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两齿辊 破碎 设计 28 CAD 说明书

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第 74 页 1 概述1.1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和体积理论为最普遍，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。1.1.1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-1)。假设将上述立方体物料分割成边长分别为1/(cm)和1/ (cm)的小立方体，则其所消耗的功之比为Pm1 /Pm2=3P (m1-1) /3P (m2-1)= (m1-1)/(m2-1) ，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。1.1.2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式中 物料内部应力，N/ 物料的应变;E 物料弹性模量，N/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/ EA 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=L/2EA物料内部产生的应力= N/A代人上式可得W=AL/2EAL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= V/2E由此可见，对每种物料而言，和E均为定值，则功与体积V成正比。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。1.2一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。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300900100350中碎10035020100细碎50100515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0.70.9。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。表1-2 简摆颚式破碎机的技术规格规格进料口尺寸mm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长宽1200900井下1200900650150180140200110.01200900液压120090075015020014020095.01500120015001200850130180170180.021001500210015001250250300400500280.0表1-3 复摆颚式破碎机的技术规格规格进 料 口 尺寸 mm最大进料粒度 mm出料口调节范围mm生 产 率t/h电动机长宽型 号功率kw250150250150125104014Y1325-45.5350200350200160105025Y160M-67.53802403802401721Y160M-67.54002504002502102080520Y180L-615.0400250分段式400250400250移动式4002502202080520M200L2-6-05022400250汽油机驱动40025022020801012M-050汽油机820（hp）4002504002501802080810Y180M-417.05002505002502202080540Y200L2-6226004006004003504016017115Y250M-830.07505007505004505017070YR280-855.09006009006004807520052192YR315L-87512009001200900750100200150300YR315L-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t915183056700022535085056604330337080150028006300100025002005540072673250173532.8150021405.2-4025030071362600181027.1310001300-120075030010030013604700225011168.1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双光面辊12001000122.24021240159074704780201845.3187507005040210283.41738892865201812.25261040075850303012.840223517228103.2976004001203629204152615176019372.5540025020032281051012959408201.3双齿面辊90090037.580001002812532171694419813.2701251500150180450450641002000100855226022067663.765075450503502520四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t1200100083.381303855354096105660432567153.166204107550609000700108100210281841753150314727.641894020161.3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： 1 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1-12 齿辊破碎机详细设计2.1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，大齿辊转速：160r/min左右2.2电机选型2.2.1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：m: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。2.2.2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：0.87输出轴径：90mm2.3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。2.3.1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980r/min,输入功率P=160kw1）设计功率 由表33.1-2查得共况系数1.6， P1.6160=256kw2）选定带型 根据=256kw和=980r/min，由图33.1-2确定为E型带。