复摆鄂式破碎机

1、复摆鄂式破碎机 系部名称： 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 教师职称： 摘 要 颚式破碎机经100多年的实践和不断改进、其结构已日臻完善我国自50年代仿制颚式破碎，经过近50年的摸索和研究、设计资料更加完善、设计方法更加先进，结构更加合理、产品性能更加优良。由于它具有结构简单、工作可靠、制造容易、维修方便等其他破碎机无法替代的优点，至今仍广泛应用于工业各部门，而且我国生产的破碎机还远销世界各地。据不完全统计，我国目前每年生产各型号颚式破碎约万台，但得到广泛使用的还是传统复摆颚式破碎机。各种制造厂家的产品技术水平相差悬殊，有少数厂家的产品已接近世界先进水平，大多数厂家的产品差距很大

2、。为缩短差距和赶上世界先进水平，发展和提高现有颚式破碎机技术水平是必要的，现在这个行业竞争比较激烈，光靠传统的颚式破碎机已经满足不了市场的需求，需要对现有的机器进行改进。 复摆颚式破碎机的破碎工作是在两块颚板间进行的，其中一块固定在机架上称为定颚板，另一块装在运动的动颚体上称为动颚板，其表面一般为牙形。当动颚板周期性地靠近与远离定颚板时，完成破碎与排料工作，现在机构中加一个过载保护系统，能更好的延长机器的寿命。 与简摆颚式破碎机，复摆颚式破碎机上下水平行程分布较合理，且有较大的垂直行程，有利于破碎腔内的物料下移，因此其生产能力高于简摆颚式破碎机约30%。同时也因为过大的垂直行程，使其定、动颚板

3、磨损很快，大大降低了使用寿命。 本论文主要对复杂摆动破碎机的结构和参数的设计和计算作了重点介绍和论述以及介绍了过载保护系统，通过对复摆颚式破碎机的结构和过载保护系统设计，我们更好的了解了机器的性能和工作原理，并且延长了机器的使用寿命，在技术上获得了更大的突破。关键字：破碎机，材料，矿石，岩石，周期性Jaw type crusher of compound pendulum and overload protection Abstract Jaw type crusher improves and continuously by the practice of more than 100 yea

4、rs , its structure have become better day by day our country from 50 decade copy jaw type breakage, pass near 50 years grope and study , design information more perfect, design method more advanced, structural more reasonable, product performance is more fine. Since it has structure, is simple , wor

5、k reliable , production the other crushers such as easy, maintenance convenience the advantage that can not replace , so far, still apply extensively in each industrial department and the crusher of our country of production still sells world every place. According to not complete statistics, our co

6、untry now produces various jaw type broken contract ten thousandses every year. The broken work of jaw type crusher of compound pendulum is carried out between two pieces of jaw board, in which a fix in frame on is called as surely jaw board, another piece pack in sport move jaw body on is called as

7、 to move jaw board, its surface is tooth shape normally. When moving jaw board periodicity land is near and is far away from surely jaw board , completion is broken to work with row material. With letter pendulum jaw type crusher, on the jaw type crusher of compound pendulum enter the water parallel

8、 Cheng distribution than reasonable, and there is greater vertical route, the stock that is helpful for broken cavity moves , therefore its productivity is higher than letter pendulum jaw type crusher contract 30%. At the same time also because of exceptional vertical route, make it decide and move

9、jaw board wear very rapid, have reduced service life greatly. In the thesis,the design and calculate of parameter and structure of the break are introducing anddescribing,especially the physical pendulum jaw type mainly. Have four chaper in the thesis,Chapter one:The use and the opertation principle

10、; Chapter two: Choice and calculation of the parameter;Chapter three:Calculation of the major part;Chapter four:Caculation and choice of the physical dimension of the major part.Keywords: Crusher Material Ore Rock Periodicity Overload protection目 录前 言1第1章 破碎机概述21.1 破碎机的用途及破碎理论2 1.1.1用途2 1.1.2破碎理论21.

