PAGE1摘要 本設計主要介紹了雙光輥破碎機的發展歷史、組成及工作原理，在分析煤炭工業及煤炭工業的行業背景的基礎上，了解了現代雙光輥破碎機在煤礦行業應用時主要存在的技術問題和不足。根據這些問題和不足之出發而設計了本對輥破碎機。 本設計首先確定了設計方案，主要采用帶傳動減速，由于傳動系統簡單，這就保證了傳動的穩定性，同時在光輥方面也進行了改進，在材料及表面處理方面進行了研究，所以破碎效果更好，不會產生過粉塵現象。關鍵詞：對輥破碎機；雙光棍；破碎機全套圖紙加V信153893706或扣3346389411ABSTRACTThispaperintroducesthedesignofdoublerollercrusherdevelopmenthistory，compositionandworkingprinciple，basedontheanalysisofthecoalindustryandthecoalindustry'sbackgroundandunderstandingofthemoderndoublerollcrushertechnicalproblemsandshortcomingsexistinginthecoalmineindustrymachinemainlyapplication.Accordingtotheseproblemsandshortcomingsofthedesignoftherollcrusher.Thefirstdesigndesign，mainlyadoptsbelttransmissionreducer，thedrivesystemissimple，whichensuresthestabilityofthetransmission，atthesametimeinthelightandalsoimproved，wasinvestigatedintermsofmaterialandsurfacetreatment，sothecrushingeffectisbetter，doesnotproducedustphenomenon.Keywords:rollcrusher;doublebachelor;crusher目錄摘要 1ABSTRACT 2目錄 3第1章緒論 51.1破碎機的種類和發展 51.2雙光輥破碎機國內外的研究狀況 51.3雙光輥破碎機的設計要求 61.4設計主要內容 71.5小結 7第2章破碎機整體的設計 92.1工作原理 92.2雙光輥破碎機的構造 92.2.1破碎裝置 92.2.2調整裝置 102.2.3彈簧保險裝置 102.2.4傳動裝置 102.2.5機架 11第3章破碎執行機構主要零部件的設計 123.1雙光輥破碎機主要執行機構參數的計算 123.1.1嚙角的確定 123.1.2給礦粒度和轉子直徑 133.1.3輥子轉數 143.1.4生產能力 153.1.5電動機功率 163.2輥皮的設計 163.2.1輥式破碎機輥皮的失效形式分析 163.2.2輥皮的設計原則 173.2.3輥皮結構設計 193.3傳動軸的設計與計算 203.3.1輥的受力分析 203.3.2軸的設計 223.3.3軸的結構設計 233.3.4軸上零件的周向定位 243.3.5軸的校核 24第4章傳動機構主要零部件的設計 284.1V帶的設計 28結論 32參考文獻 33致謝 34第1章緒論1.1破碎機的種類和發展破碎機按破碎方式分有顎式破碎機、圓錐破碎機、反擊式破碎機、輥式破碎機等等。而本次設計的φ400x250雙光輥破碎機就屬于輥式破碎機中的一種。本課題設計的雙光輥破碎機是一種最古老的碎礦設備，由于它的構造簡單，符合出料粒度的比例要求高，過粉碎現象少，能耗小。