對(duì)輥式破碎機(jī)設(shè)計(jì)

1緒論1.1破碎機(jī)概述對(duì)于破碎煤和巖石的破碎機(jī)型主要有顆式、旋回式、普通輥式、喂給式(單齒輥)和雙齒輥式。顆式破碎機(jī)系間斷破碎，國內(nèi)外產(chǎn)品均存在設(shè)備自重大、功耗高、生產(chǎn)能力小的缺點(diǎn)，滿足不了生產(chǎn)能力大的要求。旋回式破碎機(jī)是我國冶金礦山應(yīng)用廣泛的一種粗碎設(shè)備，具有連續(xù)破碎、生產(chǎn)效率高、能力大、破碎物料硬度高、使用可靠的特點(diǎn)，但設(shè)備重量大、高度高、要求根底大、移動(dòng)相當(dāng)困難。喂給式破碎機(jī)是消化國外技術(shù)而開發(fā)的應(yīng)用較廣泛的一種破碎中硬以下物料的破碎機(jī)，具有結(jié)構(gòu)緊湊、適于移動(dòng)式、半移動(dòng)式破碎站。但對(duì)中等以上硬度物料破碎適應(yīng)性差，破碎巖容易出現(xiàn)超限排料。普通齒輥式破碎機(jī)應(yīng)用較多，輥徑大破碎齒小，破碎片小，過負(fù)荷能力差，破碎能力小。不適用于破碎巖石和大塊物料。新型雙齒輥破碎機(jī)由于結(jié)構(gòu)緊湊，破碎物料機(jī)理合理，適應(yīng)性強(qiáng)等突出的優(yōu)點(diǎn)，在露天礦物料粗碎應(yīng)用中很有開展前途，是較為理想的露天礦巖石破碎機(jī)，其主要特點(diǎn)如下:1)采用長齒，小輥徑，螺旋布齒，多盤四齒結(jié)構(gòu)，通過剪切，彎曲，擠壓綜合作用破碎物料，比普通輥式破碎機(jī)破碎機(jī)理合理，破碎齒受力均勻，允許入料力度大，特別適于粗碎。2)設(shè)備結(jié)構(gòu)緊湊，布置靈活，所占空間尺寸小，尤其是破碎高度小，能夠有效地降低整體布置高度，大大降低破碎站的造價(jià)。4)破碎輥轉(zhuǎn)速低，磨損小，噪音低，灰塵小。5)破碎機(jī)根底設(shè)計(jì)簡單，由于采用整體式結(jié)構(gòu)，驅(qū)動(dòng)減速器直接連接到破碎機(jī)框架上，使得傳到根底上的力大大減小，設(shè)備振動(dòng)小，有利于設(shè)在移動(dòng)。6)采用特殊設(shè)計(jì)過載能力強(qiáng)的減速器，對(duì)物料的適應(yīng)性強(qiáng)，與普通輥式和喂給式破碎機(jī)相比，破碎物料的硬度大，同時(shí)由于長齒的交叉布置得到相互梳理作用，也可破碎粘性物料。MMD公司新型雙齒輥破碎機(jī)已形成中心距500,625,750,1000,1300mm系列產(chǎn)品，可以滿足不同生產(chǎn)能力的需要，同時(shí)具有不同的齒型結(jié)構(gòu)，可以滿足不同物料的破碎。1.2選題的目的和意義中國是世界上少數(shù)幾個(gè)以煤炭為主要能源的國家之一，煤炭的生產(chǎn)量和消費(fèi)量占世界首位。煤炭作為中國的主要能源及鋼鐵、化工領(lǐng)域的原料在相當(dāng)長的時(shí)間內(nèi)不會(huì)有大的改變，因此煤炭在中國國民經(jīng)濟(jì)中的地位是舉足輕重的。然而，在中國的煤炭消耗中，煤炭的加工利用處于低水平階段，存在著高能耗、高污染、低效率的利用現(xiàn)狀，也產(chǎn)生一系列的環(huán)境污染問題，如:燃煤產(chǎn)生煙塵和S02排放量分別占80%和90%，中國的大氣污染屬典型的煤煙型大氣污染。全國己有62.3%的城市S02年平均濃度超過國家二級(jí)標(biāo)準(zhǔn)，日平均濃度超過國家三級(jí)標(biāo)準(zhǔn)。S02排放量的持續(xù)增加使中國酸雨覆蓋面積占國土面積的40%，酸雨污染給森林和農(nóng)作物造成的損失每年達(dá)數(shù)百億元。大氣中的S02的主要來源于高硫煤的使用，而中國的高硫煤約占總產(chǎn)量的10%,按每年10億噸的產(chǎn)量算，每年約有1億噸的高硫煤，而去硫的最根底設(shè)備就是將硫及其伴生物從煤中的解離—也就是說要將煤充分破碎，破碎煤就需要破碎機(jī)，這是選擇此題的目的之一。其二如前所述，新的選煤技術(shù)和工藝需要新型的破碎機(jī)，否那么影響新的選煤工藝和方法的技術(shù)水平。其三多年來，選煤廠廣泛采用的各式破碎機(jī)由于結(jié)構(gòu)與機(jī)理的原因，破碎后的產(chǎn)品或者過粉碎嚴(yán)重，排料粒度不能有效的控制，同時(shí)伴有大量粉塵或者破碎機(jī)的破碎強(qiáng)度低，不能適應(yīng)含煤巖石的煤炭破碎，且破碎后粒度不均勻，容易超粒，不但使得后續(xù)的洗選難度加大，分選效果變差，同時(shí)難以滿足目前市場(chǎng)的需要。由此造成的損失每年數(shù)億人民幣。為解決此問題，在國內(nèi)的破碎機(jī)技術(shù)尚未滿足國內(nèi)使用條件的技術(shù)下，目前大量從國外進(jìn)口破碎機(jī)，如山西的平塑、安家?guī)X煤礦、神華集團(tuán)的神木礦區(qū)、大柳塔選煤廠、貴州盤江集團(tuán)的老屋基選煤廠、永城煤電集團(tuán)、晉城無煙煤礦業(yè)集團(tuán)等等，國外破碎機(jī)的價(jià)格是國內(nèi)同類價(jià)格的6-8倍，如果研制的破碎機(jī)能替代進(jìn)口產(chǎn)品，每年可為國家節(jié)約外匯至少1億美元。因此，無論從環(huán)保的角度、社會(huì)效益的角度、直接經(jīng)濟(jì)效益的角度，還是解決生產(chǎn)實(shí)際問題的角度，研究新型的齒輥式破碎機(jī)，具有較重大的現(xiàn)實(shí)意義。齒輥式破碎機(jī)可以說是一種古老的機(jī)械。由于具有構(gòu)造簡單、工作可靠、成果低廉等優(yōu)點(diǎn)，至今仍然被廣泛的應(yīng)用于大、中、小型廠礦，對(duì)脆性物料和韌性的中硬和軟礦石進(jìn)行細(xì)碎。如煤、焦炭、石灰石、泥頁巖、長石、泥灰土等。齒輥式破碎機(jī)按照輥?zhàn)拥臄?shù)目可分為:單齒輥破碎機(jī)、雙齒輥破碎機(jī)和多齒輥〔三輥、四輥和六輥〕破碎機(jī)。單齒輥破碎機(jī)采用較長的齒輥，主要用作粗碎，雙齒輥破碎機(jī)的齒輥一般較短，用于中碎，多齒輥破碎機(jī)主要用于細(xì)碎。對(duì)于齒輥式破碎機(jī)，由于其上述的優(yōu)點(diǎn)，自50年代以來，各方面一直比擬受關(guān)注，其主要代表成果是帶彈簧保險(xiǎn)裝置的單齒輥和雙齒輥破碎機(jī)，帶有彈簧保險(xiǎn)裝置的目的的是為了防止入料中的木、鐵、研石，巖石等硬物損壞破碎齒。當(dāng)大塊硬物落到破碎腔不能被破碎時(shí)，破碎板或齒輥受力增大，從而壓縮彈簧增大破碎腔的間隙，以使排出硬物，然后借彈簧的恢復(fù)力使可動(dòng)破碎板或齒輥回到原來的位置，由此便不能嚴(yán)格控制碎后產(chǎn)品的粒度。1.3對(duì)輥式破碎機(jī)概述1.3.1對(duì)輥式破碎機(jī)的工作原理結(jié)構(gòu)對(duì)輥破碎機(jī)也叫雙輥破碎機(jī)或輥式破碎機(jī)，本機(jī)的工作原理是使落入齒輥之間的物料，在兩齒輥相對(duì)方向旋轉(zhuǎn)作用下，遭到機(jī)器獲得要求粒度的物料。1.3.2對(duì)輥式破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)特征：規(guī)格齊全，結(jié)構(gòu)特征不一，根據(jù)不同型號(hào)，設(shè)計(jì)由帶傳動(dòng)裝置和齒輪傳動(dòng)裝置。齒輪傳動(dòng)裝置的主要結(jié)構(gòu)有固定齒輥、活動(dòng)齒輥、傳動(dòng)軸、機(jī)體、底架、罩殼、長齒輪罩殼等局部組成，機(jī)器動(dòng)力是由電動(dòng)機(jī)上的皮帶輪傳出，再通過一對(duì)中間減速齒輪，使固定軋輥旋轉(zhuǎn)，再借助固定軋輥另一端的一對(duì)長齒輪、驅(qū)動(dòng)活動(dòng)軋輥，兩軋輥成相對(duì)運(yùn)動(dòng)而擠壓物料。簡圖如下〔圖1-1〕。1、固定軋輥和活動(dòng)軋輥：軋輥局部是破碎機(jī)的主要局部，由軸、輪殼、輥軋、齒輪、長齒輪、軸承端蓋、以及滾動(dòng)軸承等零件組成。固定軋輥和活動(dòng)軋輥軸上，都有鍵聯(lián)接著兩個(gè)輪殼，輪箍裝在輪殼上，軸的一端裝有長齒輪，在固定軋輥的另一端裝有一只圓柱齒輪，軋輥兩側(cè)有調(diào)心滾子軸承。輥軋是擔(dān)負(fù)破碎工作的主要零件，根據(jù)使用情況定，因軋輥直接與物料接觸是常更換的易損件，所以輪箍材料采用ZG50Mn2經(jīng)過調(diào)質(zhì)熱處理后，具有鞏固、耐用、拆卸方便等優(yōu)點(diǎn)。2、活動(dòng)裝置：活動(dòng)軸承旁裝有活動(dòng)裝置，當(dāng)機(jī)器在工作時(shí)如有不能破碎機(jī)的物體或者不慎把金屬掉入機(jī)器中，而且其尺寸大小不能在兩軋輥之間的縫隙中通過，為不致使機(jī)器受到損壞，因此裝有活動(dòng)裝置，其原理是活動(dòng)軸承往后移動(dòng)，讓不能破碎的物體或金屬通過，來適應(yīng)此種情況的發(fā)生?；顒?dòng)裝置主要有螺母、螺栓、彈簧以及壓板等組成。將活動(dòng)軸承架放在底架上，活動(dòng)軸承可順底架前后滑動(dòng)，在活動(dòng)軸承架前端裝有彈簧，在裝配時(shí)要求彈簧作用力應(yīng)保護(hù)裝置，當(dāng)碰到不能破碎的物料，在通不過軋輥間隙時(shí)，軋輥所受的壓力增長，迫使彈簧壓縮，于是活動(dòng)軋棍就離開其原來的位置，使軋輥間隙擴(kuò)大，這樣不能破碎的物料就能通過。調(diào)整活動(dòng)裝置軸承架移動(dòng)行程時(shí)必須注意，扎輥間空隙增到最大限度，而一對(duì)長齒輪必須保證齒合，以防脫落。