復擺式顎式破碎機Word版

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1、如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 目 錄 目 錄 1 摘　　要 4 前 言 5 1 復擺式顎式破碎機的使用與測試 6 1.1顎式破碎機的安裝與運轉 6 1.1.1 顎式破碎機的安裝 6 1.1.2 復擺顎式破碎機工作原理 7 1.2主要零部件的結構分析 8 1.2.1 動顎 8 1.2.2 襯板 8 1.2.3 推力板 9 1.2.4 調整裝置 10 1.2.5 飛輪 10 1.2.6 機架結構 10 1.2.7 密封及潤滑系統(tǒng) 11 2 顎式破碎機結構參數(shù)的選擇與計算 12 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 2.1

2、顎式破碎機結構參數(shù)的選擇與計算 12 2.1.1 給礦口寬度 12 2.1.2 給礦口長度 12 2.1.3 公稱排料口尺寸b 13 2.1.4 鉗角α與排料層平均鉗角αL 13 2.1.5 動顎擺動行程s 13 2.1.6主軸轉數(shù)n 14 2.2 主要構件尺寸的確定 15 2.2.1 破碎腔高度H 15 2.2.2 曲柄偏心距（或曲柄半徑）l1 16 2.2.3 連桿長度l2 16 2.2.4 懸掛高度h0 16 2.2.5 傳動角 16 2.2.6 連桿傾角α′ 17 2.2.7 推力板長度和推力板擺角 17 2.3 工作參數(shù)的計算 18 2.3.1 主軸轉

3、數(shù) 18 2.3.2 電動機的功率 18 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 2.3.3 電動機的轉速 18 2.4 帶傳動的設計 19 2.4.1 概述 19 2.4.2 傳動帶的設計 19 2.4.3確定計算功率 19 2.4.4 選擇帶型 20 2.4.5 確定帶輪的基準直徑 20 2.4.6 確定中心距a和帶的基準長度Ld 20 2.4.7 確定皮帶根數(shù)Z 21 2.4.8 確定帶的預緊力F0 22 2.4.9 計算V帶作用在軸上的力（簡稱軸壓力）Fp 22 2.4.10 帶輪的結構設計 22 2.6 動顎板結構設計 24 2.6.1 動顎設

4、計 24 2.6.2 齒板設計 25 2.8 滾動軸承的選擇 26 3 顎式破碎機使用維護 27 3.1 潤滑 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 3.2 維修 28 3.3 破碎機的故障分析與排除 28 結束語 29 致 謝 30 參考文獻 31 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 摘　　要 國內使用的顎式破碎機類型很多,但常見的還是傳統(tǒng)的復擺顎式破碎機。復擺顎式破碎機的出現(xiàn)已有140多年的歷史,

5、經(jīng)過人們長期的實踐和不斷完善與改進,其結構型式和機構參數(shù)日臻合理, 結構簡單、制造容易、工作可靠、維修方便，故在冶金、礦山、建材、化工、煤炭等行業(yè)使用非常廣泛。隨著現(xiàn)代化的發(fā)展，各工業(yè)部門對破碎石的需求進一步增長，研究復擺鄂式破碎機具有很重要的意義。本畢業(yè)設計主要是為滿足生產(chǎn)需求：進料口尺寸:；出料口尺寸：；進料塊最大尺寸:；產(chǎn)量:。而研究的。主要研究復擺顎式破碎機的運動分析、V帶的選擇，鄂板、齒板磨損的分析，各種工作參數(shù)的選擇，工作機構的優(yōu)化，重點研究傳動的設計和系統(tǒng)的優(yōu)化。 關鍵詞：復擺式顎式破碎機；工作原理。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載!

6、 前 言 國內的礦山工業(yè)、冶煉工業(yè)、建材工業(yè)、公路建設、鐵路建設、水利建設和化工工業(yè)等各種行業(yè)中其所需的各種原料生產(chǎn)大都牽涉到了破碎問題，顎式破碎機在破碎行業(yè)中具有重要的地位。根據(jù)待碎礦石、巖石和物料的性質、用途和數(shù)量的不同，可選用不同類型的破碎設備。目前，常用的破碎設備有顎式、旋回式、錘式、反擊式和輥式破碎機。此外，還有特殊類型的破碎設備。 顎式破碎機由于具有結構簡單、工作可靠、制造容易、維修方便、價格低廉、適用性強等優(yōu)點，早已成為我國生產(chǎn)最多、使用最廣的破碎設備。我國自50年代生產(chǎn)顎式破碎機以來，在破碎機設計方面經(jīng)歷了類比、仿制、圖解法設計階段，并向計算機輔

7、助設計階段過度。生產(chǎn)制造的顎式破碎機越來越大、性能越來越好、品種越來越多，并在國際上占有一定的市場。目前，我國生產(chǎn)的應用最為廣泛的顎式破碎機有兩種型式：動顎作簡單擺動的曲柄雙搖桿機構顎式破碎機—簡擺型顎式破碎機;動顎作復雜擺動的曲柄搖桿機構顎式破碎機 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! -復擺型顎式破碎機。前者多半制成大型或中型，其破碎比為3～6；后者一般制成中小型，其破碎比可達10。隨著工業(yè)技術的發(fā)展，復擺型顎式破碎機已向大型化發(fā)展。 顎式破碎機的技術性能主要取決于主參數(shù)的確定、機構尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)的設計。各種不同型號的顎式破碎機雖經(jīng)長期實踐不斷改進，但其工作原