11、2 破碎机分类、工作原理3 1.2.1分类3 1.2.2工作原理31.3颚式破碎机4 1.3.1工作特点和类型4第2章 颚式破碎机参数的选择和计算72.1 颚式破碎机的结构及运转72.2 结构参数的选择与计算7 2.2.1给矿口与排矿口的尺寸7 2.2.2钳角8 2.2.3动颚摆动行程s和偏心距r9 2.2.4主要构件尺寸的确定102.3 工作参数的选择与计算13 2.3.1偏心轴的转数13 2.3.2生产能力15 2.3.3功率确定15第3章 颚式破碎机主要零件的计算173.1 颚式破碎机主要零件的受力分析17 3.1.1 确定推力板的压力173.2 主要零件的强度计算18 3.2.1推力板

12、的强度计算19 3.2.2动颚的强度计算19 3.2.3偏心轴的强度计算22 3.2.3飞轮28第4章 颚式破碎机主要零件结构尺寸的计算与选择314.1 皮带及带轮的设计31 4.1.1确定计算功率31 4.1.2选用窄V带带型31 4.1.3确定带轮基准直径31 4.1.4确定窄V带的基准长度和传动中心距31 4.1.5验算主动轮上的包角32 4.1.6计算窄V带的根数Z32 4.1.7计算预紧力32 4.1.8计算作用在轴上的压轴力32 4.1.9带轮的结构设计334.2确定偏心轴的直径及跨距334.3轴承的选择及验算35 4.3.1轴径d=190mm处的轴承35 4.3.2机架处的轴承

13、36第5章 过载保护系统的设计 375.1对过载保护系统的介绍和选择 .37 5.1.1过载保护系统的应用. 5.1.2过载保护系统种类和选择.5.2颚式破碎机的双气动保护系统. 5.2.1过载保护装置的工作原理. 5.2.2双气动系统的设计. 5.2.3 双气动控制控制系统的设计. 5.2.4 双气动的设计.结 论 37参考文献38致谢39IV键入文字前言 本设计的课题是复杂摆动颚式破碎机结构和过载保护系统，颚式破碎机是一种最古老的破碎机，但由于它的结构简单，工作安全可靠，处理物体范围大，很适宜破碎硬的物料，因此颚式破碎机在冶金，煤炭，化工，建材等工矿企业中被广泛的应用，在水泥厂也是使用最广

14、泛的一种，但是其破碎比小，破碎后的物料粒度不均匀，它是间歇工作，有空转行程，但是对于物料的粗碎和中碎，却是一种比较好的方法，所以在工矿企业中仍然被广泛的应用。但是随着社会的发展，人们为了降低成本，增加机器的寿命，要对机器进行改进，所以增加过载保护系统也是一种延长机器寿命的方法。颚式破碎机是矿山生产、建设用料加工及聚合化工生产的主要设备之一，被广泛地应用于各种金属与非金属矿山、化工矿物以及水泥、建材等物料的生产加工中。近年来，随着矿山生产和建材加工中一些新理论的提出，用户希望散体矿石能够在破碎阶段尽可能地得到粒度更细、块度更好的产品，以及生产自动化，降低人力成本。此外，随着全球矿产贫化现象的出现

15、，在保持或增加各种金属与非金属矿产量的前提下，要求处理的原矿量就大大增加，这对破碎设备提出更高的要求，也面临更大的挑战。无疑，现行落后的颚式破碎机不能承担新时期的生产任务，必须开发高性能、低能耗、延长机器的寿命的颚式破碎机，这样才能更有竞争力。第1章破碎机概述1.1 破碎机的用途及破碎理论1.1.1 用途它是原料、材料、燃料、电力和钢铁等基础工业部门生产过程中的主要设备之一。用以将原矿或一定粒度的物料（包括矿石、岩石和煤炭等）破碎到所要求的粒度。1.1.2 破碎理论各种矿石的机械性能各不相同，然而矿石的抗压强度均大于其抗弯强度或抗拉强度。进行机械设计时，要充分利用这个特点，选用相适宜的方法。机

