單齒輥式破碎機設計【含4張CAD圖紙、說明書】,含4張CAD圖紙、說明書,單齒輥式,破碎,設計,CAD,圖紙,說明書 寧XX大學 畢業(yè)設計(論文) 單齒輥式破碎機設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 破碎是一種使大塊物料變成小塊物料的過程。這個過程是用外力（人力、機械力，電力、化學能、原子能或其它方法等）施加于被破碎的物料上，克服物料分子間的內聚力，使大塊物料分裂成若干小塊。礦石是脆性材料，它在很小的變形下就發(fā)生毀壞。 齒輥式破碎機是在齒的作用下對物料進行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比較均勻。本文主要是對單齒輥式破碎機進行機械結構設計和分析。 關鍵詞：單齒輥式破碎機，破碎機設計，破碎，帶傳動 III Abstract Broken is a type of large material into small pieces of material process. This process is to use external force ( human, mechanical, electric power, chemical energy, atomic energy or other methods) is applied to the broken material material, overcome intermolecular cohesive force, so that the bulk material is split into a number of small. The ore is a brittle material, it is in a very small deformation destruction occurs. Toothed roll crusher teeth in the role of material breaking, the crushed material is discharged directly, thus crushing granularity uniformity. This paper is mainly on the single toothed roll crusher machine structure design and analysis. Key words: single toothed roll crusher, crusher, crushing, belt drive 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 緒論 1 1.1研究的目的和意義 1 1.2 破碎機的分類及工作原理詳解 1 第2章 輥式破碎機的工作原理和構造 4 2.1概述 4 2.2 輥式破碎機的工作原理與結構 4 2.2.1 單輥破碎機 4 2.2.2 其他輥式破碎機 5 2.3 齒輥式破碎機的構造 8 2.3.1破碎裝置 8 2.3.2調整裝置 8 2.3.3彈簧保險裝置 8 2.3.4傳動裝置 9 2.3.5機架 10 第3章 破碎機主要零部件的設計 10 3.1齒輥式破碎機主要執(zhí)行機構參數的計算 10 3.1.1嚙角的確定 10 3.1.2給礦粒度和轉子直徑 11 3.1.3 輥子轉數 12 3.2 輥皮的設計 13 3.2.1輥式破碎機輥皮的失效形式分析 13 3.2.2輥皮的設計原則 14 3.2.3 輥皮結構設計 15 第4章 破碎機的傳動方案設計選擇 16 4.1 生產能力 16 4.2 電動機功率 17 4.3 傳動比的確定 17 4.4 V帶的設計 18 4.5 傳動軸的設計與計算 21 4.5.1 輥的受力分析 22 4.5.2 軸的設計 23 4.5.3軸的結構設計 24 4.5.4軸上零件的周向定位 26 4.5.5 軸的校核 26 4.5.6軸的結構圖 29 結束語 30 參考文獻 31 致謝 32 單齒輥式破碎機 第1章 緒論 1.1研究的目的和意義 隨著我國國民經濟的快速發(fā)展，礦產資源的綜合利用技術與其產業(yè)迅猛前進，到1999年我國已建成10 879座國有大中型礦山和227 854個鄉(xiāng)鎮(zhèn)集體企業(yè)，全國礦石采掘總量超過50億噸，礦業(yè)總產值為4 000億元。 物料的破碎是許多行業(yè)(如冶金、礦山、建材、化工、陶瓷筑路等)產品生產中不可缺少的工藝過程。由于物料的物理性質和結構差異很大,為適應各種物料的要求,破碎機的品種也是五花八門的。就金屬礦選礦而言,破碎是選礦廠的首道工序,為了分離有用礦物,不但分為粗碎、中碎、細碎,而且還要磨礦。因為破碎是選礦廠的耗能大戶(約占全廠耗電的50%),為了節(jié)能和提高生產效率,所以提出了“多碎少磨”的技術原則。這使破碎機向細碎、粉碎和高效節(jié)能方向發(fā)展。 另外隨著工業(yè)自動化的發(fā)展,破碎機也向自動化方向邁進(如國外產品已實現(xiàn)機電液一體化、連續(xù)檢測,并自動調節(jié)給料速率、排礦口尺寸及破碎力等)。隨著開采規(guī)模的擴大,破碎機也在向大型化發(fā)展,如粗碎旋回破碎機的處理能力已達6000th。