对辊式破碎机的设计

目目 录录 目 录.11.1 选题的目的和意义.31.2破碎机概述.31.2.1破碎的目的.31.2.2齿辊破碎机的特点和分类.41.2.3齿辊破碎机的工作原理.51.2.4双齿辊破碎机的基本构造.51.2.5齿辊破碎机的主要部件.61.3 齿辊破碎机的发展状况.71.3.11990 年以前的齿辊式破碎机.81.3.21990 年以后的齿辊式破碎机.81.3.3国外先进高效破碎机.101.3.4结语.111.4本设计的主要内容.11总体设计.122.1齿辊破碎机总体传动方案的确定.122.1.1工艺参数和技术参数的确定和原则.122.1.2传动方案的确定.132.1.3功率计算及电机的选取.142.2 传动和减速系统的确定.152.2.1总传动比及传动比分配.152.2.2传动装置的运动参数的计算.153传动系统设计计算.173.1带传动设计计算.173.2减速器设计.193.2.1减速器高速级齿轮传动设计计算.193.2.2减速器低速级齿轮传动设计计算.233.2.3轴的设计计算.263.3 联轴器的选择.41结构件的设计计算.414.1 齿轮箱的设计 .414.1.1齿轮箱的作用.414.1.2齿轮箱的主要结构形式.414.1.3开式齿轮传动设计.434.2 退让保险装置的设计.474.2.1保险装置的作用.474.2.2氮液缸保险装置的特点.474.2.3液氮弹簧装置有关参数的计算.484.2.4氮液保险缸液压系统原理.504.2.5销子保险装置.504.3 齿辊的设计.514.3.1 齿辊型式.514.3.2 辊齿结构.524.3.3 辊齿排列的方法.544.4 齿辊轴.544.4.1 结构型式.544.4.2 齿辊轴的受力分析.544.4.3 齿辊主轴与破碎机罩体间的密封.614.4.4齿辊滑道与移动辊轴承座.625齿辊破碎机的润滑.625.1齿轮减速器的润滑.625.2齿轮传动箱的润滑.635.3齿辊部件的润滑.635.4机架导轨及导向板的润滑.636破碎机的安装与使用.646.1安装.646.2使用与维护.657结论.65参考文献.67中文译文.68致 谢.741绪绪论论1.1 选题的目的和意义选题的目的和意义中国是世界上少数几个以煤炭为主要能源的国家之一，煤炭的生产量和消费量占世界首位。煤炭作为中国的主要能源及钢铁、化工领域的原料在相当长的时间内不会有大的改变，因此煤炭在中国国民经济中的地位是举足轻重的。然而，在中国的煤炭消耗中，煤炭的加工利用处于低水平阶段，存在着高能耗、高污染、低效率的利用现状，也产生一系列的环境污染问题，如:燃煤产生烟尘和S02排放量分别占80%和90% ，中国的大气污染属典型的煤烟型大气污染。全国己有62.3%的城市S02年平均浓度超过国家二级标准，日平均浓度超过国家三级标准。S02排放量的持续增加使中国酸雨覆盖面积占国土面积的40%，酸雨污染给森林和农作物造成的损失每年达数百亿元。大气中的S02的主要来源于高硫煤的使用，而中国的高硫煤约占总产量的10%,按每年10亿吨的产量算，每年约有1亿吨的高硫煤，而去硫的最基础设备就是将硫及其伴生物从煤中的解离也就是说要将煤充分破碎，破碎煤就需要破碎机，这是选择本题的目的之一。其二如前所述，新的选煤技术和工艺需要新型的破碎机，否则影响新的选煤工艺和方法的技术水平。近三年来，选煤厂广泛采用的各式破碎机由于结构与机理的原因，破碎后的产品或者过粉碎严重，排料粒度不能有效的控制，同时伴有大量粉尘或者破碎机的破碎强度低，不能适应含煤研石的煤炭破碎，且破碎后粒度不均匀，容易超粒，不但使得后续的洗选难度加大，分选效果变差，同时难以满足目前市场的需要。由此造成的损失每年数亿人民币。为解决此问题，在国内的破碎机技术尚未满足国内使用条件的技术下，目前大量从国外进口破碎机，如山西的平塑、安家岭煤矿、神华集团的神木矿区、大柳塔选煤厂、贵州盘江集团的老屋基选煤厂、永城煤电集团、晋城无烟煤矿业集团等等，国外破碎机的价格是国内同类价格的6-8倍，如果研制的破碎机能替代进口产品，每年可为国家节约外汇至少1亿美元。因此，无论从环保的角度、社会效益的角度、直接经济效益的角度，还是解决生产实际问题的角度，研究新型的分级破碎机，具有较重大的现实意义。1.21.2破碎机概述破碎机概述1.2.11.2.1破碎的目的破碎的目的固体物料在外力的作用下克服物料的内聚力使大颗粒破碎成小颗粒的过程称为粉碎。物料粉碎由破碎机和粉磨机来完成，粉碎的目的有如下：(1) 均化 随着粉碎的进行，物料的总表面积不断增加。因此大颗粒物料碎裂成细粉状态，这样才可能使几种不同固体物料（主要是化学成分不同）的混合，得到良好的均匀效果。(2) 选矿（解离） 随着矿产资源的开发利用，原矿品位日趋降低，为了取得原矿中的有效成分，需要大量矿石经过选矿加工后才能利用，而且人选矿石中难选矿石愈来愈多。矿石中有用成分同杂质紧密地结合在一起，为使矿石中有效成分解离。只有将其充分破碎。经过选矿才能将有用成分同杂质分开，并剥除杂质，得到较纯净的精矿。由于工业的发展，要求矿石综合回收的元索越来越多，对矿石的粉碎要求也更具体，对粉碎机械的要求也更高。(3) 粒度分布 在工业生产中，由于具体的生产工艺要求，对固体原料有较严格的粒度要求，粉碎机械必须满足其产品粒度。(4) 使物料的比表面积增加 比表面是单位质量或体积的物料的表面积，物料的粒度越小。其比表面积越大，增加物料的比表面积可使物料同周围介质的接触面积增大，从而反应速度加快。例如催化剂的接触反应，固体燃料的燃烧与气，物料的溶解，吸附与干燥，以及在化工上利用粉末颗粒流化床的大接触面积来强化传质与传热等。1.2.21.2.2齿辊破碎机的特点和分类齿辊破碎机的特点和分类常见的破碎机主要有鄂式破碎机、旋回破碎机、圆锥破碎机、锤式破碎机、冲击式破碎机和齿辊破碎机等。齿辊破碎机是一种传统的破碎机械，它的主要破碎作用是劈碎，同其它类型的破碎机相比，这种破碎机的特点：(1) 破碎过程的能量消耗小；(2) 过粉碎（粉化）程度小，破碎的产物多呈立方体；(3) 结构简单，工作可靠，维护与检修方便；成本低廉。