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煤泥破碎机总体设计(cad与说明书)

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破碎 总体 设计 cad 说明书
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煤泥破碎机总体设计(cad与说明书),破碎,总体,设计,cad,说明书
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辽宁工程技术大学 本科生实习报告书 教学单位 机械工程学院 专 业 矿山机电 班 级 11级1班 学生姓名 王景龙 学 号 1107250122 指导教师 师建国 学生实习报告:要求对实习的主要内容、本人学习与工作的表现、收获与体会、以及存在的问题等方面进行总结。在大四最后的一个学期,我们的指导教师带领我们组的同学去百盛机械厂去实习。这次实习是我们学习理论知识二年以来的第一接触现场,可以想象其意义的重要性,我们第一次将理论知识与实际相结合通过社会实践,可以把我们在学校所学的理论知识,运用到客观实际中去,使自己所有用武之地。以便能够达到拓展自身的知识面,扩大与社会的接触面,增加个学的理论知识人在社会竞争中的经验,锻炼和提高自己的能力。历时将近两周的的实习结束,该次实习,真正到达机械制造业的第一前线,了解了我国目前制造业的发展状况也粗步了解了机械制造业的发展趋势.在新的世纪里,科学技术必以更快的速度发展,更快更紧密得融合到各个领域中,而这一切都将大大拓宽机械制造业的发展方向.在将来机械制造将会向“四个化”发展,即柔性化、灵捷化、智能化、信息化.即使工艺装备与工艺路线能适用于生产各种产品的需要,能适用于迅速更换工艺、更换产品的需要,使其与环境协调的柔性,使生产推向市场的时间最短且使得企业生产制造灵活多变的灵捷化,还有使制造过程物耗,人耗大大降低,高自动化生产,追求人的智能于机器只能高度结合的智能化以及主要使信息借助于物质和能量的力量生产出价值的信息化当然机械制造业的四个发展趋势不是单独的,它们是有机的结合在一起的,是相互依赖,相互促进的。同时由于科学技术的不断进步,也将会使它出现新的发展方向。前面我们看到的是机械制造行业其自身线上的发展。然而,作为社会发展的一个部分,它也将和其它的行业更广泛的结合。21世纪机械制造业的重要性表现在它的全球化、网络化、虚拟化、智能化以及环保协调的绿色制造等。它将使人类不仅要摆脱繁重的体力劳动,而且要从繁琐的计算、分析等脑力劳动中解放出来,以便有更多的精力从事高层次的创造性劳动,智能化促进柔性化,它使生产系统具有更完善。这次实习丰富了我在这方面的知识,使我向更深的层次迈进,对我在今后的社会当中立足有一定的促进作用,但我也认识到,要想做好这方面的工作单靠这这几天的实习是不行的,还需要我在平时的学习和工作中一点一点的积累,不断丰富自己的经验才行。我面前的路还是很漫长的,需要不断的努力和奋斗才能真正地走好。短暂的实习生活过去了,心情很复杂,可以说是喜悦加留恋。喜悦的是很快就要回到学校见到可爱的同学们,留恋的是阜新恒百达机械有限公司的同事和朋友们。回顾实习生活,感触是很深层的,收获是丰硕的。回头总结我的实习报告,感到十分的欣慰。它使我在实践中了解了社会,学到了很多在课堂上根本就学不到的知识,也打开了视野、增长了见识,为我即将走向社会打下坚实的基础,更达到了学校为我们安排这次实习的目的以上是我在实习过程中的一些感悟,这也为我的人生开启了一条新的旅程,回到学校我要在平时的学习和工作中一点一点的积累,不断丰富自己的经验,更加努力学习专业知识。在丰富自己社会经验的同时,更向我自己的人生目的地又迈进了一大步!指导教师意见成绩评定:指导教师签字: 2015 年 3月 20日 实习单位意见负责人签字:(单位盖章)年 月 日备注注:实习结束时,由实习学生填写本表后,交指导教师和实习单位签署意见,最后交所在教学单位归档保管。辽宁工程技术大学毕业设计(论文)摘要煤泥是由细微粒煤,粉化骨石和水组成的粘稠物,具有粒度细,微粒含量多,水分和灰分含量大,热量低,粘结性较强,内聚力大的特点。本文主要是根据煤泥破碎时出现的粘性大,容易造成机器堵塞等问题设计一台煤泥破碎机。在文中详细讲解了一下破碎煤泥存在的问题,分析每一种破碎机构破碎煤泥会出现的问题,经过分析选择辊式破碎机构。结合设计参数,破碎机效率:50t/h,每天工作8小时,一年工作300天,设计一台齿辊破碎机。本文对工作参数进行了确定,然后进行了带传动,减速器齿轮,传动齿轮和齿辊轴的设计与校核,设计过程中验算了设计的参数,均合理。设计的破碎机中由一台电动机带动皮带,经过液力偶合器传递到减速器,减速器带动辊轴的转动来实现煤泥的破碎。由于齿辊轴是主要破碎机构,对其进行了校核。在破碎过程中会产生振动,我们选择了在大带轮和减速器之间加入了液力偶合器。然后对轴承进行了选择和校核。最后确定了减速器箱体的结构和箱体的基本尺寸。关键词:煤泥 ;齿辊轴;破碎机 IAbstractSlime is by fine coal particles, powder bone stone and water viscous material, with fine particle size, particle content, moisture and ash content are low in calories, strong adhesion, cohesion characteristics.The main purpose of this paper is according to viscous slime crushing of large, easily lead to jam the machine design of a coal crusher. In this paper explain in detail the a broken slime existing problems, analysis each kind of crushing mechanism slime crushing, through analysis and selection of roller crusher mechanism. Combined with design parameters, crusher efficiency: 50t/h, 8 hours a day, a year working 300 days, design a tooth roller crusher. The the working parameters were determined. The followed by a belt drive, gear reducer, transmission gear and the gear and shaft design and verification and design in the process of checking the design parameters are reasonable. Design of crusher is composed of a motor drive belt, after hydraulic coupling transfer to reducer, reducer so as to drive the roll axis of rotation to achieve slime crushing. Since the roller shaft is the main crushing mechanism, it is checked. In the crushing process will produce vibration, we choose the large pulley and reducer between joined hydraulic coupler. Then the bearing is selected and checked. Finally, the structure of the reducer box and the basic size of the box are determined.Keywords: coal ; roll shaft ; crusherI目录1 绪论12 破碎机的发展历史23 煤泥破碎机总体设计方案33. 1 破碎的主要形式33. 2 破碎煤泥过程中存在的问题33.2.1 煤泥的特点33.2.2 破碎煤泥存在的问题43. 3 破碎机构形式选择43. 4 破碎机的工作原理104 煤泥破碎机参数的确定124. 1 总体结构与布局的设计124. 2 电动机功率134. 3 破碎机基本参数的估算144. 4 工作参数的确定154.4.1 辊子中心距154.4.2 传动装置的运动和动力参数174. 5 带传动的设计计算194. 6 减速器齿轮设计224. 7 齿辊间传动齿轮的设计274. 8 轴的设计与校核324.8.1 减速器高速轴设计324.8.2 破碎辊(1)轴的设计354.8.3 破碎辊(2)轴的设计404. 9 键的选择与校核444. 10 轴承的选择454.10.1 确定轴承型号454.10.2 轴承的校核454.11齿环和齿帽的设计504.11.1齿帽的设计504.11.2齿环的设计515 液力偶合器的选择525. 1 液力偶合器的特点525.2 液力偶合器的结构和原理526. 润滑与密封566. 1 减速器的箱体结构566. 2 箱体的基本尺寸56结论58致谢59参考文献60附录61翻译部分63中文译文63英文原文691 绪论煤泥泛指煤粉含水形成的半固体物,是煤炭生产过程中的一种产品,根据品种的不同和形成机理的不同,其性质差别非常大,可利用性也有较大差别,大致有如下几种类型:(1) 炼焦煤选煤厂的浮选尾煤: 这类煤泥在国外,一般是一种废弃物,其性质与洗选矸石或中煤类似。因煤质不同,浮选煤泥的品质有较大差别,如淮南的气煤,浮选工艺的抽出率只有30% 40%,这种煤泥灰分比较低,煤质与洗中煤比较接近;平顶山的煤是肥煤或1/3焦煤,浮选精煤的抽出率可达70%80%,浮选尾煤的灰分就较高,煤质与洗选矸石接近。 根据煤泥回收工艺的不同,煤泥的物理性质差别较大。如用压滤机回收的煤泥,其颗粒分布比较均匀,它的粘性、持水性都比较弱,利于降低水分。 (2) 煤水混合物产出的煤泥: 如动力煤洗煤厂的洗选煤泥、煤炭水力输送后产出的煤泥,这种煤泥有的比原煤质量都好,数量少时常常掺到成品煤中。数量多了,掺掉的只是少数,可能有大量的优质煤泥产出,除要妥善处理外,还会对煤矿的经济效益产生不良影响; 矿井排水夹带的煤泥、矸石山浇水冲刷下来的煤泥 这些煤泥收集起来都属于煤矿的脏杂煤泥,其特点是数量不多,质量不稳定,但一般都比浮选尾煤质量好。 煤泥的利用:由于煤泥具有高水分、高粘性、高持水性和低热值等诸多不利条件,很难实现工业应用,长期被电力用户拒之门外,以民用地销为主要出路。改革开放以来,国民经济有了迅猛的发展,煤炭产量已跃居世界首位,市场形势也发生了很大变化。煤炭加工的深度和广度都在快速发展,煤泥的产量明显上升,煤泥的综合利用已成为迫切需要解决的问题。 用压滤机回收的煤泥粘性和持水性比较弱,利于水分的降低,例如平顶山八矿选煤厂的压滤煤泥,在旱季堆放接近半年以后,抓斗抓起时出现扬尘,总含水率已接近10%。2 破碎机的发展历史1)煤泥破碎机或滤饼破碎机也被称为辊破碎机,两辊破碎机,双齿辊破碎机。入料经过破碎区通过辊的摩擦,入料被挤压和压裂。为了提高压裂的效果,滚筒表面通常是牙齿或者沟槽的结构。