16、械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料间的内聚力，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：一、压碎 将矿石置于两个破碎表面之间，施加压力后矿石因压应力达到其抗压强度极限而被破碎。（图1-1 a）二、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极限。（图 1-1 b）三、折断用两个带有多个尖棱的工作表面挤压矿石时，矿石就象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极限时矿石被折断。（图1-1c）四、磨碎 矿石与运动工作表面之间受到一

17、定压力和剪切力时，矿石内的剪切应力达到其剪切强度极限时，矿石粉碎。（图1-1 d）五、冲击破碎 矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图1-1 e）由于破碎力是瞬间作用的，所以破碎效率高，破碎比大，能量消耗大，但锤头磨损严重。 a）挤压 b）劈裂 c）折断 d）磨碎 图1-1 矿石的破碎及磨碎方法1.2 破碎机分类、工作原理1.2.1 分类根据机械的工作原理和结构特性，目前在工业生产上广泛使用的破碎机分为7种类型：颚式破碎机、旋回破碎机、圆锥破碎机、锤式破碎机、反击式破碎机、辊式破碎机和选择性破碎机。1.2.2 工作原理一、颚式破碎机工作原理：借助于动颚周期地靠近或离开固定颚，使进入破碎腔中的

18、物料受到挤压、劈裂和弯曲作用而破碎。破碎后的物料靠自重从排矿口排出。按照动颚运动轨迹的不同，可分为简单摆动颚式破碎机和复杂摆动颚式破碎机。1.简单摆动颚式破碎机主要适用于粗碎（也有用于中碎的）坚硬、韧性或耐磨性物料，衬板寿命较复杂摆动颚式破碎机长。名义破碎比。2.复杂摆动颚式破碎机主要适用于中碎或细碎（也有用于粗碎的）各种硬度的材料。其特点是只有一个肘板，动颚运动轨迹为向下倾斜的椭圆，动颚上部水平行程大，可以满足破碎矿石所要求的压缩量。动颚向下运动时，有促进排矿作用。在条件相当的情况下，生产率较简单摆动式破碎机高30%左右。然而，由于动颚垂直方向的行程大，增大了颚板的磨损和产品过粉碎的现象。名

19、义破碎比。1.3 颚式破碎机1.3.1 工作特点和类型颚式破碎机的工作部分是两块颚板，一是固定颚，垂直（或上端略外倾）固定在机体前壁上，另一是活动颚板，位置倾斜，与固定颚板形成上大下小的破碎腔（工作腔）。活动颚板对着固定颚板作周期性的往复运动，时而分开，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物料受到挤压、弯折和劈裂作用而破碎。1a）单摆动式 b）复杂摆动式 1定颚 2心轴 3偏心轴 4动颚 5连杆 6退力板 图1-2颚式破碎机的主要类型颚式破碎机按照活动颚板的摆动的方式的不同，可以分为简单摆动式颚式破碎机、复杂摆动式颚式破碎机和综合摆动式颚式破碎机三种。

20、简单摆动颚式破碎机的工作示意图见图1-2a）动颚4悬挂在心轴2上，可做左右运动。偏心轴3旋转时，连杆5做上下往复运动，实现破碎和卸料。此种破碎机采用曲柄双连杆机构，虽然动颚上受有很大的破碎反力，而其偏心轴和连杆却受力不大，所以工业上多制成大型机和中型机，用来破碎坚硬的物料。此外，这种破碎机工作的时候都是以心轴为中心的圆弧，圆弧半径等于该点至轴心上的距离，上端圆弧小，下端圆弧大，破碎效率较低，其破碎比一般为3-6。由于运动轨迹简单，故称为简单摆动式颚式破碎机。简单摆动式颚式破碎机的优点是：结构紧凑简单；偏心轴等传动部件受力较小；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；动颚颚板的磨损

21、较小。复杂摆动颚式破碎机的工作示意图见图1-2b）动颚4上端直接悬挂在偏心轴3上，作为曲柄连杆结构的连杆，由偏心轴的偏心直接驱动，动颚的下端铰接着推力板6支撑到机架的后壁上。当偏心轴旋转时，动颚上各点的运动轨迹是由悬挂点的圆周线（半径等于偏心距），逐渐向下变成椭圆形，愈向下部，椭圆形愈偏，直到下部与推力板连接点轨迹为圆弧线（图1-3）由于这种机械上各点的运动轨迹比较复杂，故称复杂摆动式颚式破碎机。复杂摆动颚式破碎机工作时，偏心轴作逆时针旋转，因此，对所装入的物料块有向下推并夹持的作用。在动颚的整个往返摆动过程中，顶部的水平摆动约为下部出料口的1.5 倍，而垂直摆幅则下部略大。就整个动颚而言，垂

