摘要XX畢業設計（論文）PAGEIVPAGEPAGEIIPE-500×750復擺顎式破碎機設計摘要破碎機是指將大塊物料破碎成小塊物料的設備。顎式破碎機是破碎物料的主要設備。因復擺顎式破碎機結構簡單、工作可靠、維修方便、適應性好，故在工礦業大中型礦山的粗礦作業有著廣泛的應用。本次設計的是顎式破碎機復擺式PE500×750。設計對顎式破碎機工作原理及特點和主要部件作了闡述；并分析了顎式破碎機的發展現狀和研究顎式破碎機的意義。根據復擺顎式破碎機的運動軌跡、工作原理，型號規格來確定其結構參數，進一步計算和確定了主要參數。設計內容主要包含了對復擺式顎式破碎機皮帶輪、飛輪、偏心軸、肘板、V帶、帶輪的結構形式等重要部件。另外對復擺式顎式破碎機主要參數（鉗角、動顎行程、生產能力的大小、功率、傳動比、偏心距、鉗角等）的計算，以及偏心軸、皮帶輪等重要零部件的結構設計。最后還介紹了復擺顎式破碎機機架、偏心軸等零件的安裝與維護。關鍵詞：破碎機，復擺式顎式破碎機，結構設計，偏心軸

DESIGNOFTHEPE-500×750COMPOUNDPENDULUMJAWCRUSHERABSTRACTCrusherisbrokenintosmallpiecesbigmaterialsmaterialofequipment.Jawcrusheristhemainequipmentofcrushingmaterials.Duetothecompoundpendulumjawcrusherhassimplestructure,reliableoperation,convenientmaintenance,goodadaptability,therefore,inthelargeandmedium-sizedGongKuangYeminingofthickoreoperationshasbeenwidelyused.ThedesignofthejawcrusheriscompoundpendulumPE500x750.Designofjawcrusherworkingprincipleandcharacteristicsandmainpartsinthispaper;Andanalyzesthedevelopmentstatusquoofjawcrusherandtheresearchsignificanceofjawcrusher.Accordingtothecompoundpendulumjawcrusher'strajectory,workingprinciple,specificationstodetermineitsstructureparameters,furthercalculateanddeterminethemainparameters.Designcontentmainlyincludesthecompoundpendulumjawcrusherpulley,flywheel,eccentricshaft,bracket,thestructureofVbelt,pulleys,andotherimportantcomponents.Inadditiontothecompoundpendulumjawcrushermainparameters(clampAngle,thesizeofthemovingjawtrip,productioncapacity,power,transmissionratio,eccentricity,pliers,etc.)calculation,andthestructureofeccentricshaft,pulley,andotherimportantpartsdesign.Finallyintroducesthecompoundpendulumjawcrusherframe,eccentricshaftandotherpartsofinstallationandmaintenance.KEYWORDS:Jawcrusher，Compoundpendulumjawcrusher，Structuredesign，EccentricShaft前言PAGEPAGEIV目錄24704前言 