基于以上优点，齿辊破碎机在许多工业部门都有应用，特别在选煤厂应用得更多。齿辊破碎机是破碎烟煤、无类煤（含矸石量少）和页岩的主要设备，主要用于原煤的粗碎（产品粒度在50mm以上）和中碎（产品粒度在25-6mm）。双齿辊破碎机的工作机构（图1）主要是转动的两个圆齿辊，旋转的圆辊面上有齿、棱和槽。物料被齿面辊带到破碎空间后，因受到两齿辊的劈碎作用（主要破碎方法）而破碎，经过破碎的物料经下面排料口排出。齿辊破碎机按齿辊数目可分为单齿辊破碎机、双齿辊破碎机和多齿辊破碎机。生产中以单、双齿辊破碎机应用最多。在选煤厂中应用的单齿辊破碎机都采用较长的辊齿，故主要适用于粗碎；双齿辊破碎机的辊齿一般较短，适用于中碎；四齿辊破碎机适用于中碎。 1.2.31.2.3齿辊破碎机的工作原理齿辊破碎机的工作原理两个破碎辊在传动装置的驱动下相向转动，固定辊1支承在固定轴承2上。移动辊3支承在移动轴承4上，安全装置5(弹簧保护装置或液压缸保险装置)顶住活动轴承，并用定位垫块6调节两辊的间隙，其最小距离也称排料口宽度，用以控制破碎块产品粒度。物料自两辊上方加入，在辊子与物料间摩擦力作用下，物料被带入两辊之间，受挤压破碎后，自下部排出(见图1.1)。破碎后的粒度一般控制为80120 mm。图1.1齿辊破碎机工作原理示意图固定辊固定轴承移动辊移动轴承安全装置定位垫块1.2.41.2.4双齿辊破碎机的基本构造双齿辊破碎机的基本构造图1.2是传统式双齿辊破碎机的构造示意图。它是由一对齿辊、两对外啮合齿轮、弹簧保险装置、机架及胶带轮等部件所组成。机架1是由型钢焊接而成的结构件，固定齿辊2安装在机架的固定轴承3上。可动齿辊4装在可动轴承5上，可动轴承可以在固定于机架上的轴承座6上滑动，利用弹簧7将可动轴承压紧。电动机通过胶带轮8和传动齿轮9及10使固定齿辊转动，利用长齿齿轮11带动可动齿辊，使其与固定齿辊作相对转动。破碎物料从上方给入，经齿辊破碎后从下方排出。 图1.2双齿辊破碎机1机架；2固定齿辊；3固定轴承；4可动齿辊；5可动轴承；6轴承座；7弹簧；8胶带轮；9、10传动齿轮；11长齿齿轮1.2.51.2.5齿辊破碎机的主要部件齿辊破碎机的主要部件(1) 齿辊齿辊的构造通常有两种型式：一是在铸铁芯上套有用高锰钢铸成的齿圈，两端用螺栓紧固，另一种是由高锰钢铸成的弓形齿板，装配在多边形截面的铸铁轴毂上，齿辊结构可靠，但检修不方便，当更换齿圈时必须把辊子提升，以便把每个齿圈单独分解下来；第二种型式的齿辊制造和装配都方便，磨损后易于更换，若轮毂造成整体，则齿板与多边形表面接合处面积较大，接合更牢固。目前，国产单齿辊和双齿辊破碎机多采用第二种型式。辊齿的型式有如下几种：鹰嘴式、标抢式、刀刃式和矩形带式。粗碎时大部分采用鹰嘴式，齿的高度为70110mm。长、短齿一起配合使用，长齿用以破碎特大块，大块进入内腔后，再用短齿进一步破碎，单齿辊破碎机的破碎过程基本上是这样进行的。中碎时鹰嘴式和标枪式都可使用，齿的高度最低为40mm。刀刃式使用得不多。矩形带式主要是用在四齿辊破碎机上。(2) 传动装置单齿辊和双齿辊破碎机的转速有快速和慢速两种。为了减少煤粉过多，现在一般使用慢速，齿辊的圆周速度约为1.21.9 m/s(2530 r/min)；那些粉煤对工艺影响不大的，采用快速2.84.7 m/s。快速传动装置简单，采用三角胶带轮减速即可。慢速传动装置较复杂，一般采用三角胶带轮和齿轮两级减速。由于齿辊破碎机的运转速度低，所以传动轴和主轴都采用滑动轴承。在双齿辊破碎机中，为了不使辊齿相碰而损坏，两个齿辊应当同步地相对回转；为了使两齿辊有10mm相对位移时仍能正常咬合传动，两齿辊间的传动齿轮要采用特制的长齿齿轮。目前开始出现一些不用长齿齿轮的双齿辊破碎机，有的破碎机采用万向铰链联轴器传动，或者采用一种专用小齿轮传动，都能达到两齿辊有一定位移时仍能正常啮合的目的。(3) 保险装置单、双齿辊破碎机设有弹簧保险装置。双齿辊破碎机的保险作用是靠压在可动辊子上的弹簧来实现的，当过大块物料或硬质物料落到破碎腔中不能被轧碎时，齿辊受力变大，可动齿辊能够向外移动，使保险弹簧的压缩量增加，增大可动齿辊与固定齿辊的距离，将不能破碎的物料排出。然后借弹簧的恢复力再使可动齿辊回到原来的位置，起到保险作用。齿辊破碎机还有用销子保险装置的。1.31.3 齿辊破碎机的发展状况齿辊破碎机的发展状况破碎是当代飞速发展的工业矿物加工领域中一个重要的环节，破碎机就是矿山机械中应用非常广泛的一种设备。在各种金属、非金属、化工、建材、电力等工业部门占有非常重要的地位。从经济角度来讲，在选矿厂，破碎与磨碎作业的生产费用占全部选矿费用的40%以上，设备投资占总投资的60%左右M。从能源与环保角度讲，破碎作业要消耗巨大的能量，物料破碎过程中由于作业中产生发声、振动、摩擦、粉尘等，使能源大量消耗，作业环境严重污染。因而多年来国内外的界内人士一直在研究如何达到节能、高效地完成破碎过程，从理论研究到新产品研制(包括改造旧的设备)直至改变生产工艺流程，以求达到节约投资、低耗能、少污染、高效率、过粉碎量小、产品粒度均匀并满足与之相配套的新设备、新技术系统的工艺要求。煤矿是破碎机应用最广泛的行业，露天煤矿的原煤破碎和选煤厂入厂原料的预处理都离不开破碎设备。由于煤炭属中硬岩石并具脆性以及破碎技术经过长期的发展，所采用的破碎设备包括:鄂式破碎机、旋转式破碎机、锤式和环锤式破碎机、反击式破碎机、选择性破碎机、齿辊式破碎机等。最近10多年来，破碎技术取得了较重大的进展，随着人们对破碎过程认识的不断深入，新的破碎方法和破碎设备不断涌现，各国不断把新工艺、新技术、新材料用于自己的破碎机工业，产品可靠性不断提高，在产品的耐磨损、减少过粉碎量、严格控制碎后产品的粒度等方面都取得了有效的进展。特别是煤用齿辊式破碎机以其制造简单、维修方便、低能耗、成本低、高破碎能力和经久耐用等优点，无论是从产品的结构、技术性能还是工业应用都成为煤用破碎机的佼佼者。