学士学位论文--双腔鄂式破碎机设计.doc

继续教育学院 毕业论文题目： 双腔颚式破碎机设计 学生姓名： 段彪学 号： 924410200290 班 级: 海南自考专 业： 机电一体化指导教师： 2011 年 10 月双腔颚式破碎机设计摘 要2PE型双腔颚式破碎机是一种新型的复摆颚式破碎机，它有两个破碎腔并具有倒置的曲柄摇杆机构。本文在分析复摆颚式破碎机机构运动方式的基础上，提出具有倒置4杆机构特征的双腔颚式破碎机。该双腔颚式破碎机的工作方式是2个破碎腔交替破碎物料，不存在空行程的能量消耗，能量利用率高，单位功率明显下降，处理能力大幅提高，金属单耗也明显降低。该结构具有良好的机构运动特性，能极大地改善齿板的运动状态，使物料更有利于破碎，并对齿板进行了改进，延长了齿板的寿命。关键字：双腔颚式破碎机； 倒置4杆机构； 破碎腔； 处理能力； 齿板Summary2PE double-cavity Jaw Crusher is a new type of compound pendulum Jaw Crusher, it has two crushing Chamber and rocker with upside down. Analysis of Jaw Crusher with a compound pendulum body of this article on the basis of the movement, made with inverted 4-bar linkage characteristics of double-cavity Jaw Crusher. The double-cavity Jaw Crusher working alternating 2 way crushing cavity broken material, there are no empty stroke power consumption, high energy utilization, power decreased significantly, processing power significantly increased metal consumption is significantly reduced. Kinematic characteristics of the structure has a good body, can greatly improve the movement of plates, make the material more conducive to breaking, and the plates will be improved and extended the life of tooth plate. Keywords: Double-cavity Jaw Crusher; Inverted 4-bar linkage; Crushing Chamber; Processing power; Tooth plate目 录1 概述51.1破碎机的发展史51.2颚式破碎机的主要部件71.3国内外破碎机的发展现状81.4双腔颚式破碎机的改进92 2PE250500双腔颚式破碎机的设计112.1总体方案的设计112.2部分参数的选定132.3电动机选择与确定142.4破碎生产率162.5传动带的设计计算162.6机构受力分析202.7偏心轴的设计222.8 轴承的使用寿命计算273 偏心轴的机械加工工艺流程294 设计总结 315 参考文献 326 致谢 331概述1.1 破碎机的发展史在建筑行业、砂石行业、选矿行业迅速发展的今天，破石机械破碎机对于大家已不再陌生，各种类的破石机械、破碎机械、破碎设备都在它们的使用领域做着突出的贡献。其实破碎机在一百多年前就已经出现，经过多次的改良成为我们现在使用的模式。在以后的时间里，破碎机随着人们的要求还会进一步改变。 