1、佛山科學技術學院課程設計用紙復擺式顎式破碎機姓名：林毅光 學號：2008334332 班別：08機械31 概述破碎機械是對固體物料施加機械力，克服物料的內聚力，使之碎裂成小塊物料的設備。破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、劈裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的綜合。對于堅硬的物料，適宜采用產生彎曲和劈裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產生沖擊和劈裂作用的機械；對于粘性和韌性的物料，適宜采用產生擠壓和碾磨作用的機械。在礦山工程和建設上，破碎機械多用來破碎爆破開采所得的天然石料，使這成為規定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業中，固體原料、燃料和半成品

2、需要經過各種破碎加工，使其粒度達到各道工序所要求的以便進一步加工操作。通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細碎三種，其入料粒度和出料粒度，如表1-1所示。所采用的破碎機械相應地有粗碎機、中碎機、細碎機三種。 表1-1 物料粗碎、中碎、細碎的劃分（mm）類別入料粒度出料粒度粗碎中碎細碎300900 10035050 100100350 20100515制備水泥、石灰時、細碎后的物料，還需進一步粉磨成粉末。按照粉磨程度，可分為粗磨、細磨、超細磨三種。所采用的粉磨機相應地有粗磨機、細磨機、超細磨機三種。在加工過程中，破碎機的效率要比粉磨機高得多，先破碎再粉磨，能顯著地提高加工效率，也降低電能消耗。工業上常

3、用物料破碎前的平均粒度 D與破碎后的平均粒度d之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況，比值i稱為破碎比（即平均破碎比）i=D/d為了簡易地表示物料破碎程度和各種破碎機的方根性能，也可用破碎機的最大進料口尺寸與最大出料口尺寸之比作為破碎比，稱為公稱破碎比。i=Dmax/dmax在實際破碎加工時，裝入破碎機的最大物料尺寸，一般總是小于容許的最大限度進料口尺寸，所以，平均破碎比只相當于公稱破碎比的0.70.9。每各破碎機的破碎比有一定限度，破碎機械的破碎比一般是i=330。如果物料破碎的加工要求超過一種破碎機的破碎比，則必須采用兩臺或多臺破碎機械串連加工，稱為多級破碎。多級破碎時，原料尺寸與最終成品尺

4、寸之比，稱總破碎比，如果各級破碎的破碎比各是，. 。則總破碎比是=.由于破碎機構造和作用的不同，實際選用時，還應根據具體情況考慮下列因素；（1）物料的物理性質，如易碎性、粘性、水分泥沙含量和最大給料尺寸等；（2）成品的總生產量和級配要求、據以選擇破碎機類型和生產能力；（3）技術經濟指標，做到既合乎質量、數量的要求、操作方便、工作可靠，又最大限度節省費用。2 物料破碎及其意義21 物料破碎及其意義 從礦山開采出來的礦石稱為百年原礦。原礦是由礦物與脈石組成的，露天礦井開采出來的原礦其最大粒度一般在2001300mm之間，地下礦開采出來的原礦最大粒度一般在200600mm之間，這些原礦不能直接在工業

5、中應用，必須經過破碎和磨礦作業，使其粒度達到規定的要求、破碎是指將塊狀礦石變成粒度大于15mm產品的作業，小于1mm粒度的產品是通過磨碎作業完成的。211 破碎的目的（1）制備工業用碎石大塊石料經破碎篩分后，可得到各種不同要求粒度的碎石。這些碎石可制備成混凝土。它們在建筑、水電等行業中廣泛應用。鐵路路基建造中也需要大量的碎石。（2）使礦石中的有用礦物分離 礦石有單金屬和多金屬，而且原礦多為品位較低的礦石。將原礦破碎后，可以使有用金屬與礦石中的脈石和有害雜質分離，作為選礦的原料，除去雜質而得到高品位的精礦 （3）磨礦提供原料 磨礦工藝所需粒度大于15mm的原料，是由破碎產品提供的。例如在煉焦廠、

