对辊式破碎机设计

1绪论1.1破碎机概述对于破碎煤和岩石的破碎机型主要有颗式、旋回式、普通辊式、喂给式(单齿辊)和双齿辊式。颗式破碎机系间断破碎，国内外产品均存在设备自重大、功耗高、生产能力小的缺点，满足不了生产能力大的要求。旋回式破碎机是我国冶金矿山应用广泛的一种粗碎设备，具有连续破碎、生产效率高、能力大、破碎物料硬度高、使用可靠的特点，但设备重量大、高度高、要求根底大、移动相当困难。喂给式破碎机是消化国外技术而开发的应用较广泛的一种破碎中硬以下物料的破碎机，具有结构紧凑、适于移动式、半移动式破碎站。但对中等以上硬度物料破碎适应性差，破碎岩容易出现超限排料。普通齿辊式破碎机应用较多，辊径大破碎齿小，破碎片小，过负荷能力差，破碎能力小。不适用于破碎岩石和大块物料。新型双齿辊破碎机由于结构紧凑，破碎物料机理合理，适应性强等突出的优点，在露天矿物料粗碎应用中很有开展前途，是较为理想的露天矿岩石破碎机，其主要特点如下:1)采用长齿，小辊径，螺旋布齿，多盘四齿结构，通过剪切，弯曲，挤压综合作用破碎物料，比普通辊式破碎机破碎机理合理，破碎齿受力均匀，允许入料力度大，特别适于粗碎。2)设备结构紧凑，布置灵活，所占空间尺寸小，尤其是破碎高度小，能够有效地降低整体布置高度，大大降低破碎站的造价。4)破碎辊转速低，磨损小，噪音低，灰尘小。5)破碎机根底设计简单，由于采用整体式结构，驱动减速器直接连接到破碎机框架上，使得传到根底上的力大大减小，设备振动小，有利于设在移动。6)采用特殊设计过载能力强的减速器，对物料的适应性强，与普通辊式和喂给式破碎机相比，破碎物料的硬度大，同时由于长齿的交叉布置得到相互梳理作用，也可破碎粘性物料。MMD公司新型双齿辊破碎机已形成中心距500,625,750,1000,1300mm系列产品，可以满足不同生产能力的需要，同时具有不同的齿型结构，可以满足不同物料的破碎。1.2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，而去硫的最根底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，这是选择此题的目的之一。其二如前所述，新的选煤技术和工艺需要新型的破碎机，否那么影响新的选煤工艺和方法的技术水平。其三多年来，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，不能适应含煤岩石的煤炭破碎，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，研究新型的齿辊式破碎机，具有较重大的现实意义。齿辊式破碎机可以说是一种古老的机械。由于具有构造简单、工作可靠、成果低廉等优点，至今仍然被广泛的应用于大、中、小型厂矿，对脆性物料和韧性的中硬和软矿石进行细碎。如煤、焦炭、石灰石、泥页岩、长石、泥灰土等。齿辊式破碎机按照辊子的数目可分为:单齿辊破碎机、双齿辊破碎机和多齿辊〔三辊、四辊和六辊〕破碎机。单齿辊破碎机采用较长的齿辊，主要用作粗碎，双齿辊破碎机的齿辊一般较短，用于中碎，多齿辊破碎机主要用于细碎。对于齿辊式破碎机，由于其上述的优点，自50年代以来，各方面一直比拟受关注，其主要代表成果是带弹簧保险装置的单齿辊和双齿辊破碎机，带有弹簧保险装置的目的的是为了防止入料中的木、铁、研石，岩石等硬物损坏破碎齿。当大块硬物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间隙，以使排出硬物，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，由此便不能严格控制碎后产品的粒度。1.3对辊式破碎机概述1.3.1对辊式破碎机的工作原理结构对辊破碎机也叫双辊破碎机或辊式破碎机，本机的工作原理是使落入齿辊之间的物料，在两齿辊相对方向旋转作用下，遭到机器获得要求粒度的物料。1.3.2对辊式破碎机的结构结构特征：规格齐全，结构特征不一，根据不同型号，设计由带传动装置和齿轮传动装置。齿轮传动装置的主要结构有固定齿辊、活动齿辊、传动轴、机体、底架、罩壳、长齿轮罩壳等局部组成，机器动力是由电动机上的皮带轮传出，再通过一对中间减速齿轮，使固定轧辊旋转，再借助固定轧辊另一端的一对长齿轮、驱动活动轧辊，两轧辊成相对运动而挤压物料。简图如下〔图1-1〕。1、固定轧辊和活动轧辊：轧辊局部是破碎机的主要局部，由轴、轮壳、辊轧、齿轮、长齿轮、轴承端盖、以及滚动轴承等零件组成。固定轧辊和活动轧辊轴上，都有键联接着两个轮壳，轮箍装在轮壳上，轴的一端装有长齿轮，在固定轧辊的另一端装有一只圆柱齿轮，轧辊两侧有调心滚子轴承。辊轧是担负破碎工作的主要零件，根据使用情况定，因轧辊直接与物料接触是常更换的易损件，所以轮箍材料采用ZG50Mn2经过调质热处理后，具有巩固、耐用、拆卸方便等优点。2、活动装置：活动轴承旁装有活动装置，当机器在工作时如有不能破碎机的物体或者不慎把金属掉入机器中，而且其尺寸大小不能在两轧辊之间的缝隙中通过，为不致使机器受到损坏，因此装有活动装置，其原理是活动轴承往后移动，让不能破碎的物体或金属通过，来适应此种情况的发生。活动装置主要有螺母、螺栓、弹簧以及压板等组成。将活动轴承架放在底架上，活动轴承可顺底架前后滑动，在活动轴承架前端装有弹簧，在装配时要求弹簧作用力应保护装置，当碰到不能破碎的物料，在通不过轧辊间隙时，轧辊所受的压力增长，迫使弹簧压缩，于是活动轧棍就离开其原来的位置，使轧辊间隙扩大，这样不能破碎的物料就能通过。调整活动装置轴承架移动行程时必须注意，扎辊间空隙增到最大限度，而一对长齿轮必须保证齿合，以防脱落。图1-1破碎机结构图3、传动轴：传动轴实际是一个齿轮轴，其上装有大带轮，齿轮两侧有两只深沟球轴承。4、底架：底架由钢板和槽钢制成一个金属结构，上面有六个递交螺钉孔可使底架固定在根底上，传动轴上两尺轴承座及固定扎辊上2只轴承体均用螺栓固定在底架上，活动轧辊上两尺轴承体放在底架上可前后活动，不固定在底架上，以便调整。5、机体：机体由角钢和钢板制成，它固定在底架上，把两扎辊的工作面围成封闭状，用于防止料块不经破碎，即从扎辊两侧掉出的现象发生，在进行定期检查和修理时，这个局部可拆下。6、长齿轮罩壳：长齿轮罩壳用钢板与角钢焊成，由螺栓固定在底架上。2对辊式破碎机根本参数确实定2.1破碎机的破碎及排料机理分析双齿辊破碎机的主要工作部件为两个平行安装的齿辊,每个齿辊沿轴向布置一定数量的齿环,通过齿辊的对转实现对物料的破碎。其结构如图1所示：图2-1破碎机理齿对物料的作用过程可分为3个阶段。在第1阶段,旋转运动中的辊齿遇到大块物料,首先对它进行冲击剪切作用,接着对它进行撕拉作用。如果碎块能被辊齿咬入那么进入第2阶段破碎,否那么辊齿沿物料外表强行滑过,靠辊齿的螺旋布置迫使物料翻转,等待下一对齿的继续作用。在图1中,这一阶段为齿从1-1位置到2-2位置。第2阶段从物料被咬入开始,到前一对齿脱离咬合终止。在图1中表现为齿从2-2位置运动到3-3位置的过程。这一阶段两齿包容的截面由大逐渐变到最小,然后再增大。粒度大的物料由于包容体积逐渐变小而被强行挤压剪碎,破碎后的物料被挤出,从齿侧间隙漏下。