復擺式顎式破碎機設計

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1、. 1 緒論 1 選題背景 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(chǎn)品生產(chǎn)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(chǎn)效率,所以提

2、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(chǎn)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(chǎn)。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

3、式破碎機和輥壓機。 在破碎機類型中，應用最廣泛的就是顎式破碎機。礦產(chǎn)的開采和破碎的環(huán)境惡劣需要破碎機的性能對環(huán)境的適應性強，維修方便，運輸容易。在現(xiàn)代設計中應以人為本、保護環(huán)境、提高產(chǎn)品性能。促進機械行業(yè)科技的發(fā)展。在破碎機中，我選擇了復擺顎式破碎機。復擺顎式破碎機的原理很簡單工作可靠。因此，被廣泛在采礦業(yè)中使用，在超過150年的歷史，這臺機器的結構不斷改善。 在此次設計中，我選用復擺式顎式破碎機。主要研究并分析其主要的零部件和主要參數(shù)，完成設計任務。 機架是基礎，實際上是一個下端開口的方形桶，主要用于支撐偏心軸和軸承的破碎物料的反作用力，因此要求有足夠的強度，一般采用整體鑄鋼鑄造，小規(guī)

4、模的可選用優(yōu)質鑄鐵。大型破碎機機架由型材組成，然后用螺栓連接在一起，鑄造過程更為復雜。國產(chǎn)小型顎式破碎機可焊接40～50毫米厚鋼板，但其鋼性能不如鑄鋼。 顎板包括活動顎板和固定顎板，顎板固定在床面上，用楔鐵鉗口和頜螺栓固定，防止磨損床。固定鉗口是一種固定在偏心軸上的活動床架，由于它直接承受石材的擠壓力，所以有足夠的強度和剛度的顎床一般采用鑄鐵或鋼制造。顎板與石材直接接觸，除沖擊力和沖擊力外，還與石材有強烈的摩擦，因此要求用高強度耐磨材料制成。錳鋼顎板常用，鑄鋼中錳含量約為12～14%。若條件有限，可改用白口鑄鐵，但易磨損斷裂，使用壽命不長。為了有效地粉碎石材，顎板的表面通常是鋸齒形和齒形。牙

5、齒的峰值角度一般為90到110度，齒高和節(jié)距取決于放電材料的大小和產(chǎn)量。齒形小，齒距小，放電量小，輸出功率低，功耗大。一般齒高與齒距的比值在1/2和1/3之間。由于復擺顎板的特性所造成的底磨損速度比上頜骨板快，所以常做成對稱的形狀，使磨損能夠延長倒裝裝置的使用壽命。 顎式破碎機的優(yōu)點是生產(chǎn)率高，結構簡單可靠，破碎力強（6 ~ 8），體積小，零件的檢查、更換容易，操作維護簡便，對工人技術水平不高可以招標操作中的廣泛應用，與其它類型的破碎機相比。堵塞是不容易的。因此，它在工程中被廣泛用于粉碎各種硬度低于92500公斤/厘米的石頭，通常用作粗破碎和破碎設備。一般用于破碎的極限抗壓強度不超過2000

6、公斤/厘米的石料，效果較好。其缺點是不碎石塊，工作間歇，空轉行程，需要大擺體，增加非生產(chǎn)能耗，破碎塑性和潮濕材料，容易堵塞出水口。由于工作產(chǎn)生很大的慣性力，身體擺動很大，工作不平穩(wěn)，沖擊、振動和噪聲。因此，它應該安裝在比機器自重大五倍以上的凝固圖上，必須采取隔振措施。大型破碎機也應安裝在基礎上的剛性梁上。 在使用破碎機時要考慮使用環(huán)境如果環(huán)境惡劣要加強保養(yǎng)和維護，以保證機器能夠正常運作避免發(fā)生事故。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。 運動簡圖 結構簡圖 圖1-1 復擺顎式破碎機運動軌跡示意圖 如圖所示，復擺式破碎機工作原理