煤泥破碎机由辊轮、滚动轴承、冲压设备、调整装置和传动装置等结构组成。两个滚筒之间配备调节装置,通过该装置调节卸料尺寸。由马达通过三角皮带驱动滑轮槽,拖动辊向相对的方向旋转。破碎物从底部退出。2)辊式破碎机类型及发展辊式破碎机出现于1806年,是一种较古老的破碎设备。但是,由于它的结构简单,紧凑轻便,易于制造,工作可靠,特别是它的产品过粉碎少,因此,至今仍在选煤,冶金烧结,水泥,玻璃,陶瓷等工业部门,以及小型选矿厂中使用,而且有新的改进和发展。辊式破碎机被广泛的用于破碎软质和中硬度的无聊,对破碎湿料和粘性物料来说,辊式破碎机应用范围大于颚式破碎机,更大于旋回式破碎机,但是由于它不能破碎大块物料和坚硬物料,使用范围受到了限制。近年来,国外辊式破碎机发展的很快,种类也很多,规格比较齐全。按辊子的数目,辊式破碎机可以分为单辊、双辊、三辊和四辊几种;按照辊面形状,可分为光面、齿面和槽型面辊式破碎机。煤泥破碎机是根据双齿辊破碎机的工作原理和结构形式进行设计的一种破碎煤泥的破碎机。3 煤泥破碎机总体设计方案3.1 破碎的主要形式破碎是一种使大块物料变成小块物料的过程。这个过程是用外力(人力,机械力,电力,化学能,原子能或者其它的方法等)施加到被破碎的物料上面,克服物料分子间的内聚力,使大块物料分裂成为若干的小块物料。目前在工业上主要是利用机械力来破碎矿石的,利用机械力破碎矿石的方法有以下几种:(1) 压碎:将矿石放置于两个破碎的表面之间,施加压力后,矿石因为压应力达到其抗压强度的极限而破碎。 (2) 劈碎:用一个平面和一个带有尖棱的各工作表面挤压矿石时,矿石会沿压力作用线的方向劈裂,劈裂的原因是因为劈裂平面上的拉应力达到了或超过了矿石拉伸强度限,矿石的拉伸强度比抗压强度限小很多。(3) 折断:矿石受到弯曲的作用而破坏,被破碎的矿石是承受集中载荷的两支点或者多支点梁,矿石内的弯曲应力达到了矿石的弯曲强度限时,矿石就会被破碎。(4) 磨碎:矿石与运动表面之间受到一定的压力和剪切力的作用后,其剪应力达到了矿石的剪切力强度限时,矿石就会被粉碎,磨碎的效率低,能量消耗大。(5) 冲击破碎:矿石受高速回转机件的冲击力而破碎,它的破碎力是瞬时作用的,破碎效率高,能量消耗少。对于煤泥来说,可以利用冲击破碎和压碎等形式。3.2 破碎煤泥过程中存在的问题3.2.1煤泥的特点(1)粒度细、微粒含量多,尤其是小于200mm的微粒约占70%90%.(2)持水性强,水分含量高。圆盘真空过滤机脱水的煤泥含水量一般在30%以上,折带式过滤机脱水的煤泥含水在26%29%,压滤机脱水的煤泥含水在20%24%。(3)灰分含量高,发热量较低。按灰分及热值的高低可以把煤泥分成三类:低灰煤泥灰分为20%32%,热值为12.520MJ/kg;中灰煤泥灰分为30%55%,热值为8.412.5MJ/kg;高灰煤泥灰分55%,热值为3.56.3MJ/kg.(4)黏性较大。由于煤泥中一般含有较多的黏土类矿物,加之水分含量比较高,粒度组成细,所以大多数煤泥的黏性大,有的还具有一定的流动性。因为由于这些特性,导致了煤泥的堆放、贮存和运输都比较困难。尤其是在堆存时,其形态极不稳定,遇水容易流失,风干容易飞扬。结果是不但浪费了宝贵的煤炭资源,而且还造成了严重的环境污染等问题,有时甚至还制约了洗煤厂的正常生产,成为选煤厂的一个较为棘手的问题。3.2.2 破碎煤泥存在的问题煤泥是煤炭洗选加工过程中的副产品,是由细微粒煤,粉化骨石和水组成的粘稠物质,具有粒度细,微粒含量多,水分和灰分含量大,热量低,粘结性较强,内聚力大的特点。由于煤泥的粘堵性强的原因,水分和灰分含量大,现有的许多破碎机都不足以满足破碎煤泥的需求。破碎的物料(煤泥滤饼)的特点是硬度小,水分大,容易黏连。在不烘干的条件下,使用机械将煤泥滤饼破碎成小块度的,块度约为150mm150mm以下即可。3.3 破碎机构形式选择破碎机按工作原理和结构特征不同可分为:方案l:颚式破碎机构。当可动颚板摆动周期性地靠近固定鄂板时,对破碎腔中的矿石产生挤压作用而进行破碎。目前广泛应用的颚式破碎机,根据动颚运动特性可以划分为简单摆动破碎机和复杂摆动破碎机混合摆动型破碎机三种类型。如下图图3-1简单摆动颚式破碎机构Fig 3-1 simple swing jaw crusher1.固定颚2.动颚悬挂轴3.动颚4.推力板5.偏心轴6.连杆 颚式破碎机的结构形式,生产能力,衬板寿命和功耗是破碎设计中的几个关键因素,而且个因素之间相互制约。根据现有的资料查询,颚式破碎机被广泛的应用于冶金矿山,非金属矿山,建材,化工,筑路,电力等工业部门。一般破碎的是比较坚硬的固体矿石,如果破碎煤泥的话,由于煤泥的水分含量大,粘性强,在破碎过程中煤泥会大量粘结在固定颚和动颚上面,造成机器无法正常运行,不能达到破碎煤泥的效果。改进方法是可以在破碎过程中加水,增大破碎过程中煤泥的流动性,可以简单解决煤泥的粘结问题。方案2:旋回破碎机和圆锥破碎机构。由两个几乎成同心的圆锥体,固定的外圆锥和可动的内圆锥组成破碎腔内圆锥以一定的偏心半径绕外圆锥中心线作偏心运动,矿石在两锥体之间受挤压、折断作用而破碎。圆锥破碎机和旋回式破碎机工作原理基本相同,旋回式破碎机是用来进行粗碎的的一种圆锥破碎机,这里分析旋回式破碎机在破碎煤泥过程中要解决的问题。图3-2圆锥破碎机工作示意图Fig 3-2 cone crusher working schematic diagram1.动锥;2.定锥;3.物料;4.破碎腔旋回式破碎机的工作过程如下图 图3-3旋回式破碎机工作示意图Fig 3-3 gyratory crusher working schematic diagram1.动锥2.固定锥3.三角皮带轮4.圆锥齿轮副5.偏心轴套动锥1与固定锥2之间形成的空间为破碎腔,电动机带动三角皮带和圆锥齿轮,使偏心轴套转动,进而带动动锥环绕破碎机中心线做旋摆运动,当动锥靠近固定锥时,给入破碎腔内的物料受到挤压和弯曲作用而被破碎,当动锥远离固定锥时,被破碎的无物料靠自身的重量,从破碎机腔底部排出。与颚式破碎机比较,旋回式破碎机是连续破碎物料的。在破碎煤泥的过程中,目前的旋回式破碎机对于黏性较大的物料无法进行破碎,因为他的排料方式是被破碎的物料通过自重下滑进行卸料,而由于煤泥的水分含量大和粘性的关系导致不能靠自身重量滑出破碎腔,从而造成机器堵塞。而且在现有资料中查询得知,旋回式破碎机适合破碎硬度较高,粉尘含量少的矿石等。如果进行煤泥破碎,会发生机器堵塞无法正常进行破碎工作的情况,所以旋回式破碎机不适合破碎煤泥。 方案3:锤式破碎机构。利用机器上高速旋转的锤头的冲击作用和矿石本身以高速向固定不动的反击板上冲击而使矿石破碎。锤式破碎机被广泛应用于水泥,选煤,化工,电力,冶金等工业部门。主要用来对石灰石,煤,焦炭,页岩,石膏,炉渣等中硬和软物料进行中等或者细破碎。锤式破碎机结构类型很多,按回转轴的数量,可以分为单转子和双转子两类。按转子的回转方向,可以分成可逆式和不可逆式两类。不管是哪种锤式破碎机,他们都是主要靠冲击作用来破碎物料的。物料给入破碎机中,会马上受到高速回转的锤头冲击而被粉碎,被破碎的物料从锤头处获得动能,自身以高速向机壳内壁的衬板和蓖条上冲击而被第二次破碎。然后小于蓖条缝隙的物料从中间缝隙排出,而且粒度较大的物料,弹回到衬板和蓖条上的大块物料还会受到锤头的附加冲击而进一步破碎。在破碎过程中物料之间也会碰撞粉碎。锤式破碎机的优点是生产率高,破碎比大,构造简单,尺寸紧凑,功率消耗少,产品粒度均匀,过粉碎现象少,维修简单,修理和更换零件容易。但是也有缺点。锤式破碎机的缺点是锤头,蓖条,衬板,转子圆盘磨损较快,特别是在破碎较硬的物料时,磨损会更快。而且当被破碎的物料水分含量超过12%或者有黏土时,蓖条非常容易发生堵塞,增加各个零件的磨损。 方案4:辊式破碎机构。辊式破碎机是一种最古老的破碎机械。它的结构简单,破碎时过粉碎现象少,辊面上的齿牙形状、尺寸、排列等还可按物料性质而改变,由于具有这些优点,目前仍在煤炭、水泥、硅酸盐等工业部门使用。辊式破碎机的缺点是生产能力低,而且要求把物料均匀的喂到辊子全长上面,这样是为了保证辊子的磨损均匀。辊式破碎机通常作为中硬或者松软物料的中细破碎。 图3-4辊式破碎机构基本类型Fig 3-4 roller crusher basic type(a)单辊式(b)双辊式(c)三辊式(d)四辊式双辊式破碎机时常用的破碎机,它的破碎机构是一对相互平行水平安装在几家上的圆柱形辊子。前辊和后辊工作时相向转动,当物料被加入到喂料腔内,落在转辊上面,物料在棍子表面摩擦力的作用下,被扯进转辊之间,受到辊子的挤压而达到破碎的目的,破碎的物料被辊子推出,向下方卸落。因此,双齿辊破碎机是连续工作的,而且有强制卸料的作用,粉碎粘湿性的物料也不至于是机器发生堵塞的事故。 煤用破碎机类型比较多。使用时按照物料的物理性质,粒度,生产量,用途等进行选择。常用的破碎机有:1)破碎坚硬、脆性物料的破碎机有颚式破碎机,旋回破碎机,圆锥破碎机,光面或者槽型齿面的辊式破碎机等。2)破碎软质、中硬物料的破碎机有锤式破碎机,反击式破碎机,齿面辊式破碎机等。在我国的选煤厂中,齿辊式破碎机由于它的结构简单,工作可靠,成本低廉等特点得到很广泛的使用。方案评价:Scheme evaluation:评价目标方案满足煤泥破碎要求使用维护方便成本在规定范围方案1不满足是是方案2不满足否是方案3基本满足否是方案4满足是是 方案四满足设计方案的设计要求的技术特性,并能满足功能的需求,而且方案四性能可靠,结构简单,可以实现煤泥破碎的基本要求,具有可操作性,保养性,能量消耗也合理。在功能相同时,成本也比较合理,经济效益能达到最大化。方案四满足国家科技政策和国家科技发展规划的目标,而且还符合减少三废的要求,有利于提高生产力,节省人力、物力、财力等。最主要的是有利于资源的利用,可以实现经过加工破碎后的煤泥在电厂等重要的地方得到有效的利用,实现资源的利用最大化,节省不可再生资源,属于新能源的开发。 综上所述,经过综合考虑,对于破碎湿料和粘性较大的物料时,辊式破碎机和锤式破碎机比较于旋回式破碎机和颚式破碎机来说应用范围更大,又因为锤式破碎机和辊式破碎机都具有结构简单,修理方便等特点,经过查阅资料,发现辊式破碎机在破碎没你的方面得到更大的应用,而且辊式破碎机机体紧凑轻便,价格低廉,工作可靠破碎是过粉碎现象少,能破碎粘湿性物料等特点,选用双齿辊破碎机来进行煤泥的破碎。上面的破碎机大多用于破碎块煤,而用于破碎煤泥滤饼的破碎机很少,根据现有的条件,可以设计一台可以破碎煤泥滤饼的齿辊破碎机。由于它的结构简单,紧凑轻便,易于制造,工作可靠,特别是它的产品过粉碎少等特点,所以可以用来破碎煤泥。3.4破碎机的工作原理煤泥破碎机可以称为对辊破碎机又叫双齿辊破碎机,是由两个圆柱形辊筒作为主要的工作机构。工作时两个圆辊作相向旋转,由于物料和辊子之间的摩擦作用,将给入的物料卷入两棍所形成的破碎腔内而被压碎。破碎的产品在重力的作用下,从两个辊子之间的间隙处排出。该间隙的大小即决定破碎产品的最大粒度,而两辊之间的最小距离即为排料口宽度。双辊式破碎机通常都用于物料的中、细碎。如图所示两个圆辊l、2相向旋转,物料3进入两个辊子之间,由于摩擦力的作用,物料被图3-6辊式破碎机工作原理图Fig 3-6 roller crusher working principle diagram1、2.辊子3.物料4.固定轴承5.可动轴承6.弹簧7.机架带入两辊之间的破碎空间,受挤压而被破碎。破碎产品在自重作用下,从两棍之间的间隙处排出。破碎产品的最大粒度由两辊之例最小距离来决定。而两辊之间的距离则是由可动轴承5来进行调整的。调整辊距时,固定轴承4在原处保持不动,通过调节可动轴承5的移动来决定两辊之间的距离即破碎产品的最大粒度,弹簧6则可以在机器工作的时候可以起到保护的作用。