新型齿辊破碎机的设计

机械工程及自动化专业毕业设计指导书（专科）中国矿业大学成人教育学院2010 年 2 月1摘 要本文对新型双齿辊破碎机的原理、结构进行了概括介绍，重点围绕新型双齿辊破碎机的开发，按照相似理论相似准则关系研制了小型双齿辊破碎机试验台。以邦德功理论为基础，通过不同物料的破碎试验，对破碎机参数与不同物料间的关系及各参数之间的相互关系进行了试验研究，为开发新型双齿辊破碎机开发提供了重要依据，同时对于开发新型双齿辊破碎机系列产品，填补国内空白、替代进口、满足大型矿山的需要、扩大其使用领域具有十分重要的意义。为矿山机械大型新产品开发探索了一条系统的开发思路。关键词：矿用新型；双齿辊破碎机；参数研究2目 录摘 要 .1第 1 章 引言 .41.1 研究的背景 .41.2 研究的意义 .41.3 破碎理论和破碎机的研究现状 .51.3.1 破碎理论的研究现状 .51.3.2 破碎机的研究现状 .91.4 本文主要研究内容及方法 .111.4.1 研究内容 .111.4.2 研究方法 .11第 2 章 理论概述 .122.1 破碎理论 .122.1.1 表面理论 .122.1.2 体积理论 .122.1.3 裂缝理论 .132.2 一般破碎机械 .142.3 新型的齿辊破碎机 .18第三章 齿辊破碎机参数设计 .203.1 产品的技术参数 .203.2 电机选型 .203.2.1 电机功率计算 .203.2.2 电机选择 .203.3 传动机构的设计及计算 .213.3.1 带传动的设计计算 .213.3.2 齿轮传动设计计算 .233.3.3 带轮护罩及齿轮外壳设计 .283.4 齿辊参数计算 .283.4.1 传统的颚式破碎机和辊式破碎机 .2833.4.2 输入轴的结构设计及校核 .373.4.3 偏心轴的结构设计及校核 .433.4.4 小齿辊轴的结构设计及校核 .483.4.5 新型齿辊破碎机的设计 .523.5 键的选择及其校核 .533.5.1 电机轴上键的选择及校核 .533.5.2 输入轴上键的选择及校核 .553.5.3 偏心轴键的选择及校核 .563.5.4 小齿辊轴键的选择及校核 .573.6 轴承校核 .583.6.1 输入轴轴承选用及校核 .583.6.2 偏心轴轴承选用及校核 .603.6.3 小齿辊轴轴承选用及校核 .62结束语 .65参考文献 .66致 谢 .674第 1 章 引言1.1 研究的背景随着我国经济的高速发展,这些行业每年所需经过碎磨工艺处理的物料呈现几何级数增加,物料碎磨的作业日益显示其重要性。影响破碎过程的因素有很多，都与破碎设备性能相关联。 因此,设备性能的优劣将极大地影响到工作效率和能耗的高低。基于设备的节能降耗,提高碎磨设备工作效率，不断优化碎磨作业,从而提高相关工业部门的经济效益，深入研究破碎理论并研制开发新型、高效、节能和环保的现代碎磨设备具有非常重要的现实意义。利用外力将大颗粒变成小颗粒物料的过程称为物料破碎，其使用的相应设备称为破碎机。破碎机被广泛用于冶金、矿山、煤炭、水利、建筑、建材、环保和化工等行业，据资料的统计分析，在大型选矿厂，用于破碎粉磨的生产费用通常占全部费用的 50%以上 ,其投资约为选矿厂投资的 50% 60% ，由此可看出，其在相应生产工艺中起着极其重要的作用，更为重要的是，破碎过程还决定着后续工艺能否有效能进行。本文对新型双齿辊破碎机的原理、结构进行了概括介绍，重点围绕新型双齿辊破碎机的开发，按照相似理论相似准则关系研制了小型双齿辊破碎机试验台。以邦德功理论为基础，通过不同物料的破碎试验，对破碎机参数与不同物料间的关系及各参数之间的相互关系进行了试验研究，为开发新型双齿辊破碎机开发提供了重要依据，同时对于开发新型双齿辊破碎机系列产品，填补国内空白、替代进口、满足大型矿山的需要、扩大其使用领域具有十分重要的意义。为矿山机械大型新产品开发探索了一条系统的开发思路。1.2 研究的意义对于开发新型双齿辊破碎机系列产品，填补国内空白、替代进口、满足大型矿山的需要、扩大其使用领域具有十分重要的意义。为矿山机械大型新产品开发探索了一条系统的开发思路。51.3 破碎理论和破碎机的研究现状1.3.1 破碎理论的研究现状针对破碎作业，许多学者试图采用定量分析的方法，建立破碎理论假设，揭示能量消耗与物料粉碎状态之间的内在联系。 在破碎理论的研究上，主要有三大粉碎功耗学说及在三大学说的基础上发展起来的相关学说。（1）面积学说Von Rittinger P R 于 1867 年提出了著名的面积学说，认为外力破碎物体所做之功将转化为新生表面积上的表面能，故粉碎能耗与粉碎时新生表面积成正比，即粉碎单位质量物料的能耗与新生的比表面积成正比，如式（1-1）所示：式（1-1）dSA1式中： -生成新表面积 所需的功；dS-比例系数。