內容提要本次設計所研究的課題為水泥生產線中的石料破碎機設計。國內使用的破碎機類型很多，在冶金、礦山、建材、化工、煤炭等行業使用非常廣泛。這其中，由于復擺顎式破碎機基結構簡單，工作可靠、制造容易、操作簡單、維修方便，所以最為常見。為滿足水泥生產線的生產需求，選擇的基本參數為：進料口尺寸：400×600mm；出料口尺寸：40~100mm；進料塊最大尺寸：350mm；產量：16~65t/h。設計首先簡單的說明復擺顎式破碎機的基本結構和工作原理，對主要工作參數嚙角、動顎水平行程、偏心距、轉速等進行選擇和計算。分析主要零部件動顎、齒板等零部件結構。根據實際情況，選擇合適的結構。然后確定機構的桿長，并對各部件進行受力分析。之后設計傳動部件，包括選擇合適的電動機，V帶傳動的設計，偏心軸的設計和校核等。最后，介紹顎式破碎機的使用和保養維護，并用CAD繪制完成裝配圖和零件圖，從而完成本次畢業設計。SummaryTheresearchtopicofthisdesignstonecrusherdesigninthecementproductionline.Manytypesofcrushersareusedinourcountry,whicharewidelyappliedtometallurgy,mining,buildingmaterials,chemicals,coalandotherindustries.Amongofthosecrushers,thecompoundpendulumjawcrusheristhemostcommon,sinceitissimpleinstructure,reliable,easytomanufacture,simpleinoperation,easytomaintain.Tomeetthedemandforcementproductionline,theselectedbasicparametersare:Feedportsize:400×600mm;Thesizedischargeportblock:40~100mm;Themaximumsizeofthefeedblock:350mm;production:16~65t/h.Atfirst,thebasicstructureandoperatingprincipleofcompoundpendulumjawcrusheraresimplydescribedinthedesignandthemainoperatingparametersnipangle,horizontalstrokemovingjaw,eccentricityandspeed,etc.areselectedandcalculated.Themaincomponentsofthemovablejaw,teethandotherpartsofthestructureofboardareanalyzed.Accordingtotheactualsituation,theappropriatestructureischosen.Thentherodlengthbodiesaredetermined,andstressofthecomponentsisanalyzed.Afterthat,whataredesignedaretransmissioncomponents,includingtheselectionofasuitablemotor,Vbeltdrivedesign,theeccentricshaftdesignandverification,etc.Finally,theuseandmaintenanceofjawcrusherareintroduced,andwiththecompletionofCADareusedtocompletethedrawingofassemblydrawingsandpartsdiagram.Thus,thegraduationprojectiscompleted.目錄內容提要 ISummary II1緒論 11.1課題對象和來源EQ 11.2課題目的和意義 11.3國內外現狀 11.4破碎機的用途 21.5破碎理論 21.6破碎機的分類 32復擺顎式破碎機的原理和結構 52.1基本結構 52.2工作原理 63主要參數的選定和計算 83.1已知條件 83.2嚙角 83.3動顎水平行程s 103.4偏心軸的偏心距r 113.5破碎腔高度H 113.6偏心軸轉速n 123.7生產能力Q 133.8功率N 154主要零部件的結構分析 194.1機架 194.2動顎 194.3齒板 204.4肘板（推力板） 214.5保險裝置 225機構桿長的確定及受力分析 235.1傳動角 235.2機構各桿長的確定 235.3破碎力 245.4各部件的受力分析 256傳動部件的選擇和設計 276.1電動機的選擇 276.2V帶的設計計算 276.3V帶輪的設計 327軸系零、部件的設計 357.1偏心軸的設計 357.2偏心軸的校核 377.3飛輪的設計 397.4鍵的選擇 398顎式破碎機的使用與維護 418.1顎式破碎機的操作 418.2顎式破碎機的維護與保養 41參考文獻 44附錄 45致謝 461緒論1.1課題對象和來源EQ本課題為水泥生產線中的石料破碎機設計。