復擺顎式破碎機的設計

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 畢業(yè)設計（論文） 復擺顎式破碎機的設計 院 別 控制工程學院 專業(yè)名稱 機械工程及自動化 班級學號 學生姓名 崔競霄 指導教師 崔玉潔 2016年6月15日 專心---專注---專業(yè) 復擺顎式破碎機的設計 摘 要

2、目前，我國建設事業(yè)正在飛速發(fā)展，現代化、城鎮(zhèn)化、工業(yè)化進程的不斷加快,對礦石、砂料等物料的重要加工設備-破碎機械的需求日趨迫切，破碎機行業(yè)迎來了新的發(fā)展機遇，而破碎機械的研究更受人們關注。而復擺顎式破碎機在國內的應用最廣，本設計根據生產需求，設計了型號為PE-500×750的復擺顎式破碎機。 本文首先運用相關理論知識對復擺顎式破碎機的工作原理進行了分析，隨后對其進行總體設計，確定零件的大體結構，然后對每個部件進行分析、設計和計算，重點研究V帶，偏心軸，軸承，動顎等，并對重要零件進行校核，以確保設計的正確性和嚴謹性。經計算，各項性能指標均符合要求。 通過這次設計，我鞏固了對相關知識的理解、掌

3、握和運用，完成了畢業(yè)設計任務，提高了實際運用能力。 關鍵詞：破碎機，傳動，動顎 the design of pendulum jaw crusher Author：Cui Jingxiao Tutor：Cui Yujie Abstract With the rapid development of the national construction industry and the acceleration of modernization, urbanization, industriali

4、zation process, the crushing machinery, the important processing equipment for ore, sand and other materials, is becoming more and more urgent. And a compound pendulum jaw crusher is the most widely used in our country. This paper designs models for PE-500 * 750 of the compound pendulum jaw crusher

5、according to the requirements of production. In this paper, first, I use the relevant theoretical knowledge to analyze jaw crusher's working principle. Then I do the overall design, to determine the general structure of the parts. Finally, each component are analyzed, designed and calculated. I foc

6、us on the study of V belt, eccentric shaft, bearing, and the movable jaw, etc., and check the important parts, to ensure that the design is correct and precise. After calculation, the performance indexes meet the requirements. Through the design, I consolidate the understanding of the relevant know

7、ledge, master and use, complete the graduation design, and improve the practical application ability. Key Words: jaw crusher, transmission, movable jaw 目 錄 1 緒論 1.1研究背

8、景、發(fā)展趨勢及研究意義 1.1.1研究背景 顎式破碎機（Jaw Crusher）出現于1858年，由美國人E·w·Blake發(fā)明。顎式破碎機具有破碎比大、產品粒度均勻、結構簡單、工作可靠、維修簡便、運營成本低等特點。顎式破碎機廣泛運用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化學工業(yè)等眾多部門，破碎抗壓強度不超過320兆帕的各種物料。 從20世紀70年代末至今，國內外的各個生產廠家先后研發(fā)了許多新型、節(jié)能、高效的顎式破碎機，在研發(fā)的過程中取得了重大進步。在研發(fā)改進的過程中，注重采用新技術，如KUE-KEN公司采用液壓調節(jié)顎式破碎機排料口尺寸。新型結構方式的采用，如由美國Eagle公司研發(fā)的低

9、矮型破碎機以及芬蘭KONG公司推出的BML系列負支撐復擺式破碎機，降低了破碎機整機的高度、降低了襯板的磨損，進而使破碎機的工作能力得以增強。在日本，其破碎機械已到達世界先進水平，在破碎腔方面也做了很多改良，其中以神戶DYNAJAW系列的顎式破碎機最具代表性；圣彼得堡工程學院自主研發(fā)并生產制造的雙動顎顎式破碎機，作為俄羅斯人在新型破碎機研究方面的代表之作，相比普通的破碎機，它采用了雙動顎的新型結構布置方式，這對動顎在工作的過程中進行同步振動運動，能使破碎機的生產能力獲得極大的提高，并提高了破碎機的生產質量，此類破碎機除了可以用于破碎堅硬物料，如露天礦井或者地下深井處的礦石材料，除此之外，在對粘性

10、物料的加工處理中這種新型破碎機也體現出了它獨有的優(yōu)勢。 我國自50年代起就開始研究、生產顎式破碎機，隨著計算機技術的發(fā)展，對破碎機的設計已逐漸引入了計算機技術輔助設計技術，在破碎機的研制歷程中也取得了一些成果。 北京礦冶研究總院對顎式破碎機的傳統設計做出改進，研發(fā)了一種新型外動顎勻擺顎式破碎機，型號為PEWA90120。在該類破碎機的設計中，創(chuàng)新性的將連桿上一點延伸為動顎，連桿則轉化為構成破碎腔的邊板。該破碎機工作時，外側動顎在經邊板傳遞的動力驅使下，完成破碎動作。這種設計使動顎的運動特性脫離了連桿運動特性的約束，而動顎的運動軌跡只要通過機構參數的修改就可以得到快速的調整，因此外動顎勻擺顎