破碎质量为 Q 的矿石所需的功为：式（1-2）21321DkddA考虑到给矿和破碎产物为混合粒群，采用平均直径进行计算，积分后得：式（1-3）OPDQKA11式中： ；21k, -破碎产物的平均直径和给矿的平均直径。PDo田中达夫于 1954 年根据极限表面理论，即当粉碎颗粒达到一定细度时，颗粒会出现微塑性变形，颗粒会发生锻焊或焊合作用而相互聚合长大，使颗粒变粗，把该细度范围称作粉碎极限，提出了有界粉碎能耗理论，如式6（1-4）所示：式sKAoTln1（1-4）式中： -比例系数；-极限比表面积，给料的比表面积，产物的比表面积。SO,列宾杰尔于 1962 年发现石英粉碎后，不仅存在极限比表面积，也存在塑性变形，且机械的活化作用使石英无定形化。提出了粉碎石英所需能量的关系式：式（1-5）slaecsaecFoFln式中： -机械效率；-输入粉碎机的有用能量；e-比弹性变形能；c-比例系数；-粉体形状系数；Fa-比塑性变形能；l-无定形层的厚度；-比表面自由能。面积学说着重在物料破碎后的新生表面积，面积学说理论认为破碎功全都是用来克服新生表面物料原分子之间的内聚力。这一理论在较大破碎比时，与实验结果较为吻合。（2）体积学说吉尔皮切夫和 F .基克 ( 1885 年 )认为，外力粉碎物料所作的功，完全用于使物料发生变形，当变形能储至极限，物料即被破坏。即为使几何相似的同种物料，粉碎成形状相同的产品，所需的功与它们的体积或质量成正比，可用下式表示：式（1-6）KdVA2式中： -破碎体积为 dV 的物体所需要的功；K-比例系数。经积分计算后得：7式（1-7）PODQKAlnl2式中： 3体积学说以弹性理论为基础，着重在于分析物料受外力作用而发生变形的程度。体积学说对物料的其他性质，如表面形状、质地等未考虑。故一般较符合物料的压碎和击碎过程。（3）裂缝学说。1952 年 Bond FC 根据一般碎矿和磨矿设备得到的实验数据，建立了经验公式：式（1-8）PFW10i式中：F-给矿的 80%能通过方筛孔的宽；P-破碎后的产品的 80%能通过的方筛孔的宽；W-将 1 t 粒度为 F 的给矿破碎到产品粒度为 P 所消耗的功；-功耗指标。i随后 Bond FC 对建立的经验公式进行进一步的解释：破碎矿石时，外力作用的功首先使物体发生变形，当局部变形超过临界点，即生成裂口，裂口形成之后，储在物体内部的形变能使得裂口扩展并生成断面。提出了著名的裂缝学说，即破碎物料所消耗的能量与物料的直径或边长的平方根成反比。由于岩矿是具有裂缝和缺陷的非均匀固体，因此岩矿实际承受的极限破碎应力应小于其理论强度。基于脆性物料的尺寸效应及韦布尔的统计推断，Holms JA 对脆性物料的破碎进行了相应的理论研究。1957 年 Charles R I 综合了上述三大粉碎理论，提出了一个粉碎能耗的普遍公式，即：式（1-9）NxdCA式中：C-与粉碎机械有关的系数；x-物料粒度；N-与物料特性有关的系数。积分可得：8式（1-10）PODCANxd当 N 分别取 2，1 和 1，5 时，就可分别得到 Von Rittinger P R 提出的面积学说公式，吉尔皮切夫与 F .基克的体积学说公式和 Bond F C 的裂缝学说公式。由于面积与体积破碎理论所建立的功耗数学模型过于简单，不能全面反映物料粉碎的实际情况，而 Bond F C 理论来自试验数据的提炼与总结，故物料粉碎的能耗与产品粒度的关系也较符合实际情况。（4）其他破碎理论。Tkavova K 将破碎过程看作一个物理化学过程来研究，认为破碎过程一个不可逆的热力学过程。1979 年首次从热力学的角度研究了破碎系统的内能、熵、自由焓等参数的变化规律，并建立了热力学能量平衡方程式：式（1-11）QUA-im式中： -被破碎物料内能的增加量；-粉碎介质内能的增加量；iQ-热损失。1985 年加巴洛夫从结构化学的角度研究了粉碎能耗问题,建立了关系式：式（1-12）ijNiaijndrfA12式中：An- 形成新生表面积所需的功；N1-构成 i 组原子的数量；N2-构成 j 组原子的数量；-原子间的相互作用力；ijrfr-原子间的距离。以三大粉碎功耗学说为代表的传统破碎理论在粉碎领域中起着重要的指导作用，促进了物料破碎技术的发展。但三大粉碎功耗理论都有各自的适用范围，具有一定的片面性，已不能满足破碎工业的发展。因此,建立完整的、系统的粉碎功耗理论，全面揭示物料粉碎的机理成为必要。