活动轴承5沿水平方向可以移动,当非破碎物进入破碎腔时,辊子受力突增,辊子1和活动轴承5压迫弹簧6向右移动,使排料口间隙增加,非破碎物排出机外,从而防止破碎机的轴承等机件受到损坏。因此,它是破碎机的保险装置。活动轴承5在弹簧力的作用下,向左推进至挡块位置。当排料口宽度需要调节时,可以改变挡块位置,因此,它也是机器的调节装置。煤泥通过压滤机被压成煤泥滤饼,煤泥滤饼水分大,粘性大,一般的齿辊破碎机在破碎过程中可能出现机器的堵塞,煤泥粘结到齿辊上的情况发生。本章主要阐述了破碎煤泥时遇到的问题和确定了破碎机的总体方案以及对破碎机构的选择,说明了破碎机工作原理。4 煤泥破碎机参数的确定4.1 总体结构与布局的设计通过前面技术参数的确定,破碎物料粒度较大时,出料的粒度小于100mm的时候采用带有齿的钢盘,有利于生产。所以这台机器可以有效的将物料钳入进去破碎,也可以通过优化功率的使用让它达到预期的生产能力。因为破碎的过程中转矩会比较大,大的电动机的驱动负荷也会较大,而且双齿辊同步的要求也可以存在一定的误差,所以选用双电动机的驱动的方法。由于辊子的转速会比较低,所以在电动机的中间可以加一个减速器,而且且为了防止破碎的过程中辊子的卡住问题,过载负荷导致损坏电动机,我们可以利用液力偶合器来进行保护。传动方案如图4.1:(a)单电机拖动(b)双电机拖动图4.1 结构方案Fig 4.1 structural scheme拖动方式可以使用单电机也可以是两个电机。初步估算,减速器需要传递较大的转矩,设计出来的减速器在体积上可能会比较大,而为了减少整机的占用空间,我们在选择方案的时候,可以选则第一种方案,经过同步齿轮,传递扭矩到从动辊子上面。4.2电动机功率根据裂缝破碎理论,可将重量为的矿物从破碎到所需的功耗为 =11() (4-1)式中: -为功指数, ; -为修正系数,煤取0.751; -为产量,50; -排料粒度,20mm; -入料粒度,100mm;上式中, P是破碎一吨物料所需要的功率,查阅参考文献可得齿辊破碎机在破碎煤泥的该值平均是0.27则可计算得出破碎机所需的功率为 =0.168 (4-2)由于电动机的功率应该和单位时间内的破碎物料消耗的功率相同,所以认为电动机的功率应该这么求: (4-3)式中:Q设计要求的生产能力,50t/h;F电动机的功率,0.168kW;破碎机的传动效率,0.85。故 kW (4-4)通过以上分析,考虑到破碎机工作环境和过载系数的影响,选取YB180L-8电动机,如图4-2所示:图4-2电动机YB180L-8Fig 4-2 motor YB180L-8技术特征:额定功率:11kW满载时额定电流:25.1A满载时额定转速:730r/min满载时效率:87.5%满载时功率因数:0.774.3破碎机基本参数的估算辊式破碎机的转速有两种转速快和慢,当齿辊的圆周上的速度约为m/s时是快速,当齿辊的圆周上的速度约为1.21.9m/s时是慢速。因为快速的旋转的齿辊生成的煤粉多,煤泥含水量大不存在这个问题。所以开始确定齿辊轴的转速是: r/min。设计破碎机辊齿的比例和形状如下图所示,根据设计要求和相关资料的查询,先设计估取破碎机参数如下:L辊轴有效长度,550mm; D齿辊直径,500mm; D1辊齿大径,528 mm;a辊轴中心距,500mm;R辊轴半径,147mm; h辊齿高度,118mm; a1梯形上底,88mm; a2梯形下底,78mm;h1梯形高度,90mm;物料密度,1.27t / m3S梯形面积,mm2; (4-5)角速度 rad / s; rad/s (4-6)图4-3齿辊截面图Fig 4-3 section of the gear roller4.4 工作参数的确定4.4.1 辊子中心距物料,辊子的直径与给料的粒度和排料口的宽和辊面之间的摩擦系数,和齿面的类型等息息相关,对光面辊子而言,理论公式:给料的粒度与辊子的直径之间的关系,取决于啮角和摩擦角。或者是和摩擦系数之间的关联。假设给料的为球形的,通过物料与辊子之间的接触点作两条切线,两条切线之间出现的夹角为,辊子在物料上的压力是,它引起的摩擦力是。而料块的重量的作用力要小得多,可以忽略不计。图4.4 辊式破碎机的啮角Fig 4.4 roller crusher nip angle将和分解为水平和垂直的分力,只有在下列的规则下,物料才不至于在辊面上打滑,而且被两个相向运动的辊子卷入到破碎腔中: 2 (4-7) 或 (4-8)式中 -摩擦角; 0.3; ; ;由直角三角形的关系可以得出: = (4-9)由于,所以可以忽略, (4-10)以代入,得出由于齿面的辊式破碎机/1.56,/比值要比光辊式破碎机的比值小,而且它的值视齿形和齿高来确定,当使用正常的齿时,/1.56,根据情况考虑,可以确定,齿辊有效长度是=528mm。齿辊式破碎机的齿是两辊子之间的交叉,可以由出料粒度来确定,齿辊间中心距是。4.4.2 传动装置的运动和动力参数(1)确定传动类型总传动比 (4-11)结合慢速双齿辊破碎机的传统设计理念,因此高速级采用带传动,低速级采用直齿圆柱齿轮传动。取带传动比为所以齿轮传动比为 (4-12)(2) 传动装置的运动和动力参数表4-1机械传动和摩擦副的效率概略值Tab 4-1 mechanical transmission efficiency and friction pair value summary种类效率V带传动0.968级精度的一般圆柱齿轮传动(油润滑)0.97球轴承(稀油润滑)0.99滚子轴承(稀油润滑)0.98长齿齿轮传动0.97(3)各轴转速计算 轴(电机轴)r/min轴 r/min (4-13)轴(齿辊主轴) r/min (4-14)轴r/min(4)各轴的输入功率轴kW轴 kW (4-15)轴 kW (4-16)轴 kW (4-17)(5)各轴的转矩轴Nm (4-18)轴Nm (4-19)轴Nm (4-20)Nm (4-21)4.5 带传动的设计计算已知输入轴转速730r/min,输入功率P=11kW(1) 确定V带型号工作情况系数 查表1.3计算功率 kW (4-22)V带型号根据和值查资料,确定为B型(2) 确定带轮基准直径小带轮直径 查表mm大带轮直径 mm (4-23)圆整取mm(3) 验算带速 m/s (4-24)要求带速在525m/s范围,符合要求。表4-2 B型V带轮(基准宽度制)轮缘尺寸Tab 4-2 B V type belt wheel rim size (width for reference)项目B型槽尺寸基准宽度14.0基准线上槽深3.5基准线下槽深10.8槽间距19槽边距11.5最小轮缘厚7.5带轮宽外径(4) 确定V带长度和中心距初取中心距mm,由式 (4-25)初算带的基准长度 mm圆整取mm由式:mm (4-26)(5) 验算小带轮包角(4-27)(6) 确定V带根数单根V带试验条件下许用功率 kW 传递功率增量 查表() kW 包角系数 查资料 长度系数 查资料所以 (4-28)圆整取。(7) 计算初拉力 (4-29) 每米带质量 kg/m 则N(8) 计算压轴力 N (4-30)(9) 带轮其它主要尺寸计算带轮宽 mm (4-31)小带轮外径 mm (4-32)大带轮外径 mm (4-33)4.6减速器齿轮设计参考教材机械设计。已知输入轴转速r/min,输入功率kW(1)选择齿轮材料,确定许用应力 小齿轮 HBS大齿轮 HBS许用接触应力,由式 (4-34)接触疲劳极限查图得 N/mm2N/mm2接触强度寿命系数,应力循环次数N由式 (4-35)查图得 接触强度最小安全系数 则 N/mm2N/mm2故N/mm2许用弯曲应力,由式弯曲疲劳极限,查图(双向传动乘0.7)知N/mm2N/mm2弯曲强度寿命系数,查图知 弯曲强度尺寸系数,查图(设模数m小于5)知 弯曲强度最小安全系数 ,取则 N/mm2N/mm2(2)齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级,按 (4-36)估取圆周速度m/s查表 , 选取公差组8级小轮分度圆直径,由下式得 (4-37)齿宽系数,查表,按齿轮相对于轴承为对称布置,取小轮齿数,在推荐值选大轮齿数 圆整取齿数比u传动比误差小轮转矩Nmm载荷系数 (4-38)使用系数 ,查表,选动载系数,由推荐值 选齿间载荷分配系数,由推荐值选齿向载荷分配系数,由推荐值选所以材料弹性系数,查表知 节点区域系数,查图() 重合度系数 由推荐值选故 mm齿轮模数mmm 取标准m=5mm标准中心距mm小轮分度圆直径圆周速度v m/s (4-39)与估取近似。齿宽b (4-40)圆整取b=105mm大轮齿宽小轮齿宽疲劳强度满足要求。(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 (4-41)齿形系数,查表小轮大轮应力修正系数,查表小轮大轮重合度 (4-42)代入数据得重合度系数故N/mm2N/mm2齿根弯曲强度满足(4)齿轮及其他主要尺寸计算大轮分度圆直径mm根圆直径 mm mm顶圆直径mmmm4.7齿辊间传动齿轮的设计因为齿辊在工作的时候,可以运动的齿辊可能来回地移动,因此,两个齿辊间的传动齿轮应该采用长齿的齿轮,使齿辊在破碎物料移动的时候妨碍其啮合。齿轮的齿高和齿形一般是根据齿辊的相对移动时,齿轮还能进行正常的啮合这个条件设计的,并且保证齿根要有足够的强度。这种特殊的齿轮一般是铸造后的经过修整的而制成的。图4-5齿轮图Fig 4-5 gear diagram工作齿辊的直径d=450mm两齿间的平均间隙b=50mm因此长齿齿轮的分度圆直径d=500mm要保证齿辊相对移动时仍能良好的啮合,故长齿齿轮的齿顶圆直径设计为mm齿根圆直径设计为mm其它主要尺寸如上图所示。(1)选择齿轮材料,确定许用应力根据我们设计的方案,可以选择同步齿轮来带动被动破碎辊的转动,由于要求我们可以设计为开式结构的齿轮传动,又因为传递的转矩太大,我们选择硬面的齿轮。同步齿轮均用40Cr表面淬火,调质处理,表面硬度许用接触应力与齿轮热处理方法和材料和齿面硬度和应力循环次数这些因素有关计算公式为: (4-43)式中 为接触疲劳强度极限,参考机械设计,查取=1200 为接触强度寿命系数,考虑当齿轮的只要求有限寿命时,齿轮的许用应力可以提高到系数,可由机械设计,按应力循环次数N选取。应力循环次数可以按公式: (4-44)式中: -齿轮的转速,; -为齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数; -为齿轮的工作寿命,;代入数据计算可得两齿轮的应力循环次数如下:=6075124000=可推得查表得、=1.18是接触强度的最小安全系数,通常=,在这里我们取。则将上述所得的数据代入公式可得=12001.18/1=1416=12001.18/1=1416许用弯曲应力与许用接触应力的因素相同。计算公式为: (4-45)式中为弯曲疲劳强度,一般我们可以取图的中间偏下或者中间的值,在这里我们可以根据材料和热处理方法取值:=700为弯曲强度寿命系数,按应力循环次数查手册得=1为弯曲强度尺寸系数,可以根据齿轮模数查资料=1为弯曲强度极限的最小的安全系数,又因为齿轮的断裂破坏相比较点蚀会更严重,所以我们在设计时,接触强度的安全系数应该小于弯曲强度的安全系数,=1.4则将上述数据代入公式可得=500(2)齿轮的参数设计确定齿轮传动精度的等级,按(0.0130.022) 来估算圆周速度,查阅资料选取齿轮第二公差组的精度是8级齿数 在推荐值1725,齿数多则模数小中选取=20中心距 因为这个齿轮是用作两个一起转动的破碎辊的传动,而且破碎辊中心距为mm,所以这个齿轮的中心距也为定值=500mm由公式= ; 模数 =2500/50分度圆直径 可得=500圆周速度 计算可得估取圆周范围速度之内的比较合适的齿宽 =0.6236.2=136.32 圆整后可以取=。