【導(dǎo)讀】反擊式破碎機(jī)和輥式破碎機(jī)。復(fù)擺式顎式破碎機(jī)與簡(jiǎn)擺式相比較，其優(yōu)點(diǎn)是：質(zhì)量較輕，像簡(jiǎn)擺式產(chǎn)品中那樣的片狀成分，產(chǎn)品質(zhì)量較好。3-13m3/h；偏心軸轉(zhuǎn)速：300r/min；排料口調(diào)整范圍：20-60mm；電動(dòng)機(jī)功率：11-15KW。此外，對(duì)破碎的意義、破碎工藝和破碎比的計(jì)算，顎式破碎機(jī)的主要部件的。安裝、操作及維修作了簡(jiǎn)單介紹。

　　

【正文】 91260k js aP P k Nb= = ? 2 c os 2 20 82 .9 c os 50 26 77 .7zkP P k Nb== 創(chuàng) =o kN= kN= KN= 19 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 第 4 章 傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 帶輪的設(shè)計(jì) 第 4 章 傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 帶輪的設(shè)計(jì) 顎式破碎機(jī)在工作時(shí)，所受載荷變化很大 ，有沖擊載荷和脈動(dòng)循環(huán)；并且使其皮帶輪的飛輪的傳動(dòng)較大。兩傳動(dòng)軸間距離要求甚遠(yuǎn)。其工作環(huán)境惡劣。對(duì)傳動(dòng)系數(shù)折磨損較大，所以在本設(shè)計(jì)中選用帶傳動(dòng)方式。其優(yōu)點(diǎn)是：傳動(dòng)帶具有彈性，能對(duì)破碎機(jī)工作是產(chǎn)生的沖擊進(jìn)行一定程度的吸收，使傳動(dòng)平穩(wěn)，保護(hù)電機(jī)；皮帶可以在皮帶輪上打滑，具備一定的過(guò)載保護(hù)能力?？稍煊谥行木噍^大的傳動(dòng)。帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造、安裝精度要求不高，使用維護(hù)方便，因此在本次設(shè)計(jì)中我依然采用的是帶傳動(dòng)。 已知電動(dòng)機(jī)為 Y180L6，額定功率 P=15Kw，轉(zhuǎn)速1n =970r/min，破碎機(jī)的轉(zhuǎn)速為 = 2n 300r/min。 確定計(jì)算 功 率 caP 計(jì)算功率 caP 是根據(jù)傳遞功率 P和帶的工作條件而確定的， ca AP K P= 式中： KW= D型帶 20 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 caP —— 計(jì)算功率， kw； AK —— 工作情況系數(shù)，見(jiàn)表 87《機(jī)械設(shè)計(jì)》； P —— 所傳遞的額定功率，如電動(dòng)機(jī)的額定功率或名義的負(fù)載功率， KW。 查表得工礦系數(shù) ? 15 a AP k P K W K W? ? ? ? 選定普通 V帶帶型 根據(jù) = 和 1n 970r / min= ， 確定帶型為： D 型。 計(jì)算傳動(dòng)比 12ni n? 式中： n1—— 小帶輪轉(zhuǎn)速； n2—— 大帶輪轉(zhuǎn)速。 12970 n? ? ? 確定帶 輪的基準(zhǔn)直徑 d 并有驗(yàn)算帶 速 v 1）初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 1d 在帶傳動(dòng)需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪直徑，會(huì)增大帶傳動(dòng)的有效拉力，從而導(dǎo)致 V帶根數(shù)的增加。這樣不僅增大了帶輪的寬度，而且也增大了載荷在 V帶之間分配的不均勻性。另外，帶輪直徑的減小，增加了帶的彎曲應(yīng)力。為了避免彎曲應(yīng)力過(guò)大，小帶輪的基準(zhǔn)直徑就不能過(guò)小。一般情況下，應(yīng)保證min()dd179。 。 根據(jù) V 帶的帶型，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 86和表 88確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑 1d 。 初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 1 500dd mm= 2）驗(yàn)算帶 速 v 11 5 0 0 9 7 0 / 2 4 . 