正因为如此，它们在矿石加工过程中的应用中很少被考虑，并且它们的许多优点被忽视。 本文介绍了一种新型双辊破碎机，它是为了解决这些争论而开发的。 作为齿辊破碎机，这种新型破碎机结合了两个辊子，由交替的平面和凸面或凹面组成。 这种独特的辊子形状增加了啮合角，使齿辊破碎机能够实现比传统辊式破碎机更高的破碎比。 模型原型测试表明，即使对于非常坚硬的矿石，破碎比也可以超过 10。 此外，在齿辊式破碎机的破碎过程中将辊式破碎机和颚式破碎机的功能结合起来会产生一个结果：新的型材将带来辊子磨损率的降低。 关键词：皮带轮、偏心轴、齿辊辊式破碎破碎机设计姓名：郭洪宇专业：机械设计与制造自动化导师：于春海摘要：破碎比低和磨损率高是传统破碎机的主要问题两个共同特征。 这是因为，在矿石加工应用中，很少关注它们，并且忽略了它们的很多优点。 本文介绍了一种已经开发出来的新型辊式破碎机，以提出这些论点作为双辊式破碎机，这种新型破碎机组合了两个辊子，它们又由一个布置的平面和一个凸或凹的表面组成。 这种独特的辊子形式增大了啮合角，使两辊式破碎机能够实现比传统辊式破碎机更高的破碎比。 利用样机模型的试点做到了：即使对于非常坚硬的矿石，破碎比也能达到10以上。 另外，既然两辊破碎机在搬运破碎时具有辊子和颚式破碎机的作用，那么还有一种可能是：新的轮廓将带来滚轮磨损率的降低。 关键词：皮带轮、偏心轴、辊筒1 简介 1.1 破碎机械原理 破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，将其破碎成小块物料的设备。

破碎机械所施加的机械力可以是挤压力、断裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中，多是两种或两种以上机械力的混合。 对于坚硬的物料，宜采用产生弯曲、破碎作用的破碎机械； 对于脆性和塑性材料，宜采用产生冲击和破裂作用的机器； 对于粘性和坚韧的材料，宜使用产生挤压和磨削功能的机械。 在采矿工程和建筑工程中，破碎机械多用于将爆破开采得到的天然石料破碎成规定尺寸的矿石或砾石。 在硅酸盐行业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎工序，使其粒度达到各工序所需的尺寸，以进行进一步的加工作业。 通常的破碎工艺包括粗碎、中碎和细碎三种。 输入粒径和排出粒径如表1-1所示。 所使用的破碎机械对应三种类型：粗碎机、中碎机和细碎机。 表 1-1 物料粗碎、中碎、细碎的分类（mm） 类别 入料粒度 出料粒度 粗碎 300~900100~ 350 中碎 100~350 20~100 细碎 50~1005~15工业上常用物料破碎前的平均粒度D到破碎后的平均粒度D来衡量物料在破碎过程中尺寸的变化。 比率i称为破碎比（即平均破碎比）i=D/d。 为了简单表达物料破碎程度和比较各种破碎机的主要性能，也可采用破碎机最大进口尺寸与最大出口尺寸的比值作为破碎比。 称为名义破碎比。

在实际破碎加工中，装入破碎机的物料最大尺寸一般总是小于最大允许进料口尺寸。 因此，平均破碎比仅相当于名义破碎比的0.7～0.9。 1.2破碎机械的发展破碎常用的机械类型有：颚式破碎机、圆锥破碎机、旋回破碎机、锤式破碎机和辊式破碎机等。颚式破碎机广泛应用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利等行业。化学工业。 工作时，电机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动颚周期性地接近和离开定颚，从而对物料进行挤压、搓揉、研磨等多重破碎过程，使物料从大到小变化。变小并逐渐下降直至排出。 口腔分泌物。 对辊式破碎机工作可靠、维护方便、运行成本低、出料粒度可调。 根据辊子数量可分为双辊破碎机和对辊破碎机。 双齿辊破碎机主要适用于矿山、冶金、化工、煤矿等行业脆性块状物料的粗、中碎。 输入粒度大，出料粒度可调。 可破碎抗压强度≤160MPa的物料。 。 结构紧凑，破碎力由内部机构承担，基础不受力。 特别适用于移动设备，也广泛用于各种场合的物料破碎。 该破碎机充分利用了脆性材料的弯曲强度和剪切强度低于抗压强度的特点。 采用交叉排列齿，使破碎齿受力均匀，降低能耗。 采用大齿、小辊、螺旋齿实现多次破碎。 圆盘结构，容纳大块能力更强，重复破碎少，生产能力强； 两个破碎辊下方设有破碎棒，形成破碎齿和破碎棒的三级破碎过程，且出料粒度可调节，使破碎后的粒度均匀； 齿辊转速低、磨损小、噪音低、粉尘小。 破碎后的物料经进料口落入两辊之间，受到挤压破碎，成品物料自然落下。