1.3.11.3.119901990 年以前的齿辊式破碎机年以前的齿辊式破碎机9O年代前，齿辊式破碎机的技术存在不能严格控制碎后产品粒度、碎后产品过粉碎量大、机体受到的冲击载荷较大、破碎齿易损坏、整体噪声大、维修量大等缺点。如为了防止入料中的杂木、铁器、矸石、岩石等硬物料损坏破碎齿，在单齿辊破碎机的破碎板下端装有拉力弹簧，在双齿辊破碎机一破碎辊的两端装有压缩弹簧，目的是当大块物料或坚硬物料落到破碎腔不能被破碎时破碎板或齿辊受力增大，从而压缩弹簧增大破碎腔的排料问隙，以便排出硬物。然后借弹簧的恢复力使可动破碎板或齿辊回到原来的位置。如此便不能严格控制碎后产品的粒度。1987午原兖州煤矿设计院在消化吸收美国雷克斯诺德(REXNORD)公司生产的阿拉克36DAM型破碎机的基础上，设计出的4PGC-3803501000型齿辊式破碎机是当时技术上较为先进的破碎机。该型破碎机在技术上的一个突出特点是采用“Nitroil”控制系统。该系统可以独立地调整上段齿辊的间距来控制下段的给料粒度。也可单独调整下段齿辊的间距以控制产品粒度，这样，可根据破碎工艺要求灵活地调整破碎程序。同时，该型破碎机把调整齿辊间距装置和保险装置做成一个系统，采用液压气动系统：油缸的活塞杆与可动齿辊相连，在有活塞杆的油缸腔内，泵入一定可变量的液压油，同时在油缸的无活塞杆的腔内泵入一定压力的气体，形成空气柱弹簧。这样可以根据泵入油量的多少改变活塞的位置，从而确定齿辊间的距离，达到控制产品粒度的目的。当硬物或不可破碎物进入破碎机后，由于破碎力增大，可动齿辊压缩空气柱使硬物通过，随后又可使动齿辊复位。同样也存在能严格的控制产品粒度的问题。1.3.21.3.219901990 年以后的齿辊式破碎机年以后的齿辊式破碎机进入9O年代后，随着我国改革开放力度的加大，煤的销售市场也发生了较大的变化。人们对选煤技术及设备提出了更高的要求。其中包括对煤碎后产品中降低细颗粒含量、产品粒度的均匀性、减少过限粒度、增大处理能力等，从而推动了破碎机技术的发展和进步。首先煤炭科学研究总院唐山分院开发了2PL系列强力破碎机。该破碎机在技术上的进步主要是取消了原双辊破碎机的退让弹簧保险装置，将双破碎辊固定，破碎齿使用新的技术和材料来防止难碎硬物损坏破碎齿，从而可严格控制碎后产品中的过大颗粒 。1994年平顶山选煤设计院和郑州长城冶金设备厂研究开发出TFP500系列分级破碎机。该系列破碎机采用单电机驱动，液力耦合器过载保护。其传动系统是电机驱动液力耦合器并带动一对锥齿轮，改变转动方向并驱动主动破碎辊转动，主动破碎辊通过另一端的一组直齿轮驱动被动辊转动。破碎齿呈螺旋形布置，入料中的小颗粒很容易通过破碎辊之间的间隙排出，大块则利用齿的剪切和拉伸力来进行破碎，改善了传统破碎机中物料不受控制一律破碎的情况。9O年代中期,山东莱芜煤矿机械厂引进德国技术， 开发生产了2PGL系列双齿辊强力高效破碎机 。该系列破碎机采用双电机、双液力耦合器、双套齿轮箱直联式驱动，一破碎辊用手动液压系统可移动，用来调整齿辊间的间距，从而控制排料粒度。该机有液力耦合器过载保护和电控过载保护，可有效防止难碎硬物损坏破碎齿。整机结构紧凑，机体高度低冲击负荷小。同期，煤炭科学研究总院唐山分院相继开发了2PLF系列分级破碎机、2FJP600系列强力分级破碎机、4PGG系列强力破碎机和DP系列单齿辊破碎机。2PLF系列分级破碎机在传动形式上采用三角带大带轮传动，传动结构简单、故障率低。由于大带轮有蓄能作用，故所需的电机功率比直联式传动的小。双齿辊采用对转方式，破碎齿采用子弹头式，表面堆焊硬质合金，强度大，破碎效率高并且磨损后便于修复。2FJP600系列强力分级破碎机的双辊分别各自向两侧壁方向转动，齿辊上的破碎板采用拼装式，破碎齿在韧性较好的铸基体上堆焊硬质合金，不但强度大，可破碎难碎硬物，而且破碎齿“宁弯不折”。当难碎硬物卡弯破碎齿，现场无需更换破碎板而可将破碎齿直接修复。在两侧壁上分别装有梳齿板，有两个作用：使破碎过程完全为剪切、拉伸破碎，不易产生过粉碎物；起棒条筛的作用。可通过需破碎的物料，而筛掉不需破碎的大块物料，可严格地控制碎后产品的粒度，使碎后物料的三维尺寸都能得到控制。两齿辊分别向各自的侧壁方向旋转也可以保证入料中已经达到要求粒度的物料不再二次破碎。从齿辊间的排料口和齿辊与梳齿板间的排料口直接排出，从而减少能量消耗和因挤压破碎产生的过粉碎。两破碎辊有两套独立的驱动装置，使两破碎辊各自独立工作。在实际破碎时，可根据入料量改变工作制度，即入料少时开单机，入料多时开双机，用户更加节能。每台破碎机可配有A、B、C三种齿型，每种齿型对应一种产品粒度，用户可通过更换齿型来调整产品粒度而不需更换破碎机，实现一机多用，减少用户的重复投资。另外，由于该系列破碎机为强力破碎，工艺布置时不需要手选皮带人工拣矸，原煤也不需要预先筛分而直接入破碎机，简化了选煤工艺流程，降低了厂房高度，减少了选煤厂建设投资与生产费用。4PGG系列四齿辊破碎机和DP系列单齿辊破碎机是在2FJP系列基础上派生而出的，除4PGG系列破碎机的机体采用积木式结构，上下机体可组可分，可根据生产现场实际来安装，破碎比增大外，其它结构和破碎原理与2FJP系列基本相同。1.3.31.3.3国外先进高效破碎机国外先进高效破碎机1. MMD型高效破碎机MMD型系列轮齿式破碎机是英国MMD矿山机械集团公司开发出的新一代破碎机，有500、625、750、1000、1300和1500共6个系列。每个系列有短箱型、标准箱型和长箱型3种不同工作长度，以满足不同处理能力的要求。每一种规格又配有不同类型的齿型、齿帽，以适应不同破碎产品粒度的要求。该机的工作原理是依靠冲击剪切和冲击拉伸的作用，使剪切力沿着物料的薄弱易碎部位产生巨大破碎力使其破碎。物料在两个破碎齿之间以及与侧壁的梳齿板之间排出，产品在破碎后受此间隙控制，不会产生过大颗粒，在给料中已含有合格粒度的物料很快排出，不受破碎作用，有较好的粒度控制和筛分作用，产品粒度均匀。因此该机又称“筛分破碎机”，主要用于粗破碎和第二段破碎作业。现已有多台MMD型破碎机在我国的煤矿和选煤厂使用。