PEX750X1060复摆颚式破碎机的设计毕业论文.doc 44页

'PEX750X1060复摆颚式破碎机的设计毕业论文引言…………………………………………………………………3第1章绪论………………………………………………………41.1概述……………………………………………………………………………41.2复摆颚式破碎机的现状………………………………………………………51.3国内外复摆颚式破碎机的发展………………………………………………61.4复摆颚式破碎机的工作原理………………………………………………7第2章复摆颚式破碎机的结构选择……………………………8第3章复摆颚式破碎机主要参数的选择和计算………………93.1啮角……………………………………………………………………………93.2排料口尺寸……………………………………………………………………103.3动颚的摆动行程S及行程比值m………………………………………………113.4偏心距e…………………………………………………………………………123.5连杆长度L………………………………………………………………………133.6传动角…………………………………………………………………………143.7推力板支撑角……………………………………………………………………143.8推力板长度K……………………………………………………………………14第4章颚式破碎机工作参数的计算…………………………154.1偏心轴的转速…………………………………………………………………154.2生产能力Q……………………………………………………………………164.3电动机功率P17………………………………………………………………16第5章颚式破碎机的结构设计………………………………175.1主轴最小轴的设计……………………………………………………………175.2带轮的设计……………………………………………………………………195.3带轮结构设计…………………………………………………………………205.4飞轮的设计计算………………………………………………………………205.5活动颚板的工作过程分析和设计……………………………………………225.6破碎板…………………………………………………………………………235.7推力板…………………………………………………………………………245.8卸料口间隙调整装置…………………………………………………………245.9机架的设计……………………………………………………………………245.10侧护板…………………………………………………………………………25第6章破碎机的受力分析和主要零部件的强度计算………25 6.1功耗计算法……………………………………………………………………256.2经验公式………………………………………………………………………25动颚的强度计算………………………………………………………………………276.3动颚的受力分析………………………………………………………………28轴的结构设计和强度计算……………………………………………………………306.5结构设计………………………………………………………………………306.6轴的精确计算及强度校核……………………………………………………316.7当量载荷的计算（P）…………………………………………………………376.8轴承寿命的计算………………………………………………………………376.9静强度的校核…………………………………………………………………376.10肘板强度计算…………………………………………………………………386.11拉紧弹簧的计算………………………………………………………………396.12确定弹簧最大压缩力…………………………………………………………396.13结构设计………………………………………………………………………406.14平衡重的计算………………………………………………………………426.15偏心轴偏心距端的线速度……………………………………………………426.16偏心距端的法向加速度………………………………………………………426.17作用在偏心轴上的总压力……………………………………………………426.18平衡重的重量…………………………………………………………………426.19平衡重的面积…………………………………………………………………436.20键的校核……………………………………………………………………436．21结构特性……………………………………………………………………44结论……………………………………………………………44致谢……………………………………………………………44四、正文引言随着我国国民经济的快速发展，矿产资源的综合利用技术与其产业迅猛前进，我国已建成10879座国有大中型矿山和227854个乡镇集体企业，全国矿石采掘总量超过50亿吨，矿业总产值为4000亿元。物料的破碎是许多行业(如冶金、矿山、建材、化工、陶瓷筑路等)产品生产中不可缺少的工艺过程。由于物料的物理性质和结构差异很大,为适应各种物料的要求,破碎机的品种也是五花八门的。就金属矿选矿而言,破碎是选矿厂的首道工序,为了分离有用矿物,不但分为粗碎、中碎、细碎,而且还要磨矿。因为破碎是选矿厂的耗能大户(约占全厂耗电的50%),为了节能和提高生产效率,所以提出了“多碎少磨”的技术原则。这使破碎机向细碎、粉碎和高效节能方向发展。传统的颚式破碎机由于具有结构 简单、工作可靠、制造容易、维修方便、价格低廉、适用性强等优点,所以在工业上得到广泛应用。其缺点是非连续性破碎、效率较低,破碎比较小,给矿不均匀引起颚板磨损不均匀等。针对其缺点,各国都在以下几方面加以改进:优化结构与运动轨迹改进破碎腔型,以增大破碎比,提高破碎效率,减少磨损,降低能耗,现已普遍应用高深破碎腔和较小啮角;改进了动颚悬挂方式和衬板的支承方式,改善了破碎机性能;颚板采用了新的耐磨材料,降低了磨损消耗;提高了自动化水平。同时也出现了一些新的机型,如双腔双动颚式破碎机,其破碎比可达,排料口调节方便,产量大;复摆鄂式破碎机,兼有颚式破碎机与圆锥破碎机的性能其产量较同规格的破碎机高50%。还有筛分颚式破碎机,把筛分和破碎结合为一体,不仅可简化工艺流程,且能及时将已达粒度要求的物料从破碎腔中排出,减轻了破碎机的堵塞和过粉碎,提高了生产能力,降低了能耗。本文包括七个部分：第一部分为绪论；第二部分为复摆颚式破碎机主要参数的选择和计算；第三部分为工作参数的计算；第四部分为结构设计；第五部分为受力分析与主要零部件强度计算；第六部分为破碎机的使用、维护、磨损分析和故障排除；第七部分是结论。