【毕业设计论文】双腔鄂式破碎机设计说明书【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 双腔鄂式破碎机的设计 目录 第一部分 破碎设备的概述 ( 1 ) 一 破碎机的概念及应用( 1 ) 二 国内外鄂式破碎机现状( 3 ) 三 破碎机的发展前景( 4 ) 第二部分 2 P E 2 5 0 X 5 0 0 双腔鄂式破碎机的设计 ( 5 ) 一 总体方案设计( 5 ) 三 破碎机部分参数的选定( 6 ) 四 电动机的选择与确定( 7 ) 五 破碎机生产率的计算( 9 ) 六 传动带的设计计算 ( 1 0 ) 七 机构受力分析 ( 1 3 ) 八 偏心轴和设计计算 ( 1 6 ) 九 轴承的使用寿命计算 ( 2 0 ) 第三部分 结论 ( 2 1 ) 第四部分 典型零件的加工工艺( 2 2 ) 一 偏心轴和机械加工艺流程 ( 2 2 ) 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 二 定鄂机械加工工艺 ( 2 3 ) 第五部分 参考文献 ( 2 4 ) 一.破碎设备的概述 (一) 破碎机的概念与应用 物料破碎, 几乎是所有的矿山, 矿物加工及土石质原料加工中关键的工艺过程, 而其中的 破碎设备是关键设备. 破碎设备的种类繁多, 人们多按工作原理和结构特征可分为: ( 1 ) 颚式 破碎机; ( 2 ) 旋回破碎机和圆锥破碎机; ( 3 ) 辊式破碎机; ( 4 ) 冲击式破碎机锤式破碎机和反 击式破碎机. 颚式破碎机由于其结构简单, 工作可靠, 制造维护容易, 适应性强, 成本低, 高度不大等突 出优点, 广泛应用于矿山, 冶金, 建筑材料, 化工, 交通等行业. 在颚式破碎机中被破碎的岩石 是在两块颚板之间进行的. 可动颚板在原动机的驱动下, , 绕悬挂心轴对固定颚板作周期性摆 动, 当可动颚板靠近固定板时, 位于破碎腔的岩石在重力作用下经排矿口排出, 大于排矿口宽 度的岩石仍然留在破碎腔里, 在下一工作循环中继续被破碎. 颚式破碎机是品种规格及其使 用数量最多的一种破碎设备, 按其结构可分为复摆式, 简摆式, 外动颚式匀摆, 双腔双动颚等 几种形式. 在颚式破碎机的发展中, 根据可动颚板运动轨迹的不同, 颚式破碎机分为简单摆动颚式 破碎机和复杂摆动破碎机. 所谓简单摆动, 是指可动颚板的运动轨迹是一般简单的圆弧; 所谓 复杂摆动, 是指可动颚板在纵向断面内的运动轨迹处处不同, 其上部近似为圆形, 下部为椭圆 开. 后者运动轨迹较前者复杂, 简摆颚式破碎机主要用于对物料的粗碎, 具有破碎力大, 适应 性强等特点, 但其结构比较复杂, 生产能力相对较低. 复摆颚式破碎机用于对物料的中, 细碎, 具有结构简单, 生产能力较高, 对物料挤压和磨削作用较好, 破碎产品质量高等特点, 但衬板 易磨损. 从运动学方面来说, 动颚上部行程较大, 可以满足矿石破碎时所需要的压缩量, 同时动颚 向下运动, 又有促进排矿的作用. 故其生产效率比简摆颚式破碎机高 3 0 % 左右. 虽然复摆颚式 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 破碎机应用广泛, 优点很多, 但也存在着一些缺点. 复摆颚式破碎机垂直行程大( 如果用 X来 代表动颚水平行程, 则动颚垂直行程为 2 . 5 X ) . 平衡性差, 在破碎矿石时, 即压碎矿石的同时 又向下搓, 致使颚板磨损加剧, 非生产性消耗增加, 产品存在过粉碎现象. 图 2 - 2 是简单摆动颚式破碎机的外形构造图. 它的主要要作机构是固定颚板 1 和可动颚 板 2 . 可动颚板的摆动是靠双肘杆机构来实现的, 双肘杆机构是由偏心轴 4 , 连杆 5 , 前肘板 6 , 组成. 连杆支承在偏心轴上, 偏心轴在原动机的驱动下随大皮带轮 7 一起转动, 推动连杆 上下运动. 再带动前后肘板上下摆动, 从而使可动颚板产生张绕动颚轴的摆动, 完成对岩石的 破碎. 在实际结构中, 固定颚板和可动颚板都衬有耐磨性好的高锰钢制成的破碎板. 为提高破 碎效果, 两破碎板的表面均铸有纵向齿纹. 且凹凸相对, 这样对岩石除产生挤压作用外, 还有 劈裂, 弯曲作用. 图 2 - 3 是复杂摆动颚式破碎机的外形结构图. 该机比简单摆动颚式破碎机简单. 可动板 1 直接悬挂在偏心轴 2 上, 省掉了连杆和前肘板, 可动颚板下部直接由肘板 3 支撑到机架上. 在 原动机 4 的驱动下, 偏心轴按逆时针方向旋转, 从而带动可动颚板作复杂摆动. 由于可动颚板 直接悬挂在偏心轴上, 故可动颚板上部水平行程较大, 正好满足破碎腔上部多为大块岩石, 需 要较大压缩量的要求, 且可动颚板向下运动时有促进排矿的作用. 