破碎机毕业设计.doc 99页

'中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页1绪论现代破碎理论与国内破碎设备的发展矿业是国民经济中的基础产业，它与国民经济的发展息息相关。矿物加工是矿业的一个非常重要的环节，它不但要为其他领域提供原材料，而且还要为自身的可持续发展提供机遇。粉碎是矿物加工中不可缺少的一种工艺过程，粉碎的任务是提供具有一定粒度、粒度组成和充分解离而又不过粉碎的加工原料，以便下一步的加工、处理和使用。当今世界矿物加工领域中破碎、磨矿能耗约占整个选矿过程能耗的40%～60%，据资料表明，20世纪90年代以来世界上约12%的电能用于粉碎物料。破碎、磨矿的节能降耗成了选矿领域降低成本、增加经济效益的重要手段之一。而破碎理论的成熟是破碎机实现节能降耗的先决条件，因而破碎设备的发展依赖于破碎理论的发展。1.1破碎理论1.1.1破碎理论综述（1）早期破碎理论19世纪中叶，许多学者就粉碎能耗的关系问题纷纷提出自己的看法，其中最著名的有雷廷格(Rittinger)的“面积说”，基克(Kick)的“体积说”和庞德(Bond)的“裂缝说”，他们的数学表达式可以写成：=rds(Rittinger理论)(1-1)=kdv(Kick理论)(1-2)(Bond理论)(1-3)而这三大理论的表达式，可以统计地由沃克公式表示为：(1-4)式中C为与物料性质及设备性能有关的参数,n为与破碎程度有关的指数,负号表示粉碎消耗能量。当n=2时，积分上式得雷廷格公式；令n=1.5而后积分，得邦德公式；n=1时的积分结果即基克公式。三大理论表达式右边粒度的表示法，“面积说”采用调和平均径；“体积说”采用加权几何平均径；而“裂缝说”采用80%所有通过的方孔筛宽的尺寸来表示。他们采用的粒度都是靠经验确定的。实际运用中，这三大理论各自仅反映粉碎过程的某一阶段，互不矛盾。对于粗粒物料的粉碎过程，“体积说” 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页比较接近于实际；对于细粒物料，“面积说”与实际过程较吻合；“裂缝说”使用于中等粒度的粉碎过程。（2）层压破碎理论在上世纪8O年代，人们在研究单颗粒破碎时发现，在空气中一次破碎的碎片撞击金属板时明显地产生二次破碎，一次破碎的碎片具有的动能占全部破碎能量的45%。如能充分利用二次破碎能量则可提高破碎效率。也有人指出，较小的持续负荷比短时间的强大冲击，更有希望破碎物料。同时在对冲击力与挤压力对颗粒层的破碎效果进行研究后得出结论：静压粉碎效率为100%，单次冲击效率为35%～40%。为了节约能量，提高粉碎效率，应多用静压粉碎，少用冲击粉碎。如果使大批脆性物料颗粒受到50MPa以上的压力，就能够由“料层粉碎”节约出可观的能量。基于这两个认识形成了层压破碎理论，与传统的挤压破碎理论不同，传统的挤压破碎认为石料的破碎是基于单颗粒发生在颗粒与衬板之间。层压破碎认为石料颗粒的破碎不仅发生在颗粒与衬板之间，同时也大量发生在颗粒与颗粒之间。其特征是在破碎室的有效破碎段形成高密度的多个颗粒层，将充足的破碎功作用于石料颗粒群，在充分发挥层压破碎的同时充分利用了石料破碎过程中所产生的强大碎片飞动能对相邻石料进行再破碎，获得极高的破碎率。即便是比较大的排料口间隙也能大量生产细粒产品。料层石料颗粒之间的相互挤压，实现了选择性破碎，使那些强度低的针、片石料在层压破碎中首先破碎，故能产生优粒形含量很高的石料产品(针片状含量≤15%)。颚式破碎机是在这一理论的指导下应运而生的代表性破碎设备。（3）自冲击破碎理论及自冲击破碎机自冲击破碎理论是上世纪8O年代初，新西兰BARMAC公司的布赖恩·巴特立和吉姆·麦克唐纳提出的。传统的冲击破碎机是靠旋转的板锤直接冲击石料，对石料破碎并给石料破碎所需动能，板锤在破碎石料的过程中自己也在快速消耗。与传统的冲击破碎方式不同，自冲击破碎则是石料与石料之间的冲击破碎，一部分石料通过高速旋转装置获得动能，与另一部分伞状以瀑落而下的石料冲击破碎，在破碎腔内一部分石料形成自衬式工作部件，使机器本身不受磨损。石料自衬保护了易损零部件，而本身又是被破碎物料。石料在工作时实现了不断破碎——形成石衬与排料一一再破碎的循环破碎、排料过程。破碎过程是一种选择性破碎，石料产品针片状含量可≤1O% 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页。自冲击破碎机由涡动破碎腔、进料分料装置、转子旋冲器、动力传动装置、机架等组成。石料通过给料装置进入转子中心，转子高速回转，中心石料受离心力作用而飞溅，像子弹一样，与另一部分以伞状瀑落方式分流而下，在和转子周围环形石料相碰击而产生第一次“石打石”自破碎，并共同飞溅到反击石衬环上而产生第二次“石打石”自破碎(如图1-1)。设备内壁和转子出流喷射口侧壁在运转中自形成抛物紧贴自衬层，使设备部件无磨损。石料在相互打击后，又会在转子与壳体之间破碎腔内再次作回转弧的回流运动，而形成多次“石打石”自破碎。破碎过程中，在物料颗粒之间传递能量，可使激烈的冲击摩擦转变为温和的研磨。颗粒受到阻力，在消耗能量的同时被击碎，直到能量全部消耗掉为止，最后脱离破碎腔，经排料口排出。物料的破碎过程是物料颗粒之间的能量交换，从而提高了能量的利用率。自冲击破碎机最显著的特点主要表现在破碎发生在石料与石料之间，使设备的磨损损耗大大降低，减少了维修次数，延长了设备使用寿耗大大降低，减少了维修次数，延长了设备使用寿命。同时产品粒度等级不因机件的磨损而改变，破碎效率也保持恒定。破碎机的内部本身形成空气流通系统，因此它对周围的环境污染很小。由于细小的物料颗粒所具有的动能小，破碎的可能性也很小，从而可以避免过粉磨现象的产生。自冲击破碎机选择性破碎，可生产优形粒料，是一种高能量利用率设备。自冲击破碎机主要是用于路用碎石系统的三级或四级破碎，生产中、细碎石和砂，也可降低转子的速度而用于粗细石料的整形以提高产品立方体颗粒含量。图1-11.1.2破碎理论的发展随着矿产资源大量的开采利用，有色冶金、黑色冶金、化工、轻工等矿产资源日趋贫化，开采量大幅增加，建材、路、桥、坝用到的矿石量也迅猛增大。使物料加工的第一道工序——粉碎作业显得尤为重要。据统计，粉碎作业的耗电占到选矿厂总耗电量的50 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页％以上。如何合理利用能源、节约能源，使能源利用保持可持续发展是我们研究的重要课题。为此，探索物料粉碎状态与能量消耗之间的内在联系，指导制造更有利于粉碎、更节能的粉碎设备对降低能耗、节约能源有重要的理论研究价值和重大的现实意义。粉碎作业可追溯到几千年以前(我们的祖先制陶、冶炼、开山碎石等)，甚至更远，但它作为大规模的社会化行为，并提升到一定的理论高度是在第一次工业革命以后。1867年，学者P．R．VonRittinger提出了一个崭新的概念——破碎理论。它首次以定量的方法揭示了物料粉碎状态与能量消耗之间的内在联系，对物料粉碎领域的发展起着重要的指导作用。之后，很多学者在这方面做出了重大贡献。（1）高丁一舒曼的产品粒度特性方程A．M．高丁和R．舒曼先后研究了在不同粉碎方式下，物料原始粒度和粉碎产物之间的内在联系，建立了产品粒度特性方程，即高丁一舒曼方程式(简称G—S方程式)。它是研究粉碎理论的重要手段。A．M．高丁提出的粒度特性方程为：(1-5)式中：W—一定筛比下的产率；C—与测量单位有关的常数；m—与物料性质有关的常数1940年，R．舒曼提出的粒度特性方程为：(1-6)式中：—筛下积算重量百分率；K—理论最大粒度，当筛孔宽（x）与之相等时，全部矿料进入筛下，W=100％；a—与物料性质有关的指数。（2）罗辛-拉姆勒尔方程式1933年，罗辛（Rosin）-E.拉姆勒尔(Rammler)发表粉煤的粒度特性方程式如下：(1-7)式中—x粒度的重量百分率；—它的筛下积累； 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页—筛上积累；b与n—参数，b与n都反映物料的均匀性。n越大，物料越均匀，b值越大，矿料越均匀。（3）高丁-梅洛伊方程式1962年A.M.高丁-T.P.梅洛伊（Meloy），从理论上导出此式。假定所破碎的固体是各向同性的和均匀的，破碎是单次事件，有若干个切面在此单次事件中同时随机地切割固体，并产生形状相同的碎片。对于这样的破碎模型，用概率论导出：(1-8)式中:—小于x的积算重量百分率；r—无因次的参数；—最大粒度。如果用重量百分率表示为：(1-9)（4）P.R.VonRittinger的面积学说1867年，P.R.VonRittinger根据物料粉碎后的比表面积较粉碎前增加，粉碎产品越细，比表面积也越大，则输入的粉碎能量也越多这一现象，提出了著名的面积学说，即粉碎能耗与粉碎时新生表面积成正比，或粉碎单位质量物料的能耗，与新生的比表面积成正比。此学说的物理基础表达式为:(1-10)式中—产生新表面所需的功;—比例系数,即产生一个新表面积所需的功,又可以做比表面能。式(1-10)是面积学说的物理基础表达，概念虽然清楚，但工程上无法计算应用。设矿块直径为D，如果由直径求表面积的形状系数为，由直径求体积的形状系数为，那么为矿块表面积，为矿块体积。再设Q为被破碎矿块的总质量，如果δ为单位体积的矿石质量，那么在总质量Q的矿石中含有直径为D的矿块数是: 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页(1-11)取物理基础表达式(1-10)的微分式:(1-12)由(1-11)可以列出破碎矿石质量为Q的矿石所需的功如下:(1-13)设为给矿直径,为破碎产物直径,式(1-12)在和限内积分得到:(1-14)式(1-14)中,比例系数目前无法确定的,因为它是产生单位新表面积得功耗,由于破碎中的声损失能和光辐射能等破碎能无法确定,故用于产生新生表面积得能也是不知道的,无法确定,故很难用式(1-14)来计算破碎消耗的功。但如果消去，可以做一些相对比较的计算。由于给矿和产品都是混合粒群,不是单一尺寸的矿块,故应当用平均粒度做计算。因为破碎矿块消耗的功是矿块直径的函数，对于雷廷格尔面积学说，此函数的形式为:。设是矿块的平均直径，是矿块中个别粒度的直径,是个别粒级的质量百分率。当能充分地代表矿块粒度时，用它按规定的函数计算得的结果，应当和用个别粒级按同一函数计算的结果再求得的算术平均值相等，即：(1-15)将这个道理用于求雷廷格尔学说中的平均直径，可以写成：(1-16)同理，雷廷格尔学说中的产物平均直径的计算为：(1-17)（5）B.д.吉尔皮切夫和F.Kick的体积学说B.д.吉尔皮切夫和F.Kick 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页认为，外力粉碎物料所做的功，完全用于使物料发生变形，到了变形能储至极限，物料即被粉碎。以此为基础，提出了著名的体积学说，即使几何相似的同种物料，粉碎成形状相同的产品，所需的功与它们的体积或质量成正比。该理论适用于数十微米到数毫米粒度范围的粗碎过程，因为粗碎时体积的变化较为显著。此时的能量消耗只与粉碎比有关，与粒径大小无关。体积学说的物理基础表达式为：（1-18)式中—产生体积变形所需的功;—比例系数,即产生一个单位体积变形所需的功按照推导面积功耗学说计算式的办法,推导体积功耗学说的计算式为:(1-19)同样，无法确定，但消去可做相对比较，同样的方法可以确定，式（1-19）中的给矿粒度及产品粒度是加权几何平均粒度：（1-20）（6）F.C.Bond及王文东裂缝学说1952年，F.C.Bond及王文东共同整理功耗与粒度关系的试验资料时，得出一个经验公式：（1-21）式中：W—将一短吨（907.18kg）粒度为F的给矿破碎到产品粒度为P所耗的功；—邦德功指数,即将理论上无限大的粒度破碎到80%可以通过筛孔宽时所需的功;F—给矿的80%能通过的方筛孔的宽,;P—产品的80%能通过的方筛孔的宽,;Bond认为，物料一定要在压力下产生变形，积累一定的能量后产生裂纹，最后才能破碎。即物料在破碎前一定要有超过某种程度的变形，而且一定要有裂纹，在此前提下，他提出了著名的裂缝学说：破碎物料所消耗的能量与物料的直径或边长的平方根成反比。根据Bond及王文东所作的解释，采用推导前两个功耗学说计算式的方法，可以推导出： 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页（1-22）如果要计算给矿和产品的平均粒度，用推导公式(1-16)及(1-17)的方法可以得到：（1-23）（1-24）（7）R.I.Charles的粉碎能耗普遍公式1957年R.I.Charles综合了上述三大粉碎理论，提出了一个粉碎能耗的普遍公式，即：(1-25)式中：A—粉碎能耗，Kw；C—与粉碎机械有关的系数，Kw／mm；x—物料粒度，mm；N—与物料特性有关的系数。将上式积分，则：(1-26)式中，D为物料粉碎前的粒度，mm；d为物料粉碎后的粒度，mm。当N=1时满足B.д.Krtparrye和F.Kick的体积学说；当N=1．5时满足F.C.Bond的裂缝学说；当N=2时满足P.R.VonRittinger的面积学说。对整个粉碎过程来讲：①开始阶段即弹性变形阶段，由于体积的变化更为显著，而遵循Kick法则；②粉碎的中间阶段即开裂、裂缝扩展阶段，遵循Bond法则；③最终阶段即断裂形成新表面的阶段，细粉碎过程中表面积的增加更为突出，遵循Ritting—er法则。由此可见，这三大破碎理论是相互补充的。在低破碎比,B.д.Krtparrye和F.Kick的体积学说较适宜；中等破碎比时，宜用F.C.Bond的裂缝学说；高破碎比时，以P.R.VonRittinger的面积学说较好。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页（8）根据尺寸效应修改基克学说J.A.Holms(霍尔姆斯)认为，岩矿是具有裂缝和缺陷的非均匀固体，当应力未达到它的理论强度时，便会发生破坏。于是，根据脆性物料的尺寸效应及韦布尔的统计推断，列出破碎一块直径为D。的物料实际需要的能量为：(1-27)式中K—与形变能有关的系数；r—基克学说的偏差系数，基克学说是r=0的情况。假定接连破碎x次，每次破碎比为2，总破碎比为R，最终产品为d，则如果粒子为正方体，每颗正方体的粒子在三个方向裂开所学的能量为，于是经过x次破碎所需的总能量为：(1-28)式中：r—偏差指数；D—物料未破碎前的直径，mm；K—与变形能有关的系数，kW／mm。（9）极限表面理论在粉碎理论的研究中，粉碎产物的粒度大小是人们关心的问题。粉碎是否有极限，若有，极限是多少。随着技术的发展，研究人员发现：当粉碎颗粒达到一定细度时，颗粒会出现微塑性变形。由于微塑性变形的影响，颗粒会发生锻焊或焊合作用而相互聚合长大，使颗粒变粗。因此，把该细度范围称作粉碎极限。于是出现了极限表面理论。田中达夫通过研究，在1954年提出了有界粉碎能耗的关系式:(1-29)式中：—给料的比表面积；S—产物的比表面积；—极限表面积；W—磨细所耗的功；—比例系数。如取，上式的近似式为：(1-30) 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页1967年C.C.哈里斯（Harris）提出修正式：(1-31)此处的a和n是二参数。1971年神保元二提出：(1-32)此式等号右端的第一项为粉碎效率，第二项为考虑生成微粉的影响而设的校正项。当不考虑此种影响时，为0，上式即与雷廷格公式相同。当渐近于极限表面积时，，即，从而，若n=1，解此方程，即得田中达夫式。1962年，II.A.列宾杰尔研究粉碎石英的情况，发现不仅存在极限比表面积，也有塑性变形，还因机械的活化作用使石英无定形式，综合考虑这些影响，列出粉碎石英所需能量公式：(1-33)式中：K—粉碎机械的效率；—输入粉碎机的比有用能量，；e—比弹性形变能，；—比塑性形变能，；A,C—标志粉体形状的系数；S—产物的比表面积；，—粉碎开始时的和达到粉碎极限时的比表面积，；l—无定形层的厚度，cm；—比表面自由能，。（10）必须能量储积到一定程度才会发生破碎物体中的各质点皆以一定的能量相联系，外力所做的功如不超过内聚能量，物体是不会发生破坏的。H.E.罗斯的研究指出：“除非足够的能量密度给予粒子，不可能发生破碎”。设 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页为物料的表面积增量，E为重机物料的能量，M为物料的质量，则：(1-34)此处的K为与粒度有关的系数，n为有能量密度（E/M）有关的指数。脆性物料的裂缝扩展迅速，所需能量只能由所储形变能提供。根据A.A.格里弗斯学说，裂缝失稳扩展的条件是：(1-35)从而可知，必须能量储积到一定程度才会发生破碎。但三种功耗学说的公式，都未反映此情况。而三个连续性的方程式中却表示出，当外功稍大于零，就会相应地产生较1稍大的破碎比。这显然不合理，也是亟待修正的。（11）其它破碎理论1979年K．Tkavova首次从热力学的角度研究粉碎系统的内能、熵、自由焓等参数的变化规律及与粉碎能耗之间的关系。认为粉碎是一个不可逆的热力学过程，并把该过程作为一个物理化学过程来研究，以此为基础建立了热力学能量平衡方程式：(1-36)式中：—被粉碎物料能的增加量，J；—粉碎介质内能的增加量，J；Q—总的热损失，J。1985年加巴洛夫从结构化学的角度研究了粉碎能耗问题。他认为：如果物质的两个原子相互作用力是f，原子间的距离为r时，它的粉碎功为。当表面暴露时，形成新表面的功是克服每组m原子与每组n原子相互作用的功,即：(1-37)式中：—形成新生表面积所需的功，J；—构成i组原子的数量；—构成j组原子的数量；—原子间相互作用距离，m；—原子间相互作用力，N；r—原子间的距离，m。1.1.3破碎理论存在的不足及发展前景 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页三个著名的粉碎功耗学说在长期的工业实践中起着重要的指导作用，但他们各有侧重。P.R.VonRittinger理论注重物料破碎后的新生表面积；B.д.吉尔皮切夫和F.Kick理论关注的是物料受外力作用而发生变形的程度；F.C.Bond理论则重点研究物料受力后裂纹的形成条件和裂纹的扩展规律。每个理论都有各自的适用范围，从这个角度讲，他们都具有一定的片面性。B.д.吉尔皮切夫和F.Kick理论所建立的功耗数学模型过于简单，不能全面反映物料粉碎的实际情况，得到的结果不够准确。