復擺顎式破碎機設計

復擺顎式破碎機設計,復擺顎式破碎機設計,復擺,顎式破碎機,設計 畢業(yè)設計（論文）任務書 I、畢業(yè)設計(論文)題目： 復擺腭式破碎機設計 II、畢 業(yè)設計(論文)使用的原始資料(數據)及設計技術要求： 腭式破碎機具有破碎比大、產品粒度均勻、結構簡單、工作可靠、維修簡便、運營費用經濟等特點。鄂式破碎機廣泛運用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化學工業(yè) 等眾多部門，破碎抗壓強度不超過320兆帕的各種物料。 1. 所需破碎的物料中等硬度,堆積密度:1.35 t/m3。 2. 生產能力約為70 m3/h 3. 進料口尺寸：600×900； 4. 進料最大粒度：Dmax=500mm III、畢 業(yè)設計(論文)工作內容及完成時間： 1. 查閱相關資料，外文資料翻譯（6000字符以上），撰寫開題報告。 第1周—第2周 2. 整體方案設計 第3周—第4周 3. 結構詳細設計 第5周—第8周 4. 繪制裝配圖及其各零件工作圖 第9周—第12周 5. 編制設計說明書 第13周 6. 撰寫畢業(yè)論文 第14周—第16周 7. 答辯準備及畢業(yè)答辯 第17周 Ⅳ 、主 要參考資料： 【1】孫桓等主編.機械原理. 北京：高等教育出版社，2001 【2】濮良貴等主編.機械設計. 北京：高等教育出版社，2001 【3】李啟炎主編．Solidworks 2003三維設計教程．北京：機械工業(yè)出版社，2003 ， 【4】唐敬麟主編．破碎與篩分機械設計選用手冊．北京：化學工業(yè)出版社，2001 【5】廖漢元等編著. 腭式破碎機. 北京：機械工業(yè)出版社，1998 【6】徐灝主編.機械設計手冊（第四版）.北京：機械工業(yè)出版社.1991 【7】Shigley J E,Uicher J J.Theory of machines and mechanisms.New York:McGraw-Hill Book Company,1980 航空與機械工程 系 機械設計制造及其自動化 專業(yè)類 0781052 班 學生（簽名）： 歐陽鑫 填寫日期： 2011 年 01 月 03 日 指導教師（簽名）： 助理指導教師(并指出所負責的部分)： 機械設計制造及其自動化 系主任（簽名）： 附注:任務書應該附在已完成的畢業(yè)設計說明書首頁。 學士學位論文原創(chuàng)性聲明 本人聲明，所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立完成的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內容外，本論文不包含法律意義上已屬于他人的任何形式的研究成果,也不包含本人已用于其他學位申請的論文或成果。對本文的研究作出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式表明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。 作者簽名： 日期： 學位論文版權使用授權書 本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權南昌航空大學科技學院可以將本論文的全部或部分內容編入有關數據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。 作者簽名： 日期： 導師簽名： 日期： 南昌航空大學科技學院學士學位論文 一．概述 破碎機械是對固體物料施加機械力，克服物料的內聚力，使之碎裂成小塊物料的設備。 破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、劈裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的綜合。對于堅硬的物料，適宜采用產生彎曲和劈裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產生沖擊和劈裂作用 的機械；對于粘性和韌性的物料，適宜采用產生擠壓和碾磨作用的機械。 在礦山工程和建設上，破碎機械多用來破碎爆破開采所得的天然石料，使這成為規(guī)定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業(yè)中，固體原料、燃料和半成品需要經過各種破碎加工，使其粒度達到各道工序所要求的以便進一步加工操作。通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細碎三種，其入料粒度和出料粒度，如表一所示。所采用的破碎機械相應地有粗碎機、中碎機、細碎機三種。 表一 物料粗碎、中碎、細碎的劃分（mm） 類別 入料粒度 出料粒度 粗碎 中碎 細碎 300～900 100～350 50 ～100 100～350 20～100 5～15 制備水泥、石灰時、細碎后的物料，還需進一步粉磨成粉末。按照粉磨程度，可分為粗磨、細磨、超細磨三種。所采用的粉磨機相應地有粗磨機、細磨機、超細磨機三種。在加工過程中，破碎機的效率要比粉磨機高得多，先破碎再粉磨，能顯著地提高加工效率，也降低電能消耗。