因此, 复杂摆动颚式破碎机 的生产率比简单摆动颚式破碎机高 3 0 % 左右; 当产量相同时, 机器重量约轻 2 0 3 0 % . 所以, 前 者多制成中小型机器, 用于中硬岩石破碎; 后者多制成大型机器, 用于坚硬岩石的粗碎. 颚式破碎机存在着能耗高等不足, 因此研制能耗低, 处理量大的新型颚式破碎机仍是重 要的课题. 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 双腔并联颚式破碎机 (二).国内外颚式破碎机现状 近年来, 在”多碎少礳”原则指导下颚式破碎机向高效, 节能方向发展. 美国 A l i s - c h a l m e r 公司的 S - T 型复摆式颚式破碎机, 采用高深度破碎腔, 小啮合角, 排口处衬板表 面为曲线型, 形成非堵塞式破碎腔. 两衬板在排料处的表面形状能使破碎力与物料垂直, 从而 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 减少了在排料口处物料打滑现象. 该机产量高, 产品粒度细, 电耗低. 日前日本, 加拿大, 澳大 利亚等国也购得了生产权, 均有产品供应. 芬兰k o n e 公司开了了B L M 系列负支承颚式破碎机. 动颚在压碎行程时有一向下运动分量, 可加快破碎物料向下运动. 减少堵塞, 并可降低衬板的磨损, 提高生不能力, 降低产品粒度. 北京人民矿山机械厂生产的 1 5 0 X 7 5 0 型和 2 5 0 X 7 5 0 型细碎颚式破碎机, 在山东蚕庄金矿使用 表明: 当排矿口为 1 6 m m 时, 产品中小于 1 6 m m 粒级含量占 6 0 % . 目前, 该厂对破碎腔进行改造后 其生产能力提高了 1 5 2 5 % , 产品粒度进一步降低, 衬板使用寿命提高一倍. 上海多灵机械公司生产的三种 P E X 型深腔颚式破碎机, 已形成细碎颚式破碎机新系列, 并 有产品销往国外. 经北京矿冶研究院对该死机腔形成优化设计, 使该系列新产品生产能力提 高 1 5 2 5 % , 产品粒度进一步降低, 衬板寿命提高一倍以上. 北京矿冶研究院总院开发的双腔双动颚颚式破碎机, 具有独特的单, 双耳轴承镶嵌式动 颚结构, 一根轴同时带动颚工作, 充分利用破碎机空行程的蓄能作用, 可提高生产能力. 负支 承, 零悬挂, 高深曲线破碎腔, 碎碎比较大, 产品粒度小而均匀, 衬板寿命长, 电耗低, 排矿口调 整方 便. 1 9 9 5 年 9 月张家口建筑水泥厂采用 P L R - 1 5 8 0型机作预粉碎, 产品粒度小于 1 0 m m , 便 磨机生产能力提高了 3 0 % , 单位电耗降低了 2 0 % 以上. 但其轴太长, 相当有两个偏心, 设计的时 候要考虑不良因素大多, 而且其加工工艺麻烦. 国内破碎机年产量约一万多台, 一些生产稳定, 水平不断提高的厂家每年向南非的一些 国家出口一定数量破碎机. 复摆式破碎机是我国中小矿山及其它有关企业普遍采用的机型, 但其技术指标太落后于国外同类产品的水平, 就其结构相当国外 5 0 年代的产品, 颚式破碎机 分为大, 中, 小三类. 为了降低大型破碎机的运动功率消耗, 我国还生产了分段起动简单摆式 颚式破碎机, 它是在偏心轴的两端设计了液压摩擦离合器, 机器起动时依次分段起动机器各 部件. 颚式破碎机存在着能耗高等不足, 因此研制能耗低, 处理量大的新型颚式破碎机仍是重 要的课题. 因此, 尽快改变这一状况, 实现多碎磨, 生产率高, 提高生产能力, 降低作业能耗已 势在必行. 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 ( 三) . 破碎机的发展前景 据不完全统计, 我国黑色, 有色, 化工, 建材等行业, 每年破碎矿石和各种物料绝迹 1 8亿 t , 用电量为 2 5 0 3 0 0 亿千瓦时, 占全国总用电量的 8 % 1 0 % , 钢耗约为 2 5 0万 t . 在金属选矿 中, 破碎作业的能耗占选矿总能耗的 4 0 % 7 0 % , 仅衬板每年消耗的高锰钢约过 6 万 t.随着科 学技术的快速发展, 对各种矿产品需求不断增加, 由于破碎机是破碎机械中使用量电大, 范围 电广的一种破碎机械, 故其有着广阔的市场空间和潜在的市场发展力. 在”多碎少磨”原则指导下, 从 9 0 年代起, 破碎设备正向细碎, 高效和节能型发展. 双腔 颚式破碎低矮的外形降低了整体的重心, 使其具有更好的稳定性和通过性, 除井下和隧道等 空间受限制的场合使用外, 还特别适合于安装在移动的车上, 根据不同的工艺流程组装成各 种移动式破式筛分设备, 满足不同的用户需求. 