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河北建筑工程學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì)計(jì)算書
指導(dǎo)教師： 肖溪 馬軼群
設(shè)計(jì)題目：復(fù)擺顎式破碎機(jī)（600×750）設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)人：張?jiān)迄i
設(shè)計(jì)項(xiàng)目
計(jì)算與說(shuō)明
結(jié)果
第1章 緒論
1.1 引言
1.2 復(fù)擺顎式破碎機(jī)的特點(diǎn)
第1章 緒論
1.1 引言
破碎機(jī)械和篩分機(jī)械這兩類機(jī)械設(shè)備，同屬于礦山機(jī)械范疇，在各種工業(yè)生產(chǎn)線上通常前后工序布置使用，故有密切的關(guān)聯(lián)。破碎機(jī)械和篩分機(jī)械的聯(lián)合使用，可以把各種天然的礦物、或者工業(yè)生產(chǎn)中間過程物料，通過破碎和篩分，成為最終產(chǎn)品或者進(jìn)一步深加工原料。因此這兩類機(jī)械設(shè)備在冶金、建材、化工、能源、交通建設(shè)、城市建設(shè)和環(huán)保等諸多領(lǐng)域有廣泛的用途。
在改革、開放的國(guó)策指引下，我國(guó)國(guó)民經(jīng)濟(jì)的迅速發(fā)展，要求各行各業(yè)都以先進(jìn)的機(jī)械來(lái)裝備。在破碎和篩分方面也不例外。這種市場(chǎng)需求促使有關(guān)高等院校、科研設(shè)計(jì)院所和工礦企業(yè)對(duì)破碎機(jī)械和篩分機(jī)械做大量的研究工作。近十幾年來(lái)，這些研究成果的論文紛紛發(fā)表在各種出版物上，這些成果表明，當(dāng)前國(guó)內(nèi)破碎機(jī)械和篩分機(jī)械的某些方面已經(jīng)達(dá)到國(guó)際先進(jìn)水平。
1.2 復(fù)擺顎式破碎機(jī)的特點(diǎn)
它們適用于冶金、礦山、建筑、交通、水泥等部門，作為粗碎、中碎抗壓強(qiáng)度在300Mpa以下的各種礦石或巖石之用。具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單合理、產(chǎn)量高、破碎比大、齒板壽命長(zhǎng)、成品粒度均勻、動(dòng)力消耗低、維修保養(yǎng)方便等優(yōu)點(diǎn)，是目前國(guó)內(nèi)最先進(jìn)的機(jī)型。
其具有以下性能特點(diǎn)：
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畢業(yè)設(shè)計(jì)計(jì)算書
指導(dǎo)教師： 肖溪 馬軼群
設(shè)計(jì)題目：復(fù)擺顎式破碎機(jī)（600×750）設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)人：張?jiān)迄i
設(shè)計(jì)項(xiàng)目
計(jì)算與說(shuō)明
結(jié)果
1.3 國(guó)內(nèi)外顎式破碎機(jī)的發(fā)展與現(xiàn)狀
第2章 總體設(shè)計(jì)
2.1 基本結(jié)構(gòu)
2.2 工作原理
第3章 主要參數(shù)的確定
3.1 已知參數(shù)
3.2部分結(jié)構(gòu)參數(shù)的選定
3.3 電動(dòng)機(jī)的選擇與確定
3.4 復(fù)擺顎式破碎機(jī)生產(chǎn)率
3.5 確定四連桿機(jī)構(gòu)各桿的長(zhǎng)度
3.6 最大破碎力
3.7 各部件的受力分析
第4章 傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)
4.1 帶輪的設(shè)計(jì)
4.2 偏心軸的設(shè)計(jì)
4.3 飛輪設(shè)計(jì)
4.4 軸承的校核
4.5 鍵的校核
第5章 各基本構(gòu)件的設(shè)計(jì)
5.1動(dòng)腭的設(shè)計(jì)
5.2齒板的設(shè)計(jì)
5.3 推力板的設(shè)計(jì)
5.4 調(diào)整裝置的設(shè)計(jì)
5.5 破碎腔型的設(shè)計(jì)
5.6 機(jī)架的設(shè)計(jì)
第6 章 安裝維修及改進(jìn)措施
6.1 改變飛輪端密封套與錐套螺紋旋向
6.2 修復(fù)偏心軸與錐套配合面
6.3 對(duì)顎板材質(zhì)的選擇
6.4 破碎機(jī)出口揚(yáng)塵的解決
6.5 破碎機(jī)的噪聲危害及防治途徑
1.破碎腔深而且無(wú)死區(qū)，提高了進(jìn)料能力與產(chǎn)量；
2.其破碎比大，產(chǎn)品粒度均勻；
3.墊片式排料口調(diào)整裝置，可靠方便，調(diào)節(jié)范圍大，增加了設(shè)備的靈活性；
4.潤(rùn)滑系統(tǒng)安全可靠，部件更換方便，保養(yǎng)工作量?。?
5.結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，運(yùn)營(yíng)費(fèi)用低。
6.設(shè)備節(jié)能：?jiǎn)螜C(jī)節(jié)能15%～30%，系統(tǒng)節(jié)能一倍以上；
7.排料口調(diào)整范圍大，可滿足不同用戶的要求；
8.噪音低，粉塵少。
1.3 國(guó)內(nèi)外顎式破碎機(jī)的發(fā)展與現(xiàn)狀
國(guó)外從上世紀(jì)中后期開始利用計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)對(duì)顎式破碎機(jī)機(jī)構(gòu)、腔型、產(chǎn)量和磨損等進(jìn)行優(yōu)化，研制開發(fā)出無(wú)塞點(diǎn)、高度低、重量輕、產(chǎn)品粒型好、產(chǎn)量高的高性能、低能耗的新型顎式破碎機(jī)，從而大大提高了破碎機(jī)的性能，縮短了產(chǎn)品開發(fā)周期，提高了產(chǎn)品的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。然而國(guó)內(nèi)對(duì)顎式破碎機(jī)的仿真優(yōu)化設(shè)計(jì)的研究主要限于對(duì)特定型號(hào)的顎式破碎機(jī)編寫相應(yīng)程序進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，這些程序大多重用性差，只能解決特定型號(hào)中的特定問題。然而破碎機(jī)的優(yōu)化內(nèi)容是根據(jù)不同客戶要求需要經(jīng)常變化的，因而仿真優(yōu)化設(shè)計(jì)工作經(jīng)常要重復(fù)大量而繁鎖的編寫程序工作，費(fèi)時(shí)費(fèi)力，而且還延長(zhǎng)了產(chǎn)品開發(fā)周期。本文嘗試?yán)孟冗M(jìn)的運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)仿真設(shè)計(jì)工具對(duì)新型顎式破碎機(jī)進(jìn)行快速開發(fā)，對(duì)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行仿真優(yōu)化設(shè)計(jì)，從而大大減小了仿真設(shè)計(jì)的工作量，縮短了產(chǎn)品開發(fā)周期，提高了仿真模型重用率。本文利用先進(jìn)的運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)仿真優(yōu)化設(shè)計(jì)軟件ADAMS對(duì)新型復(fù)擺顎式破碎機(jī)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)進(jìn)行仿真優(yōu)化，其主要任務(wù)是優(yōu)化破碎機(jī)給、排料口水平及垂直行程和行程特性系數(shù)，從而提高破碎機(jī)處理量，減小破碎機(jī)重量，增強(qiáng)破碎機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，減小破碎機(jī)襯板磨損，從而大大提高破碎機(jī)工作性能。
