復擺顎式破碎機（600×750）設計

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各部件的受力分析 第4章 傳動裝置的設計 4.1 帶輪的設計 4.2 偏心軸的設計 4.3 飛輪設計 4.4 軸承的校核 4.5 鍵的校核 第5章 各基本構件的設計 5.1動腭的設計 5.2齒板的設計 5.3 推力板的設計 5.4 調整裝置的設計 5.5 破碎腔型的設計 5.6 機架的設計 第6 章 安裝維修及改進措施 6.1 改變飛輪端密封套與錐套螺紋旋向 6.2 修復偏心軸與錐套配合面 6.3 對顎板材質的選擇 6.4 破碎機出口揚塵的解決 6.5 破碎機的噪聲危害及防治途徑 1.破碎腔深而且無死區(qū)，提高了進料能力與產量； 2.其破碎比大，產品粒度均勻； 3.墊片式排料口調整裝置，可靠方便，調節(jié)范圍大，增加了設備的靈活性； 4.潤滑系統(tǒng)安全可靠，部件更換方便，保養(yǎng)工作量小； 5.結構簡單，工作可靠，運營費用低。 6.設備節(jié)能：單機節(jié)能15%～30%，系統(tǒng)節(jié)能一倍以上； 7.排料口調整范圍大，可滿足不同用戶的要求； 8.噪音低，粉塵少。 1.3 國內外顎式破碎機的發(fā)展與現(xiàn)狀 國外從上世紀中后期開始利用計算機仿真技術對顎式破碎機機構、腔型、產量和磨損等進行優(yōu)化，研制開發(fā)出無塞點、高度低、重量輕、產品粒型好、產量高的高性能、低能耗的新型顎式破碎機，從而大大提高了破碎機的性能，縮短了產品開發(fā)周期，提高了產品的市場競爭力。然而國內對顎式破碎機的仿真優(yōu)化設計的研究主要限于對特定型號的顎式破碎機編寫相應程序進行優(yōu)化設計，這些程序大多重用性差，只能解決特定型號中的特定問題。然而破碎機的優(yōu)化內容是根據(jù)不同客戶要求需要經常變化的，因而仿真優(yōu)化設計工作經常要重復大量而繁鎖的編寫程序工作，費時費力，而且還延長了產品開發(fā)周期。本文嘗試利用先進的運動學與動力學仿真設計工具對新型顎式破碎機進行快速開發(fā)，對機構設計參數(shù)進行仿真優(yōu)化設計，從而大大減小了仿真設計的工作量，縮短了產品開發(fā)周期，提高了仿真模型重用率。本文利用先進的運動學與動力學仿真優(yōu)化設計軟件ADAMS對新型復擺顎式破碎機機構設計進行仿真優(yōu)化，其主要任務是優(yōu)化破碎機給、排料口水平及垂直行程和行程特性系數(shù)，從而提高破碎機處理量，減小破碎機重量，增強破碎機結構強度，減小破碎機襯板磨損，從而大大提高破碎機工作性能。 我國自50年代生產顎式破碎機以來，在破碎機設計方面經歷了模擬，仿制、圖解法設計階段，目前正向計算機輔助設計階段過渡。生產制造的顎式破碎機越來越大、性能越來越好，品種越來越多，并在國際上占有一定的市場。我國曾以前蘇聯(lián)顎式破碎機標準TOCT7084-80為依據(jù)，制定了顎式破碎機國標送審稿，對顎式破碎機的設計、制造和使用提出了更高的要求。1990年，由中國礦山機械質量監(jiān)督檢測中心，對國內主要廠家制造的中小型顎式破碎機的技術性能進行了檢測，只有若干顎式破碎機達到TOCT7084-80和國標送審稿中規(guī)定的指標。因此全面總結顎式破碎機在設計、使用和測試方面的經驗，積累合適我國破碎機結構特點的實驗數(shù)據(jù)和數(shù)據(jù)，建立破碎機最優(yōu)化設計的理論與方法并使之推廣普及是提高我國顎式破碎機技術性能，趕超國際先進水平的關鍵。 第2章 總體設計 2.1 基本結構 復擺鄂式破碎機主要由機架、顎板和側護板、傳動件、調節(jié)裝置、飛輪、潤滑裝置等部分組成。 1.機架 　　機架是上下開口的四壁剛性框架，用作支撐偏心軸并承受破碎物料的反作用力，要求有足夠的強度和剛度，一般用鑄鋼整體鑄造，小型機也可用優(yōu)質鑄鐵代替鑄鋼。大型機的機架需分段鑄成，再用螺栓牢固鏈接成整體，鑄造工藝復雜。自制小型顎式破碎機的機架也可用厚鋼板焊接而成，但剛度較差。 2.顎板和側護板 　　定顎和動顎都由顎床和顎板組成，顎板是工作不分，用螺栓和楔鐵固定在顎床上。定顎的顎床就是機架前壁，動顎顎床懸掛在周上，要有足夠的強度和剛度，以承受破碎反力，因而大多是鑄鋼或鑄鐵件。 3.傳動件 　　偏心軸是破碎機的主軸，受有巨大的彎扭力，采用高碳鋼制造。偏心部分須精加工、熱處理、軸承襯瓦用巴氏合金澆注。偏心軸一端裝帶輪，另一端裝飛輪。 4.調節(jié)裝置 　　調節(jié)裝置有楔塊式，墊板式和液壓式等，一般采用楔塊式，由前后兩塊楔塊組成，前楔塊可前后移動，頂住后推板；后楔塊為調節(jié)楔，可上下移動，兩楔塊的斜面倒向貼合，由螺桿使后楔塊上下移動而調節(jié)出料口大小。