复摆颚式破碎机机械结构设计

复摆颚式破碎机机械结构设计MECHANICAISTRUCTUREDESIGNOFCOMPOUNDPENDULUMJAWCRUSHER摘要破碎机隶属于矿山机械，其作用为把各种开采出的矿物、工业生产过程物料，破碎成需要的大小，成为产品或者进一步深加工的材料，在工业生产中有着重要的作用。近几十年来，我国对破碎机械进行了大量的研究，取得了显著的成果，当前国内破碎机械已经达到了国际先进水平。复摆颚式破碎机是当前国内破碎机械使用最为广泛的，它可以破碎各种硬度的矿石，同时还具有结构简单、价格便宜、坚固耐用、工作效率高等优点，在大中型的矿山粗碎作业中应用广泛。本次所设计的复摆颚式破碎机为小型颚式破碎机。设计时计算了破碎机的各种工作参数，主要包括：动颚齿板、皮带轮、电动机、轴承、机架、飞轮、偏心轴等的参数。同时还对破碎机机械结构进行了平面图的绘制和三维模型的创建。通过参考现有破碎机结构、并查阅各种资料，避免了经验设计，也明白了在设计分析中要注意的问题。然后根据所学的知识，采用计算与类比的方法，熟悉并最终确定破碎机各机构，优化了参考样机的不足之处，结合其优点，做出了本次设计。关键词破碎机设计；三维建模；优化结构

AbstractThecrusherbelongstominingmachinery,anditsroleistocrushvariousminedmineralsandindustrialproductionmaterialsintotherequiredsizeandbecomeproductsorfurtherprocessedmaterials.Itplaysanimportantroleinindustrialproduction.Inrecentdecades,Chinahasconductedalotofresearchoncrushingmachineryandachievedremarkableresults.Atpresent,domesticcrushingmachineryhasreachedtheinternationaladvancedlevel.Thecompoundpendulumjawcrusheriscurrentlythemostwidelyuseddomesticcrushingmachine.Itcancrushoresofvarioushardness.Italsohastheadvantagesofsimplestructure,cheapprice,ruggedness,highworkefficiency,etc.Itiswidelyused.Thecompoundpendulumjawcrusherdesignedthistimeisasmalljawcrusher.Duringthedesign,variousworkingparametersofthecrusherwerecalculated,including:theparametersofthemovablejawtoothplate,pulley,motor,bearing,frame,flywheelandsoon.Atthesametime,italsocarriesoutplandrawingand3Dmodelcreationofthecrushermechanicalstructure.Byqueryingvariousdata,empiricaldesignisavoided,andproblemstobenotedindesignanalysisarealsounderstood.Thenbasedontheknowledgelearned,usingcalculationandanalogymethods,familiarwithandfinallydeterminethecrushermechanism,optimizetheshortcomingsofthereferenceprototype,combinedwithitsadvantages,madethisdesign.Keywordscrusherdesignthree-dimensionalmodelingoptimizedstructure全套设计加QQ11970985或197216396目录摘要 