简摆颚式破碎机设计机械CAD图纸

1、简摆颚式破碎机设计摘 要：本文主要针对简摆颚式破碎机的设计，通过了解其国内外的发展现状，比较了简摆和复摆以及其他颚式破碎机的优缺点，设计了性能优良的简摆颚式破碎机。本文介绍了颚式破碎机的发展现状和研究颚式破碎机的意义，通过对颚式破碎机的对比分析，确定了简摆颚式破碎机的总体方案；阐述了简摆颚式破碎机的工作原理和特点；分析了主要零部件的结构，包括保险装置、调整装置、机架结构及润滑装置等；计算了简摆颚式破碎机的主参数（主轴转速、生产能力、破碎力、功率等），从而确定了破碎机的型号为PEJ-600×900。然后本文对颚式破碎机的主要零部件包括推力板、连杆、动颚、偏心轴、皮带轮等进行了设计和校核

2、。The Design of Simple Pendulum Jaw CrusherAbstract: the design of simple pendulum jaw crusher, through understanding the development of its status in domestic and foreignintroducessimple pendulum jaw crusher is determined; and then it expounds the working principle and characteristics of simple pend

3、ulum jaw crusher, analyses the structure of the main components, devicesdevicesdevicedesign verification includes a thrust plate, link, moving jaw, eccentric shaft, pulley and other important componentsIn addition, a brief introduction of the jaw crusher installation of major components, jaw crusher

4、 equipment failure analysis and treatment measures.Key words：simple pendulum jaw crusher; check; design目 录1 绪论11.1 选题背景11.2 课题的意义21.3 研究的内容，采用的方法与步骤22 概述33 颚式破碎机的工作原理及类型53.1 简摆颚式破碎机53.2 复摆颚式破碎机83.3 综合摆动型颚式破碎机93.4 其他类型颚式破碎机93.5 颚式破碎机的选择104 主要零部件的结构分析114.1 连杆114.2 动颚114.3 齿板的结构124.4 肘板124.5 调整装置134.6

5、保险装置144.7 机架结构144.8 传动件154.9 飞轮164.10 润滑装置165 简摆颚式破碎机的主参数计算175.1 给矿口尺寸确定175.2 钳角175.3 动颚摆动行程与偏心轴的偏心距185.4 主要构件尺寸的确定195.4.1 破碎腔高度H195.4.2 偏心距r对连杆长度l的比值195.4.3 推力板长度K195.5 主轴转速205.6 生产能力215.7 破碎力和破碎功率的计算225.7.1 最大破碎力225.7.2 功率的计算226 主要零部件的设计及校核236.1 电动机的选择236.2 V带传动设计236.3 推力板的受力分析及校核246.4 连杆的受力分析256.

6、5 动颚的受力分析及校核256.6 心轴的设计和校核266.7 偏心轴的设计和校核276.7.1 偏心轴的设计276.7.2 偏心轴的校核286.8 键的选择与校核296.9 轴承的选择与校核307 颚式破碎机的安装与运转317.1 破碎机的安装317.2 机架的安装317.3 连杆的安装317.4 肘板的安装327.5 动颚的安装327.6 齿板的安装327.7 破碎机的运转328 颚式破碎机主要零件的修理348.1 齿板的修理348.2 动颚的修理348.3 偏心轴与动颚悬挂轴的修理34结论36参考文献37致谢381 绪论1.1 选题背景颚式破碎机是1858年由美国人 发明的。自第一台颚式

7、破碎机问世以来至今将近 150 年的历史，其结构不断完善，性能不断提高。由于颚式破碎机构易使用维修方便等优点，广泛用于矿山、冶金、建材、化工等工业原料的破碎作业。本文仅对中型颚式破碎机的调整装置设计作若干改进，以满足生产之需要，满足对产品的不同粒度的要求。与以往大型破碎机常采用的垫片调整装置相比，本调整装置比较简便，可以快速调整到位。颚式破碎机主要用于抗压强度不超过320兆帕的各种物料的中碎、粗碎作业，具有破碎比大、产量高、产品粒度均匀、结构简单、工作可靠、维修简便、运营费用经济等特点。该破碎机已广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利等部门1。颚式破碎机性能特点： 结构简单、维修使用方便

