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遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 頁 PX1200 250 旋回破碎機設計 摘 要 新中國成立以來 隨著采礦業(yè)的發(fā)展 選礦機械經歷了從無到有 從小到 大 從單個品種和規(guī)格到多個品種和規(guī)格的發(fā)展過程 各種選礦機械產品已經 形成了系列 現在生產的各種形式和規(guī)格的破碎機 磨礦機和選礦機械 基本 上能滿足國民經濟建設的需求 同時 在液壓破碎機 反擊式破碎機 離心選 礦機等新產品的研制和新技術的應用方面都取得了一定的成就 但是 根據我 國礦藏資源的特點 貧礦多 共生礦物多 選別的機械品種還不能完全滿足新 的選礦工藝的需要 特別需要發(fā)展一些適于對難選物的選別機械 旋回破碎機 是利用破碎錐在殼體內腔中的旋回運動 對物料產生擠壓和彎曲作用 粗碎各 種硬度的礦石或巖石的大型破碎機械 裝有破碎錐的主軸的上端支承在橫梁中 部的襯套內 其下端則置于軸套的偏心套中 軸套轉動時 破碎錐繞機器中心 線作偏心旋回運動 他的破碎動作是連續(xù)的 故工作效率高于顎式破碎機 旋 回破碎機的工作是連續(xù)的 它與其他破碎機相比其優(yōu)點是生產能力大 工作平 穩(wěn) 破碎單位重量礦石的耗量少 產品粒度比較均勻 關鍵詞 旋回破碎機 破碎 破碎錐 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 I 頁 The design of PX1200 250 gyratory crusher Abstract Since new China had been established along with the mining industry development the dressing machinery experienced has grown out of nothing form infancy to maturity from the single variety and the specification to many varieties and the specification developing process Each kind of dressing mechanical product have already formed the series Now each kind of pattern and specification breaker the ore mail and classification machinery basically can satisfy the need of the national economy construction meanwhile in the hydraulic pressure breaker the counter attack type breaker the centrifugal concentrator and so on the new product development and the new technical application aspect have yielded the certain result However according to our country mineral resource characteristic The lean ore are many associated mineral are many classifies the machinery the variety not to be able completely to satisfy the new dressing craft the need particularly needs to develop some to be suitable for the difficult electing classification machinery The gyratory crusher is the curing function thick garrulous each kind of degree of hardness orator rock large scale broken machinery which is loaded with the broken awl the main axle upper extreme supporting in the crossbeam bushing its lower extremity sets to the axle sleeve center When the axle sleeve rotates the broken awl circles in the machine the core to make the biased cycle movement its broken movement is continuously carries on hence the working efficiency is higher than the jaw type breaker The gyratory crusher broken work is continual it compares with other breakers its merit is the high productivity work steady few crushing unit weight ore consumption quantity and the uniform distribution equispaced product granularity Key words The Gyratory crusher Break Cone 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 II 頁 目 錄 1 緒論 1 1 1 研究的目的和意義 1 1 2 國內外碎磨設備的簡介 3 1 3 旋回破碎機的發(fā)展趨勢 4 2 總體方案設計 5 2 1 旋回破碎機的類型 5 2 2 旋回破碎機的工作原理 5 2 3 旋回破碎機的構造 5 3 旋回破碎機的結構參數和工作參數的選擇和計算 9 3 1 結構參數的選擇和計算 9 3 1 1 給礦口尺寸與排礦口尺寸 9 