颚式破碎机传动系统设计机械CAD图纸

河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 摘要 由于颚式破碎机具有结构简单、制造容易、维护方便、工作可靠等特点。所以，世界各国在冶金、化工、建筑材料、矿工等基础工业部门都广泛采用这种设备。复摆颚式破碎机结构简单，制造容易、工作可靠、使用维修方便，所以常见的还是传统的复摆颚式破碎机。 根据要求我设计了复摆颚式破碎机，其工作原理是：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。 设计内容主要包括了复摆颚式破碎机的动颚、偏心轴、皮带轮、动颚齿板等一些重要部件；另外对颚式破碎机的工作原理及特点和主要部件作了介绍；同时对机器参数（主轴转速、生产能力、破碎力、功率等）作了计算。 关键词：复摆颚式破碎机；偏心轴；动颚河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 Abstract Due to the jaw crusher is simple in structure, easy to manufacture, convenient maintenance work reliable. So, the world in metallurgy, chemical industry, building materials, miners and other basic industry departments are widely used this kind of equipment. Pendulum jaw crusher structure is simple, make easy, reliable and convenient usage and maintenance, so common or traditional pendulum jaw crusher.According to the request I designed the pendulum jaw crusher, the working principle is: work, motor drive shaft rotation by pulley eccentric, make the move to close to leave, jaw cycle for jaw, and the material is extrusion, rolling, grinding multiple broken, make the material is bigger or smaller, gradually whereabouts until from discharging mouth eduction.Design content mainly includes the pendulum jaw crusher dynamic jaw, eccentric shaft, pulley, dynamic jaw teeth board some important parts; In addition to jaw crusher work principle and characteristics and main parts is introduced; At the same time for the machine parameters (spindle speed, production capacity, crushing strength, power, etc.) for the calculation.Key words: pendulum jaw crusher; Eccentric shaft; Move jaw 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 目 录摘要 . 1Abstract . 2前 言 . 1第一章绪论 . 3§1.1 颚式破碎机简介 .§1.2 复摆式颚式破碎机的特点 .§1.3矿石的破碎及力学性能.§1.4 破碎工艺 . 10第二章 设计任务及要求 . 11§2.1 设计条件 . 11§2.2 设计内容 . 11§2.3 设计要求 . 11第三章基本结构及工作原理 . 133.1 基本结构 . 133.2 工作原理 . 13第四章 参数的选择和计算 . 15§4.1 颚式破碎机的结构及运转. 15§4.2 结构参数的选择 . 15§4.3主要参数的计算 . 20第五章 主要零部件结构尺寸的计算与选择 . 28§5.1 电动机功率的计算与选择. 28§5.2 皮带及带轮的设计. 32§5.3偏心轴的设计计算 . 37河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 §5.4 轴承的选择与校核. 43§5.5 平键的选择及校核. 46结 术 语 . 50参考文献 . 51致 谢 . 52河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 前 言 本次毕业设计的主要任务是对复摆式颚式破碎机传动系统设计与计算，并对复摆式颚式破碎机的主要构件尺寸参数以及其他结构部件做了系统的介绍。 颚式破碎机属于矿山机械的选矿机械部分，它在国家重工业发展中占有举足轻重的作用。而复摆颚式破碎机结构简单，制造容易、工作可靠、使用维修方便，所以常见常用的还是传统的复摆颚式破碎机。