8、；性能稳定，运营成本低；破碎比大。颚式破碎机工作原理： 工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动颚周期地靠近、离开定颚，从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎，使物料由大变小，逐渐下落，直至从排料口排出。本破碎机主要用于各种矿石与大块物料的中等粒度破碎，可破碎抗压强度不大于320Mpa的物料，分粗破和细破两种。该系列产品规格齐全，其给料粒度为125mm750mm,是初级破碎首选设备。第一道破碎机通常称为"主"破碎机。历史最长，也最坚固的破碎机是颚式破碎机。为颚式破碎机喂料时，物料从顶部入口倒入含有颚齿的破碎室。颚齿以巨大力量将物料顶向室壁，将之破碎成更小的石块。支持颚齿运动

9、的是一根偏心轴，此轴贯穿机身构架。偏心运动通常由固定在轴两端的飞轮所产生。飞轮和偏心支持轴承经常采用球面滚子轴承，轴承的工作环境极为苛刻。轴承必须承受巨大的冲击载荷，磨蚀性污水和高温。颚式破碎机工作原理：破碎机的结构主要有机架、偏心轴、大皮带轮、飞轮、动颚、侧护板、肘板、肘板后座、调隙螺杆、复位弹簧、固定颚板与活动颚板等组成，其中肘板还起到保险作用。该系列破碎机破碎方式为曲动挤压型，电动机驱动皮带和皮带轮，通过偏心轴使动颚上下运动，当动颚上升时肘板和动颚间夹角变大，从而推动动颚板向定颚板接近，与此同时物料被挤压、搓、碾等多重破碎；当动颚下行时，肘板和动颚间夹角变小，动颚板在拉杆、弹簧的作用下离

10、开定颚板，此时已破碎物料从破碎腔下口排出，随着电动机连续转动破碎机动颚作周期性的压碎和排料，实现批量生产。1.2 课题的意义 颚式破碎机作为一种传统的破碎设备，由于其具有结构简单、工作可靠、制造容易、维修方便、适应性好等优点。自从1858年问世以来，一直是粉碎行业广泛应用的设备。颚式破碎机主要用于抗压强度不超过320兆帕的各种物料的中碎、粗碎作业，现在有些还可用于细碎作业。颚式破碎机按照活动颚板的摆动方式不同，可以分为简单摆动式颚式破碎机(简摆颚式破碎机)，复杂摆动式颚式破碎机(复摆颚式破碎机)和综合摆动式颚式破碎机三种。本课题主要研究简摆颚式破碎机。简摆颚式破碎机的动颚垂直行程小，虽然克服了

11、复摆颚式破碎机垂直行程大的缺点，自身仍存在很多问题。即出料粒度不均匀、物料极易过粉等问题。针对这些问题，本课题做一些研究改进。设计意义：1.其破碎比大，产品粒度均匀；2.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； 3.润滑系统安全可靠，部件更换方便，保养工作量小； 4.结构简单，工作可靠，运营费用低；5.设备节能；6.排料口调整范围大，可满足不同用户的要求；7.噪音低，粉尘少。1.3 研究的内容，采用的方法与步骤本毕业设计根据给定的参数和条件选择简摆颚式破碎机。通过对简摆颚式破碎机的了解，分析颚破碎机的工作原理和特点及其应用场合，对破碎机的动颚、连杆、偏心轴、带轮等重要的

12、零部件进行了大量细致的分析，设计和校核了这些零部件。并最后绘制了装配图和零件图。采用的方法和步骤：(1) 调研和参观实习，查阅收集相关资料，了解此课题的研究动态；(2) 根据原始数据进行设计计算；(3) 根据设计计算，选择合理的方案，及各部件的尺寸；(4) 对各零部件进行校核；(5) 要零件图2 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

13、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

14、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化情况，比值i称为破碎比（即平均破碎比）i=D/d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。每各破碎机的破碎比有一定限度，破

