【正文】 用而破碎。顎式破碎機是有美國人E. W. Blake發(fā)明的。復擺鄂式破碎機,兼有顎式破碎機與圓錐破碎機的性能其產量較同規(guī)格的破碎機高50%。這使破碎機向細碎、粉碎和高效節(jié)能方向發(fā)展。由于物料的物理性質和結構差異很大,為適應各種物料的要求,破碎機的品種也是五花八門的。顎板采用了新的耐磨材料,降低了磨損消耗。所以在生產中廣泛的應用。上海建設。所以，一個合理的傳動裝置可以使復擺顎式破碎機運行的更加順利，合理有效。 復擺顎式破碎機的現(xiàn)狀 顎式破碎機在冶金、礦山、建材、化工、煤炭等行業(yè)使用非常廣泛。國內北京某設計院以及湖南某大學都曾與工廠合作研制了雙腔顎式破碎機。由于它的結構太復雜，近年又研制一種單軸倒懸掛的雙動顎破碎機。山東招遠黃金機械廠曾引進了這種破碎機，并在此基礎上研制了34 顎式破碎機。(2)廣泛采用焊接技術。19世紀中葉，多種類型的顎式破碎機被研制出來，并獲得了廣泛的應用。該機與同種規(guī)格的破碎機相比，在相同工況條件下，處理能力可提高20%～30%，齒板壽命可提高1～2倍。可見，復擺式破碎機的構造比簡擺式破碎機的構造簡單。這樣，主軸軸承也可采用傳動效率高的滾動軸承。同時也因為過大的垂直行程，使得定、動顎襯板磨損很快，大大降低了使用壽命。在碎礦過程中，嚙角應該保證破碎腔內的物料不至于跳出來，也不向上滑動,這就要求物料和顎板工作面之間產生足夠的摩擦力，以阻止礦塊破碎時被擠出去。當固定顎板如圖3－1（b）所示的傾斜位置時，則： ()欲使顎式破碎機能鉗住物料并進行碎礦工作,。因此，選擇嚙角時，應該全面考慮。首先，據資料[6]：看國外動顎下端水平行程的幾個計算公式為： （39） d—— 開口時排料口的最小寬度。通常，上部行程遠大于下部行程，二者具有一定比例關系。 據資料[1]：圖35　連長mm 據資料[1]，選擇應保證肘板與肘板墊間只存在滾動摩擦而無相對滑動，以延長肘板與肘板墊的使用壽命，減少功率消耗。通過機械原理的學習，我們知道復擺顎式破碎機是一種曲柄搖桿機構，曲柄搖桿機構中連桿和搖桿所夾的銳角稱為傳動角。棱柱體下部的寬度等于排礦口的最小寬度。工作時產生巨大的破碎力，破碎礦石所需要的功率約占整個功率消耗的70%。偏心軸的設計偏心軸是顎破最主要的部分之一，它支撐皮帶輪，飛輪動顎，讓動顎按照自己的軌跡運動，同時傳遞破碎機需要的功率。由YB671，Q/ZB6173查得40Cr機械性能總得來說，理論最小軸徑為188cm，但是實際需要擴大，而40Cr的材料則能夠滿足其載荷要求。故式中是考慮摩擦損失的機械效率。由圖可知，A點作圓周運動，B點受推動板的約束為繞點擺動的圓弧線，其余各點的軌跡為扁圓形，從上到下的扁圓形愈來愈扁平。 動顎一般采用鑄造結構。反E型結構： 動顎的橫截面呈反E型。 固定顎和動顎的破碎板各部分磨損是不一樣的，通常下部容易磨損，因此對于顎式顎破機，都把破碎板制成完全對稱的兩塊或多塊，以便下部破碎板磨損后單獨更換或者與上部破碎板對換，不僅節(jié)省了材料，而且給安裝和運輸帶來了方便。齒高和齒距之比可取1/2～1/3之間。 推力板又名推動板、肘板等，它是給動顎傳遞動力的部件。因此為了增加肘頭的耐磨性，常在肘頭部分做冷硬處理。軸承處也需設加強筋，以增加高度方向的剛度，防止側壁受力彎曲和顫動。此機架一般用于中小型顎破。缺點：對焊接質量要求高。第6章 破碎機的受力分析和主要零部件的強度計算資料[1]， 已知電動機安裝功率N，得出破碎力公式 式中　N —— 電動機功率 KW n —— 偏心軸轉速 r/min S—— 動顎在破碎力作用點處的擺動行程 cm由于破碎力不是一個常數，空行程其值為0。 所以： 將以上計算的結果代入下式，計算得： = N/mm所以：通過計算比較知，動顎危險斷面的主應力小于其允許的主應力，所以動顎強度合格。有資料[4]，由于該軸最小直徑188mm，所以各軸肩處倒角尺寸為，X=3 mm?！?+210=115 mm查資料[5]，采用調心滾子型軸承端蓋設計根據資料[5]e=，f=若設迷宮峰寬為20，則迷宮槽寬為10。