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破碎 總體 設(shè)計 cad 說明書

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煤泥破碎機總體設(shè)計（cad與說明書）,破碎,總體,設(shè)計,cad,說明書

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遼寧工程技術(shù)大學 本科生實習報告書 教學單位 機械工程學院 專 業(yè) 礦山機電 班 級 11級1班 學生姓名 王景龍 學 號 1107250122 指導教師 師建國 學生實習報告：要求對實習的主要內(nèi)容、本人學習與工作的表現(xiàn)、收獲與體會、以及存在的問題等方面進行總結(jié)。在大四最后的一個學期，我們的指導教師帶領(lǐng)我們組的同學去百盛機械廠去實習。這次實習是我們學習理論知識二年以來的第一接觸現(xiàn)場,可以想象其意義的重要性,我們第一次將理論知識與實際相結(jié)合通過社會實踐，可以把我們在學校所學的理論知識，運用到客觀實際中去，使自己所有用武之地。以便能夠達到拓展自身的知識面，擴大與社會的接觸面，增加個學的理論知識人在社會競爭中的經(jīng)驗，鍛煉和提高自己的能力。歷時將近兩周的的實習結(jié)束,該次實習,真正到達機械制造業(yè)的第一前線,了解了我國目前制造業(yè)的發(fā)展狀況也粗步了解了機械制造業(yè)的發(fā)展趨勢.在新的世紀里,科學技術(shù)必以更快的速度發(fā)展，更快更緊密得融合到各個領(lǐng)域中,而這一切都將大大拓寬機械制造業(yè)的發(fā)展方向.在將來機械制造將會向“四個化”發(fā)展，即柔性化、靈捷化、智能化、信息化.即使工藝裝備與工藝路線能適用于生產(chǎn)各種產(chǎn)品的需要，能適用于迅速更換工藝、更換產(chǎn)品的需要,使其與環(huán)境協(xié)調(diào)的柔性,使生產(chǎn)推向市場的時間最短且使得企業(yè)生產(chǎn)制造靈活多變的靈捷化,還有使制造過程物耗,人耗大大降低,高自動化生產(chǎn),追求人的智能于機器只能高度結(jié)合的智能化以及主要使信息借助于物質(zhì)和能量的力量生產(chǎn)出價值的信息化當然機械制造業(yè)的四個發(fā)展趨勢不是單獨的，它們是有機的結(jié)合在一起的，是相互依賴，相互促進的。同時由于科學技術(shù)的不斷進步，也將會使它出現(xiàn)新的發(fā)展方向。前面我們看到的是機械制造行業(yè)其自身線上的發(fā)展。然而，作為社會發(fā)展的一個部分，它也將和其它的行業(yè)更廣泛的結(jié)合。21世紀機械制造業(yè)的重要性表現(xiàn)在它的全球化、網(wǎng)絡化、虛擬化、智能化以及環(huán)保協(xié)調(diào)的綠色制造等。它將使人類不僅要擺脫繁重的體力勞動，而且要從繁瑣的計算、分析等腦力勞動中解放出來，以便有更多的精力從事高層次的創(chuàng)造性勞動，智能化促進柔性化，它使生產(chǎn)系統(tǒng)具有更完善。這次實習豐富了我在這方面的知識，使我向更深的層次邁進，對我在今后的社會當中立足有一定的促進作用，但我也認識到，要想做好這方面的工作單靠這這幾天的實習是不行的，還需要我在平時的學習和工作中一點一點的積累，不斷豐富自己的經(jīng)驗才行。我面前的路還是很漫長的，需要不斷的努力和奮斗才能真正地走好。短暫的實習生活過去了，心情很復雜，可以說是喜悅加留戀。喜悅的是很快就要回到學校見到可愛的同學們，留戀的是阜新恒百達機械有限公司的同事和朋友們。回顧實習生活，感觸是很深層的，收獲是豐碩的。回頭總結(jié)我的實習報告，感到十分的欣慰。它使我在實踐中了解了社會，學到了很多在課堂上根本就學不到的知識，也打開了視野、增長了見識，為我即將走向社會打下堅實的基礎(chǔ)，更達到了學校為我們安排這次實習的目的以上是我在實習過程中的一些感悟，這也為我的人生開啟了一條新的旅程，回到學校我要在平時的學習和工作中一點一點的積累，不斷豐富自己的經(jīng)驗，更加努力學習專業(yè)知識。在豐富自己社會經(jīng)驗的同時，更向我自己的人生目的地又邁進了一大步！指導教師意見成績評定：指導教師簽字： 2015 年 3月 20日 實習單位意見負責人簽字：（單位蓋章）年 月 日備注注：實習結(jié)束時，由實習學生填寫本表后，交指導教師和實習單位簽署意見，最后交所在教學單位歸檔保管。遼寧工程技術(shù)大學畢業(yè)設(shè)計(論文)摘要煤泥是由細微粒煤，粉化骨石和水組成的粘稠物，具有粒度細，微粒含量多，水分和灰分含量大，熱量低，粘結(jié)性較強，內(nèi)聚力大的特點。本文主要是根據(jù)煤泥破碎時出現(xiàn)的粘性大，容易造成機器堵塞等問題設(shè)計一臺煤泥破碎機。在文中詳細講解了一下破碎煤泥存在的問題，分析每一種破碎機構(gòu)破碎煤泥會出現(xiàn)的問題，經(jīng)過分析選擇輥式破碎機構(gòu)。結(jié)合設(shè)計參數(shù)，破碎機效率：50t/h，每天工作8小時，一年工作300天，設(shè)計一臺齒輥破碎機。本文對工作參數(shù)進行了確定，然后進行了帶傳動，減速器齒輪，傳動齒輪和齒輥軸的設(shè)計與校核，設(shè)計過程中驗算了設(shè)計的參數(shù)，均合理。設(shè)計的破碎機中由一臺電動機帶動皮帶，經(jīng)過液力偶合器傳遞到減速器，減速器帶動輥軸的轉(zhuǎn)動來實現(xiàn)煤泥的破碎。由于齒輥軸是主要破碎機構(gòu)，對其進行了校核。在破碎過程中會產(chǎn)生振動，我們選擇了在大帶輪和減速器之間加入了液力偶合器。然后對軸承進行了選擇和校核。最后確定了減速器箱體的結(jié)構(gòu)和箱體的基本尺寸。關(guān)鍵詞：煤泥 ；齒輥軸；破碎機 IAbstractSlime is by fine coal particles, powder bone stone and water viscous material, with fine particle size, particle content, moisture and ash content are low in calories, strong adhesion, cohesion characteristics.The main purpose of this paper is according to viscous slime crushing of large, easily lead to jam the machine design of a coal crusher. In this paper explain in detail the a broken slime existing problems, analysis each kind of crushing mechanism slime crushing, through analysis and selection of roller crusher mechanism. Combined with design parameters, crusher efficiency: 50t/h, 8 hours a day, a year working 300 days, design a tooth roller crusher. The the working parameters were determined. The followed by a belt drive, gear reducer, transmission gear and the gear and shaft design and verification and design in the process of checking the design parameters are reasonable. Design of crusher is composed of a motor drive belt, after hydraulic coupling transfer to reducer, reducer so as to drive the roll axis of rotation to achieve slime crushing. Since the roller shaft is the main crushing mechanism, it is checked. In the crushing process will produce vibration, we choose the large pulley and reducer between joined hydraulic coupler. Then the bearing is selected and checked. Finally, the structure of the reducer box and the basic size of the box are determined.Keywords: coal ; roll shaft ; crusherI目錄1 緒論12 破碎機的發(fā)展歷史23 煤泥破碎機總體設(shè)計方案33. 1 破碎的主要形式33. 2 破碎煤泥過程中存在的問題33.2.1 煤泥的特點33.2.2 破碎煤泥存在的問題43. 3 破碎機構(gòu)形式選擇43. 4 破碎機的工作原理104 煤泥破碎機參數(shù)的確定124. 1 總體結(jié)構(gòu)與布局的設(shè)計124. 2 電動機功率134. 3 破碎機基本參數(shù)的估算144. 4 工作參數(shù)的確定154.4.1 輥子中心距154.4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)174. 5 帶傳動的設(shè)計計算194. 6 減速器齒輪設(shè)計224. 7 齒輥間傳動齒輪的設(shè)計274. 8 軸的設(shè)計與校核324.8.1 減速器高速軸設(shè)計324.8.2 破碎輥（1）軸的設(shè)計354.8.3 破碎輥（2）軸的設(shè)計404. 9 鍵的選擇與校核444. 10 軸承的選擇454.10.1 確定軸承型號454.10.2 軸承的校核454.11齒環(huán)和齒帽的設(shè)計504.11.1齒帽的設(shè)計504.11.2齒環(huán)的設(shè)計515 液力偶合器的選擇525. 1 液力偶合器的特點525.2 液力偶合器的結(jié)構(gòu)和原理526. 潤滑與密封566. 1 減速器的箱體結(jié)構(gòu)566. 2 箱體的基本尺寸56結(jié)論58致謝59參考文獻60附錄61翻譯部分63中文譯文63英文原文691 緒論煤泥泛指煤粉含水形成的半固體物，是煤炭生產(chǎn)過程中的一種產(chǎn)品，根據(jù)品種的不同和形成機理的不同，其性質(zhì)差別非常大，可利用性也有較大差別，大致有如下幾種類型：（1） 煉焦煤選煤廠的浮選尾煤： 這類煤泥在國外,一般是一種廢棄物，其性質(zhì)與洗選矸石或中煤類似。因煤質(zhì)不同,浮選煤泥的品質(zhì)有較大差別，如淮南的氣煤，浮選工藝的抽出率只有30% 40%,這種煤泥灰分比較低，煤質(zhì)與洗中煤比較接近；平頂山的煤是肥煤或1/3焦煤，浮選精煤的抽出率可達70%80%，浮選尾煤的灰分就較高，煤質(zhì)與洗選矸石接近。 根據(jù)煤泥回收工藝的不同，煤泥的物理性質(zhì)差別較大。如用壓濾機回收的煤泥,其顆粒分布比較均勻，它的粘性、持水性都比較弱，利于降低水分。 （2） 煤水混合物產(chǎn)出的煤泥： 如動力煤洗煤廠的洗選煤泥、煤炭水力輸送后產(chǎn)出的煤泥，這種煤泥有的比原煤質(zhì)量都好，數(shù)量少時常常摻到成品煤中。數(shù)量多了，摻掉的只是少數(shù)，可能有大量的優(yōu)質(zhì)煤泥產(chǎn)出，除要妥善處理外，還會對煤礦的經(jīng)濟效益產(chǎn)生不良影響； 礦井排水夾帶的煤泥、矸石山澆水沖刷下來的煤泥 這些煤泥收集起來都屬于煤礦的臟雜煤泥，其特點是數(shù)量不多，質(zhì)量不穩(wěn)定,但一般都比浮選尾煤質(zhì)量好。 煤泥的利用：由于煤泥具有高水分、高粘性、高持水性和低熱值等諸多不利條件，很難實現(xiàn)工業(yè)應用，長期被電力用戶拒之門外，以民用地銷為主要出路。改革開放以來，國民經(jīng)濟有了迅猛的發(fā)展，煤炭產(chǎn)量已躍居世界首位，市場形勢也發(fā)生了很大變化。煤炭加工的深度和廣度都在快速發(fā)展，煤泥的產(chǎn)量明顯上升，煤泥的綜合利用已成為迫切需要解決的問題。 