現在仍在水泥、硅酸鹽等工業部門中獲得應用，主要用作礦石的中、細砷作業。由于這種破碎機具有占地面積大、生產能力低等缺點，所以，在金屬礦山很少采用，被圓錐破碎機所代替。粉碎（包括粉碎和研磨）是現代經濟和社會的重要組成部分。在各種金屬、非金屬、化工礦物原料和建材加工、破碎作業中消耗了大量的能源，而且運行效率低。在物料破碎過程中，由于生產的聲音、熱量、振動和摩擦，使大量的能源消耗。因此，多年來，業界一直在研究如何實現節能，高效的粉碎和研磨過程完成。從理論研究到創新設備，改變生產工藝。據調查數據顯示，現代雙輥破碎機技術已經非常成熟，如：在各方面的表現上海路橋建設有限責任公司2PGG雙輥破碎機的發展是良好的，適用于選礦、化工、水泥、建材等行業。機器也可以從破碎變成破碎。但由于市場經濟要求我們不僅要做到經濟性好、性能可靠、調節方便、轉動平穩、振動小、噪聲低的特點，因此，我們現在研究兩臺單曲破碎機還是有很積極的意義的。優質破碎機市場前景廣闊。并且我設計的雙輥破碎機具備上述要求，能夠滿足市場的需求。1.2雙光輥破碎機國內外的研究狀況在國內，僅僅破碎機制造業，不算其他的選礦設備、水泥生產設備等，產值也就在50億下。細碎機行業第一品牌是鄭州鼎盛工程技術有限公司。耐磨件、錘頭質量過硬，國內外大型水泥廠供應商，西安交大聯合研究。大量實踐證明，特殊工藝鍛造的耐磨件、錘頭是普通廠家部件壽命的1.5-2倍甚至更高。因為剛才緊缺，目前中國破碎機企業面臨減產的危險。輥壓機是一種高效節能設備在上個世紀80年代中期發展起來的。形式是傳統的輥式破碎機，但實際上有兩種途徑：一是準靜態壓力輥壓機實現破碎，其沖擊破碎模式，節能約30%；它是兩料層粉碎的實施，粉碎對方的材料與材料之間，破碎效率高的壓應力之間的材料可以通過壓輥調整。輥之間的壓力可以達到150~300MPa，和破碎的產品可以達到2mm，可以實現的目標，“粉碎”。該模型已應用于水泥工業，由于生產和能源的增加所帶來的經濟效益引起了國際水泥工業的極大興趣和關注。隨著技術的進步，國外為了擴大輥壓機的應用范圍，提高其可靠性，不斷完善自己的產品，主要表現在以下三個方面：一是提高軋輥表面的耐磨性，如德國洪堡特公司將輥面磨損層柱型輥面、柱美甲工具硬度的硬度，具有耐磨性高，拉普G公司正在結合耐磨金屬鑲嵌式輥，提高軸承的耐磨性提高；二，因為承受靜載荷和沖擊載荷的大型軸承，雙列球面滾子軸承的原始生命很短，而不是多排輥軸承，可以承受較大的徑向力，采用雙作用推力軸承的軸向力，軸承本身具有調節心臟功能；三是控制系統的改進，實現自動化、洪堡特、德國開發的控制系統，可實現機器的自動化，并可以調整生產工藝。輥壓機技術比常規的細碎技術具有很大的優越性：與圓錐破碎機相比，處理量提高27.2%，單位能耗降低21%，生產費用降低8%，產品粒度大約在3mm至325目之間。其網格柱釘式板襯使用壽命約12000h。這證明了該機型用于鐵礦選廠也是成功的。我國東北大學與沈陽礦山機械廠協作開發的輥壓機的樣機在唐山棒磨山鐵礦試驗，也取得了較好的效果。1.3雙光輥破碎機的設計要求本設計的破碎機主要設計部分包括破碎輥、調整裝置、彈簧保險裝置、傳動裝置、動力裝置、和機架等。整機設計要求破碎輥的間距方便調節，傳動部分傳動平穩，動力可靠，外形美觀簡潔，減震能力強。調整裝置要求精度較高，因此必須要不容易磨損。機架用鑄造，可以降低成本，而且鑄造體耐沖擊，不容易產生震動。傳動裝置采用V形帶傳動，V帶具有結構簡單、傳動平穩、能緩沖和吸震等特點。動力裝置擬采用交流電動機，在當今油價上漲的情況下采用電動機比內燃機更經濟、環保。破碎輥直接與礦石接觸，因此強度要求要高，尤其是輥皮的強度要高。