復(fù)擺顎式破碎機(jī)的設(shè)計(jì)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 復(fù)擺顎式破碎機(jī)的設(shè)計(jì) 院 別 控制工程學(xué)院 專(zhuān)業(yè)名稱(chēng) 機(jī)械工程及自動(dòng)化 班級(jí)學(xué)號(hào) 學(xué)生姓名 崔競(jìng)霄 指導(dǎo)教師 崔玉潔 2016年6月15日 專(zhuān)心---專(zhuān)注---專(zhuān)業(yè) 復(fù)擺顎式破碎機(jī)的設(shè)計(jì) 摘 要

2、目前，我國(guó)建設(shè)事業(yè)正在飛速發(fā)展，現(xiàn)代化、城鎮(zhèn)化、工業(yè)化進(jìn)程的不斷加快,對(duì)礦石、砂料等物料的重要加工設(shè)備-破碎機(jī)械的需求日趨迫切，破碎機(jī)行業(yè)迎來(lái)了新的發(fā)展機(jī)遇，而破碎機(jī)械的研究更受人們關(guān)注。而復(fù)擺顎式破碎機(jī)在國(guó)內(nèi)的應(yīng)用最廣，本設(shè)計(jì)根據(jù)生產(chǎn)需求，設(shè)計(jì)了型號(hào)為PE-500×750的復(fù)擺顎式破碎機(jī)。 本文首先運(yùn)用相關(guān)理論知識(shí)對(duì)復(fù)擺顎式破碎機(jī)的工作原理進(jìn)行了分析，隨后對(duì)其進(jìn)行總體設(shè)計(jì)，確定零件的大體結(jié)構(gòu)，然后對(duì)每個(gè)部件進(jìn)行分析、設(shè)計(jì)和計(jì)算，重點(diǎn)研究V帶，偏心軸，軸承，動(dòng)顎等，并對(duì)重要零件進(jìn)行校核，以確保設(shè)計(jì)的正確性和嚴(yán)謹(jǐn)性。經(jīng)計(jì)算，各項(xiàng)性能指標(biāo)均符合要求。 通過(guò)這次設(shè)計(jì)，我鞏固了對(duì)相關(guān)知識(shí)的理解、掌

3、握和運(yùn)用，完成了畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)，提高了實(shí)際運(yùn)用能力。 關(guān)鍵詞：破碎機(jī)，傳動(dòng)，動(dòng)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(shì)及研究意義 1.1.1研究背景 顎式破碎機(jī)（Jaw Crusher）出現(xiàn)于1858年，由美國(guó)人E·w·Blake發(fā)明。顎式破碎機(jī)具有破碎比大、產(chǎn)品粒度均勻、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、維修簡(jiǎn)便、運(yùn)營(yíng)成本低等特點(diǎn)。顎式破碎機(jī)廣泛運(yùn)用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化學(xué)工業(yè)等眾多部門(mén)，破碎抗壓強(qiáng)度不超過(guò)320兆帕的各種物料。 從20世紀(jì)70年代末至今，國(guó)內(nèi)外的各個(gè)生產(chǎn)廠家先后研發(fā)了許多新型、節(jié)能、高效的顎式破碎機(jī)，在研發(fā)的過(guò)程中取得了重大進(jìn)步。在研發(fā)改進(jìn)的過(guò)程中，注重采用新技術(shù)，如KUE-KEN公司采用液壓調(diào)節(jié)顎式破碎機(jī)排料口尺寸。新型結(jié)構(gòu)方式的采用，如由美國(guó)Eagle公司研發(fā)的低

9、矮型破碎機(jī)以及芬蘭KONG公司推出的BML系列負(fù)支撐復(fù)擺式破碎機(jī)，降低了破碎機(jī)整機(jī)的高度、降低了襯板的磨損，進(jìn)而使破碎機(jī)的工作能力得以增強(qiáng)。在日本，其破碎機(jī)械已到達(dá)世界先進(jìn)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(jī)最具代表性；圣彼得堡工程學(xué)院自主研發(fā)并生產(chǎn)制造的雙動(dòng)顎顎式破碎機(jī)，作為俄羅斯人在新型破碎機(jī)研究方面的代表之作，相比普通的破碎機(jī)，它采用了雙動(dòng)顎的新型結(jié)構(gòu)布置方式，這對(duì)動(dòng)顎在工作的過(guò)程中進(jìn)行同步振動(dòng)運(yùn)動(dòng)，能使破碎機(jī)的生產(chǎn)能力獲得極大的提高，并提高了破碎機(jī)的生產(chǎn)質(zhì)量，此類(lèi)破碎機(jī)除了可以用于破碎堅(jiān)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(duì)粘性

10、物料的加工處理中這種新型破碎機(jī)也體現(xiàn)出了它獨(dú)有的優(yōu)勢(shì)。 我國(guó)自50年代起就開(kāi)始研究、生產(chǎn)顎式破碎機(jī)，隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，對(duì)破碎機(jī)的設(shè)計(jì)已逐漸引入了計(jì)算機(jī)技術(shù)輔助設(shè)計(jì)技術(shù)，在破碎機(jī)的研制歷程中也取得了一些成果。 北京礦冶研究總院對(duì)顎式破碎機(jī)的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)做出改進(jìn)，研發(fā)了一種新型外動(dòng)顎勻擺顎式破碎機(jī)，型號(hào)為PEWA90120。在該類(lèi)破碎機(jī)的設(shè)計(jì)中，創(chuàng)新性的將連桿上一點(diǎn)延伸為動(dòng)顎，連桿則轉(zhuǎn)化為構(gòu)成破碎腔的邊板。該破碎機(jī)工作時(shí)，外側(cè)動(dòng)顎在經(jīng)邊板傳遞的動(dòng)力驅(qū)使下，完成破碎動(dòng)作。這種設(shè)計(jì)使動(dòng)顎的運(yùn)動(dòng)特性脫離了連桿運(yùn)動(dòng)特性的約束，而動(dòng)顎的運(yùn)動(dòng)軌跡只要通過(guò)機(jī)構(gòu)參數(shù)的修改就可以得到快速的調(diào)整，因此外動(dòng)顎勻擺顎

