机械毕业设计448齿辊破碎机详细设计毕业设计说明书

1 概述

1.1破碎理论

破碎是相当复杂的，它与被破碎物本身的性质(物料的均匀性、硬度、密度、钻度、料块的形状和含水率)以及所选择的机械装备等有关。破碎物料时所加的外力除了使物料块发生相对移动和转动外，还使物料破碎。确定破碎时所消耗的功与被破碎物料的破碎程度之间的关系是相当重要的。

破碎的现有理论中以表面理论和体积理论为最普遍，虽不能得到十分精确的结论，但可作为选型或设计时的参考。

1.1.1表面理论

该理论认为破碎时所消耗的功与被破碎物料新形成的表面积成正比。 一般情况下，当将边长为lcm 的立方体分成边长为1/ncm 的小立方体时，可得到3n 个小立方体，分割平面数为3 (n-1)，所消耗的总功为3P (n-1)。

假设将上述立方体物料分割成边长分别为1/1m (cm)和1/2m (cm)的小立方体，则其所消耗的功之比为

Pm1 /Pm2=3P (m1-1) /3P (m2-1)= (m1-1)/(m2-1) ，

当m1和m2相当大时，可以写成Pm1 / Pm2=m1/m2。由此可见，破碎所消耗的功与物料的破碎度成比例。

1.1.2体积理论

该理论是指破碎物料所消耗的功等于使物料变形直到在物料内部产生极限应力(抗压极限强度)所消耗的功。

根据虎克定律，压缩时物料内部产生的应力与应变成正比，即σ=E ε 式中σ— 物料内部应力，N/2m

ε— 物料的应变;

E — 物料弹性模量，N/2m

设N 为使物料变形的外力，A 为物料横截面面积，ΔL 为物料的缩短变形量，L 为物料的原始长度，那么σ=N/A;ε= ΔL/L

从而N/A=E ΔL/L

得出ΔL = NL/ EA

其中L, E, A 为常量，则ΔL 与N 的关系为直线关系，则使物料变形ΔL 所消耗的功W 就为W=N ΔL/2=2N L/2EA

物料内部产生的应力σ= N/A 代人上式可得W=2σAL/2E

AL 即为物料的体积，所以W=2σV/2 E

当要将物料破碎断裂时，应力σ达到了物料的抗压强度极限应力b σ，从

而可得到物料破碎时所消耗的功为破碎W =2b σ V/2E

由此可见，对每种物料而言，b σ和E 均为定值，则功破碎W 与体积V 成

正比。

因为当应力大于强度极限时物料方可破碎，而大多数岩石都不符合变形的虎克定律，实验表明，体积理论仅可用于粗略计算靠冲击力或压力进行破碎的机械所消耗的功。

1.2一般破碎机械

破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之破裂成小块物料的设备。

破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、辟裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的混合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和辟裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和辟裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。

在矿山工程和建设工程上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使之成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的尺寸，以便进一步加工操作。

通常的破碎过程，有粗碎、中碎、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，如表1-1所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机和细碎机三种。

表1-1 物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm ）

工业上常用物料破碎前的平均粒度D 与破碎后的平均粒度d 之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值i 称为破碎比（即平均破碎比）

i = D/d

为了简易地表示物料破碎程度和比较各种破碎机的主要性能，也可用破碎机的最大进料口尺寸和最大出料口尺寸之比来作为破碎比，称为标称破碎比。

在实际破碎加工时，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于标称破碎比的0.7——0.9。

破碎机械常用的类型有：颚式破碎机、圆锥破碎机、旋回式破碎机、锤式破碎机和辊式破碎机等。

颚式破碎机广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业。根据其结构不同可分为复摆颚式破碎机（即单复摆颚式破碎机）和简摆颚式破碎机。复摆颚式破碎机适用于粗，中碎抗压强度250mpa以上的各种矿石岩石。简摆颚式破碎机则可以破碎各种硬度的矿石和岩石，且特别适用于破碎各种硬度的磨蚀性强的石料。

复摆颚式破碎机工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动颚周期地靠近、离开定颚，从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎，使物料由大变小，逐渐下落，直至从排料口排出。

