的啮角 rad 将腭式破碎机的定腭破碎板和动腭破碎板都倾斜安装 并尽量使二者倾斜安装的角 度和接近相等 可使其生产能力的相对值提高 4 左右 1 2 由国内外有关实验证明 适当减小啮角亦可提高腭式破碎机生产能力 因为啮角 减小 物料在破碎腔中完全被破碎所需要的动腭挤压次数减少了 并使得破碎腔上部 区域的处理能力比从排料口排出的能力增大 这样破碎腔中总备有需要排出的产品 而 不致因破碎不及时而影响排料 例如 原苏联学者巴乌曼 BA 用 400 600 腭式破碎机 破碎抗压强度为 300 MPa 的花岗岩时 将啮角由改为后 生产能力提高了 40210 30170 20 40 吉斯淦和高登等都分别进行了减小啮角的试验 认为啮角的大小对破碎机 的生产能力有很大的影响 具体结果见表 2 4 表 2 4 啮角对生产能力影响的实验结果 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 22 国内某石矿将 PEF 400 600 腭式破碎机的啮角在原设计的基础上减小 2230 其生产能力亦提高了 20 由上述分析和实验结果可以看出 适当减小啮角是提高腭式破碎机生产能力的又 一重要途径 但是 必须注意 啮角的减小会导致破碎比减小 使破碎产品粒度相应增 大 因此 减小啮角还必须认真考虑破碎工段对物料粒度的要求 其具体实施方法 应视具体情况而定 如对新设计的腭式破碎机可广泛参考国内外 的实践经验 在保证满足破碎粒度要求的前提下 尽量将啮角选择得小一点 国外就 曾经选取到 左右 如对现有腭式破碎机进行改造 可采用普通碳素钢锻制成数条 0 15 斜铁 其条数视破碎机规格大小而定 将其按定腭板纵向筋布置 用焊接方法固定于机 架前壁的内侧 于是腭式破碎机的啮角将从减小至 图 2 11 0 a 定腭破碎板垂直安装 b 两破碎板倾斜安装 图 2 11 啮角对生产能力之影响 当定腭破碎板垂直安装时 改造后的相对生产能力可按下式确定 K 10 Hbtg Htgbtg K 1 0 0 如果腭式破碎机的两破碎板都倾斜安装 啮角 那么其相对生产能力 1 2 则为 K 11 201 21 tgHbtg tgtg K 式中 当斜铁大头的尺寸小于 Htg时 分母中 tg取 H 取 一 反之 0 b 1 1 0 b 大于 Htg时 分母中 tg取 H 则取 0 b 1 1 0 b 南昌航空大学科技学院 2014 届学士学位论文 23 3 适当增大破碎机排料口宽度 b 和动腭下端点水平摆动行程 S 是提高其生产能力的重 要途径之三 从破碎机生产能力的计算公式亦可明显看出 生产能力与排料口宽度 b 和动胯下端 点水平摆动行程 S 有着极为密切的关系 即随着 b 和 S 的增大 生产能力也是明显提高 的 而且已为实践所证实 因此 在设计 选择和改造腭式破碎机时 可以通过合理确 定排料口宽度 b 和摆动行程 S 以提高腭式破碎机生产能力 特别是用于二次破碎的腭式 破碎机更应该在这方面下功夫来提高其生产能力 但是 这与传统的 排料口尺寸一般 与破碎产品的尺寸大体相同或小一些 的观念是相对立的 因此 具体实施时 必须完 全满足下述条件 1 适当增大排料口宽度 b 其增大范围可定为破碎机破碎腔长度 L 的 0 025 0 05 倍 2 适当增大动腭的下端点水平摆动行程 S 其增大量可控制在 0 05 0 10L 范 围内 3 在同时满足上述两条件的基础上 必须使给入破碎机的物料量大致等于破碎机 的通过量 以保证破碎机破碎腔中的物料形成层状密实充填的流动状态 一边连续不断 地给