顎式破碎機畢業(yè)設(shè)計

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本文運用相關(guān)理論知識對復(fù)擺顎式破碎機的破碎原理進行了理論分析，建立起了復(fù)擺顎式破碎機的動力學(xué)模型，對破碎機進行了優(yōu)化。在此基礎(chǔ)上，對調(diào)整裝置、保險裝置、固定裝置進行了分析研究。</p><p>　　在對復(fù)擺顎式破碎機進行原理和結(jié)構(gòu)優(yōu)化的過程中，對復(fù)擺顎式破碎機的結(jié)構(gòu)特點和有關(guān)的參數(shù)進行了詳細分析，為復(fù)擺

2、顎式破碎機設(shè)計提供了充分的理論依據(jù)。</p><p>　　本次設(shè)計主要研究復(fù)擺顎式破碎機的運動分析、V帶的選擇，動顎、齒板磨損的分析，各種工作參數(shù)的選擇，工作機構(gòu)的優(yōu)化，重點研究傳動的設(shè)計和系統(tǒng)的優(yōu)化。</p><p>　　關(guān)鍵詞：復(fù)擺顎式破碎機；動顎；破碎</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p

3、>　　In this paper, the relevant theoretical knowledge of a theoretical analysis of the compound pendulum jaw crusher broken principle to establish a dynamic model of the compound pendulum jaw crusher, crusher optimized

4、. On this basis, the adjustment device, insurance, equipment, fixtures were analyzed.</p><p>　　Compound pendulum jaw crusher principle and structural optimization process, a detailed analysis of the structur

5、al characteristics of the compound pendulum jaw crusher and associated parameters, provided adequate theoretical basis for the design of the compound pendulum jaw crusher.</p><p>　　Design compound pendulum j

6、aw crusher, motion analysis, the election of the V-belt, moving jaw, tooth plate wear analysis, the choice of various operating parameters, the optimization of the working body, the focus on the transmission design and s

7、ystem optimization.</p><p>　　Keywords: compound pendulum jaw crusher; moving jaw; broken</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　1緒論1</b></p><p><b&

8、gt;　　1.1引言1</b></p><p>　　1.2復(fù)擺顎式破碎機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢2</p><p>　　1.2.1國內(nèi)外現(xiàn)狀2</p><p>　　1.2.2發(fā)展方向3</p><p>　　1.2.3破碎機的分類及各自特點4</p><p>　　2 PE500X750復(fù)擺顎式破碎機總體設(shè)計

9、5</p><p><b>　　2.1工作原理5</b></p><p>　　2.2破碎機型號確定6</p><p>　　2.3主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計6</p><p><b>　　2.3.1動顎6</b></p><p><b>　　2.3.2齒板7&l

10、t;/b></p><p><b>　　2.3.3肘板8</b></p><p>　　2.3.4調(diào)整裝置9</p><p>　　2.3.5保險裝置10</p><p>　　2.3.6機架結(jié)構(gòu)10</p><p>　　3 PE500X750復(fù)擺顎式破碎機主要參數(shù)設(shè)計計算11</

11、p><p>　　3.1結(jié)構(gòu)參數(shù)11</p><p>　　3.1.1嚙角11</p><p>　　3.1.2破碎腔設(shè)計13</p><p>　　3.1.3 動顎行程13</p><p>　　3.1.4偏心距14</p><p>　　3.1.5動顎長度M15</p><p

12、>　　3.1.6傳動角15</p><p>　　3.1.7肘板15</p><p>　　3.2工作參數(shù)15</p><p>　　3.2.1主軸轉(zhuǎn)速16</p><p>　　3.2.2生產(chǎn)率17</p><p>　　3.2.3功率及電機選型18</p><p>　　4主要零件設(shè)計

13、計算20</p><p>　　4.1破碎力計算20</p><p>　　4.2 機構(gòu)受力分析21</p><p>　　4.3主要零件設(shè)計計算22</p><p>　　4.3.1肘板強度計算22</p><p>　　4.3.2偏心軸結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算23</p><p>　　4.3.3

14、機架強度計算26</p><p>　　4.3.4皮帶傳動設(shè)計計算29</p><p>　　4.3.5飛輪32</p><p>　　4.3.6軸承計算選型34</p><p>　　5破碎機的安裝、操作、維護與保養(yǎng)36</p><p>　　5.1破碎機的安裝36</p><p>　　5.

15、2破碎機的操作36</p><p>　　5.3破碎機的維護與保養(yǎng)38</p><p><b>　　經(jīng)濟技術(shù)分析41</b></p><p><b>　　設(shè)計總結(jié)42</b></p><p><b>　　參考文獻43</b></p><p>&l

16、t;b>　　致謝45</b></p><p><b>　　附錄一46</b></p><p><b>　　附錄二74</b></p><p><b>　　1 緒論</b></p><p><b>　　1.1引言</b></p&

17、gt;<p>　　物料的破碎是許多行業(yè)(如冶金、礦山、建材、化工、陶瓷筑路等)產(chǎn)品生產(chǎn)中不可缺少的工藝過程。物料破碎后，其表面積增加，可提高物料物理作用的效果和化學(xué)反應(yīng)的速度。如幾種不同固體物料的混合，若物體破碎的越細，則混合均勻的程度越高；水泥熟料的燒結(jié)，基本上是一種固相反應(yīng)，其反應(yīng)速度與物料破碎粒度有關(guān)，物料破碎的越細，反應(yīng)速度進行的越快，反應(yīng)速度越塊，燒結(jié)時節(jié)省的熱量越多。大塊物料經(jīng)過破碎篩分后，可得到各種不同要求粒

18、度的物料，這些物料可用于鐵路路基建設(shè)，可制備混凝土，它們在建筑，水電行業(yè)中廣泛應(yīng)用。除此以外，從地殼中開采出來的礦物原料，或因有用成分含量過低，或因幾種有用成分與雜質(zhì)共生，或因粒度不合要求，通常不能直接使用。只有將其充分粉碎，使有用成分與雜質(zhì)允分解離，才能經(jīng)選礦等一系列的加工處理，剔除雜質(zhì)，提高有用成分品位。物料破碎不但可以為下一步加工作原料準(zhǔn)，如在煉焦廠、燒結(jié)廠、制團廠、陶瓷工業(yè)、玻璃工業(yè)、粉末冶金等部門中，要求將原料粉碎至一定粒度以

19、下，以供進一步加工之用；還有便于使用、貯存與運輸?shù)墓δ?，如在食品、化學(xué)、醫(yī)藥、化肥、農(nóng)藥等工業(yè)部門，常將產(chǎn)品粉碎成粉末狀態(tài)，以便于使用。另外粉碎后的物料</p><p>　　顎式破碎機應(yīng)用廣泛，主要用于冶金、礦山、化工、水泥、建筑、耐火材料及陶瓷等工業(yè)部門作中碎和細碎各種中硬礦石和巖石用。因此，對顎式破碎機的探索、研究、改進，進一步提高性能是非常有必要的，同時也有具有重要的歷史意義。</p><