第1章绪论1.1概述自第一台颚式破碎机问世以来，至今已有140余年的历史。在此过程中，其结构得到不断的完善，而颚式破碎机的结构简单，安全可靠，石料可供破碎机械来进行加工，来满足工程的需要。所以在生产中广泛的应用。而工程上应用最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。破碎机是将开采所得的天然的石料按一定尺寸进行破碎加工的机械。颚式破碎机是有美国人E.W.Blake发明的。自第一台破碎机的出现，生产效率快，又满足安全条件，又能适应生产，大大加快了生产。复摆颚式破碎机结构简单、制造容易、工作可靠、使用维修方便等优点，所有在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业使用非常广泛。80年代以来，我国对复摆颚式的研究和产品开发取得了较大的发展。在充分吸收国外产品特点的基础上，结合国情研制开发了许多新型、高效的设备。上海建设。路桥机械设备有限公司率先对复摆颚式破碎机进行了重大的改进，即通过降低动颚的悬挂高度，改善动颚的运动轨迹，减小破碎腔的啮角，增大破碎比，增大了动颚的水平行程，提高生产能力等，大大改善了机器性能，完成了产品的更新换代。复摆颚式破碎机主要是由两块颚板（活动颚板和固定颚板）组成。活动颚板对固定颚板周期性的往复运动，时而靠近，时而分开，由此使装在二颚板间的石块受到挤压、劈裂和弯曲作用而破碎。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%）。复摆颚式破碎机适合破碎中硬度石料。在工程中，多用他做中、细碎设备，起破碎比较大，可达。随着机械工业的进步，近年来，复摆颚式破碎机正朝着大型化发展。所以，一个合理的传动装置可以使复摆颚式破碎机运行的更加顺利，合理有效。动颚的优化可使磨损大大的降低，冲击、噪声、振动都相应的减少，也减少工作人员的劳动强度，提高生产的质量，降低制造成本和缩短生产周期。但是，复摆颚式破碎机也有它的缺点，具体如下：JB/ZQ1032—87《颗板铸造技术条件》规定齿板寿命只60h，按10h工作制，每付齿板只能用6d，不到一星期就需更换一次齿板。不仅给维修带来很大的不便，而且增加了破碎物料的成本。破碎机出口扬尘非常严重，从破碎机出来的块状和粉末状物料直冲矿石输送皮带，部分物料飞溅或滚淌到地面上，地面堆积厚厚一层物料，部分粉状物料飞扬在空中，给生产带来了很大的不便。较多的粉尘而直接影响安全生产和员工的健康，因此要采用相应的防尘设施是破碎机一个重大而不可忽略的问题。现代的设计应以人为本，面对服务对象，面向市场、面对循环经济、面对矿产资源利用的大趋势，面对环保、搞全性能、全生命的设计。所以做好复摆颚式破碎机的设计，让它更好的为生产服务，提高生产效率。1.1复摆颚式破碎机的现状颚式破碎机在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业使用非常广泛。为了改善颚式破碎机性能和提高工作效率，国内外曾研制过各种异型颚式破碎机。早年，德国和前苏联都曾研制过液压驱动的颚式破碎机。其特点是提高动颚摆动次数借以增加产量，同时能实现液压调整排料口、液压过载保护以及能负荷启动。原西德制造过冲击式颚式破碎机，而原苏联也制造了振动颚式破碎机（也叫惯性颚式破碎机）。它们都靠动颚振动冲击破碎物料，借以提高破碎机性能。前者国内曾经试制过，由于某些原因没能继续研制。原东德曾制造过一种简摆双腔颚式破碎机，美国生产过复摆双腔颚式破碎机。国内北京某设计院以及湖南某大学都曾与工厂合作研制了双腔颚式破碎机。其特点是使间歇工作变成连续工作，借以提高破碎机工作效率。安徽某设计院曾发明一种双腔双动颚复摆颚式破碎机。它除了提高工作效率，同时又能降低破碎机负荷，使机重减轻很多。 原苏联早年曾制造一种双动颚颚式破碎机。国内辽宁某学院与矿山合作开发了双动颚颚式破碎机。这种破碎机就是将原来两个破碎机去掉前墙对置后而成。为了两动颚同步运转，在偏心轴一端增设一对开式齿轮。由于它的结构太复杂，近年又研制一种单轴倒悬挂的双动颚破碎机。国内上海某学院曾研制过此种颚式破碎机。这两种破碎机的特点，其动颚同步运转，使破碎机强制排料。这样，靠提高转数增加破碎机产量同时由于物料与动颚没有相对运动，减少衬板磨损延长使用寿命。近来又研制了单动颚倒悬挂颚式破碎机。早年，美国、英国、德国相继生产了Kun-kan简摆颚式破碎机。该机特点是，动颚悬挂高度很高并且前倾。连杆下行为工作行程、主轴承为半圆滑动颚轴承。山东招远黄金机械厂曾引进了这种破碎机，并在此基础上研制了34颚式破碎机。国内各厂家所制造的颚式破碎机技术水平相差很悬殊，有少数厂家的产品基本接近世界先进水平，而大多数厂家的产品与世界先进水平相比差距较大。目前世界上颚式破碎机的最大规格是2100×3000，生产能力达2000～3000吨/时。保证颚式破碎机最佳性能的根本因素是动颚有最佳的运动特性。这个特性又是借助机构优化设计所得到的。因此，颚式破碎机机构优化设计是保证破碎机有最佳性能的根本方法。近年来，国外的破碎机有了很大的发展，出现了一系列的新型颚式破碎机，它们都有以下的特点：(1)制成大型的复摆颚式破碎机。由于滚动轴承的出现，材料及设计的改进，大规格的颚式破碎机现在也做成复摆式，以发挥其结构简单，重量轻及产量高的优点。(2)广泛采用焊接技术。小型机用整体焊接机架，大型机用四件或六件焊接架组装而成。(3)推广采用滚动轴承。一些专业轴承厂研制了能承受大的冲击载荷，供破碎机专用的重载滚动轴承，其安装方法、密封都有严格的要求。(4)推广采用液压技术和循环润滑系统。(5)出现了双腔双动或单腔双动的颚式破碎机。也出现了负支撑，零悬挂或负悬挂的破碎机。1.1国内外复摆颚式破碎机的发展19世纪40年代，北美的采金热潮对颚式破碎机发展有重大的促进作用。19世纪中叶，多种类型的颚式破碎机被研制出来，并获得了广泛的应用。上个世纪末，全世界已有70多种不同结构的颚式破碎机取得了专利权。1858年，埃里.布雷克(El.Blake)取得了制造双肘板颚式破碎机的专利权。现在最常用的颚式破碎机是布雷克的颚式破碎机和更近代制造的单肘板颚式破碎机。颚式破碎机最大的弱点之一是它们在一个工作循环内只有一半时间进行工作。 20世纪80年代中期，国外一些厂家已能生产各种大型颚式破碎机，例如美国FullerTraylor公司生产的重型颚式破碎机，规格为1676mm2134mm，生产能力达1200t/h；德国PWH公司生产的最大双肘板颚式破碎机的给料口为2600mm1800mm，生产能力达2000t/h；英国Babbitless公司生产的BCS系列颚式破碎机，其生产能力可达6000t/h。