复摆鄂式破碎机设计毕业论文.doc

复摆鄂式破碎机设计毕业论文第1章 绪论1.1 研究的目的和意义 动破碎机示力图机数量第一台鄂从式破碎机问世以来，至今已有140余年的历史。在此过程中，其结构得到不断的完善，而鄂式破碎机的结构简单，安全可靠，石料可供破碎机械来进在基本建设工程中，需要大量的，各种不同粒径的砂、石作为生产之用。在没行加工，来满足工程的需要。所以在生产中广泛的应用。而工程上应用最广泛的是复摆鄂式破碎机，国产的鄂式破碎最多的也是复摆鄂式破碎机。破碎机是将开采所得的天然的石料按一定尺寸进行破碎加工的机械。鄂式破碎机是有美国人E. W. Blake发明的。自第一台破碎机的出现，生产效率快，又满足安全条件，又能适应生产，大大加快了生产。复摆鄂式破碎机结构简单、制造容易、工作可靠、使用维修方便等优点，所有在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业使用非常广泛。80年代以来，我国对复摆鄂式破碎机的研究和产品开发取得了较大的发展。在充分吸收国外产品特点的基础上，结合国情研制开发了许多新型、高效的设备。上海建设路桥机械设备有限公司率先对复摆鄂式破碎机进行了重大的改进，即通过降低动鄂的悬挂高度，改善动鄂的运动轨迹，减小破碎腔的啮角，增大破碎比，增大了动鄂的水平行程，提高生产能力等，大大改善了机器性能，完成了产品的更新换代。复摆鄂式破碎机主要是由两块鄂板（活动鄂板和固定鄂板）组成。活动鄂板对固定鄂板周期性的往复运动，时而靠近，时而分开，由此使装在二鄂板间的石块受到挤压、劈裂和弯曲作用而破碎。复摆鄂式破碎机的机器重量较轻，结构简单（一件连杆、一块肘板、一根心轴和一对轴承），生产效率较高（比同规格的简摆鄂式破碎机生产效率高20%30%）。复摆鄂式破碎机适合破碎中硬度石料。在工程中，多用他做中、细碎设备，破碎比比较大，其比值可达。随着机械工业的进步，近年来，复摆鄂式破碎机正朝着大型化发展。所以，一个合理的传动装置可以使复摆鄂式破碎机运行的更加顺利，合理有效。动鄂的优化可使磨损大大的降低，冲击、噪声、振动都相应的减少，也减少工作人员的劳动强度，提高生产的质量，降低制造成本和缩短生产周期。不过，复摆鄂式破碎机也有它的缺点,具体如下：JB / ZQ 1032一87颗板铸造技术条件规定齿板寿命只有60小时，按10小时工作制，每副齿板只能用6天，不到一星期就需更换一次齿板。不仅给维修带来很大的不便，而且增加了破碎物料的成本。破碎机出口扬尘非常严重，从破碎机出来的块状和粉末状物料直冲矿石输送皮带，部分物料飞溅或滚淌到地面上，地面堆积厚厚一层物料，部分粉状物料飞扬在空中，给生产带来了很大的不便。较多的粉尘而直接影响安全生产和员工的健康，因此要采用相应的防尘设施是破碎机一个重大而不可忽略的问题。现代的设计应以人为本，面对服务对象，面向市场、面对循环经济、面对矿产资源利用的大趋势，面对环保、搞全性能、全生命的设计。所以做好复摆鄂式破碎机的设计,让它更好的为生产服务,提高生产效率。随着我国国民经济的快速发展，矿产资源的综合利用技术与其产业迅猛前进，到1999年我国已建成10 879座国有大中型矿山和22 7854个乡镇集体企业，全国矿石采掘总量超过50亿吨，矿业总产值为4000亿元。物料的破碎是许多行业(如冶金、矿山、建材、化工、陶瓷筑路等)产品生产中不可缺少的工艺过程。由于物料的物理性质和结构差异很大,为适应各种物料的要求,破碎机的品种也是五花八门的。就金属矿选矿而言,破碎是选矿厂的首道工序,为了分离有用矿物,不但分为粗碎、中碎、细碎,而且还要磨矿。因为破碎是选矿厂的耗能大户(约占全厂耗电的50%),为了节能和提高生产效率,所以提出了“多碎少磨”的技术原则。这使破碎机向细碎、粉碎和高效节能方向发展。另外随着工业自动化的发展,破碎机也向自动化方向迈进(如国外产品已实现机电液一体化、连续检测,并自动调节给料速率、排矿口尺寸及破碎力等)。随着开采规模的扩大,破碎机也在向大型化发展,如粗碎旋回破碎机的处理能力已达6000吨/时。至于新原理和新方式的破碎(如电、热破碎)尚在研究试验中,暂时还不能用于生产。对粗碎而言,目前还没有研制出更新的设备以取代传统的颚式破碎机和旋回式破碎机,主要是利用现代技术,予以改进、完善和提高耐磨性,达到节能、高效、长寿的目的。细碎方面新机型更多些。总的来看,值得提出的有:颚式破碎机、圆锥破碎机、冲击式破碎机和辊压机。而应用最广泛的就是鄂式破碎机。传统的颚式破碎机由于具有结构简单、工作可靠、制造容易、维修方便、价格低廉、适用性强等优点,所以在工业上得到广泛应用。其缺点是非连续性破碎、效率较低,破碎比较小,给矿不均匀引起颚板磨损不均匀等。