(3)齿面接触疲劳强度校核计算分度圆直径,由式得 (4-46)确定齿宽的系数 ,查表有,按齿轮相对轴承是非对称布置的方式可取=。转矩 =21392000使用系数 查表可取=1动载系数 推荐值1.051.4取=1.2齿间载荷分布系数 由推荐值1.01.2取=1.1齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2取=1.1载荷系数 ==1.45材料弹性系数 查表取节点区域系数 查表()取=2.5重合度系数 由推荐值0.850.92 取=0.87故=通过上述计算得由于500236.2,故齿面接触疲劳强度满足要求齿宽 =0.6236.2=136.32 圆整得=105(4)齿根弯曲疲劳强度校核计算由书上公式有 (4-47)齿形系数 查机械设计手册可得: =2.62 应力修正系数 查表: =1.59重合度: (4-48)计算获得重合度: 重合度系数: =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.701所以 =129.4500因为是两个同步的齿轮所以一样,所以,因此弯曲强度也满足要求。4.8轴的设计与校核4.8.1 减速器高速轴设计(1) 计算作用在带轮及齿轮上的力:转矩:Nmm带轮直径:mm压轴力:N齿轮分度圆直径:mm圆周力:N (4-49)径向力:N (4-50)(2) 初步估算轴的直径:因为II轴是齿轮轴,应与齿轮1的材料一致,故其材料选取40Cr调质钢作为轴的材料。由式: (4-51)计算轴的最小直径,并加大1.03以考虑键槽的影响。查表,取则:mm(3) 轴的结构设计:1) 确定轴的结构方案(如图所示)图4-6 高速轴结构图Fig 4-6 high-speed axis structure diagram右轴承从轴的右端装入,右轴承左侧端面靠轴肩定位。左轴承从轴的左端装入,靠轴肩定位。左右轴承均为深沟球轴承,采用轴承端盖。大带轮从轴的左端装入,右端面靠轴肩定位,采用普通平键得到周向固定。2) 确定各轴段直径和长度:段:装液力偶合器,根据圆整取mm长度比带轮宽短mm段:为使液力偶合器定位,轴肩高度:mm则:mm取端盖宽度10mm,端盖外端面与带轮14mm,则mm段:为便于装拆轴承内圈,且符合标准轴承内径。查GB/T276-94,暂选深沟球轴承型号为:6014,则:mm其宽度:mm轴承润滑方式选择:mmr/min mmr/min故选择脂润滑。齿轮与箱体内壁间隙取17mm,则mm段:为轴齿轮,所以其分度圆直径:mm取其长度等于齿轮宽,即:mm段:装左轴承mmmm3) 确定轴承及齿轮作用力位置:根据下面轴的受力简图,先确定各段长度:mmmm4) 绘制轴的弯矩图和扭矩图:求轴承反力 H水平面:NNV垂直面:N求弯矩 H水平面:NmmNmmV垂直面:Nmm合成弯矩:NmmNmm扭矩:Nmm5) 按弯扭合成强度校核轴的强度:当量弯矩: (4-52)取折合系数a=0.6,则齿宽中点处当量弯矩:NmmNmm轴的材料为40Cr,调质处理。由表查得:N/mm2材料许用应力:N/mm2轴的计算应力为: N/mm2以下为轴的受力分析图图4-7 减速器轴计算简图Fig 4-7 reducer shaft calculation diagram4.8.2 破碎辊(1)轴的设计(1)初步估算轴的直径因为这个轴的跨距大,而且工作载荷具有很强的的冲击强度影响,材料我们可以根据手册选择37SiMn-2MoV钢,经过调质处理;由式 (4-53)式中 齿辊轴直径,; 轴所传递的功率,; 轴的转速,; 由轴材料来决定的许用扭转切应力的系数,查机械设计手册有,可以取=100;计算轴的最小直径并加大7%以考虑双键槽的影响,将前面所求得的数据代入式中,可得=134mm。(2)轴的结构设计(I)确定轴的结构具体方案见图4.5。左轴承和轴承套从轴的左侧安装在(6)段上,依靠轴肩(5)来定位,然后装通盖加密封圈,最后在(7)段上安装上传动的齿轮。齿环要求从轴的右侧安装装入(3)段上,齿环的左端依靠轴肩(4)来轴向定位,再用普通平键来径向定位,齿环之间相互接触来实现相互定位,右侧齿环我们用紧定圆螺母定位,在(2)为使齿轮定位,且便于拆装轴承内圈。右侧(1)段安装直齿圆柱齿轮,依靠轴肩来定位。而且轴承两面通过通端盖来定位密封。图4.8 齿辊轴(1)结构图Fig 4.8 tooth roller (1) structure diagram(II) 确定各轴段直径和长度段:装直齿圆柱齿轮,根据圆整取mm长度比齿轮宽度短(14)mmmm段:为使齿轮定位,且便于拆装轴承内圈,轴肩高度:mm查设计手册,暂选调心滚子轴承型号为:22326C,则 mmmm长度为轴承宽度,两个轴承端盖的宽度,齿轮壁的宽度,齿辊箱壁的宽度以及套筒长度的总合,初步定为mm段:为便于装拆齿辊及齿辊箱壁定位,取轴肩高度mm则: mm其长度比齿辊长度短(14)mm:mm段:装齿辊箱壁mm取其长度:mm段:装轴承端盖mmmm段:装左轴承mmmm段:装长齿齿轮mmmm(3)绘制轴的弯矩图和扭矩图根据下面轴的受力简图,先确定各段长度:mmmmmm4) 绘制轴的弯矩图和扭矩图:求轴承反力 H水平面:NNV垂直面:NN求弯矩 H水平面:NmmNmmV垂直面:Nmm合成弯矩: Nmm Nmm扭矩: Nmm5) 按弯扭合成强度校核轴的强度:计算当量弯矩有公式: (4-54)取折合系数,则齿辊轴上中点处当量弯矩=607051当量弯矩图见图4.6由上面轴的材料可知,查询手册有:,材料的许用应力由公式=115.6计算轴的计算应力为:材料的许用应力。所以该轴满足强度要求。图4-9 齿辊(1)轴计算简图Fig 4-9 teeth roller (1) axis calculation diagram4.8.3 破碎辊(2)轴的设计我所涉及的破碎机是对辊破碎机所以两破碎辊的结构一样,两个轴的结构基本一样,而且由于破碎辊(2)不用与减速器接触,所以少一个转矩,所以在结构上少个半联轴器的轴段,但是由于破碎齿要相互错开,见下图图4.10 齿辊轴(2)结构图Fig 4.10 tooth roller (2) structure diagram(1)初步估算轴的直径破碎辊(2)轴的设计材料和破碎辊(1)相同,调质处理;由式式中 齿辊轴直径,; 轴所传递的功率,; 轴的转速,; 是轴的材料的许用扭转切应力的系数,查机械设计手册可知,=计算轴的最小直径并加大7%以考虑双键槽的影响,将前面所求得的数据代入式中,可得=134mm(2)轴的结构设计(I)确定轴的结构方案左轴承和轴承定位紧定套从轴的左侧装入安装在(5)段上,依靠轴肩(4)来定位,然后加通盖和密封圈,最后在(6)段上安装传动齿轮。齿环的安装是从右侧装入安装在(2)上,齿环的左侧面依靠轴肩(3)来进行轴向的定位,用普通平键来径向的定位,由于齿环相互挨着可以相互定位。然后在右侧(1)段装入套筒密封档环以及右轴承,依靠轴肩(2)来定位。而且轴承的两端都可以采用通端盖来定位和密封。(II)确定各轴段直径和长度根据整机设计和生产加工的需求各段轴径可根据破碎辊(1)进行确定:段:装轴承。考虑该轴的承载,差设计手册,暂选调心滚子轴承型号为:22326C,则:根据结构方案以及加工需要可确定轴径mm,mm。长度为轴承宽度,一个轴承端盖的宽度,齿辊箱壁的宽度以及套筒长度的总合,初步定为:mm 段:为便于装拆齿辊及齿辊箱壁定位,取轴肩高度:mm则:mm其长度比齿辊长度短(14)mm:mm段:装齿辊箱壁mm取其长度:mm段:装轴承端盖mmmm段:装左轴承mmmm段:装长齿齿轮mmmm(3)绘制轴的弯矩图和扭矩图根据下面轴的受力简图,先确定各段长度:mmmm(I)求轴承反力因为周的重量远远要小于受到的负载,故忽略,轴承反力为 H水平面:NNV垂直面:NN (II)齿辊最大弯矩求弯矩 H水平面: NmmNmmV垂直面:Nmm合成弯矩: Nmm Nmm扭矩:Nmm图4.11齿辊(1)轴的计算简图Fig 4.11 tooth roller (1) axis calculation diagram(4)按弯扭合成强度校核轴的强度计算当量弯矩有公式取折合系数,则齿辊轴上中点处当量弯矩: Nmm Nmm当量弯矩图见图这个轴的材料可以选择37SiMn-2MoV合金钢,然后调质处理。查机械设计手册有 ,它的许用应力是由公式计算轴的计算应力为:则该轴满足强度要求。4.9键的选择与校核齿环的安装根据轴的结构来确定,则查询机械设计手册可以选择齿辊键36400 GB/T1096-2003。因为键的材料是40Cr及键的工作方式查表可以选键联接的许用挤压应力是和许用的剪应力,这个键的值查得=,=键联接的挤压应力验算公式如下 (4-55)键所传递的转矩齿辊轴(1) Nmm齿辊轴(2) Nmm N/mm2 N/mm2 为键与轮毂的接触高度, 键联接的剪应力验算公式为: 将数据代入计算可得由于,故该键强度符合要求(1) 电机轴 键B1466 GB/T1096-2003Nmm N/mm2 (2) 大带轮 键1686 GB/T1096-2003 Nmm N/mm2 (3) 大齿轮 键3289 GB/T1096-2003 Nmm N/mm2 由于,所有键均满足强度条件。4.10轴承的选择4.10.1 确定轴承型号齿辊轴两侧的可以选用滚动轴承支撑,根据工作情况,每天工作时间是8小时,而且全是单向的,但是当卡住的时候才会反转回出物料可以忽略不计。又因为轴的长度较长,而且两个轴承要求同心,所以使用调心滚子轴承。上面已经提到,齿辊主轴和从动轴选择调心滚子轴承22326C(GB/T297-94),其他部分选择深沟球轴承6014(GB/T276-1995)。4.10.2 轴承的校核查机械设计手册,6014(GB/T276-1995)的主要的性能的参数是:额定动载荷:C=38500N额定静载荷:=30500N(1) 合成支反力:N N (4-56)(2) 当量动载荷:取载荷系数=1.8故 N N (4-57)(3) 计算轴承寿命:因,按计算查表,取温度系数=1 (4-58)将以上数据带入得h轴承的额定寿命,小修一年,350天/年,每天8小时工作。=13508=2800h故轴承寿命满足要求。A.齿辊主轴上调心滚子轴承22326C查设计手册,22326C的主要性能参数(GB/T297-94)为:C=82800N=108000N=0.42=1.(1) 合成支反力:NN(2) 轴承派生轴向力:NN(3) 轴向载荷因N 故NN(4) 当量动载荷:取载荷系数=1.2因 (4-59)查表故N (4-60)因查表故N (4-61)(5) 计算轴承寿命:因,按计算查表,取温度系数=1 (4-62)将以上数据带入得h轴承的额定寿命,小修一年,350天/年,每天8小时工作。=13508=2800h故轴承寿命满足要求。B.从动轴上调心滚子轴承22326C查设计手册,22326C的主要性能参数(GB/T297-94)为:C=82800N=108000N=0.42=1(1) 合成支反力:NN(2) 轴承派生轴向力:NN(3) 轴向载荷因故NN(4) 当量动载荷:取载荷系数 =1.5因为查表所以N因为查表有所以N(5) 计算轴承寿命:因,按计算查表,取温度系数=1将以上数据带入得h轴承的额定寿命,小修一年,350天/年,每天8小时工作。=13508=2800h故轴承寿命满足要求。4.11齿环和齿帽的设计齿辊破碎机的质量就体现在齿形的设计上,一个好的破碎机就是因为有个好的齿形,不产生过粉碎,不出现断齿等情况,且齿尖的磨损也较慢。本设计在齿的设计上采用分部结构,以便于生产和装卸。