1、復擺鄂式破碎機 系部名稱： 專業班級： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 教師職稱： 摘 要 顎式破碎機經100多年的實踐和不斷改進、其結構已日臻完善我國自50年代仿制顎式破碎，經過近50年的摸索和研究、設計資料更加完善、設計方法更加先進，結構更加合理、產品性能更加優良。由于它具有結構簡單、工作可靠、制造容易、維修方便等其他破碎機無法替代的優點，至今仍廣泛應用于工業各部門，而且我國生產的破碎機還遠銷世界各地。據不完全統計，我國目前每年生產各型號顎式破碎約萬臺，但得到廣泛使用的還是傳統復擺顎式破碎機。各種制造廠家的產品技術水平相差懸殊，有少數廠家的產品已接近世界先進水平，大多數廠家的產品差距很大

2、。為縮短差距和趕上世界先進水平，發展和提高現有顎式破碎機技術水平是必要的，現在這個行業競爭比較激烈，光靠傳統的顎式破碎機已經滿足不了市場的需求，需要對現有的機器進行改進。 復擺顎式破碎機的破碎工作是在兩塊顎板間進行的，其中一塊固定在機架上稱為定顎板，另一塊裝在運動的動顎體上稱為動顎板，其表面一般為牙形。當動顎板周期性地靠近與遠離定顎板時，完成破碎與排料工作，現在機構中加一個過載保護系統，能更好的延長機器的壽命。 與簡擺顎式破碎機，復擺顎式破碎機上下水平行程分布較合理，且有較大的垂直行程，有利于破碎腔內的物料下移，因此其生產能力高于簡擺顎式破碎機約30%。同時也因為過大的垂直行程，使其定、動顎板

3、磨損很快，大大降低了使用壽命。 本論文主要對復雜擺動破碎機的結構和參數的設計和計算作了重點介紹和論述以及介紹了過載保護系統，通過對復擺顎式破碎機的結構和過載保護系統設計，我們更好的了解了機器的性能和工作原理，并且延長了機器的使用壽命，在技術上獲得了更大的突破。關鍵字：破碎機，材料，礦石，巖石，周期性Jaw type crusher of compound pendulum and overload protection Abstract Jaw type crusher improves and continuously by the practice of more than 100 yea

4、rs , its structure have become better day by day our country from 50 decade copy jaw type breakage, pass near 50 years grope and study , design information more perfect, design method more advanced, structural more reasonable, product performance is more fine. Since it has structure, is simple , wor

5、k reliable , production the other crushers such as easy, maintenance convenience the advantage that can not replace , so far, still apply extensively in each industrial department and the crusher of our country of production still sells world every place. According to not complete statistics, our co

6、untry now produces various jaw type broken contract ten thousandses every year. The broken work of jaw type crusher of compound pendulum is carried out between two pieces of jaw board, in which a fix in frame on is called as surely jaw board, another piece pack in sport move jaw body on is called as

7、 to move jaw board, its surface is tooth shape normally. When moving jaw board periodicity land is near and is far away from surely jaw board , completion is broken to work with row material. With letter pendulum jaw type crusher, on the jaw type crusher of compound pendulum enter the water parallel

8、 Cheng distribution than reasonable, and there is greater vertical route, the stock that is helpful for broken cavity moves , therefore its productivity is higher than letter pendulum jaw type crusher contract 30%. At the same time also because of exceptional vertical route, make it decide and move

9、jaw board wear very rapid, have reduced service life greatly. In the thesis,the design and calculate of parameter and structure of the break are introducing anddescribing,especially the physical pendulum jaw type mainly. Have four chaper in the thesis,Chapter one:The use and the opertation principle

10、; Chapter two: Choice and calculation of the parameter;Chapter three:Calculation of the major part;Chapter four:Caculation and choice of the physical dimension of the major part.Keywords: Crusher Material Ore Rock Periodicity Overload protection目 錄前 言1第1章 破碎機概述21.1 破碎機的用途及破碎理論2 1.1.1用途2 1.1.2破碎理論21.

