【文章內(nèi)容簡介】 76。正確的選擇鉗角對于提高破碎機的破碎效率具有很大的意義。減小鉗角可使破碎機的生產(chǎn)能力增加，但會引起破碎比的減小。增大鉗角，雖可增大破碎比，但同時又減少生產(chǎn)能力。因此，在選擇鉗角時，應(yīng)當(dāng)全面考慮。 在此，初取=20176。 傳動角從機構(gòu)學(xué)的角度看，傳動角是指四桿機構(gòu)中，連桿軸線與肘板軸線間所夾的銳角，且傳動角愈接近90176。，傳動性能愈好。對于破碎機而言，傳動角的選取除考慮傳力性能外，還必須考慮加大傳動角，不但增大垂直行程，而且使水平行程降低。因此，傳動角一般不宜過大，建議取 45176?！?5176。所以在此，取 50176。 動顎水平行程和偏心軸的偏心距.動顎擺動行程s是破碎機最重要的結(jié)構(gòu)參數(shù)。在理論上，動顎擺動行程應(yīng)按物料達到破壞時所需之壓縮量來確定。然而，由于破碎板的變形，及其與機架間存在的間隙等因素的影響，實際選取的動顎擺動行程遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于理論上求出的數(shù)值。目前，常用下端水平行程的計算公式有： (45) 下端點許用水平行程： (46)式中：最小排料口尺寸（mm）進料口尺寸（mm） 實際上，動顎行程是根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定的，通常對于大型顎式破碎機，S=25～45mm；中小型顎式破碎機，S=12～15mm。在此，參照顎式破碎機現(xiàn)有的設(shè)計經(jīng)驗，初取 =15mm 則合理。不論動顎齒面軌跡性能值分配是否合理，在機構(gòu)其他尺寸參數(shù)不變的情況下，增大曲柄半徑，會使顎板齒面上各點的行程值增大，一方面可以提高生產(chǎn)力，另一方面也增大了機器的功耗。由于曲柄半徑的改變并不能有效地調(diào)整齒板軌跡性能值的分配，因此，只有在調(diào)整其他參數(shù)仍得不到要求的行程值時，方以曲柄半徑作為設(shè)計變量。從這個意義上講，曲柄可作為設(shè)計變量，也可以按現(xiàn)有的設(shè)計經(jīng)驗確定。通常，對于復(fù)擺式顎式破碎機，（2～） (47)由于初定值 =15mm,則～=～ 取 =12mm中國礦業(yè)大學(xué) 5 主要構(gòu)件尺寸的確定 懸掛高度是指曲柄支承中心到定顎板上端水平面間的垂直距離。按照結(jié)構(gòu)特點，可把復(fù)擺顎式分為三種類型，即正懸掛（0），零懸掛（=0）和負(fù)懸掛（0）三種結(jié)構(gòu)。懸掛高度實際上決定了動顎上端點在連桿上的相對位置。動顎上端點相對于動顎軸承中心點愈高，其水平行程值愈大且特征值愈小。因此，較小的懸掛高度不但可以增大上端點水平行程值，減小特性值，而且可以降低機器高度尺寸，減輕機重。在此，采用零懸掛型設(shè)計，即 =0 。 破碎腔高度在鉗角一定的情況下，破碎腔高度有所要求的破碎比而定，通常，破碎腔高度 （～） ，其中為給礦口寬度（mm）～通常。 取 動顎長度的確定在曲柄搖桿機構(gòu)中，當(dāng)曲柄作等速回轉(zhuǎn)時，搖桿來回擺動的速度 不同，具有急回運動的特征。連桿愈短，即λ=rl值愈大，則這種現(xiàn)象就愈顯著。曲柄（偏心軸）的轉(zhuǎn)數(shù)是根據(jù)礦石在破碎腔中自由下落的時間而定。因此，連桿 的長度不宜過短。通常，對于大型顎式破碎機：。對于中、小型顎式破碎機：。為動顎長度。經(jīng)計算取。 