PE250X1000颚式破碎机毕业论文.doc

中国矿业大学 PE250X1000颚式破碎机毕业论文前 言在基本建设工程中，需要大量的，各种不同粒径的砂、石作为生产之用。而一般砂石都需要破碎从而达到生产要求。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，其结构得到不断的完善，而颚式破碎机的结构简单，安全可靠，石料可供破碎机械来进行加工，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颚式破碎机，国产的颚式破碎机数量最多的也是复摆颚式破碎机。颚式破碎机主要由机座、偏心轴、颚板、连杆、调节机构与闭锁弹簧等部分组成。其中最重要的是它的两块腭板，而且它的破碎作业是在两块腭板之间进行的，其中一块腭板固定在机架上称为定腭板，另一块装在运动的动腭体上，称为动鄂板，其表面一般为齿形。当动鄂板周期性的靠近与远离定腭板是，完成破碎与排矿作业。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，起破碎比较大，可达i=10。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。 尽管鄂式破碎机有以上的那么多优点，但是它也存在着一些设计不合理的地方需要我们的改进和更新，下面介绍它的一些缺点：首先就是鄂式破碎机上面的齿板，通过自己的调查和查阅资料，在JB / ZQ 1032-87腭板铸造技术条件规定齿板寿命只有60h，按10h工作制，每付齿板只能用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，所以说它的齿板更新周期的过快导致了花费再上面的费用的过高。最后就是颚式破碎机的机身重量过大，给破碎机的移动和工作带来了很多的不便之处，因此对其机架的设计也是一个比较重要的问题。机架式整个破碎机零部件的安装基础。它在工作中承受很大的冲击载荷，它的重量占整机重量的很大比例，且其刚度和强度对整机性能和主要零部件寿命均有很大的影响，因此既要重量轻又要承受一定的冲击载荷且制造要简单，这对机架的设计也是一个严峻的考验。2中国矿业大学 1 颚式破碎简介1.1 发展现状与意义概述. 颚式破碎机于1958年由美国人埃里布雷克(ElBlake)取得专利。19世纪40年代，北美的采金热潮对颚式破碎机发展有很大的 促进作用。19世纪中叶，多种类型的颚式破碎机研制出来并获得了广泛的应用。上个世纪末 ，全世界已有70多种不同结构的颚式破碎机取得了专利权。 80年代以来，我国颚式破碎机的研制与改进取得了一定成果。如我国破碎专家王宏勋教授 和 他的学生丁培洪硕士引用了“动态啮角”的概念，开发GXPE系列深腔颚式破碎机，当时 在国内引起一定的轰动。该机与同种规格破碎机相比，在相同工况条件下，处理能力可提高20%25，齿板寿命可提高12倍。该机采用负支撑零悬挂，具 有双曲面腔型。 第二代GXPE250400负支撑在第一代的基础上进行了全面改进，增大了破碎比，降低了 产品粒度，最大给料粒度为220mm，小时产量为516t，排料口调整范围为1040mm， 给料抗压强度小于300MPa。 PEY4060液压保险颚式破碎机，以液缸为过载保护装置，正支撑、正悬挂、深破碎腔。该 机最大给料粒度为340mm，排料调整在30100mm之间，生产能力为1040th。 北京矿冶研究总院林运亮等 人与上海多灵沃森机械设备有限公司合作开发了PED低矮可拆式颚式破碎机。该机是一 种适于井下作业特殊条件下的新型颚式破碎机。机械本身高度低，动颚位置低，固定颚位于 动颚和偏心轴之间。 多灵沃森机械设备有限公司的戎吉华高级工程师集多年实践经验， 设计了目前国内最大的12001500复摆颚式破碎机。众所周知，矿石业是我国重要基础产业之一，对我国基础设施建设，具有举足轻重的作用。随着我国经济体制改革和 对外开放的深化，突飞猛进的经济促进了矿石业的迅速发展，尤其是中小型采石业对矿石的破碎，更以前所未有的速度蓬勃发展，为交通业、建筑业、旅游业的发 展，安排农村剩余劳动力就业、促进和保持稳定做出了巨大的贡献。