11、式破碎機(jī)可以很靈活的獲得理想的動(dòng)顎運(yùn)動(dòng)特性。整體來(lái)說(shuō)，相比于同規(guī)格的普通顎式破碎機(jī)，PEWA90120的動(dòng)顎運(yùn)動(dòng)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(xué)的母福生教授設(shè)計(jì)了一種新型破碎機(jī)，名為雙腔顎式破碎機(jī)。在該破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)中，兩側(cè)均有一塊活動(dòng)齒板的動(dòng)顎與固定齒板組成了兩個(gè)以偏心軸為對(duì)稱(chēng)中心分布的破碎腔。由于破碎腔的增加，雙腔顎式破碎機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)中能連續(xù)的破碎物料，破碎能力更強(qiáng)，單位功耗更低。此外，該類(lèi)型破碎機(jī)的優(yōu)點(diǎn)還有嚙角較小、破碎腔較深、排料口平行區(qū)域長(zhǎng)等。 1.1.2發(fā)展趨勢(shì) 1、破碎機(jī)向細(xì)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(chǎn)品生產(chǎn)中不可或缺的工

12、藝過(guò)程。由于物料的物理性質(zhì)和結(jié)構(gòu)差異很大，為適應(yīng)各種物料的要求，破碎機(jī)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(xì)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(shù)原則。 2、向標(biāo)準(zhǔn)化、系列化、通用化方向發(fā)展。這是便與設(shè)計(jì)，組織專(zhuān)業(yè)化生產(chǎn)，保證質(zhì)量和降低成本的途徑[1]。 3、朝著優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的方向發(fā)展。對(duì)復(fù)擺顎式破碎機(jī)的曲柄進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，可在保證實(shí)現(xiàn)工藝要求的前提下獲得最佳的機(jī)構(gòu)尺寸參數(shù)。當(dāng)然由于所建立的數(shù)學(xué)模型不一樣，所得到的目標(biāo)函數(shù)也各不相同，如曲

13、柄半徑、動(dòng)顎排料口處的特征值以及一個(gè)破碎循環(huán)排出的物料體積等，目的是達(dá)到最佳破碎效果和最大生產(chǎn)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(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)與顎式破碎機(jī)的自動(dòng)化設(shè)計(jì)的結(jié)合方向發(fā)展。隨著CAD技術(shù)的發(fā)展，人們開(kāi)發(fā)出了一些顎式破碎機(jī)的CAD系統(tǒng)。二維CAD基本上實(shí)現(xiàn)了破碎機(jī)設(shè)計(jì)、優(yōu)化、繪圖的自動(dòng)化，但要用二維的視圖來(lái)表現(xiàn)三維的物體。目前，借助于一些大型的三維繪圖軟件，已經(jīng)實(shí)現(xiàn)三維實(shí)體模型的設(shè)計(jì)。 1.1.3研究目的 目前，我國(guó)建設(shè)事業(yè)正在飛速發(fā)展，現(xiàn)代化、城鎮(zhèn)化、工業(yè)化進(jìn)程的不斷加快,對(duì)礦石、砂料等物料的加工設(shè)備以及破碎機(jī)械的需求越來(lái)越大，破碎機(jī)行業(yè)

14、迎來(lái)了新的發(fā)展機(jī)遇，而人們同樣關(guān)注破碎機(jī)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(shí)現(xiàn)超細(xì)粉碎，工作的過(guò)程中電耗、鋼耗等能源、資源消耗大等等。近些年來(lái)國(guó)內(nèi)研究院，制造廠及高校研制了數(shù)種新型顎式破碎機(jī)，雖然取得一定成果并有效推動(dòng)了破碎機(jī)行業(yè)發(fā)展，但都未能得到大面積推廣使用。目前，從國(guó)內(nèi)外市場(chǎng)看絕大多數(shù)還是復(fù)擺式顎式破碎機(jī)。我們應(yīng)該大力研發(fā)這種破碎機(jī)，想辦法彌補(bǔ)其缺點(diǎn)，提高其生產(chǎn)能力和質(zhì)量，降低其能量消耗。 1.2研究的基本內(nèi)容 1、研究顎式破碎機(jī)的構(gòu)造，了解其基本結(jié)構(gòu)和工作原理。? 2、研究顎式破碎機(jī)的工作部分，選擇最佳設(shè)計(jì)方案。? 3、研究顎式破碎機(jī)的

15、受力情況，根據(jù)設(shè)計(jì)要求對(duì)其主要零件進(jìn)行設(shè)計(jì)、計(jì)算及校核。? 4、根據(jù)設(shè)計(jì)要求及計(jì)算結(jié)果，繪制顎式破碎機(jī)總裝配圖及主要零件圖。 1.3研究方法 1、查閱相關(guān)資料，了解此課題研究動(dòng)態(tài)。 2、根據(jù)資料確定原始數(shù)據(jù)，根據(jù)原始數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。 3、根據(jù)設(shè)計(jì)計(jì)算，選擇合理方案，設(shè)計(jì)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(fù)擺顎式破碎機(jī)的整體設(shè)計(jì) 2.1復(fù)擺顎式破碎機(jī)的工作原理 帶輪與偏心軸聯(lián)成一整體，它是原動(dòng)件，其余構(gòu)件都是從動(dòng)件。當(dāng)帶輪和偏心軸2繞軸線A轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，驅(qū)使輸出構(gòu)件動(dòng)顎3做平面復(fù)雜運(yùn)動(dòng)，從而將礦石壓碎。如圖2.1。 圖2.1 復(fù)擺顎式破

