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河北十一选五双齿辊破碎机的设计说明书(61页)

发表时间:2020-10-27 07:12

  1 第一章 绪 论 1 . 1 项目 的研究意义 随着国家经济建设的快速发展, 将对矿藏资源需求量更高、 更好, 国家有限的资源量将无法满足更多的需求, 双齿辊式破碎机不仅要具有高效性、环保性, 更要具有复合性。 通常使用的破碎机在工作时只能粗略的对矿石进行破碎, 很多还需要二次破碎, 仍无法满足生产生活需要, 为此就不得不改变物料的破碎方式, 物料的破碎效率, 物料破碎的安全性环保性等多方面问题, 为解决此问题在老师的指导下我设计这台双齿辊式破碎机, 它可以有效的解决上述问题。 我相信这台破碎机能有效的节省和利用资源, 对于提高生产、 率环境保护和降...

  1 第一章 绪 论 1 . 1 项目 的研究意义 随着国家经济建设的快速发展, 将对矿藏资源需求量更高、 更好, 国家有限的资源量将无法满足更多的需求, 双齿辊式破碎机不仅要具有高效性、环保性, 更要具有复合性。 通常使用的破碎机在工作时只能粗略的对矿石进行破碎, 很多还需要二次破碎, 仍无法满足生产生活需要, 为此就不得不改变物料的破碎方式, 物料的破碎效率, 物料破碎的安全性环保性等多方面问题, 为解决此问题在老师的指导下我设计这台双齿辊式破碎机, 它可以有效的解决上述问题。 我相信这台破碎机能有效的节省和利用资源, 对于提高生产、 率环境保护和降低成本将会起到决定性作用, 它一定会有很广阔的市场前景! 1 . 2 国内外现状 辊式破碎机出现于 1806 年, 它是一种较为古老的破碎设备。 但是, 由于它的结构简单、 紧凑轻便、 易于制造、 工作可靠, 特别是它的产品过粉碎少, 因此, 至今仍在选煤、 冶金烧结、 水泥、 玻璃、 陶瓷等工业部门, 以及小型选矿厂中使用, 而且有新的改进与发展。 辊式破碎机被广泛用于破碎软质和中等硬度的物料, 对破碎湿料和黏性物料和坚硬物料, 使用范围受到了限制。 近年来, 国外辊式破碎机发展的得很快, 种类也很齐全。 按辊子的数目 ,辊式破碎几可以分为单辊、 双辊、 三辊、 和四辊四种; 按辊面形状, 可以分为光辊、 齿辊、 槽辊破碎机, 辊式破碎机等等 就其结构而言, 大多采用自 动移动辊机结构, 液压调整, 油液控制系统等新技术、 新结构。 但各制造厂所采用的结构形式和控制系统各有不同,独具特色。 如美国 Pettibone 公司生产的双辊破碎机, 应用橡胶轮胎传动,液压调整机构, 采用自 动定位滚子轴承, 运转平稳, 使用寿命较长。 还有美国 Portec 公司生产的三辊破碎机, 由一个固定辊和两个移动辊组成。 移动辊由弹簧保持压力及固定工作位置。 固定辊由齿轮驱动, 移动辊由橡胶轮胎传动, 可进行单向给料破碎和双向给料破碎。 三辊破碎机由单辊破碎机和双辊破碎机组合而成。 而四辊破碎机由两个双辊破碎机组合而成, 这种破碎机能完成粗碎和终碎两道工序, 破碎效率很高。 2 辊式破碎机的规格用辊子直径 D 和长度 L 表示, 例如辊子直径为1200mm, 辊子长度为为 1000mm 的辊式破碎机表示为: 1200mm× 1000mm辊式破碎机。 1 . 3 设计特点 双齿辊破碎机机的主要性能特点是: 1. 本机具有体积小、 重量轻、 噪声低、 安装检修都十分方便等特点; 2. 齿辊的结构尺寸都是根据产品粒度要求进行设计, 破碎齿磨损后现场可直接更换破碎牙齿, 大大降低了 使用成本; 3. 过粉碎极低。 采用剪切原理, 小于要求粒度的物料直接通过, 对于大于粒度要求的物料进行破碎, 避免了 进入破碎机的物料搀杂破碎的缺陷。 对于煤炭、 焦碳等中等硬度物料, 过粉碎率一般在 5%以下。 2PGC450× 500 新型双齿辊破碎机是利用新型的齿形对物料进行剪切、 拉伸、 弯曲、 刺破、 折断等作用实现破碎, 特别适合用于原煤的粗碎和中碎, 可简化原煤的准备作业, 是理想的煤炭破碎设备。 1 . 4 设计产品的用途和应用领域 破碎机是冶金、 矿山、 矿山、 电力、 化工、 建筑、 陶瓷、 水泥和筑路等工业部门广泛应用的设备, 每年有大量原料和再利用的废料都需要用破碎机进行加工处理, 以达到下一级机械加工设备所要求的粒度, 所以破碎机主要应用于矿区。 1 . 5 设计方案 1 . 5. 1 设计目 标、 研究内容和拟定解决的关键问题 设计目 标: 提高双辊齿破碎机齿辊耐磨性和整体强度, 使得齿辊在整个破碎工作过程中, 不会因双齿辊破碎机辊齿的长时间工作和物料粒度过大而发生变形,降低事故率, 提高破碎效率, 保证生产的正常进行, 提高劳动生产率。 研究内容: (1) 结构分析设计; (2) 分析双齿辊破碎机齿辊工作面耐磨性及其整体强度; 3 (3) 整体结构优化。 解决的关键问题: 辊齿齿面严重磨损; 辊齿轴变形。 1 . 5. 2 设计方案 设计方案 破碎机理: 双齿辊破碎机的主要工作部件为两个平行安装的齿辊, 每个齿辊沿轴向布置一定数量的齿环, 通过齿辊的对转实现对物料的破碎。 其结构如图 1 所示。 齿对物料的作用过程可分为 3 个阶段。 在第 1 个阶段, 旋转运动中的辊齿遇到大块物料, 首先对它进行冲击剪切作用, 接着对它进行撕拉作用。 如果碎块能被辊齿咬入则进入第 2 阶段, 否则辊齿沿物料表面强行猾过, 靠辊齿的螺旋布置迫使物料翻转, 等待下一对齿的继续作用。 在图 1 中, 这一阶段为齿从 1-1 位置到 2-2 位置。 第 2 阶段从物料被咬入开始, 到前一对齿脱 4 离咬合终止。 在图 1 中表示为齿从 2-2 位置运动到 3-3 位置的过程。 这一阶段两齿包容的截面由大逐渐变到最小, 然后在增大, 粒度大的物料由于包容体积逐渐变小而被强行挤压剪碎, 破碎后的物料被挤出, 从齿侧间隙漏下。 前一对齿开始脱离啮合时, 破碎的物料大量下漏排除, 个别粒度仍然偏大的物料被两齿辊下面的破碎砧阻挡, 使其进行二次破碎。 当齿运动到破碎砧附近时, 与破碎砧共同作用, 将大块物料劈碎并将其强行排除, 这就是第3 阶段破碎。 至此, 一对齿的破碎过程结束。 每对齿环上有多少齿, 齿辊运行一周时同样的过程就进行多少次, 循环往复。 破碎机设计方案: 由三向异步电动机带动皮带论转动, 小皮带轮向大皮带轮完成第一级降速, 大皮带轮上小齿轮轴向第一齿辊轴完成第二级降速,第一皮带轮带动第二皮带轮, 同速传动, 两齿辊相向转动, 由齿辊上破碎齿轮完成破碎工作, 并且在两齿辊中间下方破碎物料排出最密集的地方安放破碎砧, 使物料进行二次破碎, 达到更好的破碎效果, 提高破碎生成率和降低生产成本和工作工序, 已经破碎的物料由下面排料口直接排出。 