如何使破碎机具有更好的工作效率是许多年来无数工程师思考的问题。在这次设计中，我查阅了大量的参考材料，并不断求教于老师，积累了一些颚式破碎机方面的知识，在此基础对颚式破碎机进行传动系统设计。 各种不同型号的颚式破碎机虽经长期不断改进，但其工作原理和结构大同小异，而其工作性能的好坏却相差很大。颚式破碎机的技术性能主要取决于主参数的确定，机构尺寸参数，运动参数和动力参数的设计。在本次设计中，我根据自己掌握的知识以及和同学的讨论，主要对结构尺寸参数，传动系统部件作了计算。为了清楚起见，在必要的地方配有插图。 1河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 在设计的过程中，多次经由王得胜老师的耐心指导，在次表示深深的谢意! 由于水平有限、时间仓促，设计说明书中一定有不少的缺点和错误，恳请老师和读者提出宝贵的意见，给予批评指正! 2河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 第一章绪论 §1.1 颚式破碎机简介 颚式破碎机经过100多年的实践和不断的改进，其结构已日臻完善。它具有结构简单，工作可靠，制造容易，维修方便等特点。所以，知到现在仍广泛地用于采矿、选矿、建筑材料和环境工程中。它在矿业中多半用来对坚硬和中坚硬矿石进行粗碎和中碎。在其它工业中有时也用来作细碎用。 在颚式破碎机中物料的破碎是在两块颚板之间进行的。可动颚板绕悬挂心轴对固定颚板做周期性摆动，如图1-1，图1-2所示。当动颚板靠近固定颚板时，位于两颚板间的矿石受压碎、劈裂和弯曲作用而破碎。当动颚板离开定颚板时，已破碎的矿石在重力作用下，经排矿口排出到下个工艺环节。 目前，颚式破碎机应用最广泛的有两种型式: 动颚作简单摆动的曲柄双摇杆机构颚式破碎机（图1-1a）和动颚作复杂摆动的曲柄双摇杆机构颚式破碎机（图1-1b）。前者多用于制成大型和中型设备，其破碎比36；后者一般制成小型的，其破碎比可达10.随着机械制造业的发展，复3河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 摆式颚式颚式破碎机已向大型化方向发展。 颚式破碎机的规格用给矿口宽度B和长度L来表示。例如，给矿口宽度900mm，长度1200mm的破碎机表示为：900mmx1200mm颚式破碎机。根据给矿口的宽度B和长度L的大小，颚式破碎机可以分为大、中、小三类。给矿口宽度大与600mm者为大型；给矿口宽度由300mm到600mm者为中型；给矿口宽度小与300mm者为小型颚式破碎机。 颚式破碎机的优点是生产率高，结构简单可靠，破碎比较大（i一般为68），外型尺寸较小，零件检查和更换较容易，操作维护简便，不用较高技术水平的工人就能够操作，应用范围广，与其他类型破碎机比较，不容易堵塞。因此工程中普遍采用它来破碎各种硬度92500公斤/平方厘米以下）的石料，常作粗碎和中碎设备。 一般用于破碎极限抗压强度才200MPa，需要很大的摆动体，增加非生产能量的消耗，破碎可塑性和潮湿的物料时，容易堵塞出料口。由于工作时产生很大的惯性力，机体摆动大，工作不平稳，冲击、振动及噪音较大。因此须安装在比机器自重大五倍以上的混凝土基础上，并须采取隔振措施。大型破碎机还应安装在埋设于基础上的钢梁上 颚式破碎机的最大装料块度应比装料口宽度小1520%，即给料4河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 的最大石块不应超过装料口的0.85倍。当用颚式破碎机破碎坚硬而光滑的大砾石时，砾石容易从装料口反跳出来，故破碎天然砾石的生产率不及破碎块石的生产率高。 使用颚式破碎机时，必须注意由于机器是在工作条件恶劣的情况下运转的，除了必须严守操作规程和维修保养制度外，还必须及时发现并维修被磨损的零部件，这是提高机器作业的重要措施。 a简摆式颚式破碎机 b复摆式颚式破碎机 图1-1 5河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 a简摆式颚式破碎机b复摆式颚式破碎机 图1-2 §1.2 复摆式颚式破碎机的特点 颚式破碎机以结构简单、性能可靠、维修方便在物料粉碎行业广泛应用。复摆颚式破碎机的机构属于四杆机构中曲柄摇杆机构的应用，曲柄为主动件。 复摆颚式破碎机的动颚是直接悬挂在偏心轴上的，是曲柄连杆机构，没有单独的连杆。由于动颚是偏心直接带动，所以活动颚板可同时做垂直和水平的复杂摆动，颚板上各点的摆动轨迹是由顶部的接近圆形连续变化到下部的椭圆形，越到下部的椭圆形越扁，动颚的水平行程则6河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 由下往上越来越大的变化着，因此对石块不但能起压碎、劈碎，还能起辗碎作用。由于偏心轴的转向是逆时针方向，动颚上各点的运动方向都有利于促进排料，因此破碎效果好，破碎率较高、产品粒度均匀且多呈立方体。 复摆颚式破碎机和简摆颚式破碎机相比较，复摆颚式破碎机的机器重量较轻，结构简单（少了一件连杆、一块肘板、一根心轴和一对轴承），生产效率较高（比同规格的简摆颚式破碎机生产效率高20%30%）等优点。但复摆颚式破碎机的颚板垂直行程大，石料对颚板的磨削作用严重，磨削较快，且能量消耗也大，工作时易产生较多的粉尘。 在工程上应用较为广泛的是复摆颚式破碎机。国产的颚式破碎机数量最多的也是复摆颚式破碎机。 颚板包括活动颚板和固定颚板，各与颚床组成活动颚和固定颚。