小型颚式粉碎机设计【毕业论文+CAD图纸全套】

目 录 第 1 章 绪论 3 要 3 式粉碎机原理 5 式 粉碎机 国 内 外 研 究 现状 5 第 2 章 基 本 结 构 和 工 作 原理 6 第 3章 主要零部件的结构分析 6 8 颚 8 9 板 9 整装置 10 架结构 10 动件 10 轮 10 滑装买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 置 11 第 4 章 颚 式 破 碎 机 的 主 要 参 数 设 计 计算 11 构参数的计算 11 / 出料口尺寸 11 角设计计算 11 颚水平行程 12 心距E 13 要构件尺寸的确定 13 作 参 数 的 选 择 和 计算 13 颚的摆动次数 13 4. 2. 2 电动机功率 15 16 17 17 18 第五章 重要零件的设计和校核 18 18 的设计 20 23 动轴承的设计计算 27 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 25 25 第六章 结论 参考文献目录 27 结束语 28 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 1绪论 要 摘 要 破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使 之碎裂成小块物料的设备。 破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的综合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。 在矿山工程和建设上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使这成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的以便进一步加工操作。 颚式粉碎机要求适合于硬性、中硬性、脆性样品的粉碎。颚式粉碎机要求适合于硬性、中硬性、脆性样品的粉碎。（如粉碎白云石、矿石、石灰石等） 本次设计要求动颚板在工作中做偏心运动，偏心度为 要求最大进料尺寸为 35 最终出样尺寸 节单位为 每天可使用 8小时。设计寿命 10年。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 is on of of by in or of or is or of is In to of of or to go of it up to is of is of as in .4 5 a 5 mm .5 mm is .1 a 0 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 式粉碎机的原理 颚式破碎机 俗称鄂破，又名老虎口。由动颚和静颚两块颚板组成破碎腔，模拟 动物 的两颚运动而完成物料破碎作业的破碎机。广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业中各种矿石与大块物料的中等粒度破碎。 鄂式破碎机工作时，活动鄂板对固定鄂板作周期性的往复运动，时而靠近，时而离开。当靠近时，物料在两鄂板间受到挤压、劈裂、冲击而被破碎；当离开时，已被破碎的物料靠重力作用而从排料口排出。 式 粉碎机 国内外研究现状 近代的破碎机械是在蒸汽机和电动机等动力机械逐渐完善和推广之后相继创造出 来的。 1806年出现了用蒸汽机驱动的辊式破碎机； 1858年，美国的布莱克发明了破碎岩石的颚式破碎机； 1878年美国发展了具有连续破碎动作的旋回破碎机，其生产效率高于作间歇破碎动作的颚式破碎机； 1895年，美国的威廉发明能耗较低的冲击式破碎机。 我国自 1951年开始仿制复摆颚式破碎机以来，很长一段时间里，人们为了使动颚具有较好的运动特性，能减小磨损，提高处理能力，对一些有较大影响的结构参数，如传动角、肘板摆动角、偏心距、主轴的悬挂高度、动颚行程，啮角、连杆长度等进行了大量的研究工作。 设计新型颚式破碎机出现的 时间较短，如倒悬挂细碎颚式破碎机在 20世纪70年代首先被报道 定性好，工作转速大大提高。又如双腔双动颚式破碎机的出现，集中了传统颚式破碎机的优点，它在普通颚式破碎机动 颚 板的另一端增加一个破碎腔，使得破碎机不存在空行程的能量消耗，提高了破碎效率 1： 量较同规格的颚式破碎机高 50%。还有筛分式颚式破碎机可把筛分和破碎结合在一起，简化了工艺流程，能及时排 轻了物料的堵塞和过粉碎， 提高丁生产能力，降低了能耗， 随着破碎过程数学模型的建立，精确描述破碎过程也成为现实， 1948 1956年 1977年 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 的矩阵模型等。