7、是曲柄搖桿機構，動顎作搖桿作左右擺動，實現(xiàn)與定顎板擠壓礦石的動作。由圖可計算自由度： . v . 2 破碎機的要零件設計及選定 2.1 動顎 2.1.1 動顎的結構 動顎是支撐直接參與破碎的零件，物料與零件產(chǎn)生很大的碰撞擠壓載荷，所以要求它本身具有足夠的強度和剛度，其結構應該堅固耐用，它結構復雜，是破碎機中最重要的零件，動顎性能的好壞決定著破碎機的好壞，在我國動顎是鑄造而成，動顎有箱型和非箱型兩種。本設計采

8、用非箱型。 圖2-1 動顎結構剖視圖 2.1.2 動鄂的工作過程 復擺式破碎機動鄂結構如圖2-1所示，由圖2-1可看出動鄂為平面四桿機構中的工作機構，動鄂由曲柄做平面上的復雜運動，作靠近和離開定鄂板的復雜運動。形成一個空間式的破碎腔，物料在此過程中受到擠壓和破碎，待物料破碎到足以通過排料口時排出。 2.2 齒板 齒板是直接與礦石接觸的零件，它在動顎板之上是破碎機破碎礦料的“牙齒”，它強度和剛度的好壞直接影響著破碎物料的效率，如圖根據(jù)齒板橫斷面，a為三角形齒板，b為梯形齒板。齒板作為安裝在動鄂上的牙齒他的使用壽命非常重要，可從兩方面完成這個難題，一是從材質上提高它整體的性能。一般

9、首先考慮的是使用合金材料例如高錳耐磨鋼中的ZGMn13，它具有月受沖擊表面硬度就會越強，同時韌性還不會減少，火車車軌就是用的這種材料，也是使用最為普遍的一種材料。二是設計合理的結構形狀利用機械的原理提高它的性能。，如圖根據(jù)齒板橫斷面，a為三角形齒板，b為梯形齒板。本設計考慮材料和形狀結構采用三角形的耐磨鋼鑄造齒板，如圖2-2所示 圖2-2齒板 a）三角形 b）梯形 2.3 肘板 由于支架兩端的肘部表面是相同的圓柱形表面，當支架兩端的墊表面彼此平行時，支架將沿支架圓柱形表面的相同直徑作用并傳送襯墊表面的垂直方向機器操作過程中，移動鉗口的擺動角度小，使支架兩端的肘墊角度非常小，使

10、支架和肘墊可以保持機器運行之間的純滾動。 圖2-3 肘頭與肘墊形式 a）滾動性 b）滑動性 將彈簧拉桿螺母卸下，拆開擋在軸板前邊的彈簧拉緊裝置，用工具拴住動鄂板底部，然后手拉葫蘆鋼絲繩，使動鄂抬起、廢肘板會自動脫落，把舊肘板拆除，換上新肘板，再用繩將肘板拉入肘板座中，手放松的手葫蘆，觀察肘板和肘板坐的接觸情況，然后裝好拉緊裝置的各個零件，此時破碎機就可正常工作了，將工具拆除即可。 2.4 調整裝置 為保證破碎機鄂板排料口有調節(jié)排料多少的能力，所以設計調節(jié)裝置?，F(xiàn)有的顎式破碎機有各種調節(jié)裝置，它們總結為墊片調節(jié)裝置，液壓調節(jié)裝置和襯管調節(jié)裝置。本設計采用墊片調整裝置。 2.5

11、保險裝置 當破碎機落入過多物料時，機器出現(xiàn)過載狀況時會造成零部件的破壞，為防止重要的零件受此影響遭到破壞，所以采取過載保護裝置。軸板是結構簡單價格便宜的零件。所以它得到廣泛的應用，當肘板斷裂后，機器將停車無法正常工作將停機。如圖肘板的結構分為三種，本設計采用圖c中肘板，形狀如圖2-4所示： 圖2-4 肘板結構 2.6 機架結構 機架是安裝破碎機零部件的基礎，機架的剛度和強度對別的部件起著很重要的作用，機架剛度不夠容易變形，會出現(xiàn)安裝尺寸不協(xié)調，對整體機的零部件危害很大。機架有著結構簡單但制造復雜的特點。本次破碎機設計型號選擇中小型，所以本次采用鑄造機架，鑄造機剛性好，但不容易運輸。其

