763 PE-1200х1600顎式破碎機的設計【優(yōu)秀含5張CAD圖+文獻翻譯+說明書】,優(yōu)秀含5張CAD圖+文獻翻譯+說明書,763,PE-1200х1600顎式破碎機的設計【優(yōu)秀含5張CAD圖+文獻翻譯+說明書】,pe,顎式破碎機,設計,優(yōu)秀,優(yōu)良,cad,文獻,翻譯,說明書,仿單 題 目 PE-1200х1600顎式破碎機的設計 目錄 第1章 緒論··················································································1 1.1引言·························································································1 1.2復擺顎式破碎機的特點 ··································································2 1.3國內外顎式破碎機的發(fā)展及現(xiàn)狀·························································4 第2章 總體設計············································································8 2.1復擺鄂式破碎機的基本結構····························································· 8 2.2復擺鄂式破碎機的工作原理···························································· 10 第3章 主要參數(shù)的確定·································································12 3.1已知參數(shù)··················································································12 3.2部分結構參數(shù)的確定·····································································12 3.3工作參數(shù)的確定··········································································15 3.4電動機的選擇·············································································16 3.5四連桿機構各桿長度的確定·····························································17 3.6破碎力的計算············································································ 17 3.7各部件受力分析···········································································18 第4章 傳動裝置的設計·································································20 4.1帶輪的設計················································································20 4.2飛輪的設計··············································································· 24 4.3偏心軸的設計·············································································26 4.4軸承的選擇與校核········································································29 4.5鍵的校核···················································································31 4.6軸承座的設計·············································································32 4.7配重的選擇················································································32 4.8外形尺寸的設計···········································································33 第5章 各基本構件的設計······························································36 5.1動鄂的設計···············································································36 5.2齒板的設計················································································39 