1、雙腔鄂式破碎機的設計目錄第一部分破碎設備的概述 (1一破碎機的概念及應用 (1二國內外鄂式破碎機現狀 (3三破碎機的發展前景 (4第二部分 2PE250X500雙腔鄂式破碎機的設計 (5一總體方案設計 (5三破碎機部分參數的選定 (6四電動機的選擇與確定 (7五破碎機生產率的計算 (9六傳動帶的設計計算 (10七機構受力分析 (13八偏心軸和設計計算 (16九軸承的使用壽命計算 (20第三部分結論 (21第四部分典型零件的加工工藝 (22一偏心軸和機械加工藝流程 (22二定鄂機械加工工藝 (23第五部分參考文獻 (24(一破碎機的概念與應用物料破碎,幾乎是所有的礦山,礦物加工及土石質原料加工中

2、關鍵的工藝過程,而其中的破碎設備是關鍵設備.破碎設備的種類繁多,人們多按工作原理和結構特征可分為:(1顎式破碎機;(2旋回破碎機和圓錐破碎機;(3輥式破碎機;(4沖擊式破碎機錘式破碎機和反擊式破碎機.顎式破碎機由于其結構簡單,工作可靠,制造維護容易,適應性強,成本低,高度不大等突出優點,廣泛應用于礦山,冶金,建筑材料,化工,交通等行業.在顎式破碎機中被破碎的巖石是在兩塊顎板之間進行的.可動顎板在原動機的驅動下,繞懸掛心軸對固定顎板作周期性擺動,當可動顎板靠近固定板時,位于破碎腔的巖石在重力作用下經排礦口排出,大于排礦口寬度的巖石仍然留在破碎腔里,在下一工作循環中繼續被破碎.顎式破碎機是品種規格

3、及其使用數量最多的一種破碎設備,按其結構可分為復擺式,簡擺式,外動顎式勻擺,雙腔雙動顎等幾種形式.在顎式破碎機的發展中,根據可動顎板運動軌跡的不同,顎式破碎機分為簡單擺動顎式破碎機和復雜擺動破碎機.所謂簡單擺動,是指可動顎板的運動軌跡是一般簡單的圓弧;所謂復雜擺動,是指可動顎板在縱向斷面內的運動軌跡處處不同,其上部近似為圓形,下部為橢圓開.后者運動軌跡較前者復雜,簡擺顎式破碎機主要用于對物料的粗碎,具有破碎力大,適應性強等特點,但其結構比較復雜,生產能力相對較低.復擺顎式破碎機用于對物料的中,細碎,具有結構簡單,生產能力較高,對物料擠壓和磨削作用較好,破碎產品質量高等特點,但襯板易磨損.從運動

4、學方面來說,動顎上部行程較大,可以滿足礦石破碎時所需要的壓縮量,同時動顎向下運動,又有促進排礦的作用.故其生產效率比簡擺顎式破碎機高30%左右.雖然復擺顎式破碎機應用廣泛,優點很多,但也存在著一些缺點.復擺顎式破碎機垂直行程大(如果用X來代表動顎水平行程,則動顎垂直行程為 2.5X.平衡性差,在破碎礦石時,即壓碎礦石的同時又向下搓,致使顎板磨損加劇,非生產性消耗增加,產品存在過粉碎現象. 圖2-2是簡單擺動顎式破碎機的外形構造圖.它的主要要作機構是固定顎板1和可動顎板2.可動顎板的擺動是靠雙肘桿機構來實現的,雙肘桿機構是由偏心軸4,連桿5,前肘板6, 組成.連桿支承在偏心軸上,偏心軸在原動機的

5、驅動下隨大皮帶輪7一起轉動,推動連桿上下運動.再帶動前后肘板上下擺動,從而使可動顎板產生張繞動顎軸的擺動,完成對巖石的破碎.在實際結構中,固定顎板和可動顎板都襯有耐磨性好的高錳鋼制成的破碎板.為提高破碎效果,兩破碎板的表面均鑄有縱向齒紋.且凹凸相對,這樣對巖石除產生擠壓作用外,還有劈裂,彎曲作用.圖2-3是復雜擺動顎式破碎機的外形結構圖.該機比簡單擺動顎式破碎機簡單.可動板1直接懸掛在偏心軸2上,省掉了連桿和前肘板,可動顎板下部直接由肘板3支撐到機架上.在原動機4的驅動下,偏心軸按逆時針方向旋轉,從而帶動可動顎板作復雜擺動.由于可動顎板直接懸掛在偏心軸上,故可動顎板上部水平行程較大,正好滿足破

