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简摆腭式破碎机设计【8张图/17700字】【优秀机械毕业设计论文】

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简摆腭式破碎机设计【】【优秀机械毕业设计论文】.rar

外文翻译

A0-装配图.dwg

A2-动腭.dwg

A2-地基图.dwg

A2-大带轮.dwg

A2-曲轴.dwg

A2-连杆.dwg

A2-连杆体.dwg

A3-小带轮.dwg

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关键词：: 简摆腭式破碎设计优秀优良机械毕业设计论文

资源描述：

文档包括:
说明书一份，50页，17700字左右。
任务书一份。
开题报告一份。
外文翻译一份。

图纸共8张，如下所示
A0-装配图.dwg
A2-动腭.dwg
A2-地基图.dwg
A2-大带轮.dwg
A2-曲轴.dwg
A2-连杆.dwg
A2-连杆体.dwg
A3-小带轮.dwg

1 概述
2 物料破碎及其意义
2．1 物料破碎及其意义 3
2．2 破碎物料的性能及破碎比 5
3 工作原理和构造
3.1 工作原理 10
3.2简摆腭式破碎机的结构 11
4 主要零部件的结构分析
4.1连杆 14
4.2动腭 15
4.3齿板的结构 16
4.4肘板 17
4.5调整装置 17
4.6保险装置 18
4.7机架结构 19
4.8传动件 20
4.9飞轮 20
4.10润滑装置 20
5 简摆腭式破碎机的主参数设计计算
5.1 机构参数 21
5.2 破碎力 25
5.3 功率的计算 27
5.4 主要零件受力计算 28
6 重要零件的设计和校核
6.1带轮的设计 30
6.2曲轴的设计计算 32
6.3 滑动轴承的设计计算 36
7 腭式破碎机的饿安装与运转
7.1破碎机的安装 38
7.2机架的安装 38
7.3连杆的安装 39
7.4肘板的安装 39
7.5动腭的安装 39
7.6齿板的安装 39
7.7破碎机的运转 40
8 用对一个主要零件进行有限元分析
8.1solidworks软件介绍 41
8.2CosmosWorks功能和特点 41
8.3对曲轴的有限元分析 42
8.3变形结果 48

参考文献 49
致谢 50

简摆腭式破碎机的设计

摘要：破碎机械设备，属于矿山机械范畴。这这类机械设备在冶金、建材、化工、能源、交通建设、城市建设和环保等诸多领域有广泛的用途。简摆一般制成大型和中型的，复摆一般制成中型和小型的。简摆破碎机可以产生很大的破碎力，这是复摆破碎机所不能能、低能耗的新型颚式破碎机，从而大大提高了破碎机的性能，缩短了产品开比的，故在大型破碎机中一般用这种结构，复摆腭式破碎机的生产能力高于简摆腭式破碎机约30%，同时也因为过大的垂直行程，使得定、动腭衬板（齿板）磨损很快，大大降低了使用寿命。我国自50年代生产腭式破碎机以来，在破碎机设计方面经历了类比、仿制、图解法设计阶段，目前正向计算机辅助设计阶段过渡。国外从上世纪中后期开始利用计算机仿真技术对颚式破碎机机构、腔型、产量和磨损等进行优化，高性发周期，提高了产品的市场竞争力。
本文中所设计PEJ900X1200简摆颚式破碎机的设计要求为：破碎机偏心轴偏心距为25mm，连杆长度为1325mm左右，破碎腔设计为900×1200mm，破碎腔啮角20度，传动角为45～55度，动颚上端厚度为316mm，肘板长度为300～400mm，破碎机悬挂高度为100～160mm。腭式破碎机动颚水平行破碎腔啮角的大小直接关系到物料的受力状态，机架结构设计和破碎机产量，小的啮角有利于提高破碎机产量，利用先进破碎原理进行物料破碎，但破碎机高度将增加。所以根据经验值，本设计采用的啮角为20度。
关键词：简摆腭式破碎腔

I、毕业设计(论文)题目：

简摆腭式破碎机设计

II、毕业设计(论文)使用的原始资料(数据)及设计技术要求：

1. 所需破碎的物料中等硬度,堆积密度:1.2 t/m3。

2. 生产能力：80 t/h

3. 进料口尺寸：900×1200；

4. 进料最大粒度：Dmax=500mm

III、毕业设计(论文)工作内容及完成时间：
1.开题报告 1周
2．外文资料翻译（不少于6000字符） 1周
3．运动及动力参数计算 2周
4．总装图设计 4周

5. 主要零、部件强度及选用计算 4周
6．绘制零、部件图 4周
7. 毕业论文及答辩准备 1周

Ⅳ主要参考资料：

Ⅳ 、主要参考资料：
【1】孙桓等主编.机械原理. 北京：高等教育出版社，2001
【2】濮良贵等主编.机械设计. 北京：高等教育出版社，2001
【3】李启炎主编．Solidworks 2003三维设计教程．北京：机械工业出版社，2003，
【4】唐敬麟主编．破碎与筛分机械设计选用手册．北京：化学工业出版社，2001
【5】廖汉元等编著. 腭式破碎机. 北京：机械工业出版社，1998
【6】徐灏主编.机械设计手册（第四版）.北京：机械工业出版社.1991
【7】Shigley J E,Uicher J J.Theory of machines and mechanisms.NewYork:McGraw-Hill Book Company,1980