16、碎機(jī)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 2.2復(fù)擺顎式破碎機(jī)的結(jié)構(gòu) 如圖2.2所示為復(fù)擺顎式破碎機(jī)。電動(dòng)機(jī)通過(guò)帶傳動(dòng)帶動(dòng)大帶輪11，從而帶動(dòng)偏心軸5轉(zhuǎn)動(dòng)。偏心軸內(nèi)側(cè)一對(duì)軸承支起動(dòng)顎1，外側(cè)一對(duì)軸承將整個(gè)軸支承在機(jī)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(diào)整破碎機(jī)工作時(shí)主軸運(yùn)轉(zhuǎn)速度的波動(dòng)。動(dòng)顎的下部由推力板9支撐，推力板的另一端支承在與機(jī)架8的后壁相連的楔鐵調(diào)整座上。當(dāng)需要調(diào)整排料口尺寸時(shí)，只要調(diào)整楔鐵上的螺栓，使楔鐵上下移動(dòng)，帶動(dòng)調(diào)整座在滑道中前后移動(dòng)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(dòng)顎1和調(diào)整座上的襯墊接觸，在破碎機(jī)工作時(shí)，兩者間為純滾動(dòng)，以提高

17、機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)的機(jī)械效率并延長(zhǎng)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(dòng)顎的重量實(shí)現(xiàn)重力鎖合，因此在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于動(dòng)顎產(chǎn)生的慣性載荷，會(huì)使推力板與其襯墊周期分離而產(chǎn)生沖擊響聲，嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)雇屏Π鍙钠鋬啥艘r墊中脫落。因此在動(dòng)顎下端有一跟拉桿通過(guò)機(jī)架上的彈簧拉桿10拉住動(dòng)顎，使推力板與襯墊始終保持貼合狀態(tài)。 1-動(dòng)顎 2-定顎 3-顎板 4-側(cè)板 5-偏心軸 6-軸承 7-飛輪 8-機(jī)架 9-推力板 10-拉桿 11-帶輪 圖2.2 復(fù)擺顎式破碎機(jī) 2.3破碎機(jī)的型號(hào)確定 為了保證顎式破碎機(jī)運(yùn)動(dòng)的可靠性和經(jīng)濟(jì)性，在設(shè)計(jì)時(shí)必須正確的確定它的結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作參數(shù)，

18、并以此作為計(jì)算零件強(qiáng)度的基礎(chǔ)。 本文所設(shè)計(jì)的破碎機(jī)為中小型破碎機(jī)，故取最大進(jìn)料粒度為425mm。根據(jù)表1.1可得其他已知條件為： 進(jìn)料口尺寸：500×750（mm）； 出料口尺寸：50～100mm； 偏心軸轉(zhuǎn)速：275r/min； 功率：55kw。 破碎機(jī)的型號(hào)確定為PE-500×750 表1.1 顎式破碎機(jī)規(guī)格和性能參數(shù)表 型號(hào) 進(jìn)料口尺寸 (mm) 最大進(jìn)料粒度 (mm) 排料口調(diào)整范圍 (mm) 偏心軸轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.4.1動(dòng)顎 動(dòng)顎用來(lái)支承齒板且直接參與礦石破碎，其強(qiáng)度和剛度必須足夠且堅(jiān)固耐用。動(dòng)顎一般采用鑄造結(jié)構(gòu)。在國(guó)外也有動(dòng)顎采用焊接結(jié)構(gòu)以便減輕重量，由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對(duì)焊接工藝的要求較高, 因此此設(shè)計(jì)采用鑄造結(jié)構(gòu)。按結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，可把動(dòng)顎分成箱型結(jié)構(gòu)與非箱型加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)，我國(guó)大部分生產(chǎn)廠家設(shè)計(jì)采用的是非箱型加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)采用后者。安裝齒板的動(dòng)顎前部為平板結(jié)構(gòu)，

22、其后部有若干條加強(qiáng)肋板以增強(qiáng)動(dòng)顎的強(qiáng)度與剛度。 顎式破碎機(jī)的動(dòng)顎結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，主要取決于兩個(gè)因素，一是動(dòng)顎所受的作用力，二是動(dòng)顎的制造工藝和外觀。前者是保證動(dòng)顎剛度和強(qiáng)度的最根本的依據(jù)，同時(shí)還要考慮工藝性及外觀等。 根據(jù)對(duì)動(dòng)顎的結(jié)構(gòu)分析可知，在滿足危險(xiǎn)強(qiáng)度和剛度后，應(yīng)盡量使動(dòng)顎各截面應(yīng)力值小。這樣不僅能延長(zhǎng)動(dòng)顎使用壽命，還能減輕動(dòng)顎重量。綜合考慮，本設(shè)計(jì)中動(dòng)顎使用ZG270-500材料。 2.4.2齒板 齒板是破碎機(jī)中直接與礦石接觸的零件，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單但意義重大，它會(huì)影響破碎機(jī)的生產(chǎn)率、產(chǎn)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(zhǎng)它的使用壽命，可以從兩

23、方面研究：一是從材質(zhì)上找到高耐磨性能材料：二是合理確定齒板的結(jié)構(gòu)形狀和幾何尺寸。 現(xiàn)有的顎式破碎機(jī)上使用的齒板，一般是采用ZGMn13。其特點(diǎn)是：在沖擊負(fù)荷作用下，具有表面硬化性，形成又硬又耐磨的表面，同時(shí)仍能保持其內(nèi)層金屬原有的韌性，故它是破碎機(jī)上用得最普遍的一種耐磨材料。 齒板橫斷面結(jié)構(gòu)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(shè)計(jì)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(jī)的肘板是結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單的零件，但其作用卻非常的重要。通常有三個(gè)作用；一是傳遞動(dòng)力；二是調(diào)整排料口大小；三是起保險(xiǎn)件作用，當(dāng)破碎

24、腔落入非破碎物料時(shí)，肘板先行斷裂破壞，從而保護(hù)機(jī)器其它零件不發(fā)生破壞。 在機(jī)器工作時(shí)，肘板與其支承的肘板墊間不能得到很好的潤(rùn)滑，加上粉塵落入，所以肘板與其襯墊之間實(shí)際上一種干摩擦和磨粒磨損狀態(tài)。這樣，對(duì)肘板的高負(fù)荷壓力，導(dǎo)致肘板與肘板墊很快磨損，使用壽命很低。因此肘板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要考慮該機(jī)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(dòng)型與滑動(dòng)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(fù)沖擊擠壓作用下磨損較快，特別是圖2.4（a）所示的滑動(dòng)型更為嚴(yán)重。為提高傳動(dòng)效率，減少磨損，延長(zhǎng)其使用壽命，可采用圖2.4（b）所示的滾動(dòng)型結(jié)構(gòu)