我國(guó)自50年代生產(chǎn)顎式破碎機(jī)以來(lái)，在破碎機(jī)設(shè)計(jì)方面經(jīng)歷了模擬，仿制、圖解法設(shè)計(jì)階段，目前正向計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)階段過渡。生產(chǎn)制造的顎式破碎機(jī)越來(lái)越大、性能越來(lái)越好，品種越來(lái)越多，并在國(guó)際上占有一定的市場(chǎng)。我國(guó)曾以前蘇聯(lián)顎式破碎機(jī)標(biāo)準(zhǔn)TOCT7084-80為依據(jù)，制定了顎式破碎機(jī)國(guó)標(biāo)送審稿，對(duì)顎式破碎機(jī)的設(shè)計(jì)、制造和使用提出了更高的要求。1990年，由中國(guó)礦山機(jī)械質(zhì)量監(jiān)督檢測(cè)中心，對(duì)國(guó)內(nèi)主要廠家制造的中小型顎式破碎機(jī)的技術(shù)性能進(jìn)行了檢測(cè)，只有若干顎式破碎機(jī)達(dá)到TOCT7084-80和國(guó)標(biāo)送審稿中規(guī)定的指標(biāo)。因此全面總結(jié)顎式破碎機(jī)在設(shè)計(jì)、使用和測(cè)試方面的經(jīng)驗(yàn)，積累合適我國(guó)破碎機(jī)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)和數(shù)據(jù)，建立破碎機(jī)最優(yōu)化設(shè)計(jì)的理論與方法并使之推廣普及是提高我國(guó)顎式破碎機(jī)技術(shù)性能，趕超國(guó)際先進(jìn)水平的關(guān)鍵。
第2章 總體設(shè)計(jì)
2.1 基本結(jié)構(gòu)
復(fù)擺鄂式破碎機(jī)主要由機(jī)架、顎板和側(cè)護(hù)板、傳動(dòng)件、調(diào)節(jié)裝置、飛輪、潤(rùn)滑裝置等部分組成。
1.機(jī)架
機(jī)架是上下開口的四壁剛性框架，用作支撐偏心軸并承受破碎物料的反作用力，要求有足夠的強(qiáng)度和剛度，一般用鑄鋼整體鑄造，小型機(jī)也可用優(yōu)質(zhì)鑄鐵代替鑄鋼。大型機(jī)的機(jī)架需分段鑄成，再用螺栓牢固鏈接成整體，鑄造工藝復(fù)雜。自制小型顎式破碎機(jī)的機(jī)架也可用厚鋼板焊接而成，但剛度較差。
2.顎板和側(cè)護(hù)板
定顎和動(dòng)顎都由顎床和顎板組成，顎板是工作不分，用螺栓和楔鐵固定在顎床上。定顎的顎床就是機(jī)架前壁，動(dòng)顎顎床懸掛在周上，要有足夠的強(qiáng)度和剛度，以承受破碎反力，因而大多是鑄鋼或鑄鐵件。
3.傳動(dòng)件
偏心軸是破碎機(jī)的主軸，受有巨大的彎扭力，采用高碳鋼制造。偏心部分須精加工、熱處理、軸承襯瓦用巴氏合金澆注。偏心軸一端裝帶輪，另一端裝飛輪。
4.調(diào)節(jié)裝置
調(diào)節(jié)裝置有楔塊式，墊板式和液壓式等，一般采用楔塊式，由前后兩塊楔塊組成，前楔塊可前后移動(dòng)，頂住后推板；后楔塊為調(diào)節(jié)楔，可上下移動(dòng)，兩楔塊的斜面倒向貼合，由螺桿使后楔塊上下移動(dòng)而調(diào)節(jié)出料口大小。小型顎式破碎機(jī)的出料口調(diào)節(jié)是利用增減后推力板支座與機(jī)架之間的墊片多少來(lái)實(shí)現(xiàn)。
5.飛輪
顎式破碎機(jī)的飛輪用以存儲(chǔ)動(dòng)顎空行程時(shí)的能量，再用于工業(yè)形成，使機(jī)械的工作符合趨于均勻。帶輪也起著飛輪的作用。飛輪常以鑄鐵或鑄鋼制造，小型機(jī)的飛輪常制成整體式。飛輪制造，安裝時(shí)要注意靜平衡。
6.潤(rùn)滑裝置
偏心軸軸承通常采用集中循環(huán)潤(rùn)滑。心軸和推力板的支撐面一般采用潤(rùn)滑脂通過手動(dòng)油槍給油。動(dòng)顎的擺角很小，使心軸與軸瓦之間潤(rùn)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(qiáng)制注入干黃油進(jìn)行潤(rùn)滑。
2.2 工作原理
復(fù)擺鄂式破碎機(jī)的破碎方式為曲動(dòng)擠壓型，其工作原理是：電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)皮帶和皮帶輪，通過偏心軸使動(dòng)顎上下運(yùn)動(dòng)，當(dāng)動(dòng)顎上升時(shí)肘板與動(dòng)顎間夾角變大，從而推動(dòng)動(dòng)顎板向固定顎板接近，與此同時(shí)物料被壓碎或劈碎，達(dá)到破碎的目的；當(dāng)動(dòng)顎下行時(shí)，肘板與動(dòng)顎間夾角變小，動(dòng)顎板在拉桿、彈簧的作用下，離開固定顎板，此時(shí)已破碎物料從破碎腔下口排出。隨著電動(dòng)機(jī)連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)而破碎機(jī)動(dòng)顎作周期性地壓碎和排泄物料，實(shí)現(xiàn)批量生產(chǎn)。
第3章 主要參數(shù)的確定
3.1 已知參數(shù)
1、進(jìn)料口尺寸：600×750mm；
2、最大進(jìn)料粒度：500mm；
3、處理能力：50～100m3/h；
4、偏心軸轉(zhuǎn)速：275r/min；
5、排料口調(diào)整范圍：150～200mm；
6、電動(dòng)機(jī)功率：55KW
3.2部分結(jié)構(gòu)參數(shù)的選定
此設(shè)計(jì)方案的成功與否，其關(guān)鍵在于四桿機(jī)構(gòu)的形式，應(yīng)對(duì)顎式破碎機(jī)的四桿機(jī)構(gòu)進(jìn)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(dá)到提高生產(chǎn)能力，降低下端特性值的目的。
1、排料口寬度b
已知破碎機(jī)的寬度為B=600mm,調(diào)整范圍為(1/7～1/10)B=60～85mm，確定破碎腔的開邊制公稱排料口寬度為b=70mm。
2、嚙合角a
破碎機(jī)的動(dòng)顎與定顎襯板之間的夾角稱為嚙合角。當(dāng)破碎礦塊時(shí)，必須使礦石不向上滑動(dòng)，也不從破碎腔的給礦口跳出來(lái)。為此，嚙角應(yīng)該保證礦石塊與顎板工作表面間產(chǎn)生足夠的摩擦力以阻止礦石被推出去。
顎式破碎機(jī)的嚙角一般在17～24度，對(duì)于復(fù)擺型顎式破碎機(jī)，嚙角不應(yīng)大于20～22度。
