簡擺顎式破碎機設計機械CAD圖紙

1、簡擺顎式破碎機設計摘 要：本文主要針對簡擺顎式破碎機的設計，通過了解其國內外的發(fā)展現狀，比較了簡擺和復擺以及其他顎式破碎機的優(yōu)缺點，設計了性能優(yōu)良的簡擺顎式破碎機。本文介紹了顎式破碎機的發(fā)展現狀和研究顎式破碎機的意義，通過對顎式破碎機的對比分析，確定了簡擺顎式破碎機的總體方案；闡述了簡擺顎式破碎機的工作原理和特點；分析了主要零部件的結構，包括保險裝置、調整裝置、機架結構及潤滑裝置等；計算了簡擺顎式破碎機的主參數（主軸轉速、生產能力、破碎力、功率等），從而確定了破碎機的型號為PEJ-600×900。然后本文對顎式破碎機的主要零部件包括推力板、連桿、動顎、偏心軸、皮帶輪等進行了設計和校核

2、。The Design of Simple Pendulum Jaw CrusherAbstract: the design of simple pendulum jaw crusher, through understanding the development of its status in domestic and foreignintroducessimple pendulum jaw crusher is determined; and then it expounds the working principle and characteristics of simple pend

3、ulum jaw crusher, analyses the structure of the main components, devicesdevicesdevicedesign verification includes a thrust plate, link, moving jaw, eccentric shaft, pulley and other important componentsIn addition, a brief introduction of the jaw crusher installation of major components, jaw crusher

4、 equipment failure analysis and treatment measures.Key words：simple pendulum jaw crusher; check; design目 錄1 緒論11.1 選題背景11.2 課題的意義21.3 研究的內容，采用的方法與步驟22 概述33 顎式破碎機的工作原理及類型53.1 簡擺顎式破碎機53.2 復擺顎式破碎機83.3 綜合擺動型顎式破碎機93.4 其他類型顎式破碎機93.5 顎式破碎機的選擇104 主要零部件的結構分析114.1 連桿114.2 動顎114.3 齒板的結構124.4 肘板124.5 調整裝置134.6

5、保險裝置144.7 機架結構144.8 傳動件154.9 飛輪164.10 潤滑裝置165 簡擺顎式破碎機的主參數計算175.1 給礦口尺寸確定175.2 鉗角175.3 動顎擺動行程與偏心軸的偏心距185.4 主要構件尺寸的確定195.4.1 破碎腔高度H195.4.2 偏心距r對連桿長度l的比值195.4.3 推力板長度K195.5 主軸轉速205.6 生產能力215.7 破碎力和破碎功率的計算225.7.1 最大破碎力225.7.2 功率的計算226 主要零部件的設計及校核236.1 電動機的選擇236.2 V帶傳動設計236.3 推力板的受力分析及校核246.4 連桿的受力分析256.

6、5 動顎的受力分析及校核256.6 心軸的設計和校核266.7 偏心軸的設計和校核276.7.1 偏心軸的設計276.7.2 偏心軸的校核286.8 鍵的選擇與校核296.9 軸承的選擇與校核307 顎式破碎機的安裝與運轉317.1 破碎機的安裝317.2 機架的安裝317.3 連桿的安裝317.4 肘板的安裝327.5 動顎的安裝327.6 齒板的安裝327.7 破碎機的運轉328 顎式破碎機主要零件的修理348.1 齒板的修理348.2 動顎的修理348.3 偏心軸與動顎懸掛軸的修理34結論36參考文獻37致謝381 緒論1.1 選題背景顎式破碎機是1858年由美國人 發(fā)明的。自第一臺顎式

7、破碎機問世以來至今將近 150 年的歷史，其結構不斷完善，性能不斷提高。由于顎式破碎機構易使用維修方便等優(yōu)點，廣泛用于礦山、冶金、建材、化工等工業(yè)原料的破碎作業(yè)。本文僅對中型顎式破碎機的調整裝置設計作若干改進，以滿足生產之需要，滿足對產品的不同粒度的要求。與以往大型破碎機常采用的墊片調整裝置相比，本調整裝置比較簡便，可以快速調整到位。顎式破碎機主要用于抗壓強度不超過320兆帕的各種物料的中碎、粗碎作業(yè)，具有破碎比大、產量高、產品粒度均勻、結構簡單、工作可靠、維修簡便、運營費用經濟等特點。該破碎機已廣泛運用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利等部門1。顎式破碎機性能特點： 結構簡單、維修使用方便

