双齿辊破碎机的设计【14张CAD图纸+PDF图】
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第一章 绪 论1.1 项目的研究意义随着国家经济建设的快速发展,将对矿藏资源需求量更高、更好，国家有限的资源量将无法满足更多的需求，双齿辊式破碎机不仅要具有高效性、环保性，更要具有复合性。通常使用的破碎机在工作时只能粗略的对矿石进行破碎，很多还需要二次破碎，仍无法满足生产生活需要，为此就不得不改变物料的破碎方式，物料的破碎效率，物料破碎的安全性环保性等多方面问题，为解决此问题在老师的指导下我设计这台双齿辊式破碎机，它可以有效的解决上述问题。我相信这台破碎机能有效的节省和利用资源，对于提高生产、率环境保护和降低成本将会起到决定性作用，它一定会有很广阔的市场前景!1.2 国内外现状辊式破碎机出现于1806年，它是一种较为古老的破碎设备。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，而且有新的改进与发展。辊式破碎机被广泛用于破碎软质和中等硬度的物料，对破碎湿料和黏性物料和坚硬物料，使用范围受到了限制。近年来，国外辊式破碎机发展的得很快，种类也很齐全。按辊子的数目，辊式破碎几可以分为单辊、双辊、三辊、和四辊四种；按辊面形状，可以分为光辊、齿辊、槽辊破碎机，辊式破碎机等等就其结构而言，大多采用自动移动辊机结构，液压调整，油液控制系统等新技术、新结构。但各制造厂所采用的结构形式和控制系统各有不同，独具特色。如美国Pettibone公司生产的双辊破碎机，应用橡胶轮胎传动，液压调整机构，采用自动定位滚子轴承，运转平稳，使用寿命较长。还有美国Portec公司生产的三辊破碎机，由一个固定辊和两个移动辊组成。移动辊由弹簧保持压力及固定工作位置。固定辊由齿轮驱动，移动辊由橡胶轮胎传动，可进行单向给料破碎和双向给料破碎。三辊破碎机由单辊破碎机和双辊破碎机组合而成。而四辊破碎机由两个双辊破碎机组合而成，这种破碎机能完成粗碎和终碎两道工序，破碎效率很高。辊式破碎机的规格用辊子直径D和长度L表示，例如辊子直径为1200mm，辊子长度为为1000mm的辊式破碎机表示为：1200mm1000mm辊式破碎机。1.3 设计特点双齿辊破碎机机的主要性能特点是：1. 本机具有体积小、重量轻、噪声低、安装检修都十分方便等特点；2. 齿辊的结构尺寸都是根据产品粒度要求进行设计，破碎齿磨损后现场可直接更换破碎牙齿，大大降低了使用成本；3. 过粉碎极低。采用剪切原理，小于要求粒度的物料直接通过，对于大于粒度要求的物料进行破碎，避免了进入破碎机的物料搀杂破碎的缺陷。对于煤炭、焦碳等中等硬度物料，过粉碎率一般在5%以下。2PGC450500新型双齿辊破碎机是利用新型的齿形对物料进行剪切、拉伸、弯曲、刺破、折断等作用实现破碎，特别适合用于原煤的粗碎和中碎，可简化原煤的准备作业，是理想的煤炭破碎设备。1.4 设计产品的用途和应用领域破碎机是冶金、矿山、矿山、电力、化工、建筑、陶瓷、水泥和筑路等工业部门广泛应用的设备，每年有大量原料和再利用的废料都需要用破碎机进行加工处理，以达到下一级机械加工设备所要求的粒度，所以破碎机主要应用于矿区。1.5 设计方案1.5.1 设计目标、研究内容和拟定解决的关键问题设计目标：提高双辊齿破碎机齿辊耐磨性和整体强度，使得齿辊在整个破碎工作过程中，不会因双齿辊破碎机辊齿的长时间工作和物料粒度过大而发生变形，降低事故率，提高破碎效率，保证生产的正常进行，提高劳动生产率。研究内容：（1）结构分析设计；（2）分析双齿辊破碎机齿辊工作面耐磨性及其整体强度； （3）整体结构优化。解决的关键问题：辊齿齿面严重磨损； 辊齿轴变形。1.5.2 设计方案设计方案破碎机理：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对物料的破碎。其结构如图1所示。齿对物料的作用过程可分为3个阶段。在第1个阶段，旋转运动中的辊齿遇到大块物料，首先对它进行冲击剪切作用，接着对它进行撕拉作用。如果碎块能被辊齿咬入则进入第2阶段，否则辊齿沿物料表面强行猾过，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2阶段从物料被咬入开始，到前一对齿脱离咬合终止。在图1中表示为齿从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，然后在增大，粒度大的物料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除，个别粒度仍然偏大的物料被两齿辊下面的破碎砧阻挡，使其进行二次破碎。当齿运动到破碎砧附近时，与破碎砧共同作用，将大块物料劈碎并将其强行排除，这就是第3阶段破碎。至此，一对齿的破碎过程结束。每对齿环上有多少齿，齿辊运行一周时同样的过程就进行多少次，循环往复。破碎机设计方案：由三向异步电动机带动皮带论转动，小皮带轮向大皮带轮完成第一级降速，大皮带轮上小齿轮轴向第一齿辊轴完成第二级降速，第一皮带轮带动第二皮带轮，同速传动，两齿辊相向转动，由齿辊上破碎齿轮完成破碎工作，并且在两齿辊中间下方破碎物料排出最密集的地方安放破碎砧，使物料进行二次破碎，达到更好的破碎效果，提高破碎生成率和降低生产成本和工作工序，已经破碎的物料由下面排料口直接排出。1.5.3 题目的可行性分析：辊式破碎机尤其适用于破碎黏性物料。它具有处理细料的优点，尤其是用于洗选之前的选煤过程。其处理能力较大，可达几千吨/时。当采用槽型和齿型齿板时，最好处理软质材料和抗压强度低于800-1000kg/cm2的中硬物料，如：黏土，石膏，煤炭，焦碳，尾矿，铝土矿，滑石等。目前随着煤炭工业的发展和煤炭破碎加工技术的进步，特别是新的新型破碎方法的出现，煤矿石对破碎机齿辊工作表面的性能、破碎后物料粒度和使用可靠性的要求也越来越高，齿辊作为破碎工作面中工况最恶劣、负载情况最复杂的关键设备，它的性能、寿命和可靠性制约了其它设备能力的正常发挥，决定了高产高效辊式破碎机的可行性和经济效益。改造方案的实施，必将为企业带来可观的经济效益和社会效益。1.5.4 本项目的创新之处传统的破碎机大都是利用一对或几对辊齿对块状物料进行挤压破碎。