工業(yè)上常用物料破碎前的平均粒度 D刁民破碎后的平均粒度d之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況，比值i稱為破碎比（即平均破碎比） 為了簡易地表示物料破碎程度和各種破碎機的方根性能，也可用破碎機的最大進料口尺寸與最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為公稱破碎比。 在實際破碎加工時，裝入破碎機的最大物料尺寸，一般總是小于容許的最大限度進料口尺寸，所以，平均破碎比只相當于公稱破碎比的0.7～0.9。 每個破碎機的破碎比有一定限度，破碎機械的破碎比一般是i=3～30。如果物料破碎的加工要求超過一種破碎機的破碎比，則必須采用兩臺或多臺破碎機械串連加工，稱為多級破碎。多級破碎時，原料尺寸與最終成品尺寸之比，稱總破碎比，如果各級破碎的破碎比各是，，…… 。則總破碎比是 …… 由于破碎機構造和作用的不同，實際選用時，還應根據具體情況考慮下列因素； 1.物料的物理性質，如易碎性、粘性、水分泥沙含量和最大給料尺寸等； 2.成品的總生產量和級配要求、據以選擇破碎機類型和生產能力； 3.技術經濟指標，做到既合乎質量、數量的要求、操作方便、工作可靠，又最大限度節(jié)省費用。 二．物料破碎及其意義 2．1 物料破碎及其意義 從礦山開采出來的礦石稱為原礦。原礦是由礦物與脈石組成的，露天礦井開采出來的原礦其最大粒度一般在200～1300mm之間，地下礦開采出來的原礦最大粒度一般在200～600mm之間，這些原礦不能直接在工業(yè)中應用，必須經過破碎和磨礦作業(yè)，使其粒度達到規(guī)定的要求、破碎是指將塊狀礦石變成粒度大于1～5mm產品的作業(yè)，小于1mm粒度的產品是通過磨碎作業(yè)完成的。 2．1．1 破碎的目的 （1）制備工業(yè)用碎石 大塊石料經破碎篩分后，可得到各種不同要求粒度的碎石。這些碎石可制備成混凝土。它們在建筑、水電等行業(yè)中廣泛應用。鐵路路基建造中也需要大量的碎石。 （2）使礦石中的有用礦物分離 礦石有單金屬和多金屬，而且原礦多為品位較低的礦石。將原礦破碎后，可以使有用金屬與礦石中的脈石和有害雜質分離，作為選礦的原料，除去雜質而得到高品位的精礦 （3）磨礦提供原料 磨礦工藝所需粒度大于1～5mm的原料，是由破碎產品提供的。例如在煉焦廠、燒結廠、制團廠、粉末冶金、水泥等部門中，都是由破碎工藝提供原料，再通過磨碎使產品達到要求的粒度和粉末狀態(tài)。 2．1．2 破碎工藝 最終破碎粒度是根據產品的用途確定的。需要進行磨礦作業(yè)的礦石，應考慮到破碎與磨礦總成本較低來確定破碎產品的粒度。一般較適宜的粒度為10～25mm。把原礦粒度與破碎產品的粒度的比，稱為總破碎比，若露天礦開采出來的原礦粒度為200～1300mm則破碎作業(yè)的總破碎比的范圍為： 一臺破碎機只能在一定限度的破碎比下才有合理的結構，才能最有效地工作，因此使一臺破碎機達到這樣的破碎比是很有困難的。各種破碎機的破碎比范圍見表二?？梢?，要把原礦破碎到需要的粒度，必須將若干臺破碎機串連進行分段破碎?？偲扑楸鹊扔诟鞫纹扑楸鹊某朔e、為了發(fā)揮串聯(lián)破碎機的破碎能力，不使小塊礦石進入破碎機反復進行破碎，因此將破碎與篩分有機結合，構成合理的破碎工藝流程。 表二 各類破碎機的破碎比 破碎機型式 流程類型 破碎機范圍 顎式破碎機和旋回破碎機 開路 3～5 標準圓錐破碎機 開路 3～5 標準圓錐破碎機（中型） 閉路 4～8 短圓錐破碎機 開路 3～6 短圓錐破碎機 閉路 4～8 圖2-1為一段破碎機機流程圖，原礦經固定篩1篩分后，篩上大塊物料進入顎式破碎機2，篩下物顎式破碎機2的產品一起經振動篩3篩分；篩上物經圓錐破碎機4破碎，篩下物和圓錐破碎機4的產品一起經振動5篩分；篩下物作為磨機8的原料，落入礦倉7，篩上稱進入圓錐破碎機6破碎，破碎機6與振動篩5構成封閉系統(tǒng)進反復破碎、篩分，該系統(tǒng)稱為封閉破碎系統(tǒng)。顎式破碎機2和圓錐破碎機4的產品，均經篩分后進入下一流程，故稱開路破碎。 圖2-1 破碎流程圖 1—固定篩 2--顎式破碎機 3、5—振動篩 4、6--圓錐破碎機 7—礦倉 8-磨機 2．2 破碎物料的性能及破碎比 2.2.1粒度及其表示方法 礦塊的大小稱為粒度，由于礦塊形狀一般是不規(guī)則的，需要用幾個尺寸計算 出的尺寸參數來表示礦塊的大小。 1.平均直徑d 礦塊的平均直徑用單個礦塊的長、寬、厚平均值表示。 d= (2-1) 式中 L---礦塊的長度（mm） b---礦塊的寬度（mm） h---礦塊的厚度（mm） 式用長、寬的平均值表示： d= （2-2） 平均直徑一般是用來計算給礦和排礦單個礦塊的尺寸以確定破碎比。 2.等值直徑deq 礦塊的粒度很小時可用等值直徑來表示。等值直徑是將細料物料顆粒作為球體來計算的。 deq== =1.24 （2-3） 式中 m---礦料質量（kg） ----礦物密度kg/m V---- 礦料的體積(m3)； 3.粒級平均直徑d 對于由不同粒度混合組成的礦粒群，通過用篩分方法來確定礦粒群的平均直徑，例如上層篩孔尺寸為d1，下層篩孔尺寸為d2，通過上層而留在下層篩上的物料，其粒度既不能用d1也不能用d2表示。當粒級的粒度范圍很窄，上下兩篩的篩孔尺寸之比不超過=1.414時，可用粒度平均直徑表示，即 d=(d1+d2)/2 (2-4) 否則用d1～d2表示粒級。 2.2.2破碎產品的粒級特性 破碎產品都是由粒度不同的各種礦石礦粒所組成，為了鑒定破碎產品的質量和破碎機的破碎效果，必須確定它們的粒度組成和粒度特性曲線，確定混合物的粒度組成，通常采用篩分公檢法（簡稱篩析）。 篩析一般采用標準篩，篩面使用正方形篩孔的篩網。