机械专业本科毕业设计论文对辊式破碎机设计doc

机械专业本科毕业设计论文对辊式破碎机设计doc

时间:2022-09-22 15:58:59 作者:雷火电竞官网 来源:雷火电竞app下载

  免费在线选题的目的和意义 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,而去硫的最基础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,这是选择本题的目的之一。其二如前所述,新的选煤技术和工艺需要新型的破碎机,否则影响新的选煤工艺和方法的技术水平。近三年来,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,不能适应含煤研石的煤炭破碎,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,研究新型的分级破碎机,具有较重大的现实意义。 1.2破碎机概述 1.2.1破碎的目的 固体物料在外力的作用下克服物料的内聚力.使大颗粒破碎成小颗粒的过程称为粉碎。 物料粉碎由破碎机和粉磨机来完成,粉碎的目的有如下: (1) 均化 随着粉碎的进行,物料的总表面积不断增加。因此大颗粒物料碎裂成细粉状态,这样才可能使几种不同固体物料(主要是化学成分不同)的混合,得到良好的均匀效果。 (2) 选矿(解离) 随着矿产资源的开发利用,原矿品位日趋降低,为了取得原矿中的有效成分,需要大量矿石经过选矿加工后才能利用,而且人选矿石中难选矿石愈来愈多。矿石中有用成分同杂质紧密地结合在一起,为使矿石中有效成分解离。只有将其充分破碎。经过选矿才能将有用成分同杂质分开,并剥除杂质,得到较纯净的精矿。 由于工业的发展,要求矿石综合回收的元索越来越多,对矿石的粉碎要求也更具体,对粉碎机械的要求也更高。 (3) 粒度分布 在工业生产中,由于具体的生产工艺要求,对固体原料有较严格的粒度要求,粉碎机械必须满足其产品粒度。 (4) 使物料的比表面积增加 比表面是单位质量或体积的物料的表面积,物料的粒度越小。其比表面积越大,增加物料的比表面积可使物料同周围介质的接触面积增大,从而反应速度加快。例如.催化剂的接触反应,固体燃料的燃烧与气,物料的溶解,吸附与干燥,以及在化工上利用粉末颗粒流化床的大接触面积来强化传质与传热等。 1.2.2齿辊破碎机的特点和分类 常见的破碎机主要有鄂式破碎机、旋回破碎机、圆锥破碎机、锤式破碎机、冲击式破碎机和齿辊破碎机等。齿辊破碎机是一种传统的破碎机械,它的主要破碎作用是劈碎,同其它类型的破碎机相比,这种破碎机的特点: 破碎过程的能量消耗小; 过粉碎(粉化)程度小,破碎的产物多呈立方体; 结构简单,工作可靠,维护与检修方便;成本低廉。 基于以上优点,齿辊破碎机在许多工业部门都有应用,特别在选煤厂应用得更多。 齿辊破碎机是破碎烟煤、无类煤(含矸石量少)和页岩的主要设备,主要用于原煤的粗碎(产品粒度在50mm以上)和中碎(产品粒度在25-6mm)。 双齿辊破碎机的工作机构(图1)主要是转动的两个圆齿辊,旋转的圆辊面上有齿、棱和槽。物料被齿面辊带到破碎空间后,因受到两齿辊的劈碎作用(主要破碎方法)而破碎,经过破碎的物料经下面排料口排出。 齿辊破碎机按齿辊数目可分为单齿辊破碎机、双齿辊破碎机和多齿辊破碎机。生产中以单、双齿辊破碎机应用最多。在选煤厂中应用的单齿辊破碎机都采用较长的辊齿,故主要适用于粗碎;双齿辊破碎机的辊齿一般较短,适用于中碎;四齿辊破碎机适用于中碎。 1.2.3齿辊破碎机的工作原理 两个破碎辊在传动装置的驱动下相向转动,固定辊1支承在固定轴承2上。移动辊3支承在移动轴承4上,安全装置5(弹簧保护装置或液压缸保险装置)顶住活动轴承,并用定位垫块6调节两辊的间隙,其最小距离也称排料口宽度,用以控制破碎块产品粒度。物料自两辊上方加入,在辊子与物料间摩擦力作用下,物料被带入两辊之间,受挤压破碎后,自下部排出(见图1.1)。破碎后的粒度一般控制为80~120 mm。 图1.1齿辊破碎机工作原理示意图 1.固定辊2.固定轴承3.移动辊4.移动轴承 5.安全装置6.定位垫块 1.2.4双齿辊破碎机的基本构造 图1.2是传统式双齿辊破碎机的构造示意图。它是由一对齿辊、两对外啮合齿轮、弹簧保险装置、机架及胶带轮等部件所组成。机架1是由型钢焊接而成的结构件,固定齿辊2安装在机架的固定轴承3上。可动齿辊4装在可动轴承5上,可动轴承可以在固定于机架上的轴承座6上滑动,利用弹簧7将可动轴承压紧。电动机通过胶带轮8和传动齿轮9及10使固定齿辊转动,利用长齿齿轮11带动可动齿辊,使其与固定齿辊作相对转动。破碎物料从上方给入,经齿辊破碎后从下方排出。 图1.2双齿辊破碎机 1—机架;2—固定齿辊;3—固定轴承;4—可动齿辊;5—可动轴承;6—轴承座;7—弹簧;8—胶带轮;9、10—传动齿轮;11—长齿齿轮 1.2.5齿辊破碎机的主要部件 (1) 齿辊 齿辊的构造通常有两种型式: 一是在铸铁芯上套有用高锰钢铸成的齿圈,两端用螺栓紧固,另一种是由高锰钢铸成的弓形齿板,装配在多边形截面的铸铁轴毂上,齿辊结构可靠,但检修不方便,当更换齿圈时必须把辊子提升,以便把每个齿圈单独分解下来;第二种型式的齿辊制造和装配都方便,磨损后易于更换,若轮毂造成整体,则齿板与多边形表面接合处面积较大,接合更牢固。目前,国产单齿辊和双齿辊破碎机多采用第二种型式。 辊齿的型式有如下几种:鹰嘴式、标抢式、刀刃式和矩形带式。粗碎时大部分采用鹰嘴式,齿的高度为70-110mm。长、短齿一起配合使用,长齿用以破碎特大块,大块进入内腔后,再用短齿进一步破碎,单齿辊破碎机的破碎过程基本上是这样进行的。中碎时鹰嘴式和标枪式都可使用,齿的高度最低为40mm。刀刃式使用得不多。矩形带式主要是用在四齿辊破碎机上。 (2) 传动装置 单齿辊和双齿辊破碎机的转速有快速和慢速两种。为了减少煤粉过多,现在一般使用慢速,齿辊的圆周速度约为1.2-1.9 m/s(25-30 r/min);那些粉煤对工艺影响不大的,采用快速2.8-4.7 m/s。快速传动装置简单,采用三角胶带轮减速即可。慢速传动装置较复杂,一般采用三角胶带轮和齿轮两级减速。由于齿辊破碎机的运转速度低,所以传动轴和主轴都采用滑动轴承。 在双齿辊破碎机中,为了不使辊齿相碰而损坏,两个齿辊应当同步地相对回转;为了使两齿辊有±10mm相对位移时仍能正常咬合传动,两齿辊间的传动齿轮要采用特制的长齿齿轮。目前开始出现一些不用长齿齿轮的双齿辊破碎机,有的破碎机采用万向铰链联轴器传动,或者采用一种专用小齿轮传动,都能达到两齿辊有一定位移时仍能正常啮合的目的。 (3) 保险装置 单、双齿辊破碎机设有弹簧保险装置。双齿辊破碎机的保险作用是靠压在可动辊子上的弹簧来实现的,当过大块物料或硬质物料落到破碎腔中不能被轧碎时,齿辊受力变大,可动齿辊能够向外移动,使保险弹簧的压缩量增加,增大可动齿辊与固定齿辊的距离,将不能破碎的物料排出。然后借弹簧的恢复力再使可动齿辊回到原来的位置,起到保险作用。齿辊破碎机还有用销子保险装置的。 1.3 齿辊破碎机的发展状况 破碎是当代飞速发展的工业矿物加工领域中一个重要的环节,破碎机就是矿山机械中应用非常广泛的一种设备。在各种金属、非金属、化工、建材、电力等工业部门占有非常重要的地位。从经济角度来讲,在选矿厂,破碎与磨碎作业的生产费用占全部选矿费用的40%以上,设备投资占总投资的60%左右M。从能源与环保角度讲,破碎作业要消耗巨大的能量,物料破碎过程中由于作业中产生发声、振动、摩擦、粉尘等,使能源大量消耗,作业环境严重污染。因而多年来国内外的界内人士一直在研究如何达到节能、高效地完成破碎过程,从理论研究到新产品研制(包括改造旧的设备)直至改变生产工艺流程,以求达到节约投资、低耗能、少污染、高效率、过粉碎量小、产品粒度均匀并满足与之相配套的新设备、新技术系统的工艺要求。