由齿环和齿帽组成,齿环装配在齿辊轴上,再将齿帽套在齿环的齿上,且每个齿帽的首尾正好相连,采用螺栓连接将整个齿帽连环套在齿环上,这样当在生产中由于卡死导致齿的破坏磨损就可以很方便的单个拆卸更换了。4.11.1齿帽的设计齿帽是破碎机直接破碎物料的关键零件,所以在齿帽设计中要考虑耐磨性及刚性,保证在生产过程中减少磨损和断裂发生,根据世界著名破碎机公司MMD的产品经验,综上选择ZG35SiMn合金铸钢作为齿帽的材料。在齿形的设计上,为了装卸方便,采用首尾相连的环链式结构,通过螺栓连接起来,在中间任意一个齿受损都可以很轻松的拆卸。具体结构见附录图纸。4.11.2齿环的设计齿环是用来固定齿的,并且传递作用力。由于传递的力较大,在强度考虑上根据现有产品及经验设计,选用材料40Cr铸造毛坯再加工生产。在装配方面,将齿帽套在齿环上然后将齿帽间用螺栓连接起来就固定住齿帽了,通过普通平键连接,将齿环固定在齿辊轴上。轴向固定的一端靠齿辊轴肩,另一端用圆螺母固定。本章主要确定了煤泥破碎机的基本参数,带传动的设计,减速器设计,齿环和齿帽的设计以及齿辊轴和齿辊轴之间的传动齿轮的设计,确定了使用的轴承型号,以及齿轮和轴的强度校核。5 液力偶合器的选择5.1液力偶合器的特点液力耦合器是利用液体的动能而进行能量传递的一种液力传动装置,它以液体油作为工作介质,通过泵轮和涡轮将机械能和液体的动能相互转化,从而连接原动机与工作机械实现动力的传递。液力耦合器是以液体为工作介质的一种非刚性联轴器。液力耦合器是一种柔性的传动装置,与普通的机械传动装置相比,具有很多独特之处:能消除冲击和振动;输出转速低于输入转速,两轴的转速差随载荷的增大而增加;过载保护性能和起动性能好,载荷过大而停转时输入轴仍可转动,不致造成动力机的损坏;当载荷减小时,输出轴转速增加直到接近于输入轴的转速,使传递扭矩趋于零。5.2液力偶合器的结构和原理液力耦合器按其应用特性可分为三种基本类型,即普通型、限矩型、调速型及两个派生类型:液力耦合器传动装置与液力减速器。液力耦合器结构形式比较多,不同的液力耦合器在结构与原理上略有不同,但是其基本原理是相同的,都是通过泵轮将机械能转化为液体的动能,再由流动的液体冲击涡轮,实现液体动能向机械能的转化,向外输出动力。下面分别介绍普通型、限矩型、调速型液力耦合器的典型结构与原理。(1)普通型液力耦合器普通型液力耦合器是最简单的一种液力耦合器,它是由泵轮、涡轮、外壳皮带轮等主要元件构成。它的工作腔体容积大、效率高(最高效率达0.960.98),传动力矩可达6倍7倍的额定力矩。但因过载系数大,过载保护性能很差,所以一般用于隔离振动、缓减启动冲击或做离合器用。(2)限矩型液力耦合器常见的限矩型液力耦合器有静压泄液式、动压泄液式和复合泄液式三种基本结构。前两种在建设机械中用得较为广泛。1)静压泄液式液力耦合器为了减小液力耦合器的过载系数,提高过载保护性能,在高传动比时有较高的力矩系数和效率,因此,在结构上与普通型液力耦合器有所不同。它的主要特点是泵轮、涡轮对称布置,并且有挡板和侧辅腔。挡板装在涡轮出口处,起导流和节流作用。这种液力耦合器,在高速传动比时,侧辅腔存油很少,因而传动力矩较大;而在低传动比时,侧辅腔存油较多,使特性曲线较为平坦,能较好地满足工作机械的要求。但是,由于液体出入侧辅腔跟随负载变化而反应速度慢,所以不适于负载突变和频繁启动、制动的工作机械。因为这种液力耦合器多用于车辆的传动中,所以也称为牵引型液力耦合器。2)动压泄液式液力耦合器动压泄液式液力耦合器能够克服静压泄液式液力耦合器在突然过载时难以起到过载保护作用的缺点。输入轴套通过弹性联轴器及后辅腔外壳而与泵轮连接在一起,涡轮用输出轴套与减速器或工作机械相连起来,易熔塞起过热保护作用。这种液力耦合器有前辅腔和后辅腔,前辅腔是泵轮、涡轮中心部位的无叶片空腔;后辅腔是由泵轮外壁与后辅腔外壳所构成。前后辅腔有小孔相通,后辅腔有小孔与泵轮相通,前后辅腔与泵轮一起转动。后辅腔的另一作用是延充,延充作用可改善启动性,当发动机开始启动时,工作腔液体呈大循环,使液体充满前辅腔后又经小孔进入后辅腔。由于工作腔充液量很少,力矩很小,因而发动机可轻载启动。随着发动机转速的升高,后辅腔内的液体因形成的油环压力增加而沿小孔进人工作腔,又使工作腔的充液量增加,这就是延充。由于延缓充液作用,涡轮力矩增加,力矩达到启动力矩后,涡轮开始转动。(3)调速型液力耦合器调速型液力耦合器主要由泵轮、涡轮、勺管室等组成。当主动轴带动泵轮旋转时,在泵轮内叶片及腔的共同作用下,工作油将获得能量并在惯性离心力的作用下,被送到泵轮的外圆周侧,形成高速油流,泵轮外圆周侧的高速油流又以径向相对速度与泵轮出口的圆周速度组成合速度,冲入涡轮的进口径向流道,并沿着涡轮的径向流道通过油流动量矩的变化而推动涡轮旋转,油流至涡轮出口处又以其径向相对速度与涡轮出口处的圆周速度组成合速度,流入泵轮的径向流道,并在泵轮中重新获得能量。如此周而复始的重复,形成工作油在泵轮和涡轮中的循环流动圆。由此可见,泵轮把输入的机械功转换为油的动能,而涡轮则把油的动能转换成为输出的机械功,从而实现动力的传递。调速型液力耦合器的无级变速是通过改变勺管的位置而改变循环圆中的工作油量实现的。当勺管插入液耦腔室的最深处时,循环圆中油量最小,泵轮和涡轮转速偏差大,输出转速最低;当勺管插入液耦腔室的最浅处时,循环圆中油量最大,泵轮和涡轮转速偏差小,输出转速最大。表5-1液力偶合器技术参数Tab 5-1 technical parameters of hydraulic coupler型号输入转速(r/min)传递功率(kw)过载系数效率OAY-200140.9730005.513YOX32010002.7522.50.9715009.616OAY-3209702.2422.50.9814707.513限矩型液力偶合器具有如下功能:(1)减缓启动冲击,隔离震动;(2)过载保护;(3)延长整个传动系统使用寿命,易于维护检修,节约费用;结合设计参数,大带轮轴颈55,减速器高速轴直径55,输入轴功率10.45kw,转速365r/min,所以确定使用液力偶合器的型号为OAY-320,符合设计要求。本章选择了大带轮与减速器高速轴之间安装的液力偶合器,分析了其的种类和每个种类的主要功能。6. 润滑与密封(1)减速器的润滑设计的二级圆柱齿轮减速器,由于传动装置是属于重型的,而且传速比较低,所以它的转速远远小于,所以采用的是脂润滑,箱体的内部选则用中的号润滑。密封是为了保证机盖和机座联接处的密封,联接的凸缘应该有足够的宽度。2) 齿轮的润滑齿轮的润滑应该采用油池浸浴的润滑,利用浸在油池中的转动的齿轮将润滑油带动到啮合的表面,然后甩到箱壁上,为了避免搅油的损耗量过大,还要使齿轮的啮合处得到充分的润滑,传动件的浸入油中的深度不应该太浅或者太深。3)轴承润滑选择轴承的润滑时,应该根据轴承的内径和转速来确定区间来查出润滑油的黏度,查表有,润滑油的粘度选在之间,所以确定润滑油的牌号:选用工业齿轮油。4)破碎机械的密封形式破碎机的密封包含箱体和轴承等多处的密封,而且密封的作用是防止水分,灰尘,酸气以及其他的杂物进入到轴承和箱体内,并且能阻止润滑剂的泄漏。6.1减速器的箱体结构减速器的整个箱体采用铸造HT150制作而成。这样就能保证机体有足够的刚度了。在这个机体外面加肋,外形轮廓是长方形的,这样就增强了轴承座的刚度。因为它的传动速度要小于,所以可以用侵油润滑,而且齿顶到油池的底面的距离应该是。其表面的粗糙度是6.3。铸件的壁厚是8,圆角的半径是R=3。机体的外型简单,拔模比较方便。6.2箱体的基本尺寸表6-1箱体基本尺寸Tab 6-1 basic size of box减速齿轮箱体壁厚齿辊箱壁厚长齿齿轮箱体壁厚=10总体底座厚度=99传动齿轮箱体底座厚度=65地脚螺栓直径=30mm地脚螺栓数目以上的尺寸参考机械设计课程设计。结论在煤矿是破碎机应用的最广泛的一个行业,全部的煤矿和选煤厂的原煤都要经过破碎然后才能进行到下一个工序。而且随着采煤的机械化以及自动化程度的提高,所以新的选煤的工艺的方法出现了,对于破碎机的技术以及破碎的工艺也提出了更高的要求来。本文满足设计要求,根据设计题目主要是完成对煤泥破碎机的总体结构及零部件的结构设计。我主要通过以下几个阶段完成:1.总体方案的确定主要对矿用破碎机常见结构进行分析研究,确定每一种破碎机构破碎煤泥会出现的问题,通过什么方法解决,然后确定使用辊式破碎机构。2.齿辊的设计这个过程主要是根据破碎物料的粒度,生产能力等要求,从而确定齿辊的结构和尺寸。完成轴的阶梯化和承载校核。3.减速齿轮的设计直齿圆柱齿轮是设计的低速级减速装置,此过程主要涉及齿轮的结构尺寸,受力分析和强度验算等。4.齿帽的设计 本次设计的齿帽采用ZG35SiMn合金结构铸钢作为齿帽的材料,这种钢具有较好的强度和耐磨性,良好的韧性,良好的耐疲劳性能,同时还具有良好的淬透性可施以表面淬火。是用于齿帽的工作环境。由于时间以及所学知识的局限性,本设计从整体上来说,还存在很多需要改进的地方。对此恳请老师给予批评指正,我将在以后的工作中吸取教训。致谢此次毕业设计是对我大学四年来所学知识的一种检验,是对我们所学到的知识,运用知识,掌握系统知识体系的完善。在此,我首先要向我的指导老师师建国老师表示衷心的感谢。感谢师建国老师在我的设计过程中孜孜不倦的教导,用他那渊博的知识带领我在学术的海洋中一点点的进取、感谢师建国老师用毁人不倦的严谨学风以及谆谆善诱的耐心作风,不辞辛苦的悉心教导我,感谢师建国老师用他丰富的人生阅历使我不仅仅只学到书本中的知识更加体会到了如何做人、做事、做学问。同时师建国老师的那种敬业精神更是让我深受感动,也让我在学习的过程中受益菲浅,铭记终身。参考文献1 唐敬麟 破碎与筛分机械设计选用手册M.化学工业出版社,2001.2 戴素江石料破碎筛分成套工艺系统可编程控制研究J.武汉理工大学学报.20033 任德树编著.粉碎筛分原理与设备M. 冶金工业出版社, 19844 吴宗泽 机械设计实用手册M.北京:化学工业出版社 第一版 1989.5 李启衡编著.粉碎理论概要M. 冶金工业出版社, 1993.6 郎宝贤,郎世平编著.圆锥破碎机M. 机械工业出版社, 19987 H克勒威塞尔,孟哲锋,傅庆瑜.碎磨技术最新进展J.国外金属矿山.20018 郎宝贤.圆锥破碎机现状和发展方向J.矿山机械.20019 刘省秋.破碎机破碎腔形状的合理设计J.有色金属.198210 郎宝贤.颚式破碎机现状与发展J.矿山机械.200411 孙成林.破碎机的最新发展J.中国粉体技术.200012 唐春梅.反击式破碎机的发展J.科技资讯.200813 陶驰东.采掘机械M.北京:煤炭工业出版社,1993.14 银纪普,肖六均.高效细碎机生产应用现状与发展趋势探讨J.矿业快报.200015 谢锡纯.矿山机械与设备M.徐州:中国矿业大学出版社,2000.16 李本仁.从国际展会看国际碎石制备机械的发展J.矿山机械.199917 Obering J.Winter halder,Unna.Long time operation of a double- roll crusher at the lime works Oterbein-Mus.Aufberintungs Technik,198618 H W Bergmanm.Coal cutting by winning machines.199119 F C Bond.AIME Trans.1952,193:56758920 王少怀.机械设计师手册.北京:电子工业出版社200621 陈立德.机械设计基础课程设计.北京:高等教育出版社,200622 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,2006附录标准件明细表翻译部分中文译文辊式破碎机的运转模型摘要在这一篇论文中我们为辊式破碎机发展一个运转模型。