前一对齿开始脱离啮合时,破碎的物料大量下漏排出,个别粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻挡。当齿运动到劈裂棒附近时,与劈裂棒共同作用,将大块物料劈碎并将其强行排出,这就是第3阶段破碎。至此,一对齿的破碎过程结束。每对齿环上有多少齿,齿辊运行一周时同样的过程就进行多少次,循环往复。2.2对辊式破碎机功率确实定及电动机的选型 破碎机功率计算是破碎机设计中的关键环节,它是选择电动机的理论依据,电动机选择得适当与否,直接关系到后续设计的成败。在过去的破碎机设计中,一般采用两种方法确定功率,即经验公式法和理论计算法。由于双齿辊破碎机是一种新型设备,无经验可循,因此提出如下的理论计算方法。目前有4种不同的理论计算方法可以确定单位生产量的功耗,即Rittinger法,Kick-Kirpichev法,Bond法和Holmes法,其中Rittinger法适用于细磨,Kick-Kirpichev法适用于粗碎,Bond法介于二者之间,Holmes法是对上述3种方法的统一,其表达式为式中：W——单位生产量的功耗，kW·h/t；M——Bond功指数，煤的Bond功指数为7.91kW·h/t；E——占排料粒度80%以上的局部的粒度尺寸,;A——占给料粒度80%以上的局部的粒度尺寸,;j——取值范围0.2～1.4,取j=0.58。所以kW/t 下述方法是基于电机的功率应与单位时间的破碎物料的功耗相同的原那么,即认为电动机的功率应如下求得:式中： Q——设计要求的生产能力，50t/h；F——电动机的功率，kW;——破碎机的传动效率，0.85。故kW通过以上分析，考虑到破碎机工作环境和过载系数的影响，选取YB180L-8电动机，如图2-2所示：图2-2电动机YB180L-8技术特征：额定功率：11kW满载时额定电流：25.1A满载时额定转速：730r/min满载时效率：87.5%满载时功率因数：0.77重量：215kg2.3破碎机根本参数的估算齿辊破碎机的转速有快速和慢速两种，快速齿辊的圆周速度约为2.8~4.7m/s,慢速齿辊的圆周速度约为1.2~1.9m/s。由于快速的齿辊生成煤粉较多，所以目前煤用齿辊破碎机均采用慢速。初步确定齿辊轴的转速为r/min初步确定破碎机辊齿的形状及比例如图2-2所示，经有关资料结合设计要求，特制定以下估算方案：L——辊轴有效长度，550mD——齿辊直径，500mm；D1——辊齿大径，528mm；a——辊轴中心距，500mR——辊轴半径，147mh——辊齿高度，118ma1——梯形上底，88ma2——梯形下底，78mmh1——梯形高度，90mm——物料密度，1.27t/m3S——梯形面积，mm2；mm2——角速度rad/s；rad/s图2-3齿辊截面图3传动方案设计计算3.1确定传动类型总传动比结合慢速双齿辊破碎机的传统设计理念，因此高速级采用带传动，低速级采用直齿圆柱齿轮传动。取带传动比为所以齿轮传动比为3.2传动装置的运动和动力参数表3-1机械传动和摩擦副的效率概略值种类效率V带传动0.968级精度的一般圆柱齿轮传动(油润滑〕0.97球轴承〔稀油润滑〕0.99滚子轴承〔稀油润滑〕0.98长齿齿轮传动0.973.2.1各轴转速计算Ⅰ轴〔电机轴〕r/minⅡ轴r/minⅢ轴〔齿辊主轴〕r/minⅣ轴r/min3.2.2各轴的输入功率Ⅰ轴kWⅡ轴kWⅢ轴kWⅣ轴kW3.2.3各轴的转矩Ⅰ轴NmⅡ轴NmⅢ轴NmⅣNm3.3带传动的设计计算参考教材《机械设计》的第四章。输入轴转速＝730r/min,输入功率P=11kW(1)确定V带型号工作情况系数查表4.6＝1.3计算功率kWV带型号根据和值查图4.6，确定为B型(2)确定带轮基准直径小带轮直径查表4.7mm大带轮直径mm按表4.7圆整取mm(3)验算带速m/s要求带速在5～25m/s范围，符合要求表3-2B型V带轮〔基准宽度制〕轮缘尺寸工程B型槽尺寸基准宽度14.0基准线上槽深3.5基准线下槽深10.8槽间距19槽边距11.5最小轮缘厚7.5带轮宽外径(4)确定V带长度和中心距初取中心距mm，由式初算带的基准长度mm按表4.3圆整mm由式4～22mm(5)验算小带轮包角(6)确定V带根数单根V带试验条件下许用功率查表4.4kW传递功率增量查表4.5()kW包角系数查表4.8长度系数查表4.3所以圆整取(7)计算初拉力每米带质量查表4.2kg/m那么N(8)计算压轴力N(9)带轮其它主要尺寸计算带轮宽mm小带轮外径mm大带轮外径mm3.4齿轮传动设计计算参考教材《机械设计》的第六章。输入轴转速r/min，输入功率kW(1)选择齿轮材料，确定许用应力由表6.2选小齿轮HBS大齿轮HBS许用接触应力，由式接触疲劳极限查图得N/mm2N/mm2接触强度寿命系数，应力循环次数N由式查图6-5得接触强度最小平安系数那么N/mm2N/mm2故N/mm2许用弯曲应力,由式弯曲疲劳极限，查图6-7〔双向传动乘0.7〕知N/mm2N/mm2弯曲强度寿命系数,查图6-8知弯曲强度尺寸系数,查图6-9〔设模数m小于5〕知弯曲强度最小平安系数，取那么N/mm2N/mm2(2)齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度m/s查表6.7，表6.8，选取Ⅱ公差组8级小轮分度圆直径，由下式得齿宽系数，查表6.9，按齿轮相对于轴承为对称布置，取小轮齿数，在推荐值选大轮齿数圆整取齿数比u传动比误差小轮转矩Nmm载荷系数使用系数，查表6.3，选动载系数，由推荐值选齿间载荷分配系数，由推荐值选齿向载荷分配系数，由推荐值选所以材料弹性系数,查表6.4知节点区域系数,查图6-3〔〕重合度系数由推荐值选故mm齿轮模数mmm取标准m=5mm标准中心距mm小轮分度圆直径圆周速度vm/s与估取近似齿宽b圆整取b=105mm大轮齿宽小轮齿宽(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算由式齿形系数，查表6.5小轮大轮应力修正系数，查表6.5小轮大轮重合度代入数据得重合度系数故N/mm2N/mm2齿根弯曲强度满足(4)齿轮及其他主要尺寸计算大轮分度圆直径mm根圆直径mmmm顶圆直径mmmm3.5长齿齿轮传动设计计算由于齿辊工作时，可动齿辊可能往复地移动，所以，两齿辊间的传动齿轮需要采用特制的长齿齿轮，使齿辊往复移动不致阻碍其啮合。长齿齿轮的基圆直径根据齿辊的直径和两齿之间的间隙〔及破碎产物的粒度〕而定，齿轮的齿高和齿形一般根据齿辊相对移动时，齿轮件还能进行正常啮合这个条件设计，并保证齿根有足够的强度。这种特殊的齿轮往往是铸造后经过修整而制成的。图3-1长齿齿轮图工作齿辊的直径d=450mm两齿间的平均间隙b=50mm因此长齿齿轮的分度圆直径d=500mm要保证齿辊相对移动时仍能良好的啮合，故长齿齿轮的齿顶圆直径设计为mm齿根圆直径设计为mm其它主要尺寸如上图3-1所示。4传动轴的结构设计与校核轴是机器中的重要零件，各种作旋转运动的零件都必须安装在轴上，才能进行运动和动力的传递。因此轴的功能是支承旋转零件及传递运动和动力。轴的材料种类很多，要根据强度、刚度和耐磨性等要求，选择材料种类和热处理方式。轴的常用材料是碳素钢和合金钢。碳素钢价格较低，对应力集中敏感性小，通常使用碳素钢，最常用的是45号钢，不太重要或受力较小的轴可以使用Q235等钢材。