机械毕业设计（论文）-复摆腭式破碎机设计【全套图纸】.doc

南昌航空大学科技学院学士学位论文 一 概述全套图纸，加153893706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。 表一 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i称为破碎比（即平均破碎比） 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。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。每个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， 。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。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。212 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1025mm。把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2001300mm则破碎作业的总破碎比的范围为： 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二。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。表二 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和旋回破碎机开路35标准圆锥破碎机开路35标准圆锥破碎机（中型）闭路48短圆锥破碎机开路36短圆锥破碎机闭路48 图2-1为一段破碎机机流程图，原矿经固定筛1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。 图2-1 破碎流程图 1固定筛 2-颚式破碎机 3、5振动筛 4、6-圆锥破碎机 7矿仓 8-磨机22 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= (2-1)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deq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。deq= =1.24 （2-3）式中 m-矿料质量（kg）-矿物密度kg/mV- 矿料的体积(m3)；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d1，下层筛孔尺寸为d2，通过上层而留在下层筛上的物料，其粒度既不能用d1也不能用d2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d1d2表示粒级。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25.4mm）内所具有的筛孔数目。这种筛子是以200目作为基本筛（=1.414）和补充筛比（=1.189）,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0.074=0.105mm。若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0.074=0.088mm.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，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。因此推荐表三的粒级序列供参考。表三 各破碎机产品的筛析筛的粒级序列型号PE-150X250PE-250X400PE-400X600PE-500X750PE-600X900PE-750X1060PE-900X1200粒度系列0-30-30-100-100-200-200-303-53-510-1410-1420-2820-2830-425-75-714-2014-2028-4028-4042-607-107-1020-2820-2840-5740-5760-8510-1410-1428-4028-4057-8057-8085-12014-2014-2040-5740-5780-11580-115120-17020-2820-2857-8057-80115-163115-1601702828-4080-11080-11016316340-55110110-15555155注：筛孔最大尺寸以其残留景不超过5%来确定根据筛分结果，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2-2a所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2-2b的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2-2a 筛孔尺寸与最大粒之比 图2-2b 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 2.2.3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2-3a）。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2-3b）。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2-3c）。 图 2-3 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 2-3d）5.冲击破碎 矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图2-3d）。