顎式破碎機傳動系統(tǒng)設計機械CAD圖紙

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1、河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 摘要 由于顎式破碎機具有結構簡單、制造容易、維護方便、工作可靠等 特點。所以，世界各國在冶金、化工、建筑材料、礦工等基礎工業(yè)部門 都廣泛采用這種設備。復擺顎式破碎機結構簡單，制造容易、工作可靠、 使用維修方便，所以常見的還是傳統(tǒng)的復擺顎式破碎機。 根據要求我設計了復擺顎式破碎機，其工作原理是：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。 設計內容主要包括了復擺顎式破碎機的動顎、偏心軸、皮帶輪、動 顎齒板等一些重要部件；

2、另外對顎式破碎機的工作原理及特點和主要部 件作了介紹；同時對機器參數(shù)（主軸轉速、生產能力、破碎力、功率等） 作了計算。 關鍵詞：復擺顎式破碎機；偏心軸；動顎 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 Abstract Due to the jaw crusher is simple in structure, easy to manufacture, convenient maintenance work reliable. So, the world in metallurgy, chemical industry, building materials, miners

3、 and other basic industry departments are widely used this kind of equipment. Pendulum jaw crusher structure is simple, make easy, reliable and convenient usage and maintenance, so common or traditional pendulum jaw crusher. According to the request I designed the pendulum jaw crusher, th

4、e working principle is: work, motor drive shaft rotation by pulley eccentric, make the move to close to leave, jaw cycle for jaw, and the material is extrusion, rolling, grinding multiple broken, make the material is bigger or smaller, gradually whereabouts until from discharging mouth educt

5、ion. Design content mainly includes the pendulum jaw crusher dynamic jaw, eccentric shaft, pulley, dynamic jaw teeth board some important parts; In addition to jaw crusher work principle and characteristics and main parts is introduced; At the same time for the machine parameters (spindle s

6、peed, production capacity, crushing strength, power, etc.) for the calculation. Key words: pendulum jaw crusher; Eccentric shaft; Move jaw 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 目 錄 摘要 .................................................... 1 Abstract .................................................. 2 前 言 ....

7、................................................. 1 第一章緒論 .............................................. 3 §1.1 顎式破碎機簡介 ................................................................................... §1.2 復擺式顎式破碎機的特點 .................................................................... §1.3礦石

8、的破碎及力學性能......................................................................... §1.4 破碎工藝 ........................................................................................... 10 第二章 設計任務及要求 .................................... 11 §2.1 設計條件 ................................................

9、........................................... 11 §2.2 設計內容 ........................................................................................... 11 §2.3 設計要求 ........................................................................................... 11 第三章基本結構及工作原理 ...........................

10、... 13 3.1 基本結構 ............................................................................................. 13 3.2 工作原理 ............................................................................................. 13 第四章 參數(shù)的選擇和計算 .................................. 15 §4.1 顎式破碎機的結構及運轉..........

11、........................................................ 15 §4.2 結構參數(shù)的選擇 ................................................................................. 15 §4.3主要參數(shù)的計算 ................................................................................. 20 第五章 主要零部件結構尺寸的計算與選擇 .................... 2

12、8 §5.1 電動機功率的計算與選擇.................................................................. 28 §5.2 皮帶及帶輪的設計............................................................................. 32 §5.3偏心軸的設計計算 .............................................................................. 37 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文

13、 §5.4 軸承的選擇與校核............................................................................. 43 §5.5 平鍵的選擇及校核............................................................................. 46 結 術 語 ................................................. 50 參考文獻 ...........................................

14、...... 51 致 謝 .................................................... 52 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 前 言 本次畢業(yè)設計的主要任務是對復擺式顎式破碎機傳動系統(tǒng)設計與計 算，并對復擺式顎式破碎機的主要構件尺寸參數(shù)以及其他結構部件做了 系統(tǒng)的介紹。 顎式破碎機屬于礦山機械的選礦機械部分，它在國家重工業(yè)發(fā)展中 占有舉足輕重的作用。而復擺顎式破碎機結構簡單，制造容易、工作可 靠、使用維修方便，所以常見常用的還是傳統(tǒng)的復擺顎式破碎機。如何 使破碎機具有更好的工作效率是許多年來無數(shù)工程師思考的問題。在這

15、 次設計中，我查閱了大量的參考材料，并不斷求教于老師，積累了一些 顎式破碎機方面的知識，在此基礎對顎式破碎機進行傳動系統(tǒng)設計。 各種不同型號的顎式破碎機雖經長期不斷改進，但其工作原理和結 構大同小異，而其工作性能的好壞卻相差很大。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。 在本次設計中，我根據自己掌握的知識以及和同學的討論，主要對結構 尺寸參數(shù)，傳動系統(tǒng)部件作了計算。為了清楚起見，在必要的地方配有 插圖。 1 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 在設計的過程中，多次經由王得勝老師的耐心指導，在次表示深深 的謝意!