12、厚度為30-40mm 選用材料是高耐磨ZG270-500材料。本設計用鑄造機架如圖2-5所示。 圖2-5 機架 平儀測量，如果允許的允許X圍，偏心軸可以放在軸承上。然后接觸，然后檢查軸頸和軸承，如接觸情況不符合要求，還應進一步刮削。當軸最后加載時，在軸承和軸頸上加一些潤滑顎式破碎機安裝在混泥土基礎上，由于它是剛性作業(yè)整體機器會出現(xiàn)震動，破碎時噪音比較大。為克服這些不良因素應在機架和混凝土之間做一次特殊處理例如在混凝土和機架之間混合一層硬方木、橡膠或其他物質。機架安裝在底座上或木制座椅上的水平和垂直水平應符合要求，且腳板框架底座必須平整、均勻、穩(wěn)定。 在安裝之前，滑動軸承相匹配，然后放入

13、軸承座，以及平整度和同軸度偏差是由一個水油。 2.7 傳動件 偏心軸是破碎機傳力的主軸，強度高 耐磨性好，采用45號鋼調質處理，偏心軸配合飛輪，另一端裝飛輪上起著輸出行程轉速的能力。 2.8 飛輪 飛輪的作用是利用慣性原理儲存動能，再釋放動能。使機械工作負荷更加平滑，帶輪也起著飛輪的作用。 2.9 潤滑裝置 各個零部件的位置工作環(huán)境都不同，所需要的潤滑方式就會受到限制，一般位置會用油泵進行注射強行潤滑，有的需要人工手動油槍進行潤滑。 3 主要參數(shù)的設計計算 3.1 結構參數(shù)的計算 3.1.1 鉗角α 破碎機的動鄂板與定鄂板之間形成的夾角取名為鉗角。鉗角小效率就會

14、高，但是會相應的提高破碎腔的高度。反之，破碎腔的高度會降低，相應的生產(chǎn)效率也會下降。所以鉗角一般取值為： αmax≤2tan-1μ (3-1) 式中：μ—齒板與物料間的魔擦因數(shù) 根據(jù)我國國情 ，鉗角通常取理論值的65%，即： α=0.65αmax=18°~22° 在本設計中我選擇鉗角為20°。 3.1.2動顎水平行程SY 動鄂的水平行程的確定的合理會提高破碎的效率，將物料完全破碎，使被破碎的物料達到破碎要求。動顎在排料口處的水平行程為： SY≤（0.3~0.4）S min (3-2)

15、 式中: S min—最小排料口尺寸。SY =0.35×40=14mm 3.2破碎腔設計參數(shù)的計算 3.2.1破碎腔高度H 得知鉗角α數(shù)值，破碎腔的高度H（mm）由下式計算： H=（2.25~2.5）B (3-3) 本設計取H=935mm。 2.2.2偏心距e 在設計破碎機中的整個過程中偏心距是一個重要參數(shù)，它的大小對動鄂的行程有明顯的影響。通常對于復擺顎式破碎機 SY≈1.33e (3-4) 本設計采用e=10 3.2.2 動顎懸掛高度h 破碎機的懸掛高度

16、用h≤0.1L計算： h≤0.1L(3-5) 式中L—動顎長度，mm。本設計取h=190mm 3.2.3 偏心距e對連桿長度l的比值λ 中、小型顎式破碎機： ，l= (0.85～0.9)L （3-6） L為動顎長度，經(jīng)計算取L=800mm。 2.2.5肘板長度K 推力板長度與偏心距的關系為： Kmin=16.5e，Kmax=25e （3-7） 取K=230mm 式中：Kmin、Kmax——推力板長度的最小、最大值，m；e——偏心距，m。 3.2.4 傳動角β 傳動角的大小的確定關系著機構的傳動效率，在推力板數(shù)值一定的情況下，它的

17、數(shù)值大整個傳動的效率就會增大，但它受到偏心距的限制這就導致傳動角如果增大就會導致動鄂襯板上部水平形成偏大，造成不良的后果。傳動角取值X圍為: β =45°~55° 在此設計中我選擇β=50° 3.2.5 破碎腔形狀的確定 圖3-1 破碎腔的形狀 （a）直線型破碎腔 (b)曲線型破碎腔 破碎腔的形狀的設計有兩種如圖所示在圖3-1中，a為直線型破碎腔，b為曲線型破碎腔。兩個破碎室的形狀直接不同。b線性破碎室的彎曲破碎變成彎曲的形狀。 曲線如圖b所示。在連續(xù)水平面之間形成的梯度橫截面的體積從破碎室的中部逐漸增加，從而增加材料間的間隙，允許堵塞點移動一定距離，并且放料效果不被阻擋。本設