1.2颚式破碎机的分类颚式破碎机经100多年的实践和不断改进，其结构已日臻完善。我国自50年代仿制颚式破碎机以来，结构近50年的摸索和研究，设计资料更加完善，设计方法更加先进，结构更加合理，产品性内更加优良。由于它具有结构简单、工作可靠、制造容易、维修方便等其他破碎机无法替代的优点，至今仍广泛应用于工业各部门。颚式破碎机的破碎工作是在两块颚板间进行的，其中一块颚板固定在机架上称为定颚板，另一块装在运动的动颚体上称为动颚板，其表面一般为齿形。当动颚板周期性地靠近与远离动颚板时，完成破碎与排矿专业作业。由动颚、定颚以及机架侧壁的护板构成破碎空间，因此鄂式破碎机的进料口与排料口均为长方形。按时间的规格用进料口的宽度B和长度L表示。例如进料口宽度为900mm，长度为1200mm的破碎机表示为9001200鄂式破碎机。我国制定的复摆动颚式破碎机标准审批稿中，用汉语拼音字头P(破）、E( 颚）及BL（单位为mm）来表示其规格，即PE-BL。前苏联国标中的B、L单位为dm。如进口料900mm1200mm的复摆颚式破碎机，我国规格记为PE-9001200。颚式破碎机按运动形式分为两种基本类型-简摆颚式破碎机和复摆颚式破碎机。简摆颚式破碎机是动颚绕机架上的固定支座作简单的圆弧摆动而得名。复摆颚式 破碎机是因为其动颚在其他机件带动下作复杂的一般平面运动而得名，因此动颚上点的轨迹一般为封闭曲线。简摆大都制成大型和中型的，其破碎比i=36。复摆一般制成中型和小型的，其破碎比可达i=410。随着工业技术的发展和要求，复摆颚式破碎机已向大型化发展，并有逐步代替简摆颚式破碎机的趋势。按规格大小可把颚式破碎机分为大型、中型和小型三类。进料口宽度大于600mm者称为大型；进料口宽度为300600mm者称为中型；小于300mm者为小型。 1.3 颚式破碎机的特点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。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，所以鄂板通常做成上下对称形状，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（i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。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。64中国矿业大学 2复摆颚式破碎机的工作原理及结构2.1复摆颚式破碎机的工作原理带轮与偏心轴联成一整体，它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，驱使输出构件动颚3做平面复杂运动，从而将矿石压碎。如图2-1，2-2。 图2-1 复摆颚式破碎机结构图 图2-2 复摆颚式破碎机机构运动简图由图3-2可计算出复摆颚式破碎机的自由度为： （2-1） 2.2 复摆颚式破碎机的结构如图2-3所示为复摆颚式破碎机。电动机10通过小带论及V 带，将运动给大带轮14，从而带动偏心轴13转动。动颚5上部内孔两端的双列球面滚子轴承支承在偏心轴上。偏心轴外侧轴颈装有支座主轴承，主轴承外圈与机架12上的镗孔配合，并用螺栓固定在机架上。在偏心轴两外端部分别装有大带轮14与飞轮9，以调整破碎机工作时主轴运转速度的波动。动颚的下部由推力板1支撑，推力板（即肘板）的另一端支承在与机架12的后壁相连的楔铁调整机构3上。可在由机架1侧壁上两凸台机构成的滑道中滑动。当需要调整排料口尺寸时，只要调整楔铁上的螺栓，使楔铁上下移动，带动调整座在滑道中前后移动即可完成。推力板4的两端头为同心圆弧的圆柱面，且中部较两端薄些。其两端头圆弧与动颚5和调整座3上的“II”型衬垫接触，在破碎机工作时，两者间为纯滚动，以提高机械运转的机械效率并延长零件的使用寿命。由于推力板与肘板衬垫间为非几何锁合，而是靠动颚的重量实现重力锁合，因此在机器运转时，由于动颚产生的惯性载荷，会使推力板与其衬垫周期分离而产生冲击响声，严重时甚至会使推力板从其两端衬垫中脱落。因此在动颚下端有一跟拉杆通过机架上的弹簧拉杆2拉住动颚，使推力板与衬垫始终保持贴合状态。