6、碎腔上部多為大塊巖石,需要較大壓縮量的要求,且可動顎板向下運動時有促進排礦的作用.因此,復雜擺動顎式破碎機的生產率比簡單擺動顎式破碎機高30%左右;當產量相同時,機器重量約輕2030%.所以,前者多制成中小型機器,用于中硬巖石破碎;后者多制成大型機器,用于堅硬巖石的粗碎.顎式破碎機存在著能耗高等不足,因此研制能耗低,處理量大的新型顎式破碎機仍是重要的課題. 雙腔并聯顎式破碎機近年來,在”多碎少礳”原則指導下顎式破碎機向高效,節能方向發展.美國Alis-chalmer公司的S-T型復擺式顎式破碎機,采用高深度破碎腔,小嚙合角,排口處襯板表面為曲線型,形成非堵塞式破碎腔.兩襯板在排料處的表面形狀能

7、使破碎力與物料垂直,從而減少了在排料口處物料打滑現象.該機產量高,產品粒度細,電耗低.日前日本,加拿大,澳大利亞等國也購得了生產權,均有產品供應.芬蘭kone公司開了了BLM系列負支承顎式破碎機.動顎在壓碎行程時有一向下運動分量,可加快破碎物料向下運動.減少堵塞,并可降低襯板的磨損,提高生不能力,降低產品粒度. 北京人民礦山機械廠生產的150X750型和250X750型細碎顎式破碎機,在山東蠶莊金礦使用表明:當排礦口為16mm時,產品中小于16mm粒級含量占60%.目前,該廠對破碎腔進行改造后其生產能力提高了1525%,產品粒度進一步降低,襯板使用壽命提高一倍.上海多靈機械公司生產的三種PEX

8、型深腔顎式破碎機,已形成細碎顎式破碎機新系列,并有產品銷往國外.經北京礦冶研究院對該死機腔形成優化設計,使該系列新產品生產能力提高1525%,產品粒度進一步降低,襯板壽命提高一倍以上.北京礦冶研究院總院開發的雙腔雙動顎顎式破碎機,具有獨特的單,雙耳軸承鑲嵌式動顎結構,一根軸同時帶動顎工作,充分利用破碎機空行程的蓄能作用,可提高生產能力.負支承,零懸掛,高深曲線破碎腔,碎碎比較大,產品粒度小而均勻,襯板壽命長,電耗低,排礦口調整方便.1995年9月張家口建筑水泥廠采用PLR-1580型機作預粉碎,產品粒度小于10mm,便磨機生產能力提高了30%,單位電耗降低了20%以上.但其軸太長,相當有兩個偏

9、心,設計的時候要考慮不良因素大多,而且其加工工藝麻煩.國內破碎機年產量約一萬多臺,一些生產穩定,水平不斷提高的廠家每年向南非的一些國家出口一定數量破碎機.復擺式破碎機是我國中小礦山及其它有關企業普遍采用的機型,但其技術指標太落后于國外同類產品的水平,就其結構相當國外50年代的產品,顎式破碎機分為大,中,小三類.為了降低大型破碎機的運動功率消耗,我國還生產了分段起動簡單擺式顎式破碎機,它是在偏心軸的兩端設計了液壓摩擦離合器,機器起動時依次分段起動機器各部件.顎式破碎機存在著能耗高等不足,因此研制能耗低,處理量大的新型顎式破碎機仍是重要的課題.因此,盡快改變這一狀況,實現多碎磨,生產率高,提高生產

10、能力,降低作業能耗已勢在必行.據不完全統計,我國黑色,有色,化工,建材等行業,每年破碎礦石和各種物料絕跡18億t,用電量為250300億千瓦時,占全國總用電量的8%10%,鋼耗約為250萬t.在金屬選礦中,破碎作業的能耗占選礦總能耗的40%70%,僅襯板每年消耗的高錳鋼約過6萬t.隨著科學技術的快速發展,對各種礦產品需求不斷增加,由于破碎機是破碎機械中使用量電大,范圍電廣的一種破碎機械,故其有著廣闊的市場空間和潛在的市場發展力.在”多碎少磨”原則指導下,從90年代起,破碎設備正向細碎,高效和節能型發展.雙腔顎式破碎低矮的外形降低了整體的重心,使其具有更好的穩定性和通過性,除井下和隧道等空間受限