简摆腭式破碎机设计

内容简介：: F 6, I. 1970 . W. of to in An ) of a to a of in of of a ) is at A of ) is by of a of or a of ) a of ) 1. he of be as of a be of be in or or or be to a or a of in of to or to of of In of to a of to an of be in In of of be to in be a of it be of an is be if to be be of to do in of of be of 2. o of a of it is to by a 1. by P is to a To by a of by 1, 1. of to to a of iis to be to of iby i=is i(1) of is iat of 1=5s 1, 2=32s, 3=3s. (2) In of i, be as In a i = 1, 2, 3, of of on ，2，3 0, 51+32+3 0, 31+926 /h 0, （ 3） 1+32+53 0， As be in a in of of a be to be to s+2s+3s=2), 5/1+3/2+1/3= (4) 3)-(4), a is a is a be to be is of in to a of on an or a of of is a s,3u1u= . If s a of s+ s ,2s- s ,3s, be to u ， 2u ， 3u u 2u , 2u 1u 1u= , be in at . If of be at . In 1be by be by to In it be to a on an or at a of or of be as of to is in is to on of on 1). 2on at a at of of a In of of is a a on be in 3) a to on a it be to a at is it as in is of 3. n of at of A or be a of of to be to by a a of of is to be to To 5) by of of to of a l h (2a). is to of a 2. of 5). on of h/l , h/l = 1 a , is , at 2c to 2d. an of of , of 20 of an 3 A is to be an is of in b c in of to an of in is 6, 175 of to e By of on of of 3. F of on of If of , =0A = L. V （ 5） is of of on of of is of of it If 5) of If of of be to of . O, O, to be If a is as 4, a to be of or is 4 be by a of as to by of of a In to be of an is is it a of of an is a of at to be to by a of If in to be by 5. to is of 5 be 5 5o 3a an of of a of as as a at of is to be to at by a 6. of to in of to be . is a of 6. of of a of A be is a 0/ E =E, s if u v to x y, +2xu+，（ 6） x y to e1 xu*xv+ xv+1（ 7） In 6), a , u = y ,v =- x （ 8） 8) 7) 2 2xx =4 21(9)u = v = O, is =0， n=0 （ 10） nis to 9) is of 10) on , 8), in a of be as in of of to an to 6) in is an of . in s eW= F . F =0A 0/, no a or of a in /E. F F ( 20/E)V, (11) is of in a of of to be by an of as eW=F *= *0A = 0 / of *F = 2*0 / 12)In eW=11) 12) is 7), to at a of of by 8). an of of in a of BC EF be of c by of at of a of on of In of 7. of of In 9) 10); 11 is by d . is a no of a of of 4, p. 12, 6). 154. he 9 is in . at of of is to . is to of . to , T H T H in to be to of 8. is by . of of of s i of i = 1, 2, /2 B H T, s 1 1 2 2W L s L s(13) be as is to be 9. of in of at by i i iM s k. be =i i k =2i i ii s k (14)is of a is by of i = t, 2. If s i si ), it 14) i i ii s k =i i ii s k （ 15） a at it of 2i i ii s k d x P 2 2i i ii s k d x P (16) P 16) 15), 0i i i ii s s L （ 17） (1 / )i i i iL k d x （ 18） is in 2(19) it 17) 13) s 19) in to be an 毕业设计（外文翻译）题目：简摆腭式破碎机学院：科技学院专业名称：机械设计制造及其自动化班级学号： 0681053 11 学生姓名：管邵潇指导教师：封立耀二 O 一二年六月优化结构设计 W. 摘要。数学技术被应用在典型的优化结构设计问题这一领域。介绍一个关于一个杆的设计为了描述最大化绕度和显示怎样适当的离散化可能导致一个非线性的问题，在这种情况下的复杂的程序。最优布局已经被讨论了一段时间。一种新的建立最优标准的方法已经说明了被设计一个静不定梁或一个变截面的绕度在一个单一的集中压力下。其他的应用这个方法被简单的讨论，并且用一个多功能的设计的简单的例子来结束这份文件。 1 。导言结构最优化的最普通的问题或许可以表述如下：从所有的满足某些限制的结构设计，选择其中一个最低成本的。注意这个声明并不定义一个唯一的设计 ;可能同时有几个最优化的设计有相同的成本。典型的设计将考虑满足变形或受力的最大约束，或者最小约束的承载能力，屈服载荷，或固有频率。单一的和多用途的结构都要被考虑，即是受单一因素或多重因素的约束。设计声明中的花费也许会参照到制造成本或总生产成本和生产中结构的寿命。在航天结构中，燃油成本需要执行最大的重量但最小的质量是他们设计的唯一目标，这个观点将要使用在下面文章。在这个文献的第一部分，优化设计的典型问题将用已经应用这个方面的数学技术来说明第二部分将要关注有广泛应用的有很大前途的最近发展的技术这整个文章，它强调具有最优整体结构是必须被仔细的定义没有意义的方案是要避免的。事实上还要强调指出某些直观的最优准则对工程师来说不一定提供真正的最优解。为了更清晰的介绍设计原则，大多数例子是关于单一约束的结构尽管多约束的结构是具有更大的实际意义。 2 。离散去探索具有数学性质的最优化结构问题，这是经常有用的用一个分立模拟取代连续问题。考虑，例如，简直弹性梁在图。 1 最大偏转所产生的给予负荷 6 。对于离散性问题，用一系列用弹性铰链连接的刚性棒取代梁。