5.3推力板的設計·············································································40 5.4調整裝置的設計···········································································42 5.5破碎腔型的設計···········································································44 5.6機架的設計···············································································45 第6章 復擺鄂式破碎機的安裝························································48 6.1破碎機的安裝·············································································48 6.2機架的安裝···············································································48 6.3偏心軸和機架的安裝·····································································49 6.4肘板的安裝···············································································49 6.5動鄂的安裝···············································································49 6.6齒板的安裝···············································································50 第7章 顎式破碎機的磨損······························································51 7.1齒板的磨損分析··········································································51 7.2顎板磨損機制·············································································52 7.3顎板材質的選擇··········································································53 第8章 破碎機出口揚塵的解決和噪聲防治········································54 8.1破碎機出口揚塵的解決··································································54 8.2破碎機的噪聲危害及防治途徑···························································55 第9章 顎式破碎機的使用·····························································56 9.1顎式破碎機的操作········································································56 9.2顎式破碎機的維護與保養(yǎng)·······························································57 總結···························································································59 鳴謝···························································································60 參考文獻·····················································································61 設計項目 計算與說明 結果 第1章 緒論 1.1 引言 凡是外力將大顆粒物料變成小顆粒物料的過程稱為破碎，破碎所使用的機械為破碎機。物料碎磨得目的是：增加物料的比表面積；制備混凝土骨料與人造沙；使礦石中有用成分解離；為原料的下一步加工作準備或便于使用。 物料的破碎是許多行業(yè)(如冶金、礦山、建材、化工、陶瓷、筑路等)產品生產中不可缺少的工藝過程。由于物料的物理性質和結構差異很大,為適應各種物料的要求,破碎機的品種也是五花八門的。就金屬礦選礦而言, 破碎是選礦廠的首道工序,為了分離有用礦物,不但分為粗碎、中碎、細碎, 而且還要磨礦。因為磨礦是選礦廠的耗能大戶(約占全廠耗電的50%),為了節(jié)能和提高生產效率,所以提出了“多碎少磨”的技術原則。這使破碎機向細碎、粉碎和高效節(jié)能方向發(fā)展。另外隨著工業(yè)自動化的發(fā)展,破碎機也向自動化方向邁進(如國外產品已實現(xiàn)機電液一體化、連續(xù)檢測,并自動調節(jié)給料速率、排礦口尺寸及破碎力等)。