表1-2 简摆颚式破碎机的技术规格

表1-3 复摆颚式破碎机的技术规格

辊式破碎机工作可靠、维修简单、运行成本低廉，排料粒度大小可调。按照辊子数量可分为单辊破碎机、双辊破碎机和多辊破碎机（一般是四辊）等，按照辊面特征，可分为光面辊和带齿辊两种。

单辊破碎机，用于破碎石灰石、煤等物料，物料块在辊子与带齿板间被轧碎。

表1-4 单辊破碎机的技术规格

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，中级破碎，其入料粒度大，出料粒度可调，可对抗压强度≤160MPa 的物料进行破碎。其结构紧凑，且破碎力由内部机构承受，基础不受力，特别适用于移动式设备，也广泛适用于各种场合的物料破碎。破碎机充分利用脆性材料的抗弯、抗剪强度比抗压强度低的特点，采用交叉布齿，使破碎齿受力均匀，降低能耗；采用大齿、小辊、螺旋布齿，多破碎盘的结构，有更强的挟制大块能力，重复破碎少，生产能力强；在两个破碎辊下设有破碎棒，形成破碎齿和破碎棒三级破碎过程且可调整出料粒度，使碎后粒度均匀；齿辊转速低、磨损小、燥音低、粉尘小。被破碎物料经给料口落入两辊子之间，进行挤压破碎，成品物料自然落下。遇有过硬或不可破碎物时，辊子可凭液压缸或弹簧的作用自动退让，使辊子间隙增大，过硬或不可破碎物落下，从而保护机器不受损坏。相向转动的两辊子有一定的间隙，改变间隙，即可控制产品最大排料粒度。双辊破碎机是利用一对相向转动的圆辊，四辊破碎机则是利用两对相向转动的圆辊进行破碎作业。

表1-5双辊破碎机的技术规格

四辊破碎机是一种冶金矿山设备配套中、细碎产品，也可通过调整上、下辊的间隙，破碎所需粒度的物料。

表1-6四辊破碎机的技术规格

1.3新型的齿辊破碎机

本设计所涉及的新型的辊颚破碎机结合了颚式破碎机和齿辊破碎机的优点，使生产能力得到了很大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保证，使物料得到了有效的破碎，这是有生产的实践为证的。因该种机械的新的一面，所以尚未有成熟的计算方法对其进行精确的计算，只能在传统破碎机械计算的基础上，结合生产实践，对其进行粗略的估算。其结构图大致如下所示：

1 带式输送机

2 小齿辊

3 大齿辊

4 颚板

5 电机

6 电机调整部件

7 箱体

8 箱体底座

9 料度调整系统

10 拉杆部件

图1-1

2 齿辊破碎机详细设计

2.1产品的技术参数:

破碎物料抗压强度：≤160MPa

入料粒度：≤800mm

出料粒度：≤80mm

处理量：2000t/h 左右

大齿辊转速：120r/min 左右，大齿辊转速：160r/min 左右

2.2电机选型

2.2.1电机功率计算

对于功率的计算采用如下的近似理论计算方法。本方法是基于电机的功率应该与单位时间的破碎物料的功耗相同的原则，即认为电机的功率应如下求得：

F=QW/η

其中Q:破碎机的生产能力t/h

W:单位生产量的功耗kWh/t

η：破碎机的传动效率

采用Rittinger 法确定单位生产量的功耗： 即：)11(11i i A

E m W -= m:Bond 功指数，煤的Bond 功指数为7.91KW.h/t

E:占排料粒度80％以上的组成部分的粒度尺寸（um ）

A:占给料粒度80％以上的组成部分的粒度尺寸(um)

i:常指数，取0.45-0.5。

2.2.2电机选择

由于是所设计的破碎机的新颖性，暂时还没有成熟的功率计算方法，故参考上述传统破碎机械电机功率的计算方法，结合生产实践的经验，估取电机功率为160Kw, 选择佳木斯电机股份有限公司的YB355S-6的电机。 其主要参数如下：