图在图 1中，紧紧三个铰链已经被介绍了。但是，为了得到真实的结果，这个离散取决于铰链的数目。弯矩i可以转换铰链数目关系为 i=is i(1) 其中于是静定梁，在铰链上的弯矩i独立的刚度此， 1=5s 1, 2=32s, 3=3s. (2) 接下来，弯曲角度i将被视为最小。在一个直角坐标系的实际空间中i,i=1,2,3,这个非负性质的弯曲角度和在铰链上的绕度 1，2，3 0, 51+32+3 0, 31+926 /h 0, （ 3） 1+32+53 0，作为接下来将要讲的例子，一组质量的刚度假定达到刚度的一定比例。这个设计即是 1s+2s+3s=，通过公式（ 2） 5/1+3/2+1/3= (4) 值得注意的是通过公式（ 3） -（ 4），一个局部优化对于整体优化必须的。这句话很重要因为刚刚开始的设计对于满足所有约束的相邻设计是没有什么实际价值的。也要注意到优化总体上不会对应到位于一个边的或恰好位于一个顶点区域的一个点的空间设计。这句话直观的表明冲突的约束不一定是有用的。假如，举个例子来说，设计1s,2s,3u1u= s 是刚度的最小变量，设计1s+ s ,2s- s ,3s,拥有相同的质量的理想绕度为 1u ， 2u ， 3u 满足3u 2u , 2u 1u 1u = 而且三个刚度降低一定的比例直到第一个铰链的绕度是。假如这个探讨是正确的降低结构只来那个的过程能够被重复直到铰链 1和 2有相同的质量 &。接下来设计的更改1这种方式，可能有争论关于；优化设计必须对应一个边上的一个点或者可行性区域上的顶点，由于优化设计，两三个不平等的约束就必须列方程。这冲突的约束通常会出现在工程界，显然用手是不能完成的。具有不平等约束绕度的最小重量梁的设计近期已经已经讨论了被 1）较早前调查（见，例如，参 2在某一特定点所涉及的不等式约束对挠度，举例来说，在载荷集中在一个点上。在特殊情况下该点的最大绕度位置是已知的，举例来说，从对称的考虑，一个约束拥有最大绕度能够被指定通过这种方法。同样的 3 ）已经指出，然而，约束一个具体而不是最大偏转的或许会出现自相矛盾的结果。举例来说，当一些载荷对横向是下降的然而其他的是上升的，也许会发现某些点的绕度是零。因为他仍然是零当所有的刚度都都以一定比例下降，这个设计的约束是相容性的任意小质量的约束。 3 。布局优化在前面的示例，类型和布局结构（简单支持，直梁）被给予并且一些某些地方的参数（刚度值）是设计师选择的。一个更有挑战性的问题就是类型和 /或布局也必须选择最佳的。数字显示，由桁架支持的给出点的应力载荷，即连接杆组成的结构，布局就是要去尽量减少重量。为了简化分析， 5 ）通过划分网格其横向间距 2 a ）优化是接下来发现需要解决的线性规划。优化布局取决于质量的比例 h/, 图优化布置的桁架根据多恩，戈莫里，格林伯格（见 5 ）。因为 h/L=1和 P/化值是唯一的除开某些临界值 P/Q，其中优化布局的变化，举例来说，从图 2d。接下来例子，然而，承认一个无限大的优化布局是所有相关的拥有同样重量的结构重量。三个同样大小的作用力 P，彼此之间成 120 角，已经给出的点成等边三角形（图 3a）。这些连接点连接的构架用最小质量设计。当上界约束0提供轴向应力在任何杆。数据 3些力作用在静定机构的杆上之后从平衡的角度考虑 ,每个杆件的横截面都会有一个0大小的横向应力。接下来讨论 6， 75表明两个设计有相同的质量。设想飞机都是用相同的材料组成的，单位平面产生的张力达到过虚拟的规律，这个杆件 F 每个杆件受力为 F 力在杆方向的虚拟位移为 ,如果杆件的横截面积是，则有 F=0A 和 = V （ 5） V 是使用的所有材料的体积。现在得到功图。 3 。选择最优设计。的杆件；他等价于两个机构如果下面eW=5）这两个构架使用相同数量的材料。如果两个构架的横截面积都减半，每个新的构架能够驱动满载荷强度 P/2并且不违反设计约束 d 的方式叠加杆件另外用相同质量的构建按图 3d 和3。图。 4 。替代解决问题，在图。第 3 a 图 4显示的另一个解决问题的方法。所有重杆件的中心线是圆弧的。每个杆件的轴向力和他们的轴向应力0有关其他轻些的杆件。他们也根据轴向拉伸应力0，除开杆件 O 和成圆锥。正常情况下杆件的边缘区域是受力的密集区域。如果紧紧是有限的数目被使用就像图 4 并且这些边缘是多变形而不是圆弧，这就是重量稍稍重一点点的结果。首先申明，然而，如果杆件连接件（节点板和铆钉或焊接）的质量被考虑其中这个就不是有效的。在图 4中的杆件也许可以被有厚度统一材质均匀的杆件替代。然而质量是取胜之本，设计也是这样的，然而，设计构架的时候遇到的狭隘的问题要被排除。在这种情况下，被排除的设计将不会比其他的设计的质量更轻。然而，除开这一类对一个最优的进行有足够广度定义的，或许紧紧对一系列降低质量的设计进行融合一个最优的这不是考虑的范围之内图。 5 。优化结构转递周边荷载至中环环的桁架而非磁盘状图 5 对这句话进行了说明。在周边的离散的径向载荷等价于中央形成一个环状的小质量的构件。如果这个声明的结构将要被表达磁场形状的连续变厚度所取代，优化后的结构如图 5要为排除。注意清楚看看图 5他所显示的紧紧是质量大的成员。这些之间，质量轻些的成员之间关系是稠密的，他们之间是以螺线形状 45o 相交的。这个问题在图 3 中已经有一个解决方案，每个构件都紧紧是包含受力的杆件。图 6说明了一个问题既要使用没有受力的也要使用受力的并且只有唯一解。上方的数据是横向载荷 P 会产生弯曲，底部的刚性结构可以看为是无限小的质量，在杆件上的应力应该在 0之内。这个最优的构架边缘杆件的质量较大；质量大的构件中间的构件的质量较轻，由图 6表达。注意在位移密集的杆件连接处定义一个位移区域他的的基点固定。一个移动的受力区域都拥有这一规律即 1=0/ E 其中实上，如果 u和 x和 y，那么1+2就是个常量有以下的关系即 xu+，（ 6）其中 x 和似的，事实上最大的主应变有连续的线性关系 4xu*xv+ xv+1（ 7）从公式（ 6）中可以看出，其中存在函数 ,如下 u =y,v = 8）把公式（ 8）代入公式（ 7）中则有 4 2 2xx =4 21(9) 沿着根部弧有， u =v =0,则可以推到出 =0， n=0 （ 10）其中n是沿着根部弧的微变量。微分方程（ 9）是一个双曲线，其特点主应变是线性变化的。柯西条件在公式（ 10）中元素在根部是是独特的，并且和公式（ 8 ）位移也有关系图。 6 。在传输载荷曲和刚性壁的独特的优化结构这些位移现在将使用作为真正位移在虚功原理在一个任意的结构上其载荷 6）并且每个连杆都在一个轴向应力为以得到eW= F 其中 F =0 0/因为每个单位的拉伸或者压缩量超过0/ F F ( 20/E)V, (11) 其中接下来，设想第二中结构它是由有规律线性应变的的连杆组成并且他要考虑到虚拟的移动区域和底部相应的应变涉及到结构的质量将要用星号标记。就像前面所讲的那样运用虚拟原理，最有 *eW=是 *F *= *0A并且* = 0 / 则有 *F = 2*0 / 12) 则可以看出 *eW=较表达式（ 11）和（ 12）则可以看出第二种方案的结构使用的材料要比第一种方案少。刚刚介绍的观点来自于 7），然而，是一个纯粹的静态的边界条件，因此不能达到一个独特的优化结构。对一个独特的优化涉及来说最重要的是运用运动学边界条件已经被作者指出（见 8）图。 7 。几何布局优化。图 7 说明了一个重要的具有几何性质的在有规律的应变和无规律的应变组成的区域种的正交曲线应变让由度是由一个曲线上的切线和另外一个曲线上点的切线相交的夹角。在平移的理论下，正交的曲线他的几何性质可以表明他最大的剪应力（滑移线）的方向在这个背景下，它们通常后来被见 . 9) 见 . 10)命名；它们的结果已经被广泛的应用（见，例如，见。 11 图。 8 。优化布置时，可用空间范围内垂直通过。图 8 显示了最优空间的布局即可用的结构空间是垂直连线 A 和 B 之间的范围。