因此輪觳可用鋼，而輥皮采用高錳鋼，這樣來增加輥皮的使用時間，使更換周期縮短，從而提高礦石粒的均勻度。表1.1設計要求的數據項目單位主要指標輥子規格MmΦ400×250給礦粒度mm32排礦粒度mm81.4設計主要內容1.破碎機整體的設計：根據總體設計的規劃與要求，主要部件構成有：機架和支撐裝置、破碎部件傳動件、拉緊裝置、調整裝置。2.皮帶的選用及皮帶輪的設計：本設計采用單電機、皮帶帶動前破碎輥。根據電機的功率以及破碎對象等等一些因素來設計皮帶輪。3.軸的設計與計算：軸的設計主要是對軸的受力進行分析，進而畫出彎矩圖和剪力圖，一此來對軸進行設計。而本設計的破碎機的軸主要受到的是來自破碎輥之間的相互擠壓。4.破碎輥的設計：雙光棍破碎機即有兩個光面的破碎輥，并且破碎輥的輥皮是可以更換的。因此設計時就應考慮到這方面的因素，以使破碎輥更容易拆卸與安裝。本次設計主要是執行件破碎輥的尺寸設計，進行剛度、彎曲強度校核，關鍵軸承的設計選用。1.5小結通過在網上查閱破碎機方面的資料以及以些機械類雜志，了解破碎機的基本結構以及工作原理，在此基礎上對破碎機進行了初步的設計。此外，由于軸承生產國外比中國要小得多，壽命長。此外，耐磨材料、熱處理工藝與自動化之間還有較大差距。要縮小差距，趕超國外先進技術，就必須加大技術投入。國外先進的破碎技術和設備的引進，無疑將為中國的破碎機的質量和技術的重大意義，但關鍵要消化、吸收引進，及其定位。有條件做自己的研究和開發單位，我們要注意提高產品質量，包括產品質量，使我們的產品在國際市場上。由于一切從實際出發，一切以市場為基準，以市場需求為方向，因此，本設計能馬上很好的為煤炭行業、水泥行業等等行業服務，具有很好的市場開發前景。第2章破碎機整體的設計2.1工作原理對輥式破碎機的工作原理如圖2.1所示，被破碎物料經給料口落入兩輥子之間，進行擠壓破碎，成品物料自然落下。遇有過硬或不可破碎物時，輥子可憑液壓缸或彈簧的作用自動退讓，使輥子間隙增大，過硬或不可破碎物落下，從而保護機器不受損壞。相向轉動的兩輥子有一定的間隙，改變間隙，即可控制產品最大排料粒度。對輥式破碎機是利用一對相向轉動的圓輥來進行破碎物料。圖2.1對輥式破碎機工作原理圖2.2雙光輥破碎機的構造根據總體設計的規劃與要求，主要部件構成有：破碎輥、調整裝置、彈簧保險裝置、傳動裝置和機架等組成。2.2.1破碎裝置在水平軸上平行裝置兩對相向回轉的輥子，它是破碎機的主要工作機構。破碎輥是由軸、輪轂和輥皮構成。輥子軸采用鍵與錐形表面的輪轂配合在一起，輥皮固定在輪轂上，借助三塊錐形弧鐵，利用螺栓帽將它們固定在一起的。由于輥皮與礦石直接接觸，所以它需要時常更換，而且一般是應用耐磨性好的高錳鋼或特殊碳素鋼（鉻鋼、鉻錳鋼等）制作。2.2.2調整裝置調整裝置是用來調整兩破碎輥之間的間隙大小（即排料口）的，它是通過增減兩個輥子軸承之間的墊片數量，或者利用蝸輪調整機構進行調整的，以此控制破碎產品粒度。本次設計采用增減兩個輥子軸承之間的墊片數量來進行調整。2.2.3彈簧保險裝置它是輥式破碎機的重要部件之一，其松緊度對正常運行和過載保護有積極的影響。本機的正常工作是，彈簧的壓力可以平衡兩輥之間產生的力，從而保持出料孔的間隙，使產品均勻。當破碎機進入非接地物體時，彈簧被壓縮，迫使活動破碎輥橫向移動，增大出料口寬度，使機器不受損壞。除去非破碎物體后，彈簧恢復原狀，機器照常運轉。1、2-輥子；3-物料；4–固定軸承；5–可動軸承；6–彈簧；7–機架圖2.2彈簧保險裝置的工作示意圖在破碎機工作過程中，保險彈簧總處于振動狀態，所以彈簧容易產生疲勞破壞，必須經常檢查，定期更換。2.2.4傳動裝置傳動方案：如圖2.3所示，采用雙傳動方案；選取合適功率的電機，根據傳動比設計帶輪的直徑，依據傳遞功率及帶速選擇合適的帶型及數目。