16、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! 2 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 第一章緒論 §1.1 顎式破碎機簡介 顎式破碎機經過100多年的實踐和不斷的改進，其結構已日臻完善。 它具有結構簡單，工作可靠，制造容易，維修方便等特點。所以，知到 現(xiàn)在仍廣泛地用于采礦、選礦、建筑材料和環(huán)境工程中。它在礦業(yè)中多 半用來對堅硬和中堅硬礦石進行粗碎和中碎。在其它工業(yè)中有時也用來 作細碎用。 在顎式破碎機中物料的破碎是在兩塊顎板之間進行的?？蓜宇€板繞 懸掛心軸對固定顎板做周期性擺動，如圖1-1，圖

17、1-2所示。當動顎板 靠近固定顎板時，位于兩顎板間的礦石受壓碎、劈裂和彎曲作用而破碎。 當動顎板離開定顎板時，已破碎的礦石在重力作用下，經排礦口排出到 下個工藝環(huán)節(jié)。 目前，顎式破碎機應用最廣泛的有兩種型式: 動顎作簡單擺動的曲 柄雙搖桿機構顎式破碎機（圖1-1a）和動顎作復雜擺動的曲柄雙搖桿機 構顎式破碎機（圖1-1b）。前者多用于制成大型和中型設備，其破碎比3～ 6；后者一般制成小型的，其破碎比可達10.隨著機械制造業(yè)的發(fā)展，復 3 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 擺式顎式顎式破碎機已向大型化方向發(fā)展。 顎式破碎機的規(guī)格用給礦口寬度B和長度L來表示。例如，

18、給礦口 寬度900mm，長度1200mm的破碎機表示為：900mmx1200mm顎式破碎機。 根據給礦口的寬度B和長度L的大小，顎式破碎機可以分為大、中、小 三類。給礦口寬度大與600mm者為大型；給礦口寬度由300mm到600mm 者為中型；給礦口寬度小與300mm者為小型顎式破碎機。 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），外型尺寸較小，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/平方厘 米以下）的石料，常作粗碎

19、和中碎設備。 一般用于破碎極限抗壓強度才200MPa，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土基礎上，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鋼梁上 顎式破碎機的最大裝料塊度應比裝料口寬度小 15~20%，即給料 4 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 的最大石塊不應超過裝料口的0.85倍。當用顎式破碎機破碎堅硬而光滑 的大礫石時，礫石容易從裝料口反跳出來，故破碎天然礫石的生產率不

20、及破碎塊石的生產率高。 使用顎式破碎機時，必須注意由于機器是在工作條件惡劣的情況下 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 維修被磨損的零部件，這是提高機器作業(yè)的重要措施。 a—簡擺式顎式破碎機 b—復擺式顎式破碎機 圖1-1 5 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 a—簡擺式顎式破碎機b—復擺式顎式破碎機 圖1-2 §1.2 復擺式顎式破碎機的特點 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。復擺顎式破碎機的機構屬于四桿機構中曲柄搖桿機構的應用，曲 柄為主動件。 復擺

21、顎式破碎機的動顎是直接懸掛在偏心軸上的，是曲柄連桿機 構，沒有單獨的連桿。由于動顎是偏心直接帶動，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 6 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 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（少了

22、一件連桿、一塊肘板、一根心軸和一對軸承）， 生產效率較高（比同規(guī)格的簡擺顎式破碎機生產效率高20%—30%）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。 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，所以必需有做夠的強度和剛度，活 動顎床一般用鑄鐵火鑄鋼制造。

23、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。 7 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 §1.3礦石的破碎及力學性能 機械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料分子間的內聚力， 使大塊物料分裂成若干小塊。若礦石是脆性材料，它在很小的變形下就 會發(fā)生破裂、機械破碎礦石有以下幾種方法： （1）壓碎將礦石置于兩個破碎表面之間，施加壓力后礦石因壓力 達到其抗壓強度限而破碎（圖1-3a）。 （2）劈裂用一個平面和一個帶尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石 沿壓力作用線方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂面上的拉應力達到礦石 的抗

