關 鍵 詞：

兩齒輥 破碎 設計 28 CAD 說明書

資源描述：

兩齒輥破碎機設計（28張CAD及說明書）,兩齒輥,破碎,設計,28,CAD,說明書

內容簡介：

第 74 頁 1 概述1.1破碎理論破碎是相當復雜的，它與被破碎物本身的性質(物料的均勻性、硬度、密度、鉆度、料塊的形狀和含水率)以及所選擇的機械裝備等有關。破碎物料時所加的外力除了使物料塊發(fā)生相對移動和轉動外，還使物料破碎。確定破碎時所消耗的功與被破碎物料的破碎程度之間的關系是相當重要的。破碎的現(xiàn)有理論中以表面理論和體積理論為最普遍，雖不能得到十分精確的結論，但可作為選型或設計時的參考。1.1.1表面理論該理論認為破碎時所消耗的功與被破碎物料新形成的表面積成正比。一般情況下，當將邊長為lcm的立方體分成邊長為1/ncm的小立方體時，可得到個小立方體，分割平面數(shù)為3 (n-1)，所消耗的總功為3P (n-1)。假設將上述立方體物料分割成邊長分別為1/(cm)和1/ (cm)的小立方體，則其所消耗的功之比為Pm1 /Pm2=3P (m1-1) /3P (m2-1)= (m1-1)/(m2-1) ，當m1和m2相當大時，可以寫成Pm1 / Pm2=m1/m2。由此可見，破碎所消耗的功與物料的破碎度成比例。1.1.2體積理論該理論是指破碎物料所消耗的功等于使物料變形直到在物料內部產生極限應力(抗壓極限強度)所消耗的功。根據(jù)虎克定律，壓縮時物料內部產生的應力與應變成正比，即=E式中 物料內部應力，N/ 物料的應變;E 物料彈性模量，N/設N為使物料變形的外力，A為物料橫截面面積，L為物料的縮短變形量，L為物料的原始長度，那么=N/A;= L/L從而N/A=EL/L 得出L = NL/ EA 其中L, E, A為常量，則L與N的關系為直線關系，則使物料變形L所消耗的功W就為W=NL/2=L/2EA物料內部產生的應力= N/A代人上式可得W=AL/2EAL即為物料的體積，所以W=V/2 E當要將物料破碎斷裂時，應力達到了物料的抗壓強度極限應力，從而可得到物料破碎時所消耗的功為= V/2E由此可見，對每種物料而言，和E均為定值，則功與體積V成正比。因為當應力大于強度極限時物料方可破碎，而大多數(shù)巖石都不符合變形的虎克定律，實驗表明，體積理論僅可用于粗略計算靠沖擊力或壓力進行破碎的機械所消耗的功。1.2一般破碎機械破碎機械是對固體物料施加機械力，克服物料的內聚力，使之破裂成小塊物料的設備。破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、辟裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的混合。對于堅硬的物料，適宜采用產生彎曲和辟裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產生沖擊和辟裂作用的機械；對于粘性和韌性的物料適宜采用產生擠壓和碾磨作用的機械。在礦山工程和建設工程上，破碎機械多用來破碎爆破開采所得的天然石料，使之成為規(guī)定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業(yè)中，固體原料、燃料和半成品需要經過各種破碎加工，使其粒度達到各道工序所要求的尺寸，以便進一步加工操作。通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細碎三種，其入料粒度和出料粒度，如表1-1所示。所采用的破碎機械相應地有粗碎機、中碎機和細碎機三種。表1-1 物料粗碎、中碎、細碎的劃分（mm）類 別入料粒度出料粒度粗碎300900100350中碎10035020100細碎50100515工業(yè)上常用物料破碎前的平均粒度D與破碎后的平均粒度d之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況，比值i稱為破碎比（即平均破碎比） i = D/d為了簡易地表示物料破碎程度和比較各種破碎機的主要性能，也可用破碎機的最大進料口尺寸和最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為標稱破碎比。在實際破碎加工時，裝入破碎機的最大物料尺寸，一般總是小于容許的最大進料口尺寸，所以，平均破碎比只相當于標稱破碎比的0.70.9。破碎機械常用的類型有：顎式破碎機、圓錐破碎機、旋回式破碎機、錘式破碎機和輥式破碎機等。顎式破碎機廣泛運用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化工等行業(yè)。根據(jù)其結構不同可分為復擺顎式破碎機（即單復擺顎式破碎機）和簡擺顎式破碎機。復擺顎式破碎機適用于粗，中碎抗壓強度250mpa以上的各種礦石巖石。簡擺顎式破碎機則可以破碎各種硬度的礦石和巖石，且特別適用于破碎各種硬度的磨蝕性強的石料。復擺顎式破碎機工作時，電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉，使動顎周期地靠近、離開定顎，從而對物料有擠壓、搓、碾等多重破碎，使物料由大變小，逐漸下落，直至從排料口排出。表1-2 簡擺顎式破碎機的技術規(guī)格規(guī)格進料口尺寸mm最 大 進料粒度 mm出 料 口調節(jié)范圍mm生產率t/h電動機功率kw長寬1200900井下1200900650150180140200110.01200900液壓120090075015020014020095.01500120015001200850130180170180.021001500210015001250250300400500280.0表1-3 復擺顎式破碎機的技術規(guī)格規(guī)格進 料 口 尺寸 mm最大進料粒度 mm出料口調節(jié)范圍mm生 產 率t/h電動機長寬型 號功率kw250150250150125104014Y1325-45.5350200350200160105025Y160M-67.53802403802401721Y160M-67.54002504002502102080520Y180L-615.0400250分段式400250400250移動式4002502202080520M200L2-6-05022400250汽油機驅動40025022020801012M-050汽油機820（hp）4002504002501802080810Y180M-417.05002505002502202080540Y200L2-6226004006004003504016017115Y250M-830.07505007505004505017070YR280-855.09006009006004807520052192YR315L-87512009001200900750100200150300YR315L-6110.0輥式破碎機工作可靠、維修簡單、運行成本低廉，排料粒度大小可調。按照輥子數(shù)量可分為單輥破碎機、雙輥破碎機和多輥破碎機（一般是四輥）等，按照輥面特征，可分為光面輥和帶齒輥兩種。單輥破碎機，用于破碎石灰石、煤等物料，物料塊在輥子與帶齒板間被軋碎。表1-4 單輥破碎機的技術規(guī)格規(guī)格 mm輥子轉速r/min進料粒度mm卸料粒度mm電動機功率kw生產率t/h外形尺寸mm長寬高整機質量t915183056700022535085056604330337080150028006300100025002005540072673250173532.8150021405.2-4025030071362600181027.1310001300-120075030010030013604700225011168.1雙齒輥破碎機主要適用于礦山，冶金、化工、煤礦等行業(yè)脆性塊狀物料的粗，中級破碎，其入料粒度大，出料粒度可調，可對抗壓強度160MPa的物料進行破碎。其結構緊湊，且破碎力由內部機構承受，基礎不受力，特別適用于移動式設備，也廣泛適用于各種場合的物料破碎。 破碎機充分利用脆性材料的抗彎、抗剪強度比抗壓強度低的特點，采用交叉布齒，使破碎齒受力均勻，降低能耗； 采用大齒、小輥、螺旋布齒，多破碎盤的結構，有更強的挾制大塊能力，重復破碎少，生產能力強； 在兩個破碎輥下設有破碎棒，形成破碎齒和破碎棒三級破碎過程且可調整出料粒度，使碎后粒度均勻； 齒輥轉速低、磨損小、燥音低、粉塵小。被破碎物料經給料口落入兩輥子之間，進行擠壓破碎，成品物料自然落下。