至于新原理和新方式的破碎(如電、熱破碎)尚在研究試驗中,暫時還不能用于生產。對粗碎而言,目前還沒有研制出更新的設備以取代傳統(tǒng)的顎式破碎機和旋回式破碎機,主要是利用現(xiàn)代技術,予以改進、完善和提高耐磨性,達到節(jié)能、高效、長壽的目的。細碎方面新機型更多些。總的來看,值得提出的有:顎式破碎機、圓錐破碎機、沖擊式破碎機和輥壓機。而應用最廣泛的就是鄂式破碎機。 1.2 破碎機的分類及工作原理詳解 專業(yè)的礦山機械行業(yè)用的碎石機可分為：鄂式破碎機，錘式破碎機，復合式破碎機，輥式破碎機，沖擊式破碎機，石頭破碎機，反擊式破碎機等。 1、鄂式破碎機：顎式破碎機具有破碎比大、產品粒度均勻、結構簡單、工作可靠、維修簡便、運營費用經濟等特點。 2、錘式破碎機：（環(huán)錘式破碎機）簡稱：錘破，主要適用于破碎各種脆性材料的礦物。被破碎物料為煤、鹽、白亞、石膏、明礬、磚、瓦、石灰石等。 3、反擊式破碎機：簡稱反擊破，適用于破碎中硬物料，如水泥廠的石灰石破碎，具有生產能力大，出料粒度小的優(yōu)點。 4、復合式破碎機：簡稱（復合破）適用于建材、礦業(yè)、冶金、化工工業(yè)破碎石灰石、熟料、煤及其它礦石。特點：生產能力大；破碎比高，能耗低；密封性好，運轉平穩(wěn)；維護方便。 5、輥式破碎機：對輥破碎機（輥式破碎機,對輥式破碎機）供選礦、化學、水泥、建筑材料等工業(yè)部門中碎和細碎各種中等硬度以下的礦石和巖石之用。 6、沖擊式破碎機：又稱制砂機，廣泛適用于各種巖石、磨料、耐火材料、水泥熟料、石英石、鐵礦石、混凝土骨料等多種硬、脆物料的中碎、細碎（制砂粒）。HX系列沖擊式破碎機（制砂機）對建筑用砂、筑路用砂石優(yōu)為適宜。 7、破碎塊料所用的方法？ 破碎塊料所用的方法（見圖）有： ①壓碎。將塊料置于兩個平面之間,施加壓力,塊料因應力超過其抗壓強度而破碎。此法適用于破碎堅硬的物料。 ②劈裂。塊料受帶有尖棱的工作面的擠壓，因擠壓力作用面上的拉應力超過大塊物料抗拉強度而被劈裂。脆性物料的抗拉強度比抗壓強度小得多，故宜采用劈裂。 ③折斷。使塊料受到彎曲，因彎曲應力超過物料的抗彎強度而破碎。在多數情況下，塊料的破碎是上述各種方法綜合作用的結果，僅有主次之分。在生產中可根據物料的性質（主要是硬度及韌度）來選擇破碎的方法。 9、破碎過程的能耗分析 破碎過程消耗大量的機械能。 大部分能量消耗在物料的變形和裂縫的形成，僅一小部分用于形成固體自由表面。1867年，雷廷格爾 (P.R.vonRittinger)提出“面積說”，認為：“破碎過程的功耗與破碎過程中物料新生成的表面積成正比?！?874年基爾皮喬夫 (В.Л.кирпичёв)、1885年基克（F.Kick）提出“體積說”，認為“破碎時的功耗與被破碎物料的體積或重量成正比”,適用于粗碎作業(yè)。1950年邦德(F.C.Bond)和王仁東提出了“裂縫說”,認為：“破碎過程功耗與物料在破碎過程中所形成的裂縫長度成正比”，成為現(xiàn)在廣泛應用的破碎“第三理論”，適用于中、細碎作業(yè)。 礦石和物料的破碎難易度,取決于其物理-機械性質和本身的裂隙。通常以可碎性表示。方法有二： ① 可碎性系數法 同一破碎機在同樣條件下破碎不同礦石時處理能力之比?？伤樾韵禂禐槠扑闄C在同樣條件下破碎待定礦石的處理能力和破碎機破碎中硬礦石的處理能力的比值,通常以石灰石作為標準中硬礦石,其可碎性系數為1。 ② 功指數法 用雙擺錘式沖擊試驗機測定礦石或物料的沖擊破碎功指數，并用功指數大小表示其可碎性。 破碎機的效率通常用比功耗表示，即破碎一噸礦石功耗的大小(kW·h)。把粒度上限為900～1200mm顆粒群破碎到粒度上限為25mm顆粒群的比功耗約為1.5～3kW·h。通常選礦廠破碎作業(yè) (包括篩分和運輸)的能量消耗約占選礦廠總能量消耗的10％左右。 輸入破碎機的能量消耗于發(fā)生聲、熱、破碎機零件和部件的磨損、機械傳動系統(tǒng)的摩擦損失、電氣損失和使礦石產生微裂縫及形成新表面等方面。除最后兩項為有用功外，其他都屬于能量的無益損耗。60年代中期以來正研究新的破碎方法，如熱電、激光、高速氣流、減壓等。 第2章 輥式破碎機的工作原理和構造 2.1概述 輥式破碎機是一種較古老的粉碎機械。輥式破碎機的主要優(yōu)點是：結構簡單，機體緊湊輕便，價格低廉，工作可靠，調整破碎比較方便，破碎時過粉碎現(xiàn)象少，能粉碎粘濕物料。正由于輥式破碎機具有上述優(yōu)點，目前仍有一些工業(yè)部門使用，且有新的改進和發(fā)展。輥式破碎機的缺點是：生產能力低，要求將物料均勻連續(xù)地喂到輥子全長上，否則輥子磨損不均，且所得產品粒度也不易均勻，需要經常修理。對于光面輥式破碎機，喂入料塊的尺寸要比輥子的直徑小得多，故不能破碎大塊物料，也不宜破碎堅硬物料，通常作中硬或松軟物料的中、細碎。齒面輥式破碎機雖然可以鉗進較大的料塊，但也限于中碎時使用，而且料塊的抗壓強度不能超過60.8MPa，否則齒棱很易折斷。 按輥子的數目，輥式破碎機可以分為單輥、雙輥、三輥和四輥四種型式；按輥面形狀，可以分為光面、槽面和齒面輥式破碎機等三種。輥式破碎機的規(guī)格用輥子的直徑( 輥子長度L來表示。 2.2 輥式破碎機的工作原理與結構 2.2.1 單輥破碎機 單輥破碎機的結構見圖。