1 . 5. 3 题目 的可行性分析: 辊式破碎机尤其适用于破碎黏性物料。 它具有处理细料的优点, 尤其是用于洗选之前的选煤过程。 其处理能力较大, 可达几千吨/时。 当采用槽型 5 和齿型齿板时, 最好处理软质材料和抗压强度低于 800-1000kg/cm2 的中硬物料, 如: 黏土, 石膏, 煤炭, 焦碳, 尾矿, 铝土矿, 滑石等。 目 前随着煤炭工业的发展和煤炭破碎加工技术的进步, 特别是新的新型破碎方法的出现, 煤矿石对破碎机齿辊工作表面的性能、 破碎后物料粒度和使用可靠性的要求也越来越高, 齿辊作为破碎工作面中工况最恶劣、 负载情况最复杂的关键设备, 它的性能、 寿命和可靠性制约了 其它设备能力的正常发挥, 决定了高产高效辊式破碎机的可行性和经济效益。 改造方案的实施, 必将为企业带来可观的经济效益和社会效益。 1 . 5. 4 本项目 的创新之处 传统的破碎机大都是利用一对或几对辊齿对块状物料进行挤压破碎。且这些辊轮在轴上的安装大都是并齐地排列在轴上, 也就是它们的安装键都在同一个空间角度上。 这种传统的破碎机它的破碎效果不太理想。 在设计过程中, 我对传统的破碎机进行了 结构优化设计。 首先, 对辊齿的空间安装位置进行改进, 把辊齿在轴上成螺旋式安装布置, 也就是连接键成角度布置其值为: 第一个键槽角度为 075次破碎。 它能很好地提高破碎效率。 同时为了 更好地, 进一步地提高破碎效率。 在每两个啮合辊齿啮合处的正下方加上一个破碎砧。破碎砧利用它的两个侧面与啮合辊齿下方的齿面再次地对物料进行进一步破碎具体工作原理如下: 0其它的依次为 150 、 300 、 450、 600、0。 这样设计能对块状物料进行阶段性破碎。 也就是能对块状物料进行多 图 3 破碎砧的工作原理图 6 第二章 破碎机的结构设计 2. 1 结构的选择与比较 传动机构的实现方式很多, 好的传动机构不仅可以大大提高破碎的效率, 而且可以节省功耗。 传动机构为齿轮机构, 执行机构是从齿辊作滚动的一对齿辊机构。实现上述功能的机构有很多下图所示的几种结构的优缺点如图的右侧所示 方案一: 方案二: 这种 结构使用 的 是一台 三向异步电动机带动小齿轮,小齿轮带动一级辊子转动,在一级辊子的 另 一端装有和二级辊子完 全相 同 的齿轮只起到传动的作用, 两辊子同 速相 向 转动 完成破碎任务, 这种方案可以完成破碎, 且具有噪声小, 平稳性好, 结构简单, 高效率等多方面优点, 但一级辊子上的第二只 齿轮多 余, 造成浪费。 7 方案三: 如图所示的结构, 其布局基本与方案一相同, 不同的是采用 两个同 型号的 三向 异步电机分别 带动两个辊子转动, 这种设计方案破碎效果很好, 但造价相当昂贵, 且在不需要调动破碎粒度的时候不需要采用 两个动力源, 故舍弃。 这种结构不但具有方案一的所有优点, 而且克服了 方案一多 余齿轮造成浪费的缺点, 还在齿辊下方加入破碎砧, 进行二次破碎, 进一步提高破碎效率, 其结构简单, 布局合理, 故选用此设计方案。 8 2. 2 破碎机参数的初步确定 性能: 辊子规格  450× 500 D× L/mm 给料粒度 200 0D /mm 排料粒度 0~25; 0~50; 0~75; 0~100 0 d /mm 生产率 20; 35; 45; 55 Q/(t/h) 辊子转数 64 n/(r/min) 电机功率 8; 11 N/ kw 机器质量 3.765 m/ t 计算参数: 1. 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辊皮与被破碎物料间的摩擦系数的大小。 对于光辊: D20d 辊皮表面带有沟槽: D=(10~12) d 辊皮表面镶齿: D=(2~6) d 对于我所设计的双齿辊破碎机, 所破碎的物料粒度在 100~200mm 范围内。 D=(2~6) × (100~200) =(200~1200) mm 取 D=450mm 由于 450× 500 型双齿辊破碎机较接近设计要求, 故选用。 2. 辊子工作转速 辊子最合适的转速与辊皮表面特征, 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, 同时还要考虑辊皮的磨损不能太快。 通常破碎无聊的粒度越大, 辊子转速越低, 辊皮表面有沟槽或镶齿的辊子, 他的转速应比光辊的低; 当破碎软的或脆的物料时, 转速应高些, 而破碎硬物料时应低些。 根据经验: N=(120~420)fDd 9 式中: n辊子转速 (r/min); f 被破碎物料与辊皮之间的摩擦系数;  被破碎物料的容积重 (Kg/3cm ); D辊子直径 (cm); D给料粒度 (cm)。 按照设计要求可知, d=10~20cm, 一般摩擦系数取 f =0.30~0.35,(或摩擦角  =16 45~19 18), 取 f =0.325,  =arctan0.325=18 , D=45cm,r=1.3~1.45Kg/3cm , 取 r=1.35× 103Kg/3cm 。 n=( 120~420)fDd=( 120~420)30.3251.35 1045 20=62.06~217.22(r/min) 光辊破碎机每分钟工作转数取上式的上限, 带沟槽的辊子取中等数值,而带牙齿的辊子则应取其下限, 故取 n=64r/min。 3. 生产率 双辊式破碎机的理论生产率与工作时两辊子的间距 e, 辊子圆周速度 v以及辊子规格等因素有关。 假设在辊子全长上均匀地填满物料, 而且破碎机的给料和排料都是连续的, 料带的宽度等于辊子长度 L, 厚度等于辊子的间距 e, 卸出速度等于辊子圆周速度 v, 因此破碎机的体积生产能力为 TQ3600LeV m3/h 实际上, 喂入物料并布满整个长度, 同时卸出物料是松散的, 故必须乘上系数  加以修正, 而物料落下的速度与辊子圆周速度的关系为 V=60Dn, 则: Q=188  Le Dn  式中 Q生产率 (t/h); n辊子转速 (r/min); 10  破碎产品的松散容重, 接近 1 (t/m3); L辊子长度 (m); D辊子直径 (m);  辊子长度利用 系数和排料松散度系数, 对于中 硬度物料, =0.2~0.3; 对于粘性和潮湿物料, 如煤, 焦碳等, =0.4~0.6; e排料口宽度 (m)。 