11、制的場合使用外,還特別適合于安裝在移動的車上,根據不同的工藝流程組裝成各種移動式破式篩分設備,滿足不同的用戶需求.雙腔顎式破碎機憑借著在節能高效和產中粒度圴勻等方面的無比倫比的優勢.在寵大的破碎市場上將會占有一席之地.有望在占有國內市場的同時,走出國門,面向世界.二2PE250×500雙腔顎式破碎機的設計(一總體方案的設計顎式破碎機在設計時應考慮其生產能力,功耗,機重及顎板壽命等綜合指標。由于破碎機的工作繁重,工作條件苛刻,且受力情況復雜,為了保證破碎機在工作中運轉正常,則在設計的過程中應使其滿足以下要求:安全,衛生環保,節能。本設計2PE250X500是傳統復擺顎式破碎機的基礎上采

12、用了新的結構設計,將單腔改為對稱式的雙腔,工作時一腔進行破碎,另一腔進行排礦工作。這樣,在一個工作周期內,該破碎機總共進行了兩次破碎和排礦工作,在單位時間內產量是普通單腔顎式破碎機的兩倍。生產效得到極大的提高,同時有效地降低了單位產量的功率消耗,兩個破碎腔可以并聯和串聯使用。.該破碎機由電動機帶動皮帶輪,飛輪,偏心軸,動額等部件,使動額運動.。在定顎與動顎的相對運動中,以小偏心,高擺動頻率將物料多次破碎。雙腔顎式破碎機有2個破碎腔,是在普通顎式破碎機活動顎板的另一端增加一個破碎腔。在這種結構下,破碎機可在雙工作行程狀態下運行。當曲柄在角度a范圍回轉時,破碎腔I進行物料破碎,而破碎腔II進行排料

13、;當曲柄轉支360a范圍時,破碎腔II進行破碎,破碎腔I進行排料,如此往復循環。這種形式的破碎機不存在空行程的能量消耗,同時,破碎機的處理能力將提高1倍,因此可以說,雙腔顎式破碎機真正提高了破碎效率。雙腔可分為串聯和并聯兩種方式,于是設計構思分為破碎腔串聯,破碎腔并聯.方案一;此種方案的兩個破碎腔在偏心軸的一側,兩破碎腔串聯在一起,其示意圖如圖1-1所示。 圖1-1雙腔顎式破碎機雙腔串聯結構示意圖由圖可以看出,顎式破碎機在一個工作周期內,相當于轉過了兩個偏心,當動力經皮帶輪帶帶動偏心軸旋轉時,兩破碎腔可以交替破碎物料,破碎機可以近似的看成是連續工作的狀態。- 4 -但此種破碎機由于偏心軸太長,

14、受力不均勻,有很大的震動,浙江礦山機械廠生產過類似的產品,由于存在以上的缺陷。市場形式不好,從某種程度上說,這種機型將被淘汰。方案二:如圖所示1-2 圖1-2雙腔顎式破碎機雙腔并聯結構示意圖由圖可以看出,該設計采用對稱雙腔結構,并要發破碎和排礦同時進行,故兩動顎均要安裝在同根偏心軸上,為了增強剛度,將兩動顎做成相互固定的結構,由于在雙動顎間安裝肘板很不方便,所以將兩個肘板安裝在定顎的后面,這樣,動顎下端的支撐就失去了,為了解決這個問題,將偏心的位置下移,用于實現動顎下部的支撐。動顎上部的支撐由搖桿和銷軸來完成。這種結構的優點:它結構緊湊,簡單。該設計具有一個雙腔結構,兩塊齒板固定在一個動顎上,

