【正文】 0mm?? 。當破碎物料時，必須使物料既不向上滑動，也不從破碎機給礦口中跳出來。 正確的選擇顎式破碎機 嚙 角對于提高破碎機的破碎效率具有很大意義，減小 嚙 角可以使破碎機的生產能力增加，但會引起破碎比的減小。在實際生產中，對于復擺顎式破碎機 嚙 角的范圍為 14176。本設計將 嚙 角α選定為20176。 動顎擺動行程 s 動顎擺動行程 s是破碎機最重要的結構參數，在理論上，動顎的擺動行程應按物料達到破壞時所需之壓縮量來決定。 復擺顎式破碎機的動顎擺動行程受到排礦口寬度的限制。根據實驗，它的動鄂板擺動行程受卸料口寬度的限制，因為，如果動鄂板下部行程增加到大于卸料口最小寬度的 ～ 倍時，將引起物料在破碎腔下部的過壓實現象，容易造成卸料口堵塞，使負荷急劇增大，所以動鄂板下部的擺動行程不得大于卸料口寬度的 ～ 倍。通常，對于大型鄂式破碎機，S=25～ 45mm，中小型鄂式破碎機， S=12～ 15mm。 下端點許用水平行程： [ sL]== = 因 sL [ sL]，所以符合要求。在一定范圍內，偏心軸轉速增加，破碎機的生產能力相應的增加。而其功耗卻迅速上升，由于過高的偏心軸轉速使破碎好的物料來不及由卸料口排出，反而影響了生產能力的提高。取 q=～ 。該式是機構設計和機型評價的重要公式之一。 根據以上式子求得主軸轉速 Ln= 21 00 q ta n / Ls?= 主要構件尺寸的確定 眾所周知，復擺顎式破碎機可 簡化為一個鉸鏈四桿機構，其連桿即動顎。所謂機構尺寸參數，是指該鉸鏈四桿機構的各桿長度、機架位置和連桿上動點位置等尺寸參數。 河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 24 圖 32 機構尺寸設計圖 破碎腔高度 H 當動顎處下死點位置時，此時排料口 b值為平均值并有下列關系： ta n ? ta nB b B bHH? ?????或 在 嚙 角一定的情況下，即 H=632mm 曲柄 偏心距（或曲柄半徑） l1 不論動顎齒面軌跡性能值分配是否合理，在機構其它尺寸參數不變的情況下，增大曲柄半徑，均會使顎板齒面各點的行程值增大，一方面可以提高生產能力，另一方面也增大了機器的功耗。通常，對于復擺顎式破碎機 sL≈（ 2～） l1，在本設計中， l1=7mm。改變連桿長度，實質是改變動顎下端點 KL在連桿上 的位置，以及改變肘板固定支承點C 在機架上的相對位置，改變連桿長度，對動顎下部動點的水平行程及特性值有明顯影響。但過短的連桿給機器的結構設計帶來困難并使動顎受力惡化，還可能導致下端點軌跡運動反向等問題。 懸掛高度 h0 懸掛高度 h0是指曲柄固定支座 O 到定顎板上水平面間的垂直高度。 按結構特點，可把復擺顎式破碎機分為三種類型： 正懸掛（ h 0） ,零懸掛（ h=0）和負懸掛（ h0）三種結構。動顎上端點K1相對于連桿上的 A（動顎軸承中心）點愈高，其水平行程值愈大且特性值愈小。目前已有機型采用零懸掛來改善機器的性能。 傳動角 從機構學的角度看，傳動角是指四桿機構中，連桿 軸線與搖桿（即肘板）軸線間所夾的銳角，并且傳動角愈接近 90176。對于破碎機而言，傳動角的選取除考慮傳力性能外，還必須考慮到加大傳動角，不但增大垂直行程，而且使水平行程值降低。 ～ 55176。 。它是指機構在上極限位置時，連桿軸線 A2B2與定顎齒面（鉛垂線）的夾 角。但較小的連桿傾角 α′ 可以增大動顎下部水平行程而利于提高生產能力。通常， α′ =10176。在本設計中 α′ =15176。 兩個肘板長度應根據機械運動的要求來確定，二者必須一致，在本設計中選取肘板長度 3l 為 150mm。 ～ 50176。 支座 O、 C 間的垂直、水平距離 ocy ， ocx 河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 26 2 1 3( ) c o s c o s( )ocy l l l? ? ???? ? ? ? 3 2 1si n( ) ( ) si nocx l l l? ? ???? ? ? ? 解得： ocx = ocy = 機架位置參數 lα 4為 2244== arctan ( )oc ocococl x yyx?? 解得 4 272l mm? 4 80a ? 工作參數的計算 主軸轉數 破碎機的主軸轉數 n是根據在一個運動循環(huán)的排料時間內，壓縮破碎棱柱體的上層面按自由落體下落至 破碎腔外的高度 h計算確定的。） q系數，考慮在功耗允許的情況下轉速的增減系數。