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河南理工大學萬方科技學院
本科畢業(yè)設計（論文）中期檢查表
指導教師： 張昌娟 職稱： 講師
所在院（系）：機械與動力工程學院 教研室（研究室）： 機械制造系
題 目
雙齒輥破碎機設計
學生姓名
李振龍
專業(yè)班級
08機制3班
學號
0828070102
一、選題質量：輥式破碎機適用于在水泥，化工，電力，冶金，建材，耐火材料等工業(yè)部門破碎中等硬度的物料，如石灰石，爐渣 ，焦炭，煤等物料的中碎，細碎作業(yè)。 該系列對輥式破碎機主要由輥輪組成、輥輪支撐軸承、壓緊和調節(jié)裝置以及驅動裝置等部分組成。
雙齒輥式破碎機的設計涉及到選擇傳動機構、帶傳動及齒輪傳動設計、軸、軸承和
鍵的設計等。符合本科階段培養(yǎng)專業(yè)設計的能力，能夠很好的訓練學生的機械綜合
能力，達到理論與實踐的結合，開拓視野，培養(yǎng)了學生創(chuàng)新的意識。
本課題設計難度中等，符合本科階段要求，工作量大，需要同學認真查閱資料，扎
實學好專業(yè)知識，與任課老師，相關的技術人員溝通，認真完成畢業(yè)論文。我要在
接下來的設計中認真查閱相關資料，本著嚴謹?shù)脑O計態(tài)度把接下來的設計搞好。從
而為自己以后在工作中積累寶貴的經(jīng)驗。
2、 開題報告完成情況：開題報告已完成。確定了明確的課題設計方向；并對破碎
機設計在使用中經(jīng)常出現(xiàn)的問題有一定的研究，且應用在設計計算中；同時，已完
成了對相關資料的查閱，對課題有了總體的分析。開題報告順利完成。
3、 階段性成果：查閱資料已基本完成，國內外研究進展現(xiàn)狀分析已完成。大致方
案和主要零件參數(shù)已確定，已經(jīng)開始對課題進行設計計算，并有了關鍵性的進展，
設計過程已經(jīng)快速地展開，確定了工作的內容和方法；破碎機的結構設計正在進行
中，部分零件圖的繪制已經(jīng)完成，已開始制作設計說明書。英文翻譯進入校核階段。
4、 存在主要問題：
1. 在破碎機設計上，專業(yè)性比較強的時候遇到了一定的阻力。
2. 由于破碎機使用較多，在整體設計時應考慮控制成本，因此在設計時要綜合多方
面的考慮。
3. 局部結構設計思路不清晰；設計內容不夠連貫，系統(tǒng)性不強；在整體結構及零部
件結構上存在一定問題；
4. 獲得資料不夠充分，需要根據(jù)實際的設計情況取得參考資料。
5.在選用零件和確定結構工藝參數(shù)時缺少經(jīng)驗和參考。
五、指導教師對學生在畢業(yè)實習中，勞動、學習紀律及畢業(yè)設計（論文）進展等方面的評語
指導教師： （簽名）
年 月 日
2
前 言
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(chǎn)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(chǎn)、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!