3 1 2 嚙角 9 3 1 3 破碎錐的擺動行程 s 10 3 1 4 基本結構尺寸的確定 10 3 2 工作參數的選擇與計算 11 3 2 1 破碎錐的擺動次數 n 偏心軸套的轉數 11 3 2 2 生產率 12 3 2 3 電動機功率 N 12 3 3 破碎力 13 3 4 受力分析 16 4 電動機的選擇及軸的計算 18 4 1 電動機的選擇及傳動比的分配 18 4 1 1 電動機的選擇 18 4 1 2 傳動比的分配 18 4 2 傳動裝置的選擇與設計 18 4 2 1 轉矩的計算 18 4 2 2 V 帶的傳動設計計算 19 4 3 傳動齒輪零件的設計計算 22 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 III 頁 4 3 1 錐齒輪的計算 22 4 3 2 錐齒輪的校核 25 4 4 傳動軸的設計計算 27 4 5 滾動軸承的選擇和壽命驗算 30 4 6 鍵的強度校核 31 4 6 1 傳動軸上鍵的強度計算 31 4 6 2 主軸上鍵的強度計算 31 5 PX1200 250 旋回破碎機的環(huán)保 可靠性與經濟性分析 33 5 1 設備的環(huán)保措施 33 5 2 設備的可靠性 33 5 2 1 可靠性的計算 33 5 2 2 機械設備的有效度 34 5 3 設備的經濟評價 34 5 3 1 投資回收期 34 5 3 2 盈虧平衡分析 35 5 3 3 設備合理的更新期 36 結 論 38 致 謝 39 參考文獻 40 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 0 頁 1 緒論 1 1 研究的目的和意義 從新中國成立以來 我國的選礦工業(yè)獲得蓬勃的發(fā)展 選礦機械也經歷了從無到 有 從小到大 從單個品種到多個品種的發(fā)展過程 已經形成各種選礦機械系列產品 目前所生產的各種類型和規(guī)格的破碎機 磨礦機 和選礦機械 大體上能滿足我國經 濟建設發(fā)展的需求 同時 我國在研究液壓破碎機 反擊式破碎機 離心選礦機等新 產品的和新技術改進的方面都獲得輝煌的成就 然而 由于我國礦產資源的特點 貧 礦多 共生礦物多 選礦機械的產品類型并不能夠全部滿足工業(yè)進步的需求 尤其需 要一些適于對難選物的選礦機械 旋回破碎機是利用破碎錐在殼體內腔中的旋回運動 對礦物進行壓擠和碰撞作用 粗碎多種不同硬度物料的重型破碎機器 在橫梁中部的 襯套內的橫梁支承著裝有破碎錐的主軸的上端 軸套的偏心孔中放置于其下端 當軸 套運轉時 破碎錐繞破碎機軸線進行偏心旋轉工作 作連續(xù)的破碎工作 故工作效率 高于顎式破碎機 旋回破碎機的工作是連續(xù)的 它與其他破碎機相比其優(yōu)點是生產能 力大 工作平穩(wěn) 破碎單位重量礦石消耗量少 產品粒度比較均勻 旋回破碎機在沙場 建房 煤炭等各行各業(yè)得到廣泛應用 70 年代以來 中國對 破碎機的研發(fā)和設計破碎機方面取得了輝煌的成就 通過借鑒在國外先進技術工藝的 前提上 考慮我國的基本情形設計開發(fā)了新的機型 使用效率高的設備 沈陽機械設 備有限公司對旋回破碎機做了大量的實驗研究 并通過降低破碎機的懸掛高度 改進 動錐的運動軌跡 把破碎腔的嚙角減小 加大破碎比 增大了破碎錐的運轉行程 生 產能力得到一定的提高 進一步提高了機器功能 達到對旋回破碎機的更新換代 旋回破碎機主要是由動錐和定錐組成 活動的動錐繞其中心軸線作旋回運動 因 為有偏心的作用 時而靠近 時而遠離 由此使動錐和定錐礦石受到擠壓 劈裂和彎 曲作用而破碎 旋回破碎機的機身重量較輕 結構簡單 一個動錐 一個定錐襯 一 個偏心軸套和一對軸承 生產效率較高 比同規(guī)格的簡擺旋回破碎機生產效率高 20 30 旋回破碎機適合破碎中硬度石料 在工程中 多用中碎 細碎設備 破 碎比比較大 其比值可達 隨著機械工業(yè)的進步 近年來 旋回破碎機正朝著大8i 型化發(fā)展 所以 一個合理的傳動裝置可以使旋回破碎機運行的更加順利 合理有效 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 1 頁 動錐優(yōu)化可使損耗明顯的降低 碰撞 噪音 振動都有一定程度的降低 也降低了操 作工人的勞動量 提高破碎物料的質量 減少加工成本和縮短生產周期 不過 旋回破碎機也有它的缺點 具體如下 旋回破碎機排料口揚塵十分嚴重 經過破碎出來的塊狀和粉末狀物料通過礦石輸 送皮帶 部分物料飛濺或滾淌到地面上 堆積在地面 形成厚厚的一層物料 部分粉 狀物料在空中飄揚 對生產構成了極大的干擾 大量的粉塵飄在工作空間而直接影響 現場工人的身體健康 所以需要使用相應的除塵裝置是旋回破碎機目前刻不容緩的問 題 當前破碎機的設計應著手人性化 直面服務目標 面向市場 面對市場經濟 面 對礦產高效利用的大前提 改善性能 合理化設計 因此改進旋回破碎機的性能 使它 能夠更好地服務人類 讓它的生產率盡可能提高 伴隨著我國市場經濟的迅猛發(fā)展 綜合利用礦產資源的的技術同其相關產業(yè)的快 速進步 自從 1999 年以來 我國建成了 10843 座大中型礦山和 224567 個鄉(xiāng)鎮(zhèn)集體企 業(yè) 中國破碎礦物料總量超過 50 億噸 物料破碎總產值為 3000 億元 礦物的破碎在許多行業(yè)產品生產中是不可或缺的加工工藝 因為礦物的物理性質 和組織結構有很大的差別 為滿足各種礦石的要求 破碎機的類型也呈現多種樣式 對 金屬礦破碎而言 破碎是選礦廠的首道工序 為了得到有用物料 將其分為粗碎 中碎 細碎 而且還要磨礦 因為破碎在選礦行業(yè)屬于耗能的大戶 幾乎占據全廠耗電量 58 為了達到提高生產效率和節(jié)能的目的 因此提出了 少磨多碎 的技術原理 進而讓破 碎機從粗碎與中碎向細碎及節(jié)能高產方向發(fā)展 其次 隨著自動化產業(yè)的進步 破碎機也漸漸邁進自動化方向 如國外產品已實現 機電一體化 連檢 并能相應調給料速度 排礦口大小及控制破碎力等 伴隨著采礦 業(yè)的發(fā)展 破碎機漸漸發(fā)展到大型化 旋回破碎機的粗碎生產率能夠達到 5500t h 關于 新工作方式和新的破碎原理 如電 熱破碎 正在實驗探討中 目前尚不能在生產中應用 相對粗碎來說 當前已經研制出很多類型來代替老式旋回式破碎機 主要是采用科學技 術工藝 加以改進升級 達到耐磨的特點 從而能產生節(jié)能 效率高 高效的目的 細 碎方面新機型更多些 總的來看 值得提出的有 顎式破碎機 