6、燒結廠、制團廠、粉末冶金、水泥等部門中，都是由破碎工藝提供原料，再通過磨碎使產品達到要求的粒度和粉末狀態。22 破碎物料的性能及破碎比221 粒度及其表示方法礦塊的大小稱為粒度，由于礦塊形狀一般是不規則的，需要用幾個尺寸計算出的尺寸參數來表示礦塊的大小。（1）平均直徑d礦塊的平均直徑用單個礦塊的長、寬、厚平均值表示。 d= 式中 L-礦塊的長度（mm）b-礦塊的寬度（mm）h-礦塊的厚度（mm）式用長、寬的平均值表示： d= 平均直徑一般是用來計算給礦和排礦單個礦塊的尺寸以確定破碎比。（2）等值直徑礦塊的粒度很小時可用等值直徑來表示。等值直徑是將細料物料顆粒作為球體來計算的。 =1.24 式中

7、 m-礦料質量（kg）-礦物密度kg/V- 礦料的體積（）；（3）粒級平均直徑d對于由不同粒度混合組成的礦粒群，通過用篩分方法來確定礦粒群的平均直徑，例如上層篩孔尺寸為，下層篩孔尺寸為，通過上層而留在下層篩上的物料，其粒度既不能用也不能用表示。當粒級的粒度范圍很窄，上下兩篩的篩孔尺寸之比不超過=1.414時，可用粒度平均直徑表示，即d=(d1+d2)/2否則用表示粒級。2.2.2 礦石的破碎及力學性能機械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料分子間的內聚力，使大塊物料分裂成若干小塊。若礦石是脆性材料，它在很小的變形下就會發生破裂、機械破碎礦石有以下幾種方法：（1）壓碎 將礦石置于兩個破碎表面

8、之間，施加壓力后礦石因壓力達到其抗壓強度限而破碎（圖2-1a）。（2）劈裂 用一個平面和一個帶尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石沿壓力作用線方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂面上的拉應力達到礦石的抗拉強度限 （圖2-1b）。（3）折斷 用兩個帶有多個尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石就像受集中載荷的兩支點或多支點梁。當礦石內的彎曲應力達到彎曲強度限時礦石被折斷 （圖2-1c）。 （4）磨碎 礦石與運動的工作表面之間受一定壓力和剪切力時，礦石內的剪切力達到其剪切強度時，礦石即被粉碎（圖 2-1d）（5）沖擊破碎 礦石受高速回轉機件的沖擊力作用而破碎（圖2-1d）。由于破碎力是瞬間作用的，所以破碎效率高，破碎

9、比大，能量消耗小，但錘頭磨損嚴重。 (a)壓碎 (b)劈裂 (c) 折斷 (d) 磨碎 (e) 沖擊破碎圖 2-1 礦石的破碎和破碎方法實際上任何一種破碎機都不是以某一種形式進行破碎的，一般都是兩種和兩種以上的形式聯合進行破碎。由于顎式破碎機的破碎工作表面是兩塊相互交錯布置的齒形襯板，因此其破碎作業兼有前四種破碎形式，當破碎機兩工作面沿表面方向的相對運動位移加大而加強磨碎作業時，由于磨碎的效率低、能量消耗大、機件磨損嚴重，將會降低破碎機的破碎效果。礦石的破碎方法主要根據礦石的物理性能、被破的塊度及所要求的破碎比來選擇的，礦石分堅硬礦石、中等堅硬礦石和軟礦石。也可以分為粘性礦石和脆性礦石。礦石的