22、直摆动为水平摆动的2-3倍。由于水平摆动幅度上大下小，有利于对上部的的块物料进行破碎，并使整个破碎腔内的物料受到的破碎力比较均匀。由于垂直摆动幅度下大上小，有利于整块动颚作复杂运动，因此对物料块不但起到挤压、劈裂、弯折作用，还能起碾搓作用，故可破碎一些稍微粘湿的物料。复杂摆动颚式破碎机与简单摆动式颚式破碎机相比：优点：一、质量较轻、构件较少、结构更紧凑； 二、破碎腔内充满程度较好，所装物料块受到均匀破碎，加以动颚下端强制性推出成品卸料，故生产率较高，比同规格的简单摆动式颚式破碎机的生产率高出20-30%； 三、物料在动颚下部有较大的上下翻滚运动，容易呈立方体的形状卸出，减少了像简单摆动颚式破碎

23、机产品中那样的片状成分，产品质量较好。缺点：由于这种破碎机的动颚垂直摆动幅度较大，物料对颚板的磨削作用严重，颚板磨损快，增大了能量消耗，加剧了物料的过度破碎，产生的粉尘也较多。第2章 颚式破碎机参数的选择和计算2.1 颚式破碎机的结构及运转电动机通过小带轮及三角带，将运动传给大带轮，从而带动偏心轴转动。动颚上部内孔两端的双列向心球面滚子轴承支撑在偏心轴上，偏心周外侧轴颈支座主轴承，主轴承外圈与机架上的镗孔相配合，并用螺栓固定在机架上，在偏心轴两外部分分别装有大带轮和飞轮，以调整破碎机工作时主轴的运转速度的波动。动颚的下部由推力板支撑，退力板的另一端支撑在与机架的后壁相连的楔铁调整机构上，可在由

24、机架侧壁上两凸台构成的滑道中滑动。当需要调整排料口尺寸时，只要调整在楔铁上的螺栓，使楔铁上下滑动，带轮调整座在滑道中前后移动即可完成。有的机构上采用组合调整片来调整排料口的尺寸。全套图纸 有意者加QQ 2609116541专业毕业设计代做2.2 结构参数的选择与计算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。2.2.1 给矿口与排矿口的尺寸由于给定最大排料粒度：对于小型破碎机的给矿口宽度B：取 对于中小型破碎机的矿口长度L：为了获得较高的生产率，L的值可取的大些，国外生产的中小型破碎机就有L/B=2.5-5取L=1000m

25、m 排矿口的最小宽度e：对于复摆式颚式破碎机B为了满足更大的破碎比取e=15mm 2.2.2 钳角破碎机的动颚与固定颚之间的夹角称之为钳角。当物料破碎时，必须使物料块既不向上滑动，也不会从给矿口中跳出来。为此，钳角应该保证物料块与颚板工作表间产生足够的摩擦力以阻止物料被挤出去。为了确定角，应当分析当物料被颚板挤压时作用在石块上的 力的情况。 图2-1 物料块受力分析假设物料的形状为球形，当颚板压紧物料时，作用在物块上的力如图2-1所示。和为颚板作用在物块上的压碎力，其方向垂直与颚板表面。由于压碎力所引起的摩擦力和是平行于颚板表面的，是颚板与物料之间的摩擦系数，破碎物料时的平衡条件为： (2-1