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(chǎn)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。
隨著國內基本建設和國民經(jīng)濟的持續(xù)發(fā)展，我國的建設機械市場已經(jīng)成為國際設備制造商關注的焦點，破碎機械行業(yè)也不例外，外資的進入，進一步加劇了市場的競爭程度，國內破碎機械企業(yè)要想在競爭的大潮中取得先機，其首要問題就是要提高現(xiàn)有破碎設備的質量和技術含量，盡快縮小與國外先進水平的差距，創(chuàng)造自己的品牌，爭取市場主動，本文通過比較國內外破碎機械的差距來說明國內外破碎的機械現(xiàn)狀。
國內外破碎機械存在差距的原因很多，其中市場需求不同是造成差距的客觀原因，由于國際市場上優(yōu)秀的破碎設備制造商集中在歐美地區(qū)，那里大規(guī)模的基本建設階段已過去，市場對砂石料的需求不多，且環(huán)保要求又高，勢必形成砂石場高度集中以大規(guī)模生產(chǎn)來實現(xiàn)環(huán)境保護，幫所需破碎設備規(guī)格大、自動化程試想高、機動性強。滿足這樣的市場需求發(fā)展的破碎設備與國內產(chǎn)品不大一樣，而我們正處于大規(guī)模的基本建設時期，各地對砂石料的需求劇增，引起投資砂石場熱，遍地開花的砂石場往往規(guī)模小，只求上馬快、投資少，供不應求的市場使粗制濫造、技術水平低下、耗能高、污染環(huán)境嚴重的產(chǎn)品紛紛進入，而這些設備往往只能以低價來占領市場，因此與國際上先進水平差距明顯。國際上專業(yè)的立軸沖擊式破碎機制造商已普遍采用陶瓷制作耐磨零件，而不僅僅是硬質合金（碳化鎢）和高鉻鑄鐵。陶瓷材料不但可耐較高的溫度，而且有特別好的抗腐蝕性，因而在帶有相當溫度的物料高速沖擊時耐磨性能良好。國內的立軸立軸沖擊式破碎機目前采用硬質合金和高鉻鑄鐵材料，質量不穩(wěn)定，易腐蝕和磨損，且易被金屬件擊碎，由于砂石場使用的破碎設備國內外產(chǎn)品差距明顯，故國內高端市場，如規(guī)模較大的砂石場仍是進口的設備占多數(shù)。
目前國內的破碎機械制造商無論國有企業(yè)還是民營企業(yè)，在科技開發(fā)上的投入不足是產(chǎn)品差距的主觀原因，既缺乏科研手段（例如幾乎沒有一家制造商具備巖石實險室），又缺少先進技術支撐，自主產(chǎn)權的開發(fā)力量十分薄弱。盡管國內外破碎設備差距很大，但縱觀國外的破碎設備制造商由于本土市場日漸縮小，生產(chǎn)成本高，紛紛開拓本國以外的市場，而且作為傳統(tǒng)工業(yè)在資金、人才等方面獲得新的投入甚少，因此，近來年兼并重組頻繁，這種局面給國內破碎機械制造商以很大的發(fā)展機遇，畢竟我國的制造成本較低，又有較好的重工業(yè)基礎，通過引進國際上先進技術，產(chǎn)學科研投入，一定能克服技術上的差距，使我國的破碎設備產(chǎn)品更好的進入國內外市場。
礦業(yè)破碎機是指排料中粒度大于三毫米的含量占總排料量50%以上的粉碎機械。由英國人恒安發(fā)明。破碎作業(yè)常按給料和排料粒度的大小分為粗碎、中碎和細碎。常用的砂石設備有顎式破碎機、反擊式破碎機，沖擊式破碎機，復合式破碎機，單段錘式破碎機，立式破碎機，旋回破碎機、圓錐式破碎機、輥式破碎機、雙輥式破碎機、二合一破碎機、一次成型破碎機等幾種。
顎式破碎機是利用兩顎板對物料的擠壓和彎曲作用，粗碎或中碎各種硬度物料的破碎機械。其破碎機構由固定顎板和可動顎板組成，當兩顎板靠近時物料即被破碎，當兩顎板離開時小于排料口的料塊由底部排出。它的破碎動作是間歇進行的。這種破碎機因有結構簡單、工作可靠和能破碎堅硬物料等優(yōu)點而被廣泛應用于選礦、建筑材料、硅酸鹽和陶瓷等工業(yè)部門，和圓錐破碎機相比，顎式破碎機投資少，成品片石少，生產(chǎn)成本低。與錘式破碎機相比，耐磨件使用時間長，生產(chǎn)效率高，后期投資小。
旋回式破碎機是利用破碎錐在殼體內錐腔中的旋回運動，對物料產(chǎn)生擠壓、劈裂和彎曲作用，粗碎各種硬度的礦石或巖石的大型破碎機械。裝有破碎錐的主軸的上端支承在橫梁中部的襯套內，其下端則置于軸套的偏心孔中。軸套轉動時，破碎錐繞機器中心線作偏心旋回運動它的破碎動作是連續(xù)進行的，故工作效率高于顎式破碎機。到70年代初期，大型旋回破碎機每小時已能處理物料5000噸，最大給料直徑可達2000毫米。
圓錐式破碎機的工作原理與旋回破碎機相同，但僅適用于中碎或細碎作業(yè)的破碎機械。中、細碎作業(yè)的排料粒度的均勻性一般比粗碎作業(yè)要求的高，因此，在破碎腔的下部須設置一段平行區(qū)，同時，還須加快破碎錐的旋回速度，以便物料在平行區(qū)內受到一次以上的擠壓。
輥式破碎機是利用輥面的摩擦力將物料咬入破碎區(qū)，使之承受擠壓或劈裂而破碎的機械。當用于粗碎或需要增大破碎比時，常在輥面上做出牙齒或溝槽以增大劈裂作用。輥式破碎機通常按輥子的數(shù)量分為單輥、雙輥和多輥破碎機，適于粗碎、中碎或細碎煤炭、石灰石、水泥熟料和長石等中硬以下的物料。
錘式破碎機是利用錘頭的高速沖擊作用 ，對物料進行中碎和細碎作業(yè)的破碎機械。錘頭鉸接于高速旋轉的轉子上，機體下部設有篦條以控制排料粒度。送入破碎機的物料首先受到高速運動的錘頭的沖擊而初次破碎，并同時獲得動能，高速飛向機殼內壁上的破碎板而再次受到破碎。小于篦條縫隙的物料被排出機外，大于篦條縫隙的料塊在篦條上再次受到錘頭的沖擊和研磨，直至小于篦條縫隙后被排出。
反擊式破碎機是利用板錘的高速沖擊和反擊板的回彈作用，使物料受到反復沖擊而破碎的機械。板錘固裝在高速旋轉的轉子上，并沿著破碎腔按不同角度布置若干塊反擊板。
環(huán)錘破碎機主要用途：該系列環(huán)錘破碎機適用于破碎各種脆性物料，如煤、煤千石、焦碳、爐渣、頁巖，疏松石灰石等。物料的抗壓強度不超過10MPa，其表面水分不大于8%。
沖擊式破碎機適用于軟或中硬和極硬物料的破碎、整形，廣泛應用于各種礦石、水泥、耐火材料、鋁凡土熟料、金剛砂、玻璃原料、機制建筑砂、石料以及各種冶金礦渣，特別對碳化硅、金剛砂、燒結鋁礬土、美砂等高硬、特硬及耐磨蝕性物料比其它類型的破碎機產(chǎn)量功效更高。 1、總體設計方案
1.1 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(chǎn)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。
1.2 設計產(chǎn)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)。