推力板（肘板）長度 當(dāng)動顎的擺動行程s和偏心距r確定后，在選取推力板長度時，對于簡擺式顎式破碎機，當(dāng)曲柄偏心位置為最高時，兩個推力板的內(nèi)端點略低于兩個外端點的連線。即使β角（推力板與連桿之間的夾角）近于90176。，后推力板總在角度為 5176?！?3176。之間運動。推力板長度與偏心距的關(guān)系為： (51) 取。式中： ——推力板長度的最小、最大值，mm——偏心距，mm兩個推力板長度應(yīng)根據(jù)機械運動的要求來確定，二者必須一致。復(fù)擺顎式破碎機的推力板長度也可參考公式（51）所列關(guān)系選取，通?！D51破碎腔高度 H=600mm 鉗角 α=20o 偏心距 r=傳動角 根據(jù)幾何關(guān)系,可估算出連桿的長度。 （52） 取 則支座O,C 間的垂直水平距離為: （53） （54） 機架位置參數(shù): （55） （56）在此四桿機構(gòu)中,曲柄轉(zhuǎn)動,且為最短桿,為最長桿: ＜則滿足周轉(zhuǎn)副條件。 破碎腔的形狀破碎腔的形狀是決定生產(chǎn)率，動力消耗和襯板磨損等破碎機性能的重要因素。破碎腔的形狀有直線型和曲線形兩種。若兩種破碎腔的給礦口寬度，派黃口寬度，動顎的擺動行程和擺動次數(shù)均相同，礦石在破碎腔內(nèi)的流動狀態(tài)如圖52所示。圖中實線表示顎板閉合時的位置，虛線表示顎板后退最遠(yuǎn)時的位置。圖52中的許多水平線，表示礦石在陸續(xù)向下運動時所占的區(qū)域。處于水平面1上的礦石，當(dāng)動顎擺到需線位置時，便下落到水平面2上。兩水平面之間的垂直距離就式破碎機在空轉(zhuǎn)行程時礦塊落下的距離。在顎板下一次的工作行程中，水平面2處的礦塊則被破碎，到空轉(zhuǎn)行程時，礦快便落到水平面3上。依此類推，礦快逐漸被破碎而粒度逐漸減小，最后通過排礦口排出去。由圖52a可以看到，在直線型破碎腔中，各連續(xù)水平面間形成的梯形斷面的體積向下依次遞減，況時間的空隙也逐漸減小，而棟鄂的擺動行程和牙髓里卻逐漸增大。礦石到排礦口附近的排礦速度就減慢。于是，在排礦口附近，就易發(fā)生堵塞現(xiàn)象，這是造成極其過載合襯板下段磨損嚴(yán)重的主要原因。圖5—2 破碎腔的形狀a—直線型破碎腔 b—曲線型破碎腔圖52b表示曲線形破碎腔，它是將固定顎襯板改成曲線形，曲線是按破碎腔的嚙角從上向下逐漸減小的原則而設(shè)計的。在曲線形破碎腔中，各連續(xù)的水平面間形成的梯形斷面的體積從破碎腔的中部往下是逐漸增加的，因而況時間的空隙增大，有利于排礦。由于堵塞點上移故在排礦口附近不易發(fā)生堵塞現(xiàn)象。實踐證明，當(dāng)動顎擺動行程和擺動次數(shù)相同時，曲線形破碎腔有以下優(yōu)點：，產(chǎn)品粒度均勻。綜上，本設(shè)計采用曲線破碎腔。 設(shè)計參數(shù) 圖53如圖53所示，b為公稱排料口，sL為動顎下端點水平行程，aL為排料層的平均嚙角。ABB1A1為腔內(nèi)物料的壓縮破碎棱柱體，ABB2A2為排料棱柱體。破碎機的主軸轉(zhuǎn)速是根據(jù)在一個運動循環(huán)的排料時間內(nèi)，壓縮破碎棱柱體的上層面（AA1）按自由落體下落至破碎腔外的高度h計算確定的。而該排料層高度與下端點水平行程SL及排料層嚙角aL關(guān)。即排料層上層面(AA1)降至下層面(BB1)，正好把排料層的物料全部排出所需的時間來計算主軸的轉(zhuǎn)速。對于排料時間有不同的意見：一種認(rèn)為排料時間t應(yīng)考慮破碎機構(gòu)的急回特性，即排料時間與機構(gòu)的行程速比系數(shù)有關(guān)。