26、)水平分力的总和等于零： (2-2)联解以上两式可得： 令表示摩擦角，则故 ， 即由上式可知，为了使颚式破碎机正常的进行破碎工作，钳角应该小于摩擦角的2倍。不然矿石就会向上跳出，而不被压碎。一般情况下，颚板与物料见的摩擦系数（或）因此，在生产实际中，颚式破碎机的钳角多取为范围内， 初选对于复杂摆动颚式破碎机，钳角不应大于；简单摆动颚式破碎机不应大于。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，虽可增大破碎比，但同时又减少生产能力。因此，在选择钳角时，应当全面考虑。取 2.2.3 动颚摆动行程s和偏心距r动颚摆动行程s是

27、破碎机最重要的结构参数。在理论上，动颚摆动行程应按物料达到破坏时所需之压缩量来确定。然而由于破碎板的变形，及其与机架间存在的间隙等因素的影响，实际选取的动颚摆动行程远远大于理论上求出的数值。由于物料在破碎腔由上向下逐渐变小，所以只要动颚上部摆动行程能够满足破碎物料需要的压缩量就可以。根据实验，破碎腔的上部摆动行程，应大于。对于复杂摆动颚式破碎机的动颚摆动行程受到排矿口宽度的限制。因为动颚下部的行程增加大于排矿口最小宽度的0.3-0.4倍，将引起物料在破碎腔下部的过压现象。容易造成排矿口的堵塞，使负荷急剧增大，所以动颚下部的动颚摆动行程不得大于排矿口宽度的0.3-0.4倍。实际上，动颚摆动行程是

28、经验数据决定的。通常对于大型颚式破碎机：s=25-45mm；中小型破碎机：s=12-20mm。动颚的动行程确定好以后，偏心轴的偏心距r可以根据初步拟定的机构尺寸利用画机构图的方法来确定。通常，对于复杂摆动式颚式破碎机：；对于简单式颚式破碎机：。根据实验，破碎机上部摆动行程应大于。实际上对于中小型破碎机：s=12-20mm目前用计算工称排料口时，下端水平行程的计算公式有s=0.1415B0.85=15.45mm (2-3)在保证物料不压实（80.9），粉化的前提下提高下端水平行程可提高生产能力取s=16mm。动颚的摆动行程确定以后，偏心轴的初步拟定的构件尺寸利用画机构图的方法来确定。通常，对于复

29、杂摆动颚式破碎机：取r=122.2.4 主要构件尺寸的确定一、破碎腔的高度在钳角一定的情况破碎腔的高度由所需要的破碎比确定。通常，破碎腔的高度：为了获得较高的生产率，将H取的大些。取H=710 图2-2 颚式破碎机简图二、偏心距r对连杆长度l的比值在曲柄摇杆机构中，当曲柄作等速回转时，摇杆来回摆动的速度不同，具有急回运动的特征。连杆越短，即的值越大，则这种现象就越显著。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的。因此，连杆的长度不宜过短。对于中小型破碎机： （2-4） ， 取 取三、动颚轴承中心距给矿口平面的高度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物料，在给矿口

30、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：。根据实验，当生产率达到最大值时，动颚悬挂点的合适高度为：；对于复杂摆动颚式破碎机为，L为动颚的长度。对于复杂摆动颚式破碎机 （2-5）取 式中: L 动颚的长度 四、推力板长度K 当动颚的摆动行程s和偏心距r确定后，在选取推力板时，对于简摆式破碎机，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。推力板长度与偏心距的关系为：。式中:、 推力板的最小、最大值，m； R 偏心距，m。复摆式颚式破碎机的推力板也可按上述公式选取，通常传动角。根据机构的整体尺寸选取K=300。

31、五、破碎腔的形状破碎腔的形状是决定生产率、动力消耗和衬板磨损等破碎机性能的重要因素。破碎腔的形状有直线型和曲线型两种。如图所示，图中实线表示颚板闭合时的位置，虚线表示颚板后退最远位置。 a）直线型破碎腔； b）曲线型破碎腔 图2-3 破碎腔形状示意图图中的许多水平线，表示物料在陆续向下运动时所占据的区域。处在水平面1上的物料，当动颚摆动到虚线位置时，便下落到水平面2上。两水平面1和2间的的垂直距离，就是破碎机在空转行程使料块下落的距离。在颚板下一次的工作形成中，水平面2处的物料则被压碎。到空转行程时，料块便落到水平面3上，依次类推，料块逐渐被破碎而粒度逐渐减小，最后通过排矿口排出去。由图2-3

