ag官方手机登录齿辊破碎机详细设计(全套图)

日期:2020-06-01 00:38

  优秀设计 1 概述 全套 CAD 图纸, 联系 1 36071 5675 各专业都有 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...

  优秀设计 1 概述 全套 CAD 图纸, 联系 1 36071 5675 各专业都有 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3n 个小立方体, 分割平面数为 3 (n-1) , 所消耗的总功为 3P (n-1) 。 得到假设将上述立方体物料分割成边长分别为 1/1m (cm) 和 1/2m (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 2m 式中 物料内部应力, N/ 物料的应变; E 物料弹性模量, N/2m 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=E L/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 L2N L/2EA 所消耗的功 W 就为 W=N L/2=物料内部产生的应力 = N/A 代人上式可得 W=2 AL/2E AL 即为物料的体积, 所以 W=2 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Wb , 从而可得到物料破碎时所消耗的功为破碎=2b V/2E 由此可见, 对每种物料而言,b 和 E 均为定值, 则功破碎W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 300~900 100~350 中碎 100~350 20~100 细碎 50~100 5~15 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 进 料 粒最 大出 料口 调 节生 产 率t/h 电 动 机功率 kw 长 宽 度 mm 650 范围 mm1200900 井下 1200 ×900 液压 1500 ×1200 2100 ×1500 ×1200 900 150180 150200 130180 ~140~200 110.0 1200 900 750 ~140~200 95.0 1500 1200 850 ~170 180.0 2100 1500 1250 250~300 400~500 280.0 表 1-3 复摆颚式破碎机的技术规格 进 料 口 尺寸 mm 进 料粒 度mm 250 150 125 规格 最 大出料口调节范围 mm生 产率t/h 电动机 长 宽 型 号 功kw 5.5 率250 ×150 350 ×200 380 ×240 400 ×250 400 ×250 分段式 400 ×250 移动式 400 ×250 汽油驱动 400 ×250 500 ×250 600 ×400 750 ×500 900 ×600 1200×900 10~401~4 Y1325-4 350 200 160 10~502~5 Y160M-6 7.5 380 240 17 21 Y160M-6 7.5 400 250 210 20~805~20 Y180L-6 15.0 400 250 400 250 220 20~80 5~20 M200L2-6-050 22 机 400 250 220 20~80 10~12 M-050 汽油机 820(hp)400 250 180 20~808~10 Y180M-4 17.0 500 250 220 20~80 5~40 Y200L2-6 22 600 400 350 40160 50170 75200 100 ~200 ~17115 70 ~Y250M-8 30.0 750 500 450 ~YR280-8 55.0 900 600 480 ~52192 150 ~300 ~YR315L-8 75 1200 900 750 YR315L-6 110.0 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mm 格 辊 子转 速r/min 进 料 粒 度mm 卸 料粒 度mm 电 动机 功率kw 350 850 生 产率 t/h外 形 尺 寸mm 长 × 宽 ×高 0 5 0 6 整 机质 量t 915×1830 56 700 0225 ~××80 1500×2800 6 300 × 1000×2500 200 55 400 ××32.8 1500×2140 5.2 - - 40 250~300 ××27.131000×1300 - 1200 × 750×300 100~300 13 60 ××8.1 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mm 格 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 1200 ×1000 122.2 40 2~12 40 15~90 7470××47802018 45.318750700 ×50 40 2~10 28 3.4~17 3889××28652018 7 1295940×820 8 12.252610400 ×75 85 0~30 30 12.8~40××3.297 600400 ×120 36 2~9 20 4~15 ××2.55 400250 900900 ×200 32 2~8 10 5~10 ×1.3 双齿面辊 × 37.5 800 0~1000~1250~1500~1000~75 0~50 0~25 28 125 150 180 55 45 35 20 ×× 13.27 450450 × 64 100~200 8 ×× 3.765 四辊破碎机是一种冶金矿山设备配套中、 细碎产品, 也可通过调整上、下辊的间隙, 破碎所需粒度的物料。 