20世纪80年代以来，我国颚式破碎机的研制工作与改进工作取得了一定的成果。北京矿冶研究总院的破碎机专家王宏勋教授和他的学生丁培洪硕士引用了“动态啮角”的概念，开发出GXPE系列深腔颚式破碎机，当时在国内引起了一定程度的轰动。该机与同种规格的破碎机相比，在相同工况条件下，处理能力可提高20%～30%，齿板寿命可提高1～2倍。该机采用负支撑零悬挂，具有双曲面腔型。第二代GXPE250400破碎机在第一代的基础上进行了全面改进，增大了破碎比，降低了产品粒度"最大给料粒度为220mm，生产能力为，排料口调整范围为，给料抗压强度小于300MPa。PEY4060液压保险颚式破碎机，以液压缸为过载保护装置，正支撑、正悬挂、深破碎腔。该机最大给料粒度为340mm，排料口调整范围为，生产能力为。多灵—沃森机械有限公司的戌吉华高级工程师集多年实践经验，设计了目前国内最大的12001500复摆颚式破碎机。1.1复摆颚式破碎机的工作原理复杂摆动颚式破碎机的结构如图4所示。复杂摆动颚式破碎机较简单摆动颚式破碎机少了一根可动颚板的悬挂轴；可动颚板与连杆合为一个部件，没有垂直连杆；推力板也只有一块。可见，复摆式破碎机的构造比简摆式破碎机的构造简单。但可动颚板运动却复杂了。当破碎机工作时，飞轮8带动偏心轴6转动，由于偏心轴的偏心作用，悬挂在它上边的可动颚板2在推力板9的制约下，相对于固定颚板往复地做一种复合摆动运动。实际上复摆式可动颚板的运动相当于简摆式破碎机中垂直连杆的运动。当可动颚板2靠近固定颚板3时，物料被破碎。在破碎过程中，当可动颚板被推向前方时，拉杆12末端的弹簧13即受压缩，由于弹簧企图恢复原状，因此可以帮助可动颚板后退至原来位置。水平拉杆的作用还在于阻止当可动颚板作返回运动时推力板9不致脱落。 1－机架；2－可动颚板；3－固定颚板；4，5－破碎齿板；6－偏心传动轴；7－轴孔；8－飞轮；9－推力板；10－调节楔；11－楔块；12－水平拉杆；13－弹簧图4复杂摆动颚式破碎机图5复摆鄂式破碎机运动轨迹示意图复摆式颚式破碎机因只有一根偏心轴，可动颚板重量及破碎力集中在一根轴上，主轴受力变化，故长期以来复摆式多制成中小型设备。这样，主轴轴承也可采用传动效率高的滚动轴承。随着高强度材料及大型滚动轴承的出现，复摆颚式破碎机也开始大型化，已制造出给矿口宽为1500mm的大型复摆式破碎机。第1章复摆颚式破碎机的结构选择 颚式破碎机按照运动形式分为两种基本形式：简摆颚式破碎机和复摆颚式破碎机。简摆颚式破碎机是因为动颚绕机架上的固定支座作简单的圆弧摆动而得名。复摆颚式破碎机是因为其动颚在其它机件带动下做复杂的一般平面运动而得名，因此动颚上点的轨迹为封闭曲线。简摆颚式破碎机一般被制造成大型和中型的，其破碎比i=3-6。复摆颚式破碎机一般制造为中型和小型的，其破碎比为i=4-10。与简摆颚式破碎机相比，复摆颚式破碎机动颚上下水平行程分布较为合理，且又较大的垂直行程，有利于破碎腔内的物料下移，因此其生产能力高于简摆颚式破碎机约30%。同时也因为过大的垂直行程，使得定、动颚衬板磨损很快，大大降低了使用寿命。随着工业技术的发展和要求，复摆颚式破碎机已近向大型化发展，并且有逐步取代简摆颚式破碎机的趋势。我这次毕业设计的内容就是复摆颚式破碎机的改型设计。我主要在以下几个方面做的重新的设计：1：排料间隙调整用楔块调整；优点是：结构简单，制造比较方便。但是它的外形尺寸和重量比较大。2：过载保护装置采用肘板式；此结构的优点是，制造方便结构简单，工作可靠。3：润滑方式采用油脂润滑；此润滑方式主要用在工作温度不高，容易与水空气接触的部位。第1章复摆颚式破碎机主要参数的选择和计算3.1啮角啮角是指钳住物料时可动颚板和固定颚板之间的夹角。在碎矿过程中，啮角应该保证破碎腔内的物料不至于跳出来，也不向上滑动,这就要求物料和颚板工作面之间产生足够的摩擦力，以阻止矿块破碎时被挤出去。当颚板压紧物料时，作用在矿上石上的力如图3－1（a）所示。和为颚板作用物料上的压碎力，并分别和颚板工作面垂直，且;由压碎力引起的摩擦力为和。它们分别平行于颚板工作面，为颚板与物料之间的摩擦系数。鉴于物料的自重与压碎力相比很小，可以忽略不计。图3－1物料在颚板间的受力情况如图3－1（a）所示，以矿块的中心作为xoy坐标系的原点，作用于矿块的力和 通过坐标原点。则它们的分力沿x轴和y轴方向的平衡方程式为:(3.1)(3.2)将式(3.1)两端乘以，再与式(3.2)相加，并消去压碎力，则得:或因为摩擦系数和摩擦角的关系是:，故:式中—物料与颚板之间的摩擦角，。当固定颚板如图3－1（b）所示的倾斜位置时，则：(3.3)欲使颚式破碎机能钳住物料并进行碎矿工作,。因而,即啮角必须小于摩擦角的两倍，否则物料就会跳出破碎腔，发生事故。有时破碎机的啮角虽在公式(3.3)的限度内，但因两个矿块钳住第三个矿块的啮角超过了公式(3.3)的规定，这时仍有物料飞出。颚式破碎机的啮角一般在17～24度之间。啮角的下限值在破碎硬物料时采用:上限值则在破碎软物料时采用。正确地选择啮角对于提高破碎机的破碎效率具有很大意义。减小啮角，可使破碎机的生产率增加，但会引起破碎比减少;增大啮角，虽可增加破碎比，但同时又会减少生产率。因此，选择啮角时，应该全面考虑。在此取3.2排料口尺寸PEF750×1060表示B×L=750×1060mm由资料[1]可知：最大进料粒度D=（0.75～0.9）B取最大粒度=600 （3-6）d——最小排料口尺∴d=（1/9—1/10）*D=80mm取d=80mm如图可知定颚高度H=H固定颚板长度=666.667~6750/0.4040~0.3249=1650.1658~2077.5623取1850固定颚板长度H=1850mm则tg=　　==0.3625　=>=19.97°　18°<<22°=20°验算结果符合范围。3.3动颚的摆动行程S及行程比值m物料在破碎机的破碎腔内受到有活动颚板相对固定颚板运动产生的挤压、劈裂、弯曲等作用而被破碎的。因此动颚的摆动行程s是破碎机最重要的结构参数之一。首先，据资料[6]：看国外动颚下端水平行程的几个计算公式为：（3-9）d——开口时排料口的最小宽度。在我国，讲到排料口宽度是以闭口时排料口宽度d为准。从闭口到开口相差一个动颚下部的水平行程F（即S）d=d＋S　　∴S≤（0.3～0.4）（d＋S）动颚下端的水平行程F=S≤（0.43～0.67）d 单用公式S=0.054B有时觉得太大；单用S=0.035B有时又觉得太小，所以应将两者结合起来较好。