因为这个固定支座弧是一个直线部分，在三角形次显示，他的边缘的杆件的质量重，其他的连杆紧紧一些并且质量轻。这些杆件不布局有些类似于人类的骨架的结构 (4, p. 12, 6)。照。 154 。新方法，建立优化准则图。 9 。梁展不断截面。在图 9中的梁是建立在和承受载荷 P 的这一点的绕度的值是。这个梁有一个核心部分他的宽度是 B 并且它的高度是 H。这个梁他的宽度是量减少这个梁的质量也就意味着要尽量减少制约质量的尺寸。此外，由于厚度为中 i=1,2,有2 /2 ,其中 1 1 2 2W L s L s(13) 这个可能被视为尽量减少质量的方程。使得距离，并且在这个横截面上的曲率和弯矩分别是i iM P 的表达式可以写为如下 P =i i k =2i i ii s k (14) 就是在行微积分。在此框架内的问题，设计一个梁就是确定i=1，出只 P ），并且据（ 14）公式 2i i ii s k =i i ii s k （ 15）此外，曲率满足绕度的）根据据最小势能原理根据2 2i i ii s k d x P 2 2i i ii s k d x P (16) 约去两边的 2P 在式子（ 16）中在根据式子（ 15）可得 0i i i ii s s L（ 17）这里 2(1 / )i i i iL k d x （ 18）则就是每个单位平方米的曲率在如 12(19) 从公式（ 17）和（ 13）得到其此条件（ 19）是最优的，这个条件也是下面所要讲到的。应用这个定义则有 i i i is s L （ 20）设计公式得到 0（ 21）换个方面说，不等式（ 17）从最小势能原则得到 0（ 22） 1,2和1，2将作为和的载体像坐标系。这个不等式（ 21）中不能位于第二和第四象限，并且这个不等式要求和是个非负的。现在，优化设计率都是未知的但是是唯一的。换个方面来讲，的值所限，因此当的方向被选择时其等级也所确定。此外，在这个最优化设计中的的近于边缘空间的相应的一半将被不等式（ 21）确定。假如和的坐标是非负的，那么和的坐标必须位于正常的一半空间内，因此，（ 19）是最优化的必要条件，这是根据见 . 17). 5。多用途的设计图。 11 。多用途的设计。图 11 说明了一个多用途的设计的问题。在第一个原因下，张度为。在第二个条件下，在中央给定的载荷；并且，在第三个条件下，他的屈曲载荷至少是 B。注意设计的约束是个不等式的形式，以为最优设计或许是一个或是两个。下面的扫个因素是相互制约的。正如第四部分，取得下面的不等式 2( ) 0s s u ， 2 2( ) 0s s H v d x ， 2 2( ) 0s s H w d x （ 23）其中 () ()和 ()公式（ 23）可以得到 2 21u ， 2 2 2 1 ， 2 2 2 1 （ 24）其中 , 是常数。很容易看到这些最优条件是不兼容的。因为负荷被认为是第一最优条件，但是负载 T 下的曲率 v 将不满足第二最优条件。因此不等式（ 23）不能左右相加，他们乘积得 2 2 2 2 2 2 2 2( . . . . . . ) ( ) 0s s u H v H w d x （ 25）这个不等式表明 2 2 2 2 2 2 2 2( u H v H w = （ 26）是一个充分条件。这个条件也是必要的。他可以变成另外一个形式 2 2 2 2 2 2L T B C o n s t （ 27）其中 L,T和B是面应力是分别在配合，梁和柱上。其他的例子和理论，参见。32。结束语总的概括而言，应该强调指出设最典型的计约束主要讨论在第四部分，不是只是紧紧只说建立最优准则的方法。事实上，最优化准则在继续发展。举例来说，标准（ 31 ）优化设计给出了动态偏转已第一次出现在文件上，这里没有已经被解决的例子 4。在优化设计中给出了刚度参见里已经简单的讨论了限制性的优化梁的设计，但是但不是必需的。简摆腭式破碎机的设计学生姓名：管邵潇班级： 0881054 指导老师：封立耀摘要：破碎机械设备，属于矿山机械范畴。这这类机械设备在冶金、建材、化工、能源、交通建设、城市建设和环保等诸多领域有广泛的用途。简摆一般制成大型和中型的，复摆一般制成中型和小型的。简摆破碎机可以产生很大的破碎力，这是复摆破碎机所不能能、低能耗的新型颚式破碎机，从而大大提高了破碎机的性能，缩短了产品开比的，故在大型破碎机中一般用这种结构，复摆腭式破碎机的生产能力高于简摆腭式破碎机约 30%，同时也因为过大的垂直行程，使得定、动腭衬板（齿板）磨损很快，大大降低了使用寿命。我国自 50 年代生产腭式破碎机以来，在破碎机设计方面经历了类比、仿制、图解法设计阶段，目前正向计算机辅助设计阶段过渡。国外从上世纪中后期开始利用计算机仿真技术对颚式破碎机机构、腔型、产量和磨损等进行优化，高性发周期，提高了产品的市场竞争力。本文中所设计摆颚式破碎机的设计要求为：破碎机偏心轴偏心距为 25杆长度为 1325右，破碎腔设计为 900 1200碎腔啮角 20 度，传动角为 45 55 度，动颚上端厚度为 316板长度为 300 400碎机悬挂高度为 100 160式破碎机动颚水平行破碎腔啮角的大小直接关系到物料的受力状态，机架结构设计和破碎机产量，小的啮角有利于提高破碎机产量，利用先进破碎原理进行物料破碎，但破碎机高度将增加。所以根据经验值，本设计采用的啮角为 20 度。关键词：简摆腭式破碎腔指导老师签名：毕业设计（论文）任务书 I、毕业设计 (论文 )题目：简摆腭式破碎机设计业设计 (论文 )使用的原始资料 (数据 )及设计技术要求： 1. 所需破碎的物料中等硬度 ,堆积密度 :1.2 t/ 2. 生产能力： 80 t/h 3. 进料口尺寸： 900 1200； 4. 进料最大粒度： 00 业设计 (论文 )工作内容及完成时间： 1周 2外文资料翻译（不少于 6000 字符） 1 周 3 运动及动力参数计算 2 周 4总装图设计 4 周 5. 主要零、部件强度及选用计算 4 周 6 绘制零、部件图 4周 7. 毕业论文及答辩准备 1周主要参考资料：、主要参考资料：【 1】孙桓等主编北京：高等教育出版社， 2001 【 2】濮良贵等主编北京：高等教育出版社， 2001 【 3】李启炎主编 003三维设计教程北京：机械工业出版社， 2003 ，【 4】唐敬麟主编破碎与筛分机械设计选用手册北京：化学工业出版社， 2001 【 5】廖汉元等编著 . 腭式破碎机 . 北京：机械工业出版社， 1998 【 6】徐灏主编四版）械工业出版社 7】 E, of 980 科技学院机械设计制造及其自动化专业类学生（签名）：日期：自 2012 年月日至 2012 年月日指导教师（签名）：封立耀助理指导教师 (并指出所负责的部分 )：航空工程系（室）主任（签名）：附注 :任务书应该附在已完成的毕业设计说明书首页。学士学位论文原创性声明本人声明，所呈交的论文是本人在导师的指导下独立完成的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含法律意义上已属于他人的任何形式的研究成果 ,也不包含本人已用于其他学位申请的论文或成果。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权南昌航空大学科技学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。作者签名：日期：导师签名：日期： 881054 li of in a of of is be by so in a 0 of a 0s t to t to in in In he 5is 32500 1200he 0, 555,16 00400is to to to be to to on of 毕业设计（论文）题目：简摆腭式破碎机设计学院：科技学院专业名称：机械设计制造及其自动化班级学号： 0681053 11 学生姓名：管邵潇指导教师：封立耀二 O 一二年六月毕业设计（论文）开题报告题目简摆腭式破碎机设计专业名称机械设计制造及其自动化班级学号 068105311 学生姓名管邵潇指导教师封立耀填表日期 2012 年 4 月 3 日一、选题的依据及意义：破碎机械设备，属于矿山机械范畴。