表 1-6 四辊破碎机的技术规格 格 mm 速r/min mm mm 率 kw1200×1000 9000108 100 2~10 28 规辊子转进 料粒 度卸粒料度电 动机 功生率 t/h 产外形尺寸 mm 长×宽×高 整质量 t 机83.381 30 153.166 20 3~8 4~10 75 55 35~40 9610× 5660×4325 50~60 67 18 4175× 3150×27.64 ×700 189 40 20 16 3147 1. 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 1-1 2 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/h W: 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: 1(11iE即:)1iAmW m: Bond 功指数, 煤的 Bond 功指数为 7. 91KW. h/t E: 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: 90mm 2. 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1n =980r/min, 输入功率 P=160kw 1) 设计功率 d P =d P 由表 33. 1-2 查得共况系数K P=1. 6×160=256kw AK =1. 6, A2) 选定带型 根据d P =256kw 和1n =980r/min, 由图 33. 1-2 确定为 E 型带。 3) 小带轮基准直径d =560mm, 取传动比 i=1. 6, 弹性滑动系数 =0. 02。 则大带轮1 dd 及大带轮基准直径2dd 参考表 33. 1-18 和图33. 1-2, 取1 d基准直径 2dd =id =900mm。 1 dd (1- ) =1. 6×560×0. 98=878. 1mm 由表 33. 1-18 取2d4) 大带轮轴实际转速 2 n =2 n 1 dd (1- )1n /2dd =560×0. 98×980/900=597. 58r/min 5) 带速 v v=不超过 30m/s, 符合要求。 1 dd1n /(60×1000) =  ×560×980/(60×1000) =28. 72m/s 5) 初定轴间距 按要求取 0 a =0. 7(1 dd +L 2dd ) =0. 7×(560+900) =1022mm 6) 所需基准长度0d 0dL =20 a + (1 dd +2dd ) /2+)4/()(0212adddd =4364. 5mm 由表 33. 1-7 选取基准长度d L =4660mm。 7) 实际轴间距 a a=0 a +(adL -0dL ) /2=1170mm 安装时所需最小轴间距min mina=a-0. 0015dL =1101. 1mm 张紧或补偿伸长所需最大轴间距maxa max9) 小带轮包角  =10) 单根 V 带的基本额定功率 d =560mm 和a=a+0. 02dL =1263mm 0180 -03 .57/ )(12adddd=0163 根据1 d1n =980r/min 由表 33. 1-17 g 查得 E 型带1P =31. 35kw。 11) 考虑传动比影响, 额定功率的增量△1P 由表 33. 1-17g 查得△1P =6. 06kw。 12) V 带根数 z z=d P /[(K =0. 96, 由表 33. 1-15 查得1P +△1P )LKK] 由表 33. 1-13 查得LK =0. 9, 则 Z=256/[(31. 35+6. 06) ×0. 96×0. 9]=7. 92 取 z=8 根。 13) 单根 V 带预紧力 0 F =500(2. 5/0 F K -1) d P /(zv) +m2v 由表 33. 1-14 查得 m=0. 17kg/m, 则 0 F =500×(2. 5/0. 96-1) ×256 /(8×28. 72) +0. 17×272.28=1635. 52N。 14) 压轴力r F Fr) 2/sin(20zF=25880. 88N。 15) 带轮结构和尺寸 由 YB355S-6 电动机可知, 其轴伸直径0 d =90mm , 长度 L=170mm, 故小带轮轴孔直径应取0 d =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》 Ⅰ 。 传递功率 P=152kw, 主动齿轮转速1n =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 56~62HRC;大齿轮选用 20CrMnTi, 调质渗碳淬火, 回火, 硬度 56~62HRC。 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 m3211]/[n)/(2FSaFadYYZKTmm /n确定齿轮传动精度等级 按tv =(0. 013~0. 022)311P, 估算圆周速 度tv =5. 3m/s, 参考表 8-14 和表 8-15, 选取Ⅱ 公差组 8 级。  查表 8-23, 按齿轮相对轴承为悬臂布置, 取小轮齿数Z =125。 齿数比 u=5. 208 齿宽系数dd =0. 5。 1 Z , 在推荐值 20~40 中取1 Z =24。 取传动比 i=5. 2, 则2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 1T =9. 55×1T 由式(8-53) 得 610 P/1n =2. 