加上计算机的普及，建立符合颚式破碎机实际操作的模型并进行数值计算也已成为可能，为进一步的仿真、优化设计提供了基础。 总之，就目前而言，我国颚式破碎机的设计在质量和性能方面与国外的先进水平还有很大的差距，就同样的机型相比，机 器的重量要比我国的小很多，说明其设计与制造的综合水平比我国高的多。此外，机器的轴承小但寿命长；在耐磨材料，热处理 工 艺等方面也有不小的差距。 破碎腔是由固定在机架上的固定破碎板动颚上的活动破碎板以及机架两侧壁上的两块侧面衬板 围 成的上下的巨型截柱体而构成的。被破碎物料喂入破碎腔后，通过动颚的运动，是破碎腔容积周期改变而完成物料的破碎与排料。 破碎机 由 电动机驱动，通过带传动带动偏心轴上的带轮，再通过曲柄的转动，使破碎机中的动颚相对定颚板周期性地靠拢与分开。颚式破碎机的破碎腔是由固定 颚 板和可动颚板构成。固定和可动 颚都有锰钢制成的破碎板。破碎板用螺栓 固定于定颚和动颚上。破碎机工作空间的两侧上也 同样 有锰钢衬板。由于破碎板的磨损不是均匀的，特别是靠近派排矿口的下部磨损最大，因此，往往把破碎板制成上下相对的，以便下部磨损后，将其倒置而重复使用。 动颚悬挂在 偏 心轴上， 偏 心轴则支撑在机架侧壁上的滑动轴承中。动颚绕偏 心轴对固定颚板作往返摆动。 如图 1所示。 推力板动鄂板偏心轴定鄂板图 1颚 式破碎机结构图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 动颚的摆动是借曲柄摇杆机构实现的。曲柄双摇杆机构由 偏心轴、连杆和推力板组成。偏心轴放在机架侧壁上的主轴承中，连杆则装在偏心轴的偏心部分上，前后推力板的一端支撑在连杆头两侧凹槽中肋板上，前推力板的另一端支承在动颚后壁下端的肋板座上，而后推力板的另一端则支承在机架后壁的肋板座上。当偏心轮通过 使连杆产生上下运动。连杆的上下运动又带动推力板运动。由于推力板不断改变倾斜角度，因而使动颚 绕偏 心轴摆动。 当连杆向下运动时，为使动颚、推力板和连杆之间相互保持经常接触，因而采用以拉杆和弹簧所组成的拉紧装置。拉杆铰接于动颚下端的耳环上，其 另一端用弹簧支撑在机架后壁的下端。当动颚向前摆动时，拉杆通过弹簧来动颚平衡和推力板所产生的惯性力。 运动简图如 图 2。 图 2颚式破碎机机构运动简图 颚式破碎机有工作行程和空转行程，所以电动机的负荷极不平衡。为了减少这种负荷的不均衡性，在偏心轴的两端装有飞轮和带轮。带轮同时也起飞轮作用。在空转行程中，飞轮把能量储存下来，在工作行程中再把能量释放出来。 令达到颚式破碎机 在 工作行程和空转行程 的运转速度波动值最小，使电机驱动力保持平稳。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 在机架后壁与 静颚 板 之 间，放一组螺栓锁紧装置。当改变螺栓的位置时，可以调整出料口的宽度。 3. 主要零部件的结构分析 动颚在工作中承受很大的拉力，故选用 杆由上、下两部分组成，上部的轴承盖用 2个大螺栓固定在连杆下部，两者中间镶有耐磨软合金的轴瓦，该轴瓦叫连杆轴承，它套在偏心轴上。 动颚是支承齿板且直接参与破碎矿石的部件，要求有足够的强度和刚度，其结构应该坚固耐用，动 颚 分箱型和非箱型。动 颚 一般采用铸造结构。为了减轻动颚 的重量，本设计采用非箱型，如图 3 图 3颚 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 齿板，是破碎机中直接与矿石接触的零件，结构虽然简单，但它对破碎机的生产率、比能耗、产品粒度组成和粒度以及破碎力等都会影响 齿板承受很大的冲击力，因此磨损得非常厉害。现有的破碎机上使用的齿板，一般是采用 齿板横断面结构形状有平滑表面和齿形表面两种，后者又分三角形和梯形表面。本设计采用三角形 ， 其中 r=15， h=2， =120 。如图 3 图 4 a）三角形 b）梯形 破碎机的肋板是结 构最简单的零件，但其作用却非常的重要。 按肘头与肘垫的连接型式，可分为滚动型与滑动型两种，如图 1板与衬垫之间传递很大的挤压力，并受周期性冲击载荷。在反复冲击挤压作用下磨损教快，特别是图 1提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，可采用图 1 (a) 滚动型 (b) 滑动型 图 4 肘头与肘垫形式 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 调整装置提供调整破碎机排料口大小 作用。