这这类机械设备在冶金、建材、化工、能源、交通建设、城市建设和环保等诸多领域有广泛的用途。简摆一般制成大型和中型的，复摆一般制成中型和小型的。简摆破碎机可以产生很大的破碎力，这是复摆破碎机所不能比的，故在大型破碎机中一般用这种结构，复摆腭式破碎机的生产能力高于简摆腭式破碎机约 30%，同时也因为过大的垂直行程，使得定、动腭衬板（齿板）磨损很快，大大降低了使用寿命。随着工业技术的发展，复摆腭式破碎机已经向大型化发展，并有逐步取代简摆腭式破碎机的趋势，是否可设计优质的简摆腭式破碎机，从而使之不被复摆腭式破碎机所取代是一个值得研究的课题。二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：在改革、开放的国政策指引下，我国国民经济的迅速发展，要求各行各业都以先进的机械来装备。在破碎机方面也不例外。近十年来，这些研究成果的论文纷纷发表在各种出版物上，这些成果表明，当前国内破碎机械在某些方面已经达到国际先进水平。颚式破碎机是矿山生产、建设用料加工及聚合化工生产的主要设备之一，被广泛地应用于各种金属与非金属矿山、化工矿物以及水泥、建材等物料的生产加工中。近年来，随着矿山生产和建材加工中一些新理论的提出，用户希望散体矿石能够在破碎阶段尽可能地得到粒度更细、块度更好的产品。无疑，现行落后的颚式破碎机不能承担新时期的生产任务，必须开发高性能、低能耗的新型颚式破碎机。我国自 50 年代生产简摆破碎机以来，在破碎机设计方面经历了类比、仿制、图解法设计阶段，目前正向计算机辅助设计阶段过渡。生产制造的简摆腭式破碎机越来越大、性能越来越好、品种越来越多，并在国际上占有一定的市场。我国曾以前苏联腭式破碎机标准依据，制定了腭式破碎机国际标送审稿。对腭式破碎机的设计、制造和使用提出了更高的要求。 1990 年，由中国矿山机械质量监督检测中心，对国内主要厂家制造的小型腭式破碎机的技术性能进行了检测，只有若干腭式破碎机达到国标送审稿中规定的指标。因此全面总结腭式破碎机在设计、使用和测试方面的经验，积累适合我国破碎机结构特点的实验资料和数据，建立破碎机最优化设计的理论与方法并使之推广普及，是提高我国腭式破碎机技术性能，赶超国际先进水平的关键。三、研究内容及实验方案：简摆腭式破碎机以其结构简单、安全可靠的优点问世百余年，仍在工程中广泛使用。各种不同型号的简摆腭式破碎机虽经长期实践不断改进，但其工作原理和结构大同小异，而且工作性能的好坏却相差甚大。腭式破碎机的技术性能主要取决于主参数的确定、机构尺寸参数、运动参数和动力参数的设计。四、目标、主要特色及工作进度：目标：在此次毕业设计中，我将根据简摆腭式破碎机设计要求，主要从主参数及其计算方法，机构尺寸参数、腔形、运动参数及动力参数的优化设计理论及方法，根据转速、行程等最优匹配的理论，对现有系列的腭式破碎机性能指标提出评价及新型的改进方向。总之在此次毕业设计中将简摆腭式破碎机的新发展与现代计算方法相结合，提供系统全面的并有时间意义的简摆腭式破碎机最优化设计理论与方法，以便设计出性能优良的简摆腭式破碎机。主要特色：通过对简摆腭式破碎机结构的研究和设计，通过采用经验公式对结构参数进行优化设计。同时借助计算机绘图软件将破碎机各个部件和零件表示出来，有助于我们更好地对设计产品的结构进行修改，使结构更加的完善。工作进度 : 1. 开题报告 3 月 04 日前 2 . 运动及动力参数计算 3 月 11 日前 3主要零部件的强度计算 3 月 18 日前 4总体设计及装配图绘制 4 月 09 日前 5. 主要零件、部件结构设计及其工程图绘制 4 月 30 日前 6采用行运动仿真 5 月 13 日前 7. 外文资料翻译（不少于 6000 实词） 5 月 20 日前 8. 毕业论文及答辩准备 5 月 27 日前五、参考文献【 1】孙桓等主编高等教育出版社， 2001 【 2】濮良贵等主编高等教育出版社， 2001 【 3】李启炎主编 003 三维设计教程机械工业出版社 2003 【 4】运输机械设计选用手册编委会化学工业【 5】王义行 . 机械工业出版社 6】 E, of 980 南昌航空大学科技学院学士学位论文 1 1 概述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。通常的破碎过程，有粗碎、中碎、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，如表 1 1所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机、细碎机三种。表 1 1 物料粗碎、中碎、细碎的划分（类别入料粒度出料粒度粗碎中碎细碎 300 900 100 350 50 100 100 350 20 100 5 15 制备水泥、石灰时、细碎后的物料，还需进一步粉磨成粉末。按照粉磨程度，可分为粗磨、细磨、超细磨三种。所采用的粉磨机相应地有粗磨机、细磨机、超细磨机三种。在加工过程中，破碎机的效率要比粉磨机高得多，先破碎再粉磨，能显著地提高加工效率，也降低电能消耗。工业上常用物料破碎前的平均粒度 D 刁民破碎后的平均粒度 d 之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值平均破碎比）为了简易地表示物料破碎程度和各种破碎机的方根性能，也可用破碎机的最大进料口尺寸与最大出料口尺寸之比来作为破碎比，称为公称破碎比。 Di d南昌航空大学科技学院学士学位论文 2 在实际破碎加工时，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大限度进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于公称破碎比的每各破碎机的破碎比有一定限度，破碎机械的破碎比一般是 i=3 30。如果物料破碎的加工要求超过一种破碎机的破碎比，则必须采用两台或多台破碎机械串连加工，称为多级破碎。多级破碎时，原料尺寸与最终成品尺寸之比，称总破碎比，如果各级破碎的破碎比各是，。则总破碎比是 = 由于破碎机构造和作用的不同，实际选用时，还应根据具体情况考虑下列因素； 1) 物料的物理性质，如易碎性、粘性、水分泥沙含量和最大给料尺寸等； 2) 成品的总生产量和级配要求、据以选择破碎机类型和生产能力； 3) 技术经济指标，做到既合乎质量、数量的要求、操作方便、工作可靠，又最大限度节省费用。。 0i i 3 2 物料破碎及其意义 2 1 物料破碎及其意义从矿山开采出来的矿石称为百年原矿。原矿是由矿物与脉石组成的，露天矿井开采出来的原矿其最大粒度一般在 200 1300间，地下矿开采出来的原矿最大粒度一般在 200 600间，这些原矿不能直接在工业中应用，必须经过破碎和磨矿作业，使其粒度达到规定的要求、破碎是指将块状矿石变成粒度大于 1 5品的作业，小于 1 2 1 1 破碎的目的（ 1）制备工业用碎石大块石料经破碎筛分后，可得到各种不同要求粒度的碎石。这些碎石可制备成混凝土。它们在建筑、水电等行业中广泛应用。铁路路基建造中也需要大量的碎石。（ 2）使矿石中的有用矿物分离矿石有单金属和多金属，而且原矿多为品位较低的矿石。将原矿破碎后，可以使有用金属与矿石中的脉石和有害杂质分离，作为选矿的原料，除去杂质而得到高品位的精矿（ 3）磨矿提供原料磨矿工艺所需粒度大于 1 5原料，是由破碎产品提供的。例如在炼焦厂、烧结厂、制团厂、粉末冶金、水泥等部门中，都是由破碎工艺提供原料，再通过磨碎使产品达到要求的粒度和粉末状态。 2 1 2 破碎工艺最终破碎粒度是根据产品的用途确定的。需要进行磨矿作业的矿石，应考虑到破碎与磨矿总成本较低来确定破碎产品的粒度。