10、抗壓強度最大，抗彎強度次之、抗拉強度最小。對堅硬礦石采用壓碎，劈裂和折斷的破碎方法為宜；對粘性礦石采用壓碎和磨碎方法為宜；對脆性礦石和軟礦石采用劈裂和沖擊破碎的方法為宜。簡擺顎式破碎機可用于破碎各種性能的礦石，對于堅硬礦石有更高的效果。3 工作原理和構造3.1 工作原理 電動機驅動皮帶和皮帶輪，通過偏心軸使動顎上下運動，當動顎上升時肘板與動顎間夾角變大，從而推動動顎板向固定顎板接近，與其同時物料被壓碎或劈碎，達到破碎的目的；當動顎下行時，肘板與動顎夾角變小，動顎板在拉桿，彈簧的作用下，離開固定顎板，此時已破碎物料從破碎腔下口排出。隨著電動機連續轉動而破碎機動顎作周期運動壓碎和排泄物料，實現批量

11、生產。顎式破碎機的工作部分是兩塊顎板，一是固定顎板（定顎），垂直（或上端略外傾）固定在機體前壁上，另一是活動顎板（動顎），位置傾斜，與固定顎板形成上大小的破碎腔（工作腔）。活動顎板對著固定顎板作周期性的往復運動，-分開 ，時而靠近。分開時，物料進入破碎腔，成品從下部卸出；靠近時，使裝在兩塊顎板之間的到擠壓、彎折和劈裂作用而破碎。 其工作示意圖（非標準機械設備設計）見圖3-1，動顎4懸掛在心軸2上，可以左右擺動，偏心軸3旋轉時，連桿5作上下往復運動從而推動顎動顎作左右往復擺動，實現破碎和卸料，此種破碎機采用曲柄雙連桿機構，雖然動顎上受有很在的破碎反力，而其偏心軸和連桿卻受力不大，所以工業上多制成

12、大型和中型機，用來破碎堅硬的物料 。此外，這種破碎機工作時，動顎上每點的運 圖3-1 顎式破碎機工作示意圖 動軌跡都是以心軸的距離，上端圓弧小，上 1定顎；2心軸；3偏心軸端圓弧大，破碎效率低，其破碎比I一般為 4動顎；5連桿；6推力板36。 簡擺顎工破碎機的優點是：偏心軸等傳動件受力較小；由于動顎垂直位移較小，加工時物料較少有過度破碎的現象；動顎板的磨損較小。其缺點是：動顎擺幅上下不大，一般而論上部進料口的水平位移垂直位移只有下部出料口的左右，不利于對已裝入物料塊的夾持與破碎，也不能對下部分供料，造成破碎腔下部盛料不足，降低了生產率。此外，由于下端擺幅大，卸出的物料塊粒大小不均勻，成品質量欠

13、佳。3.2 顎式破碎機的結構 破碎腔是由固定在機架上的固定破碎板2、動鄂上的活動破碎板4以及機架兩側壁上的兩塊側面襯板3為成的上下的巨型截柱體而構成的。被破碎物料喂入破碎腔后，通過動鄂的運動，是破碎腔容積周期改變而完成物料的破碎與排料。 破碎機有電動機驅動，通過帶傳動帶動偏心軸9上的帶輪8，再通過曲柄9的轉動，使破碎機中的動鄂5相對定鄂板2周期性地靠攏與分開。鄂式破碎機的結構除滿足運轉、潤滑、安裝、檢修等常規設計準則外，還必須考慮由其具體的運轉和結構特點帶來的特殊結構要求。由于破碎載荷為周期突加載荷，因此必須考慮運轉中的速度波動調節，以使運動平穩并能合理利用原動技能量。在破碎過程中，破碎腔內可