32、 a）可以看到，在直线型破碎腔中，个连续的水平面间形成的梯度断面的体积向下依次递减。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。于是在排矿口附近几容易发生堵塞现象，这是造成机器过载和衬板下端磨损的主要原因。图2-3 b）表示曲线型破碎腔，它是将固定颚板改成曲线型，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，各连续的水平面间形成的梯度断面的体积，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，有利于排料。由于堵塞点上移，故在排矿口附近不易发生堵塞现象。2.3 工作参数的选择与计算2.3.1 偏心轴的转数 对于颚式破碎

33、机，动颚的摆动次数由偏心轴的转数决定。在一定的范围内，偏心轴转数增加，破碎机的生产能力相应的增加。但是，当动颚摆动超过一定的限度撕，再增加转速，生产能力增加的十分缓慢，有时甚至还下降。而其功耗却迅速上升，由于过高的偏心轴转数使破碎好的物料来不及由卸料口卸出，反而影响了生产能力的提高。图2-4 破碎机物料梯形截面棱柱体为了求得偏心轴的转数，可做如下假说：一、由于颚身较长摆动幅度不大，故 故假定动颚为平移运动 ，钳角不变；二、颚离开固定颚已破碎的物料呈梯形断面的棱柱体靠自重自由落下。由图可知，为了不妨碍物料排出，物料棱柱体落下时必须满足的条件，即活动颚板在离开的时间t内，破碎物料必须落下的高度应为

34、h；当偏心轴转动一周时，活动颚摆动两次。设n为动颚没分钟摆动的次数，则动颚一次单向摆动的时间为： （2-6）式中:t 动颚一次单向摆动的时间，s； n 动颚每分钟摆动的次数，r/min。棱柱体在其自重的作用下自由的通过排矿口的时间：由于 ，则令，则可求得理论上的生产能力最高的动颚摆动次数为： （2-7）式中:h 破碎物料落下的高度，m； g 重力加速度，g=98c。由图2-4可知： （2-8）式中:s 动颚下端的行程，m。由以上几式联立并简化可知： 由于上式未考虑物料性质和破碎机类型等因素的影响，因此，只能用于粗略地确定破碎机的转速。通常，破碎坚硬物料时，转速应取小些；破碎脆性物料时，转速可取

35、大些。取n=330r/min2.3.2 生产能力颚式破碎机的生产能力是指在单位时间内能破碎的数，也称为产量或生产率。颚式破碎机的生产能力是以动颚摆动一次，从破碎腔中排出一个松散的棱柱体的物料为计算依据。根据图，动颚摆动一次，排出的棱柱断面积为：棱柱体的长度即为破碎腔的长度L，故棱柱体的体积为：若动颚每分钟摆动n次，则破碎机的生产能力为： （2-9）式中:-松动系数，中、小破碎机可取较高值（=0.650.7），取=0.65 -破碎物料的密度t/m3 ，假想物料为大块石料，其密度为1.61.7。取=1.6，所以生产能力Q=9.375×1.6+15t2.3.3 功率确定颚式破碎机的工作是间

36、歇性的，其破碎力大小在零和最大值之间变化，动颚摆向定颚破碎物料时，作用力从零逐渐增大，及至物理发生破碎的瞬间增至最大值Pmax，然后又降至零。它通过飞轮对不均匀的破碎力起均衡调节作用，使电动机输出功率均衡稳定。因此，在确定电动机功率时，不是用最大破碎力，而是用每一转中颚板对物料的平均作用力Pm进行计算。（MN）（Pmax为最大破碎力，Pmax=2.7LH）根据实验测定=0.20.21平均作用力Pm的作用点，可以近似认为其方向垂直于固定颚板，并以集中力的方式通过其中点，指向动颚的C点。颚式破碎机破碎物料时每一转需要的破碎功为 A=Pms/ （MJ） （2-10）式中s/平均作用力合力的着力点行程