双腔颚式破碎机凭借着在节能高效和产中粒 度圴匀等方面的无比伦比的优势. 在宠大的破碎市场上将会占有一席之地. 有望在占有国内 市场的同时, 走出国门, 面向世界. 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 二 2PE250 500 双腔颚式破碎机的设计 ( 一) 总体方案的设计 颚式破碎机在设计时应考虑其生产能力，功耗，机重及颚板寿命等综合指标。由于破碎 机的工作繁重，工作条件苛刻，且受力情况复杂，为了保证破碎机在工作中运转正常，则在 设计的过程中应使其满足以下要求：安全，卫生环保，节能。 1. 设计的总体要求 本设计 2PE250X500 是传统复摆颚式破碎机的基础上采用了新的结构设计,将单腔改为 对称式的双腔,工作时一腔进行破碎,另一腔进行排矿工作。这样，在一个工作周期内，该破 碎机总共进行了两次破碎和排矿工作， 在单位时间内产量是普通单腔颚式破碎机的两倍。 生 产效得到极大的提高， 同时有效地降低了单位产量的功率消耗， 两个破碎腔可以并联和串联 使用。.该破碎机由电动机带动皮带轮,飞轮,偏心轴,动额等部件,使动额运动.。在定颚与动颚 的相对运动中，以小偏心，高摆动频率将物料多次破碎。双腔颚式破碎机有 2 个破碎腔，是 在普通颚式破碎机活动颚板的另一端增加一个破碎腔。 在这种结构下， 破碎机可在双工作行 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 程状态下运行。 当曲柄在角度 a 范围回转时， 破碎腔 I 进行物料破碎， 而破碎腔 II 进行排料； 当曲柄转支 360a 范围时，破碎腔 II 进行破碎，破碎腔 I 进行排料，如此往复循环。这种形 式的破碎机不存在空行程的能量消耗，同时，破碎机的处理能力将提高 1 倍，因此可以说， 双腔颚式破碎机真正提高了破碎效率。 2 . 设计方案的比较及选取 双腔可分为串联和并联两种方式,于是设计构思分为破碎腔串联,破碎腔并联. 方案一; 此种方案的两个破碎腔在偏心轴的一侧， 两破碎腔串联在一起， 其示意图如图 1- 1 所示。 图 1 - 1 双腔颚式破碎机双腔串联结构示意图 由图可以看出，颚式破碎机在一个工作周期内，相当于转过了两个偏心，当动力经皮带 轮带带动偏心轴旋转时， 两破碎腔可以交替破碎物料， 破碎机可以近似的看成是连续工作的 状态。 - 4 - 但此种破碎机由于偏心轴太长，受力不均匀，有很大的震动，浙江矿山机械厂生产过类似的 产品，由于存在以上的缺陷。市场形式不好，从某种程度上说，这种机型将被淘汰。 方案二:如图所示 1- 2 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 图 1 - 2 双腔颚式破碎机双腔并联结构示意图 由图可以看出，该设计采用对称双腔结构，并要发破碎和排矿同时进行，故两动颚均要 安装在同根偏心轴上，为了增强刚度，将两动颚做成相互固定的结构，由于在双动颚间安装 肘板很不方便，所以将两个肘板安装在定颚的后面，这样，动颚下端的支撑就失去了，为了 解决这个问题，将偏心的位置下移，用于实现动颚下部的支撑。动颚上部的支撑由摇杆和销 轴来完成。这种结构的优点：它结构紧凑，简单。该设计具有一个双腔结构，两块齿板固定 在一个动颚上，结构紧凑，度使破碎成为一个连续过程，两个破碎腔并联使用。其破碎产品 粒度均匀，呈立方状，可在双工作行程状态下运行，不存单腔破碎机空行程的能量消耗。 综合比较上述的两种方案， 可以看出第二种方案设计的颚式破碎机处理能力大， 单位功 率消耗低，丙块齿板固定在一个动颚上，结构紧凑，并联使用可提高产能力，机器运转安全 可靠。处理能力大幅度提高，单位功率大幅度降低，金属单耗小。 ( 二) 部分参数的选定 因为该设计是在动颚作复杂摆动的曲柄摇杆机构颚式破碎机的基础上改进的， 故其四杆 机构是依照复摆颚式机的算法来确定的。而破式破碎机的主体机构是一平面曲柄摇杆机构。 因此，此设计方案的成功与否，其关键在于四杆机构的形式，应对颚式破碎机的四杆机构进 行优化处理，使各杆件的匹配更加合理，获得最佳特性，从而达到提高生产能力，降低下端 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 特性值的目的。 1 . 排料口宽度 b 及公称破碎比 I 已知破碎机的宽度为 B=250mm,调整范围为(1/71/10)B=2536mm1,确定破碎腔的开 边制公称排料口宽度为 b=30mm.；所以，该破碎机的公称破碎比 i=B/b=250/30=8 2 . 啮合角 a 破碎机的动颚与定颚衬板之间的夹角称为啮合角。 当破碎矿块时， 必须使矿石不向上滑 动，也不从破碎腔的给矿口跳出来。