针对其缺点,各国都在以下几方面加以改进:优化结构与运动轨迹改进破碎腔型,以增大破碎比,提高破碎效率,减少磨损,降低能耗,现已普遍应用高深破碎腔和较小啮角;改进了动颚悬挂方式和衬板的支承方式,改善了破碎机性能;颚板采用了新的耐磨材料,降低了磨损消耗;提高了自动化水平(可自动调节、过载保护、自动润滑等)。同时也出现了一些新的机型,如双腔双动颚式破碎机,其破碎比可达,排料口调节方便,产量大;复摆鄂式破碎机,兼有颚式破碎机与圆锥破碎机的性能其产量较同规格的破碎机高50%。还有筛分颚式破碎机,把筛分和破碎结合为一体,不仅可简化工艺流程,且能及时将已达粒度要求的物料从破碎腔中排出,减轻了破碎机的堵塞和过粉碎,提高了生产能力,降低了能耗。在大型化方面国内外都已生产1500mm2100mm规格的颚式破碎机。而我们在这个设计中主要是为了满足进料口尺寸：；出料口尺寸：；进料块最大尺寸：；产量：的要求来满足生产的需要。 1.2 特点和现状与发展复摆颚式破碎机的机构属于四杆机构中曲柄摇杆机构的应用,曲柄为主动件。颚式破碎机以结构简单、性能可靠、维修方便在物料粉碎行业广泛应用。复摆鄂式破碎机的动鄂，是直接悬挂在偏心轴上的，是曲柄连杆机构，没有单独的连杆。由于动鄂是由偏心轴的偏心直接带动，所以活动鄂板可同时做垂直和水平的复杂摆动，鄂板上各点的摆动轨迹是由顶部的接近圆形连续变化到下部的椭圆形，越到下部的椭圆形越扁，动鄂的水平行程则由下往上越来越大的变化着，因此对石块不但能起压碎、劈碎，还能起辗碎作用。由于偏心轴的转向是逆时针方向，动鄂上各点的运动方向都有利于促进排料，因此破碎效果好，破碎率较高、产品粒度均匀且多呈立方体。复摆鄂式破碎机和简摆鄂式破碎机相比较，复摆鄂式破碎机的机器重量较轻，结构简单（少了一件连杆、一块肘板、一根心轴和一对轴承），生产效率较高（比同规格的简摆鄂式破碎机生产效率高20%30%）等优点。但复摆鄂式破碎机的鄂板垂直行程大，石料对鄂板的磨削作用严重，磨削较快，且能量消耗也大，工作时易产生较多的粉尘。在工程上应用较为广泛的是复摆鄂式破碎机。国产的鄂式破碎机数量最多的也是复摆鄂式破碎机。复摆鄂式破碎机主要由机架、鄂板、侧护板、主轴、飞轮、肘板和调整机构等组成。机架即机座，实际上是个上下开口的四方斗，主要用作支承偏心轴和承受破碎物料的反作用力，因此要求具有足够强度，一般采用铸钢整体铸造，规格小的可用优质铸铁代替。大型破碎机的机架由分段铸成后再用螺栓装配在一起，铸造工艺较为复杂。自制的小型鄂式破碎机可用4050毫米厚的钢板焊成，但其钢度不如铸钢好。鄂板包括活动鄂板和固定鄂板，各与鄂床组成活动鄂和固定鄂。鄂板用楔形铁块和螺栓固定在鄂床表面，保护鄂床不受磨损。固定鄂的鄂床就是机架，活动鄂的鄂床悬挂在偏心轴上，由于它直接承受对石料的挤压作用力，所以必需有足够的强度和刚度活动鄂床一般用铸铁或铸钢制造。鄂板直接和石块接触，除承受挤压和冲击力外，尚与石块强烈摩擦，因此要求用高强度且耐磨的材料制造。常用的是铸锰钢鄂板，其铸钢含锰量为1214%左右。若条件受限制时，可用白口铸铁代替，但容易磨损和折断，使用寿命不长。为了有效地破碎石料，鄂板表面常铸成波浪形和牙形，其齿峰角度一般为90110，齿高和齿距视出料粒度和产量要求而定。齿形高齿距小，则出料粒度小，产量低，动力消耗大。一般齿高和齿距之比为1/21/3之间。由于复摆式的特点造成鄂板底部比上部磨损快，所以鄂板往往做成上下对称形状，以便磨损后能倒置安装，延长使用寿命。鄂式破碎机的优点是生产率高，结构简单可靠，破碎比较大（一般为68），外形尺寸较小，零件检查和更换较容易，操作维护简便，不用较高技术水平的工人就可嫩能够操作，应用范围广，与其他类型破碎机比较，不容易堵塞。因此工程中普遍采用它来破碎各种硬度92500公斤/厘米以下）的石料，常作粗碎和中碎设备。一般用于破碎极限抗压强度不才超过2000公斤/厘米的石料时效果较好。其缺点是不宜破碎片状石料，工作间歇、有空转冲程，需要很大的摆动体，增加非生产能量的消耗，破碎可塑性和潮湿的物料时，容易堵塞出料口。由于工作时产生很大的惯性力，机体摆动大，工作不平稳，冲击，振动及噪音较大。因此须安装在比机器自重大五倍以上的混凝图基础上，并须采取隔振措施。大型破碎机还应安装在埋设于基础上的刚梁上。鄂式破碎机的最大装料块度应比装料口宽度小1520%，即给料的最大石块不应超过装料口的0.85倍。当用鄂式破碎机破碎坚硬而光滑的大砾石时，砾石容易从装料口反跳出来，故破碎天然砾石的生产率不及破碎来才块石的生产率高。使用鄂式破碎机时，必须注意由于机器是在工作条件恶劣情况下运转的，除了必须严守操作规程和维修保养制度外，还必须及时发现并修复被磨损的零部件，这是提高机器作业的重要措施 。 