小型顎式破碎機的出料口調節(jié)是利用增減后推力板支座與機架之間的墊片多少來實現(xiàn)。 5.飛輪 　　顎式破碎機的飛輪用以存儲動顎空行程時的能量，再用于工業(yè)形成，使機械的工作符合趨于均勻。帶輪也起著飛輪的作用。飛輪常以鑄鐵或鑄鋼制造，小型機的飛輪常制成整體式。飛輪制造，安裝時要注意靜平衡。 6.潤滑裝置 偏心軸軸承通常采用集中循環(huán)潤滑。心軸和推力板的支撐面一般采用潤滑脂通過手動油槍給油。動顎的擺角很小，使心軸與軸瓦之間潤滑困難，常在軸瓦底部開若干軸向油溝，中間開一環(huán)向油槽使之連通，再用油泵強制注入干黃油進行潤滑。 2.2 工作原理 復擺鄂式破碎機的破碎方式為曲動擠壓型，其工作原理是：電動機驅動皮帶和皮帶輪，通過偏心軸使動顎上下運動，當動顎上升時肘板與動顎間夾角變大，從而推動動顎板向固定顎板接近，與此同時物料被壓碎或劈碎，達到破碎的目的；當動顎下行時，肘板與動顎間夾角變小，動顎板在拉桿、彈簧的作用下，離開固定顎板，此時已破碎物料從破碎腔下口排出。隨著電動機連續(xù)轉動而破碎機動顎作周期性地壓碎和排泄物料，實現(xiàn)批量生產。 第3章 主要參數(shù)的確定 3.1 已知參數(shù) 1、進料口尺寸：600×750mm； 2、最大進料粒度：500mm； 3、處理能力：50～100m3/h； 4、偏心軸轉速：275r/min； 5、排料口調整范圍：150～200mm； 6、電動機功率：55KW 3.2部分結構參數(shù)的選定 此設計方案的成功與否，其關鍵在于四桿機構的形式，應對顎式破碎機的四桿機構進行優(yōu)化處理，使各桿件的匹配更加合理，獲得最佳特性，從而達到提高生產能力，降低下端特性值的目的。 1、排料口寬度b 已知破碎機的寬度為B=600mm,調整范圍為(1/7～1/10)B=60～85mm，確定破碎腔的開邊制公稱排料口寬度為b=70mm。 2、嚙合角a 破碎機的動顎與定顎襯板之間的夾角稱為嚙合角。當破碎礦塊時，必須使礦石不向上滑動，也不從破碎腔的給礦口跳出來。為此，嚙角應該保證礦石塊與顎板工作表面間產生足夠的摩擦力以阻止礦石被推出去。 顎式破碎機的嚙角一般在17～24度，對于復擺型顎式破碎機，嚙角不應大于20～22度。 在此取a=19° 3、破碎腔高度H 破碎腔高度尺寸，破碎腔的高度越高破碎時間就越長，相應的物料的破碎就越徹底；但是，我們設計破碎腔應盡量的降低破碎腔的高度，使結構更加的緊湊；這和破碎腔要求盡量的提高生產效率是相互矛盾的。經過查閱了相關的資料后，初選破碎腔的高度。 4、動腔的擺動行程s與偏心軸的偏心距r 簡單擺動破碎機上端擺動行程小而下端擺動行程大，復擺破碎機是上端大而下端小。復擺顎式破碎機取s=27mm，動腔下端擺動行程不得大于排料口的(0.3～0.4)即sl=(0.3～0.4)b=21～28mm，取sl=20mm。偏心軸的偏心距通常復雜擺動是：s=(2～2.2)r，取r=12mm。（礦山機械—選礦部分 冶金工業(yè)出版社） 5、連桿長度l 在曲柄搖桿機構中，當曲柄做等速回轉時，搖桿來回擺動的速度不同，具有急回運動的特征。連桿越短，即值越大，著這種不對稱現(xiàn)象就越顯著。曲柄（偏心軸）的轉數(shù)是根據(jù)礦石在破碎腔中自由下落的時間而定，因此連桿的長度不宜過短。通常，對于中小型復擺顎式破碎機，，l=（0.3～0.5）L。由上式可以得出l=780～1020mm，L=1560～3400mm 6、推力板長度K 當動顎的擺動行程s和偏心距r確定以后，在選取推力板長度時，對于簡擺顎式破碎機，當曲柄偏心位置為最高時，兩個推力板的內端點略低于兩個外端點的連線，即使β角（推力板與連桿之間的夾角）近于90°。后推力板在角度γ=5～13°之間運動。推力板與偏心距有下列關系： K=(16.5～25)r （礦山機械—選礦部分 冶金工業(yè)出版社） 復擺顎式破碎機的推力板長度也可參考上式， K=(16.5～25)r=198～300mm 取K=300mm 7、動顎軸承中心距與給礦口平面的高度h： 為了保證在破碎腔的上部產生足夠的破碎力來破碎大塊礦石，因而在給礦口處，動顎必須有一定的擺動行程，為此，動顎的軸承中心距給礦口平面的高度：對于簡擺顎式破碎機為（0.3～0.4）L≥h≥0.2L,根據(jù)試驗，當生產率達到最大值時，動顎懸掛點的合適高度為h=（0.37～0.4）L；對于復擺顎式破碎機，h≤0.1L,式中L為動顎長度。取h=180mm。 3.3 電動機的選擇與確定 1、動腔的擺動次數(shù)（主軸的轉數(shù)） 由公式（礦山機械—選礦部分 冶金工業(yè)出版社） s:動腔下端的擺動行程(cm) n:主軸轉速(r/min) a:排料層嚙合角(度)取最優(yōu)值a=19° =275 (r/min) 2、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。