煤矿是破碎机应用最广泛的行业,露天煤矿的原煤破碎和选煤厂入厂原料的预处理都离不开破碎设备。由于煤炭属中硬岩石并具脆性以及破碎技术经过长期的发展,所采用的破碎设备包括:鄂式破碎机、旋转式破碎机、锤式和环锤式破碎机、反击式破碎机、选择性破碎机、齿辊式破碎机等。最近10多年来,破碎技术取得了较重大的进展,随着人们对破碎过程认识的不断深入,新的破碎方法和破碎设备不断涌现,各国不断把新工艺、新技术、新材料用于自己的破碎机工业,产品可靠性不断提高,在产品的耐磨损、减少过粉碎量、严格控制碎后产品的粒度等方面都取得了有效的进展。特别是煤用齿辊式破碎机以其制造简单、维修方便、低能耗、成本低、高破碎能力和经久耐用等优点,无论是从产品的结构、技术性能还是工业应用都成为煤用破碎机的佼佼者。 1.3.11990年以前的齿辊式破碎机 9O年代前,齿辊式破碎机的技术存在不能严格控制碎后产品粒度、碎后产品过粉碎量大、机体受到的冲击载荷较大、破碎齿易损坏、整体噪声大、维修量大等缺点。如为了防止入料中的杂木、铁器、矸石、岩石等硬物料损坏破碎齿,在单齿辊破碎机的破碎板下端装有拉力弹簧,在双齿辊破碎机一破碎辊的两端装有压缩弹簧,目的是当大块物料或坚硬物料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排料问隙,以便排出硬物。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。如此便不能严格控制碎后产品的粒度。 1987午原兖州煤矿设计院在消化吸收美国雷克斯诺德(REXNORD)公司生产的阿拉克36DAM型破碎机的基础上,设计出的4PGC-380/350×1000型齿辊式破碎机是当时技术上较为先进的破碎机。该型破碎机在技术上的一个突出特点是采用“Nitroil”控制系统。该系统可以独立地调整上段齿辊的间距来控制下段的给料粒度。也可单独调整下段齿辊的间距以控制产品粒度,这样,可根据破碎工艺要求灵活地调整破碎程序。同时,该型破碎机把调整齿辊间距装置和保险装置做成一个系统,采用液压—气动系统:油缸的活塞杆与可动齿辊相连,在有活塞杆的油缸腔内,泵入一定可变量的液压油,同时在油缸的无活塞杆的腔内泵入一定压力的气体,形成空气柱弹簧。这样可以根据泵入油量的多少改变活塞的位置,从而确定齿辊间的距离,达到控制产品粒度的目的。当硬物或不可破碎物进入破碎机后,由于破碎力增大,可动齿辊压缩空气柱使硬物通过,随后又可使动齿辊复位。同样也存在能严格的控制产品粒度的问题。 1.3.21990年以后的齿辊式破碎机 进入9O年代后,随着我国改革开放力度的加大,煤的销售市场也发生了较大的变化。人们对选煤技术及设备提出了更高的要求。其中包括对煤碎后产品中降低细颗粒含量、产品粒度的均匀性、减少过限粒度、增大处理能力等,从而推动了破碎机技术的发展和进步。 首先煤炭科学研究总院唐山分院开发了2PL系列强力破碎机。该破碎机在技术上的进步主要是取消了原双辊破碎机的退让弹簧保险装置,将双破碎辊固定,破碎齿使用新的技术和材料来防止难碎硬物损坏破碎齿,从而可严格控制碎后产品中的过大颗粒 。 1994年平顶山选煤设计院和郑州长城冶金设备厂研究开发出TFP500系列分级破碎机。该系列破碎机采用单电机驱动,液力耦合器过载保护。其传动系统是电机驱动液力耦合器并带动一对锥齿轮,改变转动方向并驱动主动破碎辊转动,主动破碎辊通过另一端的一组直齿轮驱动被动辊转动。破碎齿呈螺旋形布置,入料中的小颗粒很容易通过破碎辊之间的间隙排出,大块则利用齿的剪切和拉伸力来进行破碎,改善了传统破碎机中物料不受控制一律破碎的情况。 9O年代中期,山东莱芜煤矿机械厂引进德国技术, 开发生产了2PGL系列双齿辊强力高效破碎机 。该系列破碎机采用双电机、双液力耦合器、双套齿轮箱直联式驱动,一破碎辊用手动液压系统可移动,用来调整齿辊间的间距,从而控制排料粒度。该机有液力耦合器过载保护和电控过载保护,可有效防止难碎硬物损坏破碎齿。整机结构紧凑,机体高度低.冲击负荷小。 同期,煤炭科学研究总院唐山分院相继开发了2PLF系列分级破碎机、2FJP600系列强力分级破碎机、4PGG系列强力破碎机和DP系列单齿辊破碎机。2PLF系列分级破碎机在传动形式上采用三角带大带轮传动,传动结构简单、故障率低。由于大带轮有蓄能作用,故所需的电机功率比直联式传动的小。双齿辊采用对转方式,破碎齿采用子弹头式,表面堆焊硬质合金,强度大,破碎效率高并且磨损后便于修复。2FJP600系列强力分级破碎机的双辊分别各自向两侧壁方向转动,齿辊上的破碎板采用拼装式,破碎齿在韧性较好的铸基体上堆焊硬质合金,不但强度大,可破碎难碎硬物,而且破碎齿“宁弯不折”。当难碎硬物卡弯破碎齿,现场无需更换破碎板而可将破碎齿直接修复。在两侧壁上分别装有梳齿板,有两个作用:①使破碎过程完全为剪切、拉伸破碎,不易产生过粉碎物;②起棒条筛的作用。可通过需破碎的物料,而筛掉不需破碎的大块物料,可严格地控制碎后产品的粒度,使碎后物料的三维尺寸都能得到控制。两齿辊分别向各自的侧壁方向旋转也可以保证入料中已经达到要求粒度的物料不再二次破碎。从齿辊间的排料口和齿辊与梳齿板间的排料口直接排出,从而减少能量消耗和因挤压破碎产生的过粉碎。两破碎辊有两套独立的驱动装置,使两破碎辊各自独立工作。在实际破碎时,可根据入料量改变工作制度,即入料少时开单机,入料多时开双机,用户更加节能。每台破碎机可配有A、B、C三种齿型,每种齿型对应一种产品粒度,用户可通过更换齿型来调整产品粒度而不需更换破碎机,实现一机多用,减少用户的重复投资。另外,由于该系列破碎机为强力破碎,工艺布置时不需要手选皮带人工拣矸,原煤也不需要预先筛分而直接入破碎机,简化了选煤工艺流程,降低了厂房高度,减少了选煤厂建设投资与生产费用。4PGG系列四齿辊破碎机和DP系列单齿辊破碎机是在2FJP系列基础上派生而出的,除4PGG系列破碎机的机体采用积木式结构,上下机体可组可分,可根据生产现场实际来安装,破碎比增大外,其它结构和破碎原理与2FJP系列基本相同。 1.3.3国外先进高效破碎机 1. MMD型高效破碎机 MMD型系列轮齿式破碎机是英国MMD矿山机械集团公司开发出的新一代破碎机,有500、625、750、1000、1300和1500共6个系列。每个系列有短箱型、标准箱型和长箱型3种不同工作长度,以满足不同处理能力的要求。每一种规格又配有不同类型的齿型、齿帽,以适应不同破碎产品粒度的要求。该机的工作原理是依靠冲击剪切和冲击拉伸的作用,使剪切力沿着物料的薄弱易碎部位产生巨大破碎力使其破碎。物料在两个破碎齿之间以及与侧壁的梳齿板之间排出,产品在破碎后受此间隙控制,不会产生过大颗粒,在给料中已含有合格粒度的物料很快排出,不受破碎作用,有较好的粒度控制和筛分作用,产品粒度均匀。因此该机又称“筛分破碎机”,主要用于粗破碎和第二段破碎作业。现已有多台MMD型破碎机在我国的煤矿和选煤厂使用。其特点是: (1)高度小、结构紧凑; (2)特殊的轮齿结构使其适用于干矿、湿矿、泥矿和粘矿; (3)碎后产品粒度均匀,没有过大颗粒,过粉碎的产品少; (4)处理量大,最大可达14 O00t/h,破碎强度高,可破碎抗压强度达300MPa的物料; (5)采用液力耦台器和电控双重过载保护,当过载或遇到难碎物料时,破碎机停止转动,破碎辊反转排出难碎物料; (6)维护、维修简便。 2. ABOH型分级破碎机 1998年,由美国的FFE矿业基建设备公司和澳利亚ABOHT工程公司合资开发的ABOH系列分级破碎机将破碎过程分为三段,而且可视入料粒度上限的不同而选择不同的齿辊轴间距。