圖1-1破碎機(jī)結(jié)構(gòu)圖3、傳動(dòng)軸：傳動(dòng)軸實(shí)際是一個(gè)齒輪軸，其上裝有大帶輪，齒輪兩側(cè)有兩只深溝球軸承。4、底架：底架由鋼板和槽鋼制成一個(gè)金屬結(jié)構(gòu)，上面有六個(gè)遞交螺釘孔可使底架固定在根底上，傳動(dòng)軸上兩尺軸承座及固定扎輥上2只軸承體均用螺栓固定在底架上，活動(dòng)軋輥上兩尺軸承體放在底架上可前后活動(dòng)，不固定在底架上，以便調(diào)整。5、機(jī)體：機(jī)體由角鋼和鋼板制成，它固定在底架上，把兩扎輥的工作面圍成封閉狀，用于防止料塊不經(jīng)破碎，即從扎輥兩側(cè)掉出的現(xiàn)象發(fā)生，在進(jìn)行定期檢查和修理時(shí)，這個(gè)局部可拆下。6、長齒輪罩殼：長齒輪罩殼用鋼板與角鋼焊成，由螺栓固定在底架上。2對(duì)輥式破碎機(jī)根本參數(shù)確實(shí)定2.1破碎機(jī)的破碎及排料機(jī)理分析雙齒輥破碎機(jī)的主要工作部件為兩個(gè)平行安裝的齒輥,每個(gè)齒輥沿軸向布置一定數(shù)量的齒環(huán),通過齒輥的對(duì)轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)對(duì)物料的破碎。其結(jié)構(gòu)如圖1所示：圖2-1破碎機(jī)理齒對(duì)物料的作用過程可分為3個(gè)階段。在第1階段,旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)中的輥齒遇到大塊物料,首先對(duì)它進(jìn)行沖擊剪切作用,接著對(duì)它進(jìn)行撕拉作用。如果碎塊能被輥齒咬入那么進(jìn)入第2階段破碎,否那么輥齒沿物料外表強(qiáng)行滑過,靠輥齒的螺旋布置迫使物料翻轉(zhuǎn),等待下一對(duì)齒的繼續(xù)作用。在圖1中,這一階段為齒從1-1位置到2-2位置。第2階段從物料被咬入開始,到前一對(duì)齒脫離咬合終止。在圖1中表現(xiàn)為齒從2-2位置運(yùn)動(dòng)到3-3位置的過程。這一階段兩齒包容的截面由大逐漸變到最小,然后再增大。粒度大的物料由于包容體積逐漸變小而被強(qiáng)行擠壓剪碎,破碎后的物料被擠出,從齒側(cè)間隙漏下。前一對(duì)齒開始脫離嚙合時(shí),破碎的物料大量下漏排出,個(gè)別粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻擋。當(dāng)齒運(yùn)動(dòng)到劈裂棒附近時(shí),與劈裂棒共同作用,將大塊物料劈碎并將其強(qiáng)行排出,這就是第3階段破碎。至此,一對(duì)齒的破碎過程結(jié)束。每對(duì)齒環(huán)上有多少齒,齒輥運(yùn)行一周時(shí)同樣的過程就進(jìn)行多少次,循環(huán)往復(fù)。2.2對(duì)輥式破碎機(jī)功率確實(shí)定及電動(dòng)機(jī)的選型 破碎機(jī)功率計(jì)算是破碎機(jī)設(shè)計(jì)中的關(guān)鍵環(huán)節(jié),它是選擇電動(dòng)機(jī)的理論依據(jù),電動(dòng)機(jī)選擇得適當(dāng)與否,直接關(guān)系到后續(xù)設(shè)計(jì)的成敗。在過去的破碎機(jī)設(shè)計(jì)中,一般采用兩種方法確定功率,即經(jīng)驗(yàn)公式法和理論計(jì)算法。由于雙齒輥破碎機(jī)是一種新型設(shè)備,無經(jīng)驗(yàn)可循,因此提出如下的理論計(jì)算方法。目前有4種不同的理論計(jì)算方法可以確定單位生產(chǎn)量的功耗,即Rittinger法,Kick-Kirpichev法,Bond法和Holmes法,其中Rittinger法適用于細(xì)磨,Kick-Kirpichev法適用于粗碎,Bond法介于二者之間,Holmes法是對(duì)上述3種方法的統(tǒng)一,其表達(dá)式為式中：W——單位生產(chǎn)量的功耗，kW·h/t；M——Bond功指數(shù)，煤的Bond功指數(shù)為7.91kW·h/t；E——占排料粒度80%以上的局部的粒度尺寸,;A——占給料粒度80%以上的局部的粒度尺寸,;j——取值范圍0.2～1.4,取j=0.58。所以kW/t 下述方法是基于電機(jī)的功率應(yīng)與單位時(shí)間的破碎物料的功耗相同的原那么,即認(rèn)為電動(dòng)機(jī)的功率應(yīng)如下求得:式中： Q——設(shè)計(jì)要求的生產(chǎn)能力，50t/h；F——電動(dòng)機(jī)的功率，kW;——破碎機(jī)的傳動(dòng)效率，0.85。故kW通過以上分析，考慮到破碎機(jī)工作環(huán)境和過載系數(shù)的影響，選取YB180L-8電動(dòng)機(jī)，如圖2-2所示：圖2-2電動(dòng)機(jī)YB180L-8技術(shù)特征：額定功率：11kW滿載時(shí)額定電流：25.1A滿載時(shí)額定轉(zhuǎn)速：730r/min滿載時(shí)效率：87.5%滿載時(shí)功率因數(shù)：0.77重量：215kg2.3破碎機(jī)根本參數(shù)的估算齒輥破碎機(jī)的轉(zhuǎn)速有快速和慢速兩種，快速齒輥的圓周速度約為2.8~4.7m/s,慢速齒輥的圓周速度約為1.2~1.9m/s。由于快速的齒輥生成煤粉較多，所以目前煤用齒輥破碎機(jī)均采用慢速。初步確定齒輥軸的轉(zhuǎn)速為r/min初步確定破碎機(jī)輥齒的形狀及比例如圖2-2所示，經(jīng)有關(guān)資料結(jié)合設(shè)計(jì)要求，特制定以下估算方案：L——輥軸有效長度，550mD——齒輥直徑，500mm；D1——輥齒大徑，528mm；a——輥軸中心距，500mR——輥軸半徑，147mh——輥齒高度，118ma1——梯形上底，88ma2——梯形下底，78mmh1——梯形高度，90mm——物料密度，1.27t/m3S——梯形面積，mm2；mm2——角速度rad/s；rad/s圖2-3齒輥截面圖3傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)計(jì)算3.1確定傳動(dòng)類型總傳動(dòng)比結(jié)合慢速雙齒輥破碎機(jī)的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)理念，因此高速級(jí)采用帶傳動(dòng)，低速級(jí)采用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。取帶傳動(dòng)比為所以齒輪傳動(dòng)比為3.2傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)表3-1機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值種類效率V帶傳動(dòng)0.968級(jí)精度的一般圓柱齒輪傳動(dòng)(油潤滑〕0.97球軸承〔稀油潤滑〕0.99滾子軸承〔稀油潤滑〕0.98長齒齒輪傳動(dòng)0.973.2.1各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算Ⅰ軸〔電機(jī)軸〕r/minⅡ軸r/minⅢ軸〔齒輥主軸〕r/minⅣ軸r/min3.2.2各軸的輸入功率Ⅰ軸kWⅡ軸kWⅢ軸kWⅣ軸kW3.2.3各軸的轉(zhuǎn)矩Ⅰ軸NmⅡ軸NmⅢ軸NmⅣNm3.3帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算參考教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》的第四章。輸入軸轉(zhuǎn)速＝730r/min,輸入功率P=11kW(1)確定V帶型號(hào)工作情況系數(shù)查表4.6＝1.3計(jì)算功率kWV帶型號(hào)根據(jù)和值查圖4.6，確定為B型(2)確定帶輪基準(zhǔn)直徑小帶輪直徑查表4.7mm大帶輪直徑mm按表4.7圓整取mm(3)驗(yàn)算帶速m/s要求帶速在5～25m/s范圍，符合要求表3-2B型V帶輪〔基準(zhǔn)寬度制〕輪緣尺寸工程B型槽尺寸基準(zhǔn)寬度14.0基準(zhǔn)線上槽深3.5基準(zhǔn)線下槽深10.8槽間距19槽邊距11.5最小輪緣厚7.5帶輪寬外徑(4)確定V帶長度和中心距初取中心距mm，由式初算帶的基準(zhǔn)長度mm按表4.3圓整mm由式4～22mm(5)驗(yàn)算小帶輪包角(6)確定V帶根數(shù)單根V帶試驗(yàn)條件下許用功率查表4.4kW傳遞功率增量查表4.5()kW包角系數(shù)查表4.8長度系數(shù)查表4.3所以圓整取(7)計(jì)算初拉力每米帶質(zhì)量查表4.2kg/m那么N(8)計(jì)算壓軸力N(9)帶輪其它主要尺寸計(jì)算帶輪寬mm小帶輪外徑mm大帶輪外徑mm3.4齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算參考教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》的第六章。