皮帶輪對軸的壓力由前面知皮帶輪對軸的壓力為： =6 N則如圖59所示： = 從前面已知：， ，∵ 與 與 是作用力與反作用力 ∴ 它們大小相等，方向相反與可看做是集中載荷，集中在動顎中點， 其受力情況可簡化如圖：　　　　　　　　　　　　　　水平面受力簡圖　垂直面受力圖　合成彎矩圖　扭矩圖（1）對水平面受力圖的計算∵ 又∵ （2）對水平面彎矩的計算 （3）對垂直面支反力的計算. ∵ 286414N又∵ N（4）對垂直面彎矩的計算. （5）合成彎矩. ①水平面彎矩圖中，：（設H處彎矩為0）∴ 6129（370+x）=27047則在垂直面彎矩圖中 = 22 468 285 ②垂直面受力圖中，設彎矩為0的地方分別是F、G處 則： 4025（）= 286414 則F、G在水平面上的彎矩為： = 6 129（5+370）27 0475 = E、D處合成的彎矩： = E、C處的合成彎矩： = （6）扭矩計算及扭矩圖.據資料[5]， = 軸強度的檢驗及材料的選擇對于此軸，經研究決定采用合金鋼40cr查資料[5]， 調制處理 ～270HB = 70kg/㎜ 對于顎破，其軸的扭矩可以為是脈動循環(huán)扭矩。取=3（細碎） ∴ 由資料[5]查得3 630型號軸承 C = 93 100根據壽命公式： n ——軸承的轉速，此軸承n=1 100 rpmP ——當量動負荷，已經知道 P= ——軸承的壽命指數，滾子軸承 = 10/3∴ 在20 000～50 000之間所以軸承選得合理。一般都用它作保險零件。剛度不足，不能達到上述要求。選取 n = 則彈簧剛度 = 157 節(jié)距 =55= mm 間距： 自由高度： . 選取 高徑比： 螺旋角： 復擺顎式破碎機的動顎、偏心軸在運轉時，要產生很大的慣性力。 參考資料[4]有： 由軸徑d=120mm 查資料[5]有鍵的截面積為：b*h=32*18又由皮帶輪的輪輻寬度240mm 取鍵長L=220mm鍵的工作長度 l=Lb=22032=188mm查資料[4] 又因為 ：偏心軸轉速； ：電動機軸轉速；：電動機傳遞功率。生產能力為115噸/小時，選擇的電動機為YZR335M10型電動機，其功率為110千瓦，由于用經驗公式計算，并且由于沒有實際產品，只能進行有限的驗算，其生產能力應當能夠滿足實際生產的要求。在這里我再次衷心的感謝指導我的老師，謝謝您。 本次設計使我對顎式破碎機以及相關機械方面的知識，有了進一步的了解，并熟悉了做一個設計該如何查找和運用各種資料、手冊。所以取的數字是比較大的。此外慣性力大小和方向的周期性變化，將使機器及基礎發(fā)生振動和偏心回轉的不均勻性。（1） 據資料[1] 動顎對懸掛軸轉動慣量近似 ——動顎下部寬，960mm——動顎長度， 740mmm——動顎重量據四川礦機有限公司生產經驗，250400型動顎重約為300kg∴但考慮到動顎本身不均勻性，將理論值增大50%則：= ∴ （2）動顎擺至左死點時，由動顎自重而產生的慣性力矩為：G——動顎重 C——動顎重心的垂線與懸掛軸的垂線之間的距離 ∴（3）動顎對懸掛軸的力矩 （4）彈簧最大壓縮力式中，——安全系數 ～2——到懸掛中心的力臂 ∴ 彈簧作用：彈簧主要用于拉緊動顎部分，當動顎部分受到偏心部分的作用甩動時，其轉動會產生大的震動和晃動，所以需要以彈簧來進行拉緊。設計時，將其許用應力提高25～30%。 ——額定靜載荷。軸的靜強度效核由參考資料[4]、扭矩最大的軸中點。 軸的各段直徑的確定，如上圖所表示，為滿足安裝直軸的兩端的飛輪以及帶輪，需要長度為240的軸長，其長度根據飛輪計算結果可知。 軸上主要零件的確定 （1）軸承選擇。軸的各段直徑通常由中間向兩端遞減，并且，軸的設計必須考慮軸上零件定位類型、尺寸及布置情況。破碎力作用于定顎高一半的地方，且垂直作用在動顎2/3處的襯板上。本次設計就采用焊接機架。此方法解決了制造、運輸、安裝上的困難。目前顎式破碎機有三種機架構造。 排料間隙調整裝置：顎破都有卸料口調整裝置以調整其粒度，目前主要的形式有契塊式和液壓式兩種，契塊式的優(yōu)點是結構簡單，制造方便，但是外型尺寸大，調整不容易，大型破碎機器很少使用出料口調整，一般可以正家襯板后面加裝墊片來調整卸料口寬度。當破碎機的負荷增大時，如進入非破碎的物料如鐵塊時，推力板就先行破壞，從而保護了破碎機的其它部件。由于本機為細碎，齒距取30 mm，又由于齒高和齒距之比取1/2，所以，齒高取15mm。這種齒形