IAbstract II1结构设计 11.1基本结构设计 11.2工作原理 22技术参数的选择计算 42.1已知参数 42.2部分参数的选择计算 42.3主轴转速的计算 62.4电动机的确定 62.5四连杆机构的确定 72.6最大破坏力的计算 73传动装置的确定 93.1带轮的设计 93.2偏心轴的设计计算 123.3飞轮的设计 153.4选择与校核轴承 173.5轴承支撑点的设计 183.6配重的选择 193.7外形尺寸的设计 194大型零部件的设计 214.1动颚的形状确定及制造方式 214.2齿板的形状确定及制造方式 214.3推力板的设计 224.4调整装置的设计 234.5破碎机型腔的设计 234.6机架的设计制造 245复摆颚式破碎机的三维立体视图 255.1复摆颚式破碎机的整体三维视图 255.2复摆颚式破碎机各零件三维视图 26结论 32参考文献 33致谢 351结构设计1.1基本结构设计图1-1基本结构本次设计的复摆颚式破碎机采用电动机带动三角带从而带动偏心轴运动，偏心轴会使动颚运动，动颚运动提供压力破碎物料。机架：机架所受到的冲击压力比较大，所以设计的首要条件是要满足强度和刚度。该设计中机架采用铸铁整体铸造来制作。破碎部件：破碎部件包括动颚和定额。破碎机工作时，需要足够的破碎力，动颚提供压力，而直接承受破碎力的是定颚，同时，动颚的质量大小决定了动颚往复摆动时的惯性力，所以设计定颚和定颚时需要足够的强度。所以本次设计选择用优质的破碎刚铸造。传动机构；传动机构是复摆颚式破碎机主轴，本次设计的主轴包括偏心轴、悬挂轴等。悬挂轴一般采用合金钢或者优质碳素钢制成。其中推力板由铸铁整体铸成，工作过程中承受较大压力。拉紧装置：包括拉杆、弹簧和螺母等零件。需要使传动具有足够的张紧力，动颚的耳环连接着拉杆的一端，拉杆的另一端连接着弹簧和螺母并张紧穿过机架壁。调整装置：主要作用是得到产品所需的颗粒大小。用推力板来调整大、中型破碎机的出料口尺寸，小型破碎机则用楔铁来调整出料口尺寸。安全装置：是保护机架、偏心轴、活动颚板的结构。例如：当工作载荷过大时，推力板会因压力过大发生断裂，活动颚板停止摆动，工作停止。润滑装置：悬挂轴和推力板的支撑面由操作工使用油壶和油枪向润滑点加油，加油量由工人的经验及感觉来控制；偏心轴集中循环润滑。1.2工作原理如图1-2所示，颚式破碎机的机构简图是一个曲柄摇杆机构，即四连杆机构图1-2机构简图图中：AB-曲柄BD-连杆（动颚）CD-摇杆ＥＦ－定颚复摆颚式破碎机的自由度； Ｆ＝3ｎ-（2ｐｌ+ｐｈ）＝3×3-（2×4+0）＝1 （1-1）工作原理：电动机带动三角皮带传递扭矩给偏心轴，使偏心轴做周期性转动，偏心轴带动圆柱转子轴承从而使动颚相对定颚做往复周期运动，动颚向左摆动，与定颚一起挤压物料，型腔内的物料破碎，当动颚向右摆动时，受挤压破碎成成品大小的物料，从出料口排出，进行收集后进行下一步加工。同时当动颚向右摆动时，物料从进料口落入破碎腔内，向左摆动时，再次挤压破碎，可以保证进料、破碎、卸料在机器工作时自动循环运行。在实际的生产中，由于有时不能一次性将物料破碎成所需产品，所以也有多次破碎的状况，此时物料的挤压会导致正在生产中的破碎机被顶死，为了避免这类情况的发生，选择在偏心轴的两端各安装一个大带轮和一个飞轮，通过惯性保持足够的压力。