双光辊破碎机设计说明书

1、第 1 章 绪 论1.1 破碎机的种类和发展破碎机按破碎方式分有颚式破碎机、圆锥破碎机、反击式破碎机、辊式破碎机等等。而本次设计的 2pg-t0604 双光辊破碎机就属于辊式破碎机中的一种。本课题设计的双光辊破碎机是一种最古老的碎矿设备，由于它的构造简单，符合出料粒度的比例要求高，过粉碎现象少，能耗小。现在仍在水泥、硅酸盐等工业部门中获得应用，主要用作矿石的中、细砷作业。由于这种破碎机具有占地面积大、生产能力低等缺点，所以，在金属矿山很少采用，被圆锥破碎机所代替。粉碎（包括破碎和磨碎）是当代飞速发展的经济社会必不可少的一个工业环节。在各种金属、非金属、化工矿物原料及建筑材料的加工过程中，粉碎作

2、业要消耗巨大的能量，而且又是个低效作业。物料粉碎过程中，由于作业中产生发声、发热、振动和摩擦等作用，使能源大量消耗。因而多年来界内人士一直在研究如何达到节能、高效地完成破碎和磨碎过程。从理论研究到创新设备(包括改造旧有的设备)直至改变生产工艺流程。 根据所查的资料显示，现代双光辊破碎机的技术已经非常成熟，比如：上海路桥建设有限责任公司开发的 2pgg 双光辊破碎机在各方面表现优秀，适合于选矿、化学、水泥、建筑材料等行业。该机还可由细碎转换为中碎。但是由于市场经济要求我们不仅要做到经济性好而且要性能可靠，调节方便，转动平稳，震动小，噪音低等特点，所以，我们现在研究双光棍破碎机还是有很积极的意义的

3、。表现优秀的破碎机是有市场前景的。而我这次设计的双光辊破碎机基本具备以上的要求，能适应市场的需求。1.2 双光辊破碎机国内外的研究状况 在国内，仅仅破碎机制造业，不算其他的选矿设备、水泥生产设备等，产值也就在 50 亿下。细碎机行业第一品牌是郑州鼎盛工程技术有限公司。耐磨件、锤头质量过硬，国内外大型水泥厂供应商，西安交大联合研究。大量实践证明，特殊工艺锻造的耐磨件、锤头是普通厂家部件寿命的 1.5-2 倍甚至更高。因为刚才紧缺，目前中国破碎机企业面临减产的危险。辊压机是 20 世纪 80 年代中期发展起来的高效节能设备。形式上很像传统的对辊破碎机, 但实质上有两点不同: 一是辊压机实施的是准静

4、压破碎, 它与冲击粉碎方式相比, 节省能量约 30%;二是它对物料实施的是料层粉碎, 是物料与物料之间的相互粉碎, 粉碎效率高, 物料间的挤压应力可通过辊子压力来调节。辊间压力一般可达 150 300m pa, 破碎产品可达 2mm , 实现了“多碎少磨”。该机型开始用于水泥工业, 其增产节能带来的经济效益引起了国际水泥界的极大兴趣与关注。随着技术的不断进步, 国外为了扩大辊压机的应用范围(用于坚硬物料) 和提高其可靠性, 都在不断地改进自己的产品, 主要表现在以下三个方面: 一是提高辊面的耐磨性, 如德国洪堡公司将压辊表面堆焊耐磨层改为柱钉式辊面, 柱钉的硬度达到刀具的硬度, 使其具有更高的

5、抗耐磨能力(这是该公司的专利) , 克鲁普公司则采取金属耐磨块组合镶嵌式压辊, 来提高其耐磨性; 二是压辊轴承的改进, 由于该机轴承要承受巨大的静载荷和冲击载荷, 原来用的双列向心球面滚子轴承寿命很短, 改为多排滚柱轴承(洪堡公司是四排) 后, 可承受巨大的径向力, 轴向力则由双作用止推轴承承受, 轴承座本身具有调心功能; 三是控制系统的改进, 使其达到自动化(包括控制与监测) , 德国洪堡公司开发的 rolv is 控制系统, 可实现该机的自动化, 并可调节生产过程。改进后的辊压机已开始用于金属矿山, 如智利 lo sco lo rado s 铁矿选厂使用德国 khd 洪堡威达克公司的rpb

6、r16- 170180 型辊压机作细碎用, 给料量为 1680th , 给料最大粒度为 65mm 65mm 65mm , 至今已运转 2 年, 其生产技术经济数据表明, 辊压机技术比常规的细碎技术具有很大的优越性: 与圆锥破碎机相比, 处理量提高 27. 2% , 单位能耗降低21% , 生产费用降低 8% ,产品粒度大约在 3mm 至 325 目之间。其网格柱钉式板衬使用寿命约 12000h ( 每 1000h 磨损 016mm )。这证明了该机型用于铁矿选厂也是成功的。我国东北大学与沈阳矿山机械厂协作开发的辊压机的样机(生产能力为 100th ) 在唐山棒磨山铁矿试验, 也取得了较好的效果

7、1.3 双光辊破碎机的设计要求本设计要达到 4-15t 的生产能里。主要设计部分包括破碎辊、调整装置、弹簧保险装置、传动装置、动力装置、和机架等。整机设计要求破碎辊的间距方便调节，传动部分传动平稳，动力可靠，外形美观简洁，减震能力强。调整装置要求精度较高，因此必须要不容易磨损。机架用铸造，可以降低成本，而且铸造体耐冲击，不容易产生震动。传动装置采用 v 形带传动，v 带具有结构简单、传动平稳、能缓冲和吸震等特点。动力装置拟采用交流电动机，在当今油价上涨的情况下采用电动机比内燃机更经济、环保。破碎辊直接与矿石接触，因此强度要求要高，尤其是辊皮的强度要高。因此轮觳可用钢，而辊皮采用高锰钢，这样来增