其特点是：(1)高度小、结构紧凑；(2)特殊的轮齿结构使其适用于干矿、湿矿、泥矿和粘矿；(3)碎后产品粒度均匀，没有过大颗粒，过粉碎的产品少；(4)处理量大，最大可达14 O00th，破碎强度高，可破碎抗压强度达300MPa的物料；(5)采用液力耦台器和电控双重过载保护，当过载或遇到难碎物料时，破碎机停止转动，破碎辊反转排出难碎物料；(6)维护、维修简便。2 ABOH型分级破碎机1998年，由美国的FFE矿业基建设备公司和澳利亚ABOHT工程公司合资开发的ABOH系列分级破碎机将破碎过程分为三段，而且可视入料粒度上限的不同而选择不同的齿辊轴间距。如当入料粒度上限为1000 mm，则齿辊轴间距为1000mm左右，粗碎段将1000mm的入料破碎到350mm，二段由350mm破碎至100mm， 三段由100mm破碎至50、45、38mm或用户要求的粒度。粗碎和二段破碎时破碎辊内向旋转，三段破碎时破碎辊外向旋转。1.3.41.3.4结语结语尽管自9O年代煤用齿辊式破碎机在技术结构、实际使用效果等方面较90年代以前有较大的进步,但还是存在破碎理论上的各种各样的难题。目前我国生产齿辊式破碎机的厂家较多，产品品种也多，即使是同一种规格(以辊径辊长作为规格标准)的产品，因制造厂家不同，破碎机的结构不同，不但实际处理能力有差别， 而且过粉碎量、过大颗粒量、功率消耗、维护成本等方面也有差别。即使用户对各种破碎机了解很全面，但选型也会很困难， 有时造成选型后投产时不能达到工艺要求，造成生产成本增大。由于大型破碎机的市场需求量相对较小，中、小型破碎机目前仍是我国研究、开发、生产的热点。其中分级破碎机以其特有的工艺效果、所需较少的配套设备和较小的基建投资在市场上占据的份额将越来越大。1.41.4本设计的主要内容本设计的主要内容本设计的主要内容是设计自动退让式双齿辊破碎机，我所做的主要工作有：1.首先根据所给参数确定破碎机的工艺参数和整体参数，然后确定总体传动方案；2.进行传动系统的设计计算，包括电动机功率的确定及型号的选择，减速器的设计，联轴器的选择等；3.结构件的设计计算，包括齿轮箱的设计，破碎齿辊的设计，退让装置的设计计算等。齿辊破碎机是一种传统的破碎机，技术上相对比较成熟，但还是存在一些问题，比如容易产生过粉碎现象，工作齿尖易磨损，齿板使用寿命短。所以在参考传统齿辊破碎机的基础上，我也尝试着对传统破碎机的缺点和不足之处做了一些改进，比如，改变破碎辊的结构型式和齿牙形状，延长其使用寿命，在破碎机罩体与辊子主轴之间使用迷宫密封，降低粉尘污染。总体设计总体设计2.12.1齿辊破碎机总体传动方案的齿辊破碎机总体传动方案的确定确定2.1.12.1.1工艺参数和技术参数的确定和原则工艺参数和技术参数的确定和原则1) 设计要求和已知条件本设计中双齿辊破碎机所破碎的物料为煤，硬度较高、且含有一定的硫铁矿和煤矸石。其: 真密度为(1.8-2.4)103kg/m3抗压强度为 b = (80-90)MPa弹性模量为 E=( 0.25-0.65)kg/m3要求 : 入料粒度240mm出料粒度60mm处理能力 100t/h破碎强度：200Mpa;由以上数据可看出:其名义破碎比i=240/60=4，属中等破碎等级，由于煤较硬，且含有一定的煤矸石，故选择以齿辊破碎为主的破碎方式。即两齿辊的转向为向内相对转动。2) 主要参数的确定原则及计算：以下计算公式出处：中国选矿设备实用手册（上册）第一章第六节(1)给料粒度和辊子直径辊子直径 D 与给料粒度 d 有关，它们之间的关系，决定于安装破碎齿的齿圈与被破碎物料之间的摩擦系数的大小。一般来说，齿面或槽面辊式破碎机转子直径和给料粒度的比值为 26，根据以往产品和设计经验，辊子直径 D 为最大给料粒度的 2.5 倍比较合适。即 =0.4D。故辊子直径 D/0.4240mm/0.4 = 600mm(2) 辊子转速辊子最适合的转速与辊圈表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有关，一般都是根据经验公式决定的。它要保证机器有最大的生产率，功率消耗又要少，同时还要考虑滚圈的磨损不能太快。通常，被破碎物料的粒度越大，辊子转速应越低；当破碎软的或脆的物料时，转速应高些。物理性质和给料粒度等因素有关。一般当辊子的圆周速度较快时取v=2.84.7m/s,圆周速度较慢时取 v=1.21.9m/s。本设计中破碎的物料为煤，且含有一定量的煤矸石，属于中等硬度，取辊子的转速为 50r/min。(3)生产能力 ( t/h )Q0.2LDen式中L辊子的长度；D辊子的直径；E齿辊间距，一般取破碎产品的最大出料粒度；n齿辊转速； 矿石松散系数，煤取 0.150.27 之间； 破碎物料密度；故生产能力 Q0.20.750.06500.241600103.7 t/h(4)电机功率 NKLDn (kw)式中K系数，破煤时取 0.95；L辊子长度（m） ；D辊子直径（m） ；n辊子转速（r/min）; 故电机功率 N0.950.750.65021.4 kw2.1.22.1.2传动方案的确定传动方案的确定破碎机的工作环境恶劣，工作状况不稳定，不便维修。所以在设计过程中应使整机在保证工艺性能指标的前提下尽量提高使用寿命，简化结构，减少故障点，最大限度的降低维修量。其传动简图如图2.1所示。整机结构大致分为:电动机、减速系统、破碎辊、传动系统、安全保护系统、机体等。图2.1传动方案简图2.1.32.1.3功率计算及电机的选取功率计算及电机的选取由下面的经验公式计算电机的功率 (kw) 4 .21n DLKN电动机选型：由于电动机的计算功率为 N21.4 kw，所以选取 Y200L2 型号的电动机，转速为 1000r/min。其主要参数如下：额定功率满载转速满载电流转动惯量重量22 kw970 r/min6.5A0.36kgm2250kg2.22.2 传动和减速系统的确定传动和减速系统的确定电机转速970min，初定破碎辊转速为50min。则减速比i=970/50=19.4。