圓錐破碎機 沖擊式破 碎機和輥壓機 而目前應用最廣泛的就是旋回破碎機 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 2 頁 1 2 國內外碎磨設備的簡介 破碎是處于采礦和冶煉的一個中間環(huán)節(jié) 其目的是為了將礦物中的脈石和不用的 雜質要一定程度的去掉 以達到品位的礦石 滿足冶煉的目標和加大冶煉物品的質量 它提供高品位的礦石使之滿足冶煉需要及其使國家礦產合理綜合利用 從而在國民經 濟中占據不可或缺的組成部分 如今 旋回破碎機 顎式破碎機 圓錐式破碎機 輥 式破碎機 錘式破碎機和反擊式破碎機 立軸沖擊式破碎機等組成了破碎機械的主要 種類 旋回破碎機的工作原理是動錐在殼體破碎腔中的旋回運動 產生對物料的壓擠 破裂和彎曲變形 粗碎不同硬度的礦石和山石的大型破碎機器 在橫梁中的襯套內破 碎錐支承橫梁的上端 其下端被放置在軸套偏心孔中 在軸套內工作時 破碎錐繞中 心軸線做偏心的往復旋回運動 進行連續(xù)的破碎工作 故工作效率高于顎式破碎機 到 70 年代初期 大型旋回破碎機每小時已能處理物料 5500t 達到 2200mm 最大給料 直徑 顎式破碎機是在兩顎板對礦石的壓擠與破裂作用下 粗碎或中碎不同硬度礦石的 破碎機器 固定顎板和動顎板是它的主要結構 當兩顎板靠近礦石對其進行破碎時 當兩顎板遠離時物料塊由排料口底部排出 他的破碎動作是間歇進行的 因為這種破 碎機結構簡單 可靠性好和更容易地破碎堅硬物料的優(yōu)點而使其廣泛應用于采礦 建 筑材料 冶金等工業(yè)部門 圓錐破碎機的工作原理與旋回破碎機大體相同 但它適用于中碎或細碎作業(yè)的破 碎機械 中 細碎得到的排料粒度的均勻性一般比粗碎工藝要求高 所以 在破碎腔 的下部須設置一段平行區(qū) 同時 還須提高破碎錐的運轉速度 方便礦石在平行區(qū)內 盡可能能有一次以上的壓擠 輥式破碎機是利用輥面的摩擦力將物料咬入破碎區(qū) 使之承受擠壓或劈裂的破碎 機械 當用于粗碎或需要增大破碎比時 常在輥面上做出牙齒或溝槽以增大劈裂作用 輥式破碎機通常按輥子的數量分為單輥 雙輥和多輥破碎機 適用于粗碎 中碎或細 碎煤炭 石灰石 水泥熟料和長石等中硬度以下的物料 而近幾年來發(fā)展最快的碎磨工藝是半自磨 球磨工藝 輥壓機作為降低能耗的 有效設備 近年來根據其特點 也的到有選擇的應用 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 3 頁 1 3 旋回破碎機的發(fā)展趨勢 目前國內外生產的旋回破碎機都是基于原 AC 公司 Superior 型液壓旋回破碎機的 基礎發(fā)展起來的 CG 系列和 MK 兩種具有代表性的先進破碎機也不例外 這兩種破 碎機與原 AC 公司 S 型旋回破碎機比較也沒有顯著地變化 例如原 AC 公司 60 109 旋 回破碎機給料尺寸為 1520mm 排料口調節(jié)范圍為 210 300mm 其生產率為 4300 6600t h 功率為 1000 kW 將這些數據跟相近規(guī)格的破碎機數據相比 新機型 在性能方面沒有顯著的優(yōu)越性 只是在局部結構 材料 破碎機可靠性 自動控制和 操作性有了新的發(fā)展和提高 因此說旋回破碎機發(fā)展速度較慢 我國生產的旋回破碎機在大型化方面并不落后 國外常見的最大規(guī)格旋回破碎機 也只是給料口為 1830mm 前蘇聯有 2000 mm 大型旋回破碎機 近年國內杭州山虎機械 有限公司已制造了給料口 1600mm 重型液壓旋回破碎機 但是 國內生產的旋回破碎機 性能 技術水平與國外先進破碎機比較還有不小的差距 相對國外裝備技術水平 國內旋回破碎機發(fā)展相對滯后 主要原因一方面是由于 旋回破碎機比中 細碎圓錐破碎機使用數量少 旋回破碎機技術發(fā)展的積累不足 另 外 破碎機制造廠家還沒有條件制造旋回破碎機 多數破碎機制造廠家缺少對產品連 續(xù)跟蹤 考查 不斷研究和不斷改進升級的工作 特別是對旋回破碎機研究創(chuàng)新工作 更少 近年 隨著礦山規(guī)模的不斷擴大 大型化設備成為礦山設備未來發(fā)展趨勢 旋回 破碎機也隨著需求的變化也向這一方向發(fā)展 但國產旋回破碎機目前主要面對的問題 還是如何在原有基礎上 深入消化和吸收國外旋回破碎機的先進技術并逐步使其國產 化并創(chuàng)新出具有自主知識產權的新型旋回破機 目前 山特維克 美卓等已開始發(fā)展 中碎用旋回破碎機 這也為國內技術發(fā)展指明了方向 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 4 頁 2 總體方案設計 2 1 旋回破碎機的類型 旋回破碎機在選礦和其他工業(yè)部門中 廣泛地用來粗碎各種硬度的礦石 所以 旋回破碎機又叫粗碎圓錐破碎機 是大型礦山破碎堅硬物料的典型設備 旋回破碎機基本上有三種型式 固定軸式 斜面排礦式和中心排礦式 由于前兩 鐘存在許多缺點 因此 我國僅生產中心排礦式旋回破碎機 2 2 旋回破碎機的工作原理 圖 2 1 旋回破碎機的工作原理 旋回破碎機的工作原理如圖 2 1 所示 旋回破碎機的工作機構是由兩個截面圓錐體 活動圓錐 破碎圓錐 和固定圓錐 中空圓錐體 所組成 活動圓錐的心軸支承 在鉸鏈 o 中 并且偏心地安置在中空的固定圓錐體內 心軸 oA 旋轉時 活動圓錐體的 素線依次靠近及離開中空的固定圓錐體的素線 活動圓錐體的每條素線猶似繞 o 點擺 動 當活動圓錐靠近固定錐時 處于兩者之間的礦石就被破碎 活動圓錐離開固定錐 時 破碎產品則因自重經排礦口排出 旋回破碎機的主要破碎作用是壓碎 但是 礦 石也受有彎曲作用而折斷 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 5 頁 2 3 旋回破碎機的構造 如圖 2 2 所示 PX1200 250 旋回破碎機的機架是由機座 14 中部機架 10 和橫梁 9 組成 它們彼此用螺栓固緊 破碎機的機座 14 安裝在鋼筋混凝土的基礎上 旋回破碎機的工作機構是破碎錐 32 和固定錐 中部機架 10 中部機架 10 的內表 面鑲有三行平行的錳鋼襯板 11 最下面的一行襯板支承在機架下端凸出部分上 而上 面 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 6 頁 圖 2 2 PX1200 250 旋回破碎機 一行則插入中部機架 10 上部的凸邊中 這樣 就能承受碎礦時由于摩擦而產生的推力 和破碎力的垂直分力 