复摆颚式破碎机的设计

毕业设计 论文 复摆颚式破碎机的设计 院 别控制工程学院 专业名称机械工程及自动化 班级学号 学生姓名崔竞霄 指导教师崔 玉洁 2016 年 6 月 15 日 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 I 页 复摆颚式破碎机的设计 摘 要 目前 我国建设事业正在飞速发展 现代化 城镇化 工业化进程的不断加快 对 矿石 砂料等物料的重要加工设备 破碎机械的需求日趋迫切 破碎机行业迎来了新的 发展机遇 而破碎机械的研究更受人们关注 而复摆颚式破碎机在国内的应用最广 本设计根据生产需求 设计了型号为 PE 500 750 的复摆颚式破碎机 本文首先运用相关理论知识对复摆颚式破碎机的工作原理进行了分析 随后对其 进行总体设计 确定零件的大体结构 然后对每个部件进行分析 设计和计算 重点 研究 V 带 偏心轴 轴承 动颚等 并对重要零件进行校核 以确保设计的正确性和 严谨性 经计算 各项性能指标均符合要求 通过这次设计 我巩固了对相关知识的理解 掌握和运用 完成了毕业设计任务 提高了实际运用能力 关键词 破碎机 传动 动颚 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 II 页 the design of pendulum jaw crusher Author Cui Jingxiao Tutor Cui Yujie Abstract With the rapid development of the national construction industry and the acceleration of modernization urbanization industrialization process the crushing machinery the important processing equipment for ore sand and other materials is becoming more and more urgent And a compound pendulum jaw crusher is the most widely used in our country This paper designs models for PE 500 750 of the compound pendulum jaw crusher according to the requirements of production In this paper first I use the relevant theoretical knowledge to analyze jaw crusher s working principle Then I do the overall design to determine the general structure of the parts Finally each component are analyzed designed and calculated I focus on the study of V belt eccentric shaft bearing and the movable jaw etc and check the important parts to ensure that the design is correct and precise After calculation the performance indexes meet the requirements Through the design I consolidate the understanding of the relevant knowledge master and use complete the graduation design and improve the practical application ability Key Words jaw crusher transmission movable jaw 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 1 页 目 录 目 录 1 1 绪论 3 1 1 研究背景 发展趋势及研究意义 3 1 1 1 研究背景 3 1 1 2 发展趋势 4 1 1 3 研究目的 5 1 2 研究的基本内容 5 1 3 研究方法 5 2 复摆颚式破碎机的整体设计 6 2 1 复摆颚式破碎机的工作原理 6 2 2 复摆颚式破碎机的结构 6 2 3 破碎机的型号确定 7 2 4 主要部件结构设计 8 2 4 1 动颚 8 2 4 2 齿板 9 2 4 3 肘板 9 2 4 4 调整装置 10 2 4 5 保险装置 11 2 4 6 偏心轴 12 2 4 7 飞轮 12 2 4 8 机架 12 2 4 9 侧护板 13 3 复摆颚式破碎机的主要参数设计 14 3 1 结构参数 14 3 1 1 钳角 14 3 1 2 破碎腔设计 15 3 1 3 动颚行程 16 3 1 4 传动角 17 3 1 5 偏心距 17 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 2 页 3 1 6 动颚长度 17 3 1 7 肘板 17 3 2 工作参数 18 3 2 1 生产率 18 3 2 2 最大破碎力 18 3 2 3 电机选型 