如当入料粒度上限为1000 mm,则齿辊轴间距为1000mm左右,粗碎段将1000mm的入料破碎到350mm,二段由350mm破碎至100mm, 三段由100mm破碎至 1.3.4结语 尽管自9O年代煤用齿辊式破碎机在技术结构、实际使用效果等方面较90年代以前有较大的进步,但还是存在破碎理论上的各种各样的难题。目前我国生产齿辊式破碎机的厂家较多,产品品种也多,即使是同一种规格(以辊径×辊长作为规格标准)的产品,因制造厂家不同,破碎机的结构不同,不但实际处理能力有差别, 而且过粉碎量、过大颗粒量、功率消耗、维护成本等方面也有差别。即使用户对各种破碎机了解很全面,但选型也会很困难, 有时造成选型后投产时不能达到工艺要求,造成生产成本增大。 由于大型破碎机的市场需求量相对较小,中、小型破碎机目前仍是我国研究、开发、生产的热点。其中分级破碎机以其特有的工艺效果、所需较少的配套设备和较小的基建投资在市场上占据的份额将越来越大。 1.4本设计的主要内容 本设计的主要内容是设计自动退让式双齿辊破碎机,我所做的主要工作有: 1.首先根据所给参数确定破碎机的工艺参数和整体参数,然后确定总体传动方案; 2.进行传动系统的设计计算,包括电动机功率的确定及型号的选择,减速器的设计,联轴器的选择等; 3.结构件的设计计算,包括齿轮箱的设计,破碎齿辊的设计,退让装置的设计计算等。 齿辊破碎机是一种传统的破碎机,技术上相对比较成熟,但还是存在一些问题,比如容易产生过粉碎现象,工作齿尖易磨损,齿板使用寿命短。所以在参考传统齿辊破碎机的基础上,我也尝试着对传统破碎机的缺点和不足之处做了一些改进,比如,改变破碎辊的结构型式和齿牙形状,延长其使用寿命,在破碎机罩体与辊子主轴之间使用迷宫密封,降低粉尘污染。 2总体设计 2.1齿辊破碎机总体传动方案的确定 2.1.1工艺参数和技术参数的确定和原则 1) 设计要求和已知条件 本设计中双齿辊破碎机所破碎的物料为煤,硬度较高、且含有一定的硫铁矿和煤矸石。 其: 线kg 抗压强度为 σb = (80-90)MPa 弹性模量为 E=( 0.25-0.65)kg/m3 要求 : 入料粒度≤24 出料粒度≤6 处理能力 100t/h 破碎强度:200Mpa; 由以上数据可看出:其名义破碎比i=240/60=4,属中等破碎等级,由于煤较硬,且含有一定的煤矸石,故选择以齿辊破碎为主的破碎方式。即两齿辊的转向为向内相对转动。 2) 主要参数的确定原则及计算: 以下计算公式出处:中国选矿设备实用手册(上册)第一章第六节 (1)给料粒度和辊子直径 辊子直径D与给料粒度d有关,它们之间的关系,决定于安装破碎齿的齿圈与被破碎物料之间的摩擦系数的大小。一般来说,齿面或槽面辊式破碎机转子直径和给料粒度的比值为2-6,根据以往产品和设计经验,辊子直径D为最大给料粒度的2.5倍比较合适。即λ=0.4D。 故辊子直径 D=λ/0.4=240mm/0.4 = 600 (2) 辊子转速 辊子最适合的转速与辊圈表面特征,被破碎物料的硬度和尺寸大小有关,一般都是根据经验公式决定的。它要保证机器有最大的生产率,功率消耗又要少,同时还要考虑滚圈的磨损不能太快。通常,被破碎物料的粒度越大,辊子转速应越低;当破碎软的或脆的物料时,转速应高些。物理性质和给料粒度等因素有关。一般当辊子的圆周速度较快时取v=2.8-4.7m/s,圆周速度较慢时取v=1.2-1.9m/s。本设计中破碎的物料为煤,且含有一定量的煤矸石,属于中等硬度,取辊子的转速为50r/min。 (3)生产能力 ( t/h ) 式中L—辊子的长度; D—辊子的直径; E—齿辊间距,一般取破碎产品的最大出料粒度; n—齿辊转速; μ— 矿石松散系数,煤取0.15-0.27之间; γ— 破碎物料密度; 故生产能力Q=0.2×0.75×0.06×50×0.24×1600=103.7 t/h (4)电机功率 式中K—系数,破煤时取0.95; L—辊子长度(m); D—辊子直径(m); n—辊子转速(r/min); 故电机功率N=0.95×0.75×0.6×50=21.4 kw 2.1.2传动方案的确定 破碎机的工作环境恶劣,工作状况不稳定,不便维修。所以在设计过程中应使整机在保证工艺性能指标的前提下尽量提高使用寿命,简化结构,减少故障点,最大限度的降低维修量。其传动简图如图2.1所示。 整机结构大致分为:电动机、减速系统、破碎辊、传动系统、安全保护系统、机体等。 图2.1传动方案简图 2.1.3功率计算及电机的选取 由下面的经验公式计算电机的功率 电动机选型: 由于电动机的计算功率为N=21.4 kw,所以选取Y200L2型号的电动机,转速为1000r/min。其主要参数如下: 额定功率 满载转速 满载电流 转动惯量 重量 22 kw 970 r/min 6.5A 0.36kg·m2 250kg 2.2 传动和减速系统的确定 电机转速970min,初定破碎辊转速为50min。则减速比i=970/50=19.4。减速系统通过两级减速,第一级皮带传动,然后由大皮带轮将动力传递给一个卧式二级齿轮减速箱,减速器的输出轴将动力传递给破碎辊,实现破碎辊的破碎运动,此种方案用经济实用的方式实现了减速目的。主要优点有: 第一,结构简单,故障点少; 第二,第一级皮带传动为柔性连接,大皮带轮又具有一定的储能作用,对破碎过程中的受力不均衡现象起到了很好的平衡作用; 第三,在大皮带轮上设有安全可靠的过载保护装置,使设备的自身化程度大为增加。详细设计按机械设计手册的有关设计规范进行。 2.2.1总传动比及传动比分配 (1) 总传动比 已知电动机转数n及工作齿辊的转速n’,则总传动比等于 i=n/n’=970/50=19.4 (2) 传动比分配 总传动比等于各级传动比的连乘积,即。 传动比的分配要合理,总体上说要使传动系统结构紧凑,重量轻,成本低,润滑条件也好。对本破碎机来说,总共有三级传动,包括一级带传动和两极圆柱齿轮传动,其中带传动的传动比应控制在1.5-2.5以内,齿轮减速器我用的是展开式,展开式的二级减速器为保证其高,低速级大齿轮浸油深度大致相等,传动比的分配要满足下式: 式中,i1为高速级传动比; i2为低速级传动比; 所以,从尺寸和机构上考虑,带传动的传动比初定为2.43。则齿轮减速器的传动比为19.4/2.43=7.98,取高速级传动比i1=3.25,由 可得低速级的传动比为i2=2.46。 2.2.2传动装置的运动参数的计算 设电动机轴为第Ⅰ轴,从减速器的高速轴开始各轴命名为Ⅱ轴,Ⅲ轴,Ⅳ轴,主动齿辊轴为第Ⅴ轴,从动齿辊轴为第Ⅵ轴。 (1)各轴转速计算 第Ⅱ轴转速 第Ⅲ轴转速 第Ⅳ轴转速 第Ⅴ,Ⅵ轴转速 由于主动齿辊轴和从动齿辊轴通过一个专用的传动比为1的齿轮组箱传递扭矩,故两轴的转速相同。 (2)各轴功率计算 第Ⅱ轴功率 第Ⅲ轴功率 第Ⅳ轴功率 第Ⅴ轴功率 第Ⅵ轴功率 式中,η1—带传动的传动效率; η2—联轴器的传动效率; η3—圆柱齿轮的传动效率; η4—滚动轴承的传动效率; (3)各轴扭矩的计算 第Ⅰ轴扭矩 第Ⅱ轴扭矩 第Ⅲ轴扭矩 第Ⅳ轴扭矩 第Ⅴ轴扭矩 第Ⅵ轴功率 (4) 将各轴的转速,功率和扭矩列表 轴号 转速n (r/min) 输出功率P (kw) 输出扭矩T (N/mm) 传动比i 效率η Ⅰ 970 22 216.6 1 0.96 Ⅱ 399.2 21.1 216.6 Ⅲ 122.9 20.1 504.3 2.43 0.95 Ⅳ 50 19.1 1561.9 3.25 0.96 Ⅴ 50 18.36 3613.7 2.46 0.95 Ⅵ 50 17.27 3298.6 1 0.96 3传动系统设计计算 3.1带传动设计计算 已知参数:双齿辊破碎机的v带传动装置,原动机为Y型异步电动机,功率p=22kw,转速n=970r/min,传动比i=2.43,工作中有强烈冲击,预计寿命5年。 