8、理和結構大同小異，而其工作性能的好壞卻相差甚大。本設計根據(jù)已知參數(shù)：石灰石等礦物的破碎（抗壓強度最高可達250兆帕），最大進料粒度210mm ，出料粒度20～60mm， 產(chǎn)量5—20m3/h，進行顎式破碎機機構設計，側重于主參數(shù)及其計算方法、機構尺寸參數(shù)、腔型設計、偏心軸設計及校核，以及輔助設備如電動機、V帶、飛輪的選擇。由于水平有限、時間倉促，設計說明書中一定有不少的缺點和錯誤，懇請老師和讀者提出寶貴的意見，給予批評指正! 一 復擺式顎式破碎機的使用與測試 1.1顎式破碎機的安裝與運轉 1.1.1 顎式破碎機的安裝 顎式破碎機一般是安裝在混凝土地基上。地基要與廠房

9、的地基隔開，以避免破碎機的振動傳給廠房。地基的深度不應該小于安裝地點的凍結深度，地基的面積應該按照安裝地基處的土壤允許的壓應力來決定。地基的重量應 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 該是機器重量的3-5倍。一般是用140-150號水泥來澆注地基。下圖5-1是本設計的顎式破碎機的安裝尺寸。 圖1-1顎式破碎機安裝尺寸 設計地基時，應該考慮產(chǎn)品運輸帶。更換推力板和修理調整裝置等所占用的空間，同時也要留出安裝埋頭地基螺栓所用的通入口。破碎產(chǎn)品要經(jīng)過與破碎機縱向軸線方向一致的地基排料槽排出，排料槽的斜度不應小于50°.地基的周圍要有足夠的空間，以便維護、修理破碎機和放置工具。

10、 裝配破碎機首先是將機架裝在地基上，然后按順序將其他零件裝配起來。安裝過程中認真仔細地調整各聯(lián)接部分，特別是推力板、偏心軸和動顎懸掛之間的平行度，不允許超過規(guī)定的范圍。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 1.1.2 復擺顎式破碎機工作原理 動顎上端直接懸掛在偏心軸上，作為曲柄連桿機構的連桿，由偏心軸的偏心直接驅動，動顎的下端鉸連著推力板支撐到機架的后壁上。當偏心軸旋轉時，動顎上各點的運動軌跡是由懸掛點的圓周線(半徑等于偏心距)，逐漸向下變成橢圓形，越向下部，橢圓形越偏，直到下部與推力板連接點軌跡為圓弧線。由于這種機械中動顎上各點的運動軌

11、跡比較復雜，故稱為復雜擺動式顎式破碎機。圖1-2為復擺顎式破碎機結構示意圖。 圖1－2顎式破碎機結構示意圖 　　 圖1－3 復擺顎式破碎機機構運動簡圖 由圖1－3可計算出復擺顎式破碎機的自由度為： 復擺式顎式破碎機與簡擺式相比較，其優(yōu)點是：質量較輕，構件較少，結構更緊湊，破碎腔內充滿程度較好，所裝物料塊受到均勻破碎，加以動顎下端強制性推出成品卸料，故生產(chǎn)率較高，比同規(guī)格的簡擺顎式破碎機的生產(chǎn)率高出20-30%；物料塊在動顎下部有較大的上下翻滾運動，容易呈立方體的形狀卸出，減少了像簡擺式產(chǎn)品中那樣的片狀成分產(chǎn)品質量較好。 如

12、果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 介于復擺顎式破碎機的優(yōu)點，在本設計中將顎式破碎機設計為復擺型。 1.2主要零部件的結構分析 ＰＥ－250×400復擺顎式破碎機主要是由機架、動顎、偏心軸、軸承、飛輪、槽輪、推力板、調整部件、拉緊部件、潤滑部件等組成。 1.2.1 動顎 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，為減輕重量，國外也采用焊接結構。由于其結構復雜，因此對焊接工藝的要求較高。按結構特點，可把動顎分成箱型結構與非箱型加筋結構（按其橫截面形狀又可分為“Ｅ”型和反“Ｅ”型兩種）。對于型號較小的復擺顎式破碎機

13、，其動顎一般做成非箱型加筋結構，以便有效地減輕動顎的重量。本設計采用“Ｅ”型動顎，其結構見圖紙。 1.2.2 襯板 襯板，是破碎機中直接與礦石接觸的零件，它對破碎機的生產(chǎn)率、比能耗、產(chǎn)品粒度組成和粒形以及破碎力等都有影響。 襯板承受很大的沖擊擠壓力，因此磨損得非常厲害。為了延長它的使用壽命，可從兩方面來研究：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幾何尺寸。目前齒板一般采用ZGMn13-4，其特點是：在沖擊負荷作用下，具有表面硬化性，形成既硬又耐磨的表面，同時仍能保持其內層金屬原有的韌性。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（如圖1－４