颚板用楔形铁块和螺栓固定在颚床表面，保护颚床不受磨损。固定颚的颚床就是机架，活动颚的颚床悬挂在偏心轴上，由于它直接承受对石料的挤压作用，所以必需有做够的强度和刚度，活动颚床一般用铸铁火铸钢制造。颚板直接和石块接触，除承受挤压和冲击力外，尚与石块强烈摩擦，因此要求用高强度且耐磨的材料制造。 7河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 §1.3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1-3a）。 （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1-3b）。 （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1-3c）。 (a)(b)(c)(d)(e) 图 1-3矿石的破碎和破碎方法 8河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 （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，矿石内的剪切应力达到其剪切强度极限时，矿石即被粉碎（图1-3d）。 （5) 冲击破碎矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图1-3e）。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。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。复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破碎效果。 9河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 §1.4 破碎工艺 最终的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： Imax=Dmax/dmax=1300/10=130 Imax=Dmax/dmax=200/25=8 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。要把原矿破碎到需要的粒度，必须将若干台破碎机串联进行分段破碎。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。 10河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 第二章 设计任务及要求 §2.1 设计条件 1. 电动机功率：15KW，额定转速：1500r/min； 2. 最大进料粒度：125mm； 3. 排料口调整范围：1040mm； 4. 处理能力：516t/h； 5. 对坚硬或中硬矿石进行中碎或细碎； §2.2 设计内容 1. 设计方案的评价与决策； 2. 传动系统设计，成套图纸与设计说明书。 §2.3 设计要求 一、工作实效性 1.能较好地破碎各种矿物与岩石，并达到所要求的粒度； 11河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 2.错误操作有保险装置。 二、运转稳定性 1.机械传动平稳、支承零件有足够的刚度、无明显振动； 2.主要零件不易损坏。 三、技术经济性 1.结构简单，减轻自重，减少制造成本，系列化； 2.采用较高效率的传动系统、减少运转费用。 四、结构工艺性 1.有皮带张紧装置； 2.结构易于折装、运货。 3.尽量减少各种振动冲击。 五、设计规范性 1.符合破碎机规定的国家标准； 2.零部件标准化率不低于60%； 3.技术参数符合优先数系。 12河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 第三章基本结构及工作原理 3.1 基本结构 颚式破碎机的主体机构由机架、偏心轴、动颚板、定颚板、肘板共四个机构组成（如3-1所示）。另有其他辅助零件，如固定齿板、衬板、挡罩、垫片、滑块、推力板、止动螺钉、锁紧装置。 图3-1 复摆颚式破碎机结构示意 3.2 工作原理 13河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 带轮与偏心轴固联成一整体，它是运动和动力输入构件，即原动件，其余构件都是从动件。如图3-2所示当带轮和偏心轴2绕轴线A转动时，驱使输出构件动颚3做平面复杂运动，从而将矿石压碎。 图3-2 复摆颚式破碎机机构运动简图 颚式破碎机由动颚板、定颚板、偏心轴及推力板组成。动颚板上部与偏心轴相连,下部由推力板支撑。偏心轴转动时,动颚板不仅对定颚板作往复摆动,同时还沿定颚板有很大幅度的上下运动。动颚板上各点的运动轨迹如图2所示。动颚板上部的运动轨迹接近圆形,越向下水平运动幅度越小,运动轨迹也越呈椭圆形。 14河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 第四章 参数的选择和计算 §4.1 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，偏心轴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，推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。 §4.2 结构参数的选择 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15河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 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。 §4.2.1给矿口与排矿口的尺寸 我国生产的颚式破碎机，给矿口的长度约为宽度的1.251.6倍，对于中小型破碎机则取L=（1.51.6）B，而在小型破碎机中，为了获得较高的生产率，LB值可以选大一些。本次设计数据中LB=5，由此可知所设计的破碎机为小型号的复摆式颚式破碎机。1 1 1 1e = d - s = ( ) B = ( ) ´150 = 21.4mm 15mm对于复摆式颚式破碎机，排矿口的最小宽度710710取e= 20mme：§4.2.2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a 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a 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。 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41所示。P1和P2为颚板作用在物块上的压碎力，其方向垂直于颚16河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 板表面。由于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，破碎物料时的平衡条件为： fP2+ fP1cos³ P1sin水平分力的总和等于零：P2- P1cosa -2ffP1sina = 0联解以上两式可得： tana £1- f2图41 物料块受力分析 令j 表示摩擦角，则ftanj= tanj 故tana £1- tan2j，即tana £ tan2j 17河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 a £ 2j 由上式可知，为了使颚式破碎机正常的进行破碎工作，钳角a 应初选为a = 20°。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f°f0.2（或j f11）因此，在生产实际中，颚式破碎机的钳角多取为17°24°范围内，钳角不应大于20°22°。简单摆动颚式破碎机不应大于20°24°，对于复杂摆动颚式破碎机，本次设计中取a =20°。 §4.2.3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：H= (2.25- 2.5B=) (2.25- 2.5´150= 337.5mm- 375mm) 。为了获得较高的生产率，将H取的大些。取H= 360mm。 §4.2.4动颚摆动行程和偏心距 动颚摆动行程s是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。 18河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 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0.01Dmax。 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0.30.4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0.30.4倍。 实际上，动颚摆动行程是经验数据决定的。通常对于大型颚式破碎机：s=2545mm；中小型破碎机：s=1220mm。 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：s» 1.33r；对于简单式颚式破碎机：s» r。 根据实验，破碎机上部摆动行程应大于0.01Dsf0.01Dmax= 0.01´125mm= 1.25mm破碎机下部摆动行程小于（0.30.4）B max。 sp(0.30.4)B =45mm60mm实际上对于中小型破碎机：s=1220mm，取s= 14mm19河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 s取 r = = 7mm 对于复杂摆动颚式破碎机：s» （22.2）r 2§4.3主要参数的计算 4.3.1动颚的摆动次数（偏心轴的转速） 选择动颚的摆动次数时，不仅要使机器的生产率高，而且还要使机器的功率消耗少。为了求得偏心轴的转数，可作如下假说：1）由于颚身较长摆动幅度不大，故假定动颚为平移运动，啮角a 不变；2）不考虑矿石与肘板间的摩擦力对排矿的影响，动颚离开固定颚时，破碎产品成梯形断面的棱柱体依靠自重自由下落。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s颚板在离开的时间t内，破碎物料必须落下的高度应为h；当偏心轴转L胯下端点水平行程aL为排料口的平均啮角。