S≤（0.035～0.054）B动颚下部水平行程mm再来看特性值mS——动颚的垂直行程S——动颚的水平行程根据资料，垂直行程有促进排料之作用，有利于提高破碎效率。但同时，使衬板磨损也加快，增加矿石受摩擦而产生过粉碎现象，从而增加非生产能量。根据前述，假设衬板处行程比值m和动颚下端行程比值m相等的情况下，曲柄a越大，m越大，动颚上部水平行程随之增大。反之，a小，m小，动颚上部水平行程就小。根据实际生产推荐：m=2.4～3.4现取：m的比值m=3.125破碎机效率高低若不计啮角，则主要由动颚下部行程S及m值大小体现。通常，上部行程远大于下部行程，二者具有一定比例关系。上部行程凭经验难以选取，而下部行程又受到d的限制。但上部行程与最小排料口尺寸又有一定比例关系。故通常作为设计计算的依据。3.4偏心距e偏心距对破碎机生产率和传动功率都有影响。在其它条件相同的情况下，增大偏心距可使动颚行程增加而提高生产率，但也因此增加功率消耗。在传统设计中，偏心距是由动颚行程通过画机构图来初步确定的。据资料[1]：1 初算为27.861765mm根据经验公式e=为肘板摆动角,肘板支撑角，代入并计算得　肘板支撑角=肘板摆动角传动角e==20.861765mm,=20.8mm其中，角随偏心距e的增大而增大，从而改变了动颚上下部的行程值。3.5连杆长度L据资料[1]：图3-5　连长mm据资料[1]，选择应保证肘板与肘板垫间只存在滚动摩擦而无相对滑动，以延长肘板与肘板垫的使用寿命，减少功率消耗。不应超过接触处2倍的摩擦角，即 2tgf　由资料[1]查得，f为肘板与肘板垫间的摩擦系数，一般取f=0.1。代入，则=tg0.1=11’。当调整排料口间隙时，肘板与机架滑槽的磨损，引起、增值。另外，还受到动颚行程大小的约束。由前面提到的e==2[sin-]=2[sin]=5.04°由生产实际经验，取=6°。3.6传动角传动角大小影响着机构的传动效率。通过机械原理的学习，我们知道复摆颚式破碎机是一种曲柄摇杆机构，曲柄摇杆机构中连杆和摇杆所夹的锐角称为传动角。从连杆的受力分析来看，在推力板长度一定的情况下，加大传动角会提高机构的传动效率，但必须要求偏心距增大才能保证行程的要求，这就导致动颚衬板上部水平行程的偏大，物料的过粉碎引起排料口的堵塞，使功耗增加。当偏心距大小一定时，加大传动角、实质上是减小推力板和摆动角，而其特性值也渐渐恶化，齿板磨损加剧。据资料[1]推荐：在此设计中我们选择45度3.7推力板支撑角若改变的大小，则动颚上、下行程都将改变。增大，则上下行程都将变大，特性值m得以改善。但却不能过度增大，因受到动颚行程与最小排料口间的固有比值的限制。由偏心距e的公式转换，得：=sin- 肘板支撑角=sin--=20.7454取：=21°。3.8推力板长度K由资料[1]=为加工方便，取1006第1章颚式破碎机工作参数的计算4.1偏心轴的转速偏心轴的转速的计算 图3－5确定颚式破碎机的转数当动颚摆动一次时，从破碎腔中排出的破碎产品是断面为梯形的棱柱体(图3－5)。棱柱体下部的宽度等于排矿口的最小宽度。而上部的最大宽度等于，为动颚下端的行程。棱柱体的高度为:偏心轴的转数理论计算公式：式中――动颚下端的摆动行程(cm)――主轴转速(r/min)――啮角4.2生产能力Q生产能力是指破碎机在单位时间里所能破碎矿石的数量。它与矿石性质，破碎机的类型，以及操作条件等因素有关。除上述公式外，颚式破碎机的生产率常用下列经验公式计算：据资料[3]：根据其要求，生产处理特定抗压强度的矿物，选用下式计算。当处理不大于350MPA的矿物时,其生产率计算4.3电动机功率P电动机的选择要根据动力源和工作条件，首先要满足的就是所需功率要求。根据设计目的，复摆颚式破碎机是为了破碎中等硬度的各类矿石或岩石。破碎机所需要的功率，主要是用来破碎矿石和克服机器本身的摩擦损失。工作时产生巨大的破碎力，破碎矿石所需要的功率约占整个功率消耗的70%。复摆颚式破碎机的需要的功率P与很多因素有关，例如：规格（B× L）、偏心轴转速n、啮角a、动颚下端水平行程s、偏心距r、以及破碎机的物理机械性能、粒度特征、破碎齿板表面形状和齿形参数等，都会影响功率消耗。由于影响破碎机功率因素很多，要想用一个公式精确地进行计算是很困难的。迄今，一些功率计算公式大多属于经验公式的范畴。经验公式1N=18LHen=经验公式2N=CLB式中：LB：破碎机进料口的长和宽。厘米C：跟进料口大小决定的系数当取时系数时,N=CLB=132.5千瓦与经验公式1数值基本相同,当取时的系数时,N=CLB=79.5千瓦,二者差异较大,查询目前类似型号的750*1.060鹗式破碎机功率为90千瓦,二公式均有其局限性,故选择其二者平均值106千瓦.故取大于106千瓦的电动机电动机选择取大值106千瓦以上电动机.从YZR以及YZ系列冶金起重三相异步电机中选择,经过筛选,只有YZR335M-10型电动机符合要求.其参数为:30分钟内额定功率110KW,转速581,当等效启动次数量每小时小于6次时,该电动机完全符合其要求.电动机转速平均为581转/分,最适宜偏心距转速为183转/分,则传动比为3.174/1.破碎机使用普通V带传动,其功率为可知,110KW,转速可知,最大转速581转/分传动小轮基准直径,其转速为581转,则查阅表格,选择皮带型号:D1=450~560的D型皮带最符合其功率转速的要求第1章颚式破碎机的结构设计5.1主轴最小轴的设计主轴也即偏心轴，是颚式破碎机最重要的零部件之一。主轴的选取首先应考虑其强度，然后才是主轴的材料选取。再考虑轴承定位，装卸方便等因素。偏心轴的设计偏心轴是颚破最主要的部分之一，它支撑皮带轮，飞轮动颚，让动颚按照自己的轨迹运动，同时传递破碎机需要的功率。轴的初步计算 偏心轴是颚破碎机的主要部件，它用于支撑皮带轮，飞轮，同时传递破碎机所需要的功率。工作时，偏心轴受到很大的扭力，弯矩。由于偏心距不大，在强度计算上可以按照直轴处理。按照扭力确定轴的最小直径：扭矩与转速n以及输入功率N有如下关系：为扭矩，千克-厘米，N为千瓦数，值为110，n为转动速度，值为183转/分值为57404取得轴的直径为d（厘米）则：轴所受的扭转剪应力许用应力由上式得式中A为随许用应力变化的系数，可以由它得到常用材料的载荷选择。A值选择：A=7~9用于无轴向载荷重载短轴A=10~11用于无轴向载荷低速中间轴A=12~14无轴向载荷多交点轴A=15~16圆锥或者斜齿轴A=17~18蜗轮，螺旋齿等大载荷震动A=19~20传动中有大过载的轴颚式破碎机的偏心轴承受很大切应力，并运转过程中载荷并不平均，所以取A=19~20，取19加上键槽值1.0，取值为20。