我國通常采用泰勒標準篩，其篩孔大小用網目表示，它指一英寸長度（一英寸等于25.4mm）內所具有的篩孔數目。這種篩子是以200目作為基本篩（=1.414）和補充篩比（=1.189）,篩孔的尺寸可根據篩比計算。例如，基本篩的上一基本篩為150目篩子的篩孔尺寸，可用基本篩的篩孔乘以基本篩為0.074=0.105mm。若計算兩篩之間的補充篩孔尺寸，則用基本篩的篩孔尺寸乘以補充篩比得到。即0.074=0.088mm. 我國尚無用于破碎機的產品粒度分析標準，在實際測試時，各廠家廠家使用的篩孔形狀（方孔或圓孔）及序列也不盡相同。如果參照泰勒標準篩關于基本篩比的規(guī)定來確定篩 孔序列，即各篩間的篩比天有不大于，就可以將上、下兩篩間的產品粒度，用粒度平均直徑表示這對于分析粒級特性顯然是很方便的。因此推薦表三的粒級序列供參考。 表三 各破碎機產品的篩析篩的粒級序列 型號 PE-150X250 PE-250X400 PE-400X600 PE-500X750 PE-600X900 PE-750X1060 PE-900X1200 粒 度 系 列 0-3 0-3 0-10 0-10 0-20 0-20 0-30 3-5 3-5 10-14 10-14 20-28 20-28 30-42 5-7 5-7 14-20 14-20 28-40 28-40 42-60 7-10 7-10 20-28 20-28 40-57 40-57 60-85 10-14 10-14 28-40 28-40 57-80 57-80 85-120 14-20 14-20 40-57 40-57 80-115 80-115 120-170 20-28 20-28 57-80 57-80 115-163 115-160 >170 >28 28-40 80-110 80-110 >163 >163 40-55 >110 110-155 >55 >155 注：篩孔最大尺寸以其殘留景不超過5%來確定 根據篩分結果，可以對產品（或原礦）的粒度特性進行分析。粒度特性用粒度特性曲線來表示，縱坐標表示套篩中各篩的篩上物料質量的累積百分數（簡稱篩上量累積產率%），橫坐標或有篩孔尺寸與最大之比，或用篩孔尺寸與排礦口之比（%）表示。 圖2-2a所示為物料粒級特性曲線，任意兩縱坐標之差，就表示在橫軸上相應兩點間物料粒級的產率。由圖可知，難碎性礦石的粒級曲線運動呈凸形，這表明礦石的粗級物料占多數。中等可碎性礦石的粒級曲線2近似直線。這表明各種粒級所占的產率大致相等。易碎性礦石的粒級曲線3呈凹形，這表明礦石中的中等粒度的物料占多數。該粒級曲線可以分析比較各種礦石破碎的難易程度。由于橫坐標比值不能反映產品絕對尺寸的粒級分布情況，因此在檢查同型號不同破碎機的破碎效果并強調可比性時，只有篩孔最大尺寸及破碎物料相同時才有比較價值。當破碎機性能差別較大時，按篩子上殘留量不大于5%所確定的篩孔最大尺寸也不相同。因此用該曲線來分析破碎機的破碎效果并不方便。 圖2-2b的橫坐標表示篩孔尺寸與排礦石之比。當同型號各個破碎機的排礦口尺寸破碎物料相同時，該粒級特性曲線可以檢查破碎機的破碎效果。 圖2-2a 篩孔尺寸與最大粒之比 圖2-2b 物料尺寸排礦口之比 1— 難碎性礦石 2— 中等可碎性礦石 3—易碎性礦石 2.2.3礦石的破碎及力學性能 機械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料分子間的內聚力，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(fā)生破裂、機械破碎礦石有以下幾種方法： 1.壓碎 將礦石置于兩個破碎表面之間，施加壓力后礦石因壓力達到其抗壓強度限而破碎（圖2-3a）。 2.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限 （圖2-3b）。 3.折斷 用兩個帶有多個尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石就像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限時礦石被折斷 （圖2-3c）。 圖 2-3 礦石的破碎和破碎方法 （a） 壓碎 （b） 劈裂 （c）折斷 （d） 磨碎 （e）沖擊破碎 4.磨碎 礦石與運動的工作表面之間受一定壓力和剪切力時，礦石內的剪切力達到其剪切強度時，礦石即被粉碎（圖 2-3d） 5.沖擊破碎 礦石受高速回轉機件的沖擊力作用而破碎（圖2-3d）。由于破碎力是瞬間作用的，所以破碎效率高，破碎比大，能量消耗小，但錘頭磨損嚴重。 實際上任何一種破碎機都不是以某一種形式進行破碎的，一般都是兩種和兩種以上的形式聯(lián)合進行破碎。由于顎式破碎機的破碎工作表面是兩塊相互交錯布置的齒形襯板，因此其破碎作業(yè)兼有前四種破碎形式，當破碎機兩工作面沿表面方向的相對運動位移加大而加強磨碎作業(yè)時，由于磨碎的效率低、能量消耗大、機件磨損嚴重，將會降低破碎機的破碎效果。礦石的破碎方法主要根據礦石的物理性能、被破的塊度及所要求的破碎比來選擇的，礦石分堅硬礦石、中等堅硬礦石和軟礦石。也可以分為粘性礦石和脆性礦石。礦石的抗壓強度最大,抗彎強度次之,抗拉強度最小。對堅硬礦石采用壓碎，劈裂和折斷的破碎方法為宜；對粘性礦石采用壓碎和磨碎方法為宜；對脆性礦石和軟礦石采用劈裂和沖擊破碎的方法為宜。簡擺顎式破碎機可用于破碎各種性能的礦石，對于堅硬礦石有更高的效果。 三 . 