破碎机排料口的尺寸决定了排出的颗粒最大直径，控制了产品颗粒大小，可以通过调整动颚后的楔铁改变。2技术参数的选择计算2.1已知参数2.2部分参数的选择计算主要参数确定需要保证破碎机的工作效率、破碎效果、破碎力等的合理布置匹配。本次设计的关键是四连杆机构的改进，要使各杆件机构能够较为合理的匹配。排料口的最小宽度e：已知参数：进料口尺寸250mm×400mm排料口最小尺寸计算公式：e=(1/7~1/10)×250=25~35mm（2）啮角α啮角是动颚板与定颚板之间的夹角，它与破碎腔高度成反比，与生产率也成反比。经过查阅资料发现，如果啮角偏小，那么生产率会较高，与此同时破碎腔高度会偏大，设计时不仅要考虑生产率，同时也要保证破碎腔高度不宜过高。所以需要通过计算选择合适的啮角：图2-1啮角示意图和物料受力情况分析如图2-1所示，颚板的破碎压力p1和p2，其作用力方向都垂直于颚板表面，生产过程中，摩擦力fp1和fp2（f为摩擦系数），其作用方向平行于颚板表面。若把物料的重量忽略不计，并且把物料看作为分离体，则可得到物料不上滑的条件：（2-1）其中：p1、p2——表示颚板上的破碎力f——表示摩擦系数α1α2——表示颚板间的夹角解式（2-1），得： （2-2）将带入式（2-2），化简可得：（2-3）破碎机正常工作时，颚板与物料之间的摩擦系数,此时摩擦角度，计算可得啮角为。在实际生产过程中我们一般希望生产效率更高，所以实际啮角。本次设计采用的是定颚垂直式的腔型，根据以往设计经验，选择啮角。（3）破碎腔高度H破碎机工作时，破碎时间越长，破碎效果越好，即破碎腔高度决定破碎效果，同时为了设计结构紧凑和破碎效率，需要合理降低破碎腔高度。可以计算破碎腔高度：H=(2.25～2.5)B=(2.25～2.5)×250=562～625mm。本次设计取破碎腔高度为600mm，既保证了破碎效果又保证了破碎效率。（4）计算动颚的摆动行程（s）在复摆颚式破碎机工作时，动颚的水平摆动行程（Horizontalswingstrokeofmovablejaw）是影响破碎力和生产效率的关键因素。当排料口行程偏小时，会降低生产效率；水平行程偏大时，会急剧增加破碎力并且会产生压实现象，导致机件因过载而损毁。动颚的摆动行程一般要求不能大于排料口尺寸。本次设计选用s=15mm。。（5）连杆长度和动颚长度L急回运动是曲柄四连杆机构的特点。机器工作时，曲柄做回转运动，摇杆跟随曲柄做往复运动摆动方向和速率是不一样的，连杆越短时，差距就越明显。由于本次设计根据破碎腔中物料的下落时间来确定曲柄的转数，连杆最短长度有要求，并不是越短越好，要同时保证机构的整体协调性。中小型破碎机的连杆长度计算公式：（2-4）本次设计取l=600mm动颚计算：本次设计取L=1800mm（6）推力板长度k推力板长度的计算公式为：本次设计取k=260mm2.3主轴转速的计算主轴转速的快慢决定了破碎机能否达到较大的生产能力，主轴旋转一周，动颚就会按照规定路线摆动一个流程。破碎机生产速度最高时主轴转速n的计算：（2-5）式中——主轴转速——啮角——动颚摆动水平距离但是在实际的生产中，因为动颚在行程初期具有弹性形变，所以不能立即下落，因此偏心轴的转速要比计算所得结果值降低20％到40％，已知参数中n=250，较（2-5）中计算结果n=327.57降低24%，计算结果合理。2.4电动机的确定选择电动机时应考虑到电动机的工作环境；灰尘多、砂石多、潮湿、温度高。查阅《机械手册》，结合电动机的工作环境（灰尘多、潮湿、砂石多），本次设计选择封闭式电动机，结合额定功率和主轴尺寸，最后确定为Y系列（IP44）。电动机功率计算时可以根据破碎力大致得到。