19 4 复摆颚式破碎机的主要零件设计 21 4 1 机构各杆长度 21 4 2 各个部件受力分析 22 4 3 V 带传动设计 23 4 5 大带轮设计 25 4 6 飞轮设计 27 4 7 偏心轴设计 28 4 7 1 偏心轴尺寸设计 28 4 7 2 偏心轴的校核 31 4 8 轴承 33 4 8 1 轴承选择 33 4 8 2 轴承校核 33 4 9 键 33 4 9 1 键的选择 33 4 9 2 键的校核 34 4 10 推力板设计 34 4 11 动颚设计 35 结 论 36 致 谢 37 参考文献 38 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 3 页 1 绪论 1 1 研究背景 发展趋势及研究意义 1 1 1 研究背景 颚式破碎机 Jaw Crusher 出现于 1858 年 由美国人 E w Blake 发明 颚式破碎 机具有破碎比大 产品粒度均匀 结构简单 工作可靠 维修简便 运营成本低等特 点 颚式破碎机广泛运用于矿山 冶炼 建材 公路 铁路 水利和化学工业等众多 部门 破碎抗压强度不超过 320 兆帕的各种物料 从 20 世纪 70 年代末至今 国内外的各个生产厂家先后研发了许多新型 节能 高效的颚式破碎机 在研发的过程中取得了重大进步 在研发改进的过程中 注重采 用新技术 如 KUE KEN 公司采用液压调节颚式破碎机排料口尺寸 新型结构方式的 采用 如由美国 Eagle 公司研发的低矮型破碎机以及芬兰 KONG 公司推出的 BML 系 列负支撑复摆式破碎机 降低了破碎机整机的高度 降低了衬板的磨损 进而使破碎 机的工作能力得以增强 在日本 其破碎机械已到达世界先进水平 在破碎腔方面也 做了很多改良 其中以神户 DYNAJAW 系列的颚式破碎机最具代表性 圣彼得堡工程 学院自主研发并生产制造的双动颚颚式破碎机 作为俄罗斯人在新型破碎机研究方面 的代表之作 相比普通的破碎机 它采用了双动颚的新型结构布置方式 这对动颚在 工作的过程中进行同步振动运动 能使破碎机的生产能力获得极大的提高 并提高了 破碎机的生产质量 此类破碎机除了可以用于破碎坚硬物料 如露天矿井或者地下深 井处的矿石材料 除此之外 在对粘性物料的加工处理中这种新型破碎机也体现出了 它独有的优势 我国自 50 年代起就开始研究 生产颚式破碎机 随着计算机技术的发展 对破碎 机的设计已逐渐引入了计算机技术辅助设计技术 在破碎机的研制历程中也取得了一 些成果 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 4 页 北京矿冶研究总院对颚式破碎机的传统设计做出改进 研发了一种新型外动颚匀 摆颚式破碎机 型号为 PEWA90120 在该类破碎机的设计中 创新性的将连杆上一点 延伸为动颚 连杆则转化为构成破碎腔的边板 该破碎机工作时 外侧动颚在经边板 传递的动力驱使下 完成破碎动作 这种设计使动颚的运动特性脱离了连杆运动特性 的约束 而动颚的运动轨迹只要通过机构参数的修改就可以得到快速的调整 因此外 动颚匀摆颚式破碎机可以很灵活的获得理想的动颚运动特性 整体来说 相比于同规 格的普通颚式破碎机 PEWA90120 的动颚运动轨迹更理想 外形更低矮 破碎比大 2 3 5 倍 偏心距更小 中南大学的母福生教授设计了一种新型破碎机 名为双腔颚式破碎机 在该破碎 机的结构中 两侧均有一块活动齿板的动颚与固定齿板组成了两个以偏心轴为对称中 心分布的破碎腔 由于破碎腔的增加 双腔颚式破碎机在运转中能连续的破碎物料 破碎能力更强 单位功耗更低 此外 该类型破碎机的优点还有啮角较小 破碎腔较 深 排料口平行区域长等 1 1 2 发展趋势 1 破碎机向细碎 粉碎和高效节能方向发展 物料的破碎是许多行业产品生产中 不可或缺的工艺过程 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 破碎机的品种也多种多样 就冶金选矿而言 破碎是选矿的首道工序 为了分离有用 矿物 不仅分为粗碎 中碎 细碎 并且还要磨矿 破碎是选矿厂中耗能最高的工艺 流程之一 约占全厂耗电的 50 为了节省能源 提高效率 所以提出了 多碎少 磨 的技术原则 2 向标准化 系列化 通用化方向发展 这是便与设计 组织专业化生产 保证 质量和降低成本的途径 1 3 朝着优化结构设计的方向发展 对复摆颚式破碎机的曲柄进行优化设计 可在 保证实现工艺要求的前提下获得最佳的机构尺寸参数 当然由于所建立的数学模型不 一样 所得到的目标函数也各不相同 如曲柄半径 动颚排料口处的特征值以及一个 破碎循环排出的物料体积等 目的是达到最佳破碎效果和最大生产能力 优化方法由 于建模 所选的变量 约束条件的不同 算法也有多种 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 5 页 4 向计算机辅助设计与颚式破碎机的自动化设计的结合方向发展 随着 CAD 技 术的发展 人们开发出了一些颚式破碎机的 CAD 系统 二维 CAD 基本上实现了破碎 机设计 优化 绘图的自动化 但要用二维的视图来表现三维的物体 目前 借助于 一些大型的三维绘图软件 已经实现三维实体模型的设计 1 1 3 研究目的 目前 我国建设事业正在飞速发展 现代化 城镇化 工业化进程的不断加快 对 矿石 砂料等物料的加工设备以及破碎机械的需求越来越大 破碎机行业迎来了新的 发展机遇 而人们同样关注破碎机械的研究 因此 目前破碎工艺中的不足与缺陷愈 发明显 例如粉碎效果不理想 