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第一章 緒 論
1.1 項目的研究意義
隨著國家經(jīng)濟建設的快速發(fā)展,將對礦藏資源需求量更高、更好，國家有限的資源量將無法滿足更多的需求，雙齒輥式破碎機不僅要具有高效性、環(huán)保性，更要具有復合性。通常使用的破碎機在工作時只能粗略的對礦石進行破碎，很多還需要二次破碎，仍無法滿足生產生活需要，為此就不得不改變物料的破碎方式，物料的破碎效率，物料破碎的安全性環(huán)保性等多方面問題，為解決此問題在老師的指導下我設計這臺雙齒輥式破碎機，它可以有效的解決上述問題。我相信這臺破碎機能有效的節(jié)省和利用資源，對于提高生產、率環(huán)境保護和降低成本將會起到?jīng)Q定性作用，它一定會有很廣闊的市場前景!
1.2 國內外現(xiàn)狀
輥式破碎機出現(xiàn)于1806年，它是一種較為古老的破碎設備。但是，由于它的結構簡單、緊湊輕便、易于制造、工作可靠，特別是它的產品過粉碎少，因此，至今仍在選煤、冶金燒結、水泥、玻璃、陶瓷等工業(yè)部門，以及小型選礦廠中使用，而且有新的改進與發(fā)展。輥式破碎機被廣泛用于破碎軟質和中等硬度的物料，對破碎濕料和黏性物料和堅硬物料，使用范圍受到了限制。
近年來，國外輥式破碎機發(fā)展的得很快，種類也很齊全。按輥子的數(shù)目，輥式破碎幾可以分為單輥、雙輥、三輥、和四輥四種；按輥面形狀，可以分為光輥、齒輥、槽輥破碎機，輥式破碎機等等
就其結構而言，大多采用自動移動輥機結構，液壓調整，油—液控制系統(tǒng)等新技術、新結構。但各制造廠所采用的結構形式和控制系統(tǒng)各有不同，獨具特色。如美國Pettibone公司生產的雙輥破碎機，應用橡膠輪胎傳動，液壓調整機構，采用自動定位滾子軸承，運轉平穩(wěn)，使用壽命較長。還有美國Portec公司生產的三輥破碎機，由一個固定輥和兩個移動輥組成。移動輥由彈簧保持壓力及固定工作位置。固定輥由齒輪驅動，移動輥由橡膠輪胎傳動，可進行單向給料破碎和雙向給料破碎。三輥破碎機由單輥破碎機和雙輥破碎機組合而成。而四輥破碎機由兩個雙輥破碎機組合而成，這種破碎機能完成粗碎和終碎兩道工序，破碎效率很高。
輥式破碎機的規(guī)格用輥子直徑D和長度L表示，例如輥子直徑為1200mm，輥子長度為為1000mm的輥式破碎機表示為：Φ1200mm×1000mm輥式破碎機。
1.3 設計特點
雙齒輥破碎機機的主要性能特點是：
1. 本機具有體積小、重量輕、噪聲低、安裝檢修都十分方便等特點；
2. 齒輥的結構尺寸都是根據(jù)產品粒度要求進行設計，破碎齒磨損后現(xiàn)場可直接更換破碎牙齒，大大降低了使用成本；
3. 過粉碎極低。采用剪切原理，小于要求粒度的物料直接通過，對于大于粒度要求的物料進行破碎，避免了進入破碎機的物料攙雜破碎的缺陷。對于煤炭、焦碳等中等硬度物料，過粉碎率一般在5%以下。
2PGC—450×500新型雙齒輥破碎機是利用新型的齒形對物料進行剪切、拉伸、彎曲、刺破、折斷等作用實現(xiàn)破碎，特別適合用于原煤的粗碎和中碎，可簡化原煤的準備作業(yè)，是理想的煤炭破碎設備。
1.4 設計產品的用途和應用領域
破碎機是冶金、礦山、礦山、電力、化工、建筑、陶瓷、水泥和筑路等工業(yè)部門廣泛應用的設備，每年有大量原料和再利用的廢料都需要用破碎機進行加工處理，以達到下一級機械加工設備所要求的粒度，所以破碎機主要應用于礦區(qū)。
1.5 設計方案
1.5.1 設計目標、研究內容和擬定解決的關鍵問題
設計目標：
提高雙輥齒破碎機齒輥耐磨性和整體強度，使得齒輥在整個破碎工作過程中，不會因雙齒輥破碎機輥齒的長時間工作和物料粒度過大而發(fā)生變形，降低事故率，提高破碎效率，保證生產的正常進行，提高勞動生產率。
研究內容：
（1）結構分析設計；
（2）分析雙齒輥破碎機齒輥工作面耐磨性及其整體強度；
（3）整體結構優(yōu)化。
解決的關鍵問題：輥齒齒面嚴重磨損； 輥齒軸變形。
1.5.2 設計方案
設計方案
破碎機理：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)對物料的破碎。其結構如圖1所示。
齒對物料的作用過程可分為3個階段。在第1個階段，旋轉運動中的輥齒遇到大塊物料，首先對它進行沖擊剪切作用，接著對它進行撕拉作用。如果碎塊能被輥齒咬入則進入第2階段，否則輥齒沿物料表面強行猾過，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2階段從物料被咬入開始，到前一對齒脫離咬合終止。在圖1中表示為齒從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，然后在增大，粒度大的物料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除，個別粒度仍然偏大的物料被兩齒輥下面的破碎砧阻擋，使其進行二次破碎。當齒運動到破碎砧附近時，與破碎砧共同作用，將大塊物料劈碎并將其強行排除，這就是第3階段破碎。
至此，一對齒的破碎過程結束。每對齒環(huán)上有多少齒，齒輥運行一周時同樣的過程就進行多少次，循環(huán)往復。
破碎機設計方案：由三向異步電動機帶動皮帶論轉動，小皮帶輪向大皮帶輪完成第一級降速，大皮帶輪上小齒輪軸向第一齒輥軸完成第二級降速，第一皮帶輪帶動第二皮帶輪，同速傳動，兩齒輥相向轉動，由齒輥上破碎齒輪完成破碎工作，并且在兩齒輥中間下方破碎物料排出最密集的地方安放破碎砧，使物料進行二次破碎，達到更好的破碎效果，提高破碎生成率和降低生產成本和工作工序，已經(jīng)破碎的物料由下面排料口直接排出。
1.5.3 題目的可行性分析：
輥式破碎機尤其適用于破碎黏性物料。它具有處理細料的優(yōu)點，尤其是用于洗選之前的選煤過程。其處理能力較大，可達幾千噸/時。當采用槽型和齒型齒板時，最好處理軟質材料和抗壓強度低于800-1000kg/cm2的中硬物料，如：黏土，石膏，煤炭，焦碳，尾礦，鋁土礦，滑石等。目前隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展和煤炭破碎加工技術的進步，特別是新的新型破碎方法的出現(xiàn)，煤礦石對破碎機齒輥工作表面的性能、破碎后物料粒度和使用可靠性的要求也越來越高，齒輥作為破碎工作面中工況最惡劣、負載情況最復雜的關鍵設備，它的性能、壽命和可靠性制約了其它設備能力的正常發(fā)揮，決定了高產高效輥式破碎機的可行性和經(jīng)濟效益。改造方案的實施，必將為企業(yè)帶來可觀的經(jīng)濟效益和社會效益。
