毕业论文：双腔鄂式破碎机设计

机械工程系-毕业设计目录第一部分 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 2PE250X500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 (10)七 机构受力分析 (13)八 偏心轴和设计计算 (16)九 轴承的使用寿命计算 (20)第三部分 结论 (21)第四部分 典型零件的加工工艺(22)一 偏心轴和机械加工艺流程 (22)二 定鄂机械加工工艺 (23)第五部分 参考文献 (26)前言本设计是根据机械工程系专业设计要求编写的,编写说明书的目的:1增强本专业综合运用所学的基础理论课技术课专业方向课的知识与技能去分析和解决机械领域内的技术应用问题的能力,以及正确进行技术运算(包括使用计算机计算)和使用技术文献规格资料的能力.2进一步掌握技术设计和技术应用的方法,特别是掌握工艺过程的设计工艺装备设计与操作数控编程等方法和基本技能.3增强自己树立正确的设计观点,理论联系实际的工作作风以及严肃认真踏实若干的良好工作作风.4培养简明精确地表达自己设计思想和科学实验的能力,能手工制作和计算绘图,编写论文工说明书以及答辩能力.我们此次毕业设计的选题适合本专业的培养目标和职业岗位的需求,并贯穿联系实际的原则,我们尽可能的选择了与生产相结合的课题即2PE250X500双腔鄂式破碎机的设计.本设计是在传统复摆鄂式破碎机的基础上采用了新的结构设计,将单腔改为对称的双腔鄂式破碎机的设计.工作时,一破碎腔进行破碎,另一腔同时进行排矿工作.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鄂式破碎机的两倍.生产效率得到极大的提高,同时有效地降低了单位产量和功率消耗,两个破碎腔可以并联使用.我们在毕业设计中通过对双腔鄂式破碎机的设计及其和本组同学研究总结,通过对数据的比较,我们选取了最好的理论数据并且在制造工艺方面进行了优化,使设计变的更加完善.通过本次的毕业设计,使自己在独立设计和研究及技术总结,方面有了很大的提高,具有担任专门技术应用的工作初步能力.在我的整个设计过程中,错误和疏忽在所难免希望老师和同学得出宝贵的意见,我一定虚心接受,在此表示感谢!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30%左右.虽然复摆颚式破碎机应用广泛,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2.5X).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30%左右;当产量相同时,机器重量约轻2030%.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.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Alis-chalmer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kone公司开了了BLM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150X750型和250X750型细碎颚式破碎机,在山东蚕庄金矿使用表明:当排矿口为16mm时,产品中小于16mm粒级含量占60%.目前,该厂对破碎腔进行改造后其生产能力提高了1525%,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PEX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1525%,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.1995年9月张家口建筑水泥厂采用PLR-1580型机作预粉碎,产品粒度小于10mm,便磨机生产能力提高了30%,单位电耗降低了20%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50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.(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18亿t,用电量为250300亿千瓦时,占全国总用电量的8%10%,钢耗约为250万t.在金属选矿中,破碎作业的能耗占选矿总能耗的40%70%,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90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.二2PE250500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=82. 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=203. 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（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 =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) =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-6159702.02.0(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或m3/h）.根据经验工式式中 1矿石松散比重,一般取1=0.650.75取=0.7n: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) =10.07(m3/h)(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=9095. 确定计算功率Pca=Ka*PP: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 =12.69（m/s）在(525)(m/s)范围内.故所选皮带的速度合适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。=1300mm 计算带长L =4148(mm) 确定Ld根据L。和V带型号,由表11-2(机械设计基础) Ld=4500mm 确定实际中心距a =1476mm 验算小带轮上的包角1 =180-18 =162120(符合包角要求) 9. 确定皮带根数Z 式中;P。:单根V带额定功率 P。:单根V带基本功率增量Ka:包角系数Kl:长度系数查表11-4 P。=7.04(机械设计基础)查表11-5 P。=0.83(机械设计基础)查表11-6 Ka=0.95(机械设计基础)查表11-2 Kl=1.04(机械设计基础) =2.70 取Z=3(根)10. 确定带的预紧力F。 =450.0+48.31=498.31(N)11. 计算V带对轴的压力Q =2*3*472.8*sin81=2802(N)12. 带轮的结构设计带轮宽B=(Z-1)e+2f式中查表11-3(机械设计基础)E=25.50.5(mm) (mm)Z=3B=(3-1)*25.5+2*17 =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dd300mm,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193)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)38571095120(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=1.5Pmaxjx=1.5*40.2*60*50 =180900(N)2.机械受力分析机械受力示意图如图图1-3机构受力分析如图对点受力cb进行受力分析，可得；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=T1aPjs:物料对动颚的作用力；将两式综合可得：=78716(N) 得： =50598(N)同理，对点受力hd进行受力分析，可得：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) R1:Rhd对动颚的垂直分力若沿动颚方向取受力平衡方程式，可得：；：hd对动颚的水平分力由两式可得： =T2=50598(N)；由式可得：=120600(N)；将代入式可得： =130784(N) (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=Pca 轴的输入转矩为：； (1) 初步确定轴的最小直径(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 =44.4(mm) 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44.41.05=46.6mm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=d0=95mm(该轴段与V带轮直接相配合，这里已经选取d0=95mm) 所以基外伸端l1=L+(13mm)=120+(13)mm;取L1=123mm 由图可知其轴承安装在L3,L5上，在L3段和 L5段，轴承与其直接配合，所以知L3=B=58mm d5=d=160mm;由图1-4可知，L4段与L7段采用轴肩定位，一般轴肩高h确定经验公式为：h0.07d 代入数据可得:h19.1,取h1=10h211.2mm,取h2=12mm,所以d6=d5+2 h2=160+2*12=184mm;考虑偏心距e=9mm 取d4=142mm 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44mm，则L5=B+44=86+44=130mm; 因为破碎腔长L=500mm,所以2*l5+L6L 即L6240mm L6两端各留5mm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30mm.则取l6=160mm 取密封装置同前一样长为44mm,套筒长为30mm,可得：L4=44+30=74mm; L2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，取其总长为74mm，所以L2=74mm取d2=110mm. 综上所述，偏心轴的总长为：Lall=2(L1+L2+L3+L4+L5)+L6 =2(123+74+46+74+130)+160 =1054(mm) 轴的各段数值如下图所示: (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F1，F2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R1，R2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。F1=F2=R1=R2=P/2=120600/2=60300NB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Mh.故偏心轴所受总弯距Mh=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。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=9550000*0.95*22.4/490=414743(N)Me=T=0.6414743=248846(Nmm)=35.63(mm)138mm故动颚轴承得截面安全(八） 轴承的使用寿命计算轴承段所选的轴承型号dDBL33032613028058L523032E16027086L3:圆锥滚子轴承;L5: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=60300/2=30150N当量动载荷为：P=XR PL3=X1*R=0.4*30150=12060N Pl5=X2*R=0.67*30150=20200N滚动轴承的寿命计算公式： 式中：Lh:基本额定寿命，（h）; P:载荷（N）； N:轴承转速（r/min）; C:基本额定动载荷，（N）； ：指数，对于滚子轴承，=10/3； =14338.87(h) =14927.96(h)Lh8000h,适合计算要求三 结论本次毕业设计通过对2PE150*500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1501000 (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930,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57mm. 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57mm余量.5. 检 检查以上各道工序.6. 热 调制处理HB=220240.7. 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95,100等外圆,1:12锥度均留余量12mm,长度车对.(c63加长) 车 偏心孔定位,顶住,四爪抓牢,半精车外圆120,等各外圆到尺寸,长度车对,车各圆角R2.5. 车 中