小型简摆式颚式破碎机

概述破碎机械是一种利用机械力量将固体物料分解成更小的颗粒的设备，它可以有效地消除物料的内部结构。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；对于具有粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。一般来说，物质的分类可以分为三种：粗碎、中碎、细碎。这三种分类的物质的进料粒径可以在表1——1中找到。而对于这三种分类，可以使用不同的机器来完成。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300～900100～35050～100100～35020～1005～15在生产水泥和石灰的过程中，经过精心研磨的原材料会被转化成更小的颗粒。根据研磨的精细程度，这些颗粒可以被划分为普通级别和高级级别。破碎机的加工效率远远超过粉磨机，它可以有效地将原材料进行破碎，从而大大提升加工效率，同时还可以有效减少电能消耗。在工业生产中，通常会使用i与D的比例作为评估物质在破碎过程中的大小的指标，这个指标被称作平均破碎比。 (1-1)通过计算破碎比，可以更准确地评估破碎机的效率，并且这个比值通常是破碎机的入口直径除以出口直径的平均值。当使用破碎机处理原材料时，通常会发现物料最大尺寸比允许的范围要窄，因此，物料的破碎比仅为公称破碎比的0.7～0.9。不同的破碎机具有不同的最大处理能力，通常在i=3～30之间。但当需要进行更复杂的处理时，就需要使用更复杂的设备，例如两台甚至更多台的多级破碎。当采用多次破碎的方式，其中每一次的破碎量都会相应地减少。在选择破碎机时，应该根据它的结构和功能来决定，并且要考虑以下因素；物料的物理特征，例如脆性、粘度、水分和泥沙的含量以及最大投料量等，根据最终的成品数量、等级标准、所需的破碎设备种类及其处理能力，来确定最佳方案,通过采用先进的技术和经济指标，不仅能够满足质量和数量的要求，而且操作简单、工作可靠，同时还能够尽可能地降低成本。2物料破碎及其意义2．1物料破碎及其意义从矿山开采而得的矿石，颗粒尺寸通常介乎200～1300mm，而地下矿的颗粒尺寸则介乎200～600mm，这些原矿不能直接在工业中应用，而需要通过破碎、磨矿等处理，以确保粒度符合标准，以满足实际的需求。通过破碎，将块状矿石变为粒度大于1～5mm的产品。2．1．1破碎的目的（1）制备工业用碎石通过破碎筛分，可以获得各种不同粒径的碎石，这些碎石可以被用于建筑、水电、铁路等多个领域，可以满足各种工程的要求。（2）使矿石中的有用矿物分离通过对矿石进行破碎，能够提取出富含各种元素的优质矿物。通过这种方法，能够提取出富含各种元素的优质精矿，并通过筛选来提取出更优秀的产量。（3）磨矿提供原料磨矿工艺是对大于1～5mm颗粒的精细加工，比如炼焦、烧结、制团、粉末冶金、水泥，都通过破碎工艺提供原料，再通过磨矿工艺使物料达到要求的粒度。2．1．2破碎工艺在选择破碎产品时，首先必须考虑其使用的目的，即降低整个生产过程的费用。把原矿粒度与破碎产品粒度之比，称为总破碎比，一般较适宜的粒度为10～25mm。若矿开采出来的原矿粒度为200～1300mm则破碎作业的总破碎比的范围为： imax=Dmaxdmin=300 imin=Dmin为了获得所需的细小颗粒，当物料被多台破碎机共同处理时，每台设备的破碎比会受到严格的控制，从而保证其正常运转。具体的破碎比参照表2—1。通过计算出每一个部件的最大破碎比，可以更好地利用串联式破碎机的优势，避免对较大的颗粒物质的过度冲击。这样就可以实现对颗粒物的高效粉碎，达到最佳的生产效果。表2—1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的旋回破碎机开路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展示了一种破碎机的工作流程，其中原矿被固定在筛分后。将碎片放入颚式破碎机2中，将碎片中的颗粒筛选出来振动筛3将颚式破碎机2的成果进行筛分，以确保质量；通过圆锥破碎机4的破碎，将物料筛选出来，并进行进一步的分类。