双齿辊破碎机设计毕业论文设计

1、目目 录录 1 1概述概述 .3 3 1.1 破碎理论 .3 1.1.1 表面理论 .3 1.1.2 体积理论 .4 1.1.3 裂缝理论 .5 1.2 一般破碎机械 .5 1.3 齿辊破碎机的发展 .10 1.3.1 九十年代前的齿辊式破碎机 .10 1.3.2 九十年代后的齿辊式破碎机 .11 1.3.3 国外的齿辊式破碎机 .13 2 2 齿轮破碎机的详细参数齿轮破碎机的详细参数 .1414 2.1 破碎机的技术参数 .14 2.2 总体结构和布局设计 .14 2.3 工作参数的确定 .15 2.3.1 辊子中心距的确定 .15 2.3.2 辊子转速的确定 .16 2.3.3 辊子长度的

2、计算 .17 2.3.4 功率计算 .17 2.35 齿辊切向力的计算 .17 2.4 电机的选择 .19 2.4.1 选择电动机的综合问题 .19 2.4.2 电机的选择计算 .20 2.5 同步齿轮的设计 .20 2.6 齿辊轴的设计 .25 2.6.1 破碎辊（1）轴的设计 .25 2.62 破碎辊（2）轴的设计 .28 2.7 键的选择与校核 .31 2.7.1 齿环与轴的联接键 .31 2.7.2 同步齿轮与轴的联接键 .31 2 7.3 半联轴器与轴的联接键.32 2.8 齿环和齿帽的设计 .33 2.8.1 齿帽的设计 .33 2.8.2 齿环的设计 .33 2.9 轴承的选择轴

3、承的选择 .33 2.9.1 确定轴承型号 .33 2.9.2 轴承的校核 .33 3 3 减速器的设计减速器的设计 .3535 3.1 减速器的设计要求 .35 3.2 减速器的总体布局设计 .35 3.3 传动零件的设计与计算 .37 4 减速器的结构和附件设计减速器的结构和附件设计.47 5 对附件设计对附件设计.49 结论结论.5050 参考文献参考文献.5151 致致 谢谢.5252 概述概述专业毕业设计专业毕业设计 建国初期，我国依前苏联模式发展工业，旋回破碎机、圆锥破碎机和颚 式破碎机应用较为普遍，在高等院校的教材中也主要讲述上述破碎机的结构 和设计，有关双齿辊破碎机的内容十分简

4、单，且结论是“不能破岩石，没有 发展前途” ，所以建国后 30 多年并没有得到广泛的应用。改革开放以后，我 们了解到双齿辊破碎机在发达的西方国家应用已非常普遍后才开始进行设备 和技术引进。经过国内外双齿辊破碎机的运行实践并对比分析，与旋回破碎 机、颚式破碎机等国内使用的传统破碎机比较，双齿辊破碎机有下列优点： (1)结构简单，维护方便； (2)外形尺寸小，重量轻； (3)生产能力大，能耗低； (4)工作受力均为内力，为简化基础设计创造了条件，更适合移动破 碎站选用； (5)产品粒度均匀； (6)安全保护可靠； (7)特殊情况下可直接起动，对电网冲击很小。 针对以上优点，结合现在选煤厂的生产方案

5、以及现有的齿辊破碎机的产 品展开研究。结合破碎理论根据生产需求进行设计。 1.1 破碎理论 破碎是相当复杂的，它与被破碎物本身的性质(物料的均匀性、硬度、密度、 钻度、料块的形状和含水率)以及所选择的机械装备等有关。破碎物料时所加的外 力除了使物料块发生相对移动和转动外，还使物料破碎。确定破碎时所消耗的功 与被破碎物料的破碎程度之间的关系是相当重要的。 破碎的现有理论中以表面理论和体积理论为最普遍，虽不能得到十分精确的 结论，但可作为选型或设计时的参考。 1.1.1表面理论表面理论 该理论认为破碎时所消耗的功与被破碎物料新形成的表面积成正比。 一般情况下，当将边长为的立方体分成边长为的小立方体

6、时，可1cmcm n 1 得到个小立方体，分割平面数为，所消耗的总功为。 3 n) 1(3n) 1(3np 假设将上述立方体物料分割成边长分别为和的小立方体，cm m1 1 cm m2 1 则其所消耗的功之比如下式： = 2 1 m m p p 1 1 ) 1(3 ) 1(3 2 1 2 1 m m mp mp 当和相当大时，可以写成=。由此可见，破碎所消耗的功 1 m 2 m 2 1 m m p p 2 1 m m 与物料的破碎度成比例。 1.1.2 体积理论 该理论是指破碎物料所消耗的功等于使物料变形直到在物料内部产生极限应 力(抗压极限强度)所消耗的功。 根据虎克定律，压缩时物料内部产生

