雙腔鄂式破碎機設計畢業(yè)論文

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1、 繼續(xù)教育學院 畢業(yè)論文 題目： 雙腔顎式破碎機設計 學生姓名： 段彪 學 號： 924410200290 班 級: 海南自考 專 業(yè)： 機電一體化 指導教師： 2011 年 10 月 雙腔顎式破碎機設計 摘 要 2PE型雙腔顎式破碎機是一種新型的復擺顎式破碎機，它有兩個破碎腔并具有倒置的曲柄搖桿機構。本文在分析復擺顎式破碎機機構運動方式的基礎上，提出具有倒置4桿機構特征的雙腔顎式破碎機。該雙腔顎式破碎機的工

2、作方式是2個破碎腔交替破碎物料，不存在空行程的能量消耗，能量利用率高，單位功率明顯下降，處理能力大幅提高，金屬單耗也明顯降低。該結構具有良好的機構運動特性，能極大地改善齒板的運動狀態(tài)，使物料更有利于破碎，并對齒板進行了改進，延長了齒板的壽命。 關鍵字：雙腔顎式破碎機； 倒置4桿機構； 破碎腔； 處理能力； 齒板 Summary 2PE double-cavity Jaw Crusher is a new type of compound pendulum Jaw Crusher, it has two crushing Chamber a

3、nd rocker with upside down. Analysis of Jaw Crusher with a compound pendulum body of this article on the basis of the movement, made with inverted 4-bar linkage characteristics of double-cavity Jaw Crusher. The double-cavity Jaw Crusher working alternating 2 way crushing cavity broken material, ther

4、e are no empty stroke power consumption, high energy utilization, power decreased significantly, processing power significantly increased metal consumption is significantly reduced. Kinematic characteristics of the structure has a good body, can greatly improve the movement of plates, make the mat

5、erial more conducive to breaking, and the plates will be improved and extended the life of tooth plate. Keywords: Double-cavity Jaw Crusher; Inverted 4-bar linkage; Crushing Chamber; Processing power; Tooth plate 目 錄 1 概述 5 1.1破碎機的發(fā)展史 5 1.2顎式破碎機的主要部件 7 1.3國內外破碎機的發(fā)展現(xiàn)

6、狀 8 1.4雙腔顎式破碎機的改進 9 2 2PE250×500雙腔顎式破碎機的設計 11 2.1總體方案的設計 11 2.2部分參數的選定 13 2.3電動機選擇與確定 14 2.4破碎生產率 16 2.5傳動帶的設計計算 16 2.6機構受力分析 20 2.7偏心軸的設計 22 2.8 軸承的使用壽命計算 27 3 偏心軸的機械加工工藝流程 29 4 設計總結 31 5 參考文獻 32 6 致謝 33 1概述 1.1 破碎機的發(fā)展史 在建筑行業(yè)、砂石行業(yè)、選礦行業(yè)迅速發(fā)展的今天，破石機械－破碎機對于大家已不再陌生，各種

7、類的破石機械、破碎機械、破碎設備都在它們的使用領域做著突出的貢獻。其實破碎機在一百多年前就已經出現(xiàn)，經過多次的改良成為我們現(xiàn)在使用的模式。在以后的時間里，破碎機隨著人們的要求還會進一步改變。 第一臺顎式破碎機是美國人E.W.Black于1858年設計制造的。其結構形式為雙肘板式顎式破碎機。顎式破碎機即可用于粗碎作業(yè)，也可以用于中、細作業(yè)。特別是被用于井下破碎作業(yè)和中、小型移動式破碎裝置。 第一個旋回破碎機專利由美國人查爾斯-布朗申請與1878年，并由美國芝加哥蓋茨鐵工廠于1881售出第一臺旋回破碎機。旋回破碎機廣泛地被用于大、中型選礦廠和大型采石場中，用以粗碎各種硬度巖礦物料。

8、圓錐破碎機最初由美國人西蒙斯兄弟設計，約在1920年開始應用于選礦廠。1948年美國A.C公司研制成液壓圓錐破碎機。它能在機器運轉中排出進入破碎腔的不可碎物，并能在運轉中調節(jié)排礦口的大小，是破碎物品粒度均勻；70年代研制成用于控制液壓圓錐式破碎機的自動控制器。圓錐破碎機具有破碎比大，效率高，功耗少，產品粒度均勻等優(yōu)點。適用于對硬巖礦物料中、細和超細破碎。 錘式破碎機最早出現(xiàn)于1895年。它廣泛地被應用于水泥、選煤、火力發(fā)電、冶金、耐火材料等工業(yè)部門。錘式破碎機可分為單轉子和雙轉子兩種，單轉子又可分為不可逆式和可逆式兩種 。其規(guī)格用其轉子直徑和長度表示。 反擊式破碎機第二次大戰(zhàn)后（194

9、5年）出現(xiàn)于市場的新型高效率破碎設備，第一臺反擊式破碎機的設計者是原西德哈澤曼格公司黑德森博士。它可以用于水泥、石棉、火力發(fā)電、玻璃、化工、建筑材料、冶金等工業(yè)部門用來對石灰石、石棉廠、煤、電石等脆性物料進行粗、中、細碎。反擊式破碎機可分為單轉子和雙轉子兩種，其規(guī)格用其轉子直徑和長度表示。 輥式破碎機出現(xiàn)于1806年，由于它的結構簡單，易于制造，特別是它的產品過粉碎少，因此現(xiàn)在仍在選煤、燒結、水泥、玻璃、陶瓷等工業(yè)部門，以及小型選礦廠，特別是選礦試驗室中應用。輥式破碎機可分為單輥、對輥和多輥式。輥式破碎機按其輥子表面情況可分為光輥和齒輥兩種。 顎式破碎機是出現(xiàn)較早的破碎設備，因其構造簡單