1.3 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(chǎn)的正常進行，提高勞動生產(chǎn)率。
1.4 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 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(chǎn)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。
1.6 題目的可行性
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(chǎn)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。
1.7 傳統(tǒng)破碎機的改進
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 2、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
2.2.1 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(chǎn)率 20； 35； 45； 55 t/h
輥子轉數(shù) 64 r/min
機器質量 3.765 m/ t
2.2.2 計算參數(shù)
2.2.2.1 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。
2.2.2.2 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(chǎn)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=450mm，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。
2.2.2.3 生產(chǎn)率
雙輥式破碎機的理論生產(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)率 （t/h）；
n——輥子轉速 （r/min）；
——破碎產(chǎn)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）
2.2.2.4 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：
*η1η2η3η4η5η6/=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*KA/(η1η2η3η4η5η6)=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
2.4.1 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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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。
2.4.2 傳動類型選擇
2.4.2.1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(chǎn)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。
2.4.2.2 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(chǎn)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(chǎn)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
3、破碎機的總體設計
3.1 帶傳動設計
1. 設計功率
Pd=PKA
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△e
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
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
3.2.1 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。
3.2.2 按齒面接觸強度設計
3.2.2.1 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
3.2.2.2 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
3.2.3 按齒根彎曲強度設計
彎曲強度的設計公式為
m
3.2.3.1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
3.2.3.2 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。
3.2.4 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。
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
3.3.1 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。
3.3.1.1 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
3.3.1.2 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<
3.3.2 齒根彎曲疲勞強度校核
齒根彎曲疲勞強度條件
3.3.2.1 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
3.3.2.2 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。
3.3.3 齒輪靜強度校核計算
3.3.3.1 齒面靜強度校核
齒面靜強度條件
1）靜強度最大齒面應力
=
2）計算切向力
=
=
=10523.73 N/mm
=
=424.13 N/mm
3）靜強度許用齒面接觸應力
=
=
=506.16 N/mm
=424.13 N/mm<， 滿足要求