在此取a=19°
3、破碎腔高度H
破碎腔高度尺寸，破碎腔的高度越高破碎時(shí)間就越長(zhǎng)，相應(yīng)的物料的破碎就越徹底；但是，我們?cè)O(shè)計(jì)破碎腔應(yīng)盡量的降低破碎腔的高度，使結(jié)構(gòu)更加的緊湊；這和破碎腔要求盡量的提高生產(chǎn)效率是相互矛盾的。經(jīng)過查閱了相關(guān)的資料后，初選破碎腔的高度。
4、動(dòng)腔的擺動(dòng)行程s與偏心軸的偏心距r
簡(jiǎn)單擺動(dòng)破碎機(jī)上端擺動(dòng)行程小而下端擺動(dòng)行程大，復(fù)擺破碎機(jī)是上端大而下端小。復(fù)擺顎式破碎機(jī)取s=27mm，動(dòng)腔下端擺動(dòng)行程不得大于排料口的(0.3～0.4)即sl=(0.3～0.4)b=21～28mm，取sl=20mm。偏心軸的偏心距通常復(fù)雜擺動(dòng)是：s=(2～2.2)r，取r=12mm。（礦山機(jī)械—選礦部分 冶金工業(yè)出版社）
5、連桿長(zhǎng)度l
在曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中，當(dāng)曲柄做等速回轉(zhuǎn)時(shí)，搖桿來(lái)回?cái)[動(dòng)的速度不同，具有急回運(yùn)動(dòng)的特征。連桿越短，即值越大，著這種不對(duì)稱現(xiàn)象就越顯著。曲柄（偏心軸）的轉(zhuǎn)數(shù)是根據(jù)礦石在破碎腔中自由下落的時(shí)間而定，因此連桿的長(zhǎng)度不宜過短。通常，對(duì)于中小型復(fù)擺顎式破碎機(jī)，，l=（0.3～0.5）L。由上式可以得出l=780～1020mm，L=1560～3400mm
6、推力板長(zhǎng)度K
當(dāng)動(dòng)顎的擺動(dòng)行程s和偏心距r確定以后，在選取推力板長(zhǎng)度時(shí)，對(duì)于簡(jiǎn)擺顎式破碎機(jī)，當(dāng)曲柄偏心位置為最高時(shí)，兩個(gè)推力板的內(nèi)端點(diǎn)略低于兩個(gè)外端點(diǎn)的連線，即使β角（推力板與連桿之間的夾角）近于90°。后推力板在角度γ=5～13°之間運(yùn)動(dòng)。推力板與偏心距有下列關(guān)系：
K=(16.5～25)r （礦山機(jī)械—選礦部分 冶金工業(yè)出版社）
復(fù)擺顎式破碎機(jī)的推力板長(zhǎng)度也可參考上式，
K=(16.5～25)r=198～300mm
取K=300mm
7、動(dòng)顎軸承中心距與給礦口平面的高度h：
為了保證在破碎腔的上部產(chǎn)生足夠的破碎力來(lái)破碎大塊礦石，因而在給礦口處，動(dòng)顎必須有一定的擺動(dòng)行程，為此，動(dòng)顎的軸承中心距給礦口平面的高度：對(duì)于簡(jiǎn)擺顎式破碎機(jī)為（0.3～0.4）L≥h≥0.2L,根據(jù)試驗(yàn)，當(dāng)生產(chǎn)率達(dá)到最大值時(shí)，動(dòng)顎懸掛點(diǎn)的合適高度為h=（0.37～0.4）L；對(duì)于復(fù)擺顎式破碎機(jī)，h≤0.1L,式中L為動(dòng)顎長(zhǎng)度。取h=180mm。
3.3 電動(dòng)機(jī)的選擇與確定
1、動(dòng)腔的擺動(dòng)次數(shù)（主軸的轉(zhuǎn)數(shù)）
由公式（礦山機(jī)械—選礦部分 冶金工業(yè)出版社）
s:動(dòng)腔下端的擺動(dòng)行程(cm)
n:主軸轉(zhuǎn)速(r/min)
a:排料層嚙合角(度)取最優(yōu)值a=19°
=275 (r/min)
2、電動(dòng)機(jī)的功率
在顎式破碎機(jī)的破碎過程中，其功率消耗與轉(zhuǎn)速，規(guī)格尺寸，排料口寬度，嚙角大小及被破碎礦石的物理機(jī)械性質(zhì)和粒度特性有關(guān)。破碎機(jī)的轉(zhuǎn)速愈高，機(jī)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(duì)功率消耗影響最大的還是礦石的物理機(jī)械性質(zhì)。由于功率消耗與多因素有關(guān)，現(xiàn)在尚無(wú)一個(gè)完整的理論公式能精確地計(jì)算出破碎機(jī)地功率消耗。下面的是在實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上推導(dǎo)出來(lái)和計(jì)算公式
Pd=18LHrn(kw) （礦山機(jī)械—選礦部分 冶金工業(yè)出版社）
式中：
L:破碎腔的長(zhǎng)度(m)
H:固定顎板的計(jì)算高度(m)
r:主軸偏心距(m)
n:主軸轉(zhuǎn)速(r/min)
3、選取電動(dòng)機(jī)
電機(jī)的選擇一般是由用途，主要性能以及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)來(lái)決定的。因選用的是破碎機(jī)的電機(jī)，該電機(jī)應(yīng)適用于灰塵多，土揚(yáng)水濺的場(chǎng)合。Y系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)效率高，耗電少，性能好，噪音低，震動(dòng)小，體積小，重量輕，運(yùn)行可靠，維修方便，為B級(jí)絕緣。結(jié)構(gòu)為全封閉，自扇冷卻，能防止灰塵，鐵屑，雜物侵入電動(dòng)機(jī)內(nèi)部。
根據(jù)上述的電動(dòng)機(jī)功率,轉(zhuǎn)速及其工作環(huán)境.為了安全選擇,電動(dòng)機(jī)的功率提高1.1～1.25倍.所以Pd×1.1=53.91Kw。查閱《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（中）》后，選用Y系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)。
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率/Kw
滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩
Y315S-8
55
740
1.6
2.0
3.4 復(fù)擺顎式破碎機(jī)生產(chǎn)率
生產(chǎn)率是指在一定的給料粒度和排料粒度條件下，單位時(shí)間內(nèi)破碎機(jī)所處理物料量（Kg/h或m3/h）。
根據(jù)簡(jiǎn)擺顎式破碎機(jī)經(jīng)驗(yàn)工式：
式中
μ：礦石松散比重,一般取μ=0.65～0.75，
n：主軸轉(zhuǎn)速(r/min)
L：破碎腔的長(zhǎng)度(m)
b：排料料公稱寬度(m)
s：動(dòng)腔下端的擺動(dòng)行程(m)
=43.13(m3/h)
復(fù)擺顎式破碎機(jī)因其動(dòng)顎的運(yùn)動(dòng)軌跡有促進(jìn)排礦的作用，應(yīng)按上式計(jì)算結(jié)果增大20%～30%。
3.5 確定四連桿機(jī)構(gòu)各桿的長(zhǎng)度
已知偏心距為12mm，連桿長(zhǎng)度即l2=780～1020mm，推力板長(zhǎng)度即搖桿行程l3=300mm，搖桿行程ψ取7°，行程速比系數(shù)K取1.018，機(jī)架位置角γ取125°如圖3-1。通過曲柄搖桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)軟件可得出：
