輥式破碎機設計

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1 摘 要 本文對雙齒輥破碎機的原理 結構進行了概括介紹 重點圍繞雙齒輥破碎機的開發(fā) 按照相似理論相似準則關系研制了小型雙齒輥破碎機試驗臺 以邦德功理論為基礎 通 過不同物料的破碎試驗 對破碎機參數(shù)與不同物料間的關系及各參數(shù)之間的相互關系進 行了試驗研究 為開發(fā)雙齒輥破碎機開發(fā)提供了重要依據(jù) 同時對于開發(fā)雙齒輥破碎機 系列產(chǎn)品 填補國內(nèi)空白 替代進口 滿足大型礦山的需要 擴大其使用領域具有十分 重要的意義 為礦山機械大型新產(chǎn)品開發(fā)探索了一條系統(tǒng)的開發(fā)思路 關鍵詞 礦用 雙齒輥破碎機 參數(shù)研究 1 目 錄 1 引言 1 1 1 研究的背景 1 1 2 研究的意義 1 1 3 破碎理論和破碎機的研究現(xiàn)狀 1 1 4 本文主要研究內(nèi)容及方法 6 2 理論概述 7 2 1 破碎理論 7 2 2 一般破碎機械 9 2 3 齒輥破碎機 11 3 齒輥破碎機參數(shù)設計 13 3 1 產(chǎn)品的技術參數(shù) 13 3 2 電機選型 13 3 3 傳動機構的設計及計算 13 3 4 齒輥參數(shù)計算 19 3 5 鍵的選擇及其校核 40 3 6 軸承校核 43 結 論 49 致 謝 50 參考文獻 51 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 1 1 引言 1 1 研究的背景 隨著我國經(jīng)濟的高速發(fā)展 這些行業(yè)每年所需經(jīng)過碎磨工藝處理的物料呈現(xiàn)幾何級數(shù) 增加 物料碎磨的作業(yè)日益顯示其重要性 影響破碎過程的因素有很多 都與破碎設備性 能相關聯(lián) 因此 設備性能的優(yōu)劣將極大地影響到工作效率和能耗的高低 基于設備的節(jié) 能降耗 提高碎磨設備工作效率 不斷優(yōu)化碎磨作業(yè) 從而提高相關工業(yè)部門的經(jīng)濟效益 深入研究破碎理論并研制開發(fā) 高效 節(jié)能和環(huán)保的現(xiàn)代碎磨設備具有非常重要的現(xiàn)實 意義 利用外力將大顆粒變成小顆粒物料的過程稱為物料破碎 其使用的相應設備稱為破 碎機 破碎機被廣泛用于冶金 礦山 煤炭 水利 建筑 建材 環(huán)保和化工等行業(yè) 據(jù)資料的統(tǒng)計分析 在大型選礦廠 用于破碎粉磨的生產(chǎn)費用通常占全部費用的 50 以 上 其投資約為選礦廠投資的 50 60 由此可看出 其在相應生產(chǎn)工藝中起著極其 重要的作用 更為重要的是 破碎過程還決定著后續(xù)工藝能否有效能進行 本文對雙齒輥破碎機的原理 結構進行了概括介紹 重點圍繞雙齒輥破碎機的開發(fā) 按照相似理論相似準則關系研制了小型雙齒輥破碎機試驗臺 以邦德功理論為基礎 通 過不同物料的破碎試驗 對破碎機參數(shù)與不同物料間的關系及各參數(shù)之間的相互關系進 行了試驗研究 為開發(fā)雙齒輥破碎機開發(fā)提供了重要依據(jù) 同時對于開發(fā)雙齒輥破碎機 系列產(chǎn)品 填補國內(nèi)空白 替代進口 滿足大型礦山的需要 擴大其使用領域具有十分 重要的意義 為礦山機械大型新產(chǎn)品開發(fā)探索了一條系統(tǒng)的開發(fā)思路 1 2 研究的意義 對于開發(fā)雙齒輥破碎機系列產(chǎn)品 填補國內(nèi)空白 替代進口 滿足大型礦山的需要 擴大其使用領域具有十分重要的意義 為礦山機械大型新產(chǎn)品開發(fā)探索了一條系統(tǒng)的開 發(fā)思路 1 3 破碎理論和破碎機的研究現(xiàn)狀 1 3 1 破碎理論的研究現(xiàn)狀 針對破碎作業(yè) 許多學者試圖采用定量分析的方法 建立破碎理論假設 揭示能量 消耗與物料粉碎狀態(tài)之間的內(nèi)在聯(lián)系 在破碎理論的研究上 主要有三大粉碎功耗學說 及在三大學說的基礎上發(fā)展起來的相關學說 1 面積學說 Von Rittinger P R 于 1867 年提出了著名的面積學說 認為外力破碎物體所做之功將 轉(zhuǎn)化為新生表面積上的表面能 故粉碎能耗與粉碎時新生表面積成正比 即粉碎單位質(zhì) 量物料的能耗與新生的比表面積成正比 如式 1 1 所示 式 1 1 dSA 1 式中 生成新表面積 所需的功 dS 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 2 比例系數(shù) 破碎質(zhì)量為 Q 的礦石所需的功為 式 1 2 21321DkddA 考慮到給礦和破碎產(chǎn)物為混合粒群 采用平均直徑進行計算 積分后得 式 1 3 OPDQKA11 式中 21k 破碎產(chǎn)物的平均直徑和給礦的平均直徑 PDo 田中達夫于 1954 年根據(jù)極限表面理論 即當粉碎顆粒達到一定細度時 顆粒會出現(xiàn) 微塑性變形 顆粒會發(fā)生鍛焊或焊合作用而相互聚合長大 使顆粒變粗 把該細度范圍 稱作粉碎極限 提出了有界粉碎能耗理論 如式 1 4 所示 式 1 4 sKAoT ln1 式中 比例系數(shù) 極限比表面積 給料的比表面積 產(chǎn)物的比表面積 SO 列賓杰爾于 1962 年發(fā)現(xiàn)石英粉碎后 不僅存在極限比表面積 也存在塑性變形 且 機械的活化作用使石英無定形化 提出了粉碎石英所需能量的關系式 式 1 5 slaecsaecFoF ln 式中 機械效率 輸入粉碎機的有用能量 e 比彈性變形能 c 比例系數(shù) 粉體形狀系數(shù) Fa 比塑性變形能 l 無定形層的厚度 比表面自由能 面積學說著重在物料破碎后的新生表面積 面積學說理論認為破碎功全都是用來克 服新生表面物料原分子之間的內(nèi)聚力 這一理論在較大破碎比時 與實驗結果較為吻合 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 3 2 體積學說 吉爾皮切夫和 F 基克 1885 年 認為 外力粉碎物料所作的功 完全用于使物 料發(fā)生變形 當變形能儲至極限 物料即被破壞 即為使幾何相似的同種物料 粉碎成 形狀相同的產(chǎn)品 所需的功與它們的體積或質(zhì)量成正比 可用下式表示 式 1 6 KdVA 2 式中 破碎體積為 dV 的物體所需要的功 K 比例系數(shù) 經(jīng)積分計算后得 式 1 7 PODQAlnl2 式中 K 3 體積學說以彈性理論為基礎 著重在于分析物料受外力作用而發(fā)生變形的程度 體 積學說對物料的其他性質(zhì) 如表面形狀 