为此，啮角应该保证矿石块与颚板工作表面间产生足够 的摩擦力以阻止矿石被推出去。 颚式破碎机的啮角一般在 1724 度，对于复摆型颚式破碎机，啮角不应大于 2022 度。 在此取 a=20 3 . 破碎腔高度 H 在啮角一定的情况下,破碎腔的高度由所要求和破碎比而定,通常,破碎腔的高 度,H=(2.252.5)B.（矿山机械 选矿部分 冶金工业出版社） ，B为给矿宽度。 取 H=600mm. 4 . 动腔的摆动行程 s 与偏心轴的偏心距 r 简单摆动破碎机上端摆动行程小而下端摆动行程大,复摆破碎机是上端大而下端小.通常 复 摆 式 s=(1215)mm. 取 s=15mm. 动腔下端摆动行程不得大于排料口的(0.30.4) 即 sl=(0.30.4)b=912,取sl=12mm.偏心轴的偏心距通常复杂摆动是:s=(22.2)r,取r=7mm. （矿 山机械 选矿部分 冶金工业出版社） 5 . 连杆长度 l 及推力板长度 k l=(0.850.9)L=425450 （矿山机械 选矿部分 冶金工业出版社） 取 l=440mm k=(16.525)r=115.5175（矿山机械 选矿部分 冶金工业出版社） 取 k=150mm ( 三) 电动机选择与确定 1 . 动腔的摆动次数( 主轴的转数) 根据公式 tan 665 a n s =（矿山机械 选矿部分 冶金工业出版社） s:动腔下端的摆动行程(cm) n:主轴转速(r/min) a:排料层平均啮角(度)取最优值 a=14 tan 665 a n s = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 tan14 665 1.2 = =303 (r/min) 2 . 电动机的功率 在颚式破碎机的破碎过程中，其功率消耗与转速，规格尺寸，排料口宽度，啮角大小及 被破碎矿石的物理机械性质和粒度特性有关。破碎机的转速愈高，机械尺寸愈大，功率消耗 就越大；破碎比愈大，功率消耗也愈大。但是，对功率消耗影响最大的还是矿石的物理机械 性质。 由于功率消耗与多因素有关， 现在尚无一个完整的理论公式能精确地计算出破碎机地 功率消耗。下面的是在实验的基础上推导出来和计算公式 P=18LHrn(kw) （矿山机械 选矿部分 冶金工业出版社） 式中： L:破碎腔的长度(m) H:固定颚板的计算高度(m) r:主轴偏心距(m) n:主轴转速(r/min) 18 0.5 0.6 0.007 303P = =11.45(kw) 3 . 电动机的转速 通常带传动比 I=24,取 I=3,电动机的转速 n。=n*I=303*3=909(r/min) 4 . 选取电动机 根据上述的电动机功率,转速及其工作环境.为了安全选择,电动机的功率提高1.11.25倍 感.所以 P*1.25=14.31kw 选择查表 12- 1(机械设计课程设计)Y180L- 6(三相异步电动机). 电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 堵转转矩 最大转矩 Y180L- 6 15 970 2.0 2.0 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 ( 四) . 破碎生产率 生产率是指在一定的给料粒度和排料粒度条件下， 单位时间内破碎机所处理物料量 （Kg/h 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 或 m3/h）. 根据经验工式 12 30(2) tan llnLsbs Q a = 式中 1 矿石松散比重,一般取 1=0.650.75 取 =0.7 n:主轴转速(r/min) L:破碎腔的长度(m) b:排料料公称宽度(m) s:动腔下端的摆动行程(m) 12 30(2) tan llnLsbs Q a = 2 30 303 0.5 0.012 (2 0.030.012)0.7 tan20 = =10.07(m3/h) 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 ( 五) . 传动带的设计计算 传动比公式 I=n。/n 取 I=3,n。=I*n=3*303=909 5 . 确定计算功率 Pca=Ka*P P:皮带传动的额定功率 Ka:工作状况系数,在此取 Ka=1.4;(机械设计基础) Pca=Ka*P=15*1.4=21(kw) 6 . 选择带型 破碎机在工作时，所受载荷变化很大，有冲击载荷和脉动循环；并且使其皮带轮的飞轮 的传动较大。两传动轴间距离要求甚远。其工作环境恶劣。对传动系数折磨损较大，所以在 本设计中选用带传动方式。