第一台颚式破碎机是美国人E.W.Black于1858年设计制造的。其结构形式为双肘板式颚式破碎机。颚式破碎机即可用于粗碎作业，也可以用于中、细作业。特别是被用于井下破碎作业和中、小型移动式破碎装置。 第一个旋回破碎机专利由美国人查尔斯-布朗申请与1878年，并由美国芝加哥盖茨铁工厂于1881售出第一台旋回破碎机。旋回破碎机广泛地被用于大、中型选矿厂和大型采石场中，用以粗碎各种硬度岩矿物料。 圆锥破碎机最初由美国人西蒙斯兄弟设计，约在1920年开始应用于选矿厂。1948年美国A.C公司研制成液压圆锥破碎机。它能在机器运转中排出进入破碎腔的不可碎物，并能在运转中调节排矿口的大小，是破碎物品粒度均匀；70年代研制成用于控制液压圆锥式破碎机的自动控制器。圆锥破碎机具有破碎比大，效率高，功耗少，产品粒度均匀等优点。适用于对硬岩矿物料中、细和超细破碎。 锤式破碎机最早出现于1895年。它广泛地被应用于水泥、选煤、火力发电、冶金、耐火材料等工业部门。锤式破碎机可分为单转子和双转子两种，单转子又可分为不可逆式和可逆式两种 。其规格用其转子直径和长度表示。 反击式破碎机第二次大战后（1945年）出现于市场的新型高效率破碎设备，第一台反击式破碎机的设计者是原西德哈泽曼格公司黑德森博士。它可以用于水泥、石棉、火力发电、玻璃、化工、建筑材料、冶金等工业部门用来对石灰石、石棉厂、煤、电石等脆性物料进行粗、中、细碎。反击式破碎机可分为单转子和双转子两种，其规格用其转子直径和长度表示。 辊式破碎机出现于1806年，由于它的结构简单，易于制造，特别是它的产品过粉碎少，因此现在仍在选煤、烧结、水泥、玻璃、陶瓷等工业部门，以及小型选矿厂，特别是选矿试验室中应用。辊式破碎机可分为单辊、对辊和多辊式。辊式破碎机按其辊子表面情况可分为光辊和齿辊两种。颚式破碎机是出现较早的破碎设备，因其构造简单、坚固、工作可靠、维护和检修容易以及生产和建设费用比较少，因此，直到现在仍然广泛地在冶金、化工、建材、电力、交通等工业部门，用于破碎抗压强度在147245MPa的各种矿石和岩石的粗、中、细碎。近年来，我厂为满足冶金、矿山、建筑等工业部门破碎高强度、高硬度的微碳铬铁的需要，专门研制了强力颚式破碎机。颚式破碎机一般分为复摆颚式破碎机和简摆颚式破碎机两种，主要用于粗、中碎。近年来，又出现用于细碎的复摆颚式破碎机和破碎高强度、高硬度微碳铬铁强力破碎机。众所周知，颚式破碎机主要问题是颚板寿命低。颚式破碎机用范围：颚式破碎机主要用于对各种矿石与大块物料的中等粒度破碎，广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业。被破碎物料的最高抗压强度为320MPa。摘自领硕学术网 颚式破碎机性能特点：破碎比大，产品粒度均匀，结构简单，工作可靠，维修简便，运营费用低。颚式破碎机工作原理：工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动颚周期地靠近、离开定颚，从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎，使物料由大变小，逐渐下落，直至从排料口排出。通过分析普通颚式破碎机的工作方式，提出了双腔颚式破碎机的概念。双腔颚式破碎机有2个破碎腔（见附图），即在普通颚式破碎机活动颚板的另一端增加一个破碎腔。在这种结构下，破碎机可以双工作行程状态下运行。当曲柄在角度范围回转时，破碎腔进行物料破碎，而破碎腔进行排料；当曲柄转到360-范围时，破碎机进行破碎，破碎腔进行排料，如此往复循环。这种形式的破碎机不存在空行程的能量消耗，同时，破碎机的处理能力将提高1倍。因此可以说，双腔颚式破碎机真正提高了破碎效率。1.2 颚式破碎机的主要部件1、颚式破碎机机架 颚式破碎机机架是上下开口的四壁刚性框架，用作支撑偏心轴并承受破碎物料的反作用力，要求有足够的强度和刚度，一般用铸钢整体铸造，小型机也可用优质铸铁代替铸钢。