图2-3 复摆颚式破碎机1-楔块 2-弹簧拉杆 3-调整座 4-推力座 5-动颚 6-动颚板7-固定颚板 8-护板 9-飞轮 10-电动机 11-小带轮12-机架 13-偏心轴 14-带轮中国矿业大学 3 主要零部件的结构分析3.1 动颚3.1.1 动颚的结构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。动颚一般采用铸造结构。为了减轻动颚的重量，国外也有采用焊接结构，由于其结构复杂，因此对焊接工艺的要求较高。国内尚未见使用焊接结构的动颚。按结构特点，可把动颚分成箱型结构与非箱型加筋结构，本设计采用后者。安装齿板的动颚前部为平板结构，其后部有若干条加肋板以增强动颚的强度与刚度，其横截面呈E型，故称E型结构。3.1.2 动颚工作过程分析复摆颚式破碎机的结构如图2-3所示。由图3-1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3-2是动颚板上各点的运动轨迹(连杆曲线)。由图2-2可知,A点作圆周运动,B点受推动板的约束为绕O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。图 3-1动颚板上各点的运动轨迹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3-2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出。图 3-2 物料在颚板之间的受力分析3.2 齿板齿板（也叫衬板），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，特别对后三项影响比较明显。齿板承受很大的冲击挤压力，因此磨损得非常厉害。为了延长它的使用寿命，可以从两方面研究：一是从材质上找到高耐磨性能材料：二是合理确定齿板的结构形状和集合尺寸。现有的颚式破碎机上使用的齿板，一般是采用ZGMn13。其特点是：在冲击负荷作用下，具有表面硬化性，形成又硬又耐磨的表面，同时仍能保持其内层金属原由的韧性，故它是破碎机上用得最普遍的一种耐磨材料。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。本设计采用梯形。如图3-3所示。 图 3-3肘板齿形a) 三角形 b）梯形3.3 肘板（推力板）破碎机的肘板是结构最简单的零件，但其作用却非常的重要。通常有三个作用；一是传递动力，其传递的动力有时甚至比破碎力还大；二是起保险件作用，当破碎腔落入非破碎物料时，肘板先行断裂破坏，从而保护机器其它零件不发生破坏；三是调整排料口大小。在机器工作时，肋板与其支承的衬板间不能得到很好的润滑，加上粉尘落入，所以肋板与其衬垫之间实际上一种干摩擦和磨粒磨损状态。这样，对肋板的高负荷压力，导致肋板与肋板垫很快磨损，使用寿命很低。因此肋板的结构设计要考虑该机件的重要作用也要考虑其工作环境。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3-5所示。肘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较快，特别是图3-4b所示的滑动型更为严重。为提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，可采用图3-5a所示的滚动型结构。肘板头为圆柱面，衬垫为平面。 由于肘板的两端肘头表面为同一圆柱表面，所以当肘板两端的衬垫表面相互平行时，肘板受力将沿肘板圆柱面的同一直径、并与衬垫表面的垂直方向传递。在机器运转过程中，动颚的摆动角很小，使得肘板两端支撑的肘垫表面的夹角很小，所以在机器运转过程中，肘板与其肘垫之间可以保持纯滚动。本设计采用滚动型，如图3-4所示。 图3-4 肘头与肘垫形式(a) 滚动型 (b) 滑动型3.4 调整装置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。为了保证产品的粒度要求，必须利用调整装置，定期地调整排料裂口的尺寸。此外，当要求得到不同的产品粒度时，也需要调整排料口的大小。