24、拉強度限 （圖1-3b）。 （3）折斷用兩個帶有多個尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石就像 受集中載荷的兩支點或多支點梁。當?shù)V石內的彎曲應力達到彎曲強度限 時礦石被折斷 （圖1-3c）。 (a)(b)(c)(d)(e) 圖 1-3礦石的破碎和破碎方法 8 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 （4）磨碎礦石與運動的工作表面之間受一定壓力和剪切力時，礦 石內的剪切應力達到其剪切強度極限時，礦石即被粉碎（圖1-3d）。 （5) 沖擊破碎礦石受高速回轉機件的沖擊力作用而破碎（圖 1-3e）。由于破碎力是瞬間作用的，所以破碎效率高，破碎比大，能量消 耗小，但錘頭磨損嚴重

25、。 實際上任何一種破碎機都不是以某一種形式進行破碎的，一般都是 兩種和兩種以上的形式聯(lián)合進行破碎。由于顎式破碎機的破碎工作表面 是兩塊相互交錯布置的齒板，因此其破碎作業(yè)兼有前四種破碎形式，當 破碎機兩工作面沿表面方向的相對運動位移加大而加強磨碎作業(yè)時，由 于磨碎的效率低、能量消耗大、機件磨損嚴重，將會降低破碎機的破碎 效果。 礦石的破碎方法主要根據礦石的物理性能、被破的塊度及所要求的 破碎比來選擇的，礦石分堅硬礦石、中等堅硬礦石和軟礦石。礦石的抗 壓強度最大，抗彎強度次之、抗拉強度最小。對堅硬礦石采用壓碎，劈 裂和折斷的破碎方法為宜；對粘性礦石采用壓碎和磨碎方法為宜；對

26、脆 性礦石和軟礦石采用劈裂和沖擊破碎的方法為宜。復擺顎式破碎機可用 于破碎各種性能的礦石，對于堅硬礦石有更高的破碎效果。 9 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 §1.4 破碎工藝 最終的破碎粒度是根據產品的用途確定的。需要進行磨礦作業(yè)的礦 石，應考慮到破碎與磨礦總成本較低來確定破碎產品的粒度。一般較 適宜的粒度為 10~25mm。把原礦粒度與破碎產品的粒度的比，稱為 總破碎比，若露天礦開采出來的原礦粒度為200~1300mm，則破碎作 業(yè)的總破碎比的范圍為： Imax=Dmax/dmax=1300/10=130 Imax=Dmax/dmax=200

27、/25=8 一臺破碎機只能在一定限度的破碎比下才有合理的結構，才能最有效地 工作，因此使一臺破碎機達到這樣的破碎比是很有困難的。要把原礦破 碎到需要的粒度，必須將若干臺破碎機串聯(lián)進行分段破碎?？偲扑楸鹊? 于各段破碎比的乘積、為了發(fā)揮串聯(lián)破碎機的破碎能力，不使小塊礦石 進入破碎機反復進行破碎，因此將破碎與篩分有機結合，構成合理的破 碎工藝流程。 10 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 第二章 設計任務及要求 §2.1 設計條件 1. 電動機功率：15KW，額定轉速：1500r/min； 2. 最大進料粒度：125mm； 3. 排料口調整范圍：10～40

28、mm； 4. 處理能力：5～16t/h； 5. 對堅硬或中硬礦石進行中碎或細碎； §2.2 設計內容 1. 設計方案的評價與決策； 2. 傳動系統(tǒng)設計，成套圖紙與設計說明書。 §2.3 設計要求 一、工作實效性 1.能較好地破碎各種礦物與巖石，并達到所要求的粒度； 11 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 2.錯誤操作有保險裝置。 二、運轉穩(wěn)定性 1.機械傳動平穩(wěn)、支承零件有足夠的剛度、無明顯振動； 2.主要零件不易損壞。 三、技術經濟性 1.結構簡單，減輕自重，減少制造成本，系列化； 2.采用較高效率的傳動系統(tǒng)、減少運轉費用

29、。 四、結構工藝性 1.有皮帶張緊裝置； 2.結構易于折裝、運貨。 3.盡量減少各種振動沖擊。 五、設計規(guī)范性 1.符合破碎機規(guī)定的國家標準； 2.零部件標準化率不低于60%； 3.技術參數(shù)符合優(yōu)先數(shù)系。 12 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 第三章基本結構及工作原理 3.1 基本結構 顎式破碎機的主體機構由機架、偏心軸、動顎板、定顎板、肘板共 四個機構組成（如3-1所示）。另有其他輔助零件，如固定齒板、襯板、 擋罩、墊片、滑塊、推力板、止動螺釘、鎖緊裝置。 圖3-1 復擺顎式破碎機結構示意 3.2 工作原理 13 河南