10、、堅固、工作可靠、維護和檢修容易以及生產和建設費用比較少，因此，直到現(xiàn)在仍然廣泛地在冶金、化工、建材、電力、交通等工業(yè)部門，用于破碎抗壓強度在147～245MPa的各種礦石和巖石的粗、中、細碎。近年來，我廠為滿足冶金、礦山、建筑等工業(yè)部門破碎高強度、高硬度的微碳鉻鐵的需要，專門研制了強力顎式破碎機。 顎式破碎機一般分為復擺顎式破碎機和簡擺顎式破碎機兩種，主要用于粗、中碎。近年來，又出現(xiàn)用于細碎的復擺顎式破碎機和破碎高強度、高硬度微碳鉻鐵強力破碎機。眾所周知，顎式破碎機主要問題是顎板壽命低。 顎式破碎機用范圍：顎式破碎機主要用于對各種礦石與大塊物料的中等粒度破碎，廣泛運用于礦山、冶煉、建材、

11、公路、鐵路、水利和化工等行業(yè)。被破碎物料的最高抗壓強度為320MPa。[摘自領碩學術網 ] 顎式破碎機性能特點：破碎比大，產品粒度均勻，結構簡單，工作可靠，維修簡便，運營費用低。 顎式破碎機工作原理：工作時，電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉，使動顎周期地靠近、離開定顎，從而對物料有擠壓、搓、碾等多重破碎，使物料由大變小，逐漸下落，直至從排料口排出。 通過分析普通顎式破碎機的工作方式，提出了雙腔顎式破碎機的概念。雙腔顎式破碎機有2個破碎腔（見附圖），即在普通顎式破碎機活動顎板的另一端增加一個破碎腔。在這種結構下，破碎機可以雙工作行程狀態(tài)下運行。當曲柄在角度α范圍回轉時，破碎腔Ⅰ進行物料破碎，

12、而破碎腔Ⅱ進行排料；當曲柄轉到360°-α范圍時，破碎機Ⅱ進行破碎，破碎腔Ⅰ進行排料，如此往復循環(huán)。這種形式的破碎機不存在空行程的能量消耗，同時，破碎機的處理能力將提高1倍。因此可以說，雙腔顎式破碎機真正提高了破碎效率。 1.2 顎式破碎機的主要部件 1、顎式破碎機機架 顎式破碎機機架是上下開口的四壁剛性框架，用作支撐偏心軸并承受破碎物料的反作用力，要求有足夠的強度和剛度，一般用鑄鋼整體鑄造，小型機也可用優(yōu)質鑄鐵代替鑄鋼。大型機的機架需分段鑄成，再用螺栓牢固鏈接成整體，鑄造工藝復雜。自制小型顎式破碎機的機架也可用厚鋼板焊接而成，但剛度較差。 2.顎式破碎機顎板和側護板

13、 顎式破碎機定顎和動顎都由顎床和顎板組成，顎板是工作不分，用螺栓和楔鐵固定在顎床上。定顎的顎床就是機架前壁，動顎顎床懸掛在周上，要有足夠的強度和剛度，以承受破碎反力，因而大多是鑄鋼或鑄鐵件。 3.顎式破碎機傳動件 顎式破碎機偏心軸是破碎機的主軸，受有巨大的彎扭力，采用高碳鋼制造。偏心部分須精加工、熱處理、軸承襯瓦用巴氏合金澆注。偏心軸一端裝帶輪，另一端裝飛輪。 4.顎式破碎機調節(jié)裝置 調節(jié)裝置有楔塊式，墊板式和液壓式等，一般采用楔塊式，由前后兩塊楔塊組成，前楔塊可前后移動，頂住后推板；后楔塊為調節(jié)楔，可上下移動，兩楔塊的斜面倒向貼合，由螺桿使后楔塊上下移動而調節(jié)出料口大小。小

14、型顎式破碎機的出料口調節(jié)是利用增減后推力板支座與機架之間的墊片多少來實現(xiàn)。 5.顎式破碎機飛輪 顎式破碎機的飛輪用以存儲動顎空行程時的能量，再用于工業(yè)形成，使機械的工作符合趨于均勻。帶輪也起著飛輪的作用。飛輪常以鑄鐵或鑄鋼制造，小型機的飛輪常制成整體式。飛輪制造，安裝時要注意靜平衡。 6.顎式破碎機潤滑裝置 偏心軸軸承通常采用集中循環(huán)潤滑。心軸和推力板的支撐面一般采用潤滑脂通過手動油槍給油。動顎的擺角很小，使心軸與軸瓦之間潤滑困難，常在軸瓦底部開若干軸向油溝，中間開一環(huán)向油槽使之連通，再用油泵強制注入干黃油進行潤滑。 1.3 國內外破碎機的發(fā)展現(xiàn)狀 國內外破碎機械存在差