用壓濾機回收的煤泥粘性和持水性比較弱，利于水分的降低，例如平頂山八礦選煤廠的壓濾煤泥，在旱季堆放接近半年以后，抓斗抓起時出現(xiàn)揚塵，總含水率已接近10%。2 破碎機的發(fā)展歷史1）煤泥破碎機或濾餅破碎機也被稱為輥破碎機，兩輥破碎機，雙齒輥破碎機。入料經(jīng)過破碎區(qū)通過輥的摩擦，入料被擠壓和壓裂。為了提高壓裂的效果，滾筒表面通常是牙齒或者溝槽的結(jié)構(gòu)。煤泥破碎機由輥輪、滾動軸承、沖壓設(shè)備、調(diào)整裝置和傳動裝置等結(jié)構(gòu)組成。兩個滾筒之間配備調(diào)節(jié)裝置，通過該裝置調(diào)節(jié)卸料尺寸。由馬達通過三角皮帶驅(qū)動滑輪槽，拖動輥向相對的方向旋轉(zhuǎn)。破碎物從底部退出。2）輥式破碎機類型及發(fā)展輥式破碎機出現(xiàn)于1806年，是一種較古老的破碎設(shè)備。但是，由于它的結(jié)構(gòu)簡單，緊湊輕便，易于制造，工作可靠，特別是它的產(chǎn)品過粉碎少，因此，至今仍在選煤，冶金燒結(jié)，水泥，玻璃，陶瓷等工業(yè)部門，以及小型選礦廠中使用，而且有新的改進和發(fā)展。輥式破碎機被廣泛的用于破碎軟質(zhì)和中硬度的無聊，對破碎濕料和粘性物料來說，輥式破碎機應用范圍大于顎式破碎機，更大于旋回式破碎機，但是由于它不能破碎大塊物料和堅硬物料，使用范圍受到了限制。近年來，國外輥式破碎機發(fā)展的很快，種類也很多，規(guī)格比較齊全。按輥子的數(shù)目，輥式破碎機可以分為單輥、雙輥、三輥和四輥幾種；按照輥面形狀，可分為光面、齒面和槽型面輥式破碎機。煤泥破碎機是根據(jù)雙齒輥破碎機的工作原理和結(jié)構(gòu)形式進行設(shè)計的一種破碎煤泥的破碎機。3 煤泥破碎機總體設(shè)計方案3.1 破碎的主要形式破碎是一種使大塊物料變成小塊物料的過程。這個過程是用外力（人力，機械力，電力，化學能，原子能或者其它的方法等）施加到被破碎的物料上面，克服物料分子間的內(nèi)聚力，使大塊物料分裂成為若干的小塊物料。目前在工業(yè)上主要是利用機械力來破碎礦石的，利用機械力破碎礦石的方法有以下幾種：(1) 壓碎：將礦石放置于兩個破碎的表面之間，施加壓力后，礦石因為壓應力達到其抗壓強度的極限而破碎。 (2) 劈碎：用一個平面和一個帶有尖棱的各工作表面擠壓礦石時，礦石會沿壓力作用線的方向劈裂，劈裂的原因是因為劈裂平面上的拉應力達到了或超過了礦石拉伸強度限，礦石的拉伸強度比抗壓強度限小很多。(3) 折斷：礦石受到彎曲的作用而破壞，被破碎的礦石是承受集中載荷的兩支點或者多支點梁，礦石內(nèi)的彎曲應力達到了礦石的彎曲強度限時，礦石就會被破碎。(4) 磨碎：礦石與運動表面之間受到一定的壓力和剪切力的作用后，其剪應力達到了礦石的剪切力強度限時，礦石就會被粉碎，磨碎的效率低，能量消耗大。(5) 沖擊破碎：礦石受高速回轉(zhuǎn)機件的沖擊力而破碎，它的破碎力是瞬時作用的，破碎效率高，能量消耗少。對于煤泥來說，可以利用沖擊破碎和壓碎等形式。3.2 破碎煤泥過程中存在的問題3.2.1煤泥的特點（1）粒度細、微粒含量多，尤其是小于200mm的微粒約占70%90%.（2）持水性強，水分含量高。圓盤真空過濾機脫水的煤泥含水量一般在30%以上，折帶式過濾機脫水的煤泥含水在26%29%，壓濾機脫水的煤泥含水在20%24%。（3）灰分含量高，發(fā)熱量較低。按灰分及熱值的高低可以把煤泥分成三類：低灰煤泥灰分為20%32%，熱值為12.520MJ/kg;中灰煤泥灰分為30%55%，熱值為8.412.5MJ/kg;高灰煤泥灰分55%,熱值為3.56.3MJ/kg.（4）黏性較大。由于煤泥中一般含有較多的黏土類礦物，加之水分含量比較高，粒度組成細，所以大多數(shù)煤泥的黏性大，有的還具有一定的流動性。因為由于這些特性，導致了煤泥的堆放、貯存和運輸都比較困難。尤其是在堆存時，其形態(tài)極不穩(wěn)定，遇水容易流失，風干容易飛揚。結(jié)果是不但浪費了寶貴的煤炭資源，而且還造成了嚴重的環(huán)境污染等問題，有時甚至還制約了洗煤廠的正常生產(chǎn)，成為選煤廠的一個較為棘手的問題。3.2.2 破碎煤泥存在的問題煤泥是煤炭洗選加工過程中的副產(chǎn)品，是由細微粒煤，粉化骨石和水組成的粘稠物質(zhì)，具有粒度細，微粒含量多，水分和灰分含量大，熱量低，粘結(jié)性較強，內(nèi)聚力大的特點。由于煤泥的粘堵性強的原因，水分和灰分含量大，現(xiàn)有的許多破碎機都不足以滿足破碎煤泥的需求。破碎的物料(煤泥濾餅)的特點是硬度小,水分大,容易黏連。在不烘干的條件下,使用機械將煤泥濾餅破碎成小塊度的,塊度約為150mm150mm以下即可。3.3 破碎機構(gòu)形式選擇破碎機按工作原理和結(jié)構(gòu)特征不同可分為：方案l：顎式破碎機構(gòu)。當可動顎板擺動周期性地靠近固定鄂板時，對破碎腔中的礦石產(chǎn)生擠壓作用而進行破碎。目前廣泛應用的顎式破碎機，根據(jù)動顎運動特性可以劃分為簡單擺動破碎機和復雜擺動破碎機混合擺動型破碎機三種類型。如下圖圖3-1簡單擺動顎式破碎機構(gòu)Fig 3-1 simple swing jaw crusher1.固定顎2.動顎懸掛軸3.動顎4.推力板5.偏心軸6.連桿 顎式破碎機的結(jié)構(gòu)形式，生產(chǎn)能力，襯板壽命和功耗是破碎設(shè)計中的幾個關(guān)鍵因素，而且個因素之間相互制約。根據(jù)現(xiàn)有的資料查詢，顎式破碎機被廣泛的應用于冶金礦山，非金屬礦山，建材，化工，筑路，電力等工業(yè)部門。一般破碎的是比較堅硬的固體礦石，如果破碎煤泥的話，由于煤泥的水分含量大，粘性強，在破碎過程中煤泥會大量粘結(jié)在固定顎和動顎上面，造成機器無法正常運行，不能達到破碎煤泥的效果。改進方法是可以在破碎過程中加水，增大破碎過程中煤泥的流動性，可以簡單解決煤泥的粘結(jié)問題。方案2：旋回破碎機和圓錐破碎機構(gòu)。由兩個幾乎成同心的圓錐體，固定的外圓錐和可動的內(nèi)圓錐組成破碎腔內(nèi)圓錐以一定的偏心半徑繞外圓錐中心線作偏心運動，礦石在兩錐體之間受擠壓、折斷作用而破碎。圓錐破碎機和旋回式破碎機工作原理基本相同，旋回式破碎機是用來進行粗碎的的一種圓錐破碎機，這里分析旋回式破碎機在破碎煤泥過程中要解決的問題。圖3-2圓錐破碎機工作示意圖Fig 3-2 cone crusher working schematic diagram1.動錐；2.定錐；3.物料；4.破碎腔旋回式破碎機的工作過程如下圖 圖3-3旋回式破碎機工作示意圖Fig 3-3 gyratory crusher working schematic diagram1.動錐2.固定錐3.三角皮帶輪4.圓錐齒輪副5.偏心軸套動錐1與固定錐2之間形成的空間為破碎腔，電動機帶動三角皮帶和圓錐齒輪，使偏心軸套轉(zhuǎn)動，進而帶動動錐環(huán)繞破碎機中心線做旋擺運動，當動錐靠近固定錐時，給入破碎腔內(nèi)的物料受到擠壓和彎曲作用而被破碎，當動錐遠離固定錐時，被破碎的無物料靠自身的重量，從破碎機腔底部排出。與顎式破碎機比較，旋回式破碎機是連續(xù)破碎物料的。在破碎煤泥的過程中，目前的旋回式破碎機對于黏性較大的物料無法進行破碎，因為他的排料方式是被破碎的物料通過自重下滑進行卸料，而由于煤泥的水分含量大和粘性的關(guān)系導致不能靠自身重量滑出破碎腔，從而造成機器堵塞。而且在現(xiàn)有資料中查詢得知，旋回式破碎機適合破碎硬度較高，粉塵含量少的礦石等。如果進行煤泥破碎，會發(fā)生機器堵塞無法正常進行破碎工作的情況，所以旋回式破碎機不適合破碎煤泥。 方案3：錘式破碎機構(gòu)。利用機器上高速旋轉(zhuǎn)的錘頭的沖擊作用和礦石本身以高速向固定不動的反擊板上沖擊而使礦石破碎。錘式破碎機被廣泛應用于水泥，選煤，化工，電力，冶金等工業(yè)部門。主要用來對石灰石，煤，焦炭，頁巖，石膏，爐渣等中硬和軟物料進行中等或者細破碎。錘式破碎機結(jié)構(gòu)類型很多，按回轉(zhuǎn)軸的數(shù)量，可以分為單轉(zhuǎn)子和雙轉(zhuǎn)子兩類。按轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)方向，可以分成可逆式和不可逆式兩類。不管是哪種錘式破碎機，他們都是主要靠沖擊作用來破碎物料的。物料給入破碎機中，會馬上受到高速回轉(zhuǎn)的錘頭沖擊而被粉碎，被破碎的物料從錘頭處獲得動能，自身以高速向機殼內(nèi)壁的襯板和蓖條上沖擊而被第二次破碎。然后小于蓖條縫隙的物料從中間縫隙排出，而且粒度較大的物料，彈回到襯板和蓖條上的大塊物料還會受到錘頭的附加沖擊而進一步破碎。在破碎過程中物料之間也會碰撞粉碎。錘式破碎機的優(yōu)點是生產(chǎn)率高，破碎比大，構(gòu)造簡單，尺寸緊湊，功率消耗少，產(chǎn)品粒度均勻，過粉碎現(xiàn)象少，維修簡單，修理和更換零件容易。但是也有缺點。錘式破碎機的缺點是錘頭，蓖條，襯板，轉(zhuǎn)子圓盤磨損較快，特別是在破碎較硬的物料時，磨損會更快。而且當被破碎的物料水分含量超過12%或者有黏土時，蓖條非常容易發(fā)生堵塞，增加各個零件的磨損。 方案4：輥式破碎機構(gòu)。輥式破碎機是一種最古老的破碎機械。它的結(jié)構(gòu)簡單，破碎時過粉碎現(xiàn)象少，輥面上的齒牙形狀、尺寸、排列等還可按物料性質(zhì)而改變，由于具有這些優(yōu)點，目前仍在煤炭、水泥、硅酸鹽等工業(yè)部門使用。輥式破碎機的缺點是生產(chǎn)能力低，而且要求把物料均勻的喂到輥子全長上面，這樣是為了保證輥子的磨損均勻。輥式破碎機通常作為中硬或者松軟物料的中細破碎。 圖3-4輥式破碎機構(gòu)基本類型Fig 3-4 roller crusher basic type（a）單輥式（b）雙輥式（c）三輥式（d）四輥式雙輥式破碎機時常用的破碎機，它的破碎機構(gòu)是一對相互平行水平安裝在幾家上的圓柱形輥子。前輥和后輥工作時相向轉(zhuǎn)動，當物料被加入到喂料腔內(nèi)，落在轉(zhuǎn)輥上面，物料在棍子表面摩擦力的作用下，被扯進轉(zhuǎn)輥之間，受到輥子的擠壓而達到破碎的目的，破碎的物料被輥子推出，向下方卸落。因此，雙齒輥破碎機是連續(xù)工作的，而且有強制卸料的作用，粉碎粘濕性的物料也不至于是機器發(fā)生堵塞的事故。 煤用破碎機類型比較多。使用時按照物料的物理性質(zhì)，粒度，生產(chǎn)量，用途等進行選擇。常用的破碎機有:1)破碎堅硬、脆性物料的破碎機有顎式破碎機，旋回破碎機，圓錐破碎機，光面或者槽型齒面的輥式破碎機等。2)破碎軟質(zhì)、中硬物料的破碎機有錘式破碎機，反擊式破碎機，齒面輥式破碎機等。在我國的選煤廠中,齒輥式破碎機由于它的結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠,成本低廉等特點得到很廣泛的使用。方案評價：Scheme evaluation：評價目標方案滿足煤泥破碎要求使用維護方便成本在規(guī)定范圍方案1不滿足是是方案2不滿足否是方案3基本滿足否是方案4滿足是是 方案四滿足設(shè)計方案的設(shè)計要求的技術(shù)特性，并能滿足功能的需求，而且方案四性能可靠，結(jié)構(gòu)簡單，可以實現(xiàn)煤泥破碎的基本要求，具有可操作性，保養(yǎng)性，能量消耗也合理。在功能相同時，成本也比較合理，經(jīng)濟效益能達到最大化。方案四滿足國家科技政策和國家科技發(fā)展規(guī)劃的目標，而且還符合減少三廢的要求，有利于提高生產(chǎn)力，節(jié)省人力、物力、財力等。最主要的是有利于資源的利用，可以實現(xiàn)經(jīng)過加工破碎后的煤泥在電廠等重要的地方得到有效的利用，實現(xiàn)資源的利用最大化，節(jié)省不可再生資源，屬于新能源的開發(fā)。 綜上所述，經(jīng)過綜合考慮，對于破碎濕料和粘性較大的物料時，輥式破碎機和錘式破碎機比較于旋回式破碎機和顎式破碎機來說應用范圍更大，又因為錘式破碎機和輥式破碎機都具有結(jié)構(gòu)簡單，修理方便等特點，經(jīng)過查閱資料，發(fā)現(xiàn)輥式破碎機在破碎沒你的方面得到更大的應用，而且輥式破碎機機體緊湊輕便，價格低廉，工作可靠破碎是過粉碎現(xiàn)象少，能破碎粘濕性物料等特點，選用雙齒輥破碎機來進行煤泥的破碎。上面的破碎機大多用于破碎塊煤,而用于破碎煤泥濾餅的破碎機很少,根據(jù)現(xiàn)有的條件，可以設(shè)計一臺可以破碎煤泥濾餅的齒輥破碎機。由于它的結(jié)構(gòu)簡單，緊湊輕便，易于制造，工作可靠，特別是它的產(chǎn)品過粉碎少等特點，所以可以用來破碎煤泥。3.4破碎機的工作原理煤泥破碎機可以稱為對輥破碎機又叫雙齒輥破碎機，是由兩個圓柱形輥筒作為主要的工作機構(gòu)。工作時兩個圓輥作相向旋轉(zhuǎn)，由于物料和輥子之間的摩擦作用，將給入的物料卷入兩棍所形成的破碎腔內(nèi)而被壓碎。