質(zhì)地等未考慮 故一般較符合物料的壓碎和擊 碎過程 3 裂縫學說 1952 年 Bond FC 根據(jù)一般碎礦和磨礦設備得到的實驗數(shù)據(jù) 建立了經(jīng)驗公式 式 1 8 PFW10i 式中 F 給礦的 80 能通過方篩孔的寬 P 破碎后的產(chǎn)品的 80 能通過的方篩孔的寬 W 將 1 t 粒度為 F 的給礦破碎到產(chǎn)品粒度為 P 所消耗的功 功耗指標 i 隨后 Bond FC 對建立的經(jīng)驗公式進行進一步的解釋 破碎礦石時 外力作用的功首 先使物體發(fā)生變形 當局部變形超過臨界點 即生成裂口 裂口形成之后 儲在物體內(nèi) 部的形變能使得裂口擴展并生成斷面 提出了著名的裂縫學說 即破碎物料所消耗的能 量與物料的直徑或邊長的平方根成反比 由于巖礦是具有裂縫和缺陷的非均勻固體 因此巖礦實際承受的極限破碎應力應小 于其理論強度 基于脆性物料的尺寸效應及韋布爾的統(tǒng)計推斷 Holms JA 對脆性物料的 破碎進行了相應的理論研究 1957 年 Charles R I 綜合了上述三大粉碎理論 提出了一個粉碎能耗的普遍公式 即 式 1 9 NxdCA 式中 C 與粉碎機械有關的系數(shù) x 物料粒度 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 4 N 與物料特性有關的系數(shù) 積分可得 式 1 10 PODCANxd 當 N 分別取 2 1 和 1 5 時 就可分別得到 Von Rittinger P R 提出的面積學說公式 吉爾皮切夫與 F 基克的體積學說公式和 Bond F C 的裂縫學說公式 由于面積與體積破 碎理論所建立的功耗數(shù)學模型過于簡單 不能全面反映物料粉碎的實際情況 而 Bond F C 理論來自試驗數(shù)據(jù)的提煉與總結 故物料粉碎的能耗與產(chǎn)品粒度的關系也較符合實際情 況 4 其他破碎理論 Tkavova K 將破碎過程看作一個物理化學過程來研究 認為破碎過程一個不可逆的熱 力學過程 1979 年首次從熱力學的角度研究了破碎系統(tǒng)的內(nèi)能 熵 自由焓等參數(shù)的變 化規(guī)律 并建立了熱力學能量平衡方程式 式 1 11 QUA im 式中 被破碎物料內(nèi)能的增加量 粉碎介質(zhì)內(nèi)能的增加量 i Q 熱損失 1985 年加巴洛夫從結構化學的角度研究了粉碎能耗問題 建立了關系式 式 1 12 ij NiaijndrfA 12 式中 An 形成新生表面積所需的功 N1 構成 i 組原子的數(shù)量 N2 構成 j 組原子的數(shù)量 原子間的相互作用力 ijrf r 原子間的距離 以三大粉碎功耗學說為代表的傳統(tǒng)破碎理論在粉碎領域中起著重要的指導作用 促 進了物料破碎技術的發(fā)展 但三大粉碎功耗理論都有各自的適用范圍 具有一定的片面 性 已不能滿足破碎工業(yè)的發(fā)展 因此 建立完整的 系統(tǒng)的粉碎功耗理論 全面揭示物 料粉碎的機理成為必要 1 3 2 破碎機的研究現(xiàn)狀 破碎機按照工作原理和結構特征可分為顎式破碎機 旋回式破碎機 圓錐破碎機 輥式破碎機和沖擊式破碎機 1 顎式破碎機 美國人 B ake E W 發(fā)明了顎式破碎機 由于其結構簡單 容易制造 工作可靠 使 用維修方便等優(yōu)點 在礦山 冶金 建材 筑路 水利 化工 煤炭多種行業(yè)中得到廣 泛應用 為了改善顎式破碎機性能和提高工作效率 國內(nèi)外研制出各種顎式破碎機 主 要有 簡擺雙腔顎式破碎機 該破碎機不僅具有大破碎比 產(chǎn)品粒度細 而且使間歇運動 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 5 變成連續(xù)工作 提高了破碎機工作效率 雙動顎顎式破碎機 該破碎機在動顎破碎機的 基礎上拆除了破碎機的前墻 由 2 個破碎機對置而成 并在偏心軸上設計了一對開式齒 輪 保證了兩動顎的同步運轉(zhuǎn) 雙動顎顎式破碎機具有可強制排料 生產(chǎn)能力較高和使 用壽命較長等特點 外動顎勻擺顎式破碎機 該機將動顎與連桿分離 動顎為連桿上的延 伸部分 因此改變機構參數(shù)即可調(diào)整動顎運動軌跡 連桿作為破碎機的邊板 并把動力 傳遞給動顎 碎比大等優(yōu)點 振動顎式破碎機利用不平衡振蕩器產(chǎn)生的離心慣性力結合 高頻振動對礦石進行破碎 具有破碎強度大 破碎比高等特點 2 旋回式破碎機 旋回式破碎機是大型礦石破碎和堅硬物料破碎的典型設備 廣泛應用于黑色 有色 冶金 建材 化工和水利等行業(yè) 旋回式破碎機由上機架構成定椎體 動錐安裝在主軸 上 動錐和定錐均安裝襯板 構成破碎腔 由電動機通過傳動裝置帶動動錐運動 實現(xiàn) 對礦石的連續(xù)破碎 礦石靠重力排出 由于旋回式破碎機采用連續(xù)破碎的方式 因此其 生產(chǎn)能力大 與顎式破碎機相比 旋回式破碎機的生產(chǎn)量是其 2 倍以上 因此 旋回式破 碎機主要具有大破碎比 高產(chǎn)量 產(chǎn)品粒度細 節(jié)能和高效等優(yōu)點 3 圓錐破碎機 圓錐式破碎機可用于破碎細碎和中碎等不同硬度的物料 是一種連續(xù)作業(yè) 效率較高的 破碎設備 在礦山企業(yè)中應用非常廣泛 彈簧式圓錐破碎機由內(nèi)錐 外錐和動力部分組成 利用安裝在主軸上的偏心套驅(qū)動 動錐做旋擺運動 動錐襯板時而靠近時而離開固定錐襯板 使得物料在腔內(nèi)不斷被擠壓 和彎曲 從而產(chǎn)生破碎 液壓圓錐破碎機簡化了破碎機的結構 利用液壓裝置調(diào)整排礦 口 目前液壓圓錐破碎機主要有底部單缸 上部單缸 周邊單缸 高能液壓圓錐破碎機 等多種形式 4 輥式破碎機 輥式破碎機利用 2 個轉(zhuǎn)動的圓柱形棍子 礦石受到擠壓和磨剪的作用破碎 當?shù)V石 達到粒度要求則從兩輥之間排出 按輥子數(shù)目 輥式破碎機分為單輥 雙輥和雙段三 輥 雙段四輥 4 種 按照輥面形狀 分為光面輥機和齒面輥機兩種 輥式破碎機具有結 構簡單 緊湊 輕便 工作可靠 調(diào)整破碎比較方便 可對含水物料進行破碎等優(yōu)點 MMD 雙齒輥式破碎機是英國 MMD 公司開發(fā)的一種破碎機 與傳統(tǒng)破碎機相比 該機采用 體積壓縮原理 利用剪切和張力的作用破碎物料 MMD 的雙齒輥破碎機的 齒又高又大 直接影響到物料通過兩輥間隙時的速度 吃料與排料能力 而且輥間間隙 也比普通輥式破碎機的大得多 該型破碎機體積小 功耗低 生產(chǎn)率高 出料粒度均勻 特別適于礦山破碎作業(yè) 5 沖擊式破碎機 沖擊式破碎機分為錘式和反擊式兩種 錘式破碎機利用高速旋轉(zhuǎn)的錘子沖擊和物料 自身撞擊到襯板而破碎 當物料達到粒度要求后 