8、加辊皮的使用时间，使更换周期缩短，从而提高矿石粒的均匀度。表 1.1 设计要求的数据项目单位主要指标辊子规格mm600400给矿粒度mm8-36排矿粒度mm2-9生产能力t4-15辊子转速r/min1201.3.1 设计的主要内容破碎机整体的设计:1根据总体设计的规划与要求，主要部件构成有：机架和支撑装置、破碎部件传动件、拉紧装置、调整装置。皮带的选用及皮带轮的设计2本设计采用单电机、皮带带动前破碎辊。根据电机的功率以及破碎对象等等一些因素来设计皮带轮。齿轮的设计与选用3本次设计有两对齿轮需要设计，我选择了其中的一对来进行详细的设计，另一对做简单的介绍，并选用满足设计要求的尺寸及型号，确保破碎

9、机运行的稳定性以及能达到设计使用寿命。由于其中有一对齿轮是长齿齿轮，因此应特别注意。因为的实际使用过程中往往的长齿齿轮容易折断。轴的设计与计算4本次设计的破碎机有 3 根主轴，由于篇幅有限，本文仅对其中一根轴的设计以及计算进行讨论，其它轴设计参考它。轴的设计主要是对轴的受力进行分析，进而画出弯矩图和剪力图，一此来对轴进行设计。而本设计的破碎机的轴主要受到的是来自破碎辊之间的相互挤压。破碎辊的设计:5双光棍破碎机即有两个光面的破碎辊，并且破碎辊的辊皮是可以更换的。因此设计时就应考虑到这方面的因素，以使破碎辊更容易拆卸与安装。本次设计主要是执行件破碎辊的尺寸设计，进行刚度、弯曲强度校核，关键轴承的

10、设计选用。1.4 小结 通过在网上查阅破碎机方面的资料以及以些机械类杂志，了解破碎机的基本结构以及工作原理，在此基础上对破碎机进行了初步的设计。另外，由于国外生产的轴承比我国的小得多, 而且寿命还长。此外在耐磨材料、热处理工艺及自动化程度上与国外也都存在不小差距。要缩小差距并迎头赶上和超过国外先进技术, 就必须增加技术投入。引进国外先进的破碎技术和装备, 无疑对我国破碎机的质量和技术都有着重大的意义, 但引进的关键在于消化、吸收,并将其国产化。有条件做自行研究开发的单位,要重视提高产品质量, 包括套产品的质量, 以使我国的产品在国际市场上占有一席之地。由于一切从实际出发，一切以市场为基准，以市

11、场需求为方向，因此，本设计能马上很好的为煤炭行业、水泥行业等等行业服务，具有很好的市场开发前景。第第 2 2 章章 破碎机整体的设计破碎机整体的设计6pg 型辊式破碎机适用于破碎脆的、中等硬度以下的物料，如烧矿、煤、焦炭、炉渣、页岩、石灰石等。最适合丁中、小型非金属矿山和比工等部门的中碎或细碎作业。该型破碎机结构简单，工作可靠，过粉碎少。2.1 2pgt0604 双辊破碎机的工作原理2.1.1 辊式破碎机的命名 图 2.1 符号说明图2pg-0604 含义是：双光棍弹簧调整式破碎机，直径 600mm，长 400mm2.1.2 工作原理2pg-0604 双光辊破碎机是常用的辊式破碎机，其结构如图

12、 2.2。它的破碎机构是一对互相平行水平安装在机架伤的圆柱形辊子。前辊 1 和后辊工作相向旋转物料加入到喂料箱 16 内，落在转辊的上面，物料在辊子表面摩擦力的作用下，被扯进转辊之间，受到辊子的挤压而粉碎。粉碎后的物料被转辊推出，向下卸落。因此，破碎机是连续操作的，且有强制卸料的作用，粉碎粘湿的物料也不致堵塞。辊子安装在焊接的机架 3 上，由安装在轴 11 上的辊芯 4 以及套在辊芯上的辊套 7组成。两者通过锥形环 6，用螺栓 5 拉紧，以使辊套紧套在辊芯上。当辊套的工作表面磨损时，可以拆换。前辊的轴安装在滚柱轴承中，轴承座 18 固定安装在机架上，后辊的轴承 19 则安装在机架的导轨中，可以

13、在导轨上前后移动，后辊的轴承用强力弹簧 4图 2.2（a） 2pg-t0604 双光辊破碎机结构图1-前辊 2-后辊 3-机架 4-辊芯 5-螺栓 6-锥形环 7-辊套 8-轴 9-减速齿轮 10-减速齿轮 11-轴 12-顶杆 13-轴承座 14-弹簧 15-调节螺母 16-箱盖 17-非标准齿轮 18-安全罩19-轴承图 2.2(b) 2pg-t0604 双光辊破碎机结构图压紧在顶座 12 上当转辊之间落入难碎物时，弹簧被压缩，后辊后移一定距离，让硬物落下，然后在弹簧张力作用下又回到原来位置。弹簧的压力可用螺母 15 调整。在轴承 19 与顶座 12 之间放有可以更换的钢垫片 13，通过更

14、换不问厚度的垫片。即可调节两转辊的间距。 前辊通过减速齿轮 9 和 10 传动袖 3 以及带轮 20 用电动机带动，后辊则通过装在辊子轴上的一对齿轮 17 由前辊带动作相向转动。为了使后辊后移时两齿轮仍能啮合，齿轮采用非标准长齿。辊于的工作表面根据使用要求，可以选用光面的（如后辊 2)、槽面的(如前辊 1)或是齿面的。光面辊子主要以挤压方式粉碎物料，它适十破碎中硬或坚硬物料，为了加强对物料的粉碎，两辊子的转速也可以不一致。此时对物料还兼磨剥的作用，宜用于粘土及塑性物料的细碎，产品粒度小且均匀。 2.2 双光辊破碎机的构造根据总体设计的规划与要求，主要部件构成有：破碎辊、调整装置、弹簧保险装置、