破碎的產(chǎn)品在重力的作用下，從兩個輥子之間的間隙處排出。該間隙的大小即決定破碎產(chǎn)品的最大粒度，而兩輥之間的最小距離即為排料口寬度。雙輥式破碎機通常都用于物料的中、細碎。如圖所示兩個圓輥l、2相向旋轉(zhuǎn)，物料3進入兩個輥子之間，由于摩擦力的作用，物料被圖3-6輥式破碎機工作原理圖Fig 3-6 roller crusher working principle diagram1、2.輥子3.物料4.固定軸承5.可動軸承6.彈簧7.機架帶入兩輥之間的破碎空間，受擠壓而被破碎。破碎產(chǎn)品在自重作用下，從兩棍之間的間隙處排出。破碎產(chǎn)品的最大粒度由兩輥之例最小距離來決定。而兩輥之間的距離則是由可動軸承5來進行調(diào)整的。調(diào)整輥距時，固定軸承4在原處保持不動，通過調(diào)節(jié)可動軸承5的移動來決定兩輥之間的距離即破碎產(chǎn)品的最大粒度，彈簧6則可以在機器工作的時候可以起到保護的作用?；顒虞S承5沿水平方向可以移動，當非破碎物進入破碎腔時，輥子受力突增，輥子1和活動軸承5壓迫彈簧6向右移動，使排料口間隙增加，非破碎物排出機外，從而防止破碎機的軸承等機件受到損壞。因此，它是破碎機的保險裝置?；顒虞S承5在彈簧力的作用下，向左推進至擋塊位置。當排料口寬度需要調(diào)節(jié)時，可以改變擋塊位置，因此，它也是機器的調(diào)節(jié)裝置。煤泥通過壓濾機被壓成煤泥濾餅，煤泥濾餅水分大，粘性大，一般的齒輥破碎機在破碎過程中可能出現(xiàn)機器的堵塞，煤泥粘結(jié)到齒輥上的情況發(fā)生。本章主要闡述了破碎煤泥時遇到的問題和確定了破碎機的總體方案以及對破碎機構(gòu)的選擇，說明了破碎機工作原理。4 煤泥破碎機參數(shù)的確定4.1 總體結(jié)構(gòu)與布局的設(shè)計通過前面技術(shù)參數(shù)的確定，破碎物料粒度較大時，出料的粒度小于100mm的時候采用帶有齒的鋼盤，有利于生產(chǎn)。所以這臺機器可以有效的將物料鉗入進去破碎，也可以通過優(yōu)化功率的使用讓它達到預期的生產(chǎn)能力。因為破碎的過程中轉(zhuǎn)矩會比較大，大的電動機的驅(qū)動負荷也會較大，而且雙齒輥同步的要求也可以存在一定的誤差，所以選用雙電動機的驅(qū)動的方法。由于輥子的轉(zhuǎn)速會比較低，所以在電動機的中間可以加一個減速器，而且且為了防止破碎的過程中輥子的卡住問題，過載負荷導致?lián)p壞電動機，我們可以利用液力偶合器來進行保護。傳動方案如圖4.1:（a）單電機拖動（b）雙電機拖動圖4.1 結(jié)構(gòu)方案Fig 4.1 structural scheme拖動方式可以使用單電機也可以是兩個電機。初步估算，減速器需要傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，設(shè)計出來的減速器在體積上可能會比較大，而為了減少整機的占用空間，我們在選擇方案的時候，可以選則第一種方案，經(jīng)過同步齒輪，傳遞扭矩到從動輥子上面。4.2電動機功率根據(jù)裂縫破碎理論，可將重量為的礦物從破碎到所需的功耗為 =11() （4-1）式中： -為功指數(shù)， ； -為修正系數(shù)，煤取0.751； -為產(chǎn)量，50； -排料粒度，20mm； -入料粒度，100mm；上式中， P是破碎一噸物料所需要的功率，查閱參考文獻可得齒輥破碎機在破碎煤泥的該值平均是0.27則可計算得出破碎機所需的功率為 =0.168 （4-2）由于電動機的功率應該和單位時間內(nèi)的破碎物料消耗的功率相同,所以認為電動機的功率應該這么求: （4-3）式中：Q設(shè)計要求的生產(chǎn)能力，50t/h；F電動機的功率，0.168kW；破碎機的傳動效率，0.85。故 kW （4-4）通過以上分析，考慮到破碎機工作環(huán)境和過載系數(shù)的影響，選取YB180L-8電動機，如圖4-2所示：圖4-2電動機YB180L-8Fig 4-2 motor YB180L-8技術(shù)特征：額定功率：11kW滿載時額定電流：25.1A滿載時額定轉(zhuǎn)速：730r/min滿載時效率：87.5%滿載時功率因數(shù)：0.774.3破碎機基本參數(shù)的估算輥式破碎機的轉(zhuǎn)速有兩種轉(zhuǎn)速快和慢，當齒輥的圓周上的速度約為m/s時是快速，當齒輥的圓周上的速度約為1.21.9m/s時是慢速。因為快速的旋轉(zhuǎn)的齒輥生成的煤粉多，煤泥含水量大不存在這個問題。所以開始確定齒輥軸的轉(zhuǎn)速是： r/min。設(shè)計破碎機輥齒的比例和形狀如下圖所示，根據(jù)設(shè)計要求和相關(guān)資料的查詢，先設(shè)計估取破碎機參數(shù)如下：L輥軸有效長度，550mm； D齒輥直徑，500mm； D1輥齒大徑，528 mm；a輥軸中心距，500mm；R輥軸半徑，147mm； h輥齒高度，118mm； a1梯形上底，88mm； a2梯形下底，78mm；h1梯形高度，90mm；物料密度，1.27t / m3S梯形面積，mm2； （4-5）角速度 rad / s； rad/s （4-6）圖4-3齒輥截面圖Fig 4-3 section of the gear roller4.4 工作參數(shù)的確定4.4.1 輥子中心距物料，輥子的直徑與給料的粒度和排料口的寬和輥面之間的摩擦系數(shù)，和齒面的類型等息息相關(guān)，對光面輥子而言，理論公式：給料的粒度與輥子的直徑之間的關(guān)系，取決于嚙角和摩擦角。或者是和摩擦系數(shù)之間的關(guān)聯(lián)。假設(shè)給料的為球形的，通過物料與輥子之間的接觸點作兩條切線，兩條切線之間出現(xiàn)的夾角為，輥子在物料上的壓力是，它引起的摩擦力是。而料塊的重量的作用力要小得多，可以忽略不計。圖4.4 輥式破碎機的嚙角Fig 4.4 roller crusher nip angle將和分解為水平和垂直的分力，只有在下列的規(guī)則下，物料才不至于在輥面上打滑，而且被兩個相向運動的輥子卷入到破碎腔中： 2 （4-7） 或 （4-8）式中 -摩擦角； 0.3； ； ；由直角三角形的關(guān)系可以得出： = （4-9）由于，所以可以忽略， （4-10）以代入，得出由于齒面的輥式破碎機/1.56，/比值要比光輥式破碎機的比值小，而且它的值視齒形和齒高來確定，當使用正常的齒時，/1.56，根據(jù)情況考慮，可以確定，齒輥有效長度是=528mm。齒輥式破碎機的齒是兩輥子之間的交叉，可以由出料粒度來確定，齒輥間中心距是。4.4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）確定傳動類型總傳動比 （4-11）結(jié)合慢速雙齒輥破碎機的傳統(tǒng)設(shè)計理念，因此高速級采用帶傳動，低速級采用直齒圓柱齒輪傳動。取帶傳動比為所以齒輪傳動比為 （4-12）（2） 傳動裝置的運動和動力參數(shù)表4-1機械傳動和摩擦副的效率概略值Tab 4-1 mechanical transmission efficiency and friction pair value summary種類效率V帶傳動0.968級精度的一般圓柱齒輪傳動(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0.97（3）各軸轉(zhuǎn)速計算 軸（電機軸）r/min軸 r/min （4-13）軸（齒輥主軸） r/min （4-14）軸r/min（4）各軸的輸入功率軸kW軸 kW （4-15）軸 kW （4-16）軸 kW （4-17）（5）各軸的轉(zhuǎn)矩軸Nm （4-18）軸Nm （4-19）軸Nm （4-20）Nm （4-21）4.5 帶傳動的設(shè)計計算已知輸入軸轉(zhuǎn)速730r/min,輸入功率P=11kW(1) 確定V帶型號工作情況系數(shù) 查表1.3計算功率 kW （4-22）V帶型號根據(jù)和值查資料，確定為B型(2) 確定帶輪基準直徑小帶輪直徑 查表mm大帶輪直徑 mm （4-23）圓整取mm(3) 驗算帶速 m/s （4-24）要求帶速在525m/s范圍，符合要求。表4-2 B型V帶輪（基準寬度制）輪緣尺寸Tab 4-2 B V type belt wheel rim size (width for reference)項目B型槽尺寸基準寬度14.0基準線上槽深3.5基準線下槽深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 （4-25）初算帶的基準長度 mm圓整取mm由式：mm （4-26）(5) 驗算小帶輪包角（4-27）(6) 確定V帶根數(shù)單根V帶試驗條件下許用功率 kW 傳遞功率增量 查表() kW 包角系數(shù) 查資料 長度系數(shù) 查資料所以 （4-28）圓整取。(7) 計算初拉力 （4-29） 每米帶質(zhì)量 kg/m 則N(8) 計算壓軸力 N （4-30）(9) 帶輪其它主要尺寸計算帶輪寬 mm （4-31）小帶輪外徑 mm （4-32）大帶輪外徑 mm （4-33）4.6減速器齒輪設(shè)計參考教材機械設(shè)計。已知輸入軸轉(zhuǎn)速r/min，輸入功率kW(1)選擇齒輪材料，確定許用應力 小齒輪 HBS大齒輪 HBS許用接觸應力，由式 （4-34）接觸疲勞極限查圖得 N/mm2N/mm2接觸強度壽命系數(shù)，應力循環(huán)次數(shù)N由式 （4-35）查圖得 接觸強度最小安全系數(shù) 則 N/mm2N/mm2故N/mm2許用彎曲應力,由式彎曲疲勞極限，查圖（雙向傳動乘0.7）知N/mm2N/mm2彎曲強度壽命系數(shù),查圖知 彎曲強度尺寸系數(shù),查圖（設(shè)模數(shù)m小于5）知 彎曲強度最小安全系數(shù) ，取則 N/mm2N/mm2(2)齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算確定齒輪傳動精度等級，按 （4-36）估取圓周速度m/s查表 ， 選取公差組8級小輪分度圓直徑，由下式得 （4-37）齒寬系數(shù)，查表，按齒輪相對于軸承為對稱布置，取小輪齒數(shù)，在推薦值選大輪齒數(shù) 圓整取齒數(shù)比u傳動比誤差小輪轉(zhuǎn)矩Nmm載荷系數(shù) （4-38）使用系數(shù) ，查表，選動載系數(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),查表知 節(jié)點區(qū)域系數(shù),查圖（） 重合度系數(shù) 由推薦值選故 mm齒輪模數(shù)mmm 取標準m=5mm標準中心距mm小輪分度圓直徑圓周速度v m/s （4-39）與估取近似。齒寬b （4-40）圓整取b=105mm大輪齒寬小輪齒寬疲勞強度滿足要求。(3)齒根彎曲疲勞強度校核計算由式 （4-41）齒形系數(shù)，查表小輪大輪應力修正系數(shù)，查表小輪大輪重合度 （4-42）代入數(shù)據(jù)得重合度系數(shù)故N/mm2N/mm2齒根彎曲強度滿足(4)齒輪及其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑mm根圓直徑 mm mm頂圓直徑mmmm4.7齒輥間傳動齒輪的設(shè)計因為齒輥在工作的時候，可以運動的齒輥可能來回地移動，因此，兩個齒輥間的傳動齒輪應該采用長齒的齒輪，使齒輥在破碎物料移動的時候妨礙其嚙合。齒輪的齒高和齒形一般是根據(jù)齒輥的相對移動時，齒輪還能進行正常的嚙合這個條件設(shè)計的，并且保證齒根要有足夠的強度。這種特殊的齒輪一般是鑄造后的經(jīng)過修整的而制成的。圖4-5齒輪圖Fig 4-5 gear diagram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要保證齒輥相對移動時仍能良好的嚙合，故長齒齒輪的齒頂圓直徑設(shè)計為mm齒根圓直徑設(shè)計為mm其它主要尺寸如上圖所示。(1)選擇齒輪材料，確定許用應力根據(jù)我們設(shè)計的方案，可以選擇同步齒輪來帶動被動破碎輥的轉(zhuǎn)動，由于要求我們可以設(shè)計為開式結(jié)構(gòu)的齒輪傳動，又因為傳遞的轉(zhuǎn)矩太大，我們選擇硬面的齒輪。同步齒輪均用40Cr表面淬火，調(diào)質(zhì)處理，表面硬度許用接觸應力與齒輪熱處理方法和材料和齒面硬度和應力循環(huán)次數(shù)這些因素有關(guān)計算公式為： （4-43）式中 為接觸疲勞強度極限，參考機械設(shè)計，查取=1200 為接觸強度壽命系數(shù)，考慮當齒輪的只要求有限壽命時，齒輪的許用應力可以提高到系數(shù)，可由機械設(shè)計，按應力循環(huán)次數(shù)N選取。