计算项目及说明 1) 确定计算功率 根据工作情况,查工况系数Ka 设计功率Pc=Ka×P=1.4×22 2)选择带型 根据Pc=30.8kw 和 n1=970r/min,选普通V带型号 3)确定带轮直径 小带轮基准直径dd1 传动比i=2.43 大带轮转速n2=n1/i=970/2.43 取弹性滑动系数ε=0.02 大轮基准直径dd2=i×dd1(1-ε)=2.43×224×(1-0.02)=534.4mm 按表取标准值 实际转速n2=(1-ε)n1 dd1 / dd2 4)验算带的速度 带速在5-25 m/s范围内 5)初定中心距 在0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)中即 528≤a0≤1508中初定中心距 6)确定基准长度 = 选取标准的基准长度Ld 7)确定中心距a0 8)验算小带轮包角 结果 Ka=1.4 Pc=30.8 kw dd1=224mm i=2.43 n2=399.2r/min dd2=530mm n2 = 399.5 r/min v=11.37 m/s 带速符合要求 a0=1000mm Ld0=3207 Ld=3550 a=1172mm amin=1119mm amax=1243mm 计算项目及说明 结果 8) 验算小带轮包角 α=180°-0.5(dd2 -dd1)×57.3° 9) 确定V带根数 单根V带额定功率P0 弯曲影响系数Kb 传动比系数Ki 额定功率增量△P0 包角系数Ka 长度系数Kl V带根数 10)确定单根V带的预紧力 V带每米长度质量q 11)确定压轴力Fr α=163.2° P0=5.89kw Kb=7.5×10-3 Ki=1.1373 △P0=0.905kw Ka=0.95 Kl=0.98 Z=5根 q=0.3kg/m F0=479.8 N Fr=4559.7 N 3.2减速器设计 3.2.1减速器高速级齿轮传动设计计算 已知参数:设计一自动退让对辊式破碎机的高速级齿轮传动。已知原动机为电动机,高速齿轮传递功率P=21.1kw,小齿轮转速n1=399.2r/min,传动比i=3.25,单向运转,工作时有较大冲击,每天工作8小时,每年300天,预期寿命5年。 计算项目及说明 结果 1) 选择齿轮材料 小齿轮选用 20Cr 大齿轮选用 40Cr 按齿根弯曲疲劳强度计算 确定齿轮传动等级,按 估取圆周速度vt=2.16m/s 齿宽系数ψd 小轮齿数Z1 大轮齿数Z2=i×Z1=3.25×19=61.75圆整取 齿数比u u= Z2 / Z1=62 / 19 传动比误差 △u /u △u /u=(3.25-3.26)/3.26=-0.4 误差在±5%范围之内 齿根弯曲疲劳强度设计计算公式 小轮转矩T1=9.55×106×P/n1 载荷系数K 使用系数KA 动载荷系数KV 查表得初值KVt 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 由于β=0,故 查表并插值 则载荷系数K的初值Kt Kt=1.75×1.16×1.08×1.66 齿形系数小轮 大轮 应力修正系数小轮 大轮 重合度系数 = 许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 应力循环次数 N1= N2= 弯曲寿命系数 YN 尺寸系数 YΧ 安全系数 SF 则许用弯曲应力 模数设计初值 = =4.02查表取模数标准系列 小轮分度圆直径 圆周速率 与估取值vt=2.16m/s相近,对Kv值影响不大,不必修正 KV=KVt=1.16, K=Kt=2.63 小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距 齿宽b 大轮齿宽b2=b 小轮齿宽 按齿面接触疲劳强度校核计算 弹性系数ZE 节点影响系数ZH 重合度系数 许用接触应力 接触疲劳极限应力查表得 接触强度寿命系数ZN1, ZN2 (不允许点蚀) 硬化系数 ZW 接触强度安全系数SH (一般可靠度) 故 HRC 56-62 HRC 50-55 Ⅱ公差组8级 vt=2.16m/s ψd=0.7 Z1=19 Z2=62 u=3.26 合适 T1=5.099×105 KA=1.75 KVt=1.16 =1.08 =1.2 Kt=2.63 =2.85 =2.27 =1.54 =1.73 =0.7 =800N/mm2 =770N/mm2 N1=2.8×108 N2=8.54×107 YN1=YN2=1 YΧ=1 SF=1.3 m=4 v=1.95m/s Kv=1.16 K=2.63 b=62mm b2=62mm b1=68mm ZE=189.8 ZH=2.5 =0.9 ZN1=ZN2=1 ZW=1 SH=1.1 齿轮强度足够 3.2.2减速器低速级齿轮传动设计计算 已知参数:低速齿轮传递功率P=20.1kw,小齿轮转速n1=122.9r/min,传动比i=2.46,单向运转预期寿命5年。 计算项目及说明 结果 选择齿轮材料 小齿轮选用 20Cr 大齿轮选用 40Cr 按齿根弯曲疲劳强度计算 确定齿轮传动等级,按 估取圆周速度vt=1m/s 齿宽系数ψd 小轮齿数Z1 大轮齿数Z2=i×Z1=2.46×20=49.2圆整取 齿数比u u= Z2 / Z1=49 / 20 传动比误差 △u /u △u /u=(2.46-2.45)/2.46=0.4 误差在±5%范围之内 齿根弯曲疲劳强度设计计算公式 小轮转矩T1=9.55×106×P/n1 载荷系数K 使用系数KA 动载荷系数KV 查表得初值KVt 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 由于β=0,故 查表并插值 则载荷系数K的初值Kt=1.75×1.16×1.08×1.66 齿形系数小轮 大轮 应力修正系数小轮 大轮 重合度系数= 许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 应力循环次数 N1= N2= 弯曲寿命系数 YN 尺寸系数 YΧ 安全系数 SF 则许用弯曲应力 模数设计初值 = =5.3查表取模数标准系列 小轮分度圆直径 圆周速率 与估取值vt=1m/s相近,对Kv值影响不大,不必修正 KV=KVt=1.1, K=Kt=2.54 小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距 齿宽b 大轮齿宽b2=b 小轮齿宽 按齿面接触疲劳强度校核计算 弹性系数ZE 节点影响系数ZH 重合度系数 许用接触应力 接触疲劳极限应力查表得 接触强度寿命系数ZN1, ZN2 (不允许点蚀) 硬化系数 ZW 接触强度安全系数SH (一般可靠度) 故 HRC 56-62 HRC 50-55 Ⅱ公差组8级 vt=1m/s ψd=0.65 Z1=20 Z2=49 u=2.45 合适 T1=1.561×106 KA=1.75 KVt=1.1 =1.1 =1.2 Kt=2.54 =2.8 =2.32 =1.55 =1.7 =0.7 =800N/mm2 =770N/mm2 N1=2.8×108 N2=8.54×107 YN1=YN2=1 YΧ=1 SF=1.3 m=6 Kv=1.16 K=2.54 b=78mm b2=78mm b1=84mm ZE=189.8 ZH=2.5 =0.9 ZN1=ZN2=1 ZW=1 SH=1.1 齿轮弯曲强度足够 3.2.3轴的设计计算 1)减速器高速级轴(Ⅱ号轴)的设计及校核 设计一齿辊破碎机二级圆柱齿轮减速器的高速级输入轴,输入轴传动简图见下图,该轴的一端与带传动的大带轮联接。已知该轴传递的功率P=21.1kw,转速n1=399.2r/min, 小齿轮的齿宽B1=67mm,齿数Z1=19mm,模数m=4,单向连续运转,有较大冲击载荷。 (1)求输入轴上的转矩T T=9.55×106×P/n1 =9.55×106×21.1/399.2 =5.043×105 N·mm (2)求作用在齿轮上的力 该轴上小齿轮的分度圆直径为: d = mz =4×19=76mm 圆周力Ft、径向力Fr、和轴向力Fa大大小如下: (3) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,初步估计轴的最小直径,取A=115,可得 (4) 轴的结构设计 a. 拟定轴上零件的装配方案 装配方案如图3.1所示。 图3.1减速器高速级轴的装配方案 b. 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段①左端与大带轮相联接,根据该轴的最小直径为43.2mm,取轴段①的直径d1=45mm。 轴段②该轴段安装滚动轴承,考虑到轴承只承受轴向力,选择圆锥滚子轴承,取轴段直径为d2=55mm,选用30211型圆锥滚子轴承,尺寸d×D×T=55×100×22.75,轴承右端为挡油环,长度为28mm,则L2=T(轴承宽度)+28=50.75mm。 轴段③该轴段为一光轴段,取轴肩高度为h=3.5mm,则该轴段直径d3=62mm,长度为118mm。 轴段④该轴段为一齿轮轴,齿轮齿顶圆直径为da=84mm,齿轮宽b=67mm。 轴段⑤该轴环直径为d5=69mm,轴肩高度应满足轴承的装拆要求,轴段长度L5=12mm。 轴段⑥该轴段直径与轴段②相同,取d6=55mm,其长度为轴承宽度与挡油环长度之和,故L5=40mm。 (5)轴的强度校核 此轴为减速器的输入轴,所受的扭矩最小,故不校核。 2) 减速器中间轴(Ⅲ号轴)的设计与校核 齿辊破碎机二级圆柱齿轮减速器的传动轴,其传动简图见图3.2,该轴装有两个齿轮,分别为高速级的大齿轮Z2低速级的小齿轮Z3。已知该轴传递的功率P=20.1kw,转速n=122.9r/min, 大齿轮的齿宽B2=62mm,齿数Z2=62,模数m=6,小齿轮的齿宽B3=84mm,齿数Z2=20,模数m=4,单向连续运转,有较大冲击载荷。 (1) 求输入轴上的转矩T T=1.5619×106 N·mm (2) 求作用在齿轮上的力 该轴上大齿轮Z2的分度圆直径为: d2 = mz =4×62=248mm 小齿轮Z3的分度圆直径为 d3 = mz =6×20=120mm 圆周力Ft、径向力Fr、和轴向力Fa大大小如下: 大齿轮Z2: 小齿轮Z3 (3) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,初步估计轴的最小直径,取A=115,可得 (4) 轴的结构设计 a. 拟定轴上零件的装配方案 装配方案如图3.2所示。 图3.2减速器中间轴的装配方案 b. 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段①该轴段安装滚动轴承,考虑到轴承承受的径向力比较大,故选取圆锥滚子轴承,取轴段①的直径d1=65mm。选用22213型圆锥滚子轴承,尺寸d×D×B=65×120×31,轴承右端为挡油环,长度为34mm,则L1=B(轴承宽度)+34=65mm。 轴段②该轴段安装齿轮,齿轮左端用挡油环固定,右端使用轴肩定位,,取轴段直径为d2=70mm, 已知齿轮轮毂宽度为83mm,为了使挡油环端面能够可靠的压紧齿轮,轴段长度应略短于齿轮宽度。故取该轴段宽度L2=80mm。 轴段③取齿轮右端轴肩高度为h=3.5mm,则轴环直径为d3=77mm,轴段长度为25mm。 轴段④该轴段安装齿轮,齿轮右端用挡油环固定,左端使用轴肩定位,,取轴段直径同轴段②,为d4=70mm,已知齿轮轮毂宽度为77mm,取该轴段宽度L4=74mm。 轴段⑤该轴段直径与轴段①相同,也是安装滚动轴承,取 d5=65mm,轴段长度为挡油环长度与滚动轴承长度之和,故L5=31+24mm=55mm。 (5) 轴上零件的周向固定 轴段②上安装的小齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键,按d2=70mm,从机械设计手册中查的平键的截面尺寸为b×h=20×12,根据轮毂宽度,由键长系列中选取键长L=75mm,为了保证齿轮与轴具有良好的对中性,取齿轮与轴的配合为H7/r6。 轴段④上安装的大齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键,平键的截面尺寸为b×h×L=20×12×68。 滚动轴承与轴的周向定位是采用过渡配合保证的,因此轴段直径尺寸公差为m6。 下面校核该键的强度。 当轴在传递转矩T时,键的工作表面受到压力作用,工作表面受挤压,键受剪切,失效形式是键,槽轴和轮毂槽三者中最弱的工作面被压馈和键被剪坏。当键用45#制造时,主要失效形式是压馈,所以通常只进行挤压强度计算。假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的,此时挤压强度条件是 N/mm2 式中,d—轴径; k—键与轮毂槽(或轴槽)的接触高度,mm,k=0.5h,h为键高。(尺寸查有关设计手册); —键的工作长度,mm,A型,; b为键宽; —许用挤压应力,N/mm2; =90 N/mm2; 由于键的材料一般采用抗拉强度极限的精拔钢制造,轴的材料为45钢;轮毂的材料也为钢,再根据工况系数,破碎机在破碎物料的时候有一定的冲击载荷,查机械设计手册,的取值范围为80~100 N/mm2。 对小齿轮,T=1.5619×106 N·mm ; d=70mm; k=0.5h=0.5×12=6mm; ; 故 由此可见,单键无法满足强度要求,所以选用双键联接。考虑到制造误差使键上载荷分布不均,按1.5个键计算。 所以小齿轮与轴采用双键联接可以满足强度要求。 对大齿轮,T=1.5619×106 N·mm ; d=70mm; k=0.5h=0.5×12=6mm; ; 与轴的联接采用双键,故 所以大齿轮与轴的联接采用双键满足强度要求。 (6) 求轴的载荷 对轴进行受力分析,列出静力平衡和弯距方程。 联立求解得 支反力 水平面 垂直面 再根据轴的结构图做出轴的计算简图。然后由轴的计算简图做出轴的弯矩图,扭矩图,和当量弯矩图(见图3.3)。从轴的结构简图和当量弯矩图中可以看出,齿轮3左侧截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面。此截面的MH,MV,M,T及Mca数值如下: 图3.3减速器中间轴的受力图 弯距 水平面 垂直面 合成弯距 扭距 T T=3.12×106 N·mm 当量弯距 (7) 校核轴的强度 轴的材料为45#,调质处理。查简明机械零件设计手册中轴的常用材料及其主要机械性能则45#的抗拉极限强度,,即58~65N/mm2,取,轴的计算应力为 根据计算结果可知,该轴满足强度要求。 3)减速器输出轴(Ⅳ轴)的设计与校核 齿辊破碎机二级圆柱齿轮减速器的输出轴,输出轴传动简图见下图,该轴传递的功率P=18.92kw,转速n=50 r/min, 大齿轮Z4的齿宽B=78mm,齿数Z=49,模数m=6,单向连续运转,有较大冲击载荷。 (1) 求输入轴上的转矩T T=3613700 N·mm (2) 求作用在齿轮上的力 该轴上大齿轮Z4的分度圆直径为 d4 = mz =6×49=294mm 圆周力Ft、径向力Fr、和轴向力Fa大大小如下: (3) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,初步估计轴的最小直径,取A=115,可得 (4) 轴的结构设计 a.零件的装配方案 轴上零件的装配方案见图3.4。 图3.4减速器输出的装配简图 b.