15、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i0。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i1，i2，in。则总破碎比是i0=i1 i2 in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。 3 颚式破碎机的工作原理及类型3.1 简摆颚式破

16、碎机我国生产的900×1200简单摆动颚式破碎机的构造如图3.1所示1机架；2、4破碎板；3侧面衬板；5活动颚板；6心轴；7连杆；8飞轮；9偏心轴；10弹簧；11拉杆；12楔铁；13后推力板；14肘板座；15前推力板图3.1 900×1200简单摆动颚式破碎机这种结构的简摆颚式破碎机启动时，消耗的功率大，排矿口的调节是用人力，破碎机采用机械保险装置，更换保险零件推力板时操作困难。为了克服上述缺点，我国又生产了900×1200液压简摆颚式破碎机，它的结构如图3.2所示。液压简摆颚式破碎机的特点是采用了液压连杆结构，实现分段启动，降低了启动功率，机械的超负荷保险装置也

17、是利用液压连杆结构。排矿口的间隙采用液压调整，机械的体积小，重量轻。这种机器的液压系统及原理见图3.3。图3.2 900×1200液压简摆颚式破碎机1上油室；2组合阀；3单向阀；4下油室；5连杆油缸；6连杆活塞；7截止阀；8调整排矿口用油缸；9电磁换向阀；10溢流阀；11压力表；12压力表开关；13单向阀；14单级叶片泵；15油箱图3.3 900×1200液压简摆颚式破碎机的液压系统及原理3.2 复摆颚式破碎机 1固定颚；2侧护板；3活动颚板；4肘板座；5推力板；6调节座；7调节螺栓；8后斜面座；9弹簧；10拉杆；11电动机；12飞轮；13偏心轴；14动颚；15机架；16皮

18、带轮图3.4 400×600复杂摆动颚式破碎机3.3 综合摆动型颚式破碎机综合摆动型颚式破碎机是综合了简摆与复摆式两种颚式破碎机的运动轨迹，由于结构复杂，操作维护不方便，故没有得到发展与运用。3.4 其他类型颚式破碎机1）冲击式颚式破碎机这种破碎机的动颚上端旋装在上部心轴，偏心轴连杆下部是推力板，推动动颚下端摆动，偏心轴转速很高，可达5001000r/min，超过一般颚式破碎机的转速甚多。由于高速旋转以及构造上的一些新特点，工作时，对破碎腔内的物料块产生强烈的冲击和挤压。对于脆性物料有较高的技术经济指标。这类破碎机由于机械结构复杂，零件受强力冲击易于损坏，所以一直没有得到广泛的应用。

19、2）液压颚式破碎机这种颚式破碎机的特点是连杆和出料口调节都采用液压装置。连杆上装有液压缸和活塞，当主电机启动时，液压缸内未充满油液，活塞可在缸内滑移，因此，电动机无需克服动颚等大件的巨大惯性，较容易启动，待电动机运转正常时，液压泵已将油充分打入液压缸内，缸与活塞形成整体，相当于一根整体连杆，使动颚摆动。如果破碎腔内落入铁块等难以破碎的物件，连杆受力增大，高压油推开溢流阀，液压缸内油被挤出，活塞不动，动颚也不动，从而保护了破碎机其他部件免受损害，起到保险的作用。出料口大小的尺寸由另一套液压缸和活塞调节，也十分方便。但是此种颚式破碎机结构十分复杂涉及到液压等诸多方面，故应用不是很普遍。图3.5 双

20、腔颚式破碎机3）双腔颚式破碎机如图3.5双腔颚式破碎机有前后两个破碎腔，两块定额固定在机架的前臂和后壁上，两块动颚上端悬挂在机架中部铰轴上，偏心轴在两动颚下部之间通过，偏心轴旋转时，一个破碎腔内破碎物料，另一破碎腔卸料，如此循环进行，生产效率比一般颚式破碎机高百分之五十左右。3.5 颚式破碎机的选择以上介绍的颚式破碎机各有优缺点，都可以用在不同的场合，选择颚式破碎机的要根据具体的情况而定。本次毕业设计根据设计要求和任务书的上给定了范围，我选择设计了简摆颚式破碎机，其型号为PEJ 600×900，具体的设计步骤后文陈述。4 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，