合金钢毕碳素钢具有更高的机械强度和优良的热处理性能，但对应力集中较为敏感，对于受力较大又要减小轴的尺寸和重量，或者需要提高轴颈的耐磨性，或者在高温、腐蚀等条件下工作的轴，可以采用合金钢。在低于200℃热处理可以明显提高轴的强度〔特别是疲劳强度〕和耐磨性，因此要根据工作条件选用适宜的热处理方式。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位及制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形状和尺寸。工作能力计算是通过强度、刚度和振动稳定性计算，保证轴具有足够的工作能力和可靠性。大多数的轴只需进行强度计算，防止断裂和塑性变形；对于刚度要求较高的轴〔如机床主轴〕才进行刚度计算，防止发生过大的变形；对于高速转动的轴还要进行振动稳定性计算，防止发生共振。轴的设计步骤通常是先拟定轴上零件装配方案，然后装配和制造要求，确定轴的结构形状和尺寸，最后进行轴的强度校核，必要时进行刚度计算或振动稳定性计算。提高轴的强度措施：(1)改善轴的受力状况轴上零件的安装位置、轴的结构对轴的受力影响很大，设计轴时应该充分加以考虑。当轴上有两个以上的零件输出扭矩，应该将输入扭矩的零件尽量布置在轴的中间，而不是布置在轴的一端，这样可以显著降低轴上的最大转矩。(2)减小应力集中大多数轴是在变应力条件下工作的，主要失效形式为疲劳破坏。轴的截面变化处〔如轴肩、键槽等〕及过盈配合产生的应力集中是引起疲劳破坏的主要因素，因此设计轴的结构时，应尽量减少应力集中源和降低应力集中程度。合金钢对应力集中较为敏感，设计时更应加以注意。为减少应力集中，应尽量防止在轴上特别是应力较大不为处钻孔、开槽或加工螺纹。轴肩处应采用圆角过渡，并且圆角不宜过小。当依靠轴肩定位的零件圆角半径很小时，为增大轴肩的圆角半径，可采用内凹圆角或隔离环过渡。 轴的外表质量对疲劳强度也有显著影响，因为轴外表的加工刀痕也是应力集中源，疲劳裂纹常发生在外表粗糙的部位，所以必须合理确定外表粗糙度。 此外，对轴进行外表热处理〔渗碳淬火、高频淬火等〕和外表强化处理〔碾压、喷丸等〕，也可以提高轴的疲劳强度。(3)轴的结构工艺性 轴的根本形状确定后，需要根据装配和制造工艺要求，对轴的细部结构进行合理设计。例如，为了减少装夹工件的时间，同一轴上的键槽应布置在同一母线上；为了减少道具种类，轴的键槽宽度、圆度、退到草和砂轮槽等应尽量采用相同的尺寸，并符合有关的标准；为了去掉毛刺和便于装配零件，轴段端部应该倒角；过盈配合零件装入端通常要加工出导向锥面；磨削处应有砂轮越程槽，车削螺纹处应有退刀槽。4.1Ⅰ轴〔高速轴〕的结构设计高速轴为电机轴，其上装小带轮，其轴颈为d=48mm总长l=110mm图4-1电机轴(1)计算作用在带轮上的力：转矩：Nmm小带轮直径：mm初拉力：N压轴力：N(2)绘制轴的弯矩图和扭矩图：求弯矩：Nmm扭矩：Nmm(3)按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：取折合系数a=0.6，那么齿宽中点处当量弯矩：Nmm轴的材料为40Cr，调质处理。由表查得：N/mm2材料许用应力：N/mm2轴的计算应力为：N/mm2以下为轴的受力分析图：图4-2电机轴的计算简图4.2Ⅱ轴设计计算(1)计算作用在带轮及齿轮上的力：转矩：N·mm带轮直径：mm压轴力：N齿轮分度圆直径：mm圆周力：N径向力：N(2)初步估算轴的直径：因为II轴是齿轮轴，应与齿轮1的材料一致，故其材料选取40Cr调质钢作为轴的材料。由式：计算轴的最小直径，并加大1.03以考虑键槽的影响。查表，取那么：mm(3)轴的结构设计：1)确定轴的结构方案〔如下图〕图4-3Ⅱ轴结构图右轴承从轴的右端装入，右轴承左侧端面靠轴肩定位。左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位。左右轴承均为深沟球轴承，采用轴承端盖。大带轮从轴的左端装入，右端面靠轴肩定位，采用普通平键得到周向固定。2)确定各轴段直径和长度：①段：装带轮，根据圆整取mm长度比带轮宽短mm②段：为使带轮定位，轴肩高度：mm那么：mm取端盖宽度10mm，端盖外端面与带轮14mm，那么mm③段：为便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。查GB/T276--94，暂选深沟球轴承型号为：6014，那么：mm其宽度：mm轴承润滑方式选择：mm·r/minmm·r/min应选择脂润滑。齿轮与箱体内壁间隙取17mm,那么mm④段：为轴齿轮，所以其分度圆直径：mm取其长度等于齿轮宽，即：mm⑤段：装左轴承mmmm3)确定轴承及齿轮作用力位置：根据下面轴的受力简图，先确定各段长度：mmmm4)绘制轴的弯矩图和扭矩图：求轴承反力H水平面：NNV垂直面：N求弯矩H水平面：NmmNmmV垂直面：Nmm合成弯矩：NmmNmm扭矩：Nmm5)按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：取折合系数a=0.6，那么齿宽中点处当量弯矩：NmmNmm轴的材料为40Cr，调质处理。由表查得：N/mm2材料许用应力：N/mm2轴的计算应力为：N/mm2以下为轴的受力分析图图4-4Ⅲ轴计算简图4.3Ⅲ轴〔即齿辊主轴〕设计计算(1)计算作用在齿轮及齿辊上的力：转矩：Nmm直齿圆柱齿轮分度圆直径：mm圆周力：N径向力：N齿辊直径：mm圆周力：N径向力：N长齿齿轮直径：mm圆周力：N径向力：N(2)初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。由式：计算轴的最小直径，并加大1.03以考虑键槽的影响。查表，取那么：mm(3)轴的结构设计：1)确定轴的结构方案〔如图4-5所示〕图4-5Ⅲ轴结构图齿辊，右轴承，直齿圆柱齿轮依次从轴的右端装入，齿辊及齿轮左侧端面靠轴肩定位。左轴承，长齿齿轮依次从轴的左端装入，长齿齿轮靠轴肩定位。采用调心滚子轴承。齿辊，直齿圆柱齿轮及长齿齿轮均采用普通平键得到周向固定。2)确定各轴段直径和长度：①段：装直齿圆柱齿轮，根据圆整取mm长度比齿轮宽度短(1~4)mmmm②段：为使齿轮定位，且便于拆装轴承内圈，轴肩高度：mm查设计手册，暂选调心滚子轴承型号为：22326C，那么mmmm长度为轴承宽度，两个轴承端盖的宽度，齿轮壁的宽度，齿辊箱壁的宽度以及套筒长度的总合，初步定为mm③段：为便于装拆齿辊及齿辊箱壁定位，取轴肩高度mm那么：mm其长度比齿辊长度短(1~4)mm：mm④段：装齿辊箱壁mm取其长度：mm⑤段：装轴承端盖mmmm⑥段：装左轴承mmmm⑦段：装长齿齿轮mmmm3)确定轴承及齿轮作用力位置：根据下面轴的受力简图，先确定各段长度：mmmmmm4)绘制轴的弯矩图和扭矩图：求轴承反力H水平面：NNV垂直面：NN求弯矩H水平面：NmmNmmV垂直面：Nmm合成弯矩：NmmNmm扭矩：Nmm5)按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：取折合系数a=0.6，那么齿宽中点处当量弯矩：NmmNmm轴的材料为45号钢，调质处理。