8、；性能穩(wěn)定，運營成本低；破碎比大。顎式破碎機工作原理： 工作時，電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉，使動顎周期地靠近、離開定顎，從而對物料有擠壓、搓、碾等多重破碎，使物料由大變小，逐漸下落，直至從排料口排出。本破碎機主要用于各種礦石與大塊物料的中等粒度破碎，可破碎抗壓強度不大于320Mpa的物料，分粗破和細破兩種。該系列產品規(guī)格齊全，其給料粒度為125mm750mm,是初級破碎首選設備。第一道破碎機通常稱為"主"破碎機。歷史最長，也最堅固的破碎機是顎式破碎機。為顎式破碎機喂料時，物料從頂部入口倒入含有顎齒的破碎室。顎齒以巨大力量將物料頂向室壁，將之破碎成更小的石塊。支持顎齒運動

9、的是一根偏心軸，此軸貫穿機身構架。偏心運動通常由固定在軸兩端的飛輪所產生。飛輪和偏心支持軸承經常采用球面滾子軸承，軸承的工作環(huán)境極為苛刻。軸承必須承受巨大的沖擊載荷，磨蝕性污水和高溫。顎式破碎機工作原理：破碎機的結構主要有機架、偏心軸、大皮帶輪、飛輪、動顎、側護板、肘板、肘板后座、調隙螺桿、復位彈簧、固定顎板與活動顎板等組成，其中肘板還起到保險作用。該系列破碎機破碎方式為曲動擠壓型，電動機驅動皮帶和皮帶輪，通過偏心軸使動顎上下運動，當動顎上升時肘板和動顎間夾角變大，從而推動動顎板向定顎板接近，與此同時物料被擠壓、搓、碾等多重破碎；當動顎下行時，肘板和動顎間夾角變小，動顎板在拉桿、彈簧的作用下離

10、開定顎板，此時已破碎物料從破碎腔下口排出，隨著電動機連續(xù)轉動破碎機動顎作周期性的壓碎和排料，實現批量生產。1.2 課題的意義 顎式破碎機作為一種傳統(tǒng)的破碎設備，由于其具有結構簡單、工作可靠、制造容易、維修方便、適應性好等優(yōu)點。自從1858年問世以來，一直是粉碎行業(yè)廣泛應用的設備。顎式破碎機主要用于抗壓強度不超過320兆帕的各種物料的中碎、粗碎作業(yè)，現在有些還可用于細碎作業(yè)。顎式破碎機按照活動顎板的擺動方式不同，可以分為簡單擺動式顎式破碎機(簡擺顎式破碎機)，復雜擺動式顎式破碎機(復擺顎式破碎機)和綜合擺動式顎式破碎機三種。本課題主要研究簡擺顎式破碎機。簡擺顎式破碎機的動顎垂直行程小，雖然克服了

11、復擺顎式破碎機垂直行程大的缺點，自身仍存在很多問題。即出料粒度不均勻、物料極易過粉等問題。針對這些問題，本課題做一些研究改進。設計意義：1.其破碎比大，產品粒度均勻；2.墊片式排料口調整裝置，可靠方便，調節(jié)范圍大，增加了設備的靈活性； 3.潤滑系統(tǒng)安全可靠，部件更換方便，保養(yǎng)工作量??； 4.結構簡單，工作可靠，運營費用低；5.設備節(jié)能；6.排料口調整范圍大，可滿足不同用戶的要求；7.噪音低，粉塵少。1.3 研究的內容，采用的方法與步驟本畢業(yè)設計根據給定的參數和條件選擇簡擺顎式破碎機。通過對簡擺顎式破碎機的了解，分析顎破碎機的工作原理和特點及其應用場合，對破碎機的動顎、連桿、偏心軸、帶輪等重要的