且这些辊轮在轴上的安装大都是并齐地排列在轴上，也就是它们的安装键都在同一个空间角度上。这种传统的破碎机它的破碎效果不太理想。在设计过程中，我对传统的破碎机进行了结构优化设计。首先，对辊齿的空间安装位置进行改进，把辊齿在轴上成螺旋式安装布置，也就是连接键成角度布置其值为：第一个键槽角度为00其它的依次为150 、300 、450、600、750。这样设计能对块状物料进行阶段性破碎。也就是能对块状物料进行多次破碎。它能很好地提高破碎效率。同时为了更好地，进一步地提高破碎效率。在每两个啮合辊齿啮合处的正下方加上一个破碎砧。破碎砧利用它的两个侧面与啮合辊齿下方的齿面再次地对物料进行进一步破碎具体工作原理如下：图3 破碎砧的工作原理图第二章 破碎机的结构设计2.1 结构的选择与比较 传动机构的实现方式很多，好的传动机构不仅可以大大提高破碎的效率，而且可以节省功耗。传动机构为齿轮机构，执行机构是从齿辊作滚动的一对齿辊机构。实现上述功能的机构有很多下图所示的几种结构的优缺点如图的右侧所示 方案一：这种结构使用的是一台三向异步电动机带动小齿轮，小齿轮带动一级辊子转动，在一级辊子的另一端装有和二级辊子完全相同的齿轮只起到传动的作用，两辊子同速相向转动完成破碎任务，这种方案可以完成破碎，且具有噪声小，平稳性好，结构简单，高效率等多方面优点，但一级辊子上的第二只齿轮多余，造成浪费。方案二：如图所示的结构，其布局基本与方案一相同，不同的是采用两个同型号的三向异步电机分别带动两个辊子转动，这种设计方案破碎效果很好，但造价相当昂贵，且在不需要调动破碎粒度的时候不需要采用两个动力源，故舍弃。方案三：这种结构不但具有方案一的所有优点，而且克服了方案一多余齿轮造成浪费的缺点，还在齿辊下方加入破碎砧，进行二次破碎，进一步提高破碎效率，其结构简单，布局合理，故选用此设计方案。2.2 破碎机参数的初步确定性能：辊子规格 450500 DL/mm 给料粒度 200 /mm 排料粒度 025；050；075；0100 /mm 生产率 20； 35； 45； 55 Q/（t/h） 辊子转数 64 n/（r/min） 电机功率 8；11 N/ kw 机器质量 3.765 m/ t计算参数：1辊子直径辊子直径D与给料粒度d有关，它们之间的关系决定于辊皮与被破碎物料间的摩擦系数的大小。对于光辊：D20d辊皮表面带有沟槽：D=（1012）d辊皮表面镶齿：D=（26）d对于我所设计的双齿辊破碎机，所破碎的物料粒度在100200mm范围内。D=（26）（100200）=（2001200）mm取D=450mm由于450500型双齿辊破碎机较接近设计要求，故选用。2辊子工作转速辊子最合适的转速与辊皮表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有关，一般都是根据经验决定的。它要保证机器有最大的生产率，功率消耗又要少，同时还要考虑辊皮的磨损不能太快。通常破碎无聊的粒度越大，辊子转速越低，辊皮表面有沟槽或镶齿的辊子，他的转速应比光辊的低；当破碎软的或脆的物料时，转速应高些，而破碎硬物料时应低些。根据经验：N=（120420）式中：n辊子转速（r/min）； 被破碎物料与辊皮之间的摩擦系数； 被破碎物料的容积重（Kg/）； D辊子直径（cm）； D给料粒度（cm）。按照设计要求可知，d=1020cm，一般摩擦系数取=0.300.35，（或摩擦角=16451918），取=0.325，=arctan0.325=18，D=45cm，r=1.31.45Kg/，取r=1.3510Kg/。n=（120420）=（120420）=62.06217.22（r/min）光辊破碎机每分钟工作转数取上式的上限，带沟槽的辊子取中等数值，而带牙齿的辊子则应取其下限，故取n=64r/min。3生产率双辊式破碎机的理论生产率与工作时两辊子的间距e，辊子圆周速度v以及辊子规格等因素有关。假设在辊子全长上均匀地填满物料，而且破碎机的给料和排料都是连续的，料带的宽度等于辊子长度L，厚度等于辊子的间距e，卸出速度等于辊子圆周速度v，因此破碎机的体积生产能力为m/h实际上，喂入物料并布满整个长度，同时卸出物料是松散的，故必须乘上系数加以修正，而物料落下的速度与辊子圆周速度的关系为V=，则： Q=188式中Q生产率（t/h）； n辊子转速（r/min）； 破碎产品的松散容重，接近1 （t/m）；L辊子长度（m）； D辊子直径（m）； 辊子长度利用系数和排料松散度系数，对于中硬度物料，=0.20.3；对于粘性和潮湿物料，如煤，焦碳等，=0.40.6； e排料口宽度 （m）。 当破碎硬质物料时，在破碎力的作用下，后辊弹簧受压缩，使转辊之间距增大，通常间距约为增大1/4，故Q=235t/hQ=235=235（ 0.40.6）0.510.450.02564=33.8450.76（t/h）4辊子功率的计算辊式破碎机功率，一般采用经验公式来估算。破碎中硬物料时，破碎机所需功率为N=0.794KLV式中V辊子圆周速度m/s； L辊子长度m； K系数，K=+0.15，和d分别是给料与排料粒度；对于破碎煤或焦碳用的齿辊破碎机，则辊子功率为 N=KLDn kw式中D辊子直径m； L辊子长度m； n辊子转速r/min； K系数，破碎煤时，K=0.85。 N= KLDn=0.850.50.4564=12.24kw2.3 原动机的确定为了能对整个机械系统提供稳定有力原动力的装置，只有合适的选择原动机的类型才能有效的使系统发挥其作用，电动机的选用，主要从选用的电动机的功率、工作电压、种类、型式及破碎机结构考虑，粗算破碎机传动效率：/=N式中电机额定功率kw 工况系数，破碎机属于的载荷很大的工作机器，按每天工作1016小时计算，取=1.4； 带传动效率，0.95； 滚动轴承效率，0.98； 8级精度圆柱齿轮传动效率，0.97。则 =N/()=20.37kw双齿辊破碎机的电动机需要起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高、功率等级高，能承受经常的机械冲击及振动的类型。综合上述因素可以做出选择Y225M-8型。2.4 传动机构的选择与比较1传动机构的重要性：在原动机和工作机之间必须加入传动装置，通过它来传递动力或改变运动形式、参数，这是因为： 1)工作机所要求的速度通常和原动机的额定速度不一致，需要减速或增速(大多数情况下要求减速)。 