輸入軸轉(zhuǎn)速r/min，輸入功率kW(1)選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力由表6.2選小齒輪HBS大齒輪HBS許用接觸應(yīng)力，由式接觸疲勞極限查圖得N/mm2N/mm2接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式查圖6-5得接觸強(qiáng)度最小平安系數(shù)那么N/mm2N/mm2故N/mm2許用彎曲應(yīng)力,由式彎曲疲勞極限，查圖6-7〔雙向傳動(dòng)乘0.7〕知N/mm2N/mm2彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù),查圖6-8知彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù),查圖6-9〔設(shè)模數(shù)m小于5〕知彎曲強(qiáng)度最小平安系數(shù)，取那么N/mm2N/mm2(2)齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按估取圓周速度m/s查表6.7，表6.8，選?、蚬罱M8級(jí)小輪分度圓直徑，由下式得齒寬系數(shù)，查表6.9，按齒輪相對(duì)于軸承為對(duì)稱布置，取小輪齒數(shù)，在推薦值選大輪齒數(shù)圓整取齒數(shù)比u傳動(dòng)比誤差小輪轉(zhuǎn)矩Nmm載荷系數(shù)使用系數(shù)，查表6.3，選動(dòng)載系數(shù)，由推薦值選齒間載荷分配系數(shù)，由推薦值選齒向載荷分配系數(shù)，由推薦值選所以材料彈性系數(shù),查表6.4知節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),查圖6-3〔〕重合度系數(shù)由推薦值選故mm齒輪模數(shù)mmm取標(biāo)準(zhǔn)m=5mm標(biāo)準(zhǔn)中心距mm小輪分度圓直徑圓周速度vm/s與估取近似齒寬b圓整取b=105mm大輪齒寬小輪齒寬(3)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算由式齒形系數(shù)，查表6.5小輪大輪應(yīng)力修正系數(shù)，查表6.5小輪大輪重合度代入數(shù)據(jù)得重合度系數(shù)故N/mm2N/mm2齒根彎曲強(qiáng)度滿足(4)齒輪及其他主要尺寸計(jì)算大輪分度圓直徑mm根圓直徑mmmm頂圓直徑mmmm3.5長齒齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算由于齒輥工作時(shí)，可動(dòng)齒輥可能往復(fù)地移動(dòng)，所以，兩齒輥間的傳動(dòng)齒輪需要采用特制的長齒齒輪，使齒輥往復(fù)移動(dòng)不致阻礙其嚙合。長齒齒輪的基圓直徑根據(jù)齒輥的直徑和兩齒之間的間隙〔及破碎產(chǎn)物的粒度〕而定，齒輪的齒高和齒形一般根據(jù)齒輥相對(duì)移動(dòng)時(shí)，齒輪件還能進(jìn)行正常嚙合這個(gè)條件設(shè)計(jì)，并保證齒根有足夠的強(qiáng)度。這種特殊的齒輪往往是鑄造后經(jīng)過修整而制成的。圖3-1長齒齒輪圖工作齒輥的直徑d=450mm兩齒間的平均間隙b=50mm因此長齒齒輪的分度圓直徑d=500mm要保證齒輥相對(duì)移動(dòng)時(shí)仍能良好的嚙合，故長齒齒輪的齒頂圓直徑設(shè)計(jì)為mm齒根圓直徑設(shè)計(jì)為mm其它主要尺寸如上圖3-1所示。4傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核軸是機(jī)器中的重要零件，各種作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的零件都必須安裝在軸上，才能進(jìn)行運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的傳遞。因此軸的功能是支承旋轉(zhuǎn)零件及傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。軸的材料種類很多，要根據(jù)強(qiáng)度、剛度和耐磨性等要求，選擇材料種類和熱處理方式。軸的常用材料是碳素鋼和合金鋼。碳素鋼價(jià)格較低，對(duì)應(yīng)力集中敏感性小，通常使用碳素鋼，最常用的是45號(hào)鋼，不太重要或受力較小的軸可以使用Q235等鋼材。合金鋼畢碳素鋼具有更高的機(jī)械強(qiáng)度和優(yōu)良的熱處理性能，但對(duì)應(yīng)力集中較為敏感，對(duì)于受力較大又要減小軸的尺寸和重量，或者需要提高軸頸的耐磨性，或者在高溫、腐蝕等條件下工作的軸，可以采用合金鋼。在低于200℃熱處理可以明顯提高軸的強(qiáng)度〔特別是疲勞強(qiáng)度〕和耐磨性，因此要根據(jù)工作條件選用適宜的熱處理方式。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是根據(jù)軸上零件的安裝、定位及制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。工作能力計(jì)算是通過強(qiáng)度、剛度和振動(dòng)穩(wěn)定性計(jì)算，保證軸具有足夠的工作能力和可靠性。大多數(shù)的軸只需進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，防止斷裂和塑性變形；對(duì)于剛度要求較高的軸〔如機(jī)床主軸〕才進(jìn)行剛度計(jì)算，防止發(fā)生過大的變形；對(duì)于高速轉(zhuǎn)動(dòng)的軸還要進(jìn)行振動(dòng)穩(wěn)定性計(jì)算，防止發(fā)生共振。軸的設(shè)計(jì)步驟通常是先擬定軸上零件裝配方案，然后裝配和制造要求，確定軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，最后進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核，必要時(shí)進(jìn)行剛度計(jì)算或振動(dòng)穩(wěn)定性計(jì)算。提高軸的強(qiáng)度措施：(1)改善軸的受力狀況軸上零件的安裝位置、軸的結(jié)構(gòu)對(duì)軸的受力影響很大，設(shè)計(jì)軸時(shí)應(yīng)該充分加以考慮。當(dāng)軸上有兩個(gè)以上的零件輸出扭矩，應(yīng)該將輸入扭矩的零件盡量布置在軸的中間，而不是布置在軸的一端，這樣可以顯著降低軸上的最大轉(zhuǎn)矩。(2)減小應(yīng)力集中大多數(shù)軸是在變應(yīng)力條件下工作的，主要失效形式為疲勞破壞。軸的截面變化處〔如軸肩、鍵槽等〕及過盈配合產(chǎn)生的應(yīng)力集中是引起疲勞破壞的主要因素，因此設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)時(shí)，應(yīng)盡量減少應(yīng)力集中源和降低應(yīng)力集中程度。合金鋼對(duì)應(yīng)力集中較為敏感，設(shè)計(jì)時(shí)更應(yīng)加以注意。為減少應(yīng)力集中，應(yīng)盡量防止在軸上特別是應(yīng)力較大不為處鉆孔、開槽或加工螺紋。軸肩處應(yīng)采用圓角過渡，并且圓角不宜過小。當(dāng)依靠軸肩定位的零件圓角半徑很小時(shí)，為增大軸肩的圓角半徑，可采用內(nèi)凹圓角或隔離環(huán)過渡。 軸的外表質(zhì)量對(duì)疲勞強(qiáng)度也有顯著影響，因?yàn)檩S外表的加工刀痕也是應(yīng)力集中源，疲勞裂紋常發(fā)生在外表粗糙的部位，所以必須合理確定外表粗糙度。 此外，對(duì)軸進(jìn)行外表熱處理〔滲碳淬火、高頻淬火等〕和外表強(qiáng)化處理〔碾壓、噴丸等〕，也可以提高軸的疲勞強(qiáng)度。(3)軸的結(jié)構(gòu)工藝性 軸的根本形狀確定后，需要根據(jù)裝配和制造工藝要求，對(duì)軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理設(shè)計(jì)。例如，為了減少裝夾工件的時(shí)間，同一軸上的鍵槽應(yīng)布置在同一母線上；為了減少道具種類，軸的鍵槽寬度、圓度、退到草和砂輪槽等應(yīng)盡量采用相同的尺寸，并符合有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部應(yīng)該倒角；過盈配合零件裝入端通常要加工出導(dǎo)向錐面；磨削處應(yīng)有砂輪越程槽，車削螺紋處應(yīng)有退刀槽。4.1Ⅰ軸〔高速軸〕的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)高速軸為電機(jī)軸，其上裝小帶輪，其軸頸為d=48mm總長l=110mm圖4-1電機(jī)軸(1)計(jì)算作用在帶輪上的力：轉(zhuǎn)矩：Nmm小帶輪直徑：mm初拉力：N壓軸力：N(2)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：求彎矩：Nmm扭矩：Nmm(3)按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度：當(dāng)量彎矩：取折合系數(shù)a=0.6，那么齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩：Nmm軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表查得：N/mm2材料許用應(yīng)力：N/mm2軸的計(jì)算應(yīng)力為：N/mm2以下為軸的受力分析圖：圖4-2電機(jī)軸的計(jì)算簡圖4.2Ⅱ軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)計(jì)算作用在帶輪及齒輪上的力：轉(zhuǎn)矩：N·mm帶輪直徑：mm壓軸力：N齒輪分度圓直徑：mm圓周力：N徑向力：N(2)初步估算軸的直徑：因?yàn)镮I軸是齒輪軸，應(yīng)與齒輪1的材料一致，故其材料選取40Cr調(diào)質(zhì)鋼作為軸的材料。