工作原理和構造 3.1 工作原理 電動機驅動皮帶和皮帶輪，通過偏心軸使動顎上下運動，當動顎上升時肘板與動顎間夾角變大，從而推動動顎板向固定顎板接近，與其同時物料被壓碎或劈碎，達到破碎的目的；當動顎下行時，肘板與動顎夾角變小，動顎板在拉桿，彈簧的作用下，離開固定顎板，此時已破碎物料從破碎腔下口排出。隨著電動機連續(xù)轉動而破碎機動顎作周期運動壓碎和排泄物料，實現批量生產。顎式破碎機的工作部分是兩塊顎板，一是固定顎板（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（動顎），位置傾斜，與固定顎板形成上大小的破碎腔（工作腔）?；顒宇€板對著固定顎板作周期性的往復運動，--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到擠壓、彎折和劈裂作用而破碎。 其工作示意圖（非標準機械設備設計）見圖3-1， 動顎4懸掛在偏心軸3上，可以左右擺動，偏心 軸3旋轉時，動腭4作上下往復運動從而推動顎， 動顎作左右往復擺動，實現破碎和卸料。由于偏 心軸負荷大，一般都制成中型和小型機，目前也 朝大型方向發(fā)展，在工程上適合于破碎中等硬度 的石塊，作為中碎設備，其破碎比比較大，可達 到10。 圖3-1 復擺腭式破碎工作示意圖 3—偏心軸 4—動顎 5—連桿 6—推力板 復擺顎工破碎機的優(yōu)點是：質量較輕、構件教少、結構更緊湊；破碎腔內充滿程度較好，所裝物料塊受帶均勻破碎，加以動腭下端強制性推出成品卸料，故生產率較高，比同規(guī)格的簡擺腭式破碎機的生產率高出20%～30%；物料在動腭下端有較大的上下翻滾運動，容易呈立方體形狀卸出，減少了像簡擺式的片狀成分，產品質量較好。 其缺點是：這種破碎機的動腭垂直擺幅較大，物料對腭板的磨削作用嚴重，腭板磨損快，故增大了能量消耗，加劇了物料的過度破碎，產生了粉塵也較多。 3.2腭式破碎機的結構 圖3-2-1，帶有襯板的動腭3通過滾動軸承直接懸掛在偏心軸10上，而偏心軸又支承機架12的滾動軸承上。動腭的底部用推力板5支承在位于機架后壁的推力板座6上，出料口的調節(jié)裝置7，是利用調節(jié)螺栓來改變楔鐵的相對位置，從而使出料口的寬度得到調節(jié)。和簡擺腭式破碎機一樣，只有拉桿、彈簧及調節(jié)螺栓組成的拉緊裝置。由電動機帶動帶輪13使偏心軸轉動，動腭就被帶動作復雜擺動，實現粉碎物料動作。 圖3-2-1 復擺腭式破碎機 1—定腭 2—側襯板 3—動腭（襯板） 4—推力板支座 5—推力板 6—推力板座 7—調節(jié)裝置 8—后楔鐵 9—飛輪 10—偏心軸11—軸承 12—機架 13—帶輪 本圖僅做參考 四. 主要零部件的結構分析 4.1動腭 動腭是支承齒板且直接參與破碎礦石的部件，要求有足夠的強度和剛度，其結構應該堅固耐用，按結構動腭可分箱型和非箱型。動腭一般采用鑄造結構。為了減輕動腭的重量，本設計采用非箱型。 如圖4-1所示，安裝齒板的動腭前部為平板結構，其后部有若干條加肋板以增強動腭的強度與剛度，其橫截面呈E型。 圖 4-1 4.2齒板的結構 齒板，是破碎機中直接與礦石接觸的零件，結構雖然簡單，但它對破碎機的生產率、比能耗、產品粒度組成和粒度以及破碎力等都會影響，特別對后三項影響比較明顯。 齒板承受很大的沖擊力，因此磨損得非常厲害。為了延長它的使用壽命，可以從兩方面研究：一是從材質上找到高耐磨性能材料：二是合理確定齒板的結構形狀和集合尺寸。 現有的破碎機上使用的齒板，一般是采用ZGMn13。其特點是：在沖擊負荷作用下，具有表面硬化性，形成又硬又耐磨的表面，同時仍能保持其內層金屬原由的韌性，故它是破碎機上用得最普遍的一種耐磨材料。 齒板橫斷面結構形狀有平滑表面和齒形表面兩種，后者又分三角形和梯形表面。本設計采用三角形。如圖4-3所示 a)三角形 b)梯形 圖 4-2 4.3肘板（推力板） 破碎機的肋板是結構最簡單的零件，但其作用卻非常的重要。通常有三個作用：一是傳遞動力，其傳遞的動力有時甚至比破碎力還大；二是起保險件作用，當破碎腔落入非破碎物料（如釬桿、折斷的鏟齒）時，肘板先行斷裂破壞，從而保護機器其它零件不發(fā)生破壞；三是調整排料口大小。 在機器工作時，肘板與其支承的襯板間不能得到很好的潤滑，加上粉塵落入，所以肘板與其襯墊之間實際上一種干摩擦和磨粒磨損狀態(tài)。這樣，對肘板的高負荷壓力，導致肘板與肘板襯墊很快磨損，使用壽命很低。因此肘板的結構設計要考慮該機件的重要作用也要考慮其工作環(huán)境。 按肘頭與肘墊（或稱肘板襯墊）的連接型式，可分為滾動型與滑動型兩種，如圖4-3所示。肘板與襯墊之間傳遞很大的擠壓力，并受周期性沖擊載荷。在反復沖擊擠壓作用下磨損教快，特別是圖4-3b所示的滑動型更為嚴重。為提高傳動效率，減少磨損，延長其使用壽命，可采用圖4-3a所示的滾動型結構。肘板頭為圓柱面，襯墊為平面。由于肘板的兩端肘頭表面為同一圓柱表面，所以當肘板兩端的襯墊表面相互平行時，肘板受力將沿肘板圓柱面的同一直徑、并與襯墊表面的垂直方向傳遞。在機器運轉過程中，動腭的擺動角很小，使得肘板兩端支撐的肘墊表面平行度誤差也很小，所以在機器運轉過程中，肘板與其肘墊之間可以保持純滾動。本次設計采用滾動型 (a) (b) 圖4-3 肘頭與肘墊形式 (a) 滾動型 (b) 滑動型 4.4調整裝置 調整裝置提供調整破碎機排料口大小作用。隨著襯板的不斷磨損，排料口尺寸也不斷地變大，產品的粒度也隨之變粗。為了保證產品的粒度要求，必須利用調整裝置，定期地調整排料裂口的尺寸。此外，當要求得到不同的產品粒度時，也需要調整排料口的大小?，F有腭式破碎機的調整裝置有多種多樣，歸納起來有墊片調整裝置、鍥鐵調整裝置、液壓調整裝置以及襯板調整。