11、2 破碎機分類、工作原理3 1.2.1分類3 1.2.2工作原理31.3顎式破碎機4 1.3.1工作特點和類型4第2章 顎式破碎機參數的選擇和計算72.1 顎式破碎機的結構及運轉72.2 結構參數的選擇與計算7 2.2.1給礦口與排礦口的尺寸7 2.2.2鉗角8 2.2.3動顎擺動行程s和偏心距r9 2.2.4主要構件尺寸的確定102.3 工作參數的選擇與計算13 2.3.1偏心軸的轉數13 2.3.2生產能力15 2.3.3功率確定15第3章 顎式破碎機主要零件的計算173.1 顎式破碎機主要零件的受力分析17 3.1.1 確定推力板的壓力173.2 主要零件的強度計算18 3.2.1推力板

12、的強度計算19 3.2.2動顎的強度計算19 3.2.3偏心軸的強度計算22 3.2.3飛輪28第4章 顎式破碎機主要零件結構尺寸的計算與選擇314.1 皮帶及帶輪的設計31 4.1.1確定計算功率31 4.1.2選用窄V帶帶型31 4.1.3確定帶輪基準直徑31 4.1.4確定窄V帶的基準長度和傳動中心距31 4.1.5驗算主動輪上的包角32 4.1.6計算窄V帶的根數Z32 4.1.7計算預緊力32 4.1.8計算作用在軸上的壓軸力32 4.1.9帶輪的結構設計334.2確定偏心軸的直徑及跨距334.3軸承的選擇及驗算35 4.3.1軸徑d=190mm處的軸承35 4.3.2機架處的軸承

13、36第5章 過載保護系統的設計 375.1對過載保護系統的介紹和選擇 .37 5.1.1過載保護系統的應用. 5.1.2過載保護系統種類和選擇.5.2顎式破碎機的雙氣動保護系統. 5.2.1過載保護裝置的工作原理. 5.2.2雙氣動系統的設計. 5.2.3 雙氣動控制控制系統的設計. 5.2.4 雙氣動的設計.結 論 37參考文獻38致謝39IV鍵入文字前言 本設計的課題是復雜擺動顎式破碎機結構和過載保護系統，顎式破碎機是一種最古老的破碎機，但由于它的結構簡單，工作安全可靠，處理物體范圍大，很適宜破碎硬的物料，因此顎式破碎機在冶金，煤炭，化工，建材等工礦企業中被廣泛的應用，在水泥廠也是使用最廣

14、泛的一種，但是其破碎比小，破碎后的物料粒度不均勻，它是間歇工作，有空轉行程，但是對于物料的粗碎和中碎，卻是一種比較好的方法，所以在工礦企業中仍然被廣泛的應用。但是隨著社會的發展，人們為了降低成本，增加機器的壽命，要對機器進行改進，所以增加過載保護系統也是一種延長機器壽命的方法。顎式破碎機是礦山生產、建設用料加工及聚合化工生產的主要設備之一，被廣泛地應用于各種金屬與非金屬礦山、化工礦物以及水泥、建材等物料的生產加工中。近年來，隨著礦山生產和建材加工中一些新理論的提出，用戶希望散體礦石能夠在破碎階段盡可能地得到粒度更細、塊度更好的產品，以及生產自動化，降低人力成本。此外，隨著全球礦產貧化現象的出現

15、，在保持或增加各種金屬與非金屬礦產量的前提下，要求處理的原礦量就大大增加，這對破碎設備提出更高的要求，也面臨更大的挑戰。無疑，現行落后的顎式破碎機不能承擔新時期的生產任務，必須開發高性能、低能耗、延長機器的壽命的顎式破碎機，這樣才能更有競爭力。第1章破碎機概述1.1 破碎機的用途及破碎理論1.1.1 用途它是原料、材料、燃料、電力和鋼鐵等基礎工業部門生產過程中的主要設備之一。用以將原礦或一定粒度的物料（包括礦石、巖石和煤炭等）破碎到所要求的粒度。1.1.2 破碎理論各種礦石的機械性能各不相同，然而礦石的抗壓強度均大于其抗彎強度或抗拉強度。進行機械設計時，要充分利用這個特點，選用相適宜的方法。機

16、械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料間的內聚力，使大塊物料分裂成若干小塊，若礦石是脆性材料，它在很小的變形下就會發生破裂，機械破碎礦石有以下幾種方法：一、壓碎 將礦石置于兩個破碎表面之間，施加壓力后礦石因壓應力達到其抗壓強度極限而被破碎。（圖1-1 a）二、劈裂 用一個平面和一個帶尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石沿壓力作用線方向劈裂，劈裂的原因是由于劈裂面上的拉應力達到礦石的抗拉強度極限。（圖 1-1 b）三、折斷用兩個帶有多個尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石就象受集中載荷的兩支點或多支點梁，當礦石內的彎曲應力達到彎曲強度極限時礦石被折斷。（圖1-1c）四、磨碎 礦石與運動工作表面之間受到一

