毕业设计（论文）颚式破碎机设计.doc

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1、1. 概述破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之碎裂成小块物料的设备。破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的综合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。在矿山工程和建设上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使这成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的以便进一步加工操作。通常的破碎过程，有粗碎、中碎、

2、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，如表一所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机、细碎机三种。表一 物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm）类别入料粒度出料粒度粗碎中碎细碎300900 10035050 100100350 20100515工业上常用物料破碎前的平均粒度 D与民破碎后的平均粒度d之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值i称为破碎比（即平均破碎比） 为了简易地表示物料破碎程度和各种破碎机的方根性能，也可用破碎机的最大进料口尺寸与最大出料口尺寸之比来作为破碎比，称为公称破碎比。在实际破碎加工时，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大限度进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于公

3、称破碎比的0.70.9。每各破碎机的破碎比有一定限度，破碎机械的破碎比一般是i=330。如果物料破碎的加工要求超过一种破碎机的破碎比，则必须采用两台或多台破碎机械串连加工，称为多级破碎。多级破碎时，原料尺寸与最终成品尺寸之比，称总破碎比，如果各级破碎的破碎比各是，。则总破碎比是=由于破碎机构造和作用的不同，实际选用时，还应根据具体情况考虑下列因素；1) 物料的物理性质，如易碎性、粘性、水分泥沙含量和最大给料尺寸等；2) 成品的总生产量和级配要求、据以选择破碎机类型和生产能力；3) 技术经济指标，做到既合乎质量、数量的要求、操作方便、工作可靠，又最大限度节省费用。2. 物料破碎及其意义21 物料

4、破碎及其意义 从矿山开采出来的矿石称为百年原矿。原矿是由矿物与脉石组成的，露天矿井开采出来的原矿其最大粒度一般在2001300mm之间，地下矿开采出来的原矿最大粒度一般在200600mm之间，这些原矿不能直接在工业中应用，必须经过破碎和磨矿作业，使其粒度达到规定的要求、破碎是指将块状矿石变成粒度大于15mm产品的作业，小于1mm粒度的产品是通过磨碎作业完成的。211 破碎的目的（1）制备工业用碎石（2）使矿石中的有用矿物分离（3）磨矿提供原料212 破碎工艺最终破碎粒度是根据产品的用途确定的。需要进行磨矿作业的矿石，应考虑到破碎与磨矿总成本较低来确定破碎产品的粒度。一般较适宜的粒度为1025m

5、m。把原矿粒度与破碎产品的粒度的比，称为总破碎比，若露天矿开采出来的原矿粒度为2001300mm则破碎作业的总破碎比的范围为： = = =30= = =8 22矿石的破碎及力学性能机械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料分子间的内聚力，使大块物料分裂成若干小块，机械破碎矿石有以下几种方法：1) 压碎 将矿石置于两个破碎表面之间，施加压力后矿石因压力达到其抗压强度限而破碎（图2-3a）。2) 劈裂 用一个平面和一个带尖棱的工作表面挤压矿石时，矿石沿压力作用线方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂面上的拉应力达到矿石的抗拉强度限 （图2-3b）。3) 折断 用两个带有多个尖棱的工作表面挤压矿石时，矿石

6、就像受集中载荷的两支点或多支点梁。当矿石内的弯曲应力达到弯曲强度限时矿石被折断 （图2-3c）。 4）磨碎 矿石与运动的工作表面之间受一定压力和剪切力时，矿石内的剪切力达到其剪切强度时，矿石即被粉碎（图 2-3d）5) 冲击破碎 矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图2-3d）。由于破碎力是瞬间作用的，所以破碎效率高，破碎比大，能量消耗小，但锤头磨损严重。 图 2-3 矿石的破碎和破碎方法 （a） 压碎 （b） 劈裂 （c）折断 （d） 磨碎 （e）冲击破碎实际上任何一种破碎机都不是以某一种形式进行破碎的，一般都是两种和两种以上的形式联合进行破碎。当破碎机两工作面沿表面方向的相对运动位移加大