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、楔铁调整装置、液压调整装置以及衬板调整。本设计采用楔铁调整装置。如图3-5所示。 图3-5 立式楔铁调整装置1肘板 2调座3调整楔铁 4机架3.5 保险装置当破碎机落入非破碎物时，为防止机器的重要的零部件发生破坏，通常装有过载保护装置。保险装置有三种：液压连杆、液压摩擦离合器和肘板。本设计采用肘板。肘板是机器中最简单、最便宜的零件，所以得到广乏应用且经济有效，但当肘板断裂后，机器将停车，应重新更换新肘板后方可工作。肘板保险件的另一个缺点是由于设计不当，常常在超载时它不破坏，或者没有超载它却破坏了，以至影响生产。因此设计时除应正确确定由破碎力引起的肘板压力，以便设计出超载破坏的肘板面积外，在结构设计时，应使其具有较高的超载破坏敏感。肘板通常有如图3-6所示的三种结构：中部较薄的变截面结构；弧形结构；S型结构。其中图a结构在保证肘板的刚度和稳定性的同时，提高其超载破坏敏感度。图b、图c两种结构是利用灰铸铁肘板抗弯性能这一特性，选择合适的结构尺寸是肘板呈拉伸破坏，显然提高了肘板破坏的敏感度。尽管如此，肘板是否断裂主要取决与计算载荷的确定和截面尺寸计算是否正确。因此从加工制造方便性出发，图a所示应用最多，本设计也采用a中肘板。图3-6 肘板结构3.6 传动件偏心轴是颚式破碎机的主轴，受有巨大的弯曲力，采用45钢。偏心轴一端装带轮，一端装飞轮，如图3-7所示。3.7 飞轮飞轮用以存储动颚空形程时的能量，再用与工作行程，使机械的工作负荷趋于均匀。带轮也起着飞轮的作用。图3-7 偏心轴结构图1皮带轮 2偏心轴 3锥套 4轴承 5密封套6飞轮 7轴端压盖 8轴端螺栓3.8 机架破碎机机架式整个破碎机零部件的安装基础。它在工作中承受很大的冲击载荷，它的质量占整机很大比重，而且加工制造工作量也较大。机架的强度和刚度对整机性能和主要部件寿命有很大影响。因此，机架的设计很重要。图3-8 机架受力分析对于中小型破碎机度采用整体式机架。其结构设计必须遵循下列原则：首先根据机架受力情况，满足机架强度和刚度要求；其次是考虑制造工艺性要求；最好考虑外观要求。破碎机机架是有前壁，侧壁和后壁以及轴承座组成的一个空间框架结构（如图3-9所示）。图3-9 破碎机机架其平面图如图3-8所示，其机构设计与其受力密切相关。根据受力分析可知，机架承受三个力：无料给定颚的压力；偏心轴给机架的压力；肘板给后壁肘座的压力。3.8.1 机架前壁结构设计由图3-8可知，机架前壁主要是承受最大破碎力的作用。前壁是有一块纵向壁板与几块横向外侧筋板组成。载荷主要是由横向筋板所承受。因此，一般横向外侧筋板之间不再增设与侧壁平行的纵向筋板。对于中小型很宽的破碎机可以增设12跟纵向筋板。国产的破碎机随意增设筋板现象常有，增加破碎机质量。国外破碎机为增加前壁坚固性，制成反“E”形。图3-10侧壁加强筋3.8.2机架侧壁结构设计侧壁加强筋的位置也应根据受力的要求布置，如图3-10所示，主轴承受有压力的作用，而且这个力不通过侧壁中心，形成一个悬壁产生侧向倾翻力矩，所以在主轴承下方必须增设竖筋。实际上反力沿主轴承下半部是不均匀的，沿主轴承垂线中心垂直载荷最大二中心线右侧载荷比左侧大。因此，如老式400600颚式破碎机侧壁加强筋布置方式（如图3-10）。为了安装衬板座，侧壁后部必须设置导槽，它有两种方式：一是按力方向如图3-8平方向导槽；二是按方向设置。为了消除对导轨的冲击必须是肘板做与上导轨及与后壁之间没有间隙。3.8.3机架后壁结构设计机架后壁结构与前壁相似，后壁上作用有肘板传递的力，该力分解为和。由机架后壁承受，而经过肘板座传给焊接在机架壁内侧的导轨上。载荷和是一个变化值，有载是很大，而空载时又很小。由于肘座与导轨之间具有间隙；肘座后面的垫片之间存在间隙。因此，破碎机工作过程中产生附加冲击载荷，故长将导轨和后壁冲击。特别是导轨冲裂后，重新补焊时，由于高温使侧壁变形造成滚动轴承“别劲”而损坏。因此，近些年来，破碎机增设了将肘座与导轨接触面以及垫片之间的压紧结构，从而消除了间隙也就杜绝产生附加冲击载荷，延长导轨和后壁寿命。