（厘米）约等于188mm取19厘米，而偏心距为20.8毫米，故：轴的结构设计根据初步计算的尺寸，颚破偏心轴上的结构主要另件是动颚，皮带轮，飞轮，轴承，他们相互位置由轴肩，挡圈确定。 轴各个长度的确定轴最小一般轮客长度在1~2d之间选择，轮壳配合部分比轮壳段2~3mm偏心轴材料的选择：按照JB1388-74标准中规定150250~400600不得低于YB6-7145号钢，而600900~9001200不得低于40Cr钢，本机7501060符合40Cr钢材料要求。由YB6-71，Q/ZB61-73查得40Cr机械性能总得来说，理论最小轴径为188cm，但是实际需要扩大，而40Cr的材料则能够满足其载荷要求。5.2带轮的设计电动机转速平均为581转/分,最适宜偏心距转速为183转/分,则传动比为3.174/1.破碎机使用普通V带传动,其功率为可知,110KW,转速可知,最大转速581转/分传动小轮基准直径,其转速为581转,则查阅表格,选择皮带型号:D1=450~560的D型皮带最符合其功率转速的要求D型皮带在时传动功率的增量,根据其转速查阅表格得1.46~1.88KW,则V带根数确定时使用算式单根V带传动基准查阅表格可知道,粗算D带中450mm单根传动18.67千瓦的最符合3~6跟要求,但是粗算值过于接近6,所以取D带中的560mm带.粗算=4.344由于其传动比为3.1725比1,从动轮与小轮距离过近则包角系数减少,则效率降低,故适当延长两轮之间距离.V带长度计算:小带轮基准适合D带的有355~800mm,当小带轮转速n近于600转时,采用450mm的小带轮最为适宜,而可知大带轮的直径就为1426.95mm.查表得=1.46小带轮周长为1413.71667,大带轮周长为4479.9116mm 皮带轮最小长度约为,然而最小长度是不可取的,机器间距根据经验约可取0.5~2米额外长度,取0.5米.=5824查阅表格,当D号皮带在长度约为6000时的长度系数为+(1.00)查阅表格,当D带在当前传动角落小于110时,取100时系数0.74继续查阅表格得知道当前数据下值为1.46而附着角度计算方面,得最小包角系数约为110度,查阅表格=0.74,则确定皮带根数,取6根.5.3带轮结构设计大带轮设计，采用孔板式。根据两端平衡方式，带轮和飞轮应当比重为1比1，而带轮需要开6条适合所选择皮带传动的槽，具体情况应当根据图纸绘制情况准备。5．4飞轮的设计计算设动颚在空行程和部分无负荷的工作行程时间秒内的功率消耗为千瓦，动颚在工作行程的破碎时间秒内的功率消耗为千瓦，电动机的额定功率为千瓦，并且。动颚在秒时间内，的情况下，多余的功率就使飞轮的能量增加。如果在空转阶段开始时，飞轮的角速度等于，在空转阶段终了时，飞轮的角速度增为。在有载运转的情况下，飞轮就输出能量，飞轮的角速度就由降至。由此，可以列出空转时功的平衡方程式：或则飞轮储存的能量为：(4.1) 设空转时的功率消耗，称损失系数。故式中是考虑摩擦损失的机械效率，。简摆颚式破碎机取低值，复摆颚式破碎机可取高值。由此，公式(4.1)可改写为:则飞轮的转动惯量为:根据理论力学知飞轮的飞轮矩为:则得飞轮重量的计算公式:(4.2)式中――重力加速度，；――飞轮的直径；――飞轮的平均角速度，即偏心轴的角速度，。――速度不均匀系数，，对于大型颚式破碎机，可取；对于中小型颚式破碎机可取。对于复摆颚式破碎机，空转的时闻和有载运转的时间可以近似地认为是相等的。偏心轴回转一周的时间秒，则秒。将上述各值代人公式(4.2)中，简化并整理后得:飞轮制造形式选择:飞轮形式飞轮圆周速度许可植(米/秒)铸铁飞轮轮缘轮幅整铸30~50 轮缘轮幅分铸45~55钢制飞轮轮缘轮幅整铸40~60整铸盘型飞轮70~90轧钢制盘型飞轮100~120由于该颚式破碎机偏心轴转动速度仅为3.05米/秒,故可以选择轮缘轮幅整铸的铸铁飞轮.颚破中皮带轮起到飞轮的作用，可以求得轮缘厚度H对于铸铁飞轮，r=7000为减少占地面积，B可适当减小为0.1米，H厚度为0.15379米得到飞轮机大带轮数据：质量均为1357千克轮缘宽100mm，厚153.8mm，直径1427mm5.5活动颚板的工作过程分析和设计复摆颚式破碎机是以平面四杆机构为工作机构，而以连杆为运动工作件的机械。图5-1是动颚板上各点的运动轨迹(连杆曲线)。由图可知，A点作圆周运动，B点受推动板的约束为绕点摆动的圆弧线，其余各点的轨迹为扁圆形，从上到下的扁圆形愈来愈扁平。上面的水平位移量约为下部的115倍，垂直位移稍小于下部，就整个颚板而言，垂直位移量约为水平位移量的2～3倍，工作时，曲柄处于区是完全工作行程；处于区，上部靠前下部靠后，在区是空回行程；在区是上部靠后下部靠前。图5.1　动颚板上各点的运动轨迹动颚具有的这些运动特性决定了它的性能： (1)动颚的平面复杂运动，时而靠近固定的定颚板，时而离开，形成一个空间变化的破碎室，料块主要受到压碎，伴随着研磨、折断作用。(2)这种运动使料块受到向下推动的力，图5-2是料块在颚板之间的受力情况。料块在破碎室得到破碎，破碎后的料块由排料口排除。图5.2　料块在颚板之间的受力分析动颚是支撑齿板且直接参与破碎矿石的部件。尾部承受推力板传递过来的动力和强大破碎力，顶部又受主轴施加的周期性冲击载荷。因此要求有足够的强度和刚度，其结构应该坚固耐用。动颚一般采用铸造结构。为了减轻动颚的重量，国外也有采用焊接结构，由于其结构复杂，因此对焊接工艺的要求较高。国内尚未使用焊接结构动颚。按照结构特点，可把动颚分成箱型结构与非箱型加强结构两种箱形结构.承受载荷大，节省金属。但铸造比较困难，多用于大型颚式破碎机。“E”形结构：在动颚推力板一侧有三道加强筋，加强推力板支撑座上易断裂处。这种结构铸造较简单。缺点是当破碎力作用于动颚使其弯曲时，由于动颚剖面的中性层靠近动颚前部的加强筋表面承受较大的拉应力，容易使加强筋板断裂。反E型结构：动颚的横截面呈反E型。动颚后部为平板结构，前部位加强筋板，齿板安装在动颚加强筋板的安装面上。5.6破碎板破碎板又称衬板。固定颚破碎板和动颚破碎板之间的空间称为破碎腔或破碎室，物料就在这里被破碎。因动颚和固定颚破碎板经常与物料接触，受到物料的强烈摩擦，为防止动颚磨损，在动颚表面覆盖可拆卸的护板称为动颚破碎板，用螺栓固定。动颚和固定颚的破碎板都用耐磨材料制成。通常采用高锰钢（ZGMn13）。在国外，也有采用高锰—镍钢和高锰—钼钢，虽然它的耐磨性很高，但因含有大量镍和钼，所以价格十分昂贵，我国很少采用。固定颚和动颚的破碎板各部分磨损是不一样的，通常下部容易磨损，因此对于颚式颚破机，都把破碎板制成完全对称的两块或多块，以便下部破碎板磨损后单独更换或者与上部破碎板对换，不仅节省了材料，而且给安装和运输带来了方便。