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是根据征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20河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 至破碎腔外的高度h算确定的。 当排料过程对应的曲柄转角不小于180°时，此时经试验认为排料时间按主轴半径计算比较符合实际情况。设n为动颚每分钟摆动的次数，则动颚一次单项摆动的时间为： 式中: t=12×60 30=图 4-2料后处排料示意图nnt动颚一次单项摆动的时间，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： 21河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 2h1由于h=gt112gt2/2, 令=t，则可求得理论上的生产能力最高的动颚摆动次数为： 30n=2hg式中：h破碎物料落下的高度 sh=G重力加速度，g=980tanacm/s2。 式中： s动颚下端的水平行程，cm 。 a排料层平均啮角(度)取最优值a=20°。 tana tan20°n = 665 = 665由以上几式联立并简化可知： s1.4取n=340r/minr/min= 339r/min4.3.2生产能力 颚式破碎机的生产能力是指机器单位时间内所能处理的物料的数量，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，22河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 从破碎腔中排出一个松散的棱柱体的物料为计算依据。 图4-3 e + (e + s) 2e + s sF = h = ´（2e + s）V = FL = Ls 30 nLs（2e + s）Q = 60nVu p = up （41） 根据图4-3，动颚摆动一次，排出的棱柱体断面积为： 22tana棱柱体长度即为破碎腔的长度L,故棱柱体体积为： 2tana若动颚每分钟摆动n次，则破碎机的生产能力为： 2tana式中 ， 23河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 Q-生产能力（t/h）； n-主轴转速(r/min) ； L-破碎腔长度(m) ； e-公称排料口尺寸(m) ； s-动颚下端点水平行程(m) ； u-松散系数，取0.250.6，对于中、小型机一般取较高值u=0.50.6； p-破碎物料的密度(t/m3),根据破碎矿石的密度，一般取p=1.6 。 按式（41）取u=0.5,又L=750mm，n=340r/min Q=30 ´ 340 ´ 0.75 ´ 0.014 ´（2 ´ 0.02 + 0.014）´ 0.5 ´ 1.6 otan20=12.7t/h 4.3.3破碎力 破碎力在腔内的分布情况及其合力作用点位置、大小，是机构设计和零部件强度设计的重要依据。由于破碎力分布以及合力大小、24河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 作用点位置具有随机性，用理论分析的方法将会产生较大的误差，通过大量实测数据统计分析，再经过理论推导，建立实验分析计算式是一种较好的方法，能够近似反映出破碎力的变化规律并有较大的计算准确度。 满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力： Fmax=0.043(B- b)tanasBk（4-2） 式中， Fmax-最大破碎力（N）； sB-抗压强度（N/cm2）； a= 20°k-有效破碎系数，对中小型机一般取k= 0.380.42k= 0.340.48， 当时，取，一般啮角减小时取最小值。 按式（4-2），取k=0.4，s2B=150mpa=15000 N/cm,则 Fmax=0.034(15-3)´ 75tan20°´15000´ 0.4= 504KN当计算破碎力零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将Fmax大50%，故破碎机的计算破碎力为： 增P=1.5Fmax= 757KN25河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 4.3.4各个部件的受力分析 计算颚式破碎机的各个零件以前，必须先求得作用在各个部ppjsjs件的外力。计算破碎力是确定这些外力的原始数据。根据力作用分析法或图解法即可求得各个部件上的计算载荷。图4-4 复摆颚式破碎机各部件受力图解 PsPk= Pjs= Pjsb- abab（43） （44） Pz= 2Pkcosb（45） 式中：Ps-作用在动颚轴承上的外力 26河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 Pk-作用在推力板上的外力 Pz-作用在连杆上的外力 a-动颚悬挂轴到破碎力作用点的距离 b-动颚悬挂点到推力板支撑点间的距离 b -当两颚板压紧矿石时，推力板与连杆间夹角，取b =50°颚式破碎机在工作过程中，破碎机的工作规律是比较复杂的。但一般是动颚零件开始向下逐渐增大，到动颚悬挂中心以下占动颚全长的3/4处（简摆）、2/3（复摆）为最大，再向下又逐渐减到末端为零。所以， a=23L= 500mm，而b=(0.70.75)L,取b=548mm。 