15、距的原因很多，其中市場需求不同是造成差距的客觀原因，由于國際市場上優(yōu)秀的破碎設備制造商集中在歐美地區(qū)，那里大規(guī)模的基本建設階段已過去，市場對砂石料的需求不多，且環(huán)保要求又高，勢必形成砂石場高度集中以大規(guī)模生產來實現(xiàn)環(huán)境保護，幫所需破碎設備規(guī)格大、自動化程試想高、機動性強。滿足這樣的市場需求發(fā)展的破碎設備與國內產品不大一樣，而我們正處于大規(guī)模的基本建設時期，各地對砂石料的需求劇增，引起投資砂石場熱，遍地開花的砂石場往往規(guī)模小，只求上馬快、投資少，供不應求的市場使粗制濫造、技術水平低下、耗能高、污染環(huán)境嚴重的產品紛紛進入，而這些設備往往只能以低價來占領市場，因此與國際上先進水平差距明顯。國際上專業(yè)

16、的立軸沖擊式破碎機制造商已普遍采用陶瓷制作耐磨零件，而不僅僅是硬質合金（碳化鎢）和高鉻鑄鐵。陶瓷材料不但可耐較高的溫度，而且有特別好的抗腐蝕性，因而在帶有相當溫度的物料高速沖擊時耐磨性能良好。國內的立軸立軸沖擊式破碎機目前采用硬質合金和高鉻鑄鐵材料，質量不穩(wěn)定，易腐蝕和磨損，且易被金屬件擊碎，由于砂石場使用的破碎設備國內外產品差距明顯，故國內高端市場，如規(guī)模較大的砂石場仍是進口的設備占多數。 1.4 雙腔顎式破碎機的改進 在分析復擺顎式破碎機機構運動方式的基礎上，提出具有倒置4桿機構特征的雙腔顎式破碎機。該雙腔顎式破碎機的工作方式是2個破碎腔交替破碎物料，不存在空行程的能量消耗，能量利用

17、率高，單位功率明顯下降，處理能力大幅提高，,金屬單耗也明顯降低。該結構具有良好的機構運動特性，能極大地改善齒板的運動狀態(tài)，使物料更有利于破碎，并延長齒板的使用壽命。并推導出雙腔顎式破碎機主要參數的計算公式，比較了單、雙腔顎式破碎機的主要性能參數。認為雙腔顎式破碎機整機性能優(yōu)良，是具有發(fā)展?jié)摿Φ男聶C型。 1 機架 顎式破碎機的機架寬度受破碎機給料口寬度的限制，變化不能很大，機架的長度受動顎、肘板調整座和肘板等零件結構的限制，不能隨意改變，而降低機架上動顎懸掛點高度，在保證破碎腔深度略有增加的前提下降低機架給料口平面的高度。既可使機架的強度變化不大，機構運動狀況有較好的改善，又可使機架重量有較大

18、的減輕，通過最終設計，新機架在和原機架強度基本同等的條件下重量減輕 380 公斤。 2 動顎 通過對動顎運動曲柄、連桿、搖桿機構各尺寸參數進行優(yōu)化設計，獲得了較好的運動特性。新設計機與原機動顎運動參數比較：動顎水平行程增大，提高了動顎的破碎能力和排料能力，即提高了破碎機的處理量。動顎運動特性系數，垂直行程與水平行程之比的減小，減小了破碎單位物料所需磨損的齒板金屬按照新確定的動顎參數設計出的動顎，由于動顎懸掛點位置降低使動顎長度減小，考慮到動顎寬度的適當減小對動顎抗彎強度影響不大。而使用中大多數是動顎寬度方向的中部承受破碎力，活動齒板的厚度使動顎邊部受較大破碎力時能將受力均勻地分布作用于動顎的

19、整個受力面上。因此，為減小動顎重量，將原先等于破碎腔寬度的動顎寬度減小40 毫米，使動顎的重量比原先共減小了 50 公斤。 3 齒板 將固定齒板面兩頭的斜角減小，使破碎腔進料口處的最大嚙角小于物料的滑動角，大大減小了進料口處的物料反跳現(xiàn)象，將整個破碎腔的平均嚙角 19.5 減小到 17，增大了進料與排料速度，減小了齒板的磨損。與反擊式破碎機不同，這兩項措施的直接效果就是提高了處理量減少了金屬損耗。齒板的最終失效狀態(tài)是齒面基本磨平，分析失效后的齒板發(fā)現(xiàn)，原先齒板的剩余厚度過大，造成了材料的浪費。而齒板的總厚度因結構所限不能減薄，因而采用齒板底面加深掏空深度的辦法，既不影響齒板的使用壽命，又減小

20、了齒板的重量，新齒板比老齒板減輕重量共 60 公斤。 4 電機功率 經過用戶調查我們發(fā)現(xiàn)，目前顎式破碎機所配電動機的功率比實際所耗功率大，普遍存在不滿負荷工作，而顎式破碎機均為空負荷負起動，不需要有過大的功率儲備，將原來的 22kW 的電動機改為 18.5kW。 5 飛輪 因電機功率減小，飛輪在動顎退行程中所能儲存的能量減小，同時動顎和活動齒板重量減輕。通過計算，動顎進行較平穩(wěn)破碎所需的飛輪慣性可減小。飛輪重量可減輕 200 公斤。 6 肘板調整座 將原楔塊，螺桿機構改為肘板座后插入墊片法調整排料口，雖然操作程序較以前稍多一點。但可靠性大大提高，排料粒度穩(wěn)定，機架后壁基本不生產磨損，整個