115984第1章復擺顎式破碎機的概述 49021.1復擺顎式破碎機的發展及特點 48301.2復擺顎式破碎機 551431.2.1基本結構 5314201.2.2工作原理 624497第2章主要參數的選擇和計算 7309312.1結構參數的選定 7238982.1.1已知條件 7184792.1.2鉗角α 715042.1.3動顎擺動行程與偏心軸的偏心距 9153452.1.4傳動角γ 9202912.1.5主要結構參數的選定 9112482.1.6破碎腔的形狀 10277572.2工作參數的選擇與計算 1061692.2.1偏心軸的轉數 10152622.2.2生產能力 11214152.2.3功率的確定 13248822.3電動機的選定 1324398第3章結構尺寸的確定 15147703.1V帶的設計 15147703.2帶輪結構形式的確定 2044953.3偏心軸的設計 20259323.3.1軸的材料選擇 20263143.3.2偏心軸的設計 21353.3.3偏心軸的校核 23242693.4飛輪的設計 26302383.5肘板的設計 2756553.6軸承壽命的校核 2722528第4章顎式破碎機的安裝及修理 29265214.1破碎機的安裝 2996024.1.1機架的安裝 2980884.1.2偏心軸和軸承的安裝 29266494.1.3肘板的安裝 29132434.1.4動顎板的安裝 30176844.2顎式破碎機的維護 3018746結論 325485謝辭 3325430參考文獻 3427840外文資料翻譯 36第1章標題PAGEPAGE14前言顎式破碎機是由美國人E.W.Blake發明的。自從第一臺破碎機出現，至今已經150多年的歷史。自1855年它被制造出后，就是礦石粉磨產業里面應用最多的機械。隨著技術的發展，也出現了一些新的機型，例如雙腔重要回轉、雙腔雙動、外動顎均擺顎式、篩分顎式破碎機等。就現在來說，市面上用的大多都是顎式復擺式破碎機，另外它演變歷程具有非常的意義。復擺顎式破碎機包括兩塊顎板（活動和固定）。活動顎板對另一個顎板來回性的連續運動，導致其中的兩塊顎板之間的石料被擠壓、破裂、彎曲等措施而粉碎碎。它的設備質量相對較小，構造簡易，制造效率非常高，和一樣大小的簡擺顎式破碎機生產能力多出百分之二十到三十還多。復擺顎式破碎機對硬度大小中等的石材破碎能力好。另外它破碎比相對較大，一般多用它作為中、細碎石材機械。復擺顎式破碎機的大小是用進料口的長與寬來衡量。國內生產廠家大按行業標準制造大約末八種大小粗碎系列商品。在外國內，主要的生產廠家的產品有太多的大小不一樣的尺寸，例如：錫達公司有二十八種尺寸規格；美卓集團的諾德伯格廠商，有C、VB和重型三個系列產品，總共而二十二種規格尺寸類型。而我們中國，眼前的最大問題是缺乏巨大數量的商品，中國的不同的生產制造廠家制造的巨大數量的商品，估計只有三到種之多。于是這次設計選取的是進料口尺寸大小是500×750的中等尺寸大小的破碎設備。然而，就眼前的破碎流程里也存有很多的毛病。比如說，在破碎的流程工藝非常的不多變，沒有創新能力，也就是多種功效粉碎能力不會滿足，在破碎的工藝過程里，萬一將要粉碎石料的材質是多變的，那就對于古老的破碎流程操作不可能會讓它們的相徹底地裂開，另外還容易造成的粉碎程度過大局面。出現了這種過粉情況會使碎破過程中有做用的組成部分相當大的減少，造成了太多的粉碎工藝流程的廢品的形成，致使石料資源上的大量的浪費，增加成本；另外，在目前的顎式破碎機技術操作流程條件下，滿足非常細粉碎是行不的通，因此對于我們來說，要求我們只有經歷了多次工作才能夠完成，然而因為的機器本身太大，外觀粗笨，導致它在裝配安裝過程中，需要利用很大的地方，并且還要有非常硬的支撐支柱；還有就是，如果破碎抗壓強度極限達到一定范圍時，破碎機械就會消費掉太多的資源，但還是卻不會達到讓人滿意的的破碎能力，然后，破碎機在運作過程時，電的損耗等資源消耗是非常大的，對于要滿足減少能源起不到任何的作用。