14、能落入非破碎物料，因此必須考慮機器的過載保護。當要求改變產品的粒度中，應考慮料口的調整裝置。當肋板與其支撐墊鍵的鎖合裝置等。鄂式破碎機的破碎腔是由固定鄂板和可動鄂板5構成。固定和可動鄂都有錳鋼制成的破碎板2和4。破碎板用螺栓和槭固定于定鄂和動鄂上。為了提高破碎效果，兩破碎板的表面都帶有縱向波紋，而且是凸凹相對。這樣，對礦石除有壓碎作用外，還有彎曲作用。破碎機工作空間的兩側上也有錳鋼襯板3。由于破碎板的磨損不是均勻的，特別是靠近派排礦口的下部磨損最大，因此，往往把破碎板制成上下相對的，以便下部磨損后，將其倒置而重復使用。大型破碎機的破碎板是由許多塊組合而成，各塊都可以相換，這樣就可以延長破碎板的

15、使用期限。 為了使破碎板與動鄂和定鄂緊密貼合，其間須襯有由可塑性材料制成的襯墊。襯墊用鋅合金或塑性大的鋁板制成。因為貼合不緊密，會造成很大的局部過負荷，是破碎板損壞，緊固螺栓拉斷，甚至還會造成動鄂的破裂。 動鄂懸掛在心軸6上，心軸則支撐在機架側壁上的滑動軸承中。動鄂饒心軸對固定鄂板作往返擺動。 動鄂的擺動是借曲柄搖桿機構實現的。曲柄雙搖桿機構由偏心軸9、連桿7、前推力板15和推力板13組成。偏心軸放在機架側壁上的主軸承中，連桿則裝在偏心軸的偏心部分上，前后推力板的一端支撐在連桿頭兩側凹槽中肋板座14上，前推力板的另一端支承在動鄂后壁下端的肋板座上，而后推力板的另一端則支承在機架后壁的鍥鐵12中

16、的肋板座上。當偏心輪通過V帶輪從電動機獲得旋轉運動后，就使連桿產生上下運動。連桿的上下運動又帶動推力板運動。由于推力板不斷改變傾斜角度，因而使動鄂饒心軸擺動。連桿向上運動時進行破碎礦石。當連桿位于下部最低位置時，推力板與水平線所成的傾斜角度為10º-12º 后推力板不僅是傳遞力的桿件，而且也是破碎機的保險零件。當破碎機落入不能破碎的物體而是機器超過正常負荷時，后推力板立即折斷，破碎機就停止工作，從而避免整個機器的損壞。 當連桿向下運動時，為使動鄂、推力板和連桿之間相互保持經常接觸，因而采用以兩拉桿11和兩個彈簧10所組成的拉緊裝置。拉桿11鉸接于動鄂下端的耳環上，其另一端用

17、彈簧10支撐在機架后壁的下端。當動鄂向前擺動時，拉桿通過彈簧來動鄂平衡和推力板所產生的慣性力。 圖3-2鄂式破碎機的結構原理圖1- 機架 ；2、4破碎板；3側面襯板；5動顎；6心軸；7連桿；8帶輪 9偏心軸；10彈簧；11拉桿；12楔鐵；13后推力板；14襯板座；15前推板鄂式破碎機有工作行程和空轉行程，所以電動機的負荷極不平衡。為了減少這種負荷的不均衡性，在偏心軸的兩端裝有飛輪8和帶輪。帶輪同時也起飛輪作用。在空轉行程中，飛輪把能量儲存下來，在工作行程中再把能量釋放出來。 在機架后壁與鍥鐵12之間，放一組具有一定尺寸的墊片。當改變墊片的厚度時，可以調整排礦口的寬度。4 主要參數的設定：4.1

18、已知條件 根據我們畢業設計的要求，已知條件如下：進料口尺寸：900×1200 mm出料口尺寸：95×165 mm進料塊最大尺寸：750 mm產量：50200 噸/h4.2鉗角 鉗角大小直接影響生產率和破碎腔高度。鉗角小能提高生產率,但在一定的破碎比條件下,又增加了破碎腔高度;鉗角大會使破碎腔高度降低,但生產率也下降了。另外,鉗角最大也不能超出咬住物料的允許值,故一般鉗角取值為:式中: 齒板與物料間的摩擦系數。實際生產中,為安全起見,復擺顎式破碎機的鉗角通常取理論計算值的65%,即: 在本設計中我們選擇鉗角為20º。4.3傳動角 傳動角的大小影響著機構的傳動效率。在