17、定壓力和剪切力時，礦石內的剪切應力達到其剪切強度極限時，礦石粉碎。（圖1-1 d）五、沖擊破碎 礦石受高速回轉機件的沖擊力作用而破碎（圖1-1 e）由于破碎力是瞬間作用的，所以破碎效率高，破碎比大，能量消耗大，但錘頭磨損嚴重。 a）擠壓 b）劈裂 c）折斷 d）磨碎 圖1-1 礦石的破碎及磨碎方法1.2 破碎機分類、工作原理1.2.1 分類根據機械的工作原理和結構特性，目前在工業生產上廣泛使用的破碎機分為7種類型：顎式破碎機、旋回破碎機、圓錐破碎機、錘式破碎機、反擊式破碎機、輥式破碎機和選擇性破碎機。1.2.2 工作原理一、顎式破碎機工作原理：借助于動顎周期地靠近或離開固定顎，使進入破碎腔中的

18、物料受到擠壓、劈裂和彎曲作用而破碎。破碎后的物料靠自重從排礦口排出。按照動顎運動軌跡的不同，可分為簡單擺動顎式破碎機和復雜擺動顎式破碎機。1.簡單擺動顎式破碎機主要適用于粗碎（也有用于中碎的）堅硬、韌性或耐磨性物料，襯板壽命較復雜擺動顎式破碎機長。名義破碎比。2.復雜擺動顎式破碎機主要適用于中碎或細碎（也有用于粗碎的）各種硬度的材料。其特點是只有一個肘板，動顎運動軌跡為向下傾斜的橢圓，動顎上部水平行程大，可以滿足破碎礦石所要求的壓縮量。動顎向下運動時，有促進排礦作用。在條件相當的情況下，生產率較簡單擺動式破碎機高30%左右。然而，由于動顎垂直方向的行程大，增大了顎板的磨損和產品過粉碎的現象。名

19、義破碎比。1.3 顎式破碎機1.3.1 工作特點和類型顎式破碎機的工作部分是兩塊顎板，一是固定顎，垂直（或上端略外傾）固定在機體前壁上，另一是活動顎板，位置傾斜，與固定顎板形成上大下小的破碎腔（工作腔）?；顒宇€板對著固定顎板作周期性的往復運動，時而分開，時而靠近。分開時，物料進入破碎腔，成品從下部卸出；靠近時，使裝在兩塊顎板之間的物料受到擠壓、彎折和劈裂作用而破碎。1a）單擺動式 b）復雜擺動式 1定顎 2心軸 3偏心軸 4動顎 5連桿 6退力板 圖1-2顎式破碎機的主要類型顎式破碎機按照活動顎板的擺動的方式的不同，可以分為簡單擺動式顎式破碎機、復雜擺動式顎式破碎機和綜合擺動式顎式破碎機三種。

20、簡單擺動顎式破碎機的工作示意圖見圖1-2a）動顎4懸掛在心軸2上，可做左右運動。偏心軸3旋轉時，連桿5做上下往復運動，實現破碎和卸料。此種破碎機采用曲柄雙連桿機構，雖然動顎上受有很大的破碎反力，而其偏心軸和連桿卻受力不大，所以工業上多制成大型機和中型機，用來破碎堅硬的物料。此外，這種破碎機工作的時候都是以心軸為中心的圓弧，圓弧半徑等于該點至軸心上的距離，上端圓弧小，下端圓弧大，破碎效率較低，其破碎比一般為3-6。由于運動軌跡簡單，故稱為簡單擺動式顎式破碎機。簡單擺動式顎式破碎機的優點是：結構緊湊簡單；偏心軸等傳動部件受力較??；由于動顎垂直位移較小，加工時物料較少有過度破碎的現象；動顎顎板的磨損

21、較小。復雜擺動顎式破碎機的工作示意圖見圖1-2b）動顎4上端直接懸掛在偏心軸3上，作為曲柄連桿結構的連桿，由偏心軸的偏心直接驅動，動顎的下端鉸接著推力板6支撐到機架的后壁上。當偏心軸旋轉時，動顎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，愈向下部，橢圓形愈偏，直到下部與推力板連接點軌跡為圓弧線（圖1-3）由于這種機械上各點的運動軌跡比較復雜，故稱復雜擺動式顎式破碎機。復雜擺動顎式破碎機工作時，偏心軸作逆時針旋轉，因此，對所裝入的物料塊有向下推并夾持的作用。在動顎的整個往返擺動過程中，頂部的水平擺動約為下部出料口的1.5 倍，而垂直擺幅則下部略大。就整個動顎而言，垂