可得：Ps=Pjsb-ab= 757´48548= 66307NPk=Pjsab= 757´500548= 690693NoPz= 2Pjscosb = 2´ 757´ cos50= 887938N27河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 第五章主要零部件结构尺寸的计算与选择§5.1 电动机功率的计算与选择 §5.1.1功率 在颚式破碎机的破碎过程中，其功率消耗与转数、规格尺寸、排矿口宽度、钳角大小以及被破碎矿石的力学性能和力度特性有关。破碎机转速越高，机械尺寸越大，功率消耗越大；破碎比越大，功率消耗也越大。但是，对功率消耗影响最大的还是矿石的力学性能。 目前，在理论上计算颚式破碎机的电机功率一般已体机假说为基础。 当给矿口宽度为B、长度为L、排矿口最小宽度为e，则根据 2 2KCL(B - e )V =图51可求得动颚每次工作行程内破碎物料的体积： 2tana式中，V 动颚在每次工作行程内破碎物料的的体积，m3； C 充满系数，破碎矿石不是充满破碎腔，而是有一定的空隙； K 粒度特性系数。 28河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 图51 确定颚式破碎机的功率图 若原矿未经预先筛分，则其中小于排矿口宽度的矿粒就直接通过破碎腔。为此，考虑粒度特性系数。当破碎前将原矿中小于排矿口宽度的细粒物料筛出时，可取K=1。D - (e + s )K =D125 - (20 + 14)D 是原矿中的最大矿块，则 K =D - (e + s )可取： K p ，即 K=0.40.5 。 1)如果原矿的粒度特性曲线为直线可取: ， 1252）假如原矿的粒度特性曲线为凹形 Dmax= 0.728。 29河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 当K=0.71之间时，C=0.20.3；且K与C的乘积一般为0.22s V0.25取C=0.24。 根据式W=和式V=KCL(B2- e2)2E2tana2s nLKC(B - e )N =2 2 2185 ´ 340 ´ 75 ´ 0.24 ´ (15 - 2 )N = = 11.68 KW则可求得颚式破碎机电动机功率的计算公式： 244800E× tana ×h2448000´ 55600´ tan20° ´ 0.80sh h式中，N 电动机的功率，KW；物料抗压强度，Mpa； E 物料弹性模数，Mpa； 破碎机的传动系数，=0.80取C=0.250.85。 从上式可以看出，破碎机的功率消耗与转速、规格尺寸、钳角、被破碎物料的物理机械性能和粒度的特性有关。实际上，颚式破碎机的破碎过程是非常复杂的，有些因素尚未完全反映出来，有的因素（如矿石的s b和E）也是很难准确的选取。所以，上式只能初步计算破碎机的功率使用，以便进一不用实验的方法来修正。 对颚式破碎机的电动机功率也可以采用下列公式计算。 30河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 对于复摆式破碎机： N=18LHnr N= 18´ 0.75´ .036´ 0.007´ 340´ = 11.57KW式中，L 颚口长度，m；H固定颚板的计算高度，即颚膛高度，m； s 动颚板行程，m； r 偏心轴的偏心距，m； n偏心轴转速，r/min。 §5.1.2电动机的选择 参考设计数据，电动机的功率为15KW，电动机能够满足计算要求。正常V带传动的传动比i=24。所以，电动机的转数： n电机= (24)n轴= (24) ´ 340= 680r/min1360r/min查机械设计手册选择Y系列封闭式三相异步电动机。（一般异步电动机）同步转速在6001400r/min之间，优先选用的同步转速为970r/min。 由机械设计师手册查得电动机的型号：Y180L6 电机型号其主要参数如下： 31河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 表5.1 电动机主要参数表 功率转速效率功率因数15KW970r/min89.5%0.81电动机伸出轴直径（D）电动机伸出轴长度（L）48mm110mm§5.2 皮带及带轮的设计 §5.2.1.计算功率 用窄V带传动，电动机型号为：Y180L6型；功率P=15KW，此部分数据转速n=970r/min；传动比i=2.85；每天工作12h。查机械设计由表87查得：KA=1.4； Pca=KAP=1.4×15=21KW。 式中， Pca计算功率，KW； KA工作情况系数； 32河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 P 所需传递的额定功率。 §5.2.2皮带的计算与选择 根据 、n 由机械设计图 811 确定选用 C 型。选用窄V带带型： ca确定带轮基准直径： 由机械设计表86和表88取主动轮基准直径dd1= 200mm。所以，从动轮直径： dd2= i´ dd1= 2.85´ 200= 570mm圆整之后取dd2=600mm pd验算带轮速度： v=d1n=p ´ 200´ 970= 10.16。 60´ 100060´ 1000带速一般在5m/spnp25m/s，最高不超过30m/s。 所以，带的速度合适。 