19、推力板長度一定的情況下,加大傳動角會提高機構的傳動效率,但必須要求偏心距增大才能保證行程的要求,這就導致動顎襯板上部水平行程的偏大,物料的過粉碎引起排料口的堵塞,使功耗增加。同時,也將使定顎襯板下部加速磨損。故傳動角取: 在此設計中我們選擇 。4.4偏心距r偏心距對破碎機生產率和傳動功率都有影響。在其它條件相同的情況下,增大偏心距可使動顎行程增加而提高生產率,但也因此增加功率消耗。在傳統設計中,偏心距是由動顎行程通過畫機構圖來初步確定的。在這個破碎機的設計中我們根據機構圖選擇了。4.5動顎水平行程動顎水平行程對破碎機生產率影響較大,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

20、由于過多而使破碎力急劇增加,致使機件過載損壞。因此,動顎在排料口處的水平行程為:式中: 最小排料口尺寸。4.6主軸轉速n如圖4-1所示，b為公稱排料口，SL為動鄂下端點水平行程，AL為排料層的平均嚙角。ABB1A1為腔內物料的壓縮破碎棱柱體，ABB2A2為排料棱柱體。破碎機的主軸轉速n是根據在一個運動循環的排料時間內，壓縮破碎棱柱體的上層面（AA1）按自由落體下落至破碎腔外的高度h計算確定的。而該排料層高度h與下端點水平行程SL及排料層嚙角L有關。即排料層上層面AA1降至下層面并不，正好把排料層的物料全部排出所需的時間來計算主軸的轉速。對于排料時間有不同的意見：一種認為排料時間t應考慮破碎機構

21、的急回特性，即排料時間與機構的行程速比系數有關。這一觀點未注意到動鄂下端點排料起始點與終止點并不一定與機構的兩極限位置相對應。另一種認為排料時間t應按t=15/n計算，即排料時間對應于主軸的四分之一轉，這種假定與實際情況相差甚大。根據筆者對破碎過程的實測分析，得到排料過程對應的曲柄轉角不小于180º的結論，認為排料時間按主軸半轉計算比較符合實際情況。排料時間t為： t=30/n （4-1） 排料層完全排出下落的高度h為： h=SL/tan=gt² （4-2） 令 g=9800mm/s²，=200 得： （4-3）式中 n-主軸轉速（r/min)； SL-動鄂下端點

22、水平行程（mm）； -排料層平均嚙角（º）； 圖 4-1 排料口處排料示意圖 由式（4-3）可見，主軸轉速與排料層嚙角和動鄂下端點水平行程SL有關。該式是機構設計和機型評價的重要公式之一。代入參數 得 n=290.65 4.7生產率計算生產率是指在一定的給料粒度和排料粒度條件下，單位時間破碎機所出黎的物料量（kg/h或）。它是破碎機重要的性能指標之一。動鄂擺一次，從破碎腔派出的棱柱體截面積為：將和代入得：由此可得每小時破碎機的生產率：代入數據，求得=250生產中常用下列經驗公式估算破碎機功率，對大型破碎機（9001200）功率為：取=式中，B,L為破碎機給料口寬度和長度，單位為cm。

23、5 電動機的選擇電動機的選擇要根據動力源和工作條件，首先要滿足的就是所需功率要求。根據設計目的，復擺鄂式破碎機是為了破碎中等硬度的各類礦石或巖石。進料塊的最大尺寸750mm，要壓碎這種礦石或巖石，用壓力測試機可以測試出來用3100N.m的力可以壓碎750mm的礦石或巖石。根據設計生產產量的目的150300噸/時，而礦石假比重為1600kg/m3，所以動鄂的轉動周期為240轉/分。5.1電動機的容量復擺鄂式破碎機的需要的功率與很多因素有關，例如：規格（）、偏心軸轉速、嚙角、動鄂下端水平行程、偏心距、以及破碎機的物理機械性能、粒度特征、破碎齒板表面形狀和齒形參數等，都會影響功率消耗。迄今，一些功率