20、;p>　　1.2復(fù)擺顎式破碎機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢</p><p>　　1.2.1國內(nèi)外現(xiàn)狀</p><p>　　顎式破碎機是由美國人布雷克發(fā)明的。自第一臺顎式破碎機問世以來，至今已有 140余年的歷史。在此過程中，其結(jié)構(gòu)得到不斷地完善。早年，美國、英國、德國相繼生產(chǎn)了 Kun-kan 簡擺顎式破碎機。該機特點是，動顎懸掛高度很高并且前傾。連桿下行為工作行程、主軸承為半圓滑動顎軸承。山東

21、招遠黃金機械廠曾引進了這種破碎機，并在此基礎(chǔ)上研制了 34 顎式破碎機。20世紀(jì)80年代中期,國外一些廠家已能生產(chǎn)各種大型顎式破碎機，例如美國Fuller Traylor公司生產(chǎn)的重型顎式破碎機，規(guī)格為1676mm2134mm，生產(chǎn)能力達1200t/h；德國PWH公司生產(chǎn)的最大雙肘板顎式破碎機的給料口為2600mm1800mm，生產(chǎn)能力達2000t/h；英國Babbitless公司生產(chǎn)的BCS系列顎式破碎機，其生產(chǎn)能力可達6000t/h

22、。</p><p>　　我國在顎式破碎機方面的研究也取得了不菲的成就。20世紀(jì)80年代以來，我國顎式破碎機的研制工作與改進工作取得了一定的成果。北京礦冶研究總院的破碎機專家王宏勛教授和他的學(xué)生丁培洪碩士引用了“動態(tài)嚙角”的概念，開發(fā)出GXPE系列深腔顎式破碎機，當(dāng)時在國內(nèi)引起了一定程度的轟動。該機與同種規(guī)格的破碎機相比，在相同工況條件下，處理能力可提高，齒板壽命可提高倍。該機采用負支撐零懸掛，具有雙曲面腔型。第二

23、代GXPE250400破碎機在第一代的基礎(chǔ)上進行了全面改進，增大了破碎比，降低了產(chǎn)品粒度，最大給料粒度為220mm，生產(chǎn)能力為，排料口調(diào)整范圍為，給料抗壓強度小于300MPa【3】。</p><p>　　綜合國內(nèi)外顎式破碎機的發(fā)展情況，改變我國顎式破碎機落后的狀況，提高顎式破碎機技術(shù)水平，改善我國機械行業(yè)狀況，創(chuàng)造世界品牌的顎式破碎機已是當(dāng)務(wù)之急。</p><p><b>　　1

24、.2.2發(fā)展方向</b></p><p>　　復(fù)擺顎式破碎機的研究在國內(nèi)外呈現(xiàn)不同的發(fā)展?fàn)顩r?，F(xiàn)代的設(shè)計應(yīng)朝著以人為本，面對服務(wù)對象，面向市場、面對循環(huán)經(jīng)濟、面對礦產(chǎn)資源利用的大趨勢發(fā)展，面對環(huán)保、搞全性能、全方面的設(shè)計。綜合國內(nèi)外在顎式破碎機方面的研究，其發(fā)展趨勢具體表現(xiàn)在以下方面：</p><p>　?、倨扑闄C向細碎、粉碎和高效節(jié)能方向發(fā)展。物料的破碎是許多行業(yè)(如冶金、礦

25、山、建材、化工、陶瓷筑路等)產(chǎn)品生產(chǎn)中不可缺少的工藝過程。由于物料的物理性質(zhì)和結(jié)構(gòu)差異很大，為適應(yīng)各種物料的要求，破碎機的品種也是五花八門的。就金屬礦選礦而言，破碎是選礦廠的首道工序，為了分離有用礦物，不但分為粗碎、中碎、細碎，而且還要磨礦。因為破碎是選礦廠的耗能大戶(約占全廠耗電的50%)，為了節(jié)能和提高生產(chǎn)效率，所以提出了“多碎少磨”的技術(shù)原則。</p><p>　?、谙驑?biāo)準(zhǔn)化、系列化、通用化發(fā)展。這是便于設(shè)

26、計，組織專業(yè)化生產(chǎn)、保證質(zhì)量和降低成本的途徑【5】。</p><p>　?、鄢鴥?yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計的方向發(fā)展。復(fù)擺鄂式破碎機對曲柄半徑進行優(yōu)化設(shè)計，可在保證實現(xiàn)工藝要求的前提下得到最佳的機構(gòu)尺寸參數(shù)，當(dāng)然由于數(shù)學(xué)模型建立的不一樣，所得到的目標(biāo)函數(shù)也有多種，如曲柄半徑、動顎排料口處的特征值以及一個破碎循環(huán)排出的物料體積等，目的是使破碎效果最佳，同時生產(chǎn)能力最大。優(yōu)化方法由于建模，所選的變量，約束條件的不同也有多種算法。&

27、lt;/p><p>　?、芟蛴嬎銠C輔助設(shè)計與鄂式破碎機的自動化設(shè)計的結(jié)合方向發(fā)展。隨著CAD技術(shù)的發(fā)展，也開發(fā)出了一些鄂式破碎機的CAD系統(tǒng)。二維CAD基本上實現(xiàn)了破碎機設(shè)計、優(yōu)化、繪圖的自動化，但要用二維的視圖來表示三維的物體。目前，借助于一些大型的三維繪圖軟件，已經(jīng)實現(xiàn)三維實體模型的設(shè)計。</p><p>　　1.2.3破碎機的分類及各自特點</p><p>　　破

28、碎作業(yè)常按給料和排料粒度的大小分為粗碎、中碎和細碎。常用的破碎設(shè)備有顎式破碎機、旋回破碎機、圓錐式破碎機、輥式破碎機【5】等幾種。</p><p>　　顎式破碎機是利用兩顎板對物料的擠壓和彎曲作用，粗碎或中碎各種硬度物料的破碎機械。其破碎機構(gòu)由固定顎板和可動顎板組成，當(dāng)兩顎板靠近時物料即被破碎，當(dāng)兩顎板離開時小于排料口的料塊由底部排出。它的破碎動作是間歇進行的。這種破碎機因有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠和能破碎堅硬物料等優(yōu)

29、點而被廣泛應(yīng)用于選礦、建筑材料、硅酸鹽和陶瓷等工業(yè)部門，和圓錐破碎機相比,顎式破碎機投資少,生產(chǎn)成本低。 </p><p>　　旋回式破碎機是利用破碎錐在殼體內(nèi)錐腔中的旋回運動，對物料產(chǎn)生擠壓、劈裂和彎曲作用，粗碎各種硬度的礦石或巖石的大型破碎機械。裝有破碎錐的主軸的上端支承在橫梁中部的襯套內(nèi)，其下端則置于軸套的偏心孔中。軸套轉(zhuǎn)動時，破碎錐繞機器中心線作偏心旋回運動，它的破碎動作是連續(xù)進行的，故工作效率高于顎式破