本次设计所选择的电动机功率为15kw，结合功率查询《机械手册》，选用Y190L-6型电动机，该型号的出厂标准数据为：2.5四连杆机构的确定已知参数：主轴偏心距：连杆：动颚行程计算可得：图2-2四连杆机构简图经过验算，上述四连杆机构各杆件长度符合使用需求。2.6最大破坏力的计算机构设计和各零部件的强度均与破碎力相关。在实际生产中，破碎力不均匀分布在各个零部件上，故不能使用公式计算得出，需要通过实验数据来进行合理推导，得出破碎力变化的准确规律。查阅资料可知，动颚承受粉碎力最大，其计算过程：（2-6）式中：——衬板的压强，一般取L——型腔的长度H——型腔的高度经查阅最大破碎力作用于破碎腔0.35-0.65高度处，并垂直于动颚。此时Pmax＝270Ｎ/ｃｍ3×90ｃｍ×65ｃｍ＝1579.5ｋＮ机器工作时也会受到冲击载荷的挤压，因此，计算强度时也要考虑到，将计算得到的Pmax增大1.5倍可得到冲击载荷：Ｐｊs＝1.5Ｐmax＝2369kN3传动装置的确定3.1带轮的设计破碎机的实际生产环境是非常恶劣的矿山工地，多灰尘，多石沙，潮湿，两传动轴之间相互间隔很大，传动系数的消耗较大，同时破碎过程中受到的载荷较大，载荷的变化也很明显，所以本次设计选择带传动。带传动具有以下优点：结构简单易制造、安装精度较低、传动平稳、能够吸收一部分冲击，当负载过大时，传送带会发生打滑，停止工作，保护机器的大部件。已知破碎机主轴转速为=300r/min，Y190L-6电动机的正常工作时的效率p和电动机主轴转动速度。（1）计算工作效率工作效率由电动机功率和传动效率决定，的过程为：（3-1）式中：——为确保使用安全需要把理论值乘的一个固定系数，查手册确定工作情况系数为，详见表8-7《机械设计》；——传递的额定功率。将数据带入公式（3-1）计算得：（2）传动比的设计传动比（机构中两个转动部件角速度的比值）计算公式为：（3-2）式中：n1——小带轮的转动速度n1=970；n2——大带轮的转动速度n2=300。带入得：

（3）验算带轮的直径1）主动轮的直径当功率一定时，随着带轮直径减小，带传动的有效拉力会增大，同时带的根数也就应该增多，V带之间的直接受到的压力会不均匀。因此，太小的带轮的直径就不符合设计要求。根据《机械设计》手册，表8-6和表8-8可以初步确定主动轮的直径。主动轮直径过大时不能进行有效减速，不符合设计要求。2）验算主动轮带速大于2m/s，小于25m/s故主动轮带速合适。3）从动轮直径=i=3×500mm=1500mm（4）计算V带的中心距和带长度1）计算中心距当带传动的中心距过小时，带的张紧力就不够，易发生打滑现象，中心距过大时，，皮带容易疲劳，设一个合适的中心距非常关键。计算：可以得到。2）计算带长度（3-3）查《机械设计》得到：3）机器安装时中心距（3-4）机器工作时中心距变化范围：（6）小带轮包角限制了小带轮的最小直径，V带的过度变形就得到了控制，也就控制了轮槽角度的过小问题，就保证了带和带轮之间具有足够的摩擦力，就不会发生打滑。即只需计算小带轮包角。(3-5)满足上述条件，小带轮包角的选择合理。（7）选择传动带型号和工作时需要使用的带的根数z1）一根V带工作时工作效率已知主动轮直径和转动速度，查表可得：使用D型传动带（顶端宽度21.5mm，厚度为19mm）且工作效率。由于传动比的影响，再不发生打滑的条件下，查表可以得到带传动时工作效率的增加量为：2）确定工作时需要使用的V带的根数（3-6）其中、，通过查《机械设计手册》可以得到：带入公式（3-6）得：为了传动更加稳定可以得到Z=5根。（8）单根V带预紧力的计算和确定查表可以得到（9）计算和确定压轴力（10）带轮结构的确定带轮宽的计算和确定:根据轮辐结构把带轮分为三类：实心式带轮、辐板式带轮和轮辐式带轮。由于主动轮和从动轮直径都比300mm大，故两者都适合采用轮辐式结构。主动轮的孔径与选择的电动机轴的直径是相同的，故其值为80mm，从动轮孔径取值为90mm。