pgq-5001200强力双齿辊破碎机设计(编辑修改稿)

pgq-5001200强力双齿辊破碎机设计(编辑修改稿)内容摘要：

额将越来越大。 下一步，破碎机行业将向系统化、大型化发展。 一个破碎站将有多种型号的破碎机进行联合工作， 进行筛分破碎，最终达到人们想要的产品。 以下是破碎机站系统的一个示意图。 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 11 页 图 破碎机工作站 本设计的主要内容 本设计的主要内容是设计双齿辊破碎机，我所做的主要工作有： ，然后再根据这些参数确定总体传动方案； ，包括电动机功率的确定及型号的选择，减速器中的齿轮和轴的设计与计算，液力耦合器的简介机器型号参数的选择，联轴器型号的选择等； ，包括齿轮箱箱体的设计，破碎齿辊部件的设计，减速器的设计计算等。 ，技术上相对比较成熟，但还是存在一些问题。 比如改进减速器箱结构， 采用新型齿轮箱结构，缩小其空间， 由传统的展开并排式布置变为组合结构。 这样可以使箱体结构更加紧凑。 还有就是齿尖磨损严重，齿板使用寿命短的问题。 改进齿板，用高锰钢铸造，采用耐磨焊条焊接，使用新型焊条 HD60CH 焊条，延长其使用寿命。 在 破碎机罩体与辊子主轴 之间采用 迷宫加油封结构。 由自动集中润滑系统向迷宫与油封之间供润滑脂，多余的润滑脂则经迷宫挤出，这样可以防止粉尘进入轴承腔。 采用限矩型液力偶合器，再加接近开关组合来防止过载。 两齿辊间的距离可以通过手动或电动形式调节，并装有退让装置，出料粒度恒定。 ２ 破碎机总体设计 总体方案的确定 对于双齿辊破碎机 的总体方案，我了解到有三种，下面分别介绍它们的传动形式。 方案一： 单电机通过 V带驱动，传动路线如下： 电动机→减速器→带轮→主动 齿辊→同步齿轮→从动齿辊 该传动中采用传统的弹簧退让装置，出料粒度不稳定，同时采用 带传动成产能力受很大影响。 图示如下： 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 12 页 图 V带传动双齿辊破碎机 方案二： 单电机直接驱动，传动路线如下： 电动机→液力耦合器→减速器→联轴器→主动齿辊→同步齿轮→从动齿辊 该 型 式的设备电动机功率大，转矩大，对轴的要求大。 电动机的启动力矩和启动 电流大，结构笨重，同步要求 大。 图示如下： 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 13 页 图 单电机直接驱动 方案三： 双电机驱动，传动路线如下： 电动机→液力偶合器→减速器→联轴器→齿辊一 电动机→液力偶合器→减速器→联轴器→齿辊二 图示如下： 图 双电机驱动 总体方案的确 现代化生 产要求机器设备性能良好，尤其是破碎机的工作环境差，工作状况恶劣，维护多有不便，所以要求设计过程中在满足各项工艺性能指标的同时提高其质量和使用寿 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 14 页 命，简化其结构，减少故障率的出现。 比较以上三个方案：方案一通过带传动，其处理能力小，出料粒度不稳定，故而不选；方案二单电机驱动，驱动负荷大，破碎过程中扭矩非常大，不如采用双电机，故而也不选。 采用方案三双电机驱动，对称安装形式，减速器、电机、液力偶合器规格型号一样，互换性较好。 因此采用方案三。 工艺参数的确定 （ 公式 、数据出自《中国选矿学手册》第 六章） 本设计中的强力双齿辊破碎机破碎的物料是烟煤、无烟煤（含少量矸石）和页岩，故得： 破碎物料的度   33 / mKg 抗压强度  MPab 9080  弹性模量  =( ) kg/m3 本设计的基本要求： 最大入料粒度 300mm 出料粒度 60mm 处理能力 200t/h 由于破碎比 = 最大入料粒度 /出料粒度 = 300/60 = 5，查《中国选矿设备手册》，此设备属于中等破碎等级，设计时两齿辊转向为向内相对运转。 (1) 齿辊直径  齿辊直径  与最大给料粒度 d有关，一般最大 给料粒度 d=()  本设计中 d=300mm,考虑生产实际以及产品以往的设计经验，将系数选为。 故得  = d/=300/=500mm (2) 齿辊转速 n确定 齿辊的转速 n 有快速及慢速两种情况，一般情况下，快速齿辊圆周线速度是 m/s,慢速齿辊的圆周线速度是 m/s, 齿辊转速 n 与滚圈表面的特征及 被破碎的物料硬度和尺寸有关系，通常被破碎物料的粒度越大，齿棍的转速越低；当破碎较软的或脆的物料时，棍子转速应当高一些，齿辊式破碎机圆周线速度 v与齿辊转速 n 有如下关系： v = 60n 本设计中破碎的物料是煤，根据生产经验齿辊转速应选慢速中的较高数值，故定为 v = m/s,齿辊直径  =, 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 15 页 故得 vn 60 =60179。 / =68r/min (3) 齿辊工作长度 L确定 齿辊工作长度 L 与生产能力有关系，本设计中处理能力要求比较大，其工作长度应比较长，借鉴 2PCL— 400179。 