1.3.2 破碎机的研究现状破碎机按照工作原理和结构特征可分为颚式破碎机、旋回式破碎机、圆锥破碎机、辊式破碎机和冲击式破碎机。（1）颚式破碎机。9美国人 B ake E W 发明了颚式破碎机，由于其结构简单、容易制造、工作可靠、使用维修方便等优点，在矿山、冶金、建材、筑路、水利、化工、煤炭多种行业中得到广泛应用。为了改善颚式破碎机性能和提高工作效率，国内外研制出各种颚式破碎机。主要有：简摆双腔颚式破碎机,该破碎机不仅具有大破碎比、产品粒度细，而且使间歇运动变成连续工作，提高了破碎机工作效率：双动颚颚式破碎机，该破碎机在动颚破碎机的基础上拆除了破碎机的前墙，由 2 个破碎机对置而成，并在偏心轴上设计了一对开式齿轮，保证了两动颚的同步运转，双动颚颚式破碎机具有可强制排料、生产能力较高和使用寿命较长等特点：外动颚匀摆颚式破碎机，该机将动颚与连杆分离,动颚为连杆上的延伸部分，因此改变机构参数即可调整动颚运动轨迹。连杆作为破碎机的边板，并把动力传递给动颚，碎比大等优点；振动颚式破碎机利用不平衡振荡器产生的离心惯性力结合高频振动对矿石进行破碎，具有破碎强度大、破碎比高等特点。（2）旋回式破碎机。旋回式破碎机是大型矿石破碎和坚硬物料破碎的典型设备，广泛应用于黑色、有色冶金、建材、化工和水利等行业。旋回式破碎机由上机架构成定椎体，动锥安装在主轴上，动锥和定锥均安装衬板，构成破碎腔，由电动机通过传动装置带动动锥运动，实现对矿石的连续破碎，矿石靠重力排出。由于旋回式破碎机采用连续破碎的方式，因此其生产能力大，与颚式破碎机相比，旋回式破碎机的生产量是其 2 倍以上。因此,旋回式破碎机主要具有大破碎比、高产量、产品粒度细、节能和高效等优点。(3) 圆锥破碎机。圆锥式破碎机可用于破碎细碎和中碎等不同硬度的物料,是一种连续作业,效率较高的破碎设备,在矿山企业中应用非常广泛。弹簧式圆锥破碎机由内锥、外锥和动力部分组成，利用安装在主轴上的偏心套驱动动锥做旋摆运动，动锥衬板时而靠近时而离开固定锥衬板，使得物料在腔内不断被挤压和弯曲，从而产生破碎。液压圆锥破碎机简化了破碎机的结构，利用液压装置调整排矿口，目前液压圆锥破碎机主要有底部单缸、上部单缸、周边单缸、高能液压圆锥破碎机等多种形式。(4) 辊式破碎机。辊式破碎机利用 2 个转动的圆柱形棍子，矿石受到挤压和磨剪的作用破碎，当矿石达到粒度要求则从两辊之间排出。 按辊子数目，辊式破碎机分为单辊、 双辊和双段三辊、双段四辊 4 种，按照辊面形状，分为光面辊10机和齿面辊机两种。 辊式破碎机具有结构简单、紧凑、轻便、工作可靠、调整破碎比较方便、可对含水物料进行破碎等优点。MMD 双齿辊式破碎机是英国 MMD 公司开发的一种新型破碎机，与传统破碎机相比，该机采用“体积压缩原理” ，利用剪切和张力的作用破碎物料。MMD 的双齿辊破碎机的齿又高又大，直接影响到物料通过两辊间隙时的速度、吃料与排料能力，而且辊间间隙也比普通辊式破碎机的大得多。该型破碎机体积小、功耗低,生产率高，出料粒度均匀，特别适于矿山破碎作业。(5) 冲击式破碎机。冲击式破碎机分为锤式和反击式两种，锤式破碎机利用高速旋转的锤子冲击和物料自身撞击到衬板而破碎，当物料达到粒度要求后，从下部的筛条缝隙中排出，锤式破碎机适用于中细碎中等硬度及脆性的物料，具有生产效率高、破碎比大、构造简单、尺寸紧凑、功耗较少、维护简单等优点。反击式破碎机由转子高速旋转，物料进入后，与转子上的板锤撞击破碎,然后又被反击到衬板上再次破碎，从出料口排出。反击式破碎机将打击、反击、离心冲击、剪切、研磨有机结合在一起，具有破碎效率高,出料细而均匀，易损零件少，维护保养方便,能耗低等特点。目前，反击式破碎机分为立式和卧式两种。1.4 本文主要研究内容及方法1.4.1 研究内容(1) 概括介绍了新型双齿辊破碎机的原理、结构。(2) 围绕新型双齿辊破碎机的开发，按照相似理论相似准则关系研制了小型双齿辊破碎机试验台。(3) 以邦德功理论为基础，通过不同物料的破碎试验，对破碎机参数与不同物料间的关系及各参数之间的相互关系进行了试验研究，为开发新型双齿辊破碎机开发提供了重要依据。1.4.2 研究方法(1) 理论分析法：利用已有知识、专业学术类书籍对新型齿辊破碎机进行理论层次的分析研究。(2) 文献资料法：利用以前掌握的文献查找相关书籍对新型齿辊破碎机进行分析研究。11(3) 网络分析法：利用网络的优势查找相关资料对新型齿辊破碎机进行分析研究。12第 2 章 理论概述2.1 破碎理论破碎是相当复杂的，它与被破碎物本身的性质(物料的均匀性、硬度、密度、钻度、料块的形状和含水率)以及所选择的机械装备等有关。