本設計采用墊片調整裝置。 1—肘板 2—調整座 3—調整楔鐵 4—機架 圖 4-4 調整裝置 4.5保險裝置 當破碎機落入非破碎物時，為防止機器的重要的零部件發(fā)生破壞，通常裝有過載保護裝置。保險裝置有三種：液壓連桿、液壓摩擦離合器和肘板。本設計采用肘板。肘板是機器中最簡單、最便宜的零件，所以得到廣乏應用且經濟有效，但當肘板斷裂后，機器將停車，應重新更換新肘板后方可工作。肘板保險件的另一個缺點是由于設計不當，常常在超載時它不破壞，或者沒有超載它卻破壞了，以至影響生產。因此設計時除應正確確定由破碎力引起的肘板壓力，以便設計出超載破壞的肘板面積外，在結構設計時，應使其具有較高的超載破壞敏感。肘板通常有如圖4-5所示的三種結構：中部較薄的變截面結構；弧形結構；S型結構。其中圖a結構在保證肘板的剛度和穩(wěn)定性的同時，提高其超載破壞敏感度。圖b、圖c兩種結構是利用灰鑄鐵肘板抗彎性能這一特性，選擇合適的結構尺寸是肘板呈拉伸破壞，顯然提高了肘板破壞的敏感度。盡管如此，肘板是否斷裂主要取決與計算載荷的確定和截面尺寸計算是否正確。因此從加工制造方便性出發(fā)，圖a所示應用最多，本設計也采用a中肘板。 圖 4-5 肘板結構 4.6機架結構 破碎機是整個破碎機零部件的安裝基礎。它在工作中承受很大的沖擊載荷，其重量占整機重量很大比例，而且加工制造的工作量也很大。機架的剛度和強度，對整機性能和主要零部件壽命均有很大的影響，因此，對破碎機架的要求是：機構簡單容易制造，重量輕，且要求有足夠的強度和剛度。破碎機機架機構分，有整體機架和組合機架；按制造工藝分，有鑄造機架和焊接機架。 1）整體機架，由于其制造、安裝和運輸困難，故不宜用于大型破碎機，而多為中、小型破碎機所使用。它比組合機架剛性好，但制造較較復雜。從制造工業(yè)來看，它分為整體鑄造機架和整體焊接機架。前者比后者剛性好，但制造困難，特別是單件、小批量生產。后者便于加工制造，重量較輕，但剛性差。同時要求焊接工藝、焊接質量都比較高，并焊接后要求退火，但是隨著焊接技術的發(fā)展，國內外腭式破碎機的焊接機架用得越來越多，并且大型破碎機也采用焊接機架。焊接機架用Q235鋼板，其厚度一般為25-50mm 2) 整體鑄造機架,除用鑄鋼ZG270-500材料外，對小型破碎機破碎硬度較低的物料時，也可用優(yōu)質鑄鐵和球墨鑄鐵。設計時，在保證正常工作下，應力求減輕重量。制造時要求偏心軸承中心鏜孔，與動腭心軸軸承的中心孔有一定的平行度。本設計用鑄造機架。如圖4-6 圖4-6 整體鑄造機架 4.7傳動件 偏心軸是破碎機的主軸，受有巨大的彎曲力，采用45號鋼調質處理，偏心軸一端裝帶輪，另一端裝飛輪。 4.9飛輪 飛輪用以存儲動顎空形程時的能量，再用于工作行程，使機械的工作負荷趨 于均勻。帶輪也起著飛輪的作用。 4.10潤滑裝置 偏心軸軸承通常采用集中循環(huán)潤滑。心軸和推力板的支承面一般采用潤滑脂通過手動油槍給油。動顎的擺角很小，使心軸與軸瓦之間潤滑困難，在其底部開若干軸向油溝，中間開一環(huán)向油槽使之連通，再用油泵強制注入干黃油進行潤滑。 五. 復擺腭式破碎機的主參數設計計算 5.1.1主軸轉速 如圖5-1-1所示，b為公稱排料口，SL為動腭下端點水平行程，L為排料層的平均嚙角。ABB1A1為腔內物料的壓縮破碎棱柱體，ABB2A2為排料棱柱體。破碎機的主軸轉速是n根據在一個運動循環(huán)的排料時間內，壓縮破碎棱柱體的上層面（AA1）按自由落體下落至破碎腔外的高度h計算確定的。而該排料層高度h與下端點水平行程SL及排料層嚙角L有關。即排 料層上層面AA1降至下層面(BB1)，正好把排料層 的物料全部排出所需的時間來計算主軸的轉速。 對于排料時間有不同的意見：一種認為排料時間 t應考慮破碎機構的急回特性，即排料時間與機構 的行程速比系數有關。這一觀點未注意到動腭下 端點排料起始點與終止點并不一定與機構的兩極 限位置相對應。另一種認為排料時間t應按t=15/n 計算，即排料時間對應于主軸的四分之一轉，這 種假定與實際情況相差甚大。根據筆者對破碎過 程的實測分析，得到排料過程對應的曲柄轉角不 小于180o的結論,認為排料時間按主軸半轉計算比 較符合實際情況。 排料時間t為 圖5-1-1 排料口處排料示意圖 t =30/n （2-1a） 排料層完全排出下落的高度h為 h =SL/tanL (2-1b) 由 (2-1c) 令 g = 9800mm/s2 (2-1d） 將式（2-1a）、（2-1b）、（2-1d）代入（2-1c），得 n =2100q (2-1） 式中 n --- 主軸轉速（r/min)； SL --- 動腭下端點水平行程（mm）； L --- 排料層平均嚙角（o）； q --- 系數，考慮在功耗允許的情況下轉速的增減系數。取q = 0.95～ 1.05。高硬度礦石取小值。 破碎機尺寸設計中，動腭下端點水平行程SL 是一個很重要的參數。在動腭其他各點水平行程保證腔內物料充分破碎的情況下，正確選擇SL、L 值是發(fā)揮機器生產能力的關鍵。但SL、L及n三者之間應有最佳的匹配，當轉速n 不與已知的SL、L相匹配，或者設計的SL、L不與實有轉速n相匹配時，都會降低機器的生產能力或增大功耗。盡管式（2-1）已經給出了n、 SL、L三參數間的匹配關系，但并不是說機器任何一組機構尺寸所得到的下端點水平行程SL和給定的L按式（2-1）計算主軸轉速n后，都能得到最佳的n、 SL、L三參數匹配方案。