7、的应力与应变成正比，即 e 式中 物料内部应力， 2 /mmn 物料的应变; 物料弹性模量， e 2 /mmn 设为使物料变形的外力， n 为物料横截面面积， a 为物料的缩短变形量， l 为物料的原始长度， l 那么；。 an /ll/ 从而 ean/ll/ 得出 eanll/ 其中, , 为常量，则与的关系为直线关系，则使物料变形所 lealnl 消耗的功就为= wwealnln2/2/ 2 物料内部产生的应力代人上式可得 an / = weal 2/ 2 即为物料的体积，所以= alwev 2/ 2 当要将物料破碎断裂时，应力达到了物料的抗压强度极限应力，从而可 b 得到物料破碎时所消耗

8、的功为= 破碎 w ev 2/ 2 由此可见，对每种物料而言，和均为定值，则功与体积成正比。 b e 破碎 w v 因为当应力大于强度极限时物料方可破碎，而大多数岩石都不符合变形的虎 克定律，实验表明，体积理论仅可用于粗略计算靠冲击力或压力进行破碎的机械 所消耗的功。 1.1.3 裂缝理论 破碎物料时，外力所做的功先是使物体变形，当变形超过限度后即生成裂缝， 裂缝形成以后，存储在物体内的变形能促使裂缝扩展并生成断面。输入功的有用 部分转化为新生表面的表面能，其它部分成为热损失。因此，破碎所需要的功， 应考虑变形能和表面能两项，变形能和体积成正比，表面能和表面积成正比。假 定等量考虑这两项，所需

9、的功应当同它们的几何平均值成正比，及 成比例。等于单位体积的物体，就是与=)( 2 5 23 dddsv 2 5 d 3 / d 成正比。 2 1 /1 d 据上，可将重量为的矿物从破碎到所需的功耗为qddp =11()p i wkqdd/1p 为功指数， i whtkw/ 为修正系数，煤取 0.751k 为产量，qht / 为排料粒度d 为如料力度d 以上三种理论，以裂缝理论有较大的应用价值。在应用关键是测定宫指数， i w 其值可通过测定矿石的可碎性来计算： 由测定矿石的冲击破碎强度，在测知矿石的真密度，矿石的破碎功指数c 由下式计算： =2.59 i w/c 1.2 一般破碎机械 破碎机

10、械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之破裂成小块物 料的设备。 破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、辟裂力、弯曲力、剪切力、冲击 力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的混合。对于坚硬的物料，适 宜采用产生弯曲和辟裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生 冲击和辟裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料适宜采用产生挤压和碾磨作用的 机械。 在矿山工程和建设工程上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料， 使之成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需 要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的尺寸，以便进一步加工操 作。 通常的破碎过程，

11、有粗碎、中碎、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，如表 1.1 所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机和细碎机三种 。 表 1.1 物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm） 类 别入料粒度出料粒度 粗碎300900100350 中碎10035020100 细碎50100515 工业上常用物料破碎前的平均粒度与破碎后的平均粒度之比来衡量破碎dd 过程中物料尺寸变化情况，比值 称为破碎比（即平均破碎比）i =/idd 为了简易地表示物料破碎程度和比较各种破碎机的主要性能，也可用破碎机 的最大进料口尺寸和最大出料口尺寸之比来作为破碎比，称为标称破碎比。 在实际破碎加工时，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总

12、是小于容许的最大 进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于标称破碎比的 0.750.9。 破碎机械常用的类型有：颚式破碎机、圆锥破碎机、旋回式破碎机、锤式破 碎机和辊式破碎机等。 颚式破碎机广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业。 根据其结构不同可分为复摆颚式破碎机（即单复摆颚式破碎机）和简摆颚式破碎 机。复摆颚式破碎机适用于粗，中碎抗压强度 250mpa 以上的各种矿石岩石。简 摆颚式破碎机则可以破碎各种硬度的矿石和岩石，且特别适用于破碎各种硬度的 磨蚀性强的石料。 表 1.2 简摆颚式破碎机的技术规格 进料口尺寸 /mm 规格 长宽 最大进料粒度 /mm 出料口调节范围 /m

13、m 生产率 /t/h 电动机 功率/kw 1200900 井下 1200900650 150180140200 110.0 1200900 液压 1200900750 150200 14020095.0 1500120 0130180 170180.0 2100150 0 210015001250 250300 400500280.0 复摆颚式破碎机工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动颚周期地 靠近、离开定颚，从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎，使物料由大变小，逐 渐下落，直至从排料口排出。 表 1.3 复摆颚式破碎机的技术规格 进料口尺寸 mm 电动机 规格