破碎物料时所加的外力除了使物料块发生相对移动和转动外，还使物料破碎。确定破碎时所消耗的功与被破碎物料的破碎程度之间的关系是相当重要的。破碎的现有理论中以表面理论、体积理论、裂缝理论为最普遍，虽不能得到十分精确的结论，但可作为选型或设计时的参考。2.1.1 表面理论该理论认为破碎时所消耗的功与被破碎物料新形成的表面积成正比。一般情况下，当将边长为 lcm 的立方体分成边长为 1/ncm 的小立方体时，可得到 个小立方体，分割平面数为 3 (n-1)，所消耗的总功为 3P (n-3n1)。假设将上述立方体物料分割成边长分别为 1/m (cm)和 1/m (cm)的小立12方体，则其所消耗的功之比为：Pm1 /Pm2=3P (m1-1) /3P (m2-1)= (m1-1)/(m2-1) ， 式（2-1）当 m1 和 m2 相当大时，可以写成 Pm1 / Pm2=m1/m2。由此可见，破碎所消耗的功与物料的破碎度成比例。2.1.2 体积理论该理论是指破碎物料所消耗的功等于使物料变形直到在物料内部产生极限应力( 抗压极限强度) 所消耗的功。根据虎克定律，压缩时物料内部产生的应力与应变成正比，即 =E 式（2-2 ）式中 -物料内部应力，N/m 2-物料的应变；E-物料弹性模量， N/m设 N 为使物料变形的外力，A 为物料横截面面积，L 为物料的缩短变形量，L 为物料的原始长度，那么 =N/A；= L/L从而 N/A=EL/L 得出 L = NL/ EA13其中 L, E, A 为常量，则 L 与 N 的关系为直线关系，则使物料变形L 所消耗的功 W 就为 W=NL/2=N L/2EA2物料内部产生的应力 = N/A 代人上式可得 W= AL/2E2AL 即为物料的体积，所以 W= V/2 E当要将物料破碎断裂时，应力 达到了物料的抗压强度极限应力 ，从而可得到物料破碎时所消耗的功为 W = V/2Eb 破 碎 b2由此可见，对每种物料而言， 和 E 均为定值，则功 W 与体积 V 成b 破 碎正比。因为当应力大于强度极限时物料方可破碎，而大多数岩石都不符合变形的虎克定律，实验表明，体积理论仅可用于粗略计算靠冲击力或压力进行破碎的机械所消耗的功。2.1.3 裂缝理论对粉碎过程的输入功与粉碎前后物料潜能变化之间的关系的一种解释。是美国邦德(Fc Bond)和中国王仁东于 1950 年共同提出的，又称粉碎第三定律。他们认为粉碎物料的外力所作的功，与物料新生成的裂缝长度成正比。他们以通用的破碎和磨碎设备作试验得到的资料，整理成如下的经验公式：式（2-3）)10(FpiDW式中 D 为给料中 80能通过的方孔筛的孔宽，um ；D 为产品中F P80能通过的方孔筛的孔宽，um；W 为将 90718kg(1 短吨)粒度为 D 的F给料破碎到产品粒度为 D 所耗的功，kwhst；Wi 为功指数，表示将“理P论上无限大的粒度” 破碎到 80可以通过 100um 筛孔时所需的功，kwhst 。对这一经验公式，邦德的理论解释为：物料破碎后，外力所作的功首先是使物体发生变形，一旦局部变形超过临界点时，即发生垂直于表面的裂口；裂口形成之后，储存于物体内的形变能即使裂口扩展而生成断面。输入功的有用部分转化为新生表面积上的表面能，其他部分则因摩擦而成为热损失。因此，破碎物料所需的功，应当考虑形变能和表面能两项。由于形变能与体积成正比，而表面能与表面积成正比，如果等量地考虑这两项影响，则所需的功应同它们的几何平均值成比例，即与即与(D 为颗粒的直径)成比例。对于单位体积的物料，则与253D与 1/D 成比例。输入功用于形成裂缝，它与裂缝长成正比，而输入功又25是与 与 1/D 成正比，则 与 1/D 就有裂缝长的意义。由此，采用与面25D14积学说和体积学说相似的方法，可以得出：式（2-4）BAQk1FPDQkB10i式中 为比例系数；A 为粉碎重量为 Q 的物料所需的功；D 和 D 为0F给料直径；D 为产物直径；i 为破碎比。按此式计算功耗时，其平均直径P应采用调和平均径的平方。功指 W 是粉碎工艺参数，表示物料抵抗粉碎的能力。它并不是一个确定不变的数。用邦德提出的传统试验方法测得的数，称为标准试验功指 W。依据测定的方法和粉碎的粒度范围的不同，邦德功指数又分为邦德冲击破碎功指数、棒磨功指数和球磨功指数。功指数在选矿厂设计、选矿的科学研究和生产控制、管理诸方面得到了日益广泛的应用。裂缝学说也可用来解释细碎和粗磨过程中输入功与磨碎前后物料潜能变化之间的关系2.2 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。