l1=12mm l2=992mm
l4=789mm βmin=38°
圖3-1
以上所求結(jié)果均符合要求，因此可以選取作為復(fù)擺顎式破碎機(jī)的四連桿機(jī)構(gòu)標(biāo)準(zhǔn)。
3.6 最大破碎力
破碎力在腔內(nèi)的分布情況及其合力作用點(diǎn)位置，大小，是機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和零部件強(qiáng)度設(shè)計(jì)的重要依據(jù)。由于破碎力分布以及其合力大小，作用點(diǎn)位置具有隨機(jī)性，用理論分析的方法將會(huì)產(chǎn)生較大的誤差。通過大量實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)分析，在通過理論推導(dǎo)，建立實(shí)驗(yàn)分析計(jì)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(jì)算準(zhǔn)確度，因而具有較大的應(yīng)用價(jià)值。由于條件限制我們采用理論計(jì)算來(lái)設(shè)計(jì)。
式中：
——最大破碎力；
q——襯板單位面積上的平均壓力，一般取q=270N/cm2
L、H——破碎腔的長(zhǎng)度和高度（單位：cm）
最大破碎力都是垂直作用于固定顎齒板和動(dòng)顎齒板上，其作用點(diǎn)的位置根據(jù)試驗(yàn)測(cè)定，復(fù)擺顎式破碎機(jī)的最大破碎力多發(fā)生在破碎腔高度的0.35～0.65處。
當(dāng)計(jì)算破碎機(jī)零件強(qiáng)度時(shí)，考慮沖擊載荷的影響，應(yīng)將Ｐmax增大50%.故破碎機(jī)的計(jì)算破碎力為：
Ｐjs=1.5Pmax
3.7 各部件的受力分析
復(fù)擺顎式破碎機(jī)的受力示意圖如3-2所示：
圖3-2 復(fù)擺顎式破碎機(jī)各部件受力的圖解法
由圖3-2可以得出下列關(guān)系式：
式中：
—作用在動(dòng)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
—?jiǎng)宇€懸掛軸到破碎力作用點(diǎn)的距離
—當(dāng)兩顎板壓緊礦石狀態(tài)時(shí)，推力板于連桿的夾角
復(fù)擺顎式破碎機(jī)的最大破碎力多發(fā)生在破碎腔高度的0.35～0.65處。取a=950mm，已知b=992mm，
=3341.25KN
帶入以上式中，可得
第4章 傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)
4.1 帶輪的設(shè)計(jì)
顎式破碎機(jī)在工作時(shí)，所受載荷變化很大，有沖擊載荷和脈動(dòng)循環(huán)；并且使其皮帶輪的飛輪的傳動(dòng)較大。兩傳動(dòng)軸間距離要求甚遠(yuǎn)。其工作環(huán)境惡劣。對(duì)傳動(dòng)系數(shù)折磨損較大，所以在本設(shè)計(jì)中選用帶傳動(dòng)方式。其優(yōu)點(diǎn)是：傳動(dòng)帶具有彈性，能對(duì)破碎機(jī)工作是產(chǎn)生的沖擊進(jìn)行一定程度的吸收，使傳動(dòng)平穩(wěn)，保護(hù)電機(jī)；皮帶可以在皮帶輪上打滑，具備一定的過載保護(hù)能力?？稍煊谥行木噍^大的傳動(dòng)。帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造、安裝精度要求不高，使用維護(hù)方便，因此在本次設(shè)計(jì)中我們依然采用的是帶傳動(dòng)。
已知電動(dòng)機(jī)為Y318S-8，額定功率P=55Kw，轉(zhuǎn)速=740r/min，破碎機(jī)的轉(zhuǎn)速為=275r/min。
1、確定計(jì)算功率
計(jì)算功率是根據(jù)傳遞功率Pd和帶的工作條件而確定的
式中：
——計(jì)算功率，kw；
——工作情況系數(shù)，見表8-7（機(jī)械設(shè)計(jì)） ；
Pd——所傳遞的額定功率，如電動(dòng)機(jī)的額定功率或名義的負(fù)載功率，Kw。
查表得工礦系數(shù)
2、選定普通V帶帶型
根據(jù)Pca=71.5Kw和n1=740r/min，確定三角帶型為：D型。
3、計(jì)算傳動(dòng)比
式中：
n1——小帶輪轉(zhuǎn)速；
n2——大帶輪轉(zhuǎn)速。
4、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑
在帶傳動(dòng)需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪直徑，會(huì)增大帶傳動(dòng)的有效拉力，從而導(dǎo)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(yīng)力。為了避免彎曲應(yīng)力過大，小帶輪的基準(zhǔn)直徑就不能過小。一般情況下，應(yīng)保證。
根據(jù)V帶的帶型，參考表8-6和表8-8《機(jī)械設(shè)計(jì)》確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑。
初選d1=355mm
5、驗(yàn)算小帶輪速度v
在范圍內(nèi)
故所選小帶輪的基準(zhǔn)直徑合適。
由此可以確定大帶輪基準(zhǔn)直徑
查表8-8《機(jī)械設(shè)計(jì)》，選取
6、初定中心距
若要傳動(dòng)的速度較平穩(wěn)，軸間距應(yīng)選一個(gè)大小適中的值，
根據(jù)
初步確定中心距為：。
7、所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度
查表選取基準(zhǔn)長(zhǎng)度：
8、實(shí)際中心距
9、小輪包角
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(yīng)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(dòng)的工作能力，應(yīng)使
因此，主動(dòng)輪上的包角合適
10、單根帶的基本額定功率
根據(jù)和，查表通過差值法得：D型帶 。
11、考慮傳動(dòng)比的影響，額定功率的增量
查表并通過插值法計(jì)算得：
12、確定V帶的根數(shù)
查表得：
查表得：
取。
13、單根V帶的預(yù)緊力
由表查得
14、計(jì)算作用在軸上的壓力Q
15、帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
帶輪寬
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得e=37.5mm，f=25mm
大帶輪和小帶輪直徑分別為900mm和355mm，厚度均為198mm，其直徑均大于300mm，因此采用輪輻式結(jié)構(gòu)。小帶輪孔徑為電動(dòng)機(jī)軸直徑；大帶輪孔徑取95mm。大帶輪示意圖如圖4-1所示
圖4-1 大帶輪
4.2 偏心軸的設(shè)計(jì)
顎式破碎機(jī)的偏心軸是一個(gè)傳遞扭矩，且兩軸承支承間為偏心結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)軸。對(duì)于它的可靠性設(shè)計(jì)。實(shí)際上就是根據(jù)預(yù)先擬定的結(jié)構(gòu)方案，確定一組直徑，使之既能滿足強(qiáng)度，剛度要求，又能滿足可靠性要求，而且重量輕和經(jīng)濟(jì)效益最好，發(fā)求得技術(shù)上先進(jìn)，經(jīng)濟(jì)上合理。