由式：計(jì)算軸的最小直徑，并加大1.03以考慮鍵槽的影響。查表，取那么：mm(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案〔如下圖〕圖4-3Ⅱ軸結(jié)構(gòu)圖右軸承從軸的右端裝入，右軸承左側(cè)端面靠軸肩定位。左軸承從軸的左端裝入，靠軸肩定位。左右軸承均為深溝球軸承，采用軸承端蓋。大帶輪從軸的左端裝入，右端面靠軸肩定位，采用普通平鍵得到周向固定。2)確定各軸段直徑和長度：①段：裝帶輪，根據(jù)圓整取mm長度比帶輪寬短mm②段：為使帶輪定位，軸肩高度：mm那么：mm取端蓋寬度10mm，端蓋外端面與帶輪14mm，那么mm③段：為便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標(biāo)準(zhǔn)軸承內(nèi)徑。查GB/T276--94，暫選深溝球軸承型號(hào)為：6014，那么：mm其寬度：mm軸承潤滑方式選擇：mm·r/minmm·r/min應(yīng)選擇脂潤滑。齒輪與箱體內(nèi)壁間隙取17mm,那么mm④段：為軸齒輪，所以其分度圓直徑：mm取其長度等于齒輪寬，即：mm⑤段：裝左軸承mmmm3)確定軸承及齒輪作用力位置：根據(jù)下面軸的受力簡圖，先確定各段長度：mmmm4)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：求軸承反力H水平面：NNV垂直面：N求彎矩H水平面：NmmNmmV垂直面：Nmm合成彎矩：NmmNmm扭矩：Nmm5)按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度：當(dāng)量彎矩：取折合系數(shù)a=0.6，那么齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩：NmmNmm軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表查得：N/mm2材料許用應(yīng)力：N/mm2軸的計(jì)算應(yīng)力為：N/mm2以下為軸的受力分析圖圖4-4Ⅲ軸計(jì)算簡圖4.3Ⅲ軸〔即齒輥主軸〕設(shè)計(jì)計(jì)算(1)計(jì)算作用在齒輪及齒輥上的力：轉(zhuǎn)矩：Nmm直齒圓柱齒輪分度圓直徑：mm圓周力：N徑向力：N齒輥直徑：mm圓周力：N徑向力：N長齒齒輪直徑：mm圓周力：N徑向力：N(2)初步估算軸的直徑：選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。由式：計(jì)算軸的最小直徑，并加大1.03以考慮鍵槽的影響。查表，取那么：mm(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案〔如圖4-5所示〕圖4-5Ⅲ軸結(jié)構(gòu)圖齒輥，右軸承，直齒圓柱齒輪依次從軸的右端裝入，齒輥及齒輪左側(cè)端面靠軸肩定位。左軸承，長齒齒輪依次從軸的左端裝入，長齒齒輪靠軸肩定位。采用調(diào)心滾子軸承。齒輥，直齒圓柱齒輪及長齒齒輪均采用普通平鍵得到周向固定。2)確定各軸段直徑和長度：①段：裝直齒圓柱齒輪，根據(jù)圓整取mm長度比齒輪寬度短(1~4)mmmm②段：為使齒輪定位，且便于拆裝軸承內(nèi)圈，軸肩高度：mm查設(shè)計(jì)手冊(cè)，暫選調(diào)心滾子軸承型號(hào)為：22326C，那么mmmm長度為軸承寬度，兩個(gè)軸承端蓋的寬度，齒輪壁的寬度，齒輥箱壁的寬度以及套筒長度的總合，初步定為mm③段：為便于裝拆齒輥及齒輥箱壁定位，取軸肩高度mm那么：mm其長度比齒輥長度短(1~4)mm：mm④段：裝齒輥箱壁mm取其長度：mm⑤段：裝軸承端蓋mmmm⑥段：裝左軸承mmmm⑦段：裝長齒齒輪mmmm3)確定軸承及齒輪作用力位置：根據(jù)下面軸的受力簡圖，先確定各段長度：mmmmmm4)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：求軸承反力H水平面：NNV垂直面：NN求彎矩H水平面：NmmNmmV垂直面：Nmm合成彎矩：NmmNmm扭矩：Nmm5)按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度：當(dāng)量彎矩：取折合系數(shù)a=0.6，那么齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩：NmmNmm軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查得：N/mm2材料許用應(yīng)力：N/mm2軸的計(jì)算應(yīng)力為：N/mm2以下為軸的受力分析圖圖4-6Ⅲ軸計(jì)算簡圖4.4Ⅳ軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)計(jì)算作用在齒輪及齒輥上的力：轉(zhuǎn)矩：Nmm齒輥直徑：mm圓周力：N徑向力：N長齒齒輪直徑：mm圓周力：N徑向力：N(2)初步估算軸的直徑：選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。由式：計(jì)算軸的最小直徑，并加大1.03以考慮鍵槽的影響。查表，取那么：mm(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案〔如圖4-7所示〕圖4-7Ⅳ軸結(jié)構(gòu)圖齒輥，右軸承依次從軸的右端裝入，齒輥?zhàn)髠?cè)端面靠軸肩定位。左軸承，長齒齒輪依次從軸的左端裝入，長齒齒輪靠軸肩定位。采用調(diào)心滾子軸承。齒輥及長齒齒輪均采用普通平鍵得到周向固定。2)確定各軸段直徑和長度：①段：裝軸承?？紤]該軸的承載，差設(shè)計(jì)手冊(cè)，暫選調(diào)心滾子軸承型號(hào)為：22326C，那么mmmm長度為軸承寬度，一個(gè)軸承端蓋的寬度，齒輥箱壁的寬度以及套筒長度的總合，初步定為mm②段：為便于裝拆齒輥及齒輥箱壁定位，取軸肩高度mm那么：mm其長度比齒輥長度短(1~4)mm：mm③段：裝齒輥箱壁mm取其長度：mm④段：裝軸承端蓋mmmm⑤段：裝左軸承mmmm⑥段：裝長齒齒輪mmmm3)確定軸承及齒輪作用力位置：根據(jù)下面軸的受力簡圖，先確定各段長度：mmmm4)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：求軸承反力H水平面：NNV垂直面：NN求彎矩H水平面：N·mmN·mmV垂直面：N·mm合成彎矩：N·mmN·mm扭矩：N·mm5)按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度：當(dāng)量彎矩：取折合系數(shù)a=0.6，那么齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩：N·mmN·mm軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查得：N/mm2材料許用應(yīng)力：N/mm2軸的計(jì)算應(yīng)力為：N/mm2以下為軸的受力分析圖圖4-8Ⅳ軸計(jì)算簡圖5軸承的壽命驗(yàn)算5.1深溝球軸承6014查設(shè)計(jì)手冊(cè)，6014的主要性能參數(shù)〔GB/T276-1995〕為：額定動(dòng)載荷：C=38500N額定靜載荷：=30500N(1)合成支反力：NN(2)當(dāng)量動(dòng)載荷：取載荷系數(shù)=1.8故NN(3)計(jì)算軸承壽命：因，按計(jì)算查表，取溫度系數(shù)=1將以上數(shù)據(jù)帶入得h軸承的額定壽命，小修一年，350天/年，每天8小時(shí)工作。=1×350×8=2800h故軸承壽命滿足要求5.2齒輥主軸上調(diào)心滾子軸承22326C查設(shè)計(jì)手冊(cè)，22326C的主要性能參數(shù)〔GB/T297-94〕為：C=82800N=108000N=0.42=1.(1)合成支反力：NN(2)軸承派生軸向力：NN(3)軸向載荷因N故NN(4)當(dāng)量動(dòng)載荷：取載荷系數(shù)=1.2因查表故N因查表故N(5)計(jì)算軸承壽命：因，按計(jì)算查表，取溫度系數(shù)=1將以上數(shù)據(jù)帶入得h軸承的額定壽命，小修一年，350天/年，每天8小時(shí)工作。=1×350×8=2800h故軸承壽命滿足要求5.3Ⅳ軸上調(diào)心滾子軸承22326C查設(shè)計(jì)手冊(cè)，22326C的主要性能參數(shù)〔GB/T297-94〕為：C=82800N=108000N=0.42=1.(1)合成支反力：NN(2)軸承派生軸向力：NN(3)軸向載荷因故NN(4)當(dāng)量動(dòng)載荷：取載荷系數(shù)=1.5因查表故N因查表故N(5)計(jì)算軸承壽命：因，按計(jì)算查表，取溫度系數(shù)=1將以上數(shù)據(jù)帶入得h軸承的額定壽命，小修一年，350天/年，每天8小時(shí)工作。