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s m s? ? ??? ? ??? 3i? 1 500dd mm= /v m s= 故帶速合適 2 1500dd mm= 21 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 在 5 25 /ms（ ） 范圍內(nèi) 故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑 2d 21 5 0 0 3 1 5 0 0ddd id m m= = ? 確定 V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度 dL 1）初定中心距 a 若要傳動(dòng)的速度較平穩(wěn)，軸間距應(yīng)選一個(gè)大小適中的值，根據(jù)： 1 2 0 1 ( ) 2( )d d d dd d a d d? ? ? ? 01 4 0 0 4 0 0 0m m a m m?? 初步確定中心距為 0 1500a mm? 。 2）計(jì)算帶所需 的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 dL 2210 0 1 202()2 ( )24( 15 00 50 0)2 15 00 ( 50 0 15 00 )2 4 15 007267ddd d dddL a d damm???? ? ? ??? ? ? ? ? ??? 查表選取基準(zhǔn)長(zhǎng)度： 8000dL mm? 3）計(jì)算實(shí)際中心距 a 00 2800 0 726 7(150 0 )2ddLLaammmm??????? m i nm a x0 . 0 1 5 1 8 6 6 . 5 0 . 0 1 5 8 0 0 0 1 7 4 6 . 50 . 0 3 1 8 6 6 . 5 0 . 0 3 8 0 0 0 2 1 0 6 . 5dda a L m ma a L m m? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? 中心距的變化范圍為 mm 1? 小帶輪上的包角 1a 小于大帶輪上的包角 2a ，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動(dòng)的工作能力，應(yīng)使 0 0 01 2 11 8 0 ( ) 5 7 .3 1 2 0ddd d aa ? ? 0 1500a mm? 8000dL mm? 1 ? ? 22 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 001210000180 57. 3150 0 500180 57. 3149 .3 120dddda??? ? ??? ? ??? 因此，主動(dòng)輪上的包角合適 z 1)單根帶的額定功率 0p 根據(jù) 1 500dd mm? 和 1 970 / minnr? ，查表通過(guò)差值法得： D 型帶 0 wpK? 。 考慮傳動(dòng)比的影響，額定功率的增量 0p? ， 查表并通過(guò)插值法計(jì)算得： 0 wpK?? 2）確定 V帶的根數(shù) 00( ) KcaLpZ p p K?? ?? 查表 8— 5 得： ? ? 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表 8— 10 得： ? 2 2 . 5 4 . 4 5( 2 5 . 3 9 6 2 . 3 1 4 ) 0 . 3 6 0 . 5 2Z ??? ? ? 取 5Z?根 。 V帶的預(yù)緊力 20 2 .55 0 0 ( 1 ) qcaa pFvk zv? ? ?由表查得 q /kg m? 20 ( 1 ) 5 732 .2FNN? ? ? ? ? ??? 5Z?根 0 ? 23 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 壓軸力 1002 si n 2149 .32 5 732 .2 si n27061pF zFN??? ? ? ?? 帶輪寬 ( 1 ) 2 ( 5 1 ) 37 .5 2 48 24 6B z e f m m? ? ? ? ? ? ? ? ? 大帶輪和小帶輪直徑分別為 1500mm 和 500mm，大帶輪厚度為 246mm，大小帶輪直徑均大于 300mm，因此均采用輪輻式結(jié)構(gòu)。小帶輪孔徑為電動(dòng)機(jī)軸直徑 80mm，大帶輪孔徑取 140mm。大帶輪示意圖如下。 7061rFN? 