确定窄V带的基准长度和传动中心距： 据 0.7(dd1+ dd2) pa0p2(dd1+ dd2) 0.7´ (200+ 600) pa0p2´ (200+ 600) 560pa0p160033河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 初步确定中心距a0= 1100mm计算所需的基准长度： LD¢= 2ao+p2(dd1+ dd2) +(dd2- d4a0d1)22= 2´1100+p2´ (200+ 600) +(600- 200)4´1100= 3493mm由机械设计表82，选取带的基准长度L计算中心距a及变动范围： d= 3550mmL - La » a +传动的实际中心距近似为 2经计算得中心距变化范围 =3350-34932= 1528.5m maamin» amax» aa-0.015dL1475.25 mm+ 0.03dL= 1635m m1验算主动轮上的包角dd2- dd1： a1= 180° -a´ 57.3° = 165° f90° 因此主动轮上的包角合适。 P PZ = =计算窄V带的根数Z： Pr(P0+ DP0)KaKL34河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 21 Z = = 4.00 FP æ öca 2（F ） = 500 ç - 1÷ + qvç ÷式中，P0单根V带的基本额定功率； DP0单根普通V带额定功率的增量； Ka包角修正系数； KL长度系数。 由n=970r/min，dd1= 200mm，i=2.85， 查机械设计表84a和84b得：P0= 4.66KW，DP0查机械设计表85得：Ka= 0.96； 查机械设计表82得：KL= 0.99。 (4.66+ 0.85) ´ 0.96´ 0.99取Z=4根。 计算预紧力： vzè Kaø式中，q传动带单位长度的质量。 = 0.85KW； 21 2.5故：（F ） = 500 ´ - 1 + 0.30 ´10.160 min由机械设计表83得q=0.30kg/m 10.16´ 4è 0.96ø应使带的实际初拉力Fo³（F0）min。 2= 445.4N35河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 aF = 2 Z（F ） sin = 2 ´ 4 ´ 445.4 ´ sin计算作用在轴上的压轴力： 2V带传动的主要参数归纳于下表5.2 165°2= 3532.95N名称 结果 名称 结果 名称 结果 带型 C 传动比 i=2.85 根数 4 小带轮dd=200mm 基准长度 Ld=3550m预紧力 Fo=445.4N 基准径 m 大带轮dd=600mm 中心距 a=1528.5压轴力 Fp=3532.95基准径 mm N §5.2.3.带轮的结构设计 基准宽度(bd) ：19.0mm；准线上槽深(hamin)：4.80mm；准线下槽深(hfmin) ：14.3mm；间距(e) ：25± 0.5mm；一槽对称面至端面的距离(fmin)：16mm ；小轮缘厚(dmin)：18mm；轮宽(B)：B=（Z-1）d = d + 2h径 (d ) ：e+2f=3×26+2×18=114mm； da2= dd2+ 2ha= 200+ 2´ 5= 210mm= 600+ 2´ 5= 610mm；槽角(j) ： 36° 。 36河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 图52 带轮的结构设计 §5.3偏心轴的设计计算 §5.3.1偏心轴主要尺寸的确定 各轴段直径确定 根据工作条件，初选偏心轴的材料为45号钢，调制处理。参数：许用扭应力 A = 25- 45MPa，A=126103。 初步计算直径（与大带轮配合处）：轴功率： 式中， P¢ = P机h1h237河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 皮带传递的功率，KW。 h1 电动机的功率，KW； 2 P¢ = 15´ 0.895´ 0.96= 12.89KW¢3 3轴转速n=340r/min n12.89340= 42.3mm因为轴上有键槽，轴径应增加37%。 d1³ 59.24´1.07= 45.3mm因破碎机工作时的冲击载荷很大，又有强烈的振动，故取直径d1=80mm此偏心轴选用一般阶梯长轴。 d2:密封处轴段，根据大带轮的定位要求，d2=100mm。 d3: 滚动轴承处轴段，选择深沟球轴承6324，d3=120mm。 d4：选择调心滚子轴承22228，d4=140mm。 d5：根据轴承定位要求，确定d5=160mm。 其中，d4和d5段属于偏心部分，偏心距r=7mm。整个偏心轴是完全对称的。 各轴段长度的确定 L1： 由大带轮轮毂宽度确定，L1=135mm， 38河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 L2:由轴承端盖和安装间隙要求确定，L2=60mm。 L3：由球轴承、挡油盘及装配关系等确定，L3=100mm。 L4：由滚动轴承、动颚结构确定，L4=120mm。 L5：由轴承宽度和进料口尺寸确定，L5=255mm 图53 初定轴的直径和跨度 39河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 §5.3.2偏心轴的校核 在破碎工作时，破碎力通过动颚轴承传到偏心轴上，由于该破碎力很大，轴上其它零件传递的载荷相对来