14、所示） 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 圖1-4 襯板齒形 a)三角形 b）梯形 本設計中采用三角形齒板，材料為ZGMn13-4。 1.2.3 推力板 破碎機的推力板是結構最簡單的零部件，但其作用卻非常大。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；二是起保險作用，當破碎腔落入非破碎物料（如釬桿、折斷的鏟齒）時，推力板先行斷裂破壞，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。 推力板按結構組成分為組裝式和整體式兩種；按肘頭與推力板襯墊

15、的連接型式，可分滾動型與滑動型兩種（如圖1-5）。滾動型結構其傳動效率高，磨損減小，同時在機器運轉過程中，動顎的擺動角很小，使得推力板兩端支承的推力板襯墊表面的平行度誤差也很小，因此推力板的傳力方向與推力板襯墊垂直方向的夾角很小，推力板與其推力板襯墊之間可以保持純滾動。 為提高傳動效率，減少磨損，延長其使用壽命，本設計中采用滾動型推力板，推力板墊材料為ZG310-570。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 圖1-5 肘頭與推力板襯墊形式 a）滾動型 b）滑動型 1.2.4 調整裝置 調整裝置是用來調整破

16、碎機排料口大小用。隨著襯板的不斷磨損，排料口尺寸也不斷地變大，產(chǎn)品粒度也隨之變粗。為了保證產(chǎn)品粒度的要求，必須利用調整裝置，定期地調整排料口尺寸。此外，當要求得到不同的產(chǎn)品粒度時，也需要調整排料口大小，現(xiàn)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、楔鐵調整裝置、液壓調整裝置以及襯板調整。 本設計中采用楔鐵調整裝置，其優(yōu)點是能實現(xiàn)無極調整、調整方便、不必停車、結構簡單和制作方便。缺點是它的外形尺寸和重量都比較大，使機器尺寸增大，調整很費勁。 1.2.5 飛輪 顎式破碎機的飛輪用以儲存動顎空行程時的能量．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．飛輪常以鑄

17、鐵或鑄鋼制造，小型機的飛輪常制成整體式。其結構見圖紙。 1.2.6 機架結構 破碎機機架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（對鑄造機架為50％左右，對焊接架為30％左右），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， 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 圖1-6 整體鑄造機架 本設計采用整體鑄造機架，雖然制造困難，但具有較好的剛性，除用ZG270-500材料外，對小型破碎機破碎硬度較小的物料時，也可用優(yōu)質鑄鐵和球磨鑄鐵。設計時，在保證正常工作條件下，應力求減輕重量。制造時要求偏心軸軸承中心鏜孔，與動顎心

18、軸軸承的中心孔有一定的平行度。 1.2.7 密封及潤滑系統(tǒng) 密封的功能是阻止泄露，造成泄露的原因主要有兩方面：一是密封面上有間隙；二是密封兩側有壓力差。消除或減小其中因素都可以阻止或減小泄露，但就一般設備而言，減小或消除間隙是阻止泄露的主要途徑。密封的作用就是將結合面間的間隙封住，隔離或切斷泄露通道，增加泄露通道中的阻力，或者在通道中加設小型做工元件對泄露物質造成壓力，與引起泄露的壓差部分抵消或完全平衡。 密封結構種類繁多，所采用密封機理也各不相同。因而對于任何具體應用，都必須進行細致的衡量，然后做出選擇。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 偏心軸軸承通常采用集中循環(huán)潤

19、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，使心軸與軸瓦之間潤滑困難．常在軸瓦底部開若干軸向油溝．中間開一環(huán)向油槽使之連通，再用油泵強制注人干黃油進行潤滑。 二 顎式破碎機結構參數(shù)的選擇與計算 為了保證顎式破碎機運動的可靠性和經(jīng)濟性，在設計時必須正確地確定它的結構參數(shù)和工作參數(shù)，并以此作為計算零部件的基礎。 2.1 顎式破碎機結構參數(shù)的選擇與計算 2.1.1 給礦口寬度 式中 ——最大給料粒度 由于=210mm，故給礦口寬度B的取值范圍為231～263，在本設計中選取B=250mm。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載

20、! 圖2-1 排料口處排料示意圖 2.1.2 給礦口長度 L=（1.5～1.6）B 由于B=250mm，故給礦口長度L的取值范圍為375～400，介于我國常見的顎式破碎 機型號，在本設計中選取L=400mm。 2.1.3 公稱排料口尺寸b 公稱排料口尺寸，又稱為排礦口最小寬度，一般顎式破碎機排料口的長度與給料口的長度相同，可按下式選定。 B取50mm 式中 dmax-最大給礦粒度 2.1.4 鉗角α與排料層平均鉗角αL 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 破碎機的動顎與固定顎之間的夾角稱為鉗角。當破碎物料時，必須使物料既不向上滑動，也不從破