2)工作机要根据生产要求进行速度调节，而原动机通常只以一种恒定的额定转速运转，如果通过改变原动机的速度来满足工作机的变速要求，往往经济成本较高。对于某些类型的原动机无法通过其本身变速来满足工作机的生产工艺要求。 3)原动机的运动形式比较单一，比如通常只能作匀速转动，而工作机的运动形式由生产的工艺要求而定，它们是多种多样的，如直线运动、往复摆动、螺旋运动等等。 4)在单机集中驱动时，需要一台原动机来带动若干组不同速度大小，不同运动形式的工作机(或执行机构)。5)为了工作安全及维修方便，或因机器的外廓尺寸受到安装空间、运输条件的限制等其它原因必须把原动机和工作机分成两个部件，而它们中间则出传动装置来连接。2传动类型选择（1）传动类型选择时应考虑的因素选择传动类型时所依据的主要指标应是：效率高、经济成本低、外廓尺寸小、重量轻、运动性能良好及便于加工制造和维修，既能满足生产条件又安全可靠。具体地说选择传动类型时应考虑到：1）原动机的工况应与工作机工况相匹配，即它们的工作点接近各自的最佳工况，而且工作点尽可能稳定。原动机和传动装置在起动、制动、调速性能、机械特性、反向和空载等方面能符合工作机的要求。2)对传动的尺寸、重量和布置方面应做到紧凑、轻巧、合理，同时又要便于安装和维修。3)能适应工作环境条件，加多尘、高温、低温、潮湿、腐蚀、易燃、易爆等恶劣环境、噪声的限度等。4)经济成本低，即工作寿命长、传动效率高、初始费用、运转费用和维修费用低。5)操作和控制方式简便。6)必须符合国家的技术政策，现场的技术条件和环境保护等其它要。（2）传动类型选择的原则1)对于大功率传动，应优先选用高效率的传动，以节约能源。2)当工作机要求与原动机同步时，不宜采用摩擦传动，而应采用无滑动的传动装置(如啮合传动)。3)传动装置应尽可能采用标准化、系列化产品，便于互换从而降低初始和维修费用。4)当载荷变化频繁，而且可能出现过载时，不宜采用啮合传动而可采用摩擦传动、流体传动，或在传动装置中配备过载保护设施。5)为了降低初始费用，在满足使用要求前提下，尽可能选择结构简单的传动装置，即简化和缩短传动链。6)若原动机的调速速比能与工作机的变速要求相适应时，可直接联接或采用定传动比的传动装置；当工作机要求的变速范围大，原动机的调速措施不能满足其机械特性和经济要求时，应采用变传动比的传动。通常从降低成本角度出发尽量采用有级变速，只有工作机生产工艺需要连续变速时，才选用无级变速传动。此外，在传动装置中传动比的分配应合理。如下图所示传动机构，选择了带式传动机构。因为双齿辊破碎机所需要的传动精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全保障，使用带式传动机构很安全。因为双齿辊破碎机的电动机的转速是730r/min，而辊子的转速需要64 r/min，要求传动比为11.4127。11.4127=4.12*2.77*1，因为带式传动机构所需要的传动精度不需要太高，故带式部分的传动比为4.12第一对齿轮的传动比为2.77第二对齿轮的传动比为1。即I带=4.12，i12=2.77,i23=1第三章 破碎机的总体设计3.1 带传动设计1设计功率 kw =P式中P工作机功率kw =1.414.55=20.37kw2带型根据和选取有效宽度制V带，选取15N/15J型有效宽度制V带。式中小带轮转速r/min。3传动比ii= (=0.010.02)式中 大带轮转速r/mim； 小带轮节圆直径，可视为基准直径； 大带轮节圆直径，可视为基准直径； 弹性滑动系数；有效宽度制窄V带：=-2取=197.4mm，=797.4mm，则=4.12，=177 r/min4小带轮有效直径及大带轮有效直径（为提高V带寿命，在经济条件允许的情况下，值较大选取。=200mm，=800mm5带速Vm/sV=7.55m/s窄V带 =35m/s，V20m/s时，可以充分发挥带的传动能力，一般V不低于5m/s，满足要求，7.5m/s5m/s。6初定中心距离则 7002000，取=1500mm7有效长度=2+=4630.8mm圆整近似选取=4570 mm8实定中心距 amma+=1469.6mm取a=1470mm9小带轮包角=180-57.3=156.610根V带额定功率 kw根据带型，及选取 =7.62kw11i1时的单根V带额定功率增量kw根据带型，及选取 =0.69kw12V带根数 =式中包角修正系数，取=0.93；带长修正系数，取=1.06。 =2.49取=313带轮宽度 D=2e+2f=350.25+26=610.5mm14单根V带初张紧力N =0.9500（-1）+mV式中mV带单位长度质量Kg/m，取m=0.20Kg/m。 =0.9500（-1）+0.207.55=693.5N15作用在轴上的力N =2sin=2693.5sin=1358.2N =1.5=2037.3N（新带的初张紧力为正常张紧力的1.5倍。）16切边长tmm t=1439.1 mm17挠度mm =23.0mm18载荷 WdN新安装的带 Wd=式中初张紧力的增量，取=40N。Wd=65.8N；运转后的带 Wd=57.1N；最小极限值 Wd=44.1N。3.2 齿轮传动设计1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1) 按1.5所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2) 双齿辊破碎机为一般重载工作机器，速度不高，故选用8级精度。3) 材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（热处理，调质,表面氮化，深度为0.20.3mm），硬度为HB260290，齿轮硬度Hv550；大齿轮材料为40Cr（热处理，调质），硬度为HB260290。4) 选小齿轮齿数 =19，已知大齿轮转速为 64r/min，小齿轮转速为 177r/min。5) 传动比 i=u=2.77，故=u=192.77=52.63，取=53。