11、式破碎機可以很靈活的獲得理想的動顎運動特性。整體來說，相比于同規(guī)格的普通顎式破碎機，PEWA90120的動顎運動軌跡更理想、外形更低矮、破碎比大2~3.5倍、偏心距更小。 中南大學的母福生教授設計了一種新型破碎機，名為雙腔顎式破碎機。在該破碎機的結構中，兩側均有一塊活動齒板的動顎與固定齒板組成了兩個以偏心軸為對稱中心分布的破碎腔。由于破碎腔的增加，雙腔顎式破碎機在運轉中能連續(xù)的破碎物料，破碎能力更強，單位功耗更低。此外，該類型破碎機的優(yōu)點還有嚙角較小、破碎腔較深、排料口平行區(qū)域長等。 1.1.2發(fā)展趨勢 1、破碎機向細碎、粉碎和高效節(jié)能方向發(fā)展。物料的破碎是許多行業(yè)產品生產中不可或缺的工

12、藝過程。由于物料的物理性質和結構差異很大，為適應各種物料的要求，破碎機的品種也多種多樣。就冶金選礦而言，破碎是選礦的首道工序，為了分離有用礦物，不僅分為粗碎、中碎、細碎，并且還要磨礦。破碎是選礦廠中耗能最高的工藝流程之一（約占全廠耗電的50%），為了節(jié)省能源，提高效率，所以提出了“多碎少磨”的技術原則。 2、向標準化、系列化、通用化方向發(fā)展。這是便與設計，組織專業(yè)化生產，保證質量和降低成本的途徑[1]。 3、朝著優(yōu)化結構設計的方向發(fā)展。對復擺顎式破碎機的曲柄進行優(yōu)化設計，可在保證實現工藝要求的前提下獲得最佳的機構尺寸參數。當然由于所建立的數學模型不一樣，所得到的目標函數也各不相同，如曲

13、柄半徑、動顎排料口處的特征值以及一個破碎循環(huán)排出的物料體積等，目的是達到最佳破碎效果和最大生產能力。優(yōu)化方法由于建模，所選的變量，約束條件的不同，算法也有多種。 4、向計算機輔助設計與顎式破碎機的自動化設計的結合方向發(fā)展。隨著CAD技術的發(fā)展，人們開發(fā)出了一些顎式破碎機的CAD系統。二維CAD基本上實現了破碎機設計、優(yōu)化、繪圖的自動化，但要用二維的視圖來表現三維的物體。目前，借助于一些大型的三維繪圖軟件，已經實現三維實體模型的設計。 1.1.3研究目的 目前，我國建設事業(yè)正在飛速發(fā)展，現代化、城鎮(zhèn)化、工業(yè)化進程的不斷加快,對礦石、砂料等物料的加工設備以及破碎機械的需求越來越大，破碎機行業(yè)

14、迎來了新的發(fā)展機遇，而人們同樣關注破碎機械的研究。因此，目前破碎工藝中的不足與缺陷愈發(fā)明顯：例如粉碎效果不理想，難以實現超細粉碎，工作的過程中電耗、鋼耗等能源、資源消耗大等等。近些年來國內研究院，制造廠及高校研制了數種新型顎式破碎機，雖然取得一定成果并有效推動了破碎機行業(yè)發(fā)展，但都未能得到大面積推廣使用。目前，從國內外市場看絕大多數還是復擺式顎式破碎機。我們應該大力研發(fā)這種破碎機，想辦法彌補其缺點，提高其生產能力和質量，降低其能量消耗。 1.2研究的基本內容 1、研究顎式破碎機的構造，了解其基本結構和工作原理。? 2、研究顎式破碎機的工作部分，選擇最佳設計方案。? 3、研究顎式破碎機的

15、受力情況，根據設計要求對其主要零件進行設計、計算及校核。? 4、根據設計要求及計算結果，繪制顎式破碎機總裝配圖及主要零件圖。 1.3研究方法 1、查閱相關資料，了解此課題研究動態(tài)。 2、根據資料確定原始數據，根據原始數據進行設計計算。 3、根據設計計算，選擇合理方案，設計出總圖及各部件的尺寸。 4、用CAD等軟件繪制總裝圖及零件圖。 2 復擺顎式破碎機的整體設計 2.1復擺顎式破碎機的工作原理 帶輪與偏心軸聯成一整體，它是原動件，其余構件都是從動件。當帶輪和偏心軸2繞軸線A轉動時，驅使輸出構件動顎3做平面復雜運動，從而將礦石壓碎。如圖2.1。 圖2.1 復擺顎式破

16、碎機運動機構簡圖 2.2復擺顎式破碎機的結構 如圖2.2所示為復擺顎式破碎機。電動機通過帶傳動帶動大帶輪11，從而帶動偏心軸5轉動。偏心軸內側一對軸承支起動顎1，外側一對軸承將整個軸支承在機架8上。在偏心軸兩外端部分別裝有飛輪7與大帶輪11，以調整破碎機工作時主軸運轉速度的波動。動顎的下部由推力板9支撐，推力板的另一端支承在與機架8的后壁相連的楔鐵調整座上。當需要調整排料口尺寸時，只要調整楔鐵上的螺栓，使楔鐵上下移動，帶動調整座在滑道中前后移動即可完成。 推力板9的兩端頭為同一圓柱的圓弧面，且中部較兩端薄些。其兩端頭圓弧與動顎1和調整座上的襯墊接觸，在破碎機工作時，兩者間為純滾動，以提高

17、機械運轉的機械效率并延長零件的使用壽命。 由于推力板與肘板襯墊間為非幾何鎖合，而是靠動顎的重量實現重力鎖合，因此在機器運轉時，由于動顎產生的慣性載荷，會使推力板與其襯墊周期分離而產生沖擊響聲，嚴重時甚至會使推力板從其兩端襯墊中脫落。因此在動顎下端有一跟拉桿通過機架上的彈簧拉桿10拉住動顎，使推力板與襯墊始終保持貼合狀態(tài)。 1-動顎 2-定顎 3-顎板 4-側板 5-偏心軸 6-軸承 7-飛輪 8-機架 9-推力板 10-拉桿 11-帶輪 圖2.2 復擺顎式破碎機 2.3破碎機的型號確定 為了保證顎式破碎機運動的可靠性和經濟性，在設計時必須正確的確定它的結構參數和工作參數，