难以实现超细粉碎 工作的过程中电耗 钢耗等能源 资源消耗大等等 近些年来国内研究院 制造厂及高校研制了数种新型颚式破碎机 虽然取得一定成果并有效推动了破碎机行业发展 但都未能得到大面积推广使用 目 前 从国内外市场看绝大多数还是复摆式颚式破碎机 我们应该大力研发这种破碎机 想办法弥补其缺点 提高其生产能力和质量 降低其能量消耗 1 2 研究的基本内容 1 研究颚式破碎机的构造 了解其基本结构和工作原理 2 研究颚式破碎机的工作部分 选择最佳设计方案 3 研究颚式破碎机的受力情况 根据设计要求对其主要零件进行设计 计算及校 核 4 根据设计要求及计算结果 绘制颚式破碎机总装配图及主要零件图 1 3 研究方法 1 查阅相关资料 了解此课题研究动态 2 根据资料确定原始数据 根据原始数据进行设计计算 3 根据设计计算 选择合理方案 设计出总图及各部件的尺寸 4 用 CAD 等软件绘制总装图及零件图 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 6 页 2 复摆颚式破碎机的整体设计 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 图 2 1 复摆颚式破碎机运动机构简图 2 2 复摆颚式破碎机的结构 如图 2 2 所示为复摆颚式破碎机 电动机通过带传动带动大带轮 11 从而带动偏 心轴 5 转动 偏心轴内侧一对轴承支起动颚 1 外侧一对轴承将整个轴支承在机架 8 上 在偏心轴两外端部分别装有飞轮 7 与大带轮 11 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 9 支撑 推力板的另一端支承在与机架 8 的后壁相连的楔 铁调整座上 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 9 的两端头为同一圆柱的圆弧面 且中部较两端薄些 其两端头圆弧与动 颚 1 和调整座上的衬垫接触 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 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 7 页 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 10 拉住动颚 使推力板与衬垫始终保持贴合状态 1 动颚 2 定颚 3 颚板 4 侧板 5 偏心轴 6 轴承 7 飞轮 8 机架 9 推力板 10 拉杆 11 带轮 图 2 2 复摆颚式破碎机 2 3 破碎机的型号确定 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 本文所设计的破碎机为中小型破碎机 故取最大进料粒度为 425mm 根据表 1 1 可得其他已知条件为 进料口尺寸 500 750 mm 出料口尺寸 50 100mm 偏心轴转速 275r min 功率 55kw 破碎机的型号确定为 PE 500 750 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 8 页 表表 1 1 颚式破碎机规格和性能参数表颚式破碎机规格和性能参数表 型号 进料口尺 寸 mm 最大进 料粒度 mm 排料口调整 范围 mm 偏心轴 转速 r min 功率 kw 外型尺寸 mm PE 150 250150 25013010 403005 5875 756 850 PE 250 400250 40021020 80300151450 1315 1296 PE 400 600400 60035040 10027530 371565 1732 1586 PE 500 750500 75042550 100275551890 1916 1870 PE 600 900600 90050065 16025055 572305 1840 2260 PE 750 1060750 106063080 1402501102450 2472 2840 PE 800 1060800 1060650100 2002501102450 2556 2800 PE 870 1060870 1060670200 2602501102660 2556 2800 PE 900 1200900 1200750100 2002501323335 3182 3025 PE 1000 12001000 1200850192 2602501323435 3182 3025 PE 1200 130012003302202004538 2984 3959 PE 1200 150012003501802204200 3732 3025 2 4 主要部件结构设计 2 4 1 动颚 动颚用来支承齿板且直接参与矿石破碎 其强度和刚度必须足够且坚固耐用 动 颚一般采用铸造结构 在国外也有动颚采用焊接结构以便减轻重量 由于其结构复杂 对焊接工艺的要求较高 因此此设计采用铸造结构 按结构特点 可把动颚分成箱型结 构与非箱型加强筋结构 我国大部分生产厂家设计采用的是非箱型加强筋结构 本设 计采用后者 安装齿板的动颚前部为平板结构 其后部有若干条加强肋板以增强动颚 的强度与刚度 颚式破碎机的动颚结构形状和尺寸 主要取决于两个因素 一是动颚所受的作用 力 二是动颚的制造工艺和外观 前者是保证动颚刚度和强度的最根本的依据 同时 还要考虑工艺性及外观等 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 