15、传动装置和机架等组成。2.2.1 破碎装置在水平轴上平行装置两对相向回转的辊子，它是破碎机的主要工作机构。水平轴上平行的一对辊子中，其中一个辊子的轴承是可动的，另一个辊子是固定的，破碎辊是由轴、轮毂和辊皮构成。辊子轴采用键与锥形表面的轮毂配合在一起，辊皮固定在轮毂上，借助三块锥形弧铁，利用螺栓帽将它们固定在一起的。由于辊皮与矿石直接接触，所以它需要时常更换，而且一般是应用耐磨性好的高锰钢或特殊碳素钢（铬钢、铬锰钢等）制作。2.2.2 调整装置调整装置是用来调整两破碎辊之间的间隙大小（即排料口）的，它是通过增减两个辊子轴承之间的垫片数量，或者利用蜗轮调整机构进行调整的，以此控制破碎产品粒度。本次

16、设计采用增减两个辊子轴承之间的垫片数量来进行调整。 图 2.3 调整装置示意图2.2.3 弹簧保险装置它是辊式破碎机很重要的一个部件，弹簧松紧程度，对破碎机正常工作和过再保护都有积极其重要的作用。机器正常工作是，弹簧的压力能平衡两个辊子之间所产生的作用力，以保持排矿口的间隙，使产品粒度均匀。当破碎机进入非磨碎物体时，弹簧被压缩，迫使可动破碎辊横向移动，排矿口宽度增大，保证机器不致损坏。非破碎物体排除后，弹簧恢复原状，机器照常工作。1、2 - 辊子； 3 物料； 4 固定轴承； 5 可动轴承；6 弹簧； 7 机架 图 2.4 弹簧保险装置的工作示意图 在破碎机工作过程中，保险弹簧总处于振动状态，

17、所以弹簧容易产生疲劳破坏，必须经常检查，定期更换。 2316754可动 图 2.5 弹簧保险装置结构示意图 2.2.4 传动装置 1、2-齿轮 3、4-非标准长齿轮 5、7、8-轴 6、9-破碎辊图 2.6 双光辊破碎机传动原理图电动机通过皮带轮带动一对减速齿轮 1、2。又通过轴 7 带动辊子 6 和非标准长齿轮 3，3 又带动齿轮 4，齿轮 4 带动辊子 9，这样就够成了辊子 7 和 9 的相向转动。如图 2.6。2.2.5 机架机架用来固定安装轴承座和导轨。在结构上采用上下箱体机架构造。一般采用铸铁铸造，也可以采用螺栓连接而成。其要求是机架结构必须坚固。本次设计采用采用铸铁铸造造机架。第第

18、 3 3 章章 破碎执行机构主要零部件的设计破碎执行机构主要零部件的设计在水平轴上平行装置两对相向回转的辊子，它是破碎机的主要工作机构。水平轴上平行的一对辊子中，其中一个辊子的轴承是可动的，另一个辊子是固定的，破碎辊是由轴、轮毂和辊皮构成。辊子轴采用键与锥形表面的轮毂配合在一起，辊皮固定在轮毂上，借助三块锥形弧铁，利用螺栓帽将它们固定在一起的。3.1 双光辊破碎机主要执行机构参数的计算影响辊式破碎机生产能力和电机功率的主要参数有：啮角、给矿粒度、辊子转速。3.1.1 啮角的确定矿石中心（为使推倒简化，假设破碎物料为圆形）与辊子中心（或）o1o2o的连线与水平线所成的角度，称为啮合角。两个棍子产

19、生的正压力 f（f=fp）都作用于物料块上,如图 2-6 所示。如将力 p 和f 分别分解为水平分力和垂直分力，由图可以看出，只有在下列条件下，物料块才能被两个棍子卷入破碎腔： 2sin2cos22pfp所以摩擦系数是摩擦角的正切，所以 （3.1）1.12lk 6由次可见，最大啮合角应小于或等于摩擦角的两倍。当辊式破碎机破碎有用矿物时，一般取摩擦系数 f=0.300.35；或摩擦角 图 3.1 辊子的受力分析16501920，则破碎机最大啮合角33403840。结合本设计的实际情况，这里我们取摩擦角为，则破碎机最大啮角 18。36。3.1.2 给矿粒度和转子直径 当排矿口宽度 e 一定时,啮角

20、的大小决定与辊子直径 d 和给矿粒度 d 的比值。下面研究一下当物料块可能被带入破碎腔时,辊子直径和给矿粒度间的关系。图 3.2 给矿粒度和辊子直径示意图ooabddd/2e由6图 3-1 的 rtoab 中可以看出2cos22dededddd和 d 相比 e 很小,可略而不计,则 （3.2）(1 cos)2cos2dd6当取 f=0.325 时, =18，18=0.9512cos故 120dd或 （3.3）20dd62pgt0604 型破碎机的 d=610mm，故mm。30.5d 由此可见光面辊式破碎机的辊子直径应但等于最大给矿粒度的 20 倍左右，也就是说，这种双辊式破碎机只能作为矿石的中