24、計算公式大多屬于經驗公式的范疇。我們用應用最廣泛的維雅德公式：式中：為鄂式破碎機主電機功率（安裝功率）；為破碎機進料口長度；為最大給料粒度。所以，5.2選擇電動機的型號JR中型繞線轉子異步電動機主要用于驅動各種不同的機械，如卷揚機、壓縮機、破碎機、球磨機、運輸機械和其它設備，并可供煤礦、機械、工業、發電機及工礦企業原動機之用。所以非常適合作為破碎機的原動力。根據表5-1，在滿足額定功率的情況下還要考慮其它的方面，如果選擇型號的電動機的話，它的額定電壓只是，不用升壓，只用接三相電即可，并且轉速也符合標準，價格也便宜，其它的方面也都比較合適所以選用型號的電動機。表5-1 電動機的參數型號額定功率（

25、）額定電壓（V）額定電流（A）額定轉速（r/min）轉子最大轉矩價格重量電壓（V）電流（A）額定轉矩6 皮帶輪的設計6.1V帶的傳動設計（1）有以上已知條件可知：，轉速，從動軸轉速，每天的工作時間大概為16h/天（2）求計算功率查表1得；故（V帶的效率）表6-1 工作情況系數工作機原 動 機類類一天工作時間（h）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1.31.41.51.51.61.7 （3）選普通V帶型號根據，查出此坐標點位于E區，所以，選用E型計算。（4）求小、大帶輪基準直徑考慮結構緊湊，由表6-2查得，取表6-2 V帶帶輪最小直徑型號OABCDEF71（63）

26、100（90）140（125）200315500800（5）大輪計算直徑 可查參考文獻1表5-6，取（6）驗算帶速在范圍內，所以合適。（7）初步選取中心距取，符合（8）初算V帶長度查參考文獻1表5-7可得，（9）實際中心距 （10）小帶輪包角，故合適（11）單根V帶所能傳遞的功率根據和，查表6-3可得， 表6-3 V帶所能傳遞的功率型號小帶輪直徑V帶速度18192021E50025.1125.6226.1826.4856028.7629.5130.2330.7863032.1733.1234.0234.7435.2436.3737.4238.32并按比例計算求得E型帶考慮傳動比的影響，單根V帶

27、傳遞功率的增加量：傳動比，查表6-4、6-5得，則 表6-4 彎曲影響系數 帶型 A B C D E 表6-5 傳動比系數 傳動比1.001.041.051.191.201.491.502.95 1.00 1.03 1.08 1.12 1.14 表6-6 小帶輪包角系數 包角1801701601501401.000.980.950.920.89（12）求V帶根數由查表6-6、6-7可得，表6-7 長度系數內周長度CDE90001.221.081.05100001.111.07112001.141.10則所以取6根。（13）單根V帶的初拉力查表13-1得，故得單根V帶的初拉力：10、 作用在軸上

28、的壓力6.2技術性能參數進料口尺寸：900×1200mm出料口尺寸：95×165mm進料塊最大尺寸：750mm偏心軸軸速： 偏心距：15mm 電機功率： 7 偏心軸的設計 顎式破碎機的偏心距是一個傳遞扭矩，且兩軸承間為偏心結構的轉軸。對于它的可靠設計。實際上就是根據預先擬定的結構方案就，確定一組直徑，使之即能滿足強度，剛度要求，又能滿足可靠性要求，而且重量輕和經濟效益最好。7.1偏心軸的結構設計軸的輸入參數的計算V帶的傳動效率為0.92-0.97現取0.95軸的輸入功率為：軸的輸入轉矩為：； 圖7-1 偏心軸結構圖 1.皮帶輪 ；2.偏心軸 ；3.錐套 ；4.軸承 ；5.密