额定功率：160KW 转速：980r/min

效率：0.94 功率因数：0.87

输出轴径：90mm

2.3传动机构的设计及计算

根据上述所得的电机及齿辊转速，初步确定电机至大齿辊间的减速比为 i=980/120

=8.17

电机至小齿辊间的减速比为：

I=980/160

=6.13

根据生产实践经验，选定电机至大齿辊间的减速传动机构为一对带轮和一对齿轮。结合带轮和齿轮的传动特点，取带轮间的减速比为1.6，齿轮间的减速比为5.2；电机至小齿辊间的减速传动机构则在电机至大齿辊间减速传动的基础上再加上两个介轮和一个齿轮，它们的具体设计如下述所示。

2.3.1带传动的设计计算

参考机械工业出版社出版的《机械设计手册》第二版的第四卷。

已知输入轴转速1n ＝980r/min,输入功率P=160kw

1）设计功率d P 由表33.1-2查得共况系数A K ＝1.6，

d P ＝A K P ＝1.63160=256kw

2）选定带型 根据d P =256kw 和1n =980r/min ，由图33.1-2确定为E 型带。

3）小带轮基准直径1d d 及大带轮基准直径2d d 参考表33.1-18和图

33.1-2，取1d d ＝560mm ，取传动比i=1.6,弹性滑动系数ε＝0.02。则大带轮

基准直径

2d d ＝i 1d d (1-ε)=1.6356030.98=878.1mm

由表33.1-18取2d d =900mm 。

4）大带轮轴实际转速2n

2n ＝1d d (1-ε)1n /2d d =56030.983980/900=597.58r/min

5)带速v

v=π1d d 1n /(6031000)= π35603980/(6031000)=28.72m/s 不超过30m/s ，符合要求。

5)初定轴间距

按要求取 0a =0.7(1d d +2d d )=0.73(560+900)=1022mm

6)所需基准长度0d L

0d L ＝20a +π(1d d +2d d )/2+)4/()(0212a d d d d - =4364.5mm

由表33.1-7选取基准长度d L ＝4660mm 。

7）实际轴间距a

a=0a +（d L -0d L ）/2＝1170mm

安装时所需最小轴间距min a

min a ＝a-0.0015d L =1101.1mm

张紧或补偿伸长所需最大轴间距max a

max a ＝a+0.02d L =1263mm

9）小带轮包角α

α＝0180－03.57/)(12?-a d d d d ＝0163

10）单根V 带的基本额定功率

根据1d d ＝560mm 和1n ＝980r/min 由表33.1-17 g 查得E 型带1P ＝31.35kw 。

11）考虑传动比影响，额定功率的增量△1P 由表33.1-17g 查得△1P ＝6.06kw 。

12）V 带根数z

z=d P /[(1P +△1P )L K K α]

由表33.1-13查得αK =0.96,由表33.1-15查得L K =0.9,则

Z=256/[(31.35+6.06) 30.9630.9]=7.92

取z ＝8根。

13）单根V 带预紧力0F

0F =500(2.5/αK -1) d P /(zv)+m 2v

由表33.1-14查得m ＝0.17kg/m,则

0F =5003(2.5/0.96-1) 3256 /(8328.72)+0.173272.28＝1635.52N 。

14）压轴力r F

)2/sin(20αzF F r =＝25880.88N 。

15）带轮结构和尺寸

由YB355S-6电动机可知，其轴伸直径0d ＝90mm ,长度L=170mm, 故小带轮轴孔直径应取0d ＝90mm,毂长L=170mm 。

由表33.1-22查得，大带轮和小带轮结构都为六椭圆辐轮。

轮槽尺寸及轮宽按表33.1-20计算，参考图33.1-5典型结构，画出小带轮工作图（见图）。

图2-1 小带轮

大带轮的示意图如图所示：

图2-2 大带轮 2.3.2齿轮传动设计计算

参考中国矿业大学出版社出版的《机械设计工程学》Ⅰ。

传递功率P=152kw ，主动齿轮转速1n ＝597.58r/min 。

1）选择齿轮材料

查表8-17，小齿轮选用20CrMnTi,调质渗碳淬火，回火,硬度56～62HRC ；大齿轮选用20CrMnTi,调质渗碳淬火，回火，硬度56～62HRC 。

2）按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算

设计计算公式 齿轮模数m ≥3211]/[)/(2F Sa Fa d Y Y Z KT σψmm

确定齿轮传动精度等级 按t v ＝（0.013～0.022）311/n P n ,估算圆周速度t v ＝5.3m/s ，参考表8-14和表8-15，选取Ⅱ公差组8级。