9 页 根据对动颚的结构分析可知 在满足危险强度和刚度后 应尽量使动颚各截面应 力值小 这样不仅能延长动颚使用寿命 还能减轻动颚重量 综合考虑 本设计中动 颚使用 ZG270 500 材料 2 4 2 齿板 齿板是破碎机中直接与矿石接触的零件 结构简单但意义重大 它会影响破碎机 的生产率 产品粒度以及破碎力等 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 和几何尺寸 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有的 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 2 后者又分三角形和梯形表面 本设计采用梯形 如图 2 3 所示 a 三角形 b 梯形 图 2 3 齿板齿形 2 4 3 肘板 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 二是调整排料口大小 三是起保险件作用 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 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 10 页 在机器工作时 肘板与其支承的肘板垫间不能得到很好的润滑 加上粉尘落入 所以肘板与其衬垫之间实际上一种干摩擦和磨粒磨损状态 这样 对肘板的高负荷压 力 导致肘板与肘板垫很快磨损 使用寿命很低 因此肘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 2 如图 2 4 所示 肘板与 肘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 2 4 a 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 2 4 b 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 2 4 b 所示 a 滚动型 b 滑动型 图 2 4 肘头与肘垫形式 2 4 4 调整装置 调整装置提供调整破碎机排料口大小的作用 在实际生产中 肘板会不断磨损 排料口尺寸也随之不断地变大 产品的粒度也因此逐渐变粗 为了保证产品的粒度要 求 必须利用调整装置 定期地调整排料口的尺寸 此外 当需要的产品粒度不同时 也需要调整排料口的大小 现有颚式破碎机的调整装置多种多样 归纳起来有垫片调 整装置 楔铁调整装置 液压调整装置以及肘板调整装置 2 本设计采用楔铁调整装置 它能实现无级调整 调整方便 而且结构简单 制造方便 但是尺寸和重量都较大 只适合于中小型破碎机 如图 2 5 所示 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 11 页 1 肘板 2 调座 3 调整楔铁 4 机架 图 2 5 立式楔铁调整装置 2 4 5 保险装置 当破碎机落入非破碎物时 为保护机器的重要的零部件 通常装有过载保护装置 保险装置有三种 液压保护 飞轮限矩保护和肘板 2 本设计采用肘板 肘板结构简单 成本低廉 所以得到广泛应用且经济有效 但当肘板断裂后 机器将停止工作 应重 新更换肘板后方可继续工作 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 因此设计时除了应正确确定 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 还应 使其具有较高的超载破坏敏感 尽管如此 肘板是否断裂主要取决于计算载荷的确定 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 2 6 肘板结构 2 4 6 偏心轴 偏心轴是颚式破碎机的主轴 采用 45 钢 偏心轴两端分别装有带轮和飞轮 如图 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 12 页 2 7 所示 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 图 2 7 偏心轴结构图 2 4 7 飞轮 由于颚式破碎机是间断工作的 即有工作行程和空转行程 所以 它的电动机负 荷极不均衡 利用惯性的原理 在偏心轴两端各装设一个飞轮就能解决这个问题 为 了简化机器结构 通常都把其中一个飞轮兼作传递动力用的皮带轮 飞轮用以存储动 颚空行程时的能量 再用于工作行程 使机械的工作负荷趋于均匀 2 4 8 机架 破碎机机架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 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 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 中小型破碎机一般采用整体式机架 在制造工艺上采用整体焊接机架 材料选用 Q345 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 13 页 图 2 8 整体机架 2 4 9 侧护板 在破碎腔的两侧 为了保护机架的侧壁一般装有侧护板 因为它不起破碎作用 所以表面是光滑的 它常用耐磨的高锰钢 