1.3复摆鄂式破碎机的现状与发展 颚式破碎机是由美国人布雷克发明的。自第一台颚式破碎机问世以来，至今已有 140余年的历史。在此过程中，其结构得到不断地完善。由于颚式破碎机结构简单、制造容易、工作可靠、使用维修方便等优点，所以在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业使用非常广泛。为了改善颚式破碎机性能和提高工作效率，国内外曾研制过各种异型颚式破碎机。早年，德国和前苏联都曾研制过液压驱动的颚式破碎机。其特点是提高动颚摆动次数借以增加产量，同时能实现液压调整排料口、液压过载保护以及能负荷启动。原西德制造过冲击式颚式破碎机，而原苏联也制造了振动颚式破碎机（也叫惯性颚式破碎机）。它们都靠动颚振动冲击破碎物料，借以提高破碎机性能。前者国内曾经试制过，由于某些原因没能继续研制。原东德曾制造过一种简摆双腔颚式破碎机，美国生产过复摆双腔颚式破碎机。国内北京某设计院以及湖南某大学都曾与工厂合作研制了双腔颚式破碎机。其特点是使间歇工作变成连续工作，借以提高破碎机工作效率。安徽某设计院曾发明一种双腔双动颚复摆颚式破碎机。它除了提高工作效率，同时又能降低破碎机负荷，使机重减轻很多。原苏联早年曾制造一种双动颚颚式破碎机。国内辽宁某学院与矿山合作开发了双动颚颚式破碎机。这种破碎机就是将原来两个破碎机去掉前墙对置后而成。为了两动颚同步运转，在偏心轴一端增设一对开式齿轮。由于它的结构太复杂，近年又研制一种单轴倒悬挂的双动颚破碎机。国内上海某学院曾研制过此种颚式破碎机。这两种破碎机的特点，其动颚同步运转，使破碎机强制排料。这样，靠提高转数增加破碎机产量同时由于物料与动颚没有相对运动，减少衬板磨损延长使用寿命。近来又研制了单动颚倒悬挂颚式破碎机。早年，美国、英国、德国相继生产了 Kun-kan 简摆颚式破碎机。该机特点是，动颚悬挂高度很高并且前倾。连杆下行为工作行程、主轴承为半圆滑动颚轴承。山东招远黄金机械厂曾引进了这种破碎机，并在此基础上研制了 34 颚式破碎机。国外制造过一种肘板向上放置的颚式破碎机。国内有几家设计院和制造厂生产了这种破碎机。它的特点是靠增大传动角改善动颚运动特性，提高破碎机性能。在国内该机有叫负支承、上斜式、上推式和上置式破碎机。笔者认为叫大传动角（包括倾斜式）破碎机更合适。 美国鹰破碎机公司制造一种倾斜式颚式破碎机。其传动角大约70度以上。它的最大特点是低矮，最适于井下或移动式破碎机上工作。北京矿冶研究总院与某厂合作生产了几个规格的这种破碎机，其中最大为9001200 颚式破碎机。国内山西某煤矿引进德国 WB8/26 颚式破碎机。该机置于皮带机上方，借助曲柄连杆机构驱动动颚压碎煤块。实践证明使用效果较好。以上各项异型破碎机的研制都取得了一定的效果并对国内破碎机行业的发展起到了一定的推动和促进作用。但是，都没能得到大面积推广使用。国内绝大多数制造厂生产的和现场使用的都还是传统复摆颚式破碎机。就近两年国外机械设备展览会上展出的颚式破碎机来看，也都是传统颚式破碎机，没有异型颚式破碎机出现。国内各厂家所制造的颚式破碎机技术水平相差很悬殊，有少数厂家的产品基本接近世界先进水平，而大多数厂家的产品与世界先进水平相比差距较大。综上所述，改善国内颚式破碎机落后的状况，全面提高颚式破碎机技术水平，赶上世界先进水平，创造世界品牌的颚式破碎机是当务之急。保证颚式破碎机最佳性能的根本因素是动颚有最佳的运动特性。这个特性又是借助机构优化设计所得到的。因此，颚式破碎机机构优化设计是保证破碎机有最佳性能的根本方法。上海建设路桥机械设备有限公司（简称上建）开发了颚式破碎机 软件，借助其中机构优化设计模块对各种规格的破碎机进行优化设计，得到了最佳的动颚运动特性。实践结果表明，破碎机性能有显著提高。该厂山宝牌颚式破碎机销往欧美各大洲以及东南亚各国，产品基本上达到世界先进水平。目前，计算机在国内各厂家已基本普及，但颚式破碎机机构优化设计尚未得到广泛应用。我相信，在上建实践结果的拉动下，各厂家会积极采用破碎机机构优化设计的好办法。国内颚式破碎机的机重普遍高于国外同规格的破碎机。减轻机重也是一个重要课题。颚式破碎机机架占整机重量很大比例（铸造机架占 50%、焊接机架占 30%）。国外颚式破碎机都是焊接机架，甚至动颚也采用焊接结构。国内前几年掀起一股用铸造机架代替焊接机架的势头，这无疑是一种倒退行为。此外，铸钢是一种高能耗的工艺过程，从节约能源的角度也应大力发展焊接机架。颚式破碎机采用焊接机架才是长远发展的正确方向。另外，机架结构设计不合理也是使机重增加的重要原因。机架结构设计首先应以受力为依据，在满足强度、刚度的条件下，力求减轻重量。