通过振动5筛分，将产品分离出来，并将其送入磨机8进行研磨。将原材料投放到矿井7中，经过精确的筛选，最终进入圆锥破碎机6破碎。破碎机6和振动筛5组成的封闭系统可以实现多次重复的破碎作业。封闭破碎系统通过颚式破碎和筛分来实现破碎和分离。颚式破碎机2和圆锥破碎机4的产品都经过了严格的筛选，最终被送入使用场地。接下来的步骤就是拆除障碍。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-磨机图2-1破碎机机流程图2．2破碎物料的性能及破碎比2．2．1粒度及其表示方法粒度可以通过测量矿石的几何尺寸来确定。通过计算长度和宽度的平均值来表示矿块的大小。平均直径d测量尺寸平均直径，可以准确地估算出每个矿块的尺寸，从而确定其破碎比。 d=（L+b+h)÷3 （2-3）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=（L+b）/2 （2-4） 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。等值直径d当矿石的尺寸较小时，平均直径就能够被准确地描述。这种方法通过把细粉状的颗粒看做一个整体。 dw=A6×V式中m矿料质量（kg）ρ 矿物密度kg/mV矿料的体积（m3粒级平均直径d经过精细的筛选，可以准确地测量出各种粒度的矿粒群的平均直径，当粒级的粒度范围很窄，上下两筛的筛孔尺寸之比不超过2=1.414时，可用粒度平均直径表示，即 d=(d1+d否则用d12．2．2破碎产品的粒级特性筛析法被广泛用于评估破碎产品的质量以及评估破碎机的处理能力，筛析法基于对多个矿石矿粒的分析，以及其相应的粒径分布情况，以及其相应的粒径变化趋势，从而准确地识别出混合物的粒径结构。在我国，普遍采用泰勒标准筛，即每英寸的筛孔数量由200目的筛网来决定，而且每英寸的筛孔尺寸也由此而定，即每英寸的筛孔数量由2=1.414目的筛网来决定，而每英寸的筛孔的尺寸也由42=1.189目的筛网来决定。通过将150目筛的筛孔尺寸与其他筛的筛孔相加，即0.074×2=0.105mm，就能够获取两筛之间的补充筛孔的大小。此外，还需要将两筛的筛孔大小相加，才能够获取更大的筛孔。即0.074×目前，由于缺乏针对破碎机的粒径分析标准，因此，不同的生产商采用的筛网形式（方孔或圆孔）和排列顺序存在差异。为了更好地满足泰勒标准的要求，应当根据其中的基础筛网比例进行精细的调整，以达到最佳的效率。通过孔序列，可以更容易地分析出上、下两筛间的产品粒度，并使用平均直径来表示。因此，建议使用表2—2中的粒级序列作为参考。表2—2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0-30-30-100-100-200-200-303-53-510-1410-1420-2820-2830-425-75-714-2014-2028-4028-4042-607-107-1020-2820-2840-5740-5760-8510-1410-1428-4028-4057-8057-8085-12014-2014-2040-5740-5780-11580-115120-17020-2820-2857-8057-80115-163115-160>170>2828-4080-11080-110>163>16340-55>110110-155>55>155注：筛孔最大尺寸以其残留景不超过5%来确定根据残留景的比例，筛孔的最大尺寸应该在5%以内，以保证质量。通过筛选，能够研究出原材料的颗粒状态。这些颗粒状态通常通过颗粒状态图（如粒径图）展现出来。在图的左边，使用颗粒状态图（如颗粒状态图）的长轴和短轴，代表了每个颗粒状态图的颗粒状态图的变化情况。根据图2-2a，难以破碎的矿石的颗粒大小多数是平坦的。通过比较两点的距离，得出矿石的颗粒大小存在一定的偏差。通过观察粒径2和3的变化，不同类型的矿石的破裂速率存在差异。前者接近于一条垂直的直线，暗示着产量基本一致。而后者则是一条凸起的平坦曲线，表示矿石的颗粒更小。鉴于横坐标比值无法准确地表示出产品的颗粒细度，为了更好地评估同一种类的破碎设备的效率，以及它们之间的可比性，必须保证筛孔的最小直径和粉末的颗粒细度是一致的。