30、碎機。 </p><p>　　圓錐式破碎機的工作原理與旋回破碎機相同，但僅適用于中碎或細碎作業(yè)的破碎機械。中、細碎作業(yè)的排料粒度的均勻性一般比粗碎作業(yè)要求的高。因此，在破碎腔的下部須設(shè)置一段平行區(qū)，同時，還須加快破碎錐的旋回速度，使物料在平行區(qū)內(nèi)受到一次以上的擠壓。中細碎作業(yè)的破碎比較粗碎作業(yè)的大，故破碎后的松散體積就有較大的增加。為防止破碎腔可能因此引起阻塞，必須通過增大破碎錐下部的直徑來增大總的排料截面。 &

31、lt;/p><p>　　輥式破碎機是利用輥面的摩擦力將物料咬入破碎區(qū)，使之承受擠壓或劈裂而破碎的機械。當(dāng)用于粗碎或需要增大破碎比時，常在輥面上做出牙齒或溝槽以增大劈裂作用。輥式破碎機通常按輥子的數(shù)量分為單輥、雙輥和多輥破碎機適于粗碎、中碎或細碎煤炭、石灰石、水泥熟料和長石等中硬以下的物料。</p><p>　　2 PE500X750復(fù)擺顎式破碎機總體設(shè)計</p><p>

32、;<b>　　2.1工作原理</b></p><p>　　復(fù)擺顎式破碎機是典型的曲柄搖桿機構(gòu)，如圖2-1所示：</p><p>　　圖2-1 復(fù)擺顎式破碎機示意圖</p><p>　　1.固定顎 2.動顎 3.偏心軸（曲柄） 4.連桿</p><p>　　5.軸板（搖桿） 6.彈簧 7.拉桿</p>

33、<p>　　顎式破碎機的工作原理【1】：動顎2上端直接懸掛在偏心軸3上，作為曲柄連桿機構(gòu)的連桿4，由偏心軸3的偏心直接驅(qū)動，動顎2的下端鉸連著推力板支撐到機架的后壁上。當(dāng)偏心軸3旋轉(zhuǎn)時，動顎2上各點的運動軌跡是由懸掛點的圓周線(半徑等于偏心距)，逐漸向下變成橢圓形，越向下部，橢圓形越偏，直到下部與推力板連接點軌跡為圓弧線。由于這種機械中動顎上各點的運動軌跡比較復(fù)雜，故稱為復(fù)雜擺動式顎式破碎機。工作時，電機帶動皮帶和皮帶輪，

34、通過偏心軸使動鄂上下運動，物料由進料口進入固定額1與動顎2之中。當(dāng)動鄂上升時，肘板和動鄂間夾角變大，從而推動動鄂板向定顎板接近，此時，物料被擠、壓、搓，達到破碎的目的；當(dāng)動鄂下行時，肘板與動鄂間夾角變小，動鄂板在拉桿彈簧作用下離開動鄂板，已破碎的物料從破碎腔排出。隨著電機連續(xù)轉(zhuǎn)動，破碎機動鄂作周期的破碎和排料，實現(xiàn)批量生產(chǎn)。</p><p>　　2.2破碎機型號確定</p><p>　　根

35、據(jù)設(shè)計任務(wù)書中給定的入料粒度為425mm,對于破碎機的給料口寬度則有</p><p>　　B=(1.1～1.25)=(1.1～1.25)×425=467.5mm～531.25mm (2-1)</p><p><b>　　取B=500mm</b></p><p>　　對于中小型破碎機的礦口長度L:</p><p

36、>　　L=(1.5～1.6)B=(1.5～1.6)×500=750mm～800mm (2-2)</p><p>　　為了獲得較高的生產(chǎn)率，L的值可取的大些，L=750mm</p><p>　　排料口的最小寬度b：對于復(fù)擺式顎式破碎機</p><p>　　b=-s=(～)B=(～)×500=100mm～50mm.取b

37、=50mm (2-3)</p><p>　　通常破碎機以給料口尺寸確定型號，因此此次設(shè)計型號為PE500X750。</p><p>　　2.3主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p><b>　　2.3.1動顎</b></p><p>　　動顎是顎式破碎機的重要件之一，也是一個結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的部件。動顎是支撐齒板并直接參與

38、破碎物料的部件，承受由連桿經(jīng)推力板傳遞過來的動力和物料破碎時的強大擠壓力，其結(jié)構(gòu)應(yīng)堅固耐用。</p><p>　　顎式破碎機的動顎結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，主要取決于兩個因素：一是動顎所受的作用力；二是動顎的制造工藝和外觀。前者是保證動顎強度和剛度的最根本的依據(jù)，在滿足此要求的基礎(chǔ)之上動顎質(zhì)量越小越好，特別是其回轉(zhuǎn)中心離重心越近越好，同時還要考慮工藝性以及外觀等。</p><p>　　根據(jù)對動顎的結(jié)

39、構(gòu)分析可知，在滿足危險強度和剛度后，應(yīng)盡量使動顎各截面應(yīng)力值小。這樣不僅能延長動顎使用壽命，還能減輕動顎質(zhì)量。又考慮它的結(jié)構(gòu)具有一定的復(fù)雜性。綜合考慮，此次設(shè)計動顎采用ZG270-500材料鑄成。</p><p>　　動顎體輪廓尺寸厚度(圖2-2)可參考附表1-1中給出的數(shù)據(jù)。</p><p>　　圖2-2 動顎體輪廓尺寸【3】</p><p>　　此次破碎機的設(shè)

40、計規(guī)格為500X750，故可從表中直接選出。</p><p>　　動顎頭部主要是借助裝軸承部位傳遞動力，為了減輕質(zhì)量可適當(dāng)將兩軸承之間一段壁厚減薄。</p><p>　　動顎結(jié)構(gòu)設(shè)計(圖2-3):偏心距為OA,連桿長為AB，肘板長為BC，后肘座C點位置尺寸a和b，動顎懸掛高度h，破碎腔高度H和齒角a等。</p><p>　　動顎結(jié)構(gòu)形式按其橫截面積形狀分有三種：“

41、E”形截面，反“E”形截面和箱型 圖2-3 動顎結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　截面【3】。同樣的截面尺寸第二種比第一種形式強度增加。在這次設(shè)計中，設(shè)計采用第二種反“E”形截面形式。</p><p><b>　　2.3.2齒板</b></p><p>　　齒板(也叫襯板)，是破碎機中直接與物料接觸的零件，結(jié)構(gòu)雖然簡單，但它對破碎機的生產(chǎn)率