應力循環(huán)次數(shù)可以按公式： （4-44）式中： -齒輪的轉(zhuǎn)速，； -為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時同一齒面的嚙合次數(shù)； -為齒輪的工作壽命，；代入數(shù)據(jù)計算可得兩齒輪的應力循環(huán)次數(shù)如下：=6075124000=可推得查表得、=1.18是接觸強度的最小安全系數(shù)，通常=，在這里我們?nèi)　t將上述所得的數(shù)據(jù)代入公式可得=12001.18/1=1416=12001.18/1=1416許用彎曲應力與許用接觸應力的因素相同。計算公式為： （4-45）式中為彎曲疲勞強度，一般我們可以取圖的中間偏下或者中間的值，在這里我們可以根據(jù)材料和熱處理方法取值：=700為彎曲強度壽命系數(shù)，按應力循環(huán)次數(shù)查手冊得=1為彎曲強度尺寸系數(shù)，可以根據(jù)齒輪模數(shù)查資料=1為彎曲強度極限的最小的安全系數(shù)，又因為齒輪的斷裂破壞相比較點蝕會更嚴重，所以我們在設(shè)計時，接觸強度的安全系數(shù)應該小于彎曲強度的安全系數(shù)，=1.4則將上述數(shù)據(jù)代入公式可得=500(2)齒輪的參數(shù)設(shè)計確定齒輪傳動精度的等級，按(0.0130.022) 來估算圓周速度，查閱資料選取齒輪第二公差組的精度是8級齒數(shù) 在推薦值1725，齒數(shù)多則模數(shù)小中選取=20中心距 因為這個齒輪是用作兩個一起轉(zhuǎn)動的破碎輥的傳動，而且破碎輥中心距為mm，所以這個齒輪的中心距也為定值=500mm由公式= ； 模數(shù) =2500/50分度圓直徑 可得=500圓周速度 計算可得估取圓周范圍速度之內(nèi)的比較合適的齒寬 =0.6236.2=136.32 圓整后可以取=。(3)齒面接觸疲勞強度校核計算分度圓直徑，由式得 （4-46）確定齒寬的系數(shù) ，查表有，按齒輪相對軸承是非對稱布置的方式可取=。轉(zhuǎn)矩 =21392000使用系數(shù) 查表可取=1動載系數(shù) 推薦值1.051.4取=1.2齒間載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2取=1.1齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2取=1.1載荷系數(shù) ==1.45材料彈性系數(shù) 查表取節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查表（）取=2.5重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92 取=0.87故=通過上述計算得由于500236.2，故齒面接觸疲勞強度滿足要求齒寬 =0.6236.2=136.32 圓整得=105(4)齒根彎曲疲勞強度校核計算由書上公式有 （4-47）齒形系數(shù) 查機械設(shè)計手冊可得： =2.62 應力修正系數(shù) 查表： =1.59重合度： （4-48）計算獲得重合度： 重合度系數(shù)： =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.701所以 =129.4500因為是兩個同步的齒輪所以一樣，所以，因此彎曲強度也滿足要求。4.8軸的設(shè)計與校核4.8.1 減速器高速軸設(shè)計(1) 計算作用在帶輪及齒輪上的力：轉(zhuǎn)矩：Nmm帶輪直徑：mm壓軸力：N齒輪分度圓直徑：mm圓周力：N （4-49）徑向力：N （4-50）(2) 初步估算軸的直徑：因為II軸是齒輪軸，應與齒輪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： （4-51）計算軸的最小直徑，并加大1.03以考慮鍵槽的影響。查表，取則：mm(3) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1) 確定軸的結(jié)構(gòu)方案（如圖所示）圖4-6 高速軸結(jié)構(gòu)圖Fig 4-6 high-speed axis structure diagram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：段：裝液力偶合器，根據(jù)圓整取mm長度比帶輪寬短mm段：為使液力偶合器定位，軸肩高度：mm則：mm取端蓋寬度10mm，端蓋外端面與帶輪14mm，則mm段：為便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標準軸承內(nèi)徑。查GB/T276-94，暫選深溝球軸承型號為：6014，則：mm其寬度：mm軸承潤滑方式選擇：mmr/min mmr/min故選擇脂潤滑。齒輪與箱體內(nèi)壁間隙取17mm,則mm段：為軸齒輪，所以其分度圓直徑：mm取其長度等于齒輪寬，即：mm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) 按彎扭合成強度校核軸的強度：當量彎矩： （4-52）取折合系數(shù)a=0.6，則齒寬中點處當量彎矩：NmmNmm軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表查得：N/mm2材料許用應力：N/mm2軸的計算應力為： N/mm2以下為軸的受力分析圖圖4-7 減速器軸計算簡圖Fig 4-7 reducer shaft calculation diagram4.8.2 破碎輥（1）軸的設(shè)計(1)初步估算軸的直徑因為這個軸的跨距大，而且工作載荷具有很強的的沖擊強度影響，材料我們可以根據(jù)手冊選擇37SiMn-2MoV鋼，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理；由式 （4-53）式中 齒輥軸直徑，； 軸所傳遞的功率，； 軸的轉(zhuǎn)速，； 由軸材料來決定的許用扭轉(zhuǎn)切應力的系數(shù)，查機械設(shè)計手冊有，可以取=100；計算軸的最小直徑并加大7%以考慮雙鍵槽的影響，將前面所求得的數(shù)據(jù)代入式中，可得=134mm。(2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(I)確定軸的結(jié)構(gòu)具體方案見圖4.5。左軸承和軸承套從軸的左側(cè)安裝在（6）段上，依靠軸肩（5）來定位，然后裝通蓋加密封圈，最后在（7）段上安裝上傳動的齒輪。齒環(huán)要求從軸的右側(cè)安裝裝入(3)段上，齒環(huán)的左端依靠軸肩(4)來軸向定位，再用普通平鍵來徑向定位，齒環(huán)之間相互接觸來實現(xiàn)相互定位，右側(cè)齒環(huán)我們用緊定圓螺母定位，在(2)為使齒輪定位，且便于拆裝軸承內(nèi)圈。右側(cè)(1)段安裝直齒圓柱齒輪，依靠軸肩來定位。而且軸承兩面通過通端蓋來定位密封。圖4.8 齒輥軸(1)結(jié)構(gòu)圖Fig 4.8 tooth roller (1) structure diagram(II) 確定各軸段直徑和長度段：裝直齒圓柱齒輪，根據(jù)圓整取mm長度比齒輪寬度短(14)mmmm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)計手冊，暫選調(diào)心滾子軸承型號為：22326C，則 mmmm長度為軸承寬度，兩個軸承端蓋的寬度，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mm段：為便于裝拆齒輥及齒輥箱壁定位，取軸肩高度mm則： mm其長度比齒輥長度短(14)mm：mm段：裝齒輥箱壁mm取其長度：mm段：裝軸承端蓋mmmm段：裝左軸承mmmm段：裝長齒齒輪mmmm(3)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖根據(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： Nmm Nmm扭矩： Nmm5) 按彎扭合成強度校核軸的強度：計算當量彎矩有公式： （4-54）取折合系數(shù)，則齒輥軸上中點處當量彎矩=607051當量彎矩圖見圖4.6由上面軸的材料可知，查詢手冊有：，材料的許用應力由公式=115.6計算軸的計算應力為：材料的許用應力。所以該軸滿足強度要求。圖4-9 齒輥（1）軸計算簡圖Fig 4-9 teeth roller (1) axis calculation diagram4.8.3 破碎輥（2）軸的設(shè)計我所涉及的破碎機是對輥破碎機所以兩破碎輥的結(jié)構(gòu)一樣，兩個軸的結(jié)構(gòu)基本一樣，而且由于破碎輥（2）不用與減速器接觸，所以少一個轉(zhuǎn)矩，所以在結(jié)構(gòu)上少個半聯(lián)軸器的軸段，但是由于破碎齒要相互錯開，見下圖圖4.10 齒輥軸(2)結(jié)構(gòu)圖Fig 4.10 tooth roller (2) structure diagram(1)初步估算軸的直徑破碎輥（2）軸的設(shè)計材料和破碎輥（1）相同，調(diào)質(zhì)處理；由式式中 齒輥軸直徑，； 軸所傳遞的功率，； 軸的轉(zhuǎn)速，； 是軸的材料的許用扭轉(zhuǎn)切應力的系數(shù)，查機械設(shè)計手冊可知，=計算軸的最小直徑并加大7%以考慮雙鍵槽的影響，將前面所求得的數(shù)據(jù)代入式中，可得=134mm(2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(I)確定軸的結(jié)構(gòu)方案左軸承和軸承定位緊定套從軸的左側(cè)裝入安裝在（5）段上，依靠軸肩（4）來定位，然后加通蓋和密封圈，最后在（6）段上安裝傳動齒輪。齒環(huán)的安裝是從右側(cè)裝入安裝在（2）上，齒環(huán)的左側(cè)面依靠軸肩（3）來進行軸向的定位，用普通平鍵來徑向的定位，由于齒環(huán)相互挨著可以相互定位。然后在右側(cè)（1）段裝入套筒密封檔環(huán)以及右軸承，依靠軸肩（2）來定位。而且軸承的兩端都可以采用通端蓋來定位和密封。(II)確定各軸段直徑和長度根據(jù)整機設(shè)計和生產(chǎn)加工的需求各段軸徑可根據(jù)破碎輥（1）進行確定：段：裝軸承?？紤]該軸的承載，差設(shè)計手冊，暫選調(diào)心滾子軸承型號為：22326C，則：根據(jù)結(jié)構(gòu)方案以及加工需要可確定軸徑mm，mm。長度為軸承寬度，一個軸承端蓋的寬度，齒輥箱壁的寬度以及套筒長度的總合，初步定為：mm 段：為便于裝拆齒輥及齒輥箱壁定位，取軸肩高度：mm則：mm其長度比齒輥長度短(14)mm：mm段：裝齒輥箱壁mm取其長度：mm段：裝軸承端蓋mmmm段：裝左軸承mmmm段：裝長齒齒輪mmmm(3)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖根據(jù)下面軸的受力簡圖，先確定各段長度：mmmm(I)求軸承反力因為周的重量遠遠要小于受到的負載，故忽略，軸承反力為 H水平面：NNV垂直面：NN (II)齒輥最大彎矩求彎矩 H水平面： NmmNmmV垂直面：Nmm合成彎矩： Nmm Nmm扭矩：Nmm圖4.11齒輥（1）軸的計算簡圖Fig 4.11 tooth roller (1) axis calculation diagram(4)按彎扭合成強度校核軸的強度計算當量彎矩有公式取折合系數(shù)，則齒輥軸上中點處當量彎矩： Nmm Nmm當量彎矩圖見圖這個軸的材料可以選擇37SiMn-2MoV合金鋼，然后調(diào)質(zhì)處理。查機械設(shè)計手冊有 ，它的許用應力是由公式計算軸的計算應力為：則該軸滿足強度要求。4.9鍵的選擇與校核齒環(huán)的安裝根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)來確定，則查詢機械設(shè)計手冊可以選擇齒輥鍵36400 GB/T1096-2003。因為鍵的材料是40Cr及鍵的工作方式查表可以選鍵聯(lián)接的許用擠壓應力是和許用的剪應力，這個鍵的值查得=，=鍵聯(lián)接的擠壓應力驗算公式如下 （4-55）鍵所傳遞的轉(zhuǎn)矩齒輥軸（1） Nmm齒輥軸（2） Nmm N/mm2 N/mm2 為鍵與輪轂的接觸高度， 鍵聯(lián)接的剪應力驗算公式為： 將數(shù)據(jù)代入計算可得由于，故該鍵強度符合要求(1) 電機軸 鍵B1466 GB/T1096-2003Nmm N/mm2 (2) 大帶輪 鍵1686 GB/T1096-2003 Nmm N/mm2 (3) 大齒輪 鍵3289 GB/T1096-2003 Nmm N/mm2 由于，所有鍵均滿足強度條件。