30、理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 帶輪與偏心軸固聯(lián)成一整體，它是運動和動力輸入構件，即原動件， 其余構件都是從動件。如圖3-2所示當帶輪和偏心軸2繞軸線A轉動時，驅 使輸出構件動顎3做平面復雜運動，從而將礦石壓碎。 圖3-2 復擺顎式破碎機機構運動簡圖 顎式破碎機由動顎板、定顎板、偏心軸及推力板組成。動顎板上部 與偏心軸相連,下部由推力板支撐。偏心軸轉動時,動顎板不僅對定顎板 作往復擺動,同時還沿定顎板有很大幅度的上下運動。動顎板上各點的運 動軌跡如圖2所示。動顎板上部的運動軌跡接近圓形,越向下水平運動幅 度越小,運動軌跡也越呈橢圓形。 14 河南理工大學萬方科技

31、學院本科畢業(yè)論文 第四章 參數(shù)的選擇和計算 §4.1 顎式破碎機的結構及運轉 電動機通過小帶輪及三角帶，將運動傳給大帶輪，從而帶動偏心軸 轉動。動顎上部內孔兩端的雙列向心球面滾子軸承支撐在偏心軸上，偏 心軸外側軸頸支座主軸承，主軸承外圈與機架上的鏜孔相配合，并用螺 栓固定在機架上，在偏心軸兩外部分分別裝有大帶輪和飛輪，以調整破 碎機工作時主軸的運轉速度的波動。動顎的下部由推力板支撐，推力板 的另一端支撐在與機架的后壁相連的楔鐵調整機構上，可在由機架側壁 上兩凸臺構成的滑道中滑動。當需要調整排料口尺寸時，只要調整在楔 鐵上的螺栓，使楔鐵上下滑動，帶輪調整座在滑道中前后移

32、動即可完成， 有的機構上采用組合調整片來調整。 §4.2 結構參數(shù)的選擇 為了保證顎式破碎機運動的可靠性和經濟性，在設計時必須正確的 15 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 確定它的結構參數(shù)和工作參數(shù)，并以此作為計算零件強度的基礎。 §4.2.1給礦口與排礦口的尺寸 我國生產的顎式破碎機，給礦口的長度約為寬度的1.25～1.6倍，對 于中小型破碎機則取L=（1.5～1.6）B，而在小型破碎機中，為了獲得較 高的生產率，L∕B值可以選大一些。本次設計數(shù)據中L∕B=5，由此可知 所設計的破碎機為小型號的復擺式顎式破碎機。 1 1 1

33、 1 e = d - s = ( ~ ) B = ( ~ ) ′150 = 21.4mm ~ 15mm 對于復擺式顎式破碎機，排礦口的最小寬度 710710 取e= 20mm e： §4.2.2鉗角 破碎機的動顎與固定顎之間的夾角稱之為鉗角。當物料破碎時，必 須使物料塊既不向上滑動，也不會從給礦口中跳出來。為此，鉗角a 應 該保證物料塊與顎板工作表間產生足夠的摩擦力以阻止物料被擠出去。 為了確定a 角，應當分析當物料被顎板擠壓時作用在石塊上的力的情況。 假設物料的形狀為球形，當顎板壓緊物料時，作用在物塊上的力如 圖 4－1所示。P

34、1和P2為顎板作用在物塊上的壓碎力，其方向垂直于顎 16 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 板表面。由于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(shù)，破碎物料時的平衡條件為： fP2 + fP1cos 3 P1sin 水平分力的總和等于零：P2 - P1cosa - 2f fP1sina = 0 聯(lián)解以上兩式可得： tana ￡ 1- f 2 圖4－1 物料塊受力分析 令j 表示摩擦角，則f tanj = tanj 故tana ￡ 1- tan 2 j ，即ta

35、na ￡ tan2j 17 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 \ a ￡ 2j 由上式可知，為了使顎式破碎機正常的進行破碎工作，鉗角a 應初 選為a = 20 ° 。該小于摩擦角的2倍。不然礦石就會向上跳出，而不被壓 碎。 一般情況下，顎板與物料見的摩擦系數(shù)f ° f0.2（或j f11）因此， 在生產實際中，顎式破碎機的鉗角多取為17 ° ~24 ° 范圍內，鉗角不應大 于20 ° ~22 ° 。簡單擺動顎式破碎機不應大于20 ° ~24 ° ，對于復雜擺動顎 式破碎機，本次設