21、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 PEJ-600×900颚式破碎机连杆 4.2 动颚动颚是支承齿板且直

22、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，动颚分箱型和非箱型。动颚一般采用铸造结构。为了减轻动颚的重量，本设计采用非箱型。如图4-2所示，安装齿板的动颚前部为平板结构，其后部有若干条加肋板以增强动颚的强度与刚度，其横截面呈E型。4.3 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

23、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 图4-3 齿板4.4 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

24、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其工作环境。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4-4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

25、程中，动颚的摆动角很小，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。(a) (b)(a) 滚动型 (b) 滑动型图4-4 肘头与肘垫形式1肘板 2调整座 3调整楔铁 4机架图4-5 调整装置示意图4.5 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。现有颚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

26、垫片调整装置。如图4-54.6 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4-6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。

27、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4-6 肘板的结构4.7 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

28、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。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，国内外颚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 整体铸造机架除用铸钢ZG270-500材料外，

29、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，与动颚心轴轴承的中心孔有一定的平行度。本设计用铸造机架。4.8 传动件偏心轴是破碎机的主轴，受到巨大的弯曲力，材料选用40Cr调制处理，偏心轴一端装带轮，一端装飞轮。4.9 飞轮飞轮用以储存动颚空行程的能量，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，使心轴与轴瓦之间的润滑很困难，在其底部开若干轴向油沟，中间开一环向油槽使之连通

30、，再用油泵强制注入干黄油进行润滑。5 简摆颚式破碎机的主参数计算5.1 给矿口尺寸确定我国生产的颚式破碎机，给矿口长度：L=(1.251.6)B 对大型破碎机:L=(1.251.5)B中、小型破碎机：L=(1.51.6)B对小型破碎机，为了获得较高的生产率，L/B值可以选大一些，国外生产的小型破碎机就有L=(23.6)B的。给矿口宽度：B=(1.11.25)Dmax 最大给矿粒度:Dmax=500mm 所以B=550625mm 取B=600mm L=900960mm 取L=900mm颚式破碎机的型号暂定为PEJ600×9005.2 钳角破碎机的动颚与固定颚板之间的夹角称为钳角。当破碎

31、物料时，必须使物料块既不向上滑动，也不从破碎机给矿口中跳出来。为此，钳角图5.1物料块受力分析应该保证物料块与颚板工作表面间产生足够的摩擦力以阻止物料被挤出去。为了确定角，应该分析当物料块被颚板挤压时作用在石块上的力的情况。图5.1 钳角计算图假设物料的形状为球形，当颚板压紧物料时，作用在物料块上的力如上图所示。P1和P2 颚板作用在物料块上的压碎力，其方向垂直于颚板表面。由压碎力所引起的摩擦力fP1和fP2是平行于颚板表面的，f是颚板与物料之间的摩擦系数，破碎物料时平衡条件为：向下垂直分力的总和大于或等于向上垂直分力的总和：fP2+fP1cosP1sin （5.1） 水平分力的总和等于零:P

32、2-P1cos-fP1sin=0 （5.2） 联解式（5.1）和式（5.2）可得：tan2f1-f2令表示摩擦角，则f=tan。故tan2tan1-tan2，即tantan2。 （5.3）所以2 由公式（5.3）可知，为了使颚式破碎机正常地进行破碎工作，钳角应该小于摩擦角的两倍。不然，矿石就会向上跳出，而不被破碎。一般情况下，颚板与物料（如石灰石）间的摩擦系数f0.2(或11°)。因此，在生产实际中，颚式破碎机的钳角多取为17°24°范围内。对于复杂摆动颚式破碎机，钳度为20°22°；简单摆动颚式破碎机为22°24°。本次设