F.C.Bond理论建立的功耗数学模型来自于试验数据的提炼与总结，在一定条件下物料粉碎的能耗与产品粒度之间的关系符合实际情况。但在功耗数学模型建立过程中没有考虑输入能量的耗散，即被粉碎物料在吸收能量的同时也以特定的方式(如热辐射、红外辐射、声发射等)输出能量；以及物料受外部环境的影响而造成内在理化性能的变化。这使得F.C.Bond理论的适用范围受到极大的限制。物料颗粒的大小对粉碎所需的能量是不相同的。事实表明，物料的颗粒越小，其强度就越高，粉碎就越困难，就需要消耗更多的能量。这一点，在三大破碎理论所建立的功耗数学模型中均未反映。这样三大破碎理论使用的准确性大打折扣。物料粉碎的细度是有限的，不可能无限地粉碎下去。这和三大破碎理论所建立的功耗数学模型有出入，他们在模型中均没有提出粉碎下限的概念，而且认为粉碎所消耗的能量与物料粒度的变化呈连续变化关系。即能量的微量增量将引起物料粉碎的微量增量。换言之，认为只要输入一点能量就可引起一点破碎，而实际上输入能量必须达到克服物料内聚力的程度，才可能发生破碎。总之，破碎理论经过100多年的发展与完善，在粉碎领域起着重要的指导作用。随技术的发展传统破碎理论的缺陷与不足日显突出，在许多领域已不能起到指导作用。为此，寻求更合理、更准确、更能反映实际粉碎状态的破碎理论已迫在眉睫。破碎理论要求客观、准确地全面反映物料粉碎的过程，而物料的粉碎过程是一个十分复杂的物理化学过程。物料在变形、破碎过程中始终不断与外界交换着物质和能量。就自然界中的岩石而言，不仅承受着外载产生的机械能，还可能受到热能、辐射能等的影响，这些能量作用于岩石又会导致岩石发生热辐射、红外辐射、声发射等能量输出；同时，空气、水分、化学腐蚀等还导致岩石与环境之间存在物质交换j 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页。因此，在考察物料的变形、破碎时，所研究的并非是一个孤立系统或封闭系统，而是一个开放系统，这就需要采用非平衡热力学的研究方法。在外力作用下，随着物料变形程度的变化，外载机械能和热能不断转化为物料的内能，从而使物料的内能升高，偏离初始平衡状态。在特定的外载条件下，外载提供的机械能、热能等能量与物料的内能达到一种动态平衡，物料将处于某一定态。对于不同的外载条件，物料所处定态的内能也不相同。一般来说，物料内能将随外力的增大而升高。因此，这种定态相对于初始平衡态是不稳定的。但在外力不是很大的情况下，物料所处定态偏离平衡态不是很远，属于线性非平衡区，称为亚稳定态，而将初始平衡态称为稳定态。在亚稳定态，微缺陷的形成可能出现在物料中任意位置，呈无序分布。而且微缺陷的尺寸、数量均处于较低规模。在这一状态下，外力所做的功主要以弹性势能的形式储存在物料内部，导致物料向具有较高内能的临界态发展，同时也有部分弹性势能释放引起温度变化、电磁辐射、声发射等能量耗散。因此，物料在宏观上表现为能量耗散的特点一。。。为此，我们应该引入耗散结构理论，来针对物料粉碎过程中的耗散特征进行内在规律的分析与研究。当外力比较大时，物料偏离平衡态较远，属于非线性非平衡区，此时的定态变得极不稳定。特别是在某一临界态，物料将向另一种新的定态突变，这种转化则对应于物料的失稳破坏。在临界态，微缺陷的形成表现出一定规律，主要集中分布在某些区域，具有一定的自组织性，从而诱发宏观裂纹的产生，物料状态失稳向另一状态发展，最终形成破裂后的某种新的稳定态。这就是由稳态到突变再到稳态的螺旋式循环过程。我们要研究该过程的本质，揭示螺旋式循环过程的定量关系，是建立破碎理论构架的基础。运用突变理论所提供的研究方法是实现这一目标的关键途径。可见，物料变形、破碎过程十分复杂，它不是一个孤立系统，而是一个与外界有物质和能量交换的开放系统。也是一个由稳态一渐变一突变的螺旋式演变过程，同时伴随声、热等能量的耗散。要完整、系统地建立物料粉碎功耗方程，需要多学科的理论做基础。在多学科交叉融合的前提下，来建立功耗方程才可能更完善和全面，才能揭示物料粉碎这一复杂系统的内在演变机理。1.2破碎机械简介1.2.1颚式破碎机颚式破碎机是利用两颚板对物料的挤压和弯曲作用，粗碎或中碎各种硬度物料的破碎机械。其破碎机构由固定颚板和可动颚板组成，当两颚板靠近时物料即被破碎，当两颚板离开时小于排料口的料块由底部排出。它的破碎动作是间歇进行的。这种破碎机因有结构简单、工作可靠和能破碎坚硬物料等优点而被广泛应用于选矿、建筑材料、硅酸盐和陶瓷等工业部门。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页　　到二十20世纪80年代，每小时破碎800吨物料的大型颚式破碎机的给料粒度已达1800毫米左右。常用的颚式破碎机有双肘板的和单肘板的两种。前者在工作时动颚只作简单的圆弧摆动，故又称简单摆动颚式破碎机；后者在作圆弧摆动的同时还作上下运动，故又称复杂摆动颚式破碎机。鄂式破碎机广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化学工业等众多部门，破碎抗压强度不超过320兆帕的各种物料。　　单肘板式鄂式破碎机动颚板的上下运动有促进排料的作用，而且其上部的水平行程大于下部，易于破碎大块物料，故其破碎效率高于双肘板式。它的缺点是颚板磨损较快，以及物料会有过粉碎现象而使能耗增高。为了保护机器的重要部件不因过载而受到损坏，常将形状简单、尺寸较小的肘板设计为薄弱环节，使它在机器超载时首先发生变形或断裂。　　另外，为满足不同排料粒度的要求和补偿颚板的磨损，还增设了排料口调整装置，通常是在肘板座与后机架之间加放调整垫片或楔铁。但为了避免因更换断损零件而影响生产，也可采用液压装置来实现保险和调整。有的颚式破碎机还直接采用液压传动来驱动动颚板，以完成物料的破碎动作。这两类采用液压传动装置的颚式破碎机，常统称为液压颚式破碎机。1.2.2旋回式破碎机旋回式破碎机是利用破碎锥在壳体内锥腔中的旋回运动，对物料产生挤压、劈裂和弯曲作用，粗碎各种硬度的矿石或岩石的大型破碎机械。装有破碎锥的主轴的上端支承在横梁中部的衬套内，其下端则置于轴套的偏心孔中。轴套转动时，破碎锥绕机器中心线作偏心旋回运动它的破碎动作是连续进行的，故工作效率高于颚式破碎机。到70年代初期，大型旋回破碎机每小时已能处理物料5000吨，最大给料直径可达2000毫米。　　旋回破碎机用两种方式实现排料口的调整和过载保险：一是采用机械方式，其主轴上端有调整螺母，旋转调整螺帽，破碎锥即可下降或上升，使排料口随之变大或变小，超载时，靠切断传动皮带轮上的保险销以实现保险；第二种是采用液压方式的液压旋回破碎机，其主轴坐落在液压缸内的柱塞上，改变柱塞下的液压油体积就可以改变破碎锥的上下位置，从而改变排料口的大小。超载时，主轴向下的压力增大，迫使柱塞下的液压油进入液压传动系统中的蓄能器，使破碎锥随之下降以增大排料口，排出随物料进入破碎腔的非破碎物(铁器、木块等)以实现保险。1.2.3圆锥式破碎机圆锥式破碎机的工作原理与旋回破碎机相同，但仅适用于中碎或细碎作业的破碎机械。中、细碎作业的排料粒度的均匀性一般比粗碎作业要求的高，因此，在破碎腔的下部须设置一段平行区，同时，还须加快破碎锥的旋回速度，以便物料在平行区内受到一次以上的挤压。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页　　中细碎作业的破碎比较粗碎作业的大，故其破碎后的松散体积就有较大的增加。为防止破碎腔可能因此引起阻塞，在不增大排料口以保证所需的排料粒度的前提下，必须通过增大破碎锥下部的直径来增大总的排料截面。　　圆锥破碎机的排料口较小，混入给料中的非破碎物更易导致事故，且因中、细碎作业对排料粒度要求严格，必须在衬板磨损后及时调整排料口，因而圆锥破碎机的保险和调整装置较之粗碎作业更为必要。　　西蒙式弹簧保险圆锥破碎机超载时，锥形壳体迫使弹簧压缩而使其自身升高，以便增大排料口，排出非破碎物。排料口的调整靠调整套来进行，转动固装着壳体的调整套即可借助其外圆上的螺纹来带动壳体上升或下降，以改变排料口的大小。液压圆锥破碎机的保险和调整方式与液压旋回破碎机的相同。1.2.4辊式破碎机辊式破碎机是利用辊面的摩擦力将物料咬入破碎区，使之承受挤压或劈裂而破碎的机械。当用于粗碎或需要增大破碎比时，常在辊面上做出牙齿或沟槽以增大劈裂作用。辊式破碎机通常按辊子的数量分为单辊、双辊和多辊破碎机，适于粗碎、中碎或细碎煤炭、石灰石、水泥熟料和长石等中硬以下的物料。1.2.5反击式破碎机反击式破碎机是利用板锤的高速冲击和反击板的回弹作用，使物料受到反复冲击而破碎的机械。板锤固装在高速旋转的转子上，并沿着破碎腔按不同角度布置若干块反击板。　　物料进入板锤的作用区时先受到板锤的第一次冲击而初次破碎，并同时获得动能，高速冲向反击板。物料与反击板碰撞再次破碎后，被弹回到板锤的作用区，重新受到板锤的冲击。如此反复进行，直到被破碎成所需的粒度而排出机外。与锤式破碎机相比，反击式破碎机的破碎比更大，并能更充分地利用整个转子的高速冲击能量。但由于板锤极易磨损，它在硬物料破碎的应用上也受到限制，通常用来粗碎、中碎或细碎石灰石、煤、电石、石英、白云石、硫化铁矿石、石膏和化工原料等中硬以下的脆性物料。1.3锤式破碎机简介1.3.1概述锤式破碎机介绍：锤式破碎机是冶金，建材，化工和水电等工业部门中细碎石灰石，煤或其它中等硬度以下脆性物料的主要设备之一，具有破碎比大，生产能力高，产品粒度均匀等特点。一段锤式破碎机可将入料粒度为1100mm的物料一次破碎到20mm以下，因而可将传统的两段或三段破碎改为一段破碎，简化工艺流程，节省设备投资，降低消耗及其它生产费用。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页（1）锤式破碎机的工作原理锤式破碎机的主要工作部件为带有锤子（又称锤头）的转子。转子由主轴、圆盘、销轴和锤子组成。电动机带动转子在破碎腔内高速旋转。物料自上部给料口给入机内，受高速运动的锤子的打击、冲击、剪切、研磨作用而粉碎。在转子下部，设有筛板、粉碎物料中小于筛孔尺寸的粒级通过筛板排出，大于筛孔尺寸的粗粒级阻留在筛板上继续受到锤子的打击和研磨，最后通过筛板排出机外。（2）锤式破碎机结构与应用锤式破碎机结构先进，性能可靠，工作平衡，能耗低。锤式破碎机可分可逆式和不可逆式两种，可逆式的转子可以逆转，一般用于细碎，不可逆式的转子不可逆转，一般用于中碎。一段锤式破碎机为不可逆式。锤式破碎机适用于破碎各种脆性材料的矿物。被破碎物料为煤、盐、白亚、石膏、明矾、砖、瓦、石灰石等。其物料的抗压强度不超过100兆帕，湿度不大于15%。（3）锤式破碎机主要用途锤式破碎机用于破碎各种中硬且磨蚀性弱的物料。其物料的抗压强度不超过100MPa，含水率小于15%。被破碎物料为煤、盐、白堊、石膏、砖瓦、石灰石等。还用于破碎纤维结构、弹性和韧性较强的碎木头、纸张或破碎石棉水泥的废料以回收石棉纤维等等。锤式破碎机的主要工作部件为带有锤子（又称锤头）的转子。转子由主轴、圆盘、销轴和锤子组成。电动机带动转子在破碎腔内高速旋转。物料自上部给料口给入机内，受高速运动的锤子的打击、冲击、剪切、研磨作用而粉碎。在转子下部，设有筛板、粉碎物料中小于筛孔尺寸的粒级通过筛板排出，大于筛孔尺寸的粗粒级阻留在筛板上继续受到锤子的打击和研磨，最后通过筛板排出机外。1.3.2锤式破碎机分类（1）环锤式破碎机环锤式破碎机是一种带有环锤的冲击转子式破碎机。环锤不仅能随转子旋转，还能饶锤销轴自转。物料进入破碎机后，在破碎腔内受到随转子高速旋转的环锤的冲击而破碎，被破碎的物料同时从环锤处获得动能，高速度地冲向破碎板，受到二次破碎，然后落到筛板上，受环锤的剪切、挤压、研磨以及物料与物料之间的相互碰撞作用，物料得到进一步的破碎，并通过筛孔排出机外。不能破碎的杂物则由环锤推入金属收集器，由操作人员定期清除。出料粒度的调节，是通过更换不同规格的筛板来实现的。转子与筛板之间的间隙，可根据需要通过调节机构进行调节。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页环锤式破碎机目前分重型及轻型两种，环锤式碎煤机（轻型环锤式破碎机）适用于莫氏硬度二级物料的破碎，使用碎煤环锤。环锤式碎石机（重型环锤式破碎机）适用于莫氏硬度五级以下的脆性物料的泼岁，使用碎石环锤。碎石环锤质量大于碎煤环锤的质量，从而提高环锤的冲击力，达到破碎矿石的目的。（2）PC系列单转子锤式破碎机PC系列单转子锤式破碎机是破碎物料设备。本机经高速转动的锤体与物料碰撞而破碎物料，可作干、湿两种形势破碎，广泛用于矿山、冶金、建材、火力发电、耐火材料、采石等工业部门，用以对石灰石、铝矿石、媒、焦炭、油母页岩、白垩、石膏等物料进行中碎、细碎。（3）PCD系列反击型锤式破碎机此破碎机具有结构简单，破碎比大，生产效率高等特点，经高速转动的锤体与物料碰撞面破碎物料，可作干、湿两种形式破碎，适用于矿山、煤炭、冶金、建材、公路、水泥、燃化等部门对中等硬度及脆性物料进行细碎。该设备可根据用户要求调整蓖条间隙，改变出料粒度，以满足不同用户的不同需求。（4）PC锤式破碎机本产品经高速转动的锤体与物料碰撞面破碎物料，它具有结构简单，破碎比大，生产效率高等特点，可作干、湿两种形式破碎，适用于矿山、水泥、煤炭、冶金、建材、公路、燃化等部门对中等硬度及脆性物料进行细碎。该设备可根据用户要求调整蓖条间隙，改变出料粒度，以满足不同用户的不同需求。用途：主要用于水泥、选煤、发电及建材等，适应破碎中等硬度和脆性物料，如石灰石、煤等。最大抗压强度不超过1500kg/cm2.（5）PCH型环锤式破碎机环锤式破碎机是一种带有环锤的冲击转子式破碎机，物料进入破碎机后，首先受到随转子高速旋转的环锤的冲击作用而破碎，被破碎的物料同时从环锤外获得动能，高速度地冲向破碎板。受到第二次破碎，然后落到筛板上，受到环锤的剪切、挤压、研磨以及物料与物料之间的相互作用进一步破碎，并透地筛孔排出。不能破碎的杂物则进入金属收集器，定期清除。PCH型环锤式碎石机，最适用于破碎各种脆性物料，如煤、媒矿石、焦炭、炉渣。红砂岩、页岩、疏松石灰石等。物料的抗压强度不超过100Mpa，表面水分不大于15%。（6）反击锤式破碎机 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页本实用新型涉及一种属于一般破碎机技术领域的反击锤式破碎机。它主要由传动轴、转子、击打锤、半圆上护板、下筛板、进料口组成，在半圆上护板内壁上设有横断面为梯形的反击板。本实用新型是同时利用作用力与反作用力做功而击碎石料，因此其工作效率非常高，单时产量提高25％，节电50％。同时它还解决了进料口向外飞料的难题，本实用新型特别适合作为高速公路配料的厂商的使用设备。（7）单段锤式破碎机单段锤式破碎机用于破碎一般性的脆性矿山，如石灰石、泥质粉砂岩、页岩、石膏和煤等，也适合破碎石灰石和粘土质的混合料。单段锤式破碎机的特点是破碎比大，可将大块原矿石一次破碎到符合入磨粒度，与传统的两段破碎系统相比，可节省一次性投资45%，矿石破碎成本降低约40%。操作简单，维修方便，减轻了工人的劳动强度。与同类单转子单段破碎设备相比，2PCF-2022单段锤式破碎机更适合破碎较粘物料,可消除堵塞沾附之患，工作安全可靠，电耗低，锤头、篦等易损件使用寿命较长。破碎机的出料粒度可以根据用户的要求设计，其最大出料粒度可放宽到≤100毫米，生产能力和所需功率取决于矿石的物理性质和进、出料粒度。（8）PFCM可逆双反击锤式破碎机PFCM系列可逆双反击锤式破碎机是一种新型破碎设备，可逆双反击锤式破碎机主要是靠冲击作用来破碎物料．破碎过程大体是这样的：落下的物料进入破碎机后，遇到高速旋转的锤头；中击而被打击到破碎机进口处的可调耐磨齿板上，进行首次破碎，破碎后颗粒基本相同的物料均匀的进入主破碎腔内，进行二次主破碎，在主破碎腔内已被均化的物料颗粒从锤头再次获得动能．高速冲向反击腔内部的锯齿形衬板上，经过锯齿衬板的向上反弹，再次被锤头破碎，与此同时物料还受到彼此间的撞击而破碎，如此反复循环．在反击腔内多次破碎，最后被破碎的物料从出料口排出，细碎了的物料即为产品。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页该机主要由破碎机主机、电动机、液力偶合器，液压站，减震系统等组成。结构上采用了大转子、短销轴、组合式锤头、上下同步调节装置，并且在机体进口处添加了耐磨齿板，具有打击力度大，操作维修方便，易损件使用寿命长等优点。另外，取消了老式破碎机下的篦条，对物料水份适应性增强，排料畅通，破碎细度调节范围大。破碎机主轴由优质合金锻造钢制造，该材质及热处理技术数十年来，在大段面轴类零件应用中是非常成熟的。锤头是组合的，从而节约了许多耐磨合金材料，降低了生产成本。锤头连接处带有加强筋，打击端宽度加宽，增加了锤头强度，改变了原有机型掉锤头的现象，大大提高了安全性和锤头使用寿命。同时锤头是按螺旋线排列的．这对降低风量和防堵是非常有利的。主机和电动机通过液力偶合器连接．能够缩短电机起动时间，减少起动过程中的平均电流，防止动力过载。轴承处润滑直接由液压站供应，无需人工供给，降低工人劳动强度。（9）密封锤式破碎机本产品是在总结汲取国外制样设备先进技术的基础上，依据GB474《煤样的制备方法》和GB/T18666《商品煤质量抽查和验收方法》等标准的相关要求，在原PZC型基础上改进完善的新型环锤式破碎设备。广泛用于煤炭、电力、冶金、化工、地质、科研等部门。全密封设计，无粉尘污染，符合环保要求。破碎工作腔为ZG45精密铸造，耐磨耐用，有效防止样品污染和过热。全宽度高锰钢锤头，对物料进行全断面破碎，工作腔不堵塞，无死角存样现象。破碎比大，出料粒度均匀，制样效率高。适应水分含量大的料样，不堵塞，不损失料样水分。操作、清扫、维护均十分方便。运转平稳，噪音低，底部有脚轮，移动方便。一切传动部件均有防护设施，符合安全生产要求。1.4国内目前几种较具代表性的破碎机械1.4.1颚式破碎机（1）新型颚式破碎机80年代以来，我国颚式破碎机的研制与改进取得了一定成果。如我国破碎专家王宏勋教授和他的学生丁培洪硕士引用了“动态啮角”的概念，开发GXPE系列深腔颚式破碎机，当时在国内引起一定的轰动。该机与同种规格破碎机相比，在相同工况条件下，处理能力可提高20%～25％，齿板寿命可提高1～2倍。该机采用负支撑零悬挂，具有双曲面腔型。　　第二代GXPE250×400负支撑在第一代的基础上进行了全面改进，增大了破碎比，降低了产品粒度，最大给料粒度为220mm，小时产量为5～16t，排料口调整范围为10～40mm，给料抗压强度小于300MPa。　　