【正文】 L關(guān)。另一種認(rèn)為排料時間t應(yīng)按t=15/n時間對應(yīng)于主軸的四分之一轉(zhuǎn)，這種假定與實際情況相差甚大。本次設(shè)計取整為。 礦石的堆積密度 一般假定 鉗角 （ 176。) 機器總效率,可取 ～ 等效破碎系數(shù),對中小型 =～。圖61 是復(fù)擺顎式破碎機各個部分計算載荷的圖解法圖61復(fù)擺顎式破碎機各部件受力圖解 （61） （62） （63）式中： 作用在動顎軸承上的外力作用在推力板上的外力作用在連桿上的外力動顎懸掛軸到破碎力作用點的距離動顎懸掛點到推力板支撐點間的距離當(dāng)兩顎板出與壓緊礦石狀態(tài)時，推力板 與連桿間 的夾角，取=50176?？傻茫? （65） （66） （67）中國礦業(yè)大學(xué) 7主要零件的設(shè)計和校核 驅(qū)動裝置選擇 電動機的選擇電動機是系列化的標(biāo)準(zhǔn)產(chǎn)品，其中三相異步電動機應(yīng)用最廣泛。由上面計算得p=，在選取電動機時,應(yīng)使電動機功率有一定的富裕,=2～4。由表（《機械設(shè)計》表8—6和表8—8）得，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=355。 （74） 根據(jù)表（《機械設(shè)計》表88），圓整為（4） 確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度①根據(jù)式，計算后初定中心距。查表（《機械設(shè)計》表8—5）得包角修正系數(shù)，長度系數(shù)，于是 （78） ② 計算V帶的根數(shù)z （79）根據(jù)經(jīng)驗取為4根。圖71輪輻式帶輪如上圖，其各個尺寸為：（由偏心軸設(shè)計而定）；,此處取為160mm； 式中：電動機額定功率 電動機轉(zhuǎn)速皮帶輪帶數(shù)。飛輪重量G的計算公式: （712） 式中：電動機額定功率； 飛輪的直徑，m； 考慮損失的機械效率。 本設(shè)計飛輪與帶輪設(shè)計成一個整體，即帶輪也起飛輪的作用。值由《機械設(shè)計》表153確定，取。 ：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封）。：有軸承的裝配尺寸， ② 各軸段長度的確定 ： 由大帶輪輪轂寬度確定。 偏心軸的校核在破碎工作時，破碎力通過動顎軸承傳到偏心軸上，由于該破碎力很大，軸上其它零件傳遞的載荷相對來說就顯得微不足道了，所以計算時可把這些載荷忽略不計，而只考慮破碎力的作用，破碎力平均分布在兩個動顎軸承上。 (3) 繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖① 由軸的力學(xué)模型圖可知偏心軸在水平的方向不受力，故不產(chǎn)生水平面的彎矩，因而偏心軸只產(chǎn)生垂直面上的彎矩,如圖72b：C、D處的彎矩相等，即② 轉(zhuǎn)矩圖,見圖6—2c。 根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由所引教材表151查得。主軸承和連桿頭的軸瓦過熱時可用循環(huán)水冷卻。為了削弱推力板的斷面，有時沿其寬度方向布有通孔。其～。最合理的動顎結(jié)構(gòu)是保證破碎機性能優(yōu)越的充分條件。ⅠⅠ截面應(yīng)力，ⅡⅡ截面，ⅢⅢ截面，ⅣⅣ截面。顎式破碎機動顎結(jié)構(gòu)和尺寸，主要取決于兩個因素：其一是動顎受力；其二是動顎的制造工藝和外觀。動顎體輪廓尺寸厚度（圖59）可參考表51中給出的實際數(shù)據(jù)。如圖75所示，偏心距為OA，連桿長度為AB，肘板長為BC，后肘座C點位置尺寸a和b，動顎懸掛高度h，破碎腔高度H，鉗角等。