12、零部件進行了大量細致的分析，設計和校核了這些零部件。并最后繪制了裝配圖和零件圖。采用的方法和步驟：(1) 調研和參觀實習，查閱收集相關資料，了解此課題的研究動態(tài)；(2) 根據原始數據進行設計計算；(3) 根據設計計算，選擇合理的方案，及各部件的尺寸；(4) 對各零部件進行校核；(5) 要零件圖2 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

13、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(guī)定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業(yè)中，固體原料、燃料和半成品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，如表一所示。所采用的破碎機械相應地有粗碎機、中碎機、細碎機三種。表一 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

14、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(yè)上常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來作為破碎比，稱為公稱破碎比。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

15、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i0。多級破碎時，原料尺寸與最終成品尺寸之比，稱總破碎比，如果各級破碎的破碎比各是i1，i2，in。則總破碎比是i0=i1 i2 in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(jié)省費用。 3 顎式破碎機的工作原理及類型3.1 簡擺顎式破

16、碎機我國生產的900×1200簡單擺動顎式破碎機的構造如圖3.1所示1機架；2、4破碎板；3側面襯板；5活動顎板；6心軸；7連桿；8飛輪；9偏心軸；10彈簧；11拉桿；12楔鐵；13后推力板；14肘板座；15前推力板圖3.1 900×1200簡單擺動顎式破碎機這種結構的簡擺顎式破碎機啟動時，消耗的功率大，排礦口的調節(jié)是用人力，破碎機采用機械保險裝置，更換保險零件推力板時操作困難。為了克服上述缺點，我國又生產了900×1200液壓簡擺顎式破碎機，它的結構如圖3.2所示。液壓簡擺顎式破碎機的特點是采用了液壓連桿結構，實現分段啟動，降低了啟動功率，機械的超負荷保險裝置也

17、是利用液壓連桿結構。排礦口的間隙采用液壓調整，機械的體積小，重量輕。這種機器的液壓系統(tǒng)及原理見圖3.3。圖3.2 900×1200液壓簡擺顎式破碎機1上油室；2組合閥；3單向閥；4下油室；5連桿油缸；6連桿活塞；7截止閥；8調整排礦口用油缸；9電磁換向閥；10溢流閥；11壓力表；12壓力表開關；13單向閥；14單級葉片泵；15油箱圖3.3 900×1200液壓簡擺顎式破碎機的液壓系統(tǒng)及原理3.2 復擺顎式破碎機 1固定顎；2側護板；3活動顎板；4肘板座；5推力板；6調節(jié)座；7調節(jié)螺栓；8后斜面座；9彈簧；10拉桿；11電動機；12飛輪；13偏心軸；14動顎；15機架；16皮

18、帶輪圖3.4 400×600復雜擺動顎式破碎機3.3 綜合擺動型顎式破碎機綜合擺動型顎式破碎機是綜合了簡擺與復擺式兩種顎式破碎機的運動軌跡，由于結構復雜，操作維護不方便，故沒有得到發(fā)展與運用。3.4 其他類型顎式破碎機1）沖擊式顎式破碎機這種破碎機的動顎上端旋裝在上部心軸，偏心軸連桿下部是推力板，推動動顎下端擺動，偏心軸轉速很高，可達5001000r/min，超過一般顎式破碎機的轉速甚多。由于高速旋轉以及構造上的一些新特點，工作時，對破碎腔內的物料塊產生強烈的沖擊和擠壓。對于脆性物料有較高的技術經濟指標。這類破碎機由于機械結構復雜，零件受強力沖擊易于損壞，所以一直沒有得到廣泛的應用。

19、2）液壓顎式破碎機這種顎式破碎機的特點是連桿和出料口調節(jié)都采用液壓裝置。連桿上裝有液壓缸和活塞，當主電機啟動時，液壓缸內未充滿油液，活塞可在缸內滑移，因此，電動機無需克服動顎等大件的巨大慣性，較容易啟動，待電動機運轉正常時，液壓泵已將油充分打入液壓缸內，缸與活塞形成整體，相當于一根整體連桿，使動顎擺動。如果破碎腔內落入鐵塊等難以破碎的物件，連桿受力增大，高壓油推開溢流閥，液壓缸內油被擠出，活塞不動，動顎也不動，從而保護了破碎機其他部件免受損害，起到保險的作用。出料口大小的尺寸由另一套液壓缸和活塞調節(jié)，也十分方便。但是此種顎式破碎機結構十分復雜涉及到液壓等諸多方面，故應用不是很普遍。圖3.5 雙