36、計中取a =20 ° 。 §4.2.3破碎腔的高度 在鉗角一定的情況破碎腔的高度由所需要的破碎比確定。通常，破 碎腔的高度：H= (2.25- 2.5B=) (2.25- 2.5′150= 337.5mm- 375mm) 。 為了獲得較高的生產率，將H取的大些。取H= 360mm。 §4.2.4動顎擺動行程和偏心距 動顎擺動行程s是破碎機最重要的結構參數(shù)。在理論上，動顎擺動 行程應按物料達到破壞時所需之壓縮量來確定。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遠

37、大于理論上求出的數(shù)值。 18 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 由于物料在破碎腔由上向下逐漸變小，所以只要動顎上部擺動行程 能夠滿足破碎物料需要的壓縮量就可以。根據實驗，破碎腔的上部擺動 行程，應大于0.01D max 。 對于復雜擺動顎式破碎機的動顎擺動行程受到排礦口寬度的限制。 因為動顎下部的行程增加大于排礦口最小寬度的0.3～0.4倍，將引起物 料在破碎腔下部的過壓現(xiàn)象。容易造成排礦口的堵塞，使負荷急劇增大， 所以動顎下部的動顎擺動行程不得大于排礦口寬度的0.3～0.4倍。 實際上，動顎擺動行程是經驗數(shù)據決定的。通常對于大型顎式破碎 機：s=

38、25～45mm；中小型破碎機：s=12～20mm。 動顎的動行程確定好以后，偏心軸的偏心距r 可以根據初步擬定的 機構尺寸利用畫機構圖的方法來確定。通常，對于復雜擺動式顎式破碎 機：s? 1.33r；對于簡單式顎式破碎機：s? r。 根據實驗，破碎機上部擺動行程應大于0.01D sf0.01Dmax= 0.01′125mm= 1.25mm 破碎機下部擺動行程小于（0.3～0.4）B max 。 sp(0.3～0.4)B =45mm～60mm 實際上對于中小型破碎機：s=12～20mm，取s= 14mm 19 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文

39、 s 取 r = = 7mm 對于復雜擺動顎式破碎機：s? （2～2.2）r 2 §4.3主要參數(shù)的計算 4.3.1動顎的擺動次數(shù)（偏心軸的轉速） 選擇動顎的擺動次數(shù)時，不僅要使機器的生產率高，而且還要使機 器的功率消耗少。為了求得偏心軸的轉數(shù)，可作如下假說：1）由于顎身 較長擺動幅度不大，故假定動顎為平移運動，嚙角a 不變；2）不考慮礦 石與肘板間的摩擦力對排礦的影響，動顎離開固定顎時，破碎產品成梯 形斷面的棱柱體依靠自重自由下落。 為了不妨礙物料排出，物料棱柱體落下時必須滿足的條件，即活動 s 顎板在離開的時間t內，破碎物料必須落下的高度應為h

40、；當偏心軸轉 L 胯下端點水平行程．aL為排料口的平均嚙角。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是根據征一個 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 20 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 至破碎腔外的高度h算確定的。 當排料過程對應的曲柄轉角不小于 180°時，此時經試驗認為排料 時間按主軸半徑計算比較符合實際情況。設n為動顎每分鐘擺動的次數(shù)， 則動顎一次單項擺動的時間為： 式中: t= 1 2 × 60 30 = 圖 4-2料后處排料示意圖

41、nn t—動顎一次單項擺動的時間，s； n—動顎每分鐘擺動的次數(shù)，r/min； 棱柱體在其自重的作用下自由的通過排礦口的時間： 21 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 2h 1 由于h= g t1 1 2 gt 2 /2 , 令 =t，則可求得理論上的生產能力最高的動顎擺動次數(shù)為： 30 n = 2h g 式中：h—破碎物料落下的高度 s h= G—重力加速度，g=980 tana cm/s 2 。 式中： s—動顎下端的水平行程，cm 。 a—排料層平均嚙角(度)取最優(yōu)值

42、a=20°。 tana tan20° n = 665 = 665 由以上幾式聯(lián)立并簡化可知： s1.4 取n=340r/min r/min= 339r/min 4.3.2生產能力 顎式破碎機的生產能力是指機器單位時間內所能處理的物料的數(shù) 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， 22 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 從破碎腔中排出一個松散的棱柱體的物料為計算依據。 圖4-3 e + (e + s) 2e + s s F = h = ′ （2