3.3.3.2 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
3.4.1 估算軸徑
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
3.4.2 齒輪軸的結構設計
3.4.2.1 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(chǎn)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
3.4.2.2 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）
3.4.2.3 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。
3.4.3 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
3.4.4 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
3.4.5 作彎矩和轉矩圖
3.4.5.1 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
3.4.5.2 作轉矩圖
3.4.6 軸的強度校核
3.4.6.1 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。
3.4.6.2 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。
4、綠色設計
4.1 綠色設計產(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)品逐漸興起，相應的綠色產(chǎn)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(chǎn)品的綠色標志制度相繼建立，凡標有“綠色標志”圖案的產(chǎn)品，表明該產(chǎn)品從生產(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)品，盡可能減少對環(huán)境的污染和資源浪費，全面提高產(chǎn)品的競爭力。
4.2 綠色產(chǎn)品的定義和特點
綠色設計是由綠色產(chǎn)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(chǎn)品是綠色產(chǎn)品，綠色產(chǎn)品有何特點，以便于采取一定的方法和手段去設計綠色產(chǎn)品。
4.2.1綠色產(chǎn)品的定義
綠色產(chǎn)品是相對傳統(tǒng)產(chǎn)品而言的，至今還沒有權威的定義，為了便于對綠色產(chǎn)品的認識，給出如下一些定義：
（1）綠色產(chǎn)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(chǎn)的、可拆卸和分解的產(chǎn)品，其零部件經(jīng)過翻新處理后可以重新利用。
（2）綠色產(chǎn)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(chǎn)品。
（3）綠色產(chǎn)品是指從生產(chǎn)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(chǎn)品。
（4）綠色產(chǎn)品是指其使用壽命完結時，部件可以翻新和重新利用的產(chǎn)品。
以上定義可以看出，綠色產(chǎn)品是指在產(chǎn)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(chǎn)者及使用者具有良好保護性的產(chǎn)品。
4.2.2綠色產(chǎn)品的特點
（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。
4.3 綠色設計的主要內容和設計原則
4.3.1設計內容
1）綠色產(chǎn)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(chǎn)品的可回收性設計；5）綠色產(chǎn)品的成本分析；6） 綠色產(chǎn)品設計數(shù)據(jù)庫。
4.3.2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(chǎn)率，節(jié)省原材料，降低生產(chǎn)成本，為企業(yè)帶來可觀的效益。但是也存在著一些不足，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。
結 論
在當今的社會發(fā)展中，工農(nóng)業(yè)的生產(chǎn)自動化程度越來越高，制造業(yè)飛速發(fā)展。特別是發(fā)達國家在這方面有為明顯，我國雖然和他們比有一定的差距，但最近幾年通過引進外資和繼續(xù)加大科研投入力度。因此，也取得了較大的發(fā)展，這種差距也在慢慢地減小。我設計的雙齒輥破碎機在一定程度上促進了自動化生產(chǎn)，降低了工人的勞動力度，提高了生產(chǎn)效率，可以說具有十分重要的意義。
通過資料收集、整理和設計，我設計的雙齒輥破碎機終于完成了。在我所設計的這段時間里，我通過對資料的搜集、查找，找到了很多對設計有用的參考資料，從而保證了設計的順利進行。可以說這次設計是對我大學四年所學知識的一次綜合檢驗和全面總結，在這個過程中我學會了獨立思考、在實踐中找答案、在前人的基礎上求創(chuàng)新。通過畢業(yè)設計，使我的綜合能力大大的提高，為將來參加工作打下了堅實的基礎。
致 謝
近三個月的畢業(yè)設計結束了，在畢業(yè)設計的日子里，我完成了雙齒輥破碎機的設計。我在華盛銘實習的日子里，得到了各方工友老師等多位領導的熱情接待與大力支持，在次表示深深的感謝。我還要感謝機制教研室的張昌娟老師，若沒有她的指導幫助和支持我的畢業(yè)設計不能完成的如此順利。在整個設計過程中我在老師的指導下學到了很多專業(yè)知識，在一些探索性問題上得到了深層次的理解，更在老師的身上學到了許多為人處事的道理，我想這些都是我人生中的寶貴財富，在我今后的工作生涯中定會受益匪淺。在此我要對指導老師說一聲：“老師，您辛苦了！”
由于本人所掌握的知識技能水平有限，在設計中難免存在一些問題，在此懇請各位老師和同學們給予批評與指正，以便我在今后的工作和學習中有更大的提高。
參考文獻
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