颚式破碎机的设计论文-本科论文.doc

济南大学毕业设计

1 前言
1.1 颚式破碎机简单概况
颚式破碎机在矿山、建材、基建等部门主要用作粗碎机和中碎机。由于颚式破碎机结构相对简单，制造容易，工作可靠，使用维护方便，广泛应用在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业。按照进料口宽度大小来分为大、中、小型三种，进料口宽度大于600MM的为大型机器，进料口宽度在300-600MM的为中型机，进料口宽度小于300MM的为小型机。颚式破碎机的工作部分是两块颚板，一是固定颚板（定颚），垂直（或上端略外倾）固定在机体前壁上，另一是活动颚板（动颚），位置倾斜，与固定颚板形成上大下小的破碎腔(工作腔)。活动颚板对着固定颚板做周期性的往复运动，时而分开，时而靠近。分开时，物料进入破碎腔，成品从下部卸出；靠近时，使装在两块颚板之间的物料受到挤压，弯折和劈裂作用而破碎。颚式破碎机按照活动颚板的摆动方式不同，可以分为简单摆动式颚式破碎机(简摆颚式破碎机)。复杂摆动式颚式破碎机(复摆颚式破碎机)和综合摆动式颚式破碎机三种。
本设计为中型的简摆颚式破碎机。
简摆颚式破碎机主要由机架和支撑装置，碎矿工作机构，传动机构，保险装置及排矿口调整装置等组成。其工作原理是：电动机驱动皮带和皮带轮，通过偏心轴使连杆上下运动。当连杆上升时，两肘板之间的夹角增大，进而推动动颚板向固定颚板接近，同时物料被压碎。当连杆下行时，肘板之间夹角变小，动颚板在拉杆弹簧的作用下离开固定颚板，被压碎物料从破碎腔排出。随着电动机的连续转动而破碎机动颚做周期性的压碎运动。
1.2简摆颚式破碎机的工作原理
通过动颚的周期性运动来破碎物料。在动颚绕悬挂心轴向固定颚摆动过程中，位于两颚之间的物料便受到挤压、劈裂和弯曲等综合作用，开始时，压力较小，使物料的体积缩小，物料之间互相靠近、挤紧，当压力上升到超过物料所能承受的强度时，即发生破碎。当动颚离开固定颚向反方向摆动时，物料靠自重向下运动。动颚的每一个周期性运动都会使物料受到一次压碎作用，并向下排送一段距离。经过若干周期后，被破碎的物料便从排料口排出机外。

1.3 简摆颚式破碎机的发展
简摆颚式破碎机未来的发展方向，大致可概括为以下几方面：设计过程中充分利用CAD技术以获得较好的运动轨迹和优化的结构；使破碎腔拥有合理的曲线，以提高破碎效果和降低能耗；普遍采用高深破碎腔和较小的啮合角；改进破碎机动颚悬挂方式和肘板支撑方式；颚板应用新型耐磨材料，降低磨损消耗；改进机器控制与调节及润滑系统装置，提高自动化程度；采用液压装置，调节排料口及实现过载保护。另外，为提高破碎效率，在改进现有设备方面，普遍采用曲线衬板、增加破碎腔深度、减小啮合角和加快动颚摆动速度等，来增大破碎比，提高生产能力。
目前，国内外都在研制新型的破碎机，针对以上所列发展方向，都有一定程度的进展。例如美国等国生产的Kue-Ken简摆颚式破碎机就是采用较高的悬挂高度并且前倾。国内某厂曾引进此种破碎机，并在此基础上设计了Jc颚式破碎机。在采用合理破碎腔方面，很多厂家采用曲线形，提高了破碎机生产效率。另外，德国克列伯公司生产了一种高速旋转冲击破碎机，此种破碎机具有不同倾角的破碎腔空间，破碎比大，生产效率高。总体而言，简摆颚式破碎机朝着大、中型方向发展。同时，由于复摆颚式破碎机效率高、质量轻、价格便宜等诸多优点，简摆破碎机有逐渐被淘汰的趋势。