3）小带轮基准直径及大带轮基准直径 参考表33.1-18和图33.1-2，取560mm，取传动比i=1.6,弹性滑动系数0.02。则大带轮基准直径i(1-)=1.65600.98=878.1mm由表33.1-18取=900mm。4）大带轮轴实际转速 (1-)/=5600.98980/900=597.58r/min5)带速v v=/(601000)= 560980/(601000)=28.72m/s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)=1022mm6)所需基准长度 2+(+)/2+ =4364.5mm 由表33.1-7选取基准长度4660mm。 7）实际轴间距a a=+（-）/21170mm安装时所需最小轴间距 a-0.0015=1101.1mm张紧或补偿伸长所需最大轴间距 a+0.02=1263mm9）小带轮包角 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。 11）考虑传动比影响，额定功率的增量由表33.1-17g查得6.06kw。 12）V带根数z z=/(+)由表33.1-13查得=0.96,由表33.1-15查得=0.9,则 Z=256/(31.35+6.06) 0.960.9=7.92取z8根。 13）单根V带预紧力 =500(2.5/-1) /(zv)+m由表33.1-14查得m0.17kg/m,则 =500(2.5/0.96-1) 256 /(828.72)+0.171635.52N。14）压轴力25880.88N。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, 故小带轮轴孔直径应取90mm,毂长L=170mm 。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： 图2-2 大带轮2.3.2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。传递功率P=152kw，主动齿轮转速597.58r/min。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设计计算公式 齿轮模数mmm确定齿轮传动精度等级 按（0.0130.022）,估算圆周速度5.3m/s，参考表8-14和表8-15，选取公差组8级。齿宽系数 查表8-23，按齿轮相对轴承为悬臂布置，取0.5。小轮齿数，在推荐值2040中取24。取传动比i5.2，则=125。齿数比u5.208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 9.55P/=2.34Nmm载荷系数K 由式（8-54）得 K=使用系数 查表8-20得=1.75 动载荷系数 查图8-57得初值=1.21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 1.88-3.2()cos=1.721查表8-21并插值得=1.242,则载荷系数K的初值=3.34。齿形系数 查图8-67 小轮2.08 大轮2.16应力修正系数 查图8-68 小轮1.58 大轮1.83重合度系数 由式（8-67）得 0.25+0.75/=0.686许用弯曲应力 由式（8-71）有 弯曲疲劳极限 查图8-72得850N/=740 N/弯曲寿命系数 查图8-73得1尺寸系数 查图8-74得1安全系数 查表8-27得1.6，则 531 N/，463 N/故齿轮模数m的设计初值 =6.91mm取=7mm。小轮分度圆直径参数圆整值 168mm圆周速度v V= /60000=5.2539m/s与估取=5.2很相近，对取值影响不大，不必修正。 =1.21,K=3.34齿轮模数m=7mm。小轮分度圆直径168mm大轮分度圆直径 m=875mm中心距a a=m()/2=521.5mm齿宽b b=83mm大轮齿宽b=83mm小轮齿宽 +（510）88mm3） 按齿面接触疲劳强度校核计算由式（8-63）知 弹性系数 查表8-22，得189.8。节点影响系数 查图8-64（，0）得2.5。重合度系数 查图8-65（0）得0.88。许用接触应力 由式（8-69）得 接触疲劳极限应力、 查图8-69得 1650MPa, =1620MPa接触强度寿命系数 查图8-70得1。硬化系数 查图8-71及说明得1。接触强度安全系数 查表8-27，按一般可靠度取=1.1。则=1500 MPa=1473 MPa又 =988 MPa =960 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 而进料口宽度a与之间的关系是 a=（910）4生产能力 颚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，动颚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。关于颚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。颚式破碎机生产能力通常以动颚往复摆动一次，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，因为颚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，颚式破碎机动颚往复摆动一次，从破碎腔中排出的质量生产能力为：Q=(120150) t/h (1)式中 B,L给料口的宽度和长度，m；b排料口宽度，m;s动颚下端点水平摆动行程，m； 排出产物的平均粒度，m，其值为： 图2-8 破碎腔几何尺寸被破碎物料的固体密度，t/m；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=(-)/在此 给入物料中的最大粒度，m； 给入物料中的最小粒度，m； 给入物料的平均粒度，m；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 b/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；考虑颚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颚的摆动次数，其值可由下式得出： r/min (2)式中 K颚式破碎机机构的行程速比系数，通常K=1. 151.25； g重力加速度，；n颚式破碎机动颚的实际摆动次数，r/min；与颚式破碎机动颚摆动次数有关的函数，其值由下面的关系给出：对于n，/n。另一方面，假定动颚作平移运动，忽略动颚在摆动过程中啮角变化的影响，那么动颚往复摆动一次，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 颚式破碎机生产能力计算 (3)式中，定颚破碎板和动颚破碎板倾斜安装的角度，+称为颚式破碎机的啮角；被破碎物料的松散系数，一般情况下，取0. 30. 