根據已知題目給定的生產能力Q，對該機型三參數匹配優(yōu)化，得出 查《腭式破碎機》表6-3得 SL=29.44mm; L=14°; 取q=1代入式（2-1） 得： n=193.3 r/min 5.1.2生產能力 破碎機的生產能力是指機器每小時所處理的物料的立方米數。由于生產能力不但與排料口尺寸有關，而且與待破物料的強度、韌性、物料性能以及進料的幾何尺寸和塊度分布有關，因此為同意衡量機器生產能力的高低，標準中的生產能力，是指機器在開邊制公稱排料口下，每小時所處理的抗壓強度為250MPa、堆密度為1.6t/m3花崗巖物料立方米數，稱為公稱生產能力（m3/h）。參看圖5-1，在公稱排料口b時，每一運動循環(huán)的排料行程下排出的物料棱柱體AA1B1B的體積與每小時轉速60n的乘積，即可得到公稱生產能力Q的計算公式為 Q=30nLSL(2b-SL)1/tanL (2-2) 式中 Q ---生產能力（m3/h）； n ---主軸轉速（r/min）； L ---破碎腔長度（m）； b ---公稱排料口尺寸（m）； SL---動腭下端點水平行程（m）； 1---壓縮破碎棱柱體的填充度，中小型機在公稱排料口下一般取1 =0.65～0.75。 SL=29.44mm; L=14°; L=900mm； 1=0.68； 查附表Ⅰ得b=100mm； 代入式（2-2）中，得： Q=71.44 m3/h 5.1.3 鉗角設計計算 動顎與定顎間的夾角稱為鉗角。鉗角由物料性質、塊粒大小、形狀等因素決定。如果鉗角太大，進料口物料就不能被顎板夾住，而被推出機外，從而降低生產率，如果鉗角太小，則雖能增大生產率，但破碎比減小。 圖 5-1-3表示從力學角度推算鉗角的計算圖式。當物料能被夾持在破碎腔內，不被推出機外時，這些力應相互平衡，即在x、y方向的分力之和應該分別等于零。 圖 5-1-3 鉗角計算圖式 于是求得 因 f=,故 = 式中 ---鉗角 ---物料與顎板間摩擦角 f---物料與顎間摩擦角系數。 為了保證破碎機工作時物料塊不致被推出機外，必須令 即鉗角應小于物料與顎板間摩擦角的0.5。 設鋼和礦石的摩擦系數為0.3，則最大鉗角的理論值為′。但實際采用的鉗角比理論值小的多，這是由于大塊料被楔住兩塊小料之間時，仍有被擠出的危險。所以選為。 5.1.4 偏心距e的計算 破碎機的行程是指動腭下端的擺幅。它與偏心軸的偏心距、腭板斜角有關，查《非標準機械設備設計手冊》一般是 S=2.2e 式中S——動腭行程 e——偏心距 復擺腭式破碎機的下端擺幅為下端水平行程，所以S=29.44mm； 得： e=13.38mm 5.2 破碎力 5.2.1 破碎力的計算 以立方體和球體兩種典型物料形狀為依據，并考慮大尺寸進料塊粒是逐漸階段破碎成成品而卸出，求出總的破碎力，破碎力大小取決于顎板凸齒作用點施加的（物料應力）和物料抗拉強度。 實際破碎作業(yè)時，成品多為立方體，故破碎力計算多以立方體物料為依據，還可保證機械工作的可靠性（因人料尺寸相同時，立方體破碎力交球體大）。下面以立方體物料分析。 (1) 第一階段破碎，圖5-2-1 表示作用在立方上的力 圖5-2-1 作用在立方體上的力 立方體由于齒棱作用，受力面產生拉應力，支撐面產生壓應力，這些力在斷裂面上引起的應力為《非標準機械設備設計》P580： =（2-） 故得 F1 = 式中 F1---第一階段使物料碎裂的破碎力（N）。 ---物料的抗劈強度（約等于抗拉強度N/cm2）； W---立方體物料邊長（cm）; Z---齒棱間距（cm）. (2) 第二階段破碎.物料經過第一階段破碎以后,成為兩個半立方體,在動顎擺開時落入破碎時,并改變方向進行再破碎,第二階段的破碎力是: F2= (3)第三階段破碎.物料進行第二階段破碎以后,成為4塊體進行再破碎.第三階段的破碎 F3= 假設所破物料的抗劈強度是=500N/cm2 。而顎板齒棱距Z=150mm； W=500mm,則第一階段破碎力 F1 ===807KN 此力產生側向分力,設棱角為90°,則側向力為 ，即571KN。 F2===568KN F3===250KN 邊長500mm立方體，至少和動顎的一個齒棱相接觸，因而此時破碎力為807KN。在特殊情況下，也可能同時與3個齒棱接觸，此時破碎力為2421KN。取平均值1614KN。 經過多次沖擊以后，新的立方體才能最后形成。原始進料的破碎力和第二階段中最后兩個沖擊的破碎力可能同時出現，因而總破碎力 F0=1614+4×250=2614KN 這兩個破碎力的作用點取決于物料粒度與相應出料口寬度?？偲扑榱σ部赡苡衅渌慕M合方式. 5.2.2 最大破碎力 圖5-2-2中的曲線是根據破碎力示波圖 上較大的峰值的統(tǒng)計結果繪制的。實驗中 把較大峰值的統(tǒng)計值稱為滿載破碎力，是 破碎過程中出現次數最多的破碎力。把滿 載破碎時破碎力的 最大峰值稱為最大破碎 力。其計算公式見顎式破碎機教材61頁。 式中 --- 最大破碎力（N）； 圖 5-2-2 --- 抗壓強度 （N/m3）； k--- 有效破碎系數，當=20°時，取=0.38～0.42。 破碎腔尺寸B、b、L的單位是cm。 由已知得 B=90cm； b=15cm； L=120cm； 20°； k=0.4 取=14700N/m3 得； = =2472KN 5.3 功率的計算 見顎式破碎機教材P64頁有公式： P= 式中 P---計算功率放大器（KW）； ---最大破碎力（KN）； ---動顎諸點水平行程平均值（mm）； n---主軸轉速（r/min） ---破碎腔平均齒角（°）； ---機械總效率，由《腭式破碎機》表2-4和理論計算可知，=0.81～0.85。 ---等效破碎系數，根據《腭式破碎機》表2-4實測數據，對于中小型機，=0.27～0.37，對于中大型機，建議取有=0.21～0.28。 