北京矿冶研究总院林运亮等人与上海多灵－沃森机械设备有限公司合作开发了PED低矮可拆式颚式破碎机。该机是一种适于井下作业特殊条件下的新型颚式破碎机。机械本身高度低，动颚位置低，固定颚位于动颚和偏心轴之间。　　多灵－沃森机械设备有限公司的戎吉华高级工程师集多年实践经验，设计了目前国内最大的1200×1500复摆颚式破碎机。（2）　颚辊破碎机　　将高效节能的鄂式破碎机和对辊破碎机有机的结合在一起，研制出了颚辊破碎机。该设备采用单电机或柴(汽)油机驱动。当 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页整机放在拖车上被牵引拖动时，便成为移动式颚辊破碎机。颚辊破碎机的工作原理是：电机或柴(汽)油机驱动下部对辊破碎机主动辊部，主动辊部经过桥式齿轮带动被动辊部反向运转。同时，主动辊部另一端经胶带传动带动上部颚式破碎机工作。通过调整对辊破碎机的安全调整装置，调整两辊间的间隙，可得到最终要求的粒度。颚辊破碎机具有破碎比大(i＝15～16）、高效节能、体积小、重量轻、驱动方式多样和移动灵活、可整机也可分开单独使用等特点。特别适于深山区中小型矿山和建筑工地材料的破碎，也可作为“移动式选厂”的配套破碎系统。（3）　大传动角颚辊破碎机　　一种大传动角颚辊破碎机克服了复摆颚辊破碎机的抬矿、机体高、主轴承受力大等缺点，它具有如下优点：用较小的偏心距能得到较大的水平行程，因而可降低能耗，动颚与给料口方向一致，从而排出复摆颚辊破碎机的抬矿作用。肘板置于动颚给料口后部，使机器高度降低，适于井下移动式破碎机上。原上海建材工业学院利用“固定容积”原理，推导出有独特见解的修正高斯曲线方程，利用该方程设计出新一代的PEX－150×750－A型细碎颚式破碎机，该设备的破碎腔为“直线-外旋轮线-修正高斯曲线”型高深式破碎腔。该机与国内同类产品相比，具有运转平稳、破碎比大、产量高(提高20%左右)、噪音小、运行费用低等特点。该产品已获得的国家专利，主要用于水泥、选矿、冶金、陶瓷、化工等行业各种磨机的预粉碎(细碎)（4）　双动颚式破碎机　　沈阳黄金学院与辽宁红透山机械厂联合研制的SEP－25型双动颚式破碎机，其破碎比可达12，与同规格旧型颚式破碎机对比，生产能力提高60%～100％，电耗降低30％～50％。北京矿冶研究总院也生产双动颚式破碎机。（5）　双腔颚式破碎机　　另一种双腔颚式破碎机具有两个破碎腔，可在双工作行程状态下运行，不存在空行程的能量消耗，因而大大提高了处理矿量，单位功率大幅度降低，金属消耗也明显下降。1.4.2单齿辊破碎机针对用于粉碎煤的单齿轮破碎机存在效率低、结构复杂、受力不均匀等缺点，华北工学院开发了新一一代O915mm单齿辊破碎机。这种破碎机有两种结构型式：第一种结构型式将原来的拉力弹簧改为推力弹簧，弹簧弹力为490kN，拉杆铰接在颚板上，两端带有M100×4 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页螺纹，分别装有两个旋紧螺母：左端螺母用于调整颚板位置，即出料口间隙，右端螺母用于调整弹簧弹力。拉杆插在装于机体上的支座上，支座孔为上下可调的长方形，用以调整产品的粒度。这种结构降低了机体高度，缩短了拉杆长度，使结构更为紧凑。第二种结构利用颚式破碎机的楔形调整机构和双辊破碎机的主动辊轴相结合，吸收了两者的优点，如：进料口大，辊子表面可装有不同尺寸的破碎齿板，颚板上镶有可更换的耐磨衬板，出料口大小可通过推力板上的长方形螺孔调整。与同规格的颚式破碎机或双辊破碎机相比，这类设备的破碎能力可增大几倍，效率可提高3O％。现已调试出F915×1000单齿辊破碎机，生产能力达140t／h，最大进料口尺寸为500mm，出料粒度为5O～100mm，产品粒度比较均匀；同时，由于这种结构的破碎机有预碎和破碎两个区域，破碎后的物料受齿辊拨动而被强制排出机体外，所以更适用于处理较粘的潮湿物料。1.4.3回转式破碎机（1）回转式破碎机回转式破碎机最早见于2O世纪6O年代的联邦德国，由于国外大型矿山要求大型机械，刚刚问世的回转破碎机没有得到发展。8O年代初期，由于中小型矿山的迅速发展，国内有些研究工作者开始对回转破碎机进行进一步的研制。破碎设备的好坏主要是取决于破碎腔的设计，破碎腔能够体现设备的生产能力、功耗、钢耗及破碎产品质量等重要性能指标。回转式破碎机主要由回转辊、悬挂装置、保险装置、调整机构、拉紧装置、转动系统及机架组成，其破碎腔由固定凹面破碎板和破碎回转辊组成。物料的破碎是通过回转辊的偏心运转来完成的，其破碎腔啮角具有静态和动态变化功能。该机破碎腔的啮角是自上而下逐渐减小的，这可有效地防止排料口堵塞，使排料顺畅，并可实现高频破碎，且破碎过程又是渐进的。因此，破碎功率高、能量集中、磨损小。PH型回转式破碎机的破碎作用发生于破碎回转辊偏心位置附近，破碎腔中的物料由上至下依次被破碎。物料的破碎主要靠挤压、劈裂、弯曲、磨削等作用。当偏心转离破碎腔时，巳被破碎的合格物料由排料口排出。排料过程，一是靠重力自然排料，二是靠“强制排料”。破碎辊可相对于偏心轴自由回转，根据作用力矩的大小和方向，辊筒有正转(与偏心轴旋转相同)、不转和反转3种状态，转速也有快慢之分，这样可有效地使破碎辊面磨损均匀。回转式破碎机具有变啮角、高密度破碎、依次渐进破碎、高频破碎和强制排料等特点E。（2）双腔回转式破碎机为更好地发挥回转破碎机的作用，将PH破碎机的辅助破碎腔改成与主破碎腔对称形式，这就是双腔回转破碎机。中南工业大学张智铁 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页教授的回转破碎机自称为变啮角回转颚式破碎机，认为是复摆颚式破碎机的变形，以代替复摆颚式破碎机。正式提出双腔回转式是北京市京海鹰矿山工程设备公司徐正一等人，是对偏心回转辊式破碎机进一步发展，可用来取代现行的细碎或超细碎颚式破碎机和中小规格圆锥破碎机。双腔回转式破碎机有以下优点：(1)破碎回转辊筒呈正反摆转，使物料的破碎更加有效；(2)对称副腔的增设，使破碎过程的空行程缩短，产量约增加30％～40％，PSH系列双腔回转破碎机由于破碎辊采用了高强度耐磨焊层，可以破碎抗压强度为600MPa以上的物料，对AlzO。含量为87．5％的耐火材料，可以很容易破碎。北京市京海鹰矿山工程设备公司生产的五鹰牌PSH系列双腔一。回转破碎机，与同规格的颚式破碎机相比，该机的生产能力提高近1倍，能耗降低4o钢耗降低50%以上破碎产品粒度分布均匀，颗粒尺寸严格，粒形呈立方状≯使其在矿山加工和建筑石料破碎等方面展现出良好的应用前景。另外,PSH回转式破碎机工作时振动小，可平稳工作，空载噪音与颚式破碎机相比降低30。提高近1倍，能耗降低40％，钢耗降低50％以上，破碎产品粒度分布均匀，颗粒尺寸严格，粒形呈立方状，使其在矿山加工和建筑石料破碎等方面展现出良好的应用前景。另外，PSH回转式破碎机工作时振动小，可平稳工作，空载噪音与颚式破碎机相比降低3O。五鹰牌PSH双腔回转破碎机的E型机是组合机型。最大的特点是在人料100mm的情况下，产品可根据用户需要在5mm至100目，甚至更细的粒度中调整。该机投放市场5年来，不但在国内创下了良好的市场信誉，并已开始向东南亚、非洲出口。1.4.4冲击式破碎机冲击式破碎是物料在极短时间内获得巨大的动量，冲击反击或相互碰撞，使起沿自然裂隙、层理面和节理面的脆弱部分破裂。破碎效率高，能耗低，产品粒度均匀，破碎比大，一般10～l5，最高可达40。所以具有其他破碎设备不可取代的优势。天津水泥工业设计院吸收了丹麦Smimth公司机型的特点开发了TIPC和TPC系列的大型锤式破碎机，已经在全国许多水泥厂应用；首钢通用机械厂引进0&K公司锤式破碎机技术，制造的锤式破碎机有6个规格；上海建设路桥建设有限公司、多灵沃森机械设备有限公司、朝阳重型机器厂、南京水泥工业设计院等企业设计开发了反击锤式破碎机，它综合了反击式锤式破碎机、锤式破碎机的优点，破碎效果好，能量利用率高；上海建设路桥建设有限公司在吸收德国KHD公司反击破碎机优点的基础上，设计推出了硬岩反击破碎机，使反击破碎机的使用范围更宽了。这些企业的冲击式破碎机基本代表了我国的现状和技术水平。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页2总体设计2．1破碎机工作原理与结构特征2.1.1工作原理PCM400型锤式破碎机，安装在桥式转载机主体和机尾部之间。转载机输送煤炭通过破碎机，破碎机的破碎轴带动破碎锤头高速旋转，把大块煤冲击破碎成所需的块度。破碎轴的旋转是由电动机、限矩偶合器、减速器传动而实现的。2.1.2结构特征PCM400型锤式破碎机主要由破碎底槽、主架、破碎架、传动装置、锤轴总成、入口左右挡板、润滑系统、液压系统（调高）、喷雾装置等组成。各部件通过螺栓紧固联接，构成破碎机总体。排出粒度使用垫板式调高装置。调高档次为300、250、200、150mm共4档。可根据所需要的煤炭块度，确定安装垫板的件数。主架每侧有3层垫板，减少一层垫板，最大排出煤块度减少50mm。破碎底槽为整体组焊封底溜槽，与转载机机尾部通过哑铃联接，与转载机主体通过螺栓联接。破碎板为80mm厚的高强度耐磨板。两端中板采用特殊过渡结构，保证与转载机中板联接的链道平滑过渡。破碎底槽两侧设拉移耳，可利用拉移装置移动转载机和破碎机。锤轴总成主要由轴、锤体、锤头、固定端轴承座、自由端轴承座、楔键、轴承、密封件及紧固螺栓等组成。轴和锤体用4个楔键联接和定位，锤体为整体铸造成型，锤头为锻造件，冲击面堆焊，二者用特制的防松紧固组件联接。润滑系统主要由SRB-J7Z-5手动润滑泵(启东厂生产)、输油管和接头等组成。组装前输油管内充满通用锂基润滑脂1号（GB7324-1994）。润滑系统喷雾系统在主架和破碎架上各有一个，由方形水管上安装6个喷嘴构成。一端有规格B12.5接头可与井下高压供水（1.5MPa）接通，另一端用堵头堵严，防止漏水,或者如果喷嘴水流不够，可以两端同时接供水管。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页2.2主要设计参数通过能力-------------------------------------------------4000t/h最大输入块度-------------------------------长度不限×1350×1200mm最大排出粒度-----------------------------------300(250、200、150)mm传动型式----------------------------电动机+限矩偶合器+减速器+锤轴电动机型号-------------------------------------------YBSS-400(G)功率-------------------------------------------------400kW电压--------------------------------------------------3300V转速----------------------------------------------1485r/min偶合器型号----------------------------------------650TWVF(福伊特)减速器-------------------------------------------------PW-P1K600传动比-----------------------------------------------------3.5485破碎主轴转速-------------------------------------------402r/min破碎锤头数----------------------------------------------------8破碎锤头冲击速度-----------------------------------------24.1m/s破碎板厚度-------------------------------------------------------------80适用槽宽（内宽）-----------------------------------------1350mm灭尘喷雾型式-------------------------------------外喷雾：出入口各六个喷嘴外形尺寸（长×宽×高）-----------------5045×3871×1900～2050mm机器总重------------------------------------------------------------------------约38.9t2.3电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。选择电动机：型号：YBSS-400（G）额定功率：400kw满载转速：1485r/min电压：3300v2.4液力偶合器的选择液力偶合器在输送机传动系统中安装在电动机与减速器之间。限矩型液力偶合器的结构图如图2-1所示，主要由泵轮、涡轮和外壳三部分组成。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页液力偶合器的泵轮和涡轮具有不同数量的径向平面叶片或曲面叶片，泵轮旋转时，其叶片驱动工作腔中的工作液体运动，使其获得动能，并产生流向外缘的离心压力，工作液体在工作腔的远轴处离开泵轮，进入涡轮，推动涡轮叶片，使涡轮转动，传动力矩，工作液体消耗动能，流向近轴处，再离开涡轮进入泵轮，形成环流。工作液体除绕偶合器轴线进行旋转运动以外，还绕循环圆的中心作旋转运动，故工作液体的绝对运动是螺管状的环流运动。如图中的粗黑箭头所示。图2-1限矩型液力偶合器的主要功能有：（1）改善机器启动性能使电动机轻载启动，启动平稳，启动时间缩短；可利用接近于电动机的最大力矩来启动负载，增大机器的启动力矩来进行重载启动。（2）具有良好的过载保护性能当机器过载时，涡轮转速降低，与泵轮转差增大，部分工作液体进入辅助室，使电动机不过载；当输送机被卡住或持续打量过载时，涡轮被堵转或转速很低，工作轮转差达到或接近最大值（S=1），工作液体内摩擦发热使其温度急剧升高，达到保护赛中的易熔金熔点时，合金熔化，工作液体喷出，偶合器不再传递能量和力矩，机器停止运行，电动机空转，从而保护机器工作部件和电动机不受损坏。（3）缓和工作机构的冲击与振动 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页液力偶合器的泵轮与涡轮非机械连接，由工作液体传递能量和转矩，属于柔性连接，故能减轻输送机构的动应力，降低疲劳程度，延长电动机和工作机构使用寿命。（4）多电动机驱动时均衡负荷在多电机驱动系统中，各液力偶合器型号相同，通过调节各偶合器充液率，电动机机械特性差异造成的负载不均得到一定程度的缓解，各台电动机的负荷分配趋于均衡。根据电动机的转速和转矩选择液力偶合器,所选择的液力偶合器的参数如下:型号:650TWVF输入转速:1500r/min专递功率:260—480Kw过载系数:2—2.5效率:最大输入孔径及长度(mm):210mm最大输出孔径及长度(mm):210mm2.5减速器的设计传动方案确定在圆锥齿轮传动中，支持远锥齿轮传动具有于直尺圆柱齿轮传动相同的缺点，即轮齿沿全齿宽在啮合过程中出现突然接触或分离，从而引起冲击和噪音；此外他的重叠系数也比较小，传动的平稳性较差，承载能力较低，故他不能满足高速，重载传动的要求。为了克服直齿锥齿轮传动的上述缺点，就出现螺旋锥齿轮传动，而圆弧齿锥齿轮传动就为只要类型之一，并广泛应用于煤矿机械，拖拉机和石油化工机械中。远弧齿锥齿轮的圆弧齿是指锥齿轮齿面节线展开后是圆弧曲线。这种锥齿轮是用圆形端铣刀盘切制的。为了保证传动的平稳性，增大重叠系数，常用的螺旋角为35°。该中锥齿轮容易实现磨齿，适用于高精度和高速转动。螺旋锥齿轮的特点和应用（1）由于螺旋锥齿轮的齿线是曲线，在传动过程中至少有两对或两队以上的齿同时接触，重叠系数增大，使传动平稳，减轻了冲击，降低了噪音，同时也提高了承载能力；（2）小齿轮的最小齿数可达到Zmin=5，故可获得较大的传动比，建校传动尺寸；（3）可进行吃面的研磨，以提高精度和光洁度，从而降低噪音，改善接触和提高传动强度；（4）可调整刀盘半径，从而调整齿线曲率以修正接触区；（5）由于齿线螺旋角的存在，螺旋锥齿轮的轴向力和径向力均比直尺锥齿轮大，故轴承受力较大。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页由于以上特点，螺旋锥齿轮常用于圆周速度较高，要求传动平稳和噪音较小的场合。此减速器的传动比为3.564，因为传动比较小，所以采用单级减速器传动。考虑破碎机传递功率、扭矩较大，因此采用弧齿锥齿传动。传动方案如图2-2：图2-2 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页3减速器计算3.1各轴功率、转速、转矩计算输入轴（电动机轴）Ⅰ轴（高速轴）其中：s—液力偶合器的转差率，s=0.96；Ⅱ轴（低速轴）其中：—齿轮的传动效率，=0.97。Ⅲ轮锤轴其中：—联轴器的传动效率，=0.97。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页轴号转速r/min输出功率kW输出转矩N·m传动比i传动效率电机轴14854002572.390.960.9504Ⅰ1425.6380.162446.673.5640.9603Ⅱ400368.768804.1510.9603Ⅲ400354.128454.123.2弧齿锥齿轮设计计算过程及说明计算结果(1)选择齿轮材料查文献[1]表得：小齿轮20CrMnTi渗碳淬火大齿轮20CrMnTi渗碳淬火齿面硬度58-63HRC齿轮的接触疲劳极限试验齿轮的弯曲疲劳极限齿轮材料的密度材料的弹性模量材料的泊松比(2)分度圆直径的初步确定小轮上的计算转矩：主动锥齿轮分度圆直径的选择:根据查文献[1]中图33.1-20和33.1-15分别选的：HRC=60HRC=60 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页和取两者较大值,则(3)螺旋角的选择：取小齿轮为左旋,大齿轮为右旋.