下图为从动轮示意图:图3-1从动轮结构示意图3.2偏心轴的设计计算偏心轴是外圆与内圆轴线平行但是不重合的轴体，工作时做凸轮运动，传递动颚摆动所需要的扭矩。所以设计时需要保证足够的强度和刚度，还要综合考虑经济因素、技术因素，要保证实用性等。（1）偏心轴的材料由于工作时要传递较大的载荷，选用45号调质钢。（2）轴传递的功率V带是带传动中使用最广，传动效果最好的传动方式，摩擦力较大，可以传递较大的功率，一般为0.95。计算轴需要传递的功率：P=ηPca=0.95×22.5=21.4kW（3）从动轮带动偏心轴1:1转动，所以偏心轴的转速为300r/min（4）计算偏心轴的最小直径（3-7）式中A0——取A0=112P——被偏心轴传递的工作效率N——从动轮的转速计算公式（3-7）得：本次设计采用单键槽的配合方式，，所以要将扩大6%保证偏心轴的强度。即：偏心轴上直径最小处要与从动轮相配合，从动轮的内径为90mm>49.2mm，故轴直径符合。（5）确定偏心轴的各段尺寸图3-2轴的结构图由上图可知轴承安装在L4,L6上，根据轴承与轴直接配合可以得到L4段和L6段的尺寸。从左到右依次把偏心轴分成七段：表3-1偏心轴各段尺寸D190mmL1278mmD2100mmL255mmD395mmL32mmD4110mmL475mmD5120mmL560mmD6130mmL680mmD7150mmL7240mm由图（3-2）可知，偏心轴为对称结构，L1-6左右各一个，L7在中间只需计算一次。总长度L计算：L=1340mm（6）偏心轴的强度校核在破碎机工作的过程中，破碎力施加在偏心轴上的作用很大，因此要对偏心轴的弯曲强度和扭曲强度进行检验，偏心轴的各段受力情况如图4-3，轴所受到的弯矩图和扭矩图如图4-4。图3-3轴受力示意图图3-4轴的弯矩图和扭矩图从图（4-3）和图(4-4)中可以看出，承受载荷最大的截面是动颚轴承中心所在的截面，计算出此截面处的弯矩M和扭矩T。总弯矩M=44323440N﹒mm扭矩T=4355963N﹒mm轴应力计算：（3-8）查阅《机械设计》，取=0.6，可以得知，代入数据得：经过调制处理的45号钢，查阅《机械设计》表得。<[σ-1]，故安全。3.3飞轮的设计颚式破碎机是间歇性工作的，动颚在做复摆运动的过程中会使电动机的负载不均匀，使机器转动的速度发生波动。这些在生产过程中是需要避免的。偏心轴的两端装上了飞轮（旋转过程中用于储存旋转动能的机械装置），可以抵消负载不均匀带来的转速改变。从动轮实际已经可以作为飞轮，故只需设计从动轮对称面的飞轮。假定破碎机在低负荷（不做破碎运动）期间内需要使用的功率为，在高负荷（物料破碎）期间内需要使用的功率为。电动机额定功率为，要满足。在低负荷期间，多余的功率会转化为机械能，使飞轮和从动轮的角速度从增加到；在高负荷期间，飞轮和从动轮的机械能又会转化为动能，维持一定的转速，保证了破碎工作的顺利进行。因此可得：或（3-9）式中：——飞轮转动惯量（）；—— ；——。飞轮和从动轮转化的机械能为：因为摩擦机械能损失为：代入得到飞轮和从动轮需要转化的机械能为：查《机械手册》可知机械效率，由于复摆式破碎机的效率较高，取机械效率值为0.85。。取速度不均匀系数为0.02。可以根据从动轮转速n求得，。已知。可以求得：飞轮与从动轮的直径相同，故飞轮的直径D=1500mm，飞轮的孔径d=140mm，可得飞轮的质量m为：飞轮宽度为：飞轮采用碳纤维材料制成，安装时采用磁性轴承，并且需要调节飞轮转动惯量时，无需更换，可以通过加配重的方式来完成。3.4选择与校核轴承（1）轴承的选择根据破碎机的工作情况和工作环境可以得知，轴承要在工作条件比较恶劣的情况下工作,同时还需要承受较的载荷较大。由上文知偏心轴L4处为倾斜面，确定选用调心滚子轴承。