7、而加强磨碎作业时，由于磨碎的效率低、能量消耗大、机件磨损严重，将会降低破碎机的破碎效果。 3. 工作原理和构造3.1 工作原理 电动机驱动皮带和皮带轮，通过偏心轴使动颚上下运动，当动颚上升时肘板与动颚间夹角变大，从而推动动颚板向固定颚板接近，与其同时物料被压碎或劈碎，达到破碎的目的；当动颚下行时，肘板与动颚夹角变小，动颚板在拉杆，弹簧的作用下，离开固定颚板，此时已破碎物料从破碎腔下口排出。颚式破碎机的工作部分是两块颚板，一是固定颚板（定颚），垂直（或上端略外倾）固定在机体前壁上，另一是活动颚板（动颚），位置倾斜，与固定颚板形成上大小的破碎腔（工作腔）。活动颚板对着固定颚板作周期性的往复运动，时

8、而分开 ，时而靠近。分开时，物料进入破碎腔，成品从下部卸出；靠近时，使装在两块颚板之间的到挤压、弯折和劈裂作用而破碎。 3.2顎式破碎机的结构 破碎腔是由固定在机架上的固定破碎板2、动顎上的活动破碎板4以及机架两侧壁上的两块侧面衬板3为成的上下的巨型截柱体而构成的。被破碎物料喂入破碎腔后，通过动顎的运动，是破碎腔容积周期改变而完成物料的破碎与排料。 破碎机有电动机驱动，通过带传动带动偏心轴9上的带轮8，再通过曲柄9的转动，使破碎机中的动顎5相对定顎板2周期性地靠拢与分开。顎式破碎机的破碎腔是由固定腭板和可动顎板5构成。固定和可动顎都有锰钢制成的破碎板2和4。破碎板用螺栓和槭固定于定顎和动顎上。

9、为了提高破碎效果，两破碎板的表面都带有纵向波纹，而且是凸凹相对。这样，对矿石除有压碎作用外，还有弯曲作用。破碎机工作空间的两侧上也有锰钢衬板3。由于破碎板的磨损不是均匀的，特别是靠近派排矿口的下部磨损最大，因此，往往把破碎板制成上下相对的，以便下部磨损后，将其倒置而重复使用。 动顎悬挂在心轴6上，心轴则支撑在机架侧壁上的滑动轴承中。动顎饶心轴对固定腭板作往返摆动。动顎的摆动是借曲柄摇杆机构实现的。曲柄双摇杆机构由偏心轴9、连杆7、前推力板15和推力板13组成。偏心轴放在机架侧壁上的主轴承中，连杆则装在偏心轴的偏心部分上，前后推力板的一端支撑在连杆头两侧凹槽中肋板座14上，前推力板的另一端支承在

10、动顎后壁下端的肋板座上，而后推力板的另一端则支承在机架后壁的锲铁12中的肋板座上。当偏心轮通过V带轮从电动机获得旋转运动后，就使连杆产生上下运动。连杆的上下运动又带动推力板运动。由于推力板不断改变倾斜角度，因而使动顎饶心轴摆动。 当连杆向下运动时，为使动顎、推力板和连杆之间相互保持经常接触，因而采用以两拉杆11和两个弹簧10所组成的拉紧装置。拉杆11铰接于动顎下端的耳环上，其另一端用弹簧10支撑在机架后壁的下端。当动顎向前摆动时，拉杆通过弹簧来动顎平衡和推力板所产生的惯性力。 顎式破碎机有工作行程和空转行程，所以电动机的负荷极不平衡。为了减少这种负荷的不均衡性，在偏心轴的两端装有飞轮8和带轮。

11、带轮同时也起飞轮作用。在空转行程中，飞轮把能量储存下来，在工作行程中再把能量释放出来。 在机架后壁与锲铁12之间，放一组具有一定尺寸的垫片。当改变垫片的厚度时，可以调整排矿口的宽度。 图3-2顎式破碎机的结构图1- 机架 2、4破碎板 3侧面衬板 5动颚 6心轴 7连杆 8带轮 9偏心轴 10弹簧 11拉杆 12楔铁 13后推力板 14衬板座 15前推力板 4. 主要零部件的结构分析4.1连杆 动颚在工作中承受很大的拉力，故选用ZG270-500铸钢材料。连杆结构如图4-1所示。它由上、下两部分组成，上部的轴承盖4用2个大螺栓3固定在连杆下部，两者中间镶有耐磨软合金的轴瓦，该轴瓦叫连杆轴承，它

