【正文】 是結(jié)構(gòu)最簡單的零件，但其作用卻非常的重要。在機器工作時，肋板與其支承的襯板間不能得到很好的潤滑，加上粉塵落入，所以肋板與其襯墊之間實際上一種干摩擦和磨粒磨損狀態(tài)。因此肋板的結(jié)構(gòu)設(shè)計要考慮該機件的重要作用也要考慮其工作環(huán)境。肘板與襯墊之間傳遞很大的擠壓力，并受周期性沖擊載荷。為提高傳動效率，減少磨損，延長其使用壽命，可采用圖35a所示的滾動型結(jié)構(gòu)。 由于肘板的兩端肘頭表面為同一圓柱表面，所以當(dāng)肘板兩端的襯墊表面相互平行時，肘板受力將沿肘板圓柱面的同一直徑、并與襯墊表面的垂直方向傳遞。本設(shè)計采用滾動型，如圖34所示。隨著襯板的不斷磨損，排料口尺寸也不斷地變大，產(chǎn)品的粒度也隨之變粗。此外，當(dāng)要求得到不同的產(chǎn)品粒度時，也需要調(diào)整排料口的大小。本設(shè)計采用楔鐵調(diào)整裝置。 圖35 立式楔鐵調(diào)整裝置1—肘板 2—調(diào)座3—調(diào)整楔鐵 4—機架 保險裝置當(dāng)破碎機落入非破碎物時，為防止機器的重要的零部件發(fā)生破壞，通常裝有過載保護裝置。本設(shè)計采用肘板。肘板保險件的另一個缺點是由于設(shè)計不當(dāng)，常常在超載時它不破壞，或者沒有超載它卻破壞了，以至影響生產(chǎn)。肘板通常有如圖36所示的三種結(jié)構(gòu)：中部較薄的變截面結(jié)構(gòu)；弧形結(jié)構(gòu)；S型結(jié)構(gòu)。圖b、圖c兩種結(jié)構(gòu)是利用灰鑄鐵肘板抗彎性能這一特性，選擇合適的結(jié)構(gòu)尺寸是肘板呈拉伸破壞，顯然提高了肘板破壞的敏感度。因此從加工制造方便性出發(fā)，圖a所示應(yīng)用最多，本設(shè)計也采用a中肘板。偏心軸一端裝帶輪，一端裝飛輪，如圖37所示。帶輪也起著飛輪的作用。它在工作中承受很大的沖擊載荷，它的質(zhì)量占整機很大比重，而且加工制造工作量也較大。因此，機架的設(shè)計很重要。其結(jié)構(gòu)設(shè)計必須遵循下列原則：首先根據(jù)機架受力情況，滿足機架強度和剛度要求；其次是考慮制造工藝性要求；最好考慮外觀要求。圖39 破碎機機架其平面圖如圖38所示，其機構(gòu)設(shè)計與其受力密切相關(guān)。 機架前壁結(jié)構(gòu)設(shè)計由圖38可知，機架前壁主要是承受最大破碎力的作用。載荷主要是由橫向筋板所承受。對于中小型很寬的破碎機可以增設(shè)1—2跟縱向筋板。國外破碎機為增加前壁堅固性，制成反“E”形。實際上反力沿主軸承下半部是不均勻的，沿主軸承垂線中心垂直載荷最大二中心線右側(cè)載荷比左側(cè)大。為了安裝襯板座，側(cè)壁后部必須設(shè)置導(dǎo)槽，它有兩種方式：一是按力方向如圖38平方向?qū)Р?；二是按方向設(shè)置。機架后壁結(jié)構(gòu)與前壁相似，后壁上作用有肘板傳遞的力，該力分解為和。載荷和是一個變化值，有載是很大，而空載時又很小。因此，破碎機工作過程中產(chǎn)生附加沖擊載荷，故長將導(dǎo)軌和后壁沖擊。因此，近些年來，破碎機增設(shè)了將肘座與導(dǎo)軌接觸面以及墊片之間的壓緊結(jié)構(gòu)，從而消除了間隙也就杜絕產(chǎn)生附加沖擊載荷，延長導(dǎo)軌和后壁壽命。表1 顎式破碎機規(guī)格和性能參數(shù)表：型 號進料口尺寸(mm）最大進料邊長（mm）處理能力（t/h）電機功率（kw）外形尺寸（mm）重 量（t）PE250400400250200520151430131013403PE400600600400340156030371700173216537PE50075050075042540110455520351921200012PE60090090060048090180557522902206237017PE75106010607506301103209011026552302311029PE901200900120075022045011013238003166304552PEX15025015025012513896745935PEX15075015075012551615896745935PEX250750750250210153022301667154510205PEX25010001000250210155030371550167613807PEX2501200120025021020603745219219001950本次設(shè)計的是PE2501000型顎式破碎機，根據(jù)上表已知條件如下：進料口尺寸：2501000（mm）；出料口尺寸：20～60（mm）；進料塊最大尺寸：210（mm）；生產(chǎn)能力：15～50t/h。破碎腔的深度與破碎比有關(guān)，但是深度太大時，易產(chǎn)生石料過粉碎現(xiàn)象。 鉗角破碎機的動顎與固定顎之間的夾角稱之為鉗角。為此，鉗角應(yīng)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。當(dāng)物料能被夾持在破碎腔內(nèi)，不被推出機外時，這些力應(yīng)相平衡，即在x,y方向的分力之和應(yīng)該等于零。一般情況下，=18176。不宜超過23176。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。因此，在選擇鉗角時，應(yīng)當(dāng)全面考慮。 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。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?！?5176。 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)。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。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。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。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。懸掛高度實際上決定了動顎上端點在連桿上的相對位置。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。 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。連桿愈短，即λ=rl值愈大，則這種現(xiàn)象就愈顯著。因此，連桿 的長度不宜過短。對于中、小型顎式破碎機：。經(jīng)計算取。即使β角（推力板與連桿之間的夾角）近于90176。～13176。推力板長度與偏心距的關(guān)系為： (51) 取。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?！? （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。破碎腔的形狀有直線型和曲線形兩種。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。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。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。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。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。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。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。 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。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。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。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)。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。） 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。 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)。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。） 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)。 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