已知有 =2472KN； 取=0.27； n=193.3r/min; =20°； =29.44mm； 所以得 P== =71.44 KW 所以選功率為75KW。查手冊，選JS115-6鼠籠型轉子異步電動機，實際轉速975r/min, 功率為75KW.JS表示鼠籠型轉子異步電動機，11號機座，鐵芯長度為5號，6極。 5.4 主要零件受力計算 如圖5-4-1 圖5-4-1 復擺腭式破碎機計算圖式 （1）推力板 式中--- 推力板受力（KN）； P--- 所選電動機功率（KW）； n--- 偏心軸轉速 ； h--- 動顎行程平均值（m）。 ==1647.4KN (2 ) 動腭 選定偏心軸偏心距e后，動顎和定顎的顎板長度可按經驗式選取 兩種長度可以不等，但為制造方便考慮，再根據破碎腔高和嚙角計算取L=2170mm。 KN 六.各主要零件的設計 6.1帶輪的設計 1.確定計算功率 根據功率是根據傳遞的功率P，并考慮到載荷性質和每天運轉時間長短等因素的影響而確定的。即 = 式中：——計算功率，單位為KW； P——傳遞的功率（例如電動機的額定功率），單位為KW； ——工作情況系數，見表8-6 由《機械設計師手冊、中冊》P272表9.2-13查得工作情況系數，故 =97KW 2. 選取窄V帶帶型 根據、由P272圖9.2-1確定選用SPC型。 3.確定帶輪基準直徑 由表9.2-37和表9.2-38取主動輪基準直徑=236mm 。 從動輪基準直徑 =i==1189.44mm 根據表9.2-37，取=1250mm。 按要求驗算帶的速度 m/s<35m/s 帶的速度合適。 4.確定窄V的基準長度和傳動中心矩 根據式0.7()<<2(),有 1040.2<<2960 初步確定=1500mm。 計算所需帶的基準長度 = =6347.02mm 由《機械設計師手冊、中冊》查得，選帶的基準長度。 按P271表9.2-12計算實際中心矩 ==(1500+)=1876.49mm 4.驗算主動輪上的包角 可得 = =148.62°>120° 主動輪上的包角合適。 5.計算窄V帶的根數z z= 由《機械設計師手冊、中冊》r/min、=236mm、 =1250mm, 查表得 =12.76KW =2.47KW =1.04 =0.92 則有 = 6.6 取 z=7 6.計算預緊力 有：= 查表8-4得q=0.20kg/m，故 = =1041.93N 7.計算作用在軸上的壓軸力 ==14044.4N 8.帶輪的結構設計。 選用原則見（機械設計.濮良貴、紀名剛.主編）8-4節(jié)，材料采用HT200。 =236mm≤300mm所以采用腹板式； 采用孔板式。具體結構尺寸見零件圖。 6.2曲軸(偏心軸)的設計計算 取傳動裝置的總效率=0.96，電動機功率P1 =75KW,n1=1000r/min(最高轉速)，主軸的功率P=P1=750.96=72KW,主軸轉速n=193.3r/min; 轉矩得 T=9550=687.6N.m 1.曲軸主要尺寸的確定 在設計曲軸時，先根據經驗公式決定曲軸的有關尺寸，然后根據理論公式進行精確核驗。 其圖形見圖6-1。 圖6-1（參考圖） 經驗公式見<<鍛壓設備理論與控制>>4.4節(jié)，李永堂等主編 1)支承頸直徑 =（4.5～5）（mm） 其中--- 標稱壓力(KN)。 所以有 =（4.5～5）=（4.5～5）=100～111 取=105mm 。 2)曲柄頸直徑 =(1.1～1.4) =(1.1～1.4)105=115.5～147 取=120mm。 3)支承徑長度 根據破碎腔的長度和經驗公式取mm。 4)曲柄兩臂外側面間的長度 =(2.5～3.0)= (2.5～3.0)105=262.5～315mm =280mm。 5)曲柄頸長度 =(1.3～1.7)= (1.3～1.7)105=136.5～178.5mm 取=160mm。 6)圓角半徑r r=(0.08～0.10)= (0.08～0.10)105=8～10.5 取 。 7)曲柄臂的寬度 =(1.3～1.8)= (1.3～1.8)105=136.5～189mm 取=160mm。 軸的具體尺寸見偏心軸圖紙。 2.曲軸的強度校核 對載荷做以下簡化（圖6-2）： （1）帶輪對曲軸的作用力比連桿（動腭）對它的作用力小的多，可忽略不計。 （2）連桿（動腭）對曲軸的作用力近似看成等于標稱壓力。 圖6-2 在曲軸頸上，除受彎矩作用外，尚受到扭矩的作用，應按彎扭合成作用計算，但由于彎矩比扭矩大的多，故忽略扭矩的應力。 這樣，危險截面C-C的最大應力為（<<鍛壓設備理論與控制>>4.4節(jié)，李永堂等主編）： 其中 ---標稱壓力； ---曲柄頸長度； ---曲柄徑直徑； ---圓角半徑。 所以得： =50.3<=100 在B-B 截面上也受到彎扭聯(lián)合作用，但此扭矩比彎矩大的多，故忽略彎矩的影響。 由公式得最大剪應力為： 式中 ---標稱壓力 ---支承頸直徑； ----公稱當量力臂。 又有公式： =R(sin)+ 注： R---曲柄半徑; ---曲柄轉角; ---連桿系數; ---摩擦系數; 取 =20°；; (見教材). 求得: = =26.26 所以: =30.24MPa<=75MPa 所以綜合分析:強度符合要求. 3.曲軸剛度的計算 計算公式見（<<鍛壓設備理論與控制>>4.4節(jié)，李永堂等主編）： 簡化式為: =｛ ｝ 式中 ——標稱壓力； E---彈性模量,鋼曲軸E=2.1×(N/); ——曲柄頸長度； b---曲柄臂厚度； r——圓角半徑； h---曲柄臂厚度； a---曲柄臂寬度； c---曲柄臂形心至曲柄頸心形心的距離。 