18、并以此作為計算零件強度的基礎。 本文所設計的破碎機為中小型破碎機，故取最大進料粒度為425mm。根據表1.1可得其他已知條件為： 進料口尺寸：500×750（mm）； 出料口尺寸：50～100mm； 偏心軸轉速：275r/min； 功率：55kw。 破碎機的型號確定為PE-500×750 表1.1 顎式破碎機規(guī)格和性能參數表 型號 進料口尺寸 (mm) 最大進料粒度 (mm) 排料口調整范圍 (mm) 偏心軸轉速 (r/min) 功率 (kw) 外型尺寸 (mm) PE-150×250 150×250 130 10-40 300

19、 5.5 875×756×850 PE-250×400 250×400 210 20-80 300 15 1450×1315×1296 PE-400×600 400×600 350 40-100 275 30/37 1565×1732×1586 PE-500×750 500×750 425 50-100 275 55 1890×1916×1870 PE-600×900 600×900 500 65-160 250 55/57 2305×1840×2260 PE-750×1060 750×1060 630 80-140 250

20、 110 2450×2472×2840 PE-800×1060 800×1060 650 100-200 250 110 2450×2556×2800 PE-870×1060 870×1060 670 200-260 250 110 2660×2556×2800 PE-900×1200 900×1200 750 100-200 250 132 3335×3182×3025 PE-1000×1200 1000×1200 850 192-260 250 132 3435×3182×3025 PE-1200×1300 1200×1300

21、 1000 180-330 220 200 4538×2984×3959 PE-1200×1500 1200×1500 1020 150-350 180 220 4200×3732×3025 2.4主要部件結構設計 2.4.1動顎 動顎用來支承齒板且直接參與礦石破碎，其強度和剛度必須足夠且堅固耐用。動顎一般采用鑄造結構。在國外也有動顎采用焊接結構以便減輕重量，由于其結構復雜，對焊接工藝的要求較高, 因此此設計采用鑄造結構。按結構特點，可把動顎分成箱型結構與非箱型加強筋結構，我國大部分生產廠家設計采用的是非箱型加強筋結構。本設計采用后者。安裝齒板的動顎前部為平板結構，

22、其后部有若干條加強肋板以增強動顎的強度與剛度。 顎式破碎機的動顎結構形狀和尺寸，主要取決于兩個因素，一是動顎所受的作用力，二是動顎的制造工藝和外觀。前者是保證動顎剛度和強度的最根本的依據，同時還要考慮工藝性及外觀等。 根據對動顎的結構分析可知，在滿足危險強度和剛度后，應盡量使動顎各截面應力值小。這樣不僅能延長動顎使用壽命，還能減輕動顎重量。綜合考慮，本設計中動顎使用ZG270-500材料。 2.4.2齒板 齒板是破碎機中直接與礦石接觸的零件，結構簡單但意義重大，它會影響破碎機的生產率、產品粒度以及破碎力等。 齒板承受很大的沖擊擠壓力，因此磨損得非常厲害。為了延長它的使用壽命，可以從兩

23、方面研究：一是從材質上找到高耐磨性能材料：二是合理確定齒板的結構形狀和幾何尺寸。 現有的顎式破碎機上使用的齒板，一般是采用ZGMn13。其特點是：在沖擊負荷作用下，具有表面硬化性，形成又硬又耐磨的表面，同時仍能保持其內層金屬原有的韌性，故它是破碎機上用得最普遍的一種耐磨材料。 齒板橫斷面結構形狀有平滑表面和齒形表面兩種[2]，后者又分三角形和梯形表面。本設計采用梯形。如圖2.3所示。 （a) 三角形 （b）梯形 圖 2.3 齒板齒形 2.4.3肘板 破碎機的肘板是結構最簡單的零件，但其作用卻非常的重要。通常有三個作用；一是傳遞動力；二是調整排料口大小；三是起保險件作用，當破碎

24、腔落入非破碎物料時，肘板先行斷裂破壞，從而保護機器其它零件不發(fā)生破壞。 在機器工作時，肘板與其支承的肘板墊間不能得到很好的潤滑，加上粉塵落入，所以肘板與其襯墊之間實際上一種干摩擦和磨粒磨損狀態(tài)。這樣，對肘板的高負荷壓力，導致肘板與肘板墊很快磨損，使用壽命很低。因此肘板的結構設計要考慮該機件的重要作用也要考慮其工作環(huán)境。 按肘頭與肘墊的連接型式，可分為滾動型與滑動型兩種[2]，如圖2.4所示。肘板與肘墊之間傳遞很大的擠壓力，并受周期性沖擊載荷。在反復沖擊擠壓作用下磨損較快，特別是圖2.4（a）所示的滑動型更為嚴重。為提高傳動效率，減少磨損，延長其使用壽命，可采用圖2.4（b）所示的滾動型結構