如果两种设备的性能存在明显的差异，那么根据筛网中的颗粒细度的5%来决定的筛孔的直径就会存在一些偏差。由于这个原因，使用这条曲线来评估破碎机的性能是非常困难的。图2-2b显示了不同型号的破碎机在排矿口尺寸上的差异，从而可以通过观察粒度特性曲线来评估破碎效率。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通过机械破碎，可以将原本紧密结合的物料分解成更小的颗粒，从而达到减少物料的体积和重量。特别是对于脆性材料，即使在微小的变形下也可能出现破裂，因此，机械破碎矿石的方法有多种，可以根据实际情况选择最合适的方式。1）将矿石放在两个不同的表面之间，施加足够的压力，使其达到其承受的最大压力，从而使其破碎。2）当一个具有锋利刃口的物体被一个平坦的或有锐角的物体所挤压时，它会在受力的一侧发生破坏，这种破坏的发生可以归结为拉应力超过了物体的抗拉强度极限，如图2-3b所示。3）通过使用具备多个锋利角的工具来挤压矿物，可以看成是一个由两个或更多个支撑点组成的结构，而在这个结构承受的应力超过了它的屈服极限，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）当矿物在经历某种外力的影响下，如果它的剪切力超过了它的抗拉能力，就会导致它的破裂2-3d。图2-3d展示了这种情况。5）当物体经过高速旋转的设备时，它会被撞击。这种撞击会导致物体在短时间内被粉碎，因此具有较高的粉碎效率和较大的粉碎比，同时也会降低能源的使用。然而，这种撞击会导致锤头的严重磨损，图2-3e。事实上，颚式破碎机通常采用多种破碎方式，包括两种或两种更多的方式。它们的破碎表面采用两块相对排列的齿状衬板，可同时完成四种破碎方式。然而，随着两个机头之间的运动位移增大，破碎机的破碎效率也随之提高，但同时也带来了更高的能源利用率，机器的磨损也更为明显。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。

3工作原理和构造3.1工作原理由于电动机控制，皮带轮、偏心轴以及动颚板，可以实现对物料进行有效破碎。随着动颚板朝着固定颚板靠拢，它会受到推力，将物料挤压成粉末状，最终实现破碎。此外，由于拉杆、弹簧等力量，动颚板会随着下降，最终脱离固定颚板，将所有粉末状物质从破碎腔中流出。当电机持续旋转时，破碎机的机械臂会不断地进行周期性的振荡，将碎屑压碎并释放出去，从而达到大规模生产的目的。破碎机的主要结构由两块颚片组成：一块用于稳定机身的固定颚片，沿机身的外壳垂直安装；另一块则用于振荡，动颚位置呈倾斜，并且与固定颚片构成一个较大的破碎腔。通过不断的移动，活塞与固定的塞子相互配合，相互接触，形成一个有规律的循环。当两个塞子接触时，物料会被送入破碎室，并被卸出；当两个塞子相互接触时，会产生挤压、弯曲和撕裂的效果，最终导致材质的粉末化。其工作示意图。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，动颚上每点的运动轨迹都是以心轴的距离，上端圆弧小，上端圆弧大，破碎效率低，其破碎比I一般为3～6。1—定颚2—心轴3—偏心轴4—动颚5—连杆6—推力板图3-1工作示意图简颚式破碎机具有许多优势，例如：传动零件承载的压力更轻；动态位移更为平稳，因此在处理物体的同时，可以避免过度破碎的情况。然而，缺陷在于：动态位移很窄，通常情况下，水平位移和垂直位移都在下面的两侧，这会影响夹紧和破碎效果，并且无法向下面的区域提供充足的原材料，从而导致破碎效果的降低。除了这个原因，由于下部的尺寸较宽，所以产生的颗粒尺寸分布不均，导致产品质量较差。3.2简摆颚式破碎机的结构900xl200型号的井下简摆胯式破碎机的结构特点可以从图3-2中得到详细描述。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—前推力板图3-2这个装置的结构包括一个巨大的横梁，顶部有一个固定的锤头，底部有一个锤头，中间有一个锤头。它还有一个活塞，用来控制锤头的移位。当一块锤头放进这个装置时，它会随着时间的推移，不断地锤击和敲打它。