齿宽系数d ψ 查表8-23，按齿轮相对轴承为悬臂布置，取d ψ＝0.5。 小轮齿数1Z ，在推荐值20～40中取1Z ＝24。

取传动比i ＝5.2，则2Z =125。齿数比u ＝5.208

传动比误差△u/u

△ u/u=(5.208-5.2)/5.2=0.0015

在±5％范围内。

小轮转矩1T 由式（8-53）得

1T ＝9.553610P/1n =2.343610N 2mm

载荷系数K 由式（8-54）得 K=A K αK v K βK

使用系数A K 查表8-20得A K =1.75

动载荷系数v K 查图8-57得初值vt K =1.21

齿向载荷分布系数βK 查图8-60得βK =1.27

齿间载荷分配系数αK 由式（8-55）及0=β得

==αγεε[1.88-3.2(21/1/1Z Z +)]cos β=1.721

查表8-21并插值得αK =1.242,则载荷系数K 的初值t K =3.34。

齿形系数Fa Y 查图8-67 小轮1Fa Y ＝2.08

大轮2Fa Y ＝2.16

应力修正系数Sa Y 查图8-68 小轮1Sa Y ＝1.58

大轮2Sa Y ＝1.83

重合度系数εY 由式（8-67）得

εY ＝0.25+0.75/αε=0.686

许用弯曲应力[F σ] 由式（8-71）有

[F σ]＝F x N F S Y Y /lim σ

弯曲疲劳极限lim F σ 查图8-72得1lim F σ＝850N/2m m

2lim F σ=740 N/2m m

弯曲寿命系数N Y 查图8-73得1N Y ＝2N Y ＝1

尺寸系数x Y 查图8-74得x Y ＝1

安全系数F S 查表8-27得F S ＝1.6，则

[1F σ]＝531 N/2m m ，[2F σ]＝463 N/2m m

故齿轮模数m 的设计初值t m

t m ≥3211]/[)/(2F Sa Fa d Y Y Z KT σψ=6.91mm

取t m =7mm 。

小轮分度圆直径参数圆整值'1t d

'1t d ＝1Z t m ＝168mm

圆周速度v

V=1'1n d t π /60000=5.2539m/s

与估取t v =5.2很相近，对v K 取值影响不大，不必修正v K 。

v K =vt K =1.21,K=t K =3.34

齿轮模数m=t m =7mm 。

小轮分度圆直径1d

1d ＝'1t d ＝168mm

大轮分度圆直径2d

2d ＝m 2Z =875mm

中心距a

a=m(21Z Z +)/2=521.5mm

齿宽b

b=min 1t d d ψ=83mm

大轮齿宽2b

2b ＝b=83mm

小轮齿宽1b

1b ＝2b +（5～10）＝88mm

3）按齿面接触疲劳强度校核计算

由式（8-63）知

[]H H E H bud i u KT Z Z Z σσε≤-=)/()(2211

弹性系数E Z 查表8-22，得E Z ＝189.82/mm N 。

节点影响系数H Z 查图8-64（0=β，21x x =＝0）得H Z ＝2.5。

重合度系数εZ 查图8-65（βε＝0）得εZ ＝0.88。

许用接触应力[]H σ 由式（8-69）得

[]H σ＝H W N S Z Z H /lim σ

接触疲劳极限应力1lim H σ、2lim H σ 查图8-69得

1lim H σ＝1650MPa, 2lim H σ=1620MPa

接触强度寿命系数N Z 查图8-70得1N Z ＝2N Z ＝1。

硬化系数W Z 查图8-71及说明得W Z ＝1。

接触强度安全系数H S 查表8-27，按一般可靠度取H S =1.1。则

[]1H σ=1500 MPa

[]2H σ=1473 MPa

又

1H σ=988 MPa<[]1H σ

σ=960 MPa<[]2Hσ

2

H

故齿面接触疲劳强度满足要求，也即所设计的齿轮满足强度要求。