2按齿面接触强度设计1）确定公式内的各计算数值（1）试载荷系数 =1.3（2）计算小齿轮传递转矩=95.510/ =95.510/ =95.510 =789359N（3）取齿宽系数 =1（4）查得材料的弹性影响系数 =189.8MPa（5）按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限为=600MPa,=600MPa（6）计算应力循环次数=60j式中j齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数； 齿轮的工作寿命h；假设破碎机寿命为10年（一年工作300天，每天工作10小时）=601177（1530010）=4.77910=/u=1.72510（7）查得接触疲劳寿命系数=0.95；=0.98（8）计算接触疲劳许用应力=式中S安全系数 S=1，取失效概率为1%=0.95600 MPa=570 MPa=0.98600 MPa=588 MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值2.32=124.584mm（2）计算圆周速度 =1.15m/s（3）计算齿宽 bb=1124.584 mm=124.584 mm（4）计算齿宽与齿高之比 b/h模数 =/=124.584/19=6.557 mm齿高 h=2.25=2.256.557=14.75 mmb/h=124.584/14.7=8.45（5）计算载荷系数根据=1.15 m/s，八级精度，查得动载荷系数 =1.1；直齿轮，假设100 N/mm，查得=1.2；查得使用系数=1；查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时=1.15+0.18（1+0.6）+0.3110b =1.15+0.18(1+0.61)1+0.3110124.584 =1.477由 b/h=8.45，=1.477查得 =1.38，故载荷系数K=11.11.21.477=1.95 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得=124.584=142.60 mm（7）计算模数 m=7.51 mm3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m1）确定公式内的各计算数值（1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500 MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500 MPa。（2）查得弯曲疲劳寿命系数 =0.85，=0.87。（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得= MPa=303.57 MPa= MPa=310.71 MPa（4）计算载荷系数 KK=11.11.21.38=1.822（5）查取齿型系数得=2.85，=2.31（6）查取应力校正系数=1.54，=1.71（7）计算大小齿轮的 ，并加以比较=0.01446=0.01271小齿轮的数值大2）设计计算=4.87 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的载荷能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度计算得的模数 4.87，并就近完整为标准值 m=5 mm，按接触强度算得的分度圆直径=142.6mm，则=/m=142.6/5=28.52，取=29=u=2.7729=80.33， 取=80这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并作到了结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算1）计算分度圆直径=m=295=145 mm=m=805=400 mm2）计算中心距=（+）/2 =（145+400）/2=272.5 mm3）计算齿轮宽度 b=145取 =145 mm，=150 mm4）齿数比 u=2.775）齿顶高 =m=5 mm6）齿根高 =（+）m=6.25 mm7）全齿高 =（2+）m=11.25 mm8）齿顶圆直径 =（+2）m=155 mm =（+2）m=410 mm9）齿根圆直径 =（-2-2）m=132.5 mm =（-2-2）m=377.5 mm10）基圆直径 =cos=138.3 mm =cos=375.9 mm11）齿距 p=m=15.7 mm12）齿厚(s)=齿槽宽(e) s=e=m/2=7.9 mm13）验算=10887.7 N= N/mm=75.09 N/m100 N/mm，满足要求，可以使用。注：第二根辊转速与第一根辊转速一致，因此选用与第一根齿轮相同齿轮，只起传动作用。3.3 齿轮强度校核1齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度条件式中计算接触应力N/mm； 许用接触应力N/mm。（1）计算应力式中节点区域系数；材料弹性系数；接触强度计算的重合度与螺旋角系数；分度圆上的圆周力N； b齿宽mm；小齿轮分度圆直径mm； u齿数比；使用系数；动载系数；、齿向载荷分布系数；、齿间载荷分布系数。1）的确定变位系数的选择按=+=29+80=109，选择=1.6，查得=0.146，所以y=-=1.6-0.146=1.454，a=（+y）m=（109/2+1.454）5=279.77 mm，取a=280 mm，y=1.5,求出=0.14，=y+=1.5+0.14=1.64，选出=0.745，=0.921=0.0153，分度圆螺旋角=0，查得=2.262）弹性系数的确定取=189.83）接触强度计算的重合度与螺旋角系数的确定=，为接触强度计算的重合度系数，它是考虑端面重合度、纵向重合度对齿面接触应力影响的系数；为接触强度计算的螺旋角系数，它考虑螺旋角对齿面接触应力影响的系数=；=；=0式中、分别为大小齿轮的部分重合度，查得0.83=，=0.92，则=1.75；=0.866；=1；=0.8664）分度圆上的圆周力的确定=转矩T=789.28 Nm=10523.73 N5）使用系数的确定取=1.256）动载系数的确定=1+式中、系数，查得=39.1，=0.0193=1+0.0193=1.157）齿向载荷分布系数的确定=1.15+0.181+0.6（）（）+0.3110b=1.15+0.181+0.6（）（）+0.3110150=1.4848）齿间载荷分配系数的确定取=1.29）计算=474.20 N/mm（2）许用应力=式中试验齿轮的接触疲劳极限应力N/mm；接触强度计算的寿命系数；润滑油膜影响系数；工作硬化系数；接触强度计算的尺寸系数；接触强度最小安全系数。