随着衬板的不断磨损，排料口尺寸也不断地变大，产品的粒度也随之变粗。现有 颚 式破碎机的调整装置有多种多样，归纳起来有垫片调整装置、锲铁调整装置、液压调整装置以及衬板调整。本设计采用衬板调整装置既螺栓顶推调整。 架结构 破碎机是整个破碎机零部件的安装基础。破碎机机架机构分，有整体机架和组合机架；按制造工艺分，有铸造机架和焊接机架。整体机架，由于其制造、安装和运输困难，故不宜用于破碎机。它分为整体铸造机架和整体焊接机架。前者比后者刚性好，但制造困难。后者便于加工制造，重量较轻，但刚性差。设计时，在保证 正常工作下，应力求减轻重量。制造时要求偏心轴承中心镗孔，与动 颚 心轴轴承的中心孔有一定的平行度。本设计用铸造机架。 图 4体铸造机架 动件 偏心轴是破碎机的主轴，受有巨大的弯曲力，采用 45 号钢调质处理，偏心轴一端装带轮，另一端装飞轮。 轮 飞轮用以存储动颚空形程时的能量，再用于工作行程，使机械的工作负荷趋 于均匀。带轮也起着飞轮的作用。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 4. 颚式破碎机的主参数设计计算 颚 式破碎机的主参数即决定机器技术性能及其密切相关的主要技术参数。破碎 机的主参数包括转速、生产能力破碎力、功耗等。其中生产能力、破碎力、功耗除与破碎物料的物理、力学性能以及机器的结构和尺寸有关外，还与实地生产时的外部条件（如装料块度及装料方式等）有关，要作出精确的理论计算是比较困难的。本设计中用的公式都是通过一定数量的测试而得到的实验了理论分析式。多次实践表明这些计算公式有足够的计算精度。因此，从设计的角度，本设计只重视计算公式的是实用性，这些公式是破碎机最优设计时建立目标函数和设计约束的重要依据。 矿口与排矿口尺寸 本设计 要求 最 大进料尺寸为 35 最终出样尺寸 钳角设计计算 动颚与定颚间的夹角称为钳角。钳角由物料性质、块粒大小、形状等因素决定。如果钳角太大，进料口物料就不能被颚板夹住，而被推出机外，从而降低生产率，如果钳角太小，则虽能增大生产率，但破碎比减小。 图 5物料能被夹持在破碎腔内，不被推出机外时，这些力应相互平衡，即在 x、 y 方向的分力之和应该分别等于零。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 图 5 钳角计算示式 于是求得 = 因 f=,故 = 式中 为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必须令 2 由此可得，为了使破碎机正常的进行破碎工作，钳角 应该小于摩擦角的两倍即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的 然，矿块就会往上跳出，而不被压碎，因而降低了破碎机的生产率和破碎效率，甚至还会造成严重的安全事故。 设钢和矿石的摩擦系数为 最大钳角的理论值为 2433 。但实际采用的钳角比理论值小的多，这是由于大块料被楔住两块小料之间时，仍有被挤出的危险。颚式破碎机的钳角一般在 2417 范围 内。对于复摆颚式破碎机钳角不应大于 2220 ，所以选为 20 。 颚水平行程 +式中 所以得 = = 221文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 心距 E 偏心距对破碎机生产率和传动功率都有影响。在其它条件相同的情况下，增大偏心距可使动颚行程增加而提高生产率，但也因此增加功率消耗。在传统设计中，偏心距是由动颚行程通过画机构图来初步确定的。在这个破碎机的设计中我根据要求选择了 4. 1. 5 主要构件尺寸的确定 （ 1）破碎腔高度 H：在钳角一定的情况下，破碎腔的高度有所要求 的破碎比而定，通常，破碎腔的高度 H=（ B。式中 取 H=10 4）推力板长度 K：当动 颚 的摆动行程 S 与偏心距 E 确定以后，在选取推力板长度时，复摆颚式破碎机的推力板长度与偏心距有下列关系 6m ； 025m a x 4. 2 工作参数的选择和计算 4. 2. 1 动 颚 的摆动次数 如图 5示， b 为公称排料口， 1为腔内物料的压缩破碎棱柱体， 碎机的主轴转速 缩破碎棱柱体的上层面 该排料层高度h 与下端点水平行程 有关。即排料层上层面 据对破碎过程的实测分析，得到排料过程对应的曲柄转角不小于 180 的结论，认为排料时间按主轴半转计算比较符合实际情况。 排料时间 t=30/n 排料层完全排出下落的高度 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 h=SL/由 h=2 令 g=9800mm/s 得 : ta 5式中 s r/ ）； q 虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。