21、碎機給礦口中跳出來，為此，鉗角應保證物料塊與額板工作表面積按產(chǎn)生足夠的摩擦力以阻止物料被擠出去，故一般鉗角取值為： 式中: ——齒板與物料間的摩擦系數(shù)。 實際生產(chǎn)中，>0.2 ,故取鉗角為22° 2.1.5 動顎擺動行程s 動顎擺動行程s是破碎機最重要的結構參數(shù)，在理論上，動顎的擺動行程應按物料達到破壞時所需之壓縮量來決定。然而，由于破碎板的變形，及其與機架間存在的間隙等因素的影響，實際選取的動顎擺動行程遠大于理論上求出的數(shù)值。 復擺顎式破碎機的動顎擺動行程受到排礦口寬度的限制。在復擺鄂式破碎機中，動鄂板擺動行程是破碎腔的上部行程大，下部行程小。根據(jù)實驗，它的動鄂板擺動行程受卸

22、料口寬度的限制，因為，如果動鄂板下部行程增加到大于卸料口最小寬度的0.3～0.4倍時，將引起物料在破碎腔下部的過壓實現(xiàn)象，容易造成卸料口堵塞，使負荷急劇增大，所以動鄂板下部的擺動行程不得大于卸料口寬度的0.3～0.4倍。 實際上，動鄂板行程是根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定的。通常，對于大型鄂式破碎機，S=25～45mm，中小型鄂式破碎機，S=12～15mm。因此，動鄂擺動行程S=15mm。 端點許用水平行程： [ sL]=0.1415B0.85=0.1415×2500.85=15.45mm 因sL< [ sL]，所以符合要求。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 2.1.6主軸轉

23、數(shù)n 對于顎式破碎機，動顎的擺動次數(shù)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(chǎn)能力相應的增加。但是，當動顎擺動超過一定限度時，再增加轉速，生產(chǎn)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好的物料來不及由卸料口排出，反而影響了生產(chǎn)能力的提高。 排料時間t為 ： 排料層完全排出下落的高度h為 由 令 得 式中 n——主軸轉速（r／min）； 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! ——動鄂下端點水平行程

24、（mm）； ——排料層平均鉗角（）； q——系數(shù)，考慮在功耗允許的情況下轉速的增減系數(shù)。取q=0.95～1.05。高硬度礦石取小值。該式是機構設計和機型評價的重要公式之一。其中主軸轉速與排料層鉗角和動顎下端點水平行程有關。 根據(jù)以上式子求得主軸轉速 =274r/min 2.2 主要構件尺寸的確定 眾所周知，復擺顎式破碎機可簡化為一個鉸鏈四桿機構，其連桿即動顎。破碎機的性能，主要取決于動顎齒面點的軌跡性能值，而軌跡性能值又取決于齒面點在連桿上的位置以及機構的尺寸。所謂機構尺寸參數(shù)，是指該鉸鏈四桿機構的各桿長度、機架位置和連桿上動點位置等尺寸參數(shù)。 如果您需要使用本文檔，

25、請點擊下載按鈕下載! 圖2-2 機構尺寸設計圖 2.2.1 破碎腔高度H 當動顎處下死點位置時，此時排料口b值為平均值并有下列關系： 在鉗角一定的情況下，即H=600mm 2.2.2 曲柄偏心距（或曲柄半徑）l1 不論動顎齒面軌跡性能值分配是否合理，在機構其它尺寸參數(shù)不變的情況下，增大曲柄半徑，均會使顎板齒面各點的行程值增大，一方面可以提高生產(chǎn)能力，另一方面也增大了機器的功耗。由于曲柄半徑的改變并不能有效地調整齒面軌跡性能值的分配，所以曲柄半徑可作為設計變量，也可以按現(xiàn)有的設計經(jīng)驗確定。通常，對于復擺顎式破碎機sL≈（2～2.2）l1，在本設計中，l1=11mm。 2.2.3

26、 連桿長度l2 連桿長度是指動顎軸承中心至動顎推力板襯墊對稱中心點間的距離。改變連桿長度，實質是改變動顎下端點KL在連桿上的位置，以及改變推力板固定支承點C在機架上的相對位置，改變連桿長度，對動顎下部動點的水平行程及特性值有明顯影響。采用較短的連桿，對于提高生產(chǎn)呢能力和延長顎板使用壽命都有利的。但過短的連桿給機器的結構設計帶來困難并使動顎受力惡化，還可能導致下端點軌跡運動反向等問題。通常，對于中、小型 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 顎式破碎機l2=（0.85～0.9）L，即l2=340～360mm，在本設計中，l2=350mm。 2.2.4 懸掛高度h0 懸掛高度h

27、0是指曲柄固定支座O到定顎板上水平面間的垂直高度?！ぐ唇Y構特點，可把復擺顎式破碎機分為三種類型：正懸掛（h >0）,零懸掛（h=0）和負懸掛（h<0）三種結構。 懸掛高度h0實際上決定了動顎上端點K1在連桿上的相對位置。動顎上端點K1相對于連桿上的A（動顎軸承中心）點愈高，其水平行程值愈大且特性值愈小。因此，較小的懸掛高度不但可以增大上端點水平行程值，減小特性值，而且可以降低機器的高度尺寸，減輕重量。目前已有機型采用零懸掛來改善機器的性能。通常，對于復擺顎式破碎機h0≤0.1L。 2.2.5 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（即推力板）軸線間所夾的銳角，并且

