【正文】 在這里我再次衷心的感謝指導我的老師，謝謝您。對于很多非標準工件的設計，充分接觸到設計與思考的模式，而不僅僅是學習以及吸收的模式。致謝 在教學過程中，畢業(yè)設計是非常重要的，它是綜合運用大學三年里所學過的機械、數學、材料、物理、計算機等知識進行的學習總結運用，是理論聯(lián)系實踐，提高自己綜合能力的好機會。 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。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。而為了配合皮帶的最佳長度尺寸另電動機有一個臺座也是本機的特點，缺點是安裝比較麻煩。 本破碎機的結構特點主要在于內部空間比較大，支撐座與彈簧的后坐有專門的隔離空間，方便維修的同時能夠一定程度上增加機構強度，減少內部污染。所以取的數字是比較大的。 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。此平衡重的位置是在偏正的對側，其大小按以下方法計算。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。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。由前已知排料口調整范圍d = 25～=10，那么當調整為50時。此彈簧承受較大變載荷和沖擊，所以選用硅錳鋼。（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。剛度不足，不能達到上述要求。 拉緊彈簧是用來保證顎破整個機器緊密結合，并部分的平衡動顎與推力板工作時產生的慣性力。 　 式中：——推力板所承受的壓應力，牛/平方毫米；T——推力板所承受的壓力，牛；——推力板的厚度，厘米；——推力板的寬度，毫米；r——推力板上開孔的半徑，毫米——推力板的計算許用應力，牛/平方米∴ ——灰鑄鐵的正常許用力——脈動循環(huán)系數，195n=3因為在工作中，推力板承受脈動載荷，所以： 所以： 所以：所以推力板尺寸合格。設計時，將其許用應力提高25～30%。一般都用它作保險零件。用型號3630的雙列向滾子軸承。查表2012，取=2——當量靜載荷。 ——額定靜載荷。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。軸承計算（P）由前已知 ∴對于動顎軸承 則 資料[5]：. . ∴。軸的剛度效核軸的扭轉和彎曲剛度因T較小，據資料[1]，對于顎破偏心軸上產生的擾度遠小于許用擾度。軸的靜強度效核由參考資料[4]、扭矩最大的軸中點。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。而軸承BC段為偏心段∴ d= d+2e=130+210 = 150 mm。d==2. h=（～）d ∴ h = 14。 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。∴=+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。對于軸承，軸肩h取5 mm則 = 95 mm查資料[5]，采用2316型軸承，D = 200 mm，B = 67 mm。查閱資料。 軸上主要零件的確定 （1）軸承選擇。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。皮帶輪靠軸端擋圈、密封套定位的。軸承是靠端蓋和軸肩定位的。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。 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。因此，動顎是承受彎曲、剪切及拉伸應力的聯(lián)合作用，是屬于二向應力狀態(tài)，同時載荷又屬于脈動循環(huán)載荷，所以動顎的強度計算就應按下列公式進行計算： 式中：——動顎材料的許用應力；——動顎危險斷面上的主應力；——由于垂直動顎的分力在危險斷面產生的剪切應力；——動顎危險斷面的彎曲，拉伸和偏心彎曲應力的組合； ——由于垂直動顎的作用力在危險斷面產生的彎曲應力；——由于平行動顎的分力在危險斷面產生的拉伸應力；——由于平行動顎的分力在危險斷面產生的偏心彎曲應力。其中，物料對動顎的反作用力的分布規(guī)律是相當復雜的，但為了計算的方便，我們可以近似的將它當成一個垂直于動顎的集中力。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。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。它常用耐磨的高錳鋼（ZGMn13）制造，也可用碳素鑄鋼或白口鑄鐵制造，但后者的使用壽命較短。 為了保護機架的側壁，在破碎腔的兩側裝有側護板。本次設計就采用焊接機架。缺點：對焊接質量要求高。②生產周期短，且不受鑄造應力影響。(3)焊接機架 機架各部分由25～50 mm鋼板焊接而成。此方法解決了制造、運輸、安裝上的困難。此機架一般用于中小型顎破。缺點：重量大，制造復雜。架壁一般設有加強筋。目前顎式破碎機有三種機架構造。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。在首先滿足強度和剛度前提下，要力求減輕機重，節(jié)省金屬。 機架也叫機座、架體，是破碎機中最重的部件。 排料間隙