復擺顎式破碎機工作時電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉使動顎周期地靠近、離開定顎從而對物料有擠壓、搓、碾等多重破碎使物料由大變小逐漸下落直從排料口排出。 1.3新型雙齒輥破碎機 目前破碎理論、工藝和設備的研究主要著重于研究在破碎中節能、高效的理論也力求找出新理論突破人們已熟知的破碎三大理論研究新的非機械力的高能或多力場聯合作用的破碎設備目前還沒有工業化的設備只是研究階段改進現有設備這方面經常是根據用戶自己的需要來進行。 本設計所涉及的新型雙齒輥破碎機結合了顎式破碎機和齒輥破碎機的優點使生產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證使物料得到了有效的破碎這是有生產的實踐為證的。 2.2.2電機選擇 由于所設計的破碎機的新穎性暫時還沒有成熟的功率計算方法故參考上述傳統破碎機械電機功率的計算方法結合生產實踐的經驗估取電機功率為160Kw 選擇電動機型號為YB355S-6。滾筒破碎機 本設計所涉及的新型的雙齒輥破碎機結合了顎式破碎機和齒輥破碎機的優點使生產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證使物料得到了有效的破碎這是有生產實踐可證明的。 由上知傳遞功率P152kw主動齒輪轉速1n597.58r/min。

其結構緊湊破碎力由內部機構承受基礎不受力廣泛應用于各種場合的物料破碎。 設計方案 這次大型破碎機設計的目標是生產能力大出料粒度穩定無超粒現象結構合理設備牢固耐用便于維修自動化程度高。 由表33.1-22查得大帶輪和小帶輪結構都為六橢圓輪輻式帶輪。 表1-1 物料粗碎、中碎、細碎的劃分mm 類 別 入料粒度 出料粒度 粗碎 300900 100350 中碎 100350 20100 畢業設計論文——說明書 4 細碎 50100 515 工業上常用物料破碎前的平均粒度D與破碎后的平均粒度d之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況比值i稱為破碎比即平均破碎比 i D/d 為了簡易地表示物料破碎程度和比較各種破碎機的主要性能也可用破碎機的進料口尺寸和出料口尺寸之比來作為破碎比稱為標稱破碎比。 破碎機械所施加的機械力可以是擠壓力、劈裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的混合。滾筒破碎機主要適用于礦山冶金、化工、煤礦等行業脆性塊狀物料的粗中級破碎。

 因為當應力大于強度極限時物料方可破碎而大多數巖石都不符合變形的胡克定律實驗表明體積理論僅可用于粗略計算靠沖擊力或壓力進行破碎的機械所消耗的功。 破碎機充分利用脆性材料的抗彎、抗剪強度比抗壓強度低的特點采用交叉布齒使破碎齒受力均勻降低能耗 采用大齒、小輥、螺旋布齒多破碎盤的結構有更強的挾制大塊能力重復破碎少生產能力強 在兩個破碎輥下設有破碎棒形成破碎齒和破碎棒三級破碎過程且可調整出料粒度使碎后粒度均勻 齒輥轉速低、磨損小、燥音低、粉塵小。滾筒破碎機 1選擇齒輪材料 查表小齒輪選用20CrMnTi調質滲碳淬火回火硬度5662HRC大齒輪選用20CrMnTi調質滲碳淬火回火硬度5662HRC。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。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。 破碎機械常用的類型有顎式破碎機、圓錐破碎機、旋回式破碎機、錘式破碎機和輥式破碎機等。

 1.1.1表面理論 該理論認為破碎時所消耗的功與被破碎物料新形成的表面積成正比。滾筒破碎機 關鍵詞雙齒輥破碎機破碎破巖力齒輥 英文摘要 畢業設計論文——說明書 2 1 引言 眾所周知破碎幾乎是各種礦物加工過程中的道工序而此道工序在整個礦物處理過程中起著重要的作用。 國內也有科研工作者開始嘗試利用先進的運動學與動力仿真設計工具對破碎機進行快速開發對機構設計參數進行仿真設計從而大大減小了仿真設計的工作量畢業設計論文——說明書 7 縮短了產品開發周期提高了仿真模型重用率。 12V帶根數z zdP/1P△1PLKK 由表33.1-13查得K0.96由表33.1-15查得LK0.9則 Z256/31.356.06 30.9630.97.92 取z8根。 3小帶輪基準直徑1dd及大帶輪基準直徑2dd參考表33.1-18和圖33.1-2取1dd560mm取傳動比i1.6彈性滑動系數0.02。在硅酸鹽工業中固體原料、燃料和半成品需要經過各種破碎加工使其粒度達到各道工序所要求的尺寸以便進一步加工操作。