33、计取钳角为22°。5.3 动颚摆动行程与偏心轴的偏心距见颚式破碎机教材： SL=8+0.241 bmin SL=0.1415B0.085 式中 bmin-最小排料口尺寸（mm） B-进料口尺寸（mm） bmin=75mm,算得SL=25mm 图5.2 颚式破碎机偏心距与摆程的关系图5-2 表示推力板的位置示意图，设推力板板长度l=500mm,其向下偏斜量c0=70mm,a0和an是推力板在两个极限位置时的水平投影，而a= a0-an为动颚下端摆程的（因右边一推力板未画出），由图可知a0=e= -co/2+上式表示了偏心距e与摆幅之间的关系，摆幅按照破碎物料要求（破碎比）而定，本计算中

34、，总摆幅为20mm，a=20/2=10mm,故a0=49.51cman= =48.51cme=2.5cm所以动颚行程为25mm，传动偏心矩与动颚摆幅的关系对颚式破碎机的设计十分重要，因为这个涉及到破碎构件的行程大小。5.4 主要构件尺寸的确定 破碎腔高度H在钳角一定的情况下，破碎腔的高度由所要求的破碎比而定。通常，破碎腔的高度H=(2.252.5)B。H= 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。连杆愈短，即=rl值愈大，则这种现象就愈显著。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。

35、通常，对于大型颚式破碎机：=130160，l=(0.30.5)L。对于中、小型颚式破碎机：=165185，l=(0.850.9)L。L为动颚长度。设计中取连杆的长度为1150mm。 推力板长度K当动颚的摆动行程s和偏心距r确定后，在选取推力板长度时，对于简摆式颚式破碎机，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°，后推力板总在角度为5°13°之间运动。推力板长度与偏心距的关系为：Kmin=16.5r，Kmax=25r 式中：Kmin、Kmax推力板长度的最小、最大值，m；r偏心距，m。两个推力板长度

36、应根据机械运动的要求来确定，二者必须一致。 有412.5<K<625mm，K取500mm。5.5 主轴转速如图5.3所示，b为公称排料口，sL为动颚下端点水平行程，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

37、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颚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180º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 （5-1a）排料层完全排出下落的高度h为 h=sL/tanL （5-1b）由 h=gt²/2 （5-1c）令 g=9800mm/s² （5-1d）将式（5-1a）、（5-1b）、（5-1d）代入

38、（5-1c），得 n=2100q式中 n-主轴转速（r/min)； sL-动颚下端点水平行程（mm）； L-排料层平均啮角（º）； 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。 图5.3 排料口处排料示意图所以主轴转速为5.6 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尺寸有关，而且与待破碎物的强度、韧性、物料性能以及进料的几何尺寸和块度分布有关，因此为了统一衡量机器生产能力的高低，标准钟的生产能力，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的花岗岩

39、物料立方米数，称为公称生产能力（m3/h）。参看图5.3，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的体积与每小时转数60n的乘积，即可得到公称生产能力Q的计算公式为 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动颚下端点水平行程（m）; 压缩破碎棱柱体的填充度，中小型机载公称排料口下一般取1=0.650.75。所以生产能力为： Q=30×253×0.9×0.025×(0.20.025)×0.75/tan20° =64m3/h60m3/h满

40、足条件要求。5.7 破碎力和破碎功率的计算 5.7.1 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。由文献9，61-62可知：式中 B进料口宽度（cm）; L进料口长度（cm）； b出料口尺寸（cm）； 抗压强度（N/cm2）； K有效破碎系数，=20°时，取k=0.380.42。破碎物料为硅化凝灰岩，青石及花岗岩。经过对石料试件的机械强度的测定，其抗压强度为1793019310N/cm3。本设计=22°，所以K取0.44。式中B、b、L的单位都是cm，其中B=60cm，b=10cm，L=90cm。代入数据算得 Fmax=2999KN 功率的计算见由文献9，67可知