采用高效的电机驱动，配合精确的曲柄调节，颚式破碎机可以实现周期性的动颚5与定颚板2的接合，从而达到良好的破碎效果。此外，为了确保机器的正确操作，需要根据不同的工作条件，进行合理的调整，以确保机器的正确性。鉴于破碎负荷是一个持续的变化，需要对其进行动态的调整，确保其能够有效地利用原动技能量。同时，还需要注意破碎腔内的非破碎物料，从而确保设备能够安全地承受超负荷的压力。在需要更换物质的情况下，需要注意调节进料口的装置。此外，还需注意锁合装置，以确保肋板能够牢牢锁住。颚式破碎机的破碎部分包括两个部分：一个用于固定的，另一个用于移动的。这两个部分均采用了锰钢材质。通过使用螺栓将定颚与动颚紧密连接，并在其中安装一块具备纵向波纹的双层破碎板，使其具备良好的抗拉、抗扭、抗折等特性，从而达到更好的破碎效率。此外，在破碎机的工作区域的两边，还安装了一块由锰钢制成的衬板3。为了提高效率，通常会在破碎板的两端安装一个固定的支架，来防止在接触派排矿口的地方出现过度的摩擦。同时，应在每个支架的两端安装一个固定的支架，方便在需要时能够更快地更新和更换支架。为确保破碎板、动颚以及定颚之间的牢靠接合，必须采取措施，即在它们之间安装一层具备良好弹性的衬垫，这种衬垫通常采用锌合金或具有较高弹性的铝板来制作。如果这种接合处没能达到最佳状态，将导致破碎板受到严重的冲击，而且连接的螺丝也将被松开，最终导致动颚的破裂。心轴6被牢牢地安装在机架的侧面，而且滑动轴承也为它提供了稳定的支持，使得它能够不断地将心轴与固定的颚板相互摇晃。通过使用双摇杆机构，可以实现对动颚的有效控制。该机构包括偏心轴9、连杆7、前推板15以及推板13。其中，偏心轴安置于机架的内壁，连杆安置于其内壁，向前推板的一端固定于连杆的两边的凹槽内的肋板座14，此外，另一端固定于机壳的底座，最终固定于机壳的锲铁12内的肋板座。随着V带轮的旋转，偏心轮也随之发挥作用，带动连杆的上下移动，同时也激发了推力板的活性，倾斜角度也会随之发生变化，这样一来，动颚的中央也会随之摇晃。最终，在连杆的移动中，它会将矿物粉碎成小块。在连杆处于较低的位置，推进器的倾斜角度可以在10º--12º之间变化，这是由其与水平面的夹角决定的。后推力板不仅是传输力量的重要部件，更是破碎机的安全保障。一旦机器超出正常负荷，后推力板会自动断裂，使得破碎机无法正常运行，从而有效防止机器受到损害。随着连杆的移动，两个拉杆11与两个弹簧10的结合可有效地维护它们的接合，拉杆11被铰接到动颚的底部，而两个弹簧10则被安放到机架的尾部。随着动颚的不断移动，拉杆利用弹簧的作用，使其保持稳定，并利用推进器的惯性力。颚式破碎机的运行需要一定的稳定性，因此，电机的负载是非常重要的。为此，应将偏心轴的两侧安装上飞轮8，既可以将机器的运行稳定，又可以将机器的运行稳定。此外，还可以通过安装带轮，将机器的运行稳定，从而实现机器的高效运行。为了提高效率，将在机架的背面和锲铁12的中心位置安装了一组适宜大小的垫板。通过更换这些垫板，就能够控制排矿口的大小。

4主要零部件的结构分析4.1连杆简摆破碎机的连杆是独立的，而复摆破碎机的连杆则是和机头紧密相连的。因此，采用ZG270-500铸钢制造的连杆，以承担较高的抗压能力。其结构可以参考图4-1。这种连杆的设计包括上、下两个部分，其中，上端的轴承盖4被2个大螺栓3紧紧地紧紧地紧贴着机头，而轴承的内侧则装配了具备良好抗压性能的耐磨软轴承。为了保持连杆轴承的正常运行，采取循环使用的润滑剂，同时还安装了一条水管。随着偏心轴的旋转，连杆会发生上下移动，而这种移动的过程中，由于惯性的存在，会产生较大的振动，从而增加不必要的费用。因此，在设计过程中，要求将连杆的断面采取“工”字、“十”形或者“箱”等结构，来降低负载。选择两个“工”字型的连杆，体积仅为总体的8%--13%。图4-1连杆体4.2动颚作为支撑齿轮的重要组成部分，动颚需具备良好的抗压能力，并能在高温下正常工作。它可以通过铸铁制成，也可以通过焊接制成。在这种情况下，应选择焊接的箱形。根据图4-2，动颚的前端采用了一种平坦的形状，而在它的背后，则设置了若干条带有肋片的支撑，从而提升了抗压能力和稳定性，它的横断面形状是E型。