25、。肘板頭為圓柱面，襯墊為平面。 由于肘板的兩端肘頭表面為同一圓柱表面，所以當肘板兩端的襯墊表面相互平行時，肘板受力將沿肘板圓柱面的同一直徑、并與襯墊表面的垂直方向傳遞。在機器運轉過程中，動顎的擺動角很小，使得肘板兩端支撐的肘墊表面的夾角很小，所以在機器運轉過程中，肘板與其肘墊之間可以保持純滾動。本設計采用滾動型，如圖2.4（b）所示。 (a) 滾動型 (b) 滑動型 圖2.4肘頭與肘墊形式 2.4.4調整裝置 調整裝置提供調整破碎機排料口大小的作用。在實際生產中，肘板會不斷磨損，排料口尺寸也隨之不斷地變大，產品的粒度也因此逐漸變粗。為了保證產品的粒度要求，必須利用調整

26、裝置，定期地調整排料口的尺寸。此外，當需要的產品粒度不同時，也需要調整排料口的大小?，F有顎式破碎機的調整裝置多種多樣，歸納起來有墊片調整裝置、楔鐵調整裝置、液壓調整裝置以及肘板調整裝置[2]。本設計采用楔鐵調整裝置，它能實現無級調整，調整方便，而且結構簡單，制造方便，但是尺寸和重量都較大，只適合于中小型破碎機。如圖2.5所示。 1—肘板 2—調座 3—調整楔鐵 4—機架 圖2.5 立式楔鐵調整裝置 2.4.5保險裝置 當破碎機落入非破碎物時，為保護機器的重要的零部件，通常裝有過載保護裝置。保險裝置有三種：液壓保護、飛輪限矩保護和肘板[2]。本設計采用肘板。肘板結構簡

27、單、成本低廉，所以得到廣泛應用且經濟有效，但當肘板斷裂后，機器將停止工作，應重新更換肘板后方可繼續(xù)工作。肘板保險件的另一個缺點是由于設計不當，常常在超載時它不破壞，或者沒有超載它卻破壞了，以至影響生產。因此設計時除了應正確確定由破碎力引起的肘板壓力，以便設計出超載破壞的肘板面積外，在結構設計時，還應使其具有較高的超載破壞敏感。盡管如此，肘板是否斷裂主要取決于計算載荷的確定和截面尺寸計算是否正確。因此從加工制造方便性出發(fā)，圖（a）所示應用最多，本設計也采用（a）中肘板。 圖2.6 肘板結構 2.4.6偏心軸 偏心軸是顎式破碎機的主軸，采用45鋼。偏心軸兩端分別裝有帶輪和飛輪，如圖2

28、.7所示。 1—皮帶輪 2—偏心軸 3—錐套 4—軸承 5—密封套 6—飛輪 7—軸端壓蓋 8—軸端螺栓 圖2.7 偏心軸結構圖 2.4.7飛輪 由于顎式破碎機是間斷工作的，即有工作行程和空轉行程，所以，它的電動機負荷極不均衡。利用慣性的原理，在偏心軸兩端各裝設一個飛輪就能解決這個問題。為了簡化機器結構，通常都把其中一個飛輪兼作傳遞動力用的皮帶輪，飛輪用以存儲動顎空行程時的能量，再用于工作行程，使機械的工作負荷趨于均勻。 2.4.8機架 破碎機機架是整個破碎機零部件的安裝基礎。它在工作中承受很大的沖擊載荷，它的質量占整機很大比重，而且加工制造工

29、作量也較大。機架的強度和剛度對整機性能和主要部件壽命有很大影響。因此，機架的設計很重要。其結構設計必須遵循下列原則：首先根據機架受力情況，滿足機架強度和剛度要求；其次是考慮制造工藝性要求；最好考慮外觀要求。 中小型破碎機一般采用整體式機架。在制造工藝上采用整體焊接機架。材料選用Q345。 圖2.8 整體機架 2.4.9側護板 在破碎腔的兩側，為了保護機架的側壁一般裝有側護板。因為它不起破碎作用，所以表面是光滑的。它常用耐磨的高錳鋼（ZGMn13）制造。側護板也是用螺栓固定在機架上，以便磨損后的更換。 3 復擺顎式破碎機的主要

30、參數設計 3.1結構參數 3.1.1鉗角α 破碎機的固定顎和動顎之間的夾角，就是鉗角。當破碎機運行時，一方面不能讓物料料塊向上滑動，另一方面也不能讓其從出料口跑出來。為此，鉗角α應當保證顎板和物料之間產生足夠的摩擦，以防物料跳出去。為了計算α角，需要分析物料被顎板擠壓的時候施加在石塊上的力的數據。 假設是球形的物料，當顎板擠壓物料時，施加在物料料塊上的力如圖3.1所示。P1和P2是顎板施加在物塊上的壓力，與顎板的表面的方向是垂直的。由于該壓力所引起的摩擦力fP1和fP2是和顎板表面平行的，f是物料料塊和顎板之間產生的摩擦系數。 圖3.1 物料塊受力分析 破碎機破碎物料時的平衡條

31、件是： x方向 （3.1） y方向 （3.2） 聯合以上兩式可得： （3.3） 由 故 式中： α---鉗角 φ---物料與顎板間的摩擦角 f---物料與顎板間摩擦系數 為了保證破碎機工作是物料塊不致被推出機外，必須令 （3.4） 一般情況下，=18～22°，不宜超過23°。 正確的選擇鉗角對于提高破碎機的破碎效率具有很大的意義。減小