針對其缺點，全世界范圍內都想更加完善其設計，并進行了以下幾個方面的努力：改進結構和運動路徑、美化破碎腔外觀，從而提高破碎比，增強破碎能力，減少資源損耗，減緩磨損程度，目前廣泛運用的為嚙角比較小與破碎腔外觀高而且深的形狀；優化動顎固定方法和襯板支承辦法，提高破碎機性能水平；制造顎板利用了不一樣的耐磨材料，從而降低磨損耗費；提升過載保護功能、自動調節能力、自動潤滑裝置等的自動化水平。況且，復擺式顎式破碎機也有很多好特點，它具有優點有：重量小，結構組成比較少。沒有了1對軸承、1個連桿、1個肘板、1根心軸，從而使破碎機的結構愈加的緊湊，破碎腔里面的全部充滿程度非常好，往里面放石料能讓其有均勻程度很大的破碎。進一步，在動顎板底部能夠硬性擠出產品卸下石料，故它的生產率效很高；石料塊在動顎下方有比較大的上下來回翻滾運動，它的卸出成品為正方體的外形，降低了片狀組成，具有好的產品質量。另外構造合理簡便、成品制造量巨大、破碎比被升、齒板的使用時間增加、粒度均勻性可觀、能源消耗少、便于維修等優點，它是現在全國范圍內最典型使用最廣泛的設備。它因為有簡單的結構、適應能力高的的優點出現100多年，所以多被實踐中被運用，進而一步步得到改善，最終它們的工作原理與構造因為大體一致，導致運作性能也有好有壞也區別比較大。復擺式顎式破碎機的技術性能的好壞有很多因素決定。例如：動力參數研究和主參數顎設計，還決定于機構規格參數和運動參數等。目前破碎理論。操作流程的研究與機器的改進方向有三方面內容，如下：第一，去提高破碎工藝如何節約能源與提高生產效率；第二，改進現有的設備，使其更加完善，更加符合生產的需求；第三，探究不一樣的石材粉碎機器。對于這次的設計，探究顎式破碎機復擺式的動顎部分內容，選擇最適合設計方法和設計組成構件；分析復擺式顎式破碎機的受力狀況，依據研究和設計需要將主要構件偏心軸進行結構設計計算和強度計算。設計依據于水泥工業中復擺顎式破碎機實際生產過程中的多項特點，最終的結果是讓機器能夠可靠正常地去工作。應該從復擺顎式破碎機的組成和工作原理著手，理論聯系實際，進一步鞏固學習過的知識，完成對復擺顎式破碎機的設計。第1章復擺顎式破碎機簡述1.1復擺顎式破碎機的發展和特點顎式破碎機是由E.W.Blake發明出來，他是一名美國人。他制造的首臺顎式破碎機的構造形狀為顎式破碎機簡擺式。自從第一臺破碎機出現，至今已經有150多年的歷史，因為它的工作穩定安全可靠、修理起來非常容易、生產過程便于操作及具有簡單的結構，并且有良好的適應能力等的優點。從一八五五年世制造出來以后，就作為破碎領域中最常用的機器。隨著技術的發展，也出現了一些新的機型，譬如雙腔回轉、雙腔雙動、外動顎均擺、篩分等顎式破碎機。現在使用的一般都是復擺顎式破碎機，并且它發展歷程具有十分重要的意義。復擺顎式破碎機包括兩塊顎板（活動和固定）。活動顎板對另一個顎板來回性的連續運動，導致其中的兩塊顎板之間的石料被、、曲等措施而粉碎碎。它的設備質量相對較小，構造簡易，制造效率非常高，和一樣大小的簡擺顎式破碎機生產能力多出百分之二十到三十還多。復擺顎式破碎機對硬度大小中等的石材破碎能力好。另外它破碎比相對較大，一般多用它作為中、細碎石材機械。但是，就眼前的破碎流程里也存有很多的毛病。比如說，在破碎的流程工藝非常的不多變，沒有創新能力，也就是多種功效粉碎能力不會滿足，在破碎的工藝過程里，萬一將要粉碎石料的材質是多變的，那就對于古老的破碎流程操作不可能會讓它們的相徹底地裂開，另外還容易造成的粉碎程度過大局面。出現了這種過粉情況會使碎破過程中有做用的組成部分相當大的減少，造成了太多的粉碎工藝流程的廢品的形成，致使石料資源上的大量的浪費，增加成本；另外，在目前的顎式破碎機技術操作流程條件下，滿足非常細粉碎是行不的通，因此對于我們來說，要求我們只有經歷了多次工作才能夠完成，然而因為的機器本身太大，外觀粗笨，導致它在裝配安裝過程中，需要利用很大的地方，并且還要有非常硬的支撐支柱；還有就是，如果破碎抗壓強度極限達到一定范圍時，破碎機械就會消費掉太多的資源，但還是卻不會達到讓人滿意的的破碎能力，然后，破碎機在運作過程時，電的損耗等資源消耗是非常大的，對于要滿足減少能源起不到任何的作用。并且，復擺式顎式破碎機也有很多好特點，它具有優點有：重量小，結構組成比較少。沒有了1對軸承、1個連桿、1個肘板、1根心軸，從而使破碎機的結構愈加的緊湊，破碎腔里面的全部充滿程度非常好，往里面放石料能讓其有均勻程度很大的破碎。