按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段①该轴段安装滚动轴承,选取圆锥滚子轴承,取轴段①的直径d1=90mm。所以选用23218c型圆锥滚子轴承,尺寸d×D×B=90×160×40,轴承右端为挡油环,长度为28mm,则L1=B(轴承宽度)+28=68mm。 轴段②该轴段安装齿轮,齿轮左端用挡油环固定,右端使用轴肩定位,,取轴段直径为d2=95mm, 已知齿轮轮毂宽度为98mm,为了使挡油环端面能够可靠的压紧齿轮,轴段长度应略短于齿轮宽度。故取该轴段宽度L2=95mm。 轴段③取齿轮右端轴肩高度为h=5mm,则轴环直径为d3=105mm,轴段长度为15mm。 轴段④该轴段为一轴环, d4=95mm,L4=83mm。 轴段⑤该轴段直径与轴段①相同,也是安装滚动轴承,取 d5=90mm, L5=60mm。 轴段⑥该轴段用来安装半联轴器,半联轴器右端用挡圈定位,轴段直径d6=85mm, L6=120mm。 (5) 轴上零件的周向固定 轴段②上安装的齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键,按d2=95mm,从机械设计手册中查的平键的截面尺寸为b×h×L=28×16×90,为了保证齿轮与轴具有良好的对中性,取齿轮与轴的配合为H7/r6。 校核键的强度: N/mm2 式中,d—装键处的轴径, d=95mm; k—键与轮毂槽(或轴槽)的接触高度,mm,k=0.5h,h为键高。h=16mm,则k=8mm; —键的工作长度,mm,A型,; b为键宽; =90-28=62mm; —许用挤压应力,N/mm2; =90 N/mm2; 采用双键联接。 键的强度满足要求。 (6) 轴的强度校核 ① 求轴的载荷 对轴进行受力分析,列出静力平衡和弯距方程 求解上述方程得 支反力 水平面 垂直面 再根据轴的结构图做出轴的计算简图。然后由轴的计算简图做出轴的弯矩图,扭矩图,和当量弯矩图(见图3.5)。从轴的结构简图和当量弯矩图中可以看出,齿轮4右侧截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面。此截面的MH,MV,M,T及Mca数值如下: 弯距 水平面 垂直面 合成弯距 扭距 T T=3.613×106 N·mm 当量弯距 图3.5减速器输出轴的受载荷图 ② 校核轴的强度 轴的材料为45#,调质处理。查机械零件设计手册中轴的常用材料及其主要机械性能,则45#的抗拉极限强度,,即58~65N/mm2,取,轴的计算应力为 根据计算结果可知,该轴满足强度要求。 (7) 精确校核轴的疲劳强度 对于重要的轴,必须按安全系数精确校核轴的疲劳的疲劳强度。 ① 判断危险截面 危险截面应该是应力较大,同时应力集中较集中的截面,从受载情况观察,齿轮4截面上的Mca最大,且应力集中最严重,故危险截面应为此截面(右侧)。 ② 计算危险截面应力 截面左侧弯距为 截面上扭距为T=3613700N.mm 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×953=85737.5mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×953=171475mm3 截面上的弯曲应力 截面上的扭转剪应力 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转剪应力的应力副与平均应力相等,即 ③ 确定影响系数 轴的材料为45#,调质处理,抗拉极限强度,,。 轴肩圆角处的的有效应力集中系数,。根据r/d=2.5/95=0.026 , D/d=95/90=1.056,查表并插值可得 , 。 尺寸系数 表面质量系数 材料弯曲、扭转系数 由以上结果可得 由此可知该轴安全。 (8) 轴承寿命的计算 ① 计算轴承支反力 由以上轴的载荷计算可知: 水平支反力R1H=16668N R2H=7910N 垂直支反力R1V=6067N R2V=2879N 则合成支反力 ② 当量动载荷 调心滚子轴承无派生轴向力,S1=S2=0。 故当量动载荷Pr1=R1=18449N Pr2=R2=6715N ③ 轴承寿命 因为Pr2

  pr1,故按pr2进行计算。 又由于轴承的工作温度和轴承所受的冲击载荷对轴承的寿命系数有一定的影响,故引入温度系数ft和载荷系数fp。查机械零件设计手册,轴承的工作温度一般不高于120°,取ft=1;破碎机工作时有较强的冲击载荷,取fp=2.5。则轴承的寿命为 3.3 联轴器的选择 在机械传动系统中,联轴器是联接两轴,用作轴间运动和转距的传递的重要部件,也可作为安全装置。联轴器所联接的两轴,由于制造和安装误差、运转中的磨损、基础的下沉以及由于受载荷和工作温度变化而引起轴的变形,往往使两轴不能保证严格对中而产生某种程度的相对位移。选择联轴器类型品种时一般应考虑以下一些因数:如动力机的机械特性、工作机的机械特性和载荷情况、 联轴器的工作转速、 对传动精度的要求、 联轴器成本价格等。 本设计中,由于要求不高,所以选择凸缘联轴器就能满足其要求了。 最大转矩:由于功率 p =19.1kw,转速n=50r/min m=p/n=19.1×103/50=382 n.m 取安全系数为:1000/382=2.6 故选择yld14型联轴器。 4结构件的设计计算 4.1 齿轮箱的设计 4.1.1齿轮箱的作用 齿轮箱是齿辊破碎机的传动装置,在双齿辊破碎机中,为了不使辊齿相碰而损坏,两个齿辊应当同步地相对回转;由于工作时移动齿辊要作往复移动,以便排出不可碎物料,所以两齿辊间的传动装置必须采用特殊结构,它既能实现同步回转又能使移动齿辊往复移动。 4.1.2齿轮箱的主要结构形式 较早的双齿辊破碎机采用的是一种特制长齿齿轮传动.这种齿轮往往是铸造后经过修整而制成(见图4.1)。由于长齿齿廓不符合渐开线形状,所以破碎机不宜采用过高的转速(图1中采用三角皮带和齿轮二级减速)且辊移动的距离也较小即调整范围较小。图4.2中齿辊破碎机使用一种专用的减速器,该减速器的两个输出轴通过万向联轴器直接带动两齿辊相对回转。有的齿辊破碎机采用一种专用的小齿轮传动,若排料口增大时齿轮的轭转动一个角度,仍使小齿轮啮合并正常运转,如图4.3所示。这种传动方式可允许齿辊在较大范围内移动。 图4.l 长齿齿轮传动的齿辊破碎机 图4.2万向联轴器的双齿辊破碎机 图4.3小齿轮传动的双齿辊破碎机 图4.4桥式齿轮传动机构 本设计采用一种被称为“桥式齿轮”的传动机构,如图4.4。该机构通过4个齿轮及活动扇形齿板构成,当调整辊隙时(即活动轴承移位),能保证二齿辊继续运转。活动齿板采用对称结构,磨损后还可翻过来使用。这种传动形式中,上、下两对齿辊可实现反向对滚旋转,而且可以保证两对齿辊间的中心距在较大范围内调节时传动不致中断。 桥式齿轮传动由两对相同的齿轮相互啮合组成。两个大齿轮分别安装在主动齿辊和从动齿辊上,与两个大齿轮互相啮合的小齿轮安装在两个浮动轴上,是惰轮,只传递扭矩。由于从动齿辊安装在滑动轴承座上,所以齿轮箱只能采用开式的,齿轮的设计按开式齿轮传动的有关计算公式进行计算。 4.1.3开式齿轮传动设计 开式齿轮传动,不易润滑,因此要考虑磨损的影响。一般是按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计,将模数增大10%~20%来考虑磨损的影响。 