1）的确定由大小齿轮材料为40Cr查得=600N/mm2) 的确定N=60j=601177（1530010）=4.77910=/u=1.72510查得=0.95，=0.98取较小的=0.953）的确定查得=14）的确定=1.2-=1.2-=1.115）的确定查得=16）的确定选取=1.25 （较高可靠度）7）计算=506.11N/mm=474.2N/mm2齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度条件 （1）计算应力=式中法向模数；复合齿型系数；抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数。1）的确定=1.482）的确定=1.23）的确定查得 =4.39，=3.95，取较大值 =4.394）的确定=（0.25+）（1-） =（0.25+）（1-） =0.67865）计算= = =107.01（2）许用弯曲应力=式中齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值N/mm；抗弯曲强度计算的寿命系数；相对齿根圆角敏感性系数；相对表面状况系数；抗弯曲强度计算的尺寸系数；弯曲强度的最小安全系数。1）的确定查得 =500N/mm2）的确定查得 =0.95，=0.98，取较小值=0.953）的确定查得 =14）的确定查得 =15）的确定查得 =16）的确定选取 =1.25（较高可靠度）7）计算=380N/mm=107.01 N/mm，满足要求。3齿轮静强度校核计算（1）齿面静强度校核齿面静强度条件1）静强度最大齿面应力=计算切向力=10523.73N/mm= =424.13N/mm静强度许用齿面接触应力= = =506.16N/mm=424.13N/mm，满足要求（2）弯曲静强度校核弯曲强度条件1）静强度最大的齿根弯曲应力= =1.151.4841.24.390.6786 =85.61N/mm2）静强度许用齿根弯曲应力= = =380N/mm=85.61N/mm 额定动载荷比为1.52.5；2 能承受单向轴向载荷，在径向载荷作用下，会产生附加轴向力，一般成对使用；3 能够限制轴承和外壳在一个方向上的轴向位移；4 极限转速低；5 313系列具有较大的接触角，可以承受更大的轴向载荷，其他系列的接触角在1018之间。故我选用 31322 型号单列圆锥滚子轴承（2）键的选择根据设计要求选择普通平键（C型）联接，它具有靠侧面传递转矩，对中好，易拆装。无轴向固定作用。精度较高，用于高速轴或较大冲击、正反转的场合。薄型平键运用于薄壁结构和传力矩较小的传动。C型用于轴端。根据齿轮轴径d=110 mm，选用C2861（GB/T1096-2003）（3）键的强度校核键的强度要求 和 式中T传递的转矩；d轴的直径；l键的工作长度，l=L-b/2；k键与轮毂的接触高度，k=0.4h；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压力，查得=100120 MPa；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压强，查得=40 MPa；=35.46 MPa，满足要求，可以使用；=35.46 MPa，满足要求，可以使用。3）轴上受力分析如下面弯矩转矩图（1）轴上传递的转矩=789359 Nmm =789.359 Nm（2）齿轮的圆周力=10887.7N（3）齿轮的径向力 =10887.70.364=3962.8 N（4）轴承的轴向力 = = =5271.4 N（5）由大带轮制造和安装所附加的圆周力 =2cos(90-)=2693.5=1358.2N4）求支反力（1）在水平面内的支反力，由=0 得（a+b）-b=0=1844.8N由=0得=-=3962.8-1844.8=2118 N（2）在垂直平面内的支反力=5443.85N（3）由于的作用，在支点A、B处的支反力，=0，得（a+b）-c=0=386.38N=+=1358.2+386.38=1744.58N5）作弯矩和转矩图（1）齿轮的作用力在水平平面的弯矩图=b=21180.135=285.93Nm=-F=285.93-5271.4=-96.25 Nm齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图=5743.850.135=734.92Nm由于齿轮作用力在D截面作出的最大合成弯矩=790Nm由于作用而作出的弯矩图 =C=1358.2 N0.0825 m=112.05Nm该弯矩图的作用平面不定，但当其与上述合成弯矩图共面时是最危险的情况。这时其弯矩为二者之和，则截面D的最大合成弯矩为 =+=790+112.05=902.05 Nm2）作转矩图 =789.359Nm6）轴的强度校核（1）确定危险截面根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图、截面B处弯矩较大，且有轴承配合引起的应力集中，截面D处弯矩最大，且有齿轮配合引起的应力集中，故属于危险截面。现对D截面进行强度校核。（2）安全系数校核计算 由于该破碎机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的脉动循环的切应力。