另外構造合理簡便、成品制造量巨大、破碎比被升、齒板的使用時間增加、粒度均勻性可觀、能源消耗少、便于維修等優點，它是現在全國范圍內最典型使用最廣泛的設備。在操作顎式破碎機期間，需要十分地留意，因為設備是在運行狀況及其不好的情行下工作的，所以要定期維護，嚴格遵守操作規程。另外，還要快速的找出問題進而更換損壞比較嚴重的零部件。這些是能夠提升設備生產效率的重要的方法。1.2復擺顎式破碎機圖1-1復擺顎式破碎機結構示意圖1-1復擺顎式破碎機結構示意圖圖1.2.1基本結構圖1-1復擺顎式破碎機結構示意圖1-1復擺顎式破碎機結構示意圖圖它是由機架、偏心軸、動顎板和襯板等構成，如上圖所示。另外還有像襯板、固定齒板、擋罩、墊片、滑塊、推力板、制動螺釘和鎖緊裝置等的輔助零機構件。1.2.2工作原理復擺式顎式破碎機的粉碎原理：在活動顎板和固定顎板中間來進行的。對與固定在機架上的顎板稱為固定顎板，另一個顎板安裝在偏心軸上稱為動顎板。然后活動顎板與固定顎板做一種相互的運動，并且這種運動是周期性且是往復來回性的，他們不斷的靠近，不斷的分開，就這樣一直運動著。最終導致顎板中間的石料被、和得到粉碎。皮帶輪與偏心軸固定連結成一個整體，它是最先動起來的部件，剩下的部件都是隨著先動的而后再動的。有圖，在帶輪與偏心軸繞著軸線轉動的時候，會讓輸的部件做復雜的平面軌跡運動，繼而把石料進行粉碎。圖1-2復擺式顎式破碎機運動簡圖圖1-2復擺式顎式破碎機運動簡圖第2章主要參數的選擇和計算2.1確定結構參數2.1.1已知條件由這次設計是PE500×750復擺式顎式破碎機：進料口規格尺寸為500×750mmB=500mm；L=750mm。最大給礦粒度：Dmax=（0.75~0.9）B（2-1）對于復擺式顎式破碎機排礦口最小寬度確定如下e=dmax－s=（~）B（2-2）B——給礦口寬度，m；Dmax——最大給礦寬度，m；e——排礦口最小寬度，m；dmax——最大排礦粒度，m；s——動顎的擺動行程，m。代入式（2-1）、（2-2），得：Dmax=375~450mme=50~100mm，取e=100mm。2.1.2鉗角α活動顎板和定顎板的夾角是鉗角α。在粉碎碎石料過程中，一定要讓石料不會上滑，更不能從破碎機給礦口中蹦出。故鉗角α必須要讓石料和顎板間工作表面獲得一定的阻力從而抵擋石料讓擠出。圖圖2-1物料塊受力分析圖2-1為物料塊受力分析如圖2-1所示，對物料進行受力分析。如果石料的外形是球狀的，而且P1和P2為顎板作用對石料的力，反向是垂直顎板表面。fP1和fP2是由壓碎力造成的阻力，平行于顎板表面。f是顎板和物料的摩擦系數。垂直方向得：（2-3）水平方向平衡得：（2-4）聯立以上兩式得：設φ為摩擦角，故。故，即。所以（2-5）通常情形中，顎板與物料的摩擦因子（或）。而生產中，顎式破碎機之鉗角多數定為17度到24度。至于復擺顎式破碎機鉗角是20度到22度；對于這次設計設鉗角為21°。的選取鉗角讓增大破碎機的破碎性能有非常大的意義。降低鉗角，促使破碎機的生產效率提升，然而會導致破碎比降低。加大鉗角，即使能提高碎比，也降低了生產效率。2.1.3動顎擺動行程s與偏心軸的偏心距r活動顎板擺程s對于破碎機為非常重要的結構參數。理論上，動顎的s要依據石料到破壞時完成的壓縮量來衡量。但是，因為破碎板有形變，和與機架間有間隙等因素的作用，在生產中定的動顎擺程要超出理論算出的值。對于實際生產期間，s應有經驗數據確定的。一般中、小型破碎機：。在這里取。在擺程s選取之后，偏心軸之偏心距r依照初步制定的結構規格由畫機構圖解的辦法選定。一般下，對復擺式顎式破碎機，（2-6）因此，代入得，11.8mm。2.1.4傳動角γ傳動角對機構效率有很大影響。如果推力板長度一定，那么傳動效率會隨傳動角增大而提高，另外s一定為變大才可符合行程，此將會引起動顎襯板上端水平行程太大，在適當程度上提高了動顎襯板下端的磨損。傳動角的取值范圍：γ=45°~55°本次設計取γ=46°。2.1.5主要結構參數的選定破碎腔高度H當鉗角不變的情行中，破碎比決定了破碎腔的高度。一般情況下，破碎腔的高度H=（2.25~2.5）B（2-7）由式（2-7）可得，H=（2.25~2.5）×500=1125~3000mm，取H=1250mm。