【文章內(nèi)容簡介】 此增加功率消耗。在傳統(tǒng)設計中，偏心距是由動顎行程通過畫機構圖來初步確定的。 據(jù)資料 [1]： 1211 si n( 90 )2si n 90 si n2112 si n( 90 )2oxooC m yyley????????? ? ?????? ? ????????????? 21624 1 25 sin( 45 90 )6 2sin 90 45 sin2 19 701162sin( 45 90 )2oooooooooe?????? ? ???? ? ????????? ???? 初算為 根據(jù)經(jīng)驗公式 e = )2/sin(2 )90cos( ?? ?? ??xC ? 為肘板擺動角 , 肘板支撐角 ? ，代入并計算得 肘板支撐角 ? =21o 肘板擺動角 6o?? 傳動角 45oy? e = )2/sin(2 )90cos( ?? ?? ??xC= ,= 其中， ? 角隨偏心距 e的增大而增大，從而改變了動顎上下部的行程值。 L PEX7501060復擺顎式破碎機的設計 14 據(jù)資料 [1]： 圖 35 連長 m i n 7 5 0 8 0 1970s in 0 .3 4Bdl a? ?? ? ?mm 據(jù)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。 ? 不應超過接觸處 2倍的摩 擦角，即 ? ? 2tg1? f 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=。代入，則 ? = tg1? =11 25? ’。 當調(diào)整排料口間隙時，肘板與機架滑槽的磨損，引起 ? 、 ? 增值。另外， ? 還受到動顎行程大小的約束。 由前面提到的 e=)2/sin(2 )90cos( ?? ?? ??xC ? ? =2[sin1? eCx 2 )90cos( ??? ? ]=2[sin1? ??? ?? 20202 40c os10 ]=176。 由生產(chǎn)實際經(jīng)驗，取 ? = 6176。 ? 傳動角大小影響著機構的傳動效率。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。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。當偏心距大小一定時，加大傳動角、實質上是減小推力板和擺動角，而其特性值也漸漸惡化，齒板磨損加劇。 據(jù)資料 [1] 推薦： 00 55~45?? PEX7501060復擺顎式破碎機的設計 15 在此設計中我們選擇 45度 ? 若改變 ? 的大小，則動顎上、下行程都將改變。 ? 增大，則上下行程都將變大，特性值 m得以改 善。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。 由偏心距 e的公式轉換，得： ? =sin1? eCx 2 )90cos( ??? 2? 肘板支撐角 ? =sin cos(90 )2 oCr??42 = ?。?? =21176。 K 由資料 [1] 2s in212s in2222??mCCCK xyX ???? 21 1242 s i n 2 s i n22x XCm CK ?? ??? 2 21 1 42 si n 2 si n22x XXCm CKC?? ???? PEX7501060復擺顎式破碎機的設計 16 = 2 6 2 .6 6 9 1 0 0 5 .70 .0 6 9? ? 為加工方便，取 1006 第 4章 顎式破碎機工作參數(shù)的計算 偏心軸的轉 速 的計算 圖 3－ 5 確定顎式破碎機的轉數(shù) 當動顎擺動一次時，從破碎腔中排出的破碎產(chǎn)品是斷面為梯形的棱柱體 (圖 3－ 5)。棱柱體下部的寬度等于排礦口的最小寬度。而上部的最大寬度等于 se? ， s 為動顎下端的行程。棱柱體的高度為 : 偏心軸的轉數(shù)理論計算公式： sn ?tan665? 式中 s ――動顎下端的擺動行程 (cm) n ――主軸轉速 (r/min) ? ――嚙角 ”）（“ ? mi n/ 20t a n665t a n665 rsn ??? ? Q 生產(chǎn)能力是指破碎機在單位時間里所能破碎礦石的數(shù)量。它與礦石性質，破碎機的類型，以及操作條件等因素有關。 除上述公式外，顎式破碎機的生產(chǎn)率常用下列經(jīng)驗公式計算： 據(jù)資料 [3] ： 根據(jù) 其要求，生產(chǎn)處理特定抗壓強度的礦物，選用下式計算。 當處理不大于 350MPA的礦物時 ,其生產(chǎn)率計算 PEX7501060復擺顎式破碎機的設計 17 ? ?,m i n m i n~ 1 . 4 3 4 0 1 . 0 6 (0 . 0 8 0 . 0 2 4 ) 2 . 2 1 1 5 . 4 4 3 3 2 8oQ K g L d d S ???? ? ? ? ? ? ? ??? P 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。根據(jù)設計目的，復擺顎式破碎機是為了破碎中等硬度的各類礦石或巖石。破碎機所需要的功率，主要是用來破碎礦石和克服機器本身的摩擦損失。工作時產(chǎn)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%。