從而達到減少能耗，提高產量的目的。圖2.3傳動方案1、10—電動機，2、9—小帶輪，3、8—皮帶，4、7—大帶輪，5—固定輥，6—活動輥2.2.5機架破碎機機架設計采用焊接結構；對機架進行結構設計，能夠使其他部件穩固、合理的裝配在機架上，并對機架受力部分進行強度校核，從而實現減小噪音的目的。第3章破碎執行機構主要零部件的設計3.1雙光輥破碎機主要執行機構參數的計算影響輥式破碎機生產能力和電機功率的主要參數有：嚙角、給礦粒度、輥子轉速。3.1.1嚙角的確定礦石中心（為使推倒簡化，假設破碎物料為圓形）與輥子中心（或）的連線與水平線所成的角度，稱為嚙合角。兩個棍子產生的正壓力F（F=fP）都作用于物料塊上，如圖3.1所示。如將力P和F分別分解為水平分力和垂直分力，由圖可以看出，只有在下列條件下，物料塊才能被兩個棍子卷入破碎腔：所以摩擦系數是摩擦角的正切，所以（3.1）由次可見，最大嚙合角應小于或等于摩擦角的兩倍。當輥式破碎機破碎有用礦物時，一般取摩擦系數f=0.30～0.35；或摩擦角圖3.1輥子的受力分析16°50′～19°20′，則破碎機最大嚙合角33°40′～38°40′。結合本設計的實際情況，這里我們取摩擦角為，則破碎機最大嚙角3.1.2給礦粒度和轉子直徑當排礦口寬度e一定時，嚙角的大小決定與輥子直徑D和給礦粒度d的比值。下面研究一下當物料塊可能被帶入破碎腔時，輥子直徑和給礦粒度間的關系。圖3.2給礦粒度和輥子直徑示意圖由[6]圖3-1的Rt△OAB中可以看出和D相比e很小，可略而不計，則（3.2）當取f=0.325時，=18°，18°=0.951故或（3.3）本次設計的破碎機的D=400mm，故mm。對于潮濕粘性物料，f=0.45，則：本次設計的破碎機的D=400mm，故mm3.1.3輥子轉數破碎機合適的轉數與輥子的表面特征、物料的堅硬性和給礦粒度等因素有關。一般地說，給礦粒度愈大，礦石愈硬，則棍子的轉數應當愈低。槽形（齒形）輥式破碎機的轉數應低于光輥式破碎機。但是破碎機的生產能力是與輥子的轉數成正比地增加。為此，近年來趨向選用較高轉數的破碎機。然而，轉數的增加是有限度的。轉數太快，摩擦力隨之減小，若轉數超過某一極限值時，摩擦力不足以使礦石進入破碎腔，而形成“遲滯”現象，不僅動力消耗劇增，而且生產能力顯著降低，同時，輥皮磨損嚴重。所以破碎機的轉數應有一個合適的數值。輥子最合適的轉數，一般手是根據實驗來確定的。通常，光面輥子的圓周速度v=2～7.7米/秒，不應大于11.5米破碎中硬礦石時，光面輥式破碎機的輥子圓周速度可由下式計算：（3.4）式中D───輥子直徑，單位米；d───給礦粒度，單位米；e───排礦口寬度，單位米。則計算輥子轉速公式為轉/分（3.5）由于=1.36m/s則綜合3.1.2和3.1.3的計算設計出輥子的參數，如表(3.1)表3.1輥子直徑40輥子長度輥子轉速給礦粒度排礦口寬度3.1.4生產能力由雙光輥破碎機的原理進行計算，理論生產能力與工作時兩輥子的間距e、輥子圓周速度v以及輥子規格等因素有關。當速度以v米/秒時，則理論上物料落下的體積為：(立方米/小時)（3.6）而物料落下的速度與磙子的圓周速度的關系為：，其中n為輥子每分鐘的轉數，應此(立方米/小時)或t/h(噸/小時)（3.7）式中e───工作時排礦口寬度，單位米；L───輥子長度，單位米；D───輥子直徑，單位米；n───輥子轉數，轉/分；μ───物料的松散系數，中硬礦石，μ=0.20～0.30；潮濕礦石和粘性礦石，μ=0.40～0.60；δ───物料的容重，噸/立方米。