其优点是：传动带具有弹性，能对破碎机工作是产生的冲击进行 一定程度的吸收，使传动平稳，保护电机；皮带可以在皮带轮上打滑，具备一定的过载保护 能力。 可造于中心距较大的传动。 结构简单， 造价低廉， 更换方便， 并且安装精度要求不高， 适合采矿作业。 根据计算功率和电动机的小带轮转速 n。=970r/min 查表(机械设计基础 p201)选取 C 型 V 带 7 . 确定带轮的基准直径 初选小带轮的基准直径, 由图 11- 8,推荐值为 200315mm 及表 11- 8(机械设计基 础) 初选 d1=250mm. d 2=d1*I=250*3=750(mm)依表 11- 8(机械设计基础)选取 d 2=710mm 验算带和速度 v 1 1 60 1000 dn v = 250 970 3.14 60 1000 = =12.69（m/s）在( 5 2 5 ) ( m / s ) 范围内. 故所选皮带的速度合适 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 8 . 确定中心距 a 和带和的基准长度 L d 根据 0.7(d1+d 2)a。 2(d1+d 2) 0.7(250+710)a。 2(250+710) 672a。 1920 初选 a。= 1 3 0 0 m m 计算带长 L ()() 1221 00 0 2 2 24 dddd La a + =+ () 2 710250 3.14(250710) 2 1300 24 1300 + =+ =4148(mm) 确定 L d 根据 L 。和 V 带型号, 由表 1 1 - 2 ( 机械设计基础) L d = 4 5 0 0 m m 确定实际中心距 a 0 0 2 dLL aa =+ 45004148 1300 2 =+ = 1 4 7 6 m m 验算小带轮上的包角1 0021 118057.3 dd a =+ = 1 8 0 - 1 8 = 1 6 2 1 2 0 ( 符合包角要求) 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 9 . 确定皮带根数 Z ()000 a L PcPc Z PPP K K = + 式中; P 。: 单根 V 带额定功率 P 。: 单根 V 带基本功率增量 K a : 包角系数 K l : 长度系数 查表 1 1 - 4 P 。= 7 . 0 4 ( 机械设计基础) 查表 1 1 - 5 P 。= 0 . 8 3 ( 机械设计基础) 查表 1 1 - 6 K a = 0 . 9 5 ( 机械设计基础) 查表 1 1 - 2 K l = 1 . 0 4 ( 机械设计基础) () 000 a L PcPc Z PPP K K = + () 21 7.040.830.95 1.04 = + = 2 . 7 0 取 Z = 3 ( 根) 1 0 . 确定带的预紧力 F 。 25002.5 1 Pca Foqv vZKa =+ 2500212.5 10.3 12.69 12.69 3 0.95 =+ = 4 5 0 . 0 + 4 8 . 3 1 = 4 9 8 . 3 1 ( N ) 1 1 . 计算 V 带对轴的压力 Q 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 1 2 2 QZFoSin = =2*3*472.8*sin81 = 2 8 0 2 ( N ) 1 2 . 带轮的结构设计 带轮宽 B = ( Z - 1 ) e + 2 f 式中查表 1 1 - 3 ( 机械设计基础) E = 2 5 . 5 0 . 5 ( m m ) 2 1 17 F + = ( m m ) Z = 3 B = ( 3 - 1 ) * 2 5 . 5 + 2 * 1 7 =85(mm) 因带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式。该带轮的基准直径 dd 3 0 0 m m , 所以带轮采用铸铁带轮的典型结构之一：腹板式( 参考：机械设计基础1 9 3 ) 根据以上条件查表 21- 2（机械设计课程设计） 得 V 带轮：C 型 槽数 Z 轮缘宽 B(mm) 基准直系 dd(mm) 孔径 d0(mm) 毂长 L(mm) 3 85 710 95 120 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 ( 六）. 机构受力分析 破碎力的计算 破碎机的破碎力是计算机器各个零件强度和刚度的原始数据。 破碎力的大小与很多因素 有关，因而确定破碎力的方法也很多，概括起来有以下几种方法： （！ ）理论计算法； （） 功耗计算法； （）实验计算法。