21、機構的重量也較前減輕了 120公斤。由于調整機構的長度方向尺寸較小，使破碎機機架的長度也縮短。 7 肘板 肘板的長度對動顎的下部水平行程有少量的影響，肘板增長，下部水平行程略增，但機架的長度也將增大，機重猛增，肘板過短，則擺角過大，肘板磨損激烈，通過機重，生產率及肘板壽命等因素的綜合平衡，確定肘板長度為 250 毫米較佳，肘板與肘板墊之間也由原來的滑動接觸改為滾動接觸，以提高使用壽命 8 對軸承蓋，偏心輪和護邊板也進行了合理的設計，盡量在滿足使用要求的前提下減輕零件重量，取得了共減輕重量 40 公斤的效果 制造經濟效益 按照新方案設計制造的顎式破碎機，其重量 2870公斤，比原機減輕

22、 820 公斤，合計降低成本 4000 元左右。以每年生產 100 臺計算，可降低成本 40 萬元，扣除鑄鐵的模具更新費約 2 萬元。第一年就可為企業(yè)增利38 萬元，隨著生產生產批量的增加，經濟效益將顯著提高。 2 雙腔顎式破碎機的設計 2.1 總體方案的設計 顎式破碎機在設計時應考慮其生產能力，功耗，機重及顎板壽命等綜合指標。由于破碎機的工作繁重，工作條件苛刻，且受力情況復雜，為了保證破碎機在工作中運轉正常，則在設計的過程中應使其滿足以下要求：安全，衛(wèi)生環(huán)保，節(jié)能。 2.1.1 設計的總體要求 本設計2PE250X500是傳統(tǒng)復擺顎式破碎機的基礎上采用了新的結構設計,將單腔

23、改為對稱式的雙腔,工作時一腔進行破碎,另一腔進行排礦工作。這樣，在一個工作周期內，該破碎機總共進行了兩次破碎和排礦工作，在單位時間內產量是普通單腔顎式破碎機的兩倍。生產效得到極大的提高，同時有效地降低了單位產量的功率消耗，兩個破碎腔可以并聯(lián)和串聯(lián)使用。該破碎機由電動機帶動皮帶輪,飛輪,偏心軸,動顎等部件,使動顎運動。在定顎與動顎的相對運動中，以小偏心，高擺動頻率將物料多次破碎。雙腔顎式破碎機有2個破碎腔，是在普通顎式破碎機活動顎板的另一端增加一個破碎腔。在這種結構下，破碎機可在雙工作行程狀態(tài)下運行。當曲柄在角度a范圍回轉時，破碎腔I進行物料破碎，而破碎腔II進行排料；當曲柄轉支360-a范圍時

24、，破碎腔II進行破碎，破碎腔I進行排料，如此往復循環(huán)。這種形式的破碎機不存在空行程的能量消耗，同時，破碎機的處理能力將提高1倍，因此可以說，雙腔顎式破碎機真正提高了破碎效率。 2.1.2 設計方案的比較及選取 雙腔可分為串聯(lián)和并聯(lián)兩種方式,于是設計構思分為破碎腔串聯(lián),破碎腔并聯(lián)。 方案一; 此種方案的兩個破碎腔在偏心軸的一側，兩破碎腔串聯(lián)在一起，其示意圖如圖1-1所示。 圖1-1雙腔顎式破碎機雙腔串聯(lián)結構示意圖 由圖可以看出，顎式破碎機在一個工作周期內，相當于轉過了兩個偏心，當動力經皮帶輪帶帶動偏心軸旋轉時，兩破碎腔可以交替破碎物料，破碎機可以近似的看成是連續(xù)工作的狀態(tài)。 但

25、此種破碎機由于偏心軸太長，受力不均勻，有很大的震動，浙江礦山機械廠生產過類似的產品，由于存在以上的缺陷。市場形式不好，從某種程度上說，這種機型將被淘汰。 方案二:如圖所示1-2 圖1-2雙腔顎式破碎機雙腔并聯(lián)結構示意圖 由圖可以看出，該設計采用對稱雙腔結構，并要發(fā)破碎和排礦同時進行，故兩動顎均要安裝在同根偏心軸上，為了增強剛度，將兩動顎做成相互固定的結構，由于在雙動顎間安裝肘板很不方便，所以將兩個肘板安裝在定顎的后面，這樣，動顎下端的支撐就失去了，為了解決這個問題，將偏心的位置下移，用于實現(xiàn)動顎下部的支撐。動顎上部的支撐由搖桿和銷軸來完成。這種結構的優(yōu)點：它結構緊湊，簡單。該設計

26、具有一個雙腔結構，兩塊齒板固定在一個動顎上，結構緊湊，度使破碎成為一個連續(xù)過程，兩個破碎腔并聯(lián)使用。其破碎產品粒度均勻，呈立方狀，可在雙工作行程狀態(tài)下運行，不存單腔破碎機空行程的能量消耗。 綜合比較上述的兩種方案，可以看出第二種方案設計的顎式破碎機處理能力大，單位功率消耗低，丙塊齒板固定在一個動顎上，結構緊湊，并聯(lián)使用可提高產能力，機器運轉安全可靠。處理能力大幅度提高，單位功率大幅度降低，金屬單耗小。 2.2 部分參數的選定 因為該設計是在動顎作復雜擺動的曲柄搖桿機構顎式破碎機的基礎上改進的，故其四桿機構是依照復擺顎式機的算法來確定的。而破式破碎機的主體機構是一平面曲柄搖桿機構。