推力板長度K在動顎的擺程s與偏心距r選定后，當選取推力板長時，對于復擺顎式破碎機同樣符合，代入式（2-8）可得，Kmin=194.7，Kmax=295。取K=290mm。2.1.6破碎腔的形狀破碎腔的外觀為確定生產效率、動力損耗和襯板磨損程度等破碎性能的最重要影響因素。破碎腔的形狀包涵直與曲線兩種。至于直線型破碎腔，所有不斷的水平面間的構成梯形截面的體積從上到下逐漸降低，石料的空間大小也隨著減小，然動顎的擺程s與壓破力卻由之變大，由此，石料到達排礦口的排料速度就會降低。因此在排礦口旁邊會容易造成擁堵現象，它為引起設備超載與襯板損耗變重的重要因素。另外，曲線型破碎腔的不同的不間斷的水平面間構成的梯形截面的體積由破碎腔中間部位向下是依次變大。最終，物料的空間就會增大，有利于物料的排出，在排礦口出附近就不易出現堵塞現象。本次設計選直線型腔型。2.2工作參數的選擇與計算2.2.1偏心軸的轉數對顎式破碎機而言，動顎的來回擺動次數決定于偏心軸的轉速。在一般情況下，偏心軸轉速提高，破碎機的生產能力也提高。然而，在動顎擺動幅度大于適當范圍時，此時轉速繼續提高，生產能力提高由此變得非常慢，甚至有時會降低，但是它功率損耗則立刻增加。致使，因為太高的偏心軸n導致粉碎好的石料不能及時卸出，進一步卻導致了生產能力的提升。令n是動顎每一分擺動的數目，于是動顎每次單向擺動的時間為（2-9）其中為動顎每次單向擺動的時間，；為動顎一分鐘的擺動數目，。棱柱體由自身重力的作用下，自由經過排礦口的時為：由于，則：令，于是求出理想生產能力最高的動顎的擺動數目為：（2-10）其中為粉碎石料的下落高度，；為重力加速度，。可知，（2-11）其中s為動顎下端水平行程，m。把h值代入式（2-10）中，得：（2-12）事實上，偏心軸的實際轉速由上式得出的數少30%。因此：（2-13）代入數據得：n=231.5r/min2.2.2生產能力單位時間內能夠破碎石料的數目稱為顎式破碎機的生產能力。石料的性質、規格尺寸、偏心軸的轉速等都會造成生產能力發生變化，此外還有其它因素影響。其經驗公式如下：（2-16）式中K1——物料易碎性系數，見表2-3，取K1=0.95。——石料密度修正系數，，ρ為石料密度，看表，在本次設計中主要破碎大塊石灰石，取。K3——進料粒度修正系數，見表2-4，取K3=1.0。q0——標準情況下的單位排礦口寬度的生產能力[t/(mm·h)]，見表2-2，取q0=1.9。表2-1物料的密度物料名稱物料密度（t/m3）物料名稱物料密度（t/m3）大塊石灰石1.6~2石膏1.3~1.4中小塊石灰石1.2~1.5含石英的礦石1.6立窯熟料1.2~1.4鐵礦石2.1~2.4回轉窯熟料1.45生料1.1`干礦渣0.9原煤0.85表2-2單位排礦口寬度的生產能力q0規格（mm）250×400400×600600×900900×12001200×15001500×2100q0[t/（mm·h）]0.40.650.95~1.001.25~1.31.92.7表2-3物料易碎性系數K1物料強度抗壓強度（MPa）K1普氏硬度系數f硬質物料157~1960.9~0.9515~20中質物料79~1251.04~8軟質物料＜791.1~1.2＜4表2-4進料粒度修正系數進料最大粒度Dmax和進料口寬度之比0.850.600.40K31.01.11.2代入式（2-16）得，2.2.3功率轉速、鉗角、尺寸規格、粒度特性等影響顎式破碎機的功率損耗。然而，力學性能對功率損耗的影響是最大的。現在，運用范圍最廣的為維雅德公式：其中復擺顎式破碎機（2-17）式中N——顎式破碎機主電機功率，kW；L——破碎機進料口長度，m；H——固定顎板的計算高度，m；r——偏心軸的偏心距，m；n——偏心軸轉速，r/min。代入式（2-18）得，2.3電動機的選定在選擇電動機型號時，在滿足額定功率的情況下還需要考慮其他的方面，據表2-5可知，這三個備選的電動機，它們的額定功率只是380V，不用升壓，因此僅僅使用三相電機就行。型號YR315S-10的電機，其額定功率符合要求，并且它的轉速也符合標準，價格便宜，其他方面也很適合，所以選Y315S-8選擇型號的電動機。