机架前壁载荷主要是由横向筋板所承受。一般情况下，破碎机都不需要加纵向筋板 1、2，如图 1所示。该机侧壁加强筋布置不合理，数量又太多，致使它的机重达)7.5t（同规格破碎机机重为5.5t）。当然，该机过重不完全是由这两个因素所造成。侧壁筋板位置和方向也应根据受力情况而定。图 2所示为英国某公司生产的大传动角（负支承）颚式破碎机机架简图。该机架侧壁布置有 1、2、 3三根筋板，筋板 1设置在主轴承侧面，筋板 3设置在主轴承后下方，这两块筋之间用筋板2连接起来构成一个“A”形框架。图3所示为该机受力分析。图中轴承所受最大力: 作用方向为 HA，正是图2侧壁加强筋1的方向。从而说明图2中侧壁筋板布置完全符合受力的要求。 动颚也是破碎机重量较大的零件，而且结构复杂颚结构设计也应以动颚受力为依据，在满足强度、刚要求的条件下，尽量减轻重量。根据动颚受力分析可，最大破碎力作用在动颚轴承偏上处，由此往上（头部）受力越来越小。原 250400,400600颚式破碎机是目前尚有多家生产动颚结构刚好与其受力要求相反，即轴承附近处截面小，越向头部截面越大，而且相差太悬殊。结果导致动颚强度低而重量又很大。这两种破碎机都是在轴承偏上处被折断而损坏。动颚的加强筋布置方式，也应按上述受力要求设计。已有的颚式破碎机加强筋横向厚度从上到下厚度一样。为符合受力条件，又满足重量轻的要求，可采用变厚度加强筋。即靠上部（头部）的加强筋厚度应小，越往下厚度越大。就是说，改原来矩形加强筋为梯形加强筋，这样会减轻动颚重量又保证有足够的强度。动颚两轴承之间部位的壁厚可适度减薄，借以减轻重量。 此外，应加强机架、动颚有限元的研究，进行机架、动颚有限元优化设计，达到机架、动颚重量轻又有高度的可靠性。其它，还有破碎腔、破碎机动力平衡等等都可以借助计算机进行优化设计。总之，应采用现代的设计方法代替原有的常规设计方法。 再者，由于焊接、铸造、热处理工艺等因素也都会对破碎机产生影响。所以，我们应提高设计制造工艺等综合水平以及采用液压调整排料口和液压保险，逐步使国产颚式破碎机达到世界一流水平。 图1 某破碎机焊接机架 图2 大传动破碎机机架 图3 大传47第2章 总体设计过程2.1基本结构和工作原理2.1.1基本结构鄂式破碎机的主体机构由机架、偏心轴、动鄂板、定鄂板、肘板共五个机构组成。另有其他辅助零件，如固定齿板、衬板、挡罩、垫片、滑块、推力板、止动螺钉、锁紧装置。图4 复摆颚式破碎机结构示意图2.1.2 工作原理带轮与偏心轴固联成一整体，他是运动和动力输入构件，即原动件，其余构件都是从动件。当带轮和偏心轴2绕轴线A转动时，驱使输出构件动鄂3做平面复杂运动，从而将矿石压碎。颚式破碎机的工作原理如图7所示，其由动颚板、定颚板、偏心轴及推力板组成。动颚板上部与偏心轴相连，下部由推力板支撑。偏心轴转动时，动颚板不仅对定颚板作往复摆动，同时还沿定颚板有很大幅度的上下运动。动颚板上各点的运动轨迹如图所示。动颚板上部的运动轨迹接近圆形，越向下水平运动幅度越小，运动轨迹也越呈椭圆形。图5 复摆鄂式破碎机结构图图6 复摆颚式破碎机机构运动简图图7 复摆鄂式破碎机运动轨迹示意图2.2 主要参数根据我毕业设计的要求，已知条件如下：进料口尺寸： 出料口尺寸： 进料块最大尺寸： 产量： 2.2.1 钳角破碎机的活动鄂板与固定鄂板间的夹角成为钳角。钳角大小直接影响生产率和破碎腔高度。钳角小能提高生产率，但在一定的破碎比条件下，又增加了破碎腔高度；钳角大会使破碎腔高度降低，但生产率也下降了。另外，钳角最大也不能超出咬住物料的允许值，故一般钳角取值为：式中：齿板与物料间的摩擦系数实际生产中为安全起见，复摆颚式破碎机的钳角通常取理论值的65%，即：在本设计中我选择钳角为。2.2.2偏心距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机构图选择了。2.3电动机的选择电动机的选择要根据动力源和工作条件，首先要满足的就是所需功率要求。根据设计目的，复摆鄂式破碎机是为了破碎中等硬度的各类矿石或岩石。进料块的最大尺寸350mm，要压碎这种矿石或岩石，用压力测试机可以测试出来用3100N.m的力可以压碎350mm的矿石或岩石。根据设计生产产量的目的2030吨/时，而矿石假比重为1600kg/m3，所以动鄂的转动周期为327.13转/分。2.4 电动机的容量复摆鄂式破碎机的需要的功率与很多因素有关，例如：规格（）、偏心轴转速、啮角、动鄂下端水平行程、偏心距、以及破碎机的物理机械性能、粒度特征、破碎齿板表面形状和齿形参数等，都会影响功率消耗。迄今，一些功率计算公式大多属于经验公式的范畴。我们用应用最广泛的维雅德公式：式中：为鄂式破碎机主电机功率（安装功率）；为破碎机进料口长度；为最大给料粒度。