产品尺寸分布被认为是破碎机的转子半径、角速度、补给速度和补给尺寸分布联合作用的结果。模型建立在含密级和破裂矩阵标准矩阵公式的基础上。这个模型能被应用到槌式和垂直轴式辊式破碎机,帮助估算每单位质量需要的冲击能。在这里我们建议把破碎机的分类和破碎作用纳入破碎特性的动力学考虑范围。密级功能有累积的Weibull分布的形状并且合并一个取决于冲击能和补给速度的多数最小的颗粒会破尺寸。破裂功能被做成二个BroadbentCallcott分布合成的模型。它假定对产品的粒度破面的比例比速度起决定作用的冲击能和补给速度通过被提议的表达式。模型的预测结果被和一个试验工场的槌式破碎机破碎石灰岩的实验的数据相较。转子速度和补给速度的改变引发产品尺寸分布的变化被研究。1. 介绍时下,辊式破碎机被广泛地用于粉碎操作,因为他们的高尺寸变形比,产品的容易修正和相对简单的设计。另一方面,作为一种可靠,节约时间和节省费用的方法,预测矿物处理厂会通过越来越多的做模型和模拟来发展,分析和优化起决定作用的电路。在这篇论文中,辊式破碎机的有关数学上的模型的实用性是对于一个这样的工厂的成功模拟是非常重要的。尽管它重要,然而,这个辊式破碎机粉碎行为的模型只受到文献的小关注。最近已经有一些人尝试为这发展运转破碎机这种类型的模型,举例来说Csoke和Racz(1998)、Attou et al(1999),但是然而, 一些大量的重要工作还需要去做。除此之外,那为矿石的模拟处理的可得的商业代码对于辊式破碎机仍然设置缺乏特性模型,它们明显地减少了应用字段。在这一个工作中我们发展一个能被应用到所有类型的辊式破碎机的运转模型。我们的目标是通过提供了破碎机的转子速度和半径和补给速度和尺寸分布,在工作之前被预测产品尺寸分布。通过一些合理数目的可调整的参数考虑特定的矿石道具和破碎机的设计。现在,Whiten和White(1979)发展的锥形和颚式破碎机的标准模型被认为是出发点。因为冲击破裂的特殊性,在它的最初形态中,这一个模型不能够作为辊式破碎机的模型。然而,在锥形和颚式破碎机的一般破裂加工方案(见到图.1)在我们的情况中仍然可适用,密级和那破裂描述碎裂的功能过程从统计观点应该被再考虑。锥形和颚式破碎机的碎裂过程相对地慢,破碎过程建立在压缩应力作用于颗粒一部分的表面的基础上。二者择一地,冲击破裂发生在比较短时间暗示着一个动态的裂痕扩散导致非常快的速度破坏颗粒。依照奥斯汀(1984)的理论,冲击发生时有压缩力,而且拉的陡震波穿透颗粒。由于这个重要的陡震波的出现,快速成长的拉应力帮助颗粒从里面破断。除此之外,颗粒破裂理论被Oka和Majima(1970)提出,因为大点的颗粒含比小的颗粒含有更多的微裂纹,所以它们应该更容易破断。为了要解释动力学冲击破裂的特性,我们用一个决定于冲击能的累积的Weibull分布代替标准的密级为。因此, 为辊式破碎机的运转的重要的参数如转子半径和速度和补给速度自然地在我们基于简单颗粒动力学考虑的模型的基础上组合成一体。接下来, Whiten和White(1979)发展的破碎机的破裂功能被二个BroadbentCallcott分布合成一起代替,分别表现产品的粒度和产品的粗破面。细颗粒部分在产品中比例被假定随着增加转子速度增加和减补给速度而增加,这是符合实验的观察的。模型的预测结果被和一个试验工场的槌式破碎机破碎石灰岩的实验的数据相较。 在文章中,矢量(f)和矩阵(C)被在符号下面划线指示。2.模型发展2.1. 质量平衡Whiten(1972)为发展了一个示意性的图表模型来表示锥形和颚式破碎机的尺寸分布,稍后被Whiten和White(1979) 改良,模型在图.1中被显示。,颗粒被他们的尺寸分布,分别被矢量f(补给)和p(产品)表现的不连续形状,表示的特色。密级算子C(一个对角线矩阵)为每个不同尺寸的颗粒计算破裂的可能性。破裂算子B(一个比较低次的三角形矩阵)在初步定义的尺寸等级管理破碎的颗粒的重新分配。补给颗粒为被C选择进行破裂。没有破裂的不改变形状在产品中通过。破裂的颗粒碎片被B重新分配而且连同新的补给材料一起进行碎裂。根据Whiten(1972)的理论,产品尺寸分布p能被公式表示为下面的样子:p=(I-C)(I-BC)-1f (1)I是特性矩阵最近,Csoke和 Racz(1998)发展了一个槌式破碎机的破碎模型,建立在假设当单一破裂在以槌杆挤入之后,槌式破碎机做模型受制于颗粒补给速度一个参数的基础上。这造成下列的质量平衡方程式:p=BCf+(I-C)f (2)上述的方程式符合密级和破裂矩阵被没有反馈的连接方案,在图.1中被显示。结论,方程式(2)没有包含方程式(1)中的逆矩阵。Attou et al(1999)发展了Csoke 和 Racz 的方式而且考虑二种不同的破裂过程在槌式破碎机中处理。在他的模型里,由于转子的槌杆颗粒在冲击之前破断或在槌杆和破碎机的内壁冲击之后。这个模型的质量平衡方程式(2)的延伸,做不到从现在颗粒的破裂出发,进一步进行合并碎裂的可能性。我们用两者的质量运行数字的模拟平衡定律 (1) 和 (2)进行比较,发现方程式 (2) 是和破裂的清晰度和密级矩阵矛盾的。实际上,它预测那产品含有一个无补给颗粒的可以忽略部分,破碎机有100%的破裂速度,实际上物理上是不可能的,因为被提出的方程式没有考虑颗粒聚结。因为这一个原因,我们使用标准的质量平衡定律(1),意味着从破裂发行母颗粒破碎出来的碎片能进行进一步的碎裂。我们相信假定合并在方程式(1)中适用于在冲击的情况,破碎机大部分的补给颗粒的确受制于超过一个碎裂,由于颗粒铸壁和颗粒颗粒碰撞。2.2单位质量冲击能考虑在一个单一颗粒和一个槌式破碎机的破碎杆之间的冲击。给予转子的质量比补给一个单一颗粒质量重一些,破碎杆的线速度比微粒的速度重要些,单一颗粒动能与转子的动能相比是可以忽略的。考虑颗粒的动量在冲击前后的线性保护系统, Attou et al (1999)得出下面的单位质量冲击能的公式:E=0.5(R+0.5Hb)22 (3)式中R(m)是转子半径,Hb(m)是重要齿根破碎面的高度,(s-1)是转动角速度。在垂直轴式破碎机中,颗粒被输送到一个放射状的水平转动的转台 (转子)而且通过离心力向破碎机的周壁抛射。 不像在槌式破碎机中,这里大部份的碎裂发生在破碎机的墙壁而不是在转子的外围。假定颗粒在飞向破碎机周壁的时候能量没有改变,也就是说忽略能颗粒颗粒的作用。被疏忽在第一个逼近, Nikolov 和 Lucion (2002)为单位质量冲击能导出了下面的公式:E=Rv22 (4)式中Rv(m)和(s-1)代表转子半径和角速度,符号Rv被用于在槌式和垂直轴式破碎机在公式(3)和(4)中各自的区别。有趣的是,我们注意到相同的转子半径下,槌式破碎机的单位质量冲击能比垂直轴式破碎机要低一些。这可以说明垂直轴式破碎机比槌式破碎机产生更多的微粒和在微粒必须减小尺寸(冲击能在这些机器中能达到更高的水平)的情况下工作更好的事实。3. 结果模型在早先的断面中发展已经在一个内部的互传式译码中实现。这个模型已经与实验一起有效在一个槌式破碎机上运行,它的转子直径和宽度分别为0.65m和0.45m。 转子半径是R=0.325 m;那转子冲击杆高度是Hb=0.1 m。用的材料是来自比利时的 Tournai 区域的石灰岩,。 补给已经由屏幕校正,使用材料的尺寸从 14 到 20 毫米不等。 最大的颗粒补给的尺寸是直径为dmax=26 mm。 参考补给速度 Q0 和参考冲击能 E0 是轮流分别地是 2t/h和 300 J/ kg。 其余方程式(8)的参数。依下列各项被取值:c0=1.4, c1=0.12,n=0.35。破裂动作的参数( 方程式(11)和(12),m,l和 c2 被分别地设定为0.74, 2.6 和 0.55。参数的值必需计算密级的形状参数功能被调整到k0=1.35, k1=0.1。我们已经完成了以不同的补给速度补给的二个组进行模拟实验的数据,即 Q=2 和 7t/h。以固定的补给速度,产品获得以三个不同的转子速度(=540;720;900转/分)已经被分析。重要的是注意除了转子速度和补给速度以外, 所有的其他模型参数已经被保持不变地进行完全部运行模拟。在2t/h的速度的实验下,以不同的转子速度获得的产品的模拟尺寸分布在图.2 中被比较。在7t/h的速度的实验中对应的产品的模拟尺寸分布在图.3中被描述。可以看到,模型能够用一个合理的精度预测产品尺寸分布,即使当重要的变化在转子速度和那补给速度两者之间被强加。以固定的补给速度,较高的转子速度生产一个较好的产品尺寸分布。另外,补给速度的增加造成在固定的转子速度下的产生较粗的产品。结果证实产品从打破得支离破碎的冲击下获得的尺寸分布比以锥形或颚式破碎机破碎获得更宽广。转子速度和补给速度的在颗粒遭受破裂的最小的尺寸dmin的影响力在图 4 中被显示。可以看到 dmin 强烈地依赖转子速度和补给速度,在给定的操作条件下,它的范围从3.8 到 7.8 毫米不等。关于转子速度和补给速度的粒度破面的比例的进化在产品中被显示在图.5中.可以看出,随着转子速度的增大和补给速度的减小,它是增加的,在给定的操作条件下它的变化范围是0.35 到 0.59。通过比较,当Whiten和White的模型被用来进行短冒口锥形破碎机的仿真的话,参数、m和l是常常分别地固定在0.2,0.5和2.5。 一个比较有价值的发现是,通过我们的实验,我们得出来一个大家都知道的事实,就是辊式破碎机粒度比锥式和颚式破碎机有更高的粒度。4. 结论在结论中,我们已经发展了一个辊式破碎机的运转模型,它可以在不变的操作条件和合理的一组参数下,预测产品的尺寸分布。辊式破碎机的特殊特性是模型的两个参数,密级和破裂功能,两者都决定于转子半径、角速度和补给速度上。介绍破碎颗粒的最小可能尺寸和小粒度在产品中的比例对于一个成功的辊式破碎机模型是非常重要的。模拟结果很好的符合了实验,并且指出在补给速度和尺寸被保持不变的情况下,较高的转子速度可以使产品尺寸分布变的较好。另外,转子速度一定的情况下,比较高的补给速度容易产生较粗的产品。模型能容易地被实现在现有的矿物模拟处理的商业的代码上。它可以应用于预测运转速度不变的槌式或垂直轴式破碎机在复杂的程序表中整合。进一步的工作是要求模型适应不稳定和瞬态操作。