18、計采用圖b方案，曲線型破碎腔。 3.3顎式破碎機工作參數(shù)的設計計算 3.3.1偏心軸轉速n的設計計算 偏心軸的轉速可用經(jīng)驗公式確定： 對于進料口寬度B≤1.2m n=310﹣145B （3-8） 本設計B=400mm=0.4m<1.2m 所以 n=310﹣145×0.4=252 單位： 3.3.2 生產(chǎn)率的計算 本次生產(chǎn)效率的計算采用經(jīng)驗公式計算法，計算破碎機生產(chǎn)率Q（t/h）的經(jīng)驗公式為 Q=K1K2K3q0e （3-9） 式中 K1—物料可碎性系數(shù)，查表3-1； K2——度修正系數(shù)，K2=，為物料的堆密

19、度，t/m3; K3——修正系數(shù)，查表3-1； q0——排料口寬度的生產(chǎn)能力，t/(mm·h),查表3-3； e ——機排料口寬度，mm。 表3-1 物料可碎性系數(shù)K1 物料的普氏硬度系數(shù)f K1 物料的普氏硬度系數(shù)f K1 <1 1~5 5~15 1.3~1.4 1.15~1.25 1.0 16~20 >20 0.8~0.9 0.65~0.75 表3-2 粒度修正系數(shù)K3 給料最大粒度Dmax與給料口寬度B之比 0.85 0.6 0.4 粒度修正系數(shù)K3 1.0 1.1 1.2 表3-3顎式破碎機的q0值 破碎機規(guī)格（B×L）/mm

20、 250×400 400×600 600×900 900×1200 1200×1500 1500×2100 0.40 0.65 0.95~1.0 1.25~1.30 1.90 2.70 查表取K1=1 K2=1 K3=1 q0=0.65 由已知e=400mm 經(jīng)計算得Q=26 3.3.3 破碎力的計算 作用在顎板上的最大破碎力Fmax(N)的計算公式如下： Fmax=qHL （3-10） 式中H—破碎腔有效高度，m； L—破碎腔長度，m； q—襯板單位面積上的平均壓力，Pa

21、，取q=2.7MPa。經(jīng)計算得 Fmax=1539KN 3.4各個部件的受力分析 圖3-2 復擺式顎式破碎機受力圖 具體受力數(shù)據(jù)如下計算： （3-11） （3-12） （3-13） 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 a——動顎懸掛軸到破碎力作用點的距離 b——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(tài)時，推力板與連桿間的夾角，取=50° 顎式破碎機在工作過程中所做的功比較復雜，動顎懸掛軸到破碎力作用點的距離占動顎全長的2/3為最大。 而,取。 可得：

22、. v . 4 重要零件的設計和校核 4.1電動機的選擇 顎式破碎機工作環(huán)境惡劣，一般周圍環(huán)境灰塵多運作周期長通風不好這就要求電動機具有克制這些惡劣條件的能力。電動機已經(jīng)形成標準化的形式可直接根據(jù)需要選擇其型號。由上面計算得P=25.9KW，根據(jù)實際情況選擇電動機型號為Y250M—8，額定功率為P1=30KW，滿載轉速為n1=730r/min 4.2V帶傳動的設計 查表得工作情況系數(shù)，故 （4-1） 4.2

23、.1 確定V帶的帶型 根據(jù)、n1選用C型。 4.2.2 確定帶輪的基準直徑，并驗證帶速 ①初選小帶輪的基準直徑。取小帶輪的基準直徑。 ②驗算帶速。 （4-2） 因為，故帶速合適。 ③計算大帶輪的基準直徑。 （4-3） 根據(jù)表，圓整為 4.2.3 確定V帶的中心距和基準長度 ①根據(jù)式，初定中心距。 ②計算帶所需的基準長度 （4-4） = =4791mm 選帶的基準長度。 ③計算實際中心距。 （4-5） 考慮到安裝、調整和保持V帶X緊的需要，允許實際中心距a有

