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颚式破碎机
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河北建筑工程学院毕业设计计算书指导教师： 肖溪 马轶群 设计题目：复摆颚式破碎机（600750）设计设计人：张云鹏设计项目计算与说明结果第1章 绪论1.1 引言1.2 复摆颚式破碎机的特点第1章 绪论1.1 引言破碎机械和筛分机械这两类机械设备，同属于矿山机械范畴，在各种工业生产线上通常前后工序布置使用，故有密切的关联。破碎机械和筛分机械的联合使用，可以把各种天然的矿物、或者工业生产中间过程物料，通过破碎和筛分，成为最终产品或者进一步深加工原料。因此这两类机械设备在冶金、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。在改革、开放的国策指引下，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。在破碎和筛分方面也不例外。这种市场需求促使有关高等院校、科研设计院所和工矿企业对破碎机械和筛分机械做大量的研究工作。近十几年来，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，当前国内破碎机械和筛分机械的某些方面已经达到国际先进水平。1.2 复摆颚式破碎机的特点它们适用于冶金、矿山、建筑、交通、水泥等部门，作为粗碎、中碎抗压强度在300Mpa以下的各种矿石或岩石之用。具有结构简单合理、产量高、破碎比大、齿板寿命长、成品粒度均匀、动力消耗低、维修保养方便等优点，是目前国内最先进的机型。其具有以下性能特点：46河北建筑工程学院毕业设计计算书指导教师： 肖溪 马轶群 设计题目：复摆颚式破碎机（600750）设计设计人：张云鹏设计项目计算与说明结果1.3 国内外颚式破碎机的发展与现状第2章 总体设计2.1 基本结构2.2 工作原理第3章 主要参数的确定3.1 已知参数3.2部分结构参数的选定3.3 电动机的选择与确定3.4 复摆颚式破碎机生产率3.5 确定四连杆机构各杆的长度3.6 最大破碎力3.7 各部件的受力分析第4章 传动装置的设计4.1 带轮的设计4.2 偏心轴的设计4.3 飞轮设计4.4 轴承的校核4.5 键的校核第5章 各基本构件的设计5.1动腭的设计5.2齿板的设计5.3 推力板的设计5.4 调整装置的设计5.5 破碎腔型的设计5.6 机架的设计第6 章 安装维修及改进措施6.1 改变飞轮端密封套与锥套螺纹旋向6.2 修复偏心轴与锥套配合面6.3 对颚板材质的选择6.4 破碎机出口扬尘的解决6.5 破碎机的噪声危害及防治途径1.破碎腔深而且无死区，提高了进料能力与产量；2.其破碎比大，产品粒度均匀；3.垫片式排料口调整装置，可靠方便，调节范围大，增加了设备的灵活性；4.润滑系统安全可靠，部件更换方便，保养工作量小；5.结构简单，工作可靠，运营费用低。6.设备节能：单机节能15%30%，系统节能一倍以上；7.排料口调整范围大，可满足不同用户的要求；8.噪音低，粉尘少。1.3 国内外颚式破碎机的发展与现状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，研制开发出无塞点、高度低、重量轻、产品粒型好、产量高的高性能、低能耗的新型颚式破碎机，从而大大提高了破碎机的性能，缩短了产品开发周期，提高了产品的市场竞争力。然而国内对颚式破碎机的仿真优化设计的研究主要限于对特定型号的颚式破碎机编写相应程序进行优化设计，这些程序大多重用性差，只能解决特定型号中的特定问题。然而破碎机的优化内容是根据不同客户要求需要经常变化的，因而仿真优化设计工作经常要重复大量而繁锁的编写程序工作，费时费力，而且还延长了产品开发周期。本文尝试利用先进的运动学与动力学仿真设计工具对新型颚式破碎机进行快速开发，对机构设计参数进行仿真优化设计，从而大大减小了仿真设计的工作量，缩短了产品开发周期，提高了仿真模型重用率。本文利用先进的运动学与动力学仿真优化设计软件ADAMS对新型复摆颚式破碎机机构设计进行仿真优化，其主要任务是优化破碎机给、排料口水平及垂直行程和行程特性系数，从而提高破碎机处理量，减小破碎机重量，增强破碎机结构强度，减小破碎机衬板磨损，从而大大提高破碎机工作性能。