弯曲应力幅为：=47.04MPa式中W抗弯断面系数由于是对称循环弯曲应力，故平均应力 =0式中40Cr的弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查得=350 MPa；正应力有效应力集中系数，查得=2.38；表面质量系数，轴径车削加工，查得 =0.90；尺寸系数，查得 =0.6 = =1.69切应幅为=1.0310 Pa式中 抗扭断面系数根据式式中40Cr扭转疲劳极限，查得 =200 MPa；切应力有效应力集中系数，查得 =2.22；平均应力折算系数，查得 =0.21；尺寸系数，查得 =0368； = =50.6轴D截面的安全系数为S=1.69查得 S=1.32.5故SS，可知该截面是安全地，可以使用。3.5破碎机的总体设计根据破碎机的结构设计、带传动、齿轮及轴的设计，综合进行破碎机的总体设计，破碎机的总体结构如下图。破碎箱采用钢板组装方式，底座采用180型槽钢，破碎箱与底座采用螺紧后焊接，而电动机直接用螺栓拧在底座上。我对破碎机的总体结构进行了优化。其减速箱与破碎箱做成一体形式，既可以节省空间和制造成本又可以更好的密封和传动；对齿轮轴部分我采用齿轮轴半露，上盖与半露部分很好的密封。具体形式如下图表示。第四章 项目的技术经济分析4.1 2006年的经济预测2006年是实施“十一五”规划的第一年，是“十一五”规划完成好坏的关键一年。初步分析2006年的发展环境非常有利破碎机行业保持持续、快速、稳定的发展。1国家宏观调控政策有利于破碎机行业的发展国家振兴装备制造业政策，特别是最近中央经济工作会议精神，国家仍将继续执行“双稳健”的财政政策和发展内需的宏观经济政策，以及国家近期出台的有关工、农业政策和调控政策，还有对节能降耗，环境保护的部署等，为机械工业提出了新的要求，扩展了机械产品的市场，机械工业仍将保持高速发展，必然带动破碎机行业的发展。2主机任务饱满，对破碎机行业的发展有利破碎机是配套件行业，受主机行业的影响很大。据有关行业预测，目前各主机行业企业2006年在手的任务十分饱满，特别是国家重点工程所需的重大装备和大型高档产品需求十分火暴，仍处于供不应求的局面，必然拉动破碎机行业的发展。4.2 可能影响经济运行质量的问题1燃料、动力、原辅材料价格上涨，影响企业的效益煤、油、电力以及原辅材料和钢材的价格上涨，将直接影响破碎机产品的生产成本，降低企业的经济效益。企业很难通过加强管理，靠企业内部挖潜对这部分予以补偿。在企业利润空间不大的情况下，会降低企业的经济效益，影响行业企业的长远发展的后劲。2积极引导企业吸引外资对外开放是国家的重大国策，不少地方往往以吸引外资的多少，作为政府的政绩考核目标，不管项目的好坏和效益如何。有的企业，国家花了大量资金进行技术改造，已形成了自己的品牌，而且还形成了行业的排头兵，在国内外都有一定的名气，像这样的企业也被国外公司购买或控股，是这样的企业失去了自主权，丢掉了自己的品牌，失去了多年来创造的无形资产，实在可惜。这样也可能影响到国家的产业安全，影响到国家发展的自主性，应引起重视。4.3 绿色设计1绿色设计产生的背景自20世纪70年代以来，工业污染所导致的全球性环境恶化达到了前所未有的程度，迫使人们不得不重视环境污染的现实。日益严重的生态危机，要求全世界工商企业采取共同行动来加入环境保护，以拯救人类生存的地球，确保人类的生活质量和经济持续健康的发展。进入20世纪90年代，各国的环保战略开始经历一场新的转折，全球性的产业结构调整呈现出新的绿色战略趋势，这就是向资源利用合理化、废弃物产生少量化、对环境无污染或少污染的方向发展。在这种“绿色浪潮”的冲击下，绿色产品逐渐兴起，相应的绿色产品设计方法就成为目前的研究热点。在工业发达国家，产品的绿色标志制度相继建立，凡标有“绿色标志”图案的产品，表明该产品从生产到使用回收的整个过程符合环境保护要求，对生态环境无害或危害极少，可以实现资源的再生和回收，这种产品大大地提高了在国际市场的竞争力。例如：德国的水溶油漆被授予绿色标志后，销售额提高了20%。与经济发达国家相比，我国工业的技术水平还有较大差距，工业产品还存在着资源和原材料消耗大、环境污染严重、国际竞争能力相对较弱等问题。在加入WTO之后，产品出口所面临“绿色壁垒”十分突出。为解决上述问题的可行途径，就是通过绿色设计与绿色制造技术，大力开发绿色产品，尽可能减少对环境的污染和资源浪费，全面提高产品的竞争力。2绿色产品的定义和特点 绿色设计是由绿色产品的诞生所引申的一种设计技术。因而，要进行绿色设计，首先有必要弄清什么样产品是绿色产品，绿色产品有何特点，以便于采取一定的方法和手段去设计绿色产品。1）绿色产品的定义 绿色产品是相对传统产品而言的，至今还没有权威的定义，为了便于对绿色产品的认识，给出如下一些定义：（1）绿色产品是指以环境和环境资源保护为核心概念而设计生产的、可拆卸和分解的产品，其零部件经过翻新处理后可以重新利用。（2）绿色产品是将重点放在减少部件，使原材料使用合理化并能进行回收处理的产品。（3）绿色产品是指从生产到使用乃至回收的整个过程都符合特定的环境保护要求，对生态环境无害或危害小，以及可以再生或回收、循环、再利用的产品。（4）绿色产品是指其使用寿命完结时，部件可以翻新和重新利用的产品。以上定义可以看出，绿色产品是指在产品全生命周期内，包括原材料制备、设计、制造、包装、运输、使用、回收、再用或再生过程，能节约资源和能源，对生态环境无危害或少危害，且对生产者及使用者具有良好保护性的产品。2）绿色产品的几个鲜明特点：（1）优良的环境友好性；（2）最大限度地利用材料资源；（3）最大限度地节约能源。3绿色设计的主要内容和设计原则 设计内容：1）绿色产品的描述和建模；2）绿色设计的材料选择；3）面向拆卸性设计；4）产品的可回收性设计；5）绿色产品的成本分析；6） 绿色产品设计数据库。设计原则：1）资源最佳利用原则；2） 能量消耗最少原则；3）“零污染”原则；4）“零损害”原则；5）技术先进原则；6）生态经济效益最佳原则我设计的双齿辊破碎机具有可拆卸性，并且破碎过程中较原始辊式破碎机添加破碎砧，这样设计可以提高生产率，节省原材料，降低生产成本，为企业带来可观的效益。但是也存在着一些不足，那就是问题，就目前的科技还无法彻底解决此问题，希望日后在这方面有所突破。第五章 专题论文破碎粉磨设备的现状及发展摘要：介绍了破碎粉磨设奋酌研制现状，着重阐述了其蛄构、原理及适应范围，同时对个后硅磨设奋的发展作了评述。关键词：粉碎 粉磨 超细粉碎专题正文：为了满足有色金属、黑色金属、水泥、化工、建材以及非金属加工业的迅速发展，9O年代以来，破碎粉磨设备的研究非常活跃，研制了多种新型设备，取得了新的突破。