34×K610 N mm KK 载荷系数 K 由式(8-54) 得 K=K 查表 8-20 得K 查图 8-57 得初值AKv使用系数AAK =1. 75 动载荷系数vvtK =1. 21 K =1. 27 / 1/ 1Z 齿向载荷分布系数K 查图 8-60 得K 由式(8-55) 及[1. 88-3. 2(K =1. 242, 则载荷系数 K 的初值Y 查图 8-67 小轮齿间载荷分配系数0得 ) ]cos  =1. 721 K =3. 34。 21Z查表 8-21 并插值得t齿形系数Fa1FaY=2. 08 大轮Y 查图 8-68 小轮2FaY=2. 16 Y应力修正系数Sa1Sa=1. 58 大轮2SaY=1. 83 重合度系数 Y =0. 25+0. 75/ ] 由式(8-71) 有 [F ]=弯曲疲劳极限limF 查图 8-72 得Y 由式(8-67) 得  =0. 686 许用弯曲应力[FFxNFSYY/lim 1limF=850N/2mm mm 2limF=740 N/2弯曲寿命系数NY 查图 8-73 得1NY =2NY=1 尺寸系数x Y 查图 8-74 得S 查表 8-27 得x Y =1 S =1. 6, 则 2mm , [m /(2dZKT安全系数FF [1F]=531 N/2F]=463 N/2mm 故齿轮模数 m 的设计初值t tm =7mm。 m 3211]/[)FSaFaYY=6. 91mm 取t 小轮分度圆直径参数圆整值1td 1td =1 Ztm =168mm 圆周速度 v V=11ndt /60000=5. 2539m/s K 取值影响不大, 不必修正K =1. 21, K=m =7mm。 与估取tv =5. 2 很相近, 对vvK 。 vK =vtt K =3. 34 齿轮模数 m=t小轮分度圆直径1d 1d =1td=168mm 大轮分度圆直径 2 d =m2 d 2Z =875mm 中心距 a a=m(21ZZ ) /2=521. 5mm 齿宽 b b=min1tdd=83mm 大轮齿宽2b 2b =b=83mm 小轮齿宽 1b =1b 2b +(5~10) =88mm 3) 按齿面接触疲劳强度校核计算 由式(8-63) 知 。 HHEHbudiuKTZZZ2)/()(2211 弹性系数EZ 查表 8-22, 得Z 查图 8-64(EZ =189. 8/ mmN节点影响系数H0,21xx =0) 得HZ =2. 5。 重合度系数许用接触应力 接触疲劳极限应力 Z 查图 8-65( 由式(8-69) 得 =、 limH接触强度寿命系数Z 查图 8-70 得Z 查图 8-71 及说明得S 查表 8-27, 按一般可靠度取=1500 MPa   =0) 得 Z =0. 88。 HHHWNSZZH/lim 1limH2limH 查图 8-69 得 Z=Z =1。 1=1650MPa, 2limH=1620MPa N1N2NZ=1。 硬化系数WW接触强度安全系数HHS =1. 1。 则 1H 2H=1473 MPa 又 1H=988 MPa=960 MPa1H  2H2H故齿面接触疲劳强度满足要求, 也即所设计的齿轮满足强度要求。 4) 齿轮其它尺寸计算及结构设计 由表 8-31 可知, 小齿轮为盘式锻造齿轮, 大齿轮为轮辐式铸造齿轮 以及它们的结构尺寸。 画出齿轮的示意图如下所示。 图 2-3 主动齿轮 图 2-4 偏心轴齿轮 5) 根据传动要求及破碎机的结构合理性, 可确定过轮及小齿辊轴端的齿轮的参数及结构尺寸。 过轮的齿数为 z=57, 根据模数 m=7mm 及分度圆直径 d = mz 可知分度圆直径 d=399mm。 又过轮宽 B=88mm, 其结构图如下图所示。 图 2-5 过轮 小齿辊齿轮的齿数 z=90, 宽度 B=83mm, 其结构图如下所示。 图 2-6 小齿辊齿轮 2. 3. 3 带轮护罩及齿轮外壳设计 带轮护罩可有效保证工作人员的安全。 齿轮外壳可使齿轮避免外界环境对其其影响, 又保证了有效润滑。 2. 4 齿辊参数计算 2. 4. 1 传统的颚式破碎机和辊式破碎机 一 颚式破碎机主要参数的计算及其分析 1 钳角 颚式破碎机动颚和定颚间的夹角称为钳角。 钳角由物料性质、 块粒大小、 形状等因素决定。 如果钳角太大, 进料口物料块就不能被颚板夹住, 而被推出机外, 从而降低生产率。 如果钳角太小,虽能增大生产率, 但破碎比 i 减小。 图 2-7 表示从力学角度推算钳角的计算图式。当物料被夹持在破碎腔内,不被推出机外时, 这些力应相互平衡, 即在 x、 y 方向的分力之和应该分别等于零, 于是求得 22tan1ff  因 tan式中  为钳角,  为物料与颚板间的摩擦角,数。 tanf, 故 tan2 f 为物料与颚板间的摩擦系 图 2-7 为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外, 必须令 f即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的一倍。 2 2 转速 颚式破碎机的成品, 依靠物料自重降落排出, 如果动颚摆动(偏心轴转速) 速度太快, 成品不能充分排出; 如果速度太慢, 又浪费有效时间,两者都使机械生产率减小。 使破碎机获得最高生产率的偏心轴转速 n 应是 tan665ns r/min 式中  为钳角(度) , s 为动颚行程(cm)。 实际上, 由于动颚空行程初期, 物料仍处于压紧状态而不掉落, 因此,转速应取低些, 一般是上式计算值的 0. 7, 即 0tan470ns r/min 破碎坚硬物料时,0n 还要取得低些; 对于脆性物料, 可以适当取大; 大尺寸破碎机的转速应适当减低, 以减小惯性力。 