14、 长宽 最大 进料 粒度 mm 出料口调 节范围 mm 生产率 t/h 型号功率 kw 250150250150125 104014 y1325-45.5 350200350200160 105025 y160m-67.5 3802403802401721y160m-67.5 400250400250210 2080520 y180l-615.0 400250 分段式 400250 400250 移动式 400250220 2080520 m200l2- 6-05022 400250 汽油机驱 动 400250220 20801012 m-050 汽 油机 820（ hp） 400250400

15、250180 2080810 y180m-417.0 5002505002502202080 540 y200l2-622 600400600400350 4016017115 y250m-830.0 750500750500450 50170 70yr280-855.0 900600900600480 7520052192 yr315l-875 辊式破碎机工作可靠、维修简单、运行成本低廉，排料粒度大小可调。按照 辊子数量可分为单辊破碎机、双辊破碎机和多辊破碎机（一般是四辊）等，按照 辊面特征，可分为光面辊和带齿辊两种。 单辊破碎机，用于破碎石灰石、煤等物料，物料块在辊子与带齿板间被轧碎。 双

16、齿辊破碎机主要适用于矿山，冶金、化工、煤矿等行业脆性块状物料的粗， 中级破碎，其入料粒度大，出料粒度可调，可对抗压强度160mpa 的物料进行破 碎。其结构紧凑，且破碎力由内部机构承受，基础不受力，特别适用于移动式设 备，也广泛适用于各种场合的物料破碎。 破碎机充分利用脆性材料的抗弯、抗 剪强度比抗压强度低的特点，采用交叉布齿，使破碎齿受力均匀，降低能耗； 采用大齿、小辊、螺旋布齿，多破碎盘的结构，有更强的挟制大块能力，重复破 碎少，生产能力强； 在两个破碎辊下设有破碎棒，形成破碎齿和破碎棒三级破 碎过程且可调整出料粒度，使碎后粒度均匀； 齿辊转速低、磨损小、燥音低、 粉尘小。被破碎物料经给料

17、口落入两辊子之间，进行挤压破碎，成品物料自然落 下。遇有过硬或不可破碎物时，辊子可凭液压缸或弹簧的作用自动退让，使辊子 间隙增大， 表 1-4 单辊破碎机的技术规格 规格 /mm 辊子转 速 /r/min 进料粒度 mm 卸料粒 度/mm 电机 功率 /kw 生产率 /t/h 外形尺寸 /mm 长宽高 整机质 量/t 915183 0 56700 022 5 350850 566043 303370 80 150028 00 6 300100 02500 20055400 726732 501735 32.8 150021 40 5.2-40 25030 0 713626 001810 27.

18、13 100013 00 - 120075 0300 100 300 1360 470022 501116 8.1 表 1.5 双辊破碎机的技术规格 规格 mm 辊子转 速 r/min 进料 粒度 mm 卸料粒 度 mm 电动 机功 率 kw 生产率 t/h 外形尺寸 mm 长宽高 整机 质量 t 1200 1000 122.240212401590 747047 802018 45.3 18 7507 00 504021028 3.41 7 388928 652018 12.2 52 双光 面辊 6104 00 758503030 12.8 40 223517 22810 3.29 7 60

19、04 00 120362920415 261517 601937 2.55 4002 50 200322810510 129594 0820 1.3 双齿 面辊 9009 00 37.5800010028125 321716 944198 13.2 7 过硬或不可破碎物落下，从而保护机器不受损坏。相向转动的两辊子有一定 的间隙，改变间隙，即可控制产品最大排料粒度。双辊破碎机是利用一对相向转 动的圆辊，四辊破碎机则是利用两对相向转动的圆辊进行破碎作业。 四辊破碎机是一种冶金矿山设备配套中、细碎产品，也可通过调整上、下辊 的间隙，破碎所需粒度的物料。现有部分四辊破碎机规格如表 1.6。 表 1.6

20、 四辊破碎机的技术规格 规格 /mm 辊子转速 /r/min 进料 粒度 /mm 卸料 粒度 /mm 电动机 功率 /kw 生产率 /t/h 外形尺寸/mm 长宽高 整机质量 /t 83.38130385535401200 1000153.16620410755060 9610566043 25 67 10810028189000 70018940 210 2016 4175315031 47 27.64 1.3 齿辊破碎机的发展 1.3.1 九十年代前的齿辊式破碎机 90 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，破碎齿易坏，整体噪

21、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间隙，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 年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 的冈拉克 36dam 型（gundlach36dam） 破碎机的基础上，设计出的 4pgc-380/350 1000 型齿辊式破碎机，

22、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

23、动齿辊压缩空气柱使硬物通过，随后 又可使动齿辊复位。同样也存在不能严格的控制产品粒度的问题。 1.3.2 九十年代后的齿辊式破碎机 进入 90 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，从而可较严格控制碎后 产品