顎式破碎機的生產能力是以動顎擺動一次，從破碎腔中排出一個松散的棱柱體的物料為計算依據。 通過對生產能力各因素的分析，可尋求提高生產能力的途徑： 1）適當增大 sL是提高生產能力的關鍵，當然 sL過大時，將會使排料層物料產生過壓實現象，并增大產品粒度的離散性，甚至會出現在最小排料口下動顎與定顎的干涉現象，這是應該避免的。 最大破碎力 maxF 破碎力在腔內的分布情況及其合力作用點位置、大小、是機構設計和零部件強度設計的重要依據。通過大量實測數據統(tǒng)計分析，再經過理論推導，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確度。 2) 在破碎腔的縱向與橫向 截面上，物料呈球形且占據整個破碎腔。 4）由于破碎時物料有一定的松散度，使得排列在腔內的各球體不能同時發(fā)生破壞，即物料是在動顎的破碎行程中連續(xù)被破碎。 ) 電動機的功率 在顎式破碎機的破碎過程中，其功率消耗與轉速，規(guī)格尺寸，排料口寬度，嚙角大小及被破碎礦石的物理機械性質和粒度特性有關。但是，對功率消耗影響最大的還是礦石的物理機械性質。下面的是在實驗的基礎上推導出來和計算公式 18 (kw)P Lnr? 式中 L: 破碎腔的長度 (m) r:主軸偏心距 (m) n:主軸轉速 (r/min) 18 0. 4 0. 63 2 0. 00 6 27 5 7 .5 k wP ? ? ? ? ? ? 電動機 的轉速 河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 30 通常帶傳動比 I =2～ 4,取 I =3,電動機的轉速0 27 5 3 82 5 ( / m i n)n n I r? ? ? ? ? 選取電動機 根據上述的電動機功率 ,轉速及其工作環(huán)境 .為了安全選擇 ,電動機的功率提高 ～ 倍所 以 P=～ ，在本設計中選取 P=9kw。 表 31 電動機型號 電動機型號 額定功率/kw 滿載轉/(r/min) 堵轉轉矩 最大轉矩 Y160M14 9 1460 N m 帶傳動的設計 概述 帶傳動是一種常用的機械傳動裝置。 根據工作原理的不同，帶的傳動分為摩擦型和嚙合型兩大類。這類傳動按帶的截面形狀的不同可分為平帶傳動， V帶傳動，多楔帶傳動，圓帶傳動等。兩傳動軸間距離要求甚遠。對傳動系數磨損較大，所以在本設計中選用帶傳動方式。可造于中心距較大的傳動。 根據計算功率 和電動機的小帶輪轉速 n1=825r/min 查表選取 B型 V帶 。 由圖 811 推薦值為 125～140mm 及表 88(機械設計 P157) 初選 dd1=132mm 驗算帶 的 速度 v 根據式（ 813）來計算帶的速度，并應使 v≤ v帶 vmax=25～30m/s.如 v vmax.，則離心力過大，即應減小 dd1；如 v過?。ɡ?v5m/s） ,則表示所選 dd1過小，這將使所需的 有效拉力 Fe過大，即所需帶的根數 z 過多，于是帶輪的寬度、軸徑及軸承的尺寸都要隨之增大，一般 v≈ 20m/s。 河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 32 確定中心距 a和帶的基準長度 Ld ① 根 據 1 2 0 1 20 .7 ( + ) 2 ( + )d d d dd d a d d?? 得 ≤ a0≤ 1056 初選 a。 220 1 2 0( )= 2 + ( + )+ = 2 4 5 124 ddd d d ddL a d d m ma? ③ 確定帶的基準長度 39。dL 由表 82中選取和 39。dL 。 2500dL mm? ④ 確定實際中心距 a 由于 V帶傳動的中心距是可以調整的，可按下式做近似計算 0 39。 河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 34 計算 V 帶 作用在 軸 上 的力 （簡稱軸壓力） Fp 100= 2 Z F co s = 2 Z F s in22pF ?? 解得 FP=2 5 176。 2）帶輪的材料 帶輪的材料組要采用鑄鐵，常用材料的牌號 HT150 或 HT200；轉速較高時宜采用鑄鋼（或用鋼板沖壓后焊接而成）；小功率時可用鑄鋁或鑄塑。 