=1×350×8=2800h故軸承壽命滿足要求6鍵的選擇與強(qiáng)度校核本設(shè)計(jì)均采用應(yīng)用最為廣泛的普通平鍵查表知，鍵聯(lián)接的許用壓應(yīng)力為N/mm2強(qiáng)度計(jì)算式為(1)電機(jī)軸鍵B14×66GB/T1096-2003Ⅰ軸N·mmN/mm2(2)大帶輪鍵16×86GB/T1096-2003Ⅱ軸N·mmN/mm2(3)大齒輪鍵32×89GB/T1096-2003Ⅱ軸N·mmN/mm2(4)齒輥鍵36×400GB/T1096-2003Ⅲ軸N·mmⅣN·mmN/mm2N/mm2(5)長齒齒輪鍵32×93GB/T1096-2003Ⅲ軸N·mmⅣN·mmN/mm2N/mm2所有鍵均滿足強(qiáng)度條件7彈簧的設(shè)計(jì)與校核彈簧是一種常用的彈性元件，在工作時(shí)產(chǎn)生較大的彈性變形。彈簧的主要功用有：(1)控制運(yùn)動(dòng)，如氣門、離合器、制動(dòng)器和各種調(diào)節(jié)器上的控制彈簧；(2)緩沖或減振，如車輛的懸架彈簧和破碎機(jī)的支撐彈簧等；(3)儲(chǔ)能及輸出能量，如鐘表、儀器和自動(dòng)控制機(jī)構(gòu)上的發(fā)條和槍閂彈簧；(4)測(cè)力，如彈簧秤和動(dòng)力計(jì)中的測(cè)力彈簧本設(shè)計(jì)采用應(yīng)用最廣的圓截面材料壓縮彈簧，其特性線呈線性，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便。彈簧的作用：自動(dòng)調(diào)節(jié)齒輥間距，以破碎粒度不同的煤塊。以下為彈簧拉力計(jì)算式F為拉桿彈簧的拉力，F(xiàn)按下式計(jì)算：〔7-1〕式中c——彈簧的剛性系數(shù)；——彈簧的預(yù)壓變形；——彈簧的工作變形。彈簧工作變形是懸掛點(diǎn)與彈簧支承點(diǎn)間的長度與其最小值間的差值?！?-2〕預(yù)變形量按下式計(jì)算；〔7-3〕式中——彈簧的最大工作變形；——彈簧預(yù)壓緊時(shí)的起始變形系數(shù)，一般取。只要選定彈簧的剛性系數(shù)c和起始變形系數(shù)，并通過位置分析，求出彈簧拉桿在動(dòng)腭上的懸掛點(diǎn)的坐標(biāo)值，即可由式〔7-1〕～〔7-3〕計(jì)算出彈簧的拉力F。8箱體及附件的設(shè)計(jì)8.1箱體設(shè)計(jì)破碎機(jī)箱體是整個(gè)破碎機(jī)零部件的安裝根底。它在工作中承受很大的沖擊載荷，其重量占整機(jī)重量很大比例〔對(duì)鑄造機(jī)架為50％左右，對(duì)焊接機(jī)架為30％左右〕，而且加工制造的工作量也較大。機(jī)架的剛度和強(qiáng)度，對(duì)整機(jī)性能和主要零部件壽命均有很大的影響，因此，對(duì)破碎機(jī)箱體的要求是:結(jié)構(gòu)簡單制造，重量輕，且要求有足夠的強(qiáng)度和剛度。破碎機(jī)架按機(jī)構(gòu)分，有整體機(jī)架和組合機(jī)架：按制造工藝分，有鑄造機(jī)架和焊接機(jī)架。箱體起著支持和固定軸組件，保證軸組件運(yùn)轉(zhuǎn)精度、良好潤滑及可靠密封等重要作用。選用灰鑄鐵制造，灰鑄鐵具有良好的鑄造性能和減振性能，易獲得美觀外形。減速齒輪箱體壁厚 mm齒輥箱壁厚mm長齒齒輪箱體壁厚mm總體底座厚度 mm傳動(dòng)齒輪箱體底座厚度 mm地腳螺釘直徑 mm地腳螺釘數(shù)目8.2附件設(shè)計(jì)減速齒輪箱體及傳動(dòng)齒輪箱體上設(shè)置有窺視孔、窺視孔蓋，通氣器等附件。窺視孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙等，還可用于參加潤滑油。機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，箱體內(nèi)溫度升高、氣壓增大，對(duì)箱體的密封極為不利。因此在箱蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使箱體內(nèi)的熱脹氣體自由逸出，以保證箱體內(nèi)外壓力均衡，提高箱體有縫隙處的密封性能。軸承蓋是用來封閉減速器箱體上的軸承座孔，以及固定軸組件的軸向位置并承受軸向力。8.3其它技術(shù)說明1〕減速器的潤滑良好的潤滑可降低傳動(dòng)件和軸承的摩擦損耗，減少磨損，保護(hù)其不受銹蝕，提高其使用壽命和機(jī)械效率，還可起到散熱，減振，降噪音等作用。2)齒輪的潤滑齒輪潤滑采用油池浸浴潤滑，利用浸在油池中的轉(zhuǎn)動(dòng)件齒輪將潤滑油帶到嚙合外表，甩到箱壁上，為了防止攪油損耗過大，又要使齒輪嚙合處充分潤滑，傳動(dòng)件浸入油中的深度不宜太甚或太淺。3〕軸承潤滑選擇軸承潤滑時(shí)，根據(jù)軸承內(nèi)徑和轉(zhuǎn)速確定區(qū)間查出潤滑油黏度，經(jīng)查表，潤滑油粘度選在60~150間，確定潤滑油牌號(hào)：選用工業(yè)齒輪油4〕破碎機(jī)械的密封形式破碎機(jī)的密封包括箱體，軸承等處的密封，密封的作用是防止灰塵，水分，酸氣和其他雜物進(jìn)入軸承和箱體內(nèi)，并阻止?jié)櫥瑒┑男孤丁?對(duì)輥式破碎機(jī)生產(chǎn)能力計(jì)算方法的推導(dǎo)根據(jù)以上分析可知,物料是被齒強(qiáng)行掃出破碎腔的，所以破碎機(jī)的生產(chǎn)能力等于將輥齒看作是物料單位時(shí)間內(nèi)通過兩齒輥之間的物料的總體積減去所有的輥齒在其中所占的體積，即：(9-1)式中Q——破碎機(jī)的生產(chǎn)能力，t/h；K——物料的填充系數(shù)；V1——將輥齒看作物料單位時(shí)間內(nèi)通過兩輥之間的物料的總體積，m3/h；——物料粒度，t/m3；V2——單位時(shí)間內(nèi)通過兩輥之間的所有輥齒的體積，m3/h。9.1推導(dǎo)過程1〕求由于物料是被輥齒強(qiáng)行掃出的，所以與輥齒接觸的物料以輥齒接觸點(diǎn)處的線速度運(yùn)動(dòng)。如圖2所示,兩輥之間的間隙為AD段。AC表示左輥上的齒高，BD表示右輥上的齒高。從圖中可以看到，兩輥上的輥齒從軸向看有重疊局部，即BC段。物料通過BC段某一點(diǎn)的速度應(yīng)該取兩輥齒在該點(diǎn)的線速度的平均值。物料通過AB段和CD段某一點(diǎn)的速度那么簡單地分別由左右輥齒在該點(diǎn)的線速度決定?？紤]到通過AD段的物料關(guān)于的垂直等分線具有對(duì)稱性，那么有：(9-2)式中 ——單位時(shí)間內(nèi)通過AB段的物料(包括輥齒)的體積；——單位時(shí)間內(nèi)通過BO段的物料(包括輥齒)的體積。(9-3)其中——角速度rad/s；L——輥軸有效長度，m；——輥齒中心距，m；D1——輥齒大徑，，m；R——輥軸半徑，m；h——輥齒高度，m。設(shè)BC段上一點(diǎn)坐標(biāo)值為，那么兩輥上的輥齒在該點(diǎn)的線速度分別為那么物料通過點(diǎn)的平均速度為：可見物料通過BC段的速度恒等于O點(diǎn)的線速度。那么(9-4)將式子(3)和(4)代入式子(2)可得：(9-5)將代入上式得：(9-6)2〕求單位時(shí)間內(nèi)通過兩輥之間的所有輥齒的體積式中 m——兩個(gè)齒輥上安裝的總齒數(shù)；n——齒輥轉(zhuǎn)速，r/min；——單個(gè)齒的體積，m3。3〕求將式(6)和(7)代入式(1)就得到生產(chǎn)能力Q的計(jì)算公式：K值選取將是本公式運(yùn)用的關(guān)鍵。因?yàn)镵值與物料性質(zhì)、物料松散系數(shù)以及進(jìn)料飽和度等因素有關(guān)，要靠實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)得到，經(jīng)試驗(yàn)測(cè)定。9.2對(duì)輥式破碎機(jī)2PGC-T0405DE的生產(chǎn)能力校核型號(hào)說明2PG——對(duì)輥式破碎機(jī)C——齒輥T——彈簧調(diào)節(jié)04——齒輥直徑05——齒輥長度單個(gè)齒的體積 m3齒總數(shù) 〔3環(huán)4齒雙輥+輔助輥齒〕單位時(shí)間內(nèi)通過兩輥之間的所有輥齒的體積mmmm理論計(jì)算的生產(chǎn)能力=130.7t/h滿足生產(chǎn)能力要求。10對(duì)輥式破碎機(jī)的安裝、使用與維護(hù)10.1對(duì)輥式破碎機(jī)的安裝齒輥破碎機(jī)是以整體形式供給的，所以也以整體形式進(jìn)行安裝。在安裝中應(yīng)特別注意以下幾點(diǎn)：(1)首先找平根底。設(shè)備安裝在不平整的根底上，將使破碎機(jī)的機(jī)座扭曲變形，導(dǎo)致齒輪工作狀況惡化，使用壽命縮短。(2)為了緩沖破碎機(jī)對(duì)廠房結(jié)構(gòu)的振動(dòng)，可以在破碎機(jī)機(jī)架與廠房結(jié)構(gòu)梁之間墊以木墊，起隔振作用。(3)由于電動(dòng)機(jī)機(jī)架和破碎機(jī)機(jī)架不是一個(gè)整體，所以安裝時(shí)應(yīng)注意兩機(jī)架的高度和平行度，齒輥的軸心線應(yīng)與軸中心線平行。(4)保險(xiǎn)裝置的彈簧要有一定的預(yù)壓量，應(yīng)根據(jù)破碎機(jī)及破碎物料的要求進(jìn)行調(diào)整。對(duì)于兩個(gè)彈簧來說，正常工作時(shí)的彈簧松緊度應(yīng)該一樣。(5)為使輥齒磨損均勻，安裝給煤設(shè)備時(shí)，應(yīng)使原料能夠給進(jìn)破碎機(jī)齒輥的整個(gè)寬度上。齒輥破碎機(jī)的安裝可按以下順序進(jìn)行：(1)安裝前，首先對(duì)整個(gè)設(shè)備進(jìn)行全面的檢查、校正和情洗。應(yīng)無損傷和缺件。(2)驗(yàn)算根底負(fù)荷。破碎機(jī)不管安裝于地面或樓層，均應(yīng)進(jìn)行根底承載負(fù)荷的驗(yàn)算，其動(dòng)力系數(shù)一般可取設(shè)備總質(zhì)量的6~8倍。(3)校對(duì)根底螺栓與設(shè)備各部尺寸。(4)安裝機(jī)架。