【正文】 ? ? 24 ?????? Z 取 Z=5 根。 確定計(jì)算功率 caP 由機(jī)械設(shè)計(jì)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得： AK = caP = AK P= 37= 選用窄 V 帶帶型 根據(jù) caP 、 n由機(jī)械工程設(shè)計(jì)手冊(cè)確定選用 SPA 型。將上述各值代入上式，并簡(jiǎn)化后可得： 2361011 Dn NG ???? （ 321）kgG 236 ??? ????? 計(jì)算飛輪尺寸，一般是先確定飛輪的直徑（取皮帶的直徑），然后求飛輪的質(zhì)量。 由此，飛輪儲(chǔ)存能量的公式可改寫為： ??? NtJ 12 102?平 （ 318） 則飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為： ?? ?21102平 NtJ ? （ 319） 式中： J —— 飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量， 2smN ?? ； 工學(xué)院 學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 26 1t —— 動(dòng)顎在空行程時(shí)間， s； ? —— 機(jī)械效率； 平? —— 飛輪的平均角速度， r/min； ? —— 速度不均勻系數(shù)，對(duì)于中小型顎式破碎機(jī)，可取 ? =。在有載運(yùn)轉(zhuǎn)NN ?2 的情況下，飛輪就輸出能量。在工作行程時(shí)的角速度為 min? 。 飛輪 顎式破碎機(jī)是間歇工作的機(jī)器，因而必然回引起阻力的變化，使其電動(dòng)機(jī)的負(fù)荷不均勻，形成機(jī)械效率的的波動(dòng)。 按疲勞強(qiáng)度校核時(shí)： mKn ??????????? ????? ?1 (314) mKn ??????????? ????? ?1 (315) 式中： 1?? 、 1?? —— 材料受彎曲而后扭轉(zhuǎn)疲勞極限， MPa； 查表得： 1?? =275Mpa，1?? =155Mpa ?K 、 ?K —— 受彎矩和扭矩作用時(shí)有效應(yīng)力集中系數(shù)；查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表得： ?K =， ?K = ?? 、 ?? —— 彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅值， Mpa 1 7 . 3 4 M P a 8 0 7 3 0 6 933 ?????? dWM?? 1. 28 M P 33 03795 5095 502 33 ???????? dnpWTT?? ?? 、 ?? —— 彎曲而后扭轉(zhuǎn)時(shí)將靜應(yīng)力折合為變應(yīng)力等效系數(shù)。要找出幾個(gè)斷面如 bb、 cc斷面受彎矩和扭矩都比較大，而成為彎扭組合危險(xiǎn)斷面，進(jìn)行組合強(qiáng)度校核。 B 點(diǎn)是由受拉應(yīng)力 向受壓應(yīng)力轉(zhuǎn)變。 當(dāng)偏心軸向上運(yùn)動(dòng)，動(dòng)顎逐漸壓緊礦石，偏心軸受力逐漸增大。 2. 彎曲強(qiáng)度校核 由圖可知，偏心軸軸頸處受彎矩最大，而該處軸頸又最小，故是彎曲的危險(xiǎn)截面。于是，在破碎機(jī)每一個(gè)工作循環(huán)中，偏心軸受 剪應(yīng)力由 0—— max? —— 0—— max? 交替變化，是脈動(dòng)循環(huán)剪應(yīng)力。 四、偏心軸的強(qiáng)度計(jì)算 1. 扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核 對(duì)偏心軸進(jìn)行扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核，主要找出受扭最危險(xiǎn)的截面，由圖 34知受扭矩最大、軸頸最細(xì)的截面是安裝皮帶輪處。 三、偏心軸受的彎矩 偏心軸在外力作用下（ 1P 、 2P 、 AP 、 BP ），產(chǎn)生彎曲變形。兩個(gè)飛輪 供給原動(dòng)力矩為： ? ?132 21 MmMM ??? 式中： 2M 、 3M —— 兩個(gè)飛輪頂力矩， mN? 。 mNM ????? 1 0 6 93 3 0379 5 5 01 原動(dòng)力矩要比阻力矩小的多，但機(jī)器卻能照常工作，并沒有停下來。此阻力矩隨著轉(zhuǎn)角 ? 變化 而變化。為此，偏心軸為對(duì)稱結(jié)構(gòu)。所以偏心軸是受彎曲而后扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用的零件。 )(1 2 0 3 6 2)(5 3 2 5 7 6321m a x mNlaTM ???????????? ?? 