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 t/h (4)若0，则 t/h (5)以上从不同的角度出发，给出了颚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颚式破碎机生产能力，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)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，, ALB；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)式中 给料特性(或破碎难易程度)系数，详见表2-1；物料密度校正系数，=/1. 6；破碎物料的松散密度，t/；物料粒度校正系数，见表2-2；排料口单位宽度的生产能力，t/hmm，见表2-3； b排料口宽度，mm。表2-1给料特性系数表2-2物料粒度校正系数表2-3排料口单位宽度的生产能力利温生公式 Q=150nLS t/h (8)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颚式破碎机，即它们没有能够反映出不同型式的颚式破碎机与生产能力之间的关系。但实践证明，由于破碎机动颚摆动行程S的大小和方向，以及运动轨迹的差别，各种型式的颚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颚式破碎机在排料口宽度b、动颚摆动次数n和啮角等相同条件下的试验证实，复摆颚式破碎机较简摆颚式破碎机提高生产能力2030%，综合摆动颚式破碎机较简摆提高9095%。因此，在计算简摆以外的颚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 。5 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从公式(1), (3), (4), (5)可以明显看出，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;从公式(1)还可看出，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由公式(3), (4), (5)可知，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Bond F C理论知，颚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: =1+1. 432 7(0. 384-) (9)式中为颚式破碎机的啮角，rad将颚式破碎机的定颚破碎板和动颚破碎板都倾斜安装，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。 由国内外有关实验证明，适当减小啮角亦可提高颚式破碎机生产能力。因为啮角减小，物料在破碎腔中完全被破碎所需要的动颚挤压次数减少了，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 X 600颚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2040;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国内某石矿将PEF - 400 X 600颚式破碎机的啮角在原设计的基础上减小，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颚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。如对新设计的颚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。如对现有颚式破碎机进行改造，可采用普通碳素钢锻制成数条斜铁(其条数视破碎机规格大小而定)，将其按定颚板纵向筋布置，用焊接方法固定于机架前壁的内侧，于是颚式破碎机的啮角将从减小至 (图2-11)。(a)-定颚破碎板垂直安装 (b)-两破碎板倾斜安装图2-11 啮角对生产能力之影响当定颚破碎板垂直安装时，改造后的相对生产能力可按下式确定 (10)如果颚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则为: （11）式中 当斜铁大头的尺寸b。小于Htg时，分母中tg取“+”，bo/H取“一”;反之，b。大于Htg时，分母中tg取“一”，bo/H则取“+”。3) 适当增大破碎机排料口宽度b和动颚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、选择和改造颚式破碎机时，可以通过合理确定排料口宽度b和摆动行程S以提高颚式破碎机生产能力，特别是用于二次破碎的颚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. 0250. 05倍;(2) 适当增大动颚的下端点水平摆动行程S，其增大量可控制在0. 050. 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，一边连续不断地给入被破碎物料，一边利用动颚的摆动所产生的压缩作用给予破碎腔中的物料以充分的压实度和高压缩比使之破碎。这种方法的破碎机理是以料层压缩现象为基础的，采用后不仅可以获得小粒度，接近方状的破碎产品，而且能使破碎成品数量成倍地增加。不过，在应用这种方法时还必须注意:其一，物料的松散密度与其真实密度之比值不能超过.80，否则就不能被压缩，破碎机也就不能运转;其二，通过破碎机的物料要经过适当筛分，使大于所需尺寸的物料再返回破碎机进行破碎，直至破碎成所需要的产品。4) 将破碎腔形状改造为曲线型破碎腔是提高其生产能力的重要途径颚式破碎机的破碎腔形状是决定其生产能力的重要因素之一。破碎腔的形状有直线型和曲线型。直线型破碎腔是指定、动胯上敷设的破碎板纵断面都为直线，其啮角为恒定;曲线型破碎腔则是将定、动颚破碎板或者其中之一的纵断面设计为曲线，且曲线从上往下按啮角逐渐减小的原则设计，即称为变啮角破碎腔。在变啮角的曲线型破碎腔中，各连续水平面间形成的梯形断面的体积，从破碎腔中部往下是逐渐增加的，因而物料间的空隙也增大，这样有利于物料的排出。同时，由于曲线型破碎腔的排料口附近有一段接近于平行的区间，因而破碎机的堵塞点也会由排料口往上移动一段平行区间的长度，这不仅保证了在排料口附近不易发生堵塞现象，加快已破碎物料的流通，而且破碎板的使用寿命也将延长。因此，采用曲线型破碎腔可显著地提高其生产能力。这也已为国内外大量的实践所证实。曲线形状有多种多样，实验研究的结果表明，在啮角许可范围内，将定、动破碎板之一的上、下部设计成对称的Gauss曲线，其中部采用直线，另一破碎板则设计成直线(图2-12)这被认为是破碎物料的理想条件。其曲线方程式为: （12） （13） （14） （15） （16）式中 H破碎腔高度，mm；h动颚悬挂点至给料口水平的高度，mm；其它符号的意义同前，单位为mm 。 图2-12曲线型破碎腔二 辊式破碎机的计算及其分析1 破碎及排料机理分析双齿辊破碎机的主要工作部件为两个平行安装的齿辊,每个齿辊沿轴向布置一定数量的齿环,通过齿辊的对转实现物料的破碎。其结构见图2-13。图2-13 破碎机理示意图齿对物料的作用过程可分为三个阶段。