取q =硬度矿石取小值。 图 5料口处排了示意图 由式上式可见，主轴转速与排料层啮角 和动颚下端点水平行程 式是机构设计和机型评价的重要公式之一。 代入参数 得 n =180 4. 2. 2 电动机功率 见颚式破碎机教材有公式 式中 p m a x 46 c o k n 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 ； （ ）； 表可知， 。 已知有 50取 18.0180 20 所以得 c 0 p =W 为了保证破碎机的工作可靠，并考虑尖峰负荷，还必须乘以安全系数 以选功率为 机械设计课程设计指导书选取电动机 以立方体典型物料形状为依据，并考虑大尺寸进料块粒是逐渐阶段破碎成成品而卸出，破碎力大小取决于颚板凸齿作用点施加的（物料应力）和物料抗拉强度。 (1) 第一阶段破碎，图 5示作用在立方上的力 图 5 作用在立方体上的力 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 立方体由于齿棱作用，受力面产生拉应力，支撑面产生压应力，这些力在断裂面上引起的应力 ,见 （非标准机械设备设计）： 故得 式中 1F N）。 等于抗拉强度 2N ； w ; . (2) 第二阶段破碎 成为两个半立方体 ,在动颚摆开时落入破碎时 ,并改变方向进行再破碎 ,第二阶段的破碎力是 : (3)第三阶段破碎 成为 4 块体进行再破碎 由于所破碎的物料未知，所破物料的抗劈强度 也未知 ，所以无法计算具体的破碎力。 大破碎力计算 目前，国内多是采用实验分析法来确定颚式破碎机的破碎力。根据对于颚式破碎机的固定 颚 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石纵断面面积成正比。因此，作用在动 颚 上的最大破碎力可以按下式计算： 式中 q 衬板单位面积上的平均压力， 以云母为样品 其值选取q 27 ； L、 2 3( 2 )2 213( 2 )2F 22 46F 23 8 12F 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 于是有 最大破碎力都是垂直作用于固定 颚 和动 颚 上，起作用点的位置，根据实验测定，复摆颚式破碎机的最大破碎力发生在破碎腔 深度 度的 。当破碎单一大块矿石时，作用点则向上移。 表 5衬板单位面积上的平均压力 矿 石 种 类 抗拉强度 )/(2 )/( 2浦阳青石 20003500 当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将 0%。故破碎机的计算破碎力为： 主要零件受力计算 力板 式中 力板受力（ 选电动机 功率（ 心轴转速 ( r ； 颚行程平均值（ m）。 如图 5图 5破碎机计算示式 k 8 20 08 1 0 151 25 125k 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 杆 则连杆力的平均值 （ ： 5. 重要零件的设计和校核 轮的设计 1. 确定计算功率 由表 8械设计 濮良贵、纪名刚 ，故 2. 选取窄 根据型。 3. 确定带轮基准直径 01 。 从动轮基准直径 根据表，取 042 。 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 按要求验算带的速度 d d / 0 060 1 0 4501 0 0 060 1 35m/S 带的速度合适。 4. 确定窄 根据式 ，有 )10450(2)10450( a 600 计算所需带的基准长度 = 1604)10450(21602 )501 0 4(2 =567表 8，选带的基准长度 60。 按式计算实际中心矩 a La 60567(1602)( 0 5. 验算主动轮上的包角 可得 0121 a dd 0104 90主动轮上的包角合适。 6. 计算窄 z （ 1） 计算单根 2 0212 ( )24()d dd d dL a 11 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 有 01 和 8301 查表得 小带轮转速n1(r/小带轮基准直径 (传动比 i 50 56 63 71 80 90 =2 单根 0 传动比不等于 1时额定功率的增量 P 400 0 0 0 0 0 0 0 30 0 0 0 0 0 00 0 0 0 80 0 0 200 0 460 0 600 000 400 800 200 600 000 500 000 500 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 6000 据 8301 ， i =2 和 表得 包角系数 包角 180 170 160 150 140 130 120 110 100 90 K 系列 基准长 400 450 500 560 630 710 800 K 5.0k94.0 6 00 （ 2） 计算 PP 于是取 Z=6 7. 