43、e + s） V = FL = Ls 30 nLs（2e + s） Q = 60nVu p = up （4—1） 根據圖4-3，動顎擺動一次，排出的棱柱體斷面積為： 22tana 棱柱體長度即為破碎腔的長度L,故棱柱體體積為： 2tana 若動顎每分鐘擺動n次，則破碎機的生產能力為： 2tana 式中 ， 23 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 Q---生產能力（t/h）； n---主軸轉速(r/min) ； L---破碎腔長度(m) ； e---公稱排料口尺寸(m) ；

44、s--動顎下端點水平行程( m ) ； u ---松散系數(shù)，取 0.25～0.6，對于中、小型機一般 取較高值u=0.5～0.6； p---破碎物料的密度(t/m 3 ),根據破碎礦石的密度，一 般取p=1.6 。 按式（4—1）取u=0.5,又L=750mm，n=340r/min Q= 30 ′ 340 ′ 0.75 ′ 0.014 ′（2 ′ 0.02 + 0.014） ′ 0.5 ′ 1.6 o tan20 =12.7t/h 4.3.3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

45、部件強度設計的重要依據。由于破碎力分布以及合力大小、 24 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 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)據統(tǒng)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(guī)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： Fmax = 0.043(B- b) tana s B k（4-2） 式中， Fmax ---最大破碎力（N）； s B ---抗壓強度（N/cm 2 ）； a= 20°

46、k ---有效破碎系數(shù)，對中小型機一般取 k= 0.38~0.42 k= 0.34~0.48 ， 當 時，取 ，一般嚙角減小時取最小值。 按式（4-2），取k=0.4， s 2 B=150mpa=15000 N/cm,則 F max = 0.034(15-3)′ 75 tan20° ′15000′ 0.4= 504KN 當計算破碎力零件強度時，考慮沖擊載荷的影響，應將Fmax 大50%，故破碎機的計算破碎力為： 增 P=1.5F max = 757KN 25 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)

47、論文 4.3.4各個部件的受力分析 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 p p js js 件的外力。計算破碎力是確定這些外力的原始數(shù)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4-4 復擺顎式破碎機各部件受力圖解 Ps Pk = Pjs = Pjs b- a b a b （4—3） （4—4） P z = 2P k cosb （4—5） 式中：Ps---作用在動顎軸承上的外力 26 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 Pk---作用在推力板上的外力

48、 Pz---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 b ---當兩顎板壓緊礦石時，推力板與連桿間夾角，取b =50° 顎式破碎機在工作過程中，破碎機的工作規(guī)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 3/4 處（簡擺）、2/3（復擺）為最大，再向下又逐漸減到末端為零。所 以， a= 2 3 L= 500mm ，而b=(0.7～0.75)L,取b=548mm。 可得： P s = P js b-a b =

49、 757′ 48 548 = 66307N P k = P js a b = 757′ 500 548 = 690693N o Pz = 2 Pjs cosb = 2′ 757′ cos50 = 887938N 27 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 第五章主要零部件結構尺寸的計算與選擇 §5.1 電動機功率的計算與選擇 §5.1.1功率 在顎式破碎機的破碎過程中，其功率消耗與轉數(shù)、規(guī)格尺寸、排礦 口寬度、鉗角大小以及被破碎礦石的力學性能和力度特性有關。破碎機 轉速越高，機械尺寸越大，功率消耗越大

50、；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。 目前，在理論上計算顎式破碎機的電機功率一般已體機假說為基礎。 當給礦口寬度為B、長度為L、排礦口最小寬度為e，則根據 2 2 KCL(B - e ) V = 圖5－1可求得動顎每次工作行程內破碎物料的體積： 2tana 式中，V —— 動顎在每次工作行程內破碎物料的的體積，m 3 ； C —— 充滿系數(shù)，破碎礦石不是充滿破碎腔，而是有一定的空隙； K —— 粒度特性系數(shù)。 28 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 圖5－1 確定顎式破碎機的功率圖

51、 若原礦未經預先篩分，則其中小于排礦口寬度的礦粒就直接通過破 碎腔。為此，考慮粒度特性系數(shù)。當破碎前將原礦中小于排礦口寬度的 細粒物料篩出時，可取K=1。 D - (e + s ) K = D 125 - (20 + 14) D 是原礦中的最大礦塊，則 K = D - (e + s ) 可?。?K p ，即 K=0.4～0.5 。 1)如果原礦的粒度特性曲線為直線可取: ， 125 2）假如原礦的粒度特性曲線為凹形 Dmax = 0.728。 29 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 當K=0