1、偏心軸的材料選用45號(hào)鋼
2、軸傳遞的功率
查表的V帶的傳動(dòng)效率為0.92～0.97現(xiàn)η=0.95
軸傳遞的功率為：P=ηPca
P=0.95×71.5=67.925Kw
3、偏心軸的轉(zhuǎn)速為275r/min
4、初步確定軸的最小直徑
(參考：機(jī)械設(shè)計(jì))
式中：
A0：與軸材料有關(guān)的系數(shù)其值可查表15-3取A0=110
P：軸傳遞的功率
n：軸的轉(zhuǎn)速
考慮到軸上鍵槽會(huì)消弱軸的強(qiáng)度，若為單鍵，則應(yīng)將上述計(jì)算值dmin增大5%左右；若為雙鍵，應(yīng)將上述計(jì)算值dmin增大10%左右。該設(shè)計(jì)軸為單鍵所以將上述計(jì)算的dmin增大5%，得69.02х1.05=72.5mm，
最小直徑段的軸與帶輪相配合，帶輪孔徑為95mm>72.5mm符合要求，因此選取軸的最小直徑為95mm。
5、確定軸的各段尺寸
圖4-2 偏心軸
由圖4-2的基本結(jié)構(gòu)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;
從左到右把偏心軸分為七段
D1=95mm L1=150mm
D2=110mm L2=110mm
D3=105mm L3=10mm
L4為傾斜面此處安裝軸承,選取和此處的軸承有關(guān)，查取《滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊(cè)》選擇調(diào)心滾子軸承
軸承型號(hào)為22326C
d=130mm D=280mm B=93mm
故L4=93mm
D5=136mm L5=56mm
L6段安裝動(dòng)顎軸承
此段選取軸承型號(hào)為23232C
d=160mm D=290mm B=104mm
故L6>104mm，取L6=175mm
D7=190mm L7=355mm
初步設(shè)定軸為對(duì)稱的所以右端和左端一樣
偏心軸總長(zhǎng)L
6、偏心軸的強(qiáng)度校核
在破碎工作時(shí)，破碎力通過動(dòng)顎軸承傳到偏心軸上，由于該破碎力很大，軸上其實(shí)零件傳遞的栽荷相對(duì)來(lái)說(shuō)就顯提微不足道了，所以計(jì)算時(shí)即可把這些載荷忽略不計(jì)，而只考慮破碎力的作用。破碎力平均分布在兩個(gè)動(dòng)顎軸承上，分別用F1，F(xiàn)2來(lái)表示；機(jī)架軸承要當(dāng)于兩個(gè)支座，對(duì)偏心軸具有支座反力的作用，分別用R1，R2來(lái)表示；機(jī)架軸承載荷的作用點(diǎn)與動(dòng)顎軸承載荷作用點(diǎn)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(dòng)顎軸承中心所在截面為危險(xiǎn)截面，計(jì)算出此截面處的彎矩M和扭矩T,按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。
支反力
F1=F2=-70730N,R1=R2=70730N
總彎矩
扭矩
軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6
根據(jù)軸的計(jì)算應(yīng)力公式
查表15-4（機(jī)械設(shè)計(jì)）得
代入數(shù)據(jù)得=39.09 MPa
前以選定軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1（機(jī)械設(shè)計(jì)）可得[σ-1]=60MPa。
<[σ-1],故安全。
4.3 飛輪設(shè)計(jì)
1、飛輪形狀設(shè)計(jì)
顎式破碎機(jī)是一種間歇工作的機(jī)械，工作行程破碎物料而空行程只是克服機(jī)構(gòu)中的有害阻力，因而造成了機(jī)器轉(zhuǎn)動(dòng)速度的波動(dòng)及電動(dòng)機(jī)的負(fù)荷不均勻。為使破碎機(jī)工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速波動(dòng)小，電動(dòng)機(jī)負(fù)荷均勻，在偏心軸的兩端裝上了飛輪?？招谐痰臅r(shí)候它儲(chǔ)存能量，而工作行程時(shí)，飛輪放出能量。
大三角帶輪即是傳動(dòng)件也是飛輪，所以現(xiàn)在我們?cè)O(shè)計(jì)的是偏心軸另一端的飛輪。
設(shè)破碎機(jī)在空行程期間內(nèi)的功率消耗為，在壓碎物料期間內(nèi)的功率消耗為。電動(dòng)機(jī)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(shí)飛輪放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎機(jī)的破碎效率。由此，可得能量平衡方程式：
或
式中——飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 （）；
——飛輪平均角速度 （ ）；
——速度不均悉數(shù)， 。
飛輪儲(chǔ)存的能量為：
考慮摩擦損失的機(jī)械效率為：
代入公式后，得飛輪所需要的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：
機(jī)械效率，因設(shè)計(jì)的是復(fù)擺式破碎機(jī)，效率較高，所以取值為0.80。 。對(duì)中小型破碎機(jī) ，取=0.03～0.05，此處取0.05。角速度根據(jù)實(shí)驗(yàn)轉(zhuǎn)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(yīng)與大帶輪的外徑相當(dāng)，選取飛輪的外徑為D=800mm，選取飛輪的內(nèi)徑為d=90mm，則飛輪的質(zhì)量m為：
則飛輪的寬度B為：
=158mm
飛輪的具體幾何尺寸，參考了普通飛輪的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，并將之簡(jiǎn)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(zhì)量，優(yōu)化結(jié)構(gòu)，盡量使之整體化和減少加工費(fèi)用。
與普通的飛輪的設(shè)計(jì)不同的是，這個(gè)飛輪可以通過加配重的方式，來(lái)進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的調(diào)節(jié)。
4.4 軸承的校核
1、選擇軸承
由軸徑和設(shè)計(jì)要求試選用22326C和23232C調(diào)心滾子軸承，查GB/T286—1964得,軸承的性能參數(shù)為:22326C： ,，極限轉(zhuǎn)速為(脂潤(rùn)滑)，內(nèi)徑為130mm,外徑280mm,寬度為93mm；23232C：，，極限轉(zhuǎn)速為(脂潤(rùn)滑)，內(nèi)徑為160mm,外徑290mm,寬度為104mm。
2、求徑向載荷
Fr1=107.78KN
Fr2=107.78KN
3、計(jì)算軸承的軸向力