經過實際調查了解到，水泥生產線中使用的破碎機以顎式破碎機居多。由于復擺鄂式破碎機結構簡單、堅固耐用、價格低廉、操作簡單、維護容易等優點，已經成為實際生產中應用最多、使用最廣的破碎設備之一了。復擺破碎機能夠破碎各種硬度的巖石和礦石。石灰石是生產水泥的主要原材料，使用用復擺顎式破碎機進行破碎是比較合理的。1.2課題目的和意義此次設計的目的和意義有兩點。第一：即將畢業之際，大學四年所學的東西，一直沒有機會用于實際設計，加上課程學習屬于分散沒有集中應用的機會，這次應用實際設計中，可以鞏固我們以往所學的知識的。將理論知識與實際相結合，在實際設計中加強學習理論知識。為我們以后進入社會打下一定的基礎。第二：了解我們所設計的東西一定要對于現實生活有意義，此次設計復擺顎式破碎機，在理解復雜擺動顎式破碎機的原理及性能特點的基礎上，結合實際工作狀況對其進行優化設計和改造，使其更適應實際工作。1.3國內外現狀隨著經濟的發展和能源的緊缺，在提倡“多碎少礳”原則下顎式破碎機不斷向節能高效的方向發展。美國Alis-chalmer公司的S-T型復擺式顎式破碎機,運用了高深度破碎腔,排口處襯板面為曲線型,形成非堵塞式破碎腔。兩襯板在排料處能使破碎力與物料垂直,因此減少了在排料口處物料打滑現象。該機產量高,耗電低，產品粒度細。目前，日本,加拿大,等國家也先后購得了其生產權,并且都有產品供應。芬蘭kone公司開發了BLM系列負支承顎式破碎機，動顎在壓碎物料時有一向下運動分量,從而使破碎物料加快了向下運動。不僅減少了堵塞,同時降低了襯板磨損,提高生產能力,降低產品粒度。北京人民礦山機械廠生產的150X750型和250X750型兩種細碎顎式破碎機,通過是使用和觀察表明:當排礦口為16mm時,產品中小于16mm粒級含量達到60%。而目前,該廠通過對破碎腔進行改造后，不僅生產能力提高了15%～25%,產品粒度也進一步降低,襯板使用壽命提高一倍。上海多靈機械公司生產的三種PEX型深腔顎式破碎機,已逐漸形成新的細碎顎式破碎機系列,并有產品銷暢銷國內外。對該機腔形成優化設計,使該系列新產品生產能力提高15%～25%,進一步降低了產品粒度,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,碎碎比較大,產品粒度小而均勻,高深曲線破碎腔,襯板壽命長,排礦口調整方便，耗電低,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,使破碎機機生產能力提高30%,單位電耗降低了20%以上。但由于軸太長,相當有兩個偏心,不良因素大多,導致其其加工工藝麻煩。國內破碎機年產量約一萬余臺,一些穩定生產,水平不斷提高的廠家每年向南非國家出口一定數量破碎機。復擺式破碎機是中小礦山及其它有關企業采用的機型,但其技術指標與國外同類產品的水平還有相當一段距離,其結構相當國20世紀50年代的產品,顎式破碎機分為大,中,小三種類型。顎式破碎機存在著耗能搞等不足,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,盡快改變這種局面，實現多碎少磨，提高生產率，降低能耗勢在必行。1.4破碎機的用途破碎機是燃料、電力、原料、材料、和鋼鐵等重要工業部門生產過程中的主要設備。其作用是將原礦石或一定塊度的物料（包括礦石、巖石或煤炭等）破碎到所要求的粒度。破碎機的破碎過程通常分為粗碎、中碎和細碎。一般是按按物料塊度（D）和產品粒度(d)之大小進行劃分：和的破碎機叫粗碎；和的叫中碎；和d=25~3mm的叫細碎。破碎前后物料塊直徑之比值，稱為破碎比。還有用破碎機的最大料塊度與排礦口大小之比，定義為破碎比，稱為名義破碎比。破碎比是破碎機主要參數之一。破碎比=最大塊度或粒度直徑通常是指能通過80%該物料的篩孔表示。1.5破碎理論礦石多種多樣，其機械性能也各不相同，然而石料的抗壓強度都大于其抗拉強度或抗彎強度。進行設計時，可以充分利用這以特點，選用相適當的的破碎方法進行破碎。目前，在實際生產中采用的破碎方法，主要的是應用機械力的作用。最常見的有以下幾種。擠壓破碎如圖1-1a,當物料工作面靠近兩工作面時，破碎面對物料施加壓力，并且破碎作用力逐漸加大。劈裂破碎如圖1-1b,是利用尖齒鍥入物料時產生劈力。由于力的作用較為集中，物料會沿劈裂面破碎成兩塊，并在劈裂會在作用點處產生局部破碎。折斷或彎曲破碎如圖1-1c,在破碎工作面之間的物料，同時承受集中負荷兩支點（或多支點）梁。物料除了在作用點處受劈力之外，主要地還是使物料受到彎曲力而破碎。磨碎見圖1-1d,破碎機的兩個工作面在物料上相對滑動，使物料受到剪切力。剪切力作用于物料的表面，因此這種方式適用于細物料的磨碎。e.沖擊破碎見圖1-1e,沖擊力瞬間作用在物料上，物料急劇粉碎。破碎機械，通常是以一種方法為主，其他一種或兩種方法進行輔破碎物料。