41、： 式中 P计算功率放大器（KW）; Fmax最大破碎力（KN）； sm动颚诸点水平行程平均值（mm）； 破碎腔平均啮角（°）； 机械总效率，由书中表知，=0.810.85； 等效破碎系数，中大型机，有=0.210.28。已知有 Fmax=2999KN，取=0.21，n=253r/min，=22°，sm=22mm，=0.81所以得 P=67KW。6 主要零部件的设计及校核6.1 电动机的选择为了保证破碎机的工作可靠，并考虑剑锋负荷，还必须在破碎机的功率基础上乘以安全系数f=1.1,故所选电动机的功率应大于74KW，所以选择电动机的功率为75KW。根据电动机的使用场合选取电动

42、机的型号为YR315M-8，功率为75KW，转数740r/min，电压380V。6.2 V带传动设计1. 确定计算功率Pca由文献11，151 表8-6查得工作情况系数KA=1.5故Pca=KA×P=1.5×75=112.5KW2. 传动比 i=740/253=2.93. 选取窄V带类型根据Pca，n1由11，152图8-9确定选用SPC型。dd=280400mm.4. 确定带轮基准直径由11，145-153表8-3和表8-7取主动轮的基准直径dd1=400mm，从动轮的基准直径dd2 dd2=i×dd1=400×2.9=1160mm根据表8-7选取dd

43、2=1250mm按要求验算带的速度 <35m/s速度合适。5. 确定窄V带的基准长度和传动中心距根据式0.7×（dd1+ dd2）<a0<2(dd2+ dd1),有 0.7×（400+1250）< a0<2(400+1250) 1155< a0<3300出取a0=2000mm。计算所需带的基准长度 =6680mm取=7100mm实际轴间距a 6. 小带轮包角7. 单根V带的基本额定功率根据和n1=740r/min由机械设计大典（第四卷）表36.1-17K查的SPC窄V带的额定功率为P1=20.41KW额定功率的增量=0.89KW8.

44、 V带的根数 由参考文献12表36.1-4查得Ka=0.95 由参考文献12表36.1-15查得KL=1.04 所以算得z=5.34，取6根9. 单根V带的预紧力 由参考文献12表查得m=0.37kg/m 所以算得=1072.26N10. 带轮的结构设计 选用原则见参考文献11，1568-4节，材料采用HT200。 由于>300mm，所以采用轮辐式。具体结构尺寸见零件图。6.3 推力板的受力分析及校核由参考文献12，595-598推力板的受力为： 图6.1 破碎机计算图示式中 Fk- 推力板受力（KN）； P- 所选电动机功率（KN）； n- 偏心轴转速；（r/min）; h- 动颚行程

45、平均值（m）。 算得 Fk=2964KN由参考文献12，595-598可得其公式为PkB式中 Pk为肘板受力 B肘板宽度 肘板厚度 肘板材料许用应力。已知 B600mm，35mm，且肘板所用材料为高锰钢，查机械手机手册，大于195Mpa。带入得 =140Mpa<195Mpa所以该推力板符合设计要求。6.4 连杆的受力分析连杆的平均值FZ(KN)是：图6-2 简摆颚式破碎机受力情况6.5 动颚的受力分析及校核一般情况下，其全力Fk作用点是在动颚全长的处由设计可知，l=1430mm，L=1870mm。则：动颚受力为=3045KN由上计算知道，破碎机的最大破碎力为2999KN相比较F0比较接近

46、，故动颚设计合理。将图6-2动颚右端和Fk作用点看做两端支撑，其断面可简化为以矩形截面，尺寸为900m100mm则破碎力F0作用点处，受到弯矩最大，最容易破碎，所以需要校核此处的强度。矩形截面出的抗弯截面系数为： W=bh/6式中 W矩形截面抗弯系数（m3）； b矩形截面宽度（m）； h矩形截面高度（m）；所以 W=0.9×0.12/6=1.5×10-3m3集中力F0处弯矩最大，则可得危险截面所受的最大弯矩值是： Mmax= F0(0.25L0.3)=3.045×106×0.0385=0.117×106N.m由公式可得： 危险截面的剪应力为：