目前，国内多采用实验分析法来确定破碎机破碎力的大小。 根据对复摆颚式破碎机的固定颚板和动颚的实际受力测定， 在破碎机动颚上所产生的破碎力 系与矿块纵断面积成正比。因此，作用在动颚上的最大破碎力可以按下式计算： max=40.2LH 式中：L,H:破碎腔的长度和高度(单位 cm) 当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将max 增大 50%.故破碎机的计算 破碎力为：js=1.5Pmax jx=1.5*40.2*60*50 =180900(N) 2 .机械受力分析 机械受力示意图如图 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 图 1 - 3 机构受力分析 如图对点受力c b 进行受力分析，可得 2cosTTcb= ； 1sinTTcb= ； 22 12TcbTT=+ cb:肘板对物料的作用力； ：cb 对动颚的垂直分力； ：cb 对动颚的水平分力； 对点取受力矩平衡方程式，可得：jsLm=T1a Pjs:物料对动颚的作用力； 将两式综合可得： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 sin PjsLm Tcb a = 0 180900 0.2 0.6 sin50 = =78716(N) 得： 2 tan PjsLm T a = 0 180900 0.2 0.6tan50 = =50598(N) 同理，对点受力hd 进行受力分析，可得： 22 12RhdRR=+ hd:动颚偏心轴的轴承反力 对点取力距平衡方程式，可得： a=Pjs(a- Lm) R 1 : R h d 对动颚的垂直分力 若沿动颚方向取受力平衡方程式，可得： ； ：h d 对动颚的水平分力 由两式可得： 2 tan PjsLm R a = =T2 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 =50598(N)； 由式可得： 1 ()Pjs aLm R a = 180900 (0.60.2) 0.6 = =120600(N)； 将代入式可得： 22 12RhdRR=+ 22 12060050598=+ =130784(N) 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 ( 七) . 偏心轴的设计计算 颚式破碎机的偏心轴是一个传递扭矩， 且两轴承支承间为偏心结构的转轴。 对于它的可 靠性设计。实际上就是根据预先拟定的结构方案，确定一组直径，使之既能满足强度，刚度 要求，又能满足可靠性要求，而且重量轻和经济效益最好，发求得技术上先进，经济上 合理。 1 偏心轴的结构设计 轴的输入参数的计算 V 带的传动效率为 0.920.97 现取=0。95 轴的输入功率为：P=P c a 轴的输入转矩为： 6 9.55 10 1 P T n =； (1) 初步确定轴的最小直径 3 min P n dA= (参考：机械设计基础) 式中：A：与轴材料有关的系数其值可查表 15- 2 取 A=110 P：传递的功率 n：轴的转速 3 min P n dA= 3 0.95 21 303 110 = =44.4(mm) 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 考虑到轴上键槽会消弱轴的强度，若为单键，则应将上述计算值 dmin 增大 5%左右； 若为双键，应将上述计算值 dmin 增大 10%左右。该设计轴为单键所以将上述计算的 dmin 增大 5%，得 44.41 . 0 5 = 4 6 . 6 m m 初定偏心轴的形状如下： 图 1 - 4 ( 2 ) 确定轴的各段直径及长度 外伸端直径 d 1 = d 0 = 9 5 m m ( 该轴段与 V 带轮直接相配合，这里已经选取 d 0 = 9 5 m m ) 所以基外伸端 l 1 = L + ( 1 3 m m ) = 1 2 0 + ( 1 3 ) m m ; 取 L 1 = 1 2 3 m m 由图可知其轴承安装在 L 3 , L 5 上，在 L 3 段和 L 5 段，轴承与其直接配合，所以知 L 3 = B = 5 8 m m d 5 = d = 1 6 0 m m ; 由图 1 - 4 可知，L 4 段与 L 7 段采用轴肩定位，一般轴肩高 h 确定经验公式为：h 0 . 0 7 d 代入数据可得: h 1 9 . 1 , 取 h 1 = 1 0 h 2 1 1 . 