小帶輪采用輪輻式 d=80mm 大帶輪采用輪輻式 d=140mm 24 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 偏心軸的設(shè)計(jì) 圖 42 大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 偏心軸的設(shè)計(jì) 顎式破碎機(jī)的偏心軸是一個(gè)傳遞扭矩，且兩軸承支承間為偏心結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)軸。對(duì)于它的可靠性設(shè)計(jì)。實(shí)際上就是根據(jù)預(yù)先擬定的結(jié)構(gòu)方案，確定一組直徑，使之既能滿足強(qiáng)度，剛度要求，又能滿足可靠性要求，而且重 量輕和經(jīng)濟(jì)效益最好，發(fā)求得技術(shù)上 先進(jìn)，經(jīng)濟(jì)上合理。 偏心軸的材料選用 45 號(hào)鋼 軸傳遞的功率 查表的 V帶的傳動(dòng)效率為 ～ 現(xiàn)η = 軸傳遞的功率為： P=η Pca P= = 偏心軸的轉(zhuǎn)速 300r/min 初步確定軸的最小直徑 3m in 0 PndA180。= (參考：機(jī)械設(shè)計(jì) ) 式中： A0：與軸材料有關(guān)的系數(shù)其值可查表 153取 A0=112 25 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 P：軸傳遞的功率 n：軸的轉(zhuǎn)速 3m in0pdAn=? 3 300=?= 考慮到軸上鍵槽會(huì)消弱軸的強(qiáng)度， 100d mm? 時(shí)，若為單鍵，則應(yīng)將上述計(jì)算值 mind 增大 5% 左右；若為雙鍵，應(yīng)將上述計(jì)算值 mind 增大 10%左右。該設(shè)計(jì)軸為單鍵所以將上述計(jì)算的 mind 增大 6%，得 m i n m m? ? ? 最小直徑段的軸與帶輪相配合，帶輪孔徑為 90mm符合要求，因此選取軸的最小直徑為 90mm 確定軸的各段尺寸 圖 42 偏心軸 由圖 42的基本結(jié)構(gòu)初步確定軸的尺寸由圖可知其軸承安裝在 L4,L6 上，在 L4段和 L6段，軸承與其直接配合，所以知其尺寸由軸承決定 。 從左到右把偏心軸分為七段 D1=140mm L1=278mm D2=150mm L2=95mm D3=145mm L3=2mm L4 為傾斜面此處安裝軸承 ,選取和此處的軸承有關(guān)，查取《滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊(cè)》選擇調(diào)心滾子軸承 軸承型號(hào)為 23232C d=160mm D=280mm B=165mm min mm? 26 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 飛輪故 L4=165mm D5=170mm L5=90mm L6 段安裝動(dòng)顎軸承 此段選取軸承型號(hào)為 23236 CC/W33 d=180mm D=320mm B=112mm 故 L6104mm，取 L6=112mm D7=200mm L7=756mm 初步設(shè)定軸為對(duì)稱的所以右端和左端一樣 偏心軸總長(zhǎng) L 2 ( 1 2 3 4 5 6) 72 ( 278 95 2 165 90 112) 7562240L L L L L L L Lmm? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ?? 在破碎工作時(shí)，破碎力通過(guò)動(dòng)顎軸承傳到偏心軸上，由于該破碎力很大，軸上其實(shí)零件傳遞的栽荷相對(duì)來(lái)說(shuō)就顯提微不足道了，所以計(jì)算時(shí)即可把這些載荷忽略不計(jì)，而只考慮破碎力的作用。破碎力平均分布在兩個(gè)動(dòng)顎軸承上，分別用 F1， F2 來(lái)表示；機(jī)架軸承要當(dāng)于兩個(gè)支座，對(duì)偏心軸具有支座反力的作用，分別用 R1， R2 來(lái)表示；機(jī)架軸承載荷的作用點(diǎn)與動(dòng)顎軸承載荷作用點(diǎn)間的距離用 L 表示。偏心軸的載荷受力分析如圖 43所示，并作出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 44。 圖 43 軸受力示意圖 故軸的強(qiáng)度足夠 MPa? ? 