在機(jī)架與混凝土根底或樓層梁之間墊以硬質(zhì)方木或橡膠板，以減小機(jī)體對(duì)根底的負(fù)荷振動(dòng)。找正機(jī)架后，可用螺栓將其固定。(5)裝上從動(dòng)齒輥移動(dòng)架，固定從動(dòng)齒輥。隨后用扳手?jǐn)Q緊絲杠螺母，壓緊彈簧，已到達(dá)機(jī)體內(nèi)假設(shè)進(jìn)入難于破碎的礦物時(shí)，迫使彈簧壓縮牽動(dòng)從動(dòng)齒輥后移，增大兩齒輥間隙，排除礦物。(6)移動(dòng)架上左、右兩組彈簧的壓縮度一致，其差值不得超過。(7)裝上主動(dòng)齒輥。在安裝時(shí)必須注意，應(yīng)使一個(gè)齒輥的齒置于另一個(gè)齒輥的齒中間，也就是說，使之處于另一齒輥四個(gè)齒的對(duì)角線交點(diǎn)上。(8)齒輥安裝后，兩尺輥齒牙彎端應(yīng)與，兩齒輥不應(yīng)有軸向竄動(dòng)。(9)齒輥軸瓦間隙以及各齒輪的嚙合間隙根據(jù)要求進(jìn)行找正。(10)安裝后的固定軸水平不應(yīng)大于。(11)兩帶輪的平行度及輪槽中心重合度應(yīng)符合要求。(12)安裝破碎機(jī)外罩，連接入料溜槽和漏斗。各法蘭盤均應(yīng)加膠墊密封，以減小煤塵污染空氣，改善工作條件。設(shè)備全部安裝后，應(yīng)進(jìn)行連續(xù)數(shù)小時(shí)的空負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)，并檢查和測(cè)定其電流大小、軸承溫度及齒輪嚙合等情況。設(shè)備經(jīng)過空負(fù)荷試車確認(rèn)無問題時(shí)，可帶負(fù)荷試車。帶負(fù)荷連續(xù)試車時(shí)間不少于8h，最后進(jìn)行交接驗(yàn)收并投入生產(chǎn)系統(tǒng)使用。10.2對(duì)輥式破碎機(jī)的使用與維護(hù)破碎機(jī)必須正確使用，精心維護(hù)，才能保證設(shè)備的平安運(yùn)轉(zhuǎn)。因此，在操作時(shí)應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：(1)開車前，全面檢查各部螺栓緊固情況，各軸承油位潤滑情況以及V帶松緊度。如發(fā)現(xiàn)螺栓松動(dòng)、油量缺乏或V帶過松等情況，應(yīng)及時(shí)處理。(2)設(shè)備啟動(dòng)，并進(jìn)入正常運(yùn)轉(zhuǎn)后，方可正式加料。(3)在運(yùn)轉(zhuǎn)中，應(yīng)經(jīng)常注意檢查軸承溫度及其油位。軸承溫度一般不得超過65。(4)定期檢查齒板、軸瓦等易損件的磨損情況，必要時(shí)應(yīng)及時(shí)更換。(5)保持齒輥移動(dòng)架滑座平面清潔干凈，以便機(jī)體內(nèi)進(jìn)入不能破碎的大塊物料，能及時(shí)排除故障。破碎機(jī)要求空載啟動(dòng)，切忌破碎機(jī)內(nèi)存在物料時(shí)開車，否那么易造成破碎機(jī)事故損壞。所以停止破碎機(jī)時(shí)，應(yīng)把破碎物排空。事故停車也將其中物料去除后再啟動(dòng)。如果破碎產(chǎn)物中發(fā)現(xiàn)大量的大塊煤，這可能是保險(xiǎn)彈簧過松或齒輥磨損所造成，應(yīng)通過調(diào)整彈簧的松緊程度或調(diào)整齒輥之間的間距來消除。結(jié)論通過此次畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我受益匪淺，在將大學(xué)期間所學(xué)專業(yè)根底知識(shí)都全面檢驗(yàn)一遍的同時(shí)更開闊了我的知識(shí)面，對(duì)我日后的學(xué)習(xí)和工作都將有很大的幫助。本文滿足設(shè)計(jì)要求，根據(jù)設(shè)計(jì)題目主要是完成對(duì)輥式破碎機(jī)的總體結(jié)構(gòu)及零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。我主要通過以下幾個(gè)階段完成：1、總體方案確實(shí)定主要對(duì)礦用破碎機(jī)常見結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析。包括機(jī)體的結(jié)構(gòu)形式、齒輥，傳動(dòng)裝置和減速裝置等。這個(gè)過程是設(shè)計(jì)的關(guān)鍵所在，方案的好壞直接關(guān)系到整個(gè)裝置性能的優(yōu)越與否，因而也是我的工作重點(diǎn)。在老師的指導(dǎo)下，最終確定了現(xiàn)有的方案。2、齒輥的設(shè)計(jì)這個(gè)過程主要是根據(jù)破煤粒度，生產(chǎn)能力等要求查閱相關(guān)資料說明，從而確定齒輥的結(jié)構(gòu)，包括輥齒、齒環(huán)，齒帽及襯板的結(jié)構(gòu)尺寸。3、帶輪的設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)是本設(shè)計(jì)的高速級(jí)減速裝置，此過程主要涉及傳送帶的選型及帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，受力分析等。4、減速齒輪的設(shè)計(jì)直齒圓柱齒輪是設(shè)計(jì)的低速級(jí)減速裝置，此過程主要涉及齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸，受力分析等。5、軸的設(shè)計(jì)這個(gè)過程主要是完成軸的階梯化，承載校核。6、主要零部件的設(shè)計(jì)與選型包括軸承、鍵、密封圈、調(diào)整墊片、聯(lián)接螺栓等的選型，由于時(shí)間以及所學(xué)知識(shí)的局限性，本設(shè)計(jì)從整體上來說，還存在很多需要改進(jìn)的地方。對(duì)此懇請(qǐng)老師給予批評(píng)指正，我將在以后的工作中吸取教訓(xùn)。參考文獻(xiàn)[1]王少懷.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè).北京:電子工業(yè)出版社2006[2]陳立德.機(jī)械設(shè)計(jì)根底課程設(shè)計(jì).北京:高等教育出版社,2006[3]吳宗澤,羅圣國.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè).北京:高等教育出版社,2006[4]周明衡.聯(lián)軸器選用手冊(cè).北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2000[5]唐增寶,何永然,劉安俊.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).武漢:華中科技大學(xué)出版社,1994[6]機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004[7]周元康.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).重慶:重慶大學(xué)出版社,2001[8]施高義等.聯(lián)軸器.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1988.6[9]《聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)圖冊(cè)》編寫組編.聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)圖冊(cè).北京:國防工業(yè)出版社,1994[10]花家壽.新型聯(lián)軸器與離合器.上海:上?？茖W(xué)技術(shù)出版社,1989.1[11]張文志.機(jī)械結(jié)構(gòu)有限元分析.哈爾濱:哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,2006[12]侯玉英,孫立鵬.機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)習(xí)指導(dǎo)與典型題解.北京:高等教育出版社,2006[13]王嵐,趙丹,隋立明.機(jī)電系統(tǒng)計(jì)算機(jī)控制.哈爾濱:哈爾濱工程大學(xué),2006[14]唐大放,馮曉寧,楊現(xiàn)卿.機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué).徐州:中國礦業(yè)大學(xué)出版社,2001[15]張建中.機(jī)械設(shè)計(jì)根底.徐州:中國礦業(yè)大學(xué)出版社,1999[16]楊昂岳..機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)習(xí)要點(diǎn)與習(xí)題解析.北京:國防科技大學(xué)出版社,2004[17]尹常治.機(jī)械設(shè)計(jì)制圖.北京:高等教育出版社,2004[18]楊清梅,孫建民.傳感器與測(cè)試技術(shù).哈爾濱:哈爾濱工程大學(xué)出版社,2004[19]機(jī)械譯叢編輯部編.機(jī)械設(shè)計(jì)譯文集.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1959[20]石瑛玉,許維曦.機(jī)械設(shè)計(jì)圖常見錯(cuò)誤.上海:上海交通大學(xué)出版社,1993[21]〔美〕柯林斯(Collins,J.A.)著,談嘉楨等譯.機(jī)械設(shè)計(jì)中的材料失效.