2 m m , 取 h 2 = 1 2 m m , 所以 d 6 = d 5 + 2 h 2 = 1 6 0 + 2 * 1 2 = 1 8 4 m m ; 考虑偏心距 e = 9 m m 取 d 4 = 1 4 2 m m 动颚轴承采用联合式迷宫环密封，并用套筒轴向定位。初步取密封装置长为 4 4 m m ，则 L 5 = B + 4 4 = 8 6 + 4 4 = 1 3 0 m m ; 因为破碎腔长 L = 5 0 0 m m , 所以 2 * l 5 + L 6 L 即 L 6 2 4 0 m m L 6 两端各留 5 m m 缝隙位置，考虑拆装方便，且在其与动颚轴承密封装置之间加一套筒， 兼起轴向定位作用。套筒长为 3 0 m m . 则取 l 6 = 1 6 0 m m 取密封装置同前一样长为 4 4 m m , 套筒长为 3 0 m m , 可得：L 4 = 4 4 + 3 0 = 7 4 m m ; L 2 为螺纹段 ， 安装大小圆螺母，止退垫片，联合式迷宫环和机架端盖，迷宫环起轴承定位作用，取其总长 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 为 7 4 m m ，所以 L 2 = 7 4 m m 取 d 2 = 1 1 0 m m . 综上所述，偏心轴的总长为： L a l l = 2 ( L 1 + L 2 + L 3 + L 4 + L 5 ) + L 6 = 2 ( 1 2 3 + 7 4 + 4 6 + 7 4 + 1 3 0 ) + 1 6 0 = 1 0 5 4 ( m m ) 轴的各段数值如下图所示: 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 ( 3 ) 偏心轴的强度计算 A .作出轴的计算简图 在破碎工作时，破碎力通过动颚轴承传到偏心轴上，由于该破碎力很大，轴上其实零件 传递的栽荷相对来说就显提微不足道了， 所以计算时即可把这些载荷忽略不计， 而只考虑破 碎力的作用。破碎力平均分布在两个动颚轴承上，分别用 F 1 ，F 2 来表示；机架轴承要当于 两个支座，对偏心轴具有支座反力的作用，分别用 R 1 ，R 2 来表示；机架轴承载荷的作用点 与动颚轴承载荷作用点间的距离用 L 表示。偏心轴的载荷受力分析如图 1 - 3 所示。 1 - 5 偏心轴的载荷分析图 经分析可知， 该轴在工作的过程中主要承受弯矩， 所以下面按弯曲强度条件进行校核。 F 1 = F 2 = R 1 = R 2 = P / 2 = 1 2 0 6 0 0 / 2 = 6 0 3 0 0 N B 作出轴所受的弯距和扭矩图 由上图可知偏心轴在垂直水平的方向不受力， 故不产生弯矩， 因而偏心轴只产生水平方 向上的弯矩 M h . 故偏心轴所受总弯距 M h = M . 偏心轴上所受的扭矩为电动机传递扭矩，皮带轮 和飞轮产生的扭矩及由于偏心轴的偏心距，破碎力产生的扭矩。这几种扭矩互相平衡。根据 其扭矩产生的位置作出偏心轴所受的弯矩，扭矩图如下图 1 - 6 所示。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 1 - 6 扭矩图 C 轴的强度校核 通常只校核偏心轴上承受最大计算弯矩的截面的强度，由图可知危险截面为动颚轴承 处。按第三强度理论，计算弯曲应力。 转距 6 9.55 10 1 P T n =9550000*0.95*22.4/490=414743(N) Me=T=0.6414743=248846(N? m m ) 3 10.1 e b M d 3 248846 0.1 55 = =35.63(mm)138 mm 故动颚轴承得截面安全 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 ( 八） 轴承的使用寿命计算 轴承段所选的轴承 型号 d D B L 3 3 0 3 2 6 1 3 0 2 8 0 5 8 L 5 2 3 0 3 2 E 1 6 0 2 7 0 8 6 L 3 : 圆锥滚子轴承; L 5 : 调心滚子轴承. 在偏心轴上使用的两对轴承，在工作的过程中其主要受径向作用力，其轴向力可以忽略 不计。该轴的径向载荷等于破碎力。 即：R = F / 2 = 6 0 3 0 0 / 2 = 3 0 1 5 0 N 当量动载荷为：P = X R P L 3 = X 1 * R = 0 . 4 * 3 0 1 5 0 = 1 2 0 6 0 N P l 5 = X 2 * R = 0 . 