1000 双齿辊破碎机资料，暂定其工作长度为 1200mm,即L=1200mm. (4) 生产能力 Q 齿辊破碎机的尺寸的选取与破碎物料的粒度和要求的生产率有关，齿辊式破碎机的生产能力与齿辊直径 D和工作长度 L 以及齿辊转速 n成正比，并与 入料粒度、硬度、黏度、湿度以及破产品的最终粒度有关。 齿辊式破碎机的生产能力一般可按下式粗略计算： Q = t/h 式中 b— 齿辊的间距， m； b= ρ — 破碎物料的密度，㎏ /m3；选取ρ =179。 103㎏ /m3 μ — 物料的松散度系数，煤取 — ；选取μ = 故得 Q=179。 179。 179。 179。 68179。 179。 103= t/h 本设计中要求 Q=200 t/h， 所以满足生产要求。 (5) 功率 N 的计算 根据破碎机资料，双齿辊破碎机在破碎煤时，动力消耗为 KW. t/h ,本设计中 Q=200 t/h，结合生产实际经验选取动力消耗系数为 . t/h. 故得 N=179。 200=70KW 电动机选型 电动机的选择依据是上面计算的功率 N 值，在电动机选择问题上应考虑设备使用环境和负载特性等条件。 本设计中破碎机主要适用于井上选煤厂不需考虑隔爆、防爆问题。 上面已经计算出了功率 N=70KW，因本设计中采用双电机驱动，每 个电动机功率为 35KW，并考虑一定的富裕值，综合各种因素选择电动机型号为 Y250M— 6(《设计手册》第五卷第25章 )。 其参数如下所示： 额定功率 37KW 效率 满载转速 980r/min 重量 394 ㎏ 功率因数 输出轴直径 60 mm 外形尺寸Ф 450179。 550 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 16 页 3 传动系统设计 减速器总体设计 在前一章中，我们选择了电动机计、计算出了破碎机齿辊的转速，由此我们可知我们需要设计一个二级展开 式圆柱齿轮减速器。 由于采用双电机对称安装形式，所以减速器只要设计出一个即可。 1．总传动比 i 及传动比分配： 在传动路线中已知，电动机经液力偶合器后进入减速器减速，而液力偶合器对电动机有减速作用，其实效率为 ，则总传动比： i = 980179。 ()/68= 传动比分配合理与否关系着传动系统的结构及润滑是否良好，设计手册要求，对展开式二级圆柱齿轮减 速器，为保证其高速机与低速级齿轮浸油深度大致相近，其传动比要求满足： i1 =()i2 式中： i1 — 高速机传动比 i2 — 低速级传动比 根据以上要求初定传动比 i1 = i2 = 则 i1 /i2 = 2. 传动装置的运动参数计算 （ 1）各轴转速计算 Ⅰ轴 转速 m in/ 4 50 3 01 rinn  Ⅱ轴转速 mi n/ rinn  Ⅲ轴转速 mi n/68 rinn  齿辊轴等于Ⅲ轴转速 min/684 rn  （ 2）各轴功率计算 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 17 页 Ⅰ轴功率 kwpP 6 2101   Ⅱ轴功率 kwpP 3212   Ⅲ轴功率 kwpP 3223   齿辊轴功率 kwpP 5434   式中： 1 液力偶合器的传动效率；取 2 滚动轴承的传动效率（一对）；取 3 齿轮的传动效率；取 4 联轴器的传动效率；取 5 二级展开式减速器效率；取 （ 3）各轴转矩的计算 Ⅰ轴转矩 mNnPT  5095 50 111 Ⅱ轴转矩 mNnPT  1 4 4 4 . 2 222 Ⅲ轴转矩 mNnPT  4 3 9 0 . 1 9683 1 . 6 29 5 5 09 5 5 0 333 齿辊轴转矩 mNnPT  4 0 9 2. 4 668 444 表 31 各轴的转速，功率和转矩 轴号 转速 n (r/min) 输出功率 P (kW) 输出扭矩 T ( mN ) 传动比i 效率η Ⅰ 轴 1 Ⅱ 轴 Ⅲ 轴 68 齿辊 68 1 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 18 页 减速 器 高速 级 齿轮设计 计算 已知条件：功率 P= 转矩 T= 转速 n= r/min 传动比 i = 根据用户使用资料制定破碎机工作状况：工作是有较大冲击，单向运转，每天工作16小时，每年工作 280 天，一年小修，三年大修，预期寿命 6 年。 解 ：见下表（公式、参数出自机械设计手册编 委会编著《机械设计手册》第三卷， ，第 16 章） 计算项目及说明 结果 1) 选择齿轮材料，确定实验齿轮的疲劳极限应力 根据表 –5 60、 65 选择齿轮材料： 小齿轮选用 20CrMnTi 渗碳淬火 大齿轮选用 20CrMnTi 渗碳淬火 由图 –17 及图 –26 查得 接触疲劳极限 MP aH 14501lim  MP aH 14502lim  弯曲疲劳极限 MPaF 14501lim  MP aF 14502lim  弯曲强度基本值 MPaFE 9001  MP aFE 9002  2) 按接触强度初定中心距，并处选主要参数 按表 –33 3 2)1(   HPKTaaaA  式中： Aa —齿轮副配对系数，斜齿轮取 476 T —小齿轮传递的转矩， T = mN. K —载荷系数，冲击较大，取 K = a —齿宽系数，斜齿轮 取 a = 按表 –23 取安全系数 smin HBC=5862 H。