我国自50年代生产颚式破碎机以来，在破碎机设计方面经历了模拟，仿制、图解法设计阶段，目前正向计算机辅助设计阶段过渡。生产制造的颚式破碎机越来越大、性能越来越好，品种越来越多，并在国际上占有一定的市场。我国曾以前苏联颚式破碎机标准TOCT7084-80为依据，制定了颚式破碎机国标送审稿，对颚式破碎机的设计、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中小型颚式破碎机的技术性能进行了检测，只有若干颚式破碎机达到TOCT7084-80和国标送审稿中规定的指标。因此全面总结颚式破碎机在设计、使用和测试方面的经验，积累合适我国破碎机结构特点的实验数据和数据，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颚式破碎机技术性能，赶超国际先进水平的关键。第2章 总体设计2.1 基本结构复摆鄂式破碎机主要由机架、颚板和侧护板、传动件、调节装置、飞轮、润滑装置等部分组成。1.机架机架是上下开口的四壁刚性框架，用作支撑偏心轴并承受破碎物料的反作用力，要求有足够的强度和刚度，一般用铸钢整体铸造，小型机也可用优质铸铁代替铸钢。大型机的机架需分段铸成，再用螺栓牢固链接成整体，铸造工艺复杂。自制小型颚式破碎机的机架也可用厚钢板焊接而成，但刚度较差。2.颚板和侧护板定颚和动颚都由颚床和颚板组成，颚板是工作不分，用螺栓和楔铁固定在颚床上。定颚的颚床就是机架前壁，动颚颚床悬挂在周上，要有足够的强度和刚度，以承受破碎反力，因而大多是铸钢或铸铁件。3.传动件偏心轴是破碎机的主轴，受有巨大的弯扭力，采用高碳钢制造。偏心部分须精加工、热处理、轴承衬瓦用巴氏合金浇注。偏心轴一端装带轮，另一端装飞轮。4.调节装置调节装置有楔块式，垫板式和液压式等，一般采用楔块式，由前后两块楔块组成，前楔块可前后移动，顶住后推板；后楔块为调节楔，可上下移动，两楔块的斜面倒向贴合，由螺杆使后楔块上下移动而调节出料口大小。小型颚式破碎机的出料口调节是利用增减后推力板支座与机架之间的垫片多少来实现。5.飞轮颚式破碎机的飞轮用以存储动颚空行程时的能量，再用于工业形成，使机械的工作符合趋于均匀。带轮也起着飞轮的作用。飞轮常以铸铁或铸钢制造，小型机的飞轮常制成整体式。飞轮制造，安装时要注意静平衡。 6.润滑装置偏心轴轴承通常采用集中循环润滑。心轴和推力板的支撑面一般采用润滑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，常在轴瓦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。2.2 工作原理复摆鄂式破碎机的破碎方式为曲动挤压型，其工作原理是：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，与此同时物料被压碎或劈碎，达到破碎的目的；当动颚下行时，肘板与动颚间夹角变小，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性地压碎和排泄物料，实现批量生产。第3章 主要参数的确定3.1 已知参数1、进料口尺寸：600750mm；2、最大进料粒度：500mm；3、处理能力：50100m3/h；4、偏心轴转速：275r/min；5、排料口调整范围：150200mm； 6、电动机功率：55KW3.2部分结构参数的选定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已知破碎机的宽度为B=600mm,调整范围为(1/71/10)B=6085mm，确定破碎腔的开边制公称排料口宽度为b=70mm。2、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=193、破碎腔高度H破碎腔高度尺寸，破碎腔的高度越高破碎时间就越长，相应的物料的破碎就越彻底；但是，我们设计破碎腔应尽量的降低破碎腔的高度，使结构更加的紧凑；这和破碎腔要求尽量的提高生产效率是相互矛盾的。经过查阅了相关的资料后，初选破碎腔的高度。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。