15、結構緊湊,度使破碎成為一個連續過程,兩個破碎腔并聯使用。其破碎產品粒度均勻,呈立方狀,可在雙工作行程狀態下運行,不存單腔破碎機空行程的能量消耗。綜合比較上述的兩種方案,可以看出第二種方案設計的顎式破碎機處理能力大,單位功率消耗低,丙塊齒板固定在一個動顎上,結構緊湊,并聯使用可提高產能力,機器運轉安全可靠。處理能力大幅度提高,單位功率大幅度降低,金屬單耗小。(二部分參數的選定因為該設計是在動顎作復雜擺動的曲柄搖桿機構顎式破碎機的基礎上改進的,故其四桿機構是依照復擺顎式機的算法來確定的。而破式破碎機的主體機構是一平面曲柄搖桿機構。因此,此設計方案的成功與否,其關鍵在于四桿機構的形式,應對顎式破碎機

16、的四桿機構進行優化處理,使各桿件的匹配更加合理,獲得最佳特性,從而達到提高生產能力,降低下端特性值的目的。已知破碎機的寬度為B=250mm,調整范圍為(1/71/10B=2536mm1,確定破碎腔的開邊制公稱排料口寬度為b=30mm.;所以,該破碎機的公稱破碎比i=B/b=250/30=8破碎機的動顎與定顎襯板之間的夾角稱為嚙合角。當破碎礦塊時,必須使礦石不向上滑動,也不從破碎腔的給礦口跳出來。為此,嚙角應該保證礦石塊與顎板工作表面間產生足夠的摩擦力以阻止礦石被推出去。顎式破碎機的嚙角一般在1724度,對于復擺型顎式破碎機,嚙角不應大于2022度。在此取a=20°在嚙角一定的情況下,

17、破碎腔的高度由所要求和破碎比而定,通常,破碎腔的高度,H=(2.252.5B.(礦山機械選礦部分冶金工業出版社,B為給礦寬度。取H=600mm.簡單擺動破碎機上端擺動行程小而下端擺動行程大,復擺破碎機是上端大而下端小.通常復擺式s=(1215mm.取s=15mm.動腔下端擺動行程不得大于排料口的(0.30.4即sl=(0.30.4b=912,取sl=12mm.偏心軸的偏心距通常復雜擺動是:s=(22.2r,取r=7mm. (礦山機械選礦部分冶金工業出版社l=(0.850.9L=425450 (礦山機械選礦部分冶金工業出版社取l=440mmk=(16.525r=115.5175(礦山機械選礦部分

18、冶金工業出版社取k=150mm(三電動機選擇與確定1.動腔的擺動次數(主軸的轉數根據公式tan 665ans=(礦山機械選礦部分冶金工業出版社s:動腔下端的擺動行程(cmn:主軸轉速(r/mina:排料層平均嚙角(度取最優值a=14°tan 665ans=t a n14665=303 (r/min在顎式破碎機的破碎過程中,其功率消耗與轉速,規格尺寸,排料口寬度,嚙角大小及被破碎礦石的物理機械性質和粒度特性有關。破碎機的轉速愈高,機械尺寸愈大,功率消耗就越大;破碎比愈大,功率消耗也愈大。但是,對功率消耗影響最大的還是礦石的物理機械性質。由于功率消耗與多因素有關,現在尚無一個完整的理論公

19、式能精確地計算出破碎機地功率消耗。下面的是在實驗的基礎上推導出來和計算公式P=18LHrn(kw (礦山機械選礦部分冶金工業出版社式中:L:破碎腔的長度(mH:固定顎板的計算高度(mr:主軸偏心距(mn:主軸轉速(r/minP=11.45(kw通常帶傳動比I=24,取I=3,電動機的轉速n。=n*I=303*3=909(r/min根據上述的電動機功率,轉速及其工作環境.為了安全選擇,電動機的功率提高1.11.25倍感.所以P*1.25=14.31kw選擇查表12-1(機械設計課程設計Y180L-6(三相異步電動機.(四.破碎生產率扣扣 254076082540一份s:動腔下端的擺動行程(m12