22、直擺動為水平擺動的2-3倍。由于水平擺動幅度上大下小，有利于對上部的的塊物料進行破碎，并使整個破碎腔內的物料受到的破碎力比較均勻。由于垂直擺動幅度下大上小，有利于整塊動顎作復雜運動，因此對物料塊不但起到擠壓、劈裂、彎折作用，還能起碾搓作用，故可破碎一些稍微粘濕的物料。復雜擺動顎式破碎機與簡單擺動式顎式破碎機相比：優點：一、質量較輕、構件較少、結構更緊湊； 二、破碎腔內充滿程度較好，所裝物料塊受到均勻破碎，加以動顎下端強制性推出成品卸料，故生產率較高，比同規格的簡單擺動式顎式破碎機的生產率高出20-30%； 三、物料在動顎下部有較大的上下翻滾運動，容易呈立方體的形狀卸出，減少了像簡單擺動顎式破碎

23、機產品中那樣的片狀成分，產品質量較好。缺點：由于這種破碎機的動顎垂直擺動幅度較大，物料對顎板的磨削作用嚴重，顎板磨損快，增大了能量消耗，加劇了物料的過度破碎，產生的粉塵也較多。第2章 顎式破碎機參數的選擇和計算2.1 顎式破碎機的結構及運轉電動機通過小帶輪及三角帶，將運動傳給大帶輪，從而帶動偏心軸轉動。動顎上部內孔兩端的雙列向心球面滾子軸承支撐在偏心軸上，偏心周外側軸頸支座主軸承，主軸承外圈與機架上的鏜孔相配合，并用螺栓固定在機架上，在偏心軸兩外部分分別裝有大帶輪和飛輪，以調整破碎機工作時主軸的運轉速度的波動。動顎的下部由推力板支撐，退力板的另一端支撐在與機架的后壁相連的楔鐵調整機構上，可在由

24、機架側壁上兩凸臺構成的滑道中滑動。當需要調整排料口尺寸時，只要調整在楔鐵上的螺栓，使楔鐵上下滑動，帶輪調整座在滑道中前后移動即可完成。有的機構上采用組合調整片來調整排料口的尺寸。全套圖紙 有意者加QQ 2609116541專業畢業設計代做2.2 結構參數的選擇與計算為了保證顎式破碎機運動的可靠性和經濟性，在設計時必須正確的確定它的結構參數和工作參數，并以此作為計算零件強度的基礎。2.2.1 給礦口與排礦口的尺寸由于給定最大排料粒度：對于小型破碎機的給礦口寬度B：取 對于中小型破碎機的礦口長度L：為了獲得較高的生產率，L的值可取的大些，國外生產的中小型破碎機就有L/B=2.5-5取L=1000m

25、m 排礦口的最小寬度e：對于復擺式顎式破碎機B為了滿足更大的破碎比取e=15mm 2.2.2 鉗角破碎機的動顎與固定顎之間的夾角稱之為鉗角。當物料破碎時，必須使物料塊既不向上滑動，也不會從給礦口中跳出來。為此，鉗角應該保證物料塊與顎板工作表間產生足夠的摩擦力以阻止物料被擠出去。為了確定角，應當分析當物料被顎板擠壓時作用在石塊上的 力的情況。 圖2-1 物料塊受力分析假設物料的形狀為球形，當顎板壓緊物料時，作用在物塊上的力如圖2-1所示。和為顎板作用在物塊上的壓碎力，其方向垂直與顎板表面。由于壓碎力所引起的摩擦力和是平行于顎板表面的，是顎板與物料之間的摩擦系數，破碎物料時的平衡條件為： (2-1

26、)水平分力的總和等于零： (2-2)聯解以上兩式可得： 令表示摩擦角，則故 ， 即由上式可知，為了使顎式破碎機正常的進行破碎工作，鉗角應該小于摩擦角的2倍。不然礦石就會向上跳出，而不被壓碎。一般情況下，顎板與物料見的摩擦系數（或）因此，在生產實際中，顎式破碎機的鉗角多取為范圍內， 初選對于復雜擺動顎式破碎機，鉗角不應大于；簡單擺動顎式破碎機不應大于。正確的選擇鉗角對于提高破碎機的破碎效率具有很大的意義。減小鉗角可使破碎機的生產能力增加，但會引起破碎比的減小。增大鉗角，雖可增大破碎比，但同時又減少生產能力。因此，在選擇鉗角時，應當全面考慮。取 2.2.3 動顎擺動行程s和偏心距r動顎擺動行程s是