ZGMn13 制造 侧护板也是用螺栓固定在 机架上 以便磨损后的更换 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 14 页 3 复摆颚式破碎机的主要参数设计 3 1 结构参数 3 1 1 钳角 破碎机的固定颚和动颚之间的夹角 就是钳角 当破碎机运行时 一方面不能让 物料料块向上滑动 另一方面也不能让其从出料口跑出来 为此 钳角 应当保证颚 板和物料之间产生足够的摩擦 以防物料跳出去 为了计算 角 需要分析物料被颚 板挤压的时候施加在石块上的力的数据 假设是球形的物料 当颚板挤压物料时 施加在物料料块上的力如图 3 1 所示 P1和 P2是颚板施加在物块上的压力 与颚板的表面的方向是垂直的 由于该压力所引 起的摩擦力 fP1和 fP2是和颚板表面平行的 f 是物料料块和颚板之间产生的摩擦系数 图 3 1 物料块受力分析 破碎机破碎物料时的平衡条件是 x 方向 3 1 0sincos 112 ppp y 方向 3 2 sincos 112 pfpfp 联合以上两式可得 3 3 2 1 2 f f tg 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 15 页 由 故 tgf 2tgtg 式中 钳角 物料与颚板间的摩擦角 f 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 22 arctgf 3 4 一般情况下 18 22 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 在增大破碎比的同时 也会 降低生产能力 因此 在选择钳角时 应当全面考虑 在此 初取 20 0 颚式破碎机颚板的布置方式有三种 如图 3 2 所示 1 动颚板相对垂直方向倾斜一个 角 而定颚板垂直 此种布置方式最为广泛 图 3 2a 2 定 动颚板相对垂直方向分别倾斜为 1和 2角 图 3 2b 3 定颚板倾斜 角而动颚板垂直 图 3 2c 1 定颚板 2 动颚板 图 3 2 动 定颚板布置方式 此次设计中产品粒度较高 为保证产品粒度和形状 考虑到破碎物料的特点 本 次设计选用动颚板相对垂直方向倾斜一个 角 而定颚板垂直的布置方式 图 3 2a 3 1 2 破碎腔设计 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 16 页 根据前文 进料口尺寸 B 的值为 500mm 破碎腔深度与物料的形状 钳角 偏心 轴等条件有关 其深度可采用公式如下 3 5 2 25 2 5 即破碎腔深度 H 的取值范围为 1125 1250mm 本设计取 1100mm 颚式破碎机破碎腔的形状有两种 分别是直线型和曲线型 2 如图 3 3 破碎腔两 颚板间有许多水平线 表示物料在陆续向下运动时所占据的区域 处在水平面最上方 的物料 当动颚摆动到最右边位置时 便下落到下一层水平面上 两水平面间的垂直 距离 就是破碎机在空转行程使料块下落的距离 在直线型破碎腔中 几个连续的水平面间形成的梯度断面的体积逐层递减 物料 的空隙也逐渐减小 而动颚的摆动行程和压碎力却逐渐增大 物料到排矿口附近的排 料速度就减慢 因此矿石极容易堵塞在排矿口 这也是造成机器过载和颚板下端磨损 的主要原因 在曲线型破碎腔中 曲线是按破碎腔的啮角从上向下逐渐减小的原则而设计的 在曲线型破碎腔中 各连接的水平面间形成梯度断面的体积 从破碎腔的中部往下是 逐渐增加的 因而物料间的空隙增大 排料更顺利 因此 此设计选用曲线型破碎腔 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 17 页 图 3 3 破碎腔形状 3 1 3 动颚行程 动颚水平行程对破碎机生产率影响较大 排料口水平行程小会降低生产率 但也 不能太大 否则在排料口的物料由于过多而使破碎力急剧增加 导致机构过载损坏 因此 动颚在排料口处的水平行程为 2 3 6 0 3 0 4 式中 bmin 最小排料口尺寸 mm 由 bmin 50mm 得 S 15 20mm 本设计取 S 16mm 3 1 4 传动角 传动角大小影响着机构的传动效率 在推力板长度不变时 传动角越大机构的传 动效率越高 但必须要求偏心距增大才能保证行程的要求 这就导致动颚上部水平行 程的偏大 物料的过粉碎导致排料口堵塞 使功耗增加 同时 也将使定颚下部加速 磨损 故传动角一般取值为 45 55 本设计取 50 3 1 5 偏心距 偏心距会影响破碎机的生产率和传动功率 在其他条件相同的情况下 生产率和 功率消耗会随着偏心距增大而增大 通常 对于复摆颚式破碎机 偏心距和动颚行程有如下关系 3 7 1 33 S 的值为 16mm 可知偏心距 r 的值约为 12 03mm 本设计取 r 12mm 3 1 6 动颚长度 根据偏心距 r 与连杆长度 l 的比值关系 3 8 1 65 1 85 已知 r 12mm 得 l 780 1020mm 本设计取 l 1020mm 动颚长度 M 与连杆长度 l 的关系为 3 9 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 18 页 本设计取 M 1000mm 3 1 7 肘板 肘板的长度与力的传递有直接的关系 为提高破碎力 希望肘板长一些 但是 肘板过长将加大整机尺寸 通常可按经验选取 3 10 30 50 已知 r 12mm 得 C 360 600mm 此设计取 C 400mm 3 2 