大型反击式破碎机的研发

洪 波，熊林超，何文博

（南昌矿机集团股份有限公司，江西 南昌 330004）

1 反击式破碎机的工作原理及设计背景

反击式破碎机，是电机通过三角带带动主轴及转子体高速旋转，物料从入料口进入，先被旋转的板锤打击，抛向反击板再次产生冲击作用，同时在破碎腔中物料之间相互的碰撞作用，进行选择性破碎。物料经第一、第二反击板与转子体形成的路线被反复冲击破碎，粒度小于反击板末端与板锤之间间隙时，最终从出料口排出[1]。随着环境保护力度的加大，以及工程项目产能改扩建的影响，我国砂石矿山的供给结构持续改善，生产规模等级由小到大逐年上升，大中型矿山将成为行业主流，因此急需大型化的反击式破碎机，来适应市场的需求[2]。南昌矿机集团股份有限公司根据市场需求进行了大型反击式破碎机的研发。下面笔者具体介绍大型反击式破碎机HS1827S 的研发情况。

2 HS1827S 结构参数计算

2.1 设计要求

根据市场需求，设备需达到如下要求：适用于石灰石等低磨蚀性石料，最大给料粒度700 mm，≤31.5产品产量为700 t/h。

2.2 主要结构参数

大型反击式破碎机HS1827S，主要由转子体、第一段反击板、第二段反击板、均整板、上机架、下机架、电机和润滑站构成。

2.3 转子的设计

转子体的主要参数包括转子直径D，转子长度L，板锤数量a。一般来说，D=(2-4)dmax，L=(0.7-1.5)D

其中dmax 为最大给料粒度。

HS1827S 转子体直径D=1 800 m，转子长度L=2 700 mm，dmax=700，符合反破设计准则。

板锤数量的选择依据主要是由物料从入料口导料板滑落至转子体本体表面时间决定，该时间不应超过相邻板锤旋转间隔时间，即在物料落到转子体表面前需被板锤打击，以保证物料不会对转子体造成磨损。一般来说转子直径小于1 000 mm，选三列板锤；转子直径1 000～15 00 mm 时可选4 或6 列；转子直径为1 500～2 000 mm，选6-10 列板锤，对于硬物料或者破碎比较大时，板锤越多。根据物料打击次数及板锤受力和磨损需要。随着转子直径增加，为了保证单位板锤的打击面积，有必要增加板锤数量。为了便于转子平衡及更换磨损板锤，通常反破板锤数量选择偶数，故HS1827S 选择6 板锤。

设计时，还对转子体进行了应力分析和运动仿真，见图1，确保转子体设计的可靠。

2.4 主轴的校核

式中：P1——转子重量；

P2——电机所产生的力；

P3——板锤所受到的冲击不平衡力；

K——冲击系数，取3(粗碎取3，中碎取1.5，细碎取1.2)。

P1=241 245 (N)

P2=9 550N/nr=21 222 (N)

式中：N——电机功率，kw；

n——转子体转速，r/min；

r——转子体旋转半径，m。

P3=μP1r1rω2/2rg=μP1r1（πn/30）2/2g=μP1r1n2/1800=147 963 (N)

式中：μ——轴承摩擦阻力系数，μ=0.03；

r1——轴承滚柱摩擦滚动的半径，m。

式中：转子轴的弯曲Mu=PL1/2=264 728（N.m）；

转子轴的扭矩Mr=9 550N/n=19 100（N.m）；

σca=M/W=M/(πd3/32) ≤[σ-1]；

[σ-1]=180～207Mpa 取180 MPa。

计算出轴的直径：

因此轴承安装直径φ280 满足计算要求

（3） 按扭转强度及刚度计算轴的直径

扭转强度：

d=A*(N/n)1/3=141mm （T/Wt ≤[τ]）

其中A=112～97（轴的许用扭转剪切应力[τ] 为35～55MPa）

剪切刚度:

d=B*(N/n) 1/4=153mm （T/GIp ≤[θ]）

其中B=129（剪切弹性模量G=79.4 GPa 时，轴的许用扭转角[θ]为0.25）

因此最小直径φ250 满足计算要求

（4） 安全系数校核

弯矩作用安全系数

式中：σa=Mu/2Z=34.3MPa；

σm=34.3MPa；

ψσ=0.34；

εσ=0.6；

σ-1=320MPa；

β=0.9；

kσ=2.05；

Z=πd3/32=3858661.1768 mm3(弯矩最危险处的直径为d=φ340)。

扭矩作用安全系数

式中：τa=Mr/2Zp=3.1MPa；

τm=3.1MPa；

ψτ=0.29；

ετ=0.68；

τ-1=185MPa；

β=0.9；

kτ=1.56；

Zp=πd3/16=3067961.58mm3（扭矩最危险处的直径为d=φ250）。

安全系数

[S] 选取条件1.3 ～ 1.5 载荷确定精确，材料性质较均匀1.5 ～ 1.8 载荷确定不够精确，材料性质不够均匀1.8 ～ 2.5 载荷确定不精确，材料性质均匀度较差