2 破碎部分的设计
简摆颚式破碎机破碎部分的设计包括给料和排料口尺寸的确定，啮角的选定，破碎腔的设计，动颚的行程及结构设计及偏心距和传动角的确定。
2.1 给料和排料口尺寸的确定
根据设计课题要求确定最大颗粒尺寸：
Dmax：425（mm）
根据公式
B=(1.1～1.25) Dmax （2.1）
给料口宽度尺寸取为：
B=500（mm）；
根据国家规定的破碎机标准选取规格尺寸，给料口长度尺寸取为：
L=750（mm）；
根据公式
b=(～)B （2.2）
排料口宽度取为：
b=100（mm）；
2.2 啮角的选定
啮角是破碎机两颚夹住矿料时动颚和固定颚直接的夹角
根据公式
H= （2.3）
得知，啮角减小，破碎机高度H将变大。
再根据啮角与破碎机生产效率Q的关系：
（2.4）
现令30Ln(2b+Sx)=K0为常数，则:
tan= （2.5）
由2.5式可知，减小啮角，破碎机的生产效率会增加。Gieskieng和Gauldie关于这个问题给出了啮角与生产效率的关系表：

表1 啮角和生产效率关系表
啮角/(°)
25
24
23
22
21
20
Gie.
1.03
1.06
1.09
1.12
1.15
1.18
Gau.
1.05
1.10
1.15
1.21
1.27
1.34
根据（表1）的实验数据可得出结论：啮角与破碎腔高度、生产效率都成反比。从提高生产率的角度来考虑，希望啮角越小越好；从降低破碎腔高度的角度考虑，又希望啮角越大越好。本次设计力求机身重量轻便的同时保证较高的生产率。根据实际生产经验，选取啮角经验值为：
=18°
由公式
H= （2.6）
得破碎腔高度为：
H=°=1231.15(mm) （2.7）
取整为：
H=1230（mm）
2.3 动颚的行程及结构设计
简摆颚式破碎机动颚水平行程对破碎机的破碎力及生产率都有很大的影响。动颚水平行程较小，排料口的水平行程也会较小，会降低生产率。但又不能过大，否则，会出现排料口处的物料由于承受的压力过大而使破碎粒骤然增大的现象，导致过载而机件损坏。关于动颚在排料口水平行程Sx有经验公式:

Sx≤(0.3～0.4)b （2.8）
或
Sx =0.054B （2.9）
经计算，动颚水平行程取：
Sx =30（mm）
颚式破碎机的破碎过程主要由动颚来完成，所有动颚的设计是颚式破碎机设计过程中最重要的部分之一。完善的动颚结构是破碎机正常工作的先决条件。
简摆颚式破碎机动颚结构设计取决于很多方面。首先是动颚的制造工艺和外观，良好的制造工艺和合理的外观能尽可能的保证动颚的机构新能，由相关简摆颚式破碎机的资料得出动颚体轮廓尺寸厚度参考表2.5
表2 简摆颚式破碎机动颚壁厚规格表
破碎机规格/mm
250400
400600
500750
600900
动颚头部壁厚/mm
50
50
50
75
动颚体壁厚/mm
40
55
50
50

其次是动颚的受力情况，在实际的生产过程中，动颚上承受作用力最大的部位位于其下部肘座偏上的位置，所有为了保证动颚能在较大的载荷下正常工作，在其承受最大作用力的部位设计了板筋结构。在保证动颚强度和刚度的前提下，动颚质量越小越好。
由表2及设计的工艺性和优化外观的合理情况下，设计的动颚结构尺寸大致如图2.1所示：

图2.1 动颚图

故破碎机动颚头部壁厚暂选为50mm，动颚体壁厚为50mm。
2.4 偏心距和传动角的确定
在简摆颚式破碎机的设计过程当中，偏心距e是一个非常重要的结构参数。偏心距大小对动颚行程的影响见表2.2