37、，m颚式破碎机物料的需要的功率为 （KW） （2-11）式中：机械效率，一般取=0.60-0.75。根据实验得知s/为 （2-12）式中： m颚式破碎机的结构参数；，取m=0.5，s/=CC/=ms=0.5×2r=r式中：r偏心轴的偏心距，m于是，得出其破碎物料所需要的功率N为（KW）颚式破碎机需要的电动机功率，考虑到破碎物料是可能过载以及启动的需要，一般应有一定的储备功率取N=37（KW）第3章颚式破碎机主要零件的计算3.1 颚式破碎机主要零件的受力分析复摆式颚式破碎机的动颚受三个力作用：1）推力板的作用力TCB；2）物料块对动颚的反作用力P；3）动颚偏心轴的轴承反力PHD。3.1

38、.1 确定推力板的压力如图3-1所示，推力板在破碎物料时所受的压力TCB，可采用经验公式确一、推力板的作用力TCB （N） （3-1）推力板压力TCB可以分解为两个分力，与动颚垂直的分力T1以及与动颚平行的分力T2。 （3-2） 动颚二、物料块对动颚的反作用力P （N） （3-3）三、动颚偏心轴的轴承反力PHD （N） （3-4） （N） （3-5） （N） （3-6）R1、R2为轴承反力PHD在动颚垂直和水平方向的分力取=45º，得：1、推力板的压力 2、物料块对动颚的反作用力3、动颚偏心轴的轴承反力 取轴承反力3.2 主要零件的强度计算 颚式破碎机的主要零件有：偏心轴、动颚、推力

39、板、动颚的拉杆、机架和飞轮等。下面将介绍主要几个零件的强度计算方法：3.2.1 推力板的强度计算推力板是颚式破碎机中构造简单成本较低的零件。故计算时要降低其安全系数，设计时建议其许用应力提高25% - 30%。为了削弱推力板的断面强度。有时沿其宽度方向布有通孔。图3.2 推力板的结构尺寸一、推力板的压应力已知推力板的结构尺寸，如图3-2所示 二、推力板的许用应力由于推力板是个过载保护件，所以推力板材料选用铸铁HT15-33，查机械零件手册得压=63.70（MPa）压=因，因此推力的强度安全可用。3.2.2 动颚的强度计算动颚可按简支梁进行强度计算，其受力与作用力如图3-3所示一、最大弯矩。-二

40、、组合应力1、动颚危险断面上的弯曲应力 图3-3 动颚的作用力、弯矩、剪力图 式中为动颚的截面模数，2、动颚危险断面上的弯曲应力式中为动颚的受拉面积，3、动颚危险断面上的偏心弯曲应力式中为动颚作用力的偏心距，；其偏心处截面模数三、动颚危险断面的剪应力按材料力学公式： （3-7）式中： Q危险面上的垂直分力，Q=T2=532576（N） J危险面的极惯矩，S=3120（cm3） S动颚的静矩，S=3120（cm3） b剪切危险断面与中心轴相交的宽度（见结构图），b=20（cm）四、危险断面上的主应力五、许用应力的确定1、脉动循环持久极限查机械零件设计手册得：按机械设计相关表格：2、工作安全因数

41、（3-8）选取 故 因此动颚的强度安全可用。3.2.3 偏心轴的强度计算偏心轴是颚式破碎机重要的零件，它的一方面要使动颚按照所要求的轨迹运动。另一方面传递破碎矿石所必须的功率。所以偏心轴是受弯曲而后扭转的联合作用的零件。一、偏心轴的受力分析偏心轴由轴承支撑在机架上，偏心轴受支反力、，如图3-4所示。偏心轴中部通过轴承悬挂动颚，偏心轴受动颚的动颚的支撑反力、。偏心轴两端装有飞轮和皮带轮。为此，偏心轴为对称结构。由图3-3可见，在偏心轴上作用着两种外力：一种是通过轴心线O的径向力、，它们引起轴的弯曲；另一种是以轴心线为矩心的力矩，阻力矩、和原动力矩M，它们引起轴的扭转。图3-4 破碎机偏心轴受力情