所以，2.5 选择电动机的型号JR中型绕线转子异步电动机主要用于驱动各种不同的机械，如卷扬机、压缩机、破碎机、球磨机、运输机械和其它设备，并可供煤矿、机械、工业、发电机及工矿企业原动机之用。所以非常适合作为破碎机的原动力。在满足额定功率的情况下还要考虑其它的方面，如果选择型号的电动机的话，它的额定电压只是，不用升压，只用接三相电即可，并且转速也符合标准，价格也便宜，其它的方面也都比较合适所以选用型号的电动机。 表1 电动机的参数型号额定功率（kw）额定电压（v）额定电流（A）额定转速（r/min）转子最大转矩价格重量电压（V）电流（A）额定转矩JR-125-6JR-115-41465JR-126-8JR-127-82.6 V带的传动1、有以上已知条件可知：，转速，从动轴转速，每天的工作时间大概为16h/天2、求计算功率查表1得3、选普通V带型号根据，查出此坐标点位于E区，所以选用E型计算。4、 4、求小、大带轮基准直径5、 5、考虑结构紧凑，由表2查得，取6、 6、大轮计算直径可查表3可得，取7、 7、验算带速 在范围内，所以合适。8、 8、初步选取中心距取，符合9、初算V带长度查表4可得，取节线长度的V带，内周长度10、实际中心距 11、 11、小带轮包角，合适12、单根V带所能传递的功率根据和，查表5可查得并按比例计算求得E型带。考虑传动比的影响，单根V带传递功率的增加量。 传动比，查表6、7得，则13、 13、求V带根数，由查表8、9可得，则：所以取六根。14、 14、单根V带的初拉力查表13-1得，故得单根V带的初拉力15、 15、作用在轴上的压力表2 工作情况系数工作机原 动 机类类一天工作时间（h） 载荷变动较大破碎机（旋转式、鄂式）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机1.31.41.51.51.61.7表3 V带带轮最小直径型号OABCDEF71（63）100（90）140（125）200315500800计算直径ABCDE150016001800注：优先选择 可以选择表5 V带长度系列内周长度节线长度DEF90009076909691191000010076100961011911200112761129611391表6 V带所能传递的功率型号小带轮直径V带速度18192021E50025.1125.6226.1826.4856028.7629.5130.2330.7863032.1733.1234.0234.7435.2436.3737.4238.32表6 弯曲影响系数 带型ABCDE表7 传动比系数 传动比1.001.031.081.121.14表8 小带轮包角系数包角1801701601501401.000.980.950.920.89表9 长度系数内周长度CDE90001.221.081.05100001.111.07112001.141.102.7技术性能参数进料口尺寸： 出料口尺寸： 进料块最大尺寸： 偏心轴轴速： 偏心距： 电机功率： 10KW2.8复摆颚式破碎机的动鄂的工作过程分析复摆颚式破碎机的结构如附录1所示。由图6可知,本机是以平面四杆机构为工作机构,而以连杆为运动工作件的机械。图7是动颚板上各点的运动轨迹(连杆曲线)。由图6可知，A点作圆周运动，B点受推动板的约束为绕点摆动的圆弧线，其余各点的轨迹为扁圆形，从上到下的扁圆形愈来愈扁平。上面的水平位移量约为下部的115倍，垂直位移稍小于下部，就整个颚板而言，垂直位移量约为水平位移量的23倍，工作时，曲柄处于区是完全工作行程；处于区，上部靠前下部靠后,在区是空回行程；在区是上部靠后下部靠前。动颚具有的这些运动特性决定了它的性能：(1)动颚的平面复杂运动，时而靠近固定的定颚板，时而离开，形成一个空间变化的破碎室，料块主要受到压碎，伴随着研磨折断作用。(2)这种运动使料块受到向下推动的力，图9是料块在颚板之间的受力情况。料块在破碎室得到破碎，破碎后的料块由排料口排除。第3章 受力分析及主要零件强度计算3.1 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：（1）理论计算法：根据破碎矿石所需的破碎功导出破碎力的计算公式，因而计算结果与实际相差较大，故在实践中应用很少。（2）功耗计算法：根据电动机的安装功率，结合破碎机的结构特点，导出破碎力的计算公式。（3）实验分析法：根据实验数据导出的公式来计算破碎力。目前，国内是采用实验分析法来确定颚式破碎机的破碎力。根据对复摆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块纵断面面积成正比。