第一阶段,旋转运动中的辊齿遇到大块物料,首先对它进行冲击剪切,接着进行撕拉。如果碎块能被辊齿咬入则进入第二阶段破碎,否则辊齿沿物料表面强行滑过,靠辊齿的螺旋布置迫使物料翻转,等待下一对齿的继续作用。在图1中,这一阶段为齿从1-1位置到2-2位置。第二阶段从物料被咬入开始,到前一对齿脱离咬合终止,在图1中表现为齿从2-2位置运动到3-3位置的过程。这一阶段两齿包容的截面由大逐渐变到最小,然后再增大。粒度大的物粒由于包容体积逐渐变小而被强行挤压剪碎,破碎后的物料被挤出,从齿侧间隙漏下。前一对齿开始脱离啮合时,破碎的物料大量下漏排出,个别粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻挡。当齿运动到劈裂棒附近时,与劈裂棒共同作用,将大块物料劈碎并将其强行排出,这就是第三阶段破碎。至此,一对齿的破碎过程结束。每对齿环上有多少个齿,齿辊运行一周时同样的过程就进行多少次,循环往复。2 破碎比 i 和钳角辊式破碎机的咬入能力与辊子间的摩擦系数f有关，一般情况下，钳角应小于或等于物料与辊子间摩擦角的两倍。辊式破碎机如采用较大辊子直径，并改进辊子圆周速度，破碎比i一般可以达到7以上，单辊破碎机的破碎比还要高些。3 辊子直径D与物料粒度d的关系辊子直径D与物料粒度d之间的关系是 式中 钳角，i破碎比。辊式破碎机的破碎比i一般为4,将前述极限值带入，可得：干硬物料D/d=17,湿软物料D/d=7.5。为了工作可靠，D/d值还需加大0.20.25，此时，辊子直径要比物料粒度大922倍，故光面双辊破碎机不宜于作粗碎机，不然辊子要做得非常庞大。槽面辊子不是单单依靠摩擦力咬住物料，故D/d值可以取得较小。破碎干硬物料时，槽面辊子的D/d取1012，齿面辊子的D/d取26。4 辊子转速当辊式破碎机的破碎比i取4时，光面辊式破碎机的极限转速为 r/min式中 f物料与辊子表面的摩擦系数，物料密度（kg/）,d物料粒度(cm)，D辊子直径（cm）。实际上，为了减小破碎机的振动和辊子表面的磨损，取 n = (0.40.7) r/min光面辊子取上限值，槽面和齿面辊子取下限值。圆周速度则取：硬质物料v=36m/s；软质物料v=67m/s。对于快速细碎双辊破碎机，辊子表面的圆周速度可达26.2m/s。 5 双齿辊破碎机生产能力的计算生产能力是双齿辊破碎机性能的重要指标。它直接关系到双齿辊破碎机设计中各参数的选择,如功率的确定等,也是用户选型的重要依据。因此如何确定双齿辊破碎机的生产能力非常重要。从双齿辊破碎机的破碎和排料机理可知:(1)双齿辊破碎机具有强制咬入特性和强制排料特性,这与一般的辊式破碎机不同,因此不能简单地套用辊式破碎机的生产能力计算公式。(2)当辊子转速一定时,双齿辊破碎机的生产能力决定于齿辊在运转中咬入物料的能力。这一能力在两辊上相对齿环的旋转相位保持不变时决定于两个因素,一个是齿的几何形状,即前后两对齿形成的封闭多边形的面积;另一个是物料的矿岩特性,物料越易粉碎,每次咬入的量越接近齿辊几何构造所允许的最大值。由此我们得到下面的理论生产能力Q的计算公式:Q=60mknAl () (1)式中:m齿环圆周上的齿数；K矿岩特性系数；N齿辊转速,r/min；A前后两对齿形成的封闭多边形面积,；L沿齿辊轴向布齿长度,m。考虑到部分物料从齿的间隙漏下,应予补偿。补偿量可利用辊式破碎机的生产能力计算公式来计算：Q=3600VFU () (2)式中:V破碎机辊齿的平均线速度，m/min；F破碎机辊齿间物料通过的面积,，；U物料松散系数,取0.250.4。由此得生产能力计算公式:Q=60mknAl+3600VFU ) (3)式中各符号含义同公式(1)和(2)。将公式(3)运用于1250双齿辊破碎机生产能力的计算,当k=0.75,U=0.25时得到理论生产能力的下限值；当k=1.0,U=0.4时得到理论生产能力的上限值,结果的可信度很高。k值的选取,可借用一级破碎机的填充系数。6 双齿辊破碎机功率的计算方法功率计算是破碎机设计中的关键环节,也是选择电机的理论依据。而电机的选择直接影响到后续设计。过去破碎机设计中,确定功率一般采用两种方法:经验公式法和理论计算法。由于双齿辊破碎机是一种新型设备,无经验可循,因此基于电机功率应与单位时间破碎物料的功耗相同的原则,提出如下电机功率的理论计算方法:N=QW/G式中 Q设计要求的生产能力,t/h；W单位生产量的功耗,kW#h；G破碎机的传动效率。由此可见这一方法的关键在于如何确定单位生产量的功耗W。目前有四种理论计算方法可以确定W:Rittinger法,Kick-Kirpichev法,Bond法和Holmes法。其中Rittinger法适用于细磨,Kick-Kirpichev法适用于粗碎,Bond法介于二者之间。而Holmes法是前三种方法的统一,其表达式为：W=11m(1/-1/) (4)式中 mBond功指数,kWh0.907t。E排料中占80%以上组成部分的粒度,Lm；A给料中占80%以上组成部分的粒度,Lm；i的取值范围在1.211.4。由于Holmes公式中i的取值范围过大,稍有不当,将与实际情况相差甚远。通过对1250双齿辊破碎机功率的计算以及所绘制的N c-i曲线(N=WHQ),初步得出对于双齿辊破碎机,i可取1.455。2.4.2 输入轴的结构设计及校核根据上述设计计算可知，输入轴，也即带轮轴的转速为=597.58r/min,传递功率为=152Kw，（1）求轴上的转矩T T=9.55（/） 9.55 2.43 N.mm（2）求作用在齿轮上的力 轴上齿轮的分度圆直径： =168mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如下图所示。 22.43/16828929N =2892910529 N（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为37SiMn2MoV，调质处理。预估轴的最小直径： 取A=100,可得 A 100 67.1 mm取=100mm。（4)轴的结构设计根据轴的轴向定位要求以及轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，以及轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处的圆角半径为2mm，轴端倒角取1.545下图为轴及轴上零件的示意图： 图2-14（5）轴的强度较核1)求轴的载荷根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，确定轴承支点。轴的受力简图： 图2-15从受力简图可以看出轴的受力不在一个平面上，而是在两个相互垂直的平面上，一个是水平面，一个是垂直面。我们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图： 图2-16由计算公式： 代入数据： 得到： =33717 N ， =19082 N画出垂直面弯矩图：图2-17水平面支反力计算：水平面受力简图： 图2-18由计算公式： 代入数据：得到： 21877 N， =30060 N画出水平面弯矩图：图2-19由弯矩图可以看出B、C两点所受弯矩最大，其合成弯矩分别如下： = =4731851 N.mm = =7725504 N.mm合成弯矩图：图2-20扭矩：2.43 N.mm扭矩图：图2-21由上述一系列的图可以看出，B、C为危险截面。