破碎機的轉速愈高，機械尺寸愈大，功率消耗就越大；破碎比愈大，功率消耗也愈大。但是，對功率消耗影響最大的還是礦石的物理機械性質。由于功率消耗與多因素有關，現(xiàn)在尚無一個完整的理論公式能精確地計算出破碎機地功率消耗。下面的是在實驗的基礎上推導出來和計算公式 Pd=18LHrn(kw) （礦山機械—選礦部分 冶金工業(yè)出版社） 式中： L:破碎腔的長度(m) H:固定顎板的計算高度(m) r:主軸偏心距(m) n:主軸轉速(r/min) 3、選取電動機 電機的選擇一般是由用途，主要性能以及結構特點來決定的。因選用的是破碎機的電機，該電機應適用于灰塵多，土揚水濺的場合。Y系列封閉式三相異步電動機效率高，耗電少，性能好，噪音低，震動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便，為B級絕緣。結構為全封閉，自扇冷卻，能防止灰塵，鐵屑，雜物侵入電動機內部。 根據(jù)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1.1～1.25倍.所以Pd×1.1=53.91Kw。查閱《機械設計手冊（中）》后，選用Y系列封閉式三相異步電動機。 電動機型號 額定功率/Kw 滿載轉速/(r/min) 堵轉轉矩 最大轉矩 Y315S-8 55 740 1.6 2.0 3.4 復擺顎式破碎機生產率 生產率是指在一定的給料粒度和排料粒度條件下，單位時間內破碎機所處理物料量（Kg/h或m3/h）。 根據(jù)簡擺顎式破碎機經驗工式： 式中 μ：礦石松散比重,一般取μ=0.65～0.75， n：主軸轉速(r/min) L：破碎腔的長度(m) b：排料料公稱寬度(m) s：動腔下端的擺動行程(m) =43.13(m3/h) 復擺顎式破碎機因其動顎的運動軌跡有促進排礦的作用，應按上式計算結果增大20%～30%。 3.5 確定四連桿機構各桿的長度 已知偏心距為12mm，連桿長度即l2=780～1020mm，推力板長度即搖桿行程l3=300mm，搖桿行程ψ取7°，行程速比系數(shù)K取1.018，機架位置角γ取125°如圖3-1。通過曲柄搖桿機構設計軟件可得出： l1=12mm l2=992mm l4=789mm βmin=38° 圖3-1 以上所求結果均符合要求，因此可以選取作為復擺顎式破碎機的四連桿機構標準。 3.6 最大破碎力 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(jù)。由于破碎力分布以及其合力大小，作用點位置具有隨機性，用理論分析的方法將會產生較大的誤差。通過大量實測數(shù)據(jù)統(tǒng)計分析，在通過理論推導，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，因而具有較大的應用價值。由于條件限制我們采用理論計算來設計。 式中： ——最大破碎力； q——襯板單位面積上的平均壓力，一般取q=270N/cm2 L、H——破碎腔的長度和高度（單位：cm） 最大破碎力都是垂直作用于固定顎齒板和動顎齒板上，其作用點的位置根據(jù)試驗測定，復擺顎式破碎機的最大破碎力多發(fā)生在破碎腔高度的0.35～0.65處。 當計算破碎機零件強度時，考慮沖擊載荷的影響，應將Ｐmax增大50%.故破碎機的計算破碎力為： Ｐjs=1.5Pmax 3.7 各部件的受力分析 復擺顎式破碎機的受力示意圖如3-2所示： 圖3-2 復擺顎式破碎機各部件受力的圖解法 由圖3-2可以得出下列關系式： 式中： —作用在動顎軸承上的外力 —作用在推力板上的外力 —作用在連桿上的外力 —動顎懸掛軸到破碎力作用點的距離 —當兩顎板壓緊礦石狀態(tài)時，推力板于連桿的夾角 復擺顎式破碎機的最大破碎力多發(fā)生在破碎腔高度的0.35～0.65處。取a=950mm，已知b=992mm， =3341.25KN 帶入以上式中，可得 第4章 傳動裝置的設計 4.1 帶輪的設計 顎式破碎機在工作時，所受載荷變化很大，有沖擊載荷和脈動循環(huán)；并且使其皮帶輪的飛輪的傳動較大。兩傳動軸間距離要求甚遠。其工作環(huán)境惡劣。對傳動系數(shù)折磨損較大，所以在本設計中選用帶傳動方式。其優(yōu)點是：傳動帶具有彈性，能對破碎機工作是產生的沖擊進行一定程度的吸收，使傳動平穩(wěn)，保護電機；皮帶可以在皮帶輪上打滑，具備一定的過載保護能力?？稍煊谥行木噍^大的傳動。帶傳動的結構簡單、制造、安裝精度要求不高，使用維護方便，因此在本次設計中我們依然采用的是帶傳動。 已知電動機為Y318S-8，額定功率P=55Kw，轉速=740r/min，破碎機的轉速為=275r/min。 