52、.7～1之間時，C=0.2～0.3；且K與C的乘積一般為0.2～ 2 s V 0.25．取C=0.24。 根據式W= 和式V= KCL(B 2 - e 2 ) 2E 2tana 2 s nLKC(B - e ) N = 2 2 2 185 ′ 340 ′ 75 ′ 0.24 ′ (15 - 2 ) N = = 11.68 KW 則可求得顎式破碎機電動機功率的計算公式： 244800E× tana ×h 2

53、448000′ 55600′ tan20° ′ 0.80 s h h 式中，N —— 電動機的功率，KW； ——物料抗壓強度，Mpa； E —— 物料彈性模數(shù)，Mpa； —— 破碎機的傳動系數(shù)，=0.80取C=0.25~0.85。 從上式可以看出，破碎機的功率消耗與轉速、規(guī)格尺寸、鉗角、被 破碎物料的物理機械性能和粒度的特性有關。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，有的因素（如礦石 的s b和E）也是很難準確的選取。所以，上式只能初步計算破碎機的功 率使用，以便進一不用實驗的方法

54、來修正。 對顎式破碎機的電動機功率也可以采用下列公式計算。 30 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 對于復擺式破碎機： N=18LHnr N = 18′ 0.75′ .036′ 0.007′ 340′ = 11.57KW 式中，L —— 顎口長度，m； H——固定顎板的計算高度，即顎膛高度，m； s—— 動顎板行程，m； r—— 偏心軸的偏心距，m； n——偏心軸轉速，r/min。 §5.1.2電動機的選擇 參考設計數(shù)據，電動機的功率為15KW，電動機能夠滿足計算要求。 正常V帶傳動的傳動比i=2～4。所以，電動機的轉數(shù)： n

55、 電機 = (2~4)n 軸 = (2~4) ′ 340= 680r/min~1360r/min 查《機械設計手冊》選擇 Y 系列封閉式三相異步電動機。（一般異 步電動機）同步轉速在 600～1400r/min 之間，優(yōu)先選用的同步轉速為 970r/min。 由《機械設計師手冊》查得電動機的型號：Y180L－6 電機型號其主要參數(shù)如下： 31 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 表5.1 電動機主要參數(shù)表 功率 轉速 效率 功率因 數(shù) 15KW 970r/min 89.5 % 0.81 電動機伸出軸直徑（

56、D） 電動機伸出軸長度（L） 48mm 110mm §5.2 皮帶及帶輪的設計 §5.2.1.計算功率 用窄V帶傳動，電動機型號為：Y180L－6型；功率P=15KW，此 部分數(shù)據轉速n=970r/min；傳動比i=2.85；每天工作12h。查《機械設計》 由表8－7查得：KA=1.4； Pca=KAP=1.4×15=21KW。 式中， Pca——計算功率，KW； KA——工作情況系數(shù)； 32 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 P—— 所需傳遞的額定功率。 §5.2.2皮帶的計算與選擇 根據 、n 由《機械設計》圖 8－11

57、確定選用 C 型。 ①選用窄V帶帶型： ca ②確定帶輪基準直徑： 由《機械設計》表8－6和表8－8取主動輪基準直徑dd1= 200mm。 所以，從動輪直徑： d d2 = i′ d d1 = 2.85′ 200= 570mm 圓整之后取d d2 =600mm pd ③驗算帶輪速度： v= d1 n = p ′ 200′ 970 = 10.16。 60′ 1000 60′ 1000 帶速一般在5m/spn p25m/s，最高不超過30m/s。 所以，帶的速度合適。 ④確定窄V帶的基準

58、長度和傳動中心距： 據 0.7(dd1+ dd2) pa0p2(dd1+ dd2) 0.7′ (200+ 600) pa0p2′ (200+ 600) 560pa0p1600 33 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 初步確定中心距a0 = 1100mm ⑤計算所需的基準長度： L D ￠ = 2ao + p 2 (d d1 + d d2 ) + (d d2 - d 4a0 d1 ) 2 2 = 2′1100+ p 2 ′ (200+ 600) + (600- 2

59、00) 4′1100 = 3493mm 由《機械設計》表8－2，選取帶的基準長度L ⑥計算中心距a及變動范圍： d = 3550mm L - L a ? a + 傳動的實際中心距近似為 2 經計算得中心距變化范圍 = 3350-3493 2 = 1528.5m m a a min? a max? a a -0.015dL1475.25 mm + 0.03dL= 1635m m 1 ⑦驗算主動輪上的包角 dd2- dd1 ： a 1 = 180° - a ′ 57.3° = 16

