【正文】 0表示BL=7501060 mm由資料[1] 可知：最大進料粒度 D=（～）B 取最大粒度=600 （36）d——最小排料口尺∴ d=（1/9—1/10）*D =80 mm取 d= 80mm 如圖可知 定顎高度 H = H固定顎板長度=~6750/ ~=~ 取1850固定顎板長度H=1850mm 則 tg = 　　 = = 　 = =176。 驗算結果符合范圍。 在我國，講到排料口寬度是以閉口時排料口寬度d為準。根據(jù)前述，假設襯板處行程比值m和動顎下端行程比值m相等的情況下，曲柄a越大，m越大，動顎上部水平行程隨之增大。上部行程憑經(jīng)驗難以選取，而下部行程又受到d的限制。在其它條件相同的情況下，增大偏心距可使動顎行程增加而提高生產(chǎn)率，但也因此增加功率消耗。不應超過接觸處2倍的摩擦角，即 2tgf 　 由資料[1]查得，f為肘板與肘板墊間的摩擦系數(shù)，一般取f=。由前面提到的 e= =2[sin]=2[sin]=176。從連桿的受力分析來看，在推力板長度一定的情況下，加大傳動角會提高機構的傳動效率，但必須要求偏心距增大才能保證行程的要求，這就導致動顎襯板上部水平行程的偏大，物料的過粉碎引起排料口的堵塞，使功耗增加。但卻不能過度增大，因受到動顎行程與最小排料口間的固有比值的限制。而上部的最大寬度等于，為動顎下端的行程。 當處理不大于350MPA的礦物時,其生產(chǎn)率計算 電動機的選擇要根據(jù)動力源和工作條件，首先要滿足的就是所需功率要求。復擺顎式破碎機的需要的功率P與很多因素有關，例如：規(guī)格（BL）、偏心軸轉速n、嚙角a、動顎下端水平行程s、偏心距r、以及破碎機的物理機械性能、粒度特征、破碎齒板表面形狀和齒形參數(shù)等，都會影響功率消耗。 厘米 C： 跟進料口大小決定的系數(shù) 當取時系數(shù)時,N=CLB=,當取時的系數(shù)時,N=CLB=,二者差異較大,查詢目前類似型號的750*,二公式均有其局限性,故選擇其二者平均值106千瓦.故取大于106千瓦的電動機電動機選擇取大值106千瓦以上電動機.從YZR 以及YZ系列冶金起重三相異步電機中選擇,經(jīng)過篩選,只有YZR335M10型電動機符合要求.其參數(shù)為:30分鐘內額定功率110KW,轉速581,當?shù)刃哟螖?shù)量每小時小于6次時,該電動機完全符合其要求.電動機轉速平均為581轉/分,最適宜偏心距轉速為183轉/分,破碎機使用普通V帶傳動,其功率為可知,110KW,轉速可知,最大轉速581轉/分傳動小輪基準直徑,其轉速為581轉,則查閱表格,選擇皮帶型號:D1=450~560的D型皮帶最符合其功率轉速的要求第5章 顎式破碎機的結構設計 主軸也即偏心軸，是顎式破碎機最重要的零部件之一。軸的初步計算偏心軸是顎破碎機的主要部件，它用于支撐皮帶輪，飛輪，同時傳遞破碎機所需要的功率。A值選擇：A=7~9用于無軸向載荷重載短軸 A=10~11用于無軸向載荷低速中間軸 A=12~14無軸向載荷多交點軸 A=15~16圓錐或者斜齒軸 A=17~18蝸輪，螺旋齒等大載荷震動 A=19~20傳動中有大過載的軸顎式破碎機的偏心軸承受很大切應力，并運轉過程中載荷并不平均，所以取A=19~20，取19，取值為20。 