1、確定計算功率 計算功率是根據(jù)傳遞功率Pd和帶的工作條件而確定的 式中： ——計算功率，kw； ——工作情況系數(shù)，見表8-7（機械設計） ； Pd——所傳遞的額定功率，如電動機的額定功率或名義的負載功率，Kw。 查表得工礦系數(shù) 2、選定普通V帶帶型 根據(jù)Pca=71.5Kw和n1=740r/min，確定三角帶型為：D型。 3、計算傳動比 式中： n1——小帶輪轉速； n2——大帶輪轉速。 4、初選小帶輪的基準直徑 在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致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，增加了帶的彎曲應力。為了避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。一般情況下，應保證。 根據(jù)V帶的帶型，參考表8-6和表8-8《機械設計》確定小帶輪的基準直徑。 初選d1=355mm 5、驗算小帶輪速度v 在范圍內 故所選小帶輪的基準直徑合適。 由此可以確定大帶輪基準直徑 查表8-8《機械設計》，選取 6、初定中心距 若要傳動的速度較平穩(wěn)，軸間距應選一個大小適中的值， 根據(jù) 初步確定中心距為：。 7、所需基準長度 查表選取基準長度： 8、實際中心距 9、小輪包角 小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角，小帶輪上的總摩擦力相應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。為了提高帶傳動的工作能力，應使 因此，主動輪上的包角合適 10、單根帶的基本額定功率 根據(jù)和，查表通過差值法得：D型帶 。 11、考慮傳動比的影響，額定功率的增量 查表并通過插值法計算得： 12、確定V帶的根數(shù) 查表得： 查表得： 取。 13、單根V帶的預緊力 由表查得 14、計算作用在軸上的壓力Q 15、帶輪的結構設計 帶輪寬 查機械設計手冊得e=37.5mm，f=25mm 大帶輪和小帶輪直徑分別為900mm和355mm，厚度均為198mm，其直徑均大于300mm，因此采用輪輻式結構。小帶輪孔徑為電動機軸直徑；大帶輪孔徑取95mm。大帶輪示意圖如圖4-1所示 圖4-1 大帶輪 4.2 偏心軸的設計 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。對于它的可靠性設計。實際上就是根據(jù)預先擬定的結構方案，確定一組直徑，使之既能滿足強度，剛度要求，又能滿足可靠性要求，而且重量輕和經濟效益最好，發(fā)求得技術上先進，經濟上合理。 1、偏心軸的材料選用45號鋼 2、軸傳遞的功率 查表的V帶的傳動效率為0.92～0.97現(xiàn)η=0.95 軸傳遞的功率為：P=ηPca P=0.95×71.5=67.925Kw 3、偏心軸的轉速為275r/min 4、初步確定軸的最小直徑 (參考：機械設計) 式中： A0：與軸材料有關的系數(shù)其值可查表15-3取A0=110 P：軸傳遞的功率 n：軸的轉速 考慮到軸上鍵槽會消弱軸的強度，若為單鍵，則應將上述計算值dmin增大5%左右；若為雙鍵，應將上述計算值dmin增大10%左右。該設計軸為單鍵所以將上述計算的dmin增大5%，得69.02х1.05=72.5mm， 最小直徑段的軸與帶輪相配合，帶輪孔徑為95mm>72.5mm符合要求，因此選取軸的最小直徑為95mm。 5、確定軸的各段尺寸 圖4-2 偏心軸 由圖4-2的基本結構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=95mm L1=150mm D2=110mm L2=110mm D3=105mm L3=10mm L4為傾斜面此處安裝軸承,選取和此處的軸承有關，查取《滾動軸承應用手冊》選擇調心滾子軸承 軸承型號為22326C d=130mm D=280mm B=93mm 故L4=93mm D5=136mm L5=56mm L6段安裝動顎軸承 此段選取軸承型號為23232C d=160mm D=290mm B=104mm 故L6>104mm，取L6=175mm D7=190mm L7=355mm 初步設定軸為對稱的所以右端和左端一樣 偏心軸總長L 6、偏心軸的強度校核 在破碎工作時，破碎力通過動顎軸承傳到偏心軸上，由于該破碎力很大，軸上其實零件傳遞的栽荷相對來說就顯提微不足道了，所以計算時即可把這些載荷忽略不計，而只考慮破碎力的作用。