27、破碎機最重要的結構參數。在理論上，動顎擺動行程應按物料達到破壞時所需之壓縮量來確定。然而由于破碎板的變形，及其與機架間存在的間隙等因素的影響，實際選取的動顎擺動行程遠遠大于理論上求出的數值。由于物料在破碎腔由上向下逐漸變小，所以只要動顎上部擺動行程能夠滿足破碎物料需要的壓縮量就可以。根據實驗，破碎腔的上部擺動行程，應大于。對于復雜擺動顎式破碎機的動顎擺動行程受到排礦口寬度的限制。因為動顎下部的行程增加大于排礦口最小寬度的0.3-0.4倍，將引起物料在破碎腔下部的過壓現象。容易造成排礦口的堵塞，使負荷急劇增大，所以動顎下部的動顎擺動行程不得大于排礦口寬度的0.3-0.4倍。實際上，動顎擺動行程是

28、經驗數據決定的。通常對于大型顎式破碎機：s=25-45mm；中小型破碎機：s=12-20mm。動顎的動行程確定好以后，偏心軸的偏心距r可以根據初步擬定的機構尺寸利用畫機構圖的方法來確定。通常，對于復雜擺動式顎式破碎機：；對于簡單式顎式破碎機：。根據實驗，破碎機上部擺動行程應大于。實際上對于中小型破碎機：s=12-20mm目前用計算工稱排料口時，下端水平行程的計算公式有s=0.1415B0.85=15.45mm (2-3)在保證物料不壓實（80.9），粉化的前提下提高下端水平行程可提高生產能力取s=16mm。動顎的擺動行程確定以后，偏心軸的初步擬定的構件尺寸利用畫機構圖的方法來確定。通常，對于復

29、雜擺動顎式破碎機：取r=122.2.4 主要構件尺寸的確定一、破碎腔的高度在鉗角一定的情況破碎腔的高度由所需要的破碎比確定。通常，破碎腔的高度：為了獲得較高的生產率，將H取的大些。取H=710 圖2-2 顎式破碎機簡圖二、偏心距r對連桿長度l的比值在曲柄搖桿機構中，當曲柄作等速回轉時，搖桿來回擺動的速度不同，具有急回運動的特征。連桿越短，即的值越大，則這種現象就越顯著。曲柄（偏心軸）的轉數是根據礦石在破碎腔中自由下落的時間而定的。因此，連桿的長度不宜過短。對于中小型破碎機： （2-4） ， 取 取三、動顎軸承中心距給礦口平面的高度h為了保證在破碎腔的上部產生足夠的破碎力來破碎大塊物料，在給礦口

30、處，動顎必須有一定的擺動行程。為此動顎的軸承中心距給礦口平面的高度：。根據實驗，當生產率達到最大值時，動顎懸掛點的合適高度為：；對于復雜擺動顎式破碎機為，L為動顎的長度。對于復雜擺動顎式破碎機 （2-5）取 式中: L 動顎的長度 四、推力板長度K 當動顎的擺動行程s和偏心距r確定后，在選取推力板時，對于簡擺式破碎機，當曲柄偏心位置為最高時，兩個推力板的內端點略低于兩個外端點的連線。即使角（推力板與連桿之間的夾角）近于。推力板長度與偏心距的關系為：。式中:、 推力板的最小、最大值，m； R 偏心距，m。復擺式顎式破碎機的推力板也可按上述公式選取，通常傳動角。根據機構的整體尺寸選取K=300。

31、五、破碎腔的形狀破碎腔的形狀是決定生產率、動力消耗和襯板磨損等破碎機性能的重要因素。破碎腔的形狀有直線型和曲線型兩種。如圖所示，圖中實線表示顎板閉合時的位置，虛線表示顎板后退最遠位置。 a）直線型破碎腔； b）曲線型破碎腔 圖2-3 破碎腔形狀示意圖圖中的許多水平線，表示物料在陸續向下運動時所占據的區域。處在水平面1上的物料，當動顎擺動到虛線位置時，便下落到水平面2上。兩水平面1和2間的的垂直距離，就是破碎機在空轉行程使料塊下落的距離。在顎板下一次的工作形成中，水平面2處的物料則被壓碎。到空轉行程時，料塊便落到水平面3上，依次類推，料塊逐漸被破碎而粒度逐漸減小，最后通過排礦口排出去。由圖2-3