本文就这些新型破磨设备进行论述。1 破碎设备在破碎设备的研制中，一直贯彻“多碎少磨”的原则研制超细碎设备，即由原来的破碎产品粒度1520mm降到1215mm，甚至小于12ram，以求达到“以碎代磨”主要的机型有：高压辊磨机、惯性圆锥破碎机、立式冲击破碎机(BARMAC立式冲击粉碎机)、离心环磨机和回转破碎机等。1.1 高压辊磨机高压辊磨机是8O年代由德国K舍纳特(KSchonerO教授提出，德国洪堡公司首先研制的高效破碎设备。如图1所示。物料在高压辊之间受到强大的作用力，一般可以达到150300MPa，实现“料层粉碎”，产品能小于2ram。不但实现了“多碎少磨”，而且能成为“以碎代磨”的新型粉磨设备。由于高压辊磨机对颗粒层旌加强大压力，不仅使物料粉碎，而且还可以使粉碎后的物料颗粒内部产生大量裂纹利用球磨机或锤碎机后续粉碎显著提高破碎能力，节省能量。在国内该种设备首先应用在水泥建材行业，现逐步向有色金属行业推广。高压辊磨机与松散设备(球磨机或锤碎机)及干法微细粒分级机配套，可望在超细粉碎领域发展国内东北大学、天津水泥工业设计院、中南工业大学开展了研制工作，并进入工业试验阶段。1.2 惯性圆锥破碎机惯性圆锥破碎机最早由前苏联术哈布尔选矿设计研究院研制，是 种新型的超细碎设备。如图2所示。该机与传统破碎机有很大不同，其破碎力主要由可调偏心装置在一定转速下产生离心惯性力产生,动锥在工作过程中产生一定频率的振动冲击脉冲，使之能以较少的能量破碎物料 该机具有破碎比大(可达43o)、单位功耗低、可带负荷启动和停车等特点。由于采用了隔振原理，动载荷小。现在北京矿冶研究院与俄罗斯共同建立了中俄凯特破碎机有限公司，专门开发制造惯性圆锥破同 该设备已在耐火材料、磨料、钢渣、石英 铅锌矿中应用，是当今破碎硬物料最有效的设备。1.3 立式冲击破碎机80年代初期，新西兰BARMAC立式高效冲击破碎机问世，经过不断改进，现在有单冲和双冲式立式冲击破碎机。图3为转子结构及工作状态图。该种机型一个高速转子( v=40100ms)，物料通过专用给料装置给入转子中心 物料受离 b力和转子的冲击作用而飞溅，像子弹一样与另一部分在转盘环形区域以伞状方式分流而下的物料相碰击而产生第一次粉碎，然后共同飞溅到反击板上产生第二次粉碎 高速度 高能量的碰击，使物料产生高强度粉碎。该种粉碎机主要具有如下特点：粉碎过程强烈，粉碎效率高；自衬作用覆盖面大，金属磨损少；具有细碎、超细碎和粗磨的能力I受给料湿度影响少，可处理含水量9 的物料；产品粒度形状好，立方体产品含量高等。因此，该设备适用水泥、磨料、耐火材料 人造石英砂、铁矿、金矿等行业中。尤其在筑坝中，需要大量立方体颗粒，三峡大坝工程就采用了该设备来生产石料。我国洛阳大华机器厂生产该种粉碎设备。1.4 立式离心磨机立式离心磨机工作原理如下；块状物料从料斗给入磨机，电机及带轮带动由多级拔盘组成的转子高速旋转。大块物料首先经第一级拔盘叶轮上沿挡球被剪碎 由于重力作用，物料继续下落受球、柱离心力辊碾粉碎，工作结构如图4。长沙矿冶研究院王桂福教授研制的离心环磨机，具有独特的结构和工作原理，电耗比球磨机低30 ，钢耗省896 ，生产能力大，重量轻，价格低。该种机型能把破碎、粗磨结合在一起，减少设备投资，生产效率高，节能显著。现在需要解决衬套、柱、球的磨损问题。对中、小企业是一种极其前途的以碎代磨的新设备。 1.5 破碎设备的发展方向(1)开发新型节能、低耗的破碎设备(2)应用新型耐磨材料。例如高铬铸铁，堆焊高铬合金。(3)破碎、粗磨一体化设备仍是主要研制方向。(4)进一步完善现有破碎设备及工艺，使性能更优越。2 磨矿设备近l0年来，磨矿设备仍然广泛应用普通卧式简型球磨机，但是围绕提高磨矿效率、降低能耗钢耗方面作了大量工作，例如烟台石油机械厂开发了ZQM 节能圆锥球磨机、衡阳有色冶金机械厂开发了QSG一2836型节能球磨机、云南曲靖地区机械厂研制了EM 型立式球磨机，一些大学、研究院对衬板和介质结构及材质做了大量工作，取得了一定效果。随着科学技术的进步和新材料的应用，对物料的粒度、形状、表面特性均提出了不同的要求。近几年来，超细粉及分级技术发展迅速，相继开发了高速冲击粉碎机、振动磨、搅拌磨、气流磨、胶体磨 离心辊磨等超细粉碎设备 2.1 高速冲击粉碎机 高速冲击粉碎机是指围绕水平或垂直高速旋转的回转体(转子、锤子、叶片)给物料以强烈冲击的一种冲击式粉碎设备。如图5所示。日本细川一密特朗公司生产的CM 高速冲击式超细粉磨机是一种先进的设备，已广泛地应用在非金属超细粉碎，可将8ram以下物料一次粉碎成一10#m占70 以上，配上分级设备，一10#m可以达到95 。国内咸阳非金属矿研究所、瓦房店化工机械厂均生产该类设备。该设备可应用于滑石、粘土、重晶石、碳酸钙、云母、石墨等非金属的超细粉碎。2.2 气流磨气流磨是利用高速气流(300500ms)使颗粒相互冲击碰撞、磨擦和剪切而使物料粉碎，是一门较成熟的干法超细粉碎技术，已广泛应用在化工、农药、非金属的超细粉碎，产品细度可达l5#m。气流粉碎具有纯度高、分散性好、粒度细而且均匀等特点。但是这种设备投资大，附属设备多，能耗大。德国Alpine公司研制的AFG流态化床逆向气流磨较为先进，如图6。国内主要有沈阳飞机研究所、四川绵阳中国空气动力研究所、上海华工机械三厂。2.3 搅拌磨搅拌磨主要由一个静止的简体和一个旋转的搅拌器组成。磨机转体内充满小直径磨矿介质，主要通过搅拌器设置产生磨擦、剪切和少量冲击粉碎物料，产品细度可小于1m。国外主要有：美国U.P公司生产的搅拌器、德国NETZSCH公司卧式搅拌器、瑞典SALS生产的SAM搅拌器、日本生产的塔磨（如图7）、国内有长沙冶金设计研究院生产的立式螺旋搅拌器（塔磨）、苏州非金属设计院的剥片机等。搅拌磨在高岭土、碳酸钙、锆英砂、氧化铁红、金矿等细磨中得到了应用。现在主要解决磨损及细微粉碎时的分散问题。超微细粉碎搅拌器设备和干法搅拌磨及工艺是今后发展的方向。2.4 振动磨振动磨是利用研磨介质(球或棒)在作高频振动的筒体内对物料进行冲击、磨擦、剪切等作用而使料物粉碎的细磨或超细磨设备。国外主要有西德KHD Humboldt Weclag生产的Palla型振动磨、美国SWECO公司立式旋振动磨。国内主要有温州矿山机械厂、江阴机器厂及青岛矿山机械厂。