破碎板表面常铸成波浪形或三角形齿形 在安装时，动颚破碎板的齿峰正好对准固定颚破碎板的齿谷。这种齿形破碎板更利于破碎物料，因为它对物料除了给予压碎的作用外，还给予弯曲和劈裂的作用。破碎板的齿峰角一般为90°～120°，其大小的选择是由破碎的矿石性质和粒度而定。破碎细矿石时，夹角要小些，相反则大些。齿距的接近于破碎粒度。齿高和齿距之比可取1/2～1/3之间。有的颚式破碎机的齿形破碎板上，有两个特高的牙齿，这对于破碎片状物料是十分有利的。由于本机为细碎，齿距取30mm，又由于齿高和齿距之比取1/2，所以，齿高取15mm。为了使破碎板各点受力均匀，破碎板应牢固地、紧密地贴在动颚及机架前壁（固定颚）上，否则破碎板容易折断破裂，为此在破碎板和动颚之间垫以塑性衬板，本机采用垫低碳钢板。由于破碎物料时，破碎板各点受力的不同和冲击负荷的作用，使破碎板的固定螺栓松动，螺栓松动后就容易被剪断。为此，本机采用厌氧胶将螺母和螺栓粘贴在一起，待完全干透后，螺母再不会松动。要拆卸时，只要加温至150°左右，就很容易拧下螺母。5.7推力板推力板又名推动板、肘板等，它是给动颚传递动力的部件。对于复摆颚式破碎机，它的主要作用是将破碎力传递到机架后壁。当破碎机的负荷增大时，如进入非破碎的物料如铁块时，推力板就先行破坏，从而保护了破碎机的其它部件。因此，它也是破碎机的保险装置。改变推力板的长度，还可以调节排料口的大小。推力板是在受压状态下工作，所以它不必采用高抗拉强度的钢来制造，而常用较低强度的灰口铸铁来制造。推力板的断面尺寸是根据破碎机在超负荷时能自行断裂而设计的，因此在重新制造配件时应该按图加工，不能任意改变尺寸或用其它牌号的金属材料。推力板两端（肘头）是受磨损最厉害的地方，其更换的原因也主要是肘头的磨损。因此为了增加肘头的耐磨性，常在肘头部分做冷硬处理。另外，为了减少推力板和推力板座的磨损，除经常在其结合处注入润滑材料外，还要防止灰尘和细料块进入结合处，所以在结合处的上部都要加装挡灰板。5.8卸料口间隙调整装置排料间隙调整装置：颚破都有卸料口调整装置以调整其粒度，目前主要的形式有契块式和液压式两种，契块式的优点是结构简单，制造方便，但是外型尺寸大，调整不容易，大型破碎机器很少使用出料口调整，一般可以正家衬板后面加装垫片来调整卸料口宽度。液压式调整装置更为方便，但是成本偏高，并且由于液压器械用于破碎机这种大功率，大震动的矿石加工机械其寿命并没有系数验证，所以目前仍然采用契型排料调整方式。5.9机架的设计机架也叫机座、架体，是破碎机中最重的部件。机架在机器中受很大的冲击载荷，所以它应有足够的强度和刚度。在首先满足强度和刚度前提下，要力求减轻机重，节省金属。在机壁周围设有加强筋，主要设在承受折断及弯曲应力部位处。轴承处也需设加强筋，以增加高度方向的刚度，防止侧壁受力弯曲和颤动。纵向加强筋一般是附带加强作用，当有较大物料块时，在排矿口处产生隆起，将对侧壁产生很大的横向压力，作用在机器软弱部位，而特别危险，加上加强筋可起作用。目前颚式破碎机有三种机架构造。(1)整体机架此机架采用ZG35优质铸铁铸成整体。架壁一般设有加强筋。优点为：刚性好。缺点：重量大，制造复杂。对大型颚破，运输和安装也颇困难。此机架一般用于中小型颚破。 (2)组合机架组合机架是把机架分成几个部分，然后组合在一起。此方法解决了制造、运输、安装上的困难。目前组合机架按联接方式有三种：螺栓连接、潜锁连接、焊接连接。(3)焊接机架机架各部分由25～50mm钢板焊接而成。优点：①结构强度大，较相同尺寸铸钢机架承受负载更多。②生产周期短，且不受铸造应力影响。③消耗材料少，重量轻。缺点：对焊接质量要求高。近年来，由于焊接工艺的发展，机架逐步采用钢板焊接结构。本次设计就采用焊接机架。机壁厚采用40mm的机壁厚。5.10侧护板为了保护机架的侧壁，在破碎腔的两侧装有侧护板。因为它不起破碎作用，所以表面是光滑的。它常用耐磨的高锰钢（ZGMn13）制造，也可用碳素铸钢或白口铸铁制造，但后者的使用寿命较短。侧护板也是用螺栓固定在机架上，以便磨损后的更换。第1章破碎机的受力分析和主要零部件的强度计算6.1功耗计算法资料[1]，已知电动机安装功率N，得出破碎力公式式中　N——电动机功率KWn——偏心轴转速r/minS——动颚在破碎力作用点处的摆动行程cm由于破碎力不是一个常数，空行程其值为0。工作过程中，破碎力逐渐达到最大。破碎力作用于定颚高一半的地方，且垂直作用在动颚2/3处的衬板上。S=S’=mSS——动颚下端摆动行程m——结构系数，复摆颚破m=0.5带如以知数据，得到结果为=600852N6.2经验公式据资料[1]，式中q——破碎板单位面积上的压力q=19kg/cmL、H——破碎腔长与高.cm ∴==263625=2583525N根据资料[1]推力板在破碎时所受的压力T=式中　N——电机功率110KWr——偏心轴偏心距0.021M——推力板支撑角　=45T=N图6-1　动颚受力分析由上两图可知：T=T　　　　　　T=T　　　　　把动颚看成一个整体，则得平衡方程式 =0∴　P=RR=2.8前面已求得：L=740mm，a=660mm∴由于理论受力分析所得各力较接近经验公式∴综上所述动颚的强度计算 6.3动颚的受力分析动颚作为破碎物料时的主要零件，在工作过程中，共受到三个力的作用，即推力板对它的作用力，它与推力板受到的压力大小相等，方向相反；物料对动颚的反作用力，它与动颚对物料的破碎力是大小相等，方向相反的；动颚偏心轴的轴承反力。其中，物料对动颚的反作用力的分布规律是相当复杂的，但为了计算的方便，我们可以近似的将它当成一个垂直于动颚的集中力。动颚作为一个整体，可以看成一个简支梁属于平面任意力系的平衡.根据前上一步已经计算出的数据有6.4动颚的强度计算由以上的分析我们知道，垂直动颚的作用使动颚产生弯曲应力和剪切应力，一般按受集中作用力的两支点进行计算；而平行于动颚的作用力，它们不通过动颚的重心，则使动颚产生拉伸应力和偏心弯曲应力。因此，动颚是承受弯曲、剪切及拉伸应力的联合作用，是属于二向应力状态，同时载荷又属于脉动循环载荷，所以动颚的强度计算就应按下列公式进行计算：式中：——动颚材料的许用应力；——动颚危险断面上的主应力；——由于垂直动颚的分力在危险断面产生的剪切应力；——动颚危险断面的弯曲，拉伸和偏心弯曲应力的组合；——由于垂直动颚的作用力在危险断面产生的弯曲应力；——由于平行动颚的分力在危险断面产生的拉伸应力； ——由于平行动颚的分力在危险断面产生的偏心弯曲应力。在上式中：而脉动循环系数；n=3对于动颚的弯曲，拉伸和偏心弯曲应力的计算，我们可以将动颚看作是一个矩形，这样也就方便了计算，所以：h为机架厚度。