减速系统通过两级减速，第一级皮带传动，然后由大皮带轮将动力传递给一个卧式二级齿轮减速箱，减速器的输出轴将动力传递给破碎辊，实现破碎辊的破碎运动，此种方案用经济实用的方式实现了减速目的。主要优点有:第一，结构简单，故障点少；第二，第一级皮带传动为柔性连接，大皮带轮又具有一定的储能作用，对破碎过程中的受力不均衡现象起到了很好的平衡作用；第三，在大皮带轮上设有安全可靠的过载保护装置，使设备的自身化程度大为增加。详细设计按机械设计手册的有关设计规范进行。2.2.12.2.1总传动比及传动比分配总传动比及传动比分配(1) 总传动比已知电动机转数n及工作齿辊的转速n,则总传动比等于i=n/n=970/50=19.4(2) 传动比分配总传动比等于各级传动比的连乘积，即。niiii321传动比的分配要合理，总体上说要使传动系统结构紧凑，重量轻，成本低，润滑条件也好。对本破碎机来说，总共有三级传动，包括一级带传动和两极圆柱齿轮传动，其中带传动的传动比应控制在1.52.5以内，齿轮减速器我用的是展开式，展开式的二级减速器为保证其高，低速级大齿轮浸油深度大致相等，传动比的分配要满足下式：21)4 . 13 . 1 (ii式中，i1为高速级传动比；i2为低速级传动比；所以，从尺寸和机构上考虑，带传动的传动比初定为2.43。则齿轮减速器的传动比为19.42.437.98，取高速级传动比i1=3.25,由 可得低速级的传动比为i2=2.46。213 . 1 ii 2.2.22.2.2传动装置的运动参数的计算传动装置的运动参数的计算设电动机轴为第轴，从减速器的高速轴开始各轴命名为轴，轴，轴，主动齿辊轴为第轴，从动齿辊轴为第轴。(1)各轴转速计算第轴转速 min/2 .39943. 297022rinn电动机第轴转速 min/9 .12225. 32 .399223rinn第轴转速min/50min/96.4946. 29 .122334rrinn第，轴转速min/5065rnn由于主动齿辊轴和从动齿辊轴通过一个专用的传动比为1的齿轮组箱传递扭矩，故两轴的转速相同。(2)各轴功率计算第轴功率kwpP1 .2198. 097. 022412电动机第轴功率kwpP1 .2098. 097. 01 .214323第轴功率kwpP1 .1998. 097. 01 .204334第轴功率kwpP36.1897. 099. 01 .193245第轴功率kwpP27.1797. 097. 036.184356式中，1带传动的传动效率；2联轴器的传动效率； 3圆柱齿轮的传动效率； 4滚动轴承的传动效率；(3)各轴扭矩的计算第轴扭矩22kw1电动机TT第轴扭矩mmNnPT6 .2165 .3991 .2195509550222第轴扭矩mmNnPT3 .5049 .1221 . 0295509550333第轴扭矩mmNnPT9 .156150.19195509550334第轴扭矩mmNnPT06.85350.368195509550445第轴功率mmNnPT6 .32985027.1795509550556(4) 将各轴的转速，功率和扭矩列表轴号转速n(r/min)输出功率P(kw)输出扭矩T(N/mm)传动比i效率97022216.6399.221.1216.610.96122.920.1504.32.430.955019.11561.93.250.965018.363613.72.460.955017.273298.610.963 3传动系统设计计算传动系统设计计算3.13.1带传动设计计算带传动设计计算已知参数：双齿辊破碎机的 v 带传动装置，原动机为 Y 型异步电动机，功率 p22kw，转速 n970r/min，传动比 i2.43，工作中有强烈冲击，预计寿命 5 年。计算项目及说明1) 确定计算功率根据工作情况，查工况系数 Ka设计功率 PcKaP1.4222）选择带型根据 Pc=30.8kw 和 n1=970r/min，选普通 V 带型号3）确定带轮直径小带轮基准直径 dd1传动比 i=2.43大带轮转速 n2n1/i=970/2.43取弹性滑动系数 =0.02大轮基准直径 dd2=idd1(1)2.43224（10.02）=534.4mm 按表取标准值实际转速2(1)1 dd1 / dd24）验算带的速度10006010002241006011ndvd带速在 525 m/s 范围内5）初定中心距在 0.7（dd1dd）a0(dd1dd)中即528a01508 中初定中心距6）确定基准长度022121004)(2)(2addddaLddddd=10004)560224(2)560224(100022选取标准的基准长度 Ld7）确定中心距02320735501000200ddLLaa355002. 0117202. 03550015. 01172015. 0maxminddLaaLaa）验算小带轮包角结果Ka1.4Pc=30.8 kwdd1=224mmi=2.43n2399.2r/mindd2=530mmn2 = 399.5 r/minv=11.37 m/s带速符合要求a0=1000mmLd0=3207Ld=3550a=1172mmamin=1119mmamax=1243mm计算项目及说明结果8) 验算小带轮包角1800.5（dd2 dd1）57.39) 确定 V 带根数单根 V 带额定功率 P0弯曲影响系数 Kb传动比系数 Ki额定功率增量P00131(1)17.5 101000 (1)1.1373bniPKK包角系数 Ka长度系数 KlV 带根数87. 498. 095. 0)905. 089. 5 (8 .30)(00lacKKpppz10）确定单根 V 带的预紧力V 带每米长度质量 q22072.113 . 0) 195. 05 . 2(72.1158 .30500) 15 . 