21、碎和细碎。对于潮湿粘性物料，f=0.45，则： 10dd2pgt0604 型破碎机的 d=610mm，故mm。61d 3.1.3 辊子转数破碎机合适的转数与辊子的表面特征、物料的坚硬性和给矿粒度等因素有关。一般地说，给矿粒度愈大，矿石愈硬，则棍子的转数应当愈低。槽形（齿形）辊式破碎机的转数应低于光辊式破碎机。但是破碎机的生产能力是与辊子的转数成正比地增加。为此，近年来趋向选用较高转数的破碎机。然而，转数的增加是有限度的。转数太快，摩擦力随之减小，若转数超过某一极限值时，摩擦力不足以使矿石进入破碎腔，而形成“迟滞”现象，不仅动力消耗剧增，而且生产能力显著降低，同时，辊皮磨损严重。所以破碎机的转数

22、应有一个合适的数值。辊子最合适的转数，一般手是根据实验来确定的。通常，光面辊子的圆周速度 v=2 7.7 米秒，不应大于 11.5 米秒。破碎中硬矿石时，光面辊式破碎机的辊子圆周速度可由下式计算： （3.4）241.271dvdddems6式中 d辊子直径,单位米； d给矿粒度，单位米； e排矿口宽度，单位米。则计算辊子转速公式为 转/分 （3.5）602nvr6 由于 =2.022 m/s241.27 0.610.610.08510.610.008v 则6060*2.02275 / min22*3.14*0.305nvrr综合 3.1.2 和 3.1.3 的计算设计出辊子的参数,如表(3.1

23、)表 3.1辊子直径610mm辊子长度400mm辊子转速75 / minr给矿粒度0mm61mm排矿口宽度8mm3.1.4 生产能力 由双光辊破碎机的原理进行计算，理论生产能力与工作时两辊子的间距 e、辊子圆周速度 v 以及辊子规格等因素有关。当速度以 v 米秒时，则理论上物料落下的体积为： (立方米小时) （3.6）vqelv3ms6而物料落下的速度与磙子的圆周速度的关系为：，其中 为辊子每分钟的60dnv转数，应此 (立方米小时)3600188.460vel dnqeldn3mh或 th (吨小时) （3.7）188.4vqeldn6式中 e工作时排矿口宽度, 单位米； l辊子长度, 单位

24、米； d辊子直径, 单位米； n辊子转数,转分；物料的松散系数，中硬矿石，=0.200.30；潮湿矿石和粘性矿石，=0.400.60；物料的容重，吨立方米。 当辊式破碎机破碎坚硬能够矿石时，由于压碎力的影响，两辊子间隙（排矿口宽度）有时略有增大，实际上可将公式（3.7）增大 25%，作为破碎坚硬矿石时的生产能力的近似公式，即： ， 吨小时 （3.8）235qeldn6式中，符号的意义和单位同上。本次设计的双光辊破碎机主要用来破碎中硬矿,因此以上参数可选择为e=0.008 m , l=0.4 m ,d=0.61 m ,n=,=0.26 , =2.8 75 / minr3t/m因此由公式 3.8

25、有= 235qeldn2350.0080.40.61 750.262.825t/h3.1.5 电动机功率辊式破碎机的功率消耗，通常多用经验公式 或时间数据进行计算。光面辊式破碎机（处理中硬以上的物料）的需用功率，可用下述经验公式计算： ，千瓦 (3.9) (100 110)0.735qnen6式中 q生产能力，吨小时； e排矿口宽度，厘米； n辊子转数，转分。此处的 0.735 是将公制马力换为千瓦的折换系数。 则 千瓦1102516.620.735 3 75n 则查1选电机型号为 yb225m-8，功率为 22kw。3.2 辊皮的设计辊式破碎机破碎辊的关键是辊皮，只要有了机械性能好，耐磨性能

26、优良的辊皮，对辊机的其他技术指标是很容易达到的。因此辊式破碎机辊皮材质的选择十分重要。在选材之前先对破碎辊的失效进行分析。3.2.1 辊式破碎机辊皮的失效形式分析对辊机辊皮的失效主要是两方面：一是机械损坏，如开裂。这类机械损坏一般只发生在铸铁或球铁辊皮。辊皮如果开裂，对辊机就无法运转甚至还可能发生人身事故。二是磨损，磨损会使对辊机辊皮的表面产生沟槽，使两辊皮之间的间隙增大，因而原料的细碎度也就不能保证。磨损过快是很多对辊机辊皮都存在的严重缺陷。3.2.1.1 辊皮的机械损坏形式辊皮发生机械损坏比较少，一般都是发生在高速强力细碎对辊机上，因为这种对辊机在两辊皮之间是强力挤压作用，挤压力可达 30

27、t40t，是普通对辊机十几倍的挤压力。在这样高的挤压力的作用下，辊皮就必须具有很高的机械强度。但是，由于在辊皮的制造过程中，无论其化学成分和机械性能都很难得到有效控制，甚至还可能存在一些铸造缺陷和较大的内应力。球墨铸铁包括低合金球铁和中锰球铁的机械性能比灰铸铁高得多，应该能够承受较大的负荷。但是，由于这些球铁类辊皮的硬度只有hb240 左右，为了提高耐磨性，必须将这些铸件进行淬火处理，把硬度提高到 hr50 以上。淬火虽然使耐磨性提高了，但淬火以后也可能产生很大的残余内应力，或者可能产生裂纹。工作时在挤压力的作用下，辊皮有时会突然发生开裂，这就是说球铁类辊皮也存在着机械损坏的潜在危险。3.2.