当量弯矩 = =4734097 N.mm当量弯矩： = =7726880 N.mm2) 校核轴的强度轴的材料为37SiMn2MoV，调质处理。根据轴径，查手册得865 N/m（0.09-0.1 ） 77.8586.5 N/m取82N/m，轴的计算应力为 B= =21.5 N/m=82 N/mC=35.2 N/m=82 N/m根据计算结果可知，该轴满足强度要求。2.4.3 偏心轴的结构设计及校核根据上述设计计算可知，偏心轴的转速为=114.74r/min,传递功率为=148.98kw，（1）求轴上的转矩T T=9.55（/） 9.55 12.4 N.mm（2）求作用在齿轮上的力 轴上齿轮的分度圆直径： =875 mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如下图所示。 212.4/87528343 N =2834310316 N（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为37SiMn2MoV，调质处理。预估轴的最小直径： 取A=100,可得 A100 109 mm取=112mm。(4)轴的结构设计根据轴的轴向定位要求以及轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，以及轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处的圆角半径为2mm，轴端倒角取1.545下图为轴及轴上零件的示意图：图2-22（5）轴的强度较核1）求轴的载荷根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，确定轴承支点。轴的受力简图：图2-23从受力简图可以看出轴的受力不在一个平面上，而是在两个相互垂直的平面上，一个是水平面，一个是垂直面。我们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图：图2-24由计算公式： 代入数据： 得到： =12935 N ， =26070 N画出垂直面弯矩图：图2-25水平面支反力计算：水平面受力简图：图2-26由计算公式： 代入数据：得到： 2033 N， =14345 N画出水平面弯矩图：图2-27由弯矩图可以看出C、D两点所受弯矩最大，C点在水平面内的弯矩 =AC=8422033=1711786 Nmm两点的合成弯矩分别如下： = =5360444 N.mm = =4717463 N.mm合成弯矩图：图2-28扭矩：12.4 N.mm扭矩图：图2-29由上述一系列的图可以看出，C、D为危险截面。当量弯矩 = =9169948 N.mm当量弯矩： = =8809544 N.mm校核轴的强度轴的材料为37SiMn2MoV，调质处理。根据轴径，查手册得865 N/m0.09-0.1 77.8586.5 N/m取82N/m，轴的计算应力为 = =11.5 N/m=82 N/m = =32.1 N/m=82 N/m根据计算结果可知，该轴满足强度要求。2.4.4 小齿辊轴的结构设计及校核根据上述设计计算可知，小齿辊轴的转速为=114.74r/min,传递功率为=148.98kw，（1）求轴上的转矩T T=9.55（/） 9.55 1.99 N.mm（2）求作用在齿轮上的力 轴上齿轮的分度圆直径： =399 mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如下图所示。 21.99/3999978.86 N =9978.863632 N（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为37SiMn2MoV，调质处理。预估轴的最小直径： 取A=100,可得 A 100 94.2 mm取=103mm。(4)轴的结构设计根据轴的轴向定位要求以及轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，以及轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处的圆角半径为2mm，轴端倒角取1.545下图为轴及轴上零件的示意图：图2-30（5）轴的强度较核1）求轴的载荷根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，确定轴承支点。轴的受力简图：图2-31从受力简图可以看出轴的受力不在一个平面上，而是在两个相互垂直的平面上，一个是水平面，一个是垂直面。我们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图：图2-32由计算公式： 代入数据： 得到： =11250 N ， =1271 N画出垂直面弯矩图：图2-33水平面支反力计算：水平面受力简图：图2-34由计算公式： 代入数据：得到： 4095 N， =463 N画出水平面弯矩图：图2-35由弯矩图可以看出B点所受弯矩最大，其合成弯矩分别如下： = =2244216 N.mm合成弯矩图：图2-36扭矩：1.99 N.mm扭矩图：图2-37由上述一系列的图可以看出，B为危险截面。当量弯矩 = =2542074 N.mm校核轴的强度轴的材料为37SiMn2MoV，调质处理。根据轴径，查手册得865 N/m0.09-0.1 77.8586.5 N/m取82N/m，轴的计算应力为 = =50.1 N/m=82 N/m根据计算结果可知，该轴满足强度要求。2.4.5 新型齿辊破碎机的设计一 齿辊的结构设计及强度校核齿辊的齿帽及齿环结构大致如下图所示： a. 齿环 b. 齿帽图2-38由轴的校核部分可知，偏心轴上的扭矩T=12.4N.mm,装上齿帽后，齿环的直径d=888mm,则作用在齿帽顶部的力的大小为 F=T/(d/2)=12.4/444=27928 N齿环齿根的截面积大致为 S=144152=21888 mm则齿环的齿根处所受的剪应力为 N/mm而齿环材料球墨铸铁60-2的剪切疲劳极限为185 N/mm,由此可知，齿环的剪切强度满足要求，也即其结构设计合理。二 颚板的结构设计根据出料粒度的要求及前面对颚式破碎机参数计算的分析，大致确定颚板的结构及偏心轴的偏心距，见图纸。2.5键的选择及其校核2.5.1电机轴上键的选择及校核电机轴伸出的输出端与小带轮联结需用键实现周向固定。电机轴传递的转矩为T=9.55160/980=1.56 Nmm,与轴的周向定位可用A型普通平键联接, 按d=95mm进而从相关手册中查得到平键的尺寸为: bhL=2514160 , 为保证电机轴与带轮具有较好的对中性,取带轮与电机轴的配合为 H7/r6.键联接选择计算,普通平键在轴上传递转矩T时,键的工作面受到压力N的作用,工作面受挤压,键受剪切,失效形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和平键被剪坏。当键用45钢制造时，主要失效形式为压溃，所以通常只进行挤压强度计算。假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是： 键的受力简图如下图所示：图2-39其中k是键与轮毂（或轴槽）的接触高度，mm，k=h/2 ,查设计手册得到 k=7 mm, 为键的工作长度，b为键的宽度 。