一般较适宜的粒度为 10 25原矿粒度与破碎产品的粒度的比，称为总破碎比，若露天矿开采出来的原矿粒度为200 1300 南昌航空大学科技学院学士学位论文 4 = = =30 = = 200 25 =8 一台破碎机只能在一定限度的破碎比下才有合理的结构，才能最有效地工作，因此使一台破碎机达到这样的破碎比是很有困难的。各种破碎机的破碎比范围见表 2 1。可见，要把原矿破碎到需要的粒度，必须将若干台破碎机串连进行分段破碎。总破碎比等于各段破碎比的乘积、为了发挥串联破碎机的破碎能力，不使小块矿石进入破碎机反复进行破碎，因此将破碎与筛分有机结合，构成合理的破碎工艺流程。表 2 1 各类破碎机的破碎比破碎机型式流程类型破碎机范围颚式破碎机的旋回破碎机开路 3: 5 标准圆锥破碎机开路 3: 5 标准圆锥破碎机（中型）闭路 4: 8 短圆锥破碎机开路 3: 6 短圆锥破碎机闭路 4: 8 图 2矿经固定筛分后，筛上大块物料进入颚式破碎机 2，筛下物颚式破碎机 2的产品一起经振动筛 3筛分；筛上物经圆锥破碎机 4破碎，筛下物和圆锥破碎机 4 的产品一起经振动 5 筛分；筛下物作为磨机 8的原料，落入矿仓 7，筛上称进入圆锥破碎机 6破碎，破碎机 6与振动筛 5构成封闭系统进行反复破碎、筛分，该系统称为封闭破碎系统。颚式破碎机 2和圆锥破碎机 4的产品，均经筛分后进入下一流程，故称开路破碎。 1 固定筛 2 式破碎机 3、 5 振动筛 4、 6锥破碎机 7 矿仓 8- 磨机图 2 破碎机机流程图 d 300105 2 2 破碎物料的性能及破碎比 2 2 1 粒度及其表示方法矿块的大小称为粒度，由于矿块形状一般是不规则的，需要用几个尺寸计算出的尺寸参数来表示矿块的大小。（ 1）平均直径 d 矿块的平均直径用单个矿块的长、宽、厚平均值表示。 d = (2式中式用长、宽的平均值表示： d = L+b 2 （ 2 平均直径一般是用来计算给矿和排矿单个矿块的尺寸以确定破碎比。（ 2）等值直径值直径是将细料物料颗粒作为球体来计算的。 = （ 2 式中物密度 3m 矿料的体积（3m）；（ 3）粒级平均直径 d 对于由不同粒度混合组成的矿粒群，通过用筛分方法来确定矿粒群的平均直径，例如上层筛孔尺寸为 ,下层筛孔尺寸为，通过上层而留在下层筛上的物料，其粒度既不能用也1粒级的粒度范围很窄，上下两筛的筛孔尺寸之比不超过 2 =，可用粒度平均直径表示，即 d = (2否则用表示粒级。 12()2v L+b+h) 3南昌航空大学科技学院学士学位论文 6 2 2 2 破碎产品的粒级特性破碎产品都是由粒度不同的各种矿石矿粒所组成，为了鉴定破碎产品的质量和破碎机的破碎效果，必须确定它们的粒度组成和粒度特性曲线，确定混合物的粒度组成，通常采用筛分公检法（简称筛析）。筛析一般采用标准筛，筛面使用正方形筛孔的筛网。我国通常采用泰勒标准筛，其筛孔大小用网目表示，它指一英寸长度（一英寸等于所具有的筛孔数目。这种筛子是以 200 目作为基本筛（ 2 =补充筛比（ 42 =,筛孔的尺寸可根据筛比计算。例如，基本筛的上一基本筛为 150 目筛子的筛孔尺寸，可用基本筛的筛孔乘以基本筛为 =计算两筛之间的补充筛孔尺寸，则用基本筛的筛孔尺寸乘以补充筛比得到。即 42 =我国尚无用于破碎机的产品粒度分析标准，在实际测试时，各厂家厂家使用的筛孔形状（方孔或圆孔）及序列也不尽相同。如果参照泰勒标准筛关于基本筛比的规定来确定筛孔序列，即各筛间的筛比天有不大于 2 ，就可以将上、下两筛间的产品粒度，用粒度平均直径表示这对于分析粒级特性显然是很方便的。因此推荐表 2 2 的粒级序列供参考。表 2 2 各破碎机产品的筛析筛的粒级序列型号度系列 000000448820000000887754400002000771515170 28 2800163 163 40110 110 55 155 注：筛孔最大尺寸以其残留景不超过 5%来确定南昌航空大学科技学院学士学位论文 7 根据筛分结果，可以对产品（或原矿）的粒度特性进行分析。粒度特性用粒度特性曲线来表示，纵坐标表示套筛中各筛的筛上物料质量的累积百分数（简称筛上量累积产率 %），横坐标或有筛孔尺寸与最大之比，或用筛孔尺寸与排矿口之比（ %）表示。图 2示为物料粒级特性曲线，任意两纵坐标之差，就表示在横轴上相应两点间物料粒级的产率。由图可知，难碎性矿石的粒级曲线运动呈凸形，这表明矿石的粗级物料占多数。中等可碎性矿石的粒级曲线 2近似直线。这表明各种粒级所占的产率大致相等。易碎性矿石的粒级曲线 3呈凹形，这表明矿石中的中等粒度的物料占多数。该粒级曲线可以分析比较各种矿石破碎的难易程度。由于横坐标比值不能反映产品绝对尺寸的粒级分布情况，因此在检查同型号不同破碎机的破碎效果并强调可比性时，只有筛孔最大尺寸及破碎物料相同时才有比较价值。当破碎机性能差别较大时，按筛子上残留量不大于 5%所确定的筛孔最大尺寸也不相同。因此用该曲线来分析破碎机的破碎效果并不方便。图 2横坐标表示筛孔尺寸与排矿石之比。当同型号各个破碎机的排矿口尺寸破碎物料相同时，该粒级特性曲线可以检查破碎机的破碎效果。图 2 筛孔尺寸与最大粒之比南昌航空大学科技学院学士学位论文 8 图 2 物料尺寸排矿口之比 1 难碎性矿石 2 中等可碎性矿石 3 易碎性矿石矿石的破碎及力学性能机械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料分子间的内聚力，使大块物料分裂成若干小块。若矿石是脆性材料，它在很小的变形下就会发生破裂、机械破碎矿石有以下几种方法： 1) 压碎将矿石置于两个破碎表面之间，施加压力后矿石因压力达到其抗压强度限而破碎（图 2 2) 劈裂用一个平面和一个带尖棱的工作表面挤压矿石时，矿石沿压力作用线方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂面上的拉应力达到矿石的抗拉强度限（图2 南昌航空大学科技学院学士学位论文 9 3) 折断用两个带有多个尖棱的工作表面挤压矿石时，矿石就像受集中载荷的两支点或多支点梁。当矿石内的弯曲应力达到弯曲强度限时矿石被折断（图2。图 2 矿石的破碎和破碎方法（ a）压碎（ b）劈裂（ c）折断（ d）磨碎（ e）冲击破碎 4）磨碎矿石与运动的工作表面之间受一定压力和剪切力时，矿石内的剪切力达到其剪切强度时，矿石即被粉碎（图 2 5) 冲击破碎矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图 2。由于破碎力是瞬间作用的，所以破碎效率高，破碎比大，能量消耗小，但锤头磨损严重。实际上任何一种破碎机都不是以某一种形式进行破碎的，一般都是两种和两种以上的形式联合进行破碎。由于颚式破碎机的破碎工作表面是两块相互交错布置的齿形衬板，因此其破碎作业兼有前四种破碎形式，当破碎机两工作面沿表面方向的相对运动位移加大而加强磨碎作业时，由于磨碎的效率低、能量消耗大、机件磨损严重，将会降低破碎机的破碎效果。矿石的破碎方法主要根据矿石的物理性能、被破的块度及所要求的破碎比来选择的，矿石分坚硬矿石、中等坚硬矿石和软矿石。也可以分为粘性矿石和脆性矿石。矿石的抗压强度最大，抗弯强度次之、抗拉强度最小。对坚硬矿石采用压碎，劈裂和折断的破碎方法为宜；对粘性矿石采用压碎和磨碎方法为宜；对脆性矿石和软矿石采用劈裂和冲击破碎的方法为宜。简摆颚式破碎机可用于破碎各种性能的矿石，对于坚硬矿石有更高的效果。南昌航空大学科技学院学士学位论文 10 3 工作原理和构造作原理电动机驱动皮带和皮带轮，通过偏心轴使动颚上下运动，当动颚上升时肘板与动颚间夹角变大，从而推动动颚板向固定颚板接近，与其同时物料被压碎或劈碎，达到破碎的目的；当动颚下行时，肘板与动颚夹角变小，动颚板在拉杆，弹簧的作用下，离开固定颚板，此时已破碎物料从破碎腔下口排出。随着电动机连续转动而破碎机动颚作周期运动压碎和排泄物料，实现批量生产。颚式破碎机的工作部分是两块颚板，一是固定颚板，垂直固定在机体前壁上，另一是活动颚板（动颚），位置倾斜，与固定颚板形成上大小的破碎腔（工作腔）。活动颚板对着固定颚板作周期性的往复运动，时而靠近。