图4-2动颚4.3齿板的结构齿板作为一种重要的部分，其设计复杂，不仅可以有效地控制破碎机的运行效果，而且还可以改善其生产效率、降低能源消耗、优化物料的颗粒细化程序，从而提高最终的物料利用效果。由于齿板需要承受巨大的冲击，所以容易出现严重的磨损。要想提升其使用寿命，需要采取两种措施：一种是寻求具有较强抗蚀特性的优质材料；另一种则要科学地设计出适当的齿板的外观及其组成部分。当前，ZGMn13是破碎机上最常用的耐磨材料，它具有出色的抗冲击性和抗磨损性，可以在受到冲击负荷的情况下，保持金属的韧性，从而达到良好的抗磨损效果。齿板的横截面结构可以分为平滑的和齿形的两种，其中，三角形的更为常见，但是由于梯形的更容易卡住物料，因此本次设计中，选择三角形齿板，如图4-3所示图4-3齿板4.4肘板碎机的肋板虽然只是一个极为基础的部分，但具备着极为关键的三个功能：首先，可以将破碎物料转化为更强的破碎能量；其次，可以提供一个安全的防止系统，在破碎物料落入破碎腔中的情况下，可以及时阻止破碎，以防止损害其他部位；再者，可以根据需求来调节排料口的尺寸。当机器运行时，由于缺乏良好的润滑，再加上灰尘的进入，肋板及其衬套处于一种极易受到干摩擦或者细小颗粒的磨损的状况。因此，由于受到了极大的外部载荷，肋板及其衬套会迅速受损，从而降低了使用寿命。在进行肋板的结构设计时，应当充分考量关键性能和所处的恶劣的工况。根据肘部和肘托的结合方式，可将其划分为滚动和滑动两种，就像图1-中那样。这两种结构的肘部和肘托相互承担着巨大的拉伸和拉伸应力，同时还要承担着不断的冲击和摩擦。通过改变机械设计，如图1-中的滚动式结构，能够大幅度改善传动性能，降低摩擦，增加机器的耐久性。这种机械设计的特点是，机械设备的机械部件的机身和机架的机壳都是圆形的，机械部件的机械部件的机械部件和机架的机械部件都是平的。当机器处于正常工作状态时，由于动颚的摆动角度较低，导致肘板和肘垫的接触点的夹角也较低，因此，这些部件能够实现完全的滚动。图4-4肘头与肘垫形式4.5调整装置由于使用调整设备，能够有效控制粉碎机的排料口的尺寸，以满足产品的粒径需求。当衬板受到持续的摩擦时，排料口的尺寸会发生相应的增加，从而使得产品的粒径达到规范的标准。采用改变颚式破碎机的排料口的尺寸，能够获得更高的产量。目前，这些方法包括垫片、锲铁、液压和衬板等。选择垫片作为调整部件。1—肘板2—调整座3—调整楔铁4—机架图4-5调整装置4.6保险装置在使用破碎机处理不易损坏的材料时，安装一些额外的安全措施来确保安全。这些措施包括三类：液压连杆、液压磨擦分离器和肘板。应选择肘板，因为它在这种类型的机器上使用较少，而且成本低廉。如肘板出现故障，会立即关闭机器，并使其恢复正常运行。尽管肘板保险件的设计存在着许多问题，但如果能够精准地控制和调整，就可以避免这些问题的发生，从而减少对工厂的损失。为此，在进行肘板保险件的设计之前，必须要精准地测量和分析破碎力对肘板的作用，并且要求该部位的抗荷能力要求很高。根据图1-，肘板可以分为三个不同的类型：一种为中间厚的变形状构造，另一种为圆弧构造，还一种为S型构造。前两种类型的肘板都具备良好的刚度、稳定性，而后两种类型的则更加灵活，可以根据不同的材料，采取不同的设计，以达到更好的耐久性。虽然a的肘板在实际使用中表现优异，但其能否完全承受负荷，以及其截面尺寸的准确度，仍然需要进一步的研究。为了提高其使用效率，选择a的肘板作为研究对象。图4-6肘板4.7机架结构破碎机的结构设计至关重要，它不仅需要满足高精密的机械结构，还需要具备良好的抗震、抗拉、抗压、抗弯等功能，以确保设备的平稳运转。同时，为了确保设备的安全可靠，必须确保机架的结实耐用，结构紧凑，可靠耐用，并具备良好的抗震、抗拉、抗压等功能。根据结构特点，破碎机可以采用单独的部件或者结合在一起的方式；而根据生产技术，可以采用铸铁或者焊接。1）尽管整体机架的生产、安装及运输都相对艰苦，因此并非适用于各种规模的破碎机，尤以中、小型破碎机最佳。相对于组合机架，这种机架的结构更加坚固，但是生产过程也更加繁琐。在生产领域，这种机构可以分为整体铸造式和整体焊接式。与传统的颚式破碎机相比，新一代的机架更具有优势，更容易加工和制作，而不需要进行复杂的退火处理。