圖1-1破碎及磨碎方1.6破碎機的分類根據機械的工作原理和結構特征，目前在工業生產上廣泛使用的破碎機械分為七種類型：顎式破碎機、輥式破碎機、錘式破碎機、反擊式破碎機、旋回破碎機、圓錐破碎機。a.顎式破碎機b.輥式破碎機c.錘式破碎機d.反擊式破碎機e.旋回式破碎機f.圓錐式破碎機圖1-1破碎機的分類2復擺顎式破碎機的原理和結構本設計是為滿足水泥生產線的生產需求而設計，而水泥主要的原料是石灰石。通過對石灰石的物理機械性質和各種破碎機的適用情況的了解，最終決定選擇復擺顎式破碎機進行設計。如圖2-1為水泥廠的部分生產線流程圖，由圖知復擺顎式破碎機在水泥生產線用作石料的粗碎。圖2-1水泥工藝部分流程圖2.1基本結構復擺鄂式破碎機的主體機構主要由機架、動鄂板、偏心軸、肘板、定鄂板等個機構組成。除此之外還有其他輔助零件，如固定齒板、擋罩、墊片、推力板、襯板、滑塊、止動螺釘、鎖緊裝置。如圖2-2所示：圖2-2復擺顎式破碎機結構視圖電動機通過小帶論及V帶，將運動給大帶輪，從而帶動偏心軸轉動。動顎上部內孔兩端的雙列球面滾子軸承支承在偏心軸上。偏心軸外側軸頸裝有支座主軸承，主軸承外圈與機架上的鏜孔配合，并用螺栓固定在機架上。在偏心軸兩外端部分別裝有大帶輪與飛輪，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支撐，推力板（即肘板）的另一端支承在與機架的后壁相連的楔鐵調整機構上。可在由機架側壁上兩凸臺機構成的滑道中滑動。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。推力板的兩端頭為同心圓弧的圓柱面，且中部較兩端薄些。其兩端頭圓弧與動顎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2拉住動顎，使推力板與襯墊始終保持貼合狀態。2.2工作原理帶輪與偏心軸通過鍵和端蓋固定成一整體，是整個機器運動和動力的輸入構件，即原動件。其余構件都是從動件。當帶輪帶動偏心軸繞軸線A轉動時，驅使動鄂3做平面復雜運動，礦石在重力作用下下落，從而將礦石壓碎。由圖2-4可知，這實際是一個曲柄搖桿機構。圖2-3復擺顎式破碎機結構圖圖2-4復擺顎式破碎機機構運動簡圖3主要參數的選定和計算3.1已知條件為滿足生產要求，選擇設計規格為：PE-400×600復擺顎式破碎機查《機械工程手冊》得到表3-1所示的幾種常用型號破碎機的參數。表3-1常用破碎機型號參數型號進料口尺寸(mm)最大進料粒度(mm)排料口調整范圍(mm)處理能力(t/h)偏心軸轉速(r/min)功率(kw)重量(t)外型尺寸(mm)PE-150×250150×25013010-401-53005.50.9875×756×850PE-250×400250×40021020-805-21300152.61450×1315×1296PE-400×600400×60035040-10016-6527530/376.51565×1732×1586PE-500×750500×75042550-10045-1002755510.11890×1916×1870PE-600×900600×90050065-16090-18025055/5715.52305×1840×2260PE-750×1060750×106063080-140110-320250110282450×2472×2840PE-800×1060800×1060650100-200140-35025011028.52450×2556×2800PE-870×1060870×1060670200-260140-38025011030.52660×2556×2800PE-900×1200900×1200750100-200180-360250132503335×3182×3025由表格可得到PE-400×600型復擺顎式破碎機的幾項重要參數進料口尺寸：400×600mm進料口寬度B=400mm，長度L=600mm出料口尺寸：40～100mm最大給礦粒度：Dmax=350mm生產能力：16～65t/h3.2嚙角顎式破碎機的動顎板與定顎板之間的夾角稱為嚙角。嚙角的大小應在一定范圍內才能使破碎機很好的工作。嚙角大小直接影響生產率和破碎腔高度，嚙角大會使破碎腔高度降低,但生產率也下降了；嚙角小能提高生產率,但在一定的破碎比條件下,又增加了破碎腔高度。此外,嚙角最大不能超過咬住物料的允許值。如圖3-1和圖3-2所示，為嚙角，P1，P2為顎板作用在物料上的力，其分別垂直于定顎板和動顎板，物料同時還受到它與顎板間摩擦力fP1、fP2的作用，其方向向下，其中f為物料與顎板間的摩擦系數。物料本身的重力G與破碎力相比要小得多，可忽略不計。圖3-1物料在兩顎板之間的受力情況圖3-2顎式破碎機嚙角把直角坐標原點設在物料塊的圓心上，當物料能被顎板夾牢又不被推出機外時，這幾個力互相平衡，可以列出下列受力平衡方程。在x軸上：在y軸上：EQ整理得：或：(3-1)因摩擦系數f與摩擦角的關系為，則：(3-2)為避免出現物料被擠出破碎機的現象，必須使：(3-3)即嚙角的最大值應小于物料與顎板之間的摩擦角的兩倍一般情況下，摩擦系數為,則相應的嚙角的最大值為?？