2PGC—450×500新型双齿辊破碎机设计
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2PGC—450×500新型双齿辊破碎机设计,PGC,450,500,新型,双齿辊,破碎,设计
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河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）中期检查表指导教师： 张昌娟 职称： 讲师 所在院（系）：机械与动力工程学院 教研室（研究室）： 机械制造系 题 目双齿辊破碎机设计学生姓名李振龙专业班级08机制3班 学号0828070102一、选题质量：辊式破碎机适用于在水泥，化工，电力，冶金，建材，耐火材料等工业部门破碎中等硬度的物料，如石灰石，炉渣 ，焦炭，煤等物料的中碎，细碎作业。 该系列对辊式破碎机主要由辊轮组成、辊轮支撑轴承、压紧和调节装置以及驱动装置等部分组成。双齿辊式破碎机的设计涉及到选择传动机构、带传动及齿轮传动设计、轴、轴承和键的设计等。符合本科阶段培养专业设计的能力，能够很好的训练学生的机械综合能力，达到理论与实践的结合，开拓视野，培养了学生创新的意识。本课题设计难度中等，符合本科阶段要求，工作量大，需要同学认真查阅资料，扎实学好专业知识，与任课老师，相关的技术人员沟通，认真完成毕业论文。我要在接下来的设计中认真查阅相关资料，本着严谨的设计态度把接下来的设计搞好。从而为自己以后在工作中积累宝贵的经验。2、 开题报告完成情况：开题报告已完成。确定了明确的课题设计方向；并对破碎机设计在使用中经常出现的问题有一定的研究，且应用在设计计算中；同时，已完成了对相关资料的查阅，对课题有了总体的分析。开题报告顺利完成。3、 阶段性成果：查阅资料已基本完成，国内外研究进展现状分析已完成。大致方案和主要零件参数已确定，已经开始对课题进行设计计算，并有了关键性的进展，设计过程已经快速地展开，确定了工作的内容和方法；破碎机的结构设计正在进行中，部分零件图的绘制已经完成，已开始制作设计说明书。英文翻译进入校核阶段。4、 存在主要问题：1. 在破碎机设计上，专业性比较强的时候遇到了一定的阻力。2. 由于破碎机使用较多，在整体设计时应考虑控制成本，因此在设计时要综合多方面的考虑。3. 局部结构设计思路不清晰；设计内容不够连贯，系统性不强；在整体结构及零部件结构上存在一定问题；4. 获得资料不够充分，需要根据实际的设计情况取得参考资料。5.在选用零件和确定结构工艺参数时缺少经验和参考。五、指导教师对学生在毕业实习中，劳动、学习纪律及毕业设计（论文）进展等方面的评语指导教师： （签名） 年 月 日2 前 言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!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。随着国内基本建设和国民经济的持续发展，我国的建设机械市场已经成为国际设备制造商关注的焦点，破碎机械行业也不例外，外资的进入，进一步加剧了市场的竞争程度，国内破碎机械企业要想在竞争的大潮中取得先机，其首要问题就是要提高现有破碎设备的质量和技术含量，尽快缩小与国外先进水平的差距，创造自己的品牌，争取市场主动，本文通过比较国内外破碎机械的差距来说明国内外破碎的机械现状。国内外破碎机械存在差距的原因很多，其中市场需求不同是造成差距的客观原因，由于国际市场上优秀的破碎设备制造商集中在欧美地区，那里大规模的基本建设阶段已过去，市场对砂石料的需求不多，且环保要求又高，势必形成砂石场高度集中以大规模生产来实现环境保护，帮所需破碎设备规格大、自动化程试想高、机动性强。满足这样的市场需求发展的破碎设备与国内产品不大一样，而我们正处于大规模的基本建设时期，各地对砂石料的需求剧增，引起投资砂石场热，遍地开花的砂石场往往规模小，只求上马快、投资少，供不应求的市场使粗制滥造、技术水平低下、耗能高、污染环境严重的产品纷纷进入，而这些设备往往只能以低价来占领市场，因此与国际上先进水平差距明显。国际上专业的立轴冲击式破碎机制造商已普遍采用陶瓷制作耐磨零件，而不仅仅是硬质合金（碳化钨）和高铬铸铁。陶瓷材料不但可耐较高的温度，而且有特别好的抗腐蚀性，因而在带有相当温度的物料高速冲击时耐磨性能良好。国内的立轴立轴冲击式破碎机目前采用硬质合金和高铬铸铁材料，质量不稳定，易腐蚀和磨损，且易被金属件击碎，由于砂石场使用的破碎设备国内外产品差距明显，故国内高端市场，如规模较大的砂石场仍是进口的设备占多数。 目前国内的破碎机械制造商无论国有企业还是民营企业，在科技开发上的投入不足是产品差距的主观原因，既缺乏科研手段（例如几乎没有一家制造商具备岩石实险室），又缺少先进技术支撑，自主产权的开发力量十分薄弱。尽管国内外破碎设备差距很大，但纵观国外的破碎设备制造商由于本土市场日渐缩小，生产成本高，纷纷开拓本国以外的市场，而且作为传统工业在资金、人才等方面获得新的投入甚少，因此，近来年兼并重组频繁，这种局面给国内破碎机械制造商以很大的发展机遇，毕竟我国的制造成本较低，又有较好的重工业基础，通过引进国际上先进技术，产学科研投入，一定能克服技术上的差距，使我国的破碎设备产品更好的进入国内外市场。 矿业破碎机是指排料中粒度大于三毫米的含量占总排料量50%以上的粉碎机械。由英国人恒安发明。破碎作业常按给料和排料粒度的大小分为粗碎、中碎和细碎。常用的砂石设备有颚式破碎机、反击式破碎机，冲击式破碎机，复合式破碎机，单段锤式破碎机，立式破碎机，旋回破碎机、圆锥式破碎机、辊式破碎机、双辊式破碎机、二合一破碎机、一次成型破碎机等几种。 颚式破碎机是利用两颚板对物料的挤压和弯曲作用，粗碎或中碎各种硬度物料的破碎机械。其破碎机构由固定颚板和可动颚板组成，当两颚板靠近时物料即被破碎，当两颚板离开时小于排料口的料块由底部排出。它的破碎动作是间歇进行的。这种破碎机因有结构简单、工作可靠和能破碎坚硬物料等优点而被广泛应用于选矿、建筑材料、硅酸盐和陶瓷等工业部门，和圆锥破碎机相比，颚式破碎机投资少，成品片石少，生产成本低。与锤式破碎机相比，耐磨件使用时间长，生产效率高，后期投资小。旋回式破碎机是利用破碎锥在壳体内锥腔中的旋回运动，对物料产生挤压、劈裂和弯曲作用，粗碎各种硬度的矿石或岩石的大型破碎机械。装有破碎锥的主轴的上端支承在横梁中部的衬套内，其下端则置于轴套的偏心孔中。轴套转动时，破碎锥绕机器中心线作偏心旋回运动它的破碎动作是连续进行的，故工作效率高于颚式破碎机。到70年代初期，大型旋回破碎机每小时已能处理物料5000吨，最大给料直径可达2000毫米。圆锥式破碎机的工作原理与旋回破碎机相同，但仅适用于中碎或细碎作业的破碎机械。中、细碎作业的排料粒度的均匀性一般比粗碎作业要求的高，因此，在破碎腔的下部须设置一段平行区，同时，还须加快破碎锥的旋回速度，以便物料在平行区内受到一次以上的挤压。辊式破碎机是利用辊面的摩擦力将物料咬入破碎区，使之承受挤压或劈裂而破碎的机械。当用于粗碎或需要增大破碎比时，常在辊面上做出牙齿或沟槽以增大劈裂作用。辊式破碎机通常按辊子的数量分为单辊、双辊和多辊破碎机，适于粗碎、中碎或细碎煤炭、石灰石、水泥熟料和长石等中硬以下的物料。锤式破碎机是利用锤头的高速冲击作用 ，对物料进行中碎和细碎作业的破碎机械。