當輥式破碎機破碎堅硬能夠礦石時，由于壓碎力的影響，兩輥子間隙（排礦口寬度）有時略有增大，實際上可將公式（3.7）增大25%，作為破碎堅硬礦石時的生產能力的近似公式，即：，噸/小時（3.8）式中，符號的意義和單位同上。本次設計的雙光輥破碎機主要用來破碎中硬礦，因此以上參數可選擇為e=0.008m，L=0.25m，D=0.4m，n=因此由公式3.8有=3.1.5電動機功率輥式破碎機的功率消耗，通常多用經驗公式或時間數據進行計算。光面輥式破碎機（處理中硬以上的物料）的需用功率，可用下述經驗公式計算：，千瓦(3.9)式中Q───生產能力，噸/小時；e───排礦口寬度；n───輥子轉數，轉/分。此處的0.735是將公制馬力換為千瓦的折換系數。則千瓦則查[1]選電機型號為Y132M-8，功率為33.2輥皮的設計輥式破碎機破碎輥的關鍵是輥皮，只要有了機械性能好，耐磨性能優良的輥皮，對輥機的其他技術指標是很容易達到的。因此輥式破碎機輥皮材質的選擇十分重要。在選材之前先對破碎輥的失效進行分析。3.2.1輥式破碎機輥皮的失效形式分析對輥機輥皮的失效主要是兩方面：一、機械損壞，如開裂。這種機械損傷通常只發生在鑄鐵或球墨鑄鐵軋輥上。若輥皮開裂，則滾筒機不能運行甚至發生人身事故。二是軋輥的輥面磨損會產生一個凹槽，使兩輥之間的間隙增大，因此原料不能由細餾分保證。磨損太多是輥皮的嚴重缺陷。輥皮的機械損壞形式滾筒的機械損傷是比較小的，通常發生在高強度細磨，由于強烈的擠壓作用對輥機兩輥之間的壓力，擠壓30t~40T，是常見的壓輥機的十倍。在如此高的擠出壓力下，軋輥必須具有較高的機械強度。然而，輥皮的化學成分和力學性能難以控制，甚至存在一定的鑄造缺陷和較大的內應力。球墨鑄鐵，包括低合金球墨鑄鐵和中錳球墨鑄鐵，遠遠高于灰鑄鐵，應能承受較大的載荷。然而，由于這些球墨鑄鐵輥皮的硬度僅為都，為了提高耐磨性，這些鑄件必須經過淬火處理，硬度增加到超過HR50。雖然鋼的耐磨性得到改善，它也可能會產生一個大的殘余內應力淬火后。工作時擠壓的壓力下，皮膚有時會開裂，也就是說，球墨鑄鐵皮也是一種潛在的機械損傷風險。輥皮的磨損形式軋輥磨損是由于原材料的摩擦逐漸使軋輥表面消失的過程。在高應力作用下，軋輥表面形成局部機械磨損。這種磨損在整個表面上是不均勻的，一般由兩邊的輥皮逐漸形成中間逐漸加深的凹槽。溝槽主要是由兩輥表面流動的硬磨料顆粒磨損造成的，屬于磨粒磨損。按照磨粒磨損的公式（3.10）──磨損度；──法向載荷；H──材料硬度；K──磨損度系數。公式中的磨損度是一個變化范圍很大的數值，它和物料的性質等因素有關。由公式可見，磨損度和材料的硬度H成反比，即材料的硬度越高，磨損度就越小。一般當對輥機輥皮的硬度≥50，其耐磨性就比較好：而當對輥機輥皮的硬度<50時，其耐磨性就明顯下降。所以，國家行業標準中規定對輥機輥皮的表面硬度必須達到≥50，且硬度層深度在20mm以上。3.2.2輥皮的設計原則常見的輥皮有：灰鑄鐵輥皮、外圈包鋼板的灰鑄鐵輥皮、外圈包鋼板并在鋼板表面堆焊耐磨焊條的輥皮、耐磨鑄鐵輥皮、高鉻復合金制作輥皮等，為了方便輥皮的設計，本次設計選用鑄造＋耐磨堆焊復合輥皮。由于物料在輥面壓力過程中的擠壓輥式破碎機的擠壓輥的輥壓機相比小得多，所以制造擠壓輥體是空心的，根據工作壓力的擠壓輥厚度尺寸為50~100mm之間。早期的對輥式破碎機輥皮采用高鉻鑄鐵、高錳鋼和高錳鋼鑄件整體造成的，并在軋輥表面的運行過程鑄造高鉻鑄鐵的皮膚容易掉塊軋輥斷裂，高錳鋼和高錳鑄鋼輥體軋輥表面的耐磨性相對較差，加上三種鑄軋輥材料基本上是一次性使用，當軋輥磨損堆焊是非常困難的，因為這三種材料的可焊性差，韌性差，焊接修復工藝是把皮膚很容易裂開，所以當軋輥磨損到一定的程度，都是廠家直接更換新老軋輥報廢，沒有維修，這將給國家和企業帶來巨大的浪費，造成巨大的經濟損失。