29、封套 6.飛輪 ；7.軸端壓蓋 ；8.軸端螺栓8 滑動軸承的設計計算 8.1軸承的選擇材料選用為了ZcuPb30,結構參見機械設計手冊、單行本、軸承、成大先主編選為HZ90。8.2軸承的驗算驗算軸承的平均壓力p(單位為Mpa)（機械設計.第七版.濮良貴、紀名剛.主編）。 式中：B-軸承寬度，mm（根據寬徑比確定）；p-軸瓦材料的許用壓力，Mpa,其值見表12-2。 算得： 符合要求。驗算軸承的（單位為 ）值。軸承的發熱量與其單位面積上的摩擦功耗成正比（是摩擦系數），限制值是限制軸承的溫升。 式中：-軸頸圓周速度，即滑動速度，； -軸承材料的許用值，。 其它值同前。有：符合要求。驗算滑動速度(單

30、位為) 所以得： 符合要求。滑動軸承的潤滑。由公式得（機械設計手冊，成大先主編，3.8節）： 式中：p-軸頸上的平均壓強，Mpa; v-軸頸的圓周速度，。 所以采用潤滑油潤滑。9 主要零部件的設計及結構分析9.1四桿的確定下面運用公式推導用圖來確定四桿機構的桿長度：設定四桿分別為：曲柄a、連桿b、搖桿c、機架d圖9-1中的角度為：傳動角 、連桿傾角 、搖桿擺動角 、極位角縮小角度的范圍并取一個定值：傳動角=10°20°（取15°）連桿傾角=45°55°（取55°）搖桿擺動角=4°10°（取5°）極位角取1

31、.0°連桿C點的特性系數圖9-1四桿機構簡圖推導公式如下所示： 按結構要求取曲柄長度為a=15mm，再把各值帶進去，求解得四桿機構的其余桿件長度分別為b=1295 mm、c=430 mm、d=1092 mm。9.2動顎動鄂是支承齒板且直接參與破碎礦石的部件，要求有足夠的強度和剛度，其結構應該堅固耐用，動鄂分箱型和非箱型。動鄂一般采用鑄造結構。為了減輕動鄂的重量，本設計采用非箱型。如圖4-2所示，安裝齒板的動鄂前部為平板結構，其后部有若干條加肋板以增強動鄂的強度與剛度，其橫截面呈E型。9.3齒版齒板是破碎機中直接與礦石接觸的零件，結構雖然比較簡單，但它對破碎機的生產率，比能耗，產品粒度

32、組成和粒度以及破碎力等都會影響，特別對后三項影響比較明顯。 齒板承受很大的沖擊力，因此磨損得非常厲害，為了延長它的壽命，可以從兩方面研究：一是從材料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。 現有的破碎機上使用的齒板，一般是采用ZGMn13,其主要特點是：在沖擊力負荷作用下，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任性，故它是破碎機上用的最普遍的一種耐磨材料。齒板的橫截面結構形狀有平滑表面和齒形表面兩種，后者又分為三角形和體形表面。本設計采用三角形齒板橫斷面結構形狀。9.4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

33、傳遞動力，其傳遞的動力有時甚至比破碎力還大；二是起保險件作用，當破碎腔落入非破碎物料時，肋板先行斷裂破壞，從而保護機器其它零件不發生破壞；三是調整排料口大小。在機器工作時，肘板與其支承的襯板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。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境。按肘頭與肘墊的連接型式，可分為滾動型與滑動型兩種。肘板與襯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教快，特別是圖8-2（a）所示的滑動型更為嚴重。為提高傳動效率，減少磨