工作参数 3 2 1 生产率 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 与生产能力相关的 不但有排料口尺寸 进料口尺寸 还有待破物料的物理性质 粒度分布 因此为统一 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数 称为公称 生产能力 m t 公称生产能力 Q 的计算公式为 3 11 tg dSLn Q L 60 式中 Q 破碎机生产率 t h N 主轴转速 r min SL 动颚下部的水平行程 m d 破碎产品的平均粒径 m 根据经验此处取为 0 1m L 排矿口宽度 m 破碎产品的松散系数 一般 0 25 0 70 破碎硬矿石 可取小值 破 碎不太硬矿石 则取大值 一般取 0 6 矿石的堆积密度 t m3 一般假定 1 6t m3 钳角 则 tg dSLn Q L 60 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 19 页 ht tg 70 20 6 16 01 0016 0 127560 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 3 12 htQ 5 87 251 70 实 3 2 2 最大破碎力 在进行机构设计和零部件强度设计时 破碎力在腔内的分布情况及其合力作用点 位置 大小是需要参考的重要依据 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 k tg bB F B 034 0 max 3 13 式中 Fmax 最大破碎力 N B 抗压强度 2 cmN k 有效破碎系数 对中小型 k 0 34 0 48 B 进料口宽度 cm b 公称排料口尺寸 cm 取 k 0 4 2 15000150cmNmpa B 则 k tg bB F B 034 0 max KN tg 2408 4 015000 20 100 5 750 034 0 当计算破碎力零件强度时 考虑冲击载荷的影响 应将 Fmax增大 50 故破碎机 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 20 页 的计算破碎力为 3 1KNKNFPjs361224085 15 1 max 4 3 2 3 电机选型 Y 系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机 安装尺寸和 功率等级符合 IEC 标准 外壳防护等级为 IP44 冷却方法为 IC411 连续工作制 S1 适用于驱动无特殊要求的机械设备 如机床 泵 风机 压缩机 搅拌机 运输机械 农业机械 食品机械等 Y 系列电动机效率高 节能 堵转转矩高 噪音低 振动小 运行安全可靠 Y80 315 电动机符合 Y 系列 IP44 三相异步电动机技术条件 JB T9616 1999 Y355 电动机符合 Y 系列 IP44 三相异步电动机技术条件 JB5274 91 Y80 315 电动机采用 B 级绝缘 Y355 电动机采用 F 级绝缘 额定电压为 380V 额定频率为 50Hz 功率 3kW 及以下为 Y 接法 其它功率均为 接法 电动机运行地点的海拔不超过 1000m 环境空气温度随季节变化 但不超过 40 最低环境空气温度为 15 最湿月月平均 最高相对湿度为 90 同时该月月平均最低温度不高于 25 3 由表 1 得 p 55kw 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 75KW 的电动机 通常 V 带传动的传动比 i 2 4 所以 电动机的转速 2 4 2 4 电机 n 轴 n 275550min 1100r 3 15 由 实用机械设计手册 选择电动机的型号为 Y 315M 8 其主要参数如下 表表 3 1 电机主要参数电机主要参数 额定功率 1 p 满载转速 1 n 效率功率 因数 75KW740r min92 5 0 8 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 21 页 4 复摆颚式破碎机的主要零件设计 4 1 机构各杆长度 图 4 1 破碎机四杆机构 已知 破碎腔高度 H 1100mm 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 22 页 钳角 20o 传动角 50 偏心距 r l1 12mm 杆长 l2 1020mm 肘板长 l3 400mm 则支座 O C 间的垂直水平距离 yoc xoc为 4 1 cos cos 312 lllyoc mm63 800 5020cos 40020cos 121020 4 2 sin sin 123 lllxoc mm28 2920sin 121020 5020sin 400 机架位置参数 4 3 mmxylococ17 80128 2963 800 2222 4 4 4 09 2 63 800 28 29 4 arctg y x arctg oc oc 在此四杆机构中 曲柄 l1转动 且为最短杆 l2为最长杆 4 5 1 2 12 1020 1032 3 4 400 801 1201 满足周转副条件 4 2 各个部件受力分析 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 js P js P 件上的计算载荷 图 4 