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（ B L）、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。由于影響破碎機功率因素很多，要想用一個公式精確地進行計算是很困難的。迄今，一些功率計算公式大多屬于經(jīng)驗公式的范疇。 經(jīng)驗公式 1 N=18LHen=1 8 1 . 0 6 1 . 8 5 0 . 0 2 0 8 1 8 3 1 3 4 . 3 5 8? ? ? ? ? 經(jīng)驗公式 2 N=CLB 式中： L B：破碎機進料口的長和寬。 厘米 C： 跟進料口大小決定的系數(shù) ??????????????????1 2 0 09 0 01 2 011 2 0 09 0 0~4 0 02 5 0:1 0 014 0 02 5 0601LBLBLB 當取 250 400BL? ? ? 時系數(shù) 160 時 ,N=CLB= 千瓦與經(jīng)驗公式 1 數(shù)值基本相同 ,當取 : 900 1200BL??時的系數(shù) 1100 時 ,N=CLB= ,二者差異較大 ,查詢目前類似型號 的 750* 鶚式破碎機功率為 90 千瓦 ,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(nèi)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 ,則傳動比為 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 PEX7501060復擺顎式破碎機的設計 18 主軸也即偏心軸，是顎式破碎機最重要的零部件之一。主軸的選取首先應考慮其強度，然后才是主軸的材料選取。再考慮軸承定位，裝卸方便等因素。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。 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。工作時，偏心軸受 到很大的扭力，彎矩。由于偏心距不大，在強度計算上可以按照直軸處理。 按照扭力確定軸的最小直徑： 扭矩與轉速 n以及輸入功率 N有如下關系： 95500n NM n? nM 為扭矩，千克 厘米， N為千瓦數(shù)，值為 110， n為轉動速度，值為 183轉 /分 nM 值為 57404 取得軸的直徑為 d（厘米）則： 軸所受的扭轉剪應力 nMWd? ? ? ?許用應力 ??n? nMWd? ?? 由上式得 ? ? 333 955000 .2nNNdAnn?? ? ? 式中 A為隨許用應力變化的系數(shù)，可以由它得到常用材料的載荷選擇。 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 PEX7501060復擺顎式破碎機的設計 19 加上鍵槽值 ，取值為 20。 ? ? 333 9 5 5 0 0 1 1 02 0 2 0 0 .9 3 8 3 5 6 1 1 8 .7 6 7 1 2 20 .2 1 8 3n Nd n?? ? ? ? ? ?（厘米） 約等于 188mm 取 19厘米，而偏心距為 ，故： 軸的結構設計 根據(jù)初步計算的尺寸，顎破偏心軸上的結構主要另件是動顎，皮帶輪，飛輪，軸承，他們相互位置由軸肩，擋圈確定。 軸各個長度的確定 軸最小 一般輪客長度在 1~2d之間選擇，輪殼配合部分比輪殼段 2~3mm 偏心軸材料的選擇： 按照 JB138874標準中規(guī)定 150 ?250~400 ?600不得低于 YB671 45號鋼， 而 600 ?900~900 ?1200不得低于 40Cr鋼，本機 750 ?1060符合 40Cr鋼材料要求。 由 YB671， Q/ZB6173查得 40Cr機械性能 ? ?222700 /5000 /241 ~ 2861 1480 /bsOkg cmkg cmHBkg cm????????????? 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。 電動機轉速平均為 581轉 /分 ,最適宜偏心距轉速為 183轉 /分 ,則傳動比為 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 D型皮帶在 1i? 時傳動功率的增量 ,根據(jù)其轉速查閱表格得 ~,則 V帶根數(shù)確定時使用算式 0 0 )(caLpZ p p K K? ?? PEX7501060復擺顎式破碎機的設計 20 單根 V 帶傳動基準查閱表格可知道 ,粗算 D 帶中 450mm單根傳動 千瓦的最符合 3~6跟要求 ,但是粗算值過于接近 6,所以取 D帶中的 560mm帶 .粗算 = 由于其傳動比為 比 1,從動輪與小輪距離過近則 aK 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 ,而可知大帶輪的直徑就為 . 查表得 0p? = 小帶輪周長為 ,大帶輪周長為 皮帶輪最小長度約為 1 ( 4 5 0 1 4 2 6 . 9 5 ) ( 4 5 0 1 4 2 6 ) 4 8 2 42 ? ? ? ? ?,然而最小長度是不可取的 ,機器間距根據(jù)經(jīng)驗約可取 ~2米額