隨著開采規(guī)模的擴大, 破碎機也在向大型化發(fā)展,如粗碎旋回破碎機的處理能力已達6000t/h。至于新原理和新方式的破碎(如電、熱破碎) 尚在研究試驗中,暫時還不能用于生產。對粗碎而言,目前還沒有研制出更新的設備以取代傳統(tǒng)的顎式破碎機和旋回式破碎機主要是利用現(xiàn)代技術,予以改進、完善和提高耐磨性,達到節(jié)能、高效、長壽的目的。細碎方面新機型更多些。總的來看,值得提出的有:顎式破碎機、圓錐破碎機、沖擊式破碎機和輥壓機。 顎式破碎機是一種最古老的破碎機，第一臺顎式破碎機是有美國人E.W.Blake發(fā)明的。但由于它的結構簡單，工作安全可靠，處理物體范圍大，很適宜破碎硬的物料，因此顎式破碎機在冶金，煤炭，化工，建材等工礦企業(yè)中被廣泛的應用，但是其破碎比小，破碎后的物料粒度不均勻，它是間歇工作，有空轉行程，但是對于物料的粗碎和中碎，卻是一種比較好的方法，所以在工礦企業(yè)中仍然被廣泛的應用。但是，復擺顎式破碎機也有它的缺點：非連續(xù)性破碎、效率較低,破碎比較小,給礦不均勻引起顎板磨損不均勻等。針對其缺點,各國都在以下幾方面加以改進:優(yōu)化結構與運動軌跡;改進破碎腔型,以增大破碎比, 提高破碎效率, 減少磨損, 降低能耗, 現(xiàn)已普遍應用高深破碎腔和較小嚙角; 改進了動顎懸掛方式和襯板的支承方式,改善了破碎機性能;顎板采用了新的耐磨材料, 降低了磨損消耗;提高了自動化水平(可自動調節(jié)、過載保護、自動潤滑等)。同時也出現(xiàn)了一些新的機型,如雙腔雙動顎式破碎機,其破碎比可達20～50,排料口調節(jié)方便,產量大;雙腔回轉破碎機,兼有顎式破碎機與圓錐破碎機的性能,其產量較同規(guī)格的顎式破碎機高50%還有篩分顎式破碎機,把篩分和破碎結合為一體,不僅可簡化工藝流程,且能及時將已達粒度要求的物料從破碎腔中排出,減輕了破碎機的堵塞和過粉碎,提高了生產能力,降低了能耗。 破碎機出口揚塵非常嚴重，從破碎機出來的塊狀和粉末狀物料直沖礦石輸送皮帶，部分物料飛濺或滾淌到地面上，地面堆積厚厚一層物料，部分粉狀物料飛揚在空中，給生產帶來了很大的不便。較多的粉塵而直接影響安全生產和員工的健康，因此要采用相應的防塵設施是破碎機一個重大而不可忽略的問題。 現(xiàn)代的設計應以人為本，面對服務對象，面對市場、面對循環(huán)經(jīng)濟、面對礦產資源利用的大趨勢，面對環(huán)保、搞全性能、全生命的設計。所以做好復擺顎式破碎機的設計，讓它更好的為生產服務，提高生產效率。 1.2 復擺顎式破碎機的特點 復擺顎式破碎機的機構屬于四桿機構中曲柄搖桿機構的應用，曲柄為主動件。顎式破碎機以結構簡單、性能可靠、維修方便在物料粉碎行業(yè)廣泛應用。 復擺顎式破碎機的動顎，是直接懸掛在偏心軸上的顎，是曲柄連桿機構，沒有單獨的連桿。由于動顎是由偏心軸的偏心直接帶動，所以活動顎板可同時做垂直和水平的復雜擺動，顎板上各點的擺動軌跡是由頂部的接近圓形連續(xù)變化到下部的橢圓形，越到下部的橢圓形越扁，動顎的水平行程則由下往上越來越大的變化著，因此對石塊不但能起壓碎、劈碎，還能起輾碎作用。由于偏心軸的轉向是逆時針方向，動顎上各點的運動方向都有利于促進排料，因此破碎效果好，破碎率較高、產品粒度均勻且多呈立方體。 復擺顎式破碎機和簡擺顎式破碎機相比較，復擺顎式破碎機的機器重量較輕，結構簡單，生產效率較高等優(yōu)點。但復擺顎式破碎機的顎板垂直行程大，石料對顎板的磨削作用嚴重，磨削較快，且能量消耗也大，工作時易產生較多的粉塵在工程上應用較為廣泛的是復擺顎式破碎機。國產的顎式破碎機數(shù)量最多的也是復擺顎式破碎機。復擺顎式破碎機主要由機架、顎板、側護板、主軸、飛輪、肘板和調整機構等組成。 機架即機座，實際上是個上下開口的四方斗，主要用作支承偏心軸和承受破碎物料的反作用力，因此要求具有足夠強度，一般采用鑄鋼整體鑄造，規(guī)格小的可用優(yōu)質鑄鐵代替。大型破碎機的機架由分段鑄成后再用螺栓裝配在一起，鑄造工藝較為復雜。自制的小型顎式破碎機可用40～50毫米厚的鋼板焊成，但其鋼度不如鑄鋼好。 顎板包括活動顎板和固定顎板，各與顎床組成活動顎和固定顎。顎板用楔形鐵塊和螺栓固定在顎床表面，保護顎床不受磨損。固定顎的顎床就是機架，活動顎的顎床懸掛在偏心軸上，由于它直接承受對石料的擠壓作用力，所以必需有足夠的強度和剛度活動顎床一般用鑄鐵或鑄鋼制造。顎板直接和石塊接觸，除承受擠壓和沖擊力外，尚與石塊強烈摩擦，因此要求用高強度且耐磨的材料制造。常用的是鑄錳鋼顎板，其鑄鋼含錳量為12～14%左右。若條件受限制時，可用白口鑄鐵代替，但容易磨損和折斷，使用壽命不長。為了有效地破碎石料，顎板表面常鑄成波浪形和牙形，其齒峰角度一般為90°～110°，齒高和齒距視出料粒度和產量要求而定。齒形高齒距小，則出料粒度小，產量低，動力消耗大。一般齒高和齒距之比為1/2～1/3之間。由于復擺式的特點造成顎板底部比上部磨損快，所以顎板往往做成上下對稱形狀，以便磨損后能倒置安裝，延長使用壽命。 顎式破碎機的優(yōu)點是生產率高，結構簡單可靠，破碎比較大（i一般為6～8），外形尺寸較小，零件檢查和更換較容易，操作維護簡便，不用較高技術水平的工人就可嫩能夠操作，應用范圍廣，與其他類型破碎機比較，不容易堵塞。因此工程中普遍采用它來破碎各種硬度92500公斤/厘米以下）的石料，常作粗碎和中碎設備。一般用于破碎極限抗壓強度不才超過2000公斤/厘米的石料時效果較好。其缺點是不宜破碎片狀石料，工作間歇、有空轉沖程，需要很大的擺動體，增加非生產能量的消耗，破碎可塑性和潮濕的物料時，容易堵塞出料口。由于工作時產生很大的慣性力，機體擺動大，工作不平穩(wěn)，沖擊，振動及噪音較大。因此須安裝在比機器自重大五倍以上的混凝圖基礎上，并須采取隔振措施。大型破碎機還應安裝在埋設于基礎上的剛梁上。 