破碎機構是由一個轉動輥子和一塊顎板組成。帶齒的襯套! 用螺栓安裝在輥芯上，齒尖向前伸出如鷹嘴狀，襯套磨損后可以拆換，輥子面對著顎板，顎板掛在心軸上，顎板上面鑲有耐磨的襯板。顎板通過兩根拉桿( 借助于頂在機架上的彈簧) 的壓力拉向輥子，使顎板與輥子保持一定距離。輥子軸支承在裝于機架兩側壁的軸承上，工作時只有輥子旋轉，料塊從加料斗喂入，在顎板與輥子之間受擠壓作用，并受到齒尖的沖擊和劈裂作用而粉碎。如遇有難碎物掉入，所產生的作用力就會使彈簧壓縮，顎板離開輥子而增大出料口，使難碎物排出而避免機件的損壞。輥子軸上裝有飛輪，以平衡破碎機的動能。 圖2-1 單輥破碎機 單輥破碎機實際上是將顎式破碎機和輥式破碎機的部分結構組合在一起，因而具有這兩種破碎機的特點，該機種又稱為顎輥破碎機。單輥破碎機具有較大的進料口，另外輥子表面裝有不同的破碎齒條，當大塊物料喂入時，較高的齒條將大塊物料鉗住，并以劈裂和沖擊方法將其破碎，然后落到下方，再由較小的齒將其進一步破碎到要求的尺寸。在一臺破碎機中，有預碎區(qū)和二次破碎區(qū)，所以可用于粗碎物料，而且破碎比較大，可達!$。破碎時，料塊受到輥子上的齒棱撥動而卸出機外，因此是強制卸料，粉碎粘濕的物料也不致發(fā)生堵塞。單輥破碎機宜用于粉碎中硬或松軟的物料，如石灰石、硬質粘土及煤塊等。當物料比較粘濕（如含土石灰石等）時，它的粉碎效果比使用顎式破碎機和圓錐破碎機都好，特別是對于破碎片狀粘土物料，與顎式或圓錐破碎機相比，在性能與機體緊湊方面均有優(yōu)越之處。單輥破碎機的規(guī)格是用輥子直徑和長度來表示。 2.2.2 其他輥式破碎機 1、 雙輥破碎機 雙輥破碎機是常用的輥式破碎機，其結構詳見圖，它的破碎機構是一對互相平行 水平安裝在機架上的圓柱形輥子。前輥) 和后輥工作相向旋轉，物料加入到喂料箱)! 內，落在轉輥的上面，物料在輥子表面摩擦力的作用下，被扯進轉輥之間，受到輥子的擠壓而粉碎。粉碎后的物料被轉輥推出，向下卸落。因此，破碎機是連續(xù)操作的，且有強制卸料的作用，粉碎粘濕的物料也不致堵塞。輥子安裝在焊接的機架+ 上，由安裝在軸)) 上的輥芯, 以及套在輥芯上的輥套- 組成，兩者通過錐形環(huán)!，用螺栓. 拉緊，以使輥套緊套在輥芯上。當輥套的工作表面磨損時，可以拆換。前輥的軸安裝在滾柱軸承中，軸承座) 固定安裝在機架上，后輥的軸承)/則安裝在機架的導軌中，可以在導軌上前后移動，后輥的軸承用強力彈簧!" 壓緊在頂座上，當轉輥之間落入難碎物時，彈簧被壓縮，后輥后移一定距離，讓硬物落下，然后在彈簧張力作用下又回到原來位置。彈簧的壓力可用螺母調整，在軸承與頂座之間放有可以更換的鋼墊片!&，通過更換不同厚度的墊片，即可調節(jié)兩轉輥的間距。 圖2-2雙輥破碎機 前輥通過減速齒輪 和!( 傳動軸) 以及帶輪用電動畸帶動，后輥則通過裝在輥子 軸上的一對齒輪由前輥帶動作相向轉動。為了使后輥后移時兩齒輪仍能嚙合，齒輪采用非標準長齒。輥子的工作表面根據使用要求，可以選用光面的（如后輥!）、槽面的（如前輥"）或是齒面的。光面輥子主要以擠壓方式粉碎物料，它適于破碎中硬或堅硬物料，為了加強對物料的粉碎，兩輥子的轉速也可以不一致。此時對物料還兼施磨剝作用，宜用于粘土及塑性物料的細碎，產品粒度小且均勻。帶有溝紋的槽型輥子，破碎物料時，除施于擠壓作用外，還兼施剪切作用，故適于強度不大的脆性或粘濕性物料的破碎，產品粒度均勻，槽面輥子還可以幫助料塊的扯入，當需要取得較大的破碎比時宜采用槽面輥子。齒面輥子。該輥子由一塊塊帶有齒的鋼盤" 并成，鋼盤用鍵% 裝在軸! 上，螺栓將各塊鋼盤串接起來拉緊成為一整體。齒面輥子破碎物料時，除了施壓作用外，還兼施劈裂作用，故適于破碎具有片狀節(jié)理的軟質和低硬度的脆性物料，如煤、干粘土、頁巖等，破碎產品的粒度也比較均勻，齒面和槽面輥子都不適于破碎堅硬物料。 2、三輥和四輥破碎機 為了提高破碎機的破碎比，減少占地面積，減少物料轉運次數和簡化操作，生產了三輥和四輥破碎機。三輥破碎機實質上是一臺單輥破碎機和一臺雙輥破碎機重疊起來的，同樣四輥破碎機由兩臺雙輥破碎機重疊起來制成。四輥破碎機適用于破碎焦炭、石灰石、泥灰?guī)r、白堊、爐渣等物料。 該機由兩臺規(guī)格相同的雙輥破碎機重疊組成。物料經給料口 送入機內，受到輥子’ 的壓碎并向下方排料。一個輥子的軸承是固定的，另一個輥子的軸承由彈簧( 向墊片壓緊，彈簧是破碎機的保險裝置。電動機!) 通過減速器和聯(lián)軸器+ 帶動輥子轉動，其中一臺電動機帶動右上方的輥子，另一臺電動機帶動左下方的輥子，而每一個輥子主軸的另一端裝有帶輪。右上輥子的帶輪帶動右下輥子的帶輪，使右下輥子轉動；左下輥子的帶輪，帶動左上輥子的帶輪，使左上輥予轉動。由于活動軸承運動方向垂直于帶傳動的方向，活動軸承移動時傳動帶的張力變化不大。物料經過上、下兩套輥子破碎后，自下方排出機外。 1—給料口；2—機架；3—帶輪；4—軸承；5—切削裝置；6—彈簧；7—輥子； 8—聯(lián)軸器；9—減速器；10—電動機；11—干油潤滑裝置；12—鏈輪 這臺機器本身帶有兩套車削輥皮的切削裝置。當光面輥皮磨損或出現(xiàn)溝槽、凹坑后，不必拆卸輥子，可以直接利用切削裝置對輥子進行整修，整修時，將切削裝置安裝在走刀架上，再將鏈子掛到鏈輪上。這種修理方法可以減少停車時間，提高設備作業(yè)率，保證輥面光整，破碎產品粒度均勻。 