表2-5電動機型號參數型號額定功率（kW）額定電壓（V）額定轉速（r/min）重量YR315S-1055380581900Y315S-855380740920Y315M1-10553805851000第3章REF_Ref168484495\h錯誤！未找到引用源。洛陽理工學院畢業設計（論文）PAGEPAGE29第3章復擺顎式破碎機結構尺寸的確定3.1V帶的設計（1）由上述條件可知：P=55kW，n1=740/min，從動軸轉速n2=231.5，工作狀況為。（2）計算的功率選取是依照傳遞功率與帶的工作狀況選取定：—計算功率，；—作情系數，如，得；—額定功率，。表工作情況系數KA工況KA空、輕載啟動重載啟動每天工作小時數/h＜1010~16＞16＜1010~16＞16由公式（3-1）得，選擇V帶的帶型根據計算功率和小帶輪帶速n1,查出此坐標點落在D區，選D型。確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1）首定小帶輪的基直徑根據帶帶型，參考下表和表可得，小帶輪的基準直徑dd1=355mm。表3-2V帶輪的最小基準直徑槽型YZABCDE（dd)min/mm205075125200355500表3-3普通V帶輪的基準直徑系列帶型基準直徑ddE500,530,560,600,630,670,710,800,900,1000,1120,1250,1400,1500，1600,1800,2000,2240,25002）驗算帶速v首先計算帶速v：（3-2）其中n1——為主動輪的轉速，。已知n1=735r/min，dd1=500mm，代入式（3-2）得：皮帶輪帶速不應該太高或太低為，最大不超出。由上得帶速滿足要求。3）確定大帶輪的基準徑通過得，由表3-3選擇合適的大帶輪后進行圓整。選取中心距且定帶基準長度1）通過帶傳動總規格的抑制條件或需求的中距，由式（3-3）其中為首選的帶傳動中心距，。代入可取，2）計算相應的帶長計算相應帶長的計算公式為：（3-4）由公式（3-4）算出：，取。帶的基準長度根據由表3-4選出：表3-4V帶的基準長度系列及長度系數基準長度Ld/mmKLYZABCDESPZSPASPBSPC90001.211.081.051.08100001.231.111.071.10112001.141.101.12看表得，,故得：3）計算中心距a傳動的實際中心距約莫為：（3-5）代入得，驗算小帶輪上的包角為了使帶傳動工作能力能夠提高，應使：（3-6）故得，因此小皮帶輪包角選取適當。單根V帶的傳遞效率表3-5V帶所能傳遞功率表型號小帶輪直徑dd1（mm）V帶速度10.9012.3014.0414.83D型35516.4019.6721.1222.2545022.3825.3228.2829.5556029,7633.1835.9736.8781033.7237.1339.2639.55根據v=13..75m/s，dd1=355mm，查表3-5由插值法得，P0=21.99kW因受傳動比的影響，所以單根V帶的傳動功率就會增加，增加量公式為：（3-7）已知傳動比，通過查表3-6，表3-7得，，，代入式（3-7）得，。表3-6彎曲影響系數Kw帶型ABCDEKw表3-7傳動比系數Ki傳動比i1.00~1.041.05~1.191.20~1.491.50~2.95≥2.95Ki1.001.031.081.121.14確定帶的根數zV帶根數的計算公式為：(3-8)表3-8小帶輪的包角系數Kα包角α160155150145140135Kα0.950.930.920.910.890.88根據表3-8查得，Kα=0.934，得：，取z=5要讓單根帶受力平均，皮帶的根數不應該太多，通常應小于根，因此帶的根數符合條件。確定帶的初拉力F0每根V帶應該具備的最小初拉力為：（3-9）式中q——單位長度傳動帶的質量，由表3-9查得，q=0.61。表3-9V帶單位長度的質量帶型YZABCDEq/（kg/m）0.020.060.100.180.300.610.92由公式得，選取帶傳動壓軸力在定帶輪軸的軸承的時候，必須確定帶傳動另加在軸上的壓軸力的大小。（3-10）其中——小帶輪包角。