使用顎式破碎機時，必須注意由于機器是在工作條件惡劣情況下運轉的，除了必須嚴守操作規(guī)程和維修保養(yǎng)制度外，還必須及時發(fā)現(xiàn)并修復被磨損的零部件，這是提高機器作業(yè)的重要措施。 1.3 國內外顎式破碎機的發(fā)展及現(xiàn)狀 隨著工業(yè)自動化的發(fā)展,破碎機也向自動化方向邁進(如國外產品已實現(xiàn)機電液一體化、連續(xù)檢測,并自動調節(jié)給料速率、排礦口尺寸及破碎力等)。隨著開采規(guī)模的擴大,破碎機也在向大型化發(fā)展,如粗碎旋回破碎機的處理能力已達6000t/h。至于新原理和新方式的破碎(如電、熱破碎)尚在研究試驗中,暫時還不能用于生產。對粗碎而言,目前還沒有研制出更新的設備以取代傳統(tǒng)的顎式破碎機和旋回式破碎機,主要是利用現(xiàn)代技術,予以改進、完善和提高耐磨性,達到節(jié)能、高效、長壽的目的。細碎方面新機型更多些?？偟膩砜?值得提出的有:顎式破碎機、圓錐破碎機、沖擊式破碎機和輥壓機。而應用最廣泛的就是顎式破碎機。 顎式破碎機是由美國人布雷克發(fā)明的。自第一臺顎式破碎機問世以來，至今已有140余年的歷史。在此過程中，其結構得到不斷地完善。由于顎式破碎機結構簡單、制造容易、工作可靠、使用維修方便等優(yōu)點，所以在冶金、礦山、建材、化工、煤炭等行業(yè)使用非常廣泛。為了改善顎式破碎機性能和提高工作效率，國內外曾研制過各種異型顎式破碎機。早年，德國和前蘇聯(lián)都曾研制過液壓驅動的顎式破碎機。其特點是提高動顎擺動次數(shù)借以增加產量，同時能實現(xiàn)液壓調整排料口、液壓過載保護以及能負荷啟動。原西德制造過沖擊式顎式破碎機，而原蘇聯(lián)也制造了振動顎式破碎機（也叫慣性顎式破碎機）。它們都靠動顎振動沖擊破碎物料，借以提高破碎機性能。前者國內曾經(jīng)試制過，由于某些原因沒能繼續(xù)研制。原東德曾制造過一種簡擺雙腔顎式破碎機，美國生產過復擺雙腔顎式破碎機。國內北京某設計院以及湖南某大學都曾與工廠合作研制了雙腔顎式破碎機。其特點是使間歇工作變成連續(xù)工作，借以提高破碎機工作效率。 安徽某設計院曾發(fā)明一種雙腔雙動顎復擺顎式破碎機。它除了提高工作效率，同時又能降低破碎機負荷，使機重減輕很多。 原蘇聯(lián)早年曾制造一種雙動顎顎式破碎機。國內遼寧某學院與礦山合作開發(fā)了雙動顎顎式破碎機。這種破碎機就是將原來兩個破碎機去掉前墻對置后而成。為了兩動顎同步運轉，在偏心軸一端增設一對開式齒輪。由于它的結構太復雜，近年又研制一種單軸倒懸掛的雙動顎破碎機。國內上海某學院曾研制過此種顎式破碎機。這兩種破碎機的特點，其動顎同步運轉，使破碎機強制排料。這樣，靠提高轉數(shù)增加破碎機產量同時由于物料與動顎沒有相對運動，減少襯板磨損延長使用壽命。近來又研制了單動顎倒懸掛顎式破碎機。 早年，美國、英國、德國相繼生產了Kun-kan簡擺顎式破碎機。該機特點是，動顎懸掛高度很高并且前傾。連桿下行為工作行程、主軸承為半圓滑動顎軸承。山東招遠黃金機械廠曾引進了這種破碎機，并在此基礎上研制了34顎式破碎機。 國外制造過一種肘板向上放置的顎式破碎機。國內有幾家設計院和制造廠生產了這種破碎機。它的特點是靠增大傳動角改善動顎運動特性，提高破碎機性能。在國內該機有叫負支承、上斜式、上推式和上置式破碎機。筆者認為叫大傳動角（包括傾斜式）破碎機更合適。 美國鷹破碎機公司制造一種傾斜式顎式破碎機。其傳動角大約70度以上。它的最大特點是低矮，最適于井下或移動式破碎機上工作。北京礦冶研究總院與某廠合作生產了幾個規(guī)格的這種破碎機，其中最大為9001200 顎式破碎機。 國內山西某煤礦引進德國 WB8/26 顎式破碎機。該機置于皮帶機上方，借助曲柄連桿機構驅動動顎壓碎煤塊。實踐證明使用效果較好。 20世紀80年代以來,我國顎式破碎機的研制工作與改進工作取得了一定的成果。北京礦冶研究總院的破碎機專家王宏勛教授和他的學生丁培洪碩士引用了“動態(tài)嚙角”的概念,開發(fā)出GXPE系列深腔顎式破碎機,當時在國內引起了一定程度的轟動。該機與同種規(guī)格的破碎機相比,在相同工況條件下,處理能力可提高,齒板壽命可提高1~2倍。該機采用負支撐零懸掛,具有雙曲面腔型。 以上各項異型破碎機的研制都取得了一定的效果并對國內破碎機行業(yè)的發(fā)展起到了一定的推動和促進作用。但是，都沒能得到大面積推廣使用。國內絕大多數(shù)制造廠生產的和現(xiàn)場使用的都還是傳統(tǒng)復擺顎式破碎機。就近兩年國外機械設備展覽會上展出的顎式破碎機來看，也都是傳統(tǒng)顎式破碎機，沒有異型顎式破碎機出現(xiàn)。 國內各廠家所制造的顎式破碎機技術水平相差很懸殊，有少數(shù)廠家的產品基本接近世界先進水平，而大多數(shù)廠家的產品與世界先進水平相比差距較大。 綜上所述，改善國內顎式破碎機落后的狀況，全面提高顎式破碎機技術水平，趕上世界先進水平，創(chuàng)造世界品牌的顎式破碎機是當務之急 第2章 總體設計 2.1 復擺顎式破碎機的基本結構 本次畢業(yè)設計的復擺顎式破碎機主要由機架、動顎、偏心軸、顎板、襯板等零部件組成。電動機通過三角皮帶傳動偏心軸，使動顎按照已調整好的軌跡運動，從而將破碎腔內的物料予以破碎。 復擺顎式破碎機的結構如圖2-1所示，其主要部件 為： 圖2-1 1-定顎 2-進料口 3-動顎 4-軸板 5-軸板墊 6-調整座 7-復位彈簧 8-調整楔塊 9-飛輪 10-偏心軸 11-機架 12-軸承端蓋 13-皮帶輪 （1）機架和支撐裝置 機架由兩個縱向側壁和兩個橫向側壁組成的剛性框架，機架在工作中承受很大的沖擊載荷，要求具有足夠的強度和剛度，中小型一般用鑄鐵整體鑄造，大于的顎式破碎機可采用組合型機架形式。隨著焊接工藝的發(fā)展，機架也逐步采用鋼板焊接結構。 