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(dāng)肘板兩端的襯墊表面相互平行時(shí)，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(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，動(dòng)顎的擺動(dòng)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(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，肘板與其肘墊之間可以保持純滾動(dòng)。本設(shè)計(jì)采用滾動(dòng)型，如圖2.4（b）所示。 (a) 滾動(dòng)型 (b) 滑動(dòng)型 圖2.4肘頭與肘墊形式 2.4.4調(diào)整裝置 調(diào)整裝置提供調(diào)整破碎機(jī)排料口大小的作用。在實(shí)際生產(chǎn)中，肘板會(huì)不斷磨損，排料口尺寸也隨之不斷地變大，產(chǎn)品的粒度也因此逐漸變粗。為了保證產(chǎn)品的粒度要求，必須利用調(diào)整

26、裝置，定期地調(diào)整排料口的尺寸。此外，當(dāng)需要的產(chǎn)品粒度不同時(shí)，也需要調(diào)整排料口的大小?，F(xiàn)有顎式破碎機(jī)的調(diào)整裝置多種多樣，歸納起來(lái)有墊片調(diào)整裝置、楔鐵調(diào)整裝置、液壓調(diào)整裝置以及肘板調(diào)整裝置[2]。本設(shè)計(jì)采用楔鐵調(diào)整裝置，它能實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)整，調(diào)整方便，而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(jī)。如圖2.5所示。 1—肘板 2—調(diào)座 3—調(diào)整楔鐵 4—機(jī)架 圖2.5 立式楔鐵調(diào)整裝置 2.4.5保險(xiǎn)裝置 當(dāng)破碎機(jī)落入非破碎物時(shí)，為保護(hù)機(jī)器的重要的零部件，通常裝有過(guò)載保護(hù)裝置。保險(xiǎn)裝置有三種：液壓保護(hù)、飛輪限矩保護(hù)和肘板[2]。本設(shè)計(jì)采用肘板。肘板結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)

27、單、成本低廉，所以得到廣泛應(yīng)用且經(jīng)濟(jì)有效，但當(dāng)肘板斷裂后，機(jī)器將停止工作，應(yīng)重新更換肘板后方可繼續(xù)工作。肘板保險(xiǎn)件的另一個(gè)缺點(diǎn)是由于設(shè)計(jì)不當(dāng)，常常在超載時(shí)它不破壞，或者沒(méi)有超載它卻破壞了，以至影響生產(chǎn)。因此設(shè)計(jì)時(shí)除了應(yīng)正確確定由破碎力引起的肘板壓力，以便設(shè)計(jì)出超載破壞的肘板面積外，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，還應(yīng)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(jì)算載荷的確定和截面尺寸計(jì)算是否正確。因此從加工制造方便性出發(fā)，圖（a）所示應(yīng)用最多，本設(shè)計(jì)也采用（a）中肘板。 圖2.6 肘板結(jié)構(gòu) 2.4.6偏心軸 偏心軸是顎式破碎機(jī)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(jié)構(gòu)圖 2.4.7飛輪 由于顎式破碎機(jī)是間斷工作的，即有工作行程和空轉(zhuǎn)行程，所以，它的電動(dòng)機(jī)負(fù)荷極不均衡。利用慣性的原理，在偏心軸兩端各裝設(shè)一個(gè)飛輪就能解決這個(gè)問(wèn)題。為了簡(jiǎn)化機(jī)器結(jié)構(gòu)，通常都把其中一個(gè)飛輪兼作傳遞動(dòng)力用的皮帶輪，飛輪用以存儲(chǔ)動(dòng)顎空行程時(shí)的能量，再用于工作行程，使機(jī)械的工作負(fù)荷趨于均勻。 2.4.8機(jī)架 破碎機(jī)機(jī)架是整個(gè)破碎機(jī)零部件的安裝基礎(chǔ)。它在工作中承受很大的沖擊載荷，它的質(zhì)量占整機(jī)很大比重，而且加工制造工

29、作量也較大。機(jī)架的強(qiáng)度和剛度對(duì)整機(jī)性能和主要部件壽命有很大影響。因此，機(jī)架的設(shè)計(jì)很重要。其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)必須遵循下列原則：首先根據(jù)機(jī)架受力情況，滿足機(jī)架強(qiáng)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(jī)一般采用整體式機(jī)架。在制造工藝上采用整體焊接機(jī)架。材料選用Q345。 圖2.8 整體機(jī)架 2.4.9側(cè)護(hù)板 在破碎腔的兩側(cè)，為了保護(hù)機(jī)架的側(cè)壁一般裝有側(cè)護(hù)板。因?yàn)樗黄鹌扑樽饔?，所以表面是光滑的。它常用耐磨的高錳鋼（ZGMn13）制造。側(cè)護(hù)板也是用螺栓固定在機(jī)架上，以便磨損后的更換。 3 復(fù)擺顎式破碎機(jī)的主要

30、參數(shù)設(shè)計(jì) 3.1結(jié)構(gòu)參數(shù) 3.1.1鉗角α 破碎機(jī)的固定顎和動(dòng)顎之間的夾角，就是鉗角。當(dāng)破碎機(jī)運(yùn)行時(shí)，一方面不能讓物料料塊向上滑動(dòng)，另一方面也不能讓其從出料口跑出來(lái)。為此，鉗角α應(yīng)當(dāng)保證顎板和物料之間產(chǎn)生足夠的摩擦，以防物料跳出去。為了計(jì)算α角，需要分析物料被顎板擠壓的時(shí)候施加在石塊上的力的數(shù)據(jù)。 假設(shè)是球形的物料，當(dāng)顎板擠壓物料時(shí)，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(chǎn)生的摩擦系數(shù)。 圖3.1 物料塊受力分析 破碎機(jī)破碎物料時(shí)的平衡條