大型机的机架需分段铸成，再用螺栓牢固链接成整体，铸造工艺复杂。自制小型颚式破碎机的机架也可用厚钢板焊接而成，但刚度较差。 2.颚式破碎机颚板和侧护板 颚式破碎机定颚和动颚都由颚床和颚板组成，颚板是工作不分，用螺栓和楔铁固定在颚床上。定颚的颚床就是机架前壁，动颚颚床悬挂在周上，要有足够的强度和刚度，以承受破碎反力，因而大多是铸钢或铸铁件。 3.颚式破碎机传动件 颚式破碎机偏心轴是破碎机的主轴，受有巨大的弯扭力，采用高碳钢制造。偏心部分须精加工、热处理、轴承衬瓦用巴氏合金浇注。偏心轴一端装带轮，另一端装飞轮。4.颚式破碎机调节装置 调节装置有楔块式，垫板式和液压式等，一般采用楔块式，由前后两块楔块组成，前楔块可前后移动，顶住后推板；后楔块为调节楔，可上下移动，两楔块的斜面倒向贴合，由螺杆使后楔块上下移动而调节出料口大小。小型颚式破碎机的出料口调节是利用增减后推力板支座与机架之间的垫片多少来实现。5.颚式破碎机飞轮 颚式破碎机的飞轮用以存储动颚空行程时的能量，再用于工业形成，使机械的工作符合趋于均匀。带轮也起着飞轮的作用。飞轮常以铸铁或铸钢制造，小型机的飞轮常制成整体式。飞轮制造，安装时要注意静平衡。 6.颚式破碎机润滑装置 偏心轴轴承通常采用集中循环润滑。心轴和推力板的支撑面一般采用润滑脂通过手动油枪给油。动颚的摆角很小，使心轴与轴瓦之间润滑困难，常在轴瓦底部开若干轴向油沟，中间开一环向油槽使之连通，再用油泵强制注入干黄油进行润滑。1.3 国内外破碎机的发展现状国内外破碎机械存在差距的原因很多，其中市场需求不同是造成差距的客观原因，由于国际市场上优秀的破碎设备制造商集中在欧美地区，那里大规模的基本建设阶段已过去，市场对砂石料的需求不多，且环保要求又高，势必形成砂石场高度集中以大规模生产来实现环境保护，帮所需破碎设备规格大、自动化程试想高、机动性强。满足这样的市场需求发展的破碎设备与国内产品不大一样，而我们正处于大规模的基本建设时期，各地对砂石料的需求剧增，引起投资砂石场热，遍地开花的砂石场往往规模小，只求上马快、投资少，供不应求的市场使粗制滥造、技术水平低下、耗能高、污染环境严重的产品纷纷进入，而这些设备往往只能以低价来占领市场，因此与国际上先进水平差距明显。国际上专业的立轴冲击式破碎机制造商已普遍采用陶瓷制作耐磨零件，而不仅仅是硬质合金（碳化钨）和高铬铸铁。陶瓷材料不但可耐较高的温度，而且有特别好的抗腐蚀性，因而在带有相当温度的物料高速冲击时耐磨性能良好。国内的立轴立轴冲击式破碎机目前采用硬质合金和高铬铸铁材料，质量不稳定，易腐蚀和磨损，且易被金属件击碎，由于砂石场使用的破碎设备国内外产品差距明显，故国内高端市场，如规模较大的砂石场仍是进口的设备占多数。 1.4 双腔颚式破碎机的改进在分析复摆颚式破碎机机构运动方式的基础上，提出具有倒置4杆机构特征的双腔颚式破碎机。该双腔颚式破碎机的工作方式是2个破碎腔交替破碎物料，不存在空行程的能量消耗，能量利用率高，单位功率明显下降，处理能力大幅提高，,金属单耗也明显降低。该结构具有良好的机构运动特性，能极大地改善齿板的运动状态，使物料更有利于破碎，并延长齿板的使用寿命。并推导出双腔颚式破碎机主要参数的计算公式，比较了单、双腔颚式破碎机的主要性能参数。认为双腔颚式破碎机整机性能优良，是具有发展潜力的新机型。1 机架 颚式破碎机的机架宽度受破碎机给料口宽度的限制，变化不能很大，机架的长度受动颚、肘板调整座和肘板等零件结构的限制，不能随意改变，而降低机架上动颚悬挂点高度，在保证破碎腔深度略有增加的前提下降低机架给料口平面的高度。既可使机架的强度变化不大，机构运动状况有较好的改善，又可使机架重量有较大的减轻，通过最终设计，新机架在和原机架强度基本同等的条件下重量减轻 380 公斤。2 动颚 通过对动颚运动曲柄、连杆、摇杆机构各尺寸参数进行优化设计，获得了较好的运动特性。新设计机与原机动颚运动参数比较：动颚水平行程增大，提高了动颚的破碎能力和排料能力，即提高了破碎机的处理量。