32、鉗角可使破碎機的生產能力增加，但會引起破碎比的減小。增大鉗角，在增大破碎比的同時，也會降低生產能力。因此，在選擇鉗角時，應當全面考慮。 在此，初取=20°。 顎式破碎機顎板的布置方式有三種，如圖3.2所示： 1、動顎板相對垂直方向傾斜一個α角，而定顎板垂直，此種布置方式最為廣泛（圖3.2a）。 2、定、動顎板相對垂直方向分別傾斜為α1和α2角（圖3.2b）。 3、定顎板傾斜α角而動顎板垂直（圖3.2c）。 1-定顎板 2-動顎板 圖3.2 動、定顎板布置方式 此次設計中產品粒度較高，為保證產品粒度和形狀，考慮到破碎物料的特點，本次設計選用動顎板相對垂直方向傾斜一個α角，

33、而定顎板垂直的布置方式（圖3.2a）。 3.1.2破碎腔設計 根據前文，進料口尺寸B的值為500mm。破碎腔深度與物料的形狀，鉗角，偏心軸等條件有關。其深度可采用公式如下： H=2.25~2.5B （3.5） 即破碎腔深度H的取值范圍為1125~1250mm，本設計取1100mm。 顎式破碎機破碎腔的形狀有兩種，分別是直線型和曲線型[2]。如圖3.3，破碎腔兩顎板間有許多水平線，表示物料在陸續(xù)向下運動時所占據的區(qū)域。處在水平面最上方的物料，當動顎擺動到最右邊位置時，便下落到下一層水平面上，

34、兩水平面間的垂直距離，就是破碎機在空轉行程使料塊下落的距離。 在直線型破碎腔中，幾個連續(xù)的水平面間形成的梯度斷面的體積逐層遞減，物料的空隙也逐漸減小，而動顎的擺動行程和壓碎力卻逐漸增大，物料到排礦口附近的排料速度就減慢，因此礦石極容易堵塞在排礦口，這也是造成機器過載和顎板下端磨損的主要原因。 在曲線型破碎腔中，曲線是按破碎腔的嚙角從上向下逐漸減小的原則而設計的。在曲線型破碎腔中，各連接的水平面間形成梯度斷面的體積，從破碎腔的中部往下是逐漸增加的，因而物料間的空隙增大，排料更順利。因此，此設計選用曲線型破碎腔。 圖3.3 破碎腔形狀 3.1.3動顎行程 動顎水平行程對破碎機生產

35、率影響較大，排料口水平行程小會降低生產率；但也不能太大，否則在排料口的物料由于過多而使破碎力急劇增加，導致機構過載損壞。因此，動顎在排料口處的水平行程為： S≤0.3~0.4bmin[2] （3.6） 式中： bmin---最小排料口尺寸，mm 由bmin =50mm,得S≤15~20mm。本設計取S=16mm。 3.1.4傳動角 傳動角大小影響著機構的傳動效率。在推力板長度不變時，傳動角越大機構的傳動效率越高，但必須要求偏心距增大才能保證行程的要求，這就導致動顎上部水平行程的偏大，物料的過粉碎導致排料口堵塞，使功耗增加。同時，也將

36、使定顎下部加速磨損。故傳動角一般取值為45°~55°。本設計取50°。 3.1.5偏心距 偏心距會影響破碎機的生產率和傳動功率。在其他條件相同的情況下，生產率和功率消耗會隨著偏心距增大而增大。 通常，對于復擺顎式破碎機，偏心距和動顎行程有如下關系： S≈1.33r （3.7） S的值為16mm，可知偏心距r的值約為12.03mm。本設計取r=12mm。 3.1.6動顎長度 根據偏心距r與連桿長度l的比值關系： α=rl=165~185 （3.8） 已知r=12mm，得l

37、=780~1020mm。本設計取l=1020mm。 動顎長度M與連桿長度l的關系為： l≈M （3.9） 本設計取M=1000mm。 3.1.7肘板 肘板的長度與力的傳遞有直接的關系，為提高破碎力，希望肘板長一些。但是，肘板過長將加大整機尺寸。通?？砂唇涷炦x取： C=(30~50)r （3.10） 已知r=12mm，得C=360~600mm。此設計取C=400mm。 3.2工作參數 3.2.1生產率 破碎機的生產能力是指機器每小時所處理的物料的立方米數。與生產能

38、力相關的不但有排料口尺寸、進料口尺寸，還有待破物料的物理性質、粒度分布。因此為統一衡量機器生產能力的高低，標準中的生產能力，是指機器在開邊公稱排料口下，每小時所處理的抗壓強度為250MPa、堆密度為1.6 t/m 的花崗巖物料立方米數，稱為公稱生產能力（m /t）。公稱生產能力Q的計算公式為： （3.11） 式中 Q---破碎機生產率，t/h N---主軸轉速，r/min SL---動顎下部的水平行程，m d---破碎產品的平均粒徑，m，根據經驗此處取為0.1m L---排礦口寬度，m

39、 μ---破碎產品的松散系數，一般μ=0.25～0.70，破碎硬礦石，可取小值；破碎不太硬礦石，則取大值。一般取μ=0.6。 δ---礦石的堆積密度 t/m3， 一般假定δ=1.6t/m3 α---鉗角 （ °） 則 復擺式顎顎式破碎機的生產率要再增加25%，則實際生產能力 （3.12） 3.2.2最大破碎力 在進行機構設計和零部件強度設計時，破碎力在腔內的分布情況及其合力作用點位置、大小是需要參考的重要依據。由于破碎力分布以及合力大小、

40、作用點位置具有隨機性，用理論分析的方法將會產生較大的誤差，通過大量實測數據統計分析，再經過理論推導，建立實驗分析計算式是一種較好的方法，能夠近似反映出破碎力的變化規(guī)律并有較大的計算準確度。 滿載破碎時破碎力的最大峰值稱為最大破碎力： （3.13） 式中 Fmax---最大破碎力，N δB---抗壓強度， k---有效破碎系數,對中小型k=0.34～0.48 B---進料口寬度，cm b---公稱排料口尺寸，cm 取k=0.4， 則