代入得，所以，作用在軸上的最大壓力為，3.2帶輪結構形式的確定驅動輪帶輪的基準直徑，大皮帶輪基準直徑。若是在時，應該采用輪輻式結構。重量小，結構工藝性好，沒有太大的鑄造內應力，質量分布均勻，輪槽加工時應精細加工，來降低帶的磨損，各槽的規格尺寸與角度要保持相同的精度，以使載荷分布均勻等為在設計帶時應符合的要求。帶輪選取HT200的灰鑄鐵。表3-10輪槽截面尺寸槽型與相對應的φD27.08.1019.937±0.623--≤475＞475通過表查得，取，3.3偏心軸的設計3.3.1軸的材料選擇選取軸的材質為調質鋼，通過表查得，，。由表3-12查得，。表3-11軸的常用材料及其主要力學性能正火回火≤100170~21759029525514055應用最廣泛＞100~300162~217570285245135調質≤200217~25564035527515560表3-12軸的許用彎曲應力材料碳素鋼400130704050017075506002009555700230110653.3.2偏心軸的設計首選軸的最小直徑由軸的扭矩強度條件得軸的直徑：（3-11）其中，——計算截面處的直徑，； ——偏心軸的轉速，；——軸所傳遞的功率，；——扭轉切應力，；——查表3-12，取=115。已知，P=77kW，n=231.5r/min，代入式3-11得。又因為要因軸上開鍵槽，故軸的直徑應該增加7%~10%，即。由于破碎機工作過程中的沖擊載荷太大，并且有強烈的振動，因此一定要增加軸的直徑，按優先數系取整得d=100mm。表3-12軸常用幾種材料的及A0的值軸的材料Q235-A，20Q275，354540Cr/15~2520~3525~4535~55149~126135~112126~103112~97偏心軸的結構設計圖3-1圖3-1偏心軸結構簡圖圖3-1偏心軸結構簡圖如圖3-1，從左至右，傳動過程：皮帶輪與左端軸承通過軸的左部裝好并依照軸端擋圈得到固定，在軸的右端裝上飛輪與右軸承，皮帶輪靠鍵連接，采選用滾動軸承中的調心滾子軸承。①段：該段用于安裝大皮帶輪，其直徑應該與皮帶輪的孔徑相配合，已知d=100mm，取。其長度L是根據輪轂的寬度確定的，其輪寬為：，軸打孔定位皮帶輪，取。②段：此段是為了定位皮帶輪，軸肩的高度h=(3~5)mm，（GB64034-86），=115mm。該段長度根據裝配關系確定，。③段：此段為滾動軸承處的直徑。要使方便拆卸軸承內圈，滾動軸承其定位軸肩一定要小于軸承內圈端面的高度。采用調心滾子軸承，型號22226C，尺寸為d×D×B=130×230×64mm，則此處。該段長度為：。④段：這段選用調心滾子軸承，型號為2，規格是，故這里。該段長度。⑤段：根據調心滾子軸承內圈定位來確定該段軸的直徑，選擇軸的直徑。該段長度。由于偏心軸為對稱結構，剩余四段與前的結構尺寸相符合。3.3.3偏心軸的校核（1）復擺顎式破碎機最大破碎力的計算計算公式復擺顎式破碎機最大破碎機如下：（3-12）式中，q——顎板單位面積上的平均壓力，取q=2.7Mpa；L,H——破碎腔的長度和寬度，m。在計算顎式破碎機的零件強度期間，理應把沖擊載荷考慮在內，因此要把增大，所以破碎機的計算破碎力為：圖圖3-2顎式破碎機動顎板受力分析（2）復擺顎式破碎機受力分析如圖所述，動顎受力為：石料對動顎的反作用力，肘板的作用力和動顎偏心軸的軸承反力。能夠把其分解為垂直動顎的分力和平行動顎的分力，R可以分解為垂直動顎的分力和平行動顎的分力。已知，BD=L，MD=a，R與之間夾角為，推力板與動顎之間的夾角為。由圖3-2可知：（3-13a）(3-13b)對D點取力矩平衡：(3-14)(3-15)(3-16)這次設計里，選取。則：對B點取力矩平衡：(3-17)偏心軸校核1）軸的力學模型的建立①軸上力的作用點位置和支點跨距的確定軸承對于軸的作用點依照簡化規律應該是軸承寬度的中間位置，所以能夠確定偏心軸上動顎兩軸承的位置。由計算能夠獲知，動顎處兩個軸承之間的距離，軸承相距支點的距離a.a.力學模型圖b.彎矩圖c.轉矩圖d.當量彎矩圖圖3-3軸的力學模型及轉矩彎矩圖②描制力學圖形，如圖所示。2）計算軸上作用力破碎力要均勻分布在2個動顎軸承上，用、表示，機架軸承應好比2個支座，對與偏心軸有支承反力，分別用、來表示。