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。15表 2.1 物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm）类 别 入料粒度 出料粒度粗碎 300900 100350中碎 100350 20100细碎 50100 515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 式（1-1）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：颚式破碎机、圆锥破碎机、旋回式破碎机、锤式破碎机和辊式破碎机等。颚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颚式破碎机（即单复摆颚式破碎机）和简摆颚式破碎机。复摆颚式破碎机适用于粗，中碎抗压强度 250mpa 以上的各种矿石岩石。简摆颚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。复摆颚式破碎机工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动颚周期地靠近、离开定颚，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。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 2.2 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电动机功率生产率t/h外形尺寸mm长宽整机质量t16kw 高915183056 700 0-225350 85056604330337080150028006 3001000250020055 40072673250173532.8150021405.2 40 250-30071362600181027.13100013001200750300100-30013 60 4700225011168.1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 2.3 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双900900 3 800-100 2125 32171694 1170-1251507.53.270-100550-75450-5035齿面辊450450 64100-2000-25820226022067663.765四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。18表 2.3 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 t83.381303-855 35-4012001000153.166204-1075 50-609610566043256710810028 189000700189402-1020 1641753150314727.642.3 新型的齿辊破碎机本设计所涉及的新型的辊颚破碎机结合了颚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： 191 带式输送机 2 小齿辊 3 大齿辊 4 颚板 5 电机 6 电机调整部件 7 箱体 8 箱体底座 9 料度调整系统 10 拉杆部件图 2.1 齿辊破碎机结构简图20第三章 齿辊破碎机参数设计3.1 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：80mm处理量：2000t/h 左右大齿辊转速：120r/min 左右，小齿辊转速：160r/min 左右3.2 电机选型3.2.1 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/hW: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： 式（2-1）)1(iiAEmWm:Bond 功指数，煤的 Bond 功指数为 7.91KW.h/tE: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。