28、傳動角愈接近90°，傳力性能愈好。對于破碎機而言，傳動角的選取除考慮傳力性能外，還必須考慮到加大傳動角，不但增大垂直行程，而且使水平行程值降低。因此傳動角不宜過大，建議取=45°～55°，在本設計中γ=50°。 2.2.6 連桿傾角α′ 連桿傾角α′是為控制動顎的結構尺寸而引出的一個參數(shù)。它是指機構在上極限位置時，連桿軸線A2B2與定顎齒面（鉛垂線）的夾角。當減小連桿傾角α′時，動顎下部結構肥大并使推力板固定支承點C遠離定顎板而增大機架長度，可見α′減小時使機重有所增加。但較小的連桿傾角α′可以增大動顎下部水平行程而利于提高生產(chǎn)能力。所以連桿的選擇，應兼顧到增大下部水平行程而又不使動顎下部

29、肥大。通常，α′ 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! =10°～20°，在本設計中α′=15°。 2.2.7 推力板長度和推力板擺角 當動顎的擺動行程SL和偏心距l(xiāng)1確定后，在選取推力板長度時，推力板長度和偏心距的關系為: 式中和為推力板長度的最小、最大值，l1 — 偏心距。 兩個推力板長度應根據(jù)機械運動的要求來確定，二者必須一致，在本設計中選取推力板長度為150mm。對于復擺顎式破碎機，推力板擺角=45°～50°，在本設計中=45°。 支座O、C間的垂直、水平距離， 解得： =47.2mm

30、 =267.9mm 機架位置參數(shù)l4、α4為 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 解得 2.3 工作參數(shù)的計算 2.3.1 主軸轉數(shù) 破碎機的主軸轉數(shù)n是根據(jù)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按自由落體下落至破碎腔外的高度h計算確定的。 式中 n-主軸轉數(shù)（r/min） SL-動顎下端點水平行程（mm） -排料層平均鉗角（°） q-系數(shù)，考慮在功耗允許的情況下轉速的增減系數(shù)。取q=0.95-1.05.本設計中取q=1 解得n=274r/

31、min 2.3.2 電動機的功率 在顎式破碎機的破碎過程中，其功率消耗與轉速，規(guī)格尺寸，排料口寬度，鉗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(xiàn)在尚無一個完整的理論公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 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 式中 L: 破碎腔的長度(m) r:主軸偏心距(m) n:主軸轉速(r/min) P=13.02kw 2.3.3 電動機的轉

32、速 通常帶傳動比=2～4,取=3,電動機的轉速=n×I=274×3=822 r/min 選取電動機 根據(jù)上述的電動機功率,轉速及其工作環(huán)境.為了安全選擇,電動機的功率提高1.1～1.25倍所以P=23.5KW。選擇查附表12-1(機械設計課程設計)Y180L-6三相異步電動機)。 表2-1 電動機型號 電動機型號 額定功率/kw 滿載轉/(r/min) 堵轉轉矩 最大轉矩 Y180L-6 15 970 2.0 N·m 2..0 N·m 2.4 帶傳動的設計 2.4.1 概述 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 帶傳動是一種常用的機械傳

33、動裝置。他是由主動帶輪，從動帶輪和環(huán)行撓性件組成。根據(jù)工作原理的不同，帶的傳動分為摩擦型和嚙合型兩大類。 摩擦型帶傳動是利用帶和帶輪接觸面間的摩擦力來進行傳動的，應用廣泛。這類傳動按帶的截面形狀的不同可分為平帶傳動，V帶傳動，多楔帶傳動，圓帶傳動等。 2.4.2 傳動帶的設計 傳動比公式 ，取=3, 則I×=3×273=819 2.4.3確定計算功率 式中 P:皮帶傳動的額定功率（kw） Ka:工作狀況系數(shù),(由于顎式破碎機載荷變動很大，每天工作10～16h，故取Ka=1.3 =×p=1.3×1.5=19.5 kw 2.4.4 選擇帶型 破碎機在工作時，所受載荷變化很

34、大，有沖擊載荷和脈動循環(huán)；并且使其皮帶輪的飛輪的震動較大。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)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(chǎn)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。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(yè)。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 根據(jù)計算功率p=19.5kw和電動機的小帶輪轉速n1=970r/min查表選取b型V帶。 2.4.5 確定帶輪的基準直徑 初選小帶輪的基準直徑dd1,為提高V帶的

35、壽命，宜選取較大的直徑；dd1過大，會導致傳動尺寸增大。 由圖8-11及表8-8(機械設計P157) 初選dd1=160mm 驗算帶的速度v 根據(jù)式（8-13）來計算帶的速度，并應使v≤vmax.對于普通v帶vmax=25～30m/s.如v> vmax.，則離心力過大，即應減小dd1；如v過?。ɡ鐅<5m/s）,則表示所選dd1過小，這將使所需的有效拉力Fe過大，即所需帶的根數(shù)z過多，于是帶輪的寬度、軸徑及軸承的尺寸都要隨之增大，一般v≈20m/s。 故所選皮帶的速度合適 計算從動輪的基準直徑dd2 dd2=i dd1=(970/274)×160=566mm，根據(jù)V帶的基

36、準直徑系列表8-9，正滿足圓整值。 2.4.6 確定中心距a和帶的基準長度Ld ①根據(jù) 得 504≤a0≤1440 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 初選 a。=700mm ②計算所需帶的基準長度 ③確定帶的基準長度 根據(jù)由表8-2V帶的基準及帶的修正系數(shù)長 選取和相近的V帶的基準長度。 ④確定實際中心距a 由于V帶傳動的中心距是可以調整的，可按下式做近似計算 則 a=m806.1m 考慮帶的安裝和張緊需要，計算中心距的調整范圍 ⑤ 驗算小帶輪上的包角 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載!