中部機架與襯板間須用鋅合金 或水泥 澆鑄 破碎錐 32 的外表面套有三塊環(huán)形狀錳鋼襯板 33 為了使襯板與錐體緊密接觸 在 兩者間澆注鋅合金 并在襯板上端用螺帽 8 壓緊 在螺帽上端裝以鎖緊版 7 以防螺帽 松動 破碎錐裝在主軸 31 上 主軸的上端是通過錐形螺帽 2 錐形壓套 1 襯套 4 和支 承環(huán) 6 懸掛在橫梁 9 上 為了防止錐形螺帽松動 其上還裝有楔形鍵 3 襯套 4 以其錐 形端支承在支撐環(huán) 6 上 而其側面則支承在內表面為錐形的襯套 5 上 破碎機運轉時 由于襯套 4 的下端與錐形襯套 5 的內表面都是圓錐面 故能保證襯套 4 沿支撐環(huán) 6 和 錐形襯套 5 上滾動 從而滿足了破碎錐旋擺運動的要求 主軸的下端插入偏心軸套 22 的偏心孔中 該孔對破碎機軸線成偏心 偏心軸套旋 轉時 破碎錐的軸就以橫梁上的固定懸點為錐頂作圓錐面運動 從而產生破碎作用 偏心軸套是通過三角皮帶輪 18 彈性聯軸器 19 并由圓錐齒輪 15 17 帶動 偏心軸套 22 在機座的中心套筒 24 的鋼襯套 23 中轉動 套筒利用四根筋板 25 與 機座連接 在筋板 25 和傳動軸套筒的上面 敷設有錳鋼護板 26 和 16 以免落下的礦 石砸壞筋板和套筒 偏心軸套的整個內表面和偏心軸套比較厚的一邊約 3 4 外表面 即 承受破碎壓力的一邊 都澆鑄巴氏合金 為使巴氏合金牢固地附著在偏心軸套上 在軸套的內壁上布置有環(huán)狀的燕尾槽 偏心軸套的止推軸承由三片止推圓盤組成 上面的鋼圓盤與固定在偏心軸套上的 大圓錐齒輪連接在一起 它回轉時 就沿中間的青銅圓盤 13 轉動 而青銅圓盤又沿下 面的鋼圓盤轉動 下面的鋼圓盤用銷子固定在中心套筒的上端 以防止其轉動 為了防止礦塵進入破碎機內部的各摩擦表面和混入到潤滑油中去 在破碎錐下端 裝有由三個具有球形表面的套環(huán) 28 29 和 30 構成的密封裝置 套環(huán) 28 用螺釘固定在 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 7 頁 破碎錐上 套環(huán) 29 裝在中心套筒的壓蓋 27 的頸部上 它們之間裝有骨架式橡膠油封 上部套環(huán) 30 自由地壓在套環(huán) 29 上 這種結構的密封裝置比較可靠 礦塵不易透過各 套環(huán)之間的縫隙進入破碎機的內部 排礦口的寬度是用主軸上端的錐形螺帽 2 來調節(jié) 調節(jié)時 首先用橋式起重機將 主軸和破碎錐一起向上稍稍提起 然后 將主軸懸掛裝置上的螺帽 2 旋出或旋入 將 排礦口調節(jié)到要求的寬度 這種裝置的調節(jié)范圍較小 而且調節(jié)時很不方便 破碎機的保險零件是裝在皮帶輪 18 輪轂上的四個有削弱斷面的保險銷軸 斷面的 尺寸通常按電動機負荷的二倍來算 如果破碎機內掉入大塊非破碎物 則小軸應被剪 斷 破碎機停止運轉而使其他零件免遭破壞 這種保險裝置雖然構造簡單 但可靠性 較差 旋回破碎機用稀油和干油進行潤滑 旋回破碎機所需的潤滑油是由專用油泵站供 給的 油沿輸油管從機座下蓋 21 上的油孔流入偏心軸套的下部空間內 由此再沿主軸 與偏心軸套之間的間隙 以及偏心軸套與襯套之間的間隙上升 潤滑這些摩擦表面后 一股油上升的途中與擋油環(huán) 12 相遇而流至圓錐齒輪 另一股油上升到偏心軸套的止推 圓盤 13 上 潤滑油潤滑了各部件以后 經排油管流出 破碎機的傳動軸 20 的軸承有 單獨的進油與排油管 主軸的懸掛裝置是通過手動干油潤滑裝置定期用干油進行潤滑 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 8 頁 3 旋回破碎機的結構參數和工作參數的選擇和計算 3 1 結構參數的選擇和計算 3 1 1 給礦口尺寸與排礦口尺寸 我國生產的旋回破碎機 給礦口長度 L 為寬度 B 的 1 25 1 6 倍 對于大型破碎機 取 L 1 25 1 5 B 中小型破碎機則取 L 1 5 1 6 B 在小型破碎機中 為了獲 得較高的生產率 值可以選大一些 國外生產的小型破碎機 2 3 6 給礦口寬L L 度 B 1 1 1 25 0 75 0 9 B 式中 是原料最大顆料尺寸 maxDa maxD PX1200 250 旋回破碎機用于初碎 最大給礦口寬度初選 1200mm 3 1 2 嚙角 旋回破碎機在破碎礦石時 必須保證礦石既不向上滑動 也不從破碎機的給礦口 中跳出來 由此 嚙角 圖 3 1 亦須按公式 3 1 選取 即 12 3 1 式中 固定圓錐錐角1 破碎圓錐錐角2 摩擦角 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 9 頁 圖 3 1 旋回破碎機的嚙角示意圖 一般取 由于旋回破碎機的入料塊度大 重量大 能夠克服 27 21 破碎力的向上分力 因而在襯板上產生的滑動現象很少 基于這個原因 嚙角 可以 選用最大值 所以取 為了減小作用在破碎錐上的破碎力的垂直分力 從而減輕破碎錐支承裝置的負荷 故 應取小些 而 應取大些 通常取 2 1 18 21 所以 根據實際要求 本次設計中取 則 9182712 3 1 3 破碎錐的擺動行程 s 破碎錐的擺動行程 s 是指在排礦口平面內 破碎錐中心線的擺動量 它等于破碎錐 中心線對機架中心線在該平面內的偏心距 r 的二倍 設計時按破碎機的規(guī)格及給料尺 寸選擇行程數值 一般為 22 44mm 如 s 值過小 會使生產率顯著下降 s 值過大 則使功率消耗增加和排礦粒度加大 因此 根據實際要求 本次設計取 s 33mm 3 1 4 基本結構尺寸的確定 旋回破碎機的基本結構尺寸如圖 3 2 所示 B 為給礦口的寬度 其他各部 尺寸均依次進行計算 圖 3 2 旋回破碎機的基本結構尺寸 W 1 05B 它限制了懸掛點 O 的位置 固定錐上部直徑通常是在給礦口的平面上 測量 其經驗公式為 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 10 頁 2 68 BD 根據上述原則 選 mm mW1005 1 2 710324BD 選定 1 及 30 1 再按要求的破碎比 旋回破碎機的破碎比一般為 i 5 8 確定排礦口寬度 由此 可確定破碎腔的高度和破碎錐的底部直徑 破碎腔高度 H 為 bB63 195tan18t20tant21 式中 定錐動錐錐角之半 21 因而取 DB 3240mm 3 2 工作參數的選擇與計算 3 2 1 破碎錐的擺動次數 n 偏心軸套的轉數 