4.10軸承的選擇4.10.1 確定軸承型號齒輥軸兩側(cè)的可以選用滾動軸承支撐，根據(jù)工作情況，每天工作時間是8小時，而且全是單向的，但是當卡住的時候才會反轉(zhuǎn)回出物料可以忽略不計。又因為軸的長度較長，而且兩個軸承要求同心，所以使用調(diào)心滾子軸承。上面已經(jīng)提到，齒輥主軸和從動軸選擇調(diào)心滾子軸承22326C（GB/T297-94）,其他部分選擇深溝球軸承6014（GB/T276-1995）。4.10.2 軸承的校核查機械設(shè)計手冊，6014（GB/T276-1995）的主要的性能的參數(shù)是：額定動載荷：C=38500N額定靜載荷：=30500N(1) 合成支反力：N N （4-56）(2) 當量動載荷：取載荷系數(shù)=1.8故 N N （4-57）(3) 計算軸承壽命：因，按計算查表，取溫度系數(shù)=1 （4-58）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小時工作。=13508=2800h故軸承壽命滿足要求。A.齒輥主軸上調(diào)心滾子軸承22326C查設(shè)計手冊，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) 當量動載荷：取載荷系數(shù)=1.2因 （4-59）查表故N （4-60）因查表故N （4-61）(5) 計算軸承壽命：因，按計算查表，取溫度系數(shù)=1 （4-62）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小時工作。=13508=2800h故軸承壽命滿足要求。B.從動軸上調(diào)心滾子軸承22326C查設(shè)計手冊，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) 當量動載荷：取載荷系數(shù) =1.5因為查表所以N因為查表有所以N(5) 計算軸承壽命：因，按計算查表，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小時工作。=13508=2800h故軸承壽命滿足要求。4.11齒環(huán)和齒帽的設(shè)計齒輥破碎機的質(zhì)量就體現(xiàn)在齒形的設(shè)計上，一個好的破碎機就是因為有個好的齒形，不產(chǎn)生過粉碎，不出現(xiàn)斷齒等情況，且齒尖的磨損也較慢。本設(shè)計在齒的設(shè)計上采用分部結(jié)構(gòu)，以便于生產(chǎn)和裝卸。由齒環(huán)和齒帽組成，齒環(huán)裝配在齒輥軸上，再將齒帽套在齒環(huán)的齒上，且每個齒帽的首尾正好相連，采用螺栓連接將整個齒帽連環(huán)套在齒環(huán)上，這樣當在生產(chǎn)中由于卡死導致齒的破壞磨損就可以很方便的單個拆卸更換了。4.11.1齒帽的設(shè)計齒帽是破碎機直接破碎物料的關(guān)鍵零件，所以在齒帽設(shè)計中要考慮耐磨性及剛性，保證在生產(chǎn)過程中減少磨損和斷裂發(fā)生，根據(jù)世界著名破碎機公司MMD的產(chǎn)品經(jīng)驗，綜上選擇ZG35SiMn合金鑄鋼作為齒帽的材料。在齒形的設(shè)計上，為了裝卸方便，采用首尾相連的環(huán)鏈式結(jié)構(gòu)，通過螺栓連接起來，在中間任意一個齒受損都可以很輕松的拆卸。具體結(jié)構(gòu)見附錄圖紙。4.11.2齒環(huán)的設(shè)計齒環(huán)是用來固定齒的，并且傳遞作用力。由于傳遞的力較大，在強度考慮上根據(jù)現(xiàn)有產(chǎn)品及經(jīng)驗設(shè)計，選用材料40Cr鑄造毛坯再加工生產(chǎn)。在裝配方面，將齒帽套在齒環(huán)上然后將齒帽間用螺栓連接起來就固定住齒帽了，通過普通平鍵連接，將齒環(huán)固定在齒輥軸上。軸向固定的一端靠齒輥軸肩，另一端用圓螺母固定。本章主要確定了煤泥破碎機的基本參數(shù)，帶傳動的設(shè)計，減速器設(shè)計，齒環(huán)和齒帽的設(shè)計以及齒輥軸和齒輥軸之間的傳動齒輪的設(shè)計，確定了使用的軸承型號，以及齒輪和軸的強度校核。5 液力偶合器的選擇5.1液力偶合器的特點液力耦合器是利用液體的動能而進行能量傳遞的一種液力傳動裝置，它以液體油作為工作介質(zhì)，通過泵輪和渦輪將機械能和液體的動能相互轉(zhuǎn)化，從而連接原動機與工作機械實現(xiàn)動力的傳遞。液力耦合器是以液體為工作介質(zhì)的一種非剛性聯(lián)軸器。液力耦合器是一種柔性的傳動裝置，與普通的機械傳動裝置相比，具有很多獨特之處：能消除沖擊和振動;輸出轉(zhuǎn)速低于輸入轉(zhuǎn)速，兩軸的轉(zhuǎn)速差隨載荷的增大而增加；過載保護性能和起動性能好，載荷過大而停轉(zhuǎn)時輸入軸仍可轉(zhuǎn)動，不致造成動力機的損壞；當載荷減小時，輸出軸轉(zhuǎn)速增加直到接近于輸入軸的轉(zhuǎn)速，使傳遞扭矩趨于零。5.2液力偶合器的結(jié)構(gòu)和原理液力耦合器按其應用特性可分為三種基本類型，即普通型、限矩型、調(diào)速型及兩個派生類型：液力耦合器傳動裝置與液力減速器。液力耦合器結(jié)構(gòu)形式比較多，不同的液力耦合器在結(jié)構(gòu)與原理上略有不同，但是其基本原理是相同的，都是通過泵輪將機械能轉(zhuǎn)化為液體的動能，再由流動的液體沖擊渦輪，實現(xiàn)液體動能向機械能的轉(zhuǎn)化，向外輸出動力。下面分別介紹普通型、限矩型、調(diào)速型液力耦合器的典型結(jié)構(gòu)與原理。（1）普通型液力耦合器普通型液力耦合器是最簡單的一種液力耦合器，它是由泵輪、渦輪、外殼皮帶輪等主要元件構(gòu)成。它的工作腔體容積大、效率高(最高效率達0.960.98)，傳動力矩可達6倍7倍的額定力矩。但因過載系數(shù)大，過載保護性能很差，所以一般用于隔離振動、緩減啟動沖擊或做離合器用。（2）限矩型液力耦合器常見的限矩型液力耦合器有靜壓泄液式、動壓泄液式和復合泄液式三種基本結(jié)構(gòu)。前兩種在建設(shè)機械中用得較為廣泛。1)靜壓泄液式液力耦合器為了減小液力耦合器的過載系數(shù)，提高過載保護性能，在高傳動比時有較高的力矩系數(shù)和效率，因此，在結(jié)構(gòu)上與普通型液力耦合器有所不同。它的主要特點是泵輪、渦輪對稱布置，并且有擋板和側(cè)輔腔。擋板裝在渦輪出口處，起導流和節(jié)流作用。這種液力耦合器，在高速傳動比時，側(cè)輔腔存油很少，因而傳動力矩較大;而在低傳動比時，側(cè)輔腔存油較多，使特性曲線較為平坦，能較好地滿足工作機械的要求。但是，由于液體出入側(cè)輔腔跟隨負載變化而反應速度慢，所以不適于負載突變和頻繁啟動、制動的工作機械。因為這種液力耦合器多用于車輛的傳動中，所以也稱為牽引型液力耦合器。2)動壓泄液式液力耦合器動壓泄液式液力耦合器能夠克服靜壓泄液式液力耦合器在突然過載時難以起到過載保護作用的缺點。輸入軸套通過彈性聯(lián)軸器及后輔腔外殼而與泵輪連接在一起，渦輪用輸出軸套與減速器或工作機械相連起來，易熔塞起過熱保護作用。這種液力耦合器有前輔腔和后輔腔，前輔腔是泵輪、渦輪中心部位的無葉片空腔；后輔腔是由泵輪外壁與后輔腔外殼所構(gòu)成。前后輔腔有小孔相通，后輔腔有小孔與泵輪相通，前后輔腔與泵輪一起轉(zhuǎn)動。后輔腔的另一作用是延充，延充作用可改善啟動性，當發(fā)動機開始啟動時，工作腔液體呈大循環(huán)，使液體充滿前輔腔后又經(jīng)小孔進入后輔腔。由于工作腔充液量很少，力矩很小，因而發(fā)動機可輕載啟動。隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的升高，后輔腔內(nèi)的液體因形成的油環(huán)壓力增加而沿小孔進人工作腔，又使工作腔的充液量增加，這就是延充。由于延緩充液作用，渦輪力矩增加，力矩達到啟動力矩后，渦輪開始轉(zhuǎn)動。（3）調(diào)速型液力耦合器調(diào)速型液力耦合器主要由泵輪、渦輪、勺管室等組成。當主動軸帶動泵輪旋轉(zhuǎn)時，在泵輪內(nèi)葉片及腔的共同作用下，工作油將獲得能量并在慣性離心力的作用下，被送到泵輪的外圓周側(cè)，形成高速油流，泵輪外圓周側(cè)的高速油流又以徑向相對速度與泵輪出口的圓周速度組成合速度，沖入渦輪的進口徑向流道，并沿著渦輪的徑向流道通過油流動量矩的變化而推動渦輪旋轉(zhuǎn)，油流至渦輪出口處又以其徑向相對速度與渦輪出口處的圓周速度組成合速度，流入泵輪的徑向流道，并在泵輪中重新獲得能量。如此周而復始的重復，形成工作油在泵輪和渦輪中的循環(huán)流動圓。由此可見，泵輪把輸入的機械功轉(zhuǎn)換為油的動能，而渦輪則把油的動能轉(zhuǎn)換成為輸出的機械功，從而實現(xiàn)動力的傳遞。調(diào)速型液力耦合器的無級變速是通過改變勺管的位置而改變循環(huán)圓中的工作油量實現(xiàn)的。當勺管插入液耦腔室的最深處時，循環(huán)圓中油量最小，泵輪和渦輪轉(zhuǎn)速偏差大，輸出轉(zhuǎn)速最低；當勺管插入液耦腔室的最淺處時，循環(huán)圓中油量最大，泵輪和渦輪轉(zhuǎn)速偏差小，輸出轉(zhuǎn)速最大。表5-1液力偶合器技術(shù)參數(shù)Tab 5-1 technical parameters of hydraulic coupler型號輸入轉(zhuǎn)速（r/min）傳遞功率（kw）過載系數(shù)效率OAY-200140.9730005.513YOX32010002.7522.50.9715009.616OAY-3209702.2422.50.9814707.513限矩型液力偶合器具有如下功能：（1）減緩啟動沖擊，隔離震動；（2）過載保護；（3）延長整個傳動系統(tǒng)使用壽命，易于維護檢修，節(jié)約費用；結(jié)合設(shè)計參數(shù)，大帶輪軸頸55，減速器高速軸直徑55，輸入軸功率10.45kw，轉(zhuǎn)速365r/min，所以確定使用液力偶合器的型號為OAY-320，符合設(shè)計要求。本章選擇了大帶輪與減速器高速軸之間安裝的液力偶合器，分析了其的種類和每個種類的主要功能。6. 潤滑與密封（1）減速器的潤滑設(shè)計的二級圓柱齒輪減速器，由于傳動裝置是屬于重型的，而且傳速比較低，所以它的轉(zhuǎn)速遠遠小于，所以采用的是脂潤滑，箱體的內(nèi)部選則用中的號潤滑。密封是為了保證機蓋和機座聯(lián)接處的密封，聯(lián)接的凸緣應該有足夠的寬度。2) 齒輪的潤滑齒輪的潤滑應該采用油池浸浴的潤滑，利用浸在油池中的轉(zhuǎn)動的齒輪將潤滑油帶動到嚙合的表面，然后甩到箱壁上，為了避免攪油的損耗量過大，還要使齒輪的嚙合處得到充分的潤滑，傳動件的浸入油中的深度不應該太淺或者太深。3）軸承潤滑選擇軸承的潤滑時，應該根據(jù)軸承的內(nèi)徑和轉(zhuǎn)速來確定區(qū)間來查出潤滑油的黏度，查表有，潤滑油的粘度選在之間，所以確定潤滑油的牌號：選用工業(yè)齒輪油。4）破碎機械的密封形式破碎機的密封包含箱體和軸承等多處的密封，而且密封的作用是防止水分，灰塵，酸氣以及其他的雜物進入到軸承和箱體內(nèi)，并且能阻止?jié)櫥瑒┑男孤?.1減速器的箱體結(jié)構(gòu)減速器的整個箱體采用鑄造HT150制作而成。這樣就能保證機體有足夠的剛度了。在這個機體外面加肋，外形輪廓是長方形的，這樣就增強了軸承座的剛度。因為它的傳動速度要小于，所以可以用侵油潤滑，而且齒頂?shù)接统氐牡酌娴木嚯x應該是。其表面的粗糙度是6.3。鑄件的壁厚是8，圓角的半徑是R=3。機體的外型簡單，拔模比較方便。6.2箱體的基本尺寸表6-1箱體基本尺寸Tab 6-1 basic size of box減速齒輪箱體壁厚齒輥箱壁厚長齒齒輪箱體壁厚=10總體底座厚度=99傳動齒輪箱體底座厚度=65地腳螺栓直徑=30mm地腳螺栓數(shù)目以上的尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計。結(jié)論在煤礦是破碎機應用的最廣泛的一個行業(yè)，全部的煤礦和選煤廠的原煤都要經(jīng)過破碎然后才能進行到下一個工序。而且隨著采煤的機械化以及自動化程度的提高，所以新的選煤的工藝的方法出現(xiàn)了，對于破碎機的技術(shù)以及破碎的工藝也提出了更高的要求來。本文滿足設(shè)計要求，根據(jù)設(shè)計題目主要是完成對煤泥破碎機的總體結(jié)構(gòu)及零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。