24、中的过大颗粒。 华北工学院针对单齿辊破碎机存在效率低、结构复杂、受力不均匀等特点开 发了新一代的 915 单齿辊破碎机。这种破碎机有两种结构形式：第一种结构形 式（图 1） 。主要是将原来调整破碎板位置的拉力弹簧改为推力弹簧，弹簧的弹性 力为 490kn，在弹簧的两端分别装有两组螺母，外侧螺母用于调整破碎板位置， 从而调整排料口间隙内侧螺母用于调整弹簧的弹性力。安装弹簧的拉杆插在机体 的支座上，支座孔沿垂直方向为长方孔，用此调整产品的粒度。这种结构降低了 机体高度，缩短了拉杆长度，使结构更为紧凑。第二种结构（图 2）是利用颚式 破碎机的楔形调整机构和双辊破碎机的主动辊轴相结合，吸收了两者的优点

25、，如:进 料口大；破碎辊表面可装有不同尺寸的破碎齿板；颚板上镶有可更换的耐磨衬板;出 料口大小可通过推力板上的长方形螺孔调整。该机与同规格的颚式或双齿辊破碎 机相比，破碎能力明显增大，效率可提高 30%。同时，由于有预碎和破碎两个区 域，破碎后的物料受齿辊拨动而被强制排出机体外，所以更适用于处理含水分较 大的煤。 1.破碎板 2. 机架 3. 弹簧 4. 拉杆 5. 螺母 图 1.1 915 单齿辊破碎机示意图(第 1 种结构) 1.破碎辊 2. 颚板 3. 调整机构 4. 机架 图 1.2 915 单齿辊破碎机示意图(第 2 种结构) 1994 年平顶山选煤设计院和郑州长城冶金设备厂研究开发

26、出了 fp500 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。 90 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，一侧壁和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

27、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齿辊分别各自向两侧壁方 向转动，齿辊上

28、的破碎板采用拼装式，破碎齿为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 破碎齿后，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，其有两个作用：1.使破碎过程完全为剪切、拉伸破碎、不易产生过粉碎物； 2.起棒条筛的作用，可通过不需破碎的物料，而对需破碎的大块物料，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

29、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

30、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。 1.3.3 国外的齿辊式破碎机 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，3 ，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

31、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： 高度小结构紧凑； 特殊的轮齿结构使其适用于干矿湿矿泥矿和粘矿； 碎后产品粒度均匀没有过大颗粒过粉碎的产品少； 处理量大最大可达 14 000t/h 破碎强度高可破碎抗压强度达 300mpa 的物 料； 采用液力耦合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； 维护维修简便。

32、2 齿轮破碎机的详细参数专业毕业设计 qq1668775220 2.1 破碎机的技术参数 产品主要针对大众型破碎作业设计： 破碎物料抗压强度：120mpa 入料粒度：（允许少量到 500mm）300mm 出料粒度：30-40100 150mm 生产能力：600 800t/h 2.2 总体结构和布局设计 根据前面技术参数的确定，由相关单位的工作人员经验得出，破碎大粒度当 出料粒度大于 100mm 采用齿帽式齿形，有利于生产。故该机采用 5 齿齿帽式可有 效将物料钳入进行破碎，也优化功率的使用达到预期的生产能力。 由于破碎过程中转矩较大，大电机驱动负荷较大，且双齿辊同步要求可以存 在一定得误差，则

33、用选用双电机驱动 辊子的转速较低，故在电机中间需要减速器，且为了防止破碎过程中辊子卡 住不动，过载负荷损坏电机，则利用液力偶合器联接进行保护。传动方案如图 2.1: 图 2.1 整机结构方案 拖动方式可以使单电机也可以是双电机。由于初步估算，减速器需传递交的 转矩，设计出的减速器在体积上比较大，为了减少整机所占用的空间，该机选用 方案时，采用第一种方案，选用单电机拖动。经同步齿轮传递扭矩到从动辊。 2.3 工作参数的确定 2.3.1 辊子中心距的确定 辊子直径与给料粒度、排料口宽度 、物料与辊面之间的摩擦系数，以def 及齿面类型等因素有关，对于光面辊子，其理论公式可以推到如下： 辊子直径与给

34、料粒度之间的关系，主要取决于钳角与摩擦角。或摩d 0 擦系数之间的关系（见图 2.2） 。设给料为球形，通过物料与辊子的接触点作切f 线，两条切线之间出夹角为（钳角） ，辊子在物料上的正压力为以及由它所f 引起的摩擦力。而料块的重量较之作用力小得多，故可忽略不计。ff 图 2.2 辊式破碎机的钳角 将和分解为水平分力和垂直分力，只有在下列条件下，物料不至于在fff 辊面上打滑，而被两个相向运动的辊子卷入破碎腔： 2f2 2 sin ff 2 cos 或 2 tan 0 tanf 0 2 式中为摩擦角，通常0.3， 0 f 0 4016020330 由直角三角形关系可得出：= 2 cos d e