27、因此，此設計方案的成功與否，其關鍵在于四桿機構的形式，應對顎式破碎機的四桿機構進行優(yōu)化處理，使各桿件的匹配更加合理，獲得最佳特性，從而達到提高生產能力，降低下端特性值的目的。 2.2.1 排料口寬度b及公稱破碎比I 已知破碎機的寬度為B=250mm,調整范圍為(1/7-1/10)B=25-36mm[1],確定破碎腔的開邊制公稱排料口寬度為b=30mm；所以，該破碎機的公稱破碎比i=B/b=250/30=8 2.2.2 嚙合角a 破碎機的動顎與定顎襯板之間的夾角稱為嚙合角。當破碎礦塊時，必須使礦石不向上滑 動，也不從破碎腔的給礦口跳出來。為此，嚙角應該保證礦石塊與顎板工作表面間產生足夠

28、的摩擦力以阻止礦石被推出去。 顎式破碎機的嚙角一般在17-24度，對于復擺型顎式破碎機，嚙角不應大于20-22度。 在此取a=20° 2.2.3 破碎腔高度H 在嚙角一定的情況下,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=(2.25-2.5)B［3］，B為給礦寬度。取H=600mm。 2.2.4 動腔的擺動行程s與偏心軸的偏心距r 簡單擺動破碎機上端擺動行程小而下端擺動行程大,復擺破碎機是上端大而下端小。通常復擺式s=(12-15)mm。取s=15mm。動腔下端擺動行程不得大于排料口的(0.3-0.4)即sl=(0.3-0.4)b=9-12,取sl=12mm

29、。偏心軸的偏心距通常復雜擺動是:s=(2-2.2)r,取r=7mm。［3］ 2.2.5 連桿長度l及推力板長度k l=(0.85-0.9)L=425-450［3］取l=440mm k=(16.5-25)r=115.5-175［3］取k=150mm 2.3 電動機選擇與確定 2.3.1 動腔的擺動次數(主軸的轉數)根據公式 ［3］ s:動腔下端的擺動行程(cm) n:主軸轉速(r/min) a:排料層平均嚙角(度)取最優(yōu)值a=14° =303 (r/min) 2.3.2 電動機的功率 在顎式破碎機的破碎過程中，其

30、功率消耗與轉速，規(guī)格尺寸，排料口寬度，嚙角大小及被破碎礦石的物理機械性質和粒度特性有關。破碎機的轉速愈高，機械尺寸愈大，功率消耗就越大；破碎比愈大，功率消耗也愈大。但是，對功率消耗影響最大的還是礦石的物理機械性質。由于功率消耗與多因素有關，現(xiàn)在尚無一個完整的理論公式能精確地計算出破碎機地功率消耗。下面的是在實驗的基礎上推導出來和計算公式 P=18LHrn(kw) ［3］ 式中： L:破碎腔的長度(m) H:固定顎板的計算高度(m) r:主軸偏心距(m) n:主軸轉速(r/min) =11.45(kw) 2.3.3 電動機的轉速 通常帶傳動比I=2-4,取I=3,電動機的轉速

31、 2.3.4 選取電動機 根據上述的電動機功率,轉速及其工作環(huán)境。為了安全選擇,電動機的功率提高1.1-1.25倍感。所以選擇查表12-1[11]Y180L-6(三相異步電動機)。 電動機型號 顎定功率/kw 滿載轉速/(r/min) 堵轉轉矩 最大轉矩 Y180L-6 15 970 2.0 2.0 2.4 破碎生產率 生產率是指在一定的給料粒度和排料粒度條件下，單位時間內破碎機所處理物料量（Kg/h或m3/h）。 根據經驗工式 式中 μ1礦石松散比重,一般μ1=0.65-0.75取μ1=0.7 n:主軸轉速(r/min) L:破碎腔的長度(m) b

32、:排料料公稱寬度(m) s:動腔下端的擺動行程(m) 2.5 傳動帶的設計計算 傳動比公式取I=3, 2.5.1 確定計算功率 P:皮帶傳動的顎定功率 :工作狀況系數,在此取;［11］ 2.5.2 選擇帶型 破碎機在工作時，所受載荷變化很大，有沖擊載荷和脈動循環(huán)；并且使其皮帶輪的飛輪的傳動較大。兩傳動軸間距離要求甚遠。其工作環(huán)境惡劣。對傳動系數折磨損較大，所以在本設計中選用帶傳動方式。其優(yōu)點是：傳動帶具有彈性，能對破碎機工作是產生的沖擊進行一定程度的吸收，使傳動平穩(wěn)，保護電機；皮帶可以在皮帶輪上打滑，具備一定的過載保護能力。可造于中心距較大的

33、傳動。結構簡單，造價低廉，更換方便，并且安裝精度要求不高， 適合采礦作業(yè)。 根據計算功率和電動機的小帶輪轉速查表［11］選取C型V帶 2.5.3 確定帶輪的基準直徑 ① 小帶輪的基準直徑, 由圖11-8,推薦值為200-315mm及表11-8［11］初選。 依表11-8［11］選取 ② 驗算帶和速度v 在(5-25)(m/s)范圍內。 故所選皮帶的速度合適 2.5.4 確定中心距a和帶和的基準長度L d ② 根據 0.7(d1+d2)≤≤2(d1+d2) 0.7(250+710)≤≤2(250+710)