1.5.4 本項目的創(chuàng)新之處
傳統(tǒng)的破碎機大都是利用一對或幾對輥齒對塊狀物料進行擠壓破碎。且這些輥輪在軸上的安裝大都是并齊地排列在軸上，也就是它們的安裝鍵都在同一個空間角度上。這種傳統(tǒng)的破碎機它的破碎效果不太理想。
在設計過程中，我對傳統(tǒng)的破碎機進行了結構優(yōu)化設計。首先，對輥齒的空間安裝位置進行改進，把輥齒在軸上成螺旋式安裝布置，也就是連接鍵成角度布置其值為：第一個鍵槽角度為00其它的依次為150 、300 、450、600、750。這樣設計能對塊狀物料進行階段性破碎。也就是能對塊狀物料進行多次破碎。它能很好地提高破碎效率。
同時為了更好地，進一步地提高破碎效率。在每兩個嚙合輥齒嚙合處的正下方加上一個破碎砧。破碎砧利用它的兩個側面與嚙合輥齒下方的齒面再次地對物料進行進一步破碎具體工作原理如下：
圖3 破碎砧的工作原理圖
第二章 破碎機的結構設計
2.1 結構的選擇與比較
傳動機構的實現(xiàn)方式很多，好的傳動機構不僅可以大大提高破碎的效率，而且可以節(jié)省功耗。傳動機構為齒輪機構，執(zhí)行機構是從齒輥作滾動的一對齒輥機構。實現(xiàn)上述功能的機構有很多下圖所示的幾種結構的優(yōu)缺點如圖的右側所示
方案一：
這種結構使用的是一臺三向異步電動機帶動小齒輪，小齒輪帶動一級輥子轉動，在一級輥子的另一端裝有和二級輥子完全相同的齒輪只起到傳動的作用，兩輥子同速相向轉動完成破碎任務，這種方案可以完成破碎，且具有噪聲小，平穩(wěn)性好，結構簡單，高效率等多方面優(yōu)點，但一級輥子上的第二只齒輪多余，造成浪費。
方案二：
如圖所示的結構，其布局基本與方案一相同，不同的是采用兩個同型號的三向異步電機分別帶動兩個輥子轉動，這種設計方案破碎效果很好，但造價相當昂貴，且在不需要調動破碎粒度的時候不需要采用兩個動力源，故舍棄。
方案三：
這種結構不但具有方案一的所有優(yōu)點，而且克服了方案一多余齒輪造成浪費的缺點，還在齒輥下方加入破碎砧，進行二次破碎，進一步提高破碎效率，其結構簡單，布局合理，故選用此設計方案。
2.2 破碎機參數(shù)的初步確定
性能：輥子規(guī)格 450×500 D×L/mm
給料粒度 200 /mm
排料粒度 0～25；0～50；0～75；0～100 /mm
生產率 20； 35； 45； 55 Q/（t/h）
輥子轉數(shù) 64 n/（r/min）
電機功率 8；11 N/ kw
機器質量 3.765 m/ t
計算參數(shù)：
1．輥子直徑
輥子直徑D與給料粒度d有關，它們之間的關系決定于輥皮與被破碎物料間的摩擦系數(shù)的大小。
對于光輥： D20d
輥皮表面帶有溝槽： D=（10～12）d
輥皮表面鑲齒： D=（2～6）d
對于我所設計的雙齒輥破碎機，所破碎的物料粒度在100～200mm范圍內。
D=（2～6）×（100～200）=（200～1200）mm 取D=450mm
由于450×500型雙齒輥破碎機較接近設計要求，故選用。
2．輥子工作轉速
輥子最合適的轉速與輥皮表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有關，一般都是根據(jù)經(jīng)驗決定的。它要保證機器有最大的生產率，功率消耗又要少，同時還要考慮輥皮的磨損不能太快。通常破碎無聊的粒度越大，輥子轉速越低，輥皮表面有溝槽或鑲齒的輥子，他的轉速應比光輥的低；當破碎軟的或脆的物料時，轉速應高些，而破碎硬物料時應低些。根據(jù)經(jīng)驗：
N=（120～420）
式中： n——輥子轉速 （r/min）；
——被破碎物料與輥皮之間的摩擦系數(shù)；
——被破碎物料的容積重 （Kg/）；
D——輥子直徑 （cm）；
D——給料粒度 （cm）。
按照設計要求可知，d=10～20cm，一般摩擦系數(shù)取=0.30～0.35，（或摩擦角=1645’～1918’），取=0.325，=arctan0.325=18，D=45cm，r=1.3～1.45Kg/，取r=1.35×10Kg/。
n=（120～420）=（120～420）=62.06～217.22（r/min）
光輥破碎機每分鐘工作轉數(shù)取上式的上限，帶溝槽的輥子取中等數(shù)值，而帶牙齒的輥子則應取其下限，故取 n=64r/min。
3．生產率
雙輥式破碎機的理論生產率與工作時兩輥子的間距e，輥子圓周速度v以及輥子規(guī)格等因素有關。假設在輥子全長上均勻地填滿物料，而且破碎機的給料和排料都是連續(xù)的，料帶的寬度等于輥子長度L，厚度等于輥子的間距e，卸出速度等于輥子圓周速度v，因此破碎機的體積生產能力為
m/h
實際上，喂入物料并布滿整個長度，同時卸出物料是松散的，故必須乘上系數(shù)加以修正，而物料落下的速度與輥子圓周速度的關系為V=，則：
Q=188
式中 Q——生產率 （t/h）；
n——輥子轉速 （r/min）；
——破碎產品的松散容重，接近1 （t/m）；
L——輥子長度 （m）；
D——輥子直徑 （m）；
——輥子長度利用系數(shù)和排料松散度系數(shù)，對于中硬度物料，=0.2～0.3；對于粘性和潮濕物料，如煤，焦碳等，=0.4～0.6；
e——排料口寬度 （m）。
當破碎硬質物料時，在破碎力的作用下，后輥彈簧受壓縮，使轉輥之間距增大，通常間距約為增大1/4，故
Q=235 t/h
Q=235
=235（ 0.4～0.6）0.510.450.02564
=33.84～50.76（t/h）
4．輥子功率的計算
輥式破碎機功率，一般采用經(jīng)驗公式來估算。破碎中硬物料時，破碎機所需功率為
N=0.794KLV
式中 V——輥子圓周速度 m/s；
L——輥子長度 m；
K——系數(shù)，K=+0.15，和d分別是給料與排料粒度；