60、5° f90° 因此主動輪上的包角合適。 P P Z = = ⑧計算窄V帶的根數(shù)Z： Pr(P0+ DP0)K a K L 34 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 21 \ Z = = 4.00 F P ? ? ca 2 （F ） = 500 ? - 1÷ + qv ? ÷ 式中，P0——單根V帶的基本額定功率； DP0——單根普通V帶額定功率的增量； Ka——包角修正系數(shù)；

61、 KL——長度系數(shù)。 由n=970r/min，dd1= 200mm，i=2.85， 查《機械設計》表8－4a和8－4b得：P0= 4.66KW，DP0 查《機械設計》表8－5得：Ka= 0.96； 查《機械設計》表8－2得：KL= 0.99。 (4.66+ 0.85) ′ 0.96′ 0.99 取Z=4根。 ⑨計算預緊力： vzè Ka? 式中，q——傳動帶單位長度的質量。 = 0.85KW； 21 2.5 故：（F ） = 500 ′ - 1 + 0.30 ′10.16 0 min 由《機械設計

62、》表8－3得q=0.30kg/m 10.16′ 4è 0.96? 應使帶的實際初拉力Fo3（F0）min。 2 = 445.4N 35 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 a F = 2 Z（F ） sin = 2 ′ 4 ′ 445.4 ′ sin ⑩計算作用在軸上的壓軸力： 2 V帶傳動的主要參數(shù)歸納于下表5.2 165° 2 = 3532.95N 名稱 結果 名稱 結果 名稱 結果 帶型 C 傳動比 i=2.85 根數(shù) 4 小帶輪 d d

63、 =200mm 基準長度 L d =3550m 預緊力 Fo=445.4N 基準徑 m 大帶輪 d d =600mm 中心距 a=1528.5 壓軸力 F p =3532.95 基準徑 mm N §5.2.3.帶輪的結構設計 基準寬度(bd) ：19.0mm；準線上槽深(hamin )：4.80mm；準線下槽深 (h fmin ) ：14.3mm；間距(e ) ：25± 0.5mm；一槽對稱面至端面的距離( f min )： 16 

64、mm ；小輪緣厚(d min) ：18mm；輪寬 (B) ： B=（Z-1） d = d + 2h 徑 (d ) ： e+2f=3×26+2×18=114mm； da2= dd2+ 2ha = 200+ 2′ 5= 210mm = 600+ 2′ 5= 610mm ；槽角(j) ： 36° 。 36 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 圖5－2 帶輪的結構設計 §5.3偏心軸的設計計算 §5.3.1偏心軸主要尺寸的確定 ①各軸段直徑確定 根據工作條件，初選偏心軸的材料為45號鋼，調制處理。參數(shù)：許 用扭應

65、力[ A] = 25- 45MPa，A=126－103。 初步計算直徑（與大帶輪配合處）：軸功率： 式中， P￠ = P 機 h1h 2 37 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 —— 皮帶傳遞的功率，KW。 h1—— 電動機的功率，KW； 2 \ P￠ = 15′ 0.895′ 0.96= 12.89KW ￠ 3 3 軸轉速n=340r/min n 12.89 340 = 42.3mm 因為軸上有鍵槽，軸徑應增加3～7%。 \ d13 59.24′1.07= 45.3mm 因破碎機工作時的

66、沖擊載荷很大，又有強烈的振動，故取直徑 d1=80mm此偏心軸選用一般階梯長軸。 d2:密封處軸段，根據大帶輪的定位要求，d2=100mm。 d3: 滾動軸承處軸段，選擇深溝球軸承6324，d3=120mm。 d4：選擇調心滾子軸承22228，d4=140mm。 d5：根據軸承定位要求，確定d5=160mm。 其中，d4和d5段屬于偏心部分，偏心距r=7mm。整個偏心軸是完 全對稱的。 ②各軸段長度的確定 L1 ： 由大帶輪輪轂寬度確定，L1=135mm， 38 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 L2:由軸承端蓋和安裝間隙要求確定，L2=60mm。 L3：由球軸承、擋油盤及裝配關系等確定，L3=100mm。 L4：由滾動軸承、動顎結構確定，L4=120mm。 L5：由軸承寬度和進料口尺寸確定，L5=255mm 圖5－3 初定軸的直徑和跨度 39 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 §5.3.2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