破碎力平均分布在兩個動顎軸承上，分別用F1，F(xiàn)2來表示；機架軸承要當于兩個支座，對偏心軸具有支座反力的作用，分別用R1，R2來表示；機架軸承載荷的作用點與動顎軸承載荷作用點間的距離用L表示。偏心軸的載荷受力分析如圖4-3所示，并作出軸的彎矩圖和扭矩 圖如圖4-4。 圖4-3 軸受力示意圖 圖4-4 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顎軸承中心所在截面為危險截面，計算出此截面處的彎矩M和扭矩T,按彎扭合成應力校核軸的強度。 支反力 F1=F2=-70730N,R1=R2=70730N 總彎矩 扭矩 軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 根據(jù)軸的計算應力公式 查表15-4（機械設計）得 代入數(shù)據(jù)得=39.09 MPa 前以選定軸的材料為45號鋼，調質處理，查表15-1（機械設計）可得[σ-1]=60MPa。 <[σ-1],故安全。 4.3 飛輪設計 1、飛輪形狀設計 顎式破碎機是一種間歇工作的機械，工作行程破碎物料而空行程只是克服機構中的有害阻力，因而造成了機器轉動速度的波動及電動機的負荷不均勻。為使破碎機工作平穩(wěn)，轉速波動小，電動機負荷均勻，在偏心軸的兩端裝上了飛輪?？招谐痰臅r候它儲存能量，而工作行程時，飛輪放出能量。 大三角帶輪即是傳動件也是飛輪，所以現(xiàn)在我們設計的是偏心軸另一端的飛輪。 設破碎機在空行程期間內的功率消耗為，在壓碎物料期間內的功率消耗為。電動機額定功率為，并且。 在期間，多余的功率使飛輪角速度從增加到；在期間，功率不足，使飛輪角速度從減少到，同時飛輪放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎機的破碎效率。由此，可得能量平衡方程式： 或 式中——飛輪的轉動慣量 （）； ——飛輪平均角速度 （ ）； ——速度不均悉數(shù)， 。 飛輪儲存的能量為： 考慮摩擦損失的機械效率為： 代入公式后，得飛輪所需要的轉動慣量： 機械效率，因設計的是復擺式破碎機，效率較高，所以取值為0.80。 。對中小型破碎機 ，取=0.03～0.05，此處取0.05。角速度根據(jù)實驗轉速n求得， ，而且已知 。將這些數(shù)據(jù)代入公式求得： 飛輪的外徑應與大帶輪的外徑相當，選取飛輪的外徑為D=800mm，選取飛輪的內徑為d=90mm，則飛輪的質量m為： 則飛輪的寬度B為： =158mm 飛輪的具體幾何尺寸，參考了普通飛輪的設計結構，并將之簡化，在保證了飛輪可以正常工作的前提下，盡量減輕飛輪的質量，優(yōu)化結構，盡量使之整體化和減少加工費用。 與普通的飛輪的設計不同的是，這個飛輪可以通過加配重的方式，來進行轉動慣量的調節(jié)。 4.4 軸承的校核 1、選擇軸承 由軸徑和設計要求試選用22326C和23232C調心滾子軸承，查GB/T286—1964得,軸承的性能參數(shù)為:22326C： ,，極限轉速為(脂潤滑)，內徑為130mm,外徑280mm,寬度為93mm；23232C：，，極限轉速為(脂潤滑)，內徑為160mm,外徑290mm,寬度為104mm。 2、求徑向載荷 Fr1=107.78KN Fr2=107.78KN 3、計算軸承的軸向力 在本機的設計中，軸承在理論上是不受軸向力的，但實際應有力的作用，但很小，忽略不計； 4、求軸承的當量動載荷 一般計算公式為 式中： X、Y分別為徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù) 對于只受純徑向載荷的軸承的當量動載荷: 查表13-6（機械設計）得： fp=1.8～3.0 取fp =2.0 代入上式可求得 P1=141.46KN P2=141.46KN 5、計算軸承的壽命 由公式： （機械設計） 此為滾子軸承，式中 ， 滿足預期壽命。 因此，選用22326C和23232C調心滾子軸承能夠很好的滿足要求。 4.5 鍵的校核 根據(jù)d=95mm從表6-1中查取鍵的截面尺寸：寬度b=25mm，高度h=14mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=125mm（比輪轂寬度小些）。 T——傳遞的轉矩（),； K——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度； L——鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵l=L-b,平頭平鍵 l=L,這里L為鍵的公稱長度；mm；b為鍵的寬 度，mm。 D——軸的直徑，mm。 —鍵，軸，輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，MPa。 