(4)齿数及模数的初步选择：根据,查文献[1]中图33.1-20和表33.1-5得圆整到整数查文献[1]中表33.1-7将模数圆整到标准(4)变位系数:由文献[1]中图33.1-28得切向变位系数：切向系数齿顶高系数顶隙系数齿宽bb=0.3R和中小者法向压力角工作齿高轴交角(5)几何尺寸计算：大端分度圆直径：b=85mm 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页分度锥角：大端锥距:大端齿距：大齿轮顶高：小齿轮齿顶高：齿顶系数：全齿高：齿根高：齿根角：顶锥角：R=285.01mmp=28.27mm 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页根锥角：顶圆直径：冠顶距：=271.63mm=72.25mm大端理论弧齿厚：=10.03mm（6）强度校核按格里森法校核弧齿锥齿轮的强度接触强度校核式中工况系数动载系数按文献[1]图33.1-51,考虑齿轮精度较低.查图时,圆周速度V为mmV=11.42m/s 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页载荷分布系数,查文献[1]中表33.1-74得尺寸系数齿面接触强度集合系数I,由文献[1]中图33.1-49根据两齿轮数用插值法求的.弹性系数由式齿轮接触计算应力计算齿轮的接触疲劳极限应力：式中—两轮材料和热处理相同,故齿轮材料的接触极限应力相同,由文献[1]中表33.1-73查到:—接触计算用的寿命系数小轮的工作循环数查文献[1]中图33.1-52，得—工作硬化系数,因齿数比u<8,切无硬度差,故=1—温度系数取小齿轮的接触疲劳极限应力=1.2I=0.135=1 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页大齿轮的应力循环数查文献[1]中图33.1-52得大齿轮的接触疲劳极限应力校核计算接触极限应力由文献[1]中表33.1-77按失效率低于1/100选取由式：得：故接触强度符合要求按齿根弯曲强度计算计算弯曲应力式中、、、b、与前面相同,弯曲强度尺寸系数,因为,取J—接触强度符合要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页弯曲强度集合系数,由文献[1]中图33.1-53,根据齿数用插值法求的两轮的J值，J=0.280计算弯曲应力计算弯曲疲劳极限应力式中—实验齿轮齿根弯曲疲劳极限应力,由文献[1]中表33.1-76查得—弯曲强度寿命系数因,均大于,所以—温度系数与前面的接触疲劳强度计算相同,因材料.热处理.和寿命系数均相同,故两齿轮的弯曲极限应力也相同.弯曲疲劳极限应力校核计算弯曲应力由文献[1]中表33.1-77按失效率低于1/100选择两齿轮的弯曲强度符合要求（7）弧齿锥齿轮的当量齿轮参数齿宽中心点锥距齿宽中心点分度圆直径中心点端面模数J=0.280两齿轮的弯曲强度符合要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页中心法向模数（8）齿轮精度公差组的选择：影响齿轮传动的三个公差组均选择7级齿坯公差：精度等级7级轴径尺寸公差孔径尺寸公差外径尺寸极限偏差圆锥齿坯轮冠距和顶锥角极限偏差中点法向模数/mm轮冠极限偏差/顶锥角极限偏差/(`)6.270-75+80圆锥齿轮副的法向间隙查文献[1]中表33.1-96，选择最小法向间隙种类为b，则最小法向间隙为，最大法向间隙由文献[1]表33.1-98查得齿厚上偏差为制造误差补偿部分，由表33.1-97查得齿厚公差由表33.1-99查得所以 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页锥齿轮的安装精度偏差类型极限偏差/查表安装距的极限偏差6333.1-100轴间距极限偏差3033.1-1010轴交角极限偏差10033.1-102接插斑点精度等级7级沿齿长方向/%沿齿高方向/%3.3轴的设计3.3.1高速轴（Ⅰ轴）设计计算过程及说明计算结果（1）计算作用在轴上的力小锥齿轮轴的转矩：圆周力Ft、径向力Fr、轴向力Fa的大小如下：（2）确定轴的最小直径选取轴的材料为20CrMnTi，按文献[2]中式8-2 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页初估轴的最小直径，查文献[2]中表8.6，取A=103，得（3）轴的结构设计拟定轴上的装配方案，如3-1图。因小齿轮直径小，因此做成齿轮轴。按轴向定位要求确定各轴的直径和长度轴段1用于安装液力偶合器，其直径应与液力偶合器的孔径相配合。查手册液力偶合器的孔为渐开线花键孔（m=3,z=24且长度为120㎜），所以，长度为。轴段2轴段1右端制出定位轴肩取轴肩高度为h=5㎜,所以轴段2直径。根据减速器与轴承端盖结构确定轴承端盖总长度为48㎜。根据端盖拆装要求取端盖外部与液力偶合器右端距离为30㎜，则。轴段3该轴段安装滚动轴承，为方便装拆轴承内圈,,所以轴由于轴承即受径向力也受轴向力，查，所以暂选轴承型号为32318，d=90mm，其宽度T=67.5mm,外径D=190mm。轴承润滑方式选择:所以选择脂润滑。圆弧齿锥齿传动齿轮的支承形式采用悬臂式支承，为了保证齿轮的支承刚度，通常使轴颈的直径尽可能地等于、最好是大于悬臂长，并使两轴承中心点的距离最小应等于二倍的悬臂长度。悬臂长度是指前轴承中心到小齿轮齿面宽中点的距离。根据前面齿轮的计算，齿宽B=85mm 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页，根据齿轮知，轴离小齿轮齿宽中点的距离为43.5，所以悬臂长度,所以轴段4轴段4左端为轴承轴肩，取轴肩高度h=5mm，齿轮与箱体内壁间隙k取16mm，考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离f=8mm,（4）轴上零件的周向定位滚动轴承与轴的周向定位是采用过盈配合保证的，因此轴段直径尺寸公差取为n6。确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩处的圆角半径见图，轴端倒角取2×45°。（5）绘制轴的弯矩图和扭矩图首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，从手册中查取a值，对于32318型圆锥滚子轴承，查得a46.2mm,因此轴的支承跨距。求轴承反力H水平面，V垂直面弯矩水平面弯矩垂直面垂合成弯矩M扭矩T 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页当量弯矩,取折合系数根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图3-2。从轴的结构图和当矩图中可以看出，C截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。轴的材料为20CrMnTi，调质处理，。由文献[3]表4-8得量弯。则许用应力。轴的计算应力为：根据计算结果要求可知，该轴满足强度要求（6）确校核轴的疲劳强度对于重要的轴，必须按安全系数精确校核轴的疲劳强度。判断危险截面危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面C上最大，而且存在应力集中，所以选轴段三右侧为危险截面。计算危险截面的应力截面右侧弯矩M为截面上的扭矩T为抗弯截面系数轴满足强度要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转剪应力弯曲应力幅==67.08N/mm弯曲平均应力=0扭切应力幅和平均应力确定轴材料机械性能轴的材料为20CrMnTi，调质处理。由文献[2]表4-1查得弯曲疲劳强度σ-1=430N/mm，剪切疲劳强度τ-1=260N/mm。合金钢材料特性系数、。取=0.2，=0.5×=0.1确定综合影响系数、轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据r/d=2/95=0.021，D/d=100/95=1.05,由文献[2]中表8-9插值后可得=2.43，=1.52。尺寸系数、。根据d由文献[2]中表8-12得=0.64，=0.72。表面质量系数、。根据σb=1186N/mm和表面加工方法为精车，查文献[2]中图8-2，得==0.88。由上面结果可得：=0σ-1=430N/mmτ-1=260N/mm=0.2=0.1=2.43，=1.52（轴肩圆角处）=0.64，=0.72==0.88 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页查表4-4中的许用安全系数[S]值[S]=1.8，可知该轴安全。图3-1 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页图3-2 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页3.3.2低速轴（II轴）设计计算过程及说明计算结果（1）计算作用在齿轮上的力各力方向如图4-5所示。（2）初步估算轴的直径选取40Cr号钢作为轴的材料，调质处理由式8-2计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响查文献[2]中表8.6取A=103则（3）轴的结构设计确定轴的结构方案左侧轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位。齿轮和右轴承从右端装入，齿轮左端侧面靠轴肩定位，半联轴器靠轴肩定位。左右轴承均采用轴承端盖。轴的结构如图3-3所示。确定各轴段直径和长度轴段1根据圆整，并由和选择联轴器型号为LX7型弹性柱销联轴器，比联轴器毂孔长度167mm短作为轴段1长度。选择渐开线花键连接，m=5，z=20，大径105mm。轴段2为使半联轴器定位，轴肩高度h=c+(2～3)mm,孔倒c取2mm,,且符合标准密封圈内径。取端盖宽度50mm，端盖外端面与半联轴器右端面30mm 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页轴段3该轴段安装滚动轴承，为方便装拆轴承内圈,,由于轴承即受径向力也受轴向力,根据轴承内径的标准，暂选圆锥滚子轴承32224(GB/T297-94)，其宽度T=58mm。轴承润滑方式选择：，选择脂润滑。考虑轴承脂润滑,取挡油环宽度f=12mm则.轴段5齿轮轴，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，比齿轮轮毂孔长短1-4mm，选用花键连接齿轮与轴，选择渐开线花键Z=27，m=5，花键大径D=140mm；轴段4轴段4取齿轮右端定位轴肩高度h=5mm,则，根据安装的的需要轴环长度。轴段6该轴段安装轴承，因此，。（4）确定轴承及齿轮作用力位置先确定轴承支点位置,查32224轴承,其支点尺寸,因此轴的支撑点到齿轮载荷作用点距离,（5）绘制轴的弯矩图和扭矩图求轴承反力H水平面V垂直面求齿宽中点处弯矩H水平面 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页V垂直面合成弯矩M弯矩图、扭矩图见图3-4。（6)按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩取折合系数=0.6，则齿宽中点处当量弯矩当量弯矩弯矩见图4-5。轴的材料为40Cr，调质处理。由文献[3]表4-8查得σb=1186,则许用应力。由文献[3]式8-4得轴的计算应力为该轴满足强度要求（7）精确校核轴的疲劳强度轴的细部结构设计键槽：齿轮、联轴器与轴周向固定采用渐开线花键连接，按GB/T3478.1-1995，齿轮处的键为：m=5mm,N=27,大径D=140mm。半联轴器处键为：m=5mm,N=20,大径D=105mm。对于重要的轴，必须按安全系数精确校核轴的疲劳强度。①判断危险截面危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面齿轮中点处上最大，而且存在应力集中，所以选此截面为危险截面。σb=1186轴满足强度要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页①计算危险截面的应力截面左侧弯矩M为截面上的扭矩T为抗弯截面系数抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转剪应力弯曲应力幅==24.53N/mm弯曲平均应力=0扭切应力幅和平均应力确定轴材料机械性能轴的材料为40Cr，调质处理。由文献[2]表4-8查，σ-1=430N/mm，τ-1=260N/mm确定综合影响系数轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据r/d=2/122=0.0164，D/d=130/122=1.065,由文献[2]中表8-9插值后可得=2.61，=1.55。配合处综合影响系数、，根据d，，配合由文献[2]中表8.11插值计算得，键槽处有效应力系数，根据由文献[2]中表8.10=0σ-1=430N/mm，τ-1=260N/mm 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页插值计算得尺寸系数、。根据d由文献[2]中表8.12得=0.62，=0.70。表面质量系数、。根据σb=1186N/mm和表面加工方法为精车，查文献[2]中图8-2，得==0.88。材料弯曲、扭转的特性系数、。取=0.2，=0.5×=0.1轴肩处综合应力系数、键槽处综合应力系数、同一截面上如有两个以上的应力集中源，取其中较大的综合影响系数来计算安全系数，故按轴肩处综合影响系数、。由上面结果可得：查表4-4中的许用安全系数[S]值[S]=1.8，可知该轴安全。==0.88(轴肩处)（键槽处） 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页图3-3图3-4 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页3.4键及轴承的设计计算过程及说明计算结果3.4.1Ⅰ轴键、轴承的校核（1）键的校核液力偶合器与Ⅰ轴之间采用渐开线花键联结。渐开线花键压力角，m=3,z=24且长度为120㎜，假设压力在齿侧接触面均匀分布，各齿压力的合力作用在平均直径处，则强度条件是：式中：采用静联结，使用和制造情况：中等；齿面经过热处理，因此取。键满足强度要求键的参数计算30°圆齿根外花键键满足强度要求圆齿根外花键 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页（2）轴承的校核由前面轴的结构设计可知，此处选择圆锥滚子轴承32319，其额定载荷水平支反力，垂直支反力合成支反力 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页轴承的派生轴向力计算轴承所受的轴向载荷因由文献[2]中式10-9，式10-9得计算轴承所受当量动载荷轴承工作时有中等冲击，由文献[2]中表10.6载荷系数因查文献[2]表10.5故因查文献[2]表10.5计算轴承的寿命因，故应按计算，由文献[2]中表10.3取温度系数 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页故轴承按每年工作300天，每天工作16小时，每一年更换一次。所以该轴承满足要求。3.4.2Ⅱ轴键、轴承的校核（1）键的选择及计算齿轮与轴轴向固定采用渐开线花键连结，按GB/T3478.1-1995，齿轮处的键为:，键采用以下公式进行校核：假设压力在齿侧接触面均匀分布，各齿压力的合力作用在平均直径处，则强度条件是：式中：采用静联结，使用和制造情况：中等；齿面经过热处理，因此取-键满足强度要求轴承满足要求键满足强度要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页键的参数计算30°圆齿根外花键与之相配对的内花键参数分度圆直径D=mZ=135mm基圆直径大径基本尺寸大径下偏差0大径公差0.40mmD=135mm 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页渐开线终止圆直径最小值小径基本尺寸小径极限偏差，查表21.2-33得0.40mm基本齿槽宽作用齿槽宽最小值实际齿槽宽最大值实际齿槽宽最小值作用齿槽宽最大值齿根圆弧最小曲率半径齿形裕度联轴器与轴轴向固定采用渐开线花键连结，按GB/T3478.1-1995，齿轮处的键为:键采用以下公式进行校核：假设压力在齿侧接触面均匀分布，各齿压力的合力作用在平均直径处，则强度条件是：式中： 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页采用静联结，使用和制造情况：中等；齿面经过热处理，因此取键的强度满足要求键的参数计算30°圆齿根外花键键的强度满足要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页2）轴承的校核由前面轴的结构设计可知，此处选择圆锥滚子轴承32224，其额定载荷水平支反力垂直支反力合成支反力轴承的派生轴向力计算轴承所受的轴向载荷因由文献[2]中式10-9，式10-9得计算轴承所受当量动载荷轴承工作时有中等冲击，由文献[2]中表10.6载荷系数因查文献[2]表10.5 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页故因查文献[2]表10.5计算轴承的寿命因，故应按计算，由文献[2]中表10.3取温度系数故轴承满足寿命要求轴承满足寿命要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页3.5减速器铸铁箱体设计及附件设计3.5.1箱体设计名称计算结果箱座壁厚箱盖壁厚箱座上部凸缘厚度b15mm箱盖凸缘厚度=12mm轴承旁联接螺栓直径盖与座联接螺栓直径联接螺栓间距轴承端盖连接螺栓直径定位销直径3.5.2减速器附件设计（1）视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6螺钉紧固。