遇有過硬或不可破碎物時，輥子可憑液壓缸或彈簧的作用自動退讓，使輥子間隙增大，過硬或不可破碎物落下，從而保護機器不受損壞。相向轉動的兩輥子有一定的間隙，改變間隙，即可控制產品最大排料粒度。雙輥破碎機是利用一對相向轉動的圓輥，四輥破碎機則是利用兩對相向轉動的圓輥進行破碎作業(yè)。表1-5雙輥破碎機的技術規(guī)格規(guī)格 mm輥子轉速r/min進料粒度mm卸料粒度mm電動機功率kw生產率t/h外形尺寸mm長寬高整機質量t雙光面輥12001000122.24021240159074704780201845.3187507005040210283.41738892865201812.25261040075850303012.840223517228103.2976004001203629204152615176019372.5540025020032281051012959408201.3雙齒面輥90090037.580001002812532171694419813.2701251500150180450450641002000100855226022067663.765075450503502520四輥破碎機是一種冶金礦山設備配套中、細碎產品，也可通過調整上、下輥的間隙，破碎所需粒度的物料。表1-6四輥破碎機的技術規(guī)格規(guī)格 mm輥子轉速r/min進料粒度mm卸料粒度mm電動機功率kw生產率t/h外形尺寸mm長寬高整機質量t1200100083.381303855354096105660432567153.166204107550609000700108100210281841753150314727.641894020161.3新型的齒輥破碎機本設計所涉及的新型的輥顎破碎機結合了顎式破碎機和齒輥破碎機的優(yōu)點，使生產能力得到了很大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保證，使物料得到了有效的破碎，這是有生產的實踐為證的。因該種機械的新的一面，所以尚未有成熟的計算方法對其進行精確的計算，只能在傳統(tǒng)破碎機械計算的基礎上，結合生產實踐，對其進行粗略的估算。其結構圖大致如下所示： 1 帶式輸送機 2 小齒輥 3 大齒輥 4 顎板 5 電機 6 電機調整部件 7 箱體 8 箱體底座 9 料度調整系統(tǒng)10 拉桿部件圖1-12 齒輥破碎機詳細設計2.1產品的技術參數(shù):破碎物料抗壓強度：160MPa入料粒度：800mm出料粒度：80mm處理量：2000t/h左右大齒輥轉速：120r/min左右，大齒輥轉速：160r/min左右2.2電機選型2.2.1電機功率計算對于功率的計算采用如下的近似理論計算方法。本方法是基于電機的功率應該與單位時間的破碎物料的功耗相同的原則，即認為電機的功率應如下求得：F=QW/其中Q:破碎機的生產能力t/hW:單位生產量的功耗kWh/t：破碎機的傳動效率采用Rittinger法確定單位生產量的功耗：即：m:Bond功指數(shù)，煤的Bond功指數(shù)為7.91KW.h/tE:占排料粒度80以上的組成部分的粒度尺寸（um）A:占給料粒度80以上的組成部分的粒度尺寸(um)i:常指數(shù)，取0.45-0.5。2.2.2電機選擇由于是所設計的破碎機的新穎性，暫時還沒有成熟的功率計算方法，故參考上述傳統(tǒng)破碎機械電機功率的計算方法，結合生產實踐的經驗，估取電機功率為160Kw, 選擇佳木斯電機股份有限公司的YB355S-6的電機。其主要參數(shù)如下：額定功率：160KW 轉速：980r/min效率：0.94 功率因數(shù)：0.87輸出軸徑：90mm2.3傳動機構的設計及計算根據(jù)上述所得的電機及齒輥轉速，初步確定電機至大齒輥間的減速比為 i=980/120 =8.17電機至小齒輥間的減速比為： I=980/160 =6.13根據(jù)生產實踐經驗，選定電機至大齒輥間的減速傳動機構為一對帶輪和一對齒輪。結合帶輪和齒輪的傳動特點，取帶輪間的減速比為1.6，齒輪間的減速比為5.2；電機至小齒輥間的減速傳動機構則在電機至大齒輥間減速傳動的基礎上再加上兩個介輪和一個齒輪，它們的具體設計如下述所示。2.3.1帶傳動的設計計算參考機械工業(yè)出版社出版的機械設計手冊第二版的第四卷。已知輸入軸轉速980r/min,輸入功率P=160kw1）設計功率 由表33.1-2查得共況系數(shù)1.6， P1.6160=256kw2）選定帶型 根據(jù)=256kw和=980r/min，由圖33.1-2確定為E型帶。3）小帶輪基準直徑及大帶輪基準直徑 參考表33.1-18和圖33.1-2，取560mm，取傳動比i=1.6,彈性滑動系數(shù)0.02。則大帶輪基準直徑i(1-)=1.65600.98=878.1mm由表33.1-18取=900mm。4）大帶輪軸實際轉速 (1-)/=5600.98980/900=597.58r/min5)帶速v v=/(601000)= 560980/(601000)=28.72m/s不超過30m/s，符合要求。5)初定軸間距 按要求取 =0.7(+)=0.7(560+900)=1022mm6)所需基準長度 2+(+)/2+ =4364.5mm 由表33.1-7選取基準長度4660mm。 7）實際軸間距a a=+（-）/21170mm安裝時所需最小軸間距 a-0.0015=1101.1mm張緊或補償伸長所需最大軸間距 a+0.02=1263mm9）小帶輪包角 10）單根V帶的基本額定功率根據(jù)560mm和980r/min由表33.1-17 g查得E型帶31.35kw。 11）考慮傳動比影響，額定功率的增量由表33.1-17g查得6.06kw。 12）V帶根數(shù)z z=/(+)由表33.1-13查得=0.96,由表33.1-15查得=0.9,則 Z=256/(31.35+6.06) 0.960.9=7.92取z8根。 13）單根V帶預緊力 =500(2.5/-1) /(zv)+m由表33.1-14查得m0.17kg/m,則 =500(2.5/0.96-1) 256 /(828.72)+0.171635.52N。14）壓軸力25880.88N。15）帶輪結構和尺寸由YB355S-6電動機可知，其軸伸直徑90mm ,長度L=170mm, 故小帶輪軸孔直徑應取90mm,轂長L=170mm 。由表33.1-22查得，大帶輪和小帶輪結構都為六橢圓輻輪。輪槽尺寸及輪寬按表33.1-20計算，參考圖33.1-5典型結構，畫出小帶輪工作圖（見圖）。圖2-1 小帶輪大帶輪的示意圖如圖所示： 圖2-2 大帶輪2.3.2齒輪傳動設計計算參考中國礦業(yè)大學出版社出版的機械設計工程學。傳遞功率P=152kw，主動齒輪轉速597.58r/min。1） 選擇齒輪材料查表8-17，小齒輪選用20CrMnTi,調質滲碳淬火，回火,硬度5662HRC；大齒輪選用20CrMnTi,調質滲碳淬火，回火，硬度5662HRC。2）按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算設計計算公式 齒輪模數(shù)mmm確定齒輪傳動精度等級 按（0.0130.022）,估算圓周速度5.3m/s，參考表8-14和表8-15，選取公差組8級。齒寬系數(shù) 查表8-23，按齒輪相對軸承為懸臂布置，取0.5。小輪齒數(shù)，在推薦值2040中取24。取傳動比i5.2，則=125。齒數(shù)比u5.208傳動比誤差u/u u/u=(5.208-5.2)/5.2=0.0015在5范圍內。小輪轉矩 由式（8-53）得 9.55P/=2.34Nmm載荷系數(shù)K 由式（8-54）得 K=使用系數(shù) 查表8-20得=1.75 動載荷系數(shù) 查圖8-57得初值=1.21齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.27齒間載荷分配系數(shù) 由式（8-55）及得 1.88-3.2()cos=1.721查表8-21并插值得=1.242,則載荷系數(shù)K的初值=3.34。齒形系數(shù) 查圖8-67 小輪2.08 大輪2.16應力修正系數(shù) 查圖8-68 小輪1.58 大輪1.83重合度系數(shù) 由式（8-67）得 0.25+0.75/=0.686許用彎曲應力 由式（8-71）有 彎曲疲勞極限 查圖8-72得850N/=740 N/彎曲壽命系數(shù) 查圖8-73得1尺寸系數(shù) 查圖8-74得1安全系數(shù) 查表8-27得1.6，則 531 N/，463 N/故齒輪模數(shù)m的設計初值 =6.91mm取=7mm。