對于破碎煤或焦碳用的齒輥破碎機，則輥子功率為
N=KLDn kw
式中 D——輥子直徑 m；
L——輥子長度 m；
n——輥子轉速 r/min；
K——系數(shù)，破碎煤時，K=0.85。
N= KLDn=0.85×0.5×0.45×64=12.24 kw
2.3 原動機的確定
為了能對整個機械系統(tǒng)提供穩(wěn)定有力原動力的裝置，只有合適的選擇原動機的類型才能有效的使系統(tǒng)發(fā)揮其作用，電動機的選用，主要從選用的電動機的功率、工作電壓、種類、型式及破碎機結構考慮，粗算破碎機傳動效率：
/=N
式中 ——電機額定功率 kw
——工況系數(shù)，破碎機屬于的載荷很大的工作機器，按每天工作10～16小時計算，取=1.4；
——帶傳動效率，0.95；
——滾動軸承效率，0.98；
——8級精度圓柱齒輪傳動效率，0.97。
則 =N/()=20.37 kw
雙齒輥破碎機的電動機需要起動轉矩大、噪聲低、振動小、可靠性高、功率等級高，能承受經(jīng)常的機械沖擊及振動的類型。綜合上述因素可以做出選擇Y225M-8型。
2.4 傳動機構的選擇與比較
1．傳動機構的重要性：
在原動機和工作機之間必須加入傳動裝置，通過它來傳遞動力或改變運動形式、參數(shù)，這是因為：
1)工作機所要求的速度通常和原動機的額定速度不一致，需要減速或增速(大多數(shù)情況下要求減速)。
2)工作機要根據(jù)生產要求進行速度調節(jié)，而原動機通常只以一種恒定的額定轉速運轉，如果通過改變原動機的速度來滿足工作機的變速要求，往往經(jīng)濟成本較高。對于某些類型的原動機無法通過其本身變速來滿足工作機的生產工藝要求。
3)原動機的運動形式比較單一，比如通常只能作勻速轉動，而工作機的運動形式由生產的工藝要求而定，它們是多種多樣的，如直線運動、往復擺動、螺旋運動等等。
4)在單機集中驅動時，需要一臺原動機來帶動若干組不同速度大小，不同運動形式的工作機(或執(zhí)行機構)。
5)為了工作安全及維修方便，或因機器的外廓尺寸受到安裝空間、運輸條件的限制等其它原因必須把原動機和工作機分成兩個部件，而它們中間則出傳動裝置來連接。
2．傳動類型選擇
（1）傳動類型選擇時應考慮的因素
選擇傳動類型時所依據(jù)的主要指標應是：效率高、經(jīng)濟成本低、外廓尺寸小、重量輕、運動性能良好及便于加工制造和維修，既能滿足生產條件又安全可靠。具體地說選擇傳動類型時應考慮到：
1）原動機的工況應與工作機工況相匹配，即它們的工作點接近各自的最佳工況，而且工作點盡可能穩(wěn)定。原動機和傳動裝置在起動、制動、調速性能、機械特性、反向和空載等方面能符合工作機的要求。
2)對傳動的尺寸、重量和布置方面應做到緊湊、輕巧、合理，同時又要便于安裝和維修。
3)能適應工作環(huán)境條件，加多塵、高溫、低溫、潮濕、腐蝕、易燃、易爆等惡劣環(huán)境、噪聲的限度等。
4)經(jīng)濟成本低，即工作壽命長、傳動效率高、初始費用、運轉費用和維修費用低。
5)操作和控制方式簡便。
6)必須符合國家的技術政策，現(xiàn)場的技術條件和環(huán)境保護等其它要。
（2）傳動類型選擇的原則
1)對于大功率傳動，應優(yōu)先選用高效率的傳動，以節(jié)約能源。
2)當工作機要求與原動機同步時，不宜采用摩擦傳動，而應采用無滑動的傳動裝置(如嚙合傳動)。
3)傳動裝置應盡可能采用標準化、系列化產品，便于互換從而降低初始和維修費用。
4)當載荷變化頻繁，而且可能出現(xiàn)過載時，不宜采用嚙合傳動而可采用摩擦傳動、流體傳動，或在傳動裝置中配備過載保護設施。
5)為了降低初始費用，在滿足使用要求前提下，盡可能選擇結構簡單的傳動裝置，即簡化和縮短傳動鏈。
6)若原動機的調速速比能與工作機的變速要求相適應時，可直接聯(lián)接或采用定傳動比的傳動裝置；當工作機要求的變速范圍大，原動機的調速措施不能滿足其機械特性和經(jīng)濟要求時，應采用變傳動比的傳動。通常從降低成本角度出發(fā)盡量采用有級變速，只有工作機生產工藝需要連續(xù)變速時，才選用無級變速傳動。此外，在傳動裝置中傳動比的分配應合理。
如下圖所示傳動機構，選擇了帶式傳動機構。因為雙齒輥破碎機所需要的傳動精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全保障，使用帶式傳動機構很安全。因為雙齒輥破碎機的電動機的轉速是730r/min，而輥子的轉速需要64 r/min，要求傳動比為11.4127。11.4127=4.12*2.77*1，因為帶式傳動機構所需要的傳動精度不需要太高，故帶式部分的傳動比為4.12第一對齒輪的傳動比為2.77第二對齒輪的傳動比為1。即I帶=4.12，i12=2.77,i23=1
第三章 破碎機的總體設計
3.1 帶傳動設計
1．設計功率 kw
=P
式中 P——工作機功率 kw
=1.4×14.55=20.37 kw
2．帶型
根據(jù)和選取有效寬度制V帶，選取15N/15J型有效寬度制V帶。
式中 ——小帶輪轉速 r/min。
3．傳動比i
i= (=0.01～0.02)
式中 ——大帶輪轉速 r/mim；
——小帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準直徑；
——大帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準直徑；
——彈性滑動系數(shù)；
有效寬度制窄V帶： =-2
取=197.4mm，=797.4mm，則
==4.12，
==177 r/min
4．小帶輪有效直徑及大帶輪有效直徑（為提高V帶壽命，在經(jīng)濟條件允許的情況下，值較大選取。
=200mm，=800mm
5．帶速V m/s
V===7.55 m/s
窄V帶 =35m/s，V20m/s時，可以充分發(fā)揮帶的傳動能力，一般V不低于5m/s，滿足要求，7.5m/s>5m/s。
6．初定中心距離
則
700<<2000，取=1500mm
7．有效長度
=2++=4630.8 mm
圓整近似選取=4570 mm
8．實定中心距 a mm
a+=1469.6 mm
取a=1470 mm
9．小帶輪包角
=180-×57.3=156.6