此外，新一代的机架更具有优势，更容易安装和维护，而不需要进行复杂的退火处理。采用Q235钢板制作的焊接机架，通常具有25-50mm的厚度。为了满足小型破碎机的需要，使用了ZG270-500材料，还使用了高品质的铸铁和球墨铸铁。目标是尽可能地降低重量。还要确保偏心轴承的中心处能够精确地镗出，并且能够与动颚心轴轴承的中心处保持一致。本设备使用了锻铁制成的支撑结构。图4-8机架4.8传动件45号钢调质处理的偏心轴具备了极强的抗弯曲能力，它的一头安装了带轮，而另一头则安装了飞轮，这使得它成为了破碎机的核心部件。4.9飞轮飞轮可以将动颚空形程所产生的能量转化为可供机械运转的动力，从而提高机械的运行效率和性能。带轮的设计可以让飞轮更加平稳地运行。4.10润滑装置通过采用集中循环润滑，偏心轴轴承可以获得良好的润滑效果，而心轴和推力板的支承面也可以得到良好的润滑采取了一种新的方法来保持机械设备的正常运转。可以在机械设备的底部和环形区域分别设置一些油沟。5简摆颚式破碎机的主参数设计计算5.1机构参数颚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。本次设计的设计参数为生产能力：2-6t/h进料最大粒度：D进料口尺寸：900×1200出料口调节范围：150～180mm5.1.1主轴转速从图5-1可以看出，b代表着一个标准的排料口，SL表示动颚的最低位置，AL则表明了一个排料层的平均啮合角。此外，ABB1A1代表着一个被压缩的棱柱形，而ABB2A2则表明了一个被排出的棱形。最后，n则表明了一个被排出的棱形的最大高度，即（AA1），大小取决于一个运动循环的排出量。在这种情况下，排料层的高度h和下方的水平行程SL以及啮角αL都会影响到最终的排料效果。因此，在确定最佳的排料速率之前，必须先确定最佳的排料层的厚度，以便将最终的物料完整地排放到目标位置。然而，在确定最佳的排料速率之前，还必须考虑到破碎机的快速反弹能力，也就是说，排料速率和机器的运动速率之比。尽管有人提出了将排料时间t视作15/n的概念，但是它忽略了动颚的两极限位置，而且它们之间的关系也存在着很多误解。因此，必须重新审视原有的看法，以确保能够准确地反映出真正的运行状态。经过详细的观察和研究，在破碎的过程中，曲轴的转速必须大于180º，因此，建议采用主轴半转的方式来计算排料的时长，这样更加接近现场的状态。排料时间t为t=30/n排料层完全排出下落的高度h为:h=SL/tan∝L由h=gt2将式（2-1a）、（2-1b）、（2-1d）代入（2-1c），得

n=2100qtan∝SL 式中n主轴转速（r/min)；SL动颚下端点水平行程（mm）；αL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=0.95~1.05。高硬度矿石取小值。n=2100q=2100图5-1排料口示意图根据式（5-1），主轴的旋转角度αL以及动颚的上端的水平行程SL都会影响到整个结构的性能。这个方法在机械结构的设计中起着非常重要的作用。代入参数得n=210r/min5.1.2生产率简单颚式破碎机的效率Q受到破碎材料的特征（如强度、节理、进料粒度）、材料的力学特性和工艺条件（如供料状态和出口尺寸）的影响。结合实际，这种方法的计算方法是： Q=k1k2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)e出料口宽度(mm)已知1200mm；K1K2Kρ物料堆积密度(t/mK3查表得K1=0.94KQ=141t/h与已知吻合。5.1.3钳角设计计算钳角是指动颚和定颚之间的夹力。取值取决于材料的特征，例如材料的性质、颗粒的尺寸和形态。过大的钳角会导致材料无法在入料口处被有效地固定，导致材料流失，并且会影响生产效率。相反，过小的钳角会导致材料的损失，即使可以提高效率。图4-1展示了一种基于力学原理的钳角计算模型，它假设物料在破碎腔内被牢牢夹住，而不会被推出机外，并且x、y方向的分力总和均为零。图5-1钳角计算图式于是求得tgα=因f=tgα,故tgα=tg2φ式中钳角物料与颚板间摩擦角f物料与颚间摩擦角系数。