旋回破碎機破碎腔的斷面形狀和排礦過程與顎式破碎機相同 故其破碎錐的擺動 次數可按顎式破碎機的方法確定 它的理論計算公式為 3 sn21tant65 2 254 49r min3 9tan18t65 式中 s 的單位用 cm 目前 實際選用的旋回破碎機的工作轉數大約比理論公式 3 2 算出的小于 35 50 產生差別的原因 在于推導該公式時沒有考慮物料自破碎機中排出時所遇 到的各種阻力 設計時 可采用下列經驗公式計算 3 Bn5017 3 r min12 式中 B 表示給礦口寬度 單位用 m 破碎錐除了繞機器中心線旋轉外 由于摩擦作用 還繞本身的軸線轉動 空載運 轉時 自轉方向與偏心軸套的回轉方向相同 有載運轉時 自轉方向與偏心軸套的回 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 11 頁 轉方向相反 破碎錐的自轉運動 可以使產品粒度均勻 也能使破碎錐襯板的磨損均 勻 3 2 2 生產率 生產率是破碎機一項重要技術經濟指標 旋回破碎機的生產率的理論計算公式只 可作定性研究之用 由于其誤差較大 實際上多采用經驗公式計算 但式中須按表 3 1 選取 表 3 1 旋回破碎機單位排礦口寬度的生產率 1 6 3 mt 規(guī)格 500 75 700 120 900 160 1200 180 1500 180 1500 3000q 2 5 3 4 5 6 10 5 13 5 3 10 6QKqb 4 式中 2 1 K3 6 mt 10 ht t h80256 1 Q 3 2 3 電動機功率 N 旋回破碎機功率的計算方法與顎式破碎機功率的計算方法相似 由于理論計算公 式與實際相差很大 所以確定旋回破碎機的功率通常采用經驗公式 3 KD285 5 kw 185 349 074 12 式中 D 破碎錐下端的最大直徑 m K 考慮破碎錐轉數改變的修正系數 對于給礦口寬度 90 190 1 50 8BK 從表 3 2 可以看出 根據公式 3 5 計算的旋回破碎機的電動機功率與實際頗為 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 12 頁 相近 根據表 3 2 選取 N 330kw 表 3 2 旋回破碎機的電動機功率 單位 kW 3 3 破碎力 在破碎過程中 破碎力的大小由于受礦石的物理機械性質 塊度 破碎方法 以 及礦石在破碎腔中的分布狀況等因素的影響 因此 很難用理論公式來計算 目前 對于旋回破碎機 通常是根據電動機的功率來計算破碎力 因為旋回破碎機的偏心距 較小 偏心軸套的轉數也較低 故不能造成很大的功能儲備 因而電動機的功率大部 分都消耗在破碎礦石上 設破碎力 P 作用在破碎錐高度的 處 從排礦口平面算起 13 假定由破碎力 P 引起偏心軸套內表面的反作用力 P1 圖 3 3 是作用在偏心軸套的 中部 P 1 的作用線不在破碎錐軸線與機器中心線所組成的 n n 平面內 而是偏斜一個 角度 根據偏心軸套的磨損情況 20 30 圖 3 3 旋回破碎機破碎力的計算圖 由于主軸懸掛裝置對破碎錐的反作用力對懸掛點 O 產生的力矩較小 近似計算時 規(guī)格 500 75 700 130 900 160 1200 250 N 85D2K 122 2 145 166 303 實際選用的電 動機功率 130 145 180 330 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 13 頁 可略去不計 則破碎力 P 和偏心軸套的反作用力 P1 對懸掛點 O 的力矩平衡方程式 1l 3 6 即 3 lP1 7 式中 P 到懸掛點 O 的距離 m l P1 到懸掛點 O 的距離 m 對于式中的實際要求取得 2 8158m 4 8275m l1l 現在來研究偏心軸套上作用力的平衡問題 因為破碎錐和偏心軸套的不平衡質量 的慣性力較小 故討論偏心軸套的平衡時可以不考慮 在偏心軸套的內表面除 P1 外 還作用有與 P1 位于一個平面上的摩擦力 T1 f1P1 方向如圖 3 3 所示 式中 f1 為破碎錐軸與偏心軸套內表面的摩擦系數 在 O 點上加兩對大小相等 方向相反的力 P1 和 T1 將位于 O 點的力 P1 和 T1 幾何相加 則得合力 2211Nf 合力 N 在偏心軸套的外表面引起摩擦力 T2 f2N 式中 f2 為偏心軸套外表面與機架 襯套間的摩擦系數 由此 作用在偏心軸套上的扭矩則為 3 8 11221 sin cos MPereRffPf 或 公斤 3 1 21 1sin cos PefreRf 9 式中 e 偏心軸套內孔平均半徑的偏心距 m r 偏心軸套內孔的平均半徑 m R 偏心軸套外表面的半徑 m 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 14 頁 根據生產工作中的實際情況取 e 0 18m r 0 7m R 0 9m 根據旋回破碎機的工作情況 偏心軸套內外表面屬于半液體摩擦 取 f f1 f2 0 03 由于 f 和 e 較小 公式 3 9 中的 和 可近似地取為零 則公 cos1ef21f 式 3 9 可簡化為 公斤 3 10 11sin MPefrR 將公式 3 10 代入公式 3 6 中得 公斤 3 rfell sin1 11 式中 M 的值可按電動機功率 N 求出 公斤米 3 12 974n 式中 傳動效率 0 6 n 偏心軸套的每分鐘轉數 根據實際要求取傳達效率 5 考慮到電動機的過負荷和機器旋轉部件慣性力的影響 其最大破碎力為 公斤 3 13 1max2sin MlPplefrR 根據式 3 12 求出 M 值 即 nN 974 08 9653 5118 61N m 把所求的 M 值可代人式 3 10 中求得 P1 值 即 11sin MefrR 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 15 頁 9 073 25sin18 0 61 40564 53N 40 56kN 將 M 值和 P1 的值代入 3 6 可求出 P 值 即 l1 85 27460 69519 23N 69 54kN 其最大破碎力為 kN08 13954 62max P 3 4 受力分析 旋回破碎機的主要零件有 傳動軸 齒輪 偏心軸套 主軸和懸掛裝置 傳動軸 和齒輪上的受力較小 只要已知電動機功率 就可以利用分析法計算確定 而偏心軸 套 主軸和懸掛裝置的受力情況可用圖解法確定 圖 3 4 旋回破碎機的受力圖 計算破碎力 P 是分析這些零件受力的原始數據 為了簡化計算 