复摆颚式破碎机取s=27mm，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=2128mm，取sl=20mm。偏心轴的偏心距通常复杂摆动是：s=(22.2)r，取r=12mm。（矿山机械选矿部分 冶金工业出版社）5、连杆长度l在曲柄摇杆机构中，当曲柄做等速回转时，摇杆来回摆动的速度不同，具有急回运动的特征。连杆越短，即值越大，着这种不对称现象就越显著。曲柄（偏心轴）的转数是根据矿石在破碎腔中自由下落的时间而定，因此连杆的长度不宜过短。通常，对于中小型复摆颚式破碎机，l=（0.30.5）L。由上式可以得出l=7801020mm，L=15603400mm6、推力板长度K当动颚的摆动行程s和偏心距r确定以后，在选取推力板长度时，对于简摆颚式破碎机，当曲柄偏心位置为最高时，两个推力板的内端点略低于两个外端点的连线，即使角（推力板与连杆之间的夹角）近于90。后推力板在角度=513之间运动。推力板与偏心距有下列关系：K=(16.525)r （矿山机械选矿部分 冶金工业出版社）复摆颚式破碎机的推力板长度也可参考上式，K=(16.525)r=198300mm取K=300mm7、动颚轴承中心距与给矿口平面的高度h：为了保证在破碎腔的上部产生足够的破碎力来破碎大块矿石，因而在给矿口处，动颚必须有一定的摆动行程，为此，动颚的轴承中心距给矿口平面的高度：对于简摆颚式破碎机为（0.30.4）Lh0.2L,根据试验，当生产率达到最大值时，动颚悬挂点的合适高度为h=（0.370.4）L；对于复摆颚式破碎机，h0.1L,式中L为动颚长度。取h=180mm。3.3 电动机的选择与确定1、动腔的摆动次数（主轴的转数） 由公式（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:排料层啮合角(度)取最优值a=19 =275 (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 Pd=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) 3、选取电动机电机的选择一般是由用途，主要性能以及结构特点来决定的。因选用的是破碎机的电机，该电机应适用于灰尘多，土扬水溅的场合。Y系列封闭式三相异步电动机效率高，耗电少，性能好，噪音低，震动小，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，自扇冷却，能防止灰尘，铁屑，杂物侵入电动机内部。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.所以Pd1.1=53.91Kw。查阅机械设计手册（中）后，选用Y系列封闭式三相异步电动机。电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩Y315S-8557401.62.03.4 复摆颚式破碎机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）。根据简摆颚式破碎机经验工式：式中：矿石松散比重,一般取=0.650.75， n：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) =43.13(m3/h)复摆颚式破碎机因其动颚的运动轨迹有促进排矿的作用，应按上式计算结果增大20%30%。 3.5 确定四连杆机构各杆的长度已知偏心距为12mm，连杆长度即l2=7801020mm，推力板长度即摇杆行程l3=300mm，摇杆行程取7，行程速比系数K取1.018，机架位置角取125如图3-1。通过曲柄摇杆机构设计软件可得出：l1=12mm l2=992mml4=789mm min=38图3-1以上所求结果均符合要求，因此可以选取作为复摆颚式破碎机的四连杆机构标准。3.6 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其合力大小，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，在通过理论推导，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，因而具有较大的应用价值。由于条件限制我们采用理论计算来设计。