所以：将以上计算的结果代入下式，计算得：=157.44N/mm所以：通过计算比较知，动颚危险断面的主应力小于其允许的主应力，所以动颚强度合格。轴的结构设计和强度计算 6.5结构设计由前面已知，轴的最小段直径188mm。轴的各段直径通常由中间向两端递减，并且，轴的设计必须考虑轴上零件定位类型、尺寸及布置情况。1、轴上零件定位与固定轴上的主要零件是动颚、皮带轮、轴承等。轴承是靠端盖和轴肩定位的。轴承又是靠端盖、止动螺母、嵌入式端盖定位的。皮带轮靠轴端挡圈、密封套定位的。为了使零件能靠紧轴肩而得到准确可靠的定位，轴肩处的过度圆角半径r必须小于等于与之相配的零件端部的圆角半径R或倒角尺寸C。有资料[4]，见表11.2，由于该轴最小直径188mm，所以各轴肩处倒角尺寸为，X=3mm。Y=3mm。2、轴上主要零件的确定3、（1）轴承选择。根据国外资料介绍，同一个偏心轴对机架偏心部分的轴承可选取孔径不同而承载能力相同的双列向滚子轴承。查阅资料。本机选用2316型系列轴承。对于轴承，轴肩h取5mm则=95mm查资料[5]，采用2316型轴承，D=200mm，B=67mm。对于轴承8，∵mm点B为偏心过度点，∵偏心距r=10mm。∴=+2×10=115mm查资料[5]，采用调心滚子型轴承端盖设计根据资料[5]e=0.5，f=2.5若设迷宫峰宽为20，则迷宫槽宽为10。端盖材料和其他所处位置有关系，如装配图所示，33号与34号因为处于摩擦状态，所以其端盖材料选择ZG270-500以抵抗磨损，而其他地方由于仅仅是用于封闭润滑油和加强密闭性，所以可以选择铸铁HT150。3、轴的各段直径的确定，如上图所表示，为满足安装直轴的两端的飞轮以及带轮，需要长度为240的轴长，其长度根据飞轮计算结果可知。 为满足安装两组轴承部分，一段需要长度为200的场地安装轴承以及其他部件，包括封油环，一段需要安装长度为264的地方以安装在偏心段方向上的轴承，而中段最粗的部分仅仅承受其扭转力，不承担机械性能，所以对光华度等精确位置的标住没有必要。d=150.s=2.h=（0.07～0.1）d∴h=14。故d=150+2×14=178mm取180∵d=130。而轴承BC段为偏心段∴d=d+2×e=130+2×10=150mm。4、轴的总长及各段长的确定密封套与端盖相配合，其配合时轴向间隙为2.则可知：　=400+2（57-15+2.5+14+14+2.5+49+93+69+2.5+18+8+240+2）1310mm5、各阶梯轴长度根据偏心轴图所表示，由所有部件长度加上中央动颚部分长度组成。6.6轴的精确计算及强度校核1、皮带轮对轴的压力由前面知皮带轮对轴的压力为：=6878.9N则如图5-9所示：=0.455从前面已知：，，， ∵与与是作用力与反作用力∴它们大小相等，方向相反与可看做是集中载荷，集中在动颚中点，其受力情况可简化如图：　　　　　　　　　　　　　图6.4　水平面受力简图图6.5水平面弯矩图 图6.6　垂直面受力图图6.7垂直面弯矩图图6.8　合成弯矩图图6.9　扭矩图3、计算支反力.计算弯扭矩（1）对水平面受力图的计算 ∵又∵（2）对水平面弯矩的计算（3）对垂直面支反力的计算.∵286414N又∵N（4）对垂直面弯矩的计算.（5）合成弯矩.①水平面弯矩图中，设.则：（设H处弯矩为0）∴6129（370+x）=27047则在垂直面弯矩图中 =22468285②垂直面受力图中，设弯矩为0的地方分别是F、G处则：4025（）=286414则F、G在水平面上的弯矩为：=6129×（5+370）-27047×5=E、D处合成的弯矩：=2.9E、C处的合成弯矩：=（6）扭矩计算及扭矩图.据资料[5]，=4、轴强度的检验及材料的选择对于此轴，经研究决定采用合金钢40cr查资料[5]， 调制处理～270HB=70kg/㎜对于颚破，其轴的扭矩可以为是脉动循环扭矩。则：效验C处，C处为合成弯矩最大危险截面，根据图5-16、5-17，按三强度理论效核：效验结果：截面C的强度足够。5、轴的静强度效核由参考资料[4]危险截面为图5-17中的C截面.即弯矩最大、扭矩最大的轴中点。Z——抗弯抗扭截面模数（cm）Z——材料屈服极限（）.=50、.d=18cm——静强度的许用安全系数.=1.7-2.2 ∴=2.2∴经效核轴的静强度足够。6、轴的刚度效核轴的扭转和弯曲刚度因T较小，据资料[1]，对于颚破偏心轴上产生的扰度远小于许用扰度。故省略不计。轴承计算6.7当量载荷的计算（P）由前已知∴对于动颚轴承则资料[5]：..∴。——动载荷系数。取=3（细碎）∴6.8轴承寿命的计算由资料[5]查得3630型号轴承C=93100根据寿命公式：n——轴承的转速，此轴承n=1100rpmP——当量动负荷，已经知道P=5.2——轴承的寿命指数，滚子轴承=10/3∴ 在20000～50000之间所以轴承选得合理。20年，足够长。6.9静强度的校核——额定静载荷。查资料[5]=105000——安全系数。查表20-12，取=2——当量静载荷。.∴∴轴承选得合适。用型号3630的双列向滚子轴承。6.10肘板强度计算推力板是颚破机中构造最简单，成本最低的零件。一般都用它作保险零件。故计算时要降低其安全系数。设计时，将其许用应力提高25～30%。为削弱推力板的断面并起到减震作用，有时沿其宽度方向钻一些孔。　式中：——推力板所承受的压应力，牛/平方毫米；T——推力板所承受的压力，牛；——推力板的厚度，厘米；——推力板的宽度，毫米；r——推力板上开孔的半径，毫米——推力板的计算许用应力，牛/平方米 ∴——灰铸铁的正常许用力——脉动循环系数，195n=3因为在工作中，推力板承受脉动载荷，所以：所以：所以：所以推力板尺寸合格。采用HT200材料合理。6.11拉紧弹簧的计算拉紧弹簧是用来保证颚破整个机器紧密结合，并部分的平衡动颚与推力板工作时产生的惯性力。设计弹簧必须合理选择弹簧刚度。刚度不足，不能达到上述要求。刚度太大，又会过多引起非生产性能量的消耗。6.12确定弹簧最大压缩力（1）据资料[1]动颚对悬挂轴转动惯量近似——动颚下部宽，960mm——动颚长度，740mmm——动颚重量据四川矿机有限公司生产经验，250×400型动颚重约为300kg∴但考虑到动颚本身不均匀性，将理论值增大50%则：=453.78 ∴（2）动颚摆至左死点时，由动颚自重而产生的惯性力矩为：G——动颚重C——动颚重心的垂线与悬挂轴的垂线之间的距离∴（3）动颚对悬挂轴的力矩（4）弹簧最大压缩力式中，——安全系数1.5～2——到悬挂中心的力臂∴6.13结构设计弹簧作用：弹簧主要用于拉紧动颚部分，当动颚部分受到偏心部分的作用甩动时，其转动会产生大的震动和晃动，所以需要以弹簧来进行拉紧。