分开时物料进入破碎腔，成品从下部卸出；靠近时，使装在两块颚板之间的到挤压、弯折和劈裂作用而破碎。其工作示意图。见图 3颚 4悬挂在心轴 2上，可以左右摆动，偏心轴 3旋转时，连杆 5作上下往复运动从而推动颚动颚作左右往复摆动，实现破碎和卸料，此种破碎机采用曲柄双连杆机构，虽然动颚上受有很大的破碎反力，而其偏心轴和连杆却受力不大，所以工业上多制成大型和中型机，用来破碎坚硬的物料。此外，这种破碎机工作时，动颚上每点的运 1 定颚 2 心轴动轨迹都是以心轴的距离，上端圆弧小，上 3 偏心轴 4 动颚端圆弧大，破碎效率低，其破碎比 5 连杆 6 推力板 3: 6。图 3工作示意图简摆颚式破碎机的优点是：偏心轴等传动件受力较小；由于动颚垂直位移较小，加工时物料较少有过度破碎的现象；动颚板的磨损较小。其缺点是：动颚摆幅上下不大，一般而论上部进料口的水平位移垂直位移只有下部出料口的 12左右，不利于对已装入物料块的夹持与破碎，也不能对下部分供料，造成破碎腔下部盛料不足，降低了生产率。此外，由于下端摆幅大，卸出的物料块粒大小不均匀，成品质量欠佳。南昌航空大学科技学院学士学位论文 11 摆腭式破碎机的结构我国生产的 90000 井下简摆胯式破碎机的构造如图 3 南昌航空大学科技学院学士学位论文 12 1架 2、 4 破碎板 3 侧面衬板 5 动颚 6 心轴 7 连杆 8 带轮 9 偏心轴 10 弹簧 11 拉杆 12 楔铁 13 后推力板 14 衬板座 15 前推力板图 3图仅做参考破碎腔是由固定在机架上的固定破碎板 2、动腭上的活动破碎板 4以及机架两侧壁上的两块侧面衬板 3 为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，通过动腭的运动，是破碎腔容积周期改变而完成物料的破碎与排料。破碎机有电动机驱动，通过带传动带动偏心轴 9 上的带轮 8，再通过曲柄 9 的转动，使破碎机中的动腭 5相对定腭板 2周期性地靠拢与分开。腭式破碎机的结构除满足运转、润滑、安装、检修等常规设计准则外，还必须考虑由其具体的运转和结构特点带来的特殊结构要求。由于破碎载荷为周期突加载荷，因此必须考虑运转中的速度波动调节，以使运动平稳并能合理利用原动技能量。在破碎过程中，破碎腔内可能落入非破碎物料，因此必须考虑机器的过载保护。当要求改变产品的粒度中，应考虑入料口的调整装置。当肋板与其支撑垫键的锁合装置等。腭式破碎机的破碎腔是由固定腭板和可动腭板 5构成。固定和可动腭都有锰钢制成的破碎板 2和 4。破碎板用螺栓和槭固定于定腭和动腭上。为了提高破碎效果，两破碎板的表面都带有纵向波纹，而且是凸凹相对。这样，对矿石除有压碎作用外，还有弯曲作用。破碎机工作空间的两侧上也有锰钢衬板 3。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。大型破碎机的破碎板是由许多块组合而成，各块都可以相换，这样就可以延长破碎板的使用期限。为了使破碎板与动腭和定腭紧密贴合，其间须衬有由可塑性材料制成的衬垫。衬垫用锌合金或塑性大的铝板制成。因为贴合不紧密，会造成很大的局部过负荷，是破碎板损坏，紧固螺栓拉断，甚至还会造成动腭的破裂。动腭悬挂在心轴 6上，心轴则支撑在机架侧壁上的滑动轴承中。动腭饶心轴对固定腭板作往返摆动。动腭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 9、连杆 7、前推力板 15和推力板 13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座 14 上，前推力板的另一端支承在动腭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锲铁 12 中的肋板座上。当偏心轮通过 V 带轮从电动机获得旋转运动后，就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，因南昌航空大学科技学院学士学位论文 13 而使动腭饶心轴摆动。连杆向上运动时进行破碎矿石。当连杆位于下部最低位置时，推力板与水平线所成的倾斜角度为 10推力板不仅是传递力的杆件，而且也是破碎机的保险零件。当破碎机落入不能破碎的物体而是机器超过正常负荷时，后推力板立即折断，破碎机就停止工作，从而避免整个机器的损坏。当连杆向下运动时，为使动腭、推力板和连杆之间相互保持经常接触，因而采用以两拉杆 11 和两个弹簧 10 所组成的拉紧装置。拉杆 11 铰接于动腭下端的耳环上，其另一端用弹簧 10 支撑在机架后壁的下端。当动腭向前摆动时，拉杆通过弹簧来动腭平衡和推力板所产生的惯性力。腭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 8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。在机架后壁与锲铁 12之间，放一组具有一定尺寸的垫片。当改变垫片的厚度时，可以调整排矿口的宽度。南昌航空大学科技学院学士学位论文 14 4 主要零部件的结构分析杆只在简摆破碎机上才有连杆，复摆破碎机连杆与动腭为一体。连杆在工作中承受很大的拉力，故选用杆结构如图 4由上、下两部分组成，上部的轴承盖 4用 2个大螺栓 3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。大型破碎机连杆轴承用循环油润滑，并设有水管，以便散去轴承的热量。当偏心轴转动时，连杆作上下运动，在改变方向时，必须克服惯性。为了减少其惯性，减少振动，减少无用功的消耗，设计时应当尽可能减轻连杆的重量，所以连杆的断面常制成“工”字、“十”形或箱型。连杆不见重量约占整机重的 8%本设计中采用的连杆是两个“工”字形。图 4 连杆体南昌航空大学科技学院学士学位论文 15 腭动腭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，动腭分箱型和非箱型。动腭一般采用铸造结构，本设计采用箱型。如图 4装齿板的动腭前部为平板结构，其后部有若干条加肋板以增强动腭的强度与刚度，其横截面呈图 4 动腭板的结构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，特别对后三项影响比较明显。齿板承受很大的冲击力，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。现有的破碎机上使用的齿板，一般是采用特点是：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，考虑到梯形表面容易卡住物料。本设计采用三角形。如图 4南昌航空大学科技学院学士学位论文 16 图 4 齿板板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。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，肋板先行断裂破坏，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 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，肘板受力将沿肘板南昌航空大学科技学院学士学位论文 17 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，动腭的摆动角很小，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。图 4 肘头与肘垫形式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。现有腭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。