2.3 齒輥式破碎機的構造 根據總體設計的規(guī)劃與要求，主要部件構成有：破碎輥、調整裝置、彈簧保險裝置、傳動裝置和機架等組成。 2.3.1破碎裝置 在水平軸上平行裝置兩對相向回轉的輥子，它是破碎機的主要工作機構。水平軸上平行的一對輥子中，其中一個輥子的軸承是可動的，另一個輥子是固定的，破碎輥是由軸、輪轂和輥皮構成。輥子軸采用鍵與錐形表面的輪轂配合在一起，輥皮固定在輪轂上，借助三塊錐形弧鐵，利用螺栓帽將它們固定在一起的。由于輥皮與礦石直接接觸，所以它需要時常更換，而且一般是應用耐磨性好的高錳鋼或特殊碳素鋼（鉻鋼、鉻錳鋼等）制作。 2.3.2調整裝置 調整裝置是用來調整兩破碎輥之間的間隙大?。磁帕峡冢┑模峭ㄟ^增減兩個輥子軸承之間的墊片數量，或者利用蝸輪調整機構進行調整的，以此控制破碎產品粒度。本次設計采用增減兩個輥子軸承之間的墊片數量來進行調整。 圖4 調整裝置示意圖 2.3.3彈簧保險裝置 它是輥式破碎機很重要的一個部件，彈簧松緊程度，對破碎機正常工作和過再保護都有積極其重要的作用。機器正常工作是，彈簧的壓力能平衡兩個輥子之間所產生的作用力，以保持排礦口的間隙，使產品粒度均勻。當破碎機進入非磨碎物體時，彈簧被壓縮，迫使可動破碎輥橫向移動，排礦口寬度增大，保證機器不致?lián)p壞。非破碎物體排除后，彈簧恢復原狀，機器照常工作。 1、2 - 輥子； 3 – 物料； 4 – 固定軸承； 5 – 可動軸承； 6 – 彈簧； 7 – 機架 圖5 彈簧保險裝置的工作示意圖 在破碎機工作過程中，保險彈簧總處于振動狀態(tài)，所以彈簧容易產生疲勞破壞，必須經常檢查，定期更換。 圖6 彈簧保險裝置結構示意圖 2.3.4傳動裝置 1、2-齒輪 3、4-非標準長齒輪 5、7、8-軸 6、9-破碎輥 圖 7 齒輥式破碎機傳動原理圖 電動機通過皮帶輪帶動一對減速齒輪1、2。又通過軸7帶動輥子6和非標準長齒輪3，3又帶動齒輪4，齒輪4帶動輥子9，這樣就夠成了輥子7和9的相向轉動。如圖7。 2.3.5機架 機架用來固定安裝軸承座和導軌。在結構上采用上下箱體機架構造。一般采用鑄鐵鑄造，也可以采用螺栓連接而成。其要求是機架結構必須堅固。本次設計采用采用鑄鐵鑄造造機架。 第3章 破碎機主要零部件的設計 在水平軸上平行裝置兩對相向回轉的輥子，它是破碎機的主要工作機構。水平軸上平行的一對輥子中，其中一個輥子的軸承是可動的，另一個輥子是固定的，破碎輥是由軸、輪轂和輥皮構成。輥子軸采用鍵與錐形表面的輪轂配合在一起，輥皮固定在輪轂上，借助三塊錐形弧鐵，利用螺栓帽將它們固定在一起的。 3.1齒輥式破碎機主要執(zhí)行機構參數的計算 影響輥式破碎機生產能力和電機功率的主要參數有：嚙角、給礦粒度、輥子轉速。 3.1.1嚙角的確定 礦石中心（為使推倒簡化，假設破碎物料為圓形）與輥子中心（或）的連線與水平線所成的角度，稱為嚙合角。 兩個棍子產生的正壓力F（F=fP）都作用于物料塊上，如圖7所示。如將力P和F分別分解為水平分力和垂直分力，由圖可以看出，只有在下列條件下，物料塊才能被兩個棍子卷入破碎腔： 所以摩擦系數是摩擦角的正切，所以 （3.1） 由次可見，最大嚙合角應小于或等于摩擦角的兩倍。 當輥式破碎機破碎有用礦物時，一般取摩擦系數f=0.30～0.35；或摩擦角 圖8 輥子的受力分析 16°50′～19°20′，則破碎機最大嚙合角33°40′～38°40′。結合本設計的實際情況，這里我們取摩擦角為，則破碎機最大嚙角 3.1.2給礦粒度和轉子直徑 當排礦口寬度e一定時，嚙角的大小決定與輥子直徑D和給礦粒度d的比值。下面研究一下當物料塊可能被帶入破碎腔時，輥子直徑和給礦粒度間的關系。 圖 9 給礦粒度和輥子直徑示意圖 由[6]圖8 的Rt△OAB中可以看出 和D相比e很小，可略而不計，則 （3.2） 當取f=0.325時， =18°，18°=0.951 故 或 （3.3） 2PG—T0604型破碎機的 D=610mm，故mm。 由此可見光面輥式破碎機的輥子直徑應但等于最大給礦粒度的20倍左右，也就是說，這種雙輥式破碎機只能作為礦石的中碎和細碎。 對于潮濕粘性物料，f=0.45，則： 2PG—T0604型破碎機的 D=610mm，故mm。 3.1.3 輥子轉數 破碎機合適的轉數與輥子的表面特征、物料的堅硬性和給礦粒度等因素有關。一般地說，給礦粒度愈大，礦石愈硬，則棍子的轉數應當愈低。槽形（齒形）輥式破碎機的轉數應低于光輥式破碎機。 但是破碎機的生產能力是與輥子的轉數成正比地增加。為此，近年來趨向選用較高轉數的破碎機。然而，轉數的增加是有限度的。轉數太快，摩擦力隨之減小，若轉數超過某一極限值時，摩擦力不足以使礦石進入破碎腔，而形成“遲滯”現(xiàn)象，不僅動力消耗劇增，而且生產能力顯著降低，同時，輥皮磨損嚴重。所以破碎機的轉數應有一個合適的數值。輥子最合適的轉數，一般手是根據實驗來確定的。通常，光面輥子的圓周速度v=2 ～7.7米／秒，不應大于11.5米／秒。 破碎中硬礦石時，光面輥式破碎機的輥子圓周速度可由下式計算： （3.4） 式中 D───輥子直徑， 單位米； d───給礦粒度，單位米； e───排礦口寬度，單位米。 