破碎机说明书

1、佛山科学技术学院课程设计用纸一、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

2、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，如表一所示。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（mm）类别入料粒度出料粒度粗碎中碎细碎300900 10035050 100100350 20100515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与破碎后的平均粒度d之比来衡量破碎过程中物料尺寸变

3、化情况，比值i称为破碎比（即平均破碎比） i=D/d (1-1)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作为破碎比，称为公称破碎比。 i=Dmax/dmax (1-2)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0.70.9。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=330。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，.

4、 。则总破碎比是=. (1-3)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。 二、物料破碎及其意义21 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2001300mm之间，地下矿开采出来的原矿最大粒度一般在200600mm之间，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

5、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15mm产品的作业，小于1mm粒度的产品是通过磨碎作业完成的。211 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15mm的原料，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

6、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。 22 破碎物料的性能及破碎比221 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= (2-1)式中 L-矿块的长度（mm）b-矿块的宽度（mm）h-矿块的厚度（mm）式用长、宽的平均值表示： d= (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） 等值直径矿块的粒度很小时可用等值直径来表示。等值直径是将细料物料颗粒作为球体来计算的。 =1.24 (2-3

7、)式中 m-矿料质量（kg）-矿物密度kg/V- 矿料的体积（）；（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，其粒度既不能用也不能用表示。当粒级的粒度范围很窄，上下两筛的筛孔尺寸之比不超过=1.414时，可用粒度平均直径表示，即 d=(d1+d2)/2 (2-4)否则用表示粒级。2.2.2 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

8、 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2-1a）。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2-1b）。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2-1c）。 （a） （b） （c） （d） （e）图 2-1 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

9、力达到其剪切强度时，矿石即被粉碎（图 2-1d）5) 冲击破碎 矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图2-1d）。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、

10、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。 表2 -1 矿石的物理力学性能 矿石性质矿石名称抗压强度/MPa普氏硬度系数软矿石煤方铅矿菱铁矿无烟煤闪锌矿疏松石灰石244.57约9约101024软至中硬矿石致密石灰石褐铁矿磁铁矿50 100约82106.56 10中硬矿石花岗岩纯褐铁矿正长岩大理石致密砂岩120 150125125 15650 15

11、0约16012 15硬矿石半假象赤铁矿辉绿岩闪长岩片麻岩158195.5180 200200172 22015 18极硬矿石18 20三、工作原理和构造3.1 工作原理 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（定颚），垂直（或上端略外倾）固定在机体前壁上，另一

12、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，-分开 ，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（非标准机械设备设计）见图3-1，动颚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，虽然动颚上受有很在的破碎反力，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 颚式破碎机工作示意图 动轨

13、迹都是以心轴的距离，上端圆弧小，上 1定颚 2心轴 3偏心轴端圆弧大，破碎效率低，其破碎比I一般为 4动颚 5连杆 6推力板36。 简摆颚工破碎机的优点是：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。3.2 腭式破碎机的结构 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

14、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，应考虑料口的调整装置。当肋板与其支撑垫键的

15、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。

16、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

17、推力板不断改变倾斜角度，因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10-12 后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

18、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。图3-2腭式破碎机的结构原理图1- 机架 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前推板 四、主要零部件的结构分析4.1连杆 连杆在工作中承受很大的拉力，故选用ZG270-500铸钢材料。连杆结构如图4-1所示。它由上、下两部分组成，上部的轴承盖4用2

19、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%-13%。本设计中采用的连杆是两个“工”字形。 图4-1 破碎机连杆 4.2动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。为了减轻动腭的重量，本设计采

20、用非箱型。如图4-2所示，安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E型。 4.3 肘板 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

21、其工作环境。 图4-2 动腭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4-3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教快，特别是图1-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1-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。4.4调整装置调整装置提供

22、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,如图4-4。(a) (b) 图4-3 肘头与肘垫形式 (a) 滚动型 (b) 滑动型 图 4-4调整装置1肘板 2调整座 3调整楔铁 4机架4.5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

23、、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4-5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

24、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。 （a） （b） （c）图 4-5 肘板结构 4.6传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。4.7飞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。4.8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

25、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。五、简摆腭式破碎机的主参数设计计算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。5.1.1

26、 主轴转速 如图5-1所示，b为公称排料口，SL为动腭下端点水平行程，AL为排料层的平均啮角。ABB1A1为腔内物料的压缩破碎棱柱体，ABB2A2为排料棱柱体。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（AA1）按自由落体下落至破碎腔外的高度h计算确定的。而该排料层高度h与下端点水平行程SL及排料层啮角L有关。即排料层上层面AA1降至下层面并不，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t应考虑破碎机构的急回特性，即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

27、两极限位置相对应。另一种认为排料时间t应按t=15/n计算，即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为 t=30/n (5-1)排料层完全排出下落的高度h为 h=SL/tan=gt (5-2)令 g=9800mm/s =200 得 (5-3)式中 n-主轴转速（r/min)； SL-动腭下端点水平行程（mm）； -排料层平均啮角（）； 图 5-1 排料口处排料示意图 由式（5-3）可见，主轴转速与排料层啮角和动腭下端点水平行程SL有关。该式是机

28、构设计和机型评价的重要公式之一。代入参数 得 n=217.6 5.1 .2 生产率 简摆式颚式破碎机的生产率Q与所破碎物料的性质（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= q e (5-4)式中 q-标准条件下的单位出口宽度的生产率，见表(非标准设计手册)18.1-7； E-出料口宽度(mm)已知1200mm； -物料易碎性系数，见表18.1-9； -物料堆积密度修正系数 = =1 -物料堆积密谋 （ ） -进料粒度修正系数，见表18.1-9.查表得 =0.94 =1.05 q=1.25 Q=141 与已知吻合。5.1.3 钳角设计计算