中国矿业大学 4 复摆式颚式破碎机主要参数的设计计算4.1 已知条件为了保证颚式破碎机运动的可靠性和经济性，在设计时必须正确的确定它的结构参数和工作参数，并以此作为计算零件强度的基础。表1 颚式破碎机规格和性能参数表：型 号进料口尺寸(mm）最大进料边长（mm）处理能力（t/h）电机功率（kw）外形尺寸（mm）重 量（t）PE2504004002502005-20151430131013403PE40060060040034015-6030-371700173216537PE50075050075042540-11045-5520351921200012PE60090090060048090-18055-7522902206237017PE7510601060750630110-32090-11026552302311029PE9012009001200750220-450110-13238003166304552PEX1502501502501251-35.58967459351.5PEX1507501507501255-16158967459353.8PEX25075075025021015-3022-301667154510205PEX2501000100025021015-5030-371550167613807PEX2501200120025021020-6037-452192190019508.5本次设计的是PE2501000型颚式破碎机，根据上表已知条件如下：进料口尺寸：2501000（mm）；出料口尺寸：2060（mm）；进料块最大尺寸：210（mm）；生产能力：1550t/h。4.2排料口宽度与破碎腔的深度颚式破碎机排料口的长度与给料口的长度相同，排料口的最小宽度为： （4-1）- 最大排料粒度，mm；-动颚在排料口的水平行程，mm；本设计在此为细破， 。破碎腔的深度与破碎比有关，但是深度太大时，易产生石料过粉碎现象。深度可由下式确定：H=(2.252.5)B，本设计取H=2.5250=625(mm)。4.3 钳角破碎机的动颚与固定颚之间的夹角称之为钳角。当物料破碎时，必须使物料块既不向上滑动，也不会从矿中跳出来。为此，钳角应保证物料块与颚板工作表间产生足够的摩擦力以阻止物料被挤出去。图4-1表示从力学角度推算钳角的计算图式。当物料能被夹持在破碎腔内，不被推出机外时，这些力应相平衡，即在x,y方向的分力之和应该等于零。即： x方向 （4-2） y方向 （4-3）图4-1 物料块受力分析联合以上两式可得： （4-4）由 故式中： -钳角 -物料与颚板间的摩擦角-物料与颚板间摩擦系数为了保证破碎机工作是物料块不致被推出机外，必须令。一般情况下，=1822，不宜超过23。正确的选择钳角对于提高破碎机的破碎效率具有很大的意义。减小钳角可使破碎机的生产能力增加，但会引起破碎比的减小。增大钳角，虽可增大破碎比，但同时又减少生产能力。因此，在选择钳角时，应当全面考虑。 在此，初取=20。4.4 传动角从机构学的角度看，传动角是指四杆机构中，连杆轴线与肘板轴线间所夹的锐角，且传动角愈接近90，传动性能愈好。对于破碎机而言，传动角的选取除考虑传力性能外，还必须考虑加大传动角，不但增大垂直行程，而且使水平行程降低。因此，传动角一般不宜过大，建议取 4555。所以在此，取 50。4.5 动颚水平行程和偏心轴的偏心距.动颚摆动行程s是破碎机最重要的结构参数。在理论上，动颚摆动行程应按物料达到破坏时所需之压缩量来确定。然而，由于破碎板的变形，及其与机架间存在的间隙等因素的影响，实际选取的动颚摆动行程远远大于理论上求出的数值。目前，常用下端水平行程的计算公式有： (4-5) 下端点许用水平行程： (4-6)式中：-最小排料口尺寸（mm）-进料口尺寸（mm） 实际上，动颚行程是根据经验数据确定的，通常对于大型颚式破碎机，S=2545mm；中小型颚式破碎机，S=1215mm。在此，参照颚式破碎机现有的设计经验，初取 =15mm 0），零悬挂（=0）和负悬挂（，则合理。本次设计取整为。5.7.2 生产能力破碎机的生产能力是指机器每小时所处理的物料的立方米数。