42、、比能率，產(chǎn)品粒度組成和粒形以及破碎力等都有影響，特別對后三項的影響較為明顯。</p><p>　　由于齒板承受很大的沖擊擠壓力，因此磨損的非常厲害。為延長它的使用壽命，可從兩方面來研究：一是從材質(zhì)上找到高耐磨性能材料；二是合理確定齒板的結(jié)構(gòu)形狀和幾何尺寸。</p><p>　　此次設(shè)計顎式破碎機上使用的齒板是采用ZGMn13.其特點是：在沖擊負荷作用下，具有表面硬化性，在形成既硬又耐磨表

43、面的同時，仍能保持其內(nèi)層金屬原有的特性。而它又是破碎機上用的最普遍的一種耐磨材料。之所以不采用普通高錳鋼，是因為材料在使用過程中會產(chǎn)生變形。</p><p>　　齒板橫短面結(jié)構(gòu)形狀有兩種：平滑表面和齒形表面【3】，后者又分三角形和梯形表面。此次設(shè)計要求產(chǎn)品粒度較高，為了保證產(chǎn)品粒度和形狀，考慮到破碎物料的形狀、大小等特點，本次齒板橫斷面結(jié)構(gòu)形狀設(shè)計采用梯形形齒形表面。</p><p>&l

44、t;b>　　2.3.3肘板</b></p><p>　　顎式破碎機肘板有三個作用：一是傳遞動力；二是當(dāng)非破碎物進入破碎腔時，肘板可先行折斷，從而保護機器其他零部件，起到保險件的作用；三是更換不同長度肘板，可調(diào)整排料口大小。</p><p>　　顎式破碎機肘板和襯板一樣，是一種易損件。在正常工作中，因為肘板頭和肘板座墊之間，不能得到很好的潤滑，也就是兩者間不能形成油膜，加之

45、粉末落入，所以實際上與肘板之間，是一種干摩擦和磨粒磨損狀態(tài)。這樣，導(dǎo)致肘板與肘墊磨損很快，使用壽命低。除此以外，肘板與肘墊之間傳遞很大的擠壓力，并承受沖擊載荷，在反復(fù)沖擊擠壓的情況下，肘墊被擠壓在動顎和肘座的凹槽中，更換時很難拆掉。肘頭與肘墊的結(jié)構(gòu)形式，一般有兩種：滾動型(滾動副)和滑動型(滑動副)【3】。本次設(shè)計選用滾動型。</p><p>　　根據(jù)對復(fù)擺破碎機運動分析可知，肘板運動特性是一種簡單擺動，屬于鉸鏈

46、鏈接的擺動件。因此，肘頭和肘墊構(gòu)成一種擺動副。在破碎機工作中，由于長時間沖擊作用使肘板墊變形，更換時很難拆下，為此可借用改變配合面形狀來解決此問題，如圖2-4示：</p><p>　　圖2-4 肘頭、肘墊形式</p><p>　　肘板的結(jié)構(gòu)形式有整體式和組合式。在這里，采用整體式?？紤]到工作時的性能要求，肘墊承受很大的沖擊力，必須使用較好材料制作。此次設(shè)計為中小型破碎機，用45鋼(表面淬

47、火HRC40～50)，40Cr(高頻淬火HRC45～55)。為了減少肘墊和肘頭的摩擦，除經(jīng)常在兩結(jié)合面間注入潤滑油外，還要防止灰塵和細紋物料進入結(jié)合處，所以在結(jié)合處上部加裝擋灰板。</p><p><b>　　2.3.4調(diào)整裝置</b></p><p>　　調(diào)整裝置供調(diào)整破碎機排料口大小用。隨著襯板的不斷磨損，排料口尺寸也不斷地變大，而產(chǎn)品粒度也隨之變粗。為了保證產(chǎn)品

48、粒度的要求，必須利用調(diào)整裝置，定期地調(diào)整排料口尺寸。此外，當(dāng)要求的得到不同粒度產(chǎn)品時，也需要調(diào)整排料口大小。</p><p>　　現(xiàn)有顎式破碎機的調(diào)整裝置有多種，但歸納起來有：墊片調(diào)整裝置、楔鐵調(diào)整裝置兩種【3】。</p><p>　　楔鐵調(diào)整的優(yōu)點是：能實現(xiàn)無級調(diào)整、調(diào)整方便、結(jié)構(gòu)簡單和制作方便。缺點是：它的外形尺寸和重量都比較大，使機器尺寸增大，調(diào)整很費勁，所以只能用于中小型破碎機。大

49、型顎式破碎機由于極少調(diào)整排料口，所以常用增減肘板座與后壁之間的墊片厚度，或更換不同長度的肘板方法調(diào)整排料口尺寸。</p><p>　　墊片調(diào)整裝置有：利用螺栓頂推和利用液壓缸頂推兩種。利用螺栓頂推肘板座，取出墊片，則排料口增大；反之，加入墊片，則排料口減小。推頂肘板座之前，要適當(dāng)放松拉緊彈簧，松開壓緊墊板螺栓和支撐軸座的螺栓。這種方法適用于中、小型破碎機。</p><p>　　鑒于此次設(shè)計

50、的需求，選用楔鐵調(diào)整裝置。</p><p><b>　　2.3.5保險裝置</b></p><p>　　顎式破碎機破碎作業(yè)工況極為惡劣，工作負荷波動性很大，尖峰負荷通常為平均負荷的三倍以上。常因入料不均或因破碎腔進入極硬的不可靠破碎物而出現(xiàn)突然的大幅度的超載險情。保險裝置則起到至關(guān)重要的保護作用。</p><p>　　過載保護裝置有很多種形式，

51、常見的有肘板保護，飛輪限矩保護和液壓保護三種【3】。</p><p>　　當(dāng)破碎機落入破碎物料時，為了防止機器重要零部件破壞，此次設(shè)計采用肘板作為保險件，因為它是機器中最便宜的零件。計算肘板強度時，故意提高它的許用應(yīng)力或削弱它的斷面，以便超載時破壞，借以達到保險的目的。但是，由于設(shè)計時很難準(zhǔn)確計算破碎力，常常當(dāng)超載時，它未破壞，或者沒超載時，它反面破壞了，影響生產(chǎn)。所以，設(shè)計時，必須精確計算。</p>

52、<p><b>　　2.3.6機架結(jié)構(gòu)</b></p><p>　　破碎機機架是整個破碎機零部件的安裝基礎(chǔ)。它在工作中承受很大的沖擊載荷，質(zhì)量占整機很大比例，而且加工制作工作量也較大。機架的強度和剛度，對整機性能和主要零件均有很大影響。因此，機架的結(jié)構(gòu)設(shè)計很重要。</p><p>　　機架結(jié)構(gòu)設(shè)計必須遵循下列原則：首先根據(jù)機架受力情況，滿足機架強度和剛度