因此，作用在动颚上的最大破碎力可以按下式计算： （式41）式中：q衬板单位面积上的平均压力，其值可取公斤/厘米； L、H破碎腔的长度和高度。则 （式42）当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将增大50%，故破碎机的计算破碎力为： （式43） 3.2受力分析3. 21 计算颚式破碎机各个零件的强度和刚度以前，必须先求得作用在各个部件上的外力。计算破碎力是确定这些外力的原始数据。根据力利用图解法即可求得各个部件上的计算载荷。机构运动简图受力分析，如下图所示图 41由三角几何关系可得： ； ； 。3.2.2主要零件强度计算颚式破碎机的主要零件有：偏心轴、动颚、推力板、动颚的拉杆弹簧、轴承、机架以及飞轮等。3.3偏心轴强度计算鉴于皮带拉力，飞轮与皮带轮的重量相对破碎力在偏心轴的分力来说其值甚小，为了方便起见可略去不计，这样，偏心轴的受力、扭矩、弯矩及当量弯矩就可按照图所示进行分析计算。图 42求支承的反作用力 ； （式44）求弯矩； （式45）求扭矩 （式46）当量弯矩=61887.729（Nm）； （式47）校核轴径d =120.4mm130mm； （式48）求许用弯曲应力； （式49）式中为弯曲疲劳极限，材质为40Gr，经高频淬火加调质处理后其=1100MPan安全系数 取n=1.8表面质量系数 取=0.91.8=1.62b受弯矩作用时的绝对尺寸系数，查表得=0.54K受弯矩作用时的有效应力集中系数，查表得=1.69所以有 ； （式410）求断面系数W （式411）危险截面的弯矩应力 （式412）即 =316.33（MPa） （式413）故由上可得偏心轴的设计符合强度要求。3.4推力板（肘板）的设计与计算推力板是颚式破碎机中构造最简单、成本最低的零件。在标准结构中，一般都是用它作为保险零件，故计算时要降低其安全系数。推力板的材料为HT15-33，其许用压应力，其受力为。为了更好的起到保险作用，将其许用压应力提高30%，则 （1+30%）=104Mpa设计中为了减小推力板的断面，沿其宽度方向分布有两个通孔，其外形尺寸如图46所示：只要是实际的危险截面比理论的危险截面小，即可起到保险作用。计算危险截面的面积： ； （式432）图46本次设计中推力板实际的危险截面的面积为：。 （式433）3.5机架强度校核颚式破碎机的机架在工作中受很大的冲击载荷，因此，它应具有足够的强度和刚度。目前，破碎机的机架有整体机架（整体铸造、铸件焊接及钢板焊接）和组合机架。组合机架虽然解决了大型破碎机制造和运输上的困难，但在机械加工、装配和拆卸方面却增加了不少麻烦；其次，组合机架的刚性较差。因此，本设计中采用了整体铸造式机架。机架周围所设的加强筋以增加高度方向的刚度，防止侧壁在受力时弯曲和颤动。纵向加强筋一般起附带加强作用。颚式破碎机的机架形状比较复杂，同时受力也比较恶劣（冲击载荷），设计时，一般是根据类似机架的结构决定断面尺寸，然后近似地校核它的强度。对于整体机架，可以看作是一个静不定框架，在它的前壁上作用有破碎力，后壁上作用有后推力板的计算力的水平分力，在两侧壁的动颚心轴轴承处和偏心轴轴承处作用有支承反力。为了简化计算，忽略支承反力对侧壁的影响，并且将作用在机架后壁上的力取为，另外，将作用在前、后壁上的破碎力视为集中力。由此，则可根据材料力学中的卡氏定理来计算颚式破碎机的机架。如图47所示，在框架的前、后壁上作用有破碎力，今沿框架侧壁中心n-n切断，则n-n断面处作用有弯矩及纵向力N（因框架原来处于平衡状态，切断后，为了仍要维持框架平衡，故在其上加及N）。今将框架分为四段前后壁和两侧壁，由于对称性，两侧壁上之力矩及力是相等的，故在校核时只取其中一侧壁进行计算：； （式434）式中： L机架前后壁中心线间距离，mm； h机架侧壁中心线间距离，mm； 、机架侧壁与前壁断面的惯性矩，；求得后，即可确定作用在前后壁中央的最大弯矩为： ； （式435）（1） 机架侧壁断面的计算（如图48）：将截面分作三部分，分别计算其惯性矩和形心坐标：； ；断面的形心坐标为： ； （式436）；则整个侧壁对其平行于y轴的形心轴的惯性矩为：； （式437）其截面系数为：。 （式438）（2）机架前壁断面的计算：因为前壁断面的计算过程与结果均与侧壁的相同，故略3）机架后壁断面的计算（如图49）：将截面分为六部分分别计算其惯性矩和形心坐标：；（对y轴）；断面的形心坐标为：（式439）则整个后壁断面对其平行于y轴的形心轴的惯性矩为：其截面系数为： 。 （式441）（4）校核各截面强度： 本设计中机架采用ZG35，其（参见文献8）。