两齿辊破碎机设计说明书(有设计图纸)

两齿辊破碎机设计说明书（有设计图纸）有全套图纸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/2mε— 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有全套图纸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有全套图纸表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）有全套图纸等，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有全套图纸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有全套图纸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有全套图纸有全套图纸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/hW: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 AE m W -=m:Bond 功指数，煤的Bond 功指数为7.91KW.h/tE: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有全套图纸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=160kw1）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 ＝1.6×160=256kw2）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)=1.6×560×0.98=878.1mm由表33.1-18取2d d =900mm 。

4）大带轮轴实际转速2n2n ＝1d d (1-ε)1n /2d d =560×0.98×980/900=597.58r/min 5)带速vv=π1d d 1n /(60×1000)= π×560×980/(60×1000)=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 )=0.7×(560+900)=1022mm6)所需基准长度0d L0d 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aa=0a +（d L -0d L ）/2＝1170mm安装时所需最小轴间距min amin a ＝a-0.0015d L =1101.1mm张紧或补偿伸长所需最大轴间距m ax am ax a ＝a+0.02d L =1263mm9）小带轮包角αα＝0180－03.57/)(12⨯-a d d d d ＝016310）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 。