28、12 辊皮的磨损形式辊皮的磨损就是由辊皮的表面受到原料的摩擦作用而使其表面逐渐损耗的过程。在辊皮表面高应力的作用下，会形成局部的机械磨损。这种磨损在整个表面上是不均匀的，一般是形成从辊皮的两边到中部逐渐加深的沟槽。这种沟槽主要是从两辊皮表面流过的原料中有硬的磨粒造成的磨损 ，主要属于粒磨损。按照磨粒磨损的公式13 （3.10）1nfkkh磨损度；1k法向载荷；nfh 材料硬度；k磨损度系数。公式中的磨损度是一个变化范围很大的数值，它和物料的性质等因素有关。由公式可见 ，磨损度和材料的硬度 h 成反比，即材料的硬度越高，磨损度就越小。一1k般当对辊机辊皮的硬度50，其耐磨性就比较好：而当对辊机辊

29、皮的硬度50chrchr时 ，其耐磨性就明显下降。所以，国家行业标准中规定对辊机辊皮的表面硬度必须达到50，且硬度层深度在 20mm 以上。chr3.2.2 辊皮的设计原则常见的辊皮有：灰铸铁辊皮、外圈包钢板的灰铸铁辊皮、外圈包钢板并在钢板表面堆焊耐磨焊条的辊皮、耐磨铸铁辊皮、高铬复合金制作辊皮等，为了方便辊皮的设计，本次设计选用铸造耐磨堆焊复合辊皮。由于对辊破碎机挤压辊在挤压物料过程中辊面的挤压力比辊压机要小很多，所以制造的挤压辊辊体是中空的，根据工作压力的大小挤压辊辊皮的厚度一般在 50100mm之间。早期的对辊破碎机挤压辊的辊皮采用的是高 cr 铸铁材料、高锰钢或超高锰钢整体铸造成的，用

30、高 cr 铸铁材料铸造的辊皮在运行过程中辊面容易出现掉块和辊皮断裂，用高锰钢和超高锰钢铸造的辊体辊面的耐磨性比较差，另外用这三种材料铸造的辊皮基本上都是一次性用的，当辊皮磨损以后，堆焊修复就非常困难，因为这三种材料的可焊性比较差，韧性也差，堆焊修复过程中很容易就把辊皮拉裂，所以当辊皮磨损到一定程度后，厂家都是直接更换新辊，旧辊就报废不用维修，这就带来较大的滥费，给国家和企业都造成较大的经济损失结合在辊压机辊面耐磨材料的研制以及辊压机辊面再生性修复方面丰富经验，根据对辊破碎机挤压辊的实际运行情况，对挤压辊辊皮的制造工艺加以改进，提出挤压辊辊皮的制造工艺采用铸造耐磨堆焊相结合的复合工艺，使挤压辊辊

31、皮由以前的单一种材料变成复合材料，并且研制出专用于对辊破碎机挤压辊表面堆焊的耐磨材料 zm焊丝和 md601 焊丝。zm 焊丝堆焊过渡层，作用是保证堆焊层与辊体结合良好，防止整个堆焊层剥落，同时要求抗裂性好，能够有效阻止辊面的焊接裂纹和疲劳裂纹向辊体的延伸、发展，保护辊体不受破坏；md601 焊丝是采用多元合金强化的高耐磨性材料，堆焊层金属含有大量的合金炭化物，保证了堆焊金属具有优异的抗磨粒磨损性能和一定的抗冲击性能及抗剥落性能，堆焊层具有细密的网状裂纹，是释放焊接应力所必须的“应力释放裂纹”，有利于防止堆焊层的大面积掉块和剥落。挤压辊辊皮具体的复合制造工艺为：首先辊皮用普通的碳钢如 35钢等

32、来铸造，辊皮铸造好后先用专用的耐磨焊丝 zm 焊丝焊一层过渡层，过渡层焊完后，再用 md601 焊丝在辊面堆焊一层耐磨层。采用复合工艺制造的对辊破碎机挤压辊的优点是：a、辊皮基体是用碳钢铸造的，辊皮韧性好，可焊性好，辊皮不容易断裂；b、用专用的耐磨焊丝堆焊的耐磨层，使辊面的耐磨性大大提高，辊面至少可以用一年而不用补焊，挤压辊的使用寿命有了很大的提高；c、当辊面的耐磨层磨损以后，因为辊皮基体是碳钢，可以用耐磨焊丝重新堆焊修复，而不用担心辊皮会被拉裂，并且辊皮可以反复堆焊修复多次，这就避免让辊体报废，为企业带来较大的经济效益；d、采用复合工艺制造新辊辊体成本比采用整体铸造工艺制造新辊辊体成本低 2

33、0左右。3.2.3 辊皮结构设计辊皮的结构主要由四大部分组成。辊皮、轮毂 1、轮毂 2、螺栓这四个部分组成。安装时通过螺栓使轮毂 1 和轮毂 2 压紧。由于两个轮毂和辊皮都有一个锥度，因此辊皮能很好的安装好。不仅结构简单而且轮毂较轻。破碎机的好坏关键在辊皮，没有合格的耐磨辊皮，就不会有合格的对辊机。采用安全可靠经济实用的耐磨辊皮，以及合理的结构，将使辊式破碎机的性能大大的提高。辊皮的具体结构见图 3.3。1轮毂 2-辊皮 3轮毂 4-键 5-螺母 6-轴 图 3.3 辊子装配结构示意图 2辊皮：35 钢铸造+耐磨焊丝堆焊。最薄处的厚度为 45mm。与轮毂配合处的斜度为 12。1,3轮毂：材料为

34、 45 钢，钢轮毂的主要优点是：制造工艺简单，成本相对较低，抗金属疲劳能力强。4键5螺栓：每给辊子上 8 个 30m 螺栓。材料 35crmo。3.3 传动轴的设计与计算 这部分主要对传动轴中的一根（图 3-4 中 7）进行设计。传动路线图见下图。 1、2-齿轮 3、4-非标准长齿轮 5、7、8-轴 6、9-破碎辊图 3.4 传动路线图3.3.1 辊的受力分析光辊是由辊皮，轮毂，螺母，螺栓等组成。3.3.1.1 辊皮的受力分析插入轴的装配示意图辊式破碎机能否保证辊的受力均匀、间隙正确、避免对辊的损伤，是保证辊子正常工作的关键因素。对辊子进行挟入物料的力学分析，算出辊子的受力，是对辊子轴设计的基