41、 當計算破碎力零件強度時，考慮沖擊載荷的影響，應將Fmax增大50%，故破碎機的計算破碎力為： （3.14） 3.2.3電機選型 Y系列電動機是一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。安裝尺寸和功率等級符合IEC標準，外殼防護等級為IP44，冷卻方法為IC411，連續(xù)工作制（S1）。適用于驅動無特殊要求的機械設備，如機床、泵、風機、壓縮機、攪拌機、運輸機械、農業(yè)機械、食品機械等。? ???Y系列電動機效率高、節(jié)能、堵轉轉矩高、噪音低、振動小、運行安全可靠。Y80~315電動機符合Y系列

42、（IP44）三相異步電動機技術條件JB/T9616-1999。Y355電動機符合Y系列（IP44）三相異步電動機技術條件JB5274-91。Y80~315電動機采用B級絕緣。Y355電動機采用F級絕緣。額定電壓為380V，額定頻率為50Hz。功率3kW及以下為Y接法；其它功率均為△接法。電動機運行地點的海拔不超過1000m；環(huán)境空氣溫度隨季節(jié)變化，但不超過40℃；最低環(huán)境空氣溫度為-15℃；最濕月月平均最高相對濕度為90%；同時該月月平均最低溫度不高于25℃[3]。 由表1得p=55kw，在選取電動機時，應使電動機功率有一定的富裕，故選取功率為75KW的電動機。通常V帶傳動的傳動比i=2～4

43、。所以，電動機的轉速： (2～4) =(2～4)×～ （3.15） 由《實用機械設計手冊》選擇電動機的型號為Y-315M-8，其主要參數如下： 表3.1 電機主要參數 額定功率 滿載轉速 效率 功率因數 75KW 740r／min 92.5％ 0.8 4 復擺顎式破碎機的主要零件設計 4.1機構各桿長度 圖4.1破碎機四桿機構 已知：破碎腔高度H=1100mm 鉗角α=20o 傳動角γ=50° 偏心距r=l1=12mm 桿長l2=1020mm

44、 肘板長l3=400mm 則支座O,C間的垂直水平距離yoc,xoc為: （4.1） （4.2） 機架位置參數: （4.3） （4.4） 在此四桿機構中，曲柄l1轉動，且為最短桿，l2為最長桿： l1+l2=12+1020=1032mm

45、4.5） 滿足周轉副條件。 4.2各個部件受力分析 計算顎式破碎機的各個零件以前，必須先求得作用在各個部件上的外力。計算破碎力是確定這些外力的原始數據。根據力作用分析法或圖解法即可求得各個部件上的計算載荷。 圖4.2是復擺顎式破碎機各個部分計算載荷的圖解法： 圖4.2復擺顎式破碎機各部件受力圖解 （4.6） （4.7）

46、 （4.8） 式中： Ps---作用在動顎軸承上的外力 Pk---作用在推力板上的外力 Pz---作用在連桿上的外力 a---動顎懸掛軸到破碎力作用點的距離 b---動顎懸掛點到推力板支撐點間的距離 β---當兩顎板出與壓緊礦石狀態(tài)時，推力板與連桿間的夾角，取β=50° 顎式破碎機在工作過程中，破碎機的工作規(guī)律是比較復雜的。但一般是動顎零件開始向下逐漸增大，到動顎懸掛中心以下占動顎全長的2/3處為最大，再向下又逐漸減到末端為零。 所以 （4.9） 而～,取為中間值?？傻茫?

47、 （4.10） （4.11） （4.12） 4.3 V帶傳動設計 1、確定計算功率 計算功率Pca是根據傳遞的功率P和帶的工作條件確定的： Pca=KAP （4.13） 式中： Pca---計算功率，kW KA---工況系數，由文獻[5, 表8-8]可知KA=1.4 P---電動機額定功率 則 Pca=KAP=75×1.4=105kW 2、選擇V帶帶型 根據計算功率Pca和小帶輪轉速n1，由文獻[5, 圖8

48、-11]選擇帶型為D型。 3、確定帶輪的基準直徑dd，并驗算帶速v （1）初選小帶輪的基準直徑 文獻[5，表8-7，表8-9]初步確定小帶輪的基準直徑dd1=355mm。 （2）驗算帶速v （4.13） 式中： dd1---小帶輪的基準直徑，mm n1---小帶輪轉速，m/s 一般來說v=5~25m/s，因此帶速合適。 （3）計算大帶輪的基準直徑 （4.14） 式中： dd1---小帶輪的基準直徑，mm n1---小帶輪轉速，m/s n2---大帶輪轉速，m/s 由文獻[5, 表8-9]取大帶輪直徑為100

49、0mm。 4、確定中心距a和基準長度Ld （1）初定中心距a0 （4.15） 可得a0=948.5~2710mm，此設計取a0=1800mm。 （2）計算相應帶長Ld0 （4.16） 帶的基準長度Ld根據Ld0由文獻[5, 表8-2]選取。此設計取Ld=6100mm。 （3）計算中心距a 傳動的實際中心距近似為： （4.17） 5、驗算小帶輪包角α （4.18） 不等式成立，小帶輪包角α符合要求。 6、確定V帶根