在輥壓機輥面耐磨材料和輥壓機輥表面再生修復的發展經驗相結合，根據對輥式破碎機的擠壓輥的實際操作中，擠壓輥皮改進制造工藝，提出了擠壓輥皮革生產過程中的鑄造復合堆焊+組合。擠壓輥皮成復合材料使用的單一，并且研制出專用于對輥破碎機擠壓輥表面堆焊的耐磨材料ZM焊絲和MD601焊絲。ZM焊絲堆焊過渡層，作用是保證組合堆焊層與輥體是好的，防止堆焊層剝離，抗裂性能好，能有效地防止輥體，輥面，延伸到裂紋和疲勞裂紋的焊接的發展，和保護人體免受傷害；MD601。焊絲采用高耐磨材料堆焊合金硬質合金強化，大型金屬，保證堆焊金屬具有優良的耐磨性和抗沖擊性和抗剝離性能，細網狀裂紋的堆焊層，焊接應力釋放應力裂紋”的釋放，防止大面積堆焊層和剝離掉塊。擠壓輥輥皮具體的復合制造工藝為：首先輥皮用普通的碳鋼如35＃鋼等來鑄造，輥皮鑄造好后先用專用的耐磨焊絲ZM焊絲焊一層過渡層，過渡層焊完后，再用MD601焊絲在輥面堆焊一層耐磨層。采用復合工藝制造的對輥破碎機擠壓輥的優點是：a、輥皮基體采用碳鋼制成，韌性好，焊接性好，不易斷裂；b、采用特殊耐磨絲焊接耐磨層，輥面耐磨性大大提高，輥面至少可使用一年，無需補焊。；c、當輥面耐磨層磨損后，由于皮革基地是碳鋼，耐磨焊絲焊接修復可以再次使用，不用擔心皮膚會撕裂，樂的皮膚可以反復堆焊修復次數，防止輥報廢，給企業帶來較大的經濟效益；d、采用復合工藝制造新輥輥體成本比采用整體鑄造工藝制造新輥輥體成本低20％左右。3.2.3輥皮結構設計輥皮的結構主要由四大部分組成。輥皮、輪轂1、輪轂2、螺栓這四個部分組成。安裝時通過螺栓使輪轂1和輪轂2壓緊。由于兩個輪轂和輥皮都有一個錐度，因此輥皮能很好的安裝好。不僅結構簡單而且輪轂較輕。破碎機的好壞關鍵在輥皮，沒有合格的耐磨輥皮，就不會有合格的對輥機。采用安全可靠經濟實用的耐磨輥皮，以及合理的結構，將使輥式破碎機的性能大大的提高。輥皮的具體結構見圖3.3。1–輪轂2-輥皮3–輪轂4-鍵5-螺母6-軸圖3.3輥子裝配結構示意圖2──輥皮：35鋼鑄造+耐磨焊絲堆焊。最薄處的厚度為45mm。與輪轂配合處的斜度為12°。1/3──輪轂：材料為45鋼，鋼輪轂的主要優點是：制造工藝簡單，成本相對較低，抗金屬疲勞能力強。4──鍵5──螺栓：每給輥子上8個30M螺栓。材料35CrMo。3.3傳動軸的設計與計算3.3.1輥的受力分析光輥是由輥皮，輪轂，螺母，螺栓等組成。輥皮的受力分析插入軸的裝配示意圖輥式破碎機能否保證輥的受力均勻、間隙正確、避免對輥的損傷，是保證輥子正常工作的關鍵因素。對輥子進行挾入物料的力學分析，算出輥子的受力，是對輥子軸設計的基礎。本節將分析差速反向旋轉光輥的工作區進行力學分析。圖3.5光輥的受力分析示意圖當物料進入輥軋區后，趨近中心軋點輥間隙越小，壓強越大，壓強的增大于物料壓縮程度成正比。如圖所示，設物料在最下軋距處的最大為壓強，而在α角處為p，此時令光輥半徑為r，則有；；，；當α和θ足夠小時，可簡化，則；當θ角增加到時，磨輥上所承受壓力增加，則可積分得到總壓力，式中dA為間所占輥子面積在Y軸上的投影，令光輥長度為L，則，代入前式可得積分簡化，取，最后得到（3.11）合力矩應與積分力矩相等，設合力矩臂為x，則M=xP=；（3.12）故當θ足夠小時，取，則故（3.13）從此式可以看出，輥子總壓力合力的位置大約位于最小軋點以上3/8軋區長度處。破碎過程可以劃分為“預損—碎裂—壓實”[10]三個階段，在實壓階段物料所受的力應大于其抗壓強度。石灰石、熟料、煤及其它礦石，其抗壓強度不超過100Mp。