我主要通過以下幾個階段完成：1.總體方案的確定主要對礦用破碎機常見結(jié)構(gòu)進行分析研究，確定每一種破碎機構(gòu)破碎煤泥會出現(xiàn)的問題，通過什么方法解決，然后確定使用輥式破碎機構(gòu)。2.齒輥的設(shè)計這個過程主要是根據(jù)破碎物料的粒度，生產(chǎn)能力等要求，從而確定齒輥的結(jié)構(gòu)和尺寸。完成軸的階梯化和承載校核。3.減速齒輪的設(shè)計直齒圓柱齒輪是設(shè)計的低速級減速裝置，此過程主要涉及齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸，受力分析和強度驗算等。4.齒帽的設(shè)計 本次設(shè)計的齒帽采用ZG35SiMn合金結(jié)構(gòu)鑄鋼作為齒帽的材料，這種鋼具有較好的強度和耐磨性，良好的韌性，良好的耐疲勞性能，同時還具有良好的淬透性可施以表面淬火。是用于齒帽的工作環(huán)境。由于時間以及所學知識的局限性，本設(shè)計從整體上來說，還存在很多需要改進的地方。對此懇請老師給予批評指正，我將在以后的工作中吸取教訓。致謝此次畢業(yè)設(shè)計是對我大學四年來所學知識的一種檢驗，是對我們所學到的知識，運用知識，掌握系統(tǒng)知識體系的完善。在此，我首先要向我的指導老師師建國老師表示衷心的感謝。感謝師建國老師在我的設(shè)計過程中孜孜不倦的教導，用他那淵博的知識帶領(lǐng)我在學術(shù)的海洋中一點點的進取、感謝師建國老師用毀人不倦的嚴謹學風以及諄諄善誘的耐心作風，不辭辛苦的悉心教導我，感謝師建國老師用他豐富的人生閱歷使我不僅僅只學到書本中的知識更加體會到了如何做人、做事、做學問。同時師建國老師的那種敬業(yè)精神更是讓我深受感動，也讓我在學習的過程中受益菲淺，銘記終身。參考文獻1 唐敬麟 破碎與篩分機械設(shè)計選用手冊M.化學工業(yè)出版社，2001.2 戴素江石料破碎篩分成套工藝系統(tǒng)可編程控制研究J.武漢理工大學學報.20033 任德樹編著.粉碎篩分原理與設(shè)備M. 冶金工業(yè)出版社, 19844 吳宗澤 機械設(shè)計實用手冊M.北京:化學工業(yè)出版社 第一版 1989.5 李啟衡編著.粉碎理論概要M. 冶金工業(yè)出版社, 1993.6 郎寶賢,郎世平編著.圓錐破碎機M. 機械工業(yè)出版社, 19987 H克勒威塞爾,孟哲鋒,傅慶瑜.碎磨技術(shù)最新進展J.國外金屬礦山.20018 郎寶賢.圓錐破碎機現(xiàn)狀和發(fā)展方向J.礦山機械.20019 劉省秋.破碎機破碎腔形狀的合理設(shè)計J.有色金屬.198210 郎寶賢.顎式破碎機現(xiàn)狀與發(fā)展J.礦山機械.200411 孫成林.破碎機的最新發(fā)展J.中國粉體技術(shù).200012 唐春梅.反擊式破碎機的發(fā)展J.科技資訊.200813 陶馳東.采掘機械M.北京:煤炭工業(yè)出版社,1993.14 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介紹時下,輥式破碎機被廣泛地用于粉碎操作，因為他們的高尺寸變形比，產(chǎn)品的容易修正和相對簡單的設(shè)計。另一方面，作為一種可靠,節(jié)約時間和節(jié)省費用的方法，預測礦物處理廠會通過越來越多的做模型和模擬來發(fā)展，分析和優(yōu)化起決定作用的電路。在這篇論文中,輥式破碎機的有關(guān)數(shù)學上的模型的實用性是對于一個這樣的工廠的成功模擬是非常重要的。盡管它重要，然而,這個輥式破碎機粉碎行為的模型只受到文獻的小關(guān)注。最近已經(jīng)有一些人嘗試為這發(fā)展運轉(zhuǎn)破碎機這種類型的模型,舉例來說Csoke和Racz(1998)、Attou et al(1999),但是然而, 一些大量的重要工作還需要去做。除此之外，那為礦石的模擬處理的可得的商業(yè)代碼對于輥式破碎機仍然設(shè)置缺乏特性模型,它們明顯地減少了應用字段。在這一個工作中我們發(fā)展一個能被應用到所有類型的輥式破碎機的運轉(zhuǎn)模型。我們的目標是通過提供了破碎機的轉(zhuǎn)子速度和半徑和補給速度和尺寸分布，在工作之前被預測產(chǎn)品尺寸分布。通過一些合理數(shù)目的可調(diào)整的參數(shù)考慮特定的礦石道具和破碎機的設(shè)計?，F(xiàn)在,Whiten和White(1979)發(fā)展的錐形和顎式破碎機的標準模型被認為是出發(fā)點。因為沖擊破裂的特殊性,在它的最初形態(tài)中，這一個模型不能夠作為輥式破碎機的模型。然而，在錐形和顎式破碎機的一般破裂加工方案(見到圖.1)在我們的情況中仍然可適用,密級和那破裂描述碎裂的功能過程從統(tǒng)計觀點應該被再考慮。錐形和顎式破碎機的碎裂過程相對地慢，破碎過程建立在壓縮應力作用于顆粒一部分的表面的基礎(chǔ)上。二者擇一地，沖擊破裂發(fā)生在比較短時間暗示著一個動態(tài)的裂痕擴散導致非?？斓乃俣绕茐念w粒。依照奧斯汀(1984)的理論，沖擊發(fā)生時有壓縮力，而且拉的陡震波穿透顆粒。由于這個重要的陡震波的出現(xiàn),快速成長的拉應力幫助顆粒從里面破斷。除此之外，顆粒破裂理論被Oka和Majima(1970)提出，因為大點的顆粒含比小的顆粒含有更多的微裂紋，所以它們應該更容易破斷。為了要解釋動力學沖擊破裂的特性,我們用一個決定于沖擊能的累積的Weibull分布代替標準的密級為。因此, 為輥式破碎機的運轉(zhuǎn)的重要的參數(shù)如轉(zhuǎn)子半徑和速度和補給速度自然地在我們基于簡單顆粒動力學考慮的模型的基礎(chǔ)上組合成一體。接下來, Whiten和White(1979)發(fā)展的破碎機的破裂功能被二個BroadbentCallcott分布合成一起代替，分別表現(xiàn)產(chǎn)品的粒度和產(chǎn)品的粗破面。細顆粒部分在產(chǎn)品中比例被假定隨著增加轉(zhuǎn)子速度增加和減補給速度而增加，這是符合實驗的觀察的。模型的預測結(jié)果被和一個試驗工場的槌式破碎機破碎石灰?guī)r的實驗的數(shù)據(jù)相較。 在文章中，矢量(f)和矩陣(C)被在符號下面劃線指示。2.模型發(fā)展2.1. 質(zhì)量平衡Whiten(1972)為發(fā)展了一個示意性的圖表模型來表示錐形和顎式破碎機的尺寸分布，稍后被Whiten和White(1979) 改良，模型在圖.1中被顯示。，顆粒被他們的尺寸分布，分別被矢量f(補給)和p(產(chǎn)品)表現(xiàn)的不連續(xù)形狀，表示的特色。密級算子C(一個對角線矩陣)為每個不同尺寸的顆粒計算破裂的可能性。破裂算子B(一個比較低次的三角形矩陣)在初步定義的尺寸等級管理破碎的顆粒的重新分配。補給顆粒為被C選擇進行破裂。沒有破裂的不改變形狀在產(chǎn)品中通過。破裂的顆粒碎片被B重新分配而且連同新的補給材料一起進行碎裂。根據(jù)Whiten(1972)的理論,產(chǎn)品尺寸分布p能被公式表示為下面的樣子:p=(I-C)（I-BC）-1f (1)I是特性矩陣最近，Csoke和 Racz(1998)發(fā)展了一個槌式破碎機的破碎模型，建立在假設(shè)當單一破裂在以槌桿擠入之后，槌式破碎機做模型受制于顆粒補給速度一個參數(shù)的基礎(chǔ)上。這造成下列的質(zhì)量平衡方程式:p=BCf+(I-C)f (2)上述的方程式符合密級和破裂矩陣被沒有反饋的連接方案，在圖.1中被顯示。結(jié)論，方程式(2)沒有包含方程式(1)中的逆矩陣。Attou et al(1999)發(fā)展了Csoke 和 Racz 的方式而且考慮二種不同的破裂過程在槌式破碎機中處理。在他的模型里,由于轉(zhuǎn)子的槌桿顆粒在沖擊之前破斷或在槌桿和破碎機的內(nèi)壁沖擊之后。這個模型的質(zhì)量平衡方程式(2)的延伸，做不到從現(xiàn)在顆粒的破裂出發(fā)，進一步進行合并碎裂的可能性。我們用兩者的質(zhì)量運行數(shù)字的模擬平衡定律 (1) 和 (2)進行比較，發(fā)現(xiàn)方程式 (2) 是和破裂的清晰度和密級矩陣矛盾的。實際上，它預測那產(chǎn)品含有一個無補給顆粒的可以忽略部分，破碎機有100%的破裂速度,實際上物理上是不可能的，因為被提出的方程式?jīng)]有考慮顆粒聚結(jié)。因為這一個原因，我們使用標準的質(zhì)量平衡定律(1),意味著從破裂發(fā)行母顆粒破碎出來的碎片能進行進一步的碎裂。我們相信假定合并在方程式(1)中適用于在沖擊的情況，破碎機大部分的補給顆粒的確受制于超過一個碎裂，由于顆粒鑄壁和顆粒顆粒碰撞。2.2單位質(zhì)量沖擊能考慮在一個單一顆粒和一個槌式破碎機的破碎桿之間的沖擊。給予轉(zhuǎn)子的質(zhì)量比補給一個單一顆粒質(zhì)量重一些，破碎桿的線速度比微粒的速度重要些，單一顆粒動能與轉(zhuǎn)子的動能相比是可以忽略的。考慮顆粒的動量在沖擊前后的線性保護系統(tǒng)， Attou et al (1999)得出下面的單位質(zhì)量沖擊能的公式：E=0.5（R+0.5Hb）22 (3)式中R（m）是轉(zhuǎn)子半徑，Hb（m）是重要齒根破碎面的高度，（s-1）是轉(zhuǎn)動角速度。在垂直軸式破碎機中，顆粒被輸送到一個放射狀的水平轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)臺 (轉(zhuǎn)子)而且通過離心力向破碎機的周壁拋射。 不像在槌式破碎機中,這里大部份的碎裂發(fā)生在破碎機的墻壁而不是在轉(zhuǎn)子的外圍。假定顆粒在飛向破碎機周壁的時候能量沒有改變，也就是說忽略能顆粒顆粒的作用。被疏忽在第一個逼近， Nikolov 和 Lucion (2002)為單位質(zhì)量沖擊能導出了下面的公式：E=Rv22 （4）式中Rv（m）和（s-1）代表轉(zhuǎn)子半徑和角速度，符號Rv被用于在槌式和垂直軸式破碎機在公式（3）和（4）中各自的區(qū)別。有趣的是，我們注意到相同的轉(zhuǎn)子半徑下，槌式破碎機的單位質(zhì)量沖擊能比垂直軸式破碎機要低一些。這可以說明垂直軸式破碎機比槌式破碎機產(chǎn)生更多的微粒和在微粒必須減小尺寸（沖擊能在這些機器中能達到更高的水平）的情況下工作更好的事實。3. 結(jié)果模型在早先的斷面中發(fā)展已經(jīng)在一個內(nèi)部的互傳式譯碼中實現(xiàn)。這個模型已經(jīng)與實驗一起有效在一個槌式破碎機上運行，它的轉(zhuǎn)子直徑和寬度分別為0.65m和0.45m。 轉(zhuǎn)子半徑是R=0.325 m;那轉(zhuǎn)子沖擊桿高度是Hb=0.1 m。用的材料是來自比利時的 Tournai 區(qū)域的石灰?guī)r,。 補給已經(jīng)由屏幕校正，使用材料的尺寸從 14 到 20 毫米不等。 最大的顆粒補給的尺寸是直徑為dmax=26 mm。 參考補給速度 Q0 和參考沖擊能 E0 是輪流分別地是 2t/h和 300 J/ kg。 其余方程式(8)的參數(shù)。依下列各項被取值:c0=1.4, c1=0.12,n=0.35。破裂動作的參數(shù)( 方程式(11)和(12)，m，l和 c2 被分別地設(shè)定為0.74, 2.6 和 0.55。參數(shù)的值必需計算密級的形狀參數(shù)功能被調(diào)整到k0=1.35, k1=0.1。我們已經(jīng)完成了以不同的補給速度補給的二個組進行模擬實驗的數(shù)據(jù),即 Q=2 和 7t/h。以固定的補給速度，產(chǎn)品獲得以三個不同的轉(zhuǎn)子速度(=540；720；900轉(zhuǎn)/分)已經(jīng)被分析。重要的是注意除了轉(zhuǎn)子速度和補給速度以外, 所有的其他模型參數(shù)已經(jīng)被保持不變地進行完全部運行模擬。在2t/h的速度的實驗下，以不同的轉(zhuǎn)子速度獲得的產(chǎn)品的模擬尺寸分布在圖.2 中被比較。在7t/h的速度的實驗中對應的產(chǎn)品的模擬尺寸分布在圖.3中被描述?？梢钥吹?，模型能夠用一個合理的精度預測產(chǎn)品尺寸分布，即使當重要的變化在轉(zhuǎn)子速度和那補給速度兩者之間被強加。以固定的補給速度,較高的轉(zhuǎn)子速度生產(chǎn)一個較好的產(chǎn)品尺寸分布。另外,補給速度的增加造成在固定的轉(zhuǎn)子速度下的產(chǎn)生較粗的產(chǎn)品。結(jié)果證實產(chǎn)品從打破得支離破碎的沖擊下獲得的尺寸分布比以錐形或顎式破碎機破碎獲得更寬廣。轉(zhuǎn)子速度和補給速度的在顆粒遭受破裂的最小的尺寸dmin的影響力在圖 4 中被顯示?？梢钥吹?dmin 強烈地依賴轉(zhuǎn)子速度和補給速度，在給定的操作條件下，它的范圍從3.8 到 7.8 毫米不等。