34、損，延長其使用壽命，可采用圖8-2（b）所示的滾動型結構。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，動鄂的擺動角很小，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。(a) 滾動型 (b) 滑動型圖10-2 肘頭與肘墊形式 9.5機架結構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，其重量占整機重量很大比例，而且加工制造的工作量也很大。機架的鋼的和墻的，對整機性能和主要零部件壽命均有很大的

35、影響，因此，對破碎機機架的要求是：機構簡單易制造，重量輕，且要求有足夠的強度和硬度。破碎機機架有整體機架和組合機架，按制造工藝分，有鑄造機架和焊接機架。整體機架，由于其制造，安裝和運輸困難，故不宜用于大型破碎機，而多為中小型破碎機所使用。它比組合機架剛性好，但制造較復雜。從制造工業來看，它分為整體鑄造機架和整體焊接機架。前者比后者剛性好，但制造困難，特別是單佳，小批量生產。后者便于加工制造，重量較輕但剛性差。同時要求焊接工藝、焊接質量都比較高，并焊接后要求退火，但是隨著焊接技術的發展，國內外顎式破碎機的焊機機架用的越來越多，并且大型破碎機也采用焊接機架。焊接機架用Q235鋼板，其厚度一般為25

36、-50mm。整體鑄造機架除用鑄鋼材料外，對小型破碎機破碎硬度較低的物料時，也可用優質鐵和球墨鑄鐵。設計時，在保證正常工作下，應力求減輕重量。制造時要求偏心軸承中心鏜孔，與動顎軸軸心軸承的中心孔有一定的平行度。本設計用鑄造機架。9.6調整裝置調整裝置提供調整破碎機排料口大小作用。隨著襯板的不斷磨損，排料口尺寸也不斷地變大，產品的粒度也隨之變粗。為了保證產品的粒度要求，必須利用調整裝置，定期地調整排料裂口的尺寸。此外，當要求得到不同的產品粒度時，也需要調整排料口的大小。現有鄂式破碎機的調整裝置有多種多樣，歸納起來有墊片調整裝置、鍥鐵調整裝置、液壓調整裝置以及襯板調整。本設計采用墊片調整裝置,如圖9

37、-3。 圖 9-3調整裝置 1肘板；2調整座；3調整楔鐵；4機架9.7保險裝置當破碎機落入非破碎物時，為防止機器的重要的零部件發生破壞，通常裝有過載保護裝置。保險裝置有三種：液壓連桿、液壓摩擦離合器和肘板。本設計采用肘板。肘板是機器中最簡單、最便宜的零件，所以得到廣乏應用且經濟有效，但當肘板斷裂后，機器將停車，應重新更換新肘板后方可工作。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，應使其具有較高的超載破壞敏感。肘板通常有如圖9-4所示的三種結構：中部

38、較薄的變截面結構；弧形結構；S型結構。其中圖a結構在保證肘板的剛度和穩定性的同時，提高其超載破壞敏感度。圖b、圖c兩種結構是利用灰鑄鐵肘板抗彎性能這一特性，選擇合適的結構尺寸是肘板呈拉伸破壞，顯然提高了肘板破壞的敏感度。盡管如此，肘板是否斷裂主要取決與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，圖a所示應用最多，本設計也采用a中肘板。 （a） （b） （c）圖 9-4 肘板結構 9.8潤滑裝置偏心軸軸承通常采用集中循環潤滑。心軸和推力板的支承面一般采用潤潤脂通過手動油槍給油。動顎的擺角很小，使心軸與軸瓦之間潤滑困難，在其底部開若干軸向油溝，中間開一環向油槽使之連通，再用油泵強制注入干黃油進行潤滑。結論及尚存問題通過四個星期的設計學習，對簡擺鄂式破碎機有的構造、工作原理有了深入的認識，通過查找各種參考資料、同學討論及其老師的指導，很好地完成了這次綜合課程設計，通過這次課程設計的訓練，加深了我對各種設計理論知識的