当破碎硬质物料时, 在破碎力的作用下, 后辊弹簧受压缩, 使转辊之间距增大, 通常间距约为增大 1/4, 故 Q=235  Le Dn  t/h Q=235  Le Dn  =235×( 0.4~0.6) ×0.5×1×0.45×0.025×64 =33.84~50.76(t/h) 4. 辊子功率的计算 辊式破碎机功率, 一般采用经验公式来估算。 破碎中硬物料时, 破碎机所需功率为 N=0.794KLV 式中 V辊子圆周速度 m/s; L辊子长度 m; 0.6D+0.15, K系数, K=0d0D 和 d 分别是给料与排料粒度; 对于破碎煤或焦碳用的齿辊破碎机, 则辊子功率为 N=KLDn kw 式中 D辊子直径 m; L辊子长度 m; n辊子转速 r/min; K系数, 破碎煤时, K=0.85。 N= KLDn=0.85× 0.5× 0.45× 64=12.24 kw 11 2. 3 原动机的确定 为了 能对整个机械系统提供稳定有力原动力的装置, 只有合适的选择原动机的类型才能有效的使系统发挥其作用, 电动机的选用, 主要从选用的电动机的功率、 工作电压、 种类、 型式及破碎机结构考虑, 粗算破碎机传动效率: 0N 123456     /AK =N 式中 0N 电机额定功率 kw AK 工况系数, 破碎机属于的载荷很大的工作机器, 按每天工作10~16 小时计算, 取AK =1.4; 1 带传动效率, 0.95; 246、、滚动轴承效率, 0.98; 35、8 级精度圆柱齿轮传动效率, 0.97。 则 0N =NAK/(123456     )=20.37 kw 双齿辊破碎机的电动机需要起动转矩大、 噪声低、 振动小、 可靠性高、功率等级高, 能承受经常的机械冲击及振动的类型。 综合上述因素可以做出选择 Y225M-8 型。 2. 4 传动机构的选择与比较 1. 传动机构的重要性: 在原动机和工作机之间必须加入传动装置, 通过它来传递动力或改变运动形式、 参数, 这是因为: 1) 工作机所要求的速度通常和原动机的额定速度不一致, 需要减速或增速(大多数情况下要求减速) 。 2) 工作机要根据生产要求进行速度调节, 而原动机通常只以一种恒定的 12 额定转速运转, 如果通过改变原动机的速度来满足工作机的变速要求, 往往经济成本较高。对于某些类型的原动机无法通过其本身 变速来满足工作机的生产工艺要求。 3) 原动机的运动形式比较单一, 比如通常只能作匀速转动, 而工作机的运动形式由生产的工艺要求而定, 它们是多种多样的, 如直线运动、 往复摆动、 螺旋运动等等。 4) 在单机集中驱动时, 需要一台原动机来带动若干组不同速度大小, 不同运动形式的工作机(或执行机构) 。 5) 为了 工作安全及维修方便, 或因机器的外廓尺寸受到安装空间、 运输条件的限制等其它原因必须把原动机和工作机分成两个部件, 而它们中间则出传动装置来连接。 2. 传动类型选择 (1) 传动类型选择时应考虑的因素 选择传动类型时所依据的主要指标应是: 效率高、 经济成本低、 外廓尺寸小、 重量轻、 运动性能良好及便于加工制造和维修, 既能满足生产条件又安全可靠。 具体地说选择传动类型时应考虑到: 1) 原动机的工况应与工作机工况相匹配, 即它们的工作点接近各自 的最佳工况, 而且工作点尽可能稳定。 原动机和传动装置在起动、 制动、 调速性能、 机械特性、 反向和空载等方面能符合工作机的要求。 2) 对传动的尺寸、 重量和布置方面应做到紧凑、 轻巧、 合理, 同时又要便于安装和维修。 3) 能适应工作环境条件, 加多尘、 高温、 低温、 潮湿、 腐蚀、 易燃、易爆等恶劣环境、 噪声的限度等。 4) 经济成本低, 即工作寿命长、 传动效率高、 初始费用、 运转费用和维修费用低。 5) 操作和控制方式简便。 6) 必须符合国家的技术政策, 现场的技术条件和环境保护等其它要。 (2) 传动类型选择的原则 1) 对于大功率传动, 应优先选用高效率的传动, 以节约能源。 2) 当工作机要求与原动机同步时, 不宜采用摩擦传动, 而应采用无滑动的传动装置(如啮合传动) 。 3) 传动装置应尽可能采用标准化、 系列化产品, 便于互换从而降低初始和维修费用。 13 4) 当载荷变化频繁, 而且可能出现过载时, 不宜采用啮合传动而可采用摩擦传动、 流体传动, 或在传动装置中配备过载保护设施。 5) 为了 降低初始费用, 在满足使用要求前提下, 尽可能选择结构简单的传动装置, 即简化和缩短传动链。 6) 若原动机的调速速比能与工作机的变速要求相适应时, 可直接联接或采用定传动比的传动装置; 当工作机要求的变速范围大, 原动机的调速措施不能满足其机械特性和经济要求时, 应采用变传动比的传动。 通常从降低成本角度出发尽量采用有级变速, 只有工作机生产工艺需要连续变速时, 才选用无级变速传动。 此外, 在传动装置中传动比的分配应合理。 如下图所示传动机构, 选择了 带式传动机构。 因为双齿辊破碎机所需要的传动精度不需要太高, 而且功率消耗很大需要安全保障, 使用带式传动机构很安全。 因为双齿辊破碎机的电动机的转速是 730r/min, 而辊子的转速需要 64 r/min, 要求传动比为 11.4127。 11.4127=4.12*2.77*1, 因为带式传动机构所需要的传动精度不需要太高, 故带式部分的传动比为 4.12 第一对齿轮的传动比为 2.77 第二对齿轮的传动比为 1。 即 I 带=4.12, i12=2.77,i23=1 14 第三章 破碎机的总体设计 3. 1 带传动设计 1. 设计功率 dP kw dP =PAK 式中 P工作机功率 kw dP =1.4× 14.55=20.37 kw 2. 带型 根据dP 和1n 选取有效宽度制 V 带, 选取 15N/15J 型有效宽度制 V 带。 式中 1n 小带轮转速 r/min。 3. 传动比 i i=2121(1)ppdnnd ( =0.01~0.02) 式中 2n 大带轮转速 r/mim; 1 pd 小带轮节圆直径, 可视为基准直径1d d ; 2pd大带轮节圆直径, 可视为基准直径2d d;  弹性滑动系数; 有效宽度制窄 V 带: pd =ed -2 e 取1 pd =197.4mm,2pd=797.4mm, 则 15 21(1)ppdid=797.4(1 0.02) 197.4=4.12, 2n =1ni=177 r/min 4. 小带轮有效直径1 ed 及大带轮有效直径2ed (为提高 V 带寿命, 在经济条件允许的情况下,ed 值较大选取。 1 ed =200mm,2ed =800mm 5. 