本设计采用垫片调整装置。 1 肘板 2 调整座 3 调整楔铁 4 机架图 4 调整装置南昌航空大学科技学院学士学位论文 18 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 1部较薄的变截面结构；弧形结构；中图高其超载破坏敏感度。图 b、图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，图设计也采用图 4 肘板南昌航空大学科技学院学士学位论文 19 架结构破碎机是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，其重量占整机重量很大比例，而且加工制造的工作量也很大。机架的刚度和强度，对整机性能和主要零部件寿命均有很大的影响，因此，对破碎机架的要求是：机构简单容易制造，重量轻，且要求有足够的强度和刚度。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。 1）整体机架，由于其制造、安装和运输困难，故不宜用于大型破碎机，而多为中、小型破碎机所使用。它比组合机架刚性好，但制造较较复杂。从制造工业来看，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，特别是单件、小批量生产。后者便于加工制造，重量较轻，但刚性差。同时要求焊接工艺、焊接质量都比较高，并焊接后要求退火，但是随着焊接技术的发展，国内外腭式破碎机的焊接机架用得越来越多，并且大型破碎机也采用焊接机架。焊接机架用板，其厚度一般为 25体铸造机架除用铸钢料外，对小型破碎机破碎硬度较低的物料时，也可用优质铸铁和球墨铸铁。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，与动腭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 机架南昌航空大学科技学院学士学位论文 20 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。滑装置偏心轴轴承通常采用集中循环润滑。心轴和推力板的支承面一般采用润润脂通过手动油枪给油。动颚的摆角很小，使心轴与轴瓦之间润滑困难，在其底部开若干轴向油沟，中间开一环向油槽使之连通，再用油泵强制注入干黄油进行润滑。南昌航空大学科技学院学士学位论文 21 5 简摆腭式破碎机的主参数设计计算机构参数腭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。主轴转速如图 5示， b 为公称排料口，动腭下端点水平行程，排料层的平均啮角。腔内物料的压缩破碎棱柱体，排料棱柱体。破碎机的主轴转速 n 是根据在一个运动循环的排料时间内，压缩破碎棱柱体的上层面（自由落体下落至破碎腔外的高度该排料层高度排料层啮角 L 有关。即排料层上层面至下层面并不，正好把排料层的物料全部排出所需的时间来计算主轴的转速。对于排料时间有不同的意见：一种认为排料时间排料时间与机构的行程速比系数有关。这一观点未注意到动腭下端点排料起始点与终止点并不一定与机构的两极限位置相对应。另一种认为排料时间 t=15/排料时间对应于主轴的四分之一转，这种假定与实际情况相差甚大。根据笔者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 h=SL/ 由 h=2令 g=9800mm/s 将式（ 2（ 2（ 2入（ 2得南昌航空大学科技学院学士学位论文 22 n=2100q （式 5 1）式中 r/ L ）；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。 n=2100q = 2100 =2100 = 210 r/ 5 排料口示意图由式（ 5见，主轴转速与排料层啮角 L 和动腭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=210 2 生产率简摆式颚式破碎机的生产率强度、节理、进料粒度等），力学性能与操作情况（供料情况和出料口大小）等因素有关。其经验公式： Q= 中 ( . )t ，见表 (非标准设计手册 ) 知 1200 23 性系数，见表 2 = = =1 （） 3k 表查表得 1k=3k =q=Q=141 已知吻合。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 4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，这些力应相互平衡，即在 x、图 5 钳角计算图式于是求得 = 因 f=,故 = 式中 24 为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必须令 : 2 即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的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。所以选为 20 。颚水平行程见颚式破碎机教材： +式中进料口宽度非标准设计手册 a=(9: 10)20020 以得 45.9 偏心距及动颚摆幅的计算图 4示推力板的位置示意图，根据整体结构设计，定推力板板长度 l=400向下偏斜量 75，和是推力板在两个极限位置时的水平投影，而 a = - 为动颚下端摆程的 12（因右边一推力板未画出），由图可知图 4心距与动颚摆程的关系 0a a0a a南昌航空大学科技学院学士学位论文 25 = = - + 04 上式表示了偏心距 e 与摆幅 a 之间的关系，一般取第二项为正值。摆幅按照破碎物料要求（破碎比）而定，本计算中，总摆幅为 26a = =13 动偏心与动颚摆幅之间的关系对颚式破碎机的设计十分重要因为这个关系涉及到破碎构件的行程大小。碎力碎力的计算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， (2) 图 4示作用在立方上的力图 4 作用在立方体上的力 00( ) ( ) ( )2 2 2 2 c 26222 0l c22 0( 2 )el c 0 3 9 . 2 9 1 . 3 3 7 . 9 9a c 2227 . 5 2 . 523 7 . 9 9 3 9 . 2 93 . 522 2a 20 9 . 2 94 0 7 . 5 aa南昌航空大学科技学院学士学位论文 26 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 N）。等于抗拉强度 2N ； ; . (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 块体进行再破碎所破物料的抗劈强度是而颚板齿棱距 150Z , 600W ,则第一阶段破碎力此力产生侧向分力 ,设棱角为 90 ,则侧向力为 ,即 790长 600少和动颚的一个齿棱相接触，因而此时破碎力为 1110特殊情况下，也可能同时与 3个齿棱接触，此时破碎力为 3330平均值 2220 经过多次冲击以后，新的立方体才能最后形成。原始进料的破碎力和第二阶段中23( 2 )2 21 3( 2 )2 2246F 238 1 2F 2500 N 2 25 0 0 6 01 1 1 1 03 3 1 5( 2 ) 22 2 6 0 1 225 0 0 6 02 7 2 0154 6 4 6 60 2 25 0 0 6 03 3 6 0158 1 2 8 1 2 60 南昌航空大学科技学院学士学位论文 27 最后两个冲击的破碎力可能同时出现，因而总破碎力这两个破碎力的作用点取决

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