复合立式破碎机设计 说明书

毕业设计（说明书）

题目名称：复合立式破碎机

院系名称：机电学院

班级：机自063

学号：200600314302

学生姓名：胡燕华

指导教师：张雪松

2010年6月

目录

摘要 (3)

1 引言................................................ 错误！未定义书签。

1.1破碎理论 (5)

1.1.1表面理论 (5)

1.1.2体积理论 (5)

1.2一般破碎机械 (6)

1.3复合立式破碎机 (9)

2 复合立式破碎机详细设计 (11)

2.1产品的技术参数: (11)

2.2电机选型 (12)

2.2.1电机功率计算 (12)

2.2.2电机选择 (12)

2.3传动机构的设计及计算 (13)

2.3.1带传动的设计计算 (13)

2.3.2带轮护罩设计计算 (18)

2.4主轴部分参数计算 (15)

2.4.1 主轴的结构设计及校核 (16)

2.4.2 锤式破碎机的主要结构参数及其设计 (21)

2.5键的选择及其校核 (25)

2.5.1轴键的选择及校核 (26)

2.6轴承校核 (27)

2.6.1 主轴轴轴承选用及校核 (27)

3 结束语 (29)

4 致谢 (29)

5 参考文献 (30)

摘要

本设计对复合立式破碎机主要参数的计算及结构设计进行了论述。文中从破碎理论谈起，记述了各种传统破碎机的技术规格，适用范围以及它们的不足之处。

立式复合式破碎机是在PCL基础上改进而成的，集锤式破碎机、反击破碎机、圆锥破碎机等破碎设备的优点于一体，物料在工作腔反复收到冲击、研磨等作用而破碎。适用于破碎中等硬度的物料，是理想的超细破碎设备，可广泛用于建材、冶金、矿山、化工、电力、煤炭等工业部门物料二次破碎和磨前细碎，降低入磨粒度，可使磨机产量提高35%-45%。

本设计所涉及的复合立式破碎机，结合了立式破碎机和锤式破碎机的优点，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。但由于该机械新的一面，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。

关键词：复合立式破碎机，破碎，出料粒度。

英文摘要

Abstract

Keyword：vertical compound crusher，crush，discharging pin-size。

The design of complex parameters of the main vertical to a crusher and structure .The article talks about a broken theory .And described the traditional technical specifications to a crusher and the scope and their deficiencies.

Vertical a crusher is based on the improvement of the hammer, set in a crusher and return to a crusher and conical so on the merits of the broken equipment, materials and to receive the impact on airs, grinding etc.Apply to the crushing medium hard coarse-grained material is an ideal of thin, cracked equipment for metallurgy, building, mining, chemical, electricity, coal industry materials for secondary crushing and grinding, cutting the ground before next to the mill, grain output increased from 35% to 45%.

The design of the composite vertical to a crusher and the vertical to a crusher and the pendulum type to a crusher; the production capacity has been much improved. The granularity of material sex got a good that the materials have been effective, this is a production of practice to permit. But because of the new machine, so it has not yet have the mature calculated to compute accurately but break the traditional machinery on the basis of production and practice, a rough estimate.

1 引言

众所周知，破碎几乎是各种矿物加工过程中的第一道工序，而此道工序在整个

矿物处理过程中起着重要的作用。有的矿物破碎后要保证物料不至于过粉碎，还需要保持一定细的粒度，以满足物料在整个工艺过程中更好的应用，而目前大多数使用单位都要求向规模效益方向发展。因此，研制开发适用于避免过粉碎的细碎型破碎机，满足国内矿山急需，替代进口迫在眉睫，具有非常重要的意义。

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、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

P 1m /P 2m =3P (1m -1) /3P (2m -1)= (1m -1)/( 2m -1) ，

当1m 和2m 非常大时，可以写成P 1m / P 2m =1m /2m 。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。

根据胡克定律，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 =2

b 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胡克定律，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、劈裂力、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劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；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。

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、锤式破碎机和立式破碎机等。

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。

锤式破碎机大量应用于水泥厂、电厂等各个部门，所以，它的设计有着广泛的前景和丰富的可借鉴的经验。其设计的实质是，在完成总体的设计方案以后，就指各个主要零部件的设计、安装、定位等问题，并对个别零件进行强度校核和试验。并在相关专题中，对锤头的寿命延长进行比较详细的分析。在各个零部件的设计中，要包括材料的选择、尺寸的确定、加工的要求，结构工艺性的满足，以及与其他零件的配合的要求等。在强度的校核是，要运用的相关公式，进行危险部位的分析、查表、作图和计算等。并随后对整体进行安装、工作过程以及工作后的各方面的检查，同时兼顾到维修、保险装置等方面的问题，最后对两个主要工作零件的加工精度、公差选择进行分析，以保证破碎机最终设计的经济性和可靠性。

1.3复合立式破碎机

目前破碎理论、工艺和设备的研究主要着重于：研究在破碎中节能、高效的理

论，也力求找出新理论突破人们已熟知的破碎三大理论；研究新的非机械力的高能或多力场联合作用的破碎设备，目前还没有工业化的设备，只是研究阶段；改进现有设备，这方面经常是根据用户自己的需要来进行。