35、 d e c 2 2 由于 ，可以忽略，则为ed 2 cos ) 2 cos1 ( 以代入，得出20330d 20 1 由于齿面辊式破碎机的/1.56，/比值较光面辊式破碎机的比值小，dd 其值视齿形及齿高而定，使用正常齿时，/1.56；再根据实际情况考虑确d 定=600mm。 齿辊破碎机的齿为两辊之间相互交叉，且根据其他产品的实践经验，由出料 粒度确定齿辊间中心距。mma500 2.3.2 辊子转速的确定 由生产能力的计算公式可以得出，提高辊子的转速，可提高生产能力。但是 在实际生产中，转速的提高有一定的限度，超过此限度，落在转辊上的料块在较 大的离心惯性力的作用下，就不易钳进转辊之间。这时

36、，生产能力不但没有提高， 反而引起电耗增加，棍子表面的磨损及机械振动增大。目前，使用的辊式破碎机， 辊子的圆周速度在 0.53之间，对于硬质物料，取 12；对于软质物sm/sm/ 料可达 67。且圆周速度 与转速有如下关系：sm/vn =v 60 n 以=0.6mm =3代入可得vsm/75nmin/r 2.3.3 辊子长度的计算 有破碎机生产能力计算公式 =188q s k 1 l en 0 式中辊子有效长度，。对光面辊子（为辊长） ；对齿面或 1 lmll 1 l 槽面辊，当值取破碎机的齿辊间距时，=(0.50.6) ；当值取破碎产 e 1 ll e 品的最大粒度时，；ll 1 工作时排料

37、口宽度，。对坚硬物料，值为空载时两辊间距的 em e 倍，一般情况，值可近似取产品的最大粒度（即=） ； 25 . 1 e e max d 松散系数，对中硬物料，破碎比 =4，进料粒度为破碎机最大进料粒 s ki 度的 80%100%时，取 0.250.45； 小时，最大可取 0.8；对于煤、焦炭或i s k 潮湿粘性物料，取 0.40.75。 s k 物料的密度，。煤的密度取。 0 3 /mt 3 0 /35 . 1 mt 将以上列出的数字代入公式，可以得出 当=1.8m 时，有=600达到设计要求lqht / 2.3.4 功率计算 根据裂缝破碎理论，可将重量为的矿物从破碎到所需的功耗为qd

38、dp =11()p i wkqdd/1 式中：为功指数， i whtkw/ 为修正系数，煤取 0.751k 为产量，qht / 为排料粒度d 为入料力度d 上式中， 11()是破碎一吨物料所需的功率，查资料可得 i wkqdd/1 齿辊破碎机破碎煤的该值平均为 0.28tkw / 则可计算得出破碎机所需的功率为 =168pkw 2.35 齿辊切向力的计算 为了进行齿辊切向力受力分析，确定下列分析条件： (1)将最大粒度物料视为一个球体； (2)最大粒度物料进入破碎腔后无滚动现象； (3)物料属于弹性或脆性物质，破碎粒度要求为出碎或中碎，适合用第二破碎 理论分析。 如图 2.3 所示，为单组齿辊

39、切向力；为物料所受齿辊切向力的切向分力； a f e f 为物料所受齿辊切向力的径向分力；为物料所受另一个齿辊的正压力； r fn 为物料受另一个齿辊正压力时所产生的摩擦力；为和两力夹角；为 m f a f e f 与的夹角，为齿辊的轴心，为物料的中心；为与的夹角；ao2ab 2 o 1 oao2 1 ao 为齿辊与物料的啮合角；为齿辊半径；为两齿辊的轴心距；为物料半径；rl 1 r 为吃高。h 图 2.3 齿辊切向力分析示意图 根据上述参数，可以导出的关系式： )(2 )()( cos 1 2 211 2 hrr oorhr 2 1 2 121 sin)(cos)(0rrrrlo 由此可以确

40、定与与的函数关系： q f e f r f = r f q fsin = e f q fcos 根据齿辊切向力分析条件(2)的设定，物料在进入破碎腔后无滚动现象，则： = e f m fnf 式中：为物料与侧壁的摩擦系数。f = r fnf tan 在和两力作用下，物料沿半径缩小，则两个力所做的功为： r fnr =+w r frrn 根据第二破碎理论，所需的功耗与破碎物料的体积或重量成正比，即： =w)( 2 21 vv e 式中：为物料破碎挤压强度；为物料的弹性模量；为物料球体体积。ev 则： =w)( 3 4 3 4 2 3 1 3 1 rrr e =)( 3 2 3 1 3 1 2 r