带速 V m/s V=1 160 1000pd n=197.4 73060 1000=7.55 m/s 窄 V 带 maxV=35m/s, V20m/s 时, 可以充分发挥带的传动能力, 一般V 不低于 5m/s, 满足要求, 7.5m/s5m/s。 6. 初定中心距离 120120.7()2()eeeeddadd 则 7000a 2000, 取0a =1500mm 7. 有效长度0eL 0eL =20a +212()eedd+2210()4eedda=4630.8 mm 圆整近似选取0eL =4570 mm 8. 实定中心距 a mm 16 a0a +02eeLL=1469.6 mm 取 a=1470 mm 9. 小带轮包角1  1  =180 -21eedda× 57.3  =156.6 10. 根 V 带额定功率 1P kw 根据带型,1 ed 及1n 选取 1P =7.62 kw 11. i 1 时的单根 V 带额定功率增量1P kw 根据带型,1 ed 及1n 选取 1P=0.69 kw 12. V 带根数 Z Z =11()dLPPP K K 式中 K包角修正系数, 取 K=0.93; LK 带长修正系数, 取LK =1.06。 Z =20.37(7.62 0.69) 0.93 1.06=2.49 取 Z =3 13. 带轮宽度 D=2e+2f=35  0.25+26=61  0.5 mm 14. 单根 V 带初张紧力0 F N 0 F =0.9[500(2.5K-1)2dPV+mV2] 17 式中 mV 带单位长度质量 Kg/m, 取 m=0.20 Kg/m。 2.50.93-1)2 7.55 0 F =0.9[500(20.37+0.20× 7.552]=693.5 N 15. 作用在轴上的力rF N rF =20 F sin12=2× 693.5× sin156.62=1358.2 N maxF=1.5rF =2037.3 N(新带的初张紧力为正常张紧力的 1.5 倍。) tfa 16. 切边长 t mm t=2212()4eedda =22(800 200)41470 =1439.1 mm 17. 挠度 f mm f =1.6100t=23.0 mm 18. 载荷 Wd N 18 新安装的带 Wd=001.516FtLeF 式中 0 F初张紧力的增量, 取0 F=40N。 Wd=40 1439.14570161.5 693.5=65.8 N; 运转后的带 Wd=001.316FtLeF=57.1 N; 最小极限值 Wdmin=44.1 N。 3. 2 齿轮传动设计 1. 选定齿轮类型, 精度等级, 材料及齿数 1) 按 1.5 所示的传动方案, 选用直齿圆柱齿轮传动。 2) 双齿辊破碎机为一般重载工作机器, 速度不高, 故选用 8 级精度。 3) 材料选择。 选择小齿轮材料为 40Cr(热处理, 调质,表面氮化, 深度为 0.2~0.3mm), 硬度为 HB260~290, 齿轮硬度 Hv550; 大齿轮材料为 40Cr(热处理, 调质), 硬度为 HB260~290。 4) 选小齿轮齿数 1Z =19, 已知大齿轮转速为 64r/min, 小齿轮转速为 177r/min。 5) 传动 比 i=u=21ZZ=17764=2.77, 故2Z =u×1Z =19× 2.77=52.63 , 取2Z =53。 2. 按齿面接触强度设计 213112.32()[]tEtdHKTZudu 19 1) 确定公式内的各计算数值 (1) 试载荷系数 tK =1.3 (2) 计算小齿轮传递转矩 1T =95.5× 1051P /1n =95.5× 105APK电×12  /1n =95.5× 10514.63177K F =789359 N1 10887.7145Atb (3) 取齿宽系数 d  =1 (4) 查得材料的弹性影响系数 EZ =189.8 MPa1/2 (5) 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限为 lim1H=600 MPa, lim2H=600 MPa (6) 计算应力循环次数 1N =60jhL1n 式中 j齿轮每转一周时, 同一齿面啮合的次数; hL 齿轮的工作寿命 h; 假设破碎机寿命为 10 年(一年工作 300 天, 每天工作 10 小时) 1N =60× 1× 177× (15× 300× 10) =4.779× 108 2N =1N /u=1.725× 108 (7) 查得接触疲劳寿命系数 20 1HNK=0.95; 2HNK=0.98 (8) 计算接触疲劳许用应力 K 1[]H=1lim1HNHS 式中 S安全系数 S=1, 取失效概率为 1% 1[]H=0.95× 600 MPa=570 MPa 2[]H=0.98× 600 MPa=588 MPa 2) 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径1td , 带入[]H中较小的值 1td 2.32231.3 7893593.77189.8()12.77570=124.584 mm (2) 计算圆周速度 1V 1V =1 160 1000(3) 计算齿宽 b d n=124.584 17760 1000 =1.15 m/s b=1dtd =1× 124.584 mm=124.584 mm (4) 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 t m =1td /1Z =124.584/19=6.557 mm 齿高 h=2.25t m =2.25× 6.557=14.75 mm b/h=124.584/14.7=8.45 (5) 计算载荷系数 根据1V =1.15 m/s, 八级精度, 查得动载荷系数 vK =1.1; 21 直齿轮, 假设/AtK F b100 N/mm, 查得HFKK=1.2; 查得使用系数AK =1; 查得 8 级精度, 小齿轮相对支撑非对称布置时 HK=1.15+0.18(1+0.62d  )2d  +0.31× 103b =1.15+0.18(1+0.6× 12)× 12+0.31× 103× 124.584 =1.477 由 b/h=8.45,HK=1.477 查得 FK=1.38, 故载荷系数 K=AKVKHKHK=1× 1.1× 1.2× 1.477=1.95 (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得 1d =1td3/tK K =124.58431.95/1.3 =142.60 mm (7) 计算模数 m=11/dZ =7.51 mm 3. 