当遇到极硬或不易破碎的物体时，滚轮可在液压缸或弹簧的作用下自动后退，增大滚轮之间的间隙，使极硬或不易破碎的物体落下，从而保护机器免受损坏。 两个相对旋转的滚筒之间有一定的间隙。 通过改变间隙，可以控制产品的最大排出粒度。 双辊破碎机采用一对相对旋转的圆辊进行破碎作业，四辊破碎机则采用两对相对旋转的圆辊进行破碎作业。 ,, 1.3新型齿辊式破碎机本次设计涉及的新型辊式颚式破碎机综合了颚式破碎机和齿辊式破碎机的优点，大大提高了生产能力和出料粒度的均匀度。 生产实践证明，很好地保证了物料的有效破碎。 由于这种机械的新颖性，目前尚无成熟的计算方法对其进行精确计算。 只能根据传统破碎机械的计算并结合生产实践进行粗略估算。 结构图大致如下： 图1-1 新型对辊式破碎机 图1-1 新型对辊式破碎机 1 皮带输送机 2 小齿辊 3 大齿辊 4 颚板 5 电机 6 电机调节部件 7 箱体 8 箱体底座 9 物料尺寸调节系统 10 拉杆组件 2 设计方案论证 2.1 产品技术参数： 破碎物料抗压强度：≤160MPa 进料粒度：≤800mm 出料粒度：≤80mm 处理能力：约 2000t/h 大齿辊转速：约 120r/ min，小齿辊转速：约160r/min 2.2 电机选型 2.2.1 电机功率计算 功率计算采用以下近似理论计算方法。

该方法的原理是电机的功率应与单位时间内破碎物料的功耗相同，即电机的功率应为：F=QW/η（式1） ) 式中 Q：破碎机的生产能力 t/h W：单位生产量的电耗 kWh/t η：破碎机的传动效率 使用 Rittinger 法确定单位生产量的电耗： (式 2) 其中m：邦德功指数，煤的邦德功指数为7.91KW。 h/t E：占出料粒度（um）80%以上的组分粒度 A：占进料粒度（um）i 80%以上的组分粒度：常数指数，取0.45-0.5。 2.2 .2 电机选型 由于破碎机设计新颖，目前尚无成熟的功率计算方法。 因此，参考上述传统破碎机械电机功率计算方法并结合生产实践经验，估算电机功率为160Kw。 选用佳木斯电机有限公司YB355S-6电机，其主要参数如下： 额定功率：16KW 转速：980r/min 效率：0.94 功率因数：0.87 输出轴直径：90mm3 设计计算 3.1 传动机构设计计算根据上面得到的电机和齿轮滚轮的转速，初步确定电机的最大尺寸齿轮滚轮之间的减速比：i=980/120=8.17 电机与小齿轮滚轮之间的减速比为：I=980 /160=6.13 根据实际生产经验，电机与大齿轮滚筒之间选定的减速传动机构为：一对皮带轮和一对齿轮。

结合带轮和齿轮的传动特性，带轮间减速比为1.6，齿轮间减速比为5.2； 电机与小齿轮滚筒之间的减速传动机构是基于电机与大齿轮滚筒之间的减速传动。 加上两个中间轮和一个齿轮，其具体设计如下。 3.2 带传动设计计算 [1] 已知输入轴转速=980r/min，输入功率P=16kw1)设计功率见表33.1-2，工况系数=1.6=P=1.6×16=25.6 kw2) 选择皮带类型 根据=25.6kw、=980r/min，由图33.1-2确定为E型皮带。 3）小带轮参考直径和大带轮参考直径参见表33.1-18和图33.1-2，取=560mm，取传动比i=1.6，弹性滑动系数=0.02 。 那么大滑轮的参考直径=i(1-)=1.6×560×0.98=878.1mm，取表33.1-18=900mm。 4）大皮带轮轴实际转速=（1-）/=560×0.98×980/900=597.58r/min5）皮带转速vv=/（60×1000）=×560×980/（60×1000） )=28.72 m/s 不超过30m/s，满足要求。 6) 初始轴距按要求取=0.7(+)=0.7×(560+900)=1022mm7) 所需基准长度=2+(+)/2+=4364.5mm。 从表33.1-7中选择基准长度=4660mm。