（2）油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）油尺：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.（4）通气孔： 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。考虑到选矿和运谷物环境灰尘比较多，用网式通气器。（5）启盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.（6）定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.（7）吊耳与吊钩：在机盖上直接铸出吊耳和吊钩，用以起吊或搬运较重的物体。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页4锤轴设计4.1破碎轴（Ⅲ轴）设计计算过程及说明计算结果破碎轴的基本参数如下：（1）计算作用在锤头上的力假设四个锤头同时工作，且力相等，则，其中d为锤头的直径d=1150mm。此时，作用力相当作用在四个锤头中点处。（2）轴的机构设计参考PCM400型破碎机，此轴左右对称。轴的结构设计如下：①段考虑到联轴器型号LX7型弹性柱销联轴器，同时为紧固联轴器，轴采用1：10的斜度。键的类型：C型平键，65×32×150。，。同时为了固定轴帽，在轴左侧端面上开螺栓孔M20×10。②段考虑到紧固螺母，，③段为便于装配轴承内圈，且符合标准轴承内径查GB/T288-1994,选轴承型号为：调心滚子轴承23260。选择脂润滑。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页①段④段采用迷宫油封，为给轴承定位，，轴肩高度h=2。②段⑤段此段为安装锤头的轴，考虑锤头的宽度。锤头与轴之间采用导向平键连接，类型：A型，80×40×1570。③段螺钉孔直径16。④段（3）确定轴承及齿轮作用力位置⑤段如图4-7所示，先确定轴承支撑点位置，查23260轴承，其质点尺寸a=135mm。因此轴的支撑点到各锤头中点的距离⑥段。⑦段（4）绘制弯矩图和扭矩图⑧段球轴承反力⑨段⑩段求锤头中点处弯矩⑪段⑫段当量弯矩取折合系数=0.6，则齿宽中点处当量弯矩 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页①段轴的材料是40Cr，调质处理。文献[3]表4-8查得σb=1186,则许用应力。轴满足强度要求图4-6 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页图4-74.2轴键、轴承校核计算过程及说明计算结果1）键的校核联轴器与轴轴向固定采用C型平键连接，按GB/T1095-1979，键为:。材料为45号钢，采用静联结方式，冲击载荷。因此查文献[4]中表21.2-2选择许用应力键采用以下公式进行校核： 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页所以键的强度满足要求。锤头与轴轴向B型平键连接，按GB/T1095-1979，键为:。材料为45号钢，采用静联结方式，采用双键成90°布置，冲击载荷。因此查文献[4]中表21.2-2选择许用应力。。键的强度满足要求。2）轴承的校核由前面轴的结构设计可知，此处选择调心滚子轴承23260，其额定载荷支反力由于调心滚子轴承只承受径向载荷，故轴承工作时有中等冲击，由文献[2]中表10.6载荷系数键的强度满足要求键的强度满足要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页计算轴承的寿命因，故应按计算，由文献[2]中表10.3取温度系数故轴承满足要求轴承满足要求 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页5圆弧锥齿轮安装调整5.1　概述　　弧齿锥齿轮传动由于其承载能力高，运转平稳，噪声小而被较广泛地应用于大载荷、高速传动，要求噪声小的场合。弧齿锥齿轮的制造质量很重要，但安装与调整同样也会影响其正常工作。5.2　装配与调整5.2.1　装配前的准备工作　　首先应阅读设计图，了解齿轮副的设计要求、设计参数等，然后应检查和分析标在零件上和任何标签上由制造者提供的加工参数和各类标记，如齿轮的安装距、侧隙、接触区的图样、两个齿轮的装配标记、配对号等。如果齿轮上没有标记，则应从设计要求中获得必需的数据。　　最终检验后，所有的齿轮和齿轮轴应进行检查，保证轮齿面和安装定位面、轴肩、隔套及其它与齿轮安装位置有关的各零件面没有损坏。同时也应检查这些部位有无刻痕、毛剌，若有应仔细将其去掉。5.2.2　安装与调整　　首先，根据制造者提供的安装距将小轮定位（图5-1）。为此应装上未配磨好的调整垫片，测量出安装距，计算出调整垫片的正确尺寸。测量安装距也可用专门的量具测量。然后再按标明的侧隙调整大轮，这一侧隙应在啮合的最紧点测量，可用压表法测。先把小轮固定，防止转动，牢固装上百分表，使百分表触头垂直于轮齿大端最外接近节圆直径的齿面，正反向转动大轮时，百分表上的读数即为侧隙值。图5-1 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页若侧隙值不等于给定值，则可按原来的装配方法进行修正。调整过程中大轮或小轮所需进行的轴向移动量Δt可由下式求得：　　　Δt=Δjn/2tgαsinθ式中　θ——节锥角Δjn——齿轮的侧隙变动量α——压力角　　侧隙修正后，应检查轮齿接触区是否符合规定。检查时先在齿面上均匀地涂一层红油等着色剂、并在低速情况下，在两个方向上转动一对齿轮副几转之后，得到的轮齿接触区应与制造者提供的轮齿接触区相似。一般情况下，轻载时接触区的长度约为齿宽的一半左右，并位于中间靠小端位置，它不应延伸至大、小轮齿的齿顶，在小轮轮齿上应稍微靠近齿顶，而在大轮轮齿上应稍微靠近齿根。一个齿轮上齿与齿之间接触区的形状、位置和强弱的变化标志着装配与制造质量的好坏，但齿轮副的载荷的大小及有无负载对接触区的位置与大小有较大的影响，调整时应注意。5.2.3　轮齿接触区的修正轮齿接触区的形式较多，每种情况的调整方法又有所不同。下面仅就我们在装配调整中遇到的几种接触区形式进行分析。（1）齿顶或齿根接触区　一般是由小轮安装距误差产生的，可用改变其轴向位置的方法进行修正。小顶大根式，即轮齿接触区位于小轮齿面的齿顶和大轮齿面的齿根，这是由小轮安装距不正确引起的，应沿轴问移出小轮，为保证侧隙和接触区也可能需要沿轴向移入大轮（图5-2）。这种情况大轮凸面的接触区靠近小端，凹面接触区应靠近大端，而小轮接触区与大轮的正好相反。图5-2 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页小根大顶式，即轮齿接触区位于小轮齿面齿根和大轮齿面的齿顶，也由小轮安装距误差引起的，应沿轴向移入小轮，同样为保证侧隙和轮齿接触区也可能要沿轴向移出大轮。这种情况大轮轮齿凸面上的接触区应靠近大端，凹面接触区应靠近小端，而小轮上接触区应与大轮的相反（图5-3）。图5-3　　若经以上调整后，仍不能获得正确的轮齿接触区，则壳体，大小齿轮等零件应重新检查，确定修正方法。　（2）顶根接触区（图5-4）　轮齿的一侧面接触区在齿顶，另一侧面的接触区在齿根，且小轮位于正确的安装距上；齿轮副的侧隙也正确，则应该是小轮和（或）大轮的轮齿制造误差，齿轮副应更换。但若齿轮副只在一个方向工作，还可在轴向重新调整定位小轮，修正工作齿面的轮齿接触区，而对另一侧面的接触区可不予考虑。图5-4 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页　（3）大小端接触区（图5-5）　齿轮轮齿一侧面的接触区在小端，另一侧面的接触区在大端，小轮安装距和齿轮副侧隙均正确，这时说明大小齿轮轴线不在一个平面上，有偏置误差。图6所示的仅为右旋小轮并且小轮轴线按图示方向偏置时的接触区形状。当小轮为左旋，且偏置方向不同时，其轮齿接触区的形式又不同。图5-5一般这种接触区不能在装配中修正，应重新检查壳体及大小轮等零件，确定修正的方法。　　（4）小端或大端接触区（图4-6）　大小轮轮齿两侧面的接触区都出现在小端或大端，小轮位于正确的安装距上，齿轮副的侧隙也正确，这是因为两轴的轴交角太大或太小，图示仅是左旋小轮且偏摇按图示方向时的接触区。当小轮为右旋及偏摇方向不同时，轮齿的接触区又有所不同。图5-6 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页　　同样，这种接触区也是无法通过装配修正的，应检查壳体、小轮和大轮等所有零件以确定修正方法。　　获得了良好的侧隙与接触区后，就确定出大、小轮的轴向调整垫片的厚度，加工或配好该垫片后，就可按总装要求装好所有其它零件交检查部门验收。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页6破碎机安装、调整和试运转6.1安装前的准备工作参加安装的工作人员必须熟悉本机的结构、工作原理、安装程序和注意事项，检查各零部件、附件及工具，应完好无损。准备好锂基润滑脂和工具。6.2装配步骤6.2.1在破碎槽体两侧，按不同的排出粒度安装调整垫板（0～3）层；6.2.2在垫板上方安装主架，锤轴总成和破碎架；6.2.3按工作面方向，在主架体一侧安装传动装置；6.2.4在破碎架侧板上安装润滑系统，合理布置润滑油管，将4根油管分别安装在锤轴总成两端的轴承座油管接头处，并与手动润滑泵接通；6.2.5安装左右入口挡板、入口盖板；6.2.6安装出口盖板；6.2.7安装电缆槽；6.2.8安装喷雾装置；6.2.9安装顶部检查维修窗口盖板及其它附属零件。6.2.10安装时注意：①减速器要按规定油质、油量注油；(具体详见PW-P1K600型减速器说明书)②偶合器要按说明书规定注液；(具体详见650TWVF型限矩偶合器说明书)③锤头与锤体安装必须正确，不允许省略任何防松装置；④润滑系统的每根油管，组配前要充满锂基润滑脂1号（GB7324-1994）；6.3试运转6.3.1空运转前必须注意以下事项：①各部位联接件不应有松动现象；②盘动锤轴组件，转动应灵活无卡阻现象；③检查电动机接线，确保锤轴总成的运行方向与转载机的刮板链运行方向一致。5.3.2空负载运转2小时，应无不正常噪音，无明显振动，各轴承处温升不超过30℃，油封处无渗漏现象。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页7使用与保养7.1破碎机必须在无负载下启动，首先启动破碎机，然后启动转载机。7.2每天检查锤头与锤体的联接，在工作时不允许有松动或丢失现象；定时检查轴承温度，不允许在高于120℃情况下工作，温度高于80℃时检修轴承等部位；用SRB-J7Z-5手动润滑泵给轴承（以下简称手动润滑泵）注油，步骤如下：a、注油前先观察手动润滑泵油位指示杆是否降到下油位刻度，如果是则需要使用SJB-60型手动加油泵向手动润滑泵下部的润滑脂补给口补充润滑脂，直到指示杆到达上油位刻度；旋开手动润滑泵下方的放气塞，摇动手柄3-4次排气，至放气塞排出润滑脂为止，再旋紧放气塞。b、然后全行程摇动手柄4-5次（全行程循环一次注油量为7ml）；将换向阀置于另一位置，再全行程摇动手柄4-5次，对另一管路进行注油。c、将手柄推回到初始位置。注：此过程需每天进行一次。注油时要注意观察油位指示杆是否下降，若指示杆位置下降则表示注油成功，否则注油失败，需及时检查和排除故障，具体过程请见手动润滑泵使用维护说明书或咨询供货商。下图为SRB-J7Z-5手动润滑泵工作原理图7.3锤头磨损程度每天检查一次，当严重磨损时，应整套或相对位置成对更换，保证锤轴运转平衡。7.4定期检查电气系统的绝缘及接线头的连接情况，防爆面要求清洁；电缆破损时必须更换；接线头松动时必须重新拧紧。7.5所有操作与检修应符合煤炭部颁发的安全条例各项要求。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页8总结本设计的任务是完成PCM400型锤式破碎机的总体设计，具体是完成锤式破碎机破碎装置设计，其中包括减速器的设计和破碎轴的设计。在查阅相关资料后，我确定了破碎机的总体传动方案及减速器的类型，随后进行了具体结构及零件的设计和校核。本设计主要进行了减速器及其内部结构的设计校核，其中，减速器采用了单级锥齿轮传动，减速器承载载荷大，传动力矩大，传动平稳。通过本次设计对PCM型锤式破碎机总体结构有了具体认识，将以前所学的知识进行复习，并将以前所学知识串联在一起。在老师的细心指导，去图书馆和网上查阅大量相关资料后，完成了本次设计。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页参考文献[1]中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典（第四卷）.江西科学技术出版社.2002.1[2]程志红.机械设计[D].南京：东南大学出版社，2006[3]王宛山，邢敏.机械制造手册.辽宁科学技术出版社.2002.3[4]中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典（第三卷）.江西科学技术出版社.2002.1[5]成大先.机械设计图册.化学工业出版社.2000.86-96[6]段希祥.碎矿与磨矿.冶金工业出版社.2002.60-78[7]段嗣福.圆弧齿锥齿轮传动设计.中国矿业大学.1989[8]李启衡.粉碎理论概要.冶金工业出版社.1993.19-43[9]孙成林．破碎机的新发展[J]．硫磷设计与粉体工程，2001，（3）[10]徐秉权.编粉碎新工艺新设备与节能技术[D].长沙中南工业大学出版社，1992．[11]韩春笑，郭希群．冲击式破碎机在砂岩加工系统中的应用与探讨[J]．玻璃，1998，25(5)：4-9．[12]齐国成．立式冲击破碎机的破碎机理研究[J]．中国建材装备，1996，(11)：16-21．[13]刘小明．浅谈现代破碎理论及新型路用碎石设备[J]．建设机械技术与管理，2005，(4)：83—85．[14]朱福民，刘登普．新型碎石机破碎理论及其工作性能研究[J]，建设机械技术与管理，2001(1)：26-27．[15]高峰，谢和平．岩石损伤和破碎相关性的分形分析[J]．岩石力学与工程学报，1999，18(5)：503-506．[16]郎宝贤．对引进国外新型圆锥破碎机的分析[J]．冶金矿山设计与建设，1998，(5)：49-54．[17]机械设计手册编委会.机械设计手册（第二卷）.北京：机械工业出版社，2004，272[18]机械设计手册编委会.机械设计手册（第四卷）.北京：机械工业出版社，2004，83．[19]赵敏，卢亚平，潘英民．粉碎理论与粉碎设备发展评述[J]．矿冶，2001，(6)：36-41．[20][日]神保元二,等．王少儒，孙成林，译．粉碎[M] 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页．北京：中国建筑工业出版社，1985：85-72．[21]谢和平，彭瑞东．岩石破坏的能量分析初探[J]．岩石力学与工程学报，2005，(8)：2603-2608．[22]JSun，SWang，RockJ．mechanicsandrockengineeringinChina：developmentsandcurrentstate0ftheart[J]．Int．J．RockMech．＆Min．Sei．，2000，37：447-465．[23]尤明庆，华安增．岩石试样破坏过程的能量分析[J]．岩石力学与工程学报，2002，21(6)：778-781．[24]MIYu，YWZan，JZhao，eta1．Aunifiedstrengthcriterionforrockmaterial[J]．Int．J．RockMech．andMin．Sci．，2002，39：975-989．[25]刘智超，等．物料粉碎耗散结构的研究与破碎机齿板温度场分析[J]．焦作工学院学报，1996，(4)：53-59．[26]邓跃红，等．在破碎过程中岩石强度的分形探讨[J]．湖南有色金属，1996，(5)：34-36．[27]程志红,唐大放主编.机械设计课程上机与设计[D].南京：东南大学出版社，2006[28]李爱军，曾维鑫主编.画法几何及机械制图[J].