31、件是： x方向 （3.1） y方向 （3.2） 聯(lián)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(shù) 為了保證破碎機(jī)工作是物料塊不致被推出機(jī)外，必須令 （3.4） 一般情況下，=18～22°，不宜超過(guò)23°。 正確的選擇鉗角對(duì)于提高破碎機(jī)的破碎效率具有很大的意義。減小

32、鉗角可使破碎機(jī)的生產(chǎn)能力增加，但會(huì)引起破碎比的減小。增大鉗角，在增大破碎比的同時(shí)，也會(huì)降低生產(chǎn)能力。因此，在選擇鉗角時(shí)，應(yīng)當(dāng)全面考慮。 在此，初取=20°。 顎式破碎機(jī)顎板的布置方式有三種，如圖3.2所示： 1、動(dòng)顎板相對(duì)垂直方向傾斜一個(gè)α角，而定顎板垂直，此種布置方式最為廣泛（圖3.2a）。 2、定、動(dòng)顎板相對(duì)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(dòng)顎板垂直（圖3.2c）。 1-定顎板 2-動(dòng)顎板 圖3.2 動(dòng)、定顎板布置方式 此次設(shè)計(jì)中產(chǎn)品粒度較高，為保證產(chǎn)品粒度和形狀，考慮到破碎物料的特點(diǎn)，本次設(shè)計(jì)選用動(dòng)顎板相對(duì)垂直方向傾斜一個(gè)α角，

33、而定顎板垂直的布置方式（圖3.2a）。 3.1.2破碎腔設(shè)計(jì) 根據(jù)前文，進(jìn)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(guān)。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(shè)計(jì)取1100mm。 顎式破碎機(jī)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(yùn)動(dòng)時(shí)所占據(jù)的區(qū)域。處在水平面最上方的物料，當(dāng)動(dòng)顎擺動(dòng)到最右邊位置時(shí)，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(jī)在空轉(zhuǎn)行程使料塊下落的距離。 在直線型破碎腔中，幾個(gè)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(dòng)顎的擺動(dòng)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(jī)器過(guò)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(shè)計(jì)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(shè)計(jì)選用曲線型破碎腔。 圖3.3 破碎腔形狀 3.1.3動(dòng)顎行程 動(dòng)顎水平行程對(duì)破碎機(jī)生產(chǎn)

35、率影響較大，排料口水平行程小會(huì)降低生產(chǎn)率；但也不能太大，否則在排料口的物料由于過(guò)多而使破碎力急劇增加，導(dǎo)致機(jī)構(gòu)過(guò)載損壞。因此，動(dòng)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(shè)計(jì)取S=16mm。 3.1.4傳動(dòng)角 傳動(dòng)角大小影響著機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率。在推力板長(zhǎng)度不變時(shí)，傳動(dòng)角越大機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)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(dǎo)致動(dòng)顎上部水平行程的偏大，物料的過(guò)粉碎導(dǎo)致排料口堵塞，使功耗增加。同時(shí)，也將

36、使定顎下部加速磨損。故傳動(dòng)角一般取值為45°~55°。本設(shè)計(jì)取50°。 3.1.5偏心距 偏心距會(huì)影響破碎機(jī)的生產(chǎn)率和傳動(dòng)功率。在其他條件相同的情況下，生產(chǎn)率和功率消耗會(huì)隨著偏心距增大而增大。 通常，對(duì)于復(fù)擺顎式破碎機(jī)，偏心距和動(dòng)顎行程有如下關(guān)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(shè)計(jì)取r=12mm。 3.1.6動(dòng)顎長(zhǎng)度 根據(jù)偏心距r與連桿長(zhǎng)度l的比值關(guān)系： α=rl=165~185 （3.8） 已知r=12mm，得l

37、=780~1020mm。本設(shè)計(jì)取l=1020mm。 動(dòng)顎長(zhǎng)度M與連桿長(zhǎng)度l的關(guān)系為： l≈M （3.9） 本設(shè)計(jì)取M=1000mm。 3.1.7肘板 肘板的長(zhǎng)度與力的傳遞有直接的關(guān)系，為提高破碎力，希望肘板長(zhǎng)一些。但是，肘板過(guò)長(zhǎng)將加大整機(jī)尺寸。通常可按經(jīng)驗(yàn)選?。? C=(30~50)r （3.10） 已知r=12mm，得C=360~600mm。此設(shè)計(jì)取C=400mm。 3.2工作參數(shù) 3.2.1生產(chǎn)率 破碎機(jī)的生產(chǎn)能力是指機(jī)器每小時(shí)所處理的物料的立方米數(shù)。與生產(chǎn)能

38、力相關(guān)的不但有排料口尺寸、進(jìn)料口尺寸，還有待破物料的物理性質(zhì)、粒度分布。因此為統(tǒng)一衡量機(jī)器生產(chǎn)能力的高低，標(biāo)準(zhǔn)中的生產(chǎn)能力，是指機(jī)器在開(kāi)邊公稱(chēng)排料口下，每小時(shí)所處理的抗壓強(qiáng)度為250MPa、堆密度為1.6 t/m 的花崗巖物料立方米數(shù)，稱(chēng)為公稱(chēng)生產(chǎn)能力（m /t）。公稱(chēng)生產(chǎn)能力Q的計(jì)算公式為： （3.11） 式中 Q---破碎機(jī)生產(chǎn)率，t/h N---主軸轉(zhuǎn)速，r/min SL---動(dòng)顎下部的水平行程，m d---破碎產(chǎn)品的平均粒徑，m，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)此處取為0.1m L---排礦口寬度，m

39、 μ---破碎產(chǎn)品的松散系數(shù)，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(fù)擺式顎顎式破碎機(jī)的生產(chǎn)率要再增加25%，則實(shí)際生產(chǎn)能力 （3.12） 3.2.2最大破碎力 在進(jìn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和零部件強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)，破碎力在腔內(nèi)的分布情況及其合力作用點(diǎn)位置、大小是需要參考的重要依據(jù)。由于破碎力分布以及合力大小、