破碎機的支撐裝置主要用于支撐偏心軸和懸掛軸，使他們固定在機架上，支撐裝置采用滾動軸承，這不僅可減小摩擦損失，且維修簡單，具有潤滑條件好和不易漏油等優(yōu)點。 （2）破碎部件 破碎部件是動顎和定顎，兩者有顎床和襯板組成，動顎直接承受物料的破碎力，要有足夠的強度，且要求輕便，以減少往復擺動時所引起的慣性力。因此，動顎應用優(yōu)質破碎鋼鑄成，大型的破碎機一般用鑄鐵鑄成空心的箱形體，小型的則做成肋條結構。襯板是用螺栓固定在板床表面上，期間常墊有塑形材料，以保持襯板與顎床緊密結合。為了有效地破碎物料，襯板的表面常鑄成波浪形和三角形。襯板通常下部磨損較快，為了延長使用壽命，做成上下對稱，下部磨損后可調換使用。 （3）傳動機構 偏心軸是顎式破碎機的主軸，是帶動連桿或動顎做往復運動的主要部件，通常采用合金鋼制造。懸掛軸采用合金鋼或優(yōu)質碳素鋼制造。偏心軸的偏心部分懸掛連桿，其兩端分別裝有飛輪和膠帶輪，膠帶輪初起傳動作用外還兼飛輪的作用。主軸的動力通過連桿，推力板傳遞給活動顎板，推力板是連接連桿，動顎，和機架的中間連接機構，他起著傳遞連桿作用力的作用，推力板工作時承受壓力作用，通常用鑄鐵鑄成整體的。 （4）拉緊裝置 有拉桿、彈簧及調節(jié)螺母等零件組成。拉桿的一端鉸接在動顎底部的耳環(huán)上，另一端穿過機架壁，用彈簧及螺母張緊。 （5）調節(jié)裝置 為了得到所需要的產品粒度，顎式破碎機都有出料口調整裝置，大、中型破碎機出料口寬度是有使用不同長度的推力板來調整的；通過在機架后壁與頂座之間墊上不同厚度的墊片來補償顎板的磨損。小型的破碎機通常采用楔鐵調整法。 （6）保險裝置 為保護活動顎板，機架，偏心軸等大型貴重部件免受損壞，一般設有安全裝置。當破碎機負荷過大時，推力板或其螺栓斷裂，活動顎板停止擺動。 （7）潤滑裝置 顎式破碎機的偏心軸通常采用潤滑集中循環(huán)潤滑。懸掛軸和推力板的支撐面通常采用潤滑脂用手動潤滑油槍供油。 2.2 復擺顎式破碎機的工作原理 本次的設計是典型的復擺顎式破碎機。顎式破碎機是典型的曲柄搖桿機構，其機構簡圖如圖2-2所示： 圖2-2 復擺顎式破碎機的機構簡圖 圖2-2四桿機構中AB曲柄為破碎機偏心軸，BD 連桿為破碎機動顎，CD搖桿為破碎機肘板，EF為破碎機定顎。 由圖2-2可計算出復擺顎式破碎機的自由度為 該破碎機的工作原理是：用速度波動較小帶傳動把扭矩傳遞到偏心軸AB，偏心軸AB在帶輪的驅動下周期性的轉動，偏心軸AB通過一個大強度的圓柱轉子軸承頂著動顎BD相對定顎EF做周期性往復運動。當動顎BD向左擺動時，位于動顎BD和定顎EF之間的物料在超過了其抗壓強度的壓力下被破碎，而破碎機的高速運轉為多次破碎提供了條件；當動顎BD擺離定顎EF時，已破碎的物料在重力的作用下經(jīng)顎腔下部的出料口自由卸出，喂入進料口的物料也隨之下落至破碎腔內，粉碎和卸料交替進行。 物料在經(jīng)過多次破碎和料層的一系列變化后被極大的細化，為了保證破碎機不會因物料擠壓而被頂死，在偏心軸的兩端各安裝了一個大帶輪，以及一個具有相當大轉動慣量的飛輪，它可以隨時儲存能量，在負載較大時會自動釋放，保證了破碎機工作的平穩(wěn)性。此外，可通過調整動顎后的楔鐵來改變破碎機排料口的尺寸，以及出料口的擺幅，從而得到我們所需要的產品顆粒。通過變頻調速器我們可以隨意調節(jié)以至得到我們想要得轉速，來達到我們的生產效率。 第3章 主要參數(shù)的確定 3.1.已知參數(shù) 1、進料口尺寸：1200×1600mm； 2、最大進料粒度：1100mm； 3、處理能力：400-800t/h； 4 出料粒度：300-400mm； 5 電機功率：132kw； 3.2.部分結構參數(shù)的確定 此設計方案的成功與否，其關鍵在于四連桿機構的形式，應對顎式破碎機的四連桿機構進行優(yōu)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。 1、 破碎比i 2、 排料口寬度e 設計任務書所給參數(shù)為：進料口寬度，進料口長度。 選 3 嚙角 破碎機動顎板和固定顎板之間的夾角叫嚙角，嚙角是設計破碎機的一個主要參數(shù)，嚙角與破碎腔高度、生產率都成反比。從提高生產率觀點，希望有較小的嚙角。從降低破碎腔高度觀點，希望有較大的嚙角。設計破碎腔力求高度小而生產率高，從而兩者發(fā)生矛盾，這就需要找到一個最佳的設計方案。 對普通的破碎腔嚙角進行分析，如圖示1-1所示。顎板上的壓碎力和的作用方向垂直于顎板表面，而摩擦力和則平行于顎板表面，為顎板與物料間的摩擦系數(shù)，忽略自重，并把它看作為分離體，則物料不上滑的條件為： （1-1） 解式（1-1），并經(jīng)簡化和整理得： （1-2） 將(為摩擦角)代入式（1-2），經(jīng)簡化得： （1-3） 顎式破碎機的嚙角一般在范圍內。正確地選擇嚙角對于提高破碎機的破碎效率具有很大的意義，減小嚙角，可使破碎機的生產率增加，但會引起破碎比的減少；增大嚙角，雖可增加破碎比，但同時又減少生產率。因此，選擇嚙角時，應該全面考慮。在這里取 圖1-1 嚙角示意及物料受力分析 4 破碎腔高度H 破碎腔的高度越高破碎時間就越長，相應的物料的破碎就越徹底。在嚙角一定的情況下，破碎腔的高度由所要求的破碎比而定，通常，破碎腔的高度由下式確定，即 選 5 動鄂行程 動鄂水平行程對破碎機生產功率和破碎力都有影響。排料口水平行程較小時，會降低生產率，但又不能太大，否則，在排料口處的物料，由于過壓實現(xiàn)象而使破碎力急劇增大，導致過載而機件損壞。 動鄂下部的擺動行程不得大于排礦口寬度的倍，即：，根據(jù)經(jīng)驗公式,中小型破碎機：，大型破碎機：取 6 偏心距 動顎板擺動行程確定后，偏心軸的偏心距r可以根據(jù)初步擬定的構件尺寸利用繪制機構圖的方法確定。通常，對于簡擺顎式破碎機，,對于復擺式顎碎機，。（建材機械工程手冊 武漢工業(yè)大學出版社 P15） 取。 