29、 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 4-1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，这些力应相互平衡，即在x、y方向的分力之和应该分别等于零。 图 5-2 钳角计算示意图于是求得 tg= (5-5)因 f=tg,故 tg=tg (5-6)式中 -钳角 -物料与颚板间摩擦角 f-物料与颚间摩擦角系数。为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必须令 即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的0.5。设钢和矿石的摩擦系

30、数为0.3，则最大钳角的理论值为。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。5.1.4给、排料口尺寸，动颚水平行程见颚式破碎机教材： Sm=8+0.26bmin (5-7) sm=0.1415B0.85 (5-8)式中 -最小排料口尺寸(mm) B-进料口尺寸(mm)破碎机设计时,原料最大颗粒的尺寸为已知,为了保证原料最大颗粒能顺利进入破碎腔中,则给料口尺寸为:B=(1.1-1.25)Dmax (5-9)已知Dmax=750mm所以B可为900mmBmin=100选取破碎机的破碎比i=6,由式(1-2)得dmax=187.5mm 所以得 S

31、X=34排料口b值的计算:由公式b0.85B/i=0.85900/6=127.5mm破碎腔的高度H的计算由公式 H =B-b/ tan=900-127.5/tan200=2122mm 5.1.5 偏心距及动颚摆幅的计算 图4-2 表示推力板的位置示意图，设推力板板长度l=300mm,其向下偏斜量 =70， 和 是推力板在两个极限位置时的水平投影，而= - 为动颚下端摆程的（因右边一推力板未画出），由图可知 图5-3 偏心距与动颚摆程的关系= = -+=0 (5-10) 上式表示了偏心距e与摆幅之间的关系，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26mm，= =

32、13mm,故 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。5.2 破碎力5.2.1 破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，图4-3 表示作用在立方上的力 图5-4 作用在立方体上的力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）： (5-11)故得 (5-12)式中 F1-第一阶段使物料碎裂的破碎力（N）。 -物料的抗劈强度（约等于抗拉强度）； W-立

33、方体物料连长（cm）; Z-齿棱间距（cm）.(2) 第二阶段破碎.物料经过第一阶段破碎以后,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: (5-13) (3)第三阶段破碎.物料进行第二阶段破碎以后,成为4块体进行再破碎.第三阶段的破碎 (5-14)所破物料的抗劈强度是 而颚板齿棱距,则第一阶段破碎力 此力产生侧向分力,设棱角为900,则侧向力为 ,即790KN 边长600mm立方体，至少和动颚的一个齿棱相接触，因而此时破碎力为1110KN。在特殊情况下，也可能同时与3个齿棱接触，此时破碎力为3330KN。取平均值2220KN。经过多次冲击以后，新的立方

34、体才能最后形成。原始进料的破碎力和第二阶段中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于物料粒度与相应出料口宽度。总破碎力也可能有其他的组合方式，而使破碎力减小 ，从而总破碎力的波动是： F025503660KN 5.2.2 最大破碎力满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力。其计算公式见颚式破碎机教材61页。 (5-15) 式中 - 最大破碎力（N）； - 抗压强度 （）； - 有效破碎系数，当时，取=0.380.42。破碎腔尺寸B、b、L的单位是cm。由已知得 B=900mm b=127.5cm L=1200mm k=0.4 取 =8000 得；Fmax=0.

35、034( 90-12.75) 12080000.4 /tan200=2770.8KN5.3 功率的计算见颚式破碎机教材67页有公式： (5-16) 式中 P-计算功率放大器（KW）； -最大破碎力（KN）； -动颚诸点水平行程平均值（mm）； -破碎腔平均齿角 （）； -机械总效率，由表可知，=0.810.85 -等效破碎系数，中大型机，有 =0.210.28 。已知有 =2770.8KN 取 n=217.6 =34mm 所以得 P=2770.8KN340.21217.6cos200/61040.81 =83.24KN 为了保证破碎机的工作可靠，并考虑尖峰负荷，还必须乘以安全系数.故所选电动机

36、功率应大于107KN，所以选功率为110KN。5.4 主要零件受力计算（1）推力板 (5-17)式中 - 推力板受力（KN）； P- 所选电动机功率（KN）； n- 偏心轴转速 ； h- 动颚行程平均值（m）。 图5-5 破碎机计算图式 （2）连杆 则连杆力的平均值 （KN）是（见非标准机械设备手册）： （3）动颚 选定偏心轴偏心距e后，动颚和定颚的颚板长度可按下列经验式选取最小长度：正常长度；两种长度可以不等，但为制造方便考虑，再根据破碎腔高和连杆的长度与啮角计算取L=2170mm。图4-5表示动颚受力情况，动颚上的实际载荷，可以考虑为按抛物线分布， 图5-6 简摆颚式破碎机受力情况一般情况下，其全力 作用点是在动颚全长的处六、重要零件的设计和校核6.1带轮的设计1. 确定计算功率 由表8-6（机械设计.第七版.濮良贵、纪名刚.主编）查得工作情况系数，故 2. 选取窄V带带型根据、由图8-9确定选用SPC型。3. 确定带轮基准直径由表8-3和表8-7取主动轮基准直径 。从动轮基准直径 根据表8-7，取。按要求验算带的速度 带的速度合适。4. 确定窄V的基准长度和传动中心矩根据式 ，有 初步取 。计算所需带的基准长度 由机械设计手册、单行本、带的传动、成大先主编查得，选带的基准长度 。 按式计算实际中心矩a 5. 验算主动轮上的包角可得 主动轮上的