由表查得：N/mm2材料许用应力：N/mm2轴的计算应力为：N/mm2以下为轴的受力分析图图4-6Ⅲ轴计算简图4.4Ⅳ轴设计计算(1)计算作用在齿轮及齿辊上的力：转矩：Nmm齿辊直径：mm圆周力：N径向力：N长齿齿轮直径：mm圆周力：N径向力：N(2)初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。由式：计算轴的最小直径，并加大1.03以考虑键槽的影响。查表，取那么：mm(3)轴的结构设计：1)确定轴的结构方案〔如图4-7所示〕图4-7Ⅳ轴结构图齿辊，右轴承依次从轴的右端装入，齿辊左侧端面靠轴肩定位。左轴承，长齿齿轮依次从轴的左端装入，长齿齿轮靠轴肩定位。采用调心滚子轴承。齿辊及长齿齿轮均采用普通平键得到周向固定。2)确定各轴段直径和长度：①段：装轴承。考虑该轴的承载，差设计手册，暂选调心滚子轴承型号为：22326C，那么mmmm长度为轴承宽度，一个轴承端盖的宽度，齿辊箱壁的宽度以及套筒长度的总合，初步定为mm②段：为便于装拆齿辊及齿辊箱壁定位，取轴肩高度mm那么：mm其长度比齿辊长度短(1~4)mm：mm③段：装齿辊箱壁mm取其长度：mm④段：装轴承端盖mmmm⑤段：装左轴承mmmm⑥段：装长齿齿轮mmmm3)确定轴承及齿轮作用力位置：根据下面轴的受力简图，先确定各段长度：mmmm4)绘制轴的弯矩图和扭矩图：求轴承反力H水平面：NNV垂直面：NN求弯矩H水平面：N·mmN·mmV垂直面：N·mm合成弯矩：N·mmN·mm扭矩：N·mm5)按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：取折合系数a=0.6，那么齿宽中点处当量弯矩：N·mmN·mm轴的材料为45号钢，调质处理。由表查得：N/mm2材料许用应力：N/mm2轴的计算应力为：N/mm2以下为轴的受力分析图图4-8Ⅳ轴计算简图5轴承的寿命验算5.1深沟球轴承6014查设计手册，6014的主要性能参数〔GB/T276-1995〕为：额定动载荷：C=38500N额定静载荷：=30500N(1)合成支反力：NN(2)当量动载荷：取载荷系数=1.8故NN(3)计算轴承寿命：因，按计算查表，取温度系数=1将以上数据带入得h轴承的额定寿命，小修一年，350天/年，每天8小时工作。=1×350×8=2800h故轴承寿命满足要求5.2齿辊主轴上调心滚子轴承22326C查设计手册，22326C的主要性能参数〔GB/T297-94〕为：C=82800N=108000N=0.42=1.(1)合成支反力：NN(2)轴承派生轴向力：NN(3)轴向载荷因N故NN(4)当量动载荷：取载荷系数=1.2因查表故N因查表故N(5)计算轴承寿命：因，按计算查表，取温度系数=1将以上数据带入得h轴承的额定寿命，小修一年，350天/年，每天8小时工作。=1×350×8=2800h故轴承寿命满足要求5.3Ⅳ轴上调心滚子轴承22326C查设计手册，22326C的主要性能参数〔GB/T297-94〕为：C=82800N=108000N=0.42=1.(1)合成支反力：NN(2)轴承派生轴向力：NN(3)轴向载荷因故NN(4)当量动载荷：取载荷系数=1.5因查表故N因查表故N(5)计算轴承寿命：因，按计算查表，取温度系数=1将以上数据带入得h轴承的额定寿命，小修一年，350天/年，每天8小时工作。=1×350×8=2800h故轴承寿命满足要求6键的选择与强度校核本设计均采用应用最为广泛的普通平键查表知，键联接的许用压应力为N/mm2强度计算式为(1)电机轴键B14×66GB/T1096-2003Ⅰ轴N·mmN/mm2(2)大带轮键16×86GB/T1096-2003Ⅱ轴N·mmN/mm2(3)大齿轮键32×89GB/T1096-2003Ⅱ轴N·mmN/mm2(4)齿辊键36×400GB/T1096-2003Ⅲ轴N·mmⅣN·mmN/mm2N/mm2(5)长齿齿轮键32×93GB/T1096-2003Ⅲ轴N·mmⅣN·mmN/mm2N/mm2所有键均满足强度条件7弹簧的设计与校核弹簧是一种常用的弹性元件，在工作时产生较大的弹性变形。弹簧的主要功用有：(1)控制运动，如气门、离合器、制动器和各种调节器上的控制弹簧；(2)缓冲或减振，如车辆的悬架弹簧和破碎机的支撑弹簧等；(3)储能及输出能量，如钟表、仪器和自动控制机构上的发条和枪闩弹簧；(4)测力，如弹簧秤和动力计中的测力弹簧本设计采用应用最广的圆截面材料压缩弹簧，其特性线呈线性，结构简单，制造方便。弹簧的作用：自动调节齿辊间距，以破碎粒度不同的煤块。以下为弹簧拉力计算式F为拉杆弹簧的拉力，F按下式计算：〔7-1〕式中c——弹簧的刚性系数；——弹簧的预压变形；——弹簧的工作变形。弹簧工作变形是悬挂点与弹簧支承点间的长度与其最小值间的差值。〔7-2〕预变形量按下式计算；〔7-3〕式中——弹簧的最大工作变形；——弹簧预压紧时的起始变形系数，一般取。只要选定弹簧的刚性系数c和起始变形系数，并通过位置分析，求出弹簧拉杆在动腭上的悬挂点的坐标值，即可由式〔7-1〕～〔7-3〕计算出弹簧的拉力F。8箱体及附件的设计8.1箱体设计破碎机箱体是整个破碎机零部件的安装根底。它在工作中承受很大的冲击载荷，其重量占整机重量很大比例〔对铸造机架为50％左右，对焊接机架为30％左右〕，而且加工制造的工作量也较大。机架的刚度和强度，对整机性能和主要零部件寿命均有很大的影响，因此，对破碎机箱体的要求是:结构简单制造，重量轻，且要求有足够的强度和刚度。破碎机架按机构分，有整体机架和组合机架：按制造工艺分，有铸造机架和焊接机架。箱体起着支持和固定轴组件，保证轴组件运转精度、良好润滑及可靠密封等重要作用。选用灰铸铁制造，灰铸铁具有良好的铸造性能和减振性能，易获得美观外形。减速齿轮箱体壁厚 mm齿辊箱壁厚mm长齿齿轮箱体壁厚mm总体底座厚度 mm传动齿轮箱体底座厚度 mm地脚螺钉直径 mm地脚螺钉数目8.2附件设计减速齿轮箱体及传动齿轮箱体上设置有窥视孔、窥视孔盖，通气器等附件。窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙等，还可用于参加润滑油。机器运转时，箱体内温度升高、气压增大，对箱体的密封极为不利。因此在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使箱体内的热胀气体自由逸出，以保证箱体内外压力均衡，提高箱体有缝隙处的密封性能。轴承盖是用来封闭减速器箱体上的轴承座孔，以及固定轴组件的轴向位置并承受轴向力。8.3其它技术说明1〕减速器的润滑良好的润滑可降低传动件和轴承的摩擦损耗，减少磨损，保护其不受锈蚀，提高其使用寿命和机械效率，还可起到散热，减振，降噪音等作用。2)齿轮的润滑齿轮润滑采用油池浸浴润滑，利用浸在油池中的转动件齿轮将润滑油带到啮合外表，甩到箱壁上，为了防止搅油损耗过大，又要使齿轮啮合处充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太甚或太浅。3〕轴承润滑选择轴承润滑时，根据轴承内径和转速确定区间查出润滑油黏度，经查表，润滑油粘度选在60~150间，确定润滑油牌号：选用工业齿轮油4〕破碎机械的密封形式破碎机的密封包括箱体，轴承等处的密封，密封的作用是防止灰尘，水分，酸气和其他杂物进入轴承和箱体内，并阻止润滑剂的泄露。