在本機(jī)的設(shè)計(jì)中，軸承在理論上是不受軸向力的，但實(shí)際應(yīng)有力的作用，但很小，忽略不計(jì)；
4、求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷
一般計(jì)算公式為
式中：
X、Y分別為徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)
對(duì)于只受純徑向載荷的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷:
查表13-6（機(jī)械設(shè)計(jì)）得：
fp=1.8～3.0 取fp =2.0
代入上式可求得
P1=141.46KN
P2=141.46KN
5、計(jì)算軸承的壽命
由公式：
（機(jī)械設(shè)計(jì)）
此為滾子軸承，式中
，
滿足預(yù)期壽命。
因此，選用22326C和23232C調(diào)心滾子軸承能夠很好的滿足要求。
4.5 鍵的校核
根據(jù)d=95mm從表6-1中查取鍵的截面尺寸：寬度b=25mm，高度h=14mm,由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=125mm（比輪轂寬度小些）。
T——傳遞的轉(zhuǎn)矩（),；
K——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度；
L——鍵的工作長(zhǎng)度，mm，圓頭平鍵l=L-b,平頭平鍵
l=L,這里L(fēng)為鍵的公稱長(zhǎng)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(yīng)力，MPa。
鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=125-25=100mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=7mm。
（機(jī)械設(shè)計(jì)）
代入數(shù)據(jù)求得
滿足所需要求。
鍵的標(biāo)記為25×125 GB/T 1096-2003
第5章 各基本構(gòu)件的設(shè)計(jì)
5.1動(dòng)腭的設(shè)計(jì)
動(dòng)腭是支承齒板且直接參與破碎礦石的部件，要求有足夠的強(qiáng)度和剛度，其結(jié)構(gòu)應(yīng)該堅(jiān)固耐用。
動(dòng)腭一般采用鑄造結(jié)構(gòu)。為了減輕動(dòng)腭的重量，國(guó)外也采用焊接結(jié)構(gòu)，由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，因此對(duì)焊接工藝的要求較高。國(guó)內(nèi)尚未見使用焊接結(jié)構(gòu)的動(dòng)腭。
按結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，可把動(dòng)腭分成箱型結(jié)構(gòu)圖如5-1和非箱型結(jié)構(gòu)如圖5-2兩種。
1） 箱型動(dòng)腭
圖5-1 箱型動(dòng)腭
2）非箱型加筋結(jié)構(gòu)動(dòng)腭
對(duì)于型號(hào)較小的復(fù)擺腭式破碎機(jī)，其動(dòng)腭一般做成非箱型加筋結(jié)構(gòu)，以便有效地減輕東哥的重量。按其橫截面形狀又可分為“E”型與反“E”型兩種。
根據(jù)該設(shè)計(jì)的型號(hào)和參數(shù)，我選擇非箱型加筋結(jié)構(gòu)動(dòng)腭，截面為“E”型。如圖5-2所示。
圖5-2 非箱型動(dòng)腭
在破碎機(jī)的設(shè)計(jì)中，動(dòng)顎的設(shè)計(jì)關(guān)系到整個(gè)機(jī)型的設(shè)計(jì)和機(jī)子的性能。因?yàn)閯?dòng)顎是支撐齒板且直接
參與破碎礦石的部件，要求要有足夠的強(qiáng)度和剛度，其結(jié)構(gòu)應(yīng)堅(jiān)固耐用，在經(jīng)過認(rèn)真的研究之后，我采用的是整體鑄造結(jié)構(gòu)。為有效的減輕動(dòng)顎的重量，我選擇把動(dòng)顎做成非箱型加筋結(jié)構(gòu)，如圖5-3所示。安裝齒板的動(dòng)顎前部分為平板結(jié)構(gòu)，其后部有若干條加肋板以增強(qiáng)動(dòng)顎的強(qiáng)度與剛度。
圖5-3 動(dòng)顎
5.2齒板的設(shè)計(jì)
齒板的結(jié)構(gòu)： 齒板（也叫襯板），是破碎機(jī)中直接與礦石接觸的零件，結(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單，但它對(duì)破碎機(jī)的生產(chǎn)率、比能耗、產(chǎn)品粒度組成和粒型以及破碎力等都有影響，特別對(duì)后三項(xiàng)影響較明顯。
齒板承受很大的沖擊擠壓力，因此磨損得非常厲害。為了延長(zhǎng)它的使用壽命，可以從兩方面來(lái)研究：一是從材質(zhì)找到高耐磨性能材料，二是合理確定齒板的結(jié)構(gòu)形狀和幾何尺寸?，F(xiàn)在破碎機(jī)上使用的齒板，一般是采用ZGMn13。其特點(diǎn)是：在沖擊負(fù)荷作用下，具有表面硬化性，形成既硬又耐磨的表面。同時(shí)仍能保持器內(nèi)層金屬原有的韌性。
齒板橫截面結(jié)構(gòu)形狀有平滑表面和齒形表面兩種，后者又可分三角形和梯形表面。為了保證產(chǎn)品粒度和形狀，通常還是采用三角形或梯形襯板如圖5-4。
圖5-4 襯板齒形
a)三角形 b)梯形
在本次設(shè)計(jì)中我們采用梯形襯板。其動(dòng)腭齒板和定顎齒板的基本結(jié)構(gòu)如圖5-5和圖5-6所示。
圖5-5 動(dòng)顎齒板
圖5-6 定顎齒板
5.3 推力板的設(shè)計(jì)
破碎機(jī)的推力板（肘板）是結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單的零部件，但其作用卻非常重要。通常有三個(gè)作用：一是傳遞動(dòng)力，其傳遞的動(dòng)力有時(shí)甚至比破碎力還大；二是起保險(xiǎn)件作用，當(dāng)破碎腔落入非破碎物料時(shí)，肘板先行斷裂破壞，從而保護(hù)機(jī)器其他零件不發(fā)生破壞；三是調(diào)整排料口大小有的簡(jiǎn)擺腭式破碎機(jī)是通過更換不同的長(zhǎng)度尺寸的肘板來(lái)調(diào)整排料口大小的。
在機(jī)器工作時(shí)，肘板與其支撐的襯板不能良好的潤(rùn)滑，加上粉塵落入。所以肘板與其襯板之間實(shí)際上是一種干摩擦和磨粒磨損狀態(tài)。這樣，對(duì)肘板的高負(fù)荷壓力，導(dǎo)致肘板與肘板墊很快磨損，使其壽命很低。因此肘板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)既應(yīng)考慮該機(jī)件的重要作用也應(yīng)考慮其工作環(huán)境。
按肘板和肘墊（或稱肘板襯墊)的連接形式，可分滾動(dòng)型與滑動(dòng)型兩種。
圖5-7肘板與肘墊形式
a) 滾動(dòng)型 b) 滑動(dòng)型