12、套在偏心轴上。 图4-1 动颚 （本图为标准图非本设计图）4.2动颚动颚是支承齿板且直接参与破碎矿石的部件，要求有足够的强度和刚度，其结构应该坚固耐用，动顎分箱型和非箱型。动顎一般采用铸造结构。为了减轻动顎的重量，本设计采用非箱型，如图4-2所示。图 4-2 动颚4.3齿板的结构 齿板，是破碎机中直接与矿石接触的零件，结构虽然简单，但它对破碎机的生产率、比能耗、产品粒度组成和粒度以及破碎力等都会影响 齿板承受很大的冲击力，因此磨损得非常厉害。现有的破碎机上使用的齿板，一般是采用ZGMn13。 齿板横断面结构形状有平滑表面和齿形表面两种，后者又分三角形和梯形表面。本设计采用三角形。如图4-3所示

13、图 4-3衬板齿形 a）三角形 b）梯形4.4肘板 破碎机的肋板是结构最简单的零件，但其作用却非常的重要。按肘头与肘垫的连接型式，可分为滚动型与滑动型两种，如图1-所示。肘板与衬垫之间传递很大的挤压力，并受周期性冲击载荷。在反复冲击挤压作用下磨损教快，特别是图1-所示的滑动型更为严重。为提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，可采用图1-所示的滚动型结构。 (a) 滚动型 (b) 滑动型 图4-4 肘头与肘垫形式4.5调整装置调整装置提供调整破碎机排料口大小作用。随着衬板的不断磨损，排料口尺寸也不断地变大，产品的粒度也随之变粗。现有顎式破碎机的调整装置有多种多样，归纳起来有垫片调整装置、锲铁调

14、整装置、液压调整装置以及衬板调整。本设计采用垫片调整装置。 图 4-5 1肘板 2调整座 3调整楔铁 4机架4.6保险装置当破碎机落入非破碎物时，为防止机器的重要的零部件发生破坏，通常装有过载保护装置。保险装置有三种：液压连杆、液压摩擦离合器和肘板。肘板通常有如图4-6所示的三种结构。其中图a结构在保证肘板的刚度和稳定性的同时，提高其超载破坏敏感度。图b、图c两种结构是利用灰铸铁肘板抗弯性能这一特性，选择合适的结构尺寸是肘板呈拉伸破坏，显然提高了肘板破坏的敏感度。尽管如此，肘板是否断裂主要取决与计算载荷的确定和截面尺寸计算是否正确。因此从加工制造方便性出发，图a所示应用最多，本设计也采用a中肘

15、板。图 4-6 肘板结构4.7机架结构破碎机是整个破碎机零部件的安装基础。破碎机机架机构分，有整体机架和组合机架；按制造工艺分，有铸造机架和焊接机架。整体机架，由于其制造、安装和运输困难，故不宜用于大型破碎机。它分为整体铸造机架和整体焊接机架。前者比后者刚性好，但制造困难。后者便于加工制造，重量较轻，但刚性差。设计时，在保证正常工作下，应力求减轻重量。制造时要求偏心轴承中心镗孔，与动顎心轴轴承的中心孔有一定的平行度。本设计用铸造机架。 图4-8 整体铸造机架4.8传动件偏心轴是破碎机的主轴，受有巨大的弯曲力，采用45号钢调质处理，偏心轴一端装带轮，另一端装飞轮。4.9飞轮飞轮用以存储动颚空形程

16、时的能量，再用于工作行程，使机械的工作负荷趋于均匀。带轮也起着飞轮的作用。4.10润滑装置偏心轴轴承通常采用集中循环润滑。心轴和推力板的支承面一般采用润滑脂通过手动油枪给油。动颚的摆角很小，使心轴与轴瓦之间润滑困难，在其底部开若干轴向油沟，中间开一环向油槽使之连通，再用油泵强制注入干黄油进行润滑。5. 颚式破碎机的主参数设计计算顎式破碎机的主参数即决定机器技术性能及其密切相关的主要技术参数。破碎机的主参数包括转速、生产能力破碎力、功耗等。其中生产能力、破碎力、功耗除与破碎物料的物理、力学性能以及机器的结构和尺寸有关外，还与实地生产时的外部条件（如装料块度及装料方式等）有关，要作出精确的理论计算