20、腔顎式破碎機3）雙腔顎式破碎機如圖3.5雙腔顎式破碎機有前后兩個破碎腔，兩塊定額固定在機架的前臂和后壁上，兩塊動顎上端懸掛在機架中部鉸軸上，偏心軸在兩動顎下部之間通過，偏心軸旋轉時，一個破碎腔內破碎物料，另一破碎腔卸料，如此循環(huán)進行，生產效率比一般顎式破碎機高百分之五十左右。3.5 顎式破碎機的選擇以上介紹的顎式破碎機各有優(yōu)缺點，都可以用在不同的場合，選擇顎式破碎機的要根據具體的情況而定。本次畢業(yè)設計根據設計要求和任務書的上給定了范圍，我選擇設計了簡擺顎式破碎機，其型號為PEJ 600×900，具體的設計步驟后文陳述。4 主要零部件的結構分析4.1 連桿 連桿在工作中承受很大的拉力，

21、故選用ZG270-500鑄鋼材料。連桿結構如圖4-1所示。它由上、下兩部分組成，上部的軸承蓋4用2個大螺栓3固定在連桿下部，兩者中間鑲有耐磨軟合金的軸瓦，該軸瓦叫連桿軸承，它套在偏心軸上。大型破碎機連桿軸承用循環(huán)油潤滑，并設有水管，以便散去軸承的熱量。 當偏心軸轉動時，連桿作上下運動，在改變方向時，必須克服慣性。為了減少其慣性，減少振動，減少無用功的消耗，設計時應當盡可能減輕連桿的重量，所以連桿的斷面常制成“工”字、“十”形或箱型。連桿不見重量約占整機重的8%-13%。本設計中采用的連桿是兩個“工”字形。 圖4-1 PEJ-600×900顎式破碎機連桿 4.2 動顎動顎是支承齒板且直

22、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，動顎分箱型和非箱型。動顎一般采用鑄造結構。為了減輕動顎的重量，本設計采用非箱型。如圖4-2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。4.3 齒板的結構齒板，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。齒板承受很大的沖擊力，因此磨損得非常厲害。為了延長它的使用壽命，可以從兩方面研究：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集合尺寸?，F有的破碎機上使用的齒板，一般

23、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由的韌性，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，后者又分三角形和梯形表面。本設計采用三角形。如圖4-3所示 圖4-3 齒板4.4 肘板破碎機的肋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，肋板先行斷裂破壞，從而保護機器其它零件不發(fā)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

24、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(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，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1-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1-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

25、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。(a) (b)(a) 滾動型 (b) 滑動型圖4-4 肘頭與肘墊形式1肘板 2調整座 3調整楔鐵 4機架圖4-5 調整裝置示意圖4.5 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。現有顎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

26、墊片調整裝置。如圖4-54.6 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(fā)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4-6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。

27、其中圖a結構在保證肘板的剛度和穩(wěn)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(fā)，圖a所示應用最多，本設計也采用a中肘板。圖4-6 肘板的結構4.7 機架結構破碎機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。機架的剛度和強度，對整機性能和主要零部件壽命均有很大的影響，因此，對破碎機架的要求是：機構簡單容易制造，重量輕，且要求有足夠的

28、強度和剛度。破碎機機架機構分，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，但制造較較復雜。從制造工業(yè)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，特別是單件、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(fā)展，國內外顎式破碎機的焊接機架用得越來越多，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25-50mm 整體鑄造機架除用鑄鋼ZG270-500材料外，