40、作用點(diǎn)位置具有隨機(jī)性，用理論分析的方法將會(huì)產(chǎn)生較大的誤差，通過(guò)大量實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)分析，再經(jīng)過(guò)理論推導(dǎo)，建立實(shí)驗(yàn)分析計(jì)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(jì)算準(zhǔn)確度。 滿載破碎時(shí)破碎力的最大峰值稱(chēng)為最大破碎力： （3.13） 式中 Fmax---最大破碎力，N δB---抗壓強(qiáng)度， k---有效破碎系數(shù),對(duì)中小型k=0.34～0.48 B---進(jìn)料口寬度，cm b---公稱(chēng)排料口尺寸，cm 取k=0.4， 則

41、 當(dāng)計(jì)算破碎力零件強(qiáng)度時(shí)，考慮沖擊載荷的影響，應(yīng)將Fmax增大50%，故破碎機(jī)的計(jì)算破碎力為： （3.14） 3.2.3電機(jī)選型 Y系列電動(dòng)機(jī)是一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。安裝尺寸和功率等級(jí)符合IEC標(biāo)準(zhǔn)，外殼防護(hù)等級(jí)為IP44，冷卻方法為IC411，連續(xù)工作制（S1）。適用于驅(qū)動(dòng)無(wú)特殊要求的機(jī)械設(shè)備，如機(jī)床、泵、風(fēng)機(jī)、壓縮機(jī)、攪拌機(jī)、運(yùn)輸機(jī)械、農(nóng)業(yè)機(jī)械、食品機(jī)械等。? ???Y系列電動(dòng)機(jī)效率高、節(jié)能、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩高、噪音低、振動(dòng)小、運(yùn)行安全可靠。Y80~315電動(dòng)機(jī)符合Y系列

42、（IP44）三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)條件JB/T9616-1999。Y355電動(dòng)機(jī)符合Y系列（IP44）三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)條件JB5274-91。Y80~315電動(dòng)機(jī)采用B級(jí)絕緣。Y355電動(dòng)機(jī)采用F級(jí)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(dòng)機(jī)運(yùn)行地點(diǎn)的海拔不超過(guò)1000m；環(huán)境空氣溫度隨季節(jié)變化，但不超過(guò)40℃；最低環(huán)境空氣溫度為-15℃；最濕月月平均最高相對(duì)濕度為90%；同時(shí)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(dòng)機(jī)時(shí)，應(yīng)使電動(dòng)機(jī)功率有一定的富裕，故選取功率為75KW的電動(dòng)機(jī)。通常V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i=2～4

43、。所以，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速： (2～4) =(2～4)×～ （3.15） 由《實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y-315M-8，其主要參數(shù)如下： 表3.1 電機(jī)主要參數(shù) 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 效率 功率因數(shù) 75KW 740r／min 92.5％ 0.8 4 復(fù)擺顎式破碎機(jī)的主要零件設(shè)計(jì) 4.1機(jī)構(gòu)各桿長(zhǎng)度 圖4.1破碎機(jī)四桿機(jī)構(gòu) 已知：破碎腔高度H=1100mm 鉗角α=20o 傳動(dòng)角γ=50° 偏心距r=l1=12mm 桿長(zhǎng)l2=1020mm

44、 肘板長(zhǎng)l3=400mm 則支座O,C間的垂直水平距離yoc,xoc為: （4.1） （4.2） 機(jī)架位置參數(shù): （4.3） （4.4） 在此四桿機(jī)構(gòu)中，曲柄l1轉(zhuǎn)動(dòng)，且為最短桿，l2為最長(zhǎng)桿： l1+l2=12+1020=1032mm

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

46、 （4.8） 式中： Ps---作用在動(dòng)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(dòng)顎懸掛軸到破碎力作用點(diǎn)的距離 b---動(dòng)顎懸掛點(diǎn)到推力板支撐點(diǎn)間的距離 β---當(dāng)兩顎板出與壓緊礦石狀態(tài)時(shí)，推力板與連桿間的夾角，取β=50° 顎式破碎機(jī)在工作過(guò)程中，破碎機(jī)的工作規(guī)律是比較復(fù)雜的。但一般是動(dòng)顎零件開(kāi)始向下逐漸增大，到動(dòng)顎懸掛中心以下占動(dòng)顎全長(zhǎng)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(dòng)設(shè)計(jì) 1、確定計(jì)算功率 計(jì)算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件確定的： Pca=KAP （4.13） 式中： Pca---計(jì)算功率，kW KA---工況系數(shù)，由文獻(xiàn)[5, 表8-8]可知KA=1.4 P---電動(dòng)機(jī)額定功率 則 Pca=KAP=75×1.4=105kW 2、選擇V帶帶型 根據(jù)計(jì)算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，由文獻(xiàn)[5, 圖8

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

49、0mm。 4、確定中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld （1）初定中心距a0 （4.15） 可得a0=948.5~2710mm，此設(shè)計(jì)取a0=1800mm。 （2）計(jì)算相應(yīng)帶長(zhǎng)Ld0 （4.16） 帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld根據(jù)Ld0由文獻(xiàn)[5, 表8-2]選取。此設(shè)計(jì)取Ld=6100mm。 （3）計(jì)算中心距a 傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似為： （4.17） 5、驗(yàn)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(shù)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(xiàn)[5, 表8-4]得P0=13.7kW △P0---單根V帶的額定功率增量，kW，由文獻(xiàn)[5, 表8-5]得△P0=2.19kW Kα---包角修正系數(shù)，由文獻(xiàn)[5, 表8-6]得Kα=0.95 KL---帶長(zhǎng)修正系數(shù)，由文獻(xiàn)[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(shù)取7根。 7、確定帶的初拉力F0 （4.20） 8、計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力Fp （4.21） 4.5大帶輪設(shè)計(jì) 1、帶輪的結(jié)構(gòu) V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)。當(dāng)dd＞300mm時(shí)，采用輪輻式[5]。 如圖4.3，帶輪的各個(gè)尺寸為： 如上圖，其各個(gè)尺寸為： d=100mm（由偏心軸設(shè)計(jì)而定） （4.22） 此設(shè)計(jì)取200mm。 （4.23） 式中：---電動(dòng)