式中：最大破碎力；q衬板单位面积上的平均压力，一般取q=270N/cm2L、H破碎腔的长度和高度（单位：cm） 最大破碎力都是垂直作用于固定颚齿板和动颚齿板上，其作用点的位置根据试验测定，复摆颚式破碎机的最大破碎力多发生在破碎腔高度的0.350.65处。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=1.5Pmax3.7 各部件的受力分析 复摆颚式破碎机的受力示意图如3-2所示：图3-2 复摆颚式破碎机各部件受力的图解法由图3-2可以得出下列关系式：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当两颚板压紧矿石状态时，推力板于连杆的夹角复摆颚式破碎机的最大破碎力多发生在破碎腔高度的0.350.65处。取a=950mm，已知b=992mm，=3341.25KN带入以上式中，可得 第4章 传动装置的设计4.1 带轮的设计颚式破碎机在工作时，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。带传动的结构简单、制造、安装精度要求不高，使用维护方便，因此在本次设计中我们依然采用的是带传动。已知电动机为Y318S-8，额定功率P=55Kw，转速=740r/min，破碎机的转速为=275r/min。1、确定计算功率 计算功率是根据传递功率Pd和带的工作条件而确定的式中：计算功率，kw； 工作情况系数，见表8-7（机械设计） ； Pd所传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，Kw。查表得工矿系数 2、选定普通V带带型根据Pca=71.5Kw和n1=740r/min，确定三角带型为：D型。3、计算传动比式中：n1小带轮转速；n2大带轮转速。 4、初选小带轮的基准直径在带传动需要传递的功率给定的条件下，减小带轮直径，会增大带传动的有效拉力，从而导致V带根数的增加。这样不仅增大了带轮的宽度，而且也增大了载荷在V带之间分配的不均匀性。另外，带轮直径的减小，增加了带的弯曲应力。为了避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径就不能过小。一般情况下，应保证。根据V带的带型，参考表8-6和表8-8机械设计确定小带轮的基准直径。初选d1=355mm5、验算小带轮速度v在范围内故所选小带轮的基准直径合适。由此可以确定大带轮基准直径查表8-8机械设计，选取6、初定中心距若要传动的速度较平稳，轴间距应选一个大小适中的值，根据 初步确定中心距为：。7、所需基准长度查表选取基准长度：8、实际中心距9、小轮包角小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使 因此，主动轮上的包角合适10、单根带的基本额定功率根据和，查表通过差值法得：D型带 。11、考虑传动比的影响，额定功率的增量查表并通过插值法计算得： 12、确定V带的根数查表得： 查表得： 取。13、单根V带的预紧力 由表查得 14、计算作用在轴上的压力Q15、带轮的结构设计带轮宽查机械设计手册得e=37.5mm，f=25mm大带轮和小带轮直径分别为900mm和355mm，厚度均为198mm，其直径均大于300mm，因此采用轮辐式结构。小带轮孔径为电动机轴直径；大带轮孔径取95mm。大带轮示意图如图4-1所示图4-1 大带轮4.2 偏心轴的设计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、偏心轴的材料选用45号钢2、轴传递的功率 查表的V带的传动效率为0.920.97现=0.95 轴传递的功率为：P=Pca P=0.9571.5=67.925Kw3、偏心轴的转速为275r/min4、初步确定轴的最小直径 (参考：机械设计)式中：A0：与轴材料有关的系数其值可查表15-3取A0=110 P：轴传递的功率 n：轴的转速 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69.021.05=72.5mm，最小直径段的轴与带轮相配合，带轮孔径为95mm72.5mm符合要求，因此选取轴的最小直径为95mm。