而其力只要能够满足于不对动颚运动构成阻碍，而且又要保障其安全的特性。此弹簧承受较大变载荷和冲击，所以选用硅锰钢。许用切应力（2）据资料[4]表12.9根据经验选取旋转比C=4 根据公式式中，C——旋转比，C=4d——弹簧直径，mmK——曲度系数，∴按表12.10系列值，选取d=14mm弹簧中径：按表12.10系列值，选取弹簧内径：弹簧外径：有效圈数：先求弹簧的变形量。由前已知排料口调整范围d=25～50.动颚下部水平行程s=10，那么当调整为50时。变形量=35+10=45mm则：=13.726据表12.10。选取n=13.5则弹簧刚度=157 节距=0.35×55=19.25mm间距：自由高度：据表12.10.选取高径比：螺旋角：6.14平衡重的计算复摆颚式破碎机的动颚、偏心轴在运转时，要产生很大的惯性力。这种惯性力将在机器各运动副中引起一种动压力，因而会增加运动副中的摩擦，影响机构的强度，降低机器的效率。此外惯性力大小和方向的周期性变化，将使机器及基础发生振动和偏心回转的不均匀性。为了消除这种有害的影响，即为了平衡机构的惯性力，常在皮带轮或者飞轮上安装平衡块。此平衡重的位置是在偏正的对侧，其大小按以下方法计算。6.15偏心轴偏心距端的线速度参考资料［1］有：r：偏心距，0.01mn：偏心轴转速，330r/d6.16偏心距端的法向加速度参考资料［1］有：=6.17作用在偏心轴上的总压力参考资料［1］有： 6.18平衡重的重量根据有：偏心轴偏心部分的重量为：=0.0255mG=0.0255*7.85*10=200kg因为偏心重的偏心距为0.01m，所以设平衡重为m有G*0.01=2*mrr为皮带轮的轴心到轮辐的距离为701/2=350.5mm所以m=200*0.01/（2*0.35）=2.9kg所以在皮带轮上各安装一块平衡重为2.9kg共两块。6.19平衡重的面积平衡重有2.9kg。那么它的体积为：V=s*hh：为孔板到轮边缘的距离（187-32）/2=77.5mm所以s=(m/)/0.0775=477mm若将其平面作为矩形设计有：长=宽=22mm。6.20键的校核参考资料[4]有：由轴径d=120mm查资料[5]有键的截面积为：b*h=32*18又由皮带轮的轮辐宽度240mm取键长L=220mm键的工作长度l=L-b=220-32=188mm 查资料[4]表3.1有又因为：偏心轴转速；：电动机轴转速；：电动机传递功率。所以所以所以键的强度合格6．21结构特性经过上述设计计算，初步确定了750*1060颚式破碎机的设计方案，设计思路由破碎机的总体结构入手，计算破碎机各个主要构件的参数，从而确定破碎机机构上的配合关系，再根据破碎机在机构的上的特点，确定几个颚式破碎机受力最大，受力最集中的零件与部分进行校核，得出的数字为极限数字，但是矿山机械震动大，工作环境不佳，所以一般取大值和比较大的数字。所以取的数字是比较大的。在机械质量的运算上，由于缺乏实物以及个人设计的非标准件方面，没有确定该机型的质量，不过根据同类型破碎机的大致质量以及本破碎机的结构特点，质量应该在20~30吨之间，属于重型设备。本破碎机的结构特点主要在于内部空间比较大，支撑座与弹簧的后坐有专门的隔离空间，方便维修的同时能够一定程度上增加机构强度，减少内部污染。动颚上的安装颚板的紧固件调整空间比较大，能够适应一定范围内的颚板误差，而且结构强度有所保障。而为了配合皮带的最佳长度尺寸另电动机有一个台座也是本机的特点，缺点是安装比较麻烦。结论通过设计计算得出的750*1050颚式破碎机的主要参数如下：偏心轴轴的转速183转/分钟。生产能力为115吨/小时，选择的电动机为YZR335M-10型电动机，其功率为110千瓦，由于用经验公式计算，并且由于没有实际产品，只能进行有限的验算，其生产能力应当能够满足实际生产的要求。根据经验公式得出的生产率也耗电力，本机达到了设计要求。 本次设计使我对颚式破碎机以及相关机械方面的知识，有了进一步的了解，并熟悉了做一个设计该如何查找和运用各种资料、手册。通过这次机器设计经历，为今后的工作积累了设计方面的经验，并将对今后知识的掌握提供更稳固的基础。致谢在教学过程中，毕业设计是非常重要的，它是综合运用大学三年里所学过的机械、数学、材料、物理、计算机等知识进行的学习总结运用，是理论联系实践，提高自己综合能力的好机会。通过本次设计，对以前学习的知识进行了有效的巩固，在一些较为薄弱的环节得到了弥补，并且接触到了很多过去忽视或者没有接触到的知识领域。对于很多非标准工件的设计，充分接触到设计与思考的模式，而不仅仅是学习以及吸收的模式。在我进行毕业设计的过程中，在此，我感谢在我进行毕业设计中给予了帮助和支持的老师、同学。在这里我再次衷心的感谢指导我的老师，谢谢您。五、参考文献：[1]颚式破碎机设计参考资料.绵阳：四川建材学院.1992.1～78[2]罗圣国主编.颚式破碎机[M].北京：中国建筑工业出版社.1976.1～126.[3]振明主编.破碎粉磨机械使用维修[M].北京：机械工业出版社.36～78.[4]杨明忠，朱家诚主编.机械设计[M].武汉：理工大学出版社.2001.74～241[5]吴宗泽，罗圣国主编.机械零件设计手册[M].北京：化学工业出版社.2000.35～78[6]矿山机械编写组主编.矿山机械[J].矿山机械杂志社.2002，6(2).52～56[7]葛语文主编.机械设计手册[M].北京：化学工业出版社.1979.120～162[8]吴宗泽，罗圣国主编.机械设计课程设计手册[M].北京：高等教育出版社.1999.36～78[9]潘永太主编.建筑材料机械及设备[M].北京：建筑工业出版社.2001.28～56[10]陆军.颚式破碎机动颚机构CAD程序设计[J]，期刊精密制造与自动化2008.3[11]张峰.颚式破碎机机构简化分析[J]，矿冶2008.2[12]陆军.颚式破碎机CAD程序的研制[J]，机械研究与应用2008.4[13]薛卫东.动颚轴承的改进[J]，矿山机械1999.8[14]饶绮麟.新型破碎设备-外动颚匀摆颚式破碎机[J]，有色金属1999.3[15]朱俊利.颚式破碎机的过载保护[J]，矿冶2000.4[16]中华人民共和国机械行业标准JB/T.1388-2002《复摆颚式破碎机》.2002.[17]郎宝贤，郎世平.颚式破碎机设计与检修.北京：机械工业出版社，1990.[18]咸建良.复摆颚式破碎机设计新方法的研究：[硕士论文].北京矿冶研究总院，1995.□[19]万曼影.视窗环境下欧姆龙PLC的实时通信.微处理机，2004[20]何华东，赵喜荣.PLC与上位计算机的串行通信程序设计.机电工程，2002(6)□'