2(500qvKzvpFac11）确定压轴力 Fr 22 .163sin8 .479522sin20zFFr163.2P0=5.89kwKb=7.510-3Ki1.1373P00.905kwKa=0.95Kl=0.98Z=5 根q0.3kg/mF0=479.8 NFr=4559.7 N3.23.2减速器设计减速器设计3.2.13.2.1减速器高速级齿轮传动设计计算减速器高速级齿轮传动设计计算已知参数：设计一自动退让对辊式破碎机的高速级齿轮传动。已知原动机为电动机，高速齿轮传递功率 P=21.1kw,小齿轮转速 n1=399.2r/min,传动比 i=3.25,单向运转，工作时有较大冲击，每天工作 8 小时，每年 300 天,预期寿命 5 年。计算项目及说明结果1) 选择齿轮材料小齿轮选用 20Cr大齿轮选用 40Cr2) 按齿根弯曲疲劳强度计算确定齿轮传动等级，按估取圆周速度11/0.022)n-(0.013npvtvt=2.16m/s齿宽系数 d小轮齿数 Z1大轮齿数 Z2Z13.251961.75 圆整取齿数比 u u= Z2 / Z1=62 / 19传动比误差 u /u u /u=（3.253.26）/3.26=0.4 误差在5范围之内齿根弯曲疲劳强度设计计算公式 3212FsaaFdYYYZKTm小轮转矩 T19.55106P/n1载荷系数 K KKKKKVA使用系数KA 动载荷系数KV 查表得初值 KVt齿向载荷分布系数K齿间载荷分布系数 由于 0，故K66. 1cos)621191(2 . 388. 1cos)621191(2 . 388. 1查表并插值则载荷系数 K 的初值 KtKt=1.751.161.081.66HRC 56-62HRC 50-55公差组 8 级vt=2.16m/sd0.7Z119Z262u=3.26合适T15.099105KA1.75KVt1.161.08K1.2KKt=2.63齿形系数小轮1FaY大轮2FaY应力修正系数小轮1saY大轮2saY重合度系数YY66. 175. 025. 075. 025. 0许用弯曲应力 FxNFFSYY lim弯曲疲劳极限1limF2limF应力循环次数N1)53008(13926060hnjLN2uN /1弯曲寿命系数 YN尺寸系数 Y安全系数 SF则许用弯曲应力3 . 111 . 1800lim1FxNFFSYY3 . 111 . 1770lim2FxNFFSYY模数设计初值 3212FsaaFdYYYZKTm32667654. 17 . 085. 2197 . 010099. 563. 224.02查表取模数标准系列小轮分度圆直径41911mzdt2.851FaY2.272FaY1.541saY1.732saY0.7Y=800N/mm21limF=770N/mm22limFN12.8108N28.54107YN1YN21Y1SF1.321/676mmNF22/651mmNF m=4761td圆周速率60000399766000011ndvt与估取值 vt=2.16m/s 相近，对 Kv 值影响不大，不必修正KV=KVt1.16, K=Kt=2.63小轮分度圆直径tdd11大轮分度圆直径2262 4dzm中心距2)6219(42)(21zzma齿宽 b 768 . 01dbd大轮齿宽b2=b小轮齿宽)105(21 bb3) 按齿面接触疲劳强度校核计算 HHEHuubdKTZZZ122弹性系数 ZE节点影响系数 ZH重合度系数Z许用接触应力 接触疲劳极限应力查表得21lim/1500mmNH22lim/1450mmNH接触强度寿命系数ZN1, ZN2 (不允许点蚀)硬化系数 ZW接触强度安全系数SH (一般可靠度)1 . 11115001H1 . 11114502H故26. 3126. 3766810043. 563. 229 . 05 . 28 .189231H12/89.991HmmNv=1.95m/sKv=1.16K=2.63mmd761mmd2482mma162b=62mmb2=62mmb1=68mmZE189.82/mmNZH2.50.9Z21lim/1500mmNH22lim/1450mmNHZN1ZN21ZW1SH1.1mmNH6 .13631mmNH2 .1318221/89.991mmNH26. 3126. 32486210043. 563. 229 . 05 . 28 .189232H 22/1 .427HmmN22/1 .427mmNH齿轮强度足够3.2.23.2.2减速器低速级齿轮传动设计计算减速器低速级齿轮传动设计计算已知参数：低速齿轮传递功率 P=20.1kw,小齿轮转速 n1=122.9r/min,传动比 i=2.46,单向运转预期寿命 5 年。计算项目及说明结果(1) 选择齿轮材料小齿轮选用 20Cr大齿轮选用 40Cr(2) 按齿根弯曲疲劳强度计算确定齿轮传动等级，按估取圆周速度11/0.022)n-(0.013npvtvt=1m/s齿宽系数 d小轮齿数 Z1大轮齿数 Z2Z12.462049.2 圆整取齿数比 u u= Z2 / Z1=49 / 20传动比误差 u /u u /u=（2.462.45）/2.46=0.4 误差在5范围之内齿根弯曲疲劳强度设计计算公式 3212FsaaFdYYYZKTm小轮转矩 T19.55106P/n1载荷系数 K KKKKKVA使用系数KA 动载荷系数KV 查表得初值 KVtHRC 56-62HRC 50-55公差组 8 级vt=1m/sd0.65Z120Z249u=2.45合适T11.561106KA1.75KVt1.1齿向载荷分布系数K齿间载荷分布系数 由于 0，故K66. 1cos)621191(2 . 388. 1cos)621191(2 . 388. 1查表并插值则载荷系数 K 的初值Kt=1.751.161.081.66齿形系数小轮1FaY大轮2FaY应力修正系数小轮1saY大轮2saY重合度系数Y66. 175. 025. 075. 025. 