小輪分度圓直徑參數(shù)圓整值 168mm圓周速度v V= /60000=5.2539m/s與估取=5.2很相近，對取值影響不大，不必修正。 =1.21,K=3.34齒輪模數(shù)m=7mm。小輪分度圓直徑168mm大輪分度圓直徑 m=875mm中心距a a=m()/2=521.5mm齒寬b b=83mm大輪齒寬b=83mm小輪齒寬 +（510）88mm3） 按齒面接觸疲勞強度校核計算由式（8-63）知 彈性系數(shù) 查表8-22，得189.8。節(jié)點影響系數(shù) 查圖8-64（，0）得2.5。重合度系數(shù) 查圖8-65（0）得0.88。許用接觸應力 由式（8-69）得 接觸疲勞極限應力、 查圖8-69得 1650MPa, =1620MPa接觸強度壽命系數(shù) 查圖8-70得1。硬化系數(shù) 查圖8-71及說明得1。接觸強度安全系數(shù) 查表8-27，按一般可靠度取=1.1。則=1500 MPa=1473 MPa又 =988 MPa =960 MPa1200mm時 n = (16042)B r/min式中，B的單位是m.3 動顎行程 破碎機的行程是指動顎下端的擺幅，它與偏心軸偏心距、顎板斜角等有關，一般是 s = 2.2e式中 s為動顎行程，e為偏心距。行程與最小出料口尺寸必須保持一定關系，通常最小出料口尺寸是 而進料口寬度a與之間的關系是 a=（910）4生產能力 顎式破碎機生產能力就是指在一定給料和排料粒度條件下單位時間內所能處理的物料量。它與許多因素有關，例如，待破物料性質，破碎機型式和規(guī)格，動顎懸掛高度和運動特性，破碎機結構和工藝參數(shù)，破碎機制造質量和操作條件、管理水平等等。關于顎式破碎機生產能力的計算，大體上可以分為兩類，即理論計算和經驗計算。顎式破碎機生產能力通常以動顎往復擺動一次，從破碎腔中排出一個松散棱柱體積的物料作為其計算依據(jù)。 一方面，因為顎式破碎機的機構是采用一種由典型的曲柄搖桿機構派生而來的偏心機構，其肘板具有急回運動的特性。從這一特性出發(fā)，并考慮到物料從破碎腔中落下最大可能的高度一由設備的幾何學條件確定的高度，由圖2-8可知，顎式破碎機動顎往復擺動一次，從破碎腔中排出的質量生產能力為：Q=(120150) t/h (1)式中 B,L給料口的寬度和長度，m；b排料口寬度，m;s動顎下端點水平擺動行程，m； 排出產物的平均粒度，m，其值為： 圖2-8 破碎腔幾何尺寸被破碎物料的固體密度，t/m；考慮被碎碎物料表面摩擦特性的系數(shù)，其值與物料類別有關，花崗巖、石英巖等的=1.0，煤和焦炭等的=0. 5；與給入破碎機的物料粒度分布參數(shù)有關的函數(shù)，與的關系曲線如圖2-9所示，參數(shù)按如下定義給出： 圖2-9 與的關系曲線=(-)/在此 給入物料中的最大粒度，m； 給入物料中的最小粒度，m； 給入物料的平均粒度，m；與通過破碎腔的物料流有關的參數(shù)有關的函數(shù)，參數(shù)是破碎機排料口寬度b與給入物料的平均粒度之比值，即 b/通常破碎機排料口寬度b總是小于給入物料平均粒度的1/2，故可選取為1；考慮顎式破碎機機構具有急回運動特征，且能獲得最大生產能力時動顎的擺動次數(shù)，其值可由下式得出： r/min (2)式中 K顎式破碎機機構的行程速比系數(shù)，通常K=1. 151.25； g重力加速度，；n顎式破碎機動顎的實際擺動次數(shù)，r/min；與顎式破碎機動顎擺動次數(shù)有關的函數(shù)，其值由下面的關系給出：對于n，/n。另一方面，假定動顎作平移運動，忽略動顎在擺動過程中嚙角變化的影響，那么動顎往復擺動一次，從破碎腔中排出的質量生產能力(圖2-10)可按考下式予以計算： 圖2-10 顎式破碎機生產能力計算 (3)式中，定顎破碎板和動顎破碎板傾斜安裝的角度，+稱為顎式破碎機的嚙角；被破碎物料的松散系數(shù)，一般情況下，取0. 30. 7，破碎堅硬物料時取小值，破碎不太硬的物料時可取大值；其它符號的意義和單位同前。若/2，則有 t/h (4)若0，則 t/h (5)以上從不同的角度出發(fā)，給出了顎式破碎機生產能力的理論計算公式(1), (3), (4),(5)等，但它們都各自有其局限性，只可作為定性計算時使用。為了獲得一種較為滿意的顎式破碎機生產能力，還必須根據(jù)生產實際予以校正。故下面再推薦幾個經驗公式供選用。Taggart A F公式 Q=0.093L t/h （6)或 Q=0. 084 A/i t/h (6a)式中 L., b破碎機排料口長度和寬度，cm；A給料口面積，, ALB；B給料口寬度，cm；i破碎比，i=D/b；D給料粒度，cm。 OnerBckm B 公式 Q=b t/h (7)式中 給料特性(或破碎難易程度)系數(shù)，詳見表2-1；物料密度校正系數(shù)，=/1. 6；破碎物料的松散密度，t/；物料粒度校正系數(shù)，見表2-2；排料口單位寬度的生產能力，t/hmm，見表2-3； b排料口寬度，mm。表2-1給料特性系數(shù)表2-2物料粒度校正系數(shù)表2-3排料口單位寬度的生產能力利溫生公式 Q=150nLS t/h (8)式中各長度單位以“m”計入，其余各符號的意義及單位同前。上述計算公式原則上只適用于簡擺顎式破碎機，即它們沒有能夠反映出不同型式的顎式破碎機與生產能力之間的關系。但實踐證明，由于破碎機動顎擺動行程S的大小和方向，以及運動軌跡的差別，各種型式的顎式破碎機的生產能力是不同的。據(jù)國外對相同規(guī)格的三種不同型式的顎式破碎機在排料口寬度b、動顎擺動次數(shù)n和嚙角等相同條件下的試驗證實，復擺顎式破碎機較簡擺顎式破碎機提高生產能力2030%，綜合擺動顎式破碎機較簡擺提高9095%。因此，在計算簡擺以外的顎式破碎機生產能力時，必須乘以一個大于1的型式修正系數(shù) 。5 生產能力的影響因素分析以上介紹的幾個顎式破碎機生產能力的計算公式揭示了顎式破碎機生產能力與其結構參數(shù)(動顎下端點的水平擺動行程S、給料口尺寸BL、排料口寬度b)、工藝參數(shù)(動顎擺動次數(shù)n、嚙角)和物料性質(密度、松散系數(shù))等之間的函數(shù)關系，為提高顎式破碎機生產能力提供了科學依據(jù)。1) 適當提高顎式破碎機動顎擺動次數(shù)是提高其生產能力的重要途徑之一從公式(1), (3), (4), (5)可以明顯看出，顎式破碎機理論生產能力是隨著動顎擺動次數(shù)n的增高而增大的;從公式(1)還可看出，當動顎擺動次數(shù)n增高至某一最佳數(shù)值n。時，破碎機能夠獲得最大的生產能力;當動顎在超最佳擺動次數(shù)下擺動時，其生產能力將隨著動顎擺動次數(shù)的增高而降低。同時，實驗研究的結果也證明了這一規(guī)律。然而，現(xiàn)有顎式破碎機動顎的擺動次數(shù)都選擇得比較低，特別是大型簡擺顎式破碎機和小型復擺顎式破碎機。但因顎式破碎機具有較大的運動質量，如果動愕的擺動速度過快，所產生的慣性力就會比較大，這又將使機器及其基礎發(fā)生振動，使偏心軸回轉不均勻，同時所消耗的功率也較大，并可能引起軸承發(fā)熱，故其速度也不能過高。因此在破碎機其它有關參數(shù)不變化的情況下，適當增高現(xiàn)有顎式破碎機動顎擺動次數(shù)n以提高其生產能力是可能的。其增高幅度建議在原有破碎機擺動次數(shù)的基礎上增高10 15%，大型破碎機取小值，中小型取大值。2) 適當減小顎式破碎機嚙角是提高其生產能力的又一重要途徑由公式(3), (4), (5)可知，顎式破碎機生產能力在一定條件下與嚙角的正切成反比。同時，從Bond F C理論知，顎式破碎機生產能力與其嚙角成直線關系，即破碎機的相對生產能力隨修正系數(shù)成正比例變化: =1+1. 432 7(0. 384-) (9)式中為顎式破碎機的嚙角，rad將顎式破碎機的定顎破碎板和動顎破碎板都傾斜安裝，并盡量使二者傾斜安裝的角度和接近相等，可使其生產能力的相對值提高4%左右。 由國內外有關實驗證明，適當減小嚙角亦可提高顎式破碎機生產能力。因為嚙角減小，物料在破碎腔中完全被破碎所需要的動顎擠壓次數(shù)減少了，并使得破碎腔上部區(qū)域的處理能力比從排料口排出的能力增大，這樣破碎腔中總備有需要排出的產品，而不致因破碎不及時而影響排料。