53、要求；其次是考慮制造工藝性要求；最后考慮外觀要求。且不能盲目加強機架強度，導(dǎo)致破碎機重增加浪費材料。</p><p>　　顎式破碎機按結(jié)構(gòu)分，有整體機架和組合機架。此次設(shè)計為中小型破碎機，故使用整體機架較為合適。在制造工藝上采用整體焊接機架，材料選用Q345。</p><p>　　3 PE500X750復(fù)擺顎式破碎機主要參數(shù)設(shè)計計算</p><p><b>

54、;　　3.1結(jié)構(gòu)參數(shù)</b></p><p><b>　　3.1.1嚙角</b></p><p>　　顎式破碎機的固定顎和動顎之間的夾角α叫做嚙角，如圖3-1示：</p><p>　　圖3-1 顎式破碎機的嚙角</p><p>　　當(dāng)物料破碎時，物料受到顎板給予的擠壓力。嚙角大小直接影響生產(chǎn)率和破碎腔高度。

55、嚙角小，能提高生產(chǎn)率，但在一定的破碎比條件下，又增加了破碎腔高度；嚙角大，會使破碎腔高度降低，但生產(chǎn)率也下降了。另外，嚙角最大也不能超出咬住物料的允許值。</p><p>　　嚙角一般是按最大破碎比條件選擇的，即在保證破碎腔內(nèi)的物料不發(fā)生向上滑動的條件下，選擇最大嚙角。</p><p>　　當(dāng)物料在破碎腔中受到擠壓時，動顎和定顎對物料的壓力分別為P1和P2，而兩顎與物料之間的摩擦力為：&l

56、t;/p><p>　　F1 = fP1 和F2 = fP2 (3-1) </p><p>　　式中：f——物料與顎板間的摩擦系數(shù),一般為0.25～0.3；</p><p>　　由于破碎力遠大于物料的自重，忽略物料自重的影響，物料不被向上擠出的條件是：</p><p>　　F1 + F2cos

57、α ≥ P1sinα (3-2)</p><p>　　式中：α——顎式破碎機的嚙角，()； </p><p>　　同時，作用于物料上的水平分力的合力應(yīng)等于零。即：</p><p>　　P2-P1cosα-F1sinα=0【3】 (3-3)

58、 </p><p>　　聯(lián)立上述方程，整理得：</p><p>　　tanα≤ (3-4) </p><p>　　引入物料與顎板之間的摩擦角ψ=artanf，得：</p><p>　　tanα≤ (3-5) </p>&

59、lt;p>　　也就是： α ≤ 2ψ (3-6) </p><p>　　實際生產(chǎn)中為安全起見，顎式破碎機的嚙角通常取理論值的65%，即：</p><p>　　鑒于理論值和實際需求，此次設(shè)計中選擇嚙角為。</p><p>　　顎式破碎機定、動顎板的布置方式，有三種【3】

60、：第一種，動顎板相對垂直方向傾斜一個α角，定額板垂直(圖3-2a)；第二種，定、動顎板分別傾斜度為α和α (圖3-2b)；第三種，定額板傾斜α角，動顎板垂直(圖3-2c)</p><p>　　a b c</p><p>　　圖3-2 定、動顎板布置方式</p><p>　　a 動顎板傾斜、定額板垂直；b

61、兩顎板都傾斜；c 動顎板垂直、定額板傾斜；</p><p>　　1—定額板；2—動顎板圖</p><p>　　此次設(shè)計要求產(chǎn)品粒度較高，為了保證產(chǎn)品粒度和形狀，考慮到破碎物料的形狀、大小等特點,本次設(shè)計選用顎式破碎機定、動顎板第一種布置方式，即動顎板相對垂直方向傾斜一個α角，定額板垂直(圖3-2a)。</p><p>　　3.1.2破碎腔設(shè)計</p>

62、<p>　　根據(jù)前述計算可知：進料口尺寸B的范圍是467.5mm～531.25mm，平</p><p>　　均值B=(Bmax+Bmin)/2=500mm；排料口尺寸b的范圍是100mm～50mm，平均值b=（bmax+bmin）/2=75mm。破碎腔深度與物料的形狀，嚙角，偏心軸長及偏心軸轉(zhuǎn)速有關(guān)。計算時，B和 b的值采用平均值，破碎腔深度：</p><p>　　H===10

63、52mm (3-7) </p><p>　　又考慮到其影響因素，則破碎機深度H=1052mm。</p><p>　　破碎腔的形狀可分為直線型和曲線型兩種【3】。破碎腔的形狀對生產(chǎn)率，顎板的磨損等都有很大的影響。</p><p>　　曲線型破碎腔與直線型的相比，具有不易堵塞，生產(chǎn)率高，破碎比大，粒度均勻，顎板下端磨損小，功率消

64、耗低等優(yōu)點，雖然其結(jié)構(gòu)稍為復(fù)雜，但綜合考慮，此次設(shè)計選用曲線型破碎腔。如圖3-3示：</p><p>　　圖3-3 曲線型破碎腔 </p><p>　　3.1.3 動顎行程</p><p>　　動顎水平行程對顎式破碎機生產(chǎn)率和破碎力都有影響。排料口水平行程較小時，會降低生產(chǎn)率，但又不能太大，否則，在排料口處的物料，由于產(chǎn)生過壓現(xiàn)象而使破碎力急劇增加，導(dǎo)致過載，進而

65、機件發(fā)生損壞。因此，動顎在排料口處的水平行程為：</p><p>　　S ≤ (0.3～0.4)【3】 (3-8) </p><p>　　式中：bmin——最小排料口尺寸，mm；</p><p>　　由bmin=50mm，得S ≤ 15mm～20mm；</p><p>　　在計算中，得S偏低，故常用S=

66、0.035B+5(B為給料口尺寸，單位為mm)求動顎排料口水平行程。又有B=500mm，代入計算得S=22.5mm。</p><p>　　因此，此次設(shè)計的動顎行程取值為22.5mm。</p><p><b>　　3.1.4偏心距</b></p><p>　　偏心距是設(shè)計顎式破碎機的一個重要參數(shù)，在其它條件相同的情況下，</p>&

67、lt;p>　　改變偏心距大小，對動顎行程的影響列于表3-1：</p><p>　　表3-1 偏心距與動顎行程</p><p>　　從表中看出，偏心距e增大，使水平行程增加，可提高破碎機生產(chǎn)率，但同時也會增加功率消耗，所以在保證水平行程的條件下，減小偏心距，可減小功率消耗。因此，在保證動顎傳動特性的條件下，應(yīng)盡量減小偏心距值。復(fù)擺式顎式破碎機偏心距與行程的關(guān)系：S≈（2～2.2）r【3