二、組合應(yīng)力 1? 動(dòng)顎危險(xiǎn)斷面上的彎曲應(yīng)力 2? 圖 33 動(dòng)顎的作用力、彎矩、剪力圖 )( 6m a x2 MPWM ???? ?? 工學(xué)院 學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 18 式中 W 為動(dòng)顎的截面模數(shù)， 34390cmW ? 動(dòng)顎危險(xiǎn)斷面上的彎曲應(yīng)力 3? )( 4223 MPFT ???? ?? 式中 F 為動(dòng)顎的受拉面積， 3563cmF? 動(dòng)顎危險(xiǎn)斷面上的偏 心彎曲應(yīng)力 4? )( 50 653 25 76 61 2214 MPW eTWMe ?? ???? ?? 式中 2e 為動(dòng)顎作用力的偏心距， cme 122 ? ； 其偏心處截面模數(shù) 31 2650 cmW ? )( MP??????? ???? 三、動(dòng)顎危險(xiǎn)斷面的剪應(yīng)力 按材料力學(xué)公式： JbQS?? （ 37） 式中： Q—— 危險(xiǎn)面上的垂直分力， Q=T2=532576（ N） J—— 危險(xiǎn)面的極慣矩， S=3120（ cm3） S—— 動(dòng)顎的靜矩， S=3120（ cm3） b—— 剪切危險(xiǎn)斷面與中心軸相交的寬度（見結(jié)構(gòu)圖）， b=20（ cm） M P aJbQS 3 8 0 0 3 1 2 05 3 2 5 7 6 ?????? 四、危險(xiǎn)斷面上的主應(yīng)力 0? )( 2210 MPai ???? ???? 五、許用應(yīng)力 ][? 的確定 ][][ 0n?? ? 脈動(dòng)循環(huán)持久極限 0? 查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)得： )(568 MPab ?? 按機(jī)械設(shè)計(jì)相關(guān)表格： )( 6 95 6 M P ab ???? ?? 工作安全因數(shù) ][n 321][ nnnn ??? （ 38） 工學(xué)院 學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 19 選取 。為了削弱推力板的斷面強(qiáng)度。 ??cossin21 CBCBTT TT ?? )()(NN ? （ 32） 動(dòng)顎 二、物料塊對(duì)動(dòng)顎的反作用力 P lTaP CB2 sin63 ?? （ N） （ 33） 三、動(dòng)顎偏心軸的軸承反力 PHD )123(123)32(11 ????? laTllaTR （ N） （ 34） 工學(xué)院 學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 16 ?co s22 CBTTR ?? （ N） （ 35） 2221 RRPHD ?? （ N） （ 36） R R2 為軸承反力 PHD在動(dòng)顎垂直和水平方向的分力取β =45186。 maxPPm ?? （ MN） （ Pmax為最大破碎力， Pmax=） 根據(jù)實(shí)驗(yàn)測(cè)定β =～ 平均作用力 Pm 的作用點(diǎn) ，可以近似認(rèn)為其方向垂直于固定顎板，并以集中力的方式通過其中點(diǎn)，指向動(dòng)顎的 C 點(diǎn)。 根據(jù)圖，動(dòng)顎擺動(dòng)一次，排出的棱柱斷面積為： ?t a n222 ssehseeF ??????? ）（ 棱柱體 的長(zhǎng)度即為破碎腔的長(zhǎng)度 L，故棱柱體的體積為： ?ta n2 )2( selslFV ???? 若動(dòng)顎每分鐘擺動(dòng) n 次，則破碎機(jī)的生產(chǎn)能力為： ??? ? ? t a n/)2(3060 sbnL snQ ??? （ 29） 式中 :μ 松動(dòng)系數(shù)，中、小破碎機(jī)可取較高值（μ =~），取μ = ρ 破碎物料的密度 t/m3 ，假想物料為大塊石料，其密度為 ~。 由以上幾式聯(lián)立并簡(jiǎn)化可知： mi n/ 5mi n/ 2166 566 5 rrtgstgn ???? ? 由于上式未考慮物料性質(zhì)和破碎機(jī)類型等因素的影響，因此，只能用于粗略地確定破碎機(jī)的轉(zhuǎn)速。 由圖可知，為了不妨礙物料排出，物料棱柱體落下時(shí)必須滿足的條件，即活動(dòng)顎板在離開的時(shí)間 t內(nèi)，破碎物料必須落下的高度應(yīng)為 h；當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)動(dòng)一周時(shí)，活動(dòng)顎擺動(dòng)兩次。在一定的范圍內(nèi)，偏心軸轉(zhuǎn)數(shù)增加，破碎機(jī)的生產(chǎn)能力相應(yīng)的增加。 