近年来，我国无论在破碎理论、破碎技术、结构设计以及设备制造等方面都有很大的进步，但是不得不承认与国外破碎机相比，仍存在一定的差距。

国外从上世纪中后期开始利用计算机仿真技术对破碎机机构、腔形、产量和磨损等进行优化，从而大大提高了破碎机的性能，缩短了产品开发周期，提高了产品的市场竞争力。然而国内对破碎机的仿真优化设计的研究主要限于对特定型号的破碎机编写相应程序进行优化设计，这些程序大多重用性差，只能解决特定型号中的特定问题。

国内也有科研工作者开始尝试利用先进的运动学与动力仿真设计工具对破碎机进行快速开发，对机构设计参数进行仿真设计，从而大大减小了仿真设计的工作量，缩短了产品开发周期，提高了仿真模型重用率。要缩短这一差距，赶上同期国际水平，这仍然是一个比较长的过程。

在借鉴国外破碎机的技术基础上，研发了该滚筒式破碎机，即双齿辊破碎机，该破碎机适用于破碎中低硬度的矿石、煤等物料。

本设计所涉及的复合立式破碎机结合了立式破碎机和锤式破碎机的优点，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，这是有生产实践可证明的。因该种机械新的一面，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。

设计方案：

为了实现上述目标，确定了如下方案：

（1）传动系统采用电动机—带轮—齿轮减速—主轴的传动方式

（2）过载保护采用柔性作用

（3）出料粒度可调

其结构图大致如图1-1所示：

1 出料口

2 上端盖

3 分料锥

4 叶轮转子

5 衬板

6 破碎机圆筒

7 轴承1

8 托盘

9 锤头 10 转子体 11 主轴 12 轴承2 13 下端盖

14 带轮 15 出料口 16 电机

2 复合立式破碎机详细设计

2.1产品的技术参数:

型号 800 1000 1250 1500 1750 辊子直径(mm) 650 800 1000 1250 1560 筒体高度(mm) 800 850 850 1000 1410 主轴转速(r/min) 1350 970 740 650 600 进料粒度

50

70

100

100

100

(mm)

出料粒度

(mm) 0-5 0-5 0-5 0-5 0-5

处理量

(t/h)

5-15 10-30 20-60 30-80 40-100

电

动机

型号 Y 系列-4 Y 系列-4 Y 系列-8 Y 系列-8 Y 系列-8 功率(kw) 30 55 75 110 132

转速 1440 1440 750 750 750 外形尺寸(长3宽3高)(mm) 220038

6031980 27003116032000 28003140032730 31003190032300

3350321

0032800

重量(t) 2.3 4.5 9.73 18.1 26.61

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：)1

1(11i i A

E m W -=

m:Bond 功指数（KW 2h/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, 选择电动机型号为YB355S-6。

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

根据生产实践经验，选定电机至主轴间的减速传动机构为一对带轮。结合带轮的传动特点，取带轮间的减速比为1.6，它们的具体设计如下所述： 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。 已知电机轴转速1n ＝980r/min,输入功率P=160kw 1）设计功率d P 由表33.1-2查得工况系数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2

d d =900mm 。

4）输入轴实际转速2n

2n ＝1d d (1-ε)1n /2d d =56030.983980/900=597.58r/min 5)带速v v=π

1d d 1n /(6031000)= π35603980/(6031000)=28.72m/s

不超过30m/s ，符合要求。

6)初定轴间距

按公式取 0a =0.7(1d d +2d d )=0.73(560+900)=1022mm

7)所需基准长度0d L

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

a d d d d - =4364.5mm

由表33.1-7选取基准长度d L ＝4660mm 。 8）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轮辐式带轮。

轮槽尺寸及轮宽按表33.1-20计算，参考图33.1-5典型结构，画出小带轮结 构示意图（图2-1）：

图2-1 小带轮

大带轮结构示意图（图2-2）：

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。 由上知：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，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 ≥32

11]/[)/(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。 小齿轮数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 则大齿轮的转速2n =1n /u=114.74 r/min 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 +)]2cos 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 ≥32

11]/[)/(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 ＝1

Z 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≤-=)/()(22

11

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

2H σ=960 MPa<[]2H σ

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图2-3，2-4所示。

图2-3 小齿轮

图2-4 大齿轮

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主轴部分设计及计算

2.4.1 输入轴的结构设计及校核

根据上述设计计算可知，输入轴，也即带轮轴的转速为2n =597.58r/min,传递功率为2P =152Kw ， （1）求轴上的转矩T

T=9.5536103（2P /2n ）

=9.5536103152

597.58

=2.433610 N.mm 2）求作用在齿轮上的力

轴上齿轮的分度圆直径：d =168mm

可以求出作用在齿轮上圆周力t F 、径向力r F 和轴向力a F 的大小如下，方向如图2-15所示。 t F ＝

2T d

＝232.433610/168 ＝28929N

r F =β

αcos tan n

t

F ＝289293

1

20tan ?

＝10529 N

（3）确定轴的最小直径

选取轴的材料为37SiMn2MoV ，调质处理。 预估轴的最小直径： 取A=100,可得 min d ≥A

?

＝100

＝67.1 mm 取min d =100mm 。 （4)轴的结构设计

根据轴的轴向定位要求以及轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，以及轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。

各轴肩处的圆角半径为2mm，轴端倒角取1.5345°

图2-14为轴及轴上零件的示意图：

图2-14

（5）轴的强度较核

1 求轴的载荷

根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，确定轴承支点。

轴的受力简图2-15：

图2-15

从受力简图可以看出轴的受力不在一个平面上，而是在两个相互垂直的平面上，一个是水平面，一个是垂直面。我们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。

垂直面支反力计算，垂直面受力简图2-16：