不考慮破碎錐與 偏心軸套的慣性力對主軸受力的影響 并假定 1 力 P 作用在破碎錐高度的 處 從底部算起 31 2 偏心軸套的反力 P1 作用在偏心軸套與主軸接觸部分的中點 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 16 頁 3 懸掛裝置的反力 P2 的作用點如圖 3 4 中所示的 M 點 如圖 3 4 所示 取破碎錐作為分離體 先將 P 力延長 與破碎錐自重 G 合成 F 力 然后根據同一平面的三個力互成平衡必交于一點的定理 求出偏心軸套與懸掛裝置對 主軸的反力 和 負號表示反力的方向與圖 3 4 所示的方向相反 1P2 根據圖中受力情況可按下式求得 3 22cosPFG 14 由式 3 14 中解出 F 值 即 cos22FP 5 391783 695137822 解得 F 79733 5N 79 73kN 0 5 則可得 P1 的 P2 的值 即 kN71 50 cos73 9cos1 FP 由 得 0cos2121 F cos2112P 61 52kN 5 0cos71 3 97 503 9 在旋回破碎機的運轉過程中 當非破碎物進入機器內 或是機器超負荷運轉時 由于機器的保險裝置效果不好 往往會引起主軸的局部裂痕或斷裂的重大設備事故 除了上述原因外 若主軸的材料不好 加工精度低 機器的安裝質量不高 這些因素 也會引起主軸的局部裂痕或斷裂事故 旋回破碎機主軸的斷裂多發(fā)生在固定襯板處的 螺紋退刀槽的地方 對于局部裂痕或斷裂的軸可用焊接法修理 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 17 頁 4 電動機的選擇及軸的計算 4 1 電動機的選擇及傳動比的分配 4 1 1 電動機的選擇 根據工作要求及工作條件 選用破碎機專用電動機 根據式 3 11 選擇 JS1510 10 型電動機 額定功率 P0 400kw 同步轉速 n0 590r min 4 1 2 傳動比的分配 根據 PX1200 250 旋回破碎機總傳動比 4 5 215902 齒帶 ini 1 4 2 傳動裝置的選擇與設計 4 2 1 轉矩的計算 O 軸 電動機軸 kW r min04P 059n 06015 9T N mm 4 2 4 6 61075 1 軸 小齒輪軸 343 52kW帶軸 承聯 4201P9 8 9 042 295r min帶in1 5 1610 9nPT 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 18 頁 295 34105 96 mN 610 4 3 2 軸 大齒輪軸 343 52 0 97 333 21kW齒 12P r min15 2 912 齒in2620 nPT N mm 4 15 35 96 6107 4 4 2 2 V 帶的傳動設計計算 1 由以上條件可知 額定功率 P0 400KW 小帶輪轉速 r min 從動軸轉速059n r min 每天的平均工作時間為 16h 天 295 n 2 確定計算功率 t 表 4 1 工作情況系數 原 動 機 類 類 一天工作時間 h 工作機 16 0 10 6 1 載荷變動 較大 破碎機 旋轉式 鄂式 球磨機 棒磨機 起重機 挖掘機 1 3 1 4 1 5 1 5 1 6 1 7 查表 4 1 得工作情況系數 1 4AK kW0 4560caAP 3 選擇 V 帶的帶型 根據計算功率 小帶輪轉速 查出此坐標點位于 D 區(qū) 所560caKW 09 minnr 以選用 D 型帶計算 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 19 頁 4 確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速 vd 1 初選小帶輪的基準直徑 1 表 4 2 V 帶帶輪最小直徑 單位 mm 型號 Y Z A B C D E1mind 20 50 75 125 200 355 500 由表 4 2 選取小帶輪的基準直徑 mm1560d 2 驗算帶速 v m s1917 2dn 因為在 5 25m s 范圍內 所以合適 3 計算大帶輪基準直徑 mm1205612 ddi帶 5 確定中心距 a 并選擇 V 帶的基準長度 L 1 初定中心距 0 mm 012 5 5601250da 取 符合 025am 12012 7 dda 2 計算相應的帶長 0dL 0204212210 addad 7710 05mm 25656 表 4 3 V 帶長度系列 單位 mm 節(jié)線長度內周長度 C D E 6500 3520 6840 13750 7500 4060 7620 15280 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 20 頁 9000 4600 9140 16800 由表 4 3 得帶的基 mm7620dL 3 計算實際中心距 及其變動范圍a 2474 975mm200d 205 7165 2474 975 0 015 7620 2360 675mmdLa1 min 2474 975 0 03 7620 2703 575mm03ax 所以 中心距的變化范圍 2360 675 2703 575mm 6 驗算小帶輪包角 1 167 120 合適 3 578021ad 3 572460180 7 確定帶的根數 z 1 根據 mm 和 r min 查表 4 4 并按插值法計算求得 D 型帶16d19n 024 5P 表 4 4 V 帶所能傳遞的功率 單位 kW 小帶輪轉速 型號 小帶輪直徑 400 700 800 950 500 16 20 23 99 25 76 27 50 560 18 95 27 73 29 55 31 04 630 22 05 31 68 33 38 34 19D 710 25 45 35 59 36 87 36 35 根據 r min 和 D 型帶 查表 4 5 得 1 85kW1590n 2i 0P 表 4 5 V 帶的功率增量 單位 mm 小帶輪轉速 r min 400 700 800 950 1200 i 1 25 2 19 2 50 2 97 3 75 查表 4 6 得 表 4 7 得 1 050 96K lK 表 4 6 小帶輪包角系數 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 21 頁 包角 180 170 165 160 155 K 1 