35、础。本节将分析差速反向旋转光辊的工作区进行力学分析。 图 3.5 光辊的受力分析示意图当物料进入辊轧区后，趋近中心轧点辊间隙越小，压强越大，压强的增大于物料压缩程度成正比。如图所示，设物料在最下轧距处的最大为压强，而在 角处为1pp，此时1111pc bpc d令光辊半径为 r，则有 ； ； 2111 cos2 sin ()2c brr2112 sin ()2d br， ；111111(1 cos)(1 cos )c dc bd brr2122sin2sinsin22pp 当 和 足够小时，可简化，则；2122pp212(1)pp 当 角增加到时，磨辊上所承受压力增加，则可积分得到总压力ddp

36、，式中 da 为间所占辊子面积在 y 轴上的投影，令光辊长度为 l，则0ppdad，代入前式可得cosdarld2120cos (1)pp rld积分简化，取，最后得到sin （3.11）123pp rl合力矩应与积分力矩相等，设合力矩臂为 x，则m=xp=； （3.12）0sinrp da故 21201(1)sin23p rldxp rl 当 足够小时，取，则sin 2212013(1)3283p r ldxrp rl ，故 （3.13）2211231384mp rlrp r l从此式可以看出，辊子总压力合力的位置大约位于最小轧点以上 3/8 轧区长度处。破碎过程可以划分为“预损碎裂压实”1

37、0三个阶段，在实压阶段物料所受的力应大于其抗压强度。石灰石、熟料、煤及其它矿石，其抗压强度不超过 100mp。普通辊式破碎机一般工作间隙在 10-40mm，11一端辊圈带弹性支承，遇强力作用时能产生退让，间隙可变大，其破碎时作用力一般 5t 在左右，辊式细碎机工作间隙一般在5mm 以下，采用刚性支承许用破碎力设计在 10t，遇强力超过 10t 时采用剪切保护，剪切销破坏后更换复位，在不超过许用压力的情况下可以强制破碎45500005 10ptnn n.m043sin105 100.305 0.1741.4 102dmpn 此外还有辊子受到摩擦所产生的转矩，但辊子为空心的，产生的转矩比较小，把求

38、得的转矩乘以一系数 k=1.1。 n.m331.1 3.93 104.323 10mkm3.3.2 轴的设计根据前面的计算可知，主动轴（如图 3.4 中的 7 轴）其电动机功率 p=22kw，转速n=75r/min， 轴的一端装有皮带轮，另一端有齿轮。轴传递的转矩： （3.14）619.55 10ptn式中： p 为电机功率，带动下辊的电机功率为 75kw，带动上辊的电机功率为55kw；n 为转速，下辊的转速为 160 r/min，上辊的转速为 80 r/min。n.mm=n.m6661229.55 109.55 102.8 1075ptn32.8 10 （3.15）1123tt 式中： 、

39、分别为皮带轮、齿轮、轴承的传动效率。123取=0.92 、=0.98、=0.97 123由9p14 选取齿轮.轴承率分别为 0.98 和 0.97由4表 8.1 取带传动效率为 92% n.m=n.mm662.8 100.920.970.982.44 10t 32.44 103.3.21 轴的材料和热处理方式的分析选择轴的理由选择轴的材料为 45 钢，经调质处理， 其机械性能由3表 15-1 查得：抗拉强度极限650mpa；屈服强度极限=360mpa；弯曲疲劳极限=300mpa；剪切疲劳极限155mpa；许用弯曲应力60mpa。3.初算轴的最小轴径 按式 3.16 初步确定轴的最小直径。 （3

40、.16）13min0pdan由3表 15.3，选=120。0a kw1123220.920.970.9819.24pp 则轴的最小直径为： mm133min019.2412076.275pdan轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，需开键槽，故将最小轴径增 5%。变为 80.01mm，查2表 4.6-4，取标准直径 110mm。初选轴承4因轴承主要受有径向力的作用，以及机械振动可能产生少量轴向力。故选用圆柱滚子轴承。根据工作要求及输入端的直径(为 115mm)，由查轴承选用2表 4.10-1 及表 4.10-2 选取型号为 nnj3323 的滚动轴承，其尺寸（内径外径宽度）为 ddb=115

41、20040。支承下轴的轴承：根据工作要求及输入端的直径(为 130mm)，由轴承产品目录中选取型号为 6226 的滚动轴承，其尺寸（内径外径宽度）为 ddb=11520040。3.3.3 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案1轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求。 图 3.6 轴的拟定草图图 3.6 中，从输入端装入，辊子、套筒、左端轴承、齿轮,然后从右端装入右端轴承,齿轮。其中两个齿轮的轴向定位是由箱体上的轴承座来完成的。确定轴的各段直径2由于轴最小直径为 110mm,左端用轴承加套筒定位,右端用轴肩定位。故轴段 1 的直径即为 110mm。轴段 2 的用

42、来安装轴承，为了保证定位可靠，只要比轴段 1 增大 510mm 就可以，因此取轴段 2 为 115mm。同样，轴段 6 也是用来安装轴承的，此处直径也取 115mm。为了拆装和制造方便，轴段 3 选择为 118mm。轴段 4 是轴肩，参照 2p1073 及同类轴设计取为 140mm。为了定位的可靠，轴段 7 要比轴段 6 小，因此也取最小直径为 110mm。确定轴的各段长度3考虑到轴 1 的长度还要加上箱体的厚度，而且还比齿轮厚度要长，故该段轴长取为 140mm。轴段 2 和轴段 6 的长度要比轴承短 15mm。且轴承宽为 38mm，则这两段取 35mm长。轴段 3 的长度即为辊子的长度加套筒