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 m12312()[]FSdFY YKTZ 1) 确定公式内的各计算数值 (1) 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE=500 MPa, 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE=500 MPa。 (2) 查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK=0.85,2FNK=0.87。 (3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, 得 22 1[]F=111.4FNFEK =0.85 5001.4=0.87 5001.4 MPa=303.57 MPa 2[]F=221.4FNFEK  MPa=310.71 MPa (4) 计算载荷系数 K K=AKVKFFKK=1× 1.1× 1.2× 1.38=1.822 (5) 查取齿型系数得 1FY=2.85, 2FY=2.31 (6) 查取应力校正系数 1S Y=1.54, 2S Y=1.71 (7) 计算大小齿轮的 []FSFY Y, 并加以比较 111[]FSFYY=2.85 1.54303.57=0.01446 222[]SFFYY=2.31 1.71310.71=0.01271 小齿轮的数值大 2) 设计计算 322 1.822 7893590.014461 19m=4.87 mm 对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数, 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的载荷能力, 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积) 有关, 可取弯曲强度计算得的模数 4.87, 并就近完整为标准值 m=5 mm, 按接触强度算得的分度圆直径1d =142.6mm, 则 23 1Z =1d /m=142.6/5=28.52, 取1Z =29 2Z =u1Z =2.77× 29=80.33, 取 2Z =80 这样设计出的齿轮传动, 既满足了 齿面接触疲劳强度, 又满足了 齿根弯曲疲劳强度, 并作到了 结构紧凑, 避免浪费。 4. 几何尺寸计算 1) 计算分度圆直径 1d =1Z m=29× 5=145 mm 2 d =2Z m=80× 5=400 mm 2) 计算中心距 1a =(1d +2 d ) /2 =(145+400) /2=272.5 mm 3) 计算齿轮宽度 b=1dd=145 取 2 B =145 mm, 1B =150 mm 4) 齿数比 u=21ZZ=8029=2.77 5) 齿顶高 1 ah =2ah =*ah m=5 mm 6) 齿根高 1 f h =2f h =(*ah +*c ) m=6.25 mm 7) 全齿高 1h =2h =(2*ah +*c ) m=11.25 mm 8) 齿顶圆直径 1 a d =(1Z +2*ah ) m=155 mm 2a d =(2Z +2*ah ) m=410 mm 24 9) 齿根圆直径 1 fd =(1Z -2*ah -2*c ) m=132.5 mm 2fd=(2Z -2*ah -2*c ) m=377.5 mm 10) 基圆直径 1 b d =1d cos =138.3 mm 2b d =2 d cos =375.9 mm 11) 齿距 p= m=15.7 mm 12) 齿厚(s)=齿槽宽(e) s=e= m/2=7.9 mm 13) 验算 tF =112Td=2 789359145=10887.7 N AtK Fb=1 10887.7145 N/mm=75.09 N/m100 N/mm, 满足要求, 可以使用。 注: 第二根辊转速与第一根辊转速一致, 因此选用与第一根齿轮相同齿轮,只起传动作用。 3. 3 齿轮强度校核 1. 齿面接触疲劳强度校核 齿面接触疲劳强度条件 HHP 式中 H 计算接触应力 N/mm2; HP许用接触应力 N/mm2。 (1) 计算应力 11tHHEAVHHF uZ Z ZK K KKbdu 25 式中 HZ 节点区域系数; EZ 材料弹性系数 2/N mm ; Z接触强度计算的重合度与螺旋角系数; tF 分度圆上的圆周力 N; b齿宽 mm; 1d 小齿轮分度圆直径 mm; u齿数比; AK 使用系数; VK 动载系数; HK、FK齿向载荷分布系数; HK、FK齿间载荷分布系数。 1)HZ 的确定 变位系数12xx、的选择 按 Z=1Z +2Z =29+80=109 ,选 择 x=1. 6 ,查 得y=0. 146 ,所 以y= x- y=1. 6-0. 146=1. 454, a= (2Z+y) m= (109/2+1. 454) × 5=279. 77 mm, 取 a=280 mm, y=1. 5, 求出y=0. 14,x=y+ y=1. 5+0. 14=1. 64, 选出 1x =0. 745, 2x =0. 921 26 1212xxZZ=0.7450.92129 80=0. 0153, 分度圆螺旋角  =0 , 查得HZ =2. 26 2) 弹性系数EZ 的确定 取EZ =189. 8 2/N mm 3) 接触强度计算的重合度与螺旋角系数 Z的确定 Z= Z Z, Z为接触强度计算的重合度系数, 它是考虑端面重合度  、纵向重合度  对齿面接触应力影响的系数;Z为接触强度计算的螺旋角系数, 它考虑螺旋角  对齿面接触应力影响的系数 Z=4(1)3;   =ⅠⅡ;   =sinnbm=0 式中 Ⅰ、 Ⅱ分别为大小齿轮的部分重合度, 查得Ⅰ0. 83=, Ⅱ=0. 92, 则   =ⅠⅡ=1. 75; Z=4 1.750(1 0)31.75=0. 866; Z= cos  =1; 27 Z= Z Z=0. 866 4) 分度圆上的圆周力tF 的确定 tF =2000Td 转矩 T=1000P=2000 789.28150=9549 Pn=9549 14.63177=789. 28 N m tF =2000Td=10523. 73 N 5) 使用系数AK 的确定 取AK =1. 