電動機轉速平均為581轉/分,最適宜偏心距轉速為183轉/分,其功率為可知,110KW,轉速可知,最大轉速581轉/分傳動小輪基準直徑,其轉速為581轉,則查閱表格,選擇皮帶型號:D1=450~560的D型皮帶最符合其功率轉速的要求D型皮帶在時傳動功率的增量,~,則V帶根數(shù)確定時使用算式 單根V帶傳動基準查閱表格可知道,~6跟要求,但是粗算值過于接近6,=,從動輪與小輪距離過近則包角系數(shù)減少,則效率降低,故適當延長兩輪之間距離. V帶長度計算:小帶輪基準適合D帶的有355~800mm,當小帶輪轉速n近于600轉時,采用450mm的小帶輪最為適宜,.查表得=,皮帶輪最小長度約為,然而最小長度是不可取的,~2米額外長度,.=5824查閱表格,當D號皮帶在長度約為6000時的長度系數(shù)為+()查閱表格,當D帶在當前傳動角落小于110 時,取100 而附著角度計算方面,得最小包角系數(shù)約為110度,查閱表格=,則確定皮帶根數(shù),取6根.大帶輪設計，采用孔板式。如果在空轉階段開始時，飛輪的角速度等于，在空轉階段終了時，飛輪的角速度增為。簡擺顎式破碎機取低值，復擺顎式破碎機可取高值。偏心軸回轉一周的時間秒，則秒。上面的水平位移量約為下部的115倍，垂直位移稍小于下部，就整個顎板而言，垂直位移量約為水平位移量的2～3倍，工作時，曲柄處于區(qū)是完全工作行程；處于區(qū)，上部靠前下部靠后，在區(qū)是空回行程；在區(qū)是上部靠后下部靠前?！×蠅K在顎板之間的受力分析 動顎是支撐齒板且直接參與破碎礦石的部件。為了減輕動顎的重量，國外也有采用焊接結構，由于其結構復雜，因此對焊接工藝的要求較高?！癊”形結構： 在動顎推力板一側有三道加強筋，加強推力板支撐座上易斷裂處。動顎后部為平板結構，前部位加強筋板，齒板安裝在動顎加強筋板的安裝面上。動顎和固定顎的破碎板都用耐磨材料制成。破碎板表面常鑄成波浪形或三角形齒形 在安裝時，動顎破碎板的齒峰正好對準固定顎破碎板的齒谷。其大小的選擇是由破碎的礦石性質和粒度而定。有的顎式破碎機的齒形破碎板上，有兩個特高的牙齒，這對于破碎片狀物料是十分有利的。為此，本機采用厭氧膠將螺母和螺栓粘貼在一起，待完全干透后，螺母再不會松動。對于復擺顎式破碎機，它的主要作用是將破碎力傳遞到機架后壁。推力板是在受壓狀態(tài)下工作，所以它不必采用高抗拉強度的鋼來制造，而常用較低強度的灰口鑄鐵來制造。 另外，為了減少推力板和推力板座的磨損，除經(jīng)常在其結合處注入潤滑材料外，還要防止灰塵和細料塊進入結合處，所以在結合處的上部都要加裝擋灰板。機架在機器中受很大的沖擊載荷，所以它應有足夠的強度和剛度?？v向加強筋一般是附帶加強作用，當有較大物料塊時，在排礦口處產(chǎn)生隆起，將對側壁產(chǎn)生很大的橫向壓力，作用在機器軟弱部位，而特別危險，加上加強筋可起作用。優(yōu)點為：剛性好。(2)組合機架 組合機架是把機架分成幾個部分，然后組合在一起。優(yōu)點：①結構強度大，較相同尺寸鑄鋼機架承受負載更多。近年來，由于焊接工藝的發(fā)展，機架逐步采用鋼板焊接結構。因為它不起破碎作用，所以表面是光滑的。工作過程中，破碎力逐漸達到最大。動顎作為一個整體， 動顎的強度計算 由以上的分析我們知道，垂直動顎的作用使動顎產(chǎn)生彎曲應力和剪切應力，一般按受集中作用力的兩支點進行計算；而平行于動顎的作用力，它們不通過動顎的重心，則使動顎產(chǎn)生拉伸應力和偏心彎曲應力。 軸的結構設計和強度計算 由前面已知，軸的最小段直徑188mm。軸承又是靠端蓋、止動螺母、嵌入式端蓋定位的。Y=3 mm。本機選用2316型系列軸承。端蓋材料和其他所處位置有關系，如裝配圖所示，33號與34號因為處于摩擦狀態(tài)，所以其端蓋材料選擇ZG270500以抵抗磨損，而其他地方由于僅僅是用于封閉潤滑油和加強密閉性，所以可以選擇鑄鐵HT150。