也可用下面的经验公式选取转速: 进料口宽度 B1200mm 时 n = (310~145) B r/min 进料口宽度 B1200mm 时 n = (160~42) 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(2.5 ~ 3.0)d而进料口宽度 a 与mind之间的关系是 mind是 mins a=(9~10)mind 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=(120~150))/()(]9 .101)[(0/900nnbBBLsdnBsp 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d 排出产物的平均粒度, m, 其值为: 2bdp端点水平摆动行程, m; p 2s 图 2-8 破碎腔几何尺寸  被破碎物料的固体密度, t/m3;  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, 的关系曲线 所示, 参数 按如下定义给出: )(与 图 2-9 )(与 的关系曲线  =(maxD-minD) /pD 在此 maxD给入物料中的最大粒度, m; minD 给入物料的平均粒度, m;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pD 之比值, 即  =b/D 通常破碎机排料口宽度 b 总是小于给入物料平均粒度D给入物料中的最小粒度, m; p)(与通过破碎腔的物料ppD 的 1/2, 故)(可选取为 1;0n 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: 2/12/12/10)/1 (1)30~27(gBbSKKn r/min (2) 式中 K颚式破碎机机构的行程速比系数, 通常 K=1. 15~1. 25; g重2/sm; n颚式破碎机动颚的实际摆动次数, r/min;力加速度,)/(0nn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: )/(n=n/ n=)/(n=1; 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对于 n0n ,0n0n ; 0n ,0n0n ,0n0n /n。 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 2160tgtgpnLSdQ (3) 式中颚式破碎机的啮角;  被破碎物料的松散系数, 一般情况下, 取  =0. 3~0. 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1  ,2 定颚破碎板和动颚破碎板倾斜安装的角度,1  +2 =  称为号的意义和单位同前。  =  /2, 则有 若1  =2 ) 2/(30ptgnLSdQ t/h (4) 若1  =0,2 =  , 则 tgpnLSdQ60 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,2cm , A=LB; 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=K 给料特性(或破碎难易程度) 系数, 详见表 2-1;K = /1. 6;  破碎物料的松散密度, t/料粒度校正系数, 见表 2-2;1K2K3K0 q b t/h (7) 式中 12K 物料密3m ;3K 物度校正系数,20 q 排料口单位宽度的生产能力, t/h mm,见表 2-3; b排料口宽度, mm。 表 2-1 给料特性系数1K 表 2-2 物料粒度校正系数3K 表 2-3 排料口单位宽度的生产能力0 q 利温生公式 Q=150nLSpd  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 20%~30%, 综合摆动颚式破碎机较简摆提高 90%~95%。 因此, 在计算简摆以外的颚式破碎机生产能力时, 必K 。 须乘以一个大于 1 的型式修正系数05 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 B×L、 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K =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 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K 成正比例变化: 斜安装的角度1  和2 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40改为30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。 210170后, 生产能力提高了 20%~40%;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22 , 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。 小30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 =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015 左右。 如对现有颚式破碎机进行改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0 (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K 可按下式确定 HbtgHtgbtgK/)/1 (00 (10) 如果颚式破碎机的两破碎板都倾斜安装, 啮角 =生产能力K 则为: 1  +2 , 那么其相对 20121/tgtgHtgbtgK (11) 式中 当斜铁大头的尺寸 b。 