查手册得到45钢在冲击载荷静联接下键的许用挤压应力 为60100 此时联结带轮和电机轴的键的挤压强度为从上面计算可得出电机轴键的强度能够满足强度要求。2.5.2输入轴上键的选择及校核 输入轴上有两处需布键以实现动力的传输：输入端的带轮与轴以及输出端的轴与齿轮。键材料用#45钢，其=60100 。1）输入轴即带轮轴上的转矩T=2.43 Nmm,带轮与轴的周向定位可用A型普通平键联接, 按d=100mm进而从相关手册中查得到平键的尺寸为: bhL=2816200 。键的选择计算,与上面的一样，普通平键在轴上传递转矩T时,键的工作面受到压力N的作用,工作面受挤压,键受剪切,失效形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和平键被剪坏。带轮与轴的连接的键可采用45钢，所以它的主要失效形式为压溃，所以通常只进行挤压强度计算。假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是： 将已知数据代入挤压强度公式得 33.0 从上面计算可得出带轮处轴上键的强度能够满足强度要求。2）与输入轴上小齿轮配合的轴直径d102mm查相关手册，选用A型普通平键，其尺寸为：bhl=281680,为了确保证齿轮与轴具有合适的对中性,取齿轮与轴的公差配合为 H7/r6。将已知数据代入挤压强度公式，有 114 由上述计算得到单个平键的强度不够，但差得不多，故采用双键联接。2.5.3偏心轴键的选择及校核 偏心轴上共有两处需布键：齿轮与偏心轴的周向固定以及齿环与偏心轴的周向固定。1）偏心轴上的扭矩：T1.2410 N.mm键材料用#45钢，其=60100 。与齿轮配合的轴直径d112mm，查相关手册，选用矩形花键联结。其尺寸为：NdDB=1011212518。为了确保证齿轮与齿辊轴具有良好的对中性,取齿轮与轴的公差配合为 H7/r6.花键联结的强度计算公式如下： 式中 T转矩（Nm）； 各齿间载荷不均匀系数，通常0.70.8； Z 齿数； 齿的工作高度（mm）, =（D-d）/2-2c，c为倒角尺寸；齿的工作长度（mm）；平均直径（mm）,矩形花键（D+d）/2 ； 花键联结许用挤压应力（MPa）。将已知数据带入上述花键挤压强度计算公式，有 68.8 又经查手册得，静联结方式下，齿面经热处理在不良的制造和使用的情况下在4070范围内，故说选花键满足强度要求。 2）与齿环配合的轴直径d255mm。查相关手册，选用A型普通平键，其尺寸为：bhl=5632500。为了确保证齿轮与轴具有合适的对中性,取齿轮与轴的公差配合为 H7/r6。将已知数据代入挤压强度公式，有 13.69 从上面计算可得出齿环处轴上键的强度能够满足强度要求。2.5.4小齿辊轴键的选择及校核小齿辊轴上共有两处需布键：齿轮与小齿辊轴的周向固定以及齿环与小齿辊轴的周向固定。键材料用#45钢，其=60100 。小齿辊轴上的扭矩：T1.9910 N.mm1）与齿轮配合的轴直径d103mm，查相关手册，选用A型普通平键，其尺寸为：bhl=281680,为了确保证齿轮与轴具有合适的对中性,取齿轮与轴的公差配合为 H7/r6。将已知数据代入挤压强度计算公式，有 56.28 从上面计算可得出小齿辊上齿轮处轴上键的强度能够满足强度要求。2）与齿环配合的轴直径d170mm。查相关手册，选用A型普通平键，其尺寸为：bhl=4022860。为了确保证齿轮与轴具有合适的对中性,取齿轮与轴的公差配合为 H7/r6。将已知数据代入挤压强度公式，有 4.28 从上面计算可得出齿环处轴上键的强度能够满足强度要求。2.6轴承校核2.6.1 输入轴轴承选用及校核输入轴的一对轴承采用调心滚子轴承，主要是因为它的自动调心作用，能够自动调节偏角。采用调心滚子轴承型号及其参数：型号：22326 TN1/W33 1050kN, 1440kN, =2.0, =2.0,=3.0, e=0.341轴承支反力由输入轴的校核部分可知：垂直面支反力 =33717 N ， =19082 N水平面支反力 21877 N， =30060 N则合成支反力 = =34419 N =35605 N2. 轴承的派生轴向力 =/(2Y)代入数据得：=8605 N =/(2Y)代入数据得：8901 N3. 轴承的轴向载荷因为轴承不受外部轴向载荷，即K0，右，故=8901 N4. 轴承的当量动载荷1) 因为/0.26e=0.34查手册知道：当量动载荷 =34419 N2) 因为/ =0.25e=0.34查手册有：当量动载荷 35605 N5.轴承寿命 因为，故按计算。查手册得：温度系数： 1载荷系数： 1.8查手册得寿命公式： h对于滚子轴承10/3代入数据：L=311510 h可以看出，轴承满足寿命要求。2.6.2 偏心轴轴承选用及校核偏心轴的两对轴承都采用调心滚子轴承，主要是因为它的自动调心作用，能够自动调节偏角。一 支撑偏心轴的轴承选择及校核支撑偏心轴的轴承采用调心滚子轴承，其型号及参数如下：型号：22328 TN1/W33 1230kN, 1720kN, =1.9, =2.0,=2.9, e=0.341轴承支反力由输入轴的校核部分可知：垂直面支反力 =12935 N ， =26070 N水平面支反力 2033 N， =14345 N则合成支反力 = =34419 N =35605 N2. 轴承的派生轴向力 =/(2)代入数据得：=8605 N =/(2)代入数据得：8901 N3. 轴承的轴向载荷因为轴承不受外部轴向载荷，即K0，又，故=8901 N4. 轴承的当量动载荷1) 因为/0.26e=0.34查手册知道：当量动载荷 =34419 N2) 因为/ =0.25e=0.34查手册有：当量动载荷 35605 N5.轴承寿命 因为，故按计算。查手册得：温度系数： 1载荷系数： 1.8查手册得寿命公式： h对于滚子轴承10/3代入数据：L=1622382 h可以看出，轴承满足寿命要求。二 支撑颚板的轴承选择及校核支撑颚板的轴承采用调心滚子轴承，其型号及参数如下：型号：23040 CC/W33 890kN, 1650kN, =2.8, =2.8,=4.2, e=0.241轴承支反力由偏心轴的校核部分可知：垂直面支反力 =8094 N ， =8094 N；水平面无支反力。则合成支反力 =8094 N =8094 N2. 轴承的派生轴向力 =/(2)代入数据得：=1445 N =/(2)代入数据得：1445 N3. 轴承的轴向载荷因为轴承受的外部轴向载荷可忽略，即K0，又=，故=1445 N4. 