帶輪基準直徑 dd≤ （ d為軸的直徑）時，可采用實心式； dd≤ 300mm 時，可采用腹板式； dd≥ 300mm 時，可采用輪輻式。 圖 34 小帶輪 查表 32（ V帶輪的輪槽尺寸），其尺寸如下 表 32 V 帶輪的輪槽尺寸 河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 35 基準寬度（ bd） 基準線上槽深（ hamin） 基準下下槽深（ hfmin） 槽間距（ e） 19? 對稱面至斷面距離（ f） 最小輪緣厚（ ） 帶輪寬（ B） 外徑（ da） 11? 1 6 B=(z1)e+2f da=dd+2ha 則 帶輪寬 ? ?B z 1 e 2f 5 1 15 2 11 82 m m? ? ? ? ? ? ? ? ?（ ） 外徑 a 1 d1 ad d 2h 132 2 3 .5 139 m m? ? ? ? ? ? a 2 d2 ad d 2h 396 2 3 .5 4 03m m? ? ? ? ? ? 小帶輪結構圖（如 圖紙） 大帶輪結構圖（如圖紙） 偏心軸的設計計算 顎式破碎機的偏心軸是一個傳遞扭矩，且兩軸承支承間為偏心結構的轉軸。 軸的功用 、 分類和材料 做回轉運動的零件都要裝在軸上來實現其回轉運動，大多數軸還起著傳遞轉矩的作用。常見的軸有直軸和曲軸。 （ 1）轉軸。 河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 36 （ 2）心軸。 （ 3）傳動軸。 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。所以應用廣泛。最常用的是 45鋼，為保證其力學性能，應進行調質處理。 合金鋼具有較高的機械強度，可淬性也好，可以在傳遞大功率并要求降低質量和提高軸徑耐磨性時采用。在設計軸時，除應按工作能力準則進行設計計算或校核計算外，在結構設計上還必須滿足其他的一系列要求，例如： 1 多數軸上零件不允許在軸上做軸向移動，需要用軸向固定的方法使他們在軸上有確定的位置。 3 對軸與其他的零件間有相對滑動的表面應有耐磨性的要求 4 軸的加工，熱處理，裝配，檢驗，等都應有良好的工藝性。 軸的強度校核計算 進行軸的強度校核計算時，應根據軸的具體受載及應力情況，采取相應的計算方法，并恰當地選取其許用應力。本設計按扭轉強度計算，并選取軸的材料為 45 號鋼。該設計軸為單鍵所以將上述計算的 mind 增大 5%， 則 mind =，在本設計中 d=40mm。 偏心軸的強度計算 通常只校核偏心軸上承受最大計算彎矩的截面的強度， 其 危險截面為動顎軸承處。 P k w?? ? ? ? ? 轉距 河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 38 6619 . 9 7 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 3 4 6 4 0 5 ( )275PTNn? ? ? ? ? ? 當量轉矩 0 .6 3 4 6 4 0 5 2 0 7 8 4 3 ( )eM a T N mm? ? ? ? ? 31][ ?? ?eMd 3 55? ? mmmm 40)( ?? 故動顎軸承得截面安全 式中 ab MP55][ 1 ??? 《機械課程設計簡明手冊》 顎式破碎機腔型設計 破碎機的破碎腔是由動、定顎齒板及機架側壁組成的空間。破碎腔的腔型直接影響破碎機主要 經濟技術指標，如生產率、比能耗、產品粒度組成、粒形和襯板使用壽命等。 現有破碎機的排料口處生產率普遍偏小，為了改善這種情況，提高破碎機的生產率，所以采用曲線型破碎腔。因此，可采用變嚙角設計破碎腔，且嚙角值從排料口到給料口時逐漸加大的，但必須保證給料口嚙角值小于極限嚙角值。針對這種情況，河南理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 39 有的破碎機將動顎襯板制成圓弧曲線。增加產量、針對襯板磨損規(guī)律，盡量延長襯板使用壽命、合理確定破碎腔高度，減輕重量。圖中各水平線表示根據破碎腔型及軌跡性能值所決定的各層高度，把腔型分成各個破碎層。因此，當排料層（圖中 0層）從排料口排出后，各層物料依次落入下層，使得整個破碎腔內的物料向下移動后，等待下一次破碎。如果上層物料少于下層物料時，將出現待料現象；當上層物料多于下層物料時，將出現堵料現象。 圖 35 分層破碎示意圖 3