34、 672≤≤1920 初選 計算帶長L 確定Ld 根據Ld和V帶型號,由表11-2［11］ Ld=4500mm ③ 確定實際中心距a ④ 驗算小帶輪上的包角α1 (符合包角要求) 2.5.5 確定皮帶根數Z 式中: :單根V帶顎定功率 :單根V帶基

35、本功率增量 Ka:包角系數 Kl:長度系數 查表11-4 =7.04［11］查表11-5 =0.83［11］查表11-6 Ka=0.95［11］查表11-2 Kl=1.04［11］ =2.70 取Z=3(根) 2.5.6 確定帶的預緊力F。 =450.0+48.31 =498.31(N) 2.5.7 計算V帶對軸的壓力Q =28

36、02(N) 2.5.8 帶輪的結構設計 帶輪寬B=(Z-1)E+2f 式中查表11-3［11］E=25.5±0.5(mm) Z=3 =85(mm) 因帶輪的結構設計，主要是根據帶輪的基準直徑選擇結構形式。該帶輪的基準直徑dd>300mm,所以帶輪采用鑄鐵Ｖ帶輪的典型結構之一：腹板式［11］ 根據以上條件查表21-2［10］得V帶輪：C型 槽數Z 輪緣寬B(mm) 基準直系dd(mm) 孔徑d0(mm) 轂長L(mm) 3 85 710 95 120 <表一> 2.6 機構受力分析 2.6.1 破碎力的計算 破碎機的破碎力是計算機器各個零

37、件強度和剛度的原始數據。破碎力的大小與很多因素有關，因而確定破碎力的方法也很多，概括起來有以下幾種方法：（?。├碚撚嬎惴?；（２）功耗計算法；（３）實驗計算法。目前，國內多采用實驗分析法來確定破碎機破碎力的大小。根據對復擺顎式破碎機的固定顎板和動顎的實際受力測定，在破碎機動顎上所產生的破碎力系與礦塊縱斷面積成正比。因此，作用在動顎上的最大破碎力可以按下式計算： 　　　　?。衜ax=40.2LH 式中：L,H:破碎腔的長度和高度(單位cm) 當計算破碎機零件強度時，考慮沖擊載荷的影響，應將Ｐmax增大50%。故破碎機的計算破碎力為：Ｐjs=1.5Pmax 　　　

38、 2.6.2 機械受力分析 機械受力示意圖如圖１－３ 圖1-3機構受力分析 如圖１－３對Ｂ點受力Ｔcb進行受力分析，可得 　　??；① 　 　??；② 　　 　;③ Ｔcb:肘板對物料的作用力； Ｔ１：Ｔcb對動顎的垂直分力； Ｔ２：Ｔcb對動顎的水平分力； 對Ｄ點取受力矩平衡方程式，可得：ＰjsLm=T1a?、? Pjs:物料對動顎的作用力； 將③④兩式綜合可得： 　　　?、? 得：　⑥ 　 　 同理，對Ｄ點受力Ｒhd進行受力分析，可得： 　?、? Ｒhd:動顎偏心軸的軸承反力 對Ｂ點取力距平衡方程式，可得： R1a=Pjs(a-Lm

39、) ⑧ R1:Rhd對動顎的垂直分力 若沿動顎ＤＢ方向取受力平衡方程式，可得： Ｒ２＝Ｔ２；⑨ Ｒ２：Ｒhd對動顎的水平分力 由⑥⑨兩式可得： ⑩ =T2 =50598(N)；　 由⑧式可得：　　 ; 將⑩⑾代入⑦式可得： 2.7 偏心軸的設計 顎式破碎機的偏心軸是一個傳遞扭矩，且兩軸承支承間為偏心結構的轉軸。對于它的可靠性設計。實際上就是根據預先擬定的結構方案，確定一組直徑，使之既能滿足強度，剛度 要求，又能滿足可靠性要求，而且重量輕和經濟效益最好，發(fā)求得技術上先進，經濟上合理。 2.7.1 偏心軸的結構設計

40、 軸的輸入參數的計算 V帶的傳動效率為0.92-0.97現(xiàn)取η=0.95 軸的輸入功率為：P=ηPca 軸的輸入轉矩為：； (1) 初步確定軸的最小直徑［11］式中：A：與軸材料有關的系數其值可查表15-2取A=110 P：傳遞的功率 n：軸的轉速 考慮到軸上鍵槽會消弱軸的強度，若為單鍵，則應將上述計算值dmin增大5%左右；若為雙鍵，應將

41、上述計算值dmin增大10%左右。該設計軸為單鍵所以將上述計算的dmin增大5%，得44.4х1.05=46.6mm 初定偏心軸的形狀如下： 圖1-4 2.7.2 確定軸的各段直徑及長度 外伸端直徑d1=d0=95mm(該軸段與V帶輪直接相配合，這里已經選取d0=95mm) 所以基外伸端L1=L+(1-3mm)=120+(1-3)mm;取L1=123mm 由圖可知其軸承安裝在L3,L5上，在L3段和 L5段，軸承與其直接配合，所以知L3=B=58mm d5=d=160mm;由圖1-4可知，L4段與L7段采用軸肩定位，一般軸肩高h確定經驗公式為：h≥0.07d