29、對小型破碎機破碎硬度較低的物料時，也可用優(yōu)質鑄鐵和球墨鑄鐵。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，與動顎心軸軸承的中心孔有一定的平行度。本設計用鑄造機架。4.8 傳動件偏心軸是破碎機的主軸，受到巨大的彎曲力，材料選用40Cr調制處理，偏心軸一端裝帶輪，一端裝飛輪。4.9 飛輪飛輪用以儲存動顎空行程的能量，再用于工作行程，使機械的工作負荷趨于均勻。帶輪也起著飛輪的作用。4.10 潤滑裝置 偏心軸軸承通常采用集中循環(huán)潤滑。心軸和推力板的支承面一般采用潤滑脂通過手動油槍給油。動顎的擺角很小，使心軸與軸瓦之間的潤滑很困難，在其底部開若干軸向油溝，中間開一環(huán)向油槽使之連通

30、，再用油泵強制注入干黃油進行潤滑。5 簡擺顎式破碎機的主參數計算5.1 給礦口尺寸確定我國生產的顎式破碎機，給礦口長度：L=(1.251.6)B 對大型破碎機:L=(1.251.5)B中、小型破碎機：L=(1.51.6)B對小型破碎機，為了獲得較高的生產率，L/B值可以選大一些，國外生產的小型破碎機就有L=(23.6)B的。給礦口寬度：B=(1.11.25)Dmax 最大給礦粒度:Dmax=500mm 所以B=550625mm 取B=600mm L=900960mm 取L=900mm顎式破碎機的型號暫定為PEJ600×9005.2 鉗角破碎機的動顎與固定顎板之間的夾角稱為鉗角。當破碎

31、物料時，必須使物料塊既不向上滑動，也不從破碎機給礦口中跳出來。為此，鉗角圖5.1物料塊受力分析應該保證物料塊與顎板工作表面間產生足夠的摩擦力以阻止物料被擠出去。為了確定角，應該分析當物料塊被顎板擠壓時作用在石塊上的力的情況。圖5.1 鉗角計算圖假設物料的形狀為球形，當顎板壓緊物料時，作用在物料塊上的力如上圖所示。P1和P2 顎板作用在物料塊上的壓碎力，其方向垂直于顎板表面。由壓碎力所引起的摩擦力fP1和fP2是平行于顎板表面的，f是顎板與物料之間的摩擦系數，破碎物料時平衡條件為：向下垂直分力的總和大于或等于向上垂直分力的總和：fP2+fP1cosP1sin （5.1） 水平分力的總和等于零:P

32、2-P1cos-fP1sin=0 （5.2） 聯解式（5.1）和式（5.2）可得：tan2f1-f2令表示摩擦角，則f=tan。故tan2tan1-tan2，即tantan2。 （5.3）所以2 由公式（5.3）可知，為了使顎式破碎機正常地進行破碎工作，鉗角應該小于摩擦角的兩倍。不然，礦石就會向上跳出，而不被破碎。一般情況下，顎板與物料（如石灰石）間的摩擦系數f0.2(或11°)。因此，在生產實際中，顎式破碎機的鉗角多取為17°24°范圍內。對于復雜擺動顎式破碎機，鉗度為20°22°；簡單擺動顎式破碎機為22°24°。本次設

33、計取鉗角為22°。5.3 動顎擺動行程與偏心軸的偏心距見顎式破碎機教材： SL=8+0.241 bmin SL=0.1415B0.085 式中 bmin-最小排料口尺寸（mm） B-進料口尺寸（mm） bmin=75mm,算得SL=25mm 圖5.2 顎式破碎機偏心距與擺程的關系圖5-2 表示推力板的位置示意圖，設推力板板長度l=500mm,其向下偏斜量c0=70mm,a0和an是推力板在兩個極限位置時的水平投影，而a= a0-an為動顎下端擺程的（因右邊一推力板未畫出），由圖可知a0=e= -co/2+上式表示了偏心距e與擺幅之間的關系，擺幅按照破碎物料要求（破碎比）而定，本計算中

34、，總擺幅為20mm，a=20/2=10mm,故a0=49.51cman= =48.51cme=2.5cm所以動顎行程為25mm，傳動偏心矩與動顎擺幅的關系對顎式破碎機的設計十分重要，因為這個涉及到破碎構件的行程大小。5.4 主要構件尺寸的確定 破碎腔高度H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H=(2.252.5)B。H= 偏心距r對連桿長度l的比值在曲柄搖桿機構中，當曲柄作等速回轉時，搖桿來回擺動的速度不同，具有急回運動的特征。連桿愈短，即=rl值愈大，則這種現象就愈顯著。曲柄（偏心軸）的轉數是根據礦石在破碎腔中自由下落的時間而定。因此，連桿的長度不宜過短。