动颚运动特性系数，垂直行程与水平行程之比的减小，减小了破碎单位物料所需磨损的齿板金属按照新确定的动颚参数设计出的动颚，由于动颚悬挂点位置降低使动颚长度减小，考虑到动颚宽度的适当减小对动颚抗弯强度影响不大。而使用中大多数是动颚宽度方向的中部承受破碎力，活动齿板的厚度使动颚边部受较大破碎力时能将受力均匀地分布作用于动颚的整个受力面上。因此，为减小动颚重量，将原先等于破碎腔宽度的动颚宽度减小40 毫米，使动颚的重量比原先共减小了 50 公斤。3 齿板 将固定齿板面两头的斜角减小，使破碎腔进料口处的最大啮角小于物料的滑动角，大大减小了进料口处的物料反跳现象，将整个破碎腔的平均啮角 19.5 减小到 17，增大了进料与排料速度，减小了齿板的磨损。与反击式破碎机不同，这两项措施的直接效果就是提高了处理量减少了金属损耗。齿板的最终失效状态是齿面基本磨平，分析失效后的齿板发现，原先齿板的剩余厚度过大，造成了材料的浪费。而齿板的总厚度因结构所限不能减薄，因而采用齿板底面加深掏空深度的办法，既不影响齿板的使用寿命，又减小了齿板的重量，新齿板比老齿板减轻重量共 60 公斤。4 电机功率 经过用户调查我们发现，目前颚式破碎机所配电动机的功率比实际所耗功率大，普遍存在不满负荷工作，而颚式破碎机均为空负荷负起动，不需要有过大的功率储备，将原来的 22kW 的电动机改为 18.5kW。5 飞轮 因电机功率减小，飞轮在动颚退行程中所能储存的能量减小，同时动颚和活动齿板重量减轻。通过计算，动颚进行较平稳破碎所需的飞轮惯性可减小。飞轮重量可减轻 200 公斤。6 肘板调整座 将原楔块，螺杆机构改为肘板座后插入垫片法调整排料口，虽然操作程序较以前稍多一点。但可靠性大大提高，排料粒度稳定，机架后壁基本不生产磨损，整个机构的重量也较前减轻了 120公斤。由于调整机构的长度方向尺寸较小，使破碎机机架的长度也缩短。7 肘板 肘板的长度对动颚的下部水平行程有少量的影响，肘板增长，下部水平行程略增，但机架的长度也将增大，机重猛增，肘板过短，则摆角过大，肘板磨损激烈，通过机重，生产率及肘板寿命等因素的综合平衡，确定肘板长度为 250 毫米较佳，肘板与肘板垫之间也由原来的滑动接触改为滚动接触，以提高使用寿命8 对轴承盖，偏心轮和护边板也进行了合理的设计，尽量在满足使用要求的前提下减轻零件重量，取得了共减轻重量 40 公斤的效果 制造经济效益按照新方案设计制造的颚式破碎机，其重量 2870公斤，比原机减轻 820 公斤，合计降低成本 4000 元左右。以每年生产 100 台计算，可降低成本 40 万元，扣除铸铁的模具更新费约 2 万元。第一年就可为企业增利38 万元，随着生产生产批量的增加，经济效益将显著提高。2 双腔颚式破碎机的设计2.1 总体方案的设计颚式破碎机在设计时应考虑其生产能力，功耗，机重及颚板寿命等综合指标。由于破碎机的工作繁重，工作条件苛刻，且受力情况复杂，为了保证破碎机在工作中运转正常，则在设计的过程中应使其满足以下要求：安全，卫生环保，节能。2.1.1 设计的总体要求本设计2PE250X500是传统复摆颚式破碎机的基础上采用了新的结构设计,将单腔改为对称式的双腔,工作时一腔进行破碎,另一腔进行排矿工作。这样，在一个工作周期内，该破碎机总共进行了两次破碎和排矿工作，在单位时间内产量是普通单腔颚式破碎机的两倍。生产效得到极大的提高，同时有效地降低了单位产量的功率消耗，两个破碎腔可以并联和串联使用。该破碎机由电动机带动皮带轮,飞轮,偏心轴,动颚等部件,使动颚运动。在定颚与动颚的相对运动中，以小偏心，高摆动频率将物料多次破碎。双腔颚式破碎机有2个破碎腔，是在普通颚式破碎机活动颚板的另一端增加一个破碎腔。在这种结构下，破碎机可在双工作行程状态下运行。当曲柄在角度a范围回转时，破碎腔I进行物料破碎，而破碎腔II进行排料；当曲柄转支360-a范围时，破碎腔II进行破碎，破碎腔I进行排料，如此往复循环。