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=125-25=100mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=7mm。 （機械設計） 代入數(shù)據(jù)求得 滿足所需要求。 鍵的標記為25×125 GB/T 1096-2003 第5章 各基本構件的設計 5.1動腭的設計 動腭是支承齒板且直接參與破碎礦石的部件，要求有足夠的強度和剛度，其結構應該堅固耐用。 動腭一般采用鑄造結構。為了減輕動腭的重量，國外也采用焊接結構，由于其結構復雜，因此對焊接工藝的要求較高。國內尚未見使用焊接結構的動腭。 按結構特點，可把動腭分成箱型結構圖如5-1和非箱型結構如圖5-2兩種。 1） 箱型動腭 圖5-1 箱型動腭 2）非箱型加筋結構動腭 對于型號較小的復擺腭式破碎機，其動腭一般做成非箱型加筋結構，以便有效地減輕東哥的重量。按其橫截面形狀又可分為“E”型與反“E”型兩種。 根據(jù)該設計的型號和參數(shù)，我選擇非箱型加筋結構動腭，截面為“E”型。如圖5-2所示。 圖5-2 非箱型動腭 在破碎機的設計中，動顎的設計關系到整個機型的設計和機子的性能。因為動顎是支撐齒板且直接 參與破碎礦石的部件，要求要有足夠的強度和剛度，其結構應堅固耐用，在經過認真的研究之后，我采用的是整體鑄造結構。為有效的減輕動顎的重量，我選擇把動顎做成非箱型加筋結構，如圖5-3所示。安裝齒板的動顎前部分為平板結構，其后部有若干條加肋板以增強動顎的強度與剛度。 圖5-3 動顎 5.2齒板的設計 齒板的結構： 齒板（也叫襯板），是破碎機中直接與礦石接觸的零件，結構雖然簡單，但它對破碎機的生產率、比能耗、產品粒度組成和粒型以及破碎力等都有影響，特別對后三項影響較明顯。 齒板承受很大的沖擊擠壓力，因此磨損得非常厲害。為了延長它的使用壽命，可以從兩方面來研究：一是從材質找到高耐磨性能材料，二是合理確定齒板的結構形狀和幾何尺寸。現(xiàn)在破碎機上使用的齒板，一般是采用ZGMn13。其特點是：在沖擊負荷作用下，具有表面硬化性，形成既硬又耐磨的表面。同時仍能保持器內層金屬原有的韌性。 齒板橫截面結構形狀有平滑表面和齒形表面兩種，后者又可分三角形和梯形表面。為了保證產品粒度和形狀，通常還是采用三角形或梯形襯板如圖5-4。 圖5-4 襯板齒形 a)三角形 b)梯形 在本次設計中我們采用梯形襯板。其動腭齒板和定顎齒板的基本結構如圖5-5和圖5-6所示。 圖5-5 動顎齒板 圖5-6 定顎齒板 5.3 推力板的設計 破碎機的推力板（肘板）是結構最簡單的零部件，但其作用卻非常重要。通常有三個作用：一是傳遞動力，其傳遞的動力有時甚至比破碎力還大；二是起保險件作用，當破碎腔落入非破碎物料時，肘板先行斷裂破壞，從而保護機器其他零件不發(fā)生破壞；三是調整排料口大小有的簡擺腭式破碎機是通過更換不同的長度尺寸的肘板來調整排料口大小的。 在機器工作時，肘板與其支撐的襯板不能良好的潤滑，加上粉塵落入。所以肘板與其襯板之間實際上是一種干摩擦和磨粒磨損狀態(tài)。這樣，對肘板的高負荷壓力，導致肘板與肘板墊很快磨損，使其壽命很低。因此肘板的結構設計既應考慮該機件的重要作用也應考慮其工作環(huán)境。 按肘板和肘墊（或稱肘板襯墊)的連接形式，可分滾動型與滑動型兩種。 圖5-7肘板與肘墊形式 a) 滾動型 b) 滑動型 如圖5-7所示，肘板與襯墊傳遞很大的擠壓力，并受周期性沖擊載荷。在反復沖擊擠壓作用下磨損較快，特別是圖5-4 b)所示的滑動型結構更為嚴重，為提高傳動效率，減少磨損，延長其使用壽命，可采用圖5-4 a)所示的滾動型結構，肘板頭為圓柱面，襯墊為平面，由于肘板的兩端肘頭表面為同一圓柱面，所以當肘板兩端的襯墊表面相互平行時，肘板受力將沿周半圓柱面的同一直徑，并與襯墊表面的垂直方向傳遞。在機器運轉過程中，動腭的擺動角很小，使得肘板兩端支撐的襯墊表面的平行度誤差也很小，因此肘板的傳力方向與襯墊垂直線方向的夾角很小（大大小于其摩擦角）。所以在機器運轉過程中，襯板與其襯墊之間可保持純滾動。 5.4 調整裝置的設計 調整裝置供調整破碎機排料口大小用。陪著襯板的不斷磨損，排料口尺寸也不斷地變大，產品粒度也隨之變粗。為了保證產品粒度的要求，必須利用調整裝置，定期地調整排料口尺寸。此外，當要求得到不同的產品粒度時，也需要調整排料口大小?，F(xiàn)有腭式破碎機的調整裝置有多種多樣，歸納起來有墊片調整裝置,楔鐵調整裝置，液壓調整裝置以及襯板調整。 楔鐵調整裝置是一種比較老式的。它分為立式和臥式兩種。 1）立式楔鐵調整裝置如圖5-8。他是借助肘板座與機架后壁之間的兩個垂直放置的楔鐵作相對運動，來實現(xiàn)破碎機排料口的調整。轉動螺栓上的螺母，使調整楔鐵3沿著機架4的后壁作上升或下降運動。