合格 27 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 的設(shè)計(jì) 圖 44 上為彎矩圖，下為扭矩圖 從軸的受力示意圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出動(dòng)顎軸承中心所在截面為危險(xiǎn)截面，計(jì)算出此截面處的彎矩 M 和扭矩 T,按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。 支反力 F1=F2=131915N， R1=R2=131915N 總彎矩 M=44323440N﹒ mm 扭矩 T=4355963N﹒ mm 軸的計(jì)算應(yīng)力公式 22()ca MTWs +?= 軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 ? = 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 154得 ? ，代入數(shù)據(jù)得， MPa? ? ， 選取軸的材料為 45號(hào)鋼調(diào)制處理，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 151得 1 60MPa?? ? 。 cas [σ 1],故安全。 飛輪的設(shè)計(jì) 顎式破碎機(jī)是一種間歇工作的機(jī)械，工作行程破碎物料而空行程只是克服機(jī)構(gòu)中的有害阻力， 因而造成了機(jī)器轉(zhuǎn)動(dòng)速度的波動(dòng)及電動(dòng)機(jī)的負(fù)荷不均勻。為使破碎機(jī)工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速波動(dòng)小，電動(dòng)機(jī)負(fù)荷均勻，在偏心軸的兩端裝上了飛輪?？招谐痰臅r(shí)候它儲(chǔ)存能量，而工作行程時(shí)，飛輪放出能量。 28 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 大三角帶輪即是傳動(dòng)件也是飛輪，所以現(xiàn)在我們?cè)O(shè)計(jì)的是偏心軸另一端的飛輪。 設(shè)破碎機(jī)在空行程期間 1t 內(nèi)的功 率消耗為 1N ，在壓碎物料期間 2t 內(nèi)的功率消耗為 2N 。電動(dòng)機(jī)額定功率為 N ，并且 12N N N。 在 1NN? 期間，多余的功 2NN? 率使飛輪角速度從min? 增加到 max? ；在 2NN? 期間，功率不 足，使飛輪角速度從 max? 減少到 min? ，同時(shí)飛輪放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎機(jī)的破碎效率。由此，可得能量平衡方程式： 1 1 1 m a x m i n102 102 / 2( )N t N t J ww= + 或 21 1 1 010 2 10 2N t N t J wd=+ 式中 J —— 飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 （ ）； w —— 飛輪平均角速度 （ max min2 += ）； 0d —— 速度不均悉數(shù)， max min0 wwd w+= 。 飛輪儲(chǔ)存的能量為： 21 1 01 0 2 ( )t N N J wd= 考慮摩擦損失的機(jī)械效率為： 1NNNh = 代入公式后，得飛輪所需要的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量： 120102tNJ hwd= 機(jī)械效率 ~ = ，因設(shè)計(jì)的是復(fù)擺式破碎機(jī)，效率較高，所以取值為 。 1 2 403ttn==。對(duì)中小型破碎 kg m=? kg= 161B mm= 軸徑為 d=90mm 29 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 軸承的選擇與校核 機(jī) ，取 0d =～ ，此處取 。角速度 w 根據(jù)實(shí)驗(yàn)轉(zhuǎn)速 n 求得， 2nw p= ，而且已知 250 / minnr= 。將這些數(shù)據(jù)代入公式求得： kg m=? 飛輪的外徑應(yīng)與大帶輪的外徑相當(dāng)，選取飛輪的外徑為 D=1500mm，選取飛輪的內(nèi)徑為 d=140mm，則飛輪的質(zhì)量 m 為： 2 2 2 28 8 2 4 . 6 1 8 6 . 7 51 . 5 0 . 1 4Jm k gDd 180。= = =++ 則飛輪的寬度 B 為： 22223[ ( ) ( ) ]22 100 0 10 [ ( ) ( ) ]22161mBDdmm