故d=150+214= 178 mm取180∵ d=130。則： 效驗C處，C處為合成彎矩最大危險截面，根據(jù)圖51517，按三強度理論效核： 效驗結果：截面C的強度足夠。故省略不計。20年，足夠長。. ∴ ∴軸承選得合適。故計算時要降低其安全系數(shù)。采用HT200材料合理。剛度太大，又會過多引起非生產(chǎn)性能量的消耗。許用切應力 （2）據(jù)資料[4] 根據(jù)經(jīng)驗選取旋轉比 C = 4根據(jù)公式 式中，C——旋轉比，C=4 d——彈簧直徑，mm K——曲度系數(shù)， ∴，選取d = 14 mm彈簧中徑： ，選取彈簧內徑：彈簧外徑：有效圈數(shù)： 先求彈簧的變形量。這種慣性力將在機器各運動副中引起一種動壓力，因而會增加運動副中的摩擦，影響機構的強度，降低機器的效率。參考資料［1］有： r ：偏心距， n ：偏心軸轉速，330r/d 6偏心距端的法向加速度參考資料［1］有：= 7作用在偏心軸上的總壓力參考資料［1］有： 根據(jù)有： 偏心軸偏心部分的重量為：= G=**10=200kg ，所以設平衡重為m有G*=2*mr r為皮帶輪的軸心到輪輻的距離為701/2=所以 m=200*（2*）= 。所以 所以 所以鍵的強度合格 6．21 結構特性 經(jīng)過上述設計計算，初步確定了750*1060顎式破碎機的設計方案，設計思路由破碎機的總體結構入手，計算破碎機各個主要構件的參數(shù)，從而確定破碎機機構上的配合關系，再根據(jù)破碎機在機構的上的特點，確定幾個顎式破碎機受力最大，受力最集中的零件與部分進行校核，得出的數(shù)字為極限數(shù)字，但是礦山機械震動大，工作環(huán)境不佳，所以一般取大值和比較大的數(shù)字。動顎上的安裝顎板的緊固件調整空間比較大，能夠適應一定范圍內的顎板誤差，而且結構強度有所保障。 根據(jù)經(jīng)驗公式得出的生產(chǎn)率也耗電力，本機達到了設計要求。 通過本次設計，對以前學習的知識進行了有效的鞏固，在一些較為薄弱的環(huán)節(jié)得到了彌補，并且接觸到了很多過去忽視或者沒有接觸到的知識領域。五、參考文獻： [1]：. 1～78[2][M].北京：中國建筑工業(yè)出版社. ～126.[3][M].北京：機械工業(yè)出版社. 36～78.[4]楊明忠，[M]. 武漢：理工大學出版社. ～241[5]吳宗澤，[M].北京：～78[6][J].礦山機械雜志社. 2002，6(2).52～56[7][M].北京：化學工業(yè)出版社. ～162[8]吳宗澤，[M]. 北京：～78[9][M].北京：建筑工業(yè)出版社. ～56[10][J]，期刊精密制造與自動化 [11][J]，礦冶 [12][J]，機械研究與應用 [13][J]，[14][J]，[15][J]，[16]中華人民共和國機械行業(yè)標準 JB/T. 13882002 《復擺顎式破碎機》. 2002.[17]郎寶賢，郎世平. 顎式破碎機設計與檢修. 北京：機械工業(yè)出版社，1990.[18]咸建良. 復擺顎式破碎機設計新方法的研究：[碩士論文]. 北京礦冶研究總院，1995.□[19]萬曼影. 視窗環(huán)境下歐姆龍 PLC 的實時通信. 微處理機，2004[20]何華東，趙喜榮. PLC 與上位計算機的串行通信程序設計. 機電工程，2002(6)□