42、 代入數據可得:h1≥9.1,取h1=10 h2≥11.2mm,取h2=12mm,所以d6=d5+2 ; 考慮偏心距e=9mm 取d4=142mm 動顎軸承采用聯(lián)合式迷宮環(huán)密封，并用套筒軸向定位。初步取密封裝置長為44mm，則L5=B+44=86+44=130mm; 因為破碎腔長L=500mm,?所以即L6≤240mm L6兩端各留5mm縫隙位置，考慮拆裝方便，且在其與動顎軸承密封裝置之間加一套筒，兼起軸向定位作用。套筒長為30mm。則取l6=160mm 取密封裝置同前一樣長為44mm,套筒長為30mm,可得：L4=44+30=74mm; L2

43、為螺紋段 ，安裝大小圓螺母，止退墊片，聯(lián)合式迷宮環(huán)和機架端蓋，迷宮環(huán)起軸承定位作用，取其總長為74mm，所以L2=74mm取d2=110mm。 綜上所述，偏心軸的總長為： Lall=2(L1+L2+L3+L4+L5)+L6 =2(123+74+46+74+130)+160 =1054(mm) 軸的各段數值如下圖所示: 2.7.3 偏心軸的強度計算 A.作出軸的計算簡圖 在破碎工作時，破碎力通過動顎軸承傳到偏心軸上，由于該破碎力很大，軸上其實零件傳遞的栽荷相對來說就顯提微不足道了，所以計算時即可把這些載荷忽略不計，而只考慮破碎

44、力的作用。破碎力平均分布在兩個動顎軸承上，分別用F1，F(xiàn)2來表示；機架軸承要當于兩個支座，對偏心軸具有支座反力的作用，分別用R1，R2來表示；機架軸承載荷的作用點與動顎軸承載荷作用點間的距離用L表示。偏心軸的載荷受力分析如圖1-3所示。 1-5偏心軸的載荷分析圖 經分析可知，該軸在工作的過程中主要承受彎矩，所以下面按彎曲強度條件進行校核。 F1=F2=R1=R2=P/2=120600/2=60300N B．作出軸所受的彎距和扭矩圖 由上圖可知偏心軸在垂直水平的方向不受力，故不產生彎矩，因而偏心軸只產生水平方向上的彎矩Mh。故偏心軸所受總彎距Mh=M。偏心軸上所受的扭矩為電動機傳

45、遞扭矩，皮帶輪和飛輪產生的扭矩及由于偏心軸的偏心距，破碎力產生的扭矩。這幾種扭矩互相平衡。根據其扭矩產生的位置作出偏心軸所受的彎矩，扭矩圖如下圖1-6所示。 1-6 扭矩圖 C．軸的強度校核 通常只校核偏心軸上承受最大計算彎矩的截面的強度，由圖可知危險截面為動顎軸承處。按第三強度理論，計算彎曲應力。 轉距 =35.63(mm)≤138?mm故動顎軸承得截面安全 2.8 軸承的使用壽命計算 表2 軸承段所選的軸承 型號 d D B L3 30326 130 280 58 L5 23032E 160 270 86 L3:圓錐滾子軸承

46、;L5:調心滾子軸承。 在偏心軸上使用的兩對軸承，在工作的過程中其主要受徑向作用力，其軸向力可以忽略不計。該軸的徑向載荷等于破碎力。 即：R=F/2=60300/2=30150N 當量動載荷為：P=XR 滾動軸承的壽命計算公式： 式中：Lh:基本顎定壽命，（h）; P:載荷（N）； N:軸承轉速（r/min）; C:基本顎定動載荷，（N）； ε：指數，對于滾子軸承，ε=10/3； =14338.87(h)

47、=14927.96(h) Lh>8000h,適合計算要求 3 偏心軸的機械加工工藝流程 有前面的設計可知,偏心軸的結構如下圖所示: 偏心軸在破碎機中是一動力傳遞部件,而且還是動顎的支持體,是破碎機的一主體部分,是破碎機的一典型零件。其結構設計尤為重要,其重要性在第五章中已經論述過,在此不再重述。偏心軸與其上的零件有多種配合,為了達到配合要求,其加工工藝過程則顯得重要,除了保證其剛度和強度,合理的工藝流程使之既滿足強度﹑剛度要求,又能滿足可靠性要求,而且重量輕和經濟效率最好,以求得技術上先進,經濟上合理。下面是偏心軸的機械加工工藝:流程: 1. 下料鋸床 下料150×1000 (鋸

48、床) 2. 劃線 劃中心十字線和孔線 (劃鉗) 3. 鏜 鏜端面到總長度為930,打中心孔,偏心孔8。 (鏜床) 4. 車 粗車:一端頂軸外圓,另一端頂住中心孔,粗車一頭,各段外圓到偏心段,外圓和偏心及長度均留余量單面5～7mm。 精車:一頭頂住偏心孔扎外圓,另一端頂住偏心孔,精車偏心段,各段外圓,外圓及長度均留5～7mm余量。 5. 檢 檢查以上各道工序。 6. 熱 調制處理即淬火后高溫回火的熱處理；調質可以使鋼的性能，材質得到很大程度的調整，其強度、塑性和韌性都較好，具有良好的綜合機械性能；HB=220～240。 7. 車 修