通过查阅《机械设计手册》初步选定内装轴承的型号为：24126CC/W33。表3-224126CC/W33轴承参数外径D=210mm宽度B=80mm内径d=130mm额定载荷1850KN最高转速700r/min对于外装轴承（outboardbearing）而言，靠近从动轮的一侧要承受传送带工作时施加的径向力，选择型号为23122CC/W33的轴承。表3-323122CC/W33轴承参数内径d=110mm宽度B=56mm外径D=180mm额定载荷1210KN极限转速900r/min（2）计算轴承的当量动载荷当量动载荷的计算：（3-10）式中：—查表得=2.0；—轴承承受的垂直于轴承中心线的载荷：；—在本设计中，轴承轴向力很小可以忽略；—用于修正轴承承受的垂直于轴承中心线的载荷的系数，查表得=1；—用于轴承的轴线方向载荷的修正系数，查表得Y=0.3。当轴承只受轴承承受的垂直于轴承中心线的载荷时的当量动载荷：（3）轴承寿命计算轴承设计最重要的指标就是使用寿命，要保证在寿命期间不出现止动失效和精度丧失现象，所以需要满足使用时间，避免因为轴承出现使用问题影响机器工作。计算公式为：（3-11）查表得；滚子轴承中，则：，在不发生过载使用时，设计轴承满足需求使用寿命。3.5轴承支撑点的设计在本设计中，轴承支撑点（轴承座）采用了整体设计。轴承支撑点的结构设计为空心阶梯轴型，在其内可以安装轴承，用端盖来定位和约束轴承，因为需要支撑的是一对的调心滚子轴承，故对支撑点烦人同心度要求较高。轴承支撑的结构图：图3-5轴承支撑结构3.6配重的选择飞轮是一个用来储存机械能的装置，由于设计中飞轮和从动轮是一个对称结构，需要使飞轮和从动轮质量相等、大小相同。前文提到飞轮直径和从动轮相等，只需调节重量，由于制造材料不同，质量上肯定存在差异，所以在飞轮上添加配重物来实现重量的平衡。飞轮上添加的配重大小及位置，通过查阅《机械原理》动平衡部分来确定。飞轮上的配重调整计算：（3-12）由（3-12）可知，配重并不是随便添加使得质量相等，还要考虑到回转半径等因素。式中：——飞轮和从动轮上加的配重；——飞轮和从动轮质心的回转半径；——飞轮和从动轮回转面内相差的重量；r、r——飞轮和从动轮的回转半径。由上式就可以确定所加配重的质量。从动轮和飞轮是轮辐式结构，轮缘的侧面就是加配重的位置。3.7外形尺寸的设计上文中的设计计算基本确定了破碎机整体的形状和尺寸：图3-6外形形状尺寸其中：A-机架的前后长度2540mmB-整机高度2250mmC-机架厚度350mmD-机架宽度1490mm4大型零部件的设计4.1动颚的形状确定及制造方式动颚不单单起到支承动颚齿板的作用，还是主要的破碎部件，动颚摆动通过与定颚的摩擦、挤压、剪切破碎原料，所以承受了较大的力。制造时，由于动颚结构比较复杂，采用焊接制造对工艺要求过高，目前国内一般采用铸造来制造动颚。动颚按结构可以分成箱型和非箱型两种。按横截面的形状来划分，又可以分为“E”形与反“E”形。动颚的设计在本设计过程中是至关重要的，根据上文计算数据，同时为了减轻动颚的质量，本设计选择截面为“E”形的非箱型加筋结构，这样既可以减轻重量，又可以保证一定的零件强度。4.2齿板的形状确定及制造方式齿板（即衬板）是直接参与物料破碎的主要零件，通过上下齿板间的挤压、摩擦、剪切等作用力将原料破碎成成品。工作过程中齿板需要提供足够的挤压力，所以磨损也非常厉害。选择高锰钢、超高锰钢、超强高锰钢等作为为齿板材料，这些材料具有设计需求的硬度和韧性。齿形设计：颚式破碎机设计齿板形状分为三角形和梯形，安装时使动颚齿板和定颚齿板的波峰对应波谷，可以使破碎效率最大化。图4-1齿形本次设计采用梯形衬板。设计出齿板的结构如图4-2，图4-3所示：图4-2动颚齿板图4-3定颚齿板设计时，还要考虑到安装时动颚齿板的齿谷要对应定额齿板的齿峰，这样可以破碎物料时增加一个弯曲作用力，提高物料的破碎效率。