4）齿轮其它尺寸计算及结构设计

由表8-31可知，小齿轮为盘式锻造齿轮，大齿轮为轮辐式铸造齿轮

以及它们的结构尺寸。画出齿轮的示意图如下所示。

图2-3主动齿轮

图2-4 偏心轴齿轮

5）根据传动要求及破碎机的结构合理性，可确定过轮及小齿辊轴端的齿轮的参数及结构尺寸。过轮的齿数为z=57，根据模数m=7mm及分度圆直径

d = mz

可知分度圆直径d=399mm。又过轮宽B=88mm,其结构图如下图所示。

图2-5 过轮

小齿辊齿轮的齿数z=90,宽度B=83mm,其结构图如下所示。

图2-6 小齿辊齿轮

2.3.3带轮护罩及齿轮外壳设计

带轮护罩可有效保证工作人员的安全。

齿轮外壳可使齿轮避免外界环境对其其影响，又保证了有效润滑。

2.4齿辊参数计算

2.4.1传统的颚式破碎机和辊式破碎机

一 颚式破碎机主要参数的计算及其分析

1 钳角 颚式破碎机动颚和定颚间的夹角称为钳角。

钳角由物料性质、块粒大小、形状等因素决定。如果钳角太大，进料口物料块就不能被颚板夹住，而被推出机外，从而降低生产率。如果钳角太小，虽能增大生产率，但破碎比i 减小。

图2-7表示从力学角度推算钳角的计算图式。当物料被夹持在破碎腔内，不被推出机外时，这些力应相互平衡，即在x 、y 方向的分力之和应该分别等于零，于是求得 2

2tan 1f f α=- 因tan f α=,故

tan tan 2α?=

式中 α为钳角，?为物料与颚板间的摩擦角，f 为物料与颚板间的摩擦系数。

图2-7

为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必须令

2f ?≤

即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的一倍。

2 转速 颚式破碎机的成品，依靠物料自重降落排出，如果动颚摆动（偏心轴转速）速度太快，成品不能充分排出；如果速度太慢，又浪费有效时间，两者都使机械生产率减小。

使破碎机获得最高生产率的偏心轴转速n 应是

n =式中 α为钳角(度)，s 为动颚行程（cm ）。

实际上，由于动颚空行程初期，物料仍处于压紧状态而不掉落，因此，转速应取低些，一般是上式计算值的0.7，即

0n =破碎坚硬物料时，0n 还要取得低些；对于脆性物料，可以适当取大；大尺寸

破碎机的转速应适当减低，以减小惯性力。

也可用下面的经验公式选取转速：

进料口宽度B ≤1200mm 时

n = (310～145)B r/min

进料口宽度B>1200mm 时

n = (160～42)B r/min

式中，B 的单位是m.

3 动颚行程 破碎机的行程是指动颚下端的摆幅，它与偏心轴偏心距、颚板斜角等有关，一般是

s = 2.2e

式中 s 为动颚行程，e 为偏心距。

行程与最小出料口尺寸必须保持一定关系，通常最小出料口尺寸min d 是 min (2.5~3.0)d s =

而进料口宽度a 与min d 之间的关系是

a=（9～10）min d

4生产能力 颚式破碎机生产能力就是指在一定给料和排料粒度条件下单位时间内所能处理的物料量。它与许多因素有关，例如，待破物料性质，破碎机型式和规格，动颚悬挂高度和运动特性，破碎机结构和工艺参数，破碎机制造质量和操作条件、管理水平等等。关于颚式破碎机生产能力的计算，

大体上可以分为两类，即理论计算和经验计算。

颚式破碎机生产能力通常以动颚往复摆动一次，从破碎腔中排出一个松散棱柱体积的物料作为其计算依据。

一方面，因为颚式破碎机的机构是采用一种由典型的曲柄摇杆机构派生而来的偏心机构，其肘板具有急回运动的特性。从这一特性出发，并考虑到物料从破碎腔中落下最大可能的高度一由设备的几何学条件确定的高度，由图2-8可知，颚式破碎机动颚往复摆动一次，从破碎腔中排出的质量生产能力为： Q=(120~150))/()(]9.101)[(0/900n n b