徐州：中国矿业大学出版社，2004 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页翻译部分英文原文Multi-objectiveplanningofconecrusherchamber,outputandsizereductionAbstractConecrushersareusedintheaggregateandminingindustriestocrushblastedrock.Inordertodesignthelatestconecrushers,usingequationsofmotionandpopulationbalancemodels,newdesignsofconecrusherchambergeometryareintroducedtoachievechamberoptimization.Severalmodelsareinvestigatedbyanalyzingtheinternalrelationshipsbetweenthemainmachineparameters(includingspeedofeccentricshaft,eccentricity,lengthofparallelstrip,baseangleofcone)andthechamber,outputandsizereduction.Multi-objectivemodelsofthecrushingchamber,outputandsizereductionbasedonnewoutputcalculationmethods,populationbalancemodelsandinterparticlebreakageisaccomplished,whichprovidethetheoreticalbasisfordevelopingthelatestconecrushermodels.OptimizationresultsarealsoappliedtoimprovetheexistingPYB1750conecrusher,andthevalidityandreliabilityofthesemodelsareverifiedbythemanufacturer’sfull-scaleprototypetest.Keywords:Comminution;Crushing;Mining;Optimization;Modelling;Simulation;Sizereduction;Conecrusher1.IntroductionTheconecrusheriswidelyusedinindustry.ThefundamentalworkingprincipleoftheconecrusherisshowninFig.1whereaverticalcross-sectionofthecrusherisconsidered.Theconcave,mantleandeccentricitytogetherformthechamberoftheconecrusher.Thecrusher’soutputandsizereductionarearesultoftheinteractionbetweentheconcaveandmantle,andoutputandsizereductiondependonthechambergeometry,thecrusherworkingparametersandtherockcharacteristics.Themantleandeccentricshaftrevolvearoundtheaxisofthecrusherwitheccentricityγandconstantspeedn,andtheresultingmotionofthemainshaftandmantlearoundthepivotpointisanoscillatingmotionwhichconsistsofsqueezingandreleasingmotions.Themantlemovescyclicallyforwardandbackwardrelativelytothefixedconcave.Duringthesqueezing 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页motion,theinterveningrockmaterialissubjectedtoacompressivestressfieldandistherebycrushedintodaughterfragments.Duringthereleasingmotion,therockmaterialflowingthroughthechamberisdrivenbytheinfluenceofthedensityoftherockandtherelativemotionofthemantle.Inordertodescribethecoalbreakageprocess,BroadbentandCallcott,1956aandBroadbentandCallcott,1956bhaveusedmatrixtheorytostudyandexpressthecoalcomminutionprocess.Lynch(1977)improvedtheBroadbentandCallcottmodelandderivedapopulationbalancemodel.Basedonthesemodels,newmethodsofoutputcalculationbasedonequationsofrockmotionintheconecrusherchamberandsizereductionbasedonthepopulationbalancemodelhavebeendevelopedbyEvertsson(2000).Evertsson’smodelsgreatlyimproverelevantcalculationaccuracy.Themodelsofchambergeometry,outputcalculation,sizereductionandtheconecrushermainmachineparameters(includingspeedofeccentricmainshaft,eccentricity,lengthofparallelstrip,baseangleofcone,strokeofdischargegate,etc.)intimatelyinteract,thecrusheroutputandsizereductionbeingdependentonthesemainmachineparameters.Theaimofthepresentworkistoestablishamulti-objectiveplanningmodeloftheconecrusherchambergeometry,outputandsizereductionbasedonpreviouswork(Evertsson,2000).Themulti-objectiveplanningmodelisappliedtooptimizetheconecrusherchambergeometry,output 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页andsizereduction,whichprovidesthebasisfordevelopingmodelsofthelatestconecrushers.Thesemodelsalsoareappliedtothecrushermanufacturer’sphysicalprototype.Thevalidityandreliabilityareverifiedbythemanufacturer’sfull-scaletests.2.Theconecrusherchamberoptimizationmodel2.1.ResearchoncrushingzonesinconecrusherchambergeometryThechamberisdesignedmainlytoadopttherelevantoptimumstructureparameters.ConecrusherstructuralparametersareshowninFig.1,includingmaterialinletB,closedsidesetting(CSS),lengthofparallelstripl,chambergeometrynipangleβnipandbaseangleofconeα.Previousconecrusherchambergeometrydesignwasdependentontheengineers’experiencewithlittletheoryasguidance.Previouschambergeometrydesignwasalsobasedonsingleparticlebreakageanddidnottakeintoaccountefficientinterparticlebreakage.Earlyconecrusherproductshapewasthereforepoorandcouldnotsatisfytheusers’requirements.Thepresentworkanalyzesthechambergeometrybydividingitintoseveralcrushingzones,whicharebasedonthepopulationbalancemodel,interparticlebreakageandlawsofrockmaterialmechanics,afterwhichthechamberoptimizationmodelisderived.Previousconecrusheroutputandsizereductionanalyseswerebasedonsingleparticlebreakage,andconecrusherchambergeometrywasartificiallydividedintoseveralcrushingzones.Suchartificialdivisionscanleadtomanyinaccuracies.Inordertoimprovethereliabilityofchambergeometryanalysis,usingexistingwork(Evertsson,2000),themainmachineparametersandthekinematicalcharactersoftherockinthechamberhasbeenstudied,andthesimulationandoptimizationresultsappliedinordertofacilitateconecrusherdesign.Inordertoimproveproductqualityandsizereduction,materialinthechambershouldbecrushedbyinterparticlebreakageandtherockinthechambershouldflowthroughthechamberviafreefallforimprovedcrusheroutput.Accordingtothekinematicsoffreefall,thechamberwasstudiedbydividingitintoseveralcrushingzones.ThecrushingzonesareshowninFig.2,wheretheheavylineis 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页thetrajectoryoftherockparticle,thestraightlinebeingforfreefallingmotionandthecirculararcforthemotionaroundthepivotpoint.Thecirculartrace,mantleandconcavetogetherformthecrushingzones.Thematerialpassesthroughthechamberviafreefallandwhenithaspassedthrougheverycrushingzone,itwillbecrushedoncebythemantleandconcave.Inordertoobtainthetravellingtraceoftherock,thetimeoffreefallinanycrushingzoneisrequired.Takingthecrushingzoneiasanexample,basedonthekinematicalcharacteroftherock,thestateoffreefallcanberegardedasthefreefallofthemantlegeneratrixwhichisincontactwiththerockwhensqueezing,therelevantmotionequationbeingshowninEq.(1)where(XP, YP)arecoordinatesofthedischargegatepointofthechambergeometry,αisthebaseangleoftheconecrusherandgisthegravitationalacceleration.Whentherockissubjectedtosqueezingbythemantleandconcave,itwillfollowthecirculararctraceHOH3(seeFig.2),whichisalsoexpressedinEq.(2)whereRiistheradiusofthecirculararctraceincrushingzonei.Rockalsoturnsaroundthepivotpointinsimpleharmonicmotion,anditsmotionequationisshowninEq.(3)whereK1,K2,respectively,correspondtotwostraightlines(H1O, H2O)rateofslope(asshowninFig.2),γisthecrushereccentricityandndenotestheeccentricmainshaftspeed.CombiningEqs.(1),(2)and(3),timeti,thetimeoffreefallingincrushingzonei,isobtained.Byusingti,coordinatesofthedividingpointsH0,H1,H2,H3inallcrushingzonescanbeobtained.Fromthechokepoint,proceedingasoutlinedabove,allthecrushingzonesaboveandunderthechokepointcanbeobtained,asshowninFig.2andFig.3.Thetotalnumberoftimestherockissubjectedtocrushingbymantleandconcaveisequaltothetotalnumberofallthecrushingzones.Based 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页onthepopulationbalancemodelBroadbentandCallcott,1956aandBroadbentandCallcott,1956b,inordertoobtaintheoptimumbreakageeffectivenessofthechamberandpreventchokingofthecrushingzones,everycrushingzonethroughputshouldbethesame,asshowninEq.(4)whereMidenotesthroughputofthecrushingzonei,M0isthethroughputofthechokedcrushingzone,nisthespeedoftheeccentricmainshaft,γiseccentricity,histhesuspensionheightofthepivotpoint,βiisthenipangleofthecrushingzonei,μiisthevolumetricfillingratioofcrushingzoneiandαisthebaseangleofthecone.BasedonEq.(4),theidealizedcurvedchambergeometrywithoutchokingandstoppageisachieved,asshowninFig.3.Thegradualvariationofnipanglefrommaterialinlettodischargegateisobtainedbyadoptingthecurveidealizedchambergeometrywhichalsofurtherimprovetheeffectivenessofinterparticlebreakage:ViewWithinArticle2.2.Conecrusherchambergeometrydesignmodelbasedonpopulation 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页balancemodelBasedonthepopulationbalancemodelofBroadbentandCallcott,1956aandBroadbentandCallcott,1956b,theidealizedcurvechambergeometrycanbeobtained,asshowninFig.3.However,duetothephysicallimitationsofthematerialinlet,dischargegateandcrusherheight,theidealizedcurvechambergeometrycouldnotcompletelyaccordwiththepopulationbalancemodel,suchthatonlytheapproximateidealizedcurvechambergeometrycouldbeachieved.Thepresentworkproposesanewmethodforanalyzinganddesigningchambergeometry.Thisnewmethodisbasedonthepremiseofknownmachineparameters(speedofeccentricmainshaft,eccentricity,baseangleofcone)andattemptstodecreasediscrepanciesbetweentheactualchambergeometryandtheidealizedcurvechambergeometry.Thisnewmethodstrivestominimizethestandarddeviationofeverycrushingzonethroughputtoobtaintheapproximateidealizedcurvechambergeometry.ThenewdesignmethodisshowninwhereK0isthetotalnumberofcrushingzonesaboveandunderthechokepoint,β0idenotesthenipangleofthechokingcrushingzone,μ0denotesthevolumetricfillingratiooftherelativechokingcrushingzone,μidenotesthevolumetricfillingratioofthecrushingzonei,andβidenotesthenipangleofthecrushingzonei,M0(n, γ, h, l, α, βi, μi)isthethroughputofthechokingcrushingzone,Mi(n, γ, h, l, α, βi, μi)isthethroughputofthecrushingzonei.ThethroughputcalculationforeverycrushingzoneM0(n, γ, h, l, α, β0i, μ0)andMi(n, γ, h, l, α, βi, μi)referstoEqs.