這一觀點未注意到動顎下端點排料起始點與終止點并不一定與機構(gòu)的兩極限位置相對應(yīng)。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。根據(jù)筆者對破碎過程的實測分析，得到排料過程對應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角不小于180的結(jié)論，認(rèn)為排料時間按主軸半轉(zhuǎn)計算比較符合實際情況。由經(jīng)驗公式： r/min （57）式中 給礦口寬度 m則 由理論公式： （58）式中 鉗角 （ 176。） 動顎下端點水平行程 （cm）則 根據(jù)現(xiàn)有設(shè)計經(jīng)驗，取再由理論公式 倒推出鉗角 （59） ，則合理。本次設(shè)計取整為。 生產(chǎn)能力破碎機的生產(chǎn)能力是指機器每小時所處理的物料的立方米數(shù)。由于生產(chǎn)能力不但與排料口尺寸有關(guān)，而且與待破物料的強度、韌性、物料性能以及進料口的幾何尺寸和塊度分布有關(guān)，因此為同意衡量機器生產(chǎn)能力的高低，標(biāo)準(zhǔn)中的生產(chǎn)能力，是指機器在開邊公稱排料口下，每小時所處理的抗壓強度為250MPa、 t/m的花崗巖物料立方米樹，稱為公稱生產(chǎn)能力（m/t）。參照圖41，在公稱排料口b時，每一運動循環(huán)的排料行程下排出的物料棱柱體AA1B1B的體積與每小時轉(zhuǎn)速60n的乘積，即可得到公稱生產(chǎn)能力Q的計算公式為： （510）式中 破碎機生產(chǎn)率 t/h 主軸轉(zhuǎn)速 r/min 動顎下部的水平行程 m 破碎產(chǎn)品的平均粒徑 m， 排礦口寬度 m 破碎產(chǎn)品的松散系數(shù)，～ 破碎硬礦石，可取小值；破碎不太硬礦石，則取大值。 礦石的堆積密度 一般假定 鉗角 （ 176。） 一般取 則 復(fù)擺式顎顎式破碎機的生產(chǎn)率要再增加25%，則實際生產(chǎn)能力 （511） 最大破碎力 破碎力在腔內(nèi)的分布情況及其合力作用點位置、大小，是機構(gòu)設(shè)計和零部件強度設(shè)計的重要依據(jù)。由于破碎力分布以及合力大小、作用點位置具有隨機性，用理論分析的方法將會產(chǎn)生較大的誤差，通過大量實測數(shù)據(jù)統(tǒng)計分析，再經(jīng)過理論推導(dǎo)，建立實驗分析計算式是一種較好的方法，能夠近似反映出破碎力的變化規(guī)律并有較大的計算準(zhǔn)確度。 滿載破碎時破碎力的最大峰值稱為最大破碎力： （512）式中 最大破碎力 N 抗壓強度 有效破碎系數(shù),對中小型 =～公稱排料口尺寸 的單位是cm. 取 ，則 當(dāng)計算破碎力零件強度時，考慮沖擊載荷的影響，應(yīng)將增大50%，故破碎機的計算破碎力為： （513） 功率在破碎機的機構(gòu)尺寸參數(shù)優(yōu)化設(shè)計中，功率是一個重要的約束條件，因此必須建立破碎機功率的計算公式，下式是根據(jù)是根據(jù)最大破碎力的計算公式及實測的功率值為依據(jù)，公式如下： （514） 式中 計算功率 KW最大破碎力 KN 動顎褚點水平行程平均值 mm 主軸轉(zhuǎn)速 r/min 鉗角 ( 176。) 機器總效率,可取 ～ 等效破碎系數(shù),對中小型 =～。 根據(jù)經(jīng)驗取 , , 則 中國礦業(yè)大學(xué) 6 各個部件的受力分析計算顎式破碎機的各個零件以前，必須先求得作用在各個部件上的外力。計算