25 6) 动载系数VK 的确定 VK =1+[1tAKFKb+2K ]1100ZV221uu 式中 1K 、2K 系数, 查得1K =39. 1,2K =0. 0193 VK =1+[39.110523.731501.25+0. 0193]2229 1.152.7710012.77=1. 15 7) 齿向载荷分布系数HK的确定 HK=1. 15+0. 18[1+0. 6(1bd)2] (1bd)2+0. 31× 103b =1. 15+0. 18[1+0. 6(150150)2] (150150)2+0. 31× 103× 150 28 =1. 484 8) 齿间载荷分配系数HK的确定 取HK=1.2 9) 计算 10523.733.771.25 1.15 1.484 1.2 2.26 189.8 0.866150 1502.77H=474.20 N/mm2 (2) 许用应力 HP=limminHNTLVRWXHZ ZZ ZS 式中 limH试验齿轮的接触疲劳极限应力 N/mm2; NTZ接触强度计算的寿命系数; LVRZ润滑油膜影响系数; WZ 工作硬化系数; XZ 接触强度计算的尺寸系数; minHS接触强度最小安全系数。 1)limH的确定 由大小齿轮材料为 40Cr 查得lim1H=lim2H=600 N/mm2 2) NTZ的确定 29 N=60j1hL N 1N =60× 1× 177× (15× 300× 10) =4.779× 108 2N =1N /u=1.725× 108 查得 1NTZ=0.95, 2NTZ=0.98 取较小的 NTZ=0.95 3)LVRZ的确定 查得 LVRZ=1 4)WZ 的确定 WZ =1.2-130170HBS =1.2-290 130170=1.11 5)XZ 的确定 查得 XZ =1 6)minHS的确定 选取 minHS=1.25 (较高可靠度) 7) 计算 HP=limminHNTLVRWXHZ ZZ ZS=600 0.95 1 1 1.111.25  =506.11 N/mm2 H =474.2 N/mm2HP 2. 齿根弯曲疲劳强度校核 30 齿根弯曲疲劳强度条件 FFP (1) 计算应力 F =tAVFFFSnFK K KK Y Ybm 式中 nm 法向模数; FSY 复合齿型系数; Y抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数。 1)FK的确定 FK=HK=1.48 2)FK的确定 FK=HK=1.2 3)FSY 的确定 查得 1FSY=4.39, 2FSY=3.95, 取较大值 FSY =4.39 4) Y的确定 Y=Y× Y =(0.25+0.75 ) × (1-  120) 31 =(0.25+0.751.75) × (1-  0120) =0.6786 5) 计算 F =tAVFFFSnFK K KK Y Ybm =10523.731.484 1.2 4.39 0.6786 1.25 1.15150 5 =107.01 (2) 许用弯曲应力 2/N mm FP=minFENTrelTRrelTYXFY YYS 式中 FE齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值 N/mm2; NTY 抗弯曲强度计算的寿命系数; relTY相对齿根圆角敏感性系数; RrelTY相对表面状况系数; XY 抗弯曲强度计算的尺寸系数; minFS弯曲强度的最小安全系数。 1)FE的确定 查得 1FE=2FE=500 N/mm2 2)NTY 的确定 32 查得 1NTY=0.95, 2NTY=0.98, 取较小值 NTY =0.95 3)relTY的确定 查得 relTY=1 4)RrelTY的确定 查得 RrelTY=1 5)XY 的确定 查得 XY =1 6)minFS的确定 选取 minFS=1.25(较高可靠度) 7) 计算 FP=minFENTrelTRrelTYXFY YYS=500 0.95 1 1 11.25  =380 N/mm2 F =107.01 N/mm2FP, 满足要求。 3. 齿轮静强度校核计算 (1) 齿面静强度校核 齿面静强度条件 HSTHPST 1) 静强度最大齿面应力 HST=11calVHHHEFuK KKZ Z Zbdu 33 计算切向力 calF =max22000Td =22000 789.28150 =10523.73 N/mm2 HST=10523.733.771.15 1.48 1.2 2.26 189.8 0.866150 1502.77 =424.13 N/mm2 静强度许用齿面接触应力 HPST=limminHNTWHZZS =600 0.951.111.25 =506.16 N/mm2 HST=424.13 N/mm2HPST, 满足要求 (2) 弯曲静强度校核 弯曲强度条件 FSTFPST 1) 静强度最大的齿根弯曲应力 FST=calVFFFSnFK KKY Ybm =1.15× 1.484× 1.2×10523.73150 5× 4.39× 0.6786 =85.61 N/mm2 2) 静强度许用齿根弯曲应力 34 FPST=limminFSTNTrelTFY YYS =250 2 0.9511.25  =380 N/mm2 FST=85.61 N/mm2FPST, 满足要求 3. 4 轴、 轴承及键的设计 1. 齿轮轴的强度计算 1) 按转矩初步估算轴径 (1) 选择轴的材料为 40Cr, 竟调质处理, 查得材料力学性能数据为: b =750 MPa; s =550 MPa; 1=350 MPa; 1=200 MPa; E=2. 06× 105 MPa 初步估算轴径, 由材料为 40Cr, 选取 A=99, 则 33min14.6399177PdAn=43. 12 mm 考虑到大带轮端加键, 故取 d=100 mm 2) 齿轮轴的结构设计 35 (1) 轴承的选择 根据破碎机的工作条件和该轴受力情况选用单列圆锥辊子轴承, 该轴承的技术特点为: 1 额定动载荷比为 1. 5~2. 5; 2 能承受单向轴向载荷, 在径向载荷作用下, 会产生附加轴向力, 一般成对使用; 3 能够限制轴承和外壳在一个方向上的轴向位移; 4 极限转速低; 5 313 系列具有较大的接触角, 可以承受更大的轴向载荷, 其他系列的接触角在 10 ~18  之间。 故我选用 31322 型号单列圆锥滚子轴承 (2) 键的选择 根据设计要求选择普通平键(C 型) 联接, 它具有靠侧面传递转矩, 对中好, 易拆装。 