24、下列調整X圍： （4-6） 經(jīng)計算中心距的取值X圍為1530mm~1744mm 4.2.4 驗算小帶輪包角 （4-7） 4.2.5 確定V帶根數(shù)z ①計算單根V帶的額定功率。 由和，查表得。 根據(jù)，和C型帶， 得，于是 （4-8） ②計算V帶的根數(shù)z。 （4-9） 取6根 4.2.6 計算單根V帶的初拉力的最小值 查看機械手冊可得出得C型帶的單位長度質量，所以 （4-10） 應使帶的實際初拉力。 4.2.7 計算壓軸力 壓軸力的最小值為 （4-11） V帶傳動的主要參數(shù)

25、歸納于下表 表4-1 V帶傳動的主要參數(shù) 名稱 結果 名稱 結果 名稱 結果 帶型 C 傳動比 根數(shù) 6 小帶輪基準徑 基準長度 預緊力 大帶輪基準徑 中心距 壓軸力 4.3飛輪的設計 顎式破碎機的工作狀態(tài)具有間歇性，工作行程破碎物料中空行程的存在意義是克服機構中的有害阻力，使電動機負荷均勻，式破碎機工作平穩(wěn)轉動波動小。在破碎機兩端安裝飛輪空行程儲存能量工作時放出。在本次設計中一端安裝飛輪，另一端用帶輪代替飛輪。 飛輪重量G的計算公式: （4-12） 式中： P---電動機額定

26、功率； D---飛輪的直徑，米； ---考慮損失的機械效率，。復擺式顎式破碎機可取最高值。 n---主軸轉速； ---速度不均勻系數(shù)，對于小型的顎式破碎機可取。 代入數(shù)值得： 飛輪的實際質量約為理論質量的倍。所以 對于飛輪的厚度，采用經(jīng)驗公式 （4-13） 式中：Hf—輪轂至齒頂圓的厚度； —飛輪的密度； D—飛輪的直徑； __飛輪的厚度 經(jīng)計算Hf=150mm 4.4 推力板的設計 在這機器中它起著保護的作用。所以在設計的過程中要適當降低它的整體安全系數(shù)，在設計時我的取值X圍在百分之二十到三十之間。為削弱推力板的強度，做沿其寬度作通孔的方法來達到這個目的。中

27、其計算公式如下： （4-14） 式中：--沿推力板中心線方向作用的外力（Kg）； B--推力板的寬度(cm)； --推力板的厚度（cm）； --推力板的計算許用壓應力（）。 對于HT15-32及HT28-48，許用壓應力為。其。 取，得 圓整取。 推力板的尺寸為長度，厚度，寬度 4.5 偏心軸的設計 4.5.1 四連桿機構各桿長度的確定 已知偏心距是10即，連桿長度即，推力板長度即搖桿行程，由此可得出： 圖4-1 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。 4.5.2

28、和最小直徑估算 采用扭轉強度法來計算，即：，初算軸徑時，考慮到偏心軸和帶輪的連接（鍵連接）。鍵槽段的直徑應作增大的處理方式，兩個鍵槽時增大。取。 （4-15） 因最小直徑處安裝大帶輪，設有一個鍵槽，則： ，取為整數(shù)。 參考零件的工作環(huán)境，應適當改變偏心軸的直徑，故取。 4.5.3 偏心軸結構的設計 動顎處的軸徑有經(jīng)驗公式 （4-16） 式中P—破碎機電動機功率KW n—偏心軸每分鐘的轉速 .圖4-2偏心軸 由圖3-3的基本結構初步確定軸的尺寸由圖可知其軸承安裝在L4,L6上，在L4段和 L6段，軸承與其直接配合，所以知其尺寸由軸承決定; 從

29、左到右把偏心軸分為七段 D1=130mm L1=210mm D2=170mm L2=230mm D3=190mm L3=138mm L4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22238CA/W33 d=190mm D=340mm L6段安裝動顎軸承 此段選取軸承型號為NSK22334 d=170mm D=360mm B=120mm 故L6>104mm，取L6=120mm D7=200mm L7=756mm 初步設定軸為對稱的所以右端和左端一樣 偏心軸總長L 經(jīng)計算取 4.5.4 偏心軸強