43、长，辊子长为 400mm，选择套筒长为 90mm，则轴段 3 的长度为 490mm。 图 3.7 轴的结构设计图依照2p1075 有轴肩的宽度设计为 22mm。即轴段 4 长度为 22mm。根据长齿齿轮的厚度以及其他轴的类比，可以得出轴段 7 长度取 100 比较合适。轴段 5 的尺寸变动空间比较大，主要考虑与箱体的设计相配合，取为 43mm。3.3.4 轴上零件的周向定位辊子、齿轮、平带轮与轴的周向定位均采用平键联接。对于辊子，2 个半轮毂分别用键定位。由手册查得平键的截面尺寸宽高=3220(gb1095-79)，键槽用键槽铣刀加工，查2取长为 160mm(标准键长见 gb1096-79)。

44、对于齿轮，轴径为 110，查2表4.5-1 截面尺寸宽高=2816，并取长度为 80mm，同时也保证齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6； 确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为 2453.3.5 轴的校核画受力简图1画轴空间受力简图 3.8，将轴上作用力分解为水平受力图 b 和垂直面受力图 c。分别求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。对于零件作用于轴上的分布载荷或转矩(因轴上零件如齿轮、联轴器等均有宽度)可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，一般可按图 3.8 取定，其中 a值参见滚动轴承样本，跨距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。计算作用于

45、轴上的支反力2水平面内支反力为n053sin851.0 100.99649.8 1022hchdpffn349.8 10hahbff 垂直面内支反力 破碎辊外形尺寸为 610mm400mm，单辊重约 1200kg。 n0453sin51.6 101.0 100.08712.36 102222vcvdgpff齿轮受到的力，其大小为tan10648 tan203875.55ortffn。33.88 10hef （3.17）0f vavbvcvdvefffff （3.18）0amabvbacvcadvdaevelflflflf 综合式上式可算出n n39.67 10vaf315.79 10vbf计算

46、轴的剪力、弯矩，并画剪力、弯矩、转矩图3分别作出水平面上和垂直面上的剪力图 d、e；分别作出垂直面和水平面上的弯矩图 f、g，并按计算合成弯矩,画转矩图 h。计算并画当量弯矩图4转矩按脉动循环变化计算, 取,可算出：t n.m330.6 2.8 101.68 10act n.m 330.6 1.4 100.84 10cdt n.m330.6 1.4 100.84 10dbt按照画出当量弯矩图 i。22()acammtc-c 截面处弯矩最大, 属于危险截面图 3.8 轴的受力结构简图校核轴的强度5一般而言，轴的强度是否满足要求只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩最大或当量弯

47、矩较大且轴的直径较小处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，c-c 截面处弯矩最大, 属于危险截面；d-d 截面处当量弯矩不大,轴径大，不属于危险截面。而对于 b-b，当量弯矩小于 a-a 截面，轴径一样大，不属于危险截面；截面，仅受纯转矩作用，虽 a-a、e-e 截面尺寸小，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故强度肯定满足，无需校核弯扭合成强度。 c-c 截面处当量弯矩为n.m2222233()(0.681.68 )2.47104.54 10ccammt强度校核：考虑到键槽的影响，查3表 15.4630.2 10cwmm3634.54 10.22.70.2 10cccacacmn

48、mmpawmm而60mpa，显然，故安全。1bcca1b3.3.6 轴的结构图图 3.9 轴的结构图第第 4 4 章章 传动机构主要零部件的设计传动机构主要零部件的设计 传动机构主要由齿轮，皮带轮构成，起着传递电机功率的作用，本节将对这两个部分进行详细的设计。 4.1 v 带的设计本设计采用 v 带传动是由于带传动是挠性件,具有结构简单,传动平稳,能缓冲和吸震等特点。在总体设计里面电机选用的是 yb225m-8，功率为 22kw，小带轮为辊子转速为。1730 / minnr75 / minr计算功率1cp根据设计要求查计算公式为有 （4.1）1.41.6 2230.8cpp1式（4.1）中可查

49、1表 10-5 得ak1.6ak 选定截面2根据及30.8cpkw1730 / minnr查1图 10-1 确定选用 c 型带。确定带轮基准直径3小带轮基准直径参考1图 10.1 和表 10.7 取。1250dd大带轮基准直径计算公式为 （4.2） 21(1)4 250(1 0.01)990ddid1查1表 10.8 取标准值 1000。带速4 查1有 （4.3）11max60 1000ddnvvmax(2030/ )vm s1 则 符合要求1max250 7309.55/60000vm sv初定中心矩5 (4.4) 120120.7()2()ddddddadd1则有 08682480a本设计

50、取02000a 确定带基准长度6 (4.5) 21200120()2()24dddddddlddda1 2(990250)2 2000(250990)24 2000 =6015.25 按1表 10-2 选取min0.0152142.3750.015 6300daal实际中心距7 (4.6) 0063006015.25200022ddllaa1 =2142.375 mm 安装时所需要的最小中心距 min0.0152142.3750.015 6300daal =2047.875 mm 张紧或补偿伸长所需要的最大中心距 max0.032.42.3750.03 6300daal =2123.475 m