37、 = =(符合包角要求) 2.4.7 確定皮帶根數(shù)Z 式中 : :單根V帶的基本額定額定功率 :單根V帶基本功率增量 Ka-考慮包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù) -考慮帶的長度不同時的影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù) 由dd1=160mm和n1=970/min 根據(jù)n1=970r/min ，I=3和b型帶，查表8-15得(機械設計) 查表8-6包角修正系數(shù)得(機械設計) 查表8-2得(機械設計) =6.41 則取Z=7 2.4.8 確定帶的預緊力F0 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! F0= 291.71N 式中 q-帶的

38、線質量（查表8-3得q=0.3kg/m） 由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動,安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍。 2.4.9 計算V帶作用在軸上的力（簡稱軸壓力）Fp 解得 FP=2×7×291.7×=3792KN 2.4.10 帶輪的結構設計 1) V帶輪設計的要求 設計V帶輪時應滿足的要求：結構工藝性好；無過大的鑄造內應力；質量分布均勻，轉速高時要經(jīng)過動平衡；輪槽工作面要精細加工，以減少帶的磨損；各槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻。 2）帶輪的材料 帶輪的材料組要采用鑄鐵，常用材料的牌號HT150或HT200；轉速較高時宜采用鑄鋼

39、（或用鋼板沖壓后焊接而成）；小功率時可用鑄鋁或鑄塑。 3）結構尺寸 鑄鐵制V帶輪的典型結構有以下幾種形式：（1）實心式；（2）腹板式；（3）孔板式；（4）橢圓輪輻式。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 帶輪基準直徑dd≤2.5d（d為軸的直徑）時，可采用實心式；dd≤300mm時，可采用腹板式；dd≥300mm時，可采用輪輻式。根據(jù)表3.1-19查得本設計小帶輪采用實心式，大帶輪采用四輪輻式。 圖2-3 小帶輪 表2-2 V帶輪的輪槽尺寸 基準寬度（bd） 基準線上槽深（hamin） 基準下下槽深（hfmin） 槽間距（e） 19.0 4.8 14.

40、3 25.50.5 對稱面至斷面距離（f） 最小輪緣厚（） 帶輪寬（B） 外徑（da） 361 6 B=(z-1)e+2f da=dd+2ha 則 帶輪寬 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 外徑 取760mm 小帶輪結構圖（如圖紙） 大帶輪結構圖（如圖紙） 2.5 動顎板的結構設計 2.5.1動顎 動顎是顎式破碎機的重要件之一，也是一個結構較復雜的部件。動顎是支撐齒板并直接參與破碎無聊的部件，承受由連桿經(jīng)推力板傳遞過來的動力和物料破碎時的強大擠壓力，其結構應堅固耐用。 顎式破碎機的動顎結構形狀和尺

41、寸，主要取決于兩個因素：一是動顎所受的作用力；而是動顎的制造工藝和外觀。前者是保證動顎強度和剛度的最根本依據(jù)，在滿足此要求的基礎上動顎質量越小越好，特別是其回轉中心離重心越近越好，同時還要考慮工藝性以及外觀等。 根據(jù)對動顎的結構分析可知，在滿足危險強度和剛度后，應盡量使動顎各截面應力值小。這樣不僅能延長動顎使用壽命，還能減輕動顎質量。又考慮到它的結構具有一定的復雜性。綜合考慮，此次設計動顎采用ZG270-500材料鑄成。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 動顎體輪廓尺寸厚度（圖2-4）可參考附表給出的數(shù)據(jù) 圖2-4 動顎體輪廓尺寸 此次破碎機的設計規(guī)格為250X4

42、00,故可從表中直接選出。 動顎頭部主要是借助裝軸承部位傳遞動力，為了減輕可適當將兩軸承之間一段壁厚減薄。 動顎結構設計（圖2-5）：偏心距OA，連桿長AB，肋板長BC，后肋座C點位置尺寸a和b,動顎懸掛高度h，破碎腔高度H和齒角a等。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 圖2-5 動顎設計結構 2.5.2齒板 齒板也叫襯板，是破碎機中直接與物料接觸的零件，結構雖然簡單，但它對破碎機的生產(chǎn)率、比能率，產(chǎn)品粒度組成和粒形以及破碎力等都有影響，特別對后三項的影響較為明顯。 由于齒板承受很大的沖擊擠壓力，因此磨損的非常厲害。為了延長它的使用壽命，可從