普通輥式破碎機一般工作間隙在10-40mm，一端輥圈帶彈性支承，遇強力作用時能產生退讓，間隙可變大，其破碎時作用力一般5t在左右，輥式細碎機工作間隙一般在5mm以下，采用剛性支承許用破碎力設計在10t，遇強力超過10t時采用剪切保護，剪切銷破壞后更換復位，在不超過許用壓力的情況下可以強制破碎N.m此外還有輥子受到摩擦所產生的轉矩，但輥子為空心的，產生的轉矩比較小，把求得的轉矩乘以一系數K=1.1。N.m3.3.2軸的設計根據前面的計算可知，主動軸其電動機功率P=3kW，轉速n=65r/min，軸的一端裝有皮帶輪。軸傳遞的轉矩：（3.14）式中：P為電機功率，輥的轉速為65r/min。N.mm=N.m（3.15）式中：、分別為皮帶輪、軸承的傳動效率。取=0.92、=0.97由[4]表8.1取帶傳動效率為92%N.m=N.mm3.3.2．1軸的材料和熱處理方式的分析選擇軸的理由選擇軸的材料為45鋼，經調質處理，其機械性能由[3]表15-1查得：

抗拉強度極限＝650MPa；屈服強度極限=360MPa；彎曲疲勞極限=300MPa；剪切疲勞極限＝155MPa；許用彎曲應力＝60MPa。3.初算軸的最小軸徑按式3.16初步確定軸的最小直徑。（3.16）由[3]表15.3，選=120。kW

則軸的最小直徑為：mm軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增5%。變為43.6mm，查[2]表4.6-4，取標準直徑53.3.3軸的結構設計eq\o\ac(○,1)擬定軸上零件的裝配方案軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求。從輸入端裝入，輥子、套筒、左端軸承，然后從右端裝入右端軸承。eq\o\ac(○,2)確定軸的各段直徑由于軸最小直徑為50mm，左端用軸承加套筒定位，右端用軸肩定位。故軸段1的直徑即為50軸段2的用來安裝軸承，為了保證定位可靠，只要比軸段1增大5～10mm就可以，因此取軸段2為55mm同樣，軸段6也是用來安裝軸承的，此處直徑也取55mm為了拆裝和制造方便，軸段3選擇為60mm軸段4是軸肩，參照[2]P1073及同類軸設計取為70mm為了定位的可靠，軸段7要比軸段6小，因此也取最小直徑為50mmeq\o\ac(○,3)確定軸的各段長度考慮到軸1的長度還要加上箱體的厚度，而且還比齒輪厚度要長，故該段軸長取為140mm軸段2和軸段6的長度要比軸承短1～5mm。且軸承寬為38mm，則這兩段取3軸段3的長度即為輥子的長度加套筒長，輥子長為400mm，選擇套筒長為90mm，則軸段3的長度為490mm。依照[2]P1075有軸肩的寬度設計為22mm。即軸段4長度為22mm。軸段5的尺寸變動空間比較大，主要考慮與箱體的設計相配合，取為43mm。3.3.4軸上零件的周向定位輥子、平帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接。對于輥子，2個半輪轂分別用鍵定位。由手冊查得平鍵的截面尺寸寬×高=32×20(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，查[2]取長為160mm(標準鍵長見GB1096-79)。對于齒輪，軸徑為50，查[2]表4.5-1截面尺寸寬×高=28×16，并取長度為80mm，同時也保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；3.3.5軸的校核eq\o\ac(○,1)畫受力簡圖