35、通常，對于大型顎式破碎機：=130160，l=(0.30.5)L。對于中、小型顎式破碎機：=165185，l=(0.850.9)L。L為動顎長度。設計中取連桿的長度為1150mm。 推力板長度K當動顎的擺動行程s和偏心距r確定后，在選取推力板長度時，對于簡擺式顎式破碎機，當曲柄偏心位置為最高時，兩個推力板的內端點略低于兩個外端點的連線。即使角（推力板與連桿之間的夾角）近于90°，后推力板總在角度為5°13°之間運動。推力板長度與偏心距的關系為：Kmin=16.5r，Kmax=25r 式中：Kmin、Kmax推力板長度的最小、最大值，m；r偏心距，m。兩個推力板長度

36、應根據機械運動的要求來確定，二者必須一致。 有412.5<K<625mm，K取500mm。5.5 主軸轉速如圖5.3所示，b為公稱排料口，sL為動顎下端點水平行程，L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(huán)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應考慮破碎機構的急

37、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顎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 （5-1a）排料層完全排出下落的高度h為 h=sL/tanL （5-1b）由 h=gt²/2 （5-1c）令 g=9800mm/s² （5-1d）將式（5-1a）、（5-1b）、（5-1d）代入

38、（5-1c），得 n=2100q式中 n-主軸轉速（r/min)； sL-動顎下端點水平行程（mm）； L-排料層平均嚙角（º）； q-系數，考慮在功耗允許的情況下轉速的增減系數。取q=0.951.05。高硬度礦石取小值。 圖5.3 排料口處排料示意圖所以主軸轉速為5.6 生產能力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。由于生產能力不但與排料尺寸有關，而且與待破碎物的強度、韌性、物料性能以及進料的幾何尺寸和塊度分布有關，因此為了統(tǒng)一衡量機器生產能力的高低，標準鐘的生產能力，是指機器在開邊制公稱排料口下，每小時所處理的抗壓強度為250Mpa、堆密度為1.6t/m3的花崗巖

39、物料立方米數，稱為公稱生產能力（m3/h）。參看圖5.3，在公稱排料口b時，每一運動循環(huán)的排料行程下排出的物料棱柱體AA1B1B的體積與每小時轉數60n的乘積，即可得到公稱生產能力Q的計算公式為 式中 Q生產能力（m3/h）; n主軸轉速（r/min）; L破碎腔長度（m）; b公稱排料口尺寸（m）; sL動顎下端點水平行程（m）; 壓縮破碎棱柱體的填充度，中小型機載公稱排料口下一般取1=0.650.75。所以生產能力為： Q=30×253×0.9×0.025×(0.20.025)×0.75/tan20° =64m3/h60m3/h滿

40、足條件要求。5.7 破碎力和破碎功率的計算 5.7.1 最大破碎力滿載破碎時破碎力的最大峰值稱為最大破碎力。由文獻9，61-62可知：式中 B進料口寬度（cm）; L進料口長度（cm）； b出料口尺寸（cm）； 抗壓強度（N/cm2）； K有效破碎系數，=20°時，取k=0.380.42。破碎物料為硅化凝灰?guī)r，青石及花崗巖。經過對石料試件的機械強度的測定，其抗壓強度為1793019310N/cm3。本設計=22°，所以K取0.44。式中B、b、L的單位都是cm，其中B=60cm，b=10cm，L=90cm。代入數據算得 Fmax=2999KN 功率的計算見由文獻9，67可知

41、： 式中 P計算功率放大器（KW）; Fmax最大破碎力（KN）； sm動顎諸點水平行程平均值（mm）； 破碎腔平均嚙角（°）； 機械總效率，由書中表知，=0.810.85； 等效破碎系數，中大型機，有=0.210.28。已知有 Fmax=2999KN，取=0.21，n=253r/min，=22°，sm=22mm，=0.81所以得 P=67KW。6 主要零部件的設計及校核6.1 電動機的選擇為了保證破碎機的工作可靠，并考慮劍鋒負荷，還必須在破碎機的功率基礎上乘以安全系數f=1.1,故所選電動機的功率應大于74KW，所以選擇電動機的功率為75KW。根據電動機的使用場合選取電動