(6),(7)and(8)andFig.5.3.OutputmodelofconecrusherConecrusheroutputisoneofthemainperformanceindicesinevaluationofcrusherperformance.Withtheimpoverishmentofglobalorecontentandtheincreasingproductionofrawore,increasedconecrusheroutputbecomesmoreandmoreimportant.Generallyspeaking,underthepremiseofguaranteeingsizereduction,crusheroutputshouldbeincreasedasmuchaspossible.Previousoutputcalculationswerebasedonempiricalformulaeanddidnottakethekinematicalcharacteroftherockandmachineparameters(speedofeccentricmainshaft,eccentricity,baseangleofcone,lengthofparallelstripandsoon) 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页intoconsideration,socreatinggreatdiscrepancies.Inordertoimproveoutputcalculationaccuracy,Evertsson(2000)proposedanewoutputcalculationmodelbasedonthelawsofmechanics.AsshowninFig.4,therearethreemotionmodesinthechamber:sliding,freefallandsliding,completelyfreefall.Inordertoimproveconecrusheroutputandproductquality,materialmustflowthroughthechamberviafreefall.Evertsson(2000)hasproducedsufficientaccurateoutputcalculationmodels,whichareshowninEqs.(6),(7)and(8)andFig.5.Ahorizontalcross-sectionthroughthechokedcrushingpointinthechamberisshowninFig.5whereVDOWNdenotesmaterialinfreefallanddescribesthematerialspeeddistribution,varyingfromzerotoVmax1,whichisbasedonthelawsoffreefall,andVUPisthematerialascendingmotionvaryingwiththemantleandrockspeeddistributionfromzerotoVmax2.Basedonthelawsofmechanicsandmantlemotion,theconecrusheroutputcalculationmodelisachievedbyintegratingVDOWNandVUPshowninFig.5andtherelevantcalculationmodelsareshowninEqs.(6),(7)and(8)whereρ(α)isthebulkdensityofmaterialinthechokedcrushingzoneandvarieswitheccentricangleα.Intheseoutputcalculationmodels,ρ(α)isequaltothe 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页rockdensityρmultipliedbytherelevantvolumetricfillingrationμ,ristheradiusvaryingwitheccentricangleαinthechokingcrushingzone,andR0istheradiusoftheexternalcircleinFig.5,Rmin,Rmaxare,respectively,theradiusoftheexternalcircleandtheminimumradiusoftheinternalellipseateccentricangleα,αCistheeccentricangleatthetimewhentherockinthechokedcrushingzonebeginstobesqueezed,R(α)denotesthedistancebetweenthepointlocatedintheflowingareaformingbytheexternalcircleandtheinternalellipseandthecentreoftheexternalcircleateccentricangleα,QDOWN,QUPare,respectively,thedownwardOutputcorrespondingtoVDOWNandtheupwardoutputcorrespondingtoVUP.ConecrusheroutputisequaltoQDOWNsubtractingfromQUP:4.SizereductioncalculationmodelbasedonthepopulationbalancemodelBroadbentandCallcott,1956aS.R.BroadbentandT.G.Callcott,Coalbreakageprocesses,I:anewanalysisofcoalbreakageprocesses,J.Inst.Fuel(1956),pp.524–528.BroadbentandCallcott,1956aandBroadbentandCallcott,1956bwerethefirsttoputforwardapopulationbalancemodel.Thematrixtheorywasappliedtodescribethecoalbreakageprocess.ThepopulationbalancemodelwasimprovedbyLynch(1977)inMineralCrushingandGrindingCircuits.Evertsson(2000)producedtherockbreakageprocessmodelbasedonapopulationbalancemodel.AsshowninFig.6,thebreakageprocessiscomposedoffeedclassificationCi,selectionprocessSi,breakageprocessBi,productdischargeclassificationCi+1.FeedclassificationCiandproductdischargeclassificationCi+1denotesmallerparticleswhichareprotectedbylargerparticlesanddirectlyflowthroughtherelevantcrushingzonewithoutbeingcrushed,whilethelargerparticlesare 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页crushedwithsingleparticlebreakageorinterparticlebreakage.TheselectionprocessSidescribestheprobabilityofparticlesbeingcrushedandthebreakageprocessBidescribestherelevantsizereduction.Evertsson(2000)developedEq.(9)todescribethecrushingzone’sbreakageprocess,showninFig.6.Duetotheuniformsizedistributionoffeedmaterial,feedclassificationisinactiveandthusCiisequalto1andCi+1isequalto0.Therefore,Eq.(9)canbesimplifiedtoEq.(10).Rockisfedintothecrusherchamberandissubjectedtoseveralbreakageevents,andthenisdischargedfromthedischargegate.Consequently,Eq.(11)whichdescribesallcrushingzonebreakageeventsisachieved.InEq.(11),K0isthetotalnumberofallcrushingzonesandBiisthebreakagefunction,SiistheselectionfunctionandF1denotesthefeedsizedistribution.BiandSicanberespectivelyobtainedbyrelevantcomminutionexperiments.ThediabasehasbeenusedtostudytheselectionfunctionSiandbreakagefunctionBibyEvertsson(2000),andtheselectionfunctionmodelandbreakagefunctionmodelhavebeendeveloped,asshowninEqs.(12),(13)and(14)whereSNiisthecompressionratiointhecrushingzonei,xministheminimumparticlediameterofthefeedmaterial,x0isthemaximumparticlediameterofthefeedmaterial,xistheparticlediameterneededtosolvetherelevantweightpercentageundersizepassing: 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页5.Multi-objectiveplanningofconecrushersAperfectchamber,highoutputandgoodproductshapearetheprincipalcharacteristicsrequiredbymodernconecrushers.Inordertoimproveperformance,thedesignshouldbebasedonrelevantoptimizationandinterparticlebreakage.Inthepresentwork,amulti-objectiveplanningmodelbasedoninterparticlebreakage,lawsofmechanicsandthepopulationbalancemodelhasbeendeveloped.5.1.Couplingbetweenconecrusherchamber,outputandsizedistributionCouplingrelationshipsbetweentheconecrusherchamber,outputandproductsizedistributionexist,asshowninFig.7.Theserelationshipsarecomplementaryandrestricteachother.InFig.7,chamberoptimizationdependsonoutputoptimization,andatthesametime,chamberoptimizationalsoaffectsthespeeddistributionoftherockinthechokedcrushingzone(asshowninFig.5),sothatchamberoptimizationinfluencesoutputoptimization.Chamberoptimizationandoutputoptimizationcandetermineproductsizereductionoptimization,andsizereductionoptimizationalsoinfluenceschamberandoutputoptimization.Therefore,conecrusheroptimizationshouldtakechamberoptimization,outputoptimizationandsizereductionoptimizationintoconsideration. 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页5.2.Multi-objectiveplanningoftheconecrusher5.2.1.DesignvariablesStructuralparametersandmachineparametersarethemainfactorsaffectingconecrusherperformance.Structuralparametersconsistofchambergeometrydimensions,mantleandconcavedimensions.Chambergeometryphysicaldimensionsarecomposedofthenipanglesβiofeverycrushingzone,lengthofparallelstripl,materialinletBandclosedsidesetting(CSS).Mantleandconcavephysicaldimensionsarecomposedofthebaseangleofmantleα,baseangleofconcaveα′.αisequaltoα′whenthereexistsaparallelstrip.MaterialinletB,dischargegateandclosedsidesettingshouldbeinagreementwithrelevantnationalstandards.Machineparametersarecomposedofperformanceparametersandchambergeometryparameters.Performanceparametersarecomposedofthespeedoftheeccentricmainshaftn,eccentricityγ,strokeofdischargegateS,eccentricdistancee.Chambergeometryparametersmainlyincludethevolumetricfillingratioμiofthecrushingzonei.Thevolumetricfillingratioμicanbeobtainedbyrelevantexperiments.Allthemainparametersaffectingconecrusherperformanceshouldbetakenintoconsideration,andthenthespeedoftheeccentricmainshaftn,eccentricityγ,baseangleofconeα,lengthofparallelstriplandβidenotingthenipangleofcrushingzoneiareallselectedasdesignvariables,asshownin 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页5.2.2.ObjectivefunctionInordertooptimizethecrusherperformance,chamber,outputandproductsizedistribution,togetherwiththeirrelativemodels,havebeentakenintoconsiderationinourpresentwork.Accordingtotheabove,therearethreeobjectivefunctionsinourmulti-objectiveplanningmodel.Basedonthepopulationbalancemodelandtheknownmachineparametersoftheconecrusher,theidealizedcurvechambergeometrycanbeachieved.However,duetolimitationsincrusherheightandweight,onlytheapproximateidealizedcurvechambercanbeobtained.Accordingtotheabovementioned,thestandarddeviationofallthethroughputsofthecrushingzonesisselectedasthefirstobjectivefunction,asshowninConecrusheroutputisoneofthemostimportantperformanceindicesdenotingconecrusherperformance.Generallyspeaking,underthepremiseofguaranteeingproductsizedistribution,weshouldimproveconecrusheroutputasmuchaspossible,socrusheroutputisselectedasthesecondobjectivefunctionshowninProductsizedistributionistheotherimportantfactorrepresentingconecrusherperformance.Improvingsizedistributionandproductshapearethemostimportantaspectsofdesigningtheconecrusher.Therefore,PCSSwhichistheweightpercentageundersizepassingCSS,isselectedasthethirdobjectivefunction,asshowninEq.