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。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悬挂在偏心轴3上，可以左右摆动，偏心轴3旋转时，动腭4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。由于偏心轴负荷大，一般都制成中型和小型机，目前也朝大型方向发展，在工程上适合于破碎中等硬度的石块，作为中碎设备，其破碎比比较大，可达到10。 图3-1 复摆腭式破碎工作示意图 3偏心轴 4动颚 5连杆 6推力板复摆颚工破碎机的优点是：质量较轻、构件教少、结构更紧凑；破碎腔内充满程度较好，所装物料块受带均匀破碎，加以动腭下端强制性推出成品卸料，故生产率较高，比同规格的简摆腭式破碎机的生产率高出20%30%；物料在动腭下端有较大的上下翻滚运动，容易呈立方体形状卸出，减少了像简摆式的片状成分，产品质量较好。其缺点是：这种破碎机的动腭垂直摆幅较大，物料对腭板的磨削作用严重，腭板磨损快，故增大了能量消耗，加剧了物料的过度破碎，产生了粉尘也较多。3.2腭式破碎机的结构图3-2-1，带有衬板的动腭3通过滚动轴承直接悬挂在偏心轴10上，而偏心轴又支承机架12的滚动轴承上。动腭的底部用推力板5支承在位于机架后壁的推力板座6上，出料口的调节装置7，是利用调节螺栓来改变楔铁的相对位置，从而使出料口的宽度得到调节。和简摆腭式破碎机一样，只有拉杆、弹簧及调节螺栓组成的拉紧装置。由电动机带动带轮13使偏心轴转动，动腭就被带动作复杂摆动，实现粉碎物料动作。 图3-2-1 复摆腭式破碎机1定腭 2侧衬板 3动腭（衬板） 4推力板支座 5推力板 6推力板座 7调节装置 8后楔铁 9飞轮 10偏心轴11轴承12机架 13带轮 本图仅做参考四. 主要零部件的结构分析4.1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，按结构动腭可分箱型和非箱型。动腭一般采用铸造结构。为了减轻动腭的重量，本设计采用非箱型。如图4-1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。 图 4-14.2齿板的结构 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。本设计采用三角形。如图4-3所示 a)三角形 b)梯形 图 4-24.3肘板（推力板） 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（如钎杆、折断的铲齿）时，肘板先行断裂破坏，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，肘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，导致肘板与肘板衬垫很快磨损，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（或称肘板衬垫）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4-3b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4-3a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平行度误差也很小，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。本次设计采用滚动型 (a) (b) 图4-3 肘头与肘垫形式 (a) 滚动型 (b) 滑动型 4.4调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 4-4 调整装置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、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。图 4-5 肘板结构4.6机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Q235钢板，其厚度一般为25-50mm 2) 整体铸造机架,除用铸钢ZG270-500材料外，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。如图4-6图4-6 整体铸造机架4.7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。4.9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。4.10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，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。五. 复摆腭式破碎机的主参数设计计算5.1.1主轴转速如图5-1-1所示，b为公称排料口，SL为动腭下端点水平行程，L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。破碎机的主轴转速是n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(BB1)，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 图5-1-1 排料口处排料示意图 t =30/n （2-1a）排料层完全排出下落的高度h为 h =SL/tanL (2-1b)由 (2-1c)令 g = 9800mm/s (2-1d）将式（2-1a）、（2-1b）、（2-1d）代入（2-1c），得 n =2100q (2-1）式中 n - 主轴转速（r/min)； SL - 动腭下端点水平行程（mm）； L - 排料层平均啮角（）； q - 系数，考虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。