7 連桿長度與動鄂長度 在曲柄搖桿機構中，當曲柄做等速回轉時，搖桿來回擺動的速度不同，具有急回運動的特征。連桿越短，即/值越大，這種不對稱現(xiàn)象就越顯著。曲柄（偏心軸）的轉數(shù)是根據(jù)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。通常，對于大型復擺顎式破碎機, 選 選 8 動鄂軸承中心距給礦口平面的高度h 為了保證在破碎腔的上部產生足夠的破碎力來破碎大塊礦石，因而在給礦口處，動顎必須有一定的擺動行程，為此，動顎的軸承中心距給礦口平面的高度：對于復擺顎式破碎機，h≤0.1L,式中L為動顎長度。（新型破碎機設計實用手冊 北方工業(yè)出版社 P1182） 選 9 推力板長度K 當動顎的擺動行程s和偏心距r確定以后，在選取推力板長度時，復擺顎式破碎機的推力板長度可參考下式： ，取 3.3 工作參數(shù)的確定 1 主軸轉速計算 顎式破碎機的偏心軸轉一圈，動顎往復擺動一次，前半圈為破碎物料，后半圈為卸出物料。當動顎后退時，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，轉速過高或過低都會使生產能力不能達到最大值。所以，使破碎機獲得最高生產率的偏心軸轉速n為： 實際上，動顎在空轉行程的初期，物料因彈性形變仍處于壓緊狀態(tài)，不能立即下落，故偏心軸的轉速應比上式的值低，選 2 破碎機生產率計算 生產率是指在一定的給料粒度和排料粒度條件下，單位時間內破碎機所處理物料量（Kg/h或m3/h）。 取 3.4 電動機的選擇 電機的選擇一般是由用途、主要性能以及結構特點來決定的。因選用的是破碎機的電機，該電機應適用于灰塵多、土揚水濺的場合。查閱了《機械手冊》后選用了Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機。 Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機效率高，耗電少，性能好，噪音低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便，為B級絕緣。結構為全封閉、自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電動機內部。 顎式破碎機需要的功率，可按體積假說或破碎物料時所需要的破碎力來推算。設破碎機工作時整個顎腔內充滿物料，且沿顎腔長度L方向成平行圓柱排列。 破碎機功率： 式中 L——顎口的長度（m） H——顎腔的高度（m） r——偏心軸的偏心距（m） n——偏心軸轉速（） 所以實際配用電機功率選。查找手冊選用了型號為Y355M2-8的三相異步電動機,各項技術數(shù)據(jù)如表1所示： 電動機 型號 額定功率KW 滿載轉數(shù) r/min 堵轉轉矩 最大轉矩 Y355M2-8 132 740 1.3 2.0 3.5 四連桿機構各桿長度的確定 已知偏心距即，連桿長度即，推力板長度即搖桿行程，搖桿行程ψ取7°，行程速比系數(shù)K取1.018，機架位置角γ取125°，如圖3-1。通過曲柄搖桿機構設計軟件可得出： 四連桿機構圖 以上所求結果均符合要求，因此可以選取作為復擺顎式破碎機的四連桿機構標準。 3.6 破碎力計算 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(jù)。由于破碎力分布以及其合力大小，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(shù)據(jù)統(tǒng)計分析，再通過理論推導，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(guī)律并有較大的計算準確度，因而具有較大的應用價值。因此，作用在動鄂上的最大破碎力可按下式計算： 式中： ——襯板單位面積上的平均壓力，一般取 ——破碎腔的長度和高度（單位：cm） 最大破碎力都是垂直作用于固定顎和動顎上，其作用點的位置根據(jù)試驗測定，復擺顎式破碎機的最大破碎力多發(fā)生在破碎腔高度的0.35～0.65處。 3.7 各部件受力分析 復擺顎式破碎機的受力示意圖3-3所示： 由圖可以得出下列關系式： 式中 。 圖3-3復擺顎式破碎機各部件受力的圖解法 鄂式破碎機在工作過程中，破碎機的工作過程是比較復雜的。但一般是動鄂零件開始向下逐漸增大，到動鄂懸掛中心以下占動鄂長的2/3處（復擺），為最大，再像下逐漸減到末端為零。所以 可得： 第4章 傳動裝置的設計 4.1 帶輪的設計 顎式破碎機在工作時，所受載荷變化很大，有沖擊載荷和脈動循環(huán)；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(huán)境惡劣。對傳動系數(shù)折磨損較大，所以在本設計中選用帶傳動方式。其優(yōu)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(wěn)，保護電機；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。帶傳動的結構簡單、制造、安裝精度要求不高，使用維護方便，因此在本次設計中我依然采用的是帶傳動。 已知電動機為Y355M2-8，額定功率P=132Kw，轉速=740r/min，破碎機的轉速為=180r/min。 1、確定計算功率 計算功率是根據(jù)傳遞功率P和帶的工作條件而確定的， 式中： ——計算功率，kw； ——工作情況系數(shù)，見表8-7《機械設計》； ——所傳遞的額定功率，如電動機的額定功率或名義的負載功率，KW。 查表得工礦系數(shù) 2、選定普通V帶帶型 根據(jù)和， 確定帶型為：D型。 