、、 ---支承頸、曲柄臂、曲柄臂的慣性矩， =， =,==； 、——支承頸、曲柄頸的直徑； a、b、c、h的尺寸圖見圖6-3。 圖 6-3（參考圖） 其余尺寸同上。 所以算得： 6.3 滾動軸承的設計計算 6.3.1 軸承的選擇 在軸上共有2對軸承，動腭上部兩端為雙列球面滾子軸承支承在偏心軸上：偏心軸外側軸頸裝有支座主軸承，選深溝球軸承。以雙列球面滾子軸承為例，材料選用為了ZcuPb30,結構參見《機械設計手冊、單行本、軸承、成大先主編》選為23121，為雙列調心磙子軸承。 6.3.2 軸承的驗算 1.已知d=105mm的調心磙子軸承，軸承受徑向載荷=494.22KN，轉速n=38r/min, 要求壽命=500h。 根據《機械設計師手冊》P6-200（6-2-1） C——基本額定動載荷計算值，N; P——當量動載荷，按式（6-2-2）計算，N ——壽命因數，按表6-2-8選取； ——速度因數，按表6-2-9選??； ——力矩載荷因數，力矩載荷較小時=1.5，力矩載荷較大是=2； ——沖擊載荷因數，按表6-2-10； ——溫度因數，按表6-2-11選??； 查表6-2-8至6-2-11得：=1；=0.961；=2； =2； =1.0 ==1664KN KN<480KN 所以該軸承符合 七． 用solidworks 對一個主要零件進行有限元分析 7.1 Solidwork軟件介紹 在實際的工業(yè)生產中，許多產品的外觀和一些零件的形狀是不規(guī)則的，要完成這些不規(guī)則的零件的設計，單靠簡單的造型特征是難以完成的，還必須依靠一些構造特殊特征的功能。對于廣大的設計師來說，設計軟件只能提供構建復雜曲面和不規(guī)則實體特征的功能是不夠的，還要求能夠方便快速地使用這些功能。Solidworks就是這樣一個功能強大又方便好用的3D設計軟件。 7.2 Comosworks功能和特點 COSMOSWorks使用SRAC公司開發(fā)的當今世上最快的有限元分析算法——快速有限元算法（FFE），完全集成在Windows環(huán)境并與Solidworks軟件無縫集成。從最近的測試表明，快速有限元算法（FFE）提升了傳統(tǒng)算法50-100倍的解題速度，并降低磁盤存儲空間，只需原來的5%就夠了；更重要的是，它在微機上就可以解決復雜的分析問題，節(jié)省使用者在硬件上的投資。 SRAC公司的快速有限元算法（FFE）比較突出的原因如下： （1）快速有限元算法參考以往的有限元求解算法的經驗，以C++語言重新編寫程序，程序代碼中盡量減少循環(huán)語句，并引如當今世界范圍內軟件程序設計信技術的精華。因此極大提高了求解器的速度。 （2）快速有限元算法使用新的技術開發(fā)、管理其資料庫，使程序在讀、寫、打開、保存資料及文件時，能夠大幅提升速度。 （3）快速有限元算法按獨家數值分析經驗，搜索所有可能的預設條件組合來解題，所以在 求解時快速而能收斂。 COSMOSWorks:為設計工程師在SolidWorks的環(huán)境下，提供比較完整的分析手段。憑借先進的快速有限元技術（FFE），工程師能非常迅速地實現對大規(guī)模的復雜設計的分析和驗證，并且獲得修正和優(yōu)化設計所需的必要信息。 7.3 對一個主要零件的有限元分析 對偏心軸進行有限元分析 7.3.1建模 1.新建文件，啟動Solidworks2007,選擇菜單命令“文件”→“新建”或點擊工具，在打開的“新建Solidwork文件”對話框中，選擇“零件”按鈕，單擊【確定】按鈕。 2.創(chuàng)建軸基礎造型，在FeatureManager設計樹中選擇“前視”基準面，點擊“草圖繪制”按鈕，以原點為圓心繪制一個圓，使用智能尺寸為草圖標注尺寸，直徑為170mm；選擇拉伸/凸臺按鈕，拉伸該圓，拉伸深度為200mm。如圖7-1 圖7-1 在拉伸后的端面上繪制一個直徑為150mm的圓，選擇草圖幾何關系，選擇與上一步繪制的圓同心；拉伸該圓，拉伸深度為150mm。如圖7-2 圖7-2 在拉伸后的端面上繪制一個直徑為120mm的圓，選擇智能尺寸，圓心與上一步繪制的圓的圓心距離為13.38mm；拉伸該圓，拉伸深度為80mm。如圖7-3 圖7-3 拉伸后的端面上繪制一個直徑為105mm的圓，選擇草圖幾何關系，選擇與上一步繪制的圓同心；拉伸該圓，拉伸深度為70mm。如圖7-4 圖7-4 拉伸后的端面上繪制一個直徑為95mm的圓，選擇草圖幾何關系，選擇與上一步繪制的圓同心；拉伸該圓，拉伸深度為216mm。如圖7-5 圖7-5 拉伸后的端面上繪制一個直徑為88mm的圓，選擇草圖幾何關系，選擇與上一步繪制的圓同心；拉伸該圓，拉伸深度為184mm。如圖7-6 圖7-6 鏡像上幾步繪制的凸臺，以第一個繪制的圓為對稱面進行鏡像如圖7-7 圖7-7 7.3.2 分析類型和選項 1.單擊工具欄中的Cosmosworks,進入有限元分析界面，單擊研究按鈕，或選擇命令“COSMOSWorks” →“研究”。 2.在彈出的“研究”對話框中，定義“研究名稱”、“分析類型”和“網格類型”。 3.對定義好“研究名稱”、“分析類型”和“網格類型”的研究專題，單擊“屬性”按鈕，在彈出的對應屬性對話框中進一步定義它的屬性，。 4.COSMOSWorks的基本模塊，提供8種分析類型。分別是：靜態(tài)、頻率、扭曲、熱力、優(yōu)化、非線性、掉落測試、疲勞等。本次選靜態(tài)分析模塊 5.劃分網格時有限元分析中非常重要的一步，COSMOSWorks提供了3種網格