为了确保破碎机能够正常运行，避免物料块被抛出机外，必须采取以下措施：钳角应低于物料与颚板之间的摩擦力，其值不得超过0.5。如果将钢与矿石的摩擦系数调整至0.3，那么理论上的最佳钳口尺寸应该达到‘。然而，现场测量的钳口尺寸要远低于此，因此，当一块较厚的材料紧紧地夹在两块较薄的材料中时，还存在着挤压的风险。5.1.4动颚水平行程S[式中bminB进料口尺寸(mm)进料口宽度a与bmina=(910)ba为1200mm取bmin所以得Sm=36.8mm[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，根据整体结构设计，定推力板板长度l=400mm,其向下偏斜量Co=75，a0和aμ是推力板在两个极限位置时的水平投影，而∆α=α图4-2偏心距与动颚摆程的关系 αμ=l2 αμ=l2 αμ3−α0 e=−C02±通过公式，可以得出，偏心距e和摆幅是相互影响的。通常，第二项是正数。具体的摆幅可以根据所需的破碎比来确定，在这个例子中，总摆幅为26mm，∆α=aae=−颚式破碎机的设计中，动态偏转和振荡角度的变化是至关重要的，因为直接影响着破碎机的运转能力。5.2破碎力5.2.1破碎力的计算考虑到大尺寸的颗粒物，这个过程需要逐步推进。将物体破碎成小块，然后将其卸出，并根据破碎力的大小来确定。根据颚板凸齿的作用，物料的性质将会有很大的变化应力和物料的抗拉强度是相互影响的。第一阶段破碎，图4-3表示作用在立方上的力图4-3作用在立方体上的力因为齿轮的运动，立方体的拉应力和压应力都会产生，而且会对其中的一个部分造成更大的压力σα σα=FW故得 F1=σα 式中F1δαW立方体物料连长（cm）;Z齿棱间距（cm）.（2）第二阶段的破碎.将原本的两个半立方体转化为更小的颗粒，当它们被动颚拉的同时，矿石会根据自身的特性而发生方向性的转换，从而形成更大的破碎能量。 F2=σα(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=σα所破物料的抗劈强度是σα=500N/cmW=600mm,则第一阶段破碎力F此力产生侧向分力,设棱角为90°,则侧向力为FFF当一个在特殊情况下立方体的边长600mm时，一个齿棱会与另一个齿棱相接触，这时的破碎力会达到1110KN。如果它的边长不止3个齿棱，那么破碎力将会达到3330KN。最后，将其取平均值2220KN。在多次的碰撞之后，一个全新的立方体终于诞生了。这个过程包括了初次加入的物质的撞击作用，也包括了第二阶段的两次碰撞，从而使得整个结构的整体撞击强度达到了预期的水平F破碎力的大小和分布受到物料粒度和出料口宽度的影响，但也可以通过多种组合方式来改变，例如，减少粒径，或者增加粒径，从而导致总破碎力的变化。F5.2.2最大破碎力当物体被完全破坏时，最大破坏力就会达到最高点。 Fmax=0.034(B−b)Ltanα式中Fmax最大破碎力（N）σB物料抗压强度（N/k有效破碎系数，当α=20°时，取破碎腔尺寸B、b、L的单位是cm。由已知得B=90cmb=12cmL=120cmα=20根据非标准设计手册表18.1-8取σBF5.3功率的计算 P=Fmaxke式中P计算功率放大器（KW）；Fmaxsm破碎腔平均齿角（）；η机械总效率，由表2-4可知，η=0.81~0.85。ke等效破碎系数，中大型机，有k已知有Fmax=3147.688KN取kα=20°sm所以得P=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f=1.1.故所选电动机功率应大于108.6KN，所以选功率为110KN。5.4主要零件受力计算（1）推力板 Fk=125Pnℎ式中FkP所选电动机功率（Kw）；n偏心轴转速r/min；h动颚行程平均值（m）。如图4-4所示得图4-4破碎机计算图式F（2）连杆则连杆力的平均值是F=KF≈0.3（3）动颚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，动颚的长度：L=(2.25～2.5)B=(2.25～2.5)×900=2025～2250(mm)为了获得较高的生产率，将H取的大些。取L=2100mm;最小长度：l正常长度；l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=2100mm。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，一般情况下，其全力Fk作用点是在动颚全长的3图4-5简摆颚式破碎机受力情况