同樣截面尺寸第二種比第一種形式強度增加。國外也有采用焊接結(jié)構(gòu)動顎的，而國內(nèi)除了大型破碎機外，幾乎沒有。即靠上部加強筋厚度沿軸向方向應(yīng)小，越往下厚度越大。至于其他如動顎頭部吊鉤，腳部與拉緊裝置拉桿連接的掛鉤以及動顎的鑄造工藝要求等，這里不再贅述。中國礦業(yè)大學(xué) 8復(fù)擺式顎式破碎機的安裝 破碎機的安裝顎式破碎機一般是安裝在混泥土地基上。一般是用140150號水泥來澆注地基。裝配破碎機首先是將機架裝在地基上，然后按順序?qū)⑵渌慵b配起來?？刹鹦妒浇M合機架的對口結(jié)合處表面，必須良好吻合。 偏心軸和軸承的安裝裝機前，將滾動軸承研配好后，再放入軸承座內(nèi)，用水平儀測量其水平度和同軸度的偏差值，如在允許范圍內(nèi)，可把偏心軸放到軸承上。中小型復(fù)擺顎式破碎機常采用滾動軸承。加熱時間不少于20min，否則內(nèi)套膨脹量不夠。舊肘板拆除后,再用鋼絲繩將新肘板拉入肘板座中,放松手葫蘆,使肘板和肘板座緊密接觸,然后裝上拉桿和彈簧此時肘板支持在肘板座中,便可拆除手葫蘆。機架上的滑動軸承和動顎懸掛軸滑動軸承的傾斜度，；。由于機架前壁內(nèi)側(cè)不加工，所以在定顎齒板背面與機架前臂之間，最好墊一層軟金屬墊片，確保兩者緊密貼合。不僅給維修帶來很大的不便，而且增加了破碎物料的成本。(2) 齒形選擇的合理，物料破碎一次即可裂成數(shù)塊，它在破破碎腔中停留的時間就少。AA給料口的水平剖面，BB為破碎腔中部的水平剖面，CC為排料口的水平剖面。所以，齒板在該種運動狀態(tài)下，磨損較小。(3)物料相對顎板短程滑動,切削顎板形成磨屑,如圖94所示。材料的韌性表示了其抵抗斷裂的能力。本設(shè)計是復(fù)擺顎式破碎機，通過設(shè)計可以得出復(fù)擺顎式破碎機與簡擺顎式破碎機的不同之處：(1)由于復(fù)擺顎式破碎機將簡擺顎式破碎機的連桿與動顎合二為一且只有一個肘板，所以其結(jié)構(gòu)更加簡單。因此在復(fù)擺顎式破碎機中用滾動軸承，且在肘板支承處采用高副純滾動聯(lián)接，以提高破碎機的機械效率，降低其單位功耗。(2)復(fù)擺顎式破碎機動顎上各點的軌跡分布比較合理，其水平行程沿動顎顎板由上至下逐漸加大，正好滿足破碎大塊物料需加大壓縮量的要求，且排料時動顎下端點向下運動，促進排料以提高生產(chǎn)能力。中國礦業(yè)大學(xué)結(jié) 論顎式破碎機是比較常用的破碎設(shè)備，本設(shè)計主要是對PE2501000動顎和傳動部分進行設(shè)計。材料的硬度決定了物料壓坑的深度和大小。夾雜物等薄弱處不斷擴展相連,導(dǎo)致表層材料脫落,形成磨屑,其磨損過程如圖92所示。 設(shè)物料在破碎腔各處的速度相等，則一定體積V的物料通過AA、BB、CC面所需的時間t為: ；； （91）從而得: （92） （93） 式中：給料口寬度 破碎腔高度破碎腔平均嚙角 (4) 曲柄—搖桿傳動機構(gòu)該機構(gòu)由曲柄帶動搖桿、傳動桿把運動傳遞到搖桿上。齒形選擇的不合理，物料不易被破碎或產(chǎn)生過粉碎，能量消耗大，齒板的磨損也大。影響齒板磨損快的因素很多，如材質(zhì)本身、被破物料的軟硬程度以及被破物料顆粒大小等影響。中國礦業(yè)大學(xué)9顎式破碎機的磨損 齒板磨損分析(1) 齒板是破碎物料的工具，齒板壽命的長短直接影響整機的好壞、維修工作量的大小、破碎物料成本的高低，所以，齒板是破碎機的關(guān)鍵部件。 齒板的安裝齒板是破碎機中磨損最快的，需要經(jīng)常更換的零件。先把滑動軸承研配好，然后放入機架軸承座中，測量其斜度和同軸度的偏差值。 肘板的安裝當(dāng)肘板磨損或折斷后,應(yīng)立即更換。當(dāng)軸承與軸為過盈配合時，應(yīng)將軸承在油中加熱到90度左右后之后再裝入。