42、機的型號為YR315M-8，功率為75KW，轉數740r/min，電壓380V。6.2 V帶傳動設計1. 確定計算功率Pca由文獻11，151 表8-6查得工作情況系數KA=1.5故Pca=KA×P=1.5×75=112.5KW2. 傳動比 i=740/253=2.93. 選取窄V帶類型根據Pca，n1由11，152圖8-9確定選用SPC型。dd=280400mm.4. 確定帶輪基準直徑由11，145-153表8-3和表8-7取主動輪的基準直徑dd1=400mm，從動輪的基準直徑dd2 dd2=i×dd1=400×2.9=1160mm根據表8-7選取dd

43、2=1250mm按要求驗算帶的速度 <35m/s速度合適。5. 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距根據式0.7×（dd1+ dd2）<a0<2(dd2+ dd1),有 0.7×（400+1250）< a0<2(400+1250) 1155< a0<3300出取a0=2000mm。計算所需帶的基準長度 =6680mm取=7100mm實際軸間距a 6. 小帶輪包角7. 單根V帶的基本額定功率根據和n1=740r/min由機械設計大典（第四卷）表36.1-17K查的SPC窄V帶的額定功率為P1=20.41KW額定功率的增量=0.89KW8.

44、 V帶的根數 由參考文獻12表36.1-4查得Ka=0.95 由參考文獻12表36.1-15查得KL=1.04 所以算得z=5.34，取6根9. 單根V帶的預緊力 由參考文獻12表查得m=0.37kg/m 所以算得=1072.26N10. 帶輪的結構設計 選用原則見參考文獻11，1568-4節(jié)，材料采用HT200。 由于>300mm，所以采用輪輻式。具體結構尺寸見零件圖。6.3 推力板的受力分析及校核由參考文獻12，595-598推力板的受力為： 圖6.1 破碎機計算圖示式中 Fk- 推力板受力（KN）； P- 所選電動機功率（KN）； n- 偏心軸轉速；（r/min）; h- 動顎行程

45、平均值（m）。 算得 Fk=2964KN由參考文獻12，595-598可得其公式為PkB式中 Pk為肘板受力 B肘板寬度 肘板厚度 肘板材料許用應力。已知 B600mm，35mm，且肘板所用材料為高錳鋼，查機械手機手冊，大于195Mpa。帶入得 =140Mpa<195Mpa所以該推力板符合設計要求。6.4 連桿的受力分析連桿的平均值FZ(KN)是：圖6-2 簡擺顎式破碎機受力情況6.5 動顎的受力分析及校核一般情況下，其全力Fk作用點是在動顎全長的處由設計可知，l=1430mm，L=1870mm。則：動顎受力為=3045KN由上計算知道，破碎機的最大破碎力為2999KN相比較F0比較接近

46、，故動顎設計合理。將圖6-2動顎右端和Fk作用點看做兩端支撐，其斷面可簡化為以矩形截面，尺寸為900m100mm則破碎力F0作用點處，受到彎矩最大，最容易破碎，所以需要校核此處的強度。矩形截面出的抗彎截面系數為： W=bh/6式中 W矩形截面抗彎系數（m3）； b矩形截面寬度（m）； h矩形截面高度（m）；所以 W=0.9×0.12/6=1.5×10-3m3集中力F0處彎矩最大，則可得危險截面所受的最大彎矩值是： Mmax= F0(0.25L0.3)=3.045×106×0.0385=0.117×106N.m由公式可得： 危險截面的剪應力為：