10．根V帶額定功率 kw
根據(jù)帶型，及選取 =7.62 kw
11．i1時的單根V帶額定功率增量 kw
根據(jù)帶型，及選取 =0.69 kw
12．V帶根數(shù)
=
式中 ——包角修正系數(shù)，取=0.93；
——帶長修正系數(shù)，取=1.06。
==2.49
取=3
13．帶輪寬度 D=2e+2f=350.25+26=610.5 mm
14．單根V帶初張緊力 N
=0.9[500（-1）+mV]
式中 m——V帶單位長度質量 Kg/m，取m=0.20 Kg/m。
=0.9[500（-1）+0.20×7.55]=693.5 N
15．作用在軸上的力 N
=2sin=2×693.5×sin=1358.2 N
=1.5=2037.3 N（新帶的初張緊力為正常張緊力的1.5倍。）
16．切邊長t mm
t=
=
=1439.1 mm
17．撓度 mm
==23.0 mm
18．載荷 Wd N
新安裝的帶 Wd=
式中 ——初張緊力的增量，取=40N。
Wd==65.8 N；
運轉后的帶 Wd==57.1 N；
最小極限值 Wd=44.1 N。
3.2 齒輪傳動設計
1．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)
1) 按1.5所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2) 雙齒輥破碎機為一般重載工作機器，速度不高，故選用8級精度。
3) 材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（熱處理，調質,表面氮化，深度為0.2～0.3mm），硬度為HB260～290，齒輪硬度Hv550；大齒輪材料為40Cr（熱處理，調質），硬度為HB260～290。
4) 選小齒輪齒數(shù) =19，已知大齒輪轉速為 64r/min，小齒輪轉速為 177r/min。
5) 傳動比 i=u===2.77，故=u×=19×2.77=52.63，取=53。
2．按齒面接觸強度設計
1）確定公式內的各計算數(shù)值
（1）試載荷系數(shù) =1.3
（2）計算小齒輪傳遞轉矩
=95.5×10/
=95.5×10×/
=95.5×10
=789359 N
（3）取齒寬系數(shù) =1
（4）查得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 MPa
（5）按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞極限為
=600 MPa, =600 MPa
（6）計算應力循環(huán)次數(shù)
=60j
式中 j——齒輪每轉一周時，同一齒面嚙合的次數(shù)；
——齒輪的工作壽命 h；
假設破碎機壽命為10年（一年工作300天，每天工作10小時）
=60×1×177×（15×300×10）=4.779×10
=/u=1.725×10
（7）查得接觸疲勞壽命系數(shù)
=0.95； =0.98
（8）計算接觸疲勞許用應力
=
式中 S——安全系數(shù) S=1，取失效概率為1%
=0.95×600 MPa=570 MPa
=0.98×600 MPa=588 MPa
2）計算
（1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值
2.32=124.584 mm
（2）計算圓周速度
===1.15 m/s
（3）計算齒寬 b
b==1×124.584 mm=124.584 mm
（4）計算齒寬與齒高之比 b/h
模數(shù) =/=124.584/19=6.557 mm
齒高 h=2.25=2.25×6.557=14.75 mm
b/h=124.584/14.7=8.45
（5）計算載荷系數(shù)
根據(jù)=1.15 m/s，八級精度，查得動載荷系數(shù) =1.1；
直齒輪，假設<100 N/mm，查得=1.2；查得使用系數(shù)=1；
查得8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時
=1.15+0.18（1+0.6）+0.31×10b
=1.15+0.18(1+0.6×1)×1+0.31×10×124.584
=1.477
由 b/h=8.45，=1.477查得 =1.38，故載荷系數(shù)
K==1×1.1×1.2×1.477=1.95
（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得
==124.584=142.60 mm
（7）計算模數(shù) m==7.51 mm
3．按齒根彎曲強度設計
彎曲強度的設計公式為
m
1）確定公式內的各計算數(shù)值
（1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 =500 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 =500 MPa。
（2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85，=0.87。
（3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得
== MPa=303.57 MPa
== MPa=310.71 MPa
（4）計算載荷系數(shù) K
K==1×1.1×1.2×1.38=1.822
（5）查取齒型系數(shù)得
=2.85， =2.31
（6）查取應力校正系數(shù)
=1.54， =1.71
（7）計算大小齒輪的 ，并加以比較
==0.01446
==0.01271
小齒輪的數(shù)值大
2）設計計算
=4.87 mm
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的載荷能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲強度計算得的模數(shù) 4.87，并就近完整為標準值 m=5 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=142.6mm，則