則計算輥子轉速公式為 轉/分 （3.5） 由于 =2.022 m/s 則 綜合3.1.2和3.1.3的計算設計出輥子的參數，如表(3.1) 表2 輥子直徑 610mm 輥子長度 輥子轉速 給礦粒度 排礦口寬度 3.2 輥皮的設計 輥式破碎機破碎輥的關鍵是輥皮，只要有了機械性能好，耐磨性能優(yōu)良的輥皮，對輥機的其他技術指標是很容易達到的。因此輥式破碎機輥皮材質的選擇十分重要。在選材之前先對破碎輥的失效進行分析。 3.2.1輥式破碎機輥皮的失效形式分析 對輥機輥皮的失效主要是兩方面：一是機械損壞，如開裂。這類機械損壞一般只發(fā)生在鑄鐵或球鐵輥皮。輥皮如果開裂，對輥機就無法運轉甚至還可能發(fā)生人身事故。二是磨損，磨損會使對輥機輥皮的表面產生溝槽，使兩輥皮之間的間隙增大，因而原料的細碎度也就不能保證。磨損過快是很多對輥機輥皮都存在的嚴重缺陷。 3.2.1.1 輥皮的機械損壞形式 輥皮發(fā)生機械損壞比較少，一般都是發(fā)生在高速強力細碎對輥機上，因為這種對輥機在兩輥皮之間是強力擠壓作用，擠壓力可達30t～40t，是普通對輥機十幾倍的擠壓力。在這樣高的擠壓力的作用下，輥皮就必須具有很高的機械強度。但是，由于在輥皮的制造過程中，無論其化學成分和機械性能都很難得到有效控制，甚至還可能存在一些鑄造缺陷和較大的內應力。球墨鑄鐵包括低合金球鐵和中錳球鐵的機械性能比灰鑄鐵高得多，應該能夠承受較大的負荷。但是，由于這些球鐵類輥皮的硬度只有HB240左右，為了提高耐磨性，必須將這些鑄件進行淬火處理，把硬度提高到HR50以上。淬火雖然使耐磨性提高了，但淬火以后也可能產生很大的殘余內應力，或者可能產生裂紋。工作時在擠壓力的作用下，輥皮有時會突然發(fā)生開裂，這就是說球鐵類輥皮也存在著機械損壞的潛在危險。 3.2.1．2輥皮的磨損形式 輥皮的磨損就是由輥皮的表面受到原料的摩擦作用而使其表面逐漸損耗的過程。在輥皮表面高應力的作用下，會形成局部的機械磨損。這種磨損在整個表面上是不均勻的，一般是形成從輥皮的兩邊到中部逐漸加深的溝槽。這種溝槽主要是從兩輥皮表面流過的原料中有硬的磨粒造成的磨損 ，主要屬于粒磨損。按照磨粒磨損的公式[13] （3.10） ──磨損度； ──法向載荷； H ──材料硬度； K──磨損度系數。 公式中的磨損度是一個變化范圍很大的數值，它和物料的性質等因素有關。由公式可見 ，磨損度和材料的硬度 H成反比，即材料的硬度越高，磨損度就越小。一般當對輥機輥皮的硬度≥50，其耐磨性就比較好：而當對輥機輥皮的硬度<50時 ，其耐磨性就明顯下降。所以，國家行業(yè)標準中規(guī)定對輥機輥皮的表面硬度必須達到≥50，且硬度層深度在20mm以上。 3.2.2輥皮的設計原則 常見的輥皮有：灰鑄鐵輥皮、外圈包鋼板的灰鑄鐵輥皮、外圈包鋼板并在鋼板表面堆焊耐磨焊條的輥皮、耐磨鑄鐵輥皮、高鉻復合金制作輥皮等，為了方便輥皮的設計，本次設計選用鑄造＋耐磨堆焊復合輥皮。 由于對輥破碎機擠壓輥在擠壓物料過程中輥面的擠壓力比輥壓機要小很多，所以制造的擠壓輥輥體是中空的，根據工作壓力的大小擠壓輥輥皮的厚度一般在50～100mm之間。早期的對輥破碎機擠壓輥的輥皮采用的是高Cr鑄鐵材料、高錳鋼或超高錳鋼整體鑄造成的，用高Cr鑄鐵材料鑄造的輥皮在運行過程中輥面容易出現(xiàn)掉塊和輥皮斷裂，用高錳鋼和超高錳鋼鑄造的輥體輥面的耐磨性比較差，另外用這三種材料鑄造的輥皮基本上都是一次性用的，當輥皮磨損以后，堆焊修復就非常困難，因為這三種材料的可焊性比較差，韌性也差，堆焊修復過程中很容易就把輥皮拉裂，所以當輥皮磨損到一定程度后，廠家都是直接更換新輥，舊輥就報廢不用維修，這就帶來較大的濫費，給國家和企業(yè)都造成較大的經濟損失 結合在輥壓機輥面耐磨材料的研制以及輥壓機輥面再生性修復方面豐富經驗，根據對輥破碎機擠壓輥的實際運行情況，對擠壓輥輥皮的制造工藝加以改進，提出擠壓輥輥皮的制造工藝采用鑄造＋耐磨堆焊相結合的復合工藝，使擠壓輥輥皮由以前的單一種材料變成復合材料，并且研制出專用于對輥破碎機擠壓輥表面堆焊的耐磨材料ZM焊絲和MD601焊絲。ZM焊絲堆焊過渡層，作用是保證堆焊層與輥體結合良好，防止整個堆焊層剝落，同時要求抗裂性好，能夠有效阻止輥面的焊接裂紋和疲勞裂紋向輥體的延伸、發(fā)展，保護輥體不受破壞；MD601焊絲是采用多元合金強化的高耐磨性材料，堆焊層金屬含有大量的合金炭化物，保證了堆焊金屬具有優(yōu)異的抗磨粒磨損性能和一定的抗沖擊性能及抗剝落性能，堆焊層具有細密的網狀裂紋，是釋放焊接應力所必須的“應力釋放裂紋”，有利于防止堆焊層的大面積掉塊和剝落。擠壓輥輥皮具體的復合制造工藝為：首先輥皮用普通的碳鋼如35＃鋼等來鑄造，輥皮鑄造好后先用專用的耐磨焊絲ZM焊絲焊一層過渡層，過渡層焊完后，再用MD601焊絲在輥面堆焊一層耐磨層。采用復合工藝制造的對輥破碎機擠壓輥的優(yōu)點是：a、輥皮基體是用碳鋼鑄造的，輥皮韌性好，可焊性好，輥皮不容易斷裂；b、用專用的耐磨焊絲堆焊的耐磨層，使輥面的耐磨性大大提高，輥面至少可以用一年而不用補焊，擠壓輥的使用壽命有了很大的提高；c、當輥面的耐磨層磨損以后，因為輥皮基體是碳鋼，可以用耐磨焊絲重新堆焊修復，而不用擔心輥皮會被拉裂，并且輥皮可以反復堆焊修復多次，這就避免讓輥體報廢，為企業(yè)帶來較大的經濟效益；d、采用復合工藝制造新輥輥體成本比采用整體鑄造工藝制造新輥輥體成本低20％左右。 3.2.3 輥皮結構設計 輥皮的結構主要由四大部分組成。輥皮、輪轂1、輪轂2、螺栓這四個部分組成。