这种形式的破碎机不存在空行程的能量消耗，同时，破碎机的处理能力将提高1倍，因此可以说，双腔颚式破碎机真正提高了破碎效率。2.1.2 设计方案的比较及选取双腔可分为串联和并联两种方式,于是设计构思分为破碎腔串联,破碎腔并联。方案一;此种方案的两个破碎腔在偏心轴的一侧，两破碎腔串联在一起，其示意图如图1-1所示。图1-1双腔颚式破碎机双腔串联结构示意图由图可以看出，颚式破碎机在一个工作周期内，相当于转过了两个偏心，当动力经皮带轮带带动偏心轴旋转时，两破碎腔可以交替破碎物料，破碎机可以近似的看成是连续工作的状态。但此种破碎机由于偏心轴太长，受力不均匀，有很大的震动，浙江矿山机械厂生产过类似的产品，由于存在以上的缺陷。市场形式不好，从某种程度上说，这种机型将被淘汰。方案二:如图所示1-2图1-2双腔颚式破碎机双腔并联结构示意图由图可以看出，该设计采用对称双腔结构，并要发破碎和排矿同时进行，故两动颚均要安装在同根偏心轴上，为了增强刚度，将两动颚做成相互固定的结构，由于在双动颚间安装肘板很不方便，所以将两个肘板安装在定颚的后面，这样，动颚下端的支撑就失去了，为了解决这个问题，将偏心的位置下移，用于实现动颚下部的支撑。动颚上部的支撑由摇杆和销轴来完成。这种结构的优点：它结构紧凑，简单。该设计具有一个双腔结构，两块齿板固定在一个动颚上，结构紧凑，度使破碎成为一个连续过程，两个破碎腔并联使用。其破碎产品粒度均匀，呈立方状，可在双工作行程状态下运行，不存单腔破碎机空行程的能量消耗。综合比较上述的两种方案，可以看出第二种方案设计的颚式破碎机处理能力大，单位功率消耗低，丙块齿板固定在一个动颚上，结构紧凑，并联使用可提高产能力，机器运转安全可靠。处理能力大幅度提高，单位功率大幅度降低，金属单耗小。2.2 部分参数的选定 因为该设计是在动颚作复杂摆动的曲柄摇杆机构颚式破碎机的基础上改进的，故其四杆机构是依照复摆颚式机的算法来确定的。而破式破碎机的主体机构是一平面曲柄摇杆机构。因此，此设计方案的成功与否，其关键在于四杆机构的形式，应对颚式破碎机的四杆机构进行优化处理，使各杆件的匹配更加合理，获得最佳特性，从而达到提高生产能力，降低下端特性值的目的。2.2.1 排料口宽度b及公称破碎比I已知破碎机的宽度为B=250mm,调整范围为(1/7-1/10)B=25-36mm1,确定破碎腔的开边制公称排料口宽度为b=30mm；所以，该破碎机的公称破碎比i=B/b=250/30=82.2.2 啮合角a破碎机的动颚与定颚衬板之间的夹角称为啮合角。当破碎矿块时，必须使矿石不向上滑动，也不从破碎腔的给矿口跳出来。为此，啮角应该保证矿石块与颚板工作表面间产生足够的摩擦力以阻止矿石被推出去。 颚式破碎机的啮角一般在17-24度，对于复摆型颚式破碎机，啮角不应大于20-22度。在此取a=202.2.3 破碎腔高度H在啮角一定的情况下,破碎腔的高度由所要求和破碎比而定,通常,破碎腔的高度,H=(2.25-2.5)B3，B为给矿宽度。取H=600mm。2.2.4 动腔的摆动行程s与偏心轴的偏心距r简单摆动破碎机上端摆动行程小而下端摆动行程大,复摆破碎机是上端大而下端小。通常复摆式s=(12-15)mm。取s=15mm。动腔下端摆动行程不得大于排料口的(0.3-0.4)即sl=(0.3-0.4)b=9-12,取sl=12mm。偏心轴的偏心距通常复杂摆动是:s=(2-2.2)r,取r=7mm。32.2.5 连杆长度l及推力板长度k l=(0.85-0.9)L=425-4503取l=440mm k=(16.5-25)r=115.5-1753取k=150mm2.3 电动机选择与确定2.3.1 动腔的摆动次数(主轴的转数)根据公式3s:动腔下端的摆动行程(cm)n:主轴转速(r/min)a:排料层平均啮角(度)取最优值a=14 =303 (r/min)2.3.2 电动机的功率 在颚式破碎机的破碎过程中，其功率消耗与转速，规格尺寸，排料口宽度，啮角大小及被破碎矿石的物理机械性质和粒度特性有关。