计 算 项 目 及 说 明 结 果 选择齿轮材料 小齿轮选用 20cr 大齿轮选用 40cr 按齿根弯曲疲劳强度计算 确定齿轮传动等级,按 估取圆周速度vt=0.54m/s 齿宽系数ψd 小轮齿数z1 大轮齿数z2 齿数比u u= z2 / z1=58 / 23 齿根弯曲疲劳强度设计计算公式 大轮转矩t2=9.55×106×p/n1 载荷系数k 使用系数ka 动载荷系数kv 查表得初值kvt 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 由于β=0,故 查表并插值 则载荷系数k的初值kt=1.75×1.1×1.45×1.2 齿形系数小轮 大轮 应力修正系数小轮 大轮 重合度系数 = 许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 应力循环次数 n1= n2= 弯曲寿命系数 yn 尺寸系数 yχ 安全系数 sf 则许用弯曲应力 模数设计初值 = =6.4 对于开式齿轮传动,将模数增大10%~20%来考虑磨损的影响 m≥6.4×(1.1~1.2)=7.04~7.68mm 查表取模数标准系列 小轮分度圆直径 圆周速率 与估取值vt=0.5m/s相近,对kv值影响不大,不必修正 小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距 齿宽b 大轮齿宽b2=b 小轮齿宽 按齿面接触疲劳强度校核计算 弹性系数ze 节点影响系数zh 重合度系数 许用接触应力 接触疲劳极限应力查表得 接触强度寿命系数zn1, zn2 (不允许点蚀) 硬化系数 zw 接触强度安全系数sh (一般可靠度) 故 hrc 56-62 hrc 50-55 ⅱ公差组8级 vt=0.54m/s ψd=0.6 z1=23 z2=58 u=2.52 t2=3.6×106 ka=1.75 kvt=1.1 =1.45 =1.2 kt=3.35 =2.7 =2.3 =1.57 =1.74 =0.69 =800n/mm2 =770n/mm2 n1=3.6×107 n2=1.42×107 yn1=yn2=1 yχ=1 sf=1.3 m=6.4 m=8 v=0.48m/s kv=3.35 b=110 b2=110mm b1=115mm ze=189.8 zh=2.5 =0.86 zn1=zn2=1 zw=1 sh=1.1 齿轮强度足够。 齿轮中有四个齿轮,其中两个大齿轮相同,两个小齿轮相同,其主要参数列表如下: 大齿轮z5、z7 大齿轮z6、z8 齿数 58 23 模数 8 8 分度圆(mm) 424 184 齿顶圆(mm) 440 200 齿宽(mm) 110 115 转速(r/min) 50 50 4.2 退让保险装置的设计 4.2.1保险装置的作用 保险装置的作用有三点:一是对齿辊施加足够的推压力,构成齿辊的径向破碎力,二是缓和齿辊在工作过程中产生的超限冲击力,从而起到安全保护作用;三是进行齿辊间的距离调节。 保险装置有弹簧保险装置、气体缓冲缸保险装置和氮液缸保险装置三种主要结构型式。 4.2.2氮液缸保险装置的特点 该装置如图4.4所示。通过气/液缓冲缸形成气体弹簧,以缓和破碎辊在工作过程中产生的超限冲击力。当不可破碎物进入破碎机内时,气体弹簧以较大的可压缩行程能使该物料在破碎辊之间通过,从而对破碎机起到安全保护作用。压紧力是由氮气室端的氮气压力产生的,氮气被压缩,移动齿辊避让。调节齿辊间距(即调整排料粒度大小时通过油室端进油或排油时活塞伸缩使辊间距增加或缩小实现的)。气/液缓冲缸除上述作用外,还有另外两个作用:其一是调节破碎辊间距,改变破碎产品的粒度。调节原理是:气/液缓冲缸内油室进油或排油时,活塞杆即随之伸缩,与活塞杆相联接的活动破碎辊向固定破碎辊作分离或靠近动作,调至合适的间距后紧闭相应的阀门,辊距即定。需要改变时应重新调节。其二是可调节径向破碎力。通过缓冲缸内氮气压力作用在活塞上,对与活塞相联的可动齿辊施加足够的压紧力———构成破碎辊的径向破碎力。径向破碎力的大小可通过调节氮气压力来实现。 该系统有如下特点:可以在不停机的状态下独立地调节每段齿辊;调节方便,迅速。 图4.4氮液缸保险装置 4.2.3液氮弹簧装置有关参数的计算 1) 气腔压力 式中 ;取 ; ,煤的抗压强度 , , , 由 所以 换算成牛顿, 2) 缸体内径 每个气液缓冲缸所受的最大的力 f=0.5t=0.5×515407=257704n 初定缸内径 3) 缸筒设计 材料:选45#,调质处理的无缝钢管 缸体壁厚: 其中,-缸筒内最高工作压力; d — 缸体内径; [σ]— 缸筒材料许用应力;[σ]=σb/n σb—缸筒材料的抗拉强度;σb=600mpa n—安全系数;取n=5 故 参考标准件,缸筒外径取d+2δ=160mm。 4) 缸筒底厚 -缸筒内最高工作压力; 故; 5) 活塞杆设计 结构:实心杆,方耳头结构; 材料:45#; 热处理:调质处理,硬度30-35hrc; 材料要求:两端面允许钻中心孔,表面镀铬,抛光处理,厚度0.01-0.02mm; 直径计算: 式中,-材料的许用应力,查机械手册,=170n/mm2; 故, 因为液压缸进出油的时候对其速比有一定的要求,一般d=(1/3-1/5)d,取d=50mm。 6) 活塞设计 材料:铸铁ht150; 结构形状:整体活塞; 活塞厚度:c=(0.6~1)×125=0.75~12.5mm 4.2.4氮液保险缸液压系统原理 氮液保险液压系统原理简图见图4.5。 图4.5氮液保险液压系统简图 液压缸右端接滑动轴承座,当破碎机中卡入比较硬的物料时,齿辊受力增大,氮气腔受压,活塞右移,齿辊也就跟着向右移动;当坚硬物料出去以后,齿辊受力减小,此时液压缸中左腔压力大于右腔压力,活塞左移,齿辊恢复。溢流阀的作用是调节系统压力。当氮气腔和液压腔中的一腔压力过大,大于溢流阀的调定值时,溢流阀溢流,从而保持系统安全。 4.2.5销子保险装置 破碎机除了氮液缸保险装置外,还有销子保险装置,其结构如图4.6。 图4.6销子保险装置 销子保险装置的作用是当大块硬物给入,氮液弹簧装置压缩到极限或失去作用时,使主要机件不被损坏。它的工作原理是:大皮带轮通过固定在轴的卡毂与轴相连,大皮带轮与卡毂之间用较细的销子联接,当齿辊受力较大时,销子被剪断,大皮带轮在主轴上空转而齿辊不转动,从而起到保险作用。 4.3 齿辊的设计 双齿棍破碎机的齿辊机构是其主要的工作部分。它是由一对齿形辊子组成的,两辊子水平装在机架上,前辊(主动辊)和后辊(从动辊)相向旋转,物料从进料口装入,落在齿辊上,经辊齿咬合而破碎。 辊子安装在机架上,由辊轴,辊圈和辊齿组成,辊齿磨损后可拆换,主动辊由电机通过带轮和减速器带动旋转,主动齿辊再通过一个特殊的齿轮箱(传动比是1)带动从动辊旋转,这样使得两辊保持同步转动。齿辊破碎机的出料粒度决定于齿圈间距,齿圈间距大,齿长则出料粒度大,反之则出料粒度小。当排料口的宽度需要调节时,可通过增减可动轴承座与机架间的垫片数量来实现。一般出厂时有四块调节垫片,改变垫片的数量或厚度即可改变移动轴承座的位置,从而改变排料口的宽度。 4.3.1 齿辊型式 齿辊的构造通常有两种型式: 一是在铸铁芯上套有用高锰钢(zg mn13)铸成的齿圈,两端用螺栓紧固,另一种是由高锰钢铸成的弓形齿板,装配在多边形截面的铸铁轴毂上。 第一种型式的齿辊结构可靠,但检修不方便,当更换齿圈时必须把辊子提升,以便把每个齿圈单独分解下来;第二种型式的齿辊虽然制造和装配都方便,磨损后易于更换,但是该结构齿辊的主轴与辐板采用键联接,齿板与辐板之间采用螺栓联接,这种齿板的材料为铸钢,耐磨性好,但抗弯性能很差,在齿辊运转时,载荷为冲击载荷,并且齿板的中部没有内支承,所以齿板在连续的冲击和震动的变载荷作用下齿板断裂,齿牙磨损,事故率很高。另外,齿板与辐板之间是采用螺栓联接,在冲击和振动的变载荷作用下,长期运行使螺栓松动,逐渐脱落,造成齿板与齿辊脱离,这也是齿辊损坏的原因之一。 所以,经过比较和分析,我决定采用一种新型的齿辊结构:如图4.7所示,该结构的齿辊取消了螺栓联接,改变了齿板以及辐板的结构。齿板是一个整圆结构筒圈,是由钢板围制而成,与辐板联接采用焊接结构。