安裝時通過螺栓使輪轂1和輪轂2壓緊。由于兩個輪轂和輥皮都有一個錐度，因此輥皮能很好的安裝好。不僅結構簡單而且輪轂較輕。破碎機的好壞關鍵在輥皮，沒有合格的耐磨輥皮，就不會有合格的對輥機。采用安全可靠經濟實用的耐磨輥皮，以及合理的結構，將使輥式破碎機的性能大大的提高。輥皮的具體結構見圖10。 1–輪轂 2-輥皮 3–輪轂 4-鍵 5-螺母 6-軸 圖10 輥子裝配結構示意圖 2──輥皮：35鋼鑄造+耐磨焊絲堆焊。最薄處的厚度為45mm。與輪轂配合處的斜度為12°。 1，3──輪轂：材料為45鋼，鋼輪轂的主要優(yōu)點是：制造工藝簡單，成本相對較低，抗金屬疲勞能力強。 4──鍵 5──螺栓：每給輥子上8個30M螺栓。材料35CrMo。 第4章 破碎機的傳動方案設計選擇 4.1 生產能力 由齒輥式破碎機的原理進行計算，理論生產能力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。當速度以v米／秒時，則理論上物料落下的體積為： (立方米／小時) （3.6） 而物料落下的速度與磙子的圓周速度的關系為：，其中 為輥子每分鐘的轉數，應此 (立方米／小時) 或 T／h (噸／小時) （3.7） 式中 e───工作時排礦口寬度， 單位米； L───輥子長度， 單位米； D───輥子直徑， 單位米； n───輥子轉數，轉／分； μ───物料的松散系數，中硬礦石，μ=0.20～0.30；潮濕礦石和粘性礦石，μ=0.40～0.60； δ───物料的容重，噸／立方米。 當輥式破碎機破碎堅硬能夠礦石時，由于壓碎力的影響，兩輥子間隙（排礦口寬度）有時略有增大，實際上可將公式（3.7）增大25%，作為破碎堅硬礦石時的生產能力的近似公式，即： ， 噸／小時 （3.8） 式中，符號的意義和單位同上。 本次設計的齒輥式破碎機主要用來破碎中硬礦，因此以上參數可選擇為 e=0.008 m ， L=0.4 m ，D=0.61 m ，n=，μ=0.26 ， δ=2.8 因此由公式3.8有= 4.2 電動機功率 輥式破碎機的功率消耗，通常多用經驗公式 或時間數據進行計算。 光面輥式破碎機（處理中硬以上的物料）的需用功率，可用下述經驗公式計算： ，千瓦 (3.9) 式中 Q───生產能力，噸／小時； e───排礦口寬度，厘米； n───輥子轉數，轉／分。 此處的0.735是將公制馬力換為千瓦的折換系數。 則 千瓦 則查[1]選電機型號為YB225M-8，功率為22KW。 4.3 傳動比的確定 在前面計算中選擇方案一為傳動方案，先通過減速器進行一級減速，然后經聯(lián)軸器和帶輪分別將動力傳給滾筒（路線一）和螺旋輸料器（路線二）以達到工作機的要求。由前面可知電動機轉速為940r/min，滾筒轉速為37r/min. 則總傳動比 i=n/n=940/37=25.4 i—滾筒精選機的總傳動比 n—電動機轉速 n—滾筒轉速 根據設計課題的要求和工作環(huán)境等因素，首先擬定了（a）、(b)兩種傳動方案。 圖17 傳動方案（a） 方案a采用了帶有電機的擺線針輪減速器，大大簡化了結構，由于減少了功率的傳動環(huán)節(jié)，功率傳遞損失較小，工作效率較高，直接用v帶連接，有很好的過載保護作用，結構簡單，易于安裝處理。帶傳動便于將電動機和轉盤的基礎分離，減輕振動的干擾，傳動平穩(wěn)，結構簡單，成本低，安裝維護方便，帶損壞后容易更換。過載時，帶在帶輪上打滑，可防止其他零件的損壞，起到安全保護的作用。帶傳動對環(huán)境的要求比較低。 圖18 傳動方案（b） 方案b是電動機通過減速器和帶傳動將動力傳至輥筒。傳動裝置的外形大，傳動不適合在低速和大傳動比下使用，有彈性滑動或打滑現(xiàn)象，難以保持準動比。它的缺點是價格較其它減速器稍高、制造精度要求較高 結合以上兩種傳動方案的特點和本課程設計實際工作情況和設計要求，主要從經濟成本和機構結構上考慮，確定方案a為本設計的最佳傳動方案。 傳動機構主要由齒輪，皮帶輪構成，起著傳遞電機功率的作用，本節(jié)將對這兩個部分進行詳細的設計。 4.4 V帶的設計 本設計采用V帶傳動是由于帶傳動是撓性件，具有結構簡單，傳動平穩(wěn)，能緩沖和吸震等特點。在總體設計里面電機選用的是YB225M-8，功率為22KW，小帶輪為，輥子轉速為。 計算功率 根據設計要求查計算公式為有 （4.1） 式（4.1）中可查[1]表10得 選定截面 根據及 查[1]圖10確定選用C型帶。 確定帶輪基準直徑 小帶輪基準直徑參考[1]圖10和表10取。 大帶輪基準直徑計算公式為 （4.2） 查[1]表10取標準值1000。 帶速 查[1]有 （4.3） 則 符合要求 初定中心矩 (4.4) 則有 本設計取 確定帶基準長度 (4.5) =6015.25 按[1]表10-2選取 實際中心距 (4.6) =2142.375 安裝時所需要的最小中心距 =2047.875 張緊或補償伸長所需要的最大中心距 =2123.475 小帶輪包角 (4.7) = 符合要求 求單根V帶的基本額定功率及其增量 按[1]圖10.3 ，當 時=5.8KW 當時，=0.65 KW V帶的根數 (4.8) = 4.48 取Z=5 查[1]圖10-5得 查[1]表10-6有 單根V帶的初拉力 (4.9) =403.22N 按[1]表10.1查得m=0.3 作用于軸上的力 (4.10) = 3977.82 N 小帶輪的結構及其設計 由YB250M-8電動機軸伸尺寸， 故小帶輪輪轂孔直徑，軸轂長 查表10有 圖19 小帶輪的工作圖 按[1]表10有 ， ， ， ， ， ， 查[1]表10.9得小帶輪為實心輪。 