计算预紧力0 截型 3V 5V 8V PC q（ kg/m） 表得 ，故 0 0 8. 计算作用在轴上的压轴力 F p 4712s i i 6110 20 2 . 55 0 0 ( 1 )ca 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 22 9. 结论： 根据上述 67心距 124 包角 161电机端带轮直径 d=50 S=2a/90- /2） + d /180+360- ） /360 计算得 带轮直径 D=140据 e=10.3,f=据 B=（ e+2f 带轮最小宽度 B=(6*里带轮宽度选择 70此带轮尺寸为直径 140 70于轴径为 5040/3 因此选择实心结构带轮。 轮的设计 颚式破碎机是 一种间歇工作的设备，工作行程破碎物料而空行程 只是克服机买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 23 构中的有害阻力，因此造成破碎机转动速度的波动及电动机的负荷不均匀。为了使破碎机工作平稳你，转速波动小，电动机负荷均匀，在偏心轴的两端装有飞轮。空行程时储存能量，在工作行程时，飞轮 释放 出能量。 设破碎机在空行程期间 的功率消耗为 压碎物料期间 的功率消耗为 动机额定功率为 P，并且 P 间，多余的功率使飞轮角速度从 加到 P 间，功率不足，使飞轮角速度从少到 时飞轮放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎机的破碎效 率。由此可得能量平衡方程式，考虑到摩擦损失的机械效率，利用飞轮的转动惯量，可求得飞轮的质量 G： 式中 D 是飞轮直径（ m）， n 是机械效率， w 是飞轮平均角速度 （由 n=180r/w=6 s） ， 0 是速度不平均系数 取 般，飞轮的实际质量的 飞轮材料选择 灰口铸铁 重为 里 按 7计算。 破碎机机械效率一般为 机后启动时间为 30 带入数据得 G=4*02*30* 6） /269g 一般，飞轮的实际质量应为理论质量 。 即飞轮质量取 据带轮宽度设飞轮宽度为 70 G=（ R- r） d*p 得 R=216=220轮尺寸为外径 532径 50 70灰铸铁实心轮。 其图形见图 5文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 24 图 5轴示意图 尺寸的确定 在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。 经验公式见 ，李永堂等主编 1) 支承轴直径 g) 其中 称压力。 所以有 取 00 。 2) 曲柄径直径 ( 0 取 0。 3) 支承径长度 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 25 根据破碎腔的长度取 000 。 4) 曲柄两臂外侧面间的长度 q 150125)0 取 20。 5) 曲柄颈长度 a 8565)0 取 0。 6) 圆角半径 d 54)0 取 。 7) 曲柄臂的 宽度 d 9065)0 取 0 对载荷做以下简化： （ 1）齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小的多，可忽略不计。 （ 2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于标称压力 ，并以其的 作用于连杆轴瓦两侧，见图 5 图 5 5 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 26 在曲轴颈上 ，除受弯矩作用外，尚受到扭矩的作用，应按弯扭合成作用计算，但由于弯矩比扭矩大的多，故忽略扭矩的应力。 弯矩图如下 这样，危险截面 为 其中 r 所以得： 31 ( 8 )40 . 1d纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 27 010 a x 880120(41 面上也受到弯扭联合作用，但此扭矩比弯矩大的多，故忽略弯矩的影响。由公式得最大剪应力为： 式中 0 又有公式： 注： 751 . 求得 : g )75 11(0 5 )s i s i