41、rr e 当趋近于 0 时，根据式可以推导出得关系式：rn =n r rrr fe r 3 1 3 0 2 )( ) 1tan(3 2 lim =n ) 1tan( 2 2 1 2 fe r 根据上述系列公式，可以求得单组齿辊的切向力，依据齿辊的排列布置就可 以求出整个齿辊的总切向力。 本设计结合设计参数 250；=500；=125；=2 1 rmm300rmmlmm40 hmm 6 10 ；。通过带如计算，求得单组齿辊最大切向力为： 3 /mkg 7 107 . 6e 3 /mkg =10415.5 q fn 由于齿辊破碎齿的排列有两组是相同的，所以整个齿辊有可能在两处同时存 在最大切向力，

42、因此，总切向力是单组齿受力的两倍，即：f =2=20831f q fn 2.4 电机的选择 2.4.1 选择电动机的综合问题 在选择过程中要考虑的问题有： （1）根据机械的负载性质和生产工艺，要求电动机的起动、制动、在齿辊卡 住的时候要求反转。 （2）根据使用场所的环境条件，如温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯以及腐蚀 和易燃易爆气体等考虑必要的保护方式，选择电动机的结构形式。 （3）根据负载转矩、速度变化范围和启动频繁程度等要求，考虑电动机的温 升限制、过载能力和起动转矩，选择电动机功率，并确定冷却通风方式。所选电 机应留有余量，负荷率一般取。过大的备用功率会使电机效率降低，对0.8 0.9 于感

43、应电动机，其功率因数将变坏，并使按电动机最大转矩校验强度的机械造价 提高。 （4）根据企业的电网电压标准和对功率因数的要求，确定电动机的电压等级 和类型。 （5）根据生产机械的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程性能要求， 以及机械减速器机构的复杂程度，选择电动机的额定转速。 除此之外，选择电机还必须负荷节能要求，考虑运行可靠性、设备的供货情 况、备品备件的通用性、安装检修的难易，以及产品的价格、建设费用、运行和 维修费用和生产过程中前后期电动机功率的变化关系等各种因素。 2.4.2 电机的选择计算 电机的额定功率可以根据破碎机所需求的功率经过传递效率推得 查手册表 91（bp102）计算传

44、动效率 轴承（调心滚子轴承）效率 =0.98 1 液力偶合器效率0.95 2 齿式联轴器效率=0.99 3 二级圆柱齿轮减速器0.95 4 =0.980.950.990.95=0.8256 1 2 3 4 3所需电动机输出功率p 为储备系数取=1kk 1.1 168 223.1kw 0.82756 w r k p p a 4根据上级条件查手册表 161（bp212） ，表 164（bp214）选择电动机 三相异步电动机 js2-400m1-4 额定功率 250kw 满载转速 1500r/min 2.5 同步齿轮的设计 (1)选择齿轮材料，确定许用应力 根据传递方案选用同步齿轮带动破碎辊 2 的

45、同步转动，由于结构的特殊要求 齿轮为开式结构，由于传递大转矩，故选用硬齿面齿轮。 同步齿轮均用 40cr 表面淬火，表面硬度52hrc 许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循 n h h h z s lim lim 环次数等因素有关计算公式为： n h h h z s lim lim 式中为接触疲劳强度极限，参考机械设计课本图 6-4 查取 limh 2 /mmn =1200 limh 2 /mmn 为接触强度寿命系数，考虑当齿轮的只要求有限寿命时，齿轮的许用应力 n z 可以提高到系数，可由机械设计课本图 6-5 按应力循环次数 n 选取。 应力循环次数可以按公式： k njl

46、n60 式中为齿轮的转速，；nr/min 为齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j 为齿轮的工作寿命，； k lh 代入数据计算可得两齿轮的应力循环次数如下： =6075124000= k njln60 1 8 1008 . 1 可推得inn/ 12 2 n 8 1008 . 1 查图 6-5 得、 1n z 2n z =1.18 1n z 18. 1 2 n z 为接触强度计算的最小安全系数，通常=11.5，这里取 minn s minn s1 min h s 则将上述所得的数据代入公式可得 =12001.18/1=1416 1h 2 /mmn =12001.18/1=1416 2h 2 /m

47、mn 许用弯曲应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数的因 f 素有关。计算公式为： xn f f f yy s lim lim 式中为弯曲疲劳强度极限，一般取区域图的中间或中间偏下 limf 2 /mmn 值，这里根据材料和热处理方法取得 =700 1limf 2 /mmn 为弯曲强度寿命系数，按应力循环次数查手册得 n yn =1 1n y 2n y 为弯曲强度尺寸系数，可以根据齿轮模数查图 6-9 x y =1 x y 为弯曲强度最小安全系数，由于断齿破环比点蚀破环具有更严重的后果， minf s 所以通常设计时，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系数，=1.4 minf