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1987[22]許毓潮.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造工藝簡明手冊(cè).北京:中國電力出版社,1998[23]OberingJ.Winterhalder,Unna.Longtimeoperationofadouble-rollcrusheratthelimeworksOterbein-Mus.AufberintungsTechnik,1986[24]HWBergmanm.Coalcuttingbywinningmachines.1991[25]FCBond.AIMETrans.1952,193:567～589[26]單麗云,強(qiáng)穎懷,張亞非.工程材料.徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社，2003.1[27]劉鴻文.簡明材料力學(xué)北京:高等教育出版社.2004.4[28]中國礦業(yè)大學(xué)機(jī)械制圖教材編寫組.畫法幾何及機(jī)械制圖.徐州:中國礦業(yè)大學(xué)出版社，2002.8[29]甘永立.幾何量公差與檢測(cè).上海:上?？茖W(xué)技術(shù)出版社,2005.7[30]李宜民,王慕齡,宮能平.理論力學(xué).徐州:中國礦業(yè)大學(xué)出版社,2003.3附錄標(biāo)準(zhǔn)件明細(xì)表平鍵軸徑鍵鍵槽db×h寬度深度半徑b偏差軸轂r較松鍵聯(lián)接一般鍵連接較緊鍵聯(lián)接軸H9轂D10軸N9轂JS9軸和轂P9t偏差t1偏差最大最小150～17040×2240+0.062/0+0.180/+0.0800/-0.062±0.031-0.026/-0.08813+0.3/09.4+0.3/00.7150～5816×1016+0.043/0+0.120/+0.0500/-0.043±0.0215-0.018/-0.06160.24.3+0.2/00.250.4130～15036×2036+0.062/0+0.180/+0.1800/-0.062±0.031-0.026/-0.08812+0.3/08.4+0.3/00.7195～11028×1628+0.052/0+0.149/+0.0650/-0.052±0.026-0.022/-0.07410+0.2/06.4+0.2/00.40.6氈圈軸徑氈圈槽dDd1B質(zhì)量KgD0d0b135157133120.0315513710155177153120.03517515810140162133120.03216014310145167143120.03316514810圓螺母用止動(dòng)墊圈規(guī)格〔螺紋大徑〕dDD1Sbah每1000個(gè)的重量Kg1701712262002.515.516681941601612161902.515.51568185.1606194791.57.757628.4140141186165213.51367106.71501512061802.515.51467175.9六角螺母螺紋規(guī)格emin1s公稱dwmin1mmaxM1017.61614.58.4M1219.91816.510.8M1422.82119.212.8M1626.2242214.8M2437.33431.419.4M20333027.718彈簧墊圈螺紋大徑dS=bmM1010.22.61.3M1212.33.11.55M1414.33.61.8M1616.34.12.05M2424.563M2020.552.5平墊圈螺紋規(guī)格dd1公稱d2公稱h公稱M1010.5202M1213242.5M1414.3282.5M1616.3303M2424.5444M2021373六角頭螺栓螺紋規(guī)格ds公稱k公稱rmineminAdwminAbahM10166.40.417.7714.634.52.5M12187.50.620.0316.635.253M14218.80.623.3619.646M1624100.626.7522.496M2436150.839.9839.559翻譯局部英文原文AperformancemodelforimpactcrushersS.Nikolov*CentreTerreetPierre,55Ch.d’Antoing,B-7500Tournai,BelgiumReceived3May2002;accepted17August2002AbstractInthispaperwedevelopaperformancemodelforimpactcrushers.TheproductsizedistributionisobtainedasafunctionoftheCrusher’srotorradiusandangularvelocity,thefeedrateandthefeedsizedistribution.Themodelisbasedonthestandardmatrixformulationthatincludesclassificationandbreakagematrices.Itcanbeappliedtobothhammerandvertical-axisimpactcrusherswiththehelpofthecorrespondingestimationsfortheimpactenergyperunitmass.Hereweproposeclassificationandbreakagefunctionsforimpactcrusherstakingintoaccountthedynamiccharacteroftheimpactbreakage.TheclassificationfunctionhastheformofacumulativeWeibulldistributionandincorporatesaminimumbreakablesizeoftheparticlesdependingontheimpactenergyandthefeedrate.ThebreakagefunctionismodelledasthesumoftwoBroadbent–Callcottdistributions.Itisassumedtodependontheimpactenergyandthefeedratethroughtheproposedexpressionfortheproportionofthefinefractionintheproduct.Themodelpredictionsarecomparedwithexperimentaldataforlimestonetreatedinapilot-planthammercrusher.Thevariationsoftheproductsizedistributionresultingfromchangesintherotorvelocityandthefeedrateareinvestigated.Θ2002ElsevierScienceLtd.Allrightsreserved.1.IntroductionNowadays,impactcrushersarewidelyusedforcomminutionoperationsbecauseoftheirhighsizereductionratio,easymodificationoftheproductandarelativelysimpledesign.Ontheotherhand,thepredictionofthebehaviourofmineralprocessingplantsthroughmodellingandsimulationsisthemoreandmoreemployedasareliable,time-andcost-savingapproachfordevelopment,analysisandoptimisationofcrushingcircuits.Inthiscontext,theavailabilityofrelevantmathematicalmodelsforimpactcrushersisimportantforasuccessfulsimulationofsuchplants.Despiteitsimportance,however,themodellingofthecomminutionbehaviourofimpactcrushersreceivedlittleattentionintheliterature.Therehavebeensomerecentattemptstodevelopperformancemodelsforthistypeofcrushers,forexamplebyCsokeandRacz(1998)andAttouetal.(1999),butnevertheless,asignificantamountofworkremainstobedone.Inaddition,theavailablecommercialcodesforsimulationoforeprocessingplantsstilllackspecificmodelsforimpactcrushers,whichobviouslyreducestheirfieldofapplication.Inthisworkwedevelopaperformancemodelthatcanbeappliedtoalltypesofimpactcrushers.Ourgoalistopredicttheproductsizedistribution,providedthatthecrusher