由于生产能力不但与排料口尺寸有关，而且与待破物料的强度、韧性、物料性能以及进料口的几何尺寸和块度分布有关，因此为同意衡量机器生产能力的高低，标准中的生产能力，是指机器在开边公称排料口下，每小时所处理的抗压强度为250MPa、堆密度为1.6 t/m的花岗岩物料立方米树，称为公称生产能力（m/t）。参照图4-1，在公称排料口b时，每一运动循环的排料行程下排出的物料棱柱体AA1B1B的体积与每小时转速60n的乘积，即可得到公称生产能力Q的计算公式为： （5-10）式中 -破碎机生产率 t/h -主轴转速 r/min -动颚下部的水平行程 m -破碎产品的平均粒径 m，根据经验此处取为0.1m -排矿口宽度 m -破碎产品的松散系数，一般0.250.70 破碎硬矿石，可取小值；破碎不太硬矿石，则取大值。 -矿石的堆积密度 一般假定 -钳角 （ ） 一般取 则 复摆式颚颚式破碎机的生产率要再增加25%，则实际生产能力 （5-11）5.7.3 最大破碎力 破碎力在腔内的分布情况及其合力作用点位置、大小，是机构设计和零部件强度设计的重要依据。由于破碎力分布以及合力大小、作用点位置具有随机性，用理论分析的方法将会产生较大的误差，通过大量实测数据统计分析，再经过理论推导，建立实验分析计算式是一种较好的方法，能够近似反映出破碎力的变化规律并有较大的计算准确度。 满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力： （5-12）式中 -最大破碎力 N -抗压强度 -有效破碎系数,对中小型 =0.340.48-公称排料口尺寸 的单位是cm. 取 ，则 当计算破碎力零件强度时，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： （5-13）5.7.4 功率在破碎机的机构尺寸参数优化设计中，功率是一个重要的约束条件，因此必须建立破碎机功率的计算公式，下式是根据是根据最大破碎力的计算公式及实测的功率值为依据，公式如下： （5-14） 式中 -计算功率 KW-最大破碎力 KN -动颚褚点水平行程平均值 mm -主轴转速 r/min -钳角 ( ) -机器总效率,可取 0.810.85 -等效破碎系数,对中小型 =0.270.37; 根据经验取 , , 则 中国矿业大学 6 各个部件的受力分析计算颚式破碎机的各个零件以前，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。根据力作用分析法或图解法即可求得各个部件上的计算载荷。图6-1 是复摆颚式破碎机各个部分计算载荷的图解法图6-1复摆颚式破碎机各部件受力图解 （6-1） （6-2） （6-3）式中： -作用在动颚轴承上的外力-作用在推力板上的外力-作用在连杆上的外力-动颚悬挂轴到破碎力作用点的距离-动颚悬挂点到推力板支撑点间的距离-当两颚板出与压紧矿石状态时，推力板 与连杆间 的夹角，取=50颚式破碎机在工作过程中，破碎机的工作规律是比较复杂的。但一般是动颚零件开始向下逐渐增大，到动颚悬挂中心以下占动颚全长的3/4处（简摆）、2/3（复摆）为最大，再向下又逐渐减到末端为零。所以 （6-4）而,取为中间值。可得： （6-5） （6-6） （6-7）中国矿业大学 7主要零件的设计和校核7.1 驱动装置选择7.1.1 电动机的选择电动机是系列化的标准产品，其中三相异步电动机应用最广泛。Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机，适用于不易燃、不易暴、无腐蚀和无特殊要求的机械设备尚。Y系列电动机效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B级绝缘，结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。由上面计算得p=42.6kw，在选取电动机时,应使电动机功率有一定的富裕,故选取功率为45KW的电动机.通常V带传动的传动比i=24。所以,电动机的转数:(24) =(24) （7-1）查机械零件设计手册选择Y系列封闭式三相异步电动机.同步转速在6401280r/min之间的转速有740r/min和960r/min.在设计中优先选取同步转速为740r/min的电动机。