畫軸空間受力簡圖3.8，將軸上作用力分解為水平受力圖b和垂直面受力圖c。分別求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。對于零件作用于軸上的分布載荷或轉矩(因軸上零件如齒輪、聯軸器等均有寬度)可當作集中力作用于軸上零件的寬度中點。對于支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，一般可按圖3.8取定，其中A值參見滾動軸承樣本，跨距較大時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。eq\o\ac(○,2)計算作用于軸上的支反力

水平面內支反力為

NN垂直面內支反力破碎輥外形尺寸為400mm×250mmN齒輪受到的力，其大小為。（3.17）

（3.18）綜合式上式可算出NNeq\o\ac(○,3)計算軸的剪力、彎矩，并畫剪力、彎矩、轉矩圖

分別作出水平面上和垂直面上的剪力圖d、e；分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g，并按計算合成彎矩，畫轉矩圖h。eq\o\ac(○,4)計算并畫當量彎矩圖轉矩按脈動循環變化計算，取，可算出：N.mN.mN.m按照畫出當量彎矩圖i。c-c截面處彎矩最大，屬于危險截面圖3.8軸的受力結構簡圖eq\o\ac(○,5)校核軸的強度

一般而言，軸的強度是否滿足要求只需對危險截面進行校核即可，而軸的危險截面多發生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知，c-c截面處彎矩最大，屬于危險截面；d-d截面處當量彎矩不大，軸徑大，不屬于危險截面。而對于b-b，當量彎矩小于a-a截面，軸徑一樣大，不屬于危險截面；截面，僅受純轉矩作用，雖a-a、e-e截面尺寸小，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。

c-c截面處當量彎矩為N.m強度校核：考慮到鍵槽的影響，查[3]表15.4而＝60MPa，顯然＜，故安全。第4章傳動機構主要零部件的設計傳動機構主要由皮帶輪構成，起著傳遞電機功率的作用，本節將對這個部分進行詳細的設計。4.1V帶的設計本設計采用V帶傳動是由于帶傳動是撓性件，具有結構簡單，傳動平穩，能緩沖和吸震等特點。在總體設計里面電機選用的是Y132M-8，功率為3KW，小帶輪為輥子轉速為。eq\o\ac(○,1)計算功率根據設計要求查計算公式為有（4.1）式（4.1）中可查[1]表10-5得eq\o\ac(○,2)選定截面根據及查[1]圖10-1確定選用C型帶。eq\o\ac(○,3)確定帶輪基準直徑小帶輪基準直徑參考[1]圖10.1和表10.7取。大帶輪基準直徑計算公式為（4.2）查[1]表10.8取標準值1000。eq\o\ac(○,4)帶速查[1]有（4.3）則符合要求eq\o\ac(○,5)初定中心矩(4.4)則有本設計取eq\o\ac(○,6)確定帶基準長度(4.5)=6015.25按[1]表10-2選取eq\o\ac(○,7)實際中心距(4.6)=2142.375安裝時所需要的最小中心距=2047.875張緊或補償伸長所需要的最大中心距=2123.475eq\o\ac(○,8)小帶輪包角(4.7)=符合要求eq\o\ac(○,9)求單根V帶的基本額定功率及其增量按[1]圖10.3，當時=5.8KW當時，=0.65KWeq\o\ac(○,10)V帶的根數(4.8)=2.48取Z=3查[1]圖10-5得查[1]表10-6有eq\o\ac(○,11)單根V帶的初拉力(4.9)=86N按[1]表10.1查得m=0.3eq\o\ac(○,12)作用于軸上的力(4.10)=508Neq\o\ac(○,13)小帶輪的結構及其設計由Y132M-8電動機軸