關(guān)于轉(zhuǎn)子速度和補給速度的粒度破面的比例的進化在產(chǎn)品中被顯示在圖.5中.可以看出，隨著轉(zhuǎn)子速度的增大和補給速度的減小，它是增加的，在給定的操作條件下它的變化范圍是0.35 到 0.59。通過比較,當Whiten和White的模型被用來進行短冒口錐形破碎機的仿真的話，參數(shù)、m和l是常常分別地固定在0.2，0.5和2.5。 一個比較有價值的發(fā)現(xiàn)是，通過我們的實驗，我們得出來一個大家都知道的事實，就是輥式破碎機粒度比錐式和顎式破碎機有更高的粒度。4. 結(jié)論在結(jié)論中，我們已經(jīng)發(fā)展了一個輥式破碎機的運轉(zhuǎn)模型，它可以在不變的操作條件和合理的一組參數(shù)下，預測產(chǎn)品的尺寸分布。輥式破碎機的特殊特性是模型的兩個參數(shù)，密級和破裂功能，兩者都決定于轉(zhuǎn)子半徑、角速度和補給速度上。介紹破碎顆粒的最小可能尺寸和小粒度在產(chǎn)品中的比例對于一個成功的輥式破碎機模型是非常重要的。模擬結(jié)果很好的符合了實驗，并且指出在補給速度和尺寸被保持不變的情況下，較高的轉(zhuǎn)子速度可以使產(chǎn)品尺寸分布變的較好。另外，轉(zhuǎn)子速度一定的情況下，比較高的補給速度容易產(chǎn)生較粗的產(chǎn)品。模型能容易地被實現(xiàn)在現(xiàn)有的礦物模擬處理的商業(yè)的代碼上。它可以應用于預測運轉(zhuǎn)速度不變的槌式或垂直軸式破碎機在復雜的程序表中整合。進一步的工作是要求模型適應不穩(wěn)定和瞬態(tài)操作。英文原文A performance model for impact crushersS. Nikolov *Centre Terre et Pierre, 55 Ch. dAntoing, B-7500 Tournai, BelgiumReceived 3 May 2002; accepted 17August 2002AbstractIn this paper we develop a performance model for impact crushers. The product size distribution is obtained as a function of the Crushers rotor radius and angular velocity, the feed rate and the feed size distribution. The model is based on the standard matrix formulation that includes classification and breakage matrices. It can be applied to both hammer and vertical-axis impact crushers with the help of the corresponding estimations for the impact energy per unit mass.Here we propose classification and breakage functions for impact crushers taking into account the dynamic character of the impact breakage. The classification function has the form of a cumulative Weibull distribution and incorporates a minimum breakable size of the particles depending on the impact energy and the feed rate. The breakage function is modelled as the sum of two BroadbentCallcott distributions. It is assumed to depend on the impact energy and the feed rate through the proposed expression for the proportion of the fine fraction in the product.The model predictions are compared with experimental data for limestone treated in a pilot-plant hammer crusher. The variations of the product size distribution resulting from changes in the rotor velocity and the feed rate are investigated. 2002 Elsevier Science Ltd. All rights reserved.1.IntroductionNowadays, impact crushers are widely used for comminution operations because of their high sizereduction ratio, easy modification of the product and arelatively simple design. On the other hand, the prediction of the behaviour of mineral processing plants through modelling and simulations is the more and more employed as a reliable, time- and cost-saving approach for development, analysis and optimisation of crushing circuits. In this context, the availability of relevant mathematical models for impact crushers is important for a successful simulation of such plants.Despite its importance, however, the modelling of the comminution behaviour of impact crushers received little attention in the literature. There have been some recent attempts to develop performance models for this type of crushers, for example by Csoke and Racz (1998) and Attou et al. (1999), but nevertheless, a significant amount of work remains to be done. In addition, the available commercial codes for simulation of ore processing plants still lack specific models for impact crushers, which obviously reduces their field of application.In this work we develop a performance model that can be applied to all types of impact crushers. Our goal is to predict the product size distribution, provided that the crushers rotor velocity and radius as well as the feed rate and size distribution are known before hand. The specific ore properties and the crushers design are taken into account through a reasonable number of adjustable parameters.Here, the standard model for cone and jaw crushers developed by Whiten and White (1979) is taken as a starting point. Because of the specificity of the impact breakage, this model cannot be used for impact crushers in its original form. While the general scheme of the breakage process in cone and jaw crushers (see Fig. 1) is still applicable in our case, the classification and the breakage functions that describe the fragmentation process from statistical point of view should be reconsidered.The fragmentation process in cone and jaw crushers is relatively slow and is based on the application of a compression stress on a part of the particles surface.Alternatively, the impact breakage takes place at a much shorter time scale and implies a dynamic crack propagation that leads to a much faster failure of the particles. According to Austin (1984), the impact generates compressive and tensile shock waves travelling throughout the particle. The presence of a significant, rapidly mgrowing tensile stress helps the particles to break from within. In addition, the particle breakage theory proposed by Oka and Majima (1970) states that larger particles should break more easily because they contain larger micro-cracks compared with the smaller ones.In order to account for the dynamic character of the impact breakage, we replace the standard classification function for crushers with a cumulative Weibull distribution depending on the impact energy. Thus, important parameters for the performance of impact crushers such as the rotor radius and velocity as well as the feed rate are naturally incorporated in our model on the basis of simple particle dynamics considerations.Next, the breakage function for crushers proposed by Whiten and White (1979) is replaced with the sum of two BroadbentCallcott distributions representing the fine and the coarse fractions in