英文原文A performance model for impact crushersS. Nikolov *Centre Terre et Pierre, 55 Ch. dAntoing, B-7500 Tournai, BelgiumReceived 3 May 2002; accepted 17August 2002AbstractIn this paper we develop a performance model for impact crushers. The product size distribution is obtained as a function of the Crushers rotor radius and angular velocity, the feed rate and the feed size distribution. The model is based on the standard matrix formulation that includes classification and breakage matrices. It can be applied to both hammer and vertical-axis impact crushers with the help of the corresponding estimations for the impact energy per unit mass.Here we propose classification and breakage functions for impact crushers taking into account the dynamic character of the impact breakage. The classification function has the form of a cumulative Weibull distribution and incorporates a minimum breakable size of the particles depending on the impact energy and the feed rate. The breakage function is modelled as the sum of two BroadbentCallcott distributions. It is assumed to depend on the impact energy and the feed rate through the proposed expression for the proportion of the fine fraction in the product.The model predictions are compared with experimental data for limestone treated in a pilot-plant hammer crusher. The variations of the product size distribution resulting from changes in the rotor velocity and the feed rate are investigated. 2002 Elsevier Science Ltd. All rights reserved.1.IntroductionNowadays, impact crushers are widely used for comminution operations because of their high sizereduction ratio, easy modification of the product and arelatively simple design. On the other hand, the prediction of the behaviour of mineral processing plants through modelling and simulations is the more and more employed as a reliable, time- and cost-saving approach for development, analysis and optimisation of crushing circuits. In this context, the availability of relevant mathematical models for impact crushers is important for a successful simulation of such plants.Despite its importance, however, the modelling of the comminution behaviour of impact crushers received little attention in the literature. There have been some recent attempts to develop performance models for this type of crushers, for example by Csoke and Racz (1998) and Attou et al. (1999), but nevertheless, a significant amount of work remains to be done. In addition, the available commercial codes for simulation of ore processing plants still lack specific models for impact crushers, which obviously reduces their field of application.In this work we develop a performance model that can be applied to all types of impact crushers. Our goal is to predict the product size distribution, provided that the crushers rotor velocity and radius as well as the feed rate and size distribution are known before hand. The specific ore properties and the crushers design are taken into account through a reasonable number of adjustable parameters.Here, the standard model for cone and jaw crushers developed by Whiten and White (1979) is taken as a starting point. Because of the specificity of the impact breakage, this model cannot be used for impact crushers in its original form. While the general scheme of the breakage process in cone and jaw crushers (see Fig. 1) is still applicable in our case, the classification and the breakage functions that describe the fragmentation process from statistical point of view should be reconsidered.The fragmentation process in cone and jaw crushers is relatively slow and is based on the application of a compression stress on a part of the particles surface.Alternatively, the impact breakage takes place at a much shorter time scale and implies a dynamic crack propagation that leads to a much faster failure of the particles. According to Austin (1984), the impact generates compressive and tensile shock waves travelling throughout the particle. The presence of a significant, rapidly mgrowing tensile stress helps the particles to break from within. In addition, the particle breakage theory proposed by Oka and Majima (1970) states that larger particles should break more easily because they contain larger micro-cracks compared with the smaller ones.In order to account for the dynamic character of the impact breakage, we replace the standard classification function for crushers with a cumulative Weibull distribution depending on the impact energy. Thus, important parameters for the performance of impact crushers such as the rotor radius and velocity as well as the feed rate are naturally incorporated in our model on the basis of simple particle dynamics considerations.Next, the breakage function for crushers proposed by Whiten and White (1979) is replaced with the sum of two BroadbentCallcott distributions representing the fine and the coarse fractions in the product. The proportion of the fine fraction in the product is assumed to increase with increasing the rotor velocity and to decrease with increasing the feed rate, which is in accord with the experimental observations. The model predictions are compared with experimental data for limestone treated in a pilot-plant hammer crusher. Throughout the text, vectors (f) and matrices (C) are denoted by underlined symbols.2. Model development2.1. Mass balanceA schematic representation of the size-distribution model developed for cone and jaw crushers by Whiten (1972) and later improved by Whiten and White (1979) is shown in Fig. 1. The particles are characterized by their size