破碎机的转速愈高，机械尺寸愈大，功率消耗就越大；破碎比愈大，功率消耗也愈大。但是，对功率消耗影响最大的还是矿石的物理机械性质。由于功率消耗与多因素有关，现在尚无一个完整的理论公式能精确地计算出破碎机地功率消耗。下面的是在实验的基础上推导出来和计算公式P=18LHrn(kw) 3式中：L:破碎腔的长度(m)H:固定颚板的计算高度(m)r:主轴偏心距(m)n:主轴转速(r/min) =11.45(kw)2.3.3 电动机的转速通常带传动比I=2-4,取I=3,电动机的转速2.3.4 选取电动机根据上述的电动机功率,转速及其工作环境。为了安全选择,电动机的功率提高1.1-1.25倍感。所以选择查表12-111Y180L-6(三相异步电动机)。电动机型号颚定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩Y180L-6159702.02.02.4 破碎生产率 生产率是指在一定的给料粒度和排料粒度条件下，单位时间内破碎机所处理物料量（Kg/h或m3/h）。根据经验工式式中 1矿石松散比重,一般1=0.65-0.75取1=0.7n:主轴转速(r/min)L:破碎腔的长度(m)b:排料料公称宽度(m)s:动腔下端的摆动行程(m) 2.5 传动带的设计计算 传动比公式取I=3, 2.5.1 确定计算功率P:皮带传动的颚定功率:工作状况系数,在此取;112.5.2 选择带型破碎机在工作时，所受载荷变化很大，有冲击载荷和脉动循环；并且使其皮带轮的飞轮的传动较大。两传动轴间距离要求甚远。其工作环境恶劣。对传动系数折磨损较大，所以在本设计中选用带传动方式。其优点是：传动带具有弹性，能对破碎机工作是产生的冲击进行一定程度的吸收，使传动平稳，保护电机；皮带可以在皮带轮上打滑，具备一定的过载保护能力。可造于中心距较大的传动。结构简单，造价低廉，更换方便，并且安装精度要求不高，适合采矿作业。根据计算功率和电动机的小带轮转速查表11选取C型V带2.5.3 确定带轮的基准直径 小带轮的基准直径, 由图11-8,推荐值为200-315mm及表11-811初选。依表11-811选取 验算带和速度v 在(5-25)(m/s)范围内。故所选皮带的速度合适2.5.4 确定中心距a和带和的基准长度L d 根据 0.7(d1+d2)2(d1+d2) 0.7(250+710)2(250+710) 6721920 初选计算带长L 确定Ld根据Ld和V带型号,由表11-211 Ld=4500mm 确定实际中心距a 验算小带轮上的包角1 (符合包角要求) 2.5.5 确定皮带根数Z 式中:单根V带颚定功率:单根V带基本功率增量Ka:包角系数Kl:长度系数查表11-4 =7.0411查表11-5 =0.8311查表11-6 Ka=0.9511查表11-2 Kl=1.0411 =2.70 取Z=3(根)2.5.6 确定带的预紧力F。 =450.0+48.31=498.31(N)2.5.7 计算V带对轴的压力Q =2802(N)2.5.8 带轮的结构设计带轮宽B=(Z-1)E+2f式中查表11-311E=25.50.5(mm) Z=3 =85(mm) 因带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式。该带轮的基准直径dd300mm,所以带轮采用铸铁带轮的典型结构之一：腹板式11根据以上条件查表21-210得V带轮：C型槽数Z轮缘宽B(mm)基准直系dd(mm)孔径d0(mm)毂长L(mm)385710951202.6 机构受力分析2.6.1 破碎力的计算破碎机的破碎力是计算机器各个零件强度和刚度的原始数据。破碎力的大小与很多因素有关，因而确定破碎力的方法也很多，概括起来有以下几种方法：（！）理论计算法；（）功耗计算法；（）实验计算法。目前，国内多采用实验分析法来确定破碎机破碎力的大小。