the product. The proportion of the fine fraction in the product is assumed to increase with increasing the rotor velocity and to decrease with increasing the feed rate, which is in accord with the experimental observations. The model predictions are compared with experimental data for limestone treated in a pilot-plant hammer crusher. Throughout the text, vectors (f) and matrices (C) are denoted by underlined symbols.2. Model development2.1. Mass balanceA schematic representation of the size-distribution model developed for cone and jaw crushers by Whiten (1972) and later improved by Whiten and White (1979) is shown in Fig. 1. The particles are characterized by their size distribution, which is represented in a discrete form by the vectors f (feed) and p (product) respectively.The classification operator C (a diagonal matrix) computes the probability of breakage for each particle size. The breakage operator B (a lower triangular matrix) governs the redistribution of the broken particles in the preliminary defined size classes. The feed particles are selected for breakage by C. Those that do not break pass unchanged in the product. The debris of the broken particles are redistributed by means of B and are eventually subjected to further fragmentation together with the new feed material. According to Whiten (1972), the product size distribution p can be expressed as follows: (1)where I is the identity matrix and denotes the inverse of a square matrix.More recently, Csoke and Racz (1998) developed a model for hammer crushers with the basic assumption that the feed particles are subjected to a single breakage after impact with the hammer bars. This results in the following mass balance equation: (2)The above equation corresponds to a scheme where the classification and the breakage matrices are connected in series without the feedback shown in Fig. 1. Consequently, Eq. (2) does not contain the inverse matrix appearing in Eq. (1). Attou et al. (1999) extended the approach of Csoke and Racz and considered two different breakage processes in hammer crushers. In his model, the particles can break either after impact with the hammer bars of the rotor or after collision with the internal walls of the crushers chamber. The mass balance of this model is an extension of Eq. (2) and does not incorporate the possibility for further fragmentation of the debris issued from breakage of parent particles.We performed numerical simulations with both mass balance laws (1) and (2) and found that Eq. (2) is incompatible with the definition of the breakage and theclassification matrices. Actually, it predicts that the product contains a non-negligible fraction of feed particles having a probability of breakage of 100%, which is physically impossible because the proposed equations do not account for particles agglomeration.For this reason, we use the standard mass balance law (1), which implies that the debris issued from breakage of parent particles can be subjected to further fragmentation. We believe that the assumptions incorporated in Eq. (1) are applicable in the case of impact crushers with the argument that most of the feed particles are indeed subjected to more than one fragmentation due to the particlewall and the particleparticle collisions.2.2. Impact energy per unit massConsider the impact between a single particle and a crushing bar attached to the rotor of a hammer crusher. Given that the rotor mass is much greater than the mass of a single particle in the feed, and that before impact the linear velocity of the crushing bar is much more important than the particle velocity, the kinetic energy associated with a single particle is negligible compared with that of the rotor. Considering the conservation of linear momentum of the system particle-crushing bar before and after impact, Attou et al. (1999) derived the following expression for the impact energy per unit mass: (3)where R (m) is the rotor radius, Hb (m) is the height of the impact surface of the crushing bars and is the rotor angular velocity.In vertical-axis crushers, the particles are fed to a horizontal turning table (rotor) with radially oriented guides and are projected towards the crushers walls by the centrifugal forces. Unlike in hammer crushers, here most of the fragmentation takes place at the crushers walls rather than at the rotors periphery. With the assumption that the particle energy does not change during its flight from the rotor periphery to the crushing walls, i.e., the particleparticle interactions are neglected in a first approximation, Nikolov and Lucion (2002) derived the following expression for the impact energy per unit mass: (4)where Rv (m) and are the rotor radius and angular velocity respectively. The notation Rv is used to distinguish between the impact energy for hammer and vertical-axis crushers given with Eqs. (3) and (4) respectively.It is interesting to note that for the same rotor radius, the impact energy per unit mass provided by hammer crushers is lower than that provided by verticalaxis crushers. This could explain the fact that verticalaxis crushers produce more fines and perform better when finer granulate must be reduced in size, which is most probably due to the higher level of impact energy reached in these machines.3. ResultsThe model developed in the previous section has been implemented in an in-house FORTRAN code. It has been validated with experiments performed on a hammer crusher with rotor diameter and width of 0.65 and0.45 m respectively. The rotor radius is R=0.325m; the height of the rotors impact bars is Hb=0