42、二、偏心轴受的外力矩1. 阻力矩破碎机在工作过程中，偏心轴受动颚的支撑反力、。当偏心轴在旋转过程中由于支撑反力、产生阻力矩、。此阻力矩随着转角变化而变化。 （3-9）式中：m 阻力矩， ，； 、 偏心轴受动颚支撑反力，N； r 偏心轴的偏心距，m； 偏心轴旋转变化角，当=0时m最大。偏心轴与动颚相配的两个轴颈受到外力=，为此产生的阻力矩： 2. 原动力矩 偏心轴在旋转时产生的阻力矩需要原动力矩M与之平衡，原动力矩M当然要由电动机供给一部分。 （3-10）式中：N 破碎机需要的功率，kW； n 主轴的转速，r/min。 原动力矩要比阻力矩小的多，但机器却能照常工作，并没有停下来。这是因为偏心轴上

43、装有两个飞轮（其中一个是皮带轮）在起调节作用。当阻力矩较小时，电动机使飞轮加速，积蓄功能。当阻力矩较大时，飞轮速度降低，释放动能，帮助电动机一起工作。两个飞轮供给原动力矩为： 式中：、 两个飞轮顶力矩，。 整个偏心轴承受最大外扭矩的情形，如图3-5所示，原动力矩、和阻力矩、相平衡。 图3.5 偏心轴扭矩分析3. 扭矩图偏心轴上作用着四个集中力矩，自右向左：、和。这四个外扭矩把轴分为三个区段：第一区段： （轴呈右螺旋扭转）第二区段： （轴呈右螺旋扭转）第三区段： （轴呈左螺旋扭转） 每一区段中的等于一个常数，可用一条平行轴线来表示，从而可以画出扭矩图（见图3.4b）。三、偏心轴受的弯矩偏心轴在外

44、力作用下（、），产生弯曲变形。偏心矩产生的弯矩在支撑点A、B处为零，在、处为最大值。即： 因为=，=，所以。偏心轴的弯矩图在与之间为一直线，到A、B点是斜线。四、偏心轴的强度计算1. 扭转强度校核对偏心轴进行扭转强度校核，主要找出受扭最危险的截面，由图3-4知受扭矩最大、轴颈最细的截面是安装皮带轮处。 （3-11）式中： 偏心轴所受的最大剪应力，MPa； 集中外力矩，； 抗拒截面模量，； 许用剪应力，MPa。 =25-45MPa偏心轴在每转中的受扭过程就有三种状态：在破碎矿石时，偏心轴受有剪应力。在非破碎过程中，偏心轴=0。于是，在破碎机每一个工作循环中，偏心轴受剪应力由00交替变化，是脉动循

45、环剪应力。故其许用剪应力用来表示。，对于钢材：。所以，轴的扭转强度满足要求。2. 弯曲强度校核由图可知，偏心轴轴颈处受弯矩最大，而该处轴颈又最小，故是弯曲的危险截面。其弯曲应力为： （3-12）式中： 弯曲应力，MPa； 最大弯矩，； d 偏心轴颈处的直径，m； 许用应力，MPa3.许用应力的确定：破碎机在工作阶段，作用在偏心轴上的弯曲力方向与大小，都近似不变，弯曲应力达到最大值。而在非破碎阶段，无载荷时，弯曲应力为零，这似乎是脉动循环交变应力。但仔细考虑却不完全是这种应力状态由图（3-6a）所示，偏心轴的偏心才在下方（即非工作状态），偏心轴受力为零。当偏心轴向上运动，动颚逐渐压紧矿石，偏心轴受力逐渐增大。 a）非工作状态； b）工作状态图3-6 偏心轴受到的弯曲应力当偏心轴转到最上如图3-6b）所示，偏心轴受到最大弯曲应力。A点为凹面（受压应力），B点为凸面，（受拉应力）。当轴继续转动，在这1/2圈内，A点是由受压应力向受拉应力转变。B点是由受拉应力 向受压应力转变。 这样看来如 图3-6b）所示，图3-6b）所示，偏心轴受近似对称循环交变应力，但设计时不能完全按对称循环交变应力考虑，要进行修正。 a)受力；b）Mn；c）Mw图3-7 弯扭组合强度校核 所以，