例如，原蘇聯(lián)學者巴烏曼BA用400 X 600顎式破碎機破碎抗壓強度為300 MPa的花崗巖時，將嚙角由改為后，生產能力提高了2040;吉斯淦和高登等都分別進行了減小嚙角的試驗，認為嚙角的大小對破碎機的生產能力有很大的影響，具體結果見表2-4。表2-4 嚙角對生產能力影響的實驗結果國內某石礦將PEF - 400 X 600顎式破碎機的嚙角在原設計的基礎上減小，其生產能力亦提高了20%。由上述分析和實驗結果可以看出，適當減小嚙角是提高顎式破碎機生產能力的又一重要途徑。但是，必須注意:嚙角的減小會導致破碎比減小，使破碎產品粒度相應增大，因此，減小嚙角還必須認真考慮破碎工段對物料粒度的要求。其具體實施方法，應視具體情況而定。如對新設計的顎式破碎機可廣泛參考國內外的實踐經驗，在保證滿足破碎粒度要求的前提下，盡量將嚙角選擇得小一點，國外就曾經選取到=左右。如對現(xiàn)有顎式破碎機進行改造，可采用普通碳素鋼鍛制成數(shù)條斜鐵(其條數(shù)視破碎機規(guī)格大小而定)，將其按定顎板縱向筋布置，用焊接方法固定于機架前壁的內側，于是顎式破碎機的嚙角將從減小至 (圖2-11)。(a)-定顎破碎板垂直安裝 (b)-兩破碎板傾斜安裝圖2-11 嚙角對生產能力之影響當定顎破碎板垂直安裝時，改造后的相對生產能力可按下式確定 (10)如果顎式破碎機的兩破碎板都傾斜安裝，嚙角+，那么其相對生產能力則為: （11）式中 當斜鐵大頭的尺寸b。小于Htg時，分母中tg取“+”，bo/H取“一”;反之，b。大于Htg時，分母中tg取“一”，bo/H則取“+”。3) 適當增大破碎機排料口寬度b和動顎下端點水平擺動行程S是提高其生產能力的重要途徑之三 從破碎機生產能力的計算公式亦可明顯看出，生產能力與排料口寬度b和動胯下端點水平擺動行程S有著極為密切的關系，即隨著b和S的增大，生產能力也是明顯提高的，而且已為實踐所證實。因此，在設計、選擇和改造顎式破碎機時，可以通過合理確定排料口寬度b和擺動行程S以提高顎式破碎機生產能力，特別是用于二次破碎的顎式破碎機更應該在這方面下功夫來提高其生產能力。但是，這與傳統(tǒng)的“排料口尺寸一般與破碎產品的尺寸大體相同或小一些”的觀念是相對立的，因此，具體實施時，必須完全滿足下述條件: (1) 適當增大排料口寬度b，其增大范圍可定為破碎機破碎腔長度L的0. 0250. 05倍;(2) 適當增大動顎的下端點水平擺動行程S，其增大量可控制在0. 050. 10L.范圍內; (3) 在同時滿足上述兩條件的基礎上，必須使給入破碎機的物料量大致等于破碎機的通過量，以保證破碎機破碎腔中的物料形成層狀密實充填的流動狀態(tài)，一邊連續(xù)不斷地給入被破碎物料，一邊利用動顎的擺動所產生的壓縮作用給予破碎腔中的物料以充分的壓實度和高壓縮比使之破碎。這種方法的破碎機理是以料層壓縮現(xiàn)象為基礎的，采用后不僅可以獲得小粒度，接近方狀的破碎產品，而且能使破碎成品數(shù)量成倍地增加。不過，在應用這種方法時還必須注意:其一，物料的松散密度與其真實密度之比值不能超過.80，否則就不能被壓縮，破碎機也就不能運轉;其二，通過破碎機的物料要經過適當篩分，使大于所需尺寸的物料再返回破碎機進行破碎，直至破碎成所需要的產品。4) 將破碎腔形狀改造為曲線型破碎腔是提高其生產能力的重要途徑顎式破碎機的破碎腔形狀是決定其生產能力的重要因素之一。破碎腔的形狀有直線型和曲線型。直線型破碎腔是指定、動胯上敷設的破碎板縱斷面都為直線，其嚙角為恒定;曲線型破碎腔則是將定、動顎破碎板或者其中之一的縱斷面設計為曲線，且曲線從上往下按嚙角逐漸減小的原則設計，即稱為變嚙角破碎腔。在變嚙角的曲線型破碎腔中，各連續(xù)水平面間形成的梯形斷面的體積，從破碎腔中部往下是逐漸增加的，因而物料間的空隙也增大，這樣有利于物料的排出。同時，由于曲線型破碎腔的排料口附近有一段接近于平行的區(qū)間，因而破碎機的堵塞點也會由排料口往上移動一段平行區(qū)間的長度，這不僅保證了在排料口附近不易發(fā)生堵塞現(xiàn)象，加快已破碎物料的流通，而且破碎板的使用壽命也將延長。因此，采用曲線型破碎腔可顯著地提高其生產能力。這也已為國內外大量的實踐所證實。曲線形狀有多種多樣，實驗研究的結果表明，在嚙角許可范圍內，將定、動破碎板之一的上、下部設計成對稱的Gauss曲線，其中部采用直線，另一破碎板則設計成直線(圖2-12)這被認為是破碎物料的理想條件。其曲線方程式為: （12） （13） （14） （15） （16）式中 H破碎腔高度，mm；h動顎懸掛點至給料口水平的高度，mm；其它符號的意義同前，單位為mm 。 圖2-12曲線型破碎腔二 輥式破碎機的計算及其分析1 破碎及排料機理分析雙齒輥破碎機的主要工作部件為兩個平行安裝的齒輥,每個齒輥沿軸向布置一定數(shù)量的齒環(huán),通過齒輥的對轉實現(xiàn)物料的破碎。其結構見圖2-13。圖2-13 破碎機理示意圖齒對物料的作用過程可分為三個階段。第一階段,旋轉運動中的輥齒遇到大塊物料,首先對它進行沖擊剪切,接著進行撕拉。如果碎塊能被輥齒咬入則進入第二階段破碎,否則輥齒沿物料表面強行滑過,靠輥齒的螺旋布置迫使物料翻轉,等待下一對齒的繼續(xù)作用。在圖1中,這一階段為齒從1-1位置到2-2位置。第二階段從物料被咬入開始,到前一對齒脫離咬合終止,在圖1中表現(xiàn)為齒從2-2位置運動到3-3位置的過程。這一階段兩齒包容的截面由大逐漸變到最小,然后再增大。粒度大的物粒由于包容體積逐漸變小而被強行擠壓剪碎,破碎后的物料被擠出,從齒側間隙漏下。前一對齒開始脫離嚙合時,破碎的物料大量下漏排出,個別粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻擋。當齒運動到劈裂棒附近時,與劈裂棒共同作用,將大塊物料劈碎并將其強行排出,這就是第三階段破碎。至此,一對齒的破碎過程結束。每對齒環(huán)上有多少個齒,齒輥運行一周時同樣的過程就進行多少次,循環(huán)往復。2 破碎比 i 和鉗角輥式破碎機的咬入能力與輥子間的摩擦系數(shù)f有關，一般情況下，鉗角應小于或等于物料與輥子間摩擦角的兩倍。輥式破碎機如采用較大輥子直徑，并改進輥子圓周速度，破碎比i一般可以達到7以上，單輥破碎機的破碎比還要高些。3 輥子直徑D與物料粒度d的關系輥子直徑D與物料粒度d之間的關系是 式中 鉗角，i破碎比。輥式破碎機的破碎比i一般為4,將前述極限值帶入，可得：干硬物料D/d=17,濕軟物料D/d=7.5。為了工作可靠，D/d值還需加大0.20.25，此時，輥子直徑要比物料粒度大922倍，故光面雙輥破碎機不宜于作粗碎機，不然輥子要做得非常龐大。槽面輥子不是單單依靠摩擦力咬住物料，故D/d值可以取得較小。破碎干硬物料時，槽面輥子的D/d取1012，齒面輥子的D/d取26。4 輥子轉速當輥式破碎機的破碎比i取4時，光面輥式破碎機的極限轉速為 r/min式中 f物料與輥子表面的摩擦系數(shù)，物料密度（kg/）,d物料粒度(cm)，D輥子直徑（cm）。實際上，為了減小破碎機的振動和輥子表面的磨損，取 n = (0.40.7) r/min光面輥子取上限值，槽面和齒面輥子取下限值。圓周速度則取：硬質物料v=36m/s；軟質物料v=67m/s。對于快速細碎雙輥破碎機，輥子表面的圓周速度可達26.2m/s。 5 雙齒輥破碎機生產能力的計算生產能力是雙齒輥破碎機性能的重要指標。它直接關系到雙齒輥破碎機設計中各參數(shù)的選擇,如功率的確定等,也是用戶選型的重要依據(jù)。因此如何確定雙齒輥破碎機的生產能力非常重要。從雙齒輥破碎機的破碎和排料機理可知:(1)雙齒輥破碎機具有強制咬入特性和強制排料特性,這與一般的輥式破碎機不同,因此不能簡單地套用輥式破碎機的生產能力計算公式。(2)當輥子轉速一定時,雙齒輥破碎機的生產能力決定于齒輥在運轉中咬入物料的能力。這一能力在兩輥上相對齒環(huán)的旋轉相位保持不變時決定于兩個因素,一個是齒的幾何形狀,即前后兩對齒形成的封閉多邊形的面積;另一個是物料的礦巖特性,物料越易粉碎,每次咬入的量越接近齒輥幾何構造所允許的最大值。由此我們得到下面的理論生產能力Q的計算公式:Q=60mknAl () (1)式中:m齒環(huán)圓周上的齒數(shù)；K礦巖特性系數(shù)；N齒輥轉速,r/min；A前后兩對齒形成的封閉多邊形面積,；L沿齒輥軸向布齒長度,m?？紤]到部分物料從齒的間隙漏下,應予補償。補償量可利用輥式破碎機的生產能力計算公式來計算：Q=3600VFU () (2)式中:V破碎機輥齒的平均線速度，m/min；F破碎機輥齒間物料通過的面積,，；U物料松散系數(shù),取0.250.4。由此得生產能力計算公式:Q=60mknAl+3600VFU ) (3)式中各符號含義同公式(1)和(2)。