锤头铰接于高速旋转的转子上，机体下部设有篦条以控制排料粒度。送入破碎机的物料首先受到高速运动的锤头的冲击而初次破碎，并同时获得动能，高速飞向机壳内壁上的破碎板而再次受到破碎。小于篦条缝隙的物料被排出机外，大于篦条缝隙的料块在篦条上再次受到锤头的冲击和研磨，直至小于篦条缝隙后被排出。反击式破碎机是利用板锤的高速冲击和反击板的回弹作用，使物料受到反复冲击而破碎的机械。板锤固装在高速旋转的转子上，并沿着破碎腔按不同角度布置若干块反击板。环锤破碎机主要用途：该系列环锤破碎机适用于破碎各种脆性物料，如煤、煤千石、焦碳、炉渣、页岩，疏松石灰石等。物料的抗压强度不超过10MPa，其表面水分不大于8%。 冲击式破碎机适用于软或中硬和极硬物料的破碎、整形，广泛应用于各种矿石、水泥、耐火材料、铝凡土熟料、金刚砂、玻璃原料、机制建筑砂、石料以及各种冶金矿渣，特别对碳化硅、金刚砂、烧结铝矾土、美砂等高硬、特硬及耐磨蚀性物料比其它类型的破碎机产量功效更高。 1、总体设计方案1.1 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。1.2 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。1.3 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。1.4 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 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。1.6 题目的可行性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。1.7 传统破碎机的改进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2、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 2.2.1 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 t/h 辊子转数 64 r/min 机器质量 3.765 m/ t 2.2.2 计算参数 2.2.2.1 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。 2.2.2.2 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=450mm，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。 2.2.2.3 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）2.2.2.4 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：*123456/=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*KA/(123456)=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 2.4.1 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。 2.4.2 传动类型选择 2.4.2.1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。2.4.2.2 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=13、破碎机的总体设计3.1 带传动设计1. 设计功率 Pd=PKA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：=-2e取=197.4mm，=797.4mm，则=4.12，=177 r/min 4. 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VV=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3.2.1 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。3.2.2 按齿面接触强度设计3.2.2.1 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 MPa3.2.2.2 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 mm3.2.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m3.2.3.1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3.2.3.2 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。3.2.4 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。 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3.3.1 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。3.3.1.1 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 3.3.1.2 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/mm3.3.2 齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度条件 3.3.2.1 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= = =107.013.3.2.2 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。3.3.3 齿轮静强度校核计算3.3.3.1 齿面静强度校核齿面静强度条件1）静强度最大齿面应力=2）计算切向力=10523.73N/mm= =424.13N/mm3）静强度许用齿面接触应力= = =506.16N/mm=424.13N/mm，满足要求3.3.3.2 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/mmS，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。 4、绿色设计4.1 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。
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