紤]到破碎機入料粒度差異較大時，大塊料可能夾在兩個小快料之間，大塊料仍有被擠出的可能，所以一般顎式破碎機的嚙角選擇。我們選擇。3.3動顎水平行程s動顎的水平行程s是破碎機最重要的結構參數。在理論上，動顎的水平行程應按礦石達到破壞時所需的壓縮量來決定。然而，由于破碎板的變形及其余幾家間存在的減息等因素的影響，實際選取的動顎擺動行程遠遠大于理論上求出的數值。在簡擺顎式破碎機中，動顎的水平行程是破碎腔的上部行程小，下部行程大。在復擺顎式破碎機中，動顎的水平行程則是上部大下部小。礦塊的尺寸是從破碎腔的上部向下逐漸減小的，所以只要動顎的上部水平行程能夠滿足要破碎礦石所需要的壓縮量就可以了。根據實驗，復擺顎式破碎機的動顎水平行程受排礦口寬度的限制。因為，如果動顎下部的行程增加到大于排礦口最小寬度的0.3～0.4倍時，將引起物料在破碎強下部的過壓實現象。，容易造成排礦口的堵塞，是負荷急劇增大。所以，動顎下部打擺動行程不得大于排礦口寬度的0.3～0.4倍。即：EQ(3-4)實際上，動顎行程是根據經驗數據確定的。通常對于大型顎式破碎機，中小型顎式破碎機。在這里，我們參照顎式破碎機現有的設計經驗，初取，是合理的。3.4偏心軸的偏心距r不管動顎齒面軌跡性能值分配是否合理，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。由于曲柄半徑的改變并不能有效的調整齒板軌跡性能的值的分配，因此，只有在調整其他參數仍得不到行程值時，才以曲柄半徑作為設計變量。從這個意義講，曲柄可以作為設計變量，也可以按現有的設計經驗確定。通常對于復擺顎式破碎機，行程s與偏心距r的關系有：(3-5)初定值行程，則偏心距實際要比理論值大，所以取3.5破碎腔高度H已知嚙角，進料口寬度B=400mm,由圖3-3所示的幾何關系，有：圖3-3顎式破碎機破碎腔尺寸（3-6）實際上，在鉗角一定的情況下，破碎腔的高度由所要求的破碎比而定。通常，破碎腔的高度：（3-7）EQ這里取3.6偏心軸轉速n對于顎式破碎機，動顎的擺動次數由偏心軸的轉速決定。在一定范圍內，偏心軸轉速增加，破碎機的生產能力相應的增加。但是，當動顎擺動超過一定限度是，再增加轉速，生產能力增加十分緩慢，有時甚至還下降。而其功耗卻迅速上升，由于過高的偏心軸轉速使破碎的物料來不及由卸料口排出，反而影響生產能力的提高。為獲得最大生產能力，破碎機轉速應滿足如下條件：當動顎離開定顎時，破碎后的物料應在重力作用下全部卸出，而后動顎立即返回破碎物料。假設動顎擺動時嚙角不變即動顎作平行擺動。令出料口寬度為e，動顎行程為s，偏心軸每轉一圈，自由卸出梯形斷面棱柱體的物料，其高度為h（如圖3-4）。h與s的幾何關系為：，物料在重力作用下自由下落，卸出高度h的物料所需時間t為：（3-8）設偏心軸轉速為n(r/min),每轉一圈時間t應等于動顎空行程經歷的時間。則：。所以：（3-9）式中——偏心軸轉速，r/min；——動顎行程，cm；——嚙角，（）。實際上，在動顎的空行程初期，物料由壓緊狀態到松散狀態，有一個短暫的過渡時間，不能立即落下，偏心軸轉速應比式算出的值低30%左右，因此，比較接近實際的轉速應為：EQ（3-19）式（3-9）為考慮物料性質和破碎機類型等因素影響，因而只能用來粗略地確定顎式破碎機的轉速。一般情況下，破碎堅硬物料時，轉速應低一些；破碎脆性物料時，轉速可適當高一些。對于大型破碎機，轉速應降低，以減小慣性振動，節省動力消耗。偏心軸轉速還可以用下述經驗公式確定。（3-10）所以:這里?。?.7生產能力Q顎式破碎機的生產能力是指在單位時間內能破碎物料的數量，也稱為產量或生產率。顎式破碎機的生產能力是以動顎擺動一次，從破碎腔排出一個松散的棱柱體的物料為計算依據。圖3-4顎式破碎機物料梯形截面棱柱體根據圖3-4，動顎擺動一次，排出的棱柱體斷面積為：棱柱體的長度即為破碎腔長度L，故棱柱體的體積為：若動顎每分鐘擺動n次，則破碎機的生產能力為：（3-11）式中Q——破碎機的生產能力，t/h；μ——松散系數，取，對大型破碎機，當處理的物料硬度很高時，常采取低值（如），對中、小型破碎機可取較高值（）；——破碎物料的密度，見表3-1從式（3-11）中看出，在一定范圍內，生產能力隨著轉數n的增高而增大，并且隨著嚙角的減小而增大。由于給礦粒度的增大和給礦的不均勻，所以式（3-11）是近似的，但可以用它來分析各種因素對破碎機生產能力的影響。表3-1物料的密度物料名稱物料密度物料名稱物料密度大塊石灰石1.6～2石膏1.3～1.4中小塊石灰石1.2～1.5含石英的礦石1.6立窯熟料1.2～1.4鐵礦石2.1～2.4回轉窯熟料1.45生料1.1干粘土0.6水泥1.4干礦渣0.9原煤0.85顎式破碎機的生產能力，除利用理論公式計算外，還常常采用經驗公式計算：（3-12）式中——標準條件下（開路破碎容積密度的中等硬度物料）的單位出料口寬度的生產能力（表3-2），——破碎機出口寬度，mm；——物料易碎性系數，見表3-3；——物料容積密度修正系數，；——進料粒度修正系數，見表3-3。