distribution, which is represented in a discrete form by the vectors f (feed) and p (product) respectively.The classification operator C (a diagonal matrix) computes the probability of breakage for each particle size. The breakage operator B (a lower triangular matrix) governs the redistribution of the broken particles in the preliminary defined size classes. The feed particles are selected for breakage by C. Those that do not break pass unchanged in the product. The debris of the broken particles are redistributed by means of B and are eventually subjected to further fragmentation together with the new feed material. According to Whiten (1972), the product size distribution p can be expressed as follows: (1)where I is the identity matrix and denotes the inverse of a square matrix.More recently, Csoke and Racz (1998) developed a model for hammer crushers with the basic assumption that the feed particles are subjected to a single breakage after impact with the hammer bars. This results in the following mass balance equation: (2)The above equation corresponds to a scheme where the classification and the breakage matrices are connected in series without the feedback shown in Fig. 1. Consequently, Eq. (2) does not contain the inverse matrix appearing in Eq. (1). Attou et al. (1999) extended the approach of Csoke and Racz and considered two different breakage processes in hammer crushers. In his model, the particles can break either after impact with the hammer bars of the rotor or after collision with the internal walls of the crushers chamber. The mass balance of this model is an extension of Eq. (2) and does not incorporate the possibility for further fragmentation of the debris issued from breakage of parent particles.We performed numerical simulations with both mass balance laws (1) and (2) and found that Eq. (2) is incompatible with the definition of the breakage and theclassification matrices. Actually, it predicts that the product contains a non-negligible fraction of feed particles having a probability of breakage of 100%, which is physically impossible because the proposed equations do not account for particles agglomeration.For this reason, we use the standard mass balance law (1), which implies that the debris issued from breakage of parent particles can be subjected to further fragmentation. We believe that the assumptions incorporated in Eq. (1) are applicable in the case of impact crushers with the argument that most of the feed particles are indeed subjected to more than one fragmentation due to the particlewall and the particleparticle collisions.2.2. Impact energy per unit massConsider the impact between a single particle and a crushing bar attached to the rotor of a hammer crusher. Given that the rotor mass is much greater than the mass of a single particle in the feed, and that before impact the linear velocity of the crushing bar is much more important than the particle velocity, the kinetic energy associated with a single particle is negligible compared with that of the rotor. Considering the conservation of linear momentum of the system particle-crushing bar before and after impact, Attou et al. (1999) derived the following expression for the impact energy per unit mass: (3)where R (m) is the rotor radius, Hb (m) is the height of the impact surface of the crushing bars and is the rotor angular velocity.In vertical-axis crushers, the particles are fed to a horizontal turning table (rotor) with radially oriented guides and are projected towards the crushers walls by the centrifugal forces. Unlike in hammer crushers, here most of the fragmentation takes place at the crushers walls rather than at the rotors periphery. With the assumption that the particle energy does not change during its flight from the rotor periphery to the crushing walls, i.e., the particleparticle interactions are neglected in a first approximation, Nikolov and Lucion (2002) derived the following expression for the impact energy per unit mass: (4)where Rv (m) and are the rotor radius and angular velocity respectively. The notation Rv is used to distinguish between the impact energy for hammer and vertical-axis crushers given with Eqs. (3) and (4) respectively.It is interesting to note that for the same rotor radius, the impact energy per unit mass provided by hammer crushers is lower than that provided by verticalaxis crushers. This could explain the fact that verticalaxis crushers produce more fines and perform better when finer granulate must be reduced in size, which is most probably due to the higher level of impact energy reached in these machines.3. ResultsThe model developed in the previous section has been implemented in an in-house FORTRAN code. It has been validated with experiments performed on a hammer crusher with rotor diameter and width of 0.65 and0.45 m respectively. The rotor radius is R=0.325m; the height of the rotors impact bars is Hb=0
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