0许用弯曲应力 FxNFFSYY lim弯曲疲劳极限1limF2limF应力循环次数N1)53008(13926060hnjLN2uN /1弯曲寿命系数 YN尺寸系数 Y1.1K1.2KKt=2.542.81FaY2.322FaY1.551saY1.72saY0.7Y=800N/mm21limF=770N/mm22limFN12.8108N28.54107YN1YN21Y1安全系数 SF则许用弯曲应力3 . 111 . 1800lim1FxNFFSYY3 . 111 . 1770lim2FxNFFSYY模数设计初值 3212FsaaFdYYYZKTm32667655. 17 . 08 . 22065. 010561. 154. 225.3查表取模数标准系列小轮分度圆直径62011mzdt圆周速率600009 .1221206000011ndvt与估取值 vt=1m/s 相近，对 Kv 值影响不大，不必修正KV=KVt1.1, K=Kt=2.54小轮分度圆直径tdd11大轮分度圆直径64922mzd中心距2)4920(62)(21zzma齿宽 b 12065. 01dbd大轮齿宽b2=b小轮齿宽)105(21 bb(3) 按齿面接触疲劳强度校核计算SF1.321/676mmNF22/651mmNFm=61201tdKv=1.16K=2.54mmd1201mmd2942mma207b=78mmb2=78mmb1=84mm HHEHuubdKTZZZ1122弹性系数 ZE节点影响系数 ZH重合度系数Z许用接触应力 接触疲劳极限应力查表得21lim/1500mmNH22lim/1450mmNH接触强度寿命系数ZN1, ZN2 (不允许点蚀)硬化系数 ZW接触强度安全系数SH (一般可靠度)1 . 11115001H1 . 11114502H故45. 2145. 21207710561. 163. 229 . 05 . 28 .189261H 12/7 .1361HmmN45. 2145. 22947210561. 163. 229 . 05 . 28 .189262H22/8 .574HmmNZE189.82/mmNZH2.50.9Z21lim/1500mmNH22lim/1450mmNHZN1ZN21ZW1SH1.1mmNH6 .13631mmNH2 .1318221/7 .1361mmNH22/8 .574mmNH齿轮弯曲强度足够3.2.33.2.3轴的设计计算轴的设计计算1)减速器高速级轴(号轴)的设计及校核设计一齿辊破碎机二级圆柱齿轮减速器的高速级输入轴，输入轴传动简图见下图，该轴的一端与带传动的大带轮联接。已知该轴传递的功率P21.1kw,转速 n1=399.2r/min, 小齿轮的齿宽 B1=67mm,齿数 Z1=19mm,模数 m=4,单向连续运转，有较大冲击载荷。(1)求输入轴上的转矩 TT=9.55106P/n1 =9.5510621.1/399.2 =5.043105 Nmm(2)求作用在齿轮上的力该轴上小齿轮的分度圆直径为：d = mz =41976mm圆周力 Ft、径向力 Fr、和轴向力 Fa 大大小如下：NdTFt132717610043. 5225NFFntr296890cos20tan13271costan 00tan13271tantaFF(3) 确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，初步估计轴的最小直径，取 A115，可得 mmnpAd1 .432 .3991 .21111533min(4) 轴的结构设计a 拟定轴上零件的装配方案装配方案如图 3.1 所示。 图 3.1减速器高速级轴的装配方案b 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段左端与大带轮相联接，根据该轴的最小直径为 43.2mm,取轴段的直径 d1=45mm。轴段该轴段安装滚动轴承，考虑到轴承只承受轴向力，选择圆锥滚子轴承，取轴段直径为 d2=55mm，选用 30211 型圆锥滚子轴承，尺寸dDT5510022.75,轴承右端为挡油环，长度为 28mm，则 L2=T(轴承宽度)2850.75mm。轴段该轴段为一光轴段，取轴肩高度为 h=3.5mm,则该轴段直径d3=62mm,长度为 118mm。轴段该轴段为一齿轮轴，齿轮齿顶圆直径为 da=84mm,齿轮宽b=67mm。轴段该轴环直径为 d5=69mm,轴肩高度应满足轴承的装拆要求，轴段长度 L5=12mm。轴段该轴段直径与轴段相同，取 d6=55mm,其长度为轴承宽度与挡油环长度之和，故 L5=40mm。(5)轴的强度校核此轴为减速器的输入轴，所受的扭矩最小，故不校核。2) 减速器中间轴(号轴)的设计与校核齿辊破碎机二级圆柱齿轮减速器的传动轴，其传动简图见图 3.2，该轴装有两个齿轮，分别为高速级的大齿轮 Z2低速级的小齿轮 Z3。已知该轴传递的功率 P20.1kw,转速 n=122.9r/min, 大齿轮的齿宽 B2=62mm,齿数Z2=62,模数 m=6,小齿轮的齿宽 B3=84mm,齿数 Z2=20,模数 m=4,单向连续运转，有较大冲击载荷。(1) 求输入轴上的转矩 TT=1.5619106 Nmm(2) 求作用在齿轮上的力该轴上大齿轮 Z2的分度圆直径为： d2 = mz =462248mm小齿轮 Z3的分度圆直径为d3 = mz =620120mm圆周力 Ft、径向力 Fr、和轴向力 Fa 大大小如下：大齿轮 Z2：6221.5619 10 212595.9248tTFNd22tantan20125964584coscos0nrtFFN 22tan0atFF小齿轮 Z36332 1.5619 10 226031.6120tTFNd33tantan20125969475coscos0nrtFFN 30aF(3) 确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，初步估计轴的最小直径，取 A115，可得33min20.111562.8122.9pdAmmn(4) 轴的结构设计a 拟定轴上零件的装配方案装配方案如图 3.2 所示。