4.5 傳動軸的設計與計算 這部分主要對傳動軸中的一根（圖11中7）進行設計。傳動路線圖見下圖。 1、2-齒輪 3、4-非標準長齒輪 5、7、8-軸 6、9-破碎輥 圖 11 傳動路線圖 4.5.1 輥的受力分析 光輥是由輥皮，輪轂，螺母，螺栓等組成。 輥式破碎機能否保證輥的受力均勻、間隙正確、避免對輥的損傷，是保證輥子正常工作的關鍵因素。對輥子進行挾入物料的力學分析，算出輥子的受力，是對輥子軸設計的基礎。本節(jié)將分析差速反向旋轉光輥的工作區(qū)進行力學分析。 當物料進入輥軋區(qū)后，趨近中心軋點輥間隙越小，壓強越大，壓強的增大于物料壓縮程度成正比。如圖所示，設物料在最下軋距處的最大為壓強，而在α角處為p，此時 令光輥半徑為r，則有 ； ； ， ； 當α和θ足夠小時，可簡化，則； 當θ角增加到時，磨輥上所承受壓力增加，則可積分得到總壓力 ，式中dA為間所占輥子面積在Y軸上的投影，令光輥長度為L，則 ，代入前式可得 積分簡化，取，最后得到 （3.11） 合力矩應與積分力矩相等，設合力矩臂為x，則 M=xP=； （3.12） 故 當θ足夠小時，取，則 ， 故 （3.13） 從此式可以看出，輥子總壓力合力的位置大約位于最小軋點以上3/8軋區(qū)長度處。 破碎過程可以劃分為“預損—碎裂—壓實”[10]三個階段，在實壓階段物料所受的力應大于其抗壓強度。石灰石、熟料、煤及其它礦石，其抗壓強度不超過100Mp。普通輥式破碎機一般工作間隙在10-40mm，[11]一端輥圈帶彈性支承，遇強力作用時能產生退讓，間隙可變大，其破碎時作用力一般5t在左右，輥式細碎機工作間隙一般在5mm 以下，采用剛性支承許用破碎力設計在10t，遇強力超過10t時采用剪切保護，剪切銷破壞后更換復位，在不超過許用壓力的情況下可以強制破碎 N.m 此外還有輥子受到摩擦所產生的轉矩，但輥子為空心的，產生的轉矩比較小，把求得的轉矩乘以一系數K=1.1。 N.m 4.5.2 軸的設計 根據前面的計算可知，主動軸（如圖3.4中的7軸）其電動機功率P=22kW，轉速n=75r/min， 軸的一端裝有皮帶輪，另一端有齒輪。 軸傳遞的轉矩： （3.14） 式中： P為電機功率，帶動下輥的電機功率為75kW，帶動上輥的電機功率為55kW；n為轉速，下輥的轉速為160 r/min，上輥的轉速為80 r/min。 N.mm=N.m （3.15） 式中： 、、 分別為皮帶輪、齒輪、軸承的傳動效率。 取=0.92 、=0.98、=0.97 由[9]P14 選取齒輪.軸承率分別為0.98和0.97 由[4]表8 取帶傳動效率為92% N.m=N.mm 3.3.2．1軸的材料和熱處理方式的分析 選擇軸的理由 選擇軸的材料為45鋼，經調質處理， 其機械性能由[3]表15-1查得： 　　抗拉強度極限＝650MPa；屈服強度極限=360MPa；彎曲疲勞極限=300MPa；剪切疲勞極限＝155MPa；許用彎曲應力＝60MPa。 3.初算軸的最小軸徑 按式3.16初步確定軸的最小直徑。 （3.16） 由[3]表15，選=120。 kW 　　則軸的最小直徑為： mm 　軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增5%。 變?yōu)?0.01mm，查[2]表4，取標準直徑110mm。 初選軸承 　　因軸承主要受有徑向力的作用，以及機械振動可能產生少量軸向力。故選用圓柱滾子軸承。 根據工作要求及輸入端的直徑(為115mm)，由查軸承選用[2]表4.10-1及表4.10-2選取型號為NNJ3323的滾動軸承，其尺寸（內徑×外徑×寬度）為 d×D×b=115×200×40。 支承下軸的軸承： 根據工作要求及輸入端的直徑(為130mm)，由軸承產品目錄中選取型號為6226的滾動軸承，其尺寸（內徑×外徑×寬度）為d×D×b=115×200×40。 4.5.3軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案 軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求。 圖13 軸的擬定草圖 圖13中，從輸入端裝入，輥子、套筒、左端軸承、齒輪，然后從右端裝入右端軸承，齒輪。其中兩個齒輪的軸向定位是由箱體上的軸承座來完成的。 確定軸的各段直徑 　　由于軸最小直徑為110mm，左端用軸承加套筒定位，右端用軸肩定位。故軸段1的直徑即為110mm。 　　軸段2的用來安裝軸承，為了保證定位可靠，只要比軸段1增大5～10mm就可以，因此取軸段2為115mm。 　　同樣，軸段6也是用來安裝軸承的，此處直徑也取115mm。 　　為了拆裝和制造方便，軸段3選擇為118mm。 軸段4是軸肩，參照 [2]P1073及同類軸設計取為140mm。 為了定位的可靠，軸段7要比軸段6小，因此也取最小直徑為110mm。 確定軸的各段長度 　　考慮到軸1的長度還要加上箱體的厚度，而且還比齒輪厚度要長，故該段軸長取為140mm。 