32、 a）可以看到，在直線型破碎腔中，個連續的水平面間形成的梯度斷面的體積向下依次遞減。物料的空隙也逐漸減小，而動顎的擺動行程和壓碎力卻逐漸增大，物料到排礦口附近的排料速度就減慢。于是在排礦口附近幾容易發生堵塞現象，這是造成機器過載和襯板下端磨損的主要原因。圖2-3 b）表示曲線型破碎腔，它是將固定顎板改成曲線型，曲線是按破碎腔的嚙角從上向下逐漸減小的原則而設計的。在曲線型破碎腔中，各連續的水平面間形成的梯度斷面的體積，從破碎腔的中部往下是逐漸增加的，因而物料間的空隙增大，有利于排料。由于堵塞點上移，故在排礦口附近不易發生堵塞現象。2.3 工作參數的選擇與計算2.3.1 偏心軸的轉數 對于顎式破碎

33、機，動顎的擺動次數由偏心軸的轉數決定。在一定的范圍內，偏心軸轉數增加，破碎機的生產能力相應的增加。但是，當動顎擺動超過一定的限度撕，再增加轉速，生產能力增加的十分緩慢，有時甚至還下降。而其功耗卻迅速上升，由于過高的偏心軸轉數使破碎好的物料來不及由卸料口卸出，反而影響了生產能力的提高。圖2-4 破碎機物料梯形截面棱柱體為了求得偏心軸的轉數，可做如下假說：一、由于顎身較長擺動幅度不大，故 故假定動顎為平移運動 ，鉗角不變；二、顎離開固定顎已破碎的物料呈梯形斷面的棱柱體靠自重自由落下。由圖可知，為了不妨礙物料排出，物料棱柱體落下時必須滿足的條件，即活動顎板在離開的時間t內，破碎物料必須落下的高度應為

34、h；當偏心軸轉動一周時，活動顎擺動兩次。設n為動顎沒分鐘擺動的次數，則動顎一次單向擺動的時間為： （2-6）式中:t 動顎一次單向擺動的時間，s； n 動顎每分鐘擺動的次數，r/min。棱柱體在其自重的作用下自由的通過排礦口的時間：由于 ，則令，則可求得理論上的生產能力最高的動顎擺動次數為： （2-7）式中:h 破碎物料落下的高度，m； g 重力加速度，g=98c。由圖2-4可知： （2-8）式中:s 動顎下端的行程，m。由以上幾式聯立并簡化可知： 由于上式未考慮物料性質和破碎機類型等因素的影響，因此，只能用于粗略地確定破碎機的轉速。通常，破碎堅硬物料時，轉速應取小些；破碎脆性物料時，轉速可取

35、大些。取n=330r/min2.3.2 生產能力顎式破碎機的生產能力是指在單位時間內能破碎的數，也稱為產量或生產率。顎式破碎機的生產能力是以動顎擺動一次，從破碎腔中排出一個松散的棱柱體的物料為計算依據。根據圖，動顎擺動一次，排出的棱柱斷面積為：棱柱體的長度即為破碎腔的長度L，故棱柱體的體積為：若動顎每分鐘擺動n次，則破碎機的生產能力為： （2-9）式中:-松動系數，中、小破碎機可取較高值（=0.650.7），取=0.65 -破碎物料的密度t/m3 ，假想物料為大塊石料，其密度為1.61.7。取=1.6，所以生產能力Q=9.375×1.6+15t2.3.3 功率確定顎式破碎機的工作是間

36、歇性的，其破碎力大小在零和最大值之間變化，動顎擺向定顎破碎物料時，作用力從零逐漸增大，及至物理發生破碎的瞬間增至最大值Pmax，然后又降至零。它通過飛輪對不均勻的破碎力起均衡調節作用，使電動機輸出功率均衡穩定。因此，在確定電動機功率時，不是用最大破碎力，而是用每一轉中顎板對物料的平均作用力Pm進行計算。（MN）（Pmax為最大破碎力，Pmax=2.7LH）根據實驗測定=0.20.21平均作用力Pm的作用點，可以近似認為其方向垂直于固定顎板，并以集中力的方式通過其中點，指向動顎的C點。顎式破碎機破碎物料時每一轉需要的破碎功為 A=Pms/ （MJ） （2-10）式中s/平均作用力合力的著力點行程