=/m=142.6/5=28.52， 取=29
=u=2.77×29=80.33， 取 =80
這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并作到了結構緊湊，避免浪費。
4．幾何尺寸計算
1）計算分度圓直徑
=m=29×5=145 mm
=m=80×5=400 mm
2）計算中心距
=（+）/2 =（145+400）/2=272.5 mm
3）計算齒輪寬度 b==145
取 =145 mm， =150 mm
4）齒數(shù)比 u===2.77
5）齒頂高 ==m=5 mm
6）齒根高 ==（+）m=6.25 mm
7）全齒高 ==（2+）m=11.25 mm
8）齒頂圓直徑 =（+2）m=155 mm
=（+2）m=410 mm
9）齒根圓直徑 =（-2-2）m=132.5 mm
=（-2-2）m=377.5 mm
10）基圓直徑 =cos=138.3 mm
=cos=375.9 mm
11）齒距 p=m=15.7 mm
12）齒厚(s)=齒槽寬(e) s=e=m/2=7.9 mm
13）驗算
===10887.7 N
= N/mm=75.09 N/m<100 N/mm，滿足要求，可以使用。
注：第二根輥轉速與第一根輥轉速一致，因此選用與第一根齒輪相同齒輪，只起傳動作用。
3.3 齒輪強度校核
1．齒面接觸疲勞強度校核
齒面接觸疲勞強度條件
式中 ——計算接觸應力 N/mm；
——許用接觸應力 N/mm。
（1）計算應力
式中 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)；
——材料彈性系數(shù) ；
——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)；
——分度圓上的圓周力 N；
b——齒寬 mm；
——小齒輪分度圓直徑 mm；
u——齒數(shù)比；
——使用系數(shù)；
——動載系數(shù)；
、——齒向載荷分布系數(shù)；
、——齒間載荷分布系數(shù)。
1）的確定
變位系數(shù)的選擇
按=+=29+80=109，選擇=1.6，查得=0.146，所以y=-=1.6-0.146=1.454，a=（+y）m=（109/2+1.454）×5=279.77 mm，
取a=280 mm，y=1.5,求出=0.14，=y+=1.5+0.14=1.64，選出
=0.745， =0.921
==0.0153，分度圓螺旋角=0，查得=2.26
2）彈性系數(shù)的確定
取=189.8
3）接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)的確定
=，為接觸強度計算的重合度系數(shù)，它是考慮端面重合度、縱向重合度對齒面接觸應力影響的系數(shù)；為接觸強度計算的螺旋角系數(shù)，它考慮螺旋角對齒面接觸應力影響的系數(shù)
=；
=；
==0
式中 、分別為大小齒輪的部分重合度，查得0.83=，=0.92，則
==1.75；
==0.866；
==1；
==0.866
4）分度圓上的圓周力的確定
=
轉矩T====789.28 Nm
===10523.73 N
5）使用系數(shù)的確定
取=1.25
6）動載系數(shù)的確定
=1+[+]
式中 、——系數(shù)，查得=39.1，=0.0193
=1+[+0.0193]=1.15
7）齒向載荷分布系數(shù)的確定
=1.15+0.18[1+0.6（）]（）+0.31×10b
=1.15+0.18[1+0.6（）]（）+0.31×10×150
=1.484
8）齒間載荷分配系數(shù)的確定
取=1.2
9）計算
=474.20 N/mm
（2）許用應力
=
式中 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力 N/mm；
——接觸強度計算的壽命系數(shù)；
——潤滑油膜影響系數(shù)；
——工作硬化系數(shù)；
——接觸強度計算的尺寸系數(shù)；
——接觸強度最小安全系數(shù)。
1）的確定
由大小齒輪材料為40Cr查得==600 N/mm
2) 的確定
N=60j
=60×1×177×（15×300×10）=4.779×10
=/u=1.725×10
查得 =0.95， =0.98
取較小的 =0.95
3）的確定
查得 =1
4）的確定
=1.2-=1.2-=1.11
5）的確定
查得 =1
6）的確定
選取 =1.25 （較高可靠度）
7）計算
===506.11 N/mm
=474.2 N/mm<
2．齒根彎曲疲勞強度校核
齒根彎曲疲勞強度條件
（1）計算應力
=
式中 ——法向模數(shù)；
——復合齒型系數(shù)；
——抗彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)。
1）的確定
==1.48
2）的確定
==1.2
3）的確定
查得 =4.39， =3.95，取較大值 =4.39
4）的確定
=×
=（0.25+）×（1-）
=（0.25+）×（1-）
=0.6786
5）計算
=
=
=107.01
（2）許用彎曲應力
=
式中 ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值 N/mm；
——抗彎曲強度計算的壽命系數(shù)；
——相對齒根圓角敏感性系數(shù)；
——相對表面狀況系數(shù)；
——抗彎曲強度計算的尺寸系數(shù)；
——彎曲強度的最小安全系數(shù)。
1）的確定
查得 ==500 N/mm
2）的確定
查得 =0.95， =0.98，取較小值 =0.95
3）的確定
查得 =1
4）的確定
查得 =1
5）的確定
查得 =1
6）的確定
選取 =1.25（較高可靠度）
7）計算
===380 N/mm
=107.01 N/mm<， 滿足要求。
3．齒輪靜強度校核計算
（1）齒面靜強度校核
齒面靜強度條件
1）靜強度最大齒面應力
=
計算切向力