由前面，已知：；则； （式442）由此确定作用在前、后壁中央的最大弯矩为：；（式443）则机架侧壁强度： ； （式444）机架前壁强度： ； （式445）机架后壁强度： ； （式446）均满足强度要求。 第4章部分零件上的公差和配合4.1 配合的选择4.1.1 配合的类别的选择 在该机器中，有几处配合需要进行选择，根据选择的原则，工作时，零件之间有相对运动，必须用间隙配合。如滚动轴承的外圈与轴承座的配合就是有相对运动，属于间隙配合。如果零件之间无相对运动，用过盈或者过渡配合，在内圈与主轴的配合中，就属于这种情况，所以，该处选择过渡配合。还有一种情况，若零件之间无相对运动，但有键等紧固件连接时，采用间隙配合，这样的情况，在该机器中就比较多了。4.1.2配合的种类的选择在确定了配合的类别之后，就需要进一步的确定这类配合中采用哪一种具体的配合，这往往是比较困难的事情。为此，需要了解到各种配合的特点，并对零件的功能要求、结构特点、工作条件等各个方面进行全方位的分析。我们可以选用标准手册中的一些优先配合。而且手册中对选用也有了比较具体的说明。4.2 一般公差的选取线性尺寸的一般公差是指在车间普通工艺条件下，机床设备一般加工能力可以保证的公差。在正常维护和操作情况下，它代表经济加工精度，所以一般可以不检验。它主要应用于精度比较低的非配合尺寸和功能上允许或大于一般公差的尺寸。国标中有规定，采用一般公差的线性尺寸不单独注出极限偏差，而在图样上、技术文件上做总的说明。在我的两张零件图上，带轮和主轴的零件图。根据国标中规定的四个公差等级，选用中等级，这个公差等级相当于IT14。所以精度并不是很高，这种尺寸的极限偏差可以从表中查取，主要是根据尺寸分段，另外，倒角和圆角的半径、高度的大小都可以从表中查取。4.3形位公差4.3.1形位公差项目的选择选择形位公差项目要根据要素的几何特征，结构特点以及零件的功能，并要尽量考虑检测方便和经济效益。在形位公差的众多项目中，有单项控制的，有综合控制的。这也很好理解，前者有圆度、平面度、直线度等。后者有圆柱度等，标注形位公差有一个原则，就是：应该充分发挥综合控制的公差项目的职能，原因很明显，一是减少图样上的形位公差项目，二是相应的减小形位误差的检测工作。就拿该主轴零件图为例，对于与滚动轴承内径配合的轴颈，为了保证滚动轴承的装配精度和旋转精度，应规定轴颈的圆柱度公差和轴肩的端面跳动公差。对于轴类零件来说，规定其径向圆跳动或全跳动公差，这样，既能控制零件的圆度或圆柱度误差，又能控制同轴度误差，这是为了检测方便。同理，端面对轴线的垂直度公差可以用端面全跳动公差代替，端面圆跳动在忽略平面度误差时，也可代替端面对轴线的垂直度要求。4.3.2公差原则的选择在选择公差原则时，应该根据被测要素的功能要求，充分发挥给出公差的职能和采用这种原则的可行性和经济性。比如独立原则，尽管它是处理尺寸公差和形状位置公差最基本的公差原则，应用也最广泛。但这有一个前提，就是对零件有特殊功能要求时才可采用。但实际设计中，为了保证零件的配合性质，即保证配合的极限间隙和极限过盈，满足设计要求，对重要的配合通常要采用包容要求。例如轴承内孔与轴的配合等，都是为了保证最小的间隙。对于仅仅需要保证零件的可装配性，而为了便于零件的加工制造时，可以采用最大实体要求。通常用于间隙配合，适用的要素仅仅限于轴线或中心平面。例如轴承端盖上孔的位置度公差。4.3.3 形位公差值的选择或确定在对形位公差值进行选择时，应考虑的几个问题和原则：1、形状公差、位置公差、尺寸公差的关系确定形位公差值时，应考虑它们与尺寸公差的协调，其一般原则是：形状公差值大于位置公差值，而位置公差值大于尺寸公差值。2、对于有配合要求的形位公差与尺寸公差的关系有配合要求并要严格保证其配合性质的要素，应该采用包容要求。一般来说，形状公差通常为尺寸公差的25%到65%，圆度、圆柱度公差一般按同级选取。3、形状公差与表面粗糙度的关系通常，对于中等尺寸段和中等精度的零件，表面粗糙度的值可以占形状公差的20%到25%。4、需要考虑零件的结构特点对于刚性较差的零件（比如说细长轴）和具有某种结构特点的要素，因为其工艺性不好，加工精度会受到影响，此时，对主轴来说就得选取较大的形位公差值。5、基准的选择选择基准时，主要考虑要根据设计和使用要求，并兼顾基准统一和结构特征。一般考虑以下几点：应根据设计时要素的功能要求以及要素间的几何关系来选择基准。比如说，对旋转轴，通常都以装滚动轴承的轴颈表面作为基准。从加工、测量的角度考虑，应该选择在夹具、量具中定位的相应基准做基准。从装配关系考虑，应该选择零件相互配合、相互接触的表面做各自的基准，以保证零件的正确装配。