從下部的篩條縫隙中排出 錘式破碎 機適用于中細碎中等硬度及脆性的物料 具有生產(chǎn)效率高 破碎比大 構造簡單 尺寸 緊湊 功耗較少 維護簡單等優(yōu)點 反擊式破碎機由轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn) 物料進入后 與轉(zhuǎn)子上的板錘撞擊破碎 然后又被反 擊到襯板上再次破碎 從出料口排出 反擊式破碎機將打擊 反擊 離心沖擊 剪切 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 6 研磨有機結合在一起 具有破碎效率高 出料細而均勻 易損零件少 維護保養(yǎng)方便 能耗 低等特點 目前 反擊式破碎機分為立式和臥式兩種 1 4 本文主要研究內(nèi)容及方法 1 4 1 研究內(nèi)容 1 概括介紹了雙齒輥破碎機的原理 結構 2 圍繞雙齒輥破碎機的開發(fā) 按照相似理論相似準則關系研制了小型雙齒輥破 碎機試驗臺 3 以邦德功理論為基礎 通過不同物料的破碎試驗 對破碎機參數(shù)與不同物料 間的關系及各參數(shù)之間的相互關系進行了試驗研究 為開發(fā)雙齒輥破碎機開發(fā)提供了重 要依據(jù) 1 4 2 研究方法 1 理論分析法 利用已有知識 專業(yè)學術類書籍對齒輥破碎機進行理論層次的 分析研究 2 文獻資料法 利用以前掌握的文獻查找相關書籍對齒輥破碎機進行分析研究 3 網(wǎng)絡分析法 利用網(wǎng)絡的優(yōu)勢查找相關資料對齒輥破碎機進行分析研究 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 7 2 理論概述 2 1 破碎理論 破碎是相當復雜的 它與被破碎物本身的性質(zhì) 物料的均勻性 硬度 密度 鉆度 料塊的形狀和含水率 以及所選擇的機械裝備等有關 破碎物料時所加的外力除了使物 料塊發(fā)生相對移動和轉(zhuǎn)動外 還使物料破碎 確定破碎時所消耗的功與被破碎物料的破 碎程度之間的關系是相當重要的 破碎的現(xiàn)有理論中以表面理論 體積理論 裂縫理論為最普遍 雖不能得到十分精 確的結論 但可作為選型或設計時的參考 2 1 1 表面理論 該理論認為破碎時所消耗的功與被破碎物料新形成的表面積成正比 一般情況下 當將邊長為 lcm 的立方體分成邊長為 1 ncm 的小立方體時 可得到 個小立方體 分割平面數(shù)為 3 n 1 所消耗的總功為 3P n 1 3n 假設將上述立方體物料分割成邊長分別為 1 m cm 和 1 m cm 的小立方體 12 則其所消耗的功之比為 Pm1 Pm2 3P m1 1 3P m2 1 m1 1 m2 1 式 2 1 當 m1 和 m2 相當大時 可以寫成 Pm1 Pm2 m1 m2 由此可見 破碎所消耗的功與 物料的破碎度成比例 2 1 2 體積理論 該理論是指破碎物料所消耗的功等于使物料變形直到在物料內(nèi)部產(chǎn)生極限應力 抗 壓極限強度 所消耗的功 根據(jù)虎克定律 壓縮時物料內(nèi)部產(chǎn)生的應力與應變成正比 即 E 式 2 2 式中 物料內(nèi)部應力 N m 2 物料的應變 E 物料彈性模量 N m 設 N 為使物料變形的外力 A 為物料橫截面面積 L 為物料的縮短變形量 L 為物 料的原始長度 那么 N A L L 從而 N A E L L 得出 L NL EA 其中 L E A 為常量 則 L 與 N 的關系為直線關系 則使物料變形 L 所消耗的 功 W 就為 W N L 2 N L 2EA2 物料內(nèi)部產(chǎn)生的應力 N A 代人上式可得 W AL 2E2 AL 即為物料的體積 所以 W V 2 E2 當要將物料破碎斷裂時 應力 達到了物料的抗壓強度極限應力 從而可得到b 物料破碎時所消耗的功為 W V 2E破 碎 b 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 8 由此可見 對每種物料而言 和 E 均為定值 則功 W 與體積 V 成正比 b 破 碎 因為當應力大于強度極限時物料方可破碎 而大多數(shù)巖石都不符合變形的虎克定律 實驗表明 體積理論僅可用于粗略計算靠沖擊力或壓力進行破碎的機械所消耗的功 2 1 3 裂縫理論 對粉碎過程的輸入功與粉碎前后物料潛能變化之間的關系的一種解釋 是美國邦德 F c Bond 和中國王仁東于 1950 年共同提出的 又稱粉碎第三定律 他們認為粉碎 物料的外力所作的功 與物料新生成的裂縫長度成正比 他們以通用的破碎和磨碎設備 作試驗得到的資料 整理成如下的經(jīng)驗公式 式 2 3 10 FpiDW 式中 D 為給料中 80 能通過的方孔篩的孔寬 um D 為產(chǎn)品中 80 能通過的方孔F P 篩的孔寬 um W 為將 907 18kg 1 短噸 粒度為 D 的給料破碎到產(chǎn)品粒度為 D 所F P 耗的功 kw h st Wi 為功指數(shù) 表示將 理論上無限大的粒度 破碎到 80 可以通過 100um 篩孔時所需的功 kw h st 對這一經(jīng)驗公式 邦德的理論解釋為 物料破碎后 外力所作的功首先是使物體發(fā)生變形 一旦局部變形超過臨界點時 即發(fā)生垂直于表面 的裂口 裂口形成之后 儲存于物體內(nèi)的形變能即使裂口擴展而生成斷面 輸入功的有 用部分轉(zhuǎn)化為新生表面積上的表面能 其他部分則因摩擦而成為熱損失 因此 破碎物 料所需的功 應當考慮形變能和表面能兩項 由于形變能與體積成正比 而表面能與表 面積成正比 如果等量地考慮這兩項影響 則所需的功應同它們的幾何平均值成比例 即與 即與 D 為顆粒的直徑 成比例 對于單位體積的物料 則與 與253 25D 1 D 成比例 輸入功用于形成裂縫 它與裂縫長成正比 而輸入功又是與 與 1 D 成正25 比 則 與 1 D 就有裂縫長的意義 由此 采用與面積學說和體積學說相似的方法 可5 以得出 式 2 4 BAQk 1 FPD QkB 1 0 i 式中 為比例系數(shù) A 為粉碎重量為 Q 的物料所需的功 D 和 D 為給料直徑 D0F 為產(chǎn)物直徑 i 為破碎比 按此式計算功耗時 其平均直徑應采用調(diào)和平均徑的平方 P 功指 W 是粉碎工藝參數(shù) 表示物料抵抗粉碎的能力 它并不是一個確定不變的數(shù) 用邦 德提出的傳統(tǒng)試驗方法測得的數(shù) 稱為標準試驗功指 W 依據(jù)測定的方法和粉碎的粒度范圍的不同 邦德功指數(shù)又分為邦德沖擊破碎功指數(shù) 棒磨功指數(shù)和球磨功指數(shù) 功指數(shù)在選礦廠設計 選礦的科學研究和生產(chǎn)控制 管理諸 方面得到了日益廣泛的應用 裂縫學說也可用來解釋細碎和粗磨過程中輸入功與磨碎前 