52、機(jī)額定功率,kW ---電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,r/min ---帶輪輪輻數(shù) （4.24） （4.25） （4.26） （4.27） （4.29） （4.30） 本設(shè)計(jì)L取200mm。 由文獻(xiàn)[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(hào)相對(duì)應(yīng)，具體數(shù)據(jù)參數(shù)見(jiàn)表4.1。 3、帶輪的材料 常用的帶輪材料為HT15

53、0或HT200。本設(shè)計(jì)選用HT200。 4、帶輪的技術(shù)要求 鑄造、焊接或燒結(jié)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(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對(duì)輪緣、凸臺(tái)、腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之要做動(dòng)平衡[5]。 表4.1 V型帶基本參數(shù)[5] 4.6飛輪設(shè)計(jì) 設(shè)動(dòng)顎在空行程和部分無(wú)負(fù)荷的工作行程時(shí)間秒內(nèi)的功率消耗為P1千瓦，動(dòng)顎在工作行程的破碎時(shí)間秒內(nèi)的功率消耗為P2千瓦，電動(dòng)機(jī)的額定功率為P千瓦，并且。 動(dòng)顎在秒時(shí)間內(nèi)，的情況下，多余的功率就使飛輪的能量增加。如果在空轉(zhuǎn)階段開(kāi)始時(shí)，飛輪的角速度等于，

54、在空轉(zhuǎn)階段終了時(shí)，飛輪的角速度增為。在有載運(yùn)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)時(shí)功的平衡方程式： （4.31） 則飛輪儲(chǔ)存的能量為： （4.32） 設(shè)空轉(zhuǎn)時(shí)的功率消耗，稱(chēng)損失系數(shù)。故 （4.33） 式中是考慮摩擦損失的機(jī)械效率，。 由此，公式(4.1)可改寫(xiě)為: （4.34） 則飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為: （4.35）

55、根據(jù)理論力學(xué)知飛輪的飛輪矩為: （4.36） 則得飛輪重量的計(jì)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(shù)，， 對(duì)于復(fù)擺顎式破碎機(jī)，空轉(zhuǎn)的時(shí)間和有載運(yùn)轉(zhuǎn)的時(shí)間可以近似地認(rèn)為是相等的。偏心軸回轉(zhuǎn)一周的時(shí)間秒，則秒。將上述各值代人公式(4.36)中，簡(jiǎn)化并整理后得： G=11×106Pη/n3σD2 （4.38） 代入數(shù)值得： G=11×

56、106×75×0.82753×0.04×10=79kG 飛輪的實(shí)際質(zhì)量G0約為理論質(zhì)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(shè)計(jì) 4.7.1偏心軸尺寸設(shè)計(jì) 1、最小直徑 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即： （4.40） 式中 ： p---電動(dòng)機(jī)功率，kW n--

57、-主軸轉(zhuǎn)速，m/s 初算軸徑時(shí)，若最小直徑軸段開(kāi)有鍵槽，還要考慮鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響。當(dāng)該軸段截面上有一個(gè)鍵槽時(shí)，d增大～。值由由文獻(xiàn)[5, 表15-3]確定，取。 因最小直徑處安裝大帶輪，設(shè)有一個(gè)鍵槽，則： （4.41） 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取為整數(shù)。 因破碎機(jī)工作時(shí)沖擊載荷比較大，又有強(qiáng)烈的震動(dòng)，應(yīng)適當(dāng)增大偏心軸的直徑，故取。 2、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （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(dòng)軸承處軸段，錐套處軸段，d3=200mm。 d4：滾動(dòng)軸承處軸段，錐套處軸段，

58、d4=240mm。 d5：d5 =300mm。 （2） 各軸段長(zhǎng)度的確定 ： 由大帶輪內(nèi)孔寬度確定。 、、、、：由動(dòng)顎結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定。。 3、結(jié)構(gòu)優(yōu)化 顎式破碎機(jī)有動(dòng)顎體軸承和機(jī)架軸承2對(duì)軸承。2對(duì)軸承與偏心軸配合通常采用以下2種方式： （1）2對(duì)軸承全部采用內(nèi)孔為圓柱孔的調(diào)心滾子軸承的結(jié)構(gòu)形式，如圖4.4所示： 1—?jiǎng)宇€ 2—軸承 3—機(jī)架 4—軸承 5—偏心軸 圖4.4圓柱孔結(jié)構(gòu) （2）動(dòng)顎軸承采用內(nèi)孔為圓柱孔的調(diào)心滾子軸承，而機(jī)架軸承為圓錐內(nèi)孔調(diào)心滾子軸承與內(nèi)錐套結(jié)合的形式，如圖4.5所示： 1—環(huán)圈 2—螺母

59、 3—軸承套 4—?jiǎng)宇€軸承 5—機(jī)架軸承 圖4.5圓柱孔和圓錐孔結(jié)構(gòu) 這2種結(jié)合形式在軸承裝配、拆卸時(shí)，采用壓力機(jī)壓入專(zhuān)用拆卸器或預(yù)熱法拆卸的方法。在野外現(xiàn)場(chǎng)拆裝情況下，一般第1種結(jié)構(gòu)形式要破壞一對(duì)軸承方能完成拆卸，第2種結(jié)合形式需專(zhuān)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(jié)構(gòu)形式，在動(dòng)顎軸承處其內(nèi)圈和外圈均采用錐度定位方式，軸承裝配、拆卸不需專(zhuān)用工具，只需松緊螺釘就可完成，十分方便、快捷[10]。 1—?jiǎng)宇€ 2—偏心軸 3—?jiǎng)宇€軸承 4—外錐套 5—密封 6—機(jī)架 2—機(jī)架軸承 8—內(nèi)錐套 9—圓螺