齿牙是用高锰钢加工而成,与筒圈焊接。该结构的改进使整个齿辊的强度增加。并有效地解决了齿板断裂和齿牙磨损的事故。齿板材料采用zg35调质处理,并在齿板上堆焊一层5~8mm的耐磨材料,当齿板有所磨损时,可现场堆焊,重复使用,安装和维修都很方便。 图4.7齿辊结构图 4.3.2 辊齿结构 辊齿的型式有如下几种:鹰嘴式、标抢式、刀刃式和矩形带式。如图4.8所示。粗碎时大部分采用鹰嘴式,齿的高度为70-110mm。长、短齿一起配合使用,长齿用以破碎特大块,大块进入内腔后,再用短齿进一步破碎,单齿辊破碎机的破碎过程基本上是这样进行的。中碎时鹰嘴式和标枪式都可使用,齿的高度最低为40mm。刀刃式使用得不多。矩形带式主要是用在四齿辊破碎机的第二段上。 图4.8辊齿的几种基本型式 目前,国产单齿辊和双齿辊破碎机的破碎齿多采用鹰嘴式。鹰嘴形齿的齿高一般为60~80 mm。但由于鹰嘴齿前部较尖,破碎过程中产生的破碎力常集中于某一点,使作用在破碎物料某部位的破碎力过大,产生过粉碎现象(一般产品产品粒度小于50~35 mm称为过粉碎),使产品合格率降低10% ~15% ;且鹰嘴齿前部较尖部分很容易磨损,降低齿板使用寿命短,并引起两辊间的间距不均匀,造成破碎块度不均匀,大大降低设备生产效率。严重磨损的齿板需要更换(使用寿命3~6月),增加维修工作量,对生产产生不利影响。 对本设计来说,由于破碎比为i=4,属于中碎, 所以我选取一种新型的齿,长方棱锥体齿,如图4.9所示。这种齿的齿高一般为60 mm。所产生的破碎力作用较为均匀,过粉碎现象明显减少,破碎效率显著提高。该棱锥体齿前部受力位置面积增大,不易被磨损。且齿材料采用耐磨性强的特殊高锰钢,在铸造时加入适量的cr、v等合金元素,其化学成分:c1.0% ~ 1.35% ,si 0.8% ,m n 11% ~ 14% ,p

  Pr1,故按Pr2进行计算。 又由于轴承的工作温度和轴承所受的冲击载荷对轴承的寿命系数有一定的影响,查机械零件设计手册,轴承的工作温度一般不高于120°,取温度系数ft=1;破碎机工作时有较强的冲击载荷,取载荷系数fp=2.5。 4.4.3 齿辊主轴与破碎机罩体间的密封 传统式的破碎机罩体与辊子主轴间采用多层的毡圈密封。这种密封形式的毡圈很容易被磨损,毡圈槽中容易塞满小颗粒物料和灰尘,而且工作一段时间后,在罩体密封处,辊子主轴被磨出一条深槽,降低辊子主轴的强度。由于毡圈的磨损,轴与毡圈间隙增大,密封效果明显降低,细物料和粉尘从罩体与辊子主轴间密封处泄漏到罩体外面,造成环境污染。 对本设计来说,罩体与辊子主轴间的密封采用迷宫式动密封(见图4.11)比较合理。即在辊子主轴上装一个带槽的密封盘,罩体上装有一个密封环,密封盘套装在密封环内,两者间的间隙为1~1.5 mm。运行时,带叶片的密封盘随主轴一起转动,在密封环内产生正压的气流,使灰尘不致泄漏到罩体外面。此密封形式效果好,无磨损,并能减少维修工作量。 图4.11罩体与辊子主轴间采用迷宫式动密封 4.4.4齿辊滑道与移动辊轴承座 因为移动齿辊在遇到坚硬物料的时候会自动退让,所以移动的轴承座为可移动式的,其主要结构是在机架滑道上镶嵌两块镍合金板,并磨光滑道表面(也可以用不锈钢板代替镍合金板),并在移动辊轴承座与滑道接触底面镶嵌两块聚四氟乙稀板磨光表面(见图4.12);另在移动辊轴承座两侧设有滑道防尘刮灰装置,这种结构不必在滑道上开设纵横油槽,使用时不需要经常补充润滑脂,只需大修时在滑道上涂一层润滑脂即可。而罩体密封形式的改进,减少了粉尘污染,亦有利于滑道润滑,保证了移动辊轴承座在滑道上滑动灵活,破碎较硬异物能顺利通过,过铁时可起保护作用。 图4.12机架滑道的结构型式 5齿辊破碎机的润滑 5.1齿轮减速器的润滑 减速箱的润滑工作应首先满足两个要求: (1)润滑油能在齿轮的工作面形成坚强的油膜,并能导出轮齿工作面产生的热量; (2)润滑摩擦损失最小,对齿轮传动的阻力不大。 为满足这两点要求,润滑油必须有适当的粘度。粘度是润滑油支承负荷的主要因素,负荷越大,油的粘度应越大。负荷越小,油的粘度也应越小,否则,负荷大而粘度小,形成的油膜薄而无力,在负荷的作用下会破裂,造成轮齿间的干摩擦;负荷小而粘度大,势必增大传动的附加阻力并影响摩擦热的散发。 破碎机的减速器是二级密闭式圆柱齿轮减速器,箱内注入牌号HL-30(SYB1103-635)齿轮油,油面的高度以淹没一个齿的高度为准(图5.1)。在日常注油维护工作中,应当保持这个油面的高度;油面淹没齿的深度不应小于10毫米。 图5.1减速器的润滑油高度 5.2齿轮传动箱的润滑 齿轮传动箱是一个桥式齿轮传动机构,由于从动齿辊轴是可移动的,故桥式齿轮采用开式传动。开放式齿轮采用手工方法进行润滑脂润滑。将润滑脂用木片或毛刷等涂抹在齿轮的摩擦工作面上。润滑脂要均匀的涂在小齿轮上,量不要求过多,通过小齿轮给大齿轮供油,才能取得好的润滑效果。一般每周涂3~4次齿轮润滑脂或石墨润滑脂。冬季润滑脂变硬时,将润滑脂加热到40℃ 5.3齿辊部件的润滑 破碎机主轴承采用钙基润滑脂或MoS2复合钙基润滑脂。这部分共有6个直接式压入油杯,油杯位于四个轴承座上,它们分别用来给主动轴承和两个齿辊上的轴承润滑,这6个油杯每隔一、两天注油一次。 5.4机架导轨及导向板的润滑 给机架导轨润滑用两个压注油标,压注油标分别位于可动齿辊轴承座的下方,给导向板润滑用的压注油标位于该板上方,以上两油标每周注油一次。 6破碎机的安装与使用 6.1安装 破碎机的正确安装,对保证设备正常运转,减少故障有着重要的意义。破碎机的安装可按下列顺序进行: (1)基础承载能力的验算。普通双齿辊破碎机由于转速低,振动相对减小,动载系数一般可取设备总重的3~4倍。 (2)检查基础螺栓位置与设备基础螺栓孔的尺寸是否一致。 (3)安装机架前,在机架与混凝土基础之间垫以硬质方木或橡胶板,用以减小破碎机传递给基础的振动负荷。然后,安放破碎机的底架并找正,用螺母拧在地脚螺栓上固定紧。 (4)安装主动破碎辊,用螺栓固定轴承座。 (5)安装从动齿辊移动架,然后将从动破碎辊轴承座放置在导向滑轨上。根据要求的排料粒度大小,选择适当的垫片数量垫在移动轴承座的前面。 (6)拧紧丝杆螺母,正确调节液压缸的预压力。一方面气液缓冲缸的预压力应能压紧破碎辊,保证均匀地破碎物料;另一方面在破碎机落人过硬的物料时,又有足够的作用力推开破碎辊,以扩大排料口,排除矿物。 (7)变更破碎物料的强度、粒度或破碎比时,应重新调定缓冲缸的氮气压力。压力的大小以满足破碎辊压紧力的需要为适度。过大的压紧力会促使机件磨损加快和功率消耗增大。过小的压紧力又将使破碎产物的超粒增多,并使括动破碎辊呈现频繁的振跳现象。缓冲缸氮气压力的使用范围为l.5~4 MPa。 (8)移动架上左右两组气液缸的压缩度应该一致,其允许误差不得超过±2 mm。 (9)为了得到均匀的、近似立方体的产品,在安装时必须注意调整好辊齿的位置,使一个破碎辊的齿牙置于另一破碎辊的四个齿牙中间。也就是说,使之处于另一齿辊4个齿牙对角线)齿辊安装后,两齿辊不应有轴向串动。 (11)安装后的固定轴承平不平行度不应大于o.5/]000。 (12)两V带轮轴的不平行度不大于0.5/1000,带轮中心的最大偏移量小超过1 mm。每根V带的松紧度应尽可能一致,若有过紧或过松,应予更换。 (13)最后安装破碎机外罩,连接入料溜槽和排料漏斗。各法兰盘问均应加胶垫密封,以减小煤尘对空气的污染。 设备全部安装后,应进行连续4 h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后,可带负荷试车。带负荷连续试车时间不少于8 h,最后进行交接验收并投人生产

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