=
=
=10523.73 N/mm
=
=424.13 N/mm
靜強度許用齒面接觸應力
=
=
=506.16 N/mm
=424.13 N/mm<， 滿足要求
（2）彎曲靜強度校核
彎曲強度條件
1）靜強度最大的齒根彎曲應力
=
=1.15×1.484×1.2××4.39×0.6786
=85.61 N/mm
2）靜強度許用齒根彎曲應力
=
=
=380 N/mm
=85.61 N/mm<， 滿足要求
3.4 軸、軸承及鍵的設計
1．齒輪軸的強度計算
1）按轉矩初步估算軸徑
（1）選擇軸的材料為40Cr，竟調質處理，查得材料力學性能數(shù)據(jù)為：
=750 MPa；
=550 MPa；
=350 MPa；
=200 MPa;
E=2.06×10 MPa
初步估算軸徑，由材料為40Cr，選取 A=99，則
=43.12 mm
考慮到大帶輪端加鍵，故取d=100 mm
2）齒輪軸的結構設計
（1）軸承的選擇
根據(jù)破碎機的工作條件和該軸受力情況選用單列圓錐輥子軸承，該軸承的技術特點為：
1> 額定動載荷比為1.5～2.5；
2> 能承受單向軸向載荷，在徑向載荷作用下，會產生附加軸向力，一般成對使用；
3> 能夠限制軸承和外殼在一個方向上的軸向位移；
4> 極限轉速低；
5> 313系列具有較大的接觸角，可以承受更大的軸向載荷，其他系列的接觸角在10～18之間。
故我選用 31322 型號單列圓錐滾子軸承
（2）鍵的選擇
根據(jù)設計要求選擇普通平鍵（C型）聯(lián)接，它具有靠側面?zhèn)鬟f轉矩，對中好，易拆裝。無軸向固定作用。精度較高，用于高速軸或較大沖擊、正反轉的場合。薄型平鍵運用于薄壁結構和傳力矩較小的傳動。C型用于軸端。
根據(jù)齒輪軸徑d=110 mm，選用C28×61（GB/T1096-2003）
（3）鍵的強度校核
鍵的強度要求
和
式中 T——傳遞的轉矩；
d——軸的直徑；
l——鍵的工作長度，l=L-b/2；
k——鍵與輪轂的接觸高度，k=0.4h；
——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓力，查得=100～120 MPa；
——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用壓強，查得=40 MPa；
=35.46 MPa
，滿足要求，可以使用；
=35.46 MPa
，滿足要求，可以使用。
3）軸上受力分析如下面彎矩轉矩圖
（1）軸上傳遞的轉矩
==789359 Nmm =789.359 Nm
（2）齒輪的圓周力
=10887.7 N
（3）齒輪的徑向力
=10887.7×0.364=3962.8 N
（4）軸承的軸向力
=
=
=5271.4 N
（5）由大帶輪制造和安裝所附加的圓周力
=2cos(90-)
=2×693.5×
=1358.2 N
4）求支反力
（1）在水平面內的支反力，由=0 得
（a+b）-b=0
==1844.8 N
由=0得
=-=3962.8-1844.8=2118 N
（2）在垂直平面內的支反力
===5443.85 N
（3）由于的作用，在支點A、B處的支反力，=0，得
（a+b）-c=0
==386.38 N
=+=1358.2+386.38=1744.58 N
5）作彎矩和轉矩圖
（1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖
=×b=2118×0.135=285.93 Nm
=-F×==285.93-5271.4×=-96.25 Nm
齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖
==5743.85×0.135=734.92 Nm
由于齒輪作用力在D截面作出的最大合成彎矩
==790 Nm
由于作用而作出的彎矩圖
=×C=1358.2 N×0.0825 m=112.05 Nm
該彎矩圖的作用平面不定，但當其與上述合成彎矩圖共面時是最危險的情況。這時其彎矩為二者之和，則截面D的最大合成彎矩為
=+=790+112.05=902.05 Nm
2）作轉矩圖
=789.359 Nm
6）軸的強度校核
（1）確定危險截面
根據(jù)軸的結構尺寸及彎矩圖、轉矩圖、截面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的應力集中，截面D處彎矩最大，且有齒輪配合引起的應力集中，故屬于危險截面?，F(xiàn)對D截面進行強度校核。
（2）安全系數(shù)校核計算
由于該破碎機軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉矩引起的脈動循環(huán)的切應力。
彎曲應力幅為：
==47.04 MPa
式中 W——抗彎斷面系數(shù)
由于是對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力 =0
式中 ——40Cr的彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，查得=350 MPa；
——正應力有效應力集中系數(shù)，查得=2.38；
——表面質量系數(shù)，軸徑車削加工，查得 =0.90；
——尺寸系數(shù)，查得 =0.6
=
=1.69
切應幅為
==1.03×10 Pa
式中 ——抗扭斷面系數(shù)
根據(jù)式
式中 ——40Cr扭轉疲勞極限，查得 =200 MPa；
——切應力有效應力集中系數(shù)，查得 =2.22；
——平均應力折算系數(shù)，查得 =0.21；
——尺寸系數(shù)，查得 =0368；
=
=50.6
軸D截面的安全系數(shù)為
S===1.69
查得 [S]=1.3～2.5
故S>[S]，可知該截面是安全地，可以使用。
3.5破碎機的總體設計
根據(jù)破碎機的結構設計、帶傳動、齒輪及軸的設計，綜合進行破碎機的總體設計，破碎機的總體結構如下圖。
破碎箱采用鋼板組裝方式，底座采用180型槽鋼，破碎箱與底座采用螺緊后焊接，而電動機直接用螺栓擰在底座上。