50、數z z=PcaPr=KAP(P0+?P0)KαKL （4.19） 式中： P0---單根V帶的基本額定功率，kW，由文獻[5, 表8-4]得P0=13.7kW △P0---單根V帶的額定功率增量，kW，由文獻[5, 表8-5]得△P0=2.19kW Kα---包角修正系數，由文獻[5, 表8-6]得Kα=0.95 KL---帶長修正系數，由文獻[5, 表8-2]得KL=0.99 z=PcaPr=KAPP0+?P0KαKL =10513.7+2.19×0.95

51、×0.99 =7 V帶根數取7根。 7、確定帶的初拉力F0 （4.20） 8、計算帶傳動的壓軸力Fp （4.21） 4.5大帶輪設計 1、帶輪的結構 V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當dd＞300mm時，采用輪輻式[5]。 如圖4.3，帶輪的各個尺寸為： 如上圖，其各個尺寸為： d=100mm（由偏心軸設計而定） （4.22） 此設計取200mm。 （4.23） 式中：---電動

52、機額定功率,kW ---電動機轉速,r/min ---帶輪輪輻數 （4.24） （4.25） （4.26） （4.27） （4.29） （4.30） 本設計L取200mm。 由文獻[5, 表8-11]取， 圖4.3輪輻式帶輪 2、帶輪的輪槽 V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號相對應，具體數據參數見表4.1。 3、帶輪的材料 常用的帶輪材料為HT15

53、0或HT200。本設計選用HT200。 4、帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有沙眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之要做動平衡[5]。 表4.1 V型帶基本參數[5] 4.6飛輪設計 設動顎在空行程和部分無負荷的工作行程時間秒內的功率消耗為P1千瓦，動顎在工作行程的破碎時間秒內的功率消耗為P2千瓦，電動機的額定功率為P千瓦，并且。 動顎在秒時間內，的情況下，多余的功率就使飛輪的能量增加。如果在空轉階段開始時，飛輪的角速度等于，

54、在空轉階段終了時，飛輪的角速度增為。在有載運轉的情況下，飛輪就輸出能量，飛輪的角速度就由降至。 由此，可以列出空轉時功的平衡方程式： （4.31） 則飛輪儲存的能量為： （4.32） 設空轉時的功率消耗，稱損失系數。故 （4.33） 式中是考慮摩擦損失的機械效率，。 由此，公式(4.1)可改寫為: （4.34） 則飛輪的轉動慣量為: （4.35）

55、根據理論力學知飛輪的飛輪矩為: （4.36） 則得飛輪重量的計算公式: （4.37） 式中---重力加速度，m/s2 ---飛輪的直徑，mm ---飛輪的平均角速度，即偏心軸的角速度， ---速度不均勻系數，， 對于復擺顎式破碎機，空轉的時間和有載運轉的時間可以近似地認為是相等的。偏心軸回轉一周的時間秒，則秒。將上述各值代人公式(4.36)中，簡化并整理后得： G=11×106Pη/n3σD2 （4.38） 代入數值得： G=11×

56、106×75×0.82753×0.04×10=79kG 飛輪的實際質量G0約為理論質量G的1.2~1.3倍。所以 G0=1.25G=1.25×79=100KG （4.39） 4.7偏心軸設計 4.7.1偏心軸尺寸設計 1、最小直徑 按扭轉強度法進行最小直徑估算，即： （4.40） 式中 ： p---電動機功率，kW n--

57、-主軸轉速，m/s 初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大～。值由由文獻[5, 表15-3]確定，取。 因最小直徑處安裝大帶輪，設有一個鍵槽，則： （4.41） 根據經驗取為整數。 因破碎機工作時沖擊載荷比較大，又有強烈的震動，應適當增大偏心軸的直徑，故取。 2、結構設計 （1） 各軸段直徑的確定 d1：最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，d1=dmin=100mm。 d2：密封處軸段，d2=170mm。 d3：滾動軸承處軸段，錐套處軸段，d3=200mm。 d4：滾動軸承處軸段，錐套處軸段，

58、d4=240mm。 d5：d5 =300mm。 （2） 各軸段長度的確定 ： 由大帶輪內孔寬度確定。 、、、、：由動顎結構、軸承端蓋、裝配關系確定。。 3、結構優(yōu)化 顎式破碎機有動顎體軸承和機架軸承2對軸承。2對軸承與偏心軸配合通常采用以下2種方式： （1）2對軸承全部采用內孔為圓柱孔的調心滾子軸承的結構形式，如圖4.4所示： 1—動顎 2—軸承 3—機架 4—軸承 5—偏心軸 圖4.4圓柱孔結構 （2）動顎軸承采用內孔為圓柱孔的調心滾子軸承，而機架軸承為圓錐內孔調心滾子軸承與內錐套結合的形式，如圖4.5所示： 1—環(huán)圈 2—螺母

59、 3—軸承套 4—動顎軸承 5—機架軸承 圖4.5圓柱孔和圓錐孔結構 這2種結合形式在軸承裝配、拆卸時，采用壓力機壓入專用拆卸器或預熱法拆卸的方法。在野外現場拆裝情況下，一般第1種結構形式要破壞一對軸承方能完成拆卸，第2種結合形式需專用工裝才能完成軸承拆卸，非常不方便，將軸承的配合改為如圖4.6所示的組合形式。這種組合結構形式，在動顎軸承處其內圈和外圈均采用錐度定位方式，軸承裝配、拆卸不需專用工具，只需松緊螺釘就可完成，十分方便、快捷[10]。 1—動顎 2—偏心軸 3—動顎軸承 4—外錐套 5—密封 6—機架 2—機架軸承 8—內錐套 9—圓螺