3、計算傳動比 式中： n1——小帶輪轉速； n2——大帶輪轉速。 4、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v 1）初選小帶輪基準直徑 在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致V帶根數(shù)的增加。這樣不僅增大了帶輪的寬度，而且也增大了載荷在V帶之間分配的不均勻性。另外，帶輪直徑的減小，增加了帶的彎曲應力。為了避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。一般情況下，應保證。 根據(jù)V帶的帶型，參考《機械設計》表8-6和表8-8確定小帶輪的基準直徑=355。 2）驗算帶速v 在范圍內 故帶速合適。 3）計算大帶輪基準直徑 取 5、確定V帶的中心距a和基準長度 1）初定中心距 中心距大，可以增加帶輪的包角，減少單位時間內帶的循環(huán)次數(shù)，有利于提高帶的壽命，但過大則降低穩(wěn)定性，增大尺寸，過小則有相反的利弊，一般初選為： 初步確定中心距為。 2）計算帶所需的基準長度 查表選取基準長度： 3）計算實際中心距 6.小帶輪包角 小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角，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(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應使 因此，主動輪上的包角合適 7.計算帶的根數(shù)z 1)單根帶的額定功率 根據(jù)和，查表通過差值法得：D型帶 。 考慮傳動比的影響，額定功率的增量，查表并通過插值法計算得： 2）確定V帶的根數(shù) 查表得： 查表得： 因一般不超過8根，取。 8.單根V帶的預緊力 由表查得 9. 計算壓軸力 10.帶輪的結構設計 大帶輪和小帶輪直徑分別為1800mm和355mm，厚度均為265mm，其直徑均大于300mm，因此采用輪輻式結構。小帶輪孔徑由電動機軸直徑確定為80mm；大帶輪孔徑取170mm。大帶輪的結構設計采用孔板式。 大帶輪的工作圖如圖4-1所示： 圖4-1 大帶輪結構示意圖 4.2 飛輪的設計 顎式破碎機是一種間歇工作的機械，工作行程破碎物料而空行程只是克服機構中的有害阻力，因而造成了機器轉動速度的波動及電動機的負荷不均勻。為使破碎機工作平穩(wěn)，轉速波動小，電動機負荷均勻，在偏心軸的兩端裝上了飛輪?？招谐痰臅r候它儲存能量，而工作行程時，飛輪放出能量。 大三角帶輪即是傳動件也是飛輪，所以現(xiàn)在我們設計的是偏心軸另一端的飛輪。 設破碎機在空行程期間內的功率消耗為，在壓碎物料期間內的功率消耗為。電動機額定功率為 ，并且。 在期間，多余的功率使飛輪角速度從增加到；在期間，功率不足，使飛輪角速度從減少到，同時飛輪放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎機的破碎效率。由此，可得能量平衡方程式： 或 式中——飛輪的轉動慣量 （）； ——飛輪平均角速度 （ ）； ——速度不均悉數(shù)， 。 飛輪儲存的能量為： 考慮摩擦損失的機械效率為： 代入公式后，得飛輪所需要的轉動慣量： 機械效率，取值為0.85。對于復擺破碎機， 。對大型破碎機，取=0.03～0.05，此處取0.04。角速度根據(jù)實驗轉速n求得，，而且已知。將這些數(shù)據(jù)代入公式求得： 飛輪的外徑應與大帶輪的外徑相當，選取飛輪的外徑為D=1800mm，選取飛輪的內徑為d=170mm，則飛輪的質量m為： 則飛輪的寬度B為： 飛輪的具體幾何尺寸，參考了普通飛輪的設計結構，并將之簡化，在保證了飛輪可以正常工作的前提下，盡量減輕飛輪的質量，優(yōu)化結構，盡量使之整體化和減少加工費用。與普通的飛輪的設計不同的是，這個飛輪可以通過加配重的方式，來進行轉動慣量的調節(jié)。 4.3 偏心軸的設計 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(jù)預先擬定的結構方案，確定一組直徑，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(jīng)濟效益最好，發(fā)求得技術上先進，經(jīng)濟上合理。 1、偏心軸的材料選用45號鋼 2、軸傳遞的功率 查表的V帶的傳動效率為0.92～0.97現(xiàn)η=0.95 軸傳遞的功率為： 3、偏心軸的轉速為160r/min 4、初步確定軸的最小直徑 (參考：機械設計) 式中： A0：與軸材料有關的系數(shù)其值可查表15-3取A0=125 P：軸傳遞的功率 n：軸的轉速 考慮到軸上鍵槽會消弱軸的強度，若為單鍵，則應將上述計算值增大5%左右；若為雙鍵，應將上述計算值增大10%左右。該設計軸為單鍵所以將上述計算的增大5%，得 最小直徑段的軸與帶輪相配合，帶輪孔徑為170mm>121.01mm符合要求，因此選取軸的最小直徑170mm。 5、 確定軸的各段尺寸 圖4-2 偏心軸 由圖4-2的基本結構初步確定軸的尺寸由圖可知其軸承安裝在L3，L4,L6，L7上，軸承與其直接配合，所以知其尺寸由軸承決定;從左到右把偏心軸分為九段 D1=170mm L1=360mm D2=180mm L2=25mm L3為傾斜面此處安裝軸承,選取和此處的軸承有關，查取《滾動軸承應用手冊》選擇調心滾子軸承 軸承型號為23244C d=220mm D=400mm B=144mm 故L3=144mm D3=220mm L4段安裝動顎軸承 此段選取軸承型號為23256C d=280mm D=500mm B=176mm 故L4>176mm，取L4=250mm,D4=280mm D5=300mm L5=600mm 初步設定軸為對稱的所以右端和左端一樣 偏心軸總長L 5.