后物料潛能變化之間的關系 2 2 一般破碎機械 破碎機械是對固體物料施加機械力 克服物料的內(nèi)聚力 使之破裂成小塊物料的設 備 破碎機械所施加的機械力 可以是擠壓力 辟裂力 彎曲力 剪切力 沖擊力等 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 9 在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的混合 對于堅硬的物料 適宜采用產(chǎn)生彎 曲和辟裂作用的破碎機械 對于脆性和塑性的物料 適宜采用產(chǎn)生沖擊和辟裂作用的機 械 對于粘性和韌性的物料適宜采用產(chǎn)生擠壓和碾磨作用的機械 通常的破碎過程 有粗碎 中碎 細碎三種 其入料粒度和出料粒度 如表 1 1 所示 所采用的破碎機械相應地有粗碎機 中碎機和細碎機三種 表 2 1 物料粗碎 中碎 細碎的劃分 mm 類別 入料粒度 出料粒度 粗碎 300 900 100 350 中碎 100 350 20 100 細碎 50 100 5 15 工業(yè)上常用物料破碎前的平均粒度 D 與破碎后的平均粒度 d 之比來衡量破碎過程中 物料尺寸變化情況 比值 i 稱為破碎比 即平均破碎比 i D d 式 1 1 為了簡易地表示物料破碎程度和比較各種破碎機的主要性能 也可用破碎機的最大 進料口尺寸和最大出料口尺寸之比來作為破碎比 稱為標稱破碎比 在實際破碎加工時 裝入破碎機的最大物料尺寸 一般總是小于容許的最大進料口 尺寸 所以 平均破碎比只相當于標稱破碎比的 0 7 0 9 破碎機械常用的類型有 顎式破碎機 圓錐破碎機 旋回式破碎機 錘式破碎機和 輥式破碎機等 顎式破碎機廣泛運用于礦山 冶煉 建材 公路 鐵路 水利和化工等行業(yè) 根據(jù) 其結構不同可分為復擺顎式破碎機 即單復擺顎式破碎機 和簡擺顎式破碎機 復擺顎 式破碎機適用于粗 中碎抗壓強度 250mpa 以上的各種礦石巖石 簡擺顎式破碎機則可以 破碎各種硬度的礦石和巖石 且特別適用于破碎各種硬度的磨蝕性強的石料 復擺顎式破碎機工作時 電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉(zhuǎn) 使動顎周期地靠近 離開定顎 從而對物料有擠壓 搓 碾等多重破碎 使物料由大變小 逐漸下落 直至 從排料口排出 輥式破碎機工作可靠 維修簡單 運行成本低廉 排料粒度大小可調(diào) 按照輥子數(shù) 量可分為單輥破碎機 雙輥破碎機和多輥破碎機 一般是四輥 等 按照輥面特征 可 分為光面輥和帶齒輥兩種 單輥破碎機 用于破碎石灰石 煤等物料 物料塊在輥子與帶齒板間被軋碎 表 2 2 單輥破碎機的技術規(guī)格 規(guī)格 mm 輥子 轉(zhuǎn)速 r min 進料粒度 mm 卸 料粒度 mm 電 動機 功率 kw 生 產(chǎn)率 t h 外形尺寸 mm 長 寬 高 整機 質(zhì)量 t 915 1 830 56 700 0 225 350 85 0 5660 4330 3370 80 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 10 1500 2800 6 300 1000 2500 200 55 400 7267 3250 1735 32 8 1500 2140 5 2 40 250 300 7136 2600 1810 27 13 1000 1300 1200 750 300 100 300 13 60 4700 2250 1116 8 1 雙齒輥破碎機主要適用于礦山 冶金 化工 煤礦等行業(yè)脆性塊狀物料的粗 中級 破碎 其入料粒度大 出料粒度可調(diào) 可對抗壓強度 160MPa 的物料進行破碎 其結構 緊湊 且破碎力由內(nèi)部機構承受 基礎不受力 特別適用于移動式設備 也廣泛適用于 各種場合的物料破碎 破碎機充分利用脆性材料的抗彎 抗剪強度比抗壓強度低的特點 采用交叉布齒 使破碎齒受力均勻 降低能耗 采用大齒 小輥 螺旋布齒 多破碎盤 的結構 有更強的挾制大塊能力 重復破碎少 生產(chǎn)能力強 在兩個破碎輥下設有破碎 棒 形成破碎齒和破碎棒三級破碎過程且可調(diào)整出料粒度 使碎后粒度均勻 齒輥轉(zhuǎn)速 低 磨損小 燥音低 粉塵小 被破碎物料經(jīng)給料口落入兩輥子之間 進行擠壓破碎 成品物料自然落下 遇有過硬或不可破碎物時 輥子可憑液壓缸或彈簧的作用自動退讓 使輥子間隙增大 過硬或不可破碎物落下 從而保護機器不受損壞 相向轉(zhuǎn)動的兩輥子 有一定的間隙 改變間隙 即可控制產(chǎn)品最大排料粒度 雙輥破碎機是利用一對相向轉(zhuǎn) 動的圓輥 四輥破碎機則是利用兩對相向轉(zhuǎn)動的圓輥進行破碎作業(yè) 表 2 3 雙輥破碎機的技術規(guī)格 規(guī)格 mm 輥 子轉(zhuǎn)速 r min 進 料粒度 mm 卸 料粒度 mm 電 動機功 率 kw 生產(chǎn) 率 t h 外形 尺寸 mm 長 寬 高 整機 質(zhì)量 t 0 100 125 0 125 150 900 900 37 5 800 0 150 28 180 3217 1694 4 198 13 27 0 100 55 0 75 45 0 50 35 雙 齒 面 輥 450 450 64 100 200 0 8 20 2260 2206 7 66 3 765 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 11 25 四輥破碎機是一種冶金礦山設備配套中 細碎產(chǎn)品 也可通過調(diào)整上 下輥的間隙 破碎所需粒度的物料 表 2 3 四輥破碎機的技術規(guī)格 規(guī)格 mm 輥 子轉(zhuǎn) 速 r min 進料粒 度 mm 卸料粒 度 mm 電動 機功 率 kw 生 產(chǎn)率 t h 外形尺 寸 mm 長 寬 高 整機 質(zhì)量 t 83 381 30 3 8 55 35 40 1200 1000 153 166 20 4 10 75 50 60 9610 5660 4325 67 108 10 0 28 189000 700 189 40 2 10 20 16 4175 3150 3147 27 6 4 2 3 齒輥破碎機 本設計所涉及的的輥顎破碎機結合了顎式破碎機和齒輥破碎機的優(yōu)點 使生產(chǎn)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證 使物料得到了有效的破碎 這是有生產(chǎn)的實踐為證的 因該種機械的新的一面 所以尚未有成熟的計算方法對其進 行精確的計算 只能在傳統(tǒng)破碎機械計算的基礎上 結合生產(chǎn)實踐 對其進行粗略的估 算 其結構圖大致如下所示 1 