47、綜上所述，應用一下截面校核危險截面的主應力 代入數據得： 又已知高錳鋼的極限應力為350Mpa>90.6Mpa6.6 心軸的設計和校核心軸的選擇應根據動顎的軸頸而定，為此根據經驗公式： d=(1520)式中：P破碎機電動機功率； n偏心軸每分鐘轉速。帶入數據求得d=133mm，取心軸和動顎配合處軸徑為為130mm偏心軸的尺寸見裝備圖。心軸受到的彎矩遠遠大于扭矩，計算心軸的強度可以忽略其扭矩，心軸的受力分心圖如圖6-2所示： 6-3 心軸的受力圖心軸受到的徑向力F小于動顎最大受力的一半，取其受到的力為0.5倍F，已知動顎的受力為3044KN，則心軸軸承處的受力R為1522KN。心軸的危險截

48、面為F作用點處，此處心軸所受的彎矩為：MW=RS=1522×44=66968N.m校核軸徑d=<130mm，則心軸軸徑合適。危險斷面系數為W= W=/32×d3=/32×1303=215580mm許用彎曲應力； 式中為彎曲疲勞極限，材質為40Gr，經高頻淬火加調質處理后其=1100MPan安全系數 取n=1.8表面質量系數 取=0.9×1.8=1.62b受彎矩作用時的絕對尺寸系數，查表得=0.54K受彎矩作用時的有效應力集中系數，查表得=1.69所以有 危險截面的彎矩應力 即 <=316.33（MPa） 則心軸的強度滿足。6.7 偏心軸的設計

49、和校核6.7.1 偏心軸的設計由于顎式破碎機在工作時軸的扭矩遠遠大于彎矩，所以在計算時按鈕轉強度條件計算這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度。如果還受有不大的彎矩時，則按降低許用扭轉切應力的辦法予以考慮。在做軸的結構設計時，通常用這種方法估算軸的直徑。對于不大重要的軸也可作為最后計算結果。軸的扭轉強度為許用切應力=T/Wt=9550000p/n/（0.2d³）扭轉切應力 單位mpaT軸所受扭矩 單位N.mmWt軸的抗扭截面系數 單位mm³n軸的轉速 p軸的傳遞功率 單位 kwd計算截面處軸的直徑 單位mm 許用扭轉切應力 單位 mpa由上式可得軸的直徑d軸采用40Cr經

50、查得A0=120 應當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸的直徑以減少鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑大于100mm的軸有一個鍵槽軸頸增大百分之三，有兩個鍵槽時，軸頸增大百分之七。對于直徑小于100mm的軸，有一個鍵槽軸頸增大百分之六。有兩個鍵槽軸頸增大百分之十二。然后將軸頸圓整為標準直徑所以本軸的最小直徑為：Dmin=880（1+0.12）=90mm取dmin=90mm偏心軸的具體尺寸參考零件圖6.7.2 偏心軸的校核圖6-4 偏心軸的受力圖皮帶拉力，飛輪與皮帶輪的重量相對破碎力在偏心軸的分力來說其值甚小，為了方便起見可略去不計，這樣，偏心軸的受力、扭矩、彎矩及當量彎矩就可按照圖6-3所示進行

51、分析計算。（1） 求支承的反作用力 R=FZ/2=889/2=444.5KN（2） 求彎矩 MW=R×l=444.5×244=108458N.m（3） 求當量扭矩 T=9.55×103×P/n=9.55×103×75/253=2831N.m（4） 求當量彎矩 M=（5） 校核軸徑 d= d=145mm<180mm,軸徑符合要求。（6）求許用彎曲應力； 式中為彎曲疲勞極限，材質為40Gr，經高頻淬火加調質處理后其=1100MPan安全系數 取n=1.8表面質量系數 取=0.9×1.8=1.62b受彎矩作用時的絕對尺寸系數

52、，查表得=0.54K受彎矩作用時的有效應力集中系數，查表得=1.69所以有 ； （7） 求斷面系數W W=/32×d3=/32×1803=572265mm（8） 危險截面的彎矩應力 即 <=316.33（MPa） 故由上可得偏心軸的設計符合強度要求。 6.8 鍵的選擇與校核帶輪和軸之間的連接采用鍵連接，根據工況要求和各種鍵的特點選用平鍵。根據軸徑d=90mm，選擇2514125mm型鍵。對于采用常見材料組合和按標準選取尺寸的平鍵連接，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重超載，一般不會出現鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。假定載荷在鍵的工作面上分布均勻，普通平鍵的連接強