偏心軸的強度校核 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，F(xiàn)2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4-3所示，并作出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖4-4。 圖4-3 軸受力示意圖 圖4-4 上為彎矩圖，下為扭矩圖 從軸的受力示意圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出動顎軸承中心所在截面為危險截面，計算出此截面處的彎矩M和扭矩T,按彎扭合成應力校核軸的強度。 支反力 F1=F2=-545000N，R1=R2=545000N 總彎矩 M=107365000N﹒mm 扭矩 T=6827586.21N﹒mm 軸的計算應力公式 軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 查《機械設計》表15-4得，代入數(shù)據(jù)得， ，選取軸的材料為45號鋼調制處理，查《機械設計》表15-1得。 <[σ-1],故安全。 4.4軸承的選擇與校核 1、選擇軸承 由軸徑和設計要求試選用23244C和23252C調心滾子軸承，查GB/T286—1964得,軸承的性能參數(shù)為:23244C： ,，極限轉速為(脂潤滑)，內徑為220mm,外徑400mm,寬度為144mm；23256C：，，極限轉速為(脂潤滑)，內徑為280mm,外徑500mm,寬度為176mm。 4.4.2求徑向載荷 Fr1=161.35KN Fr2=161.35KN 4.4.3計算軸承的軸向力 在本機的設計中，軸承在理論上是不受軸向力的，但實際應有力的作用，但很小，忽略不計； 4.4.4求軸承的當量動載荷 一般計算公式為 式中： X、Y分別為徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù) 對于只受純徑向載荷的軸承的當量動載荷: 查表13-6（機械設計）得： fp=1.8～3.0 取fp =2.0 代入上式可求得 P1=322.7KN P2=322.7KN 4.4.5計算軸承的壽命 由公式： (機械設計 此為滾子軸承，式中 滿足預期壽命。 4.5 鍵的校核 根據(jù)d=170mm從表6-1中查取鍵的截面尺寸：寬度b=32mm，高度h=18mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=200mm（比輪轂寬度小些）。 T——傳遞的轉矩（),； K——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度； l——鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵l=L-b,平頭平鍵 l=L,這里L為鍵的公稱長度；mm；b為鍵的寬 度，mm。 D——軸的直徑，mm。 —鍵，軸，輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，MPa。 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=200-32=168mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=9mm。 （機械設計 P106） 代入數(shù)據(jù)求得 滿足所需要求。 鍵的標記為32×200 GB/T 1096-2003 4.6 軸承座的設計 在本次設計中，因為結構的要求，采用了整體設計,將軸承座做成一個可裝軸承的空心階梯軸型結構,將和機體連接的部分做成法蘭,軸承用端蓋進行定位和約束,由于做的是一對,而且選用的是調心滾子軸承,對同心度的要求較高。具體的結構如圖4-3所示： 圖4-3 軸承座的設計 4.7 配重的選擇 與普通飛輪的設計不同的是，這個飛輪通過加配重的方式進行轉動慣量的調節(jié)。由于理論和實際應用之間是有差別的，而且所需轉動慣量的因素很多，如瞬時過載等，通過理論計算得到的數(shù)值會存在一定偏差，所以考慮在設備外加一個可調因素是必要的。 由于偏心軸的存在，如果不在飛輪上加配重，勢必會引起機器的振動，如果震動過度，甚至會引起重大安全事故的發(fā)生，因此，必須要在帶輪和飛輪上適當?shù)奈恢眉优渲匾詼p小振動。 配重的大小及固定位置應參考機械原理中關于動平衡的介紹選取。 動平衡的原理為：質量分布在不同的回轉面內的回轉件，它的不平衡都可以認為是在兩個任意選取的回轉面內各有一個不平衡質量產生的，為達到完全平衡，必須分別在上述兩個回轉面內各加上適當?shù)钠胶赓|量。在本設計中，偏心軸所轉動引起的不平衡可以用帶輪和飛輪上的配重加以平衡。所用的公式為： 上式中，質分別為所選的兩回轉面內所加的配重，為它們的質心對應的回轉半徑；分別為兩回轉面內原來的不平衡質量，r、r'為它們對應的回轉半徑，再由帶輪和飛輪的尺寸為配重選擇一個合適的回轉半徑，由此可以固定所加配重的質量。解得所加配重大小為，由于帶輪和飛輪均為輪輻式結構，故將配重裝于輪緣側面，用螺栓固定或鑄造出然后加工。具體尺寸見飛輪和帶輪。 4.8 外形尺寸的設計 整體外形尺寸的設計要參考四桿機構和動顎的尺寸等前面所得到的計算結果進行確定，由前面的計算得知，外形尺寸初步確定如下： 圖4-4 整體尺寸確定簡圖 上圖中： A:機架的前后長度2870 B：整體寬度2720 C：整機高度2980 D：軸承中心到地面的定位尺寸2055 E：機架高度2000 F：軸承中心到機架前端的定位尺寸2050 G：機架厚度300 H：定顎厚度 150