20、30(2tan l l nLs b s Q a-=t a n 20-= =10.07(m 3/h傳動比公式I=n 。/n 取I=3,n 。=I*n=3*303=9095. 確定計算功率Pca=Ka*PP:皮帶傳動的額定功率Ka:工作狀況系數,在此取Ka=1.4;(機械設計基礎Pca=Ka*P=15*1.4=21(kw6. 選擇帶型破碎機在工作時,所受載荷變化很大,有沖擊載荷和脈動循環;并且使其皮帶輪的飛輪的傳動較大。兩傳動軸間距離要求甚遠。其工作環境惡劣。對傳動系數折磨損較大,所以在本設計中選用帶傳動方式。其優點是:傳動帶具有彈性,能對破碎機工作是產生的沖擊進行一定程度的吸收,使傳動平穩,保護

21、電機;皮帶可以在皮帶輪上打滑,具備一定的過載保護能力?？稍煊谥行木噍^大的傳動。結構簡單,造價低廉,更換方便,并且安裝精度要求不高, 適合采礦作業。根據計算功率和電動機的小帶輪轉速n 。=970r/min 查表(機械設計基礎p201選取C 型V 帶7. 確定帶輪的基準直徑 初選小帶輪的基準直徑, 由圖11-8,推薦值為200315mm 及表11-8(機械設計基礎初選d1=250mm.d 2=d1*I=250*3=750(mm依表11-8(機械設計基礎選取d 2=710mm 驗算帶和速度v11601000d n v =250970 3.14601000= =12.69(m/s 在(525(m/s范

22、圍內.故所選皮帶的速度合適8. 確定中心距a 和帶和的基準長度L d 根據 0.7(d1+d 2a 。«2(d1+d 20.7(250+710a 。«2(250+710672a 。«1920初選a 。=1300mm 計算帶長L(12210002224d d d d L a a +-=+(2=4148(mm 確定L d根據L 。和V 帶型號,由表11-2(機械設計基礎L d =4500mm 確定實際中心距a 002d L L a a -=+4500414813002-=+ =1476mm 驗算小帶輪上的包角1 021118057.3d d a -=+=180

23、6;-18°=162°120°(符合包角要求9. 確定皮帶根數Z (000a L Pc PcZ P P P K K =+式中;P 。:單根V 帶額定功率 P 。:單根V 帶基本功率增量Ka:包角系數Kl:長度系數查表11-4 P 。=7.04(機械設計基礎查表11-5 P 。=0.83(機械設計基礎查表11-6 Ka=0.95(機械設計基礎查表11-2 Kl=1.04(機械設計基礎(000a L PcPcZ P P P K K =+(217.040.830.95 1.04=+=2.70 取Z=3(根1Pca Fo qv vZ Ka =-+ 2=498.31(N11

24、. 計算V 帶對軸的壓力Q122Q ZFoSin= =2*3*472.8*sin81=2802(N12. 帶輪的結構設計帶輪寬B=(Z-1e+2f式中查表11-3(機械設計基礎E=25.5±0.5(mm40一份:腹板式(參考:機械設計基礎P 193根據以上條件查表21-2(機械設計課程設計 得V 帶輪:C 型槽數Z輪緣寬B(mm 基準直系d d (mm 孔徑d0(mm 轂長L(mm 385 710 95 120破碎機的破碎力是計算機器各個零件強度和剛度的原始數據。破碎力的大小與很多因素有關,因而確定破碎力的方法也很多,概括起來有以下幾種方法:(!理論計算法;(2功耗計算法;(3實驗計

25、算法。目前,國內多采用實驗分析法來確定破碎機破碎力的大小。根據對復擺顎式破碎機的固定顎板和動顎的實際受力測定,在破碎機動顎上所產生的破碎力系與礦塊縱斷面積成正比。因此,作用在動顎上的最大破碎力可以按下式計算:式中:L,H:破碎腔的長度和高度(單位cmP jx=1.5*40.2*60*50=180900(N機械受力示意圖如圖1-3扣扣 254076082540一份 2212Tcb T T =+ T cb:肘板對物料的作用力;T1:T cb 對動顎的垂直分力;T2:T cb 對動顎的水平分力;對D點取受力矩平衡方程式,可得:P jsLm=T1a Pjs:物料對動顎的作用力;將兩式綜合可得:sin