將公式(3)運用于1250雙齒輥破碎機生產能力的計算,當k=0.75,U=0.25時得到理論生產能力的下限值；當k=1.0,U=0.4時得到理論生產能力的上限值,結果的可信度很高。k值的選取,可借用一級破碎機的填充系數(shù)。6 雙齒輥破碎機功率的計算方法功率計算是破碎機設計中的關鍵環(huán)節(jié),也是選擇電機的理論依據(jù)。而電機的選擇直接影響到后續(xù)設計。過去破碎機設計中,確定功率一般采用兩種方法:經驗公式法和理論計算法。由于雙齒輥破碎機是一種新型設備,無經驗可循,因此基于電機功率應與單位時間破碎物料的功耗相同的原則,提出如下電機功率的理論計算方法:N=QW/G式中 Q設計要求的生產能力,t/h；W單位生產量的功耗,kW#h；G破碎機的傳動效率。由此可見這一方法的關鍵在于如何確定單位生產量的功耗W。目前有四種理論計算方法可以確定W:Rittinger法,Kick-Kirpichev法,Bond法和Holmes法。其中Rittinger法適用于細磨,Kick-Kirpichev法適用于粗碎,Bond法介于二者之間。而Holmes法是前三種方法的統(tǒng)一,其表達式為：W=11m(1/-1/) (4)式中 mBond功指數(shù),kWh0.907t。E排料中占80%以上組成部分的粒度,Lm；A給料中占80%以上組成部分的粒度,Lm；i的取值范圍在1.211.4。由于Holmes公式中i的取值范圍過大,稍有不當,將與實際情況相差甚遠。通過對1250雙齒輥破碎機功率的計算以及所繪制的N c-i曲線(N=WHQ),初步得出對于雙齒輥破碎機,i可取1.455。2.4.2 輸入軸的結構設計及校核根據(jù)上述設計計算可知，輸入軸，也即帶輪軸的轉速為=597.58r/min,傳遞功率為=152Kw，（1）求軸上的轉矩T T=9.55（/） 9.55 2.43 N.mm（2）求作用在齒輪上的力 軸上齒輪的分度圓直徑： =168mm可以求出作用在齒輪上圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如下圖所示。 22.43/16828929N =2892910529 N（3）確定軸的最小直徑選取軸的材料為37SiMn2MoV，調質處理。預估軸的最小直徑： 取A=100,可得 A 100 67.1 mm取=100mm。（4)軸的結構設計根據(jù)軸的軸向定位要求以及軸上零件的裝配方案和他們之間的徑向配合尺寸等參數(shù)來確定出軸上各軸段的直徑和長度，以及軸上零件的周向定位，最后確定軸上圓角和倒角尺寸。各軸肩處的圓角半徑為2mm，軸端倒角取1.545下圖為軸及軸上零件的示意圖： 圖2-14（5）軸的強度較核1)求軸的載荷根據(jù)軸的結構圖和軸的受力分析，可以做出軸的計算受力簡圖，確定軸承支點。軸的受力簡圖： 圖2-15從受力簡圖可以看出軸的受力不在一個平面上，而是在兩個相互垂直的平面上，一個是水平面，一個是垂直面。我們可以在這兩個面內分別計算支反力和彎矩，然后求總和。垂直面支反力計算垂直面受力簡圖： 圖2-16由計算公式： 代入數(shù)據(jù)： 得到： =33717 N ， =19082 N畫出垂直面彎矩圖：圖2-17水平面支反力計算：水平面受力簡圖： 圖2-18由計算公式： 代入數(shù)據(jù)：得到： 21877 N， =30060 N畫出水平面彎矩圖：圖2-19由彎矩圖可以看出B、C兩點所受彎矩最大，其合成彎矩分別如下： = =4731851 N.mm = =7725504 N.mm合成彎矩圖：圖2-20扭矩：2.43 N.mm扭矩圖：圖2-21由上述一系列的圖可以看出，B、C為危險截面。當量彎矩 = =4734097 N.mm當量彎矩： = =7726880 N.mm2) 校核軸的強度軸的材料為37SiMn2MoV，調質處理。根據(jù)軸徑，查手冊得865 N/m（0.09-0.1 ） 77.8586.5 N/m取82N/m，軸的計算應力為 B= =21.5 N/m=82 N/mC=35.2 N/m=82 N/m根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。2.4.3 偏心軸的結構設計及校核根據(jù)上述設計計算可知，偏心軸的轉速為=114.74r/min,傳遞功率為=148.98kw，（1）求軸上的轉矩T T=9.55（/） 9.55 12.4 N.mm（2）求作用在齒輪上的力 軸上齒輪的分度圓直徑： =875 mm可以求出作用在齒輪上圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如下圖所示。 212.4/87528343 N =2834310316 N（3）確定軸的最小直徑選取軸的材料為37SiMn2MoV，調質處理。預估軸的最小直徑： 取A=100,可得 A100 109 mm取=112mm。(4)軸的結構設計根據(jù)軸的軸向定位要求以及軸上零件的裝配方案和他們之間的徑向配合尺寸等參數(shù)來確定出軸上各軸段的直徑和長度，以及軸上零件的周向定位，最后確定軸上圓角和倒角尺寸。各軸肩處的圓角半徑為2mm，軸端倒角取1.545下圖為軸及軸上零件的示意圖：圖2-22（5）軸的強度較核1）求軸的載荷根據(jù)軸的結構圖和軸的受力分析，可以做出軸的計算受力簡圖，確定軸承支點。軸的受力簡圖：圖2-23從受力簡圖可以看出軸的受力不在一個平面上，而是在兩個相互垂直的平面上，一個是水平面，一個是垂直面。我們可以在這兩個面內分別計算支反力和彎矩，然后求總和。垂直面支反力計算垂直面受力簡圖：圖2-24由計算公式： 代入數(shù)據(jù)： 得到： =12935 N ， =26070 N畫出垂直面彎矩圖：圖2-25水平面支反力計算：水平面受力簡圖：圖2-26由計算公式： 代入數(shù)據(jù)：得到： 2033 N， =14345 N畫出水平面彎矩圖：圖2-27由彎矩圖可以看出C、D兩點所受彎矩最大，C點在水平面內的彎矩 =AC=8422033=1711786 Nmm兩點的合成彎矩分別如下： = =5360444 N.mm = =4717463 N.mm合成彎矩圖：圖2-28扭矩：12.4 N.mm扭矩圖：圖2-29由上述一系列的圖可以看出，C、D為危險截面。當量彎矩 = =9169948 N.mm當量彎矩： = =8809544 N.mm校核軸的強度軸的材料為37SiMn2MoV，調質處理。根據(jù)軸徑，查手冊得865 N/m0.09-0.1 77.8586.5 N/m取82N/m，軸的計算應力為 = =11.5 N/m=82 N/m = =32.1 N/m=82 N/m根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。2.4.4 小齒輥軸的結構設計及校核根據(jù)上述設計計算可知，小齒輥軸的轉速為=114.74r/min,傳遞功率為=148.98kw，（1）求軸上的轉矩T T=9.55（/） 9.55 1.99 N.mm（2）求作用在齒輪上的力 軸上齒輪的分度圓直徑： =399 mm可以求出作用在齒輪上圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如下圖所示。 21.99/3999978.86 N =9978.863632 N（3）確定軸的最小直徑選取軸的材料為37SiMn2MoV，調質處理。預估軸的最小直徑： 取A=100,可得 A 100 94.2 mm取=103mm。(4)軸的結構設計根據(jù)軸的軸向定位要求以及軸上零件的裝配方案和他們之間的徑向配合尺寸等參數(shù)來確定出軸上各軸段的直徑和長度，以及軸上零件的周向定位，最后確定軸上圓角和倒角尺寸。各軸肩處的圓角半徑為2mm，軸端倒角取1.545下圖為軸及軸上零件的示意圖：圖2-30（5）軸的強度較核1）求軸的載荷根據(jù)軸的結構圖和軸的受力分析，可以做出軸的計算受力簡圖，確定軸承支點。軸的受力簡圖：圖2-31從受力簡圖可以看出軸的受力不在一個平面上，而是在兩個相互垂直的平面上，一個是水平面，一個是垂直面。我們可以在這兩個面內分別計算支反力和彎矩，然后求總和。垂直面支反力計算垂直面受力簡圖：圖2-32由計算公式： 代入數(shù)據(jù)： 得到： =11250 N ， =1271 N畫出垂直面彎矩圖：圖2-33水平面支反力計算：水平面受力簡圖：圖2-34由計算公式： 代入數(shù)據(jù)：得到： 4095 N， =463 N畫出水平面彎矩圖：圖2-35由彎矩圖可以看出B點所受彎矩最大，其合成彎矩分別如下： = =2244216 N.mm合成彎矩圖：圖2-36扭矩：1.99 N.mm扭矩圖：圖2-37由上述一系列的圖可以看出，B為危險截面。