68、】。</p><p>　　PE500X750型號的復(fù)擺顎式破碎機偏心距r的取值范圍為10mm～12mm，此次設(shè)計中，取r=12mm。</p><p>　　3.1.5動顎長度M</p><p>　　根據(jù)偏心距r與連桿長度l的比值關(guān)系：</p><p>　　λ=r/l=1/65～1/85 (3-9) </

69、p><p>　　由3.1.4確定的r=12mm，得l=780mm～1020mm，取l=1010mm。</p><p>　　動顎長度M與連桿長度l的關(guān)系為：</p><p>　　l=(0.85～0.9)M (3-10)</p><p>　　得M的取值范圍：M=859mm～1190mm。綜合考慮各種影響因素，此次設(shè)計，取M

70、=1184mm。</p><p><b>　　3.1.6傳動角</b></p><p>　　連桿與肘板之間的夾角叫傳動角。傳動角對動顎運動軌跡、傳動效率</p><p>　　等都有影響。當(dāng)偏心距一定時，傳動角增加，動顎行程比會增大，從而加劇襯板的磨損。增加傳動角γ，會提高傳動效率，當(dāng)增加過多，又導(dǎo)致功耗增加。若傳動角γ較小，則傳動效率降低，沿肘

71、板方向的力分解為垂直肘座上導(dǎo)軌的分力增加，易使導(dǎo)軌損壞。故傳動角一般為：</p><p><b>　　【3】</b></p><p><b>　　此次設(shè)計中取。</b></p><p><b>　　3.1.7肘板</b></p><p>　　肘板的長度與力的傳遞有直接的關(guān)系，為

72、提高破碎力，希望肘板長一</p><p>　　些。但是，肘板過長，將加大整機的尺寸。通?？砂唇?jīng)驗選?。?lt;/p><p>　　C=(30～50)r (3-11) </p><p>　　式中：C——肘板的長度，mm；</p><p>　　r——偏心軸的偏心距，mm；</p><p>　　由

73、3.1.4確定的r=12mm，得C=360mm～600mm。</p><p>　　綜合考慮各種影響因素，此次設(shè)計取C=560mm。</p><p><b>　　3.2工作參數(shù)</b></p><p><b>　　3.2.1主軸轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　主軸轉(zhuǎn)速是顎式破碎機經(jīng)濟運轉(zhuǎn)的主要因素。

74、偏心軸轉(zhuǎn)一周，動顎往返擺動一次。因此，偏心軸每分鐘轉(zhuǎn)速即為動顎每分鐘的擺動次數(shù)。偏心軸轉(zhuǎn)速是破碎機主要性能參數(shù)之一。轉(zhuǎn)速直接影響生產(chǎn)率、比功耗以及過粉碎產(chǎn)品的含量等。</p><p>　　由試驗可得，轉(zhuǎn)速與生產(chǎn)率、比功耗以及過粉碎產(chǎn)品的含量之間變化關(guān)系【3】如圖3-4所示：</p><p>　　圖3-4 偏心軸轉(zhuǎn)速與破碎機工作指標(biāo)的關(guān)系</p><p>　　q—比

75、功耗(kW/t)；Q—生產(chǎn)率(t/h)；r—-5級別含量的百分?jǐn)?shù)(%)；</p><p>　　—偏心軸轉(zhuǎn)速(r/min)</p><p>　　由圖中看出，在給定的工作條件下，破碎機生產(chǎn)率隨轉(zhuǎn)速增加而增長。當(dāng)轉(zhuǎn)速達到一定值(約為430r/min)時，生產(chǎn)率為最大，此后，轉(zhuǎn)速再增加，生產(chǎn)率急速下降，過粉碎產(chǎn)品含量也隨之增加。比功耗的變化是：在達到最大生產(chǎn)率之前，隨轉(zhuǎn)速增加而功耗急劇增加。此外，

76、還可看出，顎式破碎機偏心軸的最高轉(zhuǎn)速，都應(yīng)低于430r/min。</p><p>　　主軸轉(zhuǎn)速計算采用公式：</p><p>　　n=665 (3-12)</p><p>　　上式完全是根據(jù)動顎運動軌跡求得，是完全符合復(fù)擺顎式破碎機動顎運動實際情況。由前述數(shù)據(jù)，計算得：=282r/min。</p><p>

77、　　在考慮生產(chǎn)率、比功耗以及過粉碎產(chǎn)品的含量的情況后，又考慮實際情況，此次設(shè)計?。?275r/min。</p><p><b>　　3.2.2生產(chǎn)率</b></p><p>　　生產(chǎn)率是指在一定的給料粒度和排料粒度條件下，單位時間破碎機所處理的物料量(kg/h或/h)。它是顎式破碎機主要的性能指標(biāo)之一。</p><p>　　影響生產(chǎn)率因素很多，

78、如物料性質(zhì)、破碎機形式、機器制造質(zhì)量等，所以理論公式求得的生產(chǎn)率與實際生產(chǎn)率有誤差，必須經(jīng)具體試驗后所得數(shù)據(jù)才準(zhǔn)確。但理論公式可以反映較多因素與生產(chǎn)率的相關(guān)關(guān)系。</p><p>　　由圖3-5可知，動顎齒面從位置開始壓縮到AB位置終止后再返回到位置，此時截面為ABCD的棱柱形體，其自由降落高度為h，在此過程動顎水平行程為S(cm)，e為壓縮終了時的最小排料口、α為齒面壓縮到終點位置時的嚙角()、b為最大排料口尺

79、寸。 圖3-5 計算生產(chǎn)率 </p><p>　　可知，動顎擺一次，從破碎腔排出的棱柱體截面面積為：</p><p>　　F(m2)= (3-13) </p><p>　　將e=2b-S和h=代入，得：</p><p>　　

80、F= （3-14） </p><p>　　此時可求得每小時破碎機的生產(chǎn)率(/h)為：</p><p>　　Vh= （3-15）</p><p>　　式中：L——排料口長度，m；</p><p>　　μ——物料的松散系數(shù)，μ=0.65～0.75；</p><p>

81、;　　由前述數(shù)據(jù)，代入上式，可得PE500X750型號的復(fù)擺顎式破碎機的生產(chǎn)能力為：=45t/h。</p><p>　　3.2.3功率及電機選型</p><p>　　在顎式破碎機破碎過程中，其功率消耗與轉(zhuǎn)數(shù)、規(guī)格尺寸、嚙角、粒度特性以及被破碎物料的物理機械性質(zhì)有關(guān)，其中以物料物理機械性質(zhì)對功率消耗影響最大。當(dāng)然，破碎機規(guī)格尺寸愈大，功率消耗也愈大；偏心軸轉(zhuǎn)速的增加和破碎比的增大，功率消耗也