60、母 10—密封 圖4.6圓錐孔結(jié)構(gòu) 4.7.2偏心軸的校核 在破碎工作時(shí)，破碎力通過(guò)動(dòng)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(duì)來(lái)說(shuō)就顯得微不足道了，所以計(jì)算時(shí)可把這些載荷忽略不計(jì)，而只考慮破碎力的作用，破碎力在兩個(gè)動(dòng)顎軸承上平均分布。 a) 力學(xué)模型圖 b）彎矩圖 c）轉(zhuǎn)矩圖 d）當(dāng)量彎矩圖 圖4.7 軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 1、 軸的力學(xué)模型的建立 （1） 軸上力的作用點(diǎn)位置和支點(diǎn)跨距的確定 軸承對(duì)軸的作用點(diǎn)按簡(jiǎn)化原則應(yīng)在軸承寬度的中點(diǎn)，因此可決定偏心軸上動(dòng)顎兩軸承的位置。經(jīng)計(jì)算可得動(dòng)顎處兩軸承之間的距離，軸承離支點(diǎn)的距離

61、 。 根據(jù)要求的傳動(dòng)速度方向，繪制的軸力學(xué)模型圖見(jiàn)圖4.4 (2) 計(jì)算軸上的作用力 破碎力平均分布在兩個(gè)動(dòng)顎軸承上，分別用、來(lái)表示；機(jī)架軸承相當(dāng)于兩個(gè)支座，對(duì)偏心軸具有支座反力的作用，分別用，來(lái)表示。 （4.42） (3) 繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 由軸的力學(xué)模型圖可知偏心軸在水平的方向不受力，故不產(chǎn)生水平面的彎矩，因而偏心軸只產(chǎn)生垂直面上的彎矩,如圖4.4b；C、D處的彎矩相等，即 （4.43） 轉(zhuǎn)矩圖,見(jiàn)圖4.4c。 （4.44） (4)當(dāng)量彎矩圖，見(jiàn)圖4.4d。 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)圖，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)。

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

63、33。 d4=240mm處軸承選擇調(diào)心滾子軸承24052CC/W33。 4.8.2軸承校核 由文獻(xiàn)[5, 13-5]，軸承的壽命公式為 （4.48） 式中 ：n---軸承的轉(zhuǎn)速，r/min P ---當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷，kN ---軸承的壽命指數(shù)，滾子軸承 =10/3 C---軸承的額定動(dòng)載荷，kN 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，可得軸承的C值。 對(duì)于d4=240mm處的軸承24052CC/W33，有 對(duì)于d3=200mm處的軸承24144CC/W33，有 經(jīng)校核，動(dòng)顎與機(jī)架處的軸承均達(dá)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(xiàn)[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(jù)文獻(xiàn)[5, 6-5]，有 σp=4000Thld≤σp （4.49） 式中： T---傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m h---鍵的高度，mm l---鍵的工作長(zhǎng)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(qiáng)度合格。 4.10推力板設(shè)計(jì) 推力板構(gòu)造

65、簡(jiǎn)單、成本低廉。在標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)中，一般都是用它做保險(xiǎn)零件，故計(jì)算時(shí)要降低其安全系數(shù)。設(shè)計(jì)時(shí)一般將其許用應(yīng)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(jì)算推力板的強(qiáng)度時(shí)，一般是根據(jù)動(dòng)顎寬度來(lái)決定推力板的寬度，再由這個(gè)寬度來(lái)求推力板的厚度。其計(jì)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(jì)算許用壓應(yīng)力， 對(duì)于鑄鐵肘板，許用壓應(yīng)力為。其～。 取，得 圓整為。 推力板的尺寸為長(zhǎng)度，厚度，寬度 。 4.11動(dòng)顎

66、設(shè)計(jì) 動(dòng)顎是破碎機(jī)重要件之一，也是一個(gè)結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的零件。最合理的動(dòng)顎結(jié)構(gòu)是保證破碎機(jī)性能優(yōu)越的充分條件。 動(dòng)顎體結(jié)構(gòu)如下（圖4.8）。 圖4.8 動(dòng)顎體結(jié)構(gòu) 結(jié) 論 本文完成了PE-500×750復(fù)擺顎式破碎機(jī)的設(shè)計(jì)，主要參數(shù)如下：偏心軸的轉(zhuǎn)速275轉(zhuǎn)/分鐘。生產(chǎn)能力為87.5噸/小時(shí)，選擇的電動(dòng)機(jī)為Y-315M-8型電動(dòng)機(jī)，其功率為75千瓦，經(jīng)過(guò)理論分析、設(shè)計(jì)、計(jì)算和校核，其生產(chǎn)能力能夠滿足實(shí)際生產(chǎn)的要求，重要部件能夠達(dá)到要求的強(qiáng)度與壽命，本機(jī)達(dá)到了設(shè)計(jì)要求。 此次設(shè)計(jì)對(duì)于大學(xué)幾年所學(xué)的基礎(chǔ)知識(shí)和專(zhuān)業(yè)知識(shí)都有所涉及，是對(duì)幾年來(lái)知識(shí)的總結(jié)與提高，是初步用已有知識(shí)，接觸和開(kāi)發(fā)新知識(shí)的途徑。因此，在設(shè)計(jì)中遇到了諸多新問(wèn)題，學(xué)會(huì)了許多解決問(wèn)題的方法，增長(zhǎng)了見(jiàn)識(shí)，充實(shí)了專(zhuān)業(yè)知識(shí)。 本次設(shè)計(jì)使我進(jìn)一步了解了顎式破碎機(jī)以及相關(guān)機(jī)械方面的知識(shí)，并熟悉了做一個(gè)設(shè)計(jì)該如何查找和運(yùn)用各種資料、手冊(cè)。通過(guò)這次設(shè)計(jì)經(jīng)歷，為今后的工作積累了設(shè)計(jì)方面的經(jīng)驗(yàn)，并將對(duì)今后知識(shí)的掌握提供更穩(wěn)固的基礎(chǔ)。 致 謝 在本畢