表3-2顎式破碎機單位出料口寬度的生產能力q規格/mm400×600600×900900×12001200×15001500×2100q[t/(mm.h)]0.650.95～1.01.351～.31.92.7表3-3物料易碎性系數物料硬度抗壓強度/MPa硬質物料157～1960.9～0.95中硬物料79～1571.0軟硬物料<791.1～1.2表3-4進料粒度修正系數最大進料粒度Dmax與進料口寬度B之比0.850.600.401.01.11.2在這里?。荷鲜龉讲⑽纯紤]破碎機工作特性對生產能力的影響，實際上相同條件下，復擺型顎式破碎機的生產能力比簡擺型的生產能力高20%～30%。所以：，取。3.8功率N在顎式破碎機的破碎過程中，其功率消耗與轉數、規格尺寸、排礦口寬度、嚙角、大小以及被破碎礦石的力學性能和粒度特性有關。破碎機轉速越高，機械尺寸也越大，功率消耗越大；破碎比越大，功率消耗也越大。但是，對功率消耗影響最大的還是礦石的力學性能。由于功率消耗與許多因素有關，現在尚無一個完整的理論公式能精確地計算出破碎機的功率消耗。目前，在理論上計算顎式破碎機的電動機功率一般以體積假說為基礎。當給礦口寬度為B、長度為L、排礦口最小寬度為e時，則根據圖3-5，可求得動顎在每次工作行程內破碎物料的體積：(3-12)式中V——動顎在每次工作行程內破碎物料的體積，；C——充滿系數，因破碎時礦石不是全部充滿破碎腔，而是有一定的空隙；K——粒度特性系數。圖3-5確定顎式破碎機的功率若原礦未經預先篩分，則其中小于排礦口的寬度的粒度就直接通過破碎腔。為此，考慮此系數。當破碎前將原礦中小于排礦口的寬度的細粒物料篩出時，可取。如果原礦的粒度特性曲線為直線，可取,是原礦中的最大礦塊。如果原礦的粒度特性曲線為凹形，可取，即K=0.4～0.5。C值視K值大小而變動：當K=0.7～1時，C=0.2～0.3；K=0.4～0.5時，C=0.4～0.5。圖3-6為產品粒度特性曲線，已知破碎對象石灰石為中硬物料，則K取值0.5，C可以取值0.5。1—硬質物料；2—中硬物料；3—軟質物料圖3-6顎式破碎機的產品粒度特性曲線而實際生產中，K與C值的乘機一般為0.2～0.25。K=0.5，C=0.5，符合要求。根據式和式則可求得顎式破碎機的電動機功率的計算公式：（3-13）式中——電動機功率，kw；——物料抗壓強度（表3-3），MPa；——物料的彈性模量，MPa；——破碎機的傳動效率，。從式（3-13）看出，破碎機的功率消耗與轉速、規格尺寸、嚙角、被破碎物料的力學性能和粒度有關。實際上，顎式破碎機的破碎過程是非常復雜的，有些因素尚未完全反映出來，有些因素也很難準確地選取。所以，式（3-13）只能供初步計算破碎機功率時使用，以便進一步用實驗方法來修正。顎式破碎機的電動機功率也可以采用下列公式計算。對于復擺顎式破碎機：（3-14）式中L——顎口長度，m；H——固定顎板的計算高度，即顎膛高度，m；r——偏心軸的偏心距，m；n——偏心軸轉速，r/min。式（3-14）是在實驗的基礎上推導出來的，計算結果與實際數據頗為相似。所以：，取表3-5破碎機參數設計的結果嚙角水平行程偏心距破碎腔高度偏心軸轉速生產能力電動機功率4主要零部件的結構分析4.1機架顎式破碎機的機架在工作中承受很大的沖擊載荷，要求它有足夠的強度和剛度。中、小型一般用鑄鋼整體鑄造，大型采用組合機架，即將機架做成幾個部分。隨著焊接工藝的發展，現在機架也有鋼板焊接的，用箱型結構代替筋板加強結構。焊接結構的優點是重量輕，承受沖擊載荷大，制造周期短，特別對大型單件制造更為有利。這里我們采用焊接結構。4.2動顎圖4-1動顎結構剖視圖動顎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。動顎一般采用鑄造結構。為了減輕動顎的重量，國外也有采用焊接結構，由于其結構復雜，因此對焊接工藝的要求較高。國內尚未見使用焊接結構的動顎。按結構特點，可把動顎分成箱型結構與非箱型加筋結構，本設計采用后者，如圖4-1所示。安裝齒板的動顎前部為平板結構，其后部有若干條加肋板以增強動顎的強度與剛度，其橫截面呈E型，故稱E型結構。復擺顎式破碎機的結構如圖4-2所示。本機是以平面四桿機構為工作機構,而以連桿為運動工作件的機械。圖4-2是動顎板上各點的運動軌跡(連桿曲線)。由圖4-2可知,A點作圓周運動,B點受推動板的約束為繞點擺動的圓弧線,其余各點的軌跡為扁圓形，從上到下的扁圓形愈來愈扁平。上面的水平位移量約為下部的115倍，垂直位移稍小于下部，就整個顎板而言，垂直位移量約為水平位移量的2～3倍，工作時，曲柄處于區是完全工作行程；處于區，上部靠前下部靠后,在區是空回行程；在區是上部靠后下部靠前。動顎具有的這些運動特性決定了它的性能:動顎的平面復雜運動,時而靠近固定的定顎板,時而離開,形成一個空間變化的破碎室,料塊主要受到壓碎,伴隨著研磨、折斷作用。這種運動使料塊受到向下推動的力,料塊在破碎室得到破碎,破碎后的料塊由排料口排出。