47、综上所述，应用一下截面校核危险截面的主应力 代入数据得： 又已知高锰钢的极限应力为350Mpa>90.6Mpa6.6 心轴的设计和校核心轴的选择应根据动颚的轴颈而定，为此根据经验公式： d=(1520)式中：P破碎机电动机功率； n偏心轴每分钟转速。带入数据求得d=133mm，取心轴和动颚配合处轴径为为130mm偏心轴的尺寸见装备图。心轴受到的弯矩远远大于扭矩，计算心轴的强度可以忽略其扭矩，心轴的受力分心图如图6-2所示： 6-3 心轴的受力图心轴受到的径向力F小于动颚最大受力的一半，取其受到的力为0.5倍F，已知动颚的受力为3044KN，则心轴轴承处的受力R为1522KN。心轴的危险截

48、面为F作用点处，此处心轴所受的弯矩为：MW=RS=1522×44=66968N.m校核轴径d=<130mm，则心轴轴径合适。危险断面系数为W= W=/32×d3=/32×1303=215580mm许用弯曲应力； 式中为弯曲疲劳极限，材质为40Gr，经高频淬火加调质处理后其=1100MPan安全系数 取n=1.8表面质量系数 取=0.9×1.8=1.62b受弯矩作用时的绝对尺寸系数，查表得=0.54K受弯矩作用时的有效应力集中系数，查表得=1.69所以有 危险截面的弯矩应力 即 <=316.33（MPa） 则心轴的强度满足。6.7 偏心轴的设计

49、和校核6.7.1 偏心轴的设计由于颚式破碎机在工作时轴的扭矩远远大于弯矩，所以在计算时按钮转强度条件计算这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。如果还受有不大的弯矩时，则按降低许用扭转切应力的办法予以考虑。在做轴的结构设计时，通常用这种方法估算轴的直径。对于不大重要的轴也可作为最后计算结果。轴的扭转强度为许用切应力=T/Wt=9550000p/n/（0.2d³）扭转切应力 单位mpaT轴所受扭矩 单位N.mmWt轴的抗扭截面系数 单位mm³n轴的转速 p轴的传递功率 单位 kwd计算截面处轴的直径 单位mm 许用扭转切应力 单位 mpa由上式可得轴的直径d轴采用40Cr经

50、查得A0=120 应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴的直径以减少键槽对轴的强度的削弱。对于直径大于100mm的轴有一个键槽轴颈增大百分之三，有两个键槽时，轴颈增大百分之七。对于直径小于100mm的轴，有一个键槽轴颈增大百分之六。有两个键槽轴颈增大百分之十二。然后将轴颈圆整为标准直径所以本轴的最小直径为：Dmin=880（1+0.12）=90mm取dmin=90mm偏心轴的具体尺寸参考零件图6.7.2 偏心轴的校核图6-4 偏心轴的受力图皮带拉力，飞轮与皮带轮的重量相对破碎力在偏心轴的分力来说其值甚小，为了方便起见可略去不计，这样，偏心轴的受力、扭矩、弯矩及当量弯矩就可按照图6-3所示进行

51、分析计算。（1） 求支承的反作用力 R=FZ/2=889/2=444.5KN（2） 求弯矩 MW=R×l=444.5×244=108458N.m（3） 求当量扭矩 T=9.55×103×P/n=9.55×103×75/253=2831N.m（4） 求当量弯矩 M=（5） 校核轴径 d= d=145mm<180mm,轴径符合要求。（6）求许用弯曲应力； 式中为弯曲疲劳极限，材质为40Gr，经高频淬火加调质处理后其=1100MPan安全系数 取n=1.8表面质量系数 取=0.9×1.8=1.62b受弯矩作用时的绝对尺寸系数

52、，查表得=0.54K受弯矩作用时的有效应力集中系数，查表得=1.69所以有 ； （7） 求断面系数W W=/32×d3=/32×1803=572265mm（8） 危险截面的弯矩应力 即 <=316.33（MPa） 故由上可得偏心轴的设计符合强度要求。 6.8 键的选择与校核带轮和轴之间的连接采用键连接，根据工况要求和各种键的特点选用平键。根据轴径d=90mm，选择2514125mm型键。对于采用常见材料组合和按标准选取尺寸的平键连接，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重超载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上分布均匀，普通平键的连接强