43、兩方面來研究：一是從材質上找到高耐磨性能材料；而是合理確定齒板的結構形狀和幾何尺寸。 此次設計設計顎式破碎機上實用的齒板采用的是ZGMn13，其特點是：在沖擊負荷作用下，具有表面硬化性，在形成既硬又耐磨表面的同時，仍能保持其內成金屬原有的特性。而它又是破碎機上用得最普遍的一種耐磨材料。之所以不采用普通高錳鋼，是因為材料在使用過程中會變形。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 齒板橫斷面結構形狀有兩種：平滑型和齒面性，后者又分為三角形和梯形表面。此次設計要求產(chǎn)品粒度較高，為了保證產(chǎn)品粒度和形狀，考慮到破碎物料的形狀、大小等特點，本次齒板橫斷面結構形狀設計采用梯形齒形表面。 2

44、.6 滾動軸承的選擇 選用軸承時，首先是選擇軸承類型?！稒C械設計》表13-1列出了我國常用的標準軸承的基本特點，以下是正確選擇軸承類型時所應考慮的主要因素： 軸承的載荷 軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。 軸承的轉速 在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉速較高時 才會有比較顯著的影響。 3）軸承的調心性能 當軸的中心線與軸承座中心線不重合而有角度誤差時，應采用有一定調心性能的調心軸承或帶座外球面球軸承。這類軸承在軸與軸承座孔的軸線有不大的相對偏斜時仍能正常工作。 4）軸承的安裝和拆卸 本設計采用調心滾子軸承，其代號如下

45、（GB/T 281-93）： 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 表2-3 軸承代號 軸承代號 d D B 22220C 100 180 46 22220C 100 180 46 到目前為止，本人所設計的復擺顎式破碎機各個零部件的結構已基本確定，并利用Pro/E進行了干涉檢查，從而清晰方便地對不合理的結構尺寸進行修改，利用AutoCAD將重要零部件繪制出來，已經(jīng)基本滿足設計方案和要求。 以下為本人的設計圖： 1） PE250×400總裝配圖（見圖紙） 2） 偏心軸結構圖（見圖紙） 3） 大帶輪結構圖（見圖紙） 4） 調整機

46、構結構圖（見圖紙） 5） 蓋板結構圖（見圖紙） 6） 動顎板結構圖(見圖紙) 7） 飛輪結構圖（見圖紙） 三 顎式破碎機使用維護 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 3.1 潤滑 （1）經(jīng)常注意并及時做好摩擦面的潤滑工作，可確保機器的正常運轉和延長其使用壽命。 （2）本機所采用的潤滑脂應根據(jù)使用地點、氣溫條件而定，一般情況下采用鈣基、硝基和鈣鈉基潤滑脂 （3）加入軸承座內的潤滑脂為其空間容積的50%左右、每3~6個月更換一次。換油時應用潔凈的汽油或煤油清洗滾珠軸承的滾道。 （4） 機器開動前，推力板與推力板支座之間應注入適量的潤滑脂。 3.2 維修 為保

47、證顎式破碎機正查工作，除正確操作外，必須進行計劃性維修，其中包括日常維護檢查，小修、中修和大修。 （1）小修 主要內容包括檢查并修復調整裝置，調整排料口間隙。對磨損的襯板調頭或更換。檢查傳動部分、潤滑系統(tǒng)及根換潤滑油等。小修的周期為1~3個月左右。 （2）中修 除進行小修的全部工作外，還包括更換推力板、襯板、檢查并修復軸瓦等。中修的周期一般為1~2年左右。 （3）大修 除進行中修的全部工作外，還包括更換或車削偏心軸和動顎心軸等。大修的周期一般為5年左右。 3.3 破碎機的故障分析與排除 破碎機經(jīng)過長期使用后，零件或配合件由于磨損、變形、疲勞、腐蝕、穴蝕、松動或其他原因，失去原始工作性

48、能，使破碎技術狀況惡化，出現(xiàn)工作不正常，甚至不能繼續(xù)工作的現(xiàn)象，這時通稱破種機有了故障。破碎機產(chǎn)生故障的原因．可以從四個方面來分析：配合件的正常配合關系破壞；零部件之間相對位置發(fā)生變化；零件本身變形、損壞、材質變化和表面質量改變，零、部件間雜質阻塞等。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 機器發(fā)生故障的原因，包括因調整、使用、維修不當所造成的事故性損壞(如阻塞、松動)。以及零件圍磨損、腐蝕、穴蝕、疲勞等原因所造成的自然性損壞。前者是可以避免的，后者雖不可避免，但如果能查明零件損壞的原因，掌握損壞的規(guī)律，從設計、制造到使用、維護各個環(huán)節(jié)采取相應技術措施，就能大大減少零件的損壞，延

49、長機器的使用壽命。 結束語 歷時近兩周的課程設計已接近尾聲，通過這次畢業(yè)設計，不僅提高了我對三年來所學的各種知識的綜合運用能力，還使我學到了書本所不能獲取的知識，在看待問題核處理問題方面有了新的認識與方法，讓我學會了用不同的立場去思考問題。在自己的刻苦努力和老師的精心輔導下，終于完成了對PE-250×400顎式破碎機的結構設計。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 回顧整個課程設計過程，收獲頗多，感觸頗多，也得到了一些有價值的結論： １）設計時必須搜集并參閱大量的文獻資料，善于選擇與借鑒。文獻資料是前人的知識與經(jīng)驗的總結，對我們的設計有著舉足輕