26、PjsLmTcb a = 0.6sin 50=78716(N得:2tan PjsLm0.6tan 50=50598(N同理,對D點受力R hd 進行受力分析,可得:2212Rhd R R =+ R hd:動顎偏心軸的軸承反力對B點取力距平衡方程式,可得:R 1a=Pjs(a-Lm R1:Rhd 對動顎的垂直分力若沿動顎DB方向取受力平衡方程式,可得:R2=T2;R2:R hd 對動顎的水平分力由兩式可得:2tan PjsLmR a = =T2=50598(N;由式可得: 1(Pjs a Lm R a -= 0.6-=120600(N;將代入式可得:2212Rhd R R =+=130784(N

27、顎式破碎機的偏心軸是一個傳遞扭矩,且兩軸承支承間為偏心結構的轉軸。對于它的可靠性設計。實際上就是根據預先擬定的結構方案,確定一組直徑,使之既能滿足強度,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,發求得技術上先進,經濟上合理。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0.920.97現取=0。95 軸的輸入功率為:P=Pca 軸的輸入轉矩為:61P T n =; (1 初步確定軸的最小直徑3min Pn d A =(參考:機械設計基礎式中:A :與軸材料有關的系數其值可查表15-2取A=110 P :傳遞的功率 n :軸的轉速3min Pn d A =303110=

28、 =44.4(mm初定偏心軸的形狀如下:扣扣 254076082540一份所示: (3 偏心軸的強度計算在破碎工作時,破碎力通過動顎軸承傳到偏心軸上,由于該破碎力很大,軸上其實零件傳遞的栽荷相對來說就顯提微不足道了,所以計算時即可把這些載荷忽略不計,而只考慮破碎力的作用。破碎力平均分布在兩個動顎軸承上,分別用F1,F2來表示;機架軸承要當于兩個支座,對偏心軸具有支座反力的作用,分別用R1,R2來表示;機架軸承載荷的作用點與動顎軸承載荷作用點間的距離用L表示。偏心軸的載荷受力分析如圖1-3所示。 1-5偏心軸的載荷分析圖經分析可知,該軸在工作的過程中主要承受彎矩,所以下面按彎曲強度條件進行校核。

29、 F1=F2=R1=R2=P/2=120600/2=60300N B .作出軸所受的彎距和扭矩圖由上圖可知偏心軸在垂直水平的方向不受力,故不產生彎矩,因而偏心軸只產生水平方向上的彎矩Mh.故偏心軸所受總彎距Mh=M.偏心軸上所受的扭矩為電動機傳遞扭矩,皮帶輪和飛輪產生的扭矩及由于偏心軸的偏心距,破碎力產生的扭矩。這幾種扭矩互相平衡。根據其扭矩產生的位置作出偏心軸所受的彎矩,扭矩圖如下圖1-6所示。 1-6 扭矩圖C .軸的強度校核通常只校核偏心軸上承受最大計算彎矩的截面的強度,由圖可知危險截面為動顎軸承處。按第三強度理論,計算彎曲應力。轉距6PT n =9550000*0.95*22.4/49

30、0=414743(N Me=T=0.6414743=248846(N mm310.1eb M d -3248846=35.63(mm138 mm 故動顎軸承得截面安全(八 軸承的使用壽命計算 軸承段所選的軸承型號 d D B L3 30326 130 280 58 L523032E16027086L3:圓錐滾子軸承;L5:調心滾子軸承.在偏心軸上使用的兩對軸承,在工作的過程中其主要受徑向作用力,其軸向力可以忽略不計。該軸的徑向載荷等于破碎力。即:R=F/2=60300/2=30150N 當量動載荷為:P=XRP L3=X1*R=0.4*30150=12060N P l5=X2*R=0.67*3

31、0150=20200N滾動軸承的壽命計算公式:(61060c Lh h n p = 式中:Lh:基本額定壽命,(h ;P:載荷(N ;N:軸承轉速(r/min ; C:基本額定動載荷,(N ;:指數,對于滾子軸承,=10/3;31063=14338.87(h51063=14927.96(hLh>8000h,適合計算要求三 結論本次畢業設計通過對2PE150*500雙腔顎式破碎機的整體設計,在提高顎式破碎機的破碎效、節能低耗的基礎上,擺脫顎式破碎機傳統概念的約束,具體分析了顎式破碎機的運轉形式和工作特點,計算完畢,又從功用、經濟方面加以論述,論證了此設計的可行度.在設計過程中,我得出以下結