5、确定轴的各段尺寸图4-2 偏心轴 由图4-2的基本结构初步确定轴的尺寸由图可知其轴承安装在L4,L6上，在L4段和 L6段，轴承与其直接配合，所以知其尺寸由轴承决定;从左到右把偏心轴分为七段D1=95mm L1=150mmD2=110mm L2=110mmD3=105mm L3=10mmL4为倾斜面此处安装轴承,选取和此处的轴承有关，查取滚动轴承应用手册选择调心滚子轴承轴承型号为22326Cd=130mm D=280mm B=93mm故L4=93mmD5=136mm L5=56mmL6段安装动颚轴承此段选取轴承型号为23232Cd=160mm D=290mm B=104mm故L6104mm，取L6=175mmD7=190mm L7=355mm初步设定轴为对称的所以右端和左端一样偏心轴总长L6、偏心轴的强度校核在破碎工作时，破碎力通过动颚轴承传到偏心轴上，由于该破碎力很大，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4-3所示，并作出轴的弯矩图和扭矩图如图4-4。图4-3 轴受力示意图图4-4 上为弯矩图，下为扭矩图从轴的受力示意图以及弯矩图和扭矩图中可以看出动颚轴承中心所在截面为危险截面，计算出此截面处的弯矩M和扭矩T,按弯扭合成应力校核轴的强度。支反力F1=F2=-70730N,R1=R2=70730N总弯矩扭矩轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6根据轴的计算应力公式查表15-4（机械设计）得代入数据得=39.09 MPa前以选定轴的材料为45号钢，调质处理，查表15-1（机械设计）可得-1=60MPa。-1,故安全。4.3 飞轮设计1、飞轮形状设计颚式破碎机是一种间歇工作的机械，工作行程破碎物料而空行程只是克服机构中的有害阻力，因而造成了机器转动速度的波动及电动机的负荷不均匀。为使破碎机工作平稳，转速波动小，电动机负荷均匀，在偏心轴的两端装上了飞轮。空行程的时候它储存能量，而工作行程时，飞轮放出能量。大三角带轮即是传动件也是飞轮，所以现在我们设计的是偏心轴另一端的飞轮。设破碎机在空行程期间内的功率消耗为，在压碎物料期间内的功率消耗为。电动机额定功率为，并且。在期间，多余的功率使飞轮角速度从增加到；在期间，功率不足，使飞轮角速度从减少到，同时飞轮放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎机的破碎效率。由此，可得能量平衡方程式：或式中飞轮的转动惯量 （）；飞轮平均角速度 （）； 速度不均悉数， 。飞轮储存的能量为：考虑摩擦损失的机械效率为：代入公式后，得飞轮所需要的转动惯量：机械效率，因设计的是复摆式破碎机，效率较高，所以取值为0.80。 。对中小型破碎机，取=0.030.05，此处取0.05。角速度根据实验转速n求得，而且已知 。将这些数据代入公式求得：飞轮的外径应与大带轮的外径相当，选取飞轮的外径为D=800mm，选取飞轮的内径为d=90mm，则飞轮的质量m为：则飞轮的宽度B为：=158mm飞轮的具体几何尺寸，参考了普通飞轮的设计结构，并将之简化，在保证了飞轮可以正常工作的前提下，尽量减轻飞轮的质量，优化结构，尽量使之整体化和减少加工费用。与普通的飞轮的设计不同的是，这个飞轮可以通过加配重的方式，来进行转动惯量的调节。4.4 轴承的校核1、选择轴承由轴径和设计要求试选用22326C和23232C调心滚子轴承，查GB/T2861964得,轴承的性能参数为:22326C： ,，极限转速为(脂润滑)，内径为130mm,外径280mm,宽度为93mm；23232C：，极限转速为(脂润滑)，内径为160mm,外径290mm,宽度为104mm。2、求径向载荷 Fr1=107.78KN Fr2=107.78KN3、计算轴承的轴向力在本机的设计中，轴承在理论上是不受轴向力的，但实际应有力的作用，但很小，忽略不计；4、求轴承的当量动载荷一般计算公式为式中：X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数对于只受纯径向载荷的轴承的当量动载荷:查表13-6（机械设计）得：fp=1.83.0 取fp =2.0代入上式可求得P1=141.46KNP2=141.46KN5、计算轴承的寿命 由公式： （机械设计）此为滚子轴承，式中，满足预期寿命。 因此，选用22326C和23232C调心滚子轴承能够很好的满足要求。