51、m小带轮包角8 (4.7) 21118057.3ddddaa。1 = 符合要求99025018057.3159.871202142.375。求单根 v 带的基本额定功率及其增量90p0p 按1图 10.3 ，当 时=5.8kw11250,730 / minddmm nr0p 当时，=0.65 kw 4i 0pv 带的根数10 (4.8) 00()calpzpp k k1 30.8(5.80.65) 0.95 1.12c = 4.48 取 z=5 查1图 10-5 得 查1表 10-6 有0.95ak 1.12lk 单根 v 带的初拉力11 (4.9) 202.5500(1)cpfmvkzv1

52、22.530.8500 (1)0.3 9.550.957 9.55 =403.22n404 按1表 10.1 查得 m=0.3 /kg m作用于轴上的力12 (4.10) 10159.872sin2 404 5 sin22rffz 1 = 3977.82 n小带轮的结构及其设计13由 yb250m-8 电动机轴伸尺寸,65140demmmm故小带轮轮毂孔直径,轴毂长065dmm140lmm查表 10.7 有259.6admm图 4-1 小带轮的工作图按1表 10.8 有, , , , , , 19db min4.8ahmin14.3fh25.50.5e min16fmin1034。查1表 10

53、.9 得小带轮为实心轮。4.2 齿轮的设计本设计所设计的齿轮是图 4.2 中的齿轮 1 和齿轮 2。由于经过 v 带轮的减速作用，电动机的转速由 730降低至 730/4=182.5。即图 4.2 中的轴 1 的转速为/ minr/ minr182.5。又由第二章总体设计中对破碎辊转速的计算知，两个破碎辊的转速为 75/ minr。即本设计中的一对齿轮的转速已经确定为/ minr，1182.5 / minnr275 / minnr 齿轮的传动比为 182.52.4475i 且有 p=22kw，设计满载工作时间为 70000 。h 1、2-齿轮 3、4-非标准长齿轮 5、7、8-轴 6、9-破碎

54、辊 图 4.2 双光棍破碎机传动路线图4.2.1 齿轮参数的选定1 选择材料，确定实验齿轮的疲劳极限应力 参阅2表 4.16-14 和表 4.16-15，小齿轮选 40cr，调质处理。hbs=280-310大齿轮选用 45 钢，调质处理。hbs=240-2602 选小齿轮齿数，则大齿轮齿数为 取124z 212.44 2458.56zi z 260z 4.2.2 按齿面接触强度计算 由2设计计算公式（10-9a）进行计算即 (4.11) 213112.32()tetdhk tzudu2 4.2.2.1 确定公式内的各计算数值 1）根据2试选载荷系数1.3tk 2）计算小齿轮传递的转矩 5561

55、1195.5 10/95.5 1030/182.51.570 10tp nnmm 3）由2表 10-7 选取齿宽系数1d 4）由2表 10-6 查得材料的弹性影响系数189.8ez 5）由2图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600hmpa 大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550hmpa 6）由2式 10-13 计算应力循环次数 (4.12) 116060 182.5 1 70000hnn jl 2 = 87.665 10 8827.665 10 / 2.443.14 10n 7）由2图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 ，10.94hnk20.98hnk 8）计算

56、接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数为 s=1，由2式（10.12）得 (4.13) 1lim110.94 600564hnhhkmpampas2 2lim220.98 550539hnhhkmpampas4.2.2.2 计算 1）试计算校齿轮的分度圆直径代入中较小的值1tdh (4.14) 213112.32()tetdhk tzudu2 = 62311.3 1.57 103.44189.82.32()12.44539td =162.5 mm2）计算圆周速度v (4.15) 11162.5 182.51.552/60 100060 1000d tnvm s23）计算齿宽 b (4.1

57、6) 1 162.5162.5dltbdmm 24)计算齿宽与齿高之比/b h 模数 11/162.5/ 246.77ttmdzmm 齿高 2.252.25 6.7715.234thmmm =162.5/15.234=10.67/b h 5)计算载荷系数根据 ,设计为 7 级精度,由2图 10.8 查得动载系数1.552/vm s1.1vk 直齿轮,假设。由2表 10.3 查得/100/atk fbn mm1.2hfkk由2表 10-2 查得使用系数1.75ak 由2表 10-4 查得 7 级精度，小齿轮相对支承对称布置时 (4.17) 231.120.180.23 10hdkb2代入数据后有

58、 231.120.1810.23 10162.5hk =1.337由=10.67，=1.337，查2图 10-13 得/b hhk =1.35，故载荷系数fk1.75 1.1 1.2 1.3373.0847avhhkk k kk6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径由2式（10-10a）得 (4.18) 3311/162.53.084/1.3217.75tdd t k k27)计算模数 m 11/217.75/ 249.07mdzmmmm4.2.3 按齿根弯曲强度设计由2式（10.5）得弯曲强度的设计公式为 (4.19) 13212()fasadfy yktmz24.2.3.1 确定公式内各

59、计算数值1）由2图 10.20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa1fe 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpa2fe2）由2图 10.18 查得弯曲疲劳寿命系数=0.9，=0.931fnk2fnk3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数 s=1.4 由2式（10.12）得 (4.20) 1110.9 500321.431.4fnfefkmpas2 2220.93 380252.431.4fnfefkmpas4）计算载荷系数 k (4.21) 1.75 1.1 1.2 1.353.1185avffkk k kk25) 查取齿形系数 由2表 10.5 查得 ，12.65fay22.28f

60、ay6）查取应力校正系数 由2表 10.5 查得 ，11.58say21.73say7）计算大小齿轮的 (4.22) ，并加以比较 fasafy y2 1112.65 1.580.013026321.43fasafyy 2222.28 1.730.015626252.43fasafyy比较得，大齿轮的数值大。4.2.3.2 设计计算 (4.23)613322122 3.1185 1.57 10()0.0156266.451 24fasadfy yktmmmz2 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大与由齿根弯曲强度计算的模数。由于齿轮模数 m 的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力，