6重要零件的设计和校核6.1带轮的设计确定计算功率P由表查得工作情况系数KaP选取窄V带带型根据Pca、n1由确定带轮基准直径由表8-3和表8-7取主动轮基准直径dd1从动轮基准直径ddd2根据表，取dd2按要求验算带的速度v=带的速度合适。确定窄V的基准长度和传动中心矩根据式0.7×（d有0.7×（280+1409.6)<1182.72<初步取a0计算所需带的基准长度L=[2×2000+ =6812mm由《机械设计手册》查得，选带的基准长度Ld按式计算实际中心矩aa=验算主动轮上的包角α1α=180°−主动轮上的包角合适。计算窄V带的根数z z=Pca(P由（机械设计手册）n=1480r/min、di=5，查表得P0=22.92KWK则有z=取z=6计算预紧力F有：F0==500Pcavz查表8-4得q=0.37Kg/m，故F计算作用在轴上的压轴力FF带轮的结构设计。选用原则见，材料采用HT200。dd1dd2=1409.6mm>300mm6.2曲轴的设计计算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曲轴经验公式见<<锻压设备理论与控制>>4.4节，支承轴直径d0≈(4.5～5)Fg其中Fg标称压力所以有d取d0曲柄径直径d=121～154mmd支承径长度根据破碎腔的长度和经验公式取l0曲柄两臂外侧面间的长度ll曲柄颈长度根据连杆宽度和经验取l圆角半径r=(0.08～0.10)取。曲柄臂的宽度α≈(1.3～1.8)取α=180mm。曲轴的强度校核对载荷做以下简化：（1）齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小的多，可忽略不计。（2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于标称压力Fg，并以其的12F图5-2图6-2曲轴强度在曲轴颈上，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（<<锻压设备理论与控制>>4.4节，李永堂等主编）： σ=14(l其中FglαlqdA圆角半径。所以得：σmax=0.8698MPa<[σ]=100MPa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d0mg又有公式：注：R曲柄半径;曲柄转角;连杆系数;摩擦系数;取.求得:m=19.3×所以:τ==25.8MPa<[τ]=75MPa所以综合分析:强度符合要求.曲轴刚度的计算计算公式见（<<锻压设备理论与控制>>4.4节）：简化式为:

δ=式中E弹性模量,钢曲轴E=2.1×10b曲柄臂厚度；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。J2

Ja、b、c、h的尺寸图见图6-3。图6-3曲轴其余尺寸同上。所以算得：δ=8.9×6.3滑动轴承的设计计算6.3.1轴承的选择材料选用为了ZcuPb30,结构参见《机械设计手册、单行本、轴承、成大先主编》选为HZ90。6.3.2轴承的验算验算轴承的平均压力p(单位为Mpa)（机械设计.第七版.濮良贵、纪名刚.主编）。 P=FdB≤[P] 式中：B轴承宽度，mm（根据宽径比确定）；[p]轴瓦材料的许用压力，Mpa,其值见表12-2。F=d=110mmB=130mm算得：P=符合要求。验算轴承的pv（单位为MPa·m/s）值。轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗成正比（是摩擦系数），限制值是限制轴承的温升。 pv=FπdnBd×60×1000=Fn19100B≤[pv]式中：v轴颈圆周速