48、s 则将上述数据代入公式可得 =500 1f 2f 2 /mmn (2)齿轮的参数设计 确定齿轮传动精度等级，按(0.0130.022) 估取圆周速度 1 v 3 1 1 n p n 1.282.15，参考设计手册选取齿轮第二公差组精度 8 级 t vsm/ 齿数 在推荐值 1725 齿数多则模数小中选取=25 1 z 1 z 中心距 由于该对同步齿轮用于两破碎辊的传动，破碎辊中心距为 500，故a 该齿轮的中心距为定值=500mm 由公式=可以确定模数。aa2/ )( 21 zzm 模数 =2500/5020mm)/(2 21 zzamm 分度圆直径 可得=500 1 d 11 mzd 11

49、 dmz 1 dmm 圆周速度 计算可得v60000/ 11n dv 与估取圆周范围速度之内合适齿宽 96 . 1 60000/7550014 . 3 vsm/b =0.6236.2=136.32圆整得=140b 1 d d mmbmm (3)齿面接触疲劳强度校核计算 小轮分度圆直径，由式 6-5 得 1 d 3 12 1 ) 1(2 u uktzzz d dh he 齿宽系数 查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置可取=0.6 d d 转矩 =21392000 1 t 1 tmmn 使用系数 查表 6.3 可取=1 a k a k 动载系数 由推荐值 1.051.4 取=1.2 v k v

50、 k 齿间载荷分布系数 由推荐值 1.01.2 取=1.1 k k 齿向载荷分布系数 由推荐值 1.01.2 取=1.1 k k 载荷系数 =11.21.11.1=1.45kk a k v k k k 材料弹性系数 查表 6.4 取 e z 2 / 8 . 189mmnze 节点区域系数 查图 6-3（）取=2.5 h z0,0 21 0 xx h z 重合度系数 由推荐值 0.850.92 取=0.87 z z 故 = 3 12 1 ) 1(2 u uktzzz d dh he 3 2 1 ) 11 ( 8 . 0 2139200045 . 1 2 1416 87 . 0 5 . 2 8 .

51、 189 通过上述计算得mmd 2 . 236 1 由于 500236.2，故齿面接触疲劳强度满足要求 齿宽 =0.6236.2=136.32 圆整得=140bb 1 d d mmbmm (4)齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 6-16 fsafa n f yy mbd kt 1 1 2 齿形系数 查机械设计手册可得 =2.62 fa y fa y 应力修正系数 查表 6.5 小轮 =1.59 sa y sa y 重合度 )tan(tan)tan(tan 2 1 2211 tat zz 得重合度66 . 1 重合度系数=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.701 y 故 yy

52、y mdb kt safa n f11 11 1 1 2 =701. 059 . 1 62 . 2 20500140 2139200045. 12 =129.4500 2 /mmn 由于是同步齿轮故两齿轮完全相同，则有，故齿根 1f f 2f f 弯曲强度满足。 (5)齿轮主要尺寸 分度圆直径 =500ddmm 根圆直径 =50021.2520=540 f d 1f d f hd2 1 mm 顶圆直径 a dmmhdd aa 54020125002 11 齿宽 =140bbmm (6)齿轮的加工工艺 由于该齿轮为重载负荷，齿轮毛坯采用铸造工艺生产，由采购的 40cr 材料熔 化，采用金属模机械

53、砂型铸造生产，这样可以是强度达到要求，又可以节省材料， 毛坯生产完成后，进行毛坯预处理，关键是热处理采用正火，消除毛坯内应力改 善切削加工性能。 毛坯制造完成后，由于毛坯形状不是很复杂，所以毛坯两端面不用加工即可， 先用粗车车毛坯外圆和内孔，再细车内圆与轴接触面，使其表面粗糙度为 1.6， 再用铣床铣键槽，这样齿轮的安装孔就加工完成。 齿面的加工采用展成法滚齿，由于齿轮模数大于 8，则可分三次切除全齿深， 第一次切深为 1.41.6，第二次切至留精切余量 0.51，第三次切至全mmmm 齿深，这样齿面的加工就完成了。 由于工作机需求，该齿轮为硬齿面齿轮，加工齿面结束后再对齿轮进行表面 淬火工艺

54、，使其齿面硬度达到要求。表面淬火完成后，齿轮就加工成成品可以装 配到工作机了。 2.6 齿辊轴的设计 2.6.1 破碎辊（1）轴的设计 (1)初步估算轴的直径由于该轴的跨距较大，且有工作载荷和较强的冲击强度影 响，在材料上根据手册选取 37simn-2mov 钢作为轴的材料，调质处理；由式 3 n p ad 式中齿辊轴直径，；dmm 轴所传递的功率，；pkw 轴的转速，；nmin/rad 取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，其值可查机械设计手册a r 单行本第五卷 p5-20 表 5-1-19，取=100a 计算轴的最小直径并加大 7%以考虑双键槽的影响， 将前面所求得的数据代入式中，可得 3