推動調整座2向前或向后移動，從而推動肘板或動腭，以達到調整排料口的目的。 圖5-8 立式楔鐵調整裝置 1- 肘板 2-調整座 3-調整楔鐵 4-機架 2》臥式楔鐵調整裝置如圖5-9。它是借助后肘板座與機架后壁之間的水平放置的楔鐵作相對運動，來實現(xiàn)破碎機排料口的調整。在機架后壁上有后襯座1，楔鐵2及有正反螺紋的軸5構成的調整裝置。和由電動機3與渦輪減速器4所構成的傳動裝置。軸5另一端有手柄6.。 圖5-9臥式楔鐵調整裝置 5.5 破碎腔型的設計 顎式破碎機的破碎腔石由動顎板、定顎板以及機架兩側壁襯板所組成。破碎腔的形狀石由給料口尺寸、排料口尺寸、嚙角、動顎板與定顎板以及兩側壁襯板的布置方式、襯板縱向和橫向斷面的形狀等因素所決定的。 破碎腔的腔形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、粒形和襯板的使用壽命等，隨著破碎機不斷的發(fā)展，特別是近幾年來提出多碎少磨增大破碎機破碎比和提高產品質量的情況下，不論設計新型破碎機，還是對現(xiàn)有的老破碎機挖潛、改造，設計最佳的腔型都是很有益的工作。 因時間短，難度較大，為了設計需求，所以此次的設計仍然沿用一種傳統(tǒng)且簡單的腔形，即動顎板相對垂直方向傾斜一個角度而定顎板垂直。 1、選用合適的嚙角 破碎機動顎板和固定顎板之間的夾角叫嚙角，嚙角是設計破碎機的一個主要參數(shù)，嚙角與破碎腔高度、生產率都成反比。從提高生產率觀點，希望有較小的嚙角。從降低破碎腔高度觀點，希望有較大的嚙角。設計破碎腔力求高度小而生產率高，從而兩者發(fā)生矛盾，這就需要找到一個最佳的設計方案。 對普通的破碎腔嚙角進行分析，如圖示5-10所示。顎板上的壓碎力p1和p2的作用方向垂直于顎板表面，而摩擦力fp1和fp2則平行于顎板表面，f為顎板與物料間的摩擦系數(shù)，忽略無聊自重，并把它看作為分離體，則物料不上滑的條件為： （1-1） 解式（1-1），并經簡化和整理得： （1-2） 將(為摩擦角)代入式（1-2），經簡化得： 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 （1-3） 圖5-10 嚙角示意及物料受力分析圖 一般的物料與顎板之間的摩擦系數(shù)，此時相對應的摩擦角為，故嚙角為。為了更有效地咬住物料和考慮提高生產率，實際上顎式破碎機嚙角為： 。本設計因采用的是定顎垂直的腔型，由相關資料的經驗和上述參數(shù)選擇初選嚙角 。 2、確定破碎腔的幾何尺寸 國內顎式破碎機規(guī)格尺寸已經標準化。因此，一般都是按照破碎機的標準來選取規(guī)格尺寸，即破碎機給料口寬度B和長度L。但是，由于本次設計的需要，該破碎機的相關尺寸，應由設計要求來確定。 初選進料口尺寸，根據(jù)設計要求選擇進料口寬度，進料口長度。 初選排料口最小尺寸，排料口的最小尺寸決定了破碎機得最大破碎比，根據(jù)試驗要求，初選 。 破碎腔高度尺寸，破碎腔的高度越高破碎時間就越長，相應的物料的破碎就越徹底；但是，我們設計破碎腔應盡量的降低破碎腔的高度，使結構更加的緊湊；這和破碎腔要求盡量的提高生產效率是相互矛盾的。經過查閱了相關的資料后，初選破碎腔的高度。 動顎的水平行程對破碎機生產率和破碎力都有影響。排料口水平行程較小時，會降低生產率，但又不能太大，否則會產生過壓實現(xiàn)象，而使破碎力急劇增大，導致過載而機件損壞。動顎排料口的水平行程Sx可通過經驗公式進行計算： 取20mm 確定了破碎腔的主要尺寸和參數(shù)后，破碎腔的結構如圖5-11所示： 圖5-11 破碎腔結構示意圖 5.6 機架的設計 破碎機機架是整個破碎機零部件的安裝基礎。他在工作中承受很大的沖擊載荷，就其質量來說，占整機質量的很大比例，而且加工制造的工作量也較大。機架的剛度和強度，對整機性能和主要零部件壽命均有很大的影響。因此，設計的時候要求：結構簡單易制造，重量輕又要求有足夠的強度和剛度。 破碎機機架是整個破碎機零部件的安裝基礎。它在工作中承受很大的沖擊載荷，其重量占整機重量很大比例(對鑄造機架為50%左右，對焊接機架為30%左右），而且加工制造的工作量也比較大。機架的剛度和強度，對整機性能和主要零部件壽命均有很大的影響。因此，對破碎機機架的要求是：結構簡單易制造，重量輕，且要求有足夠的剛度和強度。破碎機機架按結構分，有整體機架圖5-12和組合機架圖5-13。 圖5-12 整體機架 圖5-13 組合機架 因為設計的是小型機，所以我們選用了整體機架，與嵌銷連接的組合機架相比，它擁有更好的強度和剛性，加工、裝配和拆卸也比較方便。在本次設計中，我們采用的是整體鑄造機架。其中鑄鋼為ZG270-500，其剛性較好。在保證正常工作的前提條件下，應力求減輕重量。