因此主轴的安全系数完全可以满足设备使用需要。

2.5 轴承的寿命计算

根据主轴轴径选择轴承型号为23260CCK/W33，可从轴承手册查到其额定静载荷C0r =3 900kN，额定动载荷Cr=3 900kN。

作用在轴承上的载荷Pe可根据下述经验公式确定：

Pe=3P1=723.735（kN）

作用在每个轴承上的载荷为Pe/2

Cr——轴承的基本额定动载荷；Cr=3 900kN

ft——温度系数，取1.00；

Lh——轴承基本额定寿命，小时；

ε——指数，对于球轴承，取3；对于滚子轴承，取10/3。

计算结果：Lh=115 214 小时；

Lnm=a1a2Lh=241 949 小时；

Lnm——修正额定寿命（增加轴承润滑、工作环境等因素）；

a1——寿命调整系数，取1.00；

a2——寿命修正系数，根据系数曲线取值2.1。

2.6 机体的设计

入料板卸载点角度α≈30°，α 角越大则破碎机越高，整机重量越大，设计取值α=31°。给料导板倾角β≥40°，考虑物料堆积的安息角及破碎机的高度，设计取值β=40°（如图2）。

2.7 破碎腔设计

目前，国内外反击板一般为两段式和三段式。第三段反击板也叫均整板，主要用于对物料的整形，或是让物料进一步破碎。而反击板的形状，又主要有折线型、圆弧型和直线型三种。为了保证物料从板锤飞出后与反击板正面打击，从而获得最佳破碎效果，理论上反击板以渐开线为佳[3]。但由于渐开线制造困难，因此设计反击板多采用折线型。折线角度近似渐开线形状[4]。

前反击板的设计参数选择： ①根据入料尺寸和客户所需成品尺寸选择e1、e2 值；②选取而θ1 值（15 °≤θ1≤20 °），根据e2、θ1 值确定前反击板出料点位置；③根据δ 值确定前反击板悬挂位置（板锤外切线与反击板垂线夹角δ=1 °～2 °）；④同上，选取而θ2 值（60 ° ≤θ2≤90 °），确定后反击板出料点位置和悬挂位置。

3 工作参数计算

3.1 转速计算

根据文献，一般粗碎时转子线速度为15～40 m/s，中细碎时，转子线速度为40～80 m/s。但根据多年来设备在现场的使用情况，中细碎时，转子线速度选择33～40 m/s 为宜。否则，非常容易出现过粉碎现象。因此，在满足处理能力的同时，速度尽量取小值[5]。设计取V=37 m/s。计算得n=400 rpm。

3.2 电机功率计算

式（1）：P=KD2Ln=0.2*1.8*1.8*2.7*430=752.33kW

D——转子直径（m）；

K——系数，0.1～0.2（大型机取高值）；

L——转子长度（m）；

n——转子转速。

式（2）：产品粒度已知情况下所需的功率所需的功率=能量系数×总输出选定能量系数：0.85 kWh/ton；

根据所需最大处理能力800 t/h；P=0.85*780=680 kW。

3.3 处理能力的计算

处理能力是设备的非常重要的参数，也是客户选型的关键。所以设备设计过程中，处理能力的计算非常关键。目前文献中最常见的反破处理能力的公式为式（1）。

式中：K1——修正系数，一般取0.1；

C——板锤的数量；

h——锤头高度，m；

a——板锤与反击板间的距离，m；

d——排矿粒度，m；

b——锤头宽度，m；

n——转子的转速，rpm；

δ——物料的容积密度t/m3，一般取1.2-1.4。

根据公式，HS1827S 在排料口30 mm 时的处理能力Q=920（t/h）

从公式中可以看到，反破的处理能力Q，与板锤数量成正比，与转子直径无关。这与实际反破使用工况不符，也与软件模拟结果不符。笔者认为，设备的处理能力与转子截面物料分布息息相关的，与转子直径相关，与板锤数量无关。故推出式（2）供大家探讨。

式（2）：Q=60K1bnδK2π(Da+a2+Dh-h2)（t/h）

式中：K1——修正系数，一般取0.1；

h——锤头高度，m；

a——板锤与反击板间的距离，m；

b——锤头宽度，m；

n——转子的转速，rpm；

δ——物料的容积密度t/m3，一般取1.2-1.4；K2——修正系数，一般取0.11；

D——转子的直径，m。

根据公式，HS1827S 在排料口30 mm 时的处理能力Q=757（t/h）

4 结论

本研究介绍了大型反击式破碎机HS1827S 主要结构及工作参数的计算过程，特别是对反击式破碎机处理能力的计算进行了探讨和分析。希望这些计算和分析的结果可以为反击式破碎机的设计研究提供一些有利的参考。HS1827S 研发成功，标志着南昌矿机集团的大型反击式破碎机又添加了新的型谱，为南矿致力于行业健康、环保、可持续发展提供助力。