无轴向固定作用。 精度较高, 用于高速轴或较大冲击、 正反转的场合。 薄型平键运用于薄壁结构和传力矩较小的传动。 C 型用于轴端。 根据齿轮轴径 d=110 mm, 选用 C28× 61(GB/T1096-2003) (3) 键的强度校核 36 键的强度要求 2[]pPTdkl 和 2[ ]PTPdkl 式中 T传递的转矩; d轴的直径; l键的工作长度, l=L-b/2; k键与轮毂的接触高度, k=0. 4h; []P键 、 轴 、 轮 毂 三 者 中 最 弱 材 料 的 许 用 挤 压 力 , 查 得[]P=100~120 MPa; [ ] P 键、 轴、 轮毂三者中最弱材料的许用压强, 查得[ ] P =40 MPa; 52 95.5 1014.63177100 0.4 16 (85 14)P=35. 46 MPa P  []P, 满足要求, 可以使用; 52 95.5 1014.63177100 0.4 16 (85 14)P=35. 46 MPa [ ]PP, 满足要求, 可以使用。 3) 轴上受力分析如下面弯矩转矩图 (1) 轴上传递的转矩 1T =514.63 95.5 10177=789359 N mm =789. 359 N m (2) 齿轮的圆周力 122 789.35929 0.005tTFd=10887. 7 N (3) 齿轮的径向力 37 38 tanrtnFF=10887. 7× 0. 364=3962. 8 N (4) 轴承的轴向力 2rxFFY =222 0.40trFFctg =11586.452.20 =5271. 4 N (5) 由大带轮制造和安装所附加的圆周力 0 F 0F =20F cos(90 -2) =2× 693. 5× sin2 =1358. 2 N 4) 求支反力 (1) 在水平面内的支反力, 由BM=0 得 AZR(a+b) -rF b=0 AZR=3962.8 135155 135rFbab=1844. 8 N 由Z =0 得 BZR=rF -AZR=3962. 8-1844. 8=2118 N (2) 在垂直平面内的支反力 R =12AyR =BytF =5443. 85 N 39 (3) 由于0 F 的作用, 在支点 A、 B 处的支反力,AM=0, 得 0BR(a+b) -0F c=0 0BR=01358.2 82.5155 135F cab=386. 38 N 0AR=0F +0BR=1358. 2+386. 38=1744. 58 N 5) 作弯矩和转矩图 (1) 齿轮的作用力在水平平面的弯矩图 DZM=BZR× b=2118× 0. 135=285. 93 N m DZM=DZM-F×12d==285. 93-5271. 4×0.1452=-96. 25 N m 齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图 1TDyM=ByR =5743. 85× 0. 135=734. 92 N m 由于齿轮作用力在 D 截面作出的最大合成弯矩 DM =2DZ222289.93734.92DyMM=790 N m 由于0F 作用而作出的弯矩图 0DM=0 F × C=1358. 2 N× 0. 0825 m=112. 05 N m 该弯矩图的作用平面不定, 但当其与上述合成弯矩图共面时是最危险的情况。 这时其弯矩为二者之和, 则截面 D 的最大合成弯矩为 DM =DM +0DM=790+112. 05=902. 05 N m 2) 作转矩图 1T =789. 359 N m 6) 轴的强度校核 (1) 确定危险截面 40 根据轴的结构尺寸及弯矩图、 转矩图、 截面 B 处弯矩较大, 且有轴承配合引起的应力集中, 截面 D 处弯矩最大, 且有齿轮配合引起的应力集中, 故属于危险截面。 现对 D 截面进行强度校核。 (2) 安全系数校核计算 由于该破碎机轴转动, 弯矩引起对称循环的弯应力, 转矩引起的脉动循环的切应力。 弯曲应力幅为: M =312.532式中 W抗弯断面系数 DaW6902.05 10=47. 04 MPa 由于是对称循环弯曲应力, 故平均应力 m =0 1mSk  式中 140Cr 的弯曲对称循环应力时的疲劳极限, 查得1=350 MPa; k正应力有效应力集中系数, 查得 k=2. 38;  表面质量系数, 轴径车削加工, 查得  =0. 90;   尺寸系数, 查得   =0. 6 1mSk  =66350 102.3847.04 1000.90 0.6 =1. 69 切应幅为 41 12mPTW=63789.359 10216d=1. 03× 106 Pa 式中 pW 抗扭断面系数 根据式 1mSk  式中 140Cr 扭转疲劳极限, 查得 1=200 MPa; k切应力有效应力集中系数, 查得 k=2. 22;   平均应力折算系数, 查得   =0. 21;  尺寸系数, 查得  =0368; 1mSk  =666200 102.221.03 100.21 1.03 100.90 0.68 =50. 6 轴 D 截面的安全系数为 S=22S SSS=221.69 50.61.6950.6=1. 69 查得 [S] =1. 3~2. 5 故 S[S] , 可知该截面是安全地, 可以使用。 3. 5 破碎机的总体设计 根据破碎机的结构设计、 带传动、 齿轮及轴的设计, 综合进行破碎机的 42 总体设计, 破碎机的总体结构如下图。 43 破碎箱采用钢板组装方式, 底座采用 180 型槽钢, 破碎箱与底座采用螺紧后焊接, 而电动机直接用螺栓拧在底座上。 我对破碎机的总体结构进行了 优化。 其减速箱与破碎箱做成一体形式,既可以节省空间和制造成本又可以更好的密封和传动; 对齿轮轴部分我采用齿轮轴半露, 上盖与半露部分很好的密封。 具体形式如下图表示。河北十一选五, 44 第四章 项目 的技术经济分析 4. 1 2006 年的经济预测 2006 年是实施“十一五” 规划的第一年, 是“十一五” 规划完成好坏的关键一年。 初步分析 2006 年的发展环境非常有利破碎机行业保持持续、快速、 稳定的发展。 1. 国家宏观调控政策有利于破碎机行业的发展 国家振兴装备制造业政策, 特别是最近中央经济工作会议精神, 国家仍将继续执行“双稳健” 的财政政策和发展内需的宏观经济政策, 以及国家近期出台的有关工、 农业政策和调控政策, 还有对节能降耗, 环境保护的部署等, 为机械工业提出了 新的要求, 扩展了 机械产品的市场, 机械工业仍将保持高速发展, 必然带动破碎机行业的发展。 