9对辊式破碎机生产能力计算方法的推导根据以上分析可知,物料是被齿强行扫出破碎腔的，所以破碎机的生产能力等于将辊齿看作是物料单位时间内通过两齿辊之间的物料的总体积减去所有的辊齿在其中所占的体积，即：(9-1)式中Q——破碎机的生产能力，t/h；K——物料的填充系数；V1——将辊齿看作物料单位时间内通过两辊之间的物料的总体积，m3/h；——物料粒度，t/m3；V2——单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积，m3/h。9.1推导过程1〕求由于物料是被辊齿强行扫出的，所以与辊齿接触的物料以辊齿接触点处的线速度运动。如图2所示,两辊之间的间隙为AD段。AC表示左辊上的齿高，BD表示右辊上的齿高。从图中可以看到，两辊上的辊齿从轴向看有重叠局部，即BC段。物料通过BC段某一点的速度应该取两辊齿在该点的线速度的平均值。物料通过AB段和CD段某一点的速度那么简单地分别由左右辊齿在该点的线速度决定。考虑到通过AD段的物料关于的垂直等分线具有对称性，那么有：(9-2)式中 ——单位时间内通过AB段的物料(包括辊齿)的体积；——单位时间内通过BO段的物料(包括辊齿)的体积。(9-3)其中——角速度rad/s；L——辊轴有效长度，m；——辊齿中心距，m；D1——辊齿大径，，m；R——辊轴半径，m；h——辊齿高度，m。设BC段上一点坐标值为，那么两辊上的辊齿在该点的线速度分别为那么物料通过点的平均速度为：可见物料通过BC段的速度恒等于O点的线速度。那么(9-4)将式子(3)和(4)代入式子(2)可得：(9-5)将代入上式得：(9-6)2〕求单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积式中 m——两个齿辊上安装的总齿数；n——齿辊转速，r/min；——单个齿的体积，m3。3〕求将式(6)和(7)代入式(1)就得到生产能力Q的计算公式：K值选取将是本公式运用的关键。因为K值与物料性质、物料松散系数以及进料饱和度等因素有关，要靠实践经验得到，经试验测定。9.2对辊式破碎机2PGC-T0405DE的生产能力校核型号说明2PG——对辊式破碎机C——齿辊T——弹簧调节04——齿辊直径05——齿辊长度单个齿的体积 m3齿总数 〔3环4齿双辊+辅助辊齿〕单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积mmmm理论计算的生产能力=130.7t/h满足生产能力要求。10对辊式破碎机的安装、使用与维护10.1对辊式破碎机的安装齿辊破碎机是以整体形式供给的，所以也以整体形式进行安装。在安装中应特别注意以下几点：(1)首先找平根底。设备安装在不平整的根底上，将使破碎机的机座扭曲变形，导致齿轮工作状况恶化，使用寿命缩短。(2)为了缓冲破碎机对厂房结构的振动，可以在破碎机机架与厂房结构梁之间垫以木垫，起隔振作用。(3)由于电动机机架和破碎机机架不是一个整体，所以安装时应注意两机架的高度和平行度，齿辊的轴心线应与轴中心线平行。(4)保险装置的弹簧要有一定的预压量，应根据破碎机及破碎物料的要求进行调整。对于两个弹簧来说，正常工作时的弹簧松紧度应该一样。(5)为使辊齿磨损均匀，安装给煤设备时，应使原料能够给进破碎机齿辊的整个宽度上。齿辊破碎机的安装可按以下顺序进行：(1)安装前，首先对整个设备进行全面的检查、校正和情洗。应无损伤和缺件。(2)验算根底负荷。破碎机不管安装于地面或楼层，均应进行根底承载负荷的验算，其动力系数一般可取设备总质量的6~8倍。(3)校对根底螺栓与设备各部尺寸。(4)安装机架。在机架与混凝土根底或楼层梁之间垫以硬质方木或橡胶板，以减小机体对根底的负荷振动。找正机架后，可用螺栓将其固定。(5)装上从动齿辊移动架，固定从动齿辊。随后用扳手拧紧丝杠螺母，压紧弹簧，已到达机体内假设进入难于破碎的矿物时，迫使弹簧压缩牵动从动齿辊后移，增大两齿辊间隙，排除矿物。(6)移动架上左、右两组弹簧的压缩度一致，其差值不得超过。(7)装上主动齿辊。在安装时必须注意，应使一个齿辊的齿置于另一个齿辊的齿中间，也就是说，使之处于另一齿辊四个齿的对角线交点上。(8)齿辊安装后，两尺辊齿牙弯端应与，两齿辊不应有轴向窜动。(9)齿辊轴瓦间隙以及各齿轮的啮合间隙根据要求进行找正。(10)安装后的固定轴水平不应大于。(11)两带轮的平行度及轮槽中心重合度应符合要求。(12)安装破碎机外罩，连接入料溜槽和漏斗。各法兰盘均应加胶垫密封，以减小煤尘污染空气，改善工作条件。设备全部安装后，应进行连续数小时的空负荷运转，并检查和测定其电流大小、轴承温度及齿轮啮合等情况。设备经过空负荷试车确认无问题时，可带负荷试车。带负荷连续试车时间不少于8h，最后进行交接验收并投入生产系统使用。10.2对辊式破碎机的使用与维护破碎机必须正确使用，精心维护，才能保证设备的平安运转。因此，在操作时应注意以下几点：(1)开车前，全面检查各部螺栓紧固情况，各轴承油位润滑情况以及V带松紧度。如发现螺栓松动、油量缺乏或V带过松等情况，应及时处理。(2)设备启动，并进入正常运转后，方可正式加料。(3)在运转中，应经常注意检查轴承温度及其油位。轴承温度一般不得超过65。(4)定期检查齿板、轴瓦等易损件的磨损情况，必要时应及时更换。(5)保持齿辊移动架滑座平面清洁干净，以便机体内进入不能破碎的大块物料，能及时排除故障。破碎机要求空载启动，切忌破碎机内存在物料时开车，否那么易造成破碎机事故损坏。所以停止破碎机时，应把破碎物排空。事故停车也将其中物料去除后再启动。如果破碎产物中发现大量的大块煤，这可能是保险弹簧过松或齿辊磨损所造成，应通过调整弹簧的松紧程度或调整齿辊之间的间距来消除。结论通过此次毕业设计，使我受益匪浅，在将大学期间所学专业根底知识都全面检验一遍的同时更开阔了我的知识面，对我日后的学习和工作都将有很大的帮助。本文满足设计要求，根据设计题目主要是完成对辊式破碎机的总体结构及零部件的结构设计。我主要通过以下几个阶段完成：1、总体方案确实定主要对矿用破碎机常见结构进行分析。包括机体的结构形式、齿辊，传动装置和减速装置等。这个过程是设计的关键所在，方案的好坏直接关系到整个装置性能的优越与否，因而也是我的工作重点。在老师的指导下，最终确定了现有的方案。2、齿辊的设计这个过程主要是根据破煤粒度，生产能力等要求查阅相关资料说明，从而确定齿辊的结构，包括辊齿、齿环，齿帽及衬板的结构尺寸。3、带轮的设计带传动是本设计的高速级减速装置，此过程主要涉及传送带的选型及带轮的结构尺寸，受力分析等。4、减速齿轮的设计直齿圆柱齿轮是设计的低速级减速装置，此过程主要涉及齿轮的结构尺寸，受力分析等。5、轴的设计这个过程主要是完成轴的阶梯化，承载校核。6、主要零部件的设计与选型包括轴承、键、密封圈、调整垫片、联接螺栓等的选型，由于时间以及所学知识的局限性，本设计从整体上来说，还存在很多需要改进的地方。对此恳请老师给予批评指正，我将在以后的工作中吸取教训。参考文献[1]王少怀.机械设计师手册.北京:电子工业出版社2006[2]陈立德.机械设计根底课程设计.