srotorvelocityandradiusaswellasthefeedrateandsizedistributionareknownbeforehand.Thespecificorepropertiesandthecrusher’sdesignaretakenintoaccountthroughareasonablenumberofadjustableparameters.Here,thestandardmodelforconeandjawcrushersdevelopedbyWhitenandWhite(1979)istakenasastartingpoint.Becauseofthespecificityoftheimpactbreakage,thismodelcannotbeusedforimpactcrushersinitsoriginalform.Whilethegeneralschemeofthebreakageprocessinconeandjawcrushers(seeFig.1)isstillapplicableinourcase,theclassificationandthebreakagefunctionsthatdescribethefragmentationprocessfromstatisticalpointofviewshouldbereconsidered.Thefragmentationprocessinconeandjawcrushersisrelativelyslowandisbasedontheapplicationofacompressionstressonapartoftheparticles
surface.Alternatively,theimpactbreakagetakesplaceatamuchshortertimescaleandimpliesadynamiccrackpropagationthatleadstoamuchfasterfailureoftheparticles.AccordingtoAustin(1984),theimpactgeneratescompressiveandtensileshockwavestravellingthroughouttheparticle.Thepresenceofasignificant,rapidlymgrowingtensilestresshelpstheparticlestobreakfromwithin.Inaddition,theparticlebreakagetheoryproposedbyOkaandMajima(1970)statesthatlargerparticlesshouldbreakmoreeasilybecausetheycontainlargermicro-crackscomparedwiththesmallerones.Inordertoaccountforthedynamiccharacteroftheimpactbreakage,wereplacethestandardclassificationfunctionforcrusherswithacumulativeWeibulldistributiondependingontheimpactenergy.Thus,importantparametersfortheperformanceofimpactcrusherssuchastherotorradiusandvelocityaswellasthefeedratearenaturallyincorporatedinourmodelonthebasisofsimpleparticledynamicsconsiderations.Next,thebreakagefunctionforcrushersproposedbyWhitenandWhite(1979)isreplacedwiththesumoftwoBroadbent–Callcottdistributionsrepresentingthefineandthecoarsefractionsintheproduct.Theproportionofthefinefractionintheproductisassumedtoincreasewithincreasingtherotorvelocityandtodecreasewithincreasingthefeedrate,whichisinaccordwiththeexperimentalobservations.Themodelpredictionsarecomparedwithexperimentaldataforlimestonetreatedinapilot-planthammercrusher.Throughoutthetext,vectors(f)andmatrices(C)aredenotedbyunderlinedsymbols.2.Modeldevelopment2.1.MassbalanceAschematicrepresentationofthesize-distributionmodeldevelopedforconeandjawcrushersbyWhiten(1972)andlaterimprovedbyWhitenandWhite(1979)isshowninFig.1.Theparticlesarecharacterizedbytheirsizedistribution,whichisrepresentedinadiscreteformbythevectorsf(feed)andp(product)respectively.TheclassificationoperatorC(adiagonalmatrix)computestheprobabilityofbreakageforeachparticlesize.ThebreakageoperatorB(alowertriangularmatrix)governstheredistributionofthebrokenparticlesinthepreliminarydefinedsizeclasses.ThefeedparticlesareselectedforbreakagebyC.Thosethatdonotbreakpassunchangedintheproduct.ThedebrisofthebrokenparticlesareredistributedbymeansofBandareeventuallysubjectedtofurtherfragmentationtogetherwiththenewfeedmaterial.AccordingtoWhiten(1972),theproductsizedistributionpcanbeexpressedasfollows:(1)whereIistheidentitymatrixanddenotestheinverseofasquarematrix.Morerecently,CsokeandRacz(1998)developedamodelforhammercrusherswiththebasicassumptionthatthefeedparticlesaresubjectedtoasinglebreakageafterimpactwiththehammerbars.Thisresultsinthefollowingmassbalanceequation:(2)TheaboveequationcorrespondstoaschemewheretheclassificationandthebreakagematricesareconnectedinserieswithoutthefeedbackshowninFig.1.Consequently,Eq.(2)doesnotcontaintheinversematrixappearinginEq.(1).Attouetal.(1999)extendedtheapproachofCsokeandRaczandconsideredtwodifferentbreakageprocessesinhammercrushers.Inhismodel,theparticlescanbreakeitherafterimpactwiththehammerbarsoftherotororaftercollisionwiththeinternalwallsofthecrusher
schamber.ThemassbalanceofthismodelisanextensionofEq.(2)anddoesnotincorporatethepossibilityforfurtherfragmentationofthedebrisissuedfrombreakageofparentparticles.Weperformednumericalsimulationswithbothmassbalancelaws(1)and(2)andfoundthatEq.(2)isincompatiblewiththedefinitionofthebreakageandtheclassificationmatrices.Actually,itpredictsthattheproductcontainsanon-negligiblefractionoffeedparticleshavingaprobabilityofbreakageof100%,whichisphysicallyimpossiblebecausetheproposedequationsdonotaccountforparticlesagglomeration.Forthisreason,weusethestandardmassbalancelaw(1),whichimpliesthatthedebrisissuedfrombreakageofparentparticlescanbesubjectedtofurtherfragmentation.WebelievethattheassumptionsincorporatedinEq.(1)areapplicableinthecaseofimpactcrusherswiththeargumentthatmostofthefeedparticlesareindeedsubjec