2 是复摆颚式破碎机各个部分计算载荷的图解法 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 23 页 图 4 2 复摆颚式破碎机各部件受力图解 4 6 b ab PP jss 4 7 b a PP jsk 4 8 cos kz PP2 式中 Ps 作用在动颚轴承上的外力 Pk 作用在推力板上的外力 Pz 作用在连杆上的外力 a 动颚悬挂轴到破碎力作用点的距离 b 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 2 3 处为最大 再向下又逐渐减 到末端为零 所以 4 9 mmLa8001200 3 2 3 2 0 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 24 页 而 取为中间值 可得 70 b 0 750L bmmb870 4 10 kN b ab PP jss 05 316 870 800870 3612000 4 11 kN b a PP jsk 38 3321 870 800 3612000 4 12 kNPP kz 293 427150cos33213802cos2 0 4 3 V 带传动设计 1 确定计算功率 计算功率 Pca是根据传递的功率 P 和带的工作条件确定的 4 13 式中 Pca 计算功率 kW KA 工况系数 由文献 5 表 8 8 可知 KA 1 4 P 电动机额定功率 则 75 1 4 105 2 选择 V 带带型 根据计算功率 Pca和小带轮转速 n1 由文献 5 图 8 11 选择带型为 D 型 3 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v 1 初选小带轮的基准直径 1d d 文献 5 表 8 7 表 8 9 初步确定小带轮的基准直径 dd1 355mm 2 验算带速 v 4 13 smndd 75 1360000 74035560000 11 式中 dd1 小带轮的基准直径 mm n1 小带轮转速 m s 一般来说 v 5 25m s 因此带速合适 3 计算大带轮的基准直径 4 14 mmdnnd dd 27 955355 275 740 12 12 式中 dd1 小带轮的基准直径 mm 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 25 页 n1 小带轮转速 m s n2 大带轮转速 m s 由文献 5 表 8 9 取大带轮直径为 1000mm 4 确定中心距 a 和基准长度 Ld 1 初定中心距 a0 4 15 2121 270 dddd ddadd 可得 a0 948 5 2710mm 此设计取 a0 1800mm 2 计算相应带长 Ld0 4 16 0 2 212100 422addddaL ddddd 18004 3551000 2 1000355 18002 2 mm5786 带的基准长度 Ld根据 Ld0由文献 5 表 8 2 选取 此设计取 Ld 6100mm 3 计算中心距 a 传动的实际中心距近似为 4 17 mm LLaa dd 19572 57866100 1800 2 00 5 验算小带轮包角 4 18 0000 0 12 0 1 1201611957 3 57 3551000 180 3 57 180 add dd 不等式成立 小带轮包角 符合要求 6 确定 V 带根数 z 4 19 0 0 式中 P0 单根 V 带的基本额定功率 kW 由文献 5 表 8 4 得 P0 13 7kW P0 单根 V 带的额定功率增量 kW 由文献 5 表 8 5 得 P0 2 19kW K 包角修正系数 由文献 5 表 8 6 得 K 0 95 KL 带长修正系数 由文献 5 表 8 2 得 KL 0 99 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 26 页 0 0 105 13 7 2 19 0 95 0 99 7 V 带根数取 7 根 7 确定带的初拉力 F0 4 20 2 0 5 2 500qvzvKPKF ca N N 1009 75 1363 0 75 13795 0 105 95 0 5 2 500 2 8 计算带传动的压轴力 Fp 4 21 N azFFp 13932 2 161sin 100972 2 sin 2 0 10 4 5 大带轮设计 1 带轮的结构 V 带轮的结构形式与基准直径有关 当 dd 300mm 时 采用轮辐式 5 如图 4 3 带轮的各个尺寸为 如上图 其各个尺寸为 d 100mm 由偏心轴设计而定 4 22 mmdd200 180100 2 8 1 2 8 1 1 此设计取 200mm 4 23 mm nz P h74 6740 75 290290 33 1 式中 电动机额定功率 kWP 电动机转速 r minn 带轮轮辐数z 4 24 mmhh60748 08 0 12 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 27 页 4 25 mmhb30744 04 0 11 4 26 mmbb24308 08 0 12 4 27 mmhf15742 02 0 11 4 29 mmfezB27225237 17 2 1 4 30 mmdL200 150100 2 5 1 2 5 1 本设计 L 取 200mm 由文献 5 表 8 11 取 37 e25 