圖4-2動顎板上的各點運動軌跡4.3齒板齒板（也叫襯板），是破碎機中直接與礦石接觸的零件，結構雖然簡單，但它對破碎機的生產率、比能耗、產品粒度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。齒板同用埋頭螺栓固定在顎床上，其間墊有塑性材料，如鉛板、鋁板、鋅合金板或灌注水泥砂漿等，以保證齒板與顎床緊密貼合。齒板用強度高而耐磨的高錳鋼制造，小型的用白口鑄鐵。用于齒板上部和下部磨損快慢不一樣，常做成上下對稱的，下部磨損后可以調頭使用。大型顎式破碎機的齒板往往由多塊拼成，各塊都可以互相替換，這樣就可以適當延長齒板的使用時間。齒板表面鑄成縱向排列的波紋或者齒形棱條，安裝時兩顎齒板的齒峰和齒谷正好相對，工作時不僅以擠壓作用，還給予彎曲和劈裂作用。如圖4-3所示為顎式破碎機棱條齒板的各種形式，齒板的齒峰角一般為，齒距的大小取決于破碎粒度要求，一般齒高與齒距之比為。齒形高、齒距小則出料粒度小，這時產量低，動力消耗大。這里我們采用圖4-3b所示的齒板。圖4-3顎式破碎機棱條齒板的各種形式4.4肘板（推力板）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，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，肘板先行斷裂破壞，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，肋板與其支承的襯板間不能得到很好的潤滑，加上粉塵落入，所以肋板與其襯墊之間實際上一種干摩擦和磨粒磨損狀態。這樣，對肋板的高負荷壓力，導致肋板與肋板墊很快磨損，使用壽命很低。因此肋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，如圖4-4所示。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4-4b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4-4a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。a.滾動型b.滑動型圖4-4肘頭與肘墊形式4.5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4-5所示的三種結構：中部較薄的變截面結構；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。圖c所示應用最多，本設計也采用c中肘板。圖4-5肘板結構5機構桿長的確定及受力分析5.1傳動角從機構學的角度看，傳動角是指四桿機構中，連桿軸線與搖桿（即肘板）軸線間所夾銳角，并且傳動角愈接近傳力性能愈好。對于破碎機而言，傳動角的選取對破碎機傳力性能有很大影響，同時考，由于加大傳動角，不但增大垂直行程，而且使水平行程值降低。因此傳動角一般不宜過大,建議取。在這里，取。5.2機構各桿長的確定圖5-1機構尺寸設計圖如圖5-1所示：破碎腔高度：嚙角：偏心距：傳動角：根據幾何關系，可估算出連桿和肘板的長度。（5-1）取（5-2）取則支座O,C間的垂直水平距離，為：機架位置參數：（5-3）（5-4）在此四桿中，曲柄轉動，且為最短桿，為最長桿：（5-5）滿足周轉副條件。5.3破碎力破碎力在腔內的分布情況及其合力作用點位置、大小，是機構設計和零部件強度設計的重要依據。由于破碎力分布以及合力大小、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：(5-6)式中——最大破碎力（）；——抗壓強度（）；——有效破碎系數，對中小型機一般取。按式（4-6），取，。則：當計算破碎力零件強度時，考慮沖擊載荷的影響，應將增大50%，故破碎機的計算破碎力為：5.4各部件的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5-2是復擺顎式破碎機各個部分計算載荷的圖解法。圖5-2各部件受力圖解（5-7）（5-8）（5-9）式中——作用在動顎軸承上的外力，——作用在推力板上的外力,——作用在連桿上的外力,——動顎懸掛軸到破碎力作用點的距離,——動顎懸掛點到推力板支撐點間的距離,——當兩顎板出與壓緊礦石狀態時，推力板與連桿間的夾角，取。顎式破碎機在工作過程中，破碎機的工作規律是比較復雜的。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處（簡擺）、（復擺）為最大，再向下又逐漸減到末端為零。所以，而,取。可得：6傳動部件的選擇和設計6.1電動機的選擇電動機是系列化的標準產品，三相異步電動機是其中應用最為廣泛的。Y系列三相異步電動機具有防止鐵屑灰塵或其他雜物入侵內部的特點。B級絕緣，海拔不超過1000m,環境溫度不超過40C,額定功率為50Hz，額定電壓為380V。適用于大多數無特殊要求的工作場合。如金屬切削機床、泵、運輸機械、攪拌機、風機、農業機械等。