圖 23 b）表示曲線型破碎腔，它是將固定顎板改成曲線型，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(jì)的。到空轉(zhuǎn)行程時(shí)，料塊便落到水平面 3 上，依次類推，料塊逐漸被破碎而粒度逐漸減小，最后通過排礦口排出去。 576432堵塞點(diǎn)堵塞點(diǎn)行程工學(xué)院 學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 11 a）直 線型破碎腔； b）曲線型破碎腔 圖 23 破碎腔形狀示意圖 圖中的許多水平線，表示物料在陸續(xù)向下運(yùn)動(dòng)時(shí)所占據(jù)的區(qū)域。 mmmmrK i n ???? mmmmrK a x ???? 根據(jù)機(jī)構(gòu)的整體尺寸選取 K=300mm 。即使 ? 角（推力板與連桿之間的夾角）近于 ?90 。 對(duì)于中小型破碎機(jī)： lr?? （ 24） 851651 ??? ， ? ?Ll ?? ? ? mmmmrl ??????? ? 取 mml 820? mmmmL 1 0 0 09 4 8 5 1 ??????? 取 mmL 990? 三、動(dòng)顎軸承中心距給礦口平面的高度 h 為了保證在破碎腔的上部產(chǎn)生足夠的破碎力來破碎大塊物料，在給礦口處，動(dòng)顎工學(xué)院 學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 10 必須有一定的擺動(dòng)行程。 取 H=710mm 圖 22 顎式破碎機(jī)簡(jiǎn)圖 二、偏心距 r 對(duì)連桿長(zhǎng)度 l的比值 在曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中，當(dāng)曲柄作等速回轉(zhuǎn)時(shí)，搖桿來回?cái)[動(dòng)的速度不同，具有急回運(yùn)動(dòng)的特 征。 mmmmDs 1 m a x ???? 實(shí)際上對(duì)于中小型破碎機(jī)： s=1220mm 目前用計(jì)算工稱排料口時(shí)，下端水平行程的計(jì)算公式有 ［ s］ == (23) 在保證物料不壓實(shí)（μ≤ 8～ ），粉化的前提下提高下端水平行程可提高生產(chǎn)能力 取 s=16mm。通常對(duì)于大型顎式破碎機(jī)： s=2545mm；中小型破碎機(jī)： s=1220mm。 對(duì)于復(fù)雜擺動(dòng)顎式破碎機(jī)的動(dòng)顎擺動(dòng)行程受到排礦口寬度的限制。在理論上，動(dòng)顎擺動(dòng)行程應(yīng)按物料達(dá)到破壞時(shí)所需之壓縮量 來確定。減小鉗角可使破碎機(jī)的生產(chǎn)能力增加，但會(huì)引起破碎比的減小。由于壓碎力所引起的摩擦力1fP 和 2fP 是平行于顎板表面的， f 是顎板與物料之間的摩擦系數(shù)，破碎物料時(shí)的平衡條件為： ?? s inc o s 112 PfPfP ?? (21) 水平分力的總和等于零： 0s inc o s 112 ??? ?? fPPP (22) 聯(lián)解以上兩式可得： 21 2 fftg ??? 令 ? 表示摩擦角，則 ?tgf ? 故??? 21 tgtgtg ?? ， 即 ?? 2tgtg ? ? ?? 2? 由上式可知，為了使顎式破碎機(jī)正常的進(jìn)行破碎工作， 鉗角 ? 應(yīng)該小于摩擦角的 2倍。為此，鉗角 ? 應(yīng)該保證物料塊與顎板工作表間產(chǎn)生足夠的摩擦力以阻止物料被擠出去。有的機(jī)構(gòu)上采用組合調(diào)整片來調(diào)整排料口的尺寸 。 工學(xué)院 學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 6 第 2章 顎式破碎機(jī)參數(shù)的選擇和計(jì)算 顎式破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)及運(yùn)轉(zhuǎn) 電動(dòng)機(jī)通過小帶輪及三角帶， 將運(yùn)動(dòng)傳給大帶輪，從而帶動(dòng)偏心軸轉(zhuǎn)動(dòng)。由于水平擺動(dòng)幅度上大下小，有利于對(duì)上部的的塊物料進(jìn)行破碎，并使整個(gè)破碎腔內(nèi)的物料受到的破碎力比較均勻。當(dāng)偏心軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，動(dòng)顎上各點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡是由懸掛點(diǎn)的圓周線（半徑等于偏心距），逐漸向下變成橢圓形，愈向下部，橢圓形愈偏，直到下部與推力板連接點(diǎn)軌跡為圓弧線（圖 13