3.2.2 电机选择由于是所设计的破碎机的新颖性，暂时还没有成熟的功率计算方法，故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, 选择佳木斯电机股份有限公司的 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：0.8721输出轴径：90mm3.3 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=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 5.2；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。3.3.1 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 n 980r/min, 输入功率 P=160kw11）设计功率 由表 33.1-2 查得共况系数 1.6，dPAK P1.6 160=256kwAK2）选定带型 根据 =256kw 和 =980r/min，由图 33.1-2 确定为 E 型d1n带。3）小带轮基准直径 及大带轮基准直径 参考表 33.1-18 和图 33.1-1 2d2，取 560mm，取传动比 i=1.6,弹性滑动系数 0.02。则大带轮基准1d 直径i (1- )=1.65600.98=878.1mm21由表 33.1-18 取 =900mm。2d4）大带轮轴实际转速 n (1- ) / =5600.98980/900=597.58r/min2n1d125)带速 vv= /(601000)= 560980/(601000)=28.72m/s1 不超过 30m/s，符合要求。5)初定轴间距 22按要求取 =0.7( + )=0.7(560+900)=1022mm0a1d26)所需基准长度 L2 + ( + )/2+ =4364.5mm 0d12 )4/(0212ad由表 33.1-7 选取基准长度 4660mm。d7）实际轴间距 aa= +（ - ）/21170mm0L08）安装时所需最小轴间距 mina-0.0015 =1101.1mmind张紧或补偿伸长所需最大轴间距 axa+0.02 =1263mmaxL9）小带轮包角 01803.57/)(12d1610）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1d1n31.35kw。1P11）考虑传动比影响，额定功率的增量 由表 33.1-17g 查得1P6.06kw。12）V 带根数 zz= /( + ) 式（2-2）d1PLK由表 33.1-13 查得 =0.96,由表 33.1-15 查得 =0.9,则LKZ=256/(31.35+6.06) 0.960.9=7.92取 z8 根。13）单根 V 带预紧力 0F=500(2.5/ -1) /(zv)+m 式（2-3）0FKdP2v由表 33.1-14 查得 m0.17kg/m,则=500(2.5/0.96-1) 256 /(828.72)+0.17 1635.52N。27.814）压轴力 r25880.88N。)/sin(0zFr15）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0d小带轮轴孔直径应取 90mm,毂长 L=170mm 。0d由表 33.1-22 查得，大带轮和小带轮结构都为六椭圆辐轮。23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：图 2-2 大带轮3.3.2 齿轮传动设计计算传递功率 P=152kw，主动齿轮转速 597.58r/min 。1n1）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5662HRC；大齿轮选用 20CrMnTi,调质渗碳淬火，回火，硬度5662HRC。2）按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算24设计计算公式 齿轮模数 m mm 式（2-321/)/(FSadYZKT4）确定齿轮传动精度等级 按 （0.0130.022） ,估算圆周速tv31/nP度 5.3m/s ，参考表 8-14 和表 8-15，选取公差组 8 级。tv齿宽系数 查表 8-23，按齿轮相对轴承为悬臂布置，取 0.5。dd小轮齿数 ，在推荐值 2040 中取 24。1Z1Z取传动比 i5.2，则 =125。