我對破碎機的總體結構進行了優(yōu)化。其減速箱與破碎箱做成一體形式，既可以節(jié)省空間和制造成本又可以更好的密封和傳動；對齒輪軸部分我采用齒輪軸半露，上蓋與半露部分很好的密封。具體形式如下圖表示。
第四章 項目的技術經(jīng)濟分析
4.1 2006年的經(jīng)濟預測
2006年是實施“十一五”規(guī)劃的第一年，是“十一五”規(guī)劃完成好壞的關鍵一年。初步分析2006年的發(fā)展環(huán)境非常有利破碎機行業(yè)保持持續(xù)、快速、穩(wěn)定的發(fā)展。
1．國家宏觀調控政策有利于破碎機行業(yè)的發(fā)展
國家振興裝備制造業(yè)政策，特別是最近中央經(jīng)濟工作會議精神，國家仍將繼續(xù)執(zhí)行“雙穩(wěn)健”的財政政策和發(fā)展內需的宏觀經(jīng)濟政策，以及國家近期出臺的有關工、農業(yè)政策和調控政策，還有對節(jié)能降耗，環(huán)境保護的部署等，為機械工業(yè)提出了新的要求，擴展了機械產品的市場，機械工業(yè)仍將保持高速發(fā)展，必然帶動破碎機行業(yè)的發(fā)展。
2．主機任務飽滿，對破碎機行業(yè)的發(fā)展有利
破碎機是配套件行業(yè)，受主機行業(yè)的影響很大。據(jù)有關行業(yè)預測，目前各主機行業(yè)企業(yè)2006年在手的任務十分飽滿，特別是國家重點工程所需的重大裝備和大型高檔產品需求十分火暴，仍處于供不應求的局面，必然拉動破碎機行業(yè)的發(fā)展。
4.2 可能影響經(jīng)濟運行質量的問題
1．燃料、動力、原輔材料價格上漲，影響企業(yè)的效益
煤、油、電力以及原輔材料和鋼材的價格上漲，將直接影響破碎機產品的生產成本，降低企業(yè)的經(jīng)濟效益。企業(yè)很難通過加強管理，靠企業(yè)內部挖潛對這部分予以補償。在企業(yè)利潤空間不大的情況下，會降低企業(yè)的經(jīng)濟效益，影響行業(yè)企業(yè)的長遠發(fā)展的后勁。
2．積極引導企業(yè)吸引外資
對外開放是國家的重大國策，不少地方往往以吸引外資的多少，作為政府的政績考核目標，不管項目的好壞和效益如何。有的企業(yè)，國家花了大量資金進行技術改造，已形成了自己的品牌，而且還形成了行業(yè)的排頭兵，在國內外都有一定的名氣，像這樣的企業(yè)也被國外公司購買或控股，是這樣的企業(yè)失去了自主權，丟掉了自己的品牌，失去了多年來創(chuàng)造的無形資產，實在可惜。這樣也可能影響到國家的產業(yè)安全，影響到國家發(fā)展的自主性，應引起重視。
4.3 綠色設計
1．綠色設計產生的背景
自20世紀70年代以來，工業(yè)污染所導致的全球性環(huán)境惡化達到了前所未有的程度，迫使人們不得不重視環(huán)境污染的現(xiàn)實。日益嚴重的生態(tài)危機，要求全世界工商企業(yè)采取共同行動來加入環(huán)境保護，以拯救人類生存的地球，確保人類的生活質量和經(jīng)濟持續(xù)健康的發(fā)展。
進入20世紀90年代，各國的環(huán)保戰(zhàn)略開始經(jīng)歷一場新的轉折，全球性的產業(yè)結構調整呈現(xiàn)出新的綠色戰(zhàn)略趨勢，這就是向資源利用合理化、廢棄物產生少量化、對環(huán)境無污染或少污染的方向發(fā)展。在這種“綠色浪潮”的沖擊下，綠色產品逐漸興起，相應的綠色產品設計方法就成為目前的研究熱點。
在工業(yè)發(fā)達國家，產品的綠色標志制度相繼建立，凡標有“綠色標志”圖案的產品，表明該產品從生產到使用回收的整個過程符合環(huán)境保護要求，對生態(tài)環(huán)境無害或危害極少，可以實現(xiàn)資源的再生和回收，這種產品大大地提高了在國際市場的競爭力。例如：德國的水溶油漆被授予綠色標志后，銷售額提高了20%。
與經(jīng)濟發(fā)達國家相比，我國工業(yè)的技術水平還有較大差距，工業(yè)產品還存在著資源和原材料消耗大、環(huán)境污染嚴重、國際競爭能力相對較弱等問題。在加入WTO之后，產品出口所面臨“綠色壁壘”十分突出。為解決上述問題的可行途徑，就是通過綠色設計與綠色制造技術，大力開發(fā)綠色產品，盡可能減少對環(huán)境的污染和資源浪費，全面提高產品的競爭力。
2．綠色產品的定義和特點
綠色設計是由綠色產品的誕生所引申的一種設計技術。因而，要進行綠色設計，首先有必要弄清什么樣產品是綠色產品，綠色產品有何特點，以便于采取一定的方法和手段去設計綠色產品。
1）綠色產品的定義 綠色產品是相對傳統(tǒng)產品而言的，至今還沒有權威的定義，為了便于對綠色產品的認識，給出如下一些定義：
（1）綠色產品是指以環(huán)境和環(huán)境資源保護為核心概念而設計生產的、可拆卸和分解的產品，其零部件經(jīng)過翻新處理后可以重新利用。
（2）綠色產品是將重點放在減少部件，使原材料使用合理化并能進行回收處理的產品。
（3）綠色產品是指從生產到使用乃至回收的整個過程都符合特定的環(huán)境保護要求，對生態(tài)環(huán)境無害或危害小，以及可以再生或回收、循環(huán)、再利用的產品。
（4）綠色產品是指其使用壽命完結時，部件可以翻新和重新利用的產品。
以上定義可以看出，綠色產品是指在產品全生命周期內，包括原材料制備、設計、制造、包裝、運輸、使用、回收、再用或再生過程，能節(jié)約資源和能源，對生態(tài)環(huán)境無危害或少危害，且對生產者及使用者具有良好保護性的產品。
2）綠色產品的幾個鮮明特點：（1）優(yōu)良的環(huán)境友好性；（2）最大限度地利用材料資源；（3）最大限度地節(jié)約能源。
3．綠色設計的主要內容和設計原則
設計內容：1）綠色產品的描述和建模；2）綠色設計的材料選擇；3）面向拆卸性設計；4）產品的可回收性設計；5）綠色產品的成本分析；6） 綠色產品設計數(shù)據(jù)庫。
設計原則：1）資源最佳利用原則；2） 能量消耗最少原則；3）“零污染”原則；4）“零損害”原則；5）技術先進原則；6）生態(tài)經(jīng)濟效益最佳原則
我設計的雙齒輥破碎機具有可拆卸性，并且破碎過程中較原始輥式破碎機添加破碎砧，這樣設計可以提高生產率，節(jié)省原材料，降低生產成本，為企業(yè)帶來可觀的效益。但是也存在著一些不足，那就是問題，就目前的科技還無法徹底解決此問題，希望日后在這方面有所突破。