當量彎矩 = =2542074 N.mm校核軸的強度軸的材料為37SiMn2MoV，調質處理。根據(jù)軸徑，查手冊得865 N/m0.09-0.1 77.8586.5 N/m取82N/m，軸的計算應力為 = =50.1 N/m=82 N/m根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。2.4.5 新型齒輥破碎機的設計一 齒輥的結構設計及強度校核齒輥的齒帽及齒環(huán)結構大致如下圖所示： a. 齒環(huán) b. 齒帽圖2-38由軸的校核部分可知，偏心軸上的扭矩T=12.4N.mm,裝上齒帽后，齒環(huán)的直徑d=888mm,則作用在齒帽頂部的力的大小為 F=T/(d/2)=12.4/444=27928 N齒環(huán)齒根的截面積大致為 S=144152=21888 mm則齒環(huán)的齒根處所受的剪應力為 N/mm而齒環(huán)材料球墨鑄鐵60-2的剪切疲勞極限為185 N/mm,由此可知，齒環(huán)的剪切強度滿足要求，也即其結構設計合理。二 顎板的結構設計根據(jù)出料粒度的要求及前面對顎式破碎機參數(shù)計算的分析，大致確定顎板的結構及偏心軸的偏心距，見圖紙。2.5鍵的選擇及其校核2.5.1電機軸上鍵的選擇及校核電機軸伸出的輸出端與小帶輪聯(lián)結需用鍵實現(xiàn)周向固定。電機軸傳遞的轉矩為T=9.55160/980=1.56 Nmm,與軸的周向定位可用A型普通平鍵聯(lián)接, 按d=95mm進而從相關手冊中查得到平鍵的尺寸為: bhL=2514160 , 為保證電機軸與帶輪具有較好的對中性,取帶輪與電機軸的配合為 H7/r6.鍵聯(lián)接選擇計算,普通平鍵在軸上傳遞轉矩T時,鍵的工作面受到壓力N的作用,工作面受擠壓,鍵受剪切,失效形式是鍵、軸槽和輪轂槽三者中最弱的工作面被壓潰和平鍵被剪壞。當鍵用45鋼制造時，主要失效形式為壓潰，所以通常只進行擠壓強度計算。假定擠壓應力在鍵的接觸面上是均勻分布的，此時擠壓強度條件是： 鍵的受力簡圖如下圖所示：圖2-39其中k是鍵與輪轂（或軸槽）的接觸高度，mm，k=h/2 ,查設計手冊得到 k=7 mm, 為鍵的工作長度，b為鍵的寬度 。查手冊得到45鋼在沖擊載荷靜聯(lián)接下鍵的許用擠壓應力 為60100 此時聯(lián)結帶輪和電機軸的鍵的擠壓強度為從上面計算可得出電機軸鍵的強度能夠滿足強度要求。2.5.2輸入軸上鍵的選擇及校核 輸入軸上有兩處需布鍵以實現(xiàn)動力的傳輸：輸入端的帶輪與軸以及輸出端的軸與齒輪。鍵材料用#45鋼，其=60100 。1）輸入軸即帶輪軸上的轉矩T=2.43 Nmm,帶輪與軸的周向定位可用A型普通平鍵聯(lián)接, 按d=100mm進而從相關手冊中查得到平鍵的尺寸為: bhL=2816200 。鍵的選擇計算,與上面的一樣，普通平鍵在軸上傳遞轉矩T時,鍵的工作面受到壓力N的作用,工作面受擠壓,鍵受剪切,失效形式是鍵、軸槽和輪轂槽三者中最弱的工作面被壓潰和平鍵被剪壞。帶輪與軸的連接的鍵可采用45鋼，所以它的主要失效形式為壓潰，所以通常只進行擠壓強度計算。假定擠壓應力在鍵的接觸面上是均勻分布的，此時擠壓強度條件是： 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強度公式得 33.0 從上面計算可得出帶輪處軸上鍵的強度能夠滿足強度要求。2）與輸入軸上小齒輪配合的軸直徑d102mm查相關手冊，選用A型普通平鍵，其尺寸為：bhl=281680,為了確保證齒輪與軸具有合適的對中性,取齒輪與軸的公差配合為 H7/r6。將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強度公式，有 114 由上述計算得到單個平鍵的強度不夠，但差得不多，故采用雙鍵聯(lián)接。2.5.3偏心軸鍵的選擇及校核 偏心軸上共有兩處需布鍵：齒輪與偏心軸的周向固定以及齒環(huán)與偏心軸的周向固定。1）偏心軸上的扭矩：T1.2410 N.mm鍵材料用#45鋼，其=60100 。與齒輪配合的軸直徑d112mm，查相關手冊，選用矩形花鍵聯(lián)結。其尺寸為：NdDB=1011212518。為了確保證齒輪與齒輥軸具有良好的對中性,取齒輪與軸的公差配合為 H7/r6.花鍵聯(lián)結的強度計算公式如下： 式中 T轉矩（Nm）； 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常0.70.8； Z 齒數(shù)； 齒的工作高度（mm）, =（D-d）/2-2c，c為倒角尺寸；齒的工作長度（mm）；平均直徑（mm）,矩形花鍵（D+d）/2 ； 花鍵聯(lián)結許用擠壓應力（MPa）。將已知數(shù)據(jù)帶入上述花鍵擠壓強度計算公式，有 68.8 又經查手冊得，靜聯(lián)結方式下，齒面經熱處理在不良的制造和使用的情況下在4070范圍內，故說選花鍵滿足強度要求。 2）與齒環(huán)配合的軸直徑d255mm。查相關手冊，選用A型普通平鍵，其尺寸為：bhl=5632500。為了確保證齒輪與軸具有合適的對中性,取齒輪與軸的公差配合為 H7/r6。將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強度公式，有 13.69 從上面計算可得出齒環(huán)處軸上鍵的強度能夠滿足強度要求。2.5.4小齒輥軸鍵的選擇及校核小齒輥軸上共有兩處需布鍵：齒輪與小齒輥軸的周向固定以及齒環(huán)與小齒輥軸的周向固定。鍵材料用#45鋼，其=60100 。小齒輥軸上的扭矩：T1.9910 N.mm1）與齒輪配合的軸直徑d103mm，查相關手冊，選用A型普通平鍵，其尺寸為：bhl=281680,為了確保證齒輪與軸具有合適的對中性,取齒輪與軸的公差配合為 H7/r6。將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強度計算公式，有 56.28 從上面計算可得出小齒輥上齒輪處軸上鍵的強度能夠滿足強度要求。2）與齒環(huán)配合的軸直徑d170mm。查相關手冊，選用A型普通平鍵，其尺寸為：bhl=4022860。為了確保證齒輪與軸具有合適的對中性,取齒輪與軸的公差配合為 H7/r6。將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強度公式，有 4.28 從上面計算可得出齒環(huán)處軸上鍵的強度能夠滿足強度要求。2.6軸承校核2.6.1 輸入軸軸承選用及校核輸入軸的一對軸承采用調心滾子軸承，主要是因為它的自動調心作用，能夠自動調節(jié)偏角。采用調心滾子軸承型號及其參數(shù)：型號：22326 TN1/W33 1050kN, 1440kN, =2.0, =2.0,=3.0, e=0.341軸承支反力由輸入軸的校核部分可知：垂直面支反力 =33717 N ， =19082 N水平面支反力 21877 N， =30060 N則合成支反力 = =34419 N =35605 N2. 軸承的派生軸向力 =/(2Y)代入數(shù)據(jù)得：=8605 N =/(2Y)代入數(shù)據(jù)得：8901 N3. 軸承的軸向載荷因為軸承不受外部軸向載荷，即K0，右，故=8901 N4. 軸承的當量動載荷1) 因為/0.26e=0.34查手冊知道：當量動載荷 =34419 N2) 因為/ =0.25e=0.34查手冊有：當量動載荷 35605 N5.軸承壽命 因為，故按計算。查手冊得：溫度系數(shù)： 1載荷系數(shù)： 1.8查手冊得壽命公式： h對于滾子軸承10/3代入數(shù)據(jù)：L=311510 h可以看出，軸承滿足壽命要求。2.6.2 偏心軸軸承選用及校核偏心軸的兩對軸承都采用調心滾子軸承，主要是因為它的自動調心作用，能夠自動調節(jié)偏角。一 支撐偏心軸的軸承選擇及校核支撐偏心軸的軸承采用調心滾子軸承，其型號及參數(shù)如下：型號：22328 TN1/W33 1230kN, 1720kN, =1.9, =2.0,=2.9, e=0.341軸承支反力由輸入軸的校核部分可知：垂直面支反力 =12935 N ， =26070 N水平面支反力 2033 N， =14345 N則合成支反力 = =34419 N =35605 N2. 