49、理中心孔和偏心孔,分別發(fā)兩中心孔定位,四爪扎外圓,半清車95,100等外圓,1:12錐度均留余量1～2mm,長度車對。(c63加長) 車 偏心孔定位,頂住,四爪抓牢,半精車外圓120,等各外圓到尺寸,長度車對,車各圓角R2.5。 車 中心孔定位,頂緊,扎牢,精車外圓。左,的錐度兌換及等外圓到尺寸,車對長度,車準圓角R3兩處子45°倒角兩處。調頭中心孔定位,頂住,扎牢。同理,精車準。,的錐度段及。 等外圓到尺寸,車對長度,車準圓角R2.5兩處子°倒角兩處。 8.檢 檢查以上各道工序。 9.劃 注意偏心軸偏心部位, 劃中心十字線, 劃2-3mm,2

50、-18mm,鍵槽和止退槽加工線, 劃兩端6-8M螺孔位置線。 10.銑 銑對2-3mm,2-18mm鍵槽到尺寸,注意形位公差。 (立銑) 11.檢 檢查以上工序。 12.鏜 劃正鉆對一頭2-M8底空13.9,深25。銑端余量到尺寸;調頭,同樣銑對2-M8到13.9,銑去端面,鏜到總長工(鏜床) 13.檢 檢查以上各工序。 14.攻 枚準6-M8螺孔。 15.檢 檢查以上各道工序。 入庫上油。 4設計總結 做完這次設計任務后我有種如釋重負的感覺，收獲很多，沒做之前想得太過簡單，以為只要把資料收集好就萬事俱備了，具體操作時才知道自己錯了，

51、只有想法猶如紙上談兵，根本解決不了實際問題。想象和現(xiàn)實相差太遠，做事不能太盲目，要深思熟慮。畢業(yè)設計不僅是對所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。通過這次畢業(yè)設計使我明白了自己原來知識還比較欠缺，自己要學習的東西還太多，通過這次畢業(yè)設計，我明白了學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質。俗話說萬事開頭難，我相信經過這次的歷練，我以后一定會做得更好，更出色。讓我感觸最深的是知識一定要通過實踐來體現(xiàn)。一個人即使?jié)M腹經綸也需要一個平臺來展示，我們正是通過作品展示了我們學習的價值。這次雜志雖然也有些不足之處，但我相信在以后的工作學習中我定會

52、引以為戒，將不必要的失誤消滅在萌芽中。整體上來說我還是比較滿意，沒有出現(xiàn)什么大的失誤，通過做設計，我對設計的制作流程也有了進一步的了解。在設計過程中，通過查閱大量相關資料，與同學交流經驗，并向老師請教等方式，使自己學到了不少知識，也經歷了不少艱辛，獲益匪淺。整個設計培養(yǎng)了我獨立工作的能力，樹立了對自己工作能力的信心，同時也是對自己的進一步肯定。相信會對今后的學習工作生活有非常重要的影響。這次畢業(yè)設計使我充分體會到了在創(chuàng)造過程中探索的艱難和成功時的喜悅，同時最重要的要感謝一直支持和指導我的老師，還有我的同學。由于作者水平有限，不足之處在所難免，歡迎指正，謝謝！ 5參考文獻 [1].趙

53、昱東 中細破碎設備的新發(fā)展[J].浙江冶金.1999.(3):10～13 [2].母福生 雙腔顎式破碎機的研究[J].礦冶工程.1997.(3):24～26 [3].周恩浦等編著 礦山機械［M］,冶金工業(yè)出版社.1982:1～41 [4].機械設計手冊(第二版)［M］, 機械工業(yè)出版社. [5].廖漢元 顎式破碎機優(yōu)化設計[M],機械工業(yè)出版社1998 [6].母福生 顎式破碎機破碎力的研究.南方冶金學院學報[J]2002,(5):13～16 [7].李洪、曲中謙主編 實用軸承手冊[M].沈陽:遼寧科學技術出版社.2001 [8].朱安貞 顎式破碎機顎板的材料及選擇

54、水利電力機械[M]2000,(2):8～18 [9].趙端品、李星文 復擺顎式破碎機的嚙合角[M] 1997,(1):30～38 [10].銀金光、王洪主編 機械設計課題設計[M] 北京:中國林業(yè)出版社2006.3 [11].銀金光、王洪主編 機械設計基礎[M] 北京:科學出版,2005.8 致 謝 不知不覺一個月過去了，我的畢業(yè)設計也即將畫上句號。畢業(yè)設計是對我們大學三年所學知識的檢驗，也是對我們所掌握的專業(yè)知識的綜合運用。一個月的努力，讓我充實了很多，從拿到畢業(yè)設計題目到初步完成初稿，這期間我遇到了很多難題，查了許多資料，也請教了許多老師和同學，逐漸不斷的請教和自

55、己不斷的學習積累，使我對畢業(yè)設計課題的認識和理解日漸加深。我感覺自己進步很快?？梢哉f，畢業(yè)設計的完成除了我個人的努力外，還有指導老師的不斷教誨和同學們的大力支持。 首先，我要感謝我的畢業(yè)設計導師。本論文是在老師的悉心指導下完成的，從課題選題、方案制定，試驗研究到完成論文，無不傾注了導師的智慧和關懷，可以說，沒有導師的關懷、指導和幫助，完成此畢業(yè)論文將困難重重，在此，謹向老師致以崇高的敬意和衷心的感謝，并道一聲:老師辛苦了。 其次，我要向關心我、支持我的家人道聲:謝謝你們的厚愛。向曾任過我的本科生課程的老師、關心我的機電學院的領導、機械系的老師致以衷心的感謝!并向上述單位的領導、有關專家和同學致以深深的謝意，并致崇高敬禮! 由于作者水平有限，畢業(yè)設計難免存在問題，懇請指正。 32