第五章 專題論文
破碎粉磨設備的現(xiàn)狀及發(fā)展
摘要：介紹了破碎粉磨設奮酌研制現(xiàn)狀，著重闡述了其蛄構、原理及適應范圍，同時對個后硅磨設奮的發(fā)展作了評述。
關鍵詞：粉碎 粉磨 超細粉碎
專題正文：
為了滿足有色金屬、黑色金屬、水泥、化工、建材以及非金屬加工業(yè)的迅速發(fā)展，9O年代以來，破碎粉磨設備的研究非?；钴S，研制了多種新型設備，取得了新的突破。本文就這些新型破磨設備進行論述。
1 破碎設備
在破碎設備的研制中，一直貫徹“多碎少磨”的原則研制超細碎設備，即由原來的破碎產品粒度15～20mm降到12～15mm，甚至小于12ram，以求達到“以碎代磨”主要的機型有：高壓輥磨機、慣性圓錐破碎機、立式?jīng)_擊破碎機(BARMAC立式?jīng)_擊粉碎機)、離心環(huán)磨機和回轉破碎機等。
1.1 高壓輥磨機
高壓輥磨機是8O年代由德國K·舍納特(K．SchonerO教授提出，德國洪堡公司首先研制的高效破碎設備。如圖1所示。物料在高壓輥之間受到強大的作用力，一般可以達到150～300MPa，實現(xiàn)“料層粉碎”，產品能小于2ram。不但實現(xiàn)了“多碎少磨”，而且能成為“以碎代磨”的新型粉磨設備。由于高壓輥磨機對顆粒層旌加強大壓力，不僅使物料粉碎，而且還可以使粉碎后的物料顆粒內部產生大量裂紋．利用球磨機或錘碎機后續(xù)粉碎．顯著提高破碎能力，節(jié)省能量。在國內該種設備首先應用在水泥建材行業(yè)，現(xiàn)逐步向有色金屬行業(yè)推廣。高壓輥磨機與松散設備(球磨機或錘碎機)及干法微細粒分級機配套，可望在超細粉碎領域發(fā)展．國內東北大學、天津水泥工業(yè)設計院、中南工業(yè)大學開展了研制工作，并進入工業(yè)試驗階段。
1.2 慣性圓錐破碎機
慣性圓錐破碎機最早由前蘇聯(lián)術哈布爾選礦設計研究院研制，是 種新型的超細碎設備。如圖2所示。該機與傳統(tǒng)破碎機有很大不同，其破碎力主要由可調偏心裝置在一定轉速下產生離心慣性力產生,動錐在工作過程中產生一定頻率的振動沖擊脈沖，使之能以較少的能量破碎物料 該機具有破碎比大(可達4~3o)、單位功耗低、可帶負荷啟動和停車等特點。由于采用了隔振原理，動載荷小?，F(xiàn)在北京礦冶研究院與俄羅斯共同建立了中俄凱特破碎機有限公司，專門開發(fā)制造慣性圓錐破同 該設備已在耐火材料、磨料、鋼渣、石英 鉛鋅礦中應用，是當今破碎硬物料最有效的設備。
1.3 立式?jīng)_擊破碎機
80年代初期，新西蘭BARMAC立式高效沖擊破碎機問世，經(jīng)過不斷改進，現(xiàn)在有單沖和雙沖式立式?jīng)_擊破碎機。圖3為轉子結構及工作狀態(tài)圖。該種機型一個高速轉子( v=40～100m／s)，物料通過專用給料裝置給入轉子中心 物料受離 b力和轉子的沖擊作用而飛濺，像子彈一樣與另一部分在轉盤環(huán)形區(qū)域以傘狀方式分流而下的物料相碰擊而產生第一次粉碎，然后共同飛濺到反擊板上產生第二次粉碎 高速度 高能量的碰擊，使物料產生高強度粉碎。該種粉碎機主要具有如下特點：粉碎過程強烈，粉碎效率高；自襯作用覆蓋面大，金屬磨損少；具有細碎、超細碎和粗磨的能力I受給料濕度影響少，可處理含水量9 的物料；產品粒度形狀好，立方體產品含量高等。因此，該設備適用水泥、磨料、耐火材料 人造石英砂、鐵礦、金礦等行業(yè)中。尤其在筑壩中，需要大量立方體顆粒，三峽大壩工程就采用了該設備來生產石料。我國洛陽大華機器廠生產該種粉碎設備。
1.4 立式離心磨機
立式離心磨機工作原理如下；塊狀物料從料斗給入磨機，電機及帶輪帶動由多級拔盤組成的轉子高速旋轉。大塊物料首先經(jīng)第一級拔盤葉輪上沿擋球被剪碎 由于重力作用，物料繼續(xù)下落受球、柱離心力輥碾粉碎，工作結構如圖4。長沙礦冶研究院王桂福教授研制的離心環(huán)磨機，具有獨特的結構和工作原理，電耗比球磨機低30 ，鋼耗省89．6 ，生產能力大，重量輕，價格低。該種機型能把破碎、粗磨結合在一起，減少設備投資，生產效率高，節(jié)能顯著?，F(xiàn)在需要解決襯套、柱、球的磨損問題。對中、小企業(yè)是一種極其前途的以碎代磨的新設備。
1.5 破碎設備的發(fā)展方向
(1)開發(fā)新型節(jié)能、低耗的破碎設備
(2)應用新型耐磨材料。例如高鉻鑄鐵，堆焊高鉻合金。
(3)破碎、粗磨一體化設備仍是主要研制方向。
(4)進一步完善現(xiàn)有破碎設備及工藝，使性能更優(yōu)越。
2 磨礦設備
近l0年來，磨礦設備仍然廣泛應用普通臥式簡型球磨機，但是圍繞提高磨礦效率、降低能耗鋼耗方面作了大量工作，例如煙臺石油機械廠開發(fā)了ZQM 節(jié)能圓錐球磨機、衡陽有色冶金機械廠開發(fā)了QSG一2836型節(jié)能球磨機、云南曲靖地區(qū)機械廠研制了EM 型立式球磨機，一些大學、研究院對襯板和介質結構及材質做了大量工作，取得了一定效果。隨著科學技術的進步和新材料的應用，對物料的粒度、形狀、表面特性均提出了不同的要求。近幾年來，超細粉及分級技術發(fā)展迅速，相繼開發(fā)了高速沖擊粉碎機、振動磨、攪拌磨、氣流磨、膠體磨 離心輥磨等超細粉碎設備 ．
2.1 高速沖擊粉碎機
高速沖擊粉碎機是指圍繞水平或垂直高速旋轉的回轉體(轉子、錘子、葉片)給物料以強烈沖擊的一種沖擊式粉碎設備。如圖5所示。日本細川一密特朗公司生產的CM 高速沖擊式超細粉磨機是一種先進的設備，已廣泛地應用在非金屬超細粉碎，可將8ram以下物料一次粉碎成一10#m占70 以上，配上分級設備，一10#m可以達到95 。國內咸陽非金屬礦研究所、瓦房店化工機械廠均生產該類設備。該設備可應用于滑石、粘土、重晶石、碳酸鈣、云母、石墨等非金屬的超細粉碎。
2.2 氣流磨
氣流磨是利用高速氣流(300~500m／s)使顆粒相互沖擊碰撞、磨擦和剪切而使物料粉碎，是一門較成熟的干法超細粉碎技術，已廣泛應用在化工、農藥、非金屬的超細粉碎，產品細度可達l~5#m。氣流粉碎具有純度高、分散性好、粒度細而且均勻等特點。但是這種設備投資大，附屬設備多，能耗大。德國Alp