小于 Htg1  时, 分母中 tg1  取 “+”, bo/H 取 “一”;反之, b。 大于 Htg1  时, 分母中 tg1  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. 025~0. 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. 05~0. 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) } 这被认为是破碎物料的理想条件。 其曲线)ln(exp)(mbsbC (13) )1 (ln2221mHsbBk (14) 1/Hhm H (15) h (16) H1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 cos1/21 cos2iDd 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. 2~0. 25, 此时, 辊子直径要比物料粒度大 9~22 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 10~12, 齿面辊子的 D/d 取 2~6。 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maxn为 max66fndD r/min 式中 f物料与辊子表面的摩擦系数,  物料密度(kg/物料粒度(cm) , D辊子直径(cm)。 3cm ) , d实际上, 为了减小破碎机的振动和辊子表面的磨损, 取 n = (0. 4~0. 7) maxn 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=3~6m/s; 软质物料 v=6~7m/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 (hm /3) (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,2m ; 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 (hm /3) (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, ,2m ; U物料松散系数, 取 0. 25~0. 4。 由此得生产能力计算公式: Q=60mknAl+3600VFU hm /3) (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: iE -1/W=11m(1/iA ) (4) 式中 mBond 功指数, kW h0. 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. 2~11. 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=WH Q) , 初步得出对于双齿辊破碎机, i 可取 1. 45~5。 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2 n =597. 58r/min,传递功率为2P =152Kw, (1) 求轴上的转矩 T T=9. 55×610 ×(2P /152597.58 2 n ) =9. 55×610 × =2. 43×610 N. mm (2) 求作用在齿轮上的力 轴上齿轮的分度圆直径: d =168mm 可以求出作用在齿轮上圆周力tF 、 径向力r F 和轴向力a F 的大小如下, 方向如下图所示。 tF =2Td =2×2. 43×610 /168 =28929N r F =costannt F =28929×120tan =10529 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 mindA232Pn =100×3152597.58 =67. 1 mm d=100mm。 取min(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. 5×45 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: 000rVCVBrrcos42Fsin48RF sin290 tFR VCVB1362.5R153.51661F sin29R代入数据: rr28929 N , F =10529 N, F25881 NtF  得到: VBR=33717 N , VCR=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: sin42000HCHBrrRF cos29Fcos480 tFR HCHBr1362.5R153.51661F cos29R代入数据: rr28929 N , F =10529 N, F25881 NtF  得到: HBR=21877 N, HCR=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: 22BHBVBMMM =493 =4731851 N. mm 22CHCVCMMM =386 =7725504 N. mm 2222 合成弯矩图: 图 2-20 扭矩: T =2. 43×610 N. mm 扭矩图: 图 2-21 由上述一系列的图可...

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