軸承的派生軸向力 =/(2)代入數(shù)據(jù)得：=8605 N =/(2)代入數(shù)據(jù)得：8901 N3. 軸承的軸向載荷因為軸承不受外部軸向載荷，即K0，又，故=8901 N4. 軸承的當量動載荷1) 因為/0.26e=0.34查手冊知道：當量動載荷 =34419 N2) 因為/ =0.25e=0.34查手冊有：當量動載荷 35605 N5.軸承壽命 因為，故按計算。查手冊得：溫度系數(shù)： 1載荷系數(shù)： 1.8查手冊得壽命公式： h對于滾子軸承10/3代入數(shù)據(jù)：L=1622382 h可以看出，軸承滿足壽命要求。二 支撐顎板的軸承選擇及校核支撐顎板的軸承采用調心滾子軸承，其型號及參數(shù)如下：型號：23040 CC/W33 890kN, 1650kN, =2.8, =2.8,=4.2, e=0.241軸承支反力由偏心軸的校核部分可知：垂直面支反力 =8094 N ， =8094 N；水平面無支反力。則合成支反力 =8094 N =8094 N2. 軸承的派生軸向力 =/(2)代入數(shù)據(jù)得：=1445 N =/(2)代入數(shù)據(jù)得：1445 N3. 軸承的軸向載荷因為軸承受的外部軸向載荷可忽略，即K0，又=，故=1445 N4. 軸承的當量動載荷1) 因為/0.18w this level.As mentioned previously, the feed size distribution has a significant effect on the pressure generated in thecrushing chamber. Ore that has a finer feed size distribution tends to choke the NCRC more, reducing theeffectiveness of the crusher. However, as long as the pressure generated in not excessive the NCRCmaintains a relatively constant operating gap irrespective of the feed size. The product size distributionwill, therefore, also bc independent of the feed size distribution. This is illustrated in Figure 10, whichshows the results of two crushing trials using identical equipment settings but with feed ore havingdifferent size distributions. In this example, the NCRC reduced the courser ore from an Fs0 of 34mm to aPs0 of 3.0mm (reduction ratio of 11:1), while the finer ore was reduced from an Fs0 of 18mm to a Pso of3.4mm (reduction ratio of 5:1). These results suggest that the advantages of using profiled rolls diminish asthe ratio of the feed size to roll size is reduced. In other words, to achieve higher reduction ratios the feedparticles must be large enough to take advantage of the improved nip angles generated in the NCRC.Mill scatsSome grinding circuits employ a recycle or pebble crusher (such as a cone crusher) to process materialwhich builds up in a mill and which the mill finds hard to break (mill scats). The mill scats often containworn or broken grinding media, which can find its way into the recycle crusher. A tolerance to uncrushablematerial is therefore a desirable characteristic for a pebble crusher to have. The NCRC seems ideally suitedto such an application, since one of the rolls has the ability to yield allowing the uncrushable material topass through.The product size distributions shown in Figure 1 1 were obtained from the processing of mill scats in theNCRC. Identical equipment settings and feed size distributions were used for both results, however one ofthe trials was conducted using feed ore in which the grinding media had been removed. As expected, theNCRC was able to process the feed ore containing grinding media without incident. However, since oneroll was often moving in order to allow the grinding media to pass, a number of oversized particles wereable to fall through the gap without being broken. Consequently, the product size distribution for this feedore shows a shift towards the larger particle sizes, and the Ps0 value increases from 4ram to 4.7mm. In spiteof this, the NCRC was still able to achieve a reduction ratio of almost 4:1.WearAlthough no specific tesls were conducted to determine the wear rates on the rolls of the NCRC, a numberof the crushing trials were recorded using a high-speed video camera in order to try and understand thecomminution mechanism. By observing particles being broken between the rolls it is possible to identifyportions of the rolls which are likely to suffer from high wear and to make some subjective conclusions asto the effect that this wear will have on the perlbrmance of the NCRC. Not surprisingly, the region thatshows up as being the prime candidate for high wcar is the transition between the flat and concave surfaces.What is surprising is that this edge does not play a significant role in generating the improved nip angles.The performance of the NCRC should not be adversely effccted by wear to this edge because it is actuallythe transition between the fiat and convex surfaces (on the opposing roll) that results in the reduced nipangles.The vide() also shows that tor part of each cycle particles are comminuted between the flat surfaces of therolls, in much the same way as they would be in a jaw crusher. This can be clearly seen on the sequence ofimages in Figure 12. The wear on the rolls during this part of the cycle is likely to be minimal since there islittle or no relative motion between the particles and the surface of the rolls.CONCLUSIONSThe results presented have demonstrated some of the factors effecting the comminution of particles in anon-cylindrical roll crusher. The high reduction ratios obtained from early single particle tests can still beachieved with continuous multi-particle feed. However, as with a traditional roll crusher, the NCRC issusceptible to choke feeding and must be starvation fed in order to operate effectively. The type of feedmaterial has little effect on the performance of the NCRC and, although not tested, it is anticipated that themoisture content of the feed ore will also not adversely affect the crushers perBrmance. Results from themill scat trials are particularly promising because they demonstrate that the NCRC is able to process orecontaining metal from worn grinding media. The above factors, in combination with the flaky nature of theproduct generated, indicate that the NCRC would make an excellent recycle or pebble crusher. It wouldalso be interesting to determine whether there is any difference in the ball mill energy required to grindproduct obtained from the NCRC compared that obtained from a cone crusher.中文譯文摘要 低的破碎比和高的磨損率是與傳統(tǒng)的破碎機相聯(lián)系的很常見的兩個特性。因為這點，在礦石處理流程的應用中，很少考慮到它們，并且忽略了很多它們的優(yōu)點。本文描述了一個已被發(fā)展起來的新穎的對輥破碎機，旨在提出這些論點。作為NCRC,這種新式破碎機結合了兩個輥筒，它們由一個交替布置的平面和一個凸的或者凹的表面組成。這種獨特的輥筒外形提高了嚙合角，使NCRC可以達到比傳統(tǒng)輥式破碎機更高的破碎比。用一個模型樣機做的試驗表明：即使對于非常硬的礦石，破碎比任可以超過10。另外，既然在NCRC的破碎處理中結合了輥式和顎式破碎機的作用，那就有一種可能：那種新的輪廓會帶來輥子磨損率的降低。關鍵字：介紹傳統(tǒng)的輥筒破碎機因為具有幾個缺陷而導致了其在礦石處理應用中的不受歡迎。尤其是當與其它的一些破碎機比起來，諸如圓錐破碎機等，它們的低破碎比（一般局限在3以內）和高的磨損率使它們沒有吸引力。然而，從礦石處理這一點來說，輥筒破碎機有一些非?？扇〉奶攸c：輥筒破碎機的相對穩(wěn)定的操作寬度可以很好控制產物粒度。彈簧承重的輥子的使用使這些機器容許不可破碎的物料（諸如夾雜金屬等）。另外，輥筒破碎機是這樣工作的：將物料牽引至輥子之間的擠壓區(qū)而不是象圓錐和顎式破碎機那樣依靠重力。這產生了一個連續(xù)的破碎周期，避免了高通過率，同時也使破碎機可處理潮濕的和膠粘的物料。NCRC是一種新穎的破碎機，發(fā)明于澳大利亞西部大學，為得是提出一些與傳統(tǒng)輥筒破碎機相聯(lián)系的一些問題。新的破碎機結合了兩個輥子，由間隔布置的平面和凸的或者凹的表面組成。這種獨特的輥子輪廓提高了嚙合角，使NCRC可達到比傳統(tǒng)輥筒破碎機更高的破碎比。用一個模型樣機的初步試驗已表明：即使非常硬的物料，超過10的破碎比也可以實現(xiàn)。這些初期的發(fā)現(xiàn)是通過單一顆粒進給而獲得的，在破碎中沒有顯著的物塊間的相互作用。目前的工作在NCRC中用多物塊試驗延伸了現(xiàn)存的結果。同時也顧及了各種其他因素：影響NCRC特性和探索NCRC在選礦處理中使用效率。操作原理嚙合角是影響輥筒破碎機性能的重要因素之一。小的嚙合角是有利的，因為它們增大了物塊被輥筒抓住的可能性。對于一個給定的入料粒度和輥隙，傳統(tǒng)的輥筒破碎機的嚙合角受限于輥筒的尺寸。NCRC試圖通過有特殊輪廓的輥筒克服這種限制，這種輪廓提高了輥筒在一轉中變化點的嚙合角。至于嚙合角，在選擇輥面時，很多其他的因素，包括變化的輥隙，破碎的方式都考慮了。最終NCRC輥筒形狀如圖1所示。其中一個輥子由間隔布置的平面和凸面組成，而另一個是由間隔布置的平面和凹面組成。NCRC輥筒的形狀導致了幾個獨特的特點。其中最重要的就是在輥筒轉動時，對于一個給定物塊粒度和輥隙，NCRC所產生的嚙合角將不再保持穩(wěn)定。時而嚙合角比相同尺寸的圓柱輥筒低很多，時而高很多。輥子轉動中嚙合角的實際變化量超過60度，如圖2所示，圖2也表示了相同情況下，可相比尺寸的圓柱輥筒破碎機所產生的嚙合角。這些嚙合角是對一個直徑為25毫米的圓形物塊放在輥徑大約200毫米、最小輥隙1毫米的輥筒間計算出來的。這個例子可以用來描述使用非圓柱輥筒的潛在優(yōu)點。為了抓住物塊，通常嚙合角不超過25度。因此，圓柱輥筒破碎機將一直夾不住這個物塊，因為其實際嚙合角一直穩(wěn)定在52度。然而，在輥筒轉過60度時，NCRC的嚙合角降至25度以下。這意味著輥筒每轉過一轉，非圓柱輥筒破碎機可能有6次夾住物塊。試驗過程NCRC的實驗室模型由兩個輥筒部件組成，每一個由發(fā)動機、齒輪箱和有形輥筒組成。兩個部件都安置在線性軸承上，其有效支持任何垂直部件的力，同時保證其水平運動。一個輥筒部件水平固定，而另一個通過壓縮彈簧限制，壓縮彈簧使輥筒抵抗一個變化的水平載荷?？蓜虞佂采系念A載荷可被調整直至最大值20千牛。驅動輥筒的兩個電動機通過一個變化的速度控制器實現(xiàn)電同步，速度控制器使輥速連續(xù)變化直至14轉每秒（大概0