北京:高等教育出版社,2006[3]吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,2006[4]周明衡.联轴器选用手册.北京:化学工业出版社,2000[5]唐增宝,何永然,刘安俊.机械设计课程设计.武汉:华中科技大学出版社,1994[6]机械设计手册编委会.机械设计手册.北京:机械工业出版社,2004[7]周元康.机械设计课程设计.重庆:重庆大学出版社,2001[8]施高义等.联轴器.北京:机械工业出版社,1988.6[9]《联轴器结构图册》编写组编.联轴器结构图册.北京:国防工业出版社,1994[10]花家寿.新型联轴器与离合器.上海:上海科学技术出版社,1989.1[11]张文志.机械结构有限元分析.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2006[12]侯玉英,孙立鹏.机械设计学习指导与典型题解.北京:高等教育出版社,2006[13]王岚,赵丹,隋立明.机电系统计算机控制.哈尔滨:哈尔滨工程大学,2006[14]唐大放,冯晓宁,杨现卿.机械设计工程学.徐州:中国矿业大学出版社,2001[15]张建中.机械设计根底.徐州:中国矿业大学出版社,1999[16]杨昂岳..机械设计学习要点与习题解析.北京:国防科技大学出版社,2004[17]尹常治.机械设计制图.北京:高等教育出版社,2004[18]杨清梅,孙建民.传感器与测试技术.哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社,2004[19]机械译丛编辑部编.机械设计译文集.北京:机械工业出版社,1959[20]石瑛玉,许维曦.机械设计图常见错误.上海:上海交通大学出版社,1993[21]〔美〕柯林斯(Collins,J.A.)著,谈嘉桢等译.机械设计中的材料失效.北京:机械工业出版社,1987[22]许毓潮.机械设计与制造工艺简明手册.北京:中国电力出版社,1998[23]OberingJ.Winterhalder,Unna.Longtimeoperationofadouble-rollcrusheratthelimeworksOterbein-Mus.AufberintungsTechnik,1986[24]HWBergmanm.Coalcuttingbywinningmachines.1991[25]FCBond.AIMETrans.1952,193:567～589[26]单丽云,强颖怀,张亚非.工程材料.徐州：中国矿业大学出版社，2003.1[27]刘鸿文.简明材料力学北京:高等教育出版社.2004.4[28]中国矿业大学机械制图教材编写组.画法几何及机械制图.徐州:中国矿业大学出版社，2002.8[29]甘永立.几何量公差与检测.上海:上海科学技术出版社,2005.7[30]李宜民,王慕龄,宫能平.理论力学.徐州:中国矿业大学出版社,2003.3附录标准件明细表平键轴径键键槽db×h宽度深度半径b偏差轴毂r较松键联接一般键连接较紧键联接轴H9毂D10轴N9毂JS9轴和毂P9t偏差t1偏差最大最小150～17040×2240+0.062/0+0.180/+0.0800/-0.062±0.031-0.026/-0.08813+0.3/09.4+0.3/00.7150～5816×1016+0.043/0+0.120/+0.0500/-0.043±0.0215-0.018/-0.06160.24.3+0.2/00.250.4130～15036×2036+0.062/0+0.180/+0.1800/-0.062±0.031-0.026/-0.08812+0.3/08.4+0.3/00.7195～11028×1628+0.052/0+0.149/+0.0650/-0.052±0.026-0.022/-0.07410+0.2/06.4+0.2/00.40.6毡圈轴径毡圈槽dDd1B质量KgD0d0b135157133120.0315513710155177153120.03517515810140162133120.03216014310145167143120.03316514810圆螺母用止动垫圈规格〔螺纹大径〕dDD1Sbah每1000个的重量Kg1701712262002.515.516681941601612161902.515.51568185.1606194791.57.757628.4140141186165213.51367106.71501512061802.515.51467175.9六角螺母螺纹规格emin1s公称dwmin1mmaxM1017.61614.58.4M1219.91816.510.8M1422.82119.212.8M1626.2242214.8M2437.33431.419.4M20333027.718弹簧垫圈螺纹大径dS=bmM1010.22.61.3M1212.33.11.55M1414.33.61.8M1616.34.12.05M2424.563M2020.552.5平垫圈螺纹规格dd1公称d2公称h公称M1010.5202M1213242.5M1414.3282.5M1616.3303M2424.5444M2021373六角头螺栓螺纹规格ds公称k公称rmineminAdwminAbahM10166.40.417.7714.634.52.5M12187.50.620.0316.635.253M14218.80.623.3619.646M1624100.626.7522.496M2436150.839.9839.559翻译局部英文原文AperformancemodelforimpactcrushersS.Nikolov*CentreTerreetPierre,55Ch.d’Antoing,B-7500Tournai,BelgiumReceived3May2002;accepted17August2002AbstractInthispaperwedevelopaperformancemodelforimpactcrushers.TheproductsizedistributionisobtainedasafunctionoftheCrusher’srotorradiusandangularvelocity,thefeedrateandthefeedsizedistribution.Themodelisbasedonthestandardmatrixformulationthatincludesclassificationandbreakagematrices.Itcanbeappliedtobothhammerandvertical-axisimpactcrusherswiththehelpofthecorrespondingestimationsfortheimpactenergyperunitmass.Hereweproposeclassificationandbreakagefunctionsforimpactcrusherstakingintoaccountthedynamiccharacteroftheimpactbreakage.TheclassificationfunctionhastheformofacumulativeWeibulldistributionandincorporatesaminimumbreakablesizeoftheparticlesdependingontheimpactenergyandthefeedrate.ThebreakagefunctionismodelledasthesumoftwoBroadbent–Callcottdistributions.Itisassumedtodependontheimpactenergyandthefeedratethroughtheproposedexpressionfortheproportionofthefinefractionintheproduct.Themodelpredictionsarecomparedwithexperimentaldataforlimestonetreatedinapilot-planthammercrusher.Thevariationsoftheproductsizedistributionresultingfromchangesintherotorvelocityandthefeedrateareinvestigated.Θ2002ElsevierScienceLtd.Allrightsreserved.1.IntroductionNowadays,impactcrushersarewidelyusedforcomminutionoperationsbecauseoftheirhighsizereductionratio,easymodificationoftheproductandarelativelysimpledesign.Ontheotherhand,thepredictionofthebehaviourofmineralprocessingplantsthroughmodellingandsimulationsisthemoreandmoreemployedasareliable,time-andcost-savingapproachfordevelopment,analysisandoptimisationofcrushingcircuits.Inthiscontext,theavailabilityofrelevantmathematicalmodelsforimpactcrushersisimportantforasuccessfulsimulationofsuchplants.Despiteitsimportance,however,themodellingofthecomminutionbehaviourofimpactcrushersreceivedlittleattentionintheliterature.Therehavebeensomerecentattemptstodevelopperformancemodelsforthistypeofcrushers,forexamplebyCsokeandRacz(1998)andAttouetal.(1999),butnevertheless,asignificantamountofworkremainstobedone.Inaddition,theavailablecommercialcodesforsimulationoforeprocessingplantsstilllackspecificmodelsforimpactcrushers,whichobviouslyreducestheirfieldofapplication.Inthisworkwedevelopaperformancemodelthatcanbeappliedtoalltypesofimpactcrushers.Ourgoalistopredicttheproductsizedistribution,providedthatthecrusher
srotorvelocityandradiusaswellasthefeedrateandsizedistributionareknownbeforehand.Thespecificorepropertiesandthecrusher’sdesignaretakenintoaccountthroughareasonablenumberofadjustableparameters.Here,thestandardmodelforconeandjawcrushersdevelopedbyWhitenandWhite(1979)istakenasastartingpoint.Becauseofthespecificityoftheimpactbreakage,thismodelcannotbeusedforimpactcrushersinitsoriginalform.Whilethegeneralschemeofthebreakageprocessinconeandjawcrushers(seeFig.1)isstillapplicableinourcase,theclassificationandthebreakagefunctionsthatdescribethefragmentationprocessfromstatisticalpointofviewshouldbereconsidered.Thefragmentationprocessinconeandjawcrushersisrelativelyslowandisbasedontheapplicationofacompressionstressonapartoftheparticles
surface.Alternatively,theimpactbreakagetakesplaceatamuchshortertimescaleandimpliesadynamiccrackpropagationthatleadstoamuchfasterfailureoftheparticles.AccordingtoAustin(1984),theimpactgeneratescompressiveandtensileshockwavestravellingthroughouttheparticle.Thepresenceofasignificant,rapidlymgrowingtensilestresshelpstheparticlestobreakfromwithin.Inaddition,theparticlebreakagetheoryproposedbyOkaandMajima(1970)statesthatlargerparticlesshouldbreakmoreeasilybecausetheycontainlargermicro-crackscomparedwiththesmallerones.Inordertoaccountforthedynamiccharacteroftheimpactbreakage,wereplacethestandardclassificationfunctionforcrusherswithacumulativeWeibulldistributiondependingontheimpactenergy.Thus,importantparametersfortheperformanceofimpactcrusherssuchastherotorradiusandvelocityaswellasthefeedratearenaturallyincorporatedinourmodelonthebasisofsimpleparticledynamicsconsiderations.Next,thebreakagefunctionforcrushersproposedbyWhitenandWhite(1979)isreplacedwiththesumoftwoBroadbent–Callcottdistributionsrepresentingthefineandthecoarsefractionsintheproduct.Theproportionofthefinefractionintheproductisassumedtoincreasewithincreasingtherotorvelocityandtodecreasewithincreasingthefeedrate,whichisinaccordwiththeexperimentalobservations.Themodelpredictionsarecomparedwithexperimentaldataforlimestonetreatedinapilot-planthammercrusher.Throughoutthetext,vectors(f)andmatrices(C)aredenotedbyunderlinedsymbols.2.Modeldevelopment2.1.MassbalanceAschematicrepresentationofthesize-distributionmodeldevelopedforconeandjawcrushersbyWhiten(1972)andlaterimprovedbyWhitenandWhite(1979)isshowninFig.1.Theparticlesarecharacterizedbytheirsizedistribution,whichisrepresentedinadiscreteformbythevectorsf(feed)andp(product)respectively.TheclassificationoperatorC(adiagonalmatrix)computestheprobabilityofbreakageforeachparticlesize.ThebreakageoperatorB(alowertriangularmatrix)governstheredistributionofthebrokenparticlesinthepreliminarydefinedsizeclasses.ThefeedparticlesareselectedforbreakagebyC.Thosethatdonotbreakpassunchangedintheproduct.ThedebrisofthebrokenparticlesareredistributedbymeansofBandareeventuallysubjectedtofurtherfragmentationtogetherwiththenewfeedmaterial.AccordingtoWhiten(1972),theproductsizedistributionpcanbeexpressedasfollows:(1)whereIistheidentitymatrixanddenotestheinverseofasquarematrix.Morerecently,CsokeandRacz(1998)developedamodelforhammercrusherswiththebasicassumptionthatthefeedparticlesaresubjectedtoasinglebreakageafterimpactwiththehammerbars.Thisresultsinthefollowingmassbalanceequation:(2)TheaboveequationcorrespondstoaschemewheretheclassificationandthebreakagematricesareconnectedinserieswithoutthefeedbackshowninFig.1.Consequently,Eq.(2)doesnotcontaintheinversematrixappearinginEq.(1).Attouetal.(1999)extendedtheapproachofCsokeandRaczandconsideredtwodifferentbreakageprocessesinhammercrushers.Inhismodel,theparticlescanbreakeitherafterimpactwiththehammerbarsoftherotororaftercollisionwiththeinternalwallsofthecrusher
schamber.ThemassbalanceofthismodelisanextensionofEq.(2)anddoesnotincorporatethepossibilityforfurtherfragmentationofthedebrisissuedfrombreakageofparentparticles.Weperformednumericalsimulationswithbothmassbalancelaws(1)and(2)andfoundthatEq.(2)isincompatiblewiththedefinitionofthebreakageandtheclassificationmatrices.Actually,itpredictsthattheproductcontainsanon-negligiblefractionoffeedparticleshavingaprobabilityofbreakageof100%,whichisphysicallyimpossiblebecausetheproposedequationsdonotaccountforparticlesagglomeration.Forthisreason,weusethestandardmassbalancelaw(1),whichimpliesthatthedebrisissuedfrombreakageofparentparticlescanbesubjectedtofurtherfragmentation.WebelievethattheassumptionsincorporatedinEq.(1)areapplicableinthecaseofimpactcrusherswiththeargumentthatmostofthefeedparticlesareindeedsubjec