55、 min 75 168 10003 . 1 dmm (2)轴的结构设计 (i)确定轴的结构方案 轴的具体方案见图 2.4。左轴承和轴承定位紧定套从轴的左端装入安在【2】 段上，靠轴肩【3】定位；再装通盖加密封圈，最后在【1】段上安装传动齿轮。 齿环从轴的右端装入安装在【5】段上，齿环左端面靠轴肩【4】轴向定位，用普 通平键进行径向定位，中间的齿环之间相互定位，右端齿环右面有紧定圆螺母定 位， 【6】段位置加工螺纹安装紧定螺母。再在右端【7】段装入右端套筒密封档 环和右轴承，靠轴肩定位；半联轴器安装在【8】段靠轴肩定位。且轴承两端均 采用通端盖进行定位和密封。 图 2.4 齿辊轴(1)结构图 (

56、ii)确定各轴段直径和长度 【1】段 该段为同步齿轮安装段，传递转矩到破碎辊（2） ，根据结构方案以 及加工需要可确定轴径=150，长度为同步齿轮的宽度=130。 1 dmm 1 lmm 【2】段 该段安装轴承，且要为齿轮做轴肩，估选轴承为 21316cck 型号调心 滚子轴承，轴承内径为 160，根据轴承的宽度，且在左端要留安装密封透盖mm 得位置，右端安装密封紧定套的位置，根据结构可确定该段轴径 =150=160，长度。=130 1 dmm 2 dmm 2 lmm 【3】段 该段为轴肩，根据整机装配空间确定轴径=210，长度为=35 3 dmm 3 l 。mm 【4】段 该段为齿环做轴肩，

57、轴径为=290，长度=25。 4 dmm 4 lmm 【5】段 该段安装齿环，轴径为=210，长度=1800。 5 dmm 5 lmm 【6】段 该段安装紧定螺母，轴径为=200，长度=135。 6 dmm 6 lmm 【7】段 该段与【2】段作用一样，轴径为=160，长度=250。 7 dmm 7 lmm 【8】段 该段安装半齿式联轴器，估算选取联轴器为齿式联轴器 giicl14(摘 自摘自 jb/t 8854.2-2001)，根据联轴器的参数定轴径为=150，长度 8 dmm =200 8 lmm (3)绘制轴的弯矩图和扭矩图 (i)求轴承反力 由于轴、段的重量远小于所受的负载，则可以将此

58、忽略可计算轴承反力 如下 h 水平面=502000,=502000 1h rn 2h rn v 垂直面=65260,=65260 1v rn 2h rn 由于两支撑受力基本相同，则可得 =506000rn (ii)齿辊最大弯矩 计算得，607000mmn 扭矩13171tmn 则可绘制出弯矩图和扭矩图如图 2.5 中的(a)和(b)： 图 2.5 齿辊轴的计算简图 (4)按弯扭合成强度校核轴的强度 计算当量弯矩有公式 22 1 )( tmmca 取折合系数，则齿辊轴上中点处当量弯矩 6 . 0 =607051 22 )131716.0(607000 ca mmm 当量弯矩图见图 2.5 中的（

59、d） 轴的材料为 37simn-2mov 合金钢，调质处理。由机械设计手册单行本表 5-1- 1 查得，材料的许用应力830 b 2 / mmn220 1 b 2 / mmn 由公式=115.6计算轴的计算应力为： 3 8 1 1.0 d mca ca 2 / mmn 56.11 ca 2 / mmn 则该轴满足强度要求 2.62 破碎辊（2）轴的设计 对辊破碎机的破碎特点就是对辊，故两破碎辊的结构几乎相似，两轴的结构 基本相同，所受载荷由于破碎辊（2）不用与减速器连接，少受一个转矩，故只 需在结构上少个半联轴器段，但由于齿间需相互错开，这结构变化如图 2.6 图 2.6 齿辊轴(2)结构图

60、(1)初步估算轴的直径 由于该轴的跨距较大，且有工作载荷和较强的冲击强度影响，在材料上根据 手册选取 37simn-2mov 钢作为轴的材料，调质处理；由式 3 n p ad 式中齿辊轴直径，；dmm 轴所传递的功率，；pkw 轴的转速，；nmin/r 取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，其值可查机械设计手册a r 单行本第五卷 p5-20 表 5-1-19，取=100a 计算轴的最小直径并加大 7%以考虑双键槽的影响， 将前面所求得的数据代入式中，可得 3 min 75 168 10003 . 1 d (2)轴的结构设计 (i)确定轴的结构方案 轴的具体方案见图 6.1。左轴承和轴承定位紧定