取q = 0.951.05。高硬度矿石取小值。 破碎机尺寸设计中，动腭下端点水平行程SL 是一个很重要的参数。在动腭其他各点水平行程保证腔内物料充分破碎的情况下，正确选择SL、L 值是发挥机器生产能力的关键。但SL、L及n三者之间应有最佳的匹配，当转速n 不与已知的SL、L相匹配，或者设计的SL、L不与实有转速n相匹配时，都会降低机器的生产能力或增大功耗。尽管式（2-1）已经给出了n、 SL、L三参数间的匹配关系，但并不是说机器任何一组机构尺寸所得到的下端点水平行程SL和给定的L按式（2-1）计算主轴转速n后，都能得到最佳的n、 SL、L三参数匹配方案。根据已知题目给定的生产能力Q，对该机型三参数匹配优化，得出查腭式破碎机表6-3得 SL=29.44mm; L=14; 取q=1代入式（2-1）得：n=193.3 r/min5.1.2生产能力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。由于生产能力不但与排料口尺寸有关，而且与待破物料的强度、韧性、物料性能以及进料的几何尺寸和块度分布有关，因此为同意衡量机器生产能力的高低，标准中的生产能力，是指机器在开边制公称排料口下，每小时所处理的抗压强度为250MPa、堆密度为1.6t/m3花岗岩物料立方米数，称为公称生产能力（m3/h）。参看图5-1，在公称排料口b时，每一运动循环的排料行程下排出的物料棱柱体AA1B1B的体积与每小时转速60n的乘积，即可得到公称生产能力Q的计算公式为 Q=30nLSL(2b-SL)1/tanL (2-2)式中 Q -生产能力（m3/h）； n -主轴转速（r/min）； L -破碎腔长度（m）； b -公称排料口尺寸（m）； SL-动腭下端点水平行程（m）；1-压缩破碎棱柱体的填充度，中小型机在公称排料口下一般取1 =0.650.75。SL=29.44mm; L=14; L=900mm； 1=0.68； 查附表得b=100mm； 代入式（2-2）中，得：Q=71.44 m3/h5.1.3 钳角设计计算 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 5-1-3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 5-1-3 钳角计算图式于是求得 因 f=,故 = 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 偏心距e的计算破碎机的行程是指动腭下端的摆幅。它与偏心轴的偏心距、腭板斜角有关，查非标准机械设备设计手册一般是 S=2.2e式中S动腭行程e偏心距复摆腭式破碎机的下端摆幅为下端水平行程，所以S=29.44mm；得： e=13.38mm5.2 破碎力5.2.1 破碎力的计算以立方体和球体两种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，求出总的破碎力，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。实际破碎作业时，成品多为立方体，故破碎力计算多以立方体物料为依据，还可保证机械工作的可靠性（因人料尺寸相同时，立方体破碎力交球体大）。下面以立方体物料分析。(1) 第一阶段破碎，图5-2-1 表示作用在立方上的力 图5-2-1 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为非标准机械设备设计P580： =（2-）故得F1 = 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N/cm2）； W-立方体物料边长（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:F2=(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F3=假设所破物料的抗劈强度是=500N/cm2 。而颚板齿棱距Z=150mm；W=500mm,则第一阶段破碎力 F1 =807KN此力产生侧向分力,设棱角为90,则侧向力为，即571KN。F2=568KN F3=250KN边长500mm立方体，至少和动颚的一个齿棱相接触，因而此时破碎力为807KN。在特殊情况下，也可能同时与3个齿棱接触，此时破碎力为2421KN。取平均值1614KN。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最后两个冲击的破碎力可能同时出现，因而总破碎力F0=1614+4250=2614KN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.5.2.2 最大破碎力图5-2-2中的曲线是根据破碎力示波图上较大的峰值的统计结果绘制的。实验中把较大峰值的统计值称为满载破碎力，是破碎过程中出现次数最多的破碎力。把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。 式中 - 最大破碎力（N）； 图 5-2-2- 抗压强度 （N/m3）； k- 有效破碎系数，当=20时，取=0.380.42。破碎腔尺寸B、b、L的单位是cm。由已知得 B=90cm； b=15cm； L=120cm； 20； k=0.4取=14700N/m3得； = =2472KN5.3 功率的计算见颚式破碎机教材P64页有公式： P= 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）；n-主轴转速（r/min）-破碎腔平均齿角（）；-机械总效率，由腭式破碎机表2-4和理论计算可知，=0.810.85。 -等效破碎系数，根据腭式破碎机表2-4实测数据，对于中小型机，=0.270.37，对于中大型机，建议取有=0.210.28。