表3 偏心距与动颚行程的关系表
偏心距e/mm
肘板摆动角/(°)
排料口行程/mm
Sx
Sy
Sx /Sy
6
3.6
7
19.5
2.79
8
4.38
9.2
26.0
2.74
10
5.87
12.3
33.5
2.71
由表3可以看出，增大偏心距e，动颚的水平行程也会增加，同时提高了破碎机的生产率，但会增加破碎机功率的消耗。所以在保证动颚水平行程的条件下，尽可能的减小偏心距来减小功率消耗。在保证动颚运动特性的条件下，应尽量减小偏心距值。根据实际生产经验，取偏心距e经验值为：
e=12(mm)
传动角是连杆与肘板之间的夹角。传动角的选取会影响动颚的水平行程及传动效率等。在保持偏心距e不变的前提下，动颚行程比随着传动角增加而增大，从而会提高简摆颚式破碎机的传动效率，但也会使衬板磨损程度增加。当传动角增加过多时又会出现功率损耗加剧的现象。如果传动角较小，破碎机的传动效率会降低，沿衬板方向的力在垂直于肘座上的分力增加，使肘座容易损坏。按照实际生产的经验数值，传动角取值范围为：
45°≤≤55°
为了确保肘板在肘板垫上良好的滚动，根据实际经验，肘板摆动角不能超过接触处摩擦角的二倍。综合考虑，肘板摆动角通常在以下范围选取：
4°≤≤5°
动颚的悬挂高度h是动颚性能的重要参数之一。悬挂高度过高或者过低都会对动颚的性能造成影响。根据动颚悬挂高度公式：
（2.10）
根据本设计的相关数据得出，动颚悬挂高度h取为：
h=234(mm)
2.5 破碎力计算
破碎力是设计简摆颚式破碎机的主要数据。破碎力与破碎机零部件的强度和刚度直接相关联，破碎力的计算直接关系到破碎机设计工作的准确性。简摆颚式破碎机的破碎力就是其承受的外载荷。首先要研究外载荷的性质、大小和作用位置，进而分析破碎力在结构中引起的作用力。
颚式破碎机在一个工作循环过程中，破碎力是由零逐渐变大，到达最大值后再逐渐减低到零。对简摆颚式破碎机来说，最大破碎力产生于偏心轴转角位180°时。
求最大破碎力
本设计采用的确定破碎力的方法为将具体实验数据导入计算公式的方法。经过实际经验分析，采用下式来确定破碎力：
（2.11）
式中 ——物料抗压强度，查表知抗拉强度= 145（Mpa）；灰铸铁的抗压强度约为抗拉强度的3～5 倍,因此计算中取:
= 4= 4 ×145 = 580（Mpa）
H——破碎腔高度，H=1230mm；
L——破碎腔长度，L=750mm；
K——物料填充系数，K=0.25。
代入数据,计算得：
=6688（kN）
则计算载荷为:
=1.5= 1.5×6688=10032 (kN) （2.12）
最大破碎力作用位置
对于简摆颚式破碎机最大破碎力的作用点是在离排料口高度h为1/3破碎腔高度H 处,作用方向垂直衬板表面；及：
h = 1/3×1230 = 410 (mm)
本次设计中确定的简摆颚式破碎机的最大破碎力的作用位置为近似值。

3 传动部分的设计
3.1 结构分析
简摆颚式破碎机的机构是曲柄双摇杆机构。固定颚固定在机架的前壁上，动颚则悬挂在动颚轴上。偏心轴连接连杆，当偏心轴旋转时，带动连杆作上下往复运动，从而使两块肘板随之作往复运动。通过两肘板的作用，推动悬挂在动颚轴上的动颚作来回往复运动，动颚的运动轨迹为圆弧。
3.2 主要轴件的设计
轴的设计包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结构设计是轴设计中的重要内容。
轴的工作能力计算指的是轴的强度，刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴（如车床主轴）和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作时产生过大的弹性变形。对高速运转的轴，还应进行振动稳定性计算，以防止发生共振而破坏。
轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型，尺寸，数量以及和轴联接的方法；载荷的性质，大小，方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同情况进行具体的分析。
轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度或刚度要求，必要时还应校核轴的振动稳定性。
3.2.1偏心轴的设计：
偏心轴是颚式破碎机的最主要轴件之一，偏心轴的设计也是颚式破碎机相当重要的一个环节。通过偏心轴的旋转带动连杆及肘板运动，最终带动动颚来回摆动，完成破碎过程。所有偏心轴承受的弯曲力和扭力很大。为了保证偏心轴的承受载荷的能力，本采用45号钢，并进行热处理工艺加工。
由相关资料查得，偏心轴径的计算公式：
（3.1）
式3.1中P——破碎机电动机功率，Kw；
n——偏心轴转速，r/min。
将数据代入公式3.1得:

经过计算得出，偏心轴直径：
=260mm
偏心轴整体结构如图3.1

图3.1 偏心轴
经过计算得出，偏心轴的各部分尺寸：=220mm，=240mm，=280mm，=240mm，=220mm。
偏心轴的校核：
在偏心轴的工作过程中主要承受弯矩，本设计只针对弯矩进行校核。
径向力：
6688（kN）
==315（Mpa） （3.2）
由于偏心轴的材料已选定为45号钢，查表得=420（Mpa）。因此，，所有偏心轴承受的弯矩安全。
3.2.2动颚轴的设计：
由相关资料查得，动颚轴径的计算公式：
（3.3）
式3.3中P——破碎机电动机功率，Kw；
n——偏心轴转速，r/min。
将数据代入公式3.3得:
=260（mm）
动颚轴整体结构如图3.2

图3.2 动颚轴
动颚轴各部分尺寸：
=220mm，=318mm，=260mm，=240mm，=220mm
动颚轴的校核方法和偏心轴的校核方法一样，此处省略掉。经过校核，动颚轴的设计符合设计要求。
3.3肘板的结构设计
肘板是破碎机传动部分的关键部件，它有传递动力，过载保护及调节排料口尺寸的作用。肘板的运动相当于两个摇杆，在连接方式上属于铰链连接。
肘头和肘垫的结构形式有滚动型和滑动型两种。
肘板分前肘板和后肘板两块，先从后肘板入手设计。
动颚板的受力情况为三力汇交力系,、和三力组成了一个力三角形图，计算可得前肘板的受力:
=(kN)
又由连杆结构件分析,其他为三力汇交力系,由、、三力的力三角形,求得后肘板作用力为：
= (kN)
后肘板的受力图解见图3.3

图3.3后肘板受力图解

后肘板的静强度计算：
由于后肘板的结构比较特殊，所以选用HT200材料。本设计当中后肘板的厚度为δ=65mm，查阅相关资料 ,有厚度δ= 40～80 mm的铸件 , 其抗拉强度为= 145（Mpa）；由于灰铸铁的抗压强度约为抗拉强度的3～5 倍,所以:
= 4= 4 ×145 = 580（Mpa）
后肘板的应力计算
由公式:
（3.4）
公式3.4中 ——后肘板工作载荷，=8.83.；
A——后肘板承载面积，查表得出：A=70474（mm2）。
经计算：
=205（Mpa）
由上述参数，查表可得，后肘板尺寸为：厚度δ=65（mm），宽度B=300（mm）。长度为398（mm），见图3.4
图3.4 后轴板
由于作用不相同，前肘板的设计不需要在中间开孔，除长度以外其他的结构尺寸都和后肘板一样除。长度由绘图法确定为526（mm），见图3.5

图3.5 前轴板
3.4 V型带及带轮的设计
简摆颚式破碎机的能量传递是靠带传动完成的，所以V带及带轮的设计是简摆颚式破碎机设计过程中的重要组成部分。本次设计选用V型带轮。带轮的设计内容包括带的型号、基准长度、根数、中心距、带轮材料、基准直径以及结构尺寸等。
确定计算功率
计算功率是根据传递的功率和带的工作条件决定的。公式：
= （3.5）
公式3.5中：——计算功率，kW；
——所传递的额定功率，kW；=55 kW；
——工作情况系数，破碎机选为=1.3。
将数据代入公式，计算得：
=71.5（kW）
确定V带的带型
由计算功率和电动机的转速，查阅相关资料后，确定V带的带型为C型带轮。
初选小带轮的基准直径为
由于V带的带型为C型带轮，查表得，小带轮基准直径为：
=280（mm）
验算小带轮的带速v
由公式：
（3.6）
公式3.6中，为电机轮得转速。
已知， =1500r/min，=280（mm）。
将数据代入公式2.20：
=22(m/s)
由公式：
= （3.7）
取i=3.6，计算得：
=1000（mm）
根据设计要求，参考下式初定中心距：
0.7（+）2（+） （3.8）
所以
8962560
根据实际设计要求，确定中心距：
=1770（mm）
计算V带的长度。
根据公式：
（3.9）
将数据代入公式3.9，得：
5612（mm）
查表，得带的基准长度为：
=5600（mm）
计算中心距a
实际中心距约为：
（3.10）
将数据代入公式3.10，得：
（mm）
取整：
（mm）
验算小带轮上的包角
为了使传动的效率提高，小带轮上的包角应满足下式：
（3.11）
实际计算得，包角为：