82、隨之增加。</p><p>　　求顎式破碎機的功率是以破碎機在一個工作循環(huán)的破碎行程中，破碎力在齒面上諸點位移方向上所做的功為基礎(chǔ)。為了方便計算，假定在破碎過程中，動顎齒面上諸點按其水平行程的平均值平行移動；不計物料與襯板間的摩擦，不論破碎力在襯板上如何分 圖3-6 動顎齒面上分</p><p>　　布及其動顎襯板行程大小如何變化，設(shè)有一個垂直于 布破碎力與等效破碎力</p&g

83、t;<p>　　動顎齒面的集中力(圖3-6)。</p><p>　　此次設(shè)計采用下列經(jīng)驗公式：</p><p>　　P=～【3】 （3-16）</p><p>　　式中：B——顎式破碎機給料口寬度，mm；</p><p>　　L——顎式破碎機給料口長度，mm；</p><p>　　由

84、前述數(shù)據(jù)，代入，得功率：P=54kW～75kW；取功率P=60kW。</p><p>　　根據(jù)動力源和工作條件，以及設(shè)計目的，此次設(shè)計選用電機型號為Y225M-6。</p><p>　　4 主要零件設(shè)計計算</p><p><b>　　4.1破碎力計算</b></p><p>　　機器中機構(gòu)的受力，決定于外載荷的性質(zhì)、大

85、小和作用位置，而顎式破碎機的外載荷就是破碎力。因此，首先研究破碎力性質(zhì)、大小和作用位置，進而分析破碎力在機構(gòu)中引起的作用力。</p><p>　　破碎力是設(shè)計顎式破碎機的主要原始數(shù)據(jù)之一。破碎力計算正確與否，直接影響破碎機零部件的強度和剛度，關(guān)系到破碎機可靠性和使用壽命。因此，準(zhǔn)確地計算破碎力是非常重要的問題。</p><p>　　此次設(shè)計用實驗分析法來確定顎式破碎機的破碎力，根據(jù)對復(fù)擺顎

86、式破碎機的固定顎和動顎的實際受力確定，在破碎機動顎所產(chǎn)生的破碎力與物料縱斷面面積成正比。因此，作用在動顎上的最大破碎力可以按下式計算：</p><p>　　=qLH【3】 (4-1)</p><p>　　式中：q——襯板單位面積上的平均壓力，取q=27公斤/厘米；</p><p>　　H——破碎腔有效高度，cm；</p>

87、;<p>　　L——破碎腔有效寬度，cm；</p><p>　　其中，L=75cm,H=102.5cm, q=27kg/cm2，所以Pmax=2100kN。</p><p>　　當(dāng)計算破碎機零件強度時，考慮沖擊載荷的影響，應(yīng)將增大50%。故破碎機的計算破碎力為：</p><p>　　=1.5 (4-2) </

88、p><p>　　得=3150kN。最大破碎力都是垂直于固定顎和動顎上，其作用點的位置，根據(jù)試驗確定，復(fù)擺顎式破碎機的最大破碎力多發(fā)生在破碎腔高度的0.35～0.65處,又由H=1025mm，可得復(fù)擺顎式破碎機的最大破碎力發(fā)生在破碎腔高度為0.35H～0.65H=359mm～666mm。 </p><p>　　4.2 機構(gòu)受力分析</p><p>　　在顎式破碎機工作中，

89、動顎對料塊施以破碎力，物料也以同樣大小的力反作用于動顎或固定顎上。這些力通過破碎機的機構(gòu)，傳遞到各主要零部件上，使它們產(chǎn)生應(yīng)力，變形，甚至破壞。設(shè)計破碎機時，為了正確計算這些零件的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，或者校核它們的強度和剛度，都必須求得作用于這些零件上的外力。此次計算采用圖解法。</p><p>　　用圖解法【3】求破碎機受力比較簡便。為了使問題簡單化，可不計各鉸鏈間的摩擦系數(shù)影響。</p><p

90、>　　首先按選定的長度和力的比例尺，畫出機構(gòu)工作位置，如圖4-1：</p><p>　　圖4-1 顎式破碎機受力分析</p><p>　　查附表1-1 顎式破碎機動顎壁厚，可得=50mm，=35mm，=190mm，=260mm。將動顎作為一個整體，動顎上的作用力有三個：破碎力=，其大小方向均為已知；肘板作用力沿CB線方向，并與交于H點，再根據(jù)“在同一平面內(nèi)三個互不平行的力相互平衡，

91、則它們的作用線必交于一點”的原理，動顎懸掛心軸的反力方向必沿D、H點的連線(D點處于160)，從H點用選定的比例尺畫出的矢量，根據(jù)力的平行四邊形定理，便可按選定的比例尺，求得和的大小和方向。</p><p>　　計算得：=2921kN，肘板受力==3692.8kN，懸掛肘受力==2408.3kN。</p><p>　　為了確定動顎軸孔尺寸，應(yīng)該定偏心軸頸和軸承型號。為此，可由下式計算動顎軸

92、頸：</p><p>　　=(33～39) (4-3)</p><p>　　式中：P——破碎機電動機功率，kW；</p><p>　　n——偏心軸每分鐘轉(zhuǎn)速，r/min；</p><p>　　由P=60kW, =275r/min，得d=154mm～182mm。取d=170mm。此次設(shè)計選擇雙列球面滾子軸承GB/T2

93、88-1994，名稱為23034C。其中d=170mm，D=260mm，B=67mm。</p><p>　　4.3主要零件設(shè)計計算</p><p>　　4.3.1肘板強度計算</p><p>　　計算肘板強度時，故意提高它的許用應(yīng)力或削弱它的斷面，以便超載時破壞，借以達到保險的目的。由于計算時很難計算破壞力，所以，常常當(dāng)超載時，它未破壞；沒超載時，它反而破壞了，影響

94、生產(chǎn)。所以，設(shè)計時必須精確計算。</p><p>　　對整體肘板按下式計算，其強度：</p><p>　　=`【3】 (4-4)</p><p>　　式中：B——肘板寬度，由動顎決定，m；</p><p><b>　　——肘板厚度，m；</b></p><p>　　[]

95、`——肘板計算許用壓應(yīng)力，MPa，[]`=(1.25～1.3) []，對鑄鐵肘板[]=90MPa；</p><p>　　根據(jù)4.2中計算的肘板受力F=3692.8kN，肘板寬度等于動顎的寬度，即B=500mm，代入公式，得肘板的厚度=63.1mm～65.6mm。此次設(shè)計選用材料鑄鐵HT200，取=65mm。</p><p>　　為了更好的起到保險作用，沿其寬度方向分布有兩個通孔，以減少承載

96、面積，肘板外形尺寸為長C=560mm，寬B=500mm，厚=65mm。如圖4-2：</p><p>　　圖4-2 肘板結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　　4.3.2偏心軸結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算</p><p>　　由于皮帶拉力，飛輪與皮帶輪的重量相對破碎力在偏心軸的分力來說其值甚小，為了方便起見可略去不計。這樣，偏心軸的受力、扭矩、彎矩及當(dāng)量彎矩就可按圖4-3所示進行分析計