32、論:1動顎的結構設計新穎緊湊.降低懸掛高使動顎上能同時裝配兩顎板;搖桿上置.把普通顎式破碎機的滾擺支承改為鉸接支承,支承點由一個變動范圍精確到一個點,使破碎機成為標準的定長四桿機構,并為顎式破碎機參數的準確計算提供了更符合實際的理論模型.這種做法可使動顎結構簡單緊湊,并能在動顎上同時裝配兩塊活動顎板;偏心軸下置,使活動顎板在高度方向上各點的特性值具有更理想的分布.2、新穎的雙腔結構.在該設計中,雙腔排放口的調解裝置,彼此不受約束,故其可達到破碎物料有相同破碎比,也可以通過排放口的調解,雙腔同時破碎不同比例的物料,能達到超細碎的目的.做到一機多用.3優化后的腔型.采用合理的破碎腔曲線來獲得給料與

33、排料的最佳匹配,達到提高生產能力的目的.在實際結構中,固定顎板和可動顎板都襯有用耐磨性好的高錳鋼制成的破碎機.為提高破碎效果,兩破碎板的表面均鑄有縱向齒紋.且凹凸相對,這樣對巖石除產生擠壓作用外.畢業設計 通過分析比較,可以得出,本次設計的雙腔顎式破碎機,與傳統的顎式破碎機相比有處理 能力大、傳動效率高、功耗低、高度低、襯板磨損小、壽命長等優點,是一種更新換代的高 效節能產品,將在礦物加工及土石質原料加工領域獲得廣泛運用.由于它具有良好的綜合性 能,因此可望成為傳統顎式破碎機的替代產品. 四.典型零件的加工工藝 (一.偏心軸的機械加工工藝流程 有前面的設計可知,偏心軸的結構如下圖所示: 21

34、畢業設計 偏心軸在破碎機中是一動力傳遞部件,而且還是動顎的支持體,是破碎機的一主體部分,是破 碎機的一典型零件.其結構設計尤為重要,其重要性在第五章中已經論述過,在此不再重述. 偏心軸與其上的零件有多種配合,為了達到配合要求,其加工工藝過程則顯得重要,除了保證 其剛度和強度,合理的工藝流程使之既滿足強度剛度要求,又能滿足可靠性要求,而且重量 輕和經濟效率最好,以求得技術上先進,經濟上合理.下面是偏心軸的機械加工工藝:流程: 1. 下料鋸床 下料 ø150×1000 (鋸床 2. 劃線 劃中心十字線和孔線 (劃鉗 3. 鏜 鏜端面到總長度為 930,打中心孔,偏心孔 

35、8;8. (鏜床 4. 車 粗車:一端頂軸外圓,另一端頂住中心孔,粗車一頭,各段外圓到偏心段,外圓和偏心 及長度均留余量單面 57mm. 精車:一頭頂住偏心孔扎外圓,另一端頂住偏心孔,精車偏心段,各段外圓,外圓及長 度均留 57mm 余量. 5. 檢 檢查以上各道工序. 6. 熱 調制處理 HB=220240. 7. 車 修理中心孔和偏心孔,分別發兩中心孔定位,四爪扎外圓,半清車 ø95,ø100 等 外圓,1:12 錐度均留余量 12mm,長度車對.(c63 加長 車 偏心孔定位,頂住,四爪抓牢,半精車外圓 ø120,等各外圓到尺寸,長度車對,車 各圓角 R2.

36、5. 車 中心孔定位,頂緊,扎牢,精車外圓.M100*1.5 左,1:1.2 的錐度兌換及等外圓 到尺寸,車對長度,車準圓角 R3 兩處子*45°倒角兩處.調頭中心孔定位,頂住,扎牢.同理,精 車準. M100*1.5,1:1.12 的錐度段及. 等外圓到尺寸,車對長度,車準圓角 R2.5 兩處子 4*5° 倒角兩處. 8.檢 檢查以上各道工序. 9.劃 注意偏心軸偏心部位, 劃中心十字線, 劃 2-3mm,2-18mm,鍵槽和止退槽加工 線, 劃兩端 6-8M 螺孔位置線. 10.銑 銑對 2-3mm,2-18mm 鍵槽到尺寸,注意形位公差. (立銑 11.檢 檢查以上工序. 12.鏜 劃正鉆對一頭 2-M8 底空 ø13.9,深 2