6 7 * 3 0 1 5 0 = 2 0 2 0 0 N 滚动轴承的寿命计算公式： ( ) 6 10 60 c Lhh np = 式中：L h : 基本额定寿命， （h ）; P : 载荷（N ） ； N : 轴承转速（r / m i n ）; 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 C : 基本额定动载荷， （N ） ； ：指数，对于滚子轴承，= 1 0 / 3 ； 3 10 6 3 1064000 60 303 12060 hL L = =14338.87(h) 5 10 6 3 10108500 60 30320200 hL L = =14927.96(h) L h 8 0 0 0 h , 适合计算要求 三 结论 本次毕业设计通过对 2 P E 1 5 0 * 5 0 0双腔颚式破碎机的整体设计, 在提高颚式破碎机的破 碎效、 节能低耗的基础上, 摆脱颚式破碎机传统概念的约束, 具体分析了颚式破碎机的运转形 式和工作特点, 计算完毕, 又从功用、 经济方面加以论述, 论证了此设计的可行度. 在设计过程 中, 我得出以下结论: 1 动颚的结构设计新颖紧凑. 降低悬挂高使动颚上能同时装配两颚板; 摇杆上置. 把普 通颚式破碎机的滚摆支承改为铰接支承, 支承点由一个变动范围精确到一个点, 使破碎机成 为标准的定长四杆机构, 并为颚式破碎机参数的准确计算提供了更符合实际的理论模型. 这 种做法可使动颚结构简单紧凑, 并能在动颚上同时装配两块活动颚板; 偏心轴下置, 使活动 颚板在高度方向上各点的特性值具有更理想的分布. 2 、新颖的双腔结构. 在该设计中, 双腔排放口的调解装置, 彼此不受约束, 故其可达到破 碎物料有相同破碎比, 也可以通过排放口的调解, 双腔同时破碎不同比例的物料, 能达到超细 碎的目的. 做到一机多用. 3 优化后的腔型. 采用合理的破碎腔曲线来获得给料与排料的最佳匹配, 达到提高生产 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 能力的目的. 在实际结构中, 固定颚板和可动颚板都衬有用耐磨性好的高锰钢制成的破碎机. 为提高破碎效果, 两破碎板的表面均铸有纵向齿纹. 且凹凸相对, 这样对岩石除产生挤压作用 外. 通过分析比较, 可以得出, 本次设计的双腔颚式破碎机, 与传统的颚式破碎机相比有处理 能力大、传动效率高、功耗低、高度低、衬板磨损小、寿命长等优点, 是一种更新换代的高 效节能产品, 将在矿物加工及土石质原料加工领域获得广泛运用. 由于它具有良好的综合性 能, 因此可望成为传统颚式破碎机的替代产品. 四. 典型零件的加工工艺 ( 一) . 偏心轴的机械加工工艺流程 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 有前面的设计可知, 偏心轴的结构如下图所示: 偏心轴在破碎机中是一动力传递部件, 而且还是动颚的支持体, 是破碎机的一主体部分, 是破 碎机的一典型零件. 其结构设计尤为重要, 其重要性在第五章中已经论述过, 在此不再重述. 偏心轴与其上的零件有多种配合, 为了达到配合要求, 其加工工艺过程则显得重要, 除了保证 其刚度和强度, 合理的工艺流程使之既满足强度刚度要求, 又能满足可靠性要求, 而且重量 轻和经济效率最好, 以求得技术上先进, 经济上合理. 下面是偏心轴的机械加工工艺: 流程: 1 . 下料锯床 下料 ? 1 5 0 1 0 0 0 ( 锯床) 2 . 划线 划中心十字线和孔线 ( 划钳) 3 . 镗 镗端面到总长度为 9 3 0 , 打中心孔, 偏心孔 ? 8 . ( 镗床) 4 . 车 粗车: 一端顶轴外圆, 另一端顶住中心孔, 粗车一头, 各段外圆到偏心段, 外圆和偏心 及长度均留余量单面 5 7 m m . 精车: 一头顶住偏心孔扎外圆, 另一端顶住偏心孔, 精车偏心段, 各段外圆, 外圆及长 度均留 5 7 m m 余量. 5 . 检 检查以上各道工序. 6 . 热 调制处理 H B = 2 2 0 2 4 0 . 7 . 车 修理中心孔和偏心孔, 分别发两中心孔定位, 四爪扎外圆, 半清车 ? 9 5 , ? 1 0 0等 外圆, 1 : 1 2 锥度均留余量 1 2 m m , 长度车对. ( c 6 3 加长) 车 偏心孔定位, 顶住, 四爪抓牢, 半精车外圆 ? 1 2 0 , 等各外圆到尺寸, 长度车对, 车 各圆角 R 2 . 5 . 车 中心孔定位, 顶紧, 扎牢, 精车外圆. M 1 0 0 * 1 . 5左, 1 : 1 . 2的锥度兑换及等外圆 到尺寸, 车对长度, 车准圆角 R 3 两处子* 4 5 倒角两处. 调头中心孔定位, 顶住, 扎牢. 同理, 精 车准. M 1 0 0 * 1 . 5 , 1 : 1 . 1 2的锥度段及. 等外圆到尺寸, 车对长度, 车准圆角 R 2 . 5两处子 4 *