2. 主机任务饱满, 对破碎机行业的发展有利 破碎机是配套件行业, 受主机行业的影响很大。 据有关行业预测, 目前各主机行业企业 2006 年在手的任务十分饱满, 特别是国家重点工程所需的重大装备和大型高档产品需求十分火暴, 仍处于供不应求的局面, 必然拉动破碎机行业的发展。 4. 2 可能影响经济运行质量的问题 1. 燃料、 动力、 原辅材料价格上涨, 影响企业的效益 煤、 油、 电力以及原辅材料和钢材的价格上涨, 将直接影响破碎机产品的生产成本, 降低企业的经济效益。 企业很难通过加强管理, 靠企业内部挖潜对这部分予以补偿。 在企业利润空间不大的情况下, 会降低企业的经济效益, 影响行业企业的长远发展的后劲。 2. 积极引导企业吸引外资 对外开放是国家的重大国策, 不少地方往往以吸引外资的多少, 作为政府的政绩考核目 标, 不管项目 的好坏和效益如何。 有的企业, 国家花了 大量资金进行技术改造, 已形成了 自 己的品牌, 而且还形成了 行业的排头兵, 在国内外都有一定的名气, 像这样的企业也被国外公司购买或控股, 是这样的企业失去了 自 主权, 丢掉了 自 己的品牌, 失去了 多年来创造的无形资产, 实在可惜。 这样也可能影响到国家的产业安全, 影响到国家发展的自 主性, 应 45 引起重视。 4. 3 绿色设计 1. 绿色设计产生的背景 自 20 世纪 70 年代以来, 工业污染所导致的全球性环境恶化达到了 前所未有的程度, 迫使人们不得不重视环境污染的现实。 日 益严重的生态危机,要求全世界工商企业采取共同行动来加入环境保护, 以拯救人类生存的地球, 确保人类的生活质量和经济持续健康的发展。 进入 20 世纪 90 年代, 各国的环保战略开始经历一场新的转折, 全球性的产业结构调整呈现出新的绿色战略趋势, 这就是向资源利用合理化、 废弃物产生少量化、 对环境无污染或少污染的方向发展。 在这种“绿色浪潮”的冲击下, 绿色产品逐渐兴起, 相应的绿色产品设计方法就成为目 前的研究热点。 在工业发达国家, 产品的绿色标志制度相继建立, 凡标有“绿色标志”图案的产品, 表明该产品从生产到使用回收的整个过程符合环境保护要求,对生态环境无害或危害极少, 可以实现资源的再生和回收, 这种产品大大地提高了 在国际市场的竞争力。 例如: 德国的水溶油漆被授予绿色标志后, 销售额提高了 20%。 与经济发达国家相比, 我国工业的技术水平还有较大差距, 工业产品还存在着资源和原材料消耗大、环境污染严重、国际竞争能力相对较弱等问题。在加入 WTO 之后, 产品出口所面临“绿色壁垒” 十分突出。 为解决上述问题的可行途径, 就是通过绿色设计与绿色制造技术, 大力开发绿色产品, 尽可能减少对环境的污染和资源浪费, 全面提高产品的竞争力。 2. 绿色产品的定义和特点 绿色设计是由绿色产品的诞生所引申的一种设计技术。 因而, 要进行绿色设计, 首先有必要弄清什么样产品是绿色产品, 绿色产品有何特点, 以便于采取一定的方法和手段去设计绿色产品。 1) 绿色产品的定义 绿色产品是相对传统产品而言的, 至今还没有权威的定义, 为了 便于对绿色产品的认识, 给出如下一些定义: (1) 绿色产品是指以环境和环境资源保护为核心概念而设计生产的、可拆卸和分解的产品, 其零部件经过翻新处理后可以重新利用。 (2) 绿色产品是将重点放在减少部件, 使原材料使用合理化并能进行回收处理的产品。 46 (3) 绿色产品是指从生产到使用乃至回收的整个过程都符合特定的环境保护要求, 对生态环境无害或危害小, 以及可以再生或回收、 循环、 再利用的产品。 (4) 绿色产品是指其使用寿命完结时, 部件可以翻新和重新利用的产品。 以上定义可以看出, 绿色产品是指在产品全生命周期内, 包括原材料制备、 设计、 制造、 包装、 运输、 使用、 回收、 再用或再生过程, 能节约资源和能源, 对生态环境无危害或少危害, 且对生产者及使用者具有良好保护性的产品。 2) 绿色产品的几个鲜明特点: (1) 优良的环境友好性; (2) 最大限度地利用材料资源; (3) 最大限度地节约能源。 3. 绿色设计的主要内容和设计原则 设计内容: 1) 绿色产品的描述和建模; 2) 绿色设计的材料选择; 3)面向拆卸性设计; 4) 产品的可回收性设计; 5) 绿色产品的成本分析; 6) 绿色产品设计数据库。 设计原则: 1) 资源最佳利用原则; 2) 能量消耗最少原则; 3)“零污染” 原则; 4)“零损害” 原则; 5) 技术先进原则; 6) 生态经济效益最佳原则 我设计的双齿辊破碎机具有可拆卸性, 并且破碎过程中较原始辊式破碎机添加破碎砧,河北十一选五 这样设计可以提高生产率, 节省原材料, 降低生产成本, 为企业带来可观的效益。 但是也存在着一些不足, 那就是问题, 就目 前的科技还无法彻底解决此问题, 希望日 后在这方面有所突破。 47 第五章 专题论文 破碎粉磨设备的现状及发展 摘要: 介绍了 破碎粉磨设奋酌研制现状, 着重阐述了 其蛄构、 原理及适应范围, 同时对个后硅磨设奋的发展作了 评述。 关键词: 粉碎 粉磨 超细粉碎 48 专题正文: 为了 满足有色金属、 黑色金属、 水泥、 化工、 建材以及非金属加工业的迅速发展, 9O年代以来, 破碎粉磨设备的研究非常活跃, 研制了 多种新型设备, 取得了 新的突破。 本文就这些新型破磨设备进行论述。 1 破碎设备 在破碎设备的研制中, 一直贯彻“多碎少磨” 的原则研制超细碎设备,即由原来的破碎产品粒度15~20mm降到12~15mm, 甚至小于12ram, 以求达到“以碎代磨” 主要的机型有: 高压辊磨机、 惯性圆锥破碎机、 立式冲击破碎机(BARMAC立式冲击粉碎机) 、 离心环磨机和回转破碎机等。 1.1 高压辊磨机 高压辊磨机是8O年代由德国K 舍纳特(K. SchonerO教授提出, 德国洪堡公司首先研制的高效破碎设备。 如图1所示。 物料在高压辊之间受到强大的作用力, 一般可以达到150~300MPa, 实现 “料层粉碎” , 产品能小于2ram。不但实现了“多碎少磨” , 而且能成为“以碎代磨” 的新型粉磨设备。 由于高压辊磨机对颗粒层旌加强大压力, 不仅使物料粉碎, 而且还可以使粉碎后的物料颗粒内部产生大量裂纹. 利用球磨机或锤碎机后续粉碎. 显著提高破碎能力, 节省能量。 在国内该种设备首先应用在水泥建材行业, 现逐步向有色金属行业推广。高压辊磨机与松散设备(球磨机或锤碎...

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