如圖5-7所示，肘板與襯墊傳遞很大的擠壓力，并受周期性沖擊載荷。在反復(fù)沖擊擠壓作用下磨損較快，特別是圖5-4 b)所示的滑動(dòng)型結(jié)構(gòu)更為嚴(yán)重，為提高傳動(dòng)效率，減少磨損，延長(zhǎng)其使用壽命，可采用圖5-4 a)所示的滾動(dòng)型結(jié)構(gòu)，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面，所以當(dāng)肘板兩端的襯墊表面相互平行時(shí)，肘板受力將沿周半圓柱面的同一直徑，并與襯墊表面的垂直方向傳遞。在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，動(dòng)腭的擺動(dòng)角很小，使得肘板兩端支撐的襯墊表面的平行度誤差也很小，因此肘板的傳力方向與襯墊垂直線方向的夾角很小（大大小于其摩擦角）。所以在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，襯板與其襯墊之間可保持純滾動(dòng)。
5.4 調(diào)整裝置的設(shè)計(jì)
調(diào)整裝置供調(diào)整破碎機(jī)排料口大小用。陪著襯板的不斷磨損，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(diào)整裝置，定期地調(diào)整排料口尺寸。此外，當(dāng)要求得到不同的產(chǎn)品粒度時(shí)，也需要調(diào)整排料口大小?，F(xiàn)有腭式破碎機(jī)的調(diào)整裝置有多種多樣，歸納起來(lái)有墊片調(diào)整裝置,楔鐵調(diào)整裝置，液壓調(diào)整裝置以及襯板調(diào)整。
楔鐵調(diào)整裝置是一種比較老式的。它分為立式和臥式兩種。
1）立式楔鐵調(diào)整裝置如圖5-8。他是借助肘板座與機(jī)架后壁之間的兩個(gè)垂直放置的楔鐵作相對(duì)運(yùn)動(dòng)，來(lái)實(shí)現(xiàn)破碎機(jī)排料口的調(diào)整。轉(zhuǎn)動(dòng)螺栓上的螺母，使調(diào)整楔鐵3沿著機(jī)架4的后壁作上升或下降運(yùn)動(dòng)。推動(dòng)調(diào)整座2向前或向后移動(dòng)，從而推動(dòng)肘板或動(dòng)腭，以達(dá)到調(diào)整排料口的目的。
圖5-8 立式楔鐵調(diào)整裝置
1- 肘板 2-調(diào)整座 3-調(diào)整楔鐵
4-機(jī)架
2》臥式楔鐵調(diào)整裝置如圖5-9。它是借助后肘板座與機(jī)架后壁之間的水平放置的楔鐵作相對(duì)運(yùn)動(dòng)，來(lái)實(shí)現(xiàn)破碎機(jī)排料口的調(diào)整。在機(jī)架后壁上有后襯座1，楔鐵2及有正反螺紋的軸5構(gòu)成的調(diào)整裝置。和由電動(dòng)機(jī)3與渦輪減速器4所構(gòu)成的傳動(dòng)裝置。軸5另一端有手柄6.。
圖5-9臥式楔鐵調(diào)整裝置
5.5 破碎腔型的設(shè)計(jì)
顎式破碎機(jī)的破碎腔石由動(dòng)顎板、定顎板以及機(jī)架兩側(cè)壁襯板所組成。破碎腔的形狀石由給料口尺寸、排料口尺寸、嚙角、動(dòng)顎板與定顎板以及兩側(cè)壁襯板的布置方式、襯板縱向和橫向斷面的形狀等因素所決定的。
破碎腔的腔形直接影響破碎機(jī)主要經(jīng)濟(jì)技術(shù)指標(biāo)，如生產(chǎn)率、比能耗、產(chǎn)品粒度組成、粒形和襯板的使用壽命等，隨著破碎機(jī)不斷的發(fā)展，特別是近幾年來(lái)提出多碎少磨增大破碎機(jī)破碎比和提高產(chǎn)品質(zhì)量的情況下，不論設(shè)計(jì)新型破碎機(jī)，還是對(duì)現(xiàn)有的老破碎機(jī)挖潛、改造，設(shè)計(jì)最佳的腔型都是很有益的工作。
因時(shí)間短，難度較大，為了設(shè)計(jì)需求，所以此次的設(shè)計(jì)仍然沿用一種傳統(tǒng)且簡(jiǎn)單的腔形，即動(dòng)顎板相對(duì)垂直方向傾斜一個(gè)角度而定顎板垂直。
1、選用合適的嚙角
破碎機(jī)動(dòng)顎板和固定顎板之間的夾角叫嚙角，嚙角是設(shè)計(jì)破碎機(jī)的一個(gè)主要參數(shù)，嚙角與破碎腔高度、生產(chǎn)率都成反比。從提高生產(chǎn)率觀點(diǎn)，希望有較小的嚙角。從降低破碎腔高度觀點(diǎn)，希望有較大的嚙角。設(shè)計(jì)破碎腔力求高度小而生產(chǎn)率高，從而兩者發(fā)生矛盾，這就需要找到一個(gè)最佳的設(shè)計(jì)方案。
對(duì)普通的破碎腔嚙角進(jìn)行分析，如圖示5-10所示。顎板上的壓碎力p1和p2的作用方向垂直于顎板表面，而摩擦力fp1和fp2則平行于顎板表面，f為顎板與物料間的摩擦系數(shù)，忽略無(wú)聊自重，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(jiǎn)化和整理得：
（1-2）
將(為摩擦角)代入式（1-2），經(jīng)簡(jiǎn)化得：
（1-3）
圖5-10 嚙角示意及物料受力分析圖
一般的物料與顎板之間的摩擦系數(shù)，此時(shí)相對(duì)應(yīng)的摩擦角為，故嚙角為。為了更有效地咬住物料和考慮提高生產(chǎn)率，實(shí)際上顎式破碎機(jī)嚙角為： 。本設(shè)計(jì)因采用的是定顎垂直的腔型，由相關(guān)資料的經(jīng)驗(yàn)和上述參數(shù)選擇初選嚙角 。
2、確定破碎腔的幾何尺寸
國(guó)內(nèi)顎式破碎機(jī)規(guī)格尺寸已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化。因此，一般都是按照破碎機(jī)的標(biāo)準(zhǔn)來(lái)選取規(guī)格尺寸，即破碎機(jī)給料口寬度B和長(zhǎng)度L。但是，由于本次設(shè)計(jì)的需要，該破碎機(jī)的相關(guān)尺寸，應(yīng)由設(shè)計(jì)要求來(lái)確定。
初選進(jìn)料口尺寸，根據(jù)設(shè)計(jì)要求選擇進(jìn)料口寬度，進(jìn)料口長(zhǎng)度。
初選排料口最小尺寸，排料口的最小尺寸決定了破碎機(jī)得最大破碎比，根據(jù)試驗(yàn)要求，初選
。
破碎腔高度尺寸，破碎腔的高度越高破碎時(shí)間就越長(zhǎng)，相應(yīng)的物料的破碎就越徹底；但是，我們?cè)O(shè)計(jì)破碎腔應(yīng)盡量的降低破碎腔的高度，使結(jié)構(gòu)更加的緊湊；這和破碎腔要求盡量的提高生產(chǎn)效率是相互矛盾的。經(jīng)過查閱了相關(guān)的資料后，初選破碎腔的高度。
動(dòng)顎的水平行程對(duì)破碎機(jī)生產(chǎn)率和破碎力都有影響。排料口水平行程較小時(shí)，會(huì)降低生產(chǎn)率，但又不能太大，否則會(huì)產(chǎn)生過壓實(shí)現(xiàn)象，而使破碎力急劇增大，導(dǎo)致過載而機(jī)件損壞。動(dòng)顎排料口的水平行程Sx可通過經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算：
取20mm
確定了破碎腔的主要尺寸和參數(shù)后，破碎腔的結(jié)構(gòu)如圖5-11所示：
圖5-11 破碎腔結(jié)構(gòu)示意圖
5.6 機(jī)架的設(shè)計(jì)