(18)wherex  CSSisforthosesizedimensionslessthanthedischargegateCSS:5.2.3.Designconstraints 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页Designconstraintsofmulti-objectiveplanningarecomposedofboundaryconstraintsandperformanceconstraintswhicharerespectivelyshowninEqs.(19)and(20).Boundaryconstraintsarespansofallofthedesignvariables.Performanceconstraintsaremainlythespeedoftheeccentricmainshaft,whichguaranteesthatallmaterialinthechamberfreefalls,outputconstraintandsizedistributionconstraintwhichshouldsatisfytherequirementsoftheuser:5.2.4.Multi-objectiveplanningInthiswork,conecrusherperformanceoptimizationinvolvesthesamemulti-objectiveplanningproblemasshownin(SunJingmin,2005)whereisthevectorobjectivefunctionandV-mindenotesvectorminimization,whichmeansthateveryobjectivefunctionF1(X),F2(X),F3(X)mustbeminimizedatthesametime.However,frequentlynoteveryobjectivecanbeminimizedatthesametimeandonlythesuboptimumsolutionscanbeachieved.Thereareprincipalobjectivemethodsandunitobjectivemethods,coupledwithcurvemethods,etc.tosolvethemulti-objectiveplanningproblem.Inthepresentwork,theprincipalobjectivemethodisadoptedasthesolveri.Conecrusheroutputisselectedastheprincipalobjectivefunction,showninEq.(23),andthestandarddeviationofeverycrushingzone’sthroughputandsizedistributionarechangedintoseveralnonlinearrestraints,asshowninEq.(24),whichconsistsoftheboundary 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页constraintsandperformanceconstraints.G1(n, ti)isthenonlinearconstraintachievedbycombiningEqs.(1),(2)and(3),consequentlythenonlinearconstraintinvolvingtherelationshipbetweenmainshaftspeednandthetimeoffreefalltiinthecrushingzoneiisobtained.G2(n)isthenonlinearconstraintoftheeccentricmainshaftspeedn,whichguaranteesfreefallofrockinallthecrushingzones: 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页中文译文圆锥破碎机的多目标规划设计摘要为研制符合新型层脏破碎工作原理的圆锥破碎机．基于总体平衡模型和散体物料运动学特性，提出圆锥破碎机破碎腔型分层研究模型和腔型优化设计新方法提出破碎机生产率计算新方法和圆锥破碎机操作模型，建立破碎机腔型优化、生产生产率优化和破碎产品粒度分布优化的计算模型。研究分析基于层压破碎原理的破碎腔型、生产率和破碎产品粒度之间的相互耦合关系模型，建立匮锥破碎机的多目标规划模型，能够为自主研制开发新型、高教、节能的现代高能圆锥破碎机奠定理论基础。关键词：圆锥破碎机层压破碎散体物料总伴平衡模型忧化设计。1．前言圆锥破碎机是脆性物料中细碎的主要设备，广泛用于矿山、冶炼、水利、公路、铁路和化工等工部门。国产圆锥破碎机于2O世纪7O年代仿制成功，现己广泛应用于各相应工业部，然而由于其设计保守，机器笨重，效率低能耗高，严重影响相关使用部门的经济教益。近年来，随着全球矿石品位日趋贫化，而采矿和选矿规模不断增大，需要处理的原矿量急剧增加，传统圆锥破碎机已不能满足各生产部门的使用要求国外自20世纪80年代以来，采用层压破碎理论和现代设计方法．对圆锥破碎机进行性能优化，设计出集层压腔型和优越工作参数于一体的现代高能圆锥破碎机，极大地提高了破碎机的工作性能和用户的经济效益。为缩短与国外先进水平的差距，采用层压破碎理论和现代优化方法，对圆锥破碎机腔型、生产率和破碎产品粒度进行多目标规划研究，为自主研发新型、高效和节能的现代高能圆锥破碎机奠定理论基础。2．现代高能圆锥破碎机工作原理圆锥破碎机工作原理如图l所示，破碎壁与主轴绕破碎机中心线以进动角γ作旋摆运动，破碎壁不断靠近和远离轧臼壁，破碎壁与轧臼壁所形成的破碎腔内散体物料不断受到挤压而破碎。为实现层压破碎，圆锥破碎机必须集良好的破碎腔型和优秀的工作性能参数于一身。破碎腔型是由破碎壁和轧臼壁所组成的工作空间，是物料破碎的场所，良好的腔型可以实现物料的层压破碎，提高破碎机工作效率，降低能耗。良好的腔型必须结合优越的工作参数( 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页摆动转速、进动角、偏心距和摆动行程等)，优越的工作参数可以有效提高破碎机生产率，改善破碎产品粒形，提高用户经济效益。3圆锥破碎机腔型优化设计模型3．1圆锥破碎机破碎腔型分层研究模型腔型的设计是对其结构参数进行设计。如图1所示，圆锥破碎机结构参数包括给料口尺寸b、闭边排料口尺寸、开边排料口尺寸、平行区长度l破碎腔啮角和β动锥底角α。传统圆锥破碎机腔型设计依据经验公式，主要是确保破碎腔啮角小于物料与破碎壁和轧臼壁的摩擦角，排料口尺寸与平行区长度满足用户要求，然而破碎效果不佳，无法实现先进的层压粉碎。基于层压破碎原理，依据破碎机的工作性能参数，结合散体物料在破碎腔中的运动学性能，对圆锥破碎机腔型进行深入的分层研究和综合分析，得到破碎腔型优化设计模型。为提高破碎机工作性能，现代高能圆锥破碎机腔型设计都保证物料在破碎腔中以层压破碎原理工作并在排料过程中以自由下落方式通过破碎腔。根据物料通过破碎腔的自由落体运动学特性，可以对破碎腔进行分层研究，其分层情况如图2所示。图2中粗线为单颗物料在破碎腔中运动轨迹，由自由下落的直线段与绕悬架点摆动的圆弧段组成，圆弧线段与破碎壁及轧臼壁构成对破碎腔的分层。物料在破碎腔中以自由落体方式通过破碎腔，每经过一个破碎层时受到一次挤压破碎。分层线的确定可由物料在破碎层中作自由落体运动的时间求得。对其中的任意分层i分析，根据散体物料在破碎腔中的运动学特性，物料自由下落可看作与物料接触的破碎壁母线自由下落，其运动方程如式（1)所示。物料受破碎壁与轧臼壁挤压，沿图2圆弧轨迹H1O，H2O运动，其运动轨迹方程如式(2)所示。物料沿圆弧轨迹运动，运动点绕破碎机悬架点作简谐摆动，其运动方程如式(3)所示，式中K1，K2分别为图2H1O，H2O斜率。联立式(1)～(3)可求解得到破碎腔各破碎带物料自由下落时间ti，根据ti可求得各破碎层i分界点H0，H1，H2，H3。从破碎腔堵塞点开始，依据上述方法对破碎腔进行分层研究，可得图2所示破碎腔型破碎分层图 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页根据总体平衡模型，为使破碎腔达到最佳层压粉碎效果，减小各破碎层的堵塞和待料现象，各破碎层物料质量必须相等，如式(4)所示，式(4)中Mi为各破碎层物料质量，m0为堵塞层物料质量，βi为第i破碎层啮角，μi为第i破碎层物料填充度，μ0为堵塞层破碎层物料填充度。根据式(4)所示的平衡模型，可设计出无堵塞、无待料现象的曲线破碎腔型，如图3所示。采用曲线破碎腔型各破碎层啮角变化平缓，可以有效提高层压粉碎效果3．2基于总体平衡模型的圆锥破碎机破碎腔型优化设计模型根据总体平衡模型可以求得到如图3所示最佳曲线破碎腔，然而由于给、排料口尺寸和破碎腔型高度的约束，整个破碎腔型不大可能完全符合总体平衡模型，只能近似求得。通过建立破碎腔型设计模型，提出在破碎机工作性能参数确定前提下的破碎腔型设计新方法，尽可能减小实际破碎腔型与理想破碎腔型的误差。通过使各破碎层物料通过量的标准差为极小来近似求解曲线破碎腔型，如式(5)所示优化模型，式(5)中K0为破碎腔分层总数，β0i为堵塞层破碎腔啮角，μ0为堵塞层物料填充度，βi为第i破碎层啮角，mo(n,γ,h,l,α,β0i,μ0)为堵塞层物料通过量，由于堵塞层物料通过量由排料口尺寸确定，所以当n、γ、h、l、α、β0i等为一组确定值时，mo(n,γ,h,l,α,β0i,μ0)确定，而mi(n,γ,h,l,α,β0i,μ0)为第i破碎层当量物料通过量4.圆锥破碎机生产率计算模型圆锥破碎机生产率是评价破碎机工作性能优劣的重要标志之一。随着全球矿产的贫化，每年需要处理的原矿量大大增加，这对圆锥破碎机提出更高要求提高破碎机生产率显得尤其重要。在保证破碎产品粒形的前提下，一般尽可能地提高破碎机生产率。传统圆锥破碎机生产率的计算一般依据经验公式或者人为对破碎腔型划分破碎带，以堵塞层每单位时间排出物料量作为破碎机生产率。这种未考虑散体物料运动学特性与破碎机本身工作性能参数的生产率计算公式难免带来极大误差。为提高破碎机生产率计算精度，基于散体物料运动学特性，以散体物料通过破碎腔的运动学特性作为计算依据，建立圆锥破碎机生产率计算模型。 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页散体物料一般以三种运动方式通过圆锥破碎机破碎腔：滑动、自由落体与滑动并存、自由落体运动，如图4所示。为了提高破碎机生产率和改善破碎产品粒形，一般要求物料以自由落体方式通过破碎腔。基于散体物料在破碎腔中的自由落体运动学特性，可以推导出破碎机生产率计算模型。过图1所示堵塞点，垂直于破碎机中心线作破碎机断面，可得到如图5所示散体物料通过堵塞层时的速度分布图。图5中Vdown部分为物料自由下落排料部分，其速度分布按自由落体运动规律，从零至最大Vmax1。Vup部分为物料随动锥摆动上升部分，其速度变化根据动锥运动而变化，其最大速度为Vmax2。根据散体物料运动学规律及动锥摆动运动规律，分别对图5中Vdown部分和Vup部分进行积分计算可得破碎机生产率，其计算模型如式(8)所示，式(8)中各参数如图5所示。式(6)～(8)中，为堵塞层横切面沿动锥摆角的物料堆密度，其值等于物料密度与该处物料填充度的乘积，r为破碎机堵塞层沿而变化的半径，与为堵塞层横切面物料通过面的最大与最小半径，为图3中内椭圆上点至外圆中心距离，ac为堵塞层物料在自由下落阶段动锥所转过的角度，和分别为破碎腔内物料自由下落生产率与物料随动锥上拱生产率，两者之差为破碎机生产率5基于总体平衡模型的破碎产品粒度计算总体平衡模型于1956年由BROADBENT等在“煤的破碎过程”研究中首先提出，试图利用矩阵模型来表达煤炭的粉碎过程，并由LYNCH于1977年在“碎矿和磨矿流程”研究中完善，取得良好的效果。基于总体平衡模型，对圆锥破碎机破碎过程进行深入分析，得到如图6所示的物料破碎过程模型。物料粉碎过程包括破碎前的给料分级Ci、破碎选择过程Si、破碎过程Bi、破碎后的排料分级Ci+1。给料分级主要是小粒度物料在破碎过程中由于尺寸过小，容易处于大颗粒的空隙中，从而直接通过破碎带而得不到破碎作用。破碎选择过程Si主要描述物料粉碎过程中只有部分物料参与粉碎作用，故破碎过程是选择性的，可由概率统计理论来描述。破碎过程Bi 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页是破碎机对选择过程中所选中物料进行粉碎作用并描述其粉碎后粒度分布情况。分级Ci+1对该破碎层粉碎后的物料进行分级作用。图6所示的破碎过程模型可用式(9)表示由于圆锥破碎机主要用于中细粉碎，各破碎层物料粒度尺寸相差不大，故图6中给料分级Ci为1，排料分级Ci+1为0，故式(9)可简化为式(10)所示物料从圆锥破碎机给料口进入破碎腔，需要经过多次粉碎事件，再经排料口排料腔外，其总体破碎过程模型是若干个图6所示单次破碎事情的总和，如式（11)所示。式（11）中Ko为物料在破碎腔中的破碎事件次数，Bi为破碎函数，Si为破碎选择函数，F1为物料给料粒度分布，Bi与Si可通过试验数据获得。瑞典查默斯理工大学学者EVERTSSON对圆锥破碎机选择函数Si与破碎函数Bi进行深入研究，得到圆锥破碎机各破碎层选择函数模型和破碎函数模型，如式（12)～(14)所示。SNi为第i破碎层物料压缩率，Xmin为破碎产品最小粒度尺寸，X0为破碎物料最大粒度尺寸，X为所需求的粒度分布(筛下百分比)6圆锥破碎机性能多目标规划模型的建立现代高能圆锥破碎机的优秀性能主要体现在高效率、低能耗和整齐的破碎产品粒形，故对圆锥破碎机的优化必须兼顾层压破碎腔型，较高的生产率和整齐的破碎产品粒度分布。基于层压破碎原理、散体物料的运动学特性和总体平衡模型，建立圆锥破碎机多目标规划模型。6．1破碎机腔型、生产率及破碎产品粒度优化模型之间的耦合关系破碎机腔型优化、生产率优化及破碎产品粒度优化模型之间是相辅相成、互相制约的，相互之间存在较强的耦合关系，如图7所示。腔型优化依赖于生产率优化结果，腔型优化结果同时又影响破碎腔堵塞层物料下落速度分布(图5) 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页，进而又影响生产率优化。腔型优化与生产率优化决定破碎产品粒度优化，粒度优化反作用于腔型优化和生产率优化，故破碎机性能优化必须兼顾腔型优化、生产率优化和粒度优化的要求。图(16)所示6．2圆锥破碎机多目标优化模型6．2．1设计变量圆锥破碎机结构参数和性能工作参数是影响破碎机性能的关键参数。结构参数主要是破碎腔型结构参数与动锥、定锥结构参数，破碎腔型参数包括各破碎层啮角βi、平行区长度l、给料口尺寸b、闭边排料口尺寸SCS。动锥、定锥结构参数包括动锥底角α、定锥底角、破碎机悬架高度h。动锥底角α和定锥底角，因为平行区的存在，两者相等。给排料口尺寸b和SCS已形成机械标准，可按有关手册选取。悬架高度h一般取动锥母线延长线与破碎机中心线交点作为悬架点，悬架点至排料口垂直距离为悬架高度，此时悬架高度h为定值。性能工作参数包括破碎机性能参数与破碎腔型性能参数，其中破碎机性能参数包括动锥旋摆转速n、进动角(偏心度)γ、偏心距e、排料口摆动行程St，当破碎机结构参数与进动角γ确定时，偏心距e和排料口摆动行程St确定，破碎腔型性能参数主要是各破碎层物料填充度μi，μi一般根据经验或者实测值来确定，一般取0．55～0．75，这里取堵塞层压缩终了时物料填充度为0．75。综合考虑各种影响破碎机性能的关键因素，选取破碎机旋摆转速n、进动角γ、动锥与定锥底角α、平行区长度l、破碎腔各破碎层啮角届作为设计变量，如式（15)所示6．2．2目标函数对圆锥破碎机性能优化必须兼顾层压破碎腔型、生产率与破碎产品粒形，故破碎机优化有三个目标函数。根据总体平衡模型，依据于破碎机工作性能参数，可以求解理想的曲线层压破碎腔型，但由于给排料口和破碎腔高度限制，实际求得的破碎腔型曲线只能近似逼迫理想曲线层压破碎腔型。根据第2．2节中所述，选取各破碎层当量物料通过量的标准差作为破碎腔型优化设计的目标函数，如式(16)圆锥破碎机生产率是反映破碎性能的重要参数之一，在保证物料破碎产品粒形分布的前提下，尽量提高破碎机生产率，故选择圆锥破碎机生产率作为破碎机优化的第二个目的函数，根据式(6)～(8)得到如式(17)所示的目标函数 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第99页散体物料破碎产品粒形分布是反映破碎机工作性能优劣的另一重要参数，改善破碎机破碎产品粒形是破碎机设计的重要内容。选取破碎产品中小于闭边排料口尺寸SCS。的破碎产品占总体破碎产品百分数PScs作为破碎机优化设计的第三个目标函数，如式(18)所示，式（18）中F1为给料粒度分别，x