由实用机械设计手册查得电动机的型号Y-250M-8，其主要参数如下：表2 电机主要参数额定功率满载转速效率功率因数45KW740rmin900.87.1.2 v带的传动设计（1）确定计算功率 查表(机械设计表87)得工作情况系数，故 （7-2）（2）确定V带的带型根据、由图（机械设计图811）选用D型。（3）确定带轮的基准直径，并验证带速v 初选小带轮的基准直径。由表（机械设计表86和表88）得，取小带轮的基准直径=355。 验算带速v。 （7-3） 因为，故带速合适。 计算大带轮的基准直径。 （7-4） 根据表（机械设计表8-8），圆整为（4） 确定V带的中心距和基准长度根据式，计算后初定中心距。 计算带所需的基准长度 （7-5） 由表（机械设计表82）选带的基准长度。 计算实际中心距根据公式： （7-6）（5） 验算小带轮包角 （7-7）（6） 确定V带根数z 计算单根V带的额定功率由和，查表（机械设计表84a）得基本额定功率。根据，和D型带，查表（机械设计表84b）得额定功率增量。查表（机械设计表85）得包角修正系数，长度系数，于是 （7-8） 计算V带的根数z （7-9）根据经验取为4根。（7） 计算单根V带的初拉力的最小值由表（机械设计表83）得D型带的单位长度质量，所以 （7-10） 应使带的实际初拉力。（8）计算压轴力压轴力的最小值为 （7-11）V带传动的主要参数归纳于下表（9） 大带轮设计 表3 大带轮基本参数名称结果名称结果名称结果带型C传动比根数4小带轮基准径基准长度预紧力根据机械设计V带轮的结构形式与基准直径有关。因为此处，所以大带轮采用轮辐式（如图7-1）。图7-1轮辐式带轮如上图，其各个尺寸为：（由偏心轴设计而定）；,此处取为160mm； 式中：-电动机额定功率 -电动机转速-皮带轮带数。；（取，取值见表4）；（由后面可知，而当时，）；表4 V型带基本参数7.2 飞轮的设计颚式破碎机是间断工作的机器，因而必然会引起阻力的变化，使其电动机的负荷不均，形成机械速率的波动。为了降低电动机的额定功率，且使机械的速率不致波动太大，故在偏心轴上装上飞轮。飞轮在空行程时储存能量，在工作行程时则释放能量，这样就可以使电动机的负荷均匀。飞轮重量G的计算公式: （7-12） 式中：-电动机额定功率； -飞轮的直径，m； -考虑损失的机械效率，。 -主轴转速； -速度不均匀系数，对于小型的颚式破碎机可取。代入数值得： 飞轮的实际质量约为理论质量的倍。所以。 本设计飞轮与带轮设计成一个整体，即带轮也起飞轮的作用。7.3 偏心轴的设计7.3.1 偏心轴主要尺寸的确定(1）偏心轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即： （7-13） 式中 ： -电动机功率； -主轴转速；初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大，两个键槽时，d增大。值由机械设计表15-3确定，取。因最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：根据经验取为整数。因破碎机工作时冲击载荷比较大，又有强烈的震动，应适当增大偏心轴的直径，故取。（2）偏心轴的结构设计 各轴段直径的确定 ：最小直径，安装大带轮的外伸轴段，。 ：密封处轴段，根据大带轮的定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），。 ：滚动轴承处轴段，锥套处轴段，因为工作时强烈震动，选择调心轴承153624（机械设计师手册）。 ：滚动轴承处轴段，。因为工作时震动强烈，将引起偏心，所以设计时选择调心滚子轴承53628，其尺寸为。：有轴承的装配尺寸， 各轴段长度的确定 ： 由大带轮轮毂宽度确定。 、：由动颚结构、轴承端盖、装配关系确定，。7.3.2 偏心轴细部结构由表（机械设计课程设计表101）查得大带轮处键（本设计采用平键）。大带轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过度配合，此轴段的直径公差选为。7.3.3 偏心轴的校核在破碎工作时，破碎力通过动颚轴承传到偏心轴上，由于该破碎力很大，