00 0 98 0 96 0 95 0 93 表 4 7 長度系數 基準直徑 mmdL C D E 6840 0 99 1 02 1 15 7620 1 02 1 05 1 17 9140 1 04 1 08 1 19 kW 0 24 51826 57rlPK 2 計算 V 帶的根數 21 08 LAracpz 0 05 1968 5124 取 根2z 8 確定帶的初拉力 0F 202 5caKPqvz 式中 q 0 63 kg m N 22 50960 317 917 36 9 計算壓軸力 59849N 2sin10p zF 26sin39 4 3 傳動齒輪零件的設計計算 4 3 1 錐齒輪的計算 1 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數 1 選用標準直齒錐齒輪齒輪傳動 壓力角取為 20 2 由文獻 1 10 1 可知 選擇小齒輪的材料為 40Cr 調質 硬度為 280HBS 大齒輪的材料為 45 鋼 調質 硬度為 240HBS 選齒輪精度為 7 級 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 22 頁mNT 6102 3 選小齒輪齒數 大齒輪齒數 2 5 24 60 241 z12uz 2 按齒面接觸疲勞強度設計 1 由下式試算小齒輪分度圓直徑 即 32115 04 HERHtt ZuTKd 1 確定公式中的各參數值 試選 3 tHK 小齒輪傳遞的轉矩 選取齒寬系數 R 由文獻 3 10 20 查得區(qū)域系數 5 HZ 由文獻 3 10 5 查得材料的彈性影響系數 218 9MPaE 計算接觸疲勞許用應力 H 小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 H601lim aH502lim 應力循環(huán)次數 81 17 35249560 hjLnN 882 1 7 u 由文獻 3 10 23 查取接觸疲勞壽命系數 98 094 021 HNHNK 取失效概率為 1 安全系數 S 1 MPaSKHN56 1lim1 39082li2 取 和 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 即 1H 2 MPa 52 H 2 試算小齒輪分度圓直徑 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 23 頁 d 32115 04 HERHtt ZuTKd 3 2265398 1 3 435 680mm 2 調整小齒輪分度圓直徑 1 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度 v mdRtm 328 70 50168 435 01 snvm 29761 當量齒輪的齒寬系數 mubtR 96 1752 680 435 211 4 791mdb 2 計算實際載荷系數 HK 由文獻 3 10 2 查得使用系數 A 根據 8 級精度 由文獻 3 10 8 查得動載系數smV 720 5 2 1 VK 直齒錐齒輪精度較低 取齒間載荷分配系數 1 HK 由文獻 3 10 4 用插值法查得 7 級精度 小齒輪懸臂時 得齒向載荷分布系數20 1 HK 由此 得到實際載荷系數 46 120 1 HVAHK 3 按實際載荷系數算的分度圓直徑為 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 24 頁mKdHtt 280 453 1680 435331 相應的齒輪模數 zm87 24 1 所以 選擇標準模數 20 64 0 531 dz 231z取 72 12 u58取 3 幾何尺寸計算 1 分度圓直徑 mzd460231 m1582 2 計算分錐角 15732arctn1arct1 u 9689012 3 計算齒輪寬度 mudbR 18 72354603 212 所以 取 m182 4 主要設計結論 齒數 模數 壓力角 變?yōu)橄禂?31 z52m20 20 01 x 分錐角 齒寬 小齒輪選用02x17 968 mb18 40 調制 大齒輪選用 45 鋼 調制 齒輪按 7 級精度設計 rC 4 3 2 錐齒輪的校核 按齒根彎曲疲勞強度校核 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 25 頁 1 由文獻 3 10 26 可知 齒根彎曲疲勞強度條件式為 FRSaFFuzmYTK 15 012321 1 確定公式中的各參數值 1 分錐角 631 21 369 82 當量齒數 74 21 cos1 zv 3 569 822 zv 2 由文獻 3 10 17 查得齒型系數 7 21 FaY17 2Fa 由文獻 3 10 18 查得應力修正系數 58S SY 由文獻 3 10 24c 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 MPaF501lim PaF3802lim 由文獻 3 10 22 取彎曲疲勞壽命系數 94 01 FNK97 02 FN 取彎曲疲勞安全系數 S 1 7 得 MPaSFNF 76 51lim1 8213092li2 2 計算實際載荷系數 FK 1 由文獻 3 10 8 查得動載系數 2 1 v 2 直齒錐齒輪精度較低 取齒間載荷分配系數 1 FK 3 由文獻 3 10 4 用插值法查得 于是 3 H23 則載荷系數為 468 1 2 1 FvAFK 3 分別校核齒根彎曲疲勞強度 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 26 頁 MPauzmYTKRsaFF 9 271358203 51 0 714685 01 262132 1F PauzmYTKRsaF 14 02358203 51 0 1767485 0232 2F 所以 滿足強度校核 4 4 傳動軸的設計計算 1 初步確定軸的直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調制處理 由文獻 3 15 3 取 于是得120 AmnPAd83 7295 34130min 根據工作條件 取 d 180mm 2 傳動軸受力分析 圓周力 NdTFmt 87 6054328 7121 徑向力 Ntr 87 20316 cos2tan cosan1 軸向力 ta 5i076054i1 3 