轴承的当量动载荷1) 因为/0.18w this level.As mentioned previously, the feed size distribution has a significant effect on the pressure generated in thecrushing chamber. Ore that has a finer feed size distribution tends to choke the NCRC more, reducing theeffectiveness of the crusher. However, as long as the pressure generated in not excessive the NCRCmaintains a relatively constant operating gap irrespective of the feed size. The product size distributionwill, therefore, also bc independent of the feed size distribution. This is illustrated in Figure 10, whichshows the results of two crushing trials using identical equipment settings but with feed ore havingdifferent size distributions. In this example, the NCRC reduced the courser ore from an Fs0 of 34mm to aPs0 of 3.0mm (reduction ratio of 11:1), while the finer ore was reduced from an Fs0 of 18mm to a Pso of3.4mm (reduction ratio of 5:1). These results suggest that the advantages of using profiled rolls diminish asthe ratio of the feed size to roll size is reduced. In other words, to achieve higher reduction ratios the feedparticles must be large enough to take advantage of the improved nip angles generated in the NCRC.Mill scatsSome grinding circuits employ a recycle or pebble crusher (such as a cone crusher) to process materialwhich builds up in a mill and which the mill finds hard to break (mill scats). The mill scats often containworn or broken grinding media, which can find its way into the recycle crusher. A tolerance to uncrushablematerial is therefore a desirable characteristic for a pebble crusher to have. The NCRC seems ideally suitedto such an application, since one of the rolls has the ability to yield allowing the uncrushable material topass through.The product size distributions shown in Figure 1 1 were obtained from the processing of mill scats in theNCRC. Identical equipment settings and feed size distributions were used for both results, however one ofthe trials was conducted using feed ore in which the grinding media had been removed. As expected, theNCRC was able to process the feed ore containing grinding media without incident. However, since oneroll was often moving in order to allow the grinding media to pass, a number of oversized particles wereable to fall through the gap without being broken. Consequently, the product size distribution for this feedore shows a shift towards the larger particle sizes, and the Ps0 value increases from 4ram to 4.7mm. In spiteof this, the NCRC was still able to achieve a reduction ratio of almost 4:1.WearAlthough no specific tesls were conducted to determine the wear rates on the rolls of the NCRC, a numberof the crushing trials were recorded using a high-speed video camera in order to try and understand thecomminution mechanism. By observing particles being broken between the rolls it is possible to identifyportions of the rolls which are likely to suffer from high wear and to make some subjective conclusions asto the effect that this wear will have on the perlbrmance of the NCRC. Not surprisingly, the region thatshows up as being the prime candidate for high wcar is the transition between the flat and concave surfaces.What is surprising is that this edge does not play a significant role in generating the improved nip angles.The performance of the NCRC should not be adversely effccted by wear to this edge because it is actuallythe transition between the fiat and convex surfaces (on the opposing roll) that results in the reduced