17、是比较困难的。本设计中用的公式都是通过一定数量的测试而得到的实验了理论分析式。多次实践表明这些计算公式有足够的计算精度。因此，从设计的角度，本设计只重视计算公式的是实用性，这些公式是破碎机最优设计时建立目标函数和设计约束的重要依据。5.1结构参数的选择和计算5.1.1 给矿口与排矿口尺寸 我国生产的颚式破碎机，给矿口长度L为宽度B的1.25-1.6倍。在小型破碎机中，为了获得较高的生产率，值可以大一些。给矿口B=（1.1-1.25），=（0.75-0.9）B，是最大给矿粒度，这是由破碎机啮住矿块的条件决定的。有给定条件=200mm，取 B=1.25 =240mm；L=1.6B=384mm；复摆

18、颚式破碎机的排矿口的最小尺寸可按下式选择： 取mm式中 - 最大排矿粒度； S - 动顎的摆动行程；5.1.2 钳角设计计算 动颚与定颚间的夹角称为钳角。钳角由物料性质、块粒大小、形状等因素决定。如果钳角太大，进料口物料就不能被颚板夹住，而被推出机外，从而降低生产率，如果钳角太小，则虽能增大生产率，但破碎比减小。图 5-1表示从力学角度推算钳角的计算图式。当物料能被夹持在破碎腔内，不被推出机外时，这些力应相互平衡，即在x、y方向的分力之和应该分别等于零。 图 5-1 钳角计算示式于是求得 tan=因 f=tan,故 tan=tg式中 -钳角； -物料与颚板间摩擦角； f-物料与颚间摩擦角系数。

19、为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必须令 由此可得，为了使破碎机正常的进行破碎工作，钳角应该小于摩擦角的两倍即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的0.5。不然，矿块就会往上跳出，而不被压碎，因而降低了破碎机的生产率和破碎效率，甚至还会造成严重的安全事故。 设钢和矿石的摩擦系数为0.3，则最大钳角的理论值为。但实际采用的钳角比理论值小的多，这是由于大块料被楔住两块小料之间时，仍有被挤出的危险。颚式破碎机的钳角一般在范围内。对于复摆颚式破碎机钳角不应大于，所以选为。5.1.3动颚水平行程见颚式破碎机教材： =8+ =0.1415式中 -最小排料口尺寸(mm)； B-进料口尺寸(mm)； 所以得

20、= 15.2 mm； =22.3 mm；5.1.4 偏心距及动颚摆幅的计算 图5-2 表示推力板的位置示意图，设推力板板长度l=300mm,其向下偏斜量 =70mm， 和 是推力板在两个极限位置时的水平投影，而= - 为动颚下端摆程的（因右边一推力板未画出），由图可知 图5-2 偏心距与动颚摆程的关系= = -+=0上式表示了偏心距e与摆幅之间的关系，一般取第二项为正值。摆幅按照破碎物料要求（破碎比）而定，本计算中，总摆幅为26mm，= =13mm,故 动偏心与动颚摆幅之间的关系对颚式破碎机的设计十分重要因为这个关系涉及到破碎构件的行程大小。5. 1. 5 主要构件尺寸的确定（1）破碎腔高度H

21、：在钳角一定的情况下，破碎腔的高度有所要求的破碎比而定，通常，破碎腔的高度H=（2.252.5）B。式中B为给矿口宽度。固取H=2.4B=576mm（2）动顎轴承中心距给矿口平面的高度h：为了保证在破碎腔的上部产生足够的破碎力来破碎大块矿石，因而在给矿口处，动顎必须有一定的摆动行程，为此，复摆颚式破碎机的动顎的轴承中心距给矿口平面的高度h0.1L 。式中L为动顎长度。h0.1384=38.4mm 取h=35mm（3）偏心距r对连杆长度l的比值：在曲柄摇杆机构机构中，当曲柄等速回转时，摇杆来回摆动的速度不同，具有机会运动特性。连杆越短，这种不对称现象越显著。曲柄的转速是根据矿石在破碎腔中自由下落