齿数比 u5.2082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1T9.55 P/ =2.34 Nmm601n60载荷系数 K 由式（8-54）得 K= AKv使用系数 查表 8-20 得 =1.75 A动载荷系数 查图 8-57 得初值 =1.21v vt齿向载荷分布系数 查图 8-60 得 =1.27齿间载荷分配系数 由式（8-55）及 得01.88-3.2( )cos =1.72121/Z查表 8-21 并插值得 =1.242,则载荷系数 K 的初值 =3.34。Kt齿形系数 查图 8-67 小轮 2.08FaYFaY大轮 2.162应力修正系数 查图 8-68 小轮 1.58S1S大轮 1.83a重合度系数 由式（8-67）得Y0.25+0.75/ =0.686许用弯曲应力 由式（8-71）有F FxNSY/lim弯曲疲劳极限 查图 8-72 得 850N/li 1lim2=740 N/2limF2弯曲寿命系数 查图 8-73 得 1NN2尺寸系数 查图 8-74 得 1xYxY安全系数 查表 8-27 得 1.6，则FSFS 531 N/ ， 463 N/122F225故齿轮模数 m 的设计初值 t =6.91mmt321/)/(FSadYZKT取 =7mm。t小轮分度圆直径参数圆整值 t 168mm1td圆周速度 v V= /60000=5.2539m/snt与估取 =5.2 很相近，对 取值影响不大，不必修正 。t vKvK= =1.21,K= =3.34vtt齿轮模数 m= =7mm。tm小轮分度圆直径 1d 168mm1dt大轮分度圆直径 2m =875mmZ中心距 aa=m( )/2=521.5mm21齿宽 bb= =83mmmintd大轮齿宽 2b=83mm2小轮齿宽 1b +（510）88mm23）按齿面接触疲劳强度校核计算由式（8-63）知 HHEbudiKTZ )/(211弹性系数 查表 8-22，得 189.8 。EZmN节点影响系数 查图 8-64（ ， 0）得 2.5。H2xZ重合度系数 查图 8-65（ 0）得 0.88。 许用接触应力 由式（8-69）得HHWNSZ/lim接触疲劳极限应力 、 查图 8-69 得12li1650MPa, =1620MPali 2lim接触强度寿命系数 查图 8-70 得 1。N1N硬化系数 查图 8-71 及说明得 1。WZWZ26接触强度安全系数 查表 8-27，按一般可靠度取 =1.1。则HSHS=1500 MPa1H=1473 MPa2又=988 MPa1200mm 时n = (16042)B r/min式中，B 的单位是 m.3 动颚行程 破碎机的行程是指动颚下端的摆幅，它与偏心轴偏心距、颚板斜角等有关，一般是s = 2.2e式中 s 为动颚行程，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mind29min(2.530)ds而进料口宽度 a 与 之间的关系是a=（910） mind4 生产能力的影响因素分析以上介绍的几个颚式破碎机生产能力的计算公式揭示了颚式破碎机生产能力与其结构参数(动颚下端点的水平摆动行程 S、给料口尺寸 BL、排料口宽度 b)、工艺参数(动颚摆动次数 n、啮角 )和物料性质(密度 、松散系数 )等之间的函数关系，为提高颚式破碎机生产能力提供了科学依据。1) 适当提高颚式破碎机动颚摆动次数是提高其生产能力的重要途径之一颚式破碎机理论生产能力是随着动颚摆动次数 n 的增高而增大的;当动颚摆动次数 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;当动颚在超最佳摆动次数下摆动时，其生产能力将随着动颚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，现有颚式破碎机动颚的摆动次数都选择得比较低，特别是大型简摆颚式破碎机和小型复摆颚式破碎机。但因颚式破碎机具有较大的运动质量，如果动颚的摆动速度过快，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，适当增高现有颚式破碎机动颚摆动次数 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) 适当减小颚式破碎机啮角 是提高其生产能力的又一重要途径颚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B