f 图 4 3 轮辐式带轮 2 带轮的轮槽 V 带轮的轮槽与所选用的 V 带的型号相对应 具体数据参数见表 4 1 3 带轮的材料 常用的带轮材料为 HT150 或 HT200 本设计选用 HT200 4 带轮的技术要求 铸造 焊接或烧结的带轮在轮缘 腹板 轮辐及轮毂上不允许有沙眼 裂缝 缩 孔及气泡 铸造带轮在不提高内部应力的前提下 允许对轮缘 凸台 腹板及轮毂的 表面缺陷进行修补 转速高于极限转速的带轮要做静平衡 反之要做动平衡 5 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 28 页 表表 4 1 V 型带基本参数型带基本参数 5 4 6 飞轮设计 设动颚在空行程和部分无负荷的工作行程时间秒内的功率消耗为 P1千瓦 动颚 1 t 在工作行程的破碎时间秒内的功率消耗为 P2千瓦 电动机的额定功率为 P 千瓦 并 2 t 且 21 PPP 动颚在秒时间内 的情况下 多余的功率就使飞轮的能量增加 如果 1 t 1 PP 在空转阶段开始时 飞轮的角速度等于 在空转阶段终了时 飞轮的角速度增为 min 在有载运转的情况下 飞轮就输出能量 飞轮的角速度就由降至 max PP 2max min 由此 可以列出空转时功的平衡方程式 4 31 2 102102 2 min 1 max111 J tPPt 则飞轮储存的能量为 4 32 102 11 2 PPtJ 设空转时的功率消耗 称损失系数 故ePP 1 p 4 33 PePePPPP 1 1 式中是考虑摩擦损失的机械效率 85 0 75 0 由此 公式 4 1 可改写为 4 34 PtJ 1 2 102 则飞轮的转动惯量为 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 29 页 4 35 2 1 102 Pt J 根据理论力学知飞轮的飞轮矩为 4 36 4 2 gJGD 则得飞轮重量的计算公式 G 4 37 22 1 2 102 4 4 D Pt g D gJ G 式中 重力加速度 m s2g 飞轮的直径 mmD 飞轮的平均角速度 即偏心轴的角速度 2 minmax 速度不均匀系数 minmax 0 05 0 03 对于复摆颚式破碎机 空转的时间和有载运转的时间可以近似地认为是相等的 1 t 2 t 偏心轴回转一周的时间秒 则秒 将上述各值代人公式 4 36 中 简 n t 60 n tt 30 21 化并整理后得 4 38 11 106 3 2 代入数值得 11 106 75 0 8 2753 0 04 10 79 飞轮的实际质量 G0约为理论质量 G 的 1 2 1 3 倍 所以 4 39 0 1 25 1 25 79 100 4 7 偏心轴设计 4 7 1 偏心轴尺寸设计 1 最小直径 按扭转强度法进行最小直径估算 即 4 40 3 0 npAd min 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 30 页 式中 p 电动机功率 kW n 主轴转速 m s 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 值由由文献 5 表 15 3 确定 取 5 7 0 A 126 0 A mmnpAd7 81275 75126 3 3 0min 因最小直径处安装大带轮 设有一个键槽 则 4 41 mmdd43 87 07 01 7 81 07 01 minmin 根据经验取为整数 mmd90 min 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 mmd100 min 2 结构设计 1 各轴段直径的确定 d1 最小直径 安装大带轮的外伸轴段 d1 dmin 100mm d2 密封处轴段 d2 170mm d3 滚动轴承处轴段 锥套处轴段 d3 200mm d4 滚动轴承处轴段 锥套处轴段 d4 240mm d5 d5 300mm 2 各轴段长度的确定 由大带轮内孔宽度确定 1 LmmL200 mmL230 1 由动颚结构 轴承端盖 装配关系确定 2 L 3 L 4 L 5 L mmLmmLmmLmmL500 200 200 30 5432 3 结构优化 颚式破碎机有动颚体轴承和机架轴承 2 对轴承 2 对轴承与偏心轴配合通常采用以 下 2 种方式 1 2 对轴承全部采用内孔为圆柱孔的调心滚子轴承的结构形式 如图 4 4 所示 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 31 页 1 动颚 2 轴承 3 机架 4 轴承 5 偏心轴 图 4 4 圆柱孔结构 2 动颚轴承采用内孔为圆柱孔的调心滚子轴承 而机架轴承为圆锥内孔调心滚 子轴承与内锥套结合的形式 如图 4 5 所示 1 环圈 2 螺母 3 轴承套 4 动颚轴承 5 机架轴承 图 4 5 圆柱孔和圆锥孔结构 这 2 种结合形式在轴承装配 拆卸时 采用压力机压入专用拆卸器或预热法拆卸 的方法 在野外现场拆装情况下 一般第 1 种结构形式要破坏一对轴承方能完成拆卸 第 2 种结合形式需专用工装才能完成轴承拆卸 非常不方便 将轴承的配合改为如图 4 6 所示的组合形式 这种组合结构形式 在动颚轴承处其内圈和外圈均采用锥度定位方 式 轴承装配 拆卸不需专用工具 只需松紧螺钉就可完成 十分方便 快捷 10 东北大学秦皇岛分校毕业设计 论文 第 32 页 1 动颚 2 偏心轴 3 动颚轴承 4 外锥套 5 密封 6 机架 2