帶式輸送機 2 小齒輥 3 大齒輥 4 顎板 5 電機 6 電機調(diào)整部件 7 箱體 8 箱體底座 9 料度調(diào)整系統(tǒng) 10 拉桿部件 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 12 圖 2 1 齒輥破碎機結構簡圖 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 13 3 齒輥破碎機參數(shù)設計 3 1 產(chǎn)品的技術參數(shù) 破碎物料抗壓強度 160MPa 入料粒度 800mm 出料粒度 80mm 處理量 2000t h 左右 大齒輥轉(zhuǎn)速 120r min 左右 小齒輥轉(zhuǎn)速 160r min 左右 3 2 電機選型 3 2 1 電機功率計算 對于功率的計算采用如下的近似理論計算方法 本方法是基于電機的功率應該與單 位時間的破碎物料的功耗相同的原則 即認為電機的功率應如下求得 F QW 其中 Q 破碎機的生產(chǎn)能力 t h W 單位生產(chǎn)量的功耗 kWh t 破碎機的傳動效率 采用 Rittinger 法確定單位生產(chǎn)量的功耗 即 式 2 1 1 iiAEmW 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 以上的組成部分的粒度尺寸 um A 占給料粒度 80 以上的組成部分的粒度尺寸 um i 常指數(shù) 取 0 45 0 5 3 2 2 電機選擇 由于是所設計的破碎機的新穎性 暫時還沒有成熟的功率計算方法 故參考上述傳 統(tǒng)破碎機械電機功率的計算方法 結合生產(chǎn)實踐的經(jīng)驗 估取電機功率為 160Kw 選擇佳 木斯電機股份有限公司的 YB355S 6 的電機 其主要參數(shù)如下 額定功率 160KW 轉(zhuǎn)速 980r min 效率 0 94 功率因數(shù) 0 87 輸出軸徑 90mm 3 3 傳動機構的設計及計算 根據(jù)上述所得的電機及齒輥轉(zhuǎn)速 初步確定電機至大齒輥間的減速比為 i 980 120 8 17 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 14 電機至小齒輥間的減速比為 I 980 160 6 13 根據(jù)生產(chǎn)實踐經(jīng)驗 選定電機至大齒輥間的減速傳動機構為一對帶輪和一對齒輪 結合帶輪和齒輪的傳動特點 取帶輪間的減速比為 1 6 齒輪間的減速比為 5 2 電機至 小齒輥間的減速傳動機構則在電機至大齒輥間減速傳動的基礎上再加上兩個介輪和一個 齒輪 它們的具體設計如下述所示 3 3 1 帶傳動的設計計算 參考機械工業(yè)出版社出版的 機械設計手冊 第二版的第四卷 已知輸入軸轉(zhuǎn)速 n 980r min 輸入功率 P 160kw1 1 設計功率 由表 33 1 2 查得共況系數(shù) 1 6 dPAK P 1 6 160 256kwAK 2 選定帶型 根據(jù) 256kw 和 980r min 由圖 33 1 2 確定為 E 型帶 1n 3 小帶輪基準直徑 及大帶輪基準直徑 參考表 33 1 18 和圖 33 1 2 取1d 2d 560mm 取傳動比 i 1 6 彈性滑動系數(shù) 0 02 則大帶輪基準直徑1d i 1 1 6 560 0 98 878 1mm21d 由表 33 1 18 取 900mm 2d 4 大帶輪軸實際轉(zhuǎn)速 n 1 560 0 98 980 900 597 58r min2n1d12 5 帶速 v v 60 1000 560 980 60 1000 28 72m s 1 不超過 30m s 符合要求 5 初定軸間距 按要求取 0 7 0 7 560 900 1022mm0a1d2 6 所需基準長度 L 2 2 4364 5mm 0d 12 4 0212ad 由表 33 1 7 選取基準長度 4660mm d 7 實際軸間距 a a 2 1170mm0L0 8 安裝時所需最小軸間距 min a 0 0015 1101 1mmind 張緊或補償伸長所需最大軸間距 ax a 0 02 1263mmaxL 9 小帶輪包角 01803 57 12 d16 10 單根 V 帶的基本額定功率 根據(jù) 560mm 和 980r min 由表 33 1 17 g 查得 E 型帶 31 35kw 1d1n 1P 11 考慮傳動比影響 額定功率的增量 由表 33 1 17g 查得 6 06kw 1P 12 V 帶根數(shù) z 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 15 z 式 2 2 dP1LK 由表 33 1 13 查得 0 96 由表 33 1 15 查得 0 9 則LK Z 256 31 35 6 06 0 96 0 9 7 92 取 z 8 根 13 單根 V 帶預緊力 0F 500 2 5 1 zv m 式 2 3 0F KdP2v 由表 33 1 14 查得 m 0 17kg m 則 500 2 5 0 96 1 256 8 28 72 0 17 1635 52N 27 8 14 壓軸力 r 25880 88N 2 sin 0zr 15 帶輪結構和尺寸 由 YB355S 6 電動機可知 其軸伸直徑 90mm 長度 L 170mm 故小帶輪軸孔直0d 徑應取 90mm 轂長 L 170mm 0d 由表 33 1 22 查得 大帶輪和小帶輪結構都為六橢圓輻輪 輪槽尺寸及輪寬按表 33 1 20 計算 參考圖 33 1 5 典型結構 畫出小帶輪工作圖 見 圖 圖 2 1 小帶輪 大帶輪的示意圖如圖所示 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 16 圖 2 2 大帶輪 3 3 2 齒輪傳動設計計算 傳遞功率 P 152kw 主動齒輪轉(zhuǎn)速 597 58r min 1n 1 選擇齒輪材料 查表 8 17 小齒輪選用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)滲碳淬火 回火 硬度 56 62HRC 大齒輪選 用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)滲碳淬火 回火 硬度 56 62HRC 2 按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算 設計計算公式 齒輪模數(shù) m mm 式 2 4 321 FSadYZKT 確定齒輪傳動精度等級 按 0 013 0 022 估算圓周速度tv31 nP 5 3m s 參考表 8 14 和表 8 15 選取 公差組 8 