軸段2和軸段6的長度要比軸承短1～5mm。且軸承寬為38mm，則這兩段取35mm長。 軸段3的長度即為輥子的長度加套筒長，輥子長為400mm，選擇套筒長為90mm，則軸段3的長度為490mm。 圖14 軸的結構設計圖 依照[2]P1075 有軸肩的寬度設計為22mm。即軸段4長度為22mm。 根據長齒齒輪的厚度以及其他軸的類比，可以得出軸段7長度取100比較合適。 軸段5的尺寸變動空間比較大，主要考慮與箱體的設計相配合，取為43mm。 4.5.4軸上零件的周向定位 輥子、齒輪、平帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。對于輥子，2個半輪轂分別用鍵定位。由手冊查得平鍵的截面尺寸寬×高=32×20(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，查[2]取長為160mm(標準鍵長見 GB1096-79)。對于齒輪，軸徑為110，查[2]表4.5-1截面尺寸寬×高=28×16，并取長度為80mm，同時也保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6； 確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸端倒角為2×45° 4.5.5 軸的校核 畫受力簡圖 　　畫軸空間受力簡圖15，將軸上作用力分解為水平受力圖b和垂直面受力圖c。分別求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。對于零件作用于軸上的分布載荷或轉矩(因軸上零件如齒輪、聯(lián)軸器等均有寬度)可當作集中力作用于軸上零件的寬度中點。對于支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，一般可按圖15取定，其中A值參見滾動軸承樣本，跨距較大時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。 計算作用于軸上的支反力 　　水平面內支反力為 　　　N N 垂直面內支反力 破碎輥外形尺寸為610mm×400mm，單輥重約1200kg。 N 齒輪受到的力，其大小為 。 （3.17） 　　　　　　　 （3.18） 綜合式上式可算出 N N 計算軸的剪力、彎矩，并畫剪力、彎矩、轉矩圖 　　分別作出水平面上和垂直面上的剪力圖d、e；分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g，并按計算合成彎矩，畫轉矩圖h。 計算并畫當量彎矩圖 　　轉矩按脈動循環(huán)變化計算， 取，可算出： N.m N.m N.m　 按照畫出當量彎矩圖i。 c-c截面處彎矩最大， 屬于危險截面 圖15 軸的受力結構簡圖 校核軸的強度 　　一般而言，軸的強度是否滿足要求只需對危險截面進行校核即可，而軸的危險截面多發(fā)生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知，c-c截面處彎矩最大， 屬于危險截面；d-d截面處當量彎矩不大，軸徑大，不屬于危險截面。而對于b-b，當量彎矩小于a-a截面，軸徑一樣大，不屬于危險截面；截面，僅受純轉矩作用，雖a-a、e-e截面尺寸小，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。 　　c-c 截面處當量彎矩為 N.m 強度校核：考慮到鍵槽的影響，查[3]表15 而＝60MPa，顯然＜，故安全。 4.5.6軸的結構圖 圖16 軸的結構圖 31 結束語 本次設計主要學習了破碎機設計過程中的設計方法、流程及關鍵技術，對夾具設計有了一定的接觸與認識，也了解到了生產的工藝過程，設計的準則和夾具的柔性化的綜合運用，受益匪淺。 通過畢業(yè)設計，使自己對學習的各門課程有了進一步的理解，知識得到了系統(tǒng)化，同時自己在這次畢業(yè)設計中，學習到了破碎機的設計知識，但在基礎環(huán)節(jié)上存在許多不足之處，還需要不斷學習和完善，以適應學習和應用的緊密結合。特別是，在機械結構設計上應使零部件相對于整體結構更趨于優(yōu)化和實用。 總之，通過這次畢業(yè)設計到現(xiàn)場調察研究，收集資料，閱讀文獻，設計方案，分析比較，在綜合能力上得到了訓練，我覺得是對個人綜合能力的培養(yǎng)，這對今后的工作和學習積累了寶貴的經驗。 附 錄 參考文獻 [1] 蔡春源主編《新編機械設計手冊》.遼寧：遼寧科學技術出版社，1993. [2] 現(xiàn)代綜合機械設計手冊編委會主編《現(xiàn)代綜合機械設計手冊》中 .北京：北京出版社，1991. [3] 濮良貴，紀名剛主編《機械設計》第七版.北京：高等教育出版社，2001. [4] 卜炎主編《機械傳動裝置設計手冊》上冊.北京：機械工業(yè)出版社，1998. [5] 卜炎主編《機械傳動裝置設計手冊》下冊.北京：機械工業(yè)出版社，1998. [6] 李啟衡主編《碎礦與磨礦》.北京：冶金工業(yè)出版社，1980. 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