其中青岛矿山机械厂的ZMF内分式旋振磨是一种很有发展前途的设备(图8)，有望拓宽振动磨的应用领域。振动磨主要应用在耐火材料、磁性材料、化工等领域。2.5 离心辊磨机离心辊磨机主要有雷蒙磨、OK辊磨、szeg0辊磨等。以往主要用于-400目产品的粉碎经过离心辊磨的改进和干法微细分级设备的配套产品粒度可达-10pro或更细。因该设备产量大地小比能耗低等优点，最近几年重新得到重视，又成为一种极为有前途的超细粉碎设备。如图9是Szego磨机，是离心辊磨机的一种新颖结构，立式辊子上有螺旋槽辊子能沿筒体周边公转叉自转离心力使辊子压向容器壁面，将物料压碎，辊子上的螺旋槽同时对物料进行剪切，使物料既受压又受剪切作用。它与高性能干法微细分级百己合使用可将平均直径10mm的物料，一次粉碎到几微料，而且动力消耗低。2.6 其它超蜘粉碎设备主要有Lurgio离心磨机、高强度离心磨机、行星磨、胶体磨等。为了经济地生产超细粉体，国内外一些专家对球磨机、雷蒙磨等进行了改进配上高效干法微细分级机生产出了合格超细产品。倒如球磨介质球，增大充填率可应用于超细粉碎。雷蒙磨配上分级机能生产一10pm的粉体产品。因此超细粉碎设备是与工艺联系在一起，工艺参数的调整至关重要。 2.7 超细粉碎发展方向现代工程技术将会需要越来越多的高纯超细粉体，虽然可以通过化学合成法制备高纯超细粉体，但其成本高，至今未大规模用于工业化生产。获得超细粉体的主要手段仍然是机械粉碎方式，因此，今后的发展主要是：(1)开发与超粉碎设备配套的精细分级设备超细粉碎与分级设备相结合的闭路工艺，可以提高生产效率，降低能耗。保证合格产品粒度，可以这样说，大处理量、高精度分级设备是超细粉碎技术发展的关键。(2)提高效率，降低能耗，不断改进超细粉碎设备及工艺首先要开发新型超细粉碎设备，如日本的MICRO超细磨。搅拌磨的结构将日趋完善，将会更多地应用在各个行业。助磨剂和表面活性分散剂将逐步应用于超细粉碎工艺中。(3)开发多功能超细粉碎和表面改性设备如超细粉碎和干燥等工序结合，超细粉碎与表面改性结合，扩大了超细粉碎技术的应用范围。在材料领域，用机械合金化制备特种新材料。(4)开展与超细粉碎技术相关领域攻关高耐磨材料，超细粉的过滤、干燥、捕集的技术及装备，粒度测试仪器及测定技术，与超细粉碎技术密切相关，必须与这些领域的专家一起攻关。2.8 颤式破辟机齿板颚式破碎机齿板的磨损属于凿削式磨损。以江苏常熟采石场使用的PZ250500型颚式破碎机齿扳为例，齿扳材质是经水韧处理的标准高锰钢。在扫描电镜下观察齿扳磨面可以看出，齿扳表面被挤压成凹凸部分材料，随后又被磨料推挤形成压舌磨面，在磨面上可以看到很多磨料尖角短程滑动造成的磨痕，并可看到齿板表面有微裂纹。经过分析，齿扳磨损的主要原因是磨料相对齿板短程滑动、切削金属造成磨屑和磨料反复挤压引起齿扳材料多次变形，导致金属材料疲劳脱落，磨损失教过程是：(1)物料多次反复挤压凿削齿扳，在齿扳区表层，或在挤压金属的突出部分根部形成微裂纹，此微裂纹不断扩展到相连，造成表面金属材料脱落，形成磨屑。(2)物科反复挤压，造成齿扳金属材料被局部压裂或翻起，其碎裂或翻起部分又随着挤压撞击的物料一起脱落形成磨屑 (3)物料相对齿板短程滑动，切削齿板形成磨屑。因此从耐磨材料上控制齿板磨损主要是硬度和韧性。材料硬，物料挤压深度浅，材料变形小，物料对材料短程滑动的切削量也小 材料韧性好，抵抗断裂能力强，可消除挤压撞击过程中脆性断裂，提高抗疲劳变形开裂能力。颚式破碎机的大小规格不同，进料粒度、锐度不同，对齿板的挤压、撞击力不同，大中型挤压力大，除考虑材料的抗挤压力和抗滑动切削外，还应考虑受撞击时的冲击力及弯曲应力 因此大型齿板选材应选用韧性高、综合性能好的材质从上述磨损失效分析可知，对于齿板材料应选择硬度高的材质以抵抗挤压、显微切削失效，选择足够韧性柏材质以抵抗凿削撞击疲劳失效。同时从齿板结构上进行改进，以减少物料与齿板的相对滑动，这不仅对提高生产率有益，而且对提高材料的使用寿命也有益。2.9 锤式破碎机锤头不同规格的锤式破碎机，锤头形状大小也各不相同，一般认为90125kg的锤头为大型，25kg以下为小型，其余为中型。大中水泥厂一般使用2550kg锤头。由于锤头大小不同，使用工况条件不同，它的磨损失效也各不相同。锤头的磨损方式，以冲击凿削为主，伴随有冲刷显微切削磨损。其磨损形貌为i申击坑和切削犁沟。由于锤头的主要磨损方式为冲击，所以人们习惯于选择高锰钢做锤头材质。(1)1 2kg以下锤头 由于其冲韧小，不能充分发挥高锰钢的加工硬化作用，因此耐磨性很不理想，如破碎长石、劣质煤和高炉矿渣等物料，锤头有的用几天甚至几个班即失效。有人把玻璃厂用58kg锤头和水泥厂用115kg锤头进行磨损后残体失效分析，结果表明两类锤头加工硬化效果都很差，表面硬化曲线如图2所示。小锤头的磨损过程是一方面物料小能量冲击锤头，金属表面产生塑性变形和徽裂纹。在反复多次塑变情况下裂纹扩展，金属受挤压形成碎片脱落，导致冲击磨损；另一方面物料刺入材料表面，在一定法向力与切向力作用下，对材料表屡金属产生显微切削、冲刷，使金属表面磨损，但由于冲击力 畎，高锰钢不足以被加工硬化。所以应选择有一定韧性，以硬度高为主导的材料才能大幅度提高使用寿命。(2)50kg级锤头 由于其冲击力大，采用高韧性的高锰钢材质，其加工硬化性能得到一定发挥，锤头以磨损、冲击、凿削为主，伴随冲刷显微切削磨损，磨损的微观形貌表现为冲击坑和切削犁沟。但是如果物料工况条件不同，同样是高锰钢锤头使用情况也相差很大。如同样是陕西延河水泥机械厂生产的12P 50kg级高锰钢锤头，在永登水泥厂仅应用23个月即失效；在耀县水泥厂可用811个月。电镜观察永登水泥厂锤头在磨损面上主要是切削犁沟，有冲击坑存在，说明其磨损失效是以切削机理为主，向时伴随有撞击磨损。分析原因是该厂石灰石物料中含泥量大，粒度小，使冲击负荷减小，高锰钢加工硬度不明显，同时物料中常带有高硬度的硅石板岩，对高锰钢奥氏体像硬质合金刀一榉切 ，留下许多切削沟槽，所以磨损快耀县水泥厂锤头磨损面上主要是冲击坑，并有少量的切削沟槽，说明它是以撞击磨损为主，伴随切削磨损，这是因为耀县厂的石灰石块度大，且均匀、冲击力大。石灰石与锤头磨损面撞击时形成许多撞击坑，坑周围有明显的翻边。由于高锰
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