4.5 键的校核根据d=95mm从表6-1中查取键的截面尺寸：宽度b=25mm，高度h=14mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=125mm（比轮毂宽度小些）。T传递的转矩（),；K键与轮毂键槽的接触高度； L键的工作长度，mm，圆头平键l=L-b,平头平键 l=L,这里L为键的公称长度；mm；b为键的宽度，mm。 D轴的直径，mm。键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa。键，轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=125-25=100mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=7mm。 （机械设计）代入数据求得满足所需要求。键的标记为25125 GB/T 1096-2003第5章 各基本构件的设计5.1动腭的设计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。动腭一般采用铸造结构。为了减轻动腭的重量，国外也采用焊接结构，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腭。按结构特点，可把动腭分成箱型结构图如5-1和非箱型结构如图5-2两种。1） 箱型动腭 图5-1 箱型动腭 2）非箱型加筋结构动腭对于型号较小的复摆腭式破碎机，其动腭一般做成非箱型加筋结构，以便有效地减轻东哥的重量。按其横截面形状又可分为“E”型与反“E”型两种。根据该设计的型号和参数，我选择非箱型加筋结构动腭，截面为“E”型。如图5-2所示。图5-2 非箱型动腭在破碎机的设计中，动颚的设计关系到整个机型的设计和机子的性能。因为动颚是支撑齿板且直接参与破碎矿石的部件，要求要有足够的强度和刚度，其结构应坚固耐用，在经过认真的研究之后，我采用的是整体铸造结构。为有效的减轻动颚的重量，我选择把动颚做成非箱型加筋结构，如图5-3所示。安装齿板的动颚前部分为平板结构，其后部有若干条加肋板以增强动颚的强度与刚度。图5-3 动颚5.2齿板的设计 齿板的结构： 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、产品粒度组成和粒型以及破碎力等都有影响，特别对后三项影响较明显。 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，可以从两方面来研究：一是从材质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。现在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，形成既硬又耐磨的表面。同时仍能保持器内层金属原有的韧性。 齿板横截面结构形状有平滑表面和齿形表面两种，后者又可分三角形和梯形表面。为了保证产品粒度和形状，通常还是采用三角形或梯形衬板如图5-4。图5-4 衬板齿形a)三角形 b)梯形在本次设计中我们采用梯形衬板。其动腭齿板和定颚齿板的基本结构如图5-5和图5-6所示。图5-5 动颚齿板图5-6 定颚齿板5.3 推力板的设计 破碎机的推力板（肘板）是结构最简单的零部件，但其作用却非常重要。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，从而保护机器其他零件不发生破坏；三是调整排料口大小有的简摆腭式破碎机是通过更换不同的长度尺寸的肘板来调整排料口大小的。在机器工作时，肘板与其支撑的衬板不能良好的润滑，加上粉尘落入。所以肘板与其衬板之间实际上是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，使其寿命很低。因此肘板的结构设计既应考虑该机件的重要作用也应考虑其工作环境。按肘板和肘垫（或称肘板衬垫)的连接形式，可分滚动型与滑动型两种。 