最后一次裝軸時，應(yīng)在軸承和軸頸上加一些潤滑油。機架安裝在地基上的橫向水平度，；縱向水平度。 機架的安裝顎式破碎機安裝在混泥土基礎(chǔ)上，為了減小振動、躁聲和吸收振動，應(yīng)在機架和混泥土之間墊上一層硬方木、橡膠或其他物質(zhì)。破碎產(chǎn)品要經(jīng)過與破碎機縱向軸線方向一致的地基排料槽排出，排料槽的斜度不應(yīng)該小于50度。地基的深度不應(yīng)該小于安裝地點的凍結(jié)深度，地基的面積應(yīng)該按照安裝地基的土壤允許的壓應(yīng)力來決定。然后作強度計算確實無誤再畫動顎施工圖。動顎兩軸承之間部位的壁厚可適度減薄，借以減輕其質(zhì)量。已有的顎式破碎機加強筋橫向厚度從上到下厚度一樣。一般情況下，中小型破碎機動顎采用第一和第二種形式而大型破碎機動顎采用箱體結(jié)構(gòu)。其他部位幾何形狀和尺寸依動顎結(jié)構(gòu)設(shè)計原則按經(jīng)驗確定。 圖73 PE400600破碎機動顎各截面應(yīng)力比較 圖74 動顎體輪廓尺寸動顎結(jié)構(gòu)設(shè)計首先是在裝配草圖上確定動顎結(jié)構(gòu)，然后根據(jù)裝配草圖中的動顎結(jié)構(gòu)再畫動顎施工圖。同時還需考慮工藝性以及外觀等。根據(jù)上述破碎機動顎應(yīng)力分析可知。根據(jù)動顎受力分析克制，動顎上最大作用力位于截面附近，而且從直觀可知，此截面面積又比較小，故產(chǎn)生較大的應(yīng)力，致使在此處損壞（圖73）。推力板的尺寸為長度，厚度，寬度 。其計算公式如下： （714）式中 ：沿推力板中心線方向作用的外力（）；推力板的寬度()；推力板的厚度（）；推力板的計算許用壓應(yīng)力（ ）。在標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)中，一般都是用它做保險零件，故計算時要降低其安全系數(shù)。 軸承的選擇破碎機的軸承采用鑄有巴氏合金的滑動軸承。因為是單向回轉(zhuǎn)圖，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)。動顎處安裝的53628軸承，經(jīng)計算 可得動顎處兩軸承之間的距離，軸承離支點的距離 。 偏心軸細(xì)部結(jié)構(gòu)由表（《機械設(shè)計課程設(shè)計》表10—1）查得大帶輪處鍵（本設(shè)計采用平鍵）。 ：滾動軸承處軸段。因破碎機工作時沖擊載荷比較大，又有強烈的震動，應(yīng)適當(dāng)增大偏心軸的直徑，故取。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即： （713） 式中 ： 電動機功率； 主軸轉(zhuǎn)速；初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。代入數(shù)值得： 飛輪的實際質(zhì)量約為理論質(zhì)量的倍。為了降低電動機的額定功率，且使機械的速率不致波動太大，故在偏心軸上裝上飛輪。（8）計算壓軸力壓軸力的最小值為 （711）V帶傳動的主要參數(shù)歸納于下表（9） 大帶輪設(shè)計 表3 大帶輪基本參數(shù)名稱結(jié)果名稱結(jié)果名稱結(jié)果帶型C傳動比根數(shù)4小帶輪基準(zhǔn)徑基準(zhǔn)長度預(yù)緊力根據(jù)《機械設(shè)計》V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)。③ 計算實際中心距根據(jù)公式： （76）（5） 驗算小帶輪包角 （77）（6） 確定V帶根數(shù)z① 計算單根V帶的額定功率由和，查表（《機械設(shè)計》表8—4a）得基本額定功率。 （73） 因為，故帶