故满足要求。
确定带的根数z
由公式：
（3.12）
公式3.12中：——所需传递的额定功率；
——单根V带的额定功率；
——单根普通V带的基本额定功率；
——传动比不等于1时，单根V带额定功率的增量；
——包角不等于180°时的修正系数；
——当带长不等于试验规定的特定带长时的修正系数。
已知传递的额定功率=55（kW）
查表可得：
=10.72；
=1.27；
=0.95
=1.10
将上述数据代入公式3.12，得：
=5.7
取整得：
z=6

3.5飞轮的设计
简摆颚式破碎机的破碎过程是一种间歇式运动过程，动颚在靠近固定颚时破碎矿料，但当动颚远离固定颚时要克服机构中的有害阻力，这会使破碎机在工作过程当中运转不均衡，运转速度有波动等。为了使破碎机工作平稳，在偏心轴端部安装飞轮，储存空行程时的能量并在工作时释放能量。
破碎机在空行程期间内的功率消耗为，在工作行程期间内的功率消耗为，电动机额定功率为,并且。在时，多余的功率使飞轮转速从增加到，同时飞轮释放出能量，增加碎矿的有效功率，提高破碎机的破碎效率。现有能量平衡公式：
（3.13）
或
（3.14）
上述两式中 J——飞轮的转动惯量，kg·m2；
——飞轮平均速度；
——速度不平均系数，中小型破碎机，取为0.03~0.05。
飞轮中储存的能量：
（3.15）
因为摩擦而损失掉的机械效率：
（3.16）
代入能量公式，得飞轮所需的转动惯量：
（3.17）
机械效率=0.75~0.85，简摆颚式破碎机取最低值；即
=0.75
有理论力学知识可知，飞轮转动惯量为：
（3.18）
式3.18中G——飞轮质量，kg；
D——飞轮直径，m；
J——转动惯量，kg·m2。
将式代入式，求的飞轮质量G为
（3.19）
对于简摆颚式破碎机，可取，将其代入式（3.19），得
（3.20）
其中，根据已知皮带轮直径，飞轮直径选取D=1100（mm）。
关于飞轮其它结构尺寸，由以下经验公式求得：

式中：d——飞轮轴孔直径；根据偏心轴得尺寸可知，d=220（mm）；
d1——飞轮轮毂直径。根据式，取为
d1=360（mm）
关于轮辐下部宽度，有公式如下：
（3.21）
式中：P——传递得功率，P=55kW；
n——带轮的转速，n=275r/min；
za——轮辐数；D大于300mm时，可采用轮辐式，现取za=6。
代入数据，得
100（mm）
关于轮辐上部宽度，有公式如下：

即
80（mm）
关于轮辐厚度b，由公式可求出：

代入数据，得
60（mm）

图3.6 飞轮
4 其他部附件的设计
简摆颚式破碎机的主要的部件大致有以下几种：衬板、调整装置及保护装置的一些构件。本设计主要针对衬板及调整装置做了具体设计。
4.1衬板的结构设计
衬板的结构相对简单，但由于它和矿料直接接触，对破碎机的生产率、能耗、产品粒度等有明显的影响。由于衬板在破碎的过程中承受较大的冲击力，磨损严重，所以一般从材料和结构合理性两方面着手解决。具体而言，即使用高硬度耐磨合金材料和合理的结构形状及尺寸。考虑经济性等因素，衬板一般使用ZGMn13或高铬白口铸铁。为保证产品粒度及形状，对中小型颚式破碎机而言，一般采用三角形衬板。
衬板的齿高可按下式计算：
（4.1）
公式4.1中 K1——衬板齿形系数，三角形齿K1= 0.8；
K2——矿石种类系数，石英石、玄武岩K2=1.1，花岗岩K2=1.0，石灰石K2=0.8；
dmax——产品最大粒度，现取为dmax =126mm。
将具体数据代入公式，
=50（mm）
关于齿形节距t，有以下经验式：
～ （4.2）