如圖5-14所示： 圖5-14 機架基本結構（上為主視圖，下為左視圖） 第6 章 安裝維修及改進措施 6.1 改變飛輪端密封套與錐套螺紋旋向 因為螺紋為右旋時，密封套向皮帶輪端移動，皮帶輪端的錐套不會松動，所以皮帶輪端螺紋旋向不需要改變，把飛輪端密封套及錐套螺紋由右旋改為左旋以后，在偏心軸逆時針方向旋轉時，由于慣性力的作用，密封套向飛輪方向移動而頂緊飛輪，反過來將飛輪端錐套牢固頂緊在偏心軸上，使錐套在偏心軸上不產生松動。 6.2 修復偏心軸與錐套配合面 增加接觸面積，對磨損的偏心軸和錐套用電焊進行堆焊，在粗車和精車后，對配合面進行研磨，研磨的方法是：把修復好的錐套放到偏心軸配合面上進行，用400目的金剛砂做研磨介質，一次研磨0.5h，把金剛砂清除干凈，涂上油印進行校驗，如不合格，用前述方法再研磨，直到符合要求為止。 6.3 對顎板材質的選擇 在顎板的材質選擇中我們選擇中錳鋼，由于高錳鋼的初始硬度低,屈服強度低,在非強沖擊條件下,其加工硬化不充分,易于流變和被切削。為提高顎板的使用壽命,開發(fā)了中錳鋼。該鋼種最早由Climax鉬業(yè)公司發(fā)明,并于1963年正式列入美國專利。其鑄態(tài)組織由奧氏體!馬氏體和少量珠光體組成,經水韌處理后,其組織為單一奧氏體或奧氏體+少量未溶碳化物(取決于含碳量)組織。此后人們對中錳鋼進行了大量研究,認為其硬化機理為:含錳量降低后,奧氏體穩(wěn)定性下降,在受到沖擊或磨損時,奧氏體易發(fā)生形變誘發(fā)馬氏體相變,使其耐磨性提高。中錳鋼的通常成分為:0.7%-1.2%C,6%-9%Mn,0.5%-0.8%Si,1.2%Cr以及其它微量元素如V、Ti、Nb、RE等。中錳鋼顎板在實際應用中也取得了較好的使用效果,如破碎硅石時比高錳鋼顎板使用壽命提高20%以上,而成本與高錳鋼顎板相當。因此,在中小型顎式破碎機上使用,中錳鋼是一種值得推廣的顎板材質。 6.4 破碎機出口揚塵的解決 破碎機出口揚塵非常嚴重，從破碎機出來的塊狀和粉末狀物料直沖礦石輸送皮帶，部分物料飛濺或滾淌到地面上，地面堆積厚厚一層物料，部分粉狀物料飛揚在空中，給生產帶來了很大的不便。在該段流程中，物料由料倉入板式給料機，由板式給料機入顎式破碎機，出破碎機直接入出口礦石皮帶機。由于該破碎機出口料流非常大，導致粉塵飛揚和濺落。我們分析認為，造成以上現(xiàn)象的根本原因在于大料流的無緩沖傾瀉所致。因此，我對此進行了如下改進（如圖6-1所示）:在破碎機出口與礦石皮帶之間設置一個暫存料倉，暫存料倉接收塵器。在暫存料倉與皮帶之間加一道溜子。再在溜子上設一料流控制閥。設置暫存?zhèn)}是為了緩沖大流量物料的傾瀉沖擊;料流控制閥可穩(wěn)定出口料流;暫存?zhèn)}接收塵器可使部分細粉料在暫存?zhèn)}提前被收塵處理，減少出口粉塵，同時也有利于提高皮帶的使用壽命。 圖6-1 出口揚塵改進圖 經過這樣的改進，徹底解決了粉塵飛揚和物料濺落的間題，給車間的生產和管理帶來了極大的方便。 6.5 破碎機的噪聲危害及防治途徑 復擺顎式破碎機的粉碎方式主要是靠對礦石的擠壓而使其粉碎。這樣，在對礦石粉碎的同時就會不可避免的產生大量的噪聲。而噪聲是一種環(huán)境污染,被認為是僅次于大氣污染和水污染的第三大公害。控制噪聲措施： 噪聲控制包括降低噪聲源的噪聲,控制噪聲的傳播途徑和個人防護幾個方面: (1)聲源控制。采礦生產現(xiàn)場和破碎車間、運轉的顎式破碎機是主要的噪聲源,控制它們的噪聲有兩個途徑:一是想辦法改進結構,提高各個部件的加工精度和裝配質量,采用合理的操作方法等,降低聲源的噪聲發(fā)射功率。二是利用聲波的吸收、反射、干涉等特性,采用吸聲、隔聲、減振、隔振等技術,以及安裝消聲器等,控制噪聲的輻射。(2)噪聲傳播途徑的控制。主要措施有: ①對于采礦現(xiàn)場顎式破碎機在作業(yè)時將其拖至有天然屏障(土坡、山丘)的地方,或者利用其他隔聲材料和隔聲結構來阻擋噪聲的傳播。 b=70mm a=19° s=27mm sl=20mm r=12mm l=780～ 1020mm， L=1560～ 3400mm K=300mm h=180mm s=2.0cm a=19° n=275 (r/min) Pd=49.01Kw 取 μ=0.75 Q實= 56.07m3/h l1=12mm l2=992mm l4=789mm βmin=38° =3341.25KN KN KN KN =71.5Kw i=2.6 v=13.75m/s =1234mm =155° =2.314 Kw F0=993.18N Q=9696.38N B=198mm P=67.925Kw v=275r/min dmin=69.02mm =39.09 MPa 合格 Fr2=107.78KN Fr2=107.78KN fp =2.0 P1=141.46KN P2=141.46KN 合格