級 tv 齒寬系數(shù) 查表 8 23 按齒輪相對軸承為懸臂布置 取 0 5 d d 小輪齒數(shù) 在推薦值 20 40 中取 24 1Z1Z 取傳動比 i 5 2 則 125 齒數(shù)比 u 5 2082 傳動比誤差 u u u u 5 208 5 2 5 2 0 0015 在 5 范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩 由式 8 53 得1T 9 55 P 2 34 N mm601n60 載荷系數(shù) K 由式 8 54 得 K AK v 使用系數(shù) 查表 8 20 得 1 75 A 動載荷系數(shù) 查圖 8 57 得初值 1 21v vt 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 8 60 得 1 27 齒間載荷分配系數(shù) 由式 8 55 及 得 0 1 88 3 2 cos 1 721 21 Z 查表 8 21 并插值得 1 242 則載荷系數(shù) K 的初值 3 34 Kt 齒形系數(shù) 查圖 8 67 小輪 2 08FaYFaY 大輪 2 162 應力修正系數(shù) 查圖 8 68 小輪 1 58S1S 大輪 1 83a 重合度系數(shù) 由式 8 67 得 Y 0 25 0 75 0 686 許用彎曲應力 由式 8 71 有F FxNSY lim 彎曲疲勞極限 查圖 8 72 得 850N li 1lim 2 740 N 2limF2 彎曲壽命系數(shù) 查圖 8 73 得 1NN2 尺寸系數(shù) 查圖 8 74 得 1xYxY 安全系數(shù) 查表 8 27 得 1 6 則FSFS 531 N 463 N 1 22F 2 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 17 故齒輪模數(shù) m 的設計初值 t 6 91mmt321 FSadYZKT 取 7mm t 小輪分度圓直徑參數(shù)圓整值 t 168mm 1td 圓周速度 v V 60000 5 2539m s nt 與估取 5 2 很相近 對 取值影響不大 不必修正 t vKvK 1 21 K 3 34vtt 齒輪模數(shù) m 7mm tm 小輪分度圓直徑 1d 168mm1d t 大輪分度圓直徑 2 m 875mmZ 中心距 a a m 2 521 5mm21 齒寬 b b 83mmmintd 大輪齒寬 2 b 83mm2 小輪齒寬 1b 5 10 88mm2 3 按齒面接觸疲勞強度校核計算 由式 8 63 知 HHEbudiKTZ 211 彈性系數(shù) 查表 8 22 得 189 8 EZmN 節(jié)點影響系數(shù) 查圖 8 64 0 得 2 5 H 2x Z 重合度系數(shù) 查圖 8 65 0 得 0 88 許用接觸應力 由式 8 69 得 H HWNSZ lim 接觸疲勞極限應力 查圖 8 69 得12li 1650MPa 1620MPali 2lim 接觸強度壽命系數(shù) 查圖 8 70 得 1 N1N 硬化系數(shù) 查圖 8 71 及說明得 1 WZWZ 接觸強度安全系數(shù) 查表 8 27 按一般可靠度取 1 1 則HSHS 1500 MPa 1H 1473 MPa2 又 988 MPa 1H 1H 960 MPa1200mm 時 n 160 42 B r min 式中 B 的單位是 m 3 動顎行程 破碎機的行程是指動顎下端的擺幅 它與偏心軸偏心距 顎板斜角等有 關 一般是 s 2 2e 式中 s 為動顎行程 e 為偏心距 行程與最小出料口尺寸必須保持一定關系 通常最小出料口尺寸 是mind min 2 5 30 ds 而進料口寬度 a 與 之間的關系是 a 9 10 mind 4 生產(chǎn)能力的影響因素分析 以上介紹的幾個顎式破碎機生產(chǎn)能力的計算公式揭示了顎式破碎機生產(chǎn)能力與其結 構參數(shù) 動顎下端點的水平擺動行程 S 給料口尺寸 B L 排料口寬度 b 工藝參數(shù) 動顎擺動次數(shù) n 嚙角 和物料性質(zhì) 密度 松散系數(shù) 等之間的函數(shù)關系 為 提高顎式破碎機生產(chǎn)能力提供了科學依據(jù) 1 適當提高顎式破碎機動顎擺動次數(shù)是提高其生產(chǎn)能力的重要途徑之一 顎式破碎機理論生產(chǎn)能力是隨著動顎擺動次數(shù) n 的增高而增大的 當動顎擺動次數(shù) n 增高至某一最佳數(shù)值 n 時 破碎機能夠獲得最大的生產(chǎn)能力 當動顎在超最佳擺動次數(shù) 下擺動時 其生產(chǎn)能力將隨著動顎擺動次數(shù)的增高而降低 同時 實驗研究的結果也證 明了這一規(guī)律 然而 現(xiàn)有顎式破碎機動顎的擺動次數(shù)都選擇得比較低 特別是大型簡 擺顎式破碎機和小型復擺顎式破碎機 但因顎式破碎機具有較大的運動質(zhì)量 如果動顎 的擺動速度過快 所產(chǎn)生的慣性力就會比較大 這又將使機器及其基礎發(fā)生振動 使偏 心軸回轉(zhuǎn)不均勻 同時所消耗的功率也較大 并可能引起軸承發(fā)熱 故其速度也不能過 高 因此在破碎機其它有關參數(shù)不變化的情況下 適當增高現(xiàn)有顎式破碎機動顎擺動次 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 21 數(shù) n 以提高其生產(chǎn)能力是可能的 其增高幅度建議在原有破碎機擺動次數(shù)的基礎上增高 10 15 大型破碎機取小值 中小型取大值 2 適當減小顎式破碎機嚙角 是提高其生產(chǎn)能力的又一重要途徑 顎式破碎機生產(chǎn)能力在一定條件下與嚙角 的正切成反比 同時 從 Bond F C 理論 知 顎式破碎機生產(chǎn)能力與其嚙角 成直線關系 即破碎機的相對生產(chǎn)能力隨修正系數(shù) 成正比例變化 K 1 1 432 7 0 384 式 2 8 式中 為顎式破碎機的嚙角 rad 將顎式破碎機的定顎破碎板和動顎破碎板都傾斜安裝 并盡量使二者傾斜安裝的角 度 和 接近相等 可使其生產(chǎn)能力的相對值提高 4 左右 12 由國內(nèi)外有關實驗證明 適當減小嚙角 亦可提高顎式破碎機生產(chǎn)能力 因為嚙角 減小 物料在破碎腔中完全被破碎所需要的動顎擠壓次數(shù)減少了 并使得破碎腔上部 區(qū)域的處理能力比從排料口排出的能力增大 這樣破碎腔中總備有需要排出的產(chǎn)品 而 不致因破碎不及時而影響排料 例如 原蘇聯(lián)學者巴烏曼 BA 用 400 X 600 顎式破碎機破 碎抗壓強度為 300 MPa 的花崗巖時 將嚙角 由 改為 后 