结合设计的主轴零件图，具体分析如下： 两个直径为75的轴颈与调心滚子轴承的内圈相配合，两个轴头分别与皮带轮、飞轮相配合。为了满足给出的标准配合性质要求，所以采用了包容要求。又由于与滚动轴承相配合的轴颈，按规定应对形状精度提出进一步的要求，所以，提出圆柱度公差0.02的要求。同时，该两轴颈上安装滚动轴承后，将分别与减速器箱体的两孔配合。为了限制轴两轴颈的同轴度误差，以免影响配合性质。所以由给出了两轴颈的径向圆跳动公差0.025毫米。在主轴中间最长的工作的一段，为了保证其工作的准确性，对该段轴颈相对与两个直径为75的轴颈公共基准轴线给出了径向圆跳动公差0.025毫米。对该主轴有好几处轴肩起定位作用，参照安装滚动轴承处的轴肩的精度要求，给出两轴肩相对于基准轴线的端面圆跳动公差0.015毫米。键槽对称度公差是为了保证铣槽时键槽的中心面尽可能的与通过轴线的平面垂直，该轴两出键槽都按八级给出，公差值为0.02毫米。结论对复摆式破碎机的设计以及相关的研究，是我对大学所学的知识进行整合和总结，运用的一个尝试，这不仅提高了我的独立思考，动手实践，研究尝新的能力，还培养了团结协作，大胆尝试等良好的习惯。一台机器的完整设计是要涉及到各个方面的知识的，在大学最后这段有限的时间，迅速积累。充分准备是很难的，我们只有不懈的努力，尽力的改正不足，使其尽可能完善，在许许多多的零件中即使是最小的，哪怕是一个小小的螺钉、焊缝之类的,如果因为强度不够，材料选取不当，寿命比较短，结构工艺性方面有缺陷，配合不能满足要求，未考虑拆卸，修整问题最终都会使机器工作性能下降，出现故障甚至报废。所以，在这方面我做的工作还是很不够的。另外，一台机器真正推广使用，还要对其成本，也即经济性，可行性进行分析。还有外观，对环境的污染，对工作环境的要求，维修的技术难度，方便程度等等。所以，我的设计只能是理论上的一个尝试。在具体的工作中，我除了需要借助最新的信息工具-网络外，还需要查阅图书亲身实践，但最主要的还是刘老师的指导。不仅仅是具体内容上，还有思路上的，认识问题角度等各个方面我都收益匪浅。四年的大学生活最终以毕业设计的结束而告终，我一定要加倍努力画一个圆满的句号，力求在毕业设计的成果上更上一层楼。谢 辞时光飞逝,大学学习生涯就要结束了，在这短暂而漫长的三年里，使我更进一步的熟悉和掌握了如何去学习、生活和工作。同时，也是校园让我们学会了学习，学会了思考，学会了做人，虽其短暂，但是在这三年里所学的知识必将可以使我受用终生。在这大学生涯即将结束的最后半年的毕业设计过程中，不仅是对我们每一个人的一次全面的考查，同时也是对我们所学习和掌握知识的一次实际而综合运用，这不仅仅是只是一次知识的检验，更是对我们认识问题、分析问题、解决问题的综合能力的锻炼与培养。同时对于我们来说，这也是一次难能可贵的在校学习的经历，一次知识和经验的积累的机会。为此，我应该感谢给予我这个机会的人，是他们给予了我这次学习的机会，同时也是他们给予我了关怀与支持，正是在他们的关心、支持与帮助下，我的大学学习，生活，以及这次毕业设计才能完满结束，为我大学生涯画上一个完美的句号。在这里，我首先要感谢母校，是母校为我提供了这个平台，给予我了梦寐已久的学习和生活的机会，从而是我的人生更加精彩。其次，要感谢的是我的指导老师，在这几个月毕业设计的日子里，对我们的耐心的关怀与辅导。在这三年的大学生涯中，以前学的专业知识，对于我们来说象一盘散沙，杂乱无章没有系统性。但是在刘老师的悉心辅导下，使我们对自己的知识进行了整理、组织和装配，使我的知识结构更加明朗化、体系化了。在此感谢刘老师在我的毕业设计过程中给予了我莫大的支持和帮助。 同时，我还要感谢同组的成员，以及关心和支持我的所有的同学，在我们共同学习、和生活的日子里，大家共同努力，克服困难，不断提出和完善新的设计思路和方法，使我们的学习、生活和本次毕业设计工作得以顺利而完满的结束；生活上互相帮助，彼此间留下了最珍贵而温馨的友谊。是你们让我拥有了一段美好的大学生活。最后，我要感谢所有的教过我的老师们，感谢您们的辛勤培育和无微不至的关怀，是你们的高尚品德和人格魅力影响了并改变了我。在以后的学习、生活、工作中，我将牢记您们的谆谆教诲，不断学习，不断进步。在此,衷心地祝福和感谢你们!参考文献1刘建寿 赵红霞，水泥生产粉碎过程设备，人民邮电大学2郑鸣皋，破碎机综述. 机械工业出版社，2001：1-33 王文斌 机械设计手册 机械工业出版社，2004：8 4 许荣杰 锤式破碎机配锤图表的编制和应用， 杭州机械工业出版社，1999：12-135王玉荣，公差与技术测量，西北工业大学出版社 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