37、，m顎式破碎機物料的需要的功率為 （KW） （2-11）式中：機械效率，一般取=0.60-0.75。根據實驗得知s/為 （2-12）式中： m顎式破碎機的結構參數；，取m=0.5，s/=CC/=ms=0.5×2r=r式中：r偏心軸的偏心距，m于是，得出其破碎物料所需要的功率N為（KW）顎式破碎機需要的電動機功率，考慮到破碎物料是可能過載以及啟動的需要，一般應有一定的儲備功率取N=37（KW）第3章顎式破碎機主要零件的計算3.1 顎式破碎機主要零件的受力分析復擺式顎式破碎機的動顎受三個力作用：1）推力板的作用力TCB；2）物料塊對動顎的反作用力P；3）動顎偏心軸的軸承反力PHD。3.1

38、.1 確定推力板的壓力如圖3-1所示，推力板在破碎物料時所受的壓力TCB，可采用經驗公式確一、推力板的作用力TCB （N） （3-1）推力板壓力TCB可以分解為兩個分力，與動顎垂直的分力T1以及與動顎平行的分力T2。 （3-2） 動顎二、物料塊對動顎的反作用力P （N） （3-3）三、動顎偏心軸的軸承反力PHD （N） （3-4） （N） （3-5） （N） （3-6）R1、R2為軸承反力PHD在動顎垂直和水平方向的分力取=45º，得：1、推力板的壓力 2、物料塊對動顎的反作用力3、動顎偏心軸的軸承反力 取軸承反力3.2 主要零件的強度計算 顎式破碎機的主要零件有：偏心軸、動顎、推力

39、板、動顎的拉桿、機架和飛輪等。下面將介紹主要幾個零件的強度計算方法：3.2.1 推力板的強度計算推力板是顎式破碎機中構造簡單成本較低的零件。故計算時要降低其安全系數，設計時建議其許用應力提高25% - 30%。為了削弱推力板的斷面強度。有時沿其寬度方向布有通孔。圖3.2 推力板的結構尺寸一、推力板的壓應力已知推力板的結構尺寸，如圖3-2所示 二、推力板的許用應力由于推力板是個過載保護件，所以推力板材料選用鑄鐵HT15-33，查機械零件手冊得壓=63.70（MPa）壓=因，因此推力的強度安全可用。3.2.2 動顎的強度計算動顎可按簡支梁進行強度計算，其受力與作用力如圖3-3所示一、最大彎矩。-二

40、、組合應力1、動顎危險斷面上的彎曲應力 圖3-3 動顎的作用力、彎矩、剪力圖 式中為動顎的截面模數，2、動顎危險斷面上的彎曲應力式中為動顎的受拉面積，3、動顎危險斷面上的偏心彎曲應力式中為動顎作用力的偏心距，；其偏心處截面模數三、動顎危險斷面的剪應力按材料力學公式： （3-7）式中： Q危險面上的垂直分力，Q=T2=532576（N） J危險面的極慣矩，S=3120（cm3） S動顎的靜矩，S=3120（cm3） b剪切危險斷面與中心軸相交的寬度（見結構圖），b=20（cm）四、危險斷面上的主應力五、許用應力的確定1、脈動循環持久極限查機械零件設計手冊得：按機械設計相關表格：2、工作安全因數

41、（3-8）選取 故 因此動顎的強度安全可用。3.2.3 偏心軸的強度計算偏心軸是顎式破碎機重要的零件，它的一方面要使動顎按照所要求的軌跡運動。另一方面傳遞破碎礦石所必須的功率。所以偏心軸是受彎曲而后扭轉的聯合作用的零件。一、偏心軸的受力分析偏心軸由軸承支撐在機架上，偏心軸受支反力、，如圖3-4所示。偏心軸中部通過軸承懸掛動顎，偏心軸受動顎的動顎的支撐反力、。偏心軸兩端裝有飛輪和皮帶輪。為此，偏心軸為對稱結構。由圖3-3可見，在偏心軸上作用著兩種外力：一種是通過軸心線O的徑向力、，它們引起軸的彎曲；另一種是以軸心線為矩心的力矩，阻力矩、和原動力矩M，它們引起軸的扭轉。圖3-4 破碎機偏心軸受力情