根据对复摆颚式破碎机的固定颚板和动颚的实际受力测定，在破碎机动颚上所产生的破碎力系与矿块纵断面积成正比。因此，作用在动颚上的最大破碎力可以按下式计算：max=40.2LH式中：L,H:破碎腔的长度和高度(单位cm)当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将max增大50%。故破碎机的计算破碎力为：js=1.5Pmax 2.6.2 机械受力分析机械受力示意图如图图1-3机构受力分析如图对点受力cb进行受力分析，可得； ； ;cb:肘板对物料的作用力；：cb对动颚的垂直分力；：cb对动颚的水平分力；对点取受力矩平衡方程式，可得：jsLm=T1aPjs:物料对动颚的作用力；将两式综合可得： 得：同理，对点受力hd进行受力分析，可得：hd:动颚偏心轴的轴承反力对点取力距平衡方程式，可得：R1a=Pjs(a-Lm) R1:Rhd对动颚的垂直分力若沿动颚方向取受力平衡方程式，可得：；：hd对动颚的水平分力由两式可得： =T2=50598(N)；由式可得：;将代入式可得： 2.7 偏心轴的设计颚式破碎机的偏心轴是一个传递扭矩，且两轴承支承间为偏心结构的转轴。对于它的可靠性设计。实际上就是根据预先拟定的结构方案，确定一组直径，使之既能满足强度，刚度要求，又能满足可靠性要求，而且重量轻和经济效益最好，发求得技术上先进，经济上合理。2.7.1 偏心轴的结构设计 轴的输入参数的计算 V带的传动效率为0.92-0.97现取=0.95 轴的输入功率为：P=Pca 轴的输入转矩为：； (1) 初步确定轴的最小直径11式中：A：与轴材料有关的系数其值可查表15-2取A=110 P：传递的功率 n：轴的转速 考虑到轴上键槽会消弱轴的强度，若为单键，则应将上述计算值dmin增大5%左右；若为双键，应将上述计算值dmin增大10%左右。该设计轴为单键所以将上述计算的dmin增大5%，得44.41.05=46.6mm初定偏心轴的形状如下：图1-4 2.7.2 确定轴的各段直径及长度 外伸端直径d1=d0=95mm(该轴段与V带轮直接相配合，这里已经选取d0=95mm) 所以基外伸端L1=L+(1-3mm)=120+(1-3)mm;取L1=123mm 由图可知其轴承安装在L3,L5上，在L3段和 L5段，轴承与其直接配合，所以知L3=B=58mm d5=d=160mm;由图1-4可知，L4段与L7段采用轴肩定位，一般轴肩高h确定经验公式为：h0.07d 代入数据可得:h19.1,取h1=10h211.2mm,取h2=12mm,所以d6=d5+2 ;考虑偏心距e=9mm 取d4=142mm 动颚轴承采用联合式迷宫环密封，并用套筒轴向定位。初步取密封装置长为44mm，则L5=B+44=86+44=130mm; 因为破碎腔长L=500mm,所以即L6240mm L6两端各留5mm缝隙位置，考虑拆装方便，且在其与动颚轴承密封装置之间加一套筒，兼起轴向定位作用。套筒长为30mm。则取l6=160mm 取密封装置同前一样长为44mm,套筒长为30mm,可得：L4=44+30=74mm; L2为螺纹段 ，安装大小圆螺母，止退垫片，联合式迷宫环和机架端盖，迷宫环起轴承定位作用，取其总长为74mm，所以L2=74mm取d2=110mm。 综上所述，偏心轴的总长为：Lall=2(L1+L2+L3+L4+L5)+L6 =2(123+74+46+74+130)+160 =1054(mm) 轴的各段数值如下图所示: 2.7.3 偏心轴的强度计算 A.作出轴的计算简图在破碎工作时，破碎力通过动颚轴承传到偏心轴上，由于该破碎力很大，轴上其实零件传递的栽荷相对来说就显提微不足道了，所以计算时即可把这些载荷忽略不计，而只考虑破碎力的作用。破碎力平均分布在两个动颚轴承上，分别用F1，F2来表示；机架轴承要当于两个支座，对偏心轴具有支座反力的作用，分别用R1，R2来表示；机架轴承载荷的作用点与动颚轴承载荷作用点间的距离用L表示。偏心轴的载荷受力分析如图1-3所示。 