繪制傳動軸的受力簡圖 如圖 4 1 所示 求支座反力 水平面支反力 由 得 0CM 2121LFtHN 21t 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 27 頁 N54 17993548 60 由 得 0Y 21HNtHNF NFtNH 67 19248 6054 7912 圖 4 1 傳動軸受力簡圖 垂直平面支反力 由 得 0BM 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 28 頁12LFMrNVa 36087 019321 madF NV 742 由 得 0Z NFNVrNV 16 58029 38 0121 4 作彎矩圖 如圖 4 1 水平面彎矩 圖 HM B 點 m7 216980387 60541 NLFt 垂直平面彎矩 圖 Z B 點 7 35120687 20311 NLFMr mNV 36942 合成彎矩 M 圖 B 點 NVH 3 2870694 7351 2169802211 m 56022 5 作轉矩 T 圖 如圖 4 1 mNT 612 6 校核軸的強度 彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 即危險截面 B 的強度 由文獻 2 15 5 可知 取 軸的計算應力 0 6 MPaWTMca 26 39180 2 6328709436212 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 29 頁 選定軸的材料為 45 鋼 調質處理 由文獻 2 15 1 可知 MPa 因此 160 故安全 1 ca 4 5 滾動軸承的選擇和壽命驗算 1 滾動軸承的選擇 滾動軸承為圓錐滾子軸承 30336 由文獻 8 可知 kN kN109 rC150 r e 0 35 Y 1 7 2 壽命驗算 軸承所受支反力合力 B 點 NFNVHrB 3 1846 57024 179221 C 點 rC 0932 軸向載荷 只驗算應力最大的軸承即可 所以 FrB 軸承派生軸向力由圓錐滾子軸承計算公式有 NYd 74 53627 1284 所以 軸向載荷 NFa 60 7 532 807 d1 因為 所以由文獻 8 得 3 1842760 eFra 4 X 所以 NYXfParp 13 208 7 61 3184 0 驗算軸承壽命 PCnL60h h49 1083 2084195 由于 h 因破碎機的沖擊力較大 必須選擇較大壽命的軸承 501 hL 因為 所以此軸承合格 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 30 頁 4 6 鍵的強度校核 4 6 1 傳動軸上鍵的強度計算 鍵是一種標準件 通常用來實現軸與輪轂之間的周向固定以傳遞轉矩 實現軸上 零件的軸向固定或者軸向滑動的導向 本設計中鍵主要應用于軸向固定和傳遞轉矩 1 選取破碎機軸上鍵的類型和尺寸 鍵連接軸與錐齒輪 根據其連接的特點 使用要求和工作條件 采用普通平鍵聯 接 由于齒輪不在軸端 所以選用圓頭普通平鍵 A 型 根據 d 160mm 由文獻 2 6 1 可知 鍵的截面尺寸 寬度 b 40mm 高度 h 22mm 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列 取鍵長 L 210mm 2 主軸上鍵聯接的強度計算 鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 由文獻 2 6 2 可知 許用擠壓應 100 120MPa 取其平均值 MPa P 10p 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度mbLl1702 mhk125 0 由文獻 2 6 1 可知 MPa3 741602 kldTP 由上可知 MPa p 因此 鍵聯接安全 4 6 2 主軸上鍵的強度計算 1 選取主軸上鍵的類型和尺寸 破碎機傳動中滾筒與傳動軸連接之間的鍵 根據其連接的特點點 使用要求和工 作條件 采用普通平鍵聯接 由于齒輪不在軸端 所以選用圓頭普通楔鍵 A 型 根據 d 240mm 由文獻 2 6 1 可知 鍵的截面尺寸 寬度 b 50mm 高度 h 28mm 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列 取鍵長 L 530mm 2 主軸上鍵聯接的強度計算 鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 由文獻 2 6 2 可知 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 31 頁 許 MPa 取其平均值 MPa 10 2p 10p 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度mbLl48503 mhk485 0 由文獻 2 6 1 可知 MPa08 31245167 2 kldTP 由上可知 MPa 10p 因此 鍵聯接安全 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 32 頁 5 PX1200 250 旋回破碎機的環(huán)保 可靠性與經濟性分析 5 1 設備的環(huán)保措施 隨著工業(yè)的迅猛發(fā)展 電力 化工 電力和機械等重工業(yè)經濟的快速發(fā)展對石油 天然氣等能源需求的增加 使得環(huán)保問題漸漸變得日益突出 甚至威脅人民的安全和 身心健康 這導致人們對環(huán)境更加關注 綠色產品是一個綜合考慮環(huán)境和能源耗費的 生產方式 最終的目的是在產品的全過程之中 降低對環(huán)境的影響 提高資源利用率 將企業(yè)的經濟利益與人民利益最優(yōu)化 當今的產品不僅要求能夠改善人們的生活水平 而且還要滿足環(huán)保的需求 破碎工作是現代社會經濟快速發(fā)展的重要一環(huán) 在金屬與非金屬以及礦物原料的 加工過程中 破碎要耗費大量的能量 而且還是一個效率低下的活 在物料的破碎過 程中 通常伴隨著摩擦 振動 發(fā)熱及噪聲現象 從而使能源大量耗費 進而多年以 來 業(yè)內人士一直從事使它高效率 節(jié)能環(huán)保地完成破碎與磨碎工藝 PX1200 250 旋回破碎機采用電機驅動 降低工業(yè)污染 并且降