生產(chǎn)能力提高了 4021 370 20 40 吉斯淦和高登等都分別進行了減小嚙角的試驗 認為嚙角 的大小對破碎機 的生產(chǎn)能力有很大的影響 具體結果見表 2 1 表 2 1 嚙角對生產(chǎn)能力影響的實驗結果 國內(nèi)某石礦將 PEF 400 X 600 顎式破碎機的嚙角在原設計的基礎上減小 其生230 產(chǎn)能力亦提高了 20 由上述分析和實驗結果可以看出 適當減小嚙角 是提高顎式破碎機生產(chǎn)能力的又 一重要途徑 但是 必須注意 嚙角 的減小會導致破碎比減小 使破碎產(chǎn)品粒度相應增 大 因此 減小嚙角 還必須認真考慮破碎工段對物料粒度的要求 其具體實施方法 應視具體情況而定 如對新設計的顎式破碎機可廣泛參考國內(nèi)外 的實踐經(jīng)驗 在保證滿足破碎粒度要求的前提下 盡量將嚙角 選擇得小一點 國外就 曾經(jīng)選取到 左右 如對現(xiàn)有顎式破碎機進行改造 可采用普通碳素鋼鍛制成數(shù)條 015 斜鐵 其條數(shù)視破碎機規(guī)格大小而定 將其按定顎板縱向筋布置 用焊接方法固定于機 架前壁的內(nèi)側 于是顎式破碎機的嚙角將從 減小至 0 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 22 a 定顎破碎板垂直安裝 b 兩破碎板傾斜安裝 圖 2 6 嚙角對生產(chǎn)能力之影響 當定顎破碎板垂直安裝時 改造后的相對生產(chǎn)能力 可按下式確定 K 式 2 9 HbtgK 1 0 如果顎式破碎機的兩破碎板都傾斜安裝 嚙角 那么其相對生產(chǎn)能力12 則為 式 2 10 201 tgbtg 式中 當斜鐵大頭的尺寸 b 小于 Htg 時 分母中 tg 取 bo H 取 一 反之 11 b 大于 Htg 時 分母中 tg 取 一 bo H 則取 11 3 適當增大破碎機排料口寬度 b 和動顎下端點水平擺動行程 S 是提高其生產(chǎn)能力 的重要途徑之三 從破碎機生產(chǎn)能力的計算公式亦可明顯看出 生產(chǎn)能力與排料口寬度 b 和動胯下端 點水平擺動行程 S 有著極為密切的關系 即隨著 b 和 S 的增大 生產(chǎn)能力也是明顯提高 的 而且已為實踐所證實 因此 在設計 選擇和改造顎式破碎機時 可以通過合理確 定排料口寬度 b 和擺動行程 S 以提高顎式破碎機生產(chǎn)能力 特別是用于二次破碎的顎式 破碎機更應該在這方面下功夫來提高其生產(chǎn)能力 但是 這與傳統(tǒng)的 排料口尺寸一般 與破碎產(chǎn)品的尺寸大體相同或小一些 的觀念是相對立的 因此 具體實施時 必須完 全滿足下述條件 1 適當增大排料口寬度 b 其增大范圍可定為破碎機破碎腔長度 L 的 0 025 0 05 倍 2 適當增大動顎的下端點水平擺動行程 S 其增大量可控制在 0 05 0 10L 范圍 內(nèi) 3 在同時滿足上述兩條件的基礎上 必須使給入破碎機的物料量大致等于破碎機 的通過量 以保證破碎機破碎腔中的物料形成層狀密實充填的流動狀態(tài) 一邊連續(xù)不斷 地給入被破碎物料 一邊利用動顎的擺動所產(chǎn)生的壓縮作用給予破碎腔中的物料以充分 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 23 的壓實度和高壓縮比使之破碎 這種方法的破碎機理是以料層壓縮現(xiàn)象為基礎的 采用 后不僅可以獲得小粒度 接近方狀的破碎產(chǎn)品 而且能使破碎成品數(shù)量成倍地增加 不過 在應用這種方法時還必須注意 其一 物料的松散密度與其真實密度之比值不 能超過 80 否則就不能被壓縮 破碎機也就不能運轉(zhuǎn) 其二 通過破碎機的物料要經(jīng)過 適當篩分 使大于所需尺寸的物料再返回破碎機進行破碎 直至破碎成所需要的產(chǎn)品 4 將破碎腔形狀改造為曲線型破碎腔是提高其生產(chǎn)能力的重要途徑 顎式破碎機的破碎腔形狀是決定其生產(chǎn)能力的重要因素之一 破碎腔的形狀有直線 型和曲線型 直線型破碎腔是指定 動胯上敷設的破碎板縱斷面都為直線 其嚙角為恒 定 曲線型破碎腔則是將定 動顎破碎板或者其中之一的縱斷面設計為曲線 且曲線從上 往下按嚙角逐漸減小的原則設計 即稱為變嚙角破碎腔 在變嚙角的曲線型破碎腔中 各連續(xù)水平面間形成的梯形斷面的體積 從破碎腔中部往下是逐漸增加的 因而物料間 的空隙也增大 這樣有利于物料的排出 同時 由于曲線型破碎腔的排料口附近有一段 接近于平行的區(qū)間 因而破碎機的堵塞點也會由排料口往上移動一段平行區(qū)間的長度 這不僅保證了在排料口附近不易發(fā)生堵塞現(xiàn)象 加快已破碎物料的流通 而且破碎板的 使用壽命也將延長 因此 采用曲線型破碎腔可顯著地提高其生產(chǎn)能力 這也已為國內(nèi) 外大量的實踐所證實 曲線形狀有多種多樣 實驗研究的結果表明 在嚙角許可范圍內(nèi) 將定 動破碎板 之一的上 下部設計成對稱的 Gauss 曲線 其中部采用直線 另一破碎板則設計成直線 這被認為是破碎物料的理想條件 其曲線方程式為 式 2 11 5 0exp 2kCy 式 2 12 21 ln msbBs 式 2 13 1 l22Hsk 式 2 14 1 hm 式 2 15 式中 H 破碎腔高度 mm h 動顎懸掛點至給料口水平的高度 mm 其它符 號的意義同前 單位為 mm 二 輥式破碎機的計算及其分析 1 破碎及排料機理分析 雙齒輥破碎機的主要工作部件為兩個平行安裝的齒輥 每個齒輥沿軸向布置一定數(shù)量 的齒環(huán) 通過齒輥的對轉(zhuǎn)實現(xiàn)物料的破碎 其結構見圖 2 13 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 24 圖 2 8 破碎機理示意圖 齒對物料的作用過程可分為三個階段 第一階段 旋轉(zhuǎn)運動中的輥齒遇到大塊物料 首 先對它進行沖擊剪切 接著進行撕拉 如果碎塊能被輥齒咬入則進入第二階段破碎 否則輥 齒沿物料表面強行滑過 靠輥齒的螺旋布置迫使物料翻轉(zhuǎn) 等待下一對齒的繼續(xù)作用 在圖 1 中 這一階段為齒從 1 1 位置到 2 2 位置 第二階段從物料被咬入開始 到前一對齒脫 離咬合終止 在圖 1 中表現(xiàn)為齒從 2 2 位置運動到 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 粒度大的物粒由于包容體積逐漸變小而被強行擠 壓剪碎 破碎后的物料被擠出 從齒側間隙漏下 前一對齒開始脫離嚙合時 破碎的物料大量下漏排出 個別粒度仍然偏大的物料被劈裂 棒阻擋 當齒運動到劈裂棒附近時 與劈裂棒共同作用 將大塊物料劈碎并將其強行排出 這 就是第三階段破碎 至此 一對齒的破碎過程結束 