图5-7肘板与肘垫形式a) 滚动型 b) 滑动型 如图5-7所示，肘板与衬垫传递很大的挤压力，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5-4 b)所示的滑动型结构更为严重，为提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，可采用图5-4 a)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面，所以当肘板两端的衬垫表面相互平行时，肘板受力将沿周半圆柱面的同一直径，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衬垫表面的平行度误差也很小，因此肘板的传力方向与衬垫垂直线方向的夹角很小（大大小于其摩擦角）。所以在机器运转过程中，衬板与其衬垫之间可保持纯滚动。5.4 调整装置的设计 调整装置供调整破碎机排料口大小用。陪着衬板的不断磨损，排料口尺寸也不断地变大，产品粒度也随之变粗。为了保证产品粒度的要求，必须利用调整装置，定期地调整排料口尺寸。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,楔铁调整装置，液压调整装置以及衬板调整。 楔铁调整装置是一种比较老式的。它分为立式和卧式两种。 1）立式楔铁调整装置如图5-8。他是借助肘板座与机架后壁之间的两个垂直放置的楔铁作相对运动，来实现破碎机排料口的调整。转动螺栓上的螺母，使调整楔铁3沿着机架4的后壁作上升或下降运动。推动调整座2向前或向后移动，从而推动肘板或动腭，以达到调整排料口的目的。图5-8 立式楔铁调整装置1- 肘板 2-调整座 3-调整楔铁4-机架2卧式楔铁调整装置如图5-9。它是借助后肘板座与机架后壁之间的水平放置的楔铁作相对运动，来实现破碎机排料口的调整。在机架后壁上有后衬座1，楔铁2及有正反螺纹的轴5构成的调整装置。和由电动机3与涡轮减速器4所构成的传动装置。轴5另一端有手柄6.。图5-9卧式楔铁调整装置5.5 破碎腔型的设计颚式破碎机的破碎腔石由动颚板、定颚板以及机架两侧壁衬板所组成。破碎腔的形状石由给料口尺寸、排料口尺寸、啮角、动颚板与定颚板以及两侧壁衬板的布置方式、衬板纵向和横向断面的形状等因素所决定的。破碎腔的腔形直接影响破碎机主要经济技术指标，如生产率、比能耗、产品粒度组成、粒形和衬板的使用寿命等，随着破碎机不断的发展，特别是近几年来提出多碎少磨增大破碎机破碎比和提高产品质量的情况下，不论设计新型破碎机，还是对现有的老破碎机挖潜、改造，设计最佳的腔型都是很有益的工作。因时间短，难度较大，为了设计需求，所以此次的设计仍然沿用一种传统且简单的腔形，即动颚板相对垂直方向倾斜一个角度而定颚板垂直。1、选用合适的啮角破碎机动颚板和固定颚板之间的夹角叫啮角，啮角是设计破碎机的一个主要参数，啮角与破碎腔高度、生产率都成反比。从提高生产率观点，希望有较小的啮角。从降低破碎腔高度观点，希望有较大的啮角。设计破碎腔力求高度小而生产率高，从而两者发生矛盾，这就需要找到一个最佳的设计方案。对普通的破碎腔啮角进行分析，如图示5-10所示。颚板上的压碎力p1和p2的作用方向垂直于颚板表面，而摩擦力fp1和fp2则平行于颚板表面，f为颚板与物料间的摩擦系数，忽略无聊自重，并把它看作为分离体，则物料不上滑的条件为： （1-1）解式（1-1），并经简化和整理得： （1-2）将(为摩擦角)代入式（1-2），经简化得： （1-3） 图5-10 啮角示意及物料受力分析图一般的物料与颚板之间的摩擦系数，此时相对应的摩擦角为，故啮角为。为了更有效地咬住物料和考虑提高生产率，实际上颚式破碎机啮角为： 。本设计因采用的是定颚垂直的腔型，由相关资料的经验和上述参数选择初选啮角 。2、确定破碎腔的几何尺寸国内颚式破碎机规格尺寸已经标准化。因此，一般都是按照破碎机的标准来选取规格尺寸，即破碎机给料口宽度B和长度L。但是，由于本次设计的需要，该破碎机的相关尺寸，应由设计要求来确定。初选进料口尺寸，根据设计要求选择进料口宽度，进料口长度。初选排料口最小尺寸，排料口的最小尺寸决定了破碎机得最大破碎比，根据试验要求，初选 。破碎腔高度尺寸，破碎腔的高度越高破碎时间就越长，相应的物料的破碎就越彻底；但是，我们设计破碎腔应尽量的降低破碎腔的高度，使结构更加的紧凑；这和破碎腔要求尽量的提高生产效率是相互矛盾的。经过查阅了相关的资料后，初选破碎腔的高度。动颚的水平行程对破碎机生产率和破碎力都有影响。排料口水平行程较小时，会降低生产率，但又不能太大，否则会产生过压实现象，而使破碎力急剧增大，导致过载而机件损坏。