97、算：</p><p>　　4-3 軸受力、彎矩、扭矩、當(dāng)量彎矩簡圖</p><p>　?、偾笾С械姆醋饔昧Γ?lt;/p><p>　　==1575； (4-5)</p><p><b>　?、谇髲澗?lt;/b></p><p>　　==157582=129150 (4-6)&l

98、t;/p><p><b>　?、矍笈ぞ?lt;/b></p><p>　　=9.55=2084 (4-7)</p><p><b>　　④當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=<

99、/b></p><p>　　=129156； (4-8) </p><p><b>　　校核軸徑</b></p><p><b>　　d =</b></p><p><b>　　= </b></p><p&g

100、t;　　=154mm<170mm； (4-9) </p><p><b>　?、萸笤S用彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　(4-10) </b></p><p>　　式中：——彎曲疲勞極限，材質(zhì)為40Gr，經(jīng)高頻淬火加調(diào)質(zhì)處理后其=1100MPa</p><

101、;p>　　——安全系數(shù)，取=1.8；</p><p>　　——表面質(zhì)量系數(shù)，取β=0.9×1.8=1.62；</p><p>　　b——受彎矩作用時的絕對尺寸系數(shù)，查表得=0.54；</p><p>　　——受彎矩作用時的有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表得=1.69；</p><p>　　計算得：MPa； (4-11) <

102、/p><p><b>　?、耷髷嗝嫦禂?shù)W</b></p><p><b>　　(4-12) </b></p><p>　?、呶ｋU截面的彎矩應(yīng)力</p><p><b>　　(4-13)</b></p><p>　　即<[]=316.33MPa<

103、;/p><p>　　故由上可得偏心軸的設(shè)計符合強度要求。</p><p>　　4.3.3機架強度計算</p><p>　　顎式破碎機的機架在工作中受很大的沖擊載荷，因此，它應(yīng)具有足夠的強度和剛度。對于整體機架，可以看做是一個靜不定框架，在它的前壁上作用有破碎力，后壁上作用有后推力板的計算力`的水平力，在兩側(cè)壁的動顎心軸軸承處和偏心軸軸承處作用有支撐力。為了簡化計算，忽略

104、支撐反力對側(cè)壁的影響，并且將作用在機架后壁上的力取為，另外，將作用在前、后壁上的破碎力視為集中力【3】。由此，則可根據(jù)材料力學(xué)中的卡氏定理來計算顎式破碎機的機架。如圖4-4示：</p><p>　　圖4-4 機架的計算簡圖</p><p>　　在框架的前、后壁上作用有，今沿框架側(cè)壁中心-切斷，則-斷面處作用有彎矩及縱向力(因框架原來處于平衡狀態(tài)，切斷后，為了仍要維持框架平衡，故在其上加及)

105、，由于對稱性，兩側(cè)壁上的力矩及力是相等的。今將框架分為四段，根據(jù)卡氏定理，則由所有作用在框架上的力而引起斷面n-n的轉(zhuǎn)角為：</p><p>　　θn= (4-14)</p><p>　　式中：M(x)=M0 ,則</p><p>　　M(y)=M0-Ny，則</p><p><b>　　N = ；</b></

106、p><p>　　將以上各值代入公式(4-14)中得：</p><p><b>　　(4-15)</b></p><p>　　但在這種情況下：θn= 0°,則 (4-16)</p><p><b>　　經(jīng)過推導(dǎo)可得：</b></p><p>　　=

107、 (4-17)</p><p>　　式中：l——機架前、后壁中心線間距離，cm；</p><p>　　h——機架側(cè)壁中心線間距離，cm；</p><p>　　J——機架側(cè)壁斷面的慣性矩，；</p><p>　　J——機架前壁斷面的慣性矩，；</p><p>　　a

108、 b</p><p>　　圖4-5 機架前壁a、側(cè)壁b尺寸圖</p><p>　　通過AutoCAD軟件，繪圖，并進行查詢工作，可得如下：</p><p>　　機架前壁的慣性矩查詢得(Y)</p><p>　　慣性矩: Y: 492230000.0000=49223</p><p&g

109、t;　　查得： X1=52.77=5.277</p><p>　　X2=117.23=11.723</p><p>　　所以， =11.723</p><p>　　機架側(cè)壁的慣性矩查詢得(Y)</p><p>　　慣性矩: Y: 40135540.0000=4013.5540</p><p>

110、　　查得： X1=37.26=3.726</p><p>　　X2=140.74=14.074</p><p>　　所以， =14.074</p><p>　　得：=24.9356kN·cm，可確定作用在前、后壁中央的最大彎矩為：</p><p>　　=— (4-18)</p&

111、gt;<p>　　根據(jù)所求得的及即可確定機架的斷面尺寸或校核其強度。校核機架側(cè)壁強度的計算公式【3】為：</p><p>　　=+公斤/厘米 (4-19)</p><p>　　校核機架前壁強度的計算公式為：</p><p>　　=公斤/厘米 (4-20)</p><p>　　式中：——機架側(cè)

112、壁的斷面模數(shù)，cm；</p><p>　　——機架前壁的斷面模數(shù)，cm；</p><p>　　——機架側(cè)壁斷面面積，；</p><p>　　經(jīng)計算，可得：=265.6MPa<[]==280MPa</p><p>　　=247.7MPa<[]==280MPa</p><p>　　故由上可得機架尺寸的設(shè)計符合強

113、度要求</p><p>　　4.3.4皮帶傳動設(shè)計計算</p><p>　　由前述可知：電動機功率：P=60kW；轉(zhuǎn)速：=980r/min；偏心軸轉(zhuǎn)速：=275r/min；工作時間按每天工作16h。設(shè)計步驟：</p><p><b>　　1、計算設(shè)計功率</b></p><p>　　計算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的

114、工作條件而確定的，工作情況系數(shù)=1.4，故：</p><p>　　==1.460=84kW (4-21)</p><p><b>　　2、選擇帶型</b></p><p>　　根據(jù)計算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，選取普通V帶的帶型為D型。</p><p>　　3、確定帶輪直徑驗算帶速</p

115、><p>　　3.1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=355mm。</p><p>　　3.2驗算帶速。按下式驗算帶的速度：</p><p>　　===18.2m/s (4-22)</p><p>　　因為5m/s30m/s，故帶速合適。</p><p>　　3.3計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。按下式計算大帶輪的基準(zhǔn)

116、直徑</p><p>　　i= (4-23)</p><p>　　得i=3.56，dd2==1263.8mm，可圓整為=1400mm。</p><p>　　4、確定中心距、帶長度并驗算小帶輪包角</p><p>　　4.1一般初選中心距，根據(jù)下式：</p><p>　　0.7()2(