42、二、偏心軸受的外力矩1. 阻力矩破碎機在工作過程中，偏心軸受動顎的支撐反力、。當偏心軸在旋轉過程中由于支撐反力、產生阻力矩、。此阻力矩隨著轉角變化而變化。 （3-9）式中：m 阻力矩， ，； 、 偏心軸受動顎支撐反力，N； r 偏心軸的偏心距，m； 偏心軸旋轉變化角，當=0時m最大。偏心軸與動顎相配的兩個軸頸受到外力=，為此產生的阻力矩： 2. 原動力矩 偏心軸在旋轉時產生的阻力矩需要原動力矩M與之平衡，原動力矩M當然要由電動機供給一部分。 （3-10）式中：N 破碎機需要的功率，kW； n 主軸的轉速，r/min。 原動力矩要比阻力矩小的多，但機器卻能照常工作，并沒有停下來。這是因為偏心軸上

43、裝有兩個飛輪（其中一個是皮帶輪）在起調節作用。當阻力矩較小時，電動機使飛輪加速，積蓄功能。當阻力矩較大時，飛輪速度降低，釋放動能，幫助電動機一起工作。兩個飛輪供給原動力矩為： 式中：、 兩個飛輪頂力矩，。 整個偏心軸承受最大外扭矩的情形，如圖3-5所示，原動力矩、和阻力矩、相平衡。 圖3.5 偏心軸扭矩分析3. 扭矩圖偏心軸上作用著四個集中力矩，自右向左：、和。這四個外扭矩把軸分為三個區段：第一區段： （軸呈右螺旋扭轉）第二區段： （軸呈右螺旋扭轉）第三區段： （軸呈左螺旋扭轉） 每一區段中的等于一個常數，可用一條平行軸線來表示，從而可以畫出扭矩圖（見圖3.4b）。三、偏心軸受的彎矩偏心軸在外

44、力作用下（、），產生彎曲變形。偏心矩產生的彎矩在支撐點A、B處為零，在、處為最大值。即： 因為=，=，所以。偏心軸的彎矩圖在與之間為一直線，到A、B點是斜線。四、偏心軸的強度計算1. 扭轉強度校核對偏心軸進行扭轉強度校核，主要找出受扭最危險的截面，由圖3-4知受扭矩最大、軸頸最細的截面是安裝皮帶輪處。 （3-11）式中： 偏心軸所受的最大剪應力，MPa； 集中外力矩，； 抗拒截面模量，； 許用剪應力，MPa。 =25-45MPa偏心軸在每轉中的受扭過程就有三種狀態：在破碎礦石時，偏心軸受有剪應力。在非破碎過程中，偏心軸=0。于是，在破碎機每一個工作循環中，偏心軸受剪應力由00交替變化，是脈動循

45、環剪應力。故其許用剪應力用來表示。，對于鋼材：。所以，軸的扭轉強度滿足要求。2. 彎曲強度校核由圖可知，偏心軸軸頸處受彎矩最大，而該處軸頸又最小，故是彎曲的危險截面。其彎曲應力為： （3-12）式中： 彎曲應力，MPa； 最大彎矩，； d 偏心軸頸處的直徑，m； 許用應力，MPa3.許用應力的確定：破碎機在工作階段，作用在偏心軸上的彎曲力方向與大小，都近似不變，彎曲應力達到最大值。而在非破碎階段，無載荷時，彎曲應力為零，這似乎是脈動循環交變應力。但仔細考慮卻不完全是這種應力狀態由圖（3-6a）所示，偏心軸的偏心才在下方（即非工作狀態），偏心軸受力為零。當偏心軸向上運動，動顎逐漸壓緊礦石，偏心軸受力逐漸增大。 a）非工作狀態； b）工作狀態圖3-6 偏心軸受到的彎曲應力當偏心軸轉到最上如圖3-6b）所示，偏心軸受到最大彎曲應力。A點為凹面（受壓應力），B點為凸面，（受拉應力）。當軸繼續轉動，在這1/2圈內，A點是由受壓應力向受拉應力轉變。B點是由受拉應力 向受壓應力轉變。 這樣看來如 圖3-6b）所示，圖3-6b）所示，偏心軸受近似對稱循環交變應力，但設計時不能完全按對稱循環交變應力考慮，要進行修正。 a)受力；b）Mn；c）Mw圖3-7 彎扭組合強度校核 所以，