动颚排料口的水平行程Sx可通过经验公式进行计算：取20mm确定了破碎腔的主要尺寸和参数后，破碎腔的结构如图5-11所示：图5-11 破碎腔结构示意图5.6 机架的设计破碎机机架是整个破碎机零部件的安装基础。他在工作中承受很大的冲击载荷，就其质量来说，占整机质量的很大比例，而且加工制造的工作量也较大。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，设计的时候要求：结构简单易制造，重量轻又要求有足够的强度和刚度。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，其重量占整机重量很大比例(对铸造机架为50%左右，对焊接机架为30%左右），而且加工制造的工作量也比较大。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，对破碎机机架的要求是：结构简单易制造，重量轻，且要求有足够的刚度和强度。破碎机机架按结构分，有整体机架图5-12和组合机架图5-13。图5-12 整体机架图5-13 组合机架 因为设计的是小型机，所以我们选用了整体机架，与嵌销连接的组合机架相比，它拥有更好的强度和刚性，加工、装配和拆卸也比较方便。在本次设计中，我们采用的是整体铸造机架。其中铸钢为ZG270-500，其刚性较好。在保证正常工作的前提条件下，应力求减轻重量。如图5-14所示：图5-14 机架基本结构（上为主视图，下为左视图）第6 章 安装维修及改进措施6.1 改变飞轮端密封套与锥套螺纹旋向因为螺纹为右旋时，密封套向皮带轮端移动，皮带轮端的锥套不会松动，所以皮带轮端螺纹旋向不需要改变，把飞轮端密封套及锥套螺纹由右旋改为左旋以后，在偏心轴逆时针方向旋转时，由于惯性力的作用，密封套向飞轮方向移动而顶紧飞轮，反过来将飞轮端锥套牢固顶紧在偏心轴上，使锥套在偏心轴上不产生松动。6.2 修复偏心轴与锥套配合面增加接触面积，对磨损的偏心轴和锥套用电焊进行堆焊，在粗车和精车后，对配合面进行研磨，研磨的方法是：把修复好的锥套放到偏心轴配合面上进行，用400目的金刚砂做研磨介质，一次研磨0.5h，把金刚砂清除干净，涂上油印进行校验，如不合格，用前述方法再研磨，直到符合要求为止。6.3 对颚板材质的选择在颚板的材质选择中我们选择中锰钢，由于高锰钢的初始硬度低,屈服强度低,在非强冲击条件下,其加工硬化不充分,易于流变和被切削。为提高颚板的使用寿命,开发了中锰钢。该钢种最早由Climax钼业公司发明,并于1963年正式列入美国专利。其铸态组织由奥氏体!马氏体和少量珠光体组成,经水韧处理后,其组织为单一奥氏体或奥氏体+少量未溶碳化物(取决于含碳量)组织。此后人们对中锰钢进行了大量研究,认为其硬化机理为:含锰量降低后,奥氏体稳定性下降,在受到冲击或磨损时,奥氏体易发生形变诱发马氏体相变,使其耐磨性提高。中锰钢的通常成分为:0.7%-1.2%C,6%-9%Mn,0.5%-0.8%Si,1.2%Cr以及其它微量元素如V、Ti、Nb、RE等。中锰钢颚板在实际应用中也取得了较好的使用效果,如破碎硅石时比高锰钢颚板使用寿命提高20%以上,而成本与高锰钢颚板相当。因此,在中小型颚式破碎机上使用,中锰钢是一种值得推广的颚板材质。6.4 破碎机出口扬尘的解决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。在该段流程中，物料由料仓入板式给料机，由板式给料机入颚式破碎机，出破碎机直接入出口矿石皮带机。由于该破碎机出口料流非常大，导致粉尘飞扬和溅落。我们分析认为，造成以上现象的根本原因在于大料流的无缓冲倾泻所致。因此，我对此进行了如下改进（如图6-1所示）:在破碎机出口与矿石皮带之间设置一个暂存料仓，暂存料仓接收尘器。在暂存料仓与皮带之间加一道溜子。再在溜子上设一料流控制阀。设置暂存仓是为了缓冲大流量物料的倾泻冲击;料流控制阀可稳定出口料流;暂存仓接收尘器可使部分细粉料在暂存仓提前被收尘处理，减少出口粉尘，同时也有利于提高皮带的使用寿命。图6-1 出口扬尘改进图经过这样的改进，彻底解决了粉尘飞扬和物料溅落的间题，给车间的生产和管理带来了极大的方便。6.5 破碎机的噪声危害
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