50、重的作用。通過對現(xiàn)有機械的分析、對比、市場反饋的信息，我們可以“取其精華，舍其糟粕”，使所設計的機械更便于應用。 ２）對于設計專業(yè)的學生必須養(yǎng)成嚴謹?shù)膽B(tài)度，對于機械結構的設計、材料的選擇都應該有理有據(jù)，嚴格執(zhí)行《機械設計手冊》的相關規(guī)定。如在設計顎式破碎機的偏心軸時，必須進行強度校核，雖然我們的設計并不運用到生產(chǎn)中，更不涉及安全問題，但所持的態(tài)度會影響我們的一生，所以我們要點滴做起。 3）通過此次的設計，我頓然明白了“紙上得來總覺淺，絕知此事要躬行”的道理。理論知識的學習，只有運用到設計實踐中，才能更牢固的掌握，才能在以后的工作中發(fā)揮出它應有的作用！同時，我也感觸到了知識系統(tǒng)潛在的聯(lián)系。

51、 4）在設計的過程中感觸到團隊的凝聚力。一個人的思考難免片面，甚至偏激、無從著手，通過和同學之間的討論，可以開發(fā)自己的視野和創(chuàng)新思路，并及時發(fā)現(xiàn)設計過程中所存在的錯誤。如設計時由于自己的疏忽，在選定動顎下部擺動行程時，未注意到所選行程大于許用擺動行程，在同學的提醒下，才得以修正。 這次畢業(yè)設計使我建立了正確的設計思想，初步掌握了解決本專業(yè)工程技術問題的方法和手段，讓我受到了一次工程師般的訓練，相信在以后的學習、工作中定會大有用處的。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 致 謝 經(jīng)過這段時間的學習，不僅拓寬了知識面，而且鞏固了大學里學到的機械專業(yè)的知識，最重要的

52、是鍛煉了自己的設計能力，可謂收獲頗豐。使我明白了它不僅僅是一個設計，更是一個檢驗我們學習態(tài)度的試金石，它也進一步的提高我們的獨立思考能力。 首先，我要感謝我的老師吳銳，他嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣，給了起到了指明燈的作用；他循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪，讓我很快就感受到了設計的快樂并融入其中。 其次我要感謝同組同學對我的幫助和指點，沒有他們的幫助和提供資料，沒有他們的鼓勵和加油，這次課程設計就不會如此的順利進行。用老師的一句話概括就是這次課程設計相當于是把以前的小課程設計綜合在一起的過程，只要把握住每個小課設的精華、環(huán)環(huán)緊扣、增強邏輯，那么這次的任

53、務也就不難了。雖說老師說的話讓此次的課程設計看起來不是那么的可怕，但是當我真的開始著手時，還的確是困難重重。 俗話說的好，“磨刀不誤砍柴工”，當每次遇到不懂得問題時，我都會第一時間記在本子上面，然后等答疑的時候問老師，老師對于我提出來的問題都一一解答，從來都不會因為我的問題稍過簡單加以責備，而是一再的告誡我做設計該注意的地方，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，他們真正起到了“傳道授業(yè)解惑”的作用，讓人由然而生的敬佩。除此之外，我們組和老師還有另外兩個交流途徑：打電話和發(fā)郵件，以便大家第一時間接收到課程設計的最新消息和資料。多少個日日夜夜，老師不僅在學業(yè)上給我以精心指導，同時還在思想、生

54、活上給我以無微不至的關懷，除了敬佩老師們的專業(yè)水平外，她的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。在此謹向吳銳老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助正是他們的無私幫助和耐心的教誨，才使我的課程設計得以順利完成，在這里請接受我誠摯的謝意! 參考文獻 [1].鄭鳴皋. 破碎機綜述.?機械工業(yè)出版社,2002 [2].母福生. 雙腔顎式破碎機的研究.礦冶工程,1997(3):24～26

55、 [3].廖漢元. 顎式破碎機，機械工業(yè)出版社,1998(1) [4].周恩浦等編. 礦山機械.冶金工業(yè)出版社，1982:1～41 [5].機械設計手冊編委會. 機械設計手冊.機械工業(yè)出版社.2004 [6].廖漢元. 顎式破碎機優(yōu)化設計.機械工業(yè)出版社，1998 [7].母福生. 顎式破碎機破碎力的研究.南方冶金學院學報，2002(5):13～16 [8].李洪,曲中謙主編. 實用軸承手冊.沈陽:遼寧科學技術出版社，2001 [9].朱安貞. 顎式破碎機顎板的材料及選擇 水利電力機械，2000(2):8～18 [10].趙端品,李星文. 復擺顎式破碎機的嚙角，1997(1):

56、30～38 [11].銀金光,王洪主編. 機械設計課題設計.北京:北京電子出版,2006.3 [12].李仲生．機械設計基礎.北京高等教育出版社, 2006 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! [13].潘良貴．陳國定 機械設計第九版 .人民郵電出版社, 2006 洛 陽 理 工 學 院 課 程 設 計 說 明 書 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 課程名稱： 設計課題： 專 業(yè)： 班 級： 姓 名： 年 月 日 （注：可編輯下載，若有不當之處，請指正，謝謝!）