图 3.2减速器中间轴的装配方案b 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段该轴段安装滚动轴承，考虑到轴承承受的径向力比较大，故选取圆锥滚子轴承，取轴段的直径 d1=65mm。选用 22213 型圆锥滚子轴 承，尺寸 dDB6512031,轴承右端为挡油环，长度为 34mm，则L1=B(轴承宽度)3465mm。轴段该轴段安装齿轮，齿轮左端用挡油环固定，右端使用轴肩定位， ，取轴段直径为 d2=70mm， 已知齿轮轮毂宽度为 83mm,为了使挡油环端面能够可靠的压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮宽度。故取该轴段宽度L280mm。轴段取齿轮右端轴肩高度为 h=3.5mm，则轴环直径为 d3=77mm，轴段长度为 25mm。轴段该轴段安装齿轮，齿轮右端用挡油环固定，左端使用轴肩定位， ，取轴段直径同轴段，为 d4=70mm，已知齿轮轮毂宽度为 77mm,取该轴段宽度 L474mm。轴段该轴段直径与轴段相同，也是安装滚动轴承，取 d5=65mm,轴段长度为挡油环长度与滚动轴承长度之和，故 L5=3124mm55mm。(5) 轴上零件的周向固定轴段上安装的小齿轮与轴的周向定位采用 A 型普通平键，按d2=70mm，从机械设计手册中查的平键的截面尺寸为 bh=2012，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长 L=75mm,为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为 H7/r6。轴段上安装的大齿轮与轴的周向定位采用 A 型普通平键，平键的截面尺寸为 bhL=201268。滚动轴承与轴的周向定位是采用过渡配合保证的，因此轴段直径尺寸公差为 m6。下面校核该键的强度。当轴在传递转矩 T 时，键的工作表面受到压力作用，工作表面受挤压，键受剪切，失效形式是键，槽轴和轮毂槽三者中最弱的工作面被压馈和键被剪坏。当键用 45制造时，主要失效形式是压馈，所以通常只进行挤压强度计算。假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是N/mm22ppTd k l 式中，d轴径；k键与轮毂槽（或轴槽）的接触高度，mm,k=0.5h,h 为键高。（尺寸查有关设计手册） ；键的工作长度，mm,A 型，; b 为键宽;llLb 许用挤压应力，N/mm2; 90 N/mm2;pp由于键的材料一般采用抗拉强度极限的精拔钢制造，2600/BN mm轴的材料为 45 钢；轮毂的材料也为钢，再根据工况系数，破碎机在破碎物料的时候有一定的冲击载荷，查机械设计手册，的取值范围为p80100 N/mm2。对小齿轮，T=1.5619106 Nmm ; d=70mm; k=0.5h=0.5126mm; ;752055lLbmm故 622 1.5619 10130/70 6 55ppN mm 由此可见，单键无法满足强度要求，所以选用双键联接。考虑到制造误差使键上载荷分布不均，按 1.5 个键计算。213086.7/1.51.5pppN mm所以小齿轮与轴采用双键联接可以满足强度要求。对大齿轮，T=1.5619106 Nmm ; d=70mm; k=0.5h=0.5126mm; ;682048lLbmm与轴的联接采用双键，故 622 1.56 1089.4/70 6 48 1.5ppN mm 所以大齿轮与轴的联接采用双键满足强度要求。(6) 求轴的载荷对轴进行受力分析，列出静力平衡和弯距方程。1223122300VVrrHHttRRFFRRFF静力平衡方程：232232681662550681662550ttHrrVFFRFFR弯距方程：联立求解得支反力 水平面 1152HRN213587HRN 垂直面 155VRN24946VRN 再根据轴的结构图做出轴的计算简图。然后由轴的计算简图做出轴的弯矩图，扭矩图，和当量弯矩图（见图 3.3） 。从轴的结构简图和当量弯矩图中可以看出，齿轮 3 左侧截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。此截面的 MH,MV,M,T 及 Mca 数值如下：图 3.3减速器中间轴的受力图弯距 水平面 110336HMN21209243HMN 垂直面 110336vMN2440194vMN合成弯距 2211110992HVMMMN222221286871HVMMMN扭距 T T=3.12106 Nmm当量弯距 caM2211226109920.63.12 101916766caMMTN222222612868710.63.12 102038006caMMTN(7) 校核轴的强度轴的材料为 45#，调质处理。查简明机械零件设计手册中轴的常用材料及其主要机械性能则 45#的抗拉极限强度，2650/BN mm，即 5865N/mm2,取，轴的计算应力为 B1 . 009. 0 2/60mmN 3273800659.4/0.1 70ccMN mmW根据计算结果可知，该轴满足强度要求。3)减速器输出轴(轴)的设计与校核齿辊破碎机二级圆柱齿轮减速器的输出轴，输出轴传动简图见下图，该轴传递的功率 P18.92kw,转速 n=50 r/min, 大齿轮 Z4的齿宽 B=78mm,齿数 Z=49,模数 m=6,单向连续运转，有较大冲击载荷。(1) 求输入轴上的转矩 TT=3613700 Nmm(2) 求作用在齿轮上的力该轴上大齿轮 Z4的分度圆直径为 d4 = mz =649294mm圆周力 Ft、径向力 Fr、和轴向力 Fa 大大小如下：443613700 224578294tTFNd44tantan20245748946coscos0nrtFFN 40aF(3) 确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，初步估计轴的