30、度校核 圖4-3 偏心軸強度校核圖 如圖4-3所示可確定如下： 1.顎處安裝的軸承型號為22238CA軸承，經(jīng)計算可得 軸承離支點的距離 LCD≈340mm，軸承離支點的距離LAC=LBD≈200mm 2.計算軸上的作用力 兩軸承平均承擔著動顎上的破碎力，分別用Fc，F(xiàn)D來表示；機架軸承分別用RA，RB來表示。 3.計算軸上的彎矩，轉矩 從機械模型的軸線看，偏心軸不會在水平方向上受力，不會產(chǎn)生水平面的彎矩。因此，偏心軸只產(chǎn)生垂直平面的彎矩，如圖：C、D處的彎矩相等，即 （4-17） （4-18） 4.計算當量彎矩 折算

31、系數(shù)選取。 （4-19） （4-20） 5.校核軸的強度 進行校驗時，當檢查時，偏心軸承承受最大彎矩，扭矩部分是重要數(shù)據(jù)，它是移動顎軸承的強度。 （4-21） 所選軸的的材料為45號鋼，并進行淬火加調制處理，。因，故強度足夠。 4.6 軸承的選擇 顎式破碎機的連桿位于水平軸的偏心部分，由電機帶動帶輪通過顎式破碎機的基本原理來對材料進行破碎的顎式破碎機的連桿裝在水平軸的偏心部分上，動顎由曲柄搖桿機構驅動，以完成材料的破碎。軸承兩端的內軸承承受較大的破碎載荷。除了承受破碎載荷外，外載荷軸承還承擔飛輪的重量和驅動輪產(chǎn)生的

32、周向載荷。由于載荷和工作條件的不同，選擇的穩(wěn)定性較高的調心滾子軸承。 對于內軸承的選擇可查《機械設計手冊》選定基本型號為22238CA/W33。其基本尺寸為外徑340mm，內徑190mm,寬度92mm，極限轉速為1000r/min（脂潤滑）。基本額定載荷C=1850KN，這個型號對動顎的破碎力、V型帶的壓軸力、偏心軸的自重力和帶輪、飛輪的慣性力的合力都符合它的要求。 對于外裝軸承，靠近帶輪一側的要承受V帶施加的壓軸力的作用，對于外裝軸承的確定，應考慮此壓軸力。初選型號為NSK22334，其基本尺寸及系數(shù)為：內徑d=170mm，外徑為D=360mm，寬度B=120mm；基本額定載荷1210K

33、N，完全可以提供破碎力；極限轉速900r/min（脂潤滑）。 2、軸承的當量動載荷 一般計算公式為 式中： —性質系數(shù)，查表取為2.0； —軸承承受的徑向載荷，由先前的計算知 ； —軸承承受的軸向載荷，由于在本機的設計中，軸承在理論上是不受軸向力的且實際很小可忽略不計； —徑向載荷系數(shù)，查表可得為1； — 軸向載荷系數(shù)，查表可得為0.3。 對于只受純徑向載荷的軸承的當量動載荷： 3、計算軸承的壽命 由公式 此為滾子軸承，式中 ， （4-22） （4-23） 故滿足預期壽命

34、。 因此，選用22238CA/W33和NSK22334調心滾子軸承能夠很好的滿足要求。 4.7 配重的選擇 與普通的飛輪設計不同的是，飛輪通過配重來調節(jié)轉動慣量。由于理論與實際應用存在差異，許多因素和所需的慣性，如瞬時過載，通過理論計算得出，都會有偏差，因此考慮設備加上可調因素是必要的。 由于偏心軸，如果重量不在飛輪上，就會使機器振動，如果振動過大，甚至造成重大事故，因此，必須在皮帶輪和飛輪位置上配重以減少振動。 4.8 外形尺寸的設計 復擺式顎式破碎機整體尺寸參考其基本原理和設計的各個部件的尺寸等前面得到的尺寸和結果進行尺寸對比和確認得出外形尺寸如下: 圖4-4 整體尺寸確定簡圖 上圖中： A:機架的前后長度1700 B：整機高度1652 C：機架厚度1732 D：機架寬度1120 以上尺寸單位均為毫米。 . v