nipangles.The vide() also shows that tor part of each cycle particles are comminuted between the flat surfaces of therolls, in much the same way as they would be in a jaw crusher. This can be clearly seen on the sequence ofimages in Figure 12. The wear on the rolls during this part of the cycle is likely to be minimal since there islittle or no relative motion between the particles and the surface of the rolls.CONCLUSIONSThe results presented have demonstrated some of the factors effecting the comminution of particles in anon-cylindrical roll crusher. The high reduction ratios obtained from early single particle tests can still beachieved with continuous multi-particle feed. However, as with a traditional roll crusher, the NCRC issusceptible to choke feeding and must be starvation fed in order to operate effectively. The type of feedmaterial has little effect on the performance of the NCRC and, although not tested, it is anticipated that themoisture content of the feed ore will also not adversely affect the crushers perBrmance. Results from themill scat trials are particularly promising because they demonstrate that the NCRC is able to process orecontaining metal from worn grinding media. The above factors, in combination with the flaky nature of theproduct generated, indicate that the NCRC would make an excellent recycle or pebble crusher. It wouldalso be interesting to determine whether there is any difference in the ball mill energy required to grindproduct obtained from the NCRC compared that obtained from a cone crusher.中文译文摘要 低的破碎比和高的磨损率是与传统的破碎机相联系的很常见的两个特性。因为这点，在矿石处理流程的应用中，很少考虑到它们，并且忽略了很多它们的优点。本文描述了一个已被发展起来的新颖的对辊破碎机，旨在提出这些论点。作为NCRC,这种新式破碎机结合了两个辊筒，它们由一个交替布置的平面和一个凸的或者凹的表面组成。这种独特的辊筒外形提高了啮合角，使NCRC可以达到比传统辊式破碎机更高的破碎比。用一个模型样机做的试验表明：即使对于非常硬的矿石，破碎比任可以超过10。另外，既然在NCRC的破碎处理中结合了辊式和颚式破碎机的作用，那就有一种可能：那种新的轮廓会带来辊子磨损率的降低。关键字：介绍传统的辊筒破碎机因为具有几个缺陷而导致了其在矿石处理应用中的不受欢迎。尤其是当与其它的一些破碎机比起来，诸如圆锥破碎机等，它们的低破碎比（一般局限在3以内）和高的磨损率使它们没有吸引力。然而，从矿石处理这一点来说，辊筒破碎机有一些非常可取的特点：辊筒破碎机的相对稳定的操作宽度可以很好控制产物粒度。弹簧承重的辊子的使用使这些机器容许不可破碎的物料（诸如夹杂金属等）。另外，辊筒破碎机是这样工作的：将物料牵引至辊子之间的挤压区而不是象圆锥和颚式破碎机那样依靠重力。这产生了一个连续的破碎周期，避免了高通过率，同时也使破碎机可处理潮湿的和胶粘的物料。NCRC是一种新颖的破碎机，发明于澳大利亚西部大学，为得是提出一些与传统辊筒破碎机相联系的一些问题。新的破碎机结合了两个辊子，由间隔布置的平面和凸的或者凹的表面组成。这种独特的辊子轮廓提高了啮合角，使NCRC可达到比传统辊筒破碎机更高的破碎比。用一个模型样机的初步试验已表明：即使非常硬的物料，超过10的破碎比也可以实现。这些初期的发现是通过单一颗粒进给而获得的，在破碎中没有显著的物块间的相互作用。目前的工作在NCRC中用多物块试验延伸了现存的结果。同时也顾及了各种其他因素：影响NCRC特性和探索NCRC在选矿处理中使用效率。操作原理啮合角是影响辊筒破碎机性能的重要因素之一。小的啮合角是有利的，因为它们增大了物块被辊筒抓住的可能性。对于一个给定的入料粒度和辊隙，传统的辊筒破碎机的啮合角受限于辊筒的尺寸。NCRC试图通过有特殊轮廓的辊筒克服这种限制，这种轮廓提高了辊筒在一转中变化点的啮合角。至于啮合角，在选择辊面时，很多其他的因素，包括变化的辊隙，破碎的方式都考虑了。最终NCRC辊筒形状如图1所示。其中一个辊子由间隔布置的平面和凸面组成，而另一个是由间隔布置的平面和凹面组成。NCRC辊筒的形状导致了几个独特的特点。其中最重要的就是在辊筒转动时，对于一个给定物块粒度和辊隙，NCRC所产生的啮合角将不再保持稳定。时而啮合角比相同尺寸的圆柱辊筒低很多，时而高很多。辊子转动中啮合角的实际变化量超过60度，如图2所示，图2也表示了相同情况下，可相比尺寸的圆柱辊筒破碎机所产生的啮合角。这些啮合角是对一个直径为25毫米的圆形物块放在辊径大约200毫米、最小辊隙1毫米的辊筒间计算出来的。这个例子可以用来描述使用非圆柱辊筒的潜在优点。为了抓住物块，通常啮合角不超过25度。因此，圆柱辊筒破碎机将一直夹不住这个物块，因为其实际啮合角一直稳定在52度。然而，在辊筒转过60度时，NCRC的啮合角降至25度以下。这意味着辊筒每转过一转，非圆柱辊筒破碎机可能有6次夹住物块。试验过程NCRC的实验室模型由两个辊筒部件组成，每一个由发动机、齿轮箱和有形辊筒组成。两个部件都安置在线性轴承上，其有效支持任何垂直部件的力，同时保证其水平运动。一个辊筒部件水平固定，而另一个通过压缩弹簧限制，压缩弹簧使辊筒抵抗一个变化的水平载荷。可动辊筒上的预载荷可被调整直至最大值20千牛。驱动辊筒的两个电动机通过一个变化的速度控制器实现电同步，速度控制器使辊速连续变化直至14转每秒（大概0