已知有 =2472KN； 取=0.27； n=193.3r/min;=20； =29.44mm； 所以得 P= =71.44 KW 所以选功率为75KW。查手册，选JS115-6鼠笼型转子异步电动机，实际转速975r/min, 功率为75KW.JS表示鼠笼型转子异步电动机，11号机座，铁芯长度为5号，6极。 5.4 主要零件受力计算如图5-4-1图5-4-1 复摆腭式破碎机计算图式（1）推力板 式中- 推力板受力（KN）； P- 所选电动机功率（KW）； n- 偏心轴转速 ； h- 动颚行程平均值（m）。=1647.4KN(2 ) 动腭选定偏心轴偏心距e后，动颚和定颚的颚板长度可按经验式选取两种长度可以不等，但为制造方便考虑，再根据破碎腔高和啮角计算取L=2170mm。KN六.各主要零件的设计6.1带轮的设计1.确定计算功率 根据功率是根据传递的功率P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。即 =式中：计算功率，单位为KW； P传递的功率（例如电动机的额定功率），单位为KW； 工作情况系数，见表8-6由机械设计师手册、中册P272表9.2-13查得工作情况系数，故 =97KW2. 选取窄V带带型根据、由P272图9.2-1确定选用SPC型。3.确定带轮基准直径由表9.2-37和表9.2-38取主动轮基准直径=236mm 。从动轮基准直径 =i=1189.44mm 根据表9.2-37，取=1250mm。按要求验算带的速度 m/s35m/s 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0.7()2(),有 1040.2120主动轮上的包角合适。5.计算窄V带的根数z z=由机械设计师手册、中册r/min、=236mm、=1250mm,查表得 =12.76KW =2.47KW =1.04 =0.92 则有 = 6.6 取 z=76.计算预紧力有：=查表8-4得q=0.20kg/m，故= =1041.93N7.计算作用在轴上的压轴力 =14044.4N 8.带轮的结构设计。选用原则见（机械设计.濮良贵、纪名刚.主编）8-4节，材料采用HT200。=236mm300mm所以采用腹板式；采用孔板式。具体结构尺寸见零件图。6.2曲轴(偏心轴)的设计计算取传动装置的总效率=0.96，电动机功率P1 =75KW,n1=1000r/min(最高转速)，主轴的功率P=P1=750.96=72KW,主轴转速n=193.3r/min;转矩得T=9550=687.6N.m1.曲轴主要尺寸的确定在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。其图形见图6-1。图6-1（参考图）经验公式见4.4节，李永堂等主编1)支承颈直径=（4.55）（mm）其中- 标称压力(KN)。所以有=（4.55）=（4.55）=100111取=105mm 。2)曲柄颈直径 =(1.11.4) =(1.11.4)105=115.5147取=120mm。3)支承径长度 根据破碎腔的长度和经验公式取mm。4)曲柄两臂外侧面间的长度 =(2.53.0)= (2.53.0)105=262.5315mm=280mm。5)曲柄颈长度 =(1.31.7)= (1.31.7)105=136.5178.5mm取=160mm。6)圆角半径rr=(0.080.10)= (0.080.10)105=810.5取 。7)曲柄臂的宽度 =(1.31.8)= (1.31.8)105=136.5189mm取=160mm。轴的具体尺寸见偏心轴图纸。2.曲轴的强度校核对载荷做以下简化（图6-2）：（1）带轮对曲轴的作用力比连杆（动腭）对它的作用力小的多，可忽略不计。（2）连杆（动腭）对曲轴的作用力近似看成等于标称压力。 图6-2在曲轴颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩的作用，应按弯扭合成作用计算，但由于弯矩比扭矩大的多，故忽略扭矩的应力。这样，危险截面C-C的最大应力为（4.4节，李永堂等主编）：其中 -标称压力； -曲柄颈长度； -曲柄径直径；-圆角半径。所以得： =50.3=100在B-B 截面上也受到弯扭联合作用，但此扭矩比弯矩大的多，故忽略弯矩的影响。由公式得最大剪应力为：式中 -标称压力-支承颈直径； -公称当量力臂。又有公式：=R(sin)+注： R-曲柄半径; -曲柄转角; -连杆系数; -摩擦系数;取=20；; (见教材).求得:= =26.26所以: =30.24MPa=75MPa所以综合分析:强度符合要求.3.曲轴刚度的计算计算公式见（4.4节，李永堂等主编）：简化式为:= 式中 标称压力；E-弹性模量,钢曲轴E=2.1(N/);曲柄颈长度；b-曲柄臂厚度；r圆角半径；h-曲柄臂厚度；a-曲柄臂宽度；c-曲柄臂形心至曲柄颈心形心的距离。、 -支承颈、曲柄臂、曲柄臂的惯性矩， =， =,=； 、支承颈、曲柄颈的直径；a、b、c、h的尺寸图见图6-3。 图 6-3（参考图） 其余尺寸同上。所以算得：6.3 滚动轴承的设计计算 6.3.1 轴承的选择 在轴上共有2对轴承，动腭上部两端为双列球面滚子轴承支承在偏心轴上：偏心轴外侧轴颈装有支座主轴承，选深沟球轴承。以双列球面滚子轴承为例，材料选用为了ZcuPb30,结构参见机械设计手册、单行本、轴承、成大先主编选为23121，为双列调心磙子轴承。6.3.2 轴承的验算1.已知d=105mm的调心磙子轴承，轴承受径向载荷=494.22KN，转速n=38r/min,要求寿命=500h。根据机械设计师手册P6-200（6-2-1） C基本额定动载荷计算值，N; P当量动载荷，按式（6-2-2）计算，N 寿命因数，按表6-2-8选取； 速度因数，按表6-2-9选取； 力矩载荷因数，力矩载荷较小时=1.5，力矩载荷较大是=2； 冲击载荷因数，按表6-2-10；温度因数，按表6-2-11选取；查表6-2-8至6-2-11得：=1；=0.961；=2； =2； =1.0=1664KNKN480KN 所以该轴承符合七 用solidworks对一个主要零件进行有限元分析7.1 Solidwork软件介绍在实际的工业生产中，许多产品的外观和一些零件的形