該系列電動機由于具有有較好的啟動性能，所以也適用于很多對啟動轉矩要求較高的機械?，F已算出電動機功率P=30kw，查《機械設計課程設計指導》，得到如表6-1幾種符合功率要求的電動機。表6-1電動機型號電動機型號額定功率（kw）滿載轉速(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y225M-6309801.72.0Y250M-4307301.82.0破碎機將采用帶傳動的方式運行，而帶傳動的傳動比一般為，推薦值為。之前已算出偏心軸的轉速為，則電動機的轉速應該在之間。結合傳動比和轉矩，考慮到破碎機的調速范圍和工作強度，選用Y225M-6型號電動機。6.2V帶的設計計算已知電動機功率，轉速，偏心軸即從動輪轉速，傳動比為，考慮調速，取，每天工作16小時。確定計算功率計算功率是根據傳遞的功率和帶的工作條件而確定的（6-1）——計算功率，kw——工作情況系數，見表6-2——所學傳遞功率，kw查《機械設計》，如表6-2，查得工作情況系數，故：表6-2工作情況系數工況空、輕載啟動重載啟動每天工作小時數/h<1010～16>16<1010～16>16載荷變動很大破碎機、磨碎機1.31.41.51.51.61.82.選擇V帶的帶型根據，由圖6-1，選用C型。圖6-1普通V帶選型圖3.確定帶輪的基準直徑并驗算帶速(1)初選小帶輪的基準直徑參考表6-3和表6-4確定小帶輪基準直徑，應使。取小帶輪基準直徑表6-3V帶輪的最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500表6-4普通V帶輪的基準直徑系列帶型基準直徑C200,212,224,236,250,265,280,300,315,335,355,400,450,500,560600,630,710,750,800,900,1000,1120,1250，1400,1600,2000（2）驗算帶速根據式計算帶速。帶速不宜過高或過低，一般應使。（6-2）因為，故帶速合適。（3）計算大帶輪的基準直徑由計算，并根據表5-4加以適當圓整。（6-3）圓整為4.確定V帶的中心距和基準長度（1）初定中心距根據帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結合式（5-4）進行計算（6-4），則初定中心距（2）計算帶所需的基準長度（6-5）帶的基準長度根據由表6-5選取取表6-5V帶的基準長度系列及長度系數基準長度帶長修正系數C40001.0245001.0450001.0756001.09（3）計算中心距及其變動范圍傳動的實際中心距近似為（6-6）考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍（6-7）所以中心距的變動范圍為：5.驗算小帶輪上的包角小帶輪上的總摩擦力相應地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發生。為提高帶傳動的工作能力，應使：（6-8）計算得，符合要求6.確定帶的根數z為了使各根V帶受力均勻，帶的根數不宜過多，一般應少于10根。（1）計算單根V帶的額定功率由，查《機械設計》，如表6-6，得根據和C型帶，如表6-7，得查《機械設計》，如表6-8，得,表6-5，得,于是：（6-9）表6-6單根普通V帶的基本額定功率帶型小帶輪的基準直徑小帶輪轉速8009501200C2506.237.048.212807.528.499.813158.9210.0511.53表6-7單根普通V帶額定功率的增量帶型傳動比i小帶輪轉速8009501200C0.710.831.06表6-8包角修正系數小帶輪包角1551501450.930.920.91(2)計算V帶的根數（6-10）考慮到破碎機惡劣的工作環境和工作強度，取7根7.計算單根V帶的初拉力的最小值由表4-9得C型的單位質量，所以：（6-11）對于新安裝的V帶，初拉力應為，所以表6-9V帶單位長度的質量帶型ABCD0.100.180.300.618.計算壓軸力為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動的作用在軸上的壓軸力，如圖6-2可得：（6-12）圖6-2壓軸力計算示意圖表6-10V帶傳動的主要參數帶型傳動比中心距預緊力壓軸力C根數基準長度大帶輪基準直徑小帶輪基準直徑計算功率46.3V帶輪的設計V帶由輪緣、輪輻和輪轂組成。根據輪輻結果的不同，V帶可以分為實習式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑為（為安裝帶輪的軸的直徑，時，可采用實心式；當時，可采用腹板式；當，同時，時，可采用孔板式；當時，可采用輪輻式。已知大帶輪的基準直徑為，所以應選擇輪輻式。如圖6-3所示，再結合表6-11和圖6-4，計算大帶輪尺寸。