60、母 10—密封 圖4.6圓錐孔結構 4.7.2偏心軸的校核 在破碎工作時，破碎力通過動顎軸承傳到偏心軸上，由于該破碎力很大，軸上其它零件傳遞的載荷相對來說就顯得微不足道了，所以計算時可把這些載荷忽略不計，而只考慮破碎力的作用，破碎力在兩個動顎軸承上平均分布。 a) 力學模型圖 b）彎矩圖 c）轉矩圖 d）當量彎矩圖 圖4.7 軸的力學模型及轉矩、彎矩圖 1、 軸的力學模型的建立 （1） 軸上力的作用點位置和支點跨距的確定 軸承對軸的作用點按簡化原則應在軸承寬度的中點，因此可決定偏心軸上動顎兩軸承的位置。經計算可得動顎處兩軸承之間的距離，軸承離支點的距離

61、 。 根據要求的傳動速度方向，繪制的軸力學模型圖見圖4.4 (2) 計算軸上的作用力 破碎力平均分布在兩個動顎軸承上，分別用、來表示；機架軸承相當于兩個支座，對偏心軸具有支座反力的作用，分別用，來表示。 （4.42） (3) 繪制轉矩、彎矩圖 由軸的力學模型圖可知偏心軸在水平的方向不受力，故不產生水平面的彎矩，因而偏心軸只產生垂直面上的彎矩,如圖4.4b；C、D處的彎矩相等，即 （4.43） 轉矩圖,見圖4.4c。 （4.44） (4)當量彎矩圖，見圖4.4d。 因為是單向回轉圖，所以扭轉切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數。

62、 （4.45） （4.46） (5)校核軸的強度 進行校核時，通常只校核偏心軸上承受最大彎矩和轉矩的截面(即動顎軸承處C、D的強度。 （4.47） 根據選定的軸的材料45鋼，調質處理，由文獻[5, 表15-1]查得。因，故強度足夠。 4.8軸承 4.8.1軸承選擇 調心滾子軸承主要用來承受徑向負荷，同時也能承受一定量的軸向負荷，但一般不能承受純軸向負荷。該類軸承外圈滾道為球面形，故居有調心性能，它的承載能力較大，廣泛用于礦山及重型機械上[4]。 d3=200mm處軸承選擇調心滾子軸承24144CC/W

63、33。 d4=240mm處軸承選擇調心滾子軸承24052CC/W33。 4.8.2軸承校核 由文獻[5, 13-5]，軸承的壽命公式為 （4.48） 式中 ：n---軸承的轉速，r/min P ---當量動負荷，kN ---軸承的壽命指數，滾子軸承 =10/3 C---軸承的額定動載荷，kN 查《機械設計手冊》，可得軸承的C值。 對于d4=240mm處的軸承24052CC/W33，有 對于d3=200mm處的軸承24144CC/W33，有 經校核，動顎與機架處的軸承均達到要求。 4.9鍵 4.9.1鍵

64、的選擇 偏心軸的兩端一端裝帶輪，一端裝飛輪，它們與軸之間采用普通圓頭平鍵連接，材料為鑄鐵，由文獻[5, 表6-1]，鍵的規(guī)格為b×h=28×16，L=140mm。 4.9.2鍵的校核 根據文獻[5, 6-5]，有 σp=4000Thld≤σp （4.49） 式中： T---傳遞的轉矩，N·m h---鍵的高度，mm l---鍵的工作長度，l=L-b，mm， d---軸的直徑，mm σp=4000Thld≤σp=4000××7516×112×100=0.62MPa<30MPa 所以鍵的強度合格。 4.10推力板設計 推力板構造

65、簡單、成本低廉。在標準結構中，一般都是用它做保險零件，故計算時要降低其安全系數。設計時一般將其許用應力提高～。為了削弱推力板的斷面，通常沿其寬度方向布有通孔。 在計算推力板的強度時，一般是根據動顎寬度來決定推力板的寬度，再由這個寬度來求推力板的厚度。其計算公式如下： [2] （4.50） 式中 ：--沿推力板中心線方向作用的外力，N --推力板的寬度，cm --推力板的厚度，cm --推力板的計算許用壓應力， 對于鑄鐵肘板，許用壓應力為。其～。 取，得 圓整為。 推力板的尺寸為長度，厚度，寬度 。 4.11動顎

66、設計 動顎是破碎機重要件之一，也是一個結構較復雜的零件。最合理的動顎結構是保證破碎機性能優(yōu)越的充分條件。 動顎體結構如下（圖4.8）。 圖4.8 動顎體結構 結 論 本文完成了PE-500×750復擺顎式破碎機的設計，主要參數如下：偏心軸的轉速275轉/分鐘。生產能力為87.5噸/小時，選擇的電動機為Y-315M-8型電動機，其功率為75千瓦，經過理論分析、設計、計算和校核，其生產能力能夠滿足實際生產的要求，重要部件能夠達到要求的強度與壽命，本機達到了設計要求。 此次設計對于大學幾年所學的基礎知識和專業(yè)知識都有所涉及，是對幾年來知識的總結與提高，是初步用已有知識，接觸和開發(fā)新知識的途徑。因此，在設計中遇到了諸多新問題，學會了許多解決問題的方法，增長了見識，充實了專業(yè)知識。 本次設計使我進一步了解了顎式破碎機以及相關機械方面的知識，并熟悉了做一個設計該如何查找和運用各種資料、手冊。通過這次設計經歷，為今后的工作積累了設計方面的經驗，并將對今后知識的掌握提供更穩(wěn)固的基礎。 致 謝 在本畢