B B Lsd n B s p ?ξβγ?-+- t/h (1) 式中 B,L ——给料口的宽度和长度，m ；b ——排料口宽度，m;s ——动颚下端点水平摆动行程，m ； p d ——排出产物的平均粒度，m ，其值为： 2

2s b d p +=

图2-8 破碎腔几何尺寸 γ——被破碎物料的固体密度，t/m 3；β——考虑被碎碎物料表面摩擦特性的系数，其值与物料类别有关，花岗岩、石英岩等的β=1.0，煤和焦炭等的

β=0. 5；

)(ξ?——与给入破碎机的物料粒度分布参数ξ有关的函数，)(ξ?与ξ的关系曲线如图2-9所示，参数ξ按如下定义给出：

图2-9 )(ξ?与ξ的关系曲线

ξ=(max D -min D )/p D

在此 max D ——给入物料中的最大粒度，m ； min D ——给入物料中的最小粒度，m ； p D ——给入物料的平均粒度，m ；)(ξ?——与通过破碎腔的物料流有关的参数ξ有关的函数，参数ξ是破碎机排料口宽度b 与给入物料的平均粒度p D 之比值，即

ξ＝b/p D

通常破碎机排料口宽度b 总是小于给入物料平均粒度p D 的1/2，故)(ξ?可选取为1；0n ——考虑颚式破碎机机构具有急回运动特征，且能获得最大生产能力时动颚的摆动次数，其值可由下式得出： 2/12/12/10)/1(1

)30~27(g B b S K K n -+=- r/min (2) 式中 K ——颚式破碎机机构的行程速比系数，通常K=1. 15~1.25； g ——重力加速度，2/s m ；n ——颚式破碎机动颚的实际摆动次数，r/min ；)/(0n n ?——与颚式破碎机动颚摆动次数有关的函数，其值由下面的关系给出：

对于n<0n ，)/(0n n ?＝n/0n ；

n ＝0n ，)/(0n n ?＝1；

n>0n ，)/(0n n ?＝0n /n 。

另一方面，假定动颚作平移运动，忽略动颚在摆动过程中啮角变化的影响，那么动颚往复摆动一次，从破碎腔中排出的质量生产能力(图2-10)可按考下式予以计算：

图2-10 颚式破碎机生产能力计算

2160ααγμ

tg tg nLSd Q p += (3)

式中1α，2α——定颚破碎板和动颚破碎板倾斜安装的角度，1α+2α＝α称为颚式破碎机的啮角；μ——被破碎物料的松散系数，一般情况下，取μ＝0. 3～0. 7，破碎坚硬物料时取小值，破碎不太硬的物料时可取大值；其它符号的意义和单位同前。

若1α＝2α＝α/2，则有 )2/(30αγμ

tg nLSd Q p = t/h (4)

若1α＝0，2α＝α，则

αγμ

tg nLSd Q p 60= t/h (5)

以上从不同的角度出发，给出了颚式破碎机生产能力的理论计算公式

(1), (3), (4),(5)等，但它们都各自有其局限性，只可作为定性计算时使用。为了获得一种较为满意的颚式破碎机生产能力，还必须根据生产实际予以校正。故下面再推荐几个经验公式供选用。

Taggart A F 公式

Q=0.093L t/h （6) 或

Q=0. 084 A/i t/h (6a) 式中 L., b ——破碎机排料口长度和宽度，cm ；A ——给料口面积，2cm , A ＝LB ；B ——给料口宽度，cm ；i ——破碎比，i=D/b ；D ——给料粒度，cm 。

OnerBckm B ∧公式

Q=1K 2K 3K 0q b t/h (7) 式中 1K ——给料特性(或破碎难易程度)系数，详见表2-1；2K ——物料密度校正系数，2K =δ/1. 6；δ——破碎物料的松散密度，t/3m ；3K ——物料粒度校正系数，见表2-2；0q ——排料口单位宽度的生产能力，t/h 2mm ，见表2-3； b ——排料口宽度，mm 。

表2-1给料特性系数1K