則大帶輪基準直徑 2ddi1dd1-1.6356030.98878.1mm 由表33.1-18取2dd900mm。 15帶輪結構和尺寸 由YB355S-6電動機可知其軸伸直徑0d90mm 長度L170mm 故小帶輪軸孔直徑應取0d90mm轂長L170mm 。 4輸入軸實際轉速2n 2n1dd1-1n/2dd56030.983980/900597.58r/min 5帶速v v1dd1n/6031000 35603980/603100028.72m/s 不超過30m/s符合要求。滾筒破碎機電機轉子 風機 滾筒 破碎機轉子 專業動平衡_電工電氣_世界工廠網中國產品信息庫#電機轉子 風機 滾筒 破碎機轉子 專業動平衡的詳細描述： 上海劍平動平衡機制造有限公司——是機電一體化高科技技術企業，本公司擁有中技術顧問數名，開發和設計新品，滿足不同用戶的平衡要求，我們研制開發的JP-386微機測試系統被廣大用戶所信賴。本方法是基于電機的功率應該與單位時間的破碎物料的功耗相同的原則即認為電機的功率應如下求得 FQW/η 其中Q:破碎機的生產能力t/h W:單位生產量的功耗kWh/t η破碎機的傳動效率 采用Rittinger法確定單位生產量的功耗 即1111iiAEmW m:Bond功指數KW2h/t E:占排料粒度80以上的組成部分的粒度尺寸um A:占給料粒度80以上的組成部分的粒度尺寸um i:常指數取0.45-0.5。 假設將上述立方體物料分割成邊長分別為1/1mcm和1/2mcm的小立方體則其所消耗的功之比為 P1m /P2m3P 1m-1 /3P 2m-1 1m-1/ 2m-1 當1m和2m非常大時可以寫成P1m / P2m1m/2m。

 14力rF 2/sin20zFFr25880.88N。但由于該機械新的一面所以尚未有成熟的計算方法對其進行精確的計算只能在傳統破碎機械計算的基礎上結合生產實踐對其進行粗略的估算。文中從破碎理論談起記述了各種傳統破碎機的技術規格適用范圍以及它們的不足之處。 小輪轉矩1T 由式8-53得 1T9.553610P/1n2.343610N2mm 載荷系數K 由式8-54得 KAKKvKK 使用系數AK 查表8-20得AK1.75 動載荷系數vK 查圖8-57得初值vtK1.21 齒向載荷分布系數K 查圖8-60得K1.27 齒間載荷分配系數K 由式8-55及0得 1.88-3.221/1/1ZZ2cos1.721 查表8-21并插值得K1.242則載荷系數K的初值tK3.34。滾筒破碎機 滾筒式破碎機即文中所述的雙齒輥破碎機工作可靠、維修簡單、運行成本低廉排料粒度大小可調。 輪槽尺寸及輪寬按表33.1-20計算參考圖33.1-5典型結構畫出小帶輪結 構示意圖圖2-1 畢業設計論文——說明書 11 圖2-1 小帶輪 大帶輪結構示意圖圖2-2 圖2-2 大帶輪 2.3.2齒輪傳動設計計算 參考中國礦業大學出版社出版的《機械設計工程學》Ⅰ。

滾筒破碎機 破碎的現有理論中以表面理論和體積理論為普遍雖不能得到十分精確的結論但可作為選型或設計時的參考。破碎物料時所加的外力除了使物料塊發生相對移動和轉動外還使物料破碎。有的礦物破碎后要保證物料不于過粉碎還需要保持一定細的粒度以滿足物料在整個工藝過程中更好的應用而目前大多數使用單位都要求向規模效益方向發展。 2按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算 設計計算公式 齒輪模數m≥3211//2FSaFadYYZKTmm 確定齒輪傳動精度等級 按tv0.0130.022311/nPn估算圓周速畢業設計論文——說明書 12 度tv5.3m/s參考表8-14和表8-15選取Ⅱ公差組8級。 近年來我國無論在破碎理論、破碎技術、結構設計以及設備制造等方面都有很大的進步但是不得不承認與國外破碎機相比仍存在一定的差距。 8實際軸間距a a0adL-0dL/21170mm 安裝時所需小軸間距mina minaa-0.0015dL1101.1mm 張緊或補償伸長所需軸間距maxa maxaa0.02dL1263mm 9小帶輪包角 018003.57/12adddd0163 10單根V帶的基本額定功率 根據1dd560mm和1n980r/min由表33.1-17 g查得E型帶1P31.35kw。