破碎機(jī)機(jī)架是整個(gè)破碎機(jī)零部件的安裝基礎(chǔ)。他在工作中承受很大的沖擊載荷，就其質(zhì)量來(lái)說(shuō)，占整機(jī)質(zhì)量的很大比例，而且加工制造的工作量也較大。機(jī)架的剛度和強(qiáng)度，對(duì)整機(jī)性能和主要零部件壽命均有很大的影響。因此，設(shè)計(jì)的時(shí)候要求：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單易制造，重量輕又要求有足夠的強(qiáng)度和剛度。
破碎機(jī)機(jī)架是整個(gè)破碎機(jī)零部件的安裝基礎(chǔ)。它在工作中承受很大的沖擊載荷，其重量占整機(jī)重量很大比例(對(duì)鑄造機(jī)架為50%左右，對(duì)焊接機(jī)架為30%左右），而且加工制造的工作量也比較大。機(jī)架的剛度和強(qiáng)度，對(duì)整機(jī)性能和主要零部件壽命均有很大的影響。因此，對(duì)破碎機(jī)機(jī)架的要求是：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單易制造，重量輕，且要求有足夠的剛度和強(qiáng)度。破碎機(jī)機(jī)架按結(jié)構(gòu)分，有整體機(jī)架圖5-12和組合機(jī)架圖5-13。
圖5-12 整體機(jī)架
圖5-13 組合機(jī)架
因?yàn)樵O(shè)計(jì)的是小型機(jī)，所以我們選用了整體機(jī)架，與嵌銷連接的組合機(jī)架相比，它擁有更好的強(qiáng)度和剛性，加工、裝配和拆卸也比較方便。在本次設(shè)計(jì)中，我們采用的是整體鑄造機(jī)架。其中鑄鋼為ZG270-500，其剛性較好。在保證正常工作的前提條件下，應(yīng)力求減輕重量。如圖5-14所示：
圖5-14 機(jī)架基本結(jié)構(gòu)（上為主視圖，下為左視圖）
第6 章 安裝維修及改進(jìn)措施
6.1 改變飛輪端密封套與錐套螺紋旋向
因?yàn)槁菁y為右旋時(shí)，密封套向皮帶輪端移動(dòng)，皮帶輪端的錐套不會(huì)松動(dòng)，所以皮帶輪端螺紋旋向不需要改變，把飛輪端密封套及錐套螺紋由右旋改為左旋以后，在偏心軸逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于慣性力的作用，密封套向飛輪方向移動(dòng)而頂緊飛輪，反過來(lái)將飛輪端錐套牢固頂緊在偏心軸上，使錐套在偏心軸上不產(chǎn)生松動(dòng)。
6.2 修復(fù)偏心軸與錐套配合面
增加接觸面積，對(duì)磨損的偏心軸和錐套用電焊進(jìn)行堆焊，在粗車和精車后，對(duì)配合面進(jìn)行研磨，研磨的方法是：把修復(fù)好的錐套放到偏心軸配合面上進(jìn)行，用400目的金剛砂做研磨介質(zhì)，一次研磨0.5h，把金剛砂清除干凈，涂上油印進(jìn)行校驗(yàn)，如不合格，用前述方法再研磨，直到符合要求為止。
6.3 對(duì)顎板材質(zhì)的選擇
在顎板的材質(zhì)選擇中我們選擇中錳鋼，由于高錳鋼的初始硬度低,屈服強(qiáng)度低,在非強(qiáng)沖擊條件下,其加工硬化不充分,易于流變和被切削。為提高顎板的使用壽命,開發(fā)了中錳鋼。該鋼種最早由Climax鉬業(yè)公司發(fā)明,并于1963年正式列入美國(guó)專利。其鑄態(tài)組織由奧氏體!馬氏體和少量珠光體組成,經(jīng)水韌處理后,其組織為單一奧氏體或奧氏體+少量未溶碳化物(取決于含碳量)組織。此后人們對(duì)中錳鋼進(jìn)行了大量研究,認(rèn)為其硬化機(jī)理為:含錳量降低后,奧氏體穩(wěn)定性下降,在受到?jīng)_擊或磨損時(shí),奧氏體易發(fā)生形變誘發(fā)馬氏體相變,使其耐磨性提高。中錳鋼的通常成分為:0.7%-1.2%C,6%-9%Mn,0.5%-0.8%Si,1.2%Cr以及其它微量元素如V、Ti、Nb、RE等。中錳鋼顎板在實(shí)際應(yīng)用中也取得了較好的使用效果,如破碎硅石時(shí)比高錳鋼顎板使用壽命提高20%以上,而成本與高錳鋼顎板相當(dāng)。因此,在中小型顎式破碎機(jī)上使用,中錳鋼是一種值得推廣的顎板材質(zhì)。
6.4 破碎機(jī)出口揚(yáng)塵的解決
破碎機(jī)出口揚(yáng)塵非常嚴(yán)重，從破碎機(jī)出來(lái)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(yáng)在空中，給生產(chǎn)帶來(lái)了很大的不便。在該段流程中，物料由料倉(cāng)入板式給料機(jī)，由板式給料機(jī)入顎式破碎機(jī)，出破碎機(jī)直接入出口礦石皮帶機(jī)。由于該破碎機(jī)出口料流非常大，導(dǎo)致粉塵飛揚(yáng)和濺落。我們分析認(rèn)為，造成以上現(xiàn)象的根本原因在于大料流的無(wú)緩沖傾瀉所致。因此，我對(duì)此進(jìn)行了如下改進(jìn)（如圖6-1所示）:在破碎機(jī)出口與礦石皮帶之間設(shè)置一個(gè)暫存料倉(cāng)，暫存料倉(cāng)接收塵器。在暫存料倉(cāng)與皮帶之間加一道溜子。再在溜子上設(shè)一料流控制閥。設(shè)置暫存?zhèn)}是為了緩沖大流量物料的傾瀉沖擊;料流控制閥可穩(wěn)定出口料流;暫存?zhèn)}接收塵器可使部分細(xì)粉料在暫存?zhèn)}提前被收塵處理，減少出口粉塵，同時(shí)也有利于提高皮帶的使用壽命。
圖6-1 出口揚(yáng)塵改進(jìn)圖
經(jīng)過這樣的改進(jìn)，徹底解決了粉塵飛揚(yáng)和物料濺落的間題，給車間的生產(chǎn)和管理帶來(lái)了極大的方便。
6.5 破碎機(jī)的噪聲危害及防治途徑
復(fù)擺顎式破碎機(jī)的粉碎方式主要是靠對(duì)礦石的擠壓而使其粉碎。這樣，在對(duì)礦石粉碎的同時(shí)就會(huì)不可避免的產(chǎn)生大量的噪聲。而噪聲是一種環(huán)境污染,被認(rèn)為是僅次于大氣污染和水污染的第三大公害?？刂圃肼暣胧?
噪聲控制包括降低噪聲源的噪聲,控制噪聲的傳播途徑和個(gè)人防護(hù)幾個(gè)方面: (1)聲源控制。采礦生產(chǎn)現(xiàn)場(chǎng)和破碎車間、運(yùn)轉(zhuǎn)的顎式破碎機(jī)是主要的噪聲源,控制它們的噪聲有兩個(gè)途徑:一是想辦法改進(jìn)結(jié)構(gòu),提高各個(gè)部件的加工精度和裝配質(zhì)量,采用合理的操作方法等,降低聲源的噪聲發(fā)射功率。二是利用聲波的吸收、反射、干涉等特性,采用吸聲、隔聲、減振、隔振等技術(shù),以及安裝消聲器等,控制噪聲的輻射。(2)噪聲傳播途徑的控制。主要措施有: ①對(duì)于采礦現(xiàn)場(chǎng)顎式破碎機(jī)在作業(yè)時(shí)將其拖至有天然屏障(土坡、山丘)的地方,或者利用其他隔聲材料和隔聲結(jié)構(gòu)來(lái)阻擋噪聲的傳播。
b=70mm
a=19°
s=27mm
sl=20mm
r=12mm
l=780～
1020mm，
L=1560～
3400mm
K=300mm
h=180mm
s=2.0cm
a=19°
n=275
(r/min)
Pd=49.01Kw
取 μ=0.75
Q實(shí)=
56.07m3/h
l1=12mm
l2=992mm
l4=789mm
βmin=38°
=3341.25KN
KN
KN
KN
=71.5Kw
i=2.6
v=13.75m/s
=1234mm
=155°
=2.314
Kw
F0=993.18N
Q=9696.38N
B=198mm
P=67.925Kw
v=275r/min
dmin=69.02mm
=39.09 MPa
合格
Fr2=107.78KN
Fr2=107.78KN
fp =2.0
P1=141.46KN
P2=141.46KN
合格