4.3推力板的设计推力板又称肘板，其结构虽然简单，但在破碎机中有非常重要的作用。主要用来传递动力，还可以起到保险以及调整排料口大小的作用。破碎机工作时处于灰尘多、砂石多、潮湿、温度高的环境中，，会使得肘板与衬板之间存在粉尘，实际上两者工作中是处在几乎无润滑剂的摩擦状态。轴板一般用灰口铸铁来制作，肘垫的磨损较大，采用45钢制作。肘板和肘垫之间的连接形式分为滚动型（肘板与肘垫不完全接触、多点支撑）和滑动型（完全接触球面支撑）两种：图4-4肘板与肘垫的连接形式上图中a)为滚动型连接形式；b)为滑动型连接形式本次设计推力板与肘垫选用滚动型的连接方式，该连接方式传动损耗较小，摩擦损耗也相对较小，推力板使用的寿命较长。4.4调整装置的设计衬板会随着破碎机的长时间工作逐渐磨损，排料口的尺寸会随着磨损变大，生产出的产品粒度也会变大，这种情况就需要调整装置来调节。此外，破碎机使用厂家不同，破碎物料的要求也不同，破碎机就要能够生产出大小不同的产品，此时可以调整排料口尺寸来满足。目前国内复摆颚式破碎机发展很快，衍生出的调整装置有很多，本次设计选择楔铁型调整装置。4.5破碎机型腔的设计物料从进料口进入破碎机型腔，被动颚和定颚挤压然后破碎，最后通过出料口排出。所以进料口尺寸、排料口的尺寸、动颚板大小形状、定颚板的大小形状都是影响破碎机型腔的因素，设计时要综合考虑。破碎机型腔的形状类型分为有直线型和曲线型。物料在破碎机型腔内的流动状态如图4-5所示。(a）(b）图4-5型腔的形状上图中(a）直线形型腔（b）曲线形型腔本次设计采用曲线型破碎机型腔。在一定的工作效率下，曲线型破碎机型腔有着很大的优势：破碎比较完全，产品大小均匀，破碎力大。此外，曲线型破碎机型腔的动颚板与定颚板之间的夹角逐渐减小，因此破碎机型腔宽度是逐渐增加的，因而产品更容易被排出，且不易发生堵塞现象。4.6机架的设计制造破碎机四周刚性框架（机架）将破碎机连接成一个封闭的整体，所以工作时也会受到由零部件传递来的反作用力，设计需要满足：能够承受较大压力、结构简单便于安装、易于制造、质量轻便。破碎机四周刚性框架按照结构的形式来划分，可分为整体框架（刚性好、但制造工艺复杂）和组合框架（加工和拆卸方便）两种；本次设计是小型复摆颚式破碎机，故选择整体框架。机架的材料为ZG270-500，比起其他材料，整体铸造成后可以减轻破碎机四周刚性框架重量。破碎机四周刚性框架基本结构如图5-6所示：图4-6破碎机四周刚性框架基本结构5复摆颚式破碎机的三维立体视图5.1复摆颚式破碎机的整体三维视图主视图：图5-1复摆颚式破碎机前视三维视图俯视图：图5-2复摆颚式破碎机俯视三维视图图5-3复摆颚式破碎机去壳三维视图5.2复摆颚式破碎机各零件三维视图图5-4大带轮图5-5小带轮图5-6偏心轴、图5-7定颚齿板图5-8定颚齿板图5-9定颚图5-10定颚图5-11电动机图5-12机壳图5-13螺栓图5-14轴承座结论这次设计通过指导老师细心地关怀和指导，同学们无私地帮助，以及各种文献的查阅和整理，历时三个多月，一百个日夜在画图和写论文中度过，终于到了完成的这一刻，感觉收获颇多。这次设计让我系统的了解到了国家当前颚式破碎机的发展现状，并且通过查阅资料成功设计出一台复摆颚式破碎机，运用到了大学中学习到的各种知识，是对大学知识学习的一种升华。设计过程中，我也深刻认识到了自己的不足，基础知识不牢固，画图水平也有待提高，但经过这几个月的设计和学习，明显的感觉到自己有了很大的提高。这些都要感谢杨丽娟导师的敦促和教导，班级同学们无私地帮助和指点。设计过程中，通过查阅资料，发现我国破碎机制造设计水平和发达国家还存在很大的差距，我也确信，只要我们这一代人继续努力，培养创新意识，提高创新能力，我们与发达国家差距会越来越小，总有一天可以将其超过。