计算后选取
t=80mm

图4.1是其端面局部视图。

图4.1 衬板局部图
4.2调整装置的设计
简摆颚式破碎机的排料口是可以调节的，这个调节的功能需要调整装置来实现。随着衬板的不断磨损，排料口尺寸也将不断变大，产品粒度也随之变大。为保证产品粒度，必须利用调整装置定期调整排料口尺寸。简摆颚式破碎机就有多种调整装置，基本有两种：垫片调整装置和楔形调整装置。本设计为追求结构简单轻便，采用垫片式调整装置。而垫片式调整装置又包括两种形式：螺栓顶推和液压缸顶推。本设计采用螺栓顶推型。
垫片厚度的确定
垫片的确定由长期的实际工作经验所得，一般而言，垫片厚度取决于排料口得大小。当排料口最小尺寸为100mm，动颚下端水平行程为30mm时，经作图法，得出其厚度大约为10mm。
如图4.2所示：

图4.2 垫片调整装置

5破碎机工作参数的计算
偏心轴转速计算
偏心轴转速是简摆颚式破碎机最主要性能参数之一。 偏心轴旋转一周，动颚往返摆动一次。偏心轴转速即为动颚每分钟摆动次数。偏心轴转速直接影响生产率、功耗及粉碎质量等，由此来说，转速是影响破碎机经济性的主要因素。转速与生产率等因素呈抛物线关系，一般情况下，当转速达到430r/min时生产率为最大，设计时，转速小于此值。
偏心轴转速计算，由公式
（5.1）
代入数据，
=275r/min （5.2）
生产率计算
生产率是指在一定的给料粒度和排料粒度条件下，单位时间破碎机所处理的物料量。它是破碎机性能的重要指标之一。影响生产率的因素有很多，且较复杂，如物料种类、破碎机的结构特点等等。采用理论公式进行求解与实际有一定误差。通常，生产率的计算还需结合实际经验来最终确定。其公式为：
（5.3）
式中 L——排料口长度
代入数据，
=50(m3/h) （5.4）
功率计算
在破碎机破碎过程中，其功率与转数、结构规格尺寸、破碎粒度及破碎物料的物理性质。破碎机规格尺寸和传动比越大，偏心轴转动越快，则功率要求就越大。现有功率计算的理论公式:
（5.5）
由于对功率影响的因素较多，实际并不存在精确计算破碎机功率的公式，这里权且根据经验公式求出一个大概数值。对于中、小型破碎机有如下经验公式：
P=～ （5.6）
式中 B, L单位为厘米。
代入数据，功率大小取为
P=54(Kw)

6 结 论
本次设计从简摆颚式破碎机的破碎部分、传动部分及附件的设计来完成。优化了结构，提高了破碎效果及工作效率。设计过程结合实际的生产经验，将理论与实践相结合，从破碎机破碎部分的设计、传动部分的设计、附件的优化及工作参数的计算几方面，提高了结构的合理性，优化了破碎机的结构，提升了破碎机的工作性能与效率。具体来讲，就是对动颚、肘板与衬板、偏心轴、皮带轮、飞轮等，以及调整装置的改进。在满足设计要求就实际工作情况的的前提下，减小了动颚壁的厚度、肘板及衬板厚度，从而使破碎机轻便降低了成本；在保证动颚运动特性的条件下，减小了偏心距大小；提高了动颚的悬挂高度，降低了啮角。通过对这些参数的改进，破碎机的重量得到降低，结构有所简化，破碎机的效率及经济性都得到了改善。同时，由于设计过程考虑到经济效益等市场因素和简化结构的目的，并未采用较先进的机构装置及高性能材料，比如调整装置仍使用传统垫片式而非液压装置，偏心轴采用45号钢而非优质合金钢，衬板采用传统衬板而非曲线衬板，以及并未加快动颚的摆动速度。因此，机器的性能及重量仍有很大改进空间。

参 考 文 献
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