1-5偏心轴的载荷分析图经分析可知，该轴在工作的过程中主要承受弯矩，所以下面按弯曲强度条件进行校核。F1=F2=R1=R2=P/2=120600/2=60300NB作出轴所受的弯距和扭矩图由上图可知偏心轴在垂直水平的方向不受力，故不产生弯矩，因而偏心轴只产生水平方向上的弯矩Mh。故偏心轴所受总弯距Mh=M。偏心轴上所受的扭矩为电动机传递扭矩，皮带轮和飞轮产生的扭矩及由于偏心轴的偏心距，破碎力产生的扭矩。这几种扭矩互相平衡。根据其扭矩产生的位置作出偏心轴所受的弯矩，扭矩图如下图1-6所示。1-6 扭矩图C轴的强度校核通常只校核偏心轴上承受最大计算弯矩的截面的强度，由图可知危险截面为动颚轴承处。按第三强度理论，计算弯曲应力。 转距=35.63(mm)138mm故动颚轴承得截面安全2.8 轴承的使用寿命计算表2轴承段所选的轴承型号dDBL33032613028058L523032E16027086L3:圆锥滚子轴承;L5:调心滚子轴承。在偏心轴上使用的两对轴承，在工作的过程中其主要受径向作用力，其轴向力可以忽略不计。该轴的径向载荷等于破碎力。即：R=F/2=60300/2=30150N当量动载荷为：P=XR 滚动轴承的寿命计算公式： 式中：Lh:基本颚定寿命，（h）; P:载荷（N）； N:轴承转速（r/min）; C:基本颚定动载荷，（N）； ：指数，对于滚子轴承，=10/3； =14338.87(h) =14927.96(h)Lh8000h,适合计算要求3 偏心轴的机械加工工艺流程有前面的设计可知,偏心轴的结构如下图所示:偏心轴在破碎机中是一动力传递部件,而且还是动颚的支持体,是破碎机的一主体部分,是破碎机的一典型零件。其结构设计尤为重要,其重要性在第五章中已经论述过,在此不再重述。偏心轴与其上的零件有多种配合,为了达到配合要求,其加工工艺过程则显得重要,除了保证其刚度和强度,合理的工艺流程使之既满足强度刚度要求,又能满足可靠性要求,而且重量轻和经济效率最好,以求得技术上先进,经济上合理。下面是偏心轴的机械加工工艺:流程:1. 下料锯床 下料1501000 (锯床)2. 划线 划中心十字线和孔线 (划钳)3. 镗 镗端面到总长度为930,打中心孔,偏心孔8。 (镗床)4. 车 粗车:一端顶轴外圆,另一端顶住中心孔,粗车一头,各段外圆到偏心段,外圆和偏心及长度均留余量单面57mm。 精车:一头顶住偏心孔扎外圆,另一端顶住偏心孔,精车偏心段,各段外圆,外圆及长度均留57mm余量。5. 检 检查以上各道工序。6. 热 调制处理即淬火后高温回火的热处理；调质可以使钢的性能，材质得到很大程度的调整，其强度、塑性和韧性都较好，具有良好的综合机械性能；HB=220240。7. 车 修理中心孔和偏心孔,分别发两中心孔定位,四爪扎外圆,半清车95,100等外圆,1:12锥度均留余量12mm,长度车对。(c63加长) 车 偏心孔定位,顶住,四爪抓牢,半精车外圆120,等各外圆到尺寸,长度车对,车各圆角R2.5。 车 中心孔定位,顶紧,扎牢,精车外圆。左,的锥度兑换及等外圆到尺寸,车对长度,车准圆角R3两处子45倒角两处。调头中心孔定位,顶住,扎牢。同理,精车准。,的锥度段及。 等外圆到尺寸,车对长度,车准圆角R2.5两处子倒角两处。8.检 检查以上各道工序。9.划 注意偏心轴偏心部位, 划中心十字线, 划2-3mm,2-18mm,键槽和止退槽加工线, 划两端6-8M螺孔位置线。10.铣 铣对2-3mm,2-18mm键槽到尺寸,注意形位公差。 (立铣)11.检 检查以上工序。12.镗 划正钻对一头2-M8底空13.9,深25。铣端余量到尺寸;调头,同样铣对2-M8到13.9,铣去端面,镗到总长工(镗床)13.检 检查以上各工序。14.攻 枚准6-M8螺孔。15.检 检查以上各道工序。入库上油。4设计总结做完这次设计任务后我有种如释重负的感觉，收获很多，没做之前想得太过简单，以为只要把资料收集好就万事俱