3）繪制轉矩、彎矩圖①從偏心軸的力學圖形能夠知道，偏心軸在水平方向沒有力的作用，因此不會水平面的彎矩，故而偏心軸僅僅生成水平向上的彎矩，如圖所示：的彎矩相同，故②，由圖知4）當量彎矩圖，見圖3-3d由于為單向回轉，故扭轉切應力作為循環脈動變，。5）軸強度的校核僅校核偏心軸受到的最大彎矩和的截面的強度。由于，，所以它剛度符合要求。3.4飛輪的設計一般在偏心軸上裝定飛輪是為了降低電動機的額定功率且讓機械的速率不會有大的波動。電動機的負荷能夠變得均勻是因為它在空行程時儲存能量且在運行行程中釋放能量。計算復擺式破碎機，飛輪重量的計算公式為：(3-18)式中，G——飛輪的重量，kg；D——飛輪的直徑，m，D=1.2m；N——電動機的額定功率，KW，N=55KW；——單考慮摩擦耗損的效率，；——飛輪均速，也就是偏心軸的轉速，；——速度系數，選。故。然而，飛輪的實際質量要是理論值的倍，故。3.5肘板的設計復擺顎式破碎機在工作中承受著周期性變化的載荷，因此對肘板的強度要求較高。肘板在復擺顎式破碎機中做保險零件，計算時應降低其安全系數，所以使其許用應力增加。肘板強度計算公式為：(3-19)式中，B——肘板的寬度，m，由設計得：B=1.22m；——肘板的厚度，m；——肘板的計算許用壓應力，。其中，，是鑄鐵的正常許用壓應力。本次設計的肘板材料選用鑄鐵，鑄鐵肘板的，則。所以肘板的厚度：，取其厚度為100mm。其長度由其最值，故由機構的總尺寸取3.6校核軸承的壽命調心滾子軸承為破碎機使用最多的軸承。它的壽命為。使用的軸承型號及主要參數如下：：型號：22232C已知，，則，查資料得，，故。又因(3-21)其中，——動載荷系數，取。所以，根據公式(3-22)其中，n——軸承的轉速，r/min；——軸承的壽命指數，滾子軸承。代入得故軸承選用合理。同理計算得也符合要求。第3章標題PAGE8PAGEPAGE32第4章顎式破碎機安裝與維修4.1顎式破碎機的安裝混凝土地基上固定是顎式破碎機常用的固定方法。而且在固定的時候地基與廠房地基必須要分開。這樣做的目的是為了不把破碎機的波動傳給廠房。另外，在建地基時，它的深度必須大于固定處的凍結深度。一定要依據安裝地基處的土壤滿足的壓應力來確定地基的面積大小并且它的重量滿足設備重量的倍。澆注地基的材料通常用的是號水泥。4.1.1機架的安裝在機架與混凝土中間墊上一層硬方木、橡膠或其他材料是為了降低振動、噪聲和吸收振動。機架固定在基礎上或固定在木座上的水平和豎直的水平度要滿足條件。機架底腳和基礎間的墊板一定要是平整的、均勻的和穩固的。機架固定在基礎上的橫向水平度每米必須，組裝機架當螺栓沒有上緊的時候局部間隙必須。4.1.2偏心軸和軸承的安裝要把偏心軸裝入之前，應將調心滾子軸承裝配好。放入軸承座內，用水平儀測量其裝配的水平度，同軸度。進而還要在檢驗軸承顎軸頸的接觸，萬一接觸情況不符合條件，那就必須再一次調試，最后放入軸承時必須在軸承和軸頸上加潤滑油。偏心軸的軸承座與機架的接觸面應大于80%，最大間隙應小于7mm要把軸承在油中加熱到大約再裝配，在軸承與軸出現過盈配合時候。軸承容易發生退火，在時。加熱必須，那就會造成軸承的內套膨脹量不足。還有軸承中的潤滑油應放入軸空間滿足條件。4.1.3肘板的安裝如果肘板損耗或斷了以后，必須馬上換掉。正確的操作步驟為：旋開拉桿彈簧螺母拿出彈簧通過鏈條和鋼絲繩系住動顎底端拿手葫蘆扯動鋼絲繩讓動顎向固定顎板移動肘板將自動落下拆卸舊肘板用鋼絲繩把新的肘板扯入肘板座里松手葫蘆讓肘板與肘板座密切連接扯上拉桿與彈簧，在這時肘板被支撐在肘板座里，那就能把手葫蘆給拆除了。4.1.4動顎板的安裝要把顎式破碎機動顎安裝，一般是在動顎的部件裝配好之后，再進行組裝，也就是將動顎、動顎軸、肘板墊、活動齒板等提前裝配后，然后再放進機架中。先將滑動調心滾子軸承裝配好后放入軸承座內，然后測量偏心軸和軸承裝配的同軸度和傾斜度，如果偏差值在允許的范圍內，則說明裝配符合要求，在裝配時，應在其表面上涂上潤滑油。動顎偏心軸的軸線與動顎的中心線垂直度應小于3mm，動顎偏心軸的軸線與帶輪和飛輪的垂直度，其誤差應小于0.002。4.2顎式破碎機的維護日常維護保養顎式破碎機