每對齒環(huán)上有多少個齒 齒輥運行一周時同樣的過程就 進行多少次 循環(huán)往復 2 破碎比 i 和鉗角 輥式破碎機的咬入能力與輥子間的摩擦系數(shù) f 有關 一般情況下 鉗角 應小于或等 于物料與輥子間摩擦角 的兩倍 輥式破碎機如采用較大輥子直徑 并改進輥子圓周速度 破碎比 i 一般可以達到 7 以 上 單輥破碎機的破碎比還要高些 3 輥子直徑 D 與物料粒度 d 的關系 輥子直徑 D 與物料粒度 d 之間的關系是 式 2 16 cos1 2id 式中 鉗角 i 破碎比 輥式破碎機的破碎比 i 一般為 4 將前述 極限值帶入 可得 干硬物料 D d 17 濕軟 物料 D d 7 5 為了工作可靠 D d 值還需加大 0 2 0 25 此時 輥子直徑要比物料粒度 大 9 22 倍 故光面雙輥破碎機不宜于作粗碎機 不然輥子要做得非常龐大 槽面輥子不是單單依靠摩擦力咬住物料 故 D d 值可以取得較小 破碎干硬物料時 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 25 槽面輥子的 D d 取 10 12 齒面輥子的 D d 取 2 6 4 輥子轉(zhuǎn)速 當輥式破碎機的破碎比 i 取 4 時 光面輥式破碎機的極限轉(zhuǎn)速 為maxn r min 式 2 17 max6fndD 式中 f 物料與輥子表面的摩擦系數(shù) 物料密度 kg d 物料粒度 cm 3c D 輥子直徑 cm 實際上 為了減小破碎機的振動和輥子表面的磨損 取 n 0 4 0 7 r minmaxn 光面輥子取上限值 槽面和齒面輥子取下限值 圓周速度則取 硬質(zhì)物料 v 3 6m s 軟質(zhì)物料 v 6 7m s 對于快速細碎雙輥破碎機 輥子表面的圓周速度可達 26 2m s 5 雙齒輥破碎機生產(chǎn)能力的計算 生產(chǎn)能力是雙齒輥破碎機性能的重要指標 它直接關系到雙齒輥破碎機設計中各參 數(shù)的選擇 如功率的確定等 也是用戶選型的重要依據(jù) 因此如何確定雙齒輥破碎機的生產(chǎn) 能力非常重要 從雙齒輥破碎機的破碎和排料機理可知 1 雙齒輥破碎機具有強制咬入特性和強制 排料特性 這與一般的輥式破碎機不同 因此不能簡單地套用輥式破碎機的生產(chǎn)能力計算公 式 2 當輥子轉(zhuǎn)速一定時 雙齒輥破碎機的生產(chǎn)能力決定于齒輥在運轉(zhuǎn)中咬入物料的能 力 這一能力在兩輥上相對齒環(huán)的旋轉(zhuǎn)相位保持不變時決定于兩個因素 一個是齒的幾何 形狀 即前后兩對齒形成的封閉多邊形的面積 另一個是物料的礦巖特性 物料越易粉碎 每 次咬入的量越接近齒輥幾何構造所允許的最大值 由此我們得到下面的理論生產(chǎn)能力 Q 的計算公式 Q 60mknAl 式 2 18 hm 3 式中 m 齒環(huán)圓周上的齒數(shù) K 礦巖特性系數(shù) N 齒輥轉(zhuǎn)速 r min A 前后兩對齒形成的封閉多邊形面積 2m L 沿齒輥軸向布齒長度 m 考慮到部分物料從齒的間隙漏下 應予補償 補償量可利用輥式破碎機的生產(chǎn)能力計 算公式來計算 Q 3600VFU 式 2 19 hm 3 式中 V 破碎機輥齒的平均線速度 m min F 破碎機輥齒間物料通過的面積 2m U 物料松散系數(shù) 取 0 25 0 4 由此得生產(chǎn)能力計算公式 Q 60mknAl 3600VFU 式 2 20 h 3 式中各符號含義同公式 2 18 和 2 19 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 26 將公式 2 20 運用于 1250 雙齒輥破碎機生產(chǎn)能力的計算 當 k 0 75 U 0 25 時得到 理論生產(chǎn)能力的下限值 當 k 1 0 U 0 4 時得到理論生產(chǎn)能力的上限值 結果的可信度很高 k 值的選取 可借用一級破碎機的填充系數(shù) 6 雙齒輥破碎機功率的計算方法 功率計算是破碎機設計中的關鍵環(huán)節(jié) 也是選擇電機的理論依據(jù) 而電機的選擇直接 影響到后續(xù)設計 過去破碎機設計中 確定功率一般采用兩種方法 經(jīng)驗公式法和理論計算 法 由于雙齒輥破碎機是一種設備 無經(jīng)驗可循 因此基于電機功率應與單位時間破碎物料 的功耗相同的原則 提出如下電機功率的理論計算方法 N QW G 式 2 21 式中 Q 設計要求的生產(chǎn)能力 t h W 單位生產(chǎn)量的功耗 kW h G 破碎機的傳動效率 由此可見這一方法的關鍵在于如何確定單位生產(chǎn)量的功耗 W 目前有四種理論計算方 法可以確定 W Rittinger 法 Kick Kirpichev 法 Bond 法和 Holmes 法 其中 Rittinger 法適用于細磨 Kick Kirpichev 法適用于粗碎 Bond 法介于二者之間 而 Holmes 法是前 三種方法的統(tǒng)一 其表達式為 W 11m 1 1 式 2 22 iEiA 式中 m Bond 功指數(shù) kW h0 907t E 排料中占 80 以上組成部分的粒度 Lm A 給料中占 80 以上組成部分的粒度 Lm i 的取值范圍在 1 2 11 4 由于 Holmes 公式中 i 的取值范圍過大 稍有不當 將與實際情況相差甚遠 通過對 1250 雙齒輥破碎機功率的計算以及所繪制的 N c i 曲線 N WH Q 初步得出對于雙 齒輥破碎機 i 可取 1 45 5 3 4 2 輸入軸的結構設計及校核 根據(jù)上述設計計算可知 輸入軸 也即帶輪軸的轉(zhuǎn)速為 597 58r min 傳遞功率為2n 152Kw 2P 1 求軸上的轉(zhuǎn)矩 T T 9 55 6102Pn 9 55 597 8 2 43 N mm6 2 求作用在齒輪上的力 軸上齒輪的分度圓直徑 168mmd 可以求出作用在齒輪上圓周力 徑向力 和軸向力 的大小如下 方向如下圖所tFraF 示 tF2Td 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 27 2 2 43 168610 28929N rF costan 28929 120t 10529 N 3 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 37SiMn2MoV 調(diào)質(zhì)處理 預估軸的最小直徑 取 A 100 可得 Amind 23P 100 31597 8 67 1 mm 取 100mm mind 4 軸的結構設計 根據(jù)軸的軸向定位要求以及軸上零件的裝配方案和他們之間的徑向配合尺寸等參數(shù) 來確定出軸上各軸段的直徑和長度 以及軸上零件的周向定位 最