8) 实际轴距aa=+(-)/2=1170mm9) 安装时所需最小轴距=a-0.0015=1101.1mm10) 张紧或补偿伸长所需最大轴距=a+0.02=1263mm11) 小带轮包角= - = 12）单根三角带的基本额定功率是根据 = 560mm 和 = 980r/min 计算的。 从表 33.1-17g 中，E 型皮带 = 31.35kw。 13) 考虑传动比的影响，由表33.1-17g查出额定功率增量△，△=6.06kw。 由表33.1-13可知14)/[(+△)]=0.96，由表33.1-15=0.9，则Z=25.6/[(31.35+6.06)×0.96×0.9]=7.92，取z=8根。 15) 单根V带预紧力=500(2.5/-1)/(zv)+m。 由表33.1-14可知，m=0.17kg/m，则=500×(2.5/0.96-1)×25.6/(8×28.72)+0.17×=1635.52N。 16) 最终轴力=25880.88N。 17）皮带轮的结构和尺寸可以从YB355S-6电机看出。 其轴伸直径=90mm，长度L=170mm。 因此，小带轮轴孔直径应=90mm，轮毂长度L=170mm。 从表33.1-22可以看出，大滑轮和小滑轮的结构均为六椭圆辐轮。

轮槽尺寸和轮宽按表33.1-20计算。 典型结构见图33.1-5三辊式破碎机，画出小滑轮工作图（见图）。 图 3-1 小皮带轮 图 3-1 小皮带轮 大皮带轮示意图如图所示： 图 3-2 大皮带轮 图 3-2 大皮带轮 3.3 齿轮传动设计计算 [1] 传递功率 P =15kw，驱动齿轮转速=597.58r/min。 (1) 齿轮材料检查表8-17。 小齿轮材质为20CrMnTi，经调质、渗碳、调质处理，硬度为56～62HRC。 大齿轮材质为20CrMnTi，经回火、渗碳、淬火、回火处理，硬度为56～62HRC。 2）基于齿根弯曲疲劳强度的设计计算。 设计计算公式：齿轮模数m≥mm确定齿轮传动精度等级=（0.013~0.022），估算圆周速度=5.3m/s，参照表8-14和表8-15，选择公差组II级8。齿宽系数见表8-23。 根据齿轮相对于轴承的悬臂布置方式，取=0.5。 小齿轮齿数为24，推荐值20～40。取传动比i=5.2，则=125。 传动比u=5.208，传动比误差△u/uu/u=(5.208-5.2)/5.2=0.0015在±5%范围内。 小轮扭矩由公式（8-53）=9.55×P/=2.34×N·mm求得。 载荷系数K由式（8-54）求得。 K=使用系数。 查表8-20得=1.75。 检查动载荷系数。 图8-57中得到的初始值=1.21。 检查图 8-60 并得到 = 1.27。 齿间载荷分配系数由公式（8-55）[1.88-3.2()] cos = 1.721 求得。 查表8-21 插值=1.242三辊式破碎机，则载荷系数K初始值=3.34。

齿形系数见图8-67。 小轮=2.08。 大轮=2.16。 应力修正系数。 检查图 8-68。 小轮=1.58。 大轮=1.83。 由式（8-67）求得重合系数=0.25+0.75/=0.686 许用弯曲应力 [] 由式（8-71），[]=弯曲疲劳极限，查图8-72，得=850N/=740 N/弯曲寿命系数，查图8-73，得到==1 尺寸系数，查图8-74=1 安全系数查表8-27=1.6，则[]=531N/， []=463N/，故齿轮模数m的初始设计值≥=6.91mm且=7mm。 小轮分度圆直径参数的舍入值==168mm。 圆周速度vV=/60000=5.2539m/s与估计值=5.2非常相似。 对数值影响不大，不需要修正。 ==1.21，K==3.34 齿轮模数m==7mm。 小轮分度圆直径==168mm 大轮分度圆直径=m=875mm 中心距aa=m()/2=521.5mm齿宽bb=83mm大轮齿宽=b=83mm小轮齿宽=+(5 ～10) = 88mm。 根据齿面接触疲劳强度验算，由式（8-63）（式3）可知，弹性系数查表8-22，=189.8。 查图8-64，节点影响系数(,=0)，得=2.5。 检查图 8-65 的重合系数 (=0) = 0.88。 许用接触应力由公式（8-69）=接触疲劳极限应力求得。 由图8-69可得（式4）=1650MPa，=1620MPa。 接触强度寿命系数由图8-70计算= = 1。硬化系数见图8-71，说明= 1。接触强度安全系数查表8-27，取= 1.1 基于一般可靠性。 则=1500 MPa=1473 MPa 且=988 MPa<=960 MPa