圖6-3輪輻式V帶輪的結構圖6-4輪槽截面尺寸表6-11輪槽截面尺寸槽型與相對應的A11.02.758.79--B14.03.5010.811.5--C19.04.8014.316--D27.08.1019.923--取，，，，，則有：，取，加大帶輪寬度，取,7軸系零、部件的設計7.1偏心軸的設計1.偏心軸的材料選擇以及最小直徑的選擇計算PE-400×600屬于小型顎式破碎機，根據工作環境，初選軸的材料為45鋼，并且進行調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑計算，即：（7-1）查《機械設計》，由表7-1，可取7-1軸常用材料的及值軸的材料則初算軸徑時，若軸段開有鍵槽，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，增大，兩個鍵槽時，增大。因最小直徑處安裝大帶輪，有一個鍵槽，則：，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．偏心軸草圖結構設計根據軸上零件的結構、定位、裝配關系、軸向寬度及零件間相鄰位置等要求，初步設計偏心軸，如圖7-1紙所示。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7-1偏心軸結構草圖3．偏心軸的結構設計（1）各軸段直徑的確定：最小直徑，安裝大帶輪的軸段，。：帶輪另一側采用套筒進行軸向定位，套筒另一側則采用軸肩定位，并且此處軸段設計成帶有螺紋的，可以安裝圓螺母對錐形套進行可靠定位，故初選。：錐套出軸段，此處設計成錐形，根據錐套和軸承的定位要求，此處選擇錐度為1:12。：此處軸段是錐形軸伸軸配合的，是安裝套筒的，可以通過錐形軸得出尺寸。此處選擇調心滾子軸承22334，其尺寸為：滾動軸承處軸段，由滾動軸承確定，選擇調心滾子軸承22238CCW33，其尺寸為。：安裝動顎板處軸段，此處設計直徑。（2）各軸段長度的確定：由大帶輪輪轂寬度，以及套筒可以確定。：根據可以選擇螺母，其厚度，則通過圓螺母的規格和錐形套的尺寸可以得出。（退刀槽的長度）：通過查表可得圓錐形軸伸長度。：此處軸段通過安裝套筒和軸承端蓋對軸承進行軸向定位和維護，則由此可得。：安裝軸承端蓋和軸承處，可以根據軸承的規格得出。：此處軸段是安裝動顎板的可以通過動顎板尺寸得出。圖7-2偏心軸的結構設計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，破碎力平均分布在兩個動顎軸承上。圖7-3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。動顎處安裝的22238CCW33軸承，經計算可得動顎處兩軸承之間的距離，軸承離支點的距離。（2）繪制軸的力學模型根據要求的傳動速度方向，繪制的軸力學模型圖見圖7-3a2.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。3.繪制轉矩、彎矩圖（1）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7-3b：C、D處的彎矩相等，即：（2）轉矩圖,見圖7-3c。（7-2）4.當量彎矩圖，參看圖7-3d。因為是單向回轉圖，所以扭轉切應力視為脈動循環變應力，折算系數。（7-3）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。（7-4）根據選定的軸的材料為45鋼，調質處理，查《機械設計》，由表7-2可知，。因，故強度足夠。表7-2軸的常用材料及其主要力學性能材料牌號熱處理毛坯直徑/mm硬度/HBS許用彎曲應力45正火回火55調質607.3飛輪的設計由于顎式破碎機工作并不連續，因而工作過程會引起阻力的變化，使電動機的負荷不均，形成機械速率波動。為了降低電動機的損耗，且減少機械的速率波動，故課通過安裝裝飛輪解決。飛輪在空行程時儲存能量，在工作行程時則釋放能量，這樣就可以使電動機的負荷均勻。飛輪的重量G的計算公式：（7-5）式中——電動機額定功率，——考慮損失的機械效率，，復擺顎式破碎機可取最高值——主軸轉速，——速度不均勻系數，對于小型顎式破碎機可取代入數值得：飛輪的實際質量約為理論質量的倍。所以（7-6）取飛輪在這里不僅起著存儲和釋放能量的作用，同時還可以與大帶輪起著平衡的作用，飛輪的幾何尺寸除了沒有輪槽外，其余與大帶輪的尺寸都相同。7.4鍵的選擇連接大帶輪處的軸段直徑為，大帶輪輪寬為選擇A型鍵，即圓頭普通鍵飛輪處軸段的直徑與長度均與大帶輪相同，所以選擇A型鍵，即圓頭普通鍵表7-3普通平鍵的尺寸軸鍵公稱直徑公稱尺寸長度系列200，220，250，2808顎式破碎機的使用與維護8.1顎式破碎機的操作8.1.1啟動前的準備工作顎式破碎機的操作有啟動，運行和停車等1．仔細檢查破碎機的主要部件，如連桿肘板顎板軸承拉桿彈簧和傳動裝制是否完好，各防護件的狀況以及每個連接件是否有松動等。2．檢查破碎腔內是否有石料殘余。3．檢查給料機帶式輸送機電氣設備信號設備是否完好。4．確定帶輪能夠使用后才能啟動。5．滾子軸承等潤滑部位通有冷卻水裝置時，應先打開循環冷卻水閥