22、的时间而定的，因此连杆的长度不宜过短。对于中小型颚式破碎机=，l=（0.850.9）L。式中L为动顎长度。取：=， l=0.875L=336mm（4）推力板长度K：当动顎的摆动行程S与偏心距r确定以后，在选取推力板长度时，复摆颚式破碎机的推力板长度与偏心距有下列关系；5. 2工作参数的选择和计算5. 2. 1 动顎的摆动次数 如图5-1所示，b为公称排料口，为动腭下端点水平行程，为排料层的平均啮角。AB为腔内物料的压缩破碎棱柱体，为排料棱柱体。破碎机的主轴转速n是根据在一个运动循环的排料时间内，压缩破碎棱柱体的上层面按自由落体下落至破碎腔外的高度h计算确定的。而该排料层高度h与下端点水平行程及

23、排料层啮角有关。即排料层上层面降至下层面并正好把排料层的物料全部排出所需的时间来计算主轴的转速。对于排料时间有不同的意见：一种认为排料时间t应考虑破碎机构的急回特性，即排料时间与机构的行程速比系数有关。这一观点未注意到动腭下端点排料起始点与终止点并不一定与机构的两极限位置相对应。另一种认为排料时间t应按t=15/n计算，即排料时间对应于主轴的四分之一转，这种假定与实际情况相差甚大。根据对破碎过程的实测分析，得到排料过程对应的曲柄转角不小于180的结论，认为排料时间按主轴半转计算比较符合实际情况。排料时间t为 t=30/n排料层完全排出下落的高度h为 h=SL/tanL由 h=gt/2令 g=9

24、800mm/s得: 式中 -主轴转速（r/min)； -动腭下端点水平行程（mm）； -排料层平均啮角（）； -系数，考虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。取=0.95-1.05。高硬度矿石取小值。 图5-3 排料口处排了示意图 由式上式可见，主轴转速与排料层啮角和动颚下端点水平行程有关。该式是机构设计和机型评价的重要公式之一。代入参数 得 =3525.2 .2 生产率 复摆式颚式破碎机的生产率Q与所破碎物料的性质（强度、节理、进料粒度等），力学性能与操作情况（供料情况和出料口大小）等因素有关。其经验公式： 式中 -标准条件下的单位出口宽度的生产率，见表5-1； -出料口宽度(mm)； -物料

25、易碎性系数，见表5-2； -物料堆积密度修正系数 = =1 -物料堆积密谋 （ ） -进料粒度修正系数，见表5-3.查表得 =0.94 =1.008 =0.4 11.4 表5-1标准条件下的单位出口宽度的生产率破 碎 机 规 格250 400400 600600900900120012001500150021000.40.650.951.01.251.31.92.7表5-2物料易碎性系数矿石强度抗拉强度（）普氏硬度系数硬1600-200016200.90.95中硬800-16008161.0软80081.11.2表5-3进料粒度修正系数给矿最大粒/给矿口宽度B0.850.60.41.01.11

26、.25. 2. 3 电动机功率见颚式破碎机教材有公式式中 -计算功率放大器（KW）；-最大破碎力（KN）；-动颚诸点水平行程平均值（mm）； -破碎腔平均齿角 （）； -机械总效率，由表可知，。 -等效破碎系数已知有 =585KN 取 =352 所以得 =9.3 KN 为了保证破碎机的工作可靠，并考虑尖峰负荷，还必须乘以安全系数.故所选电动机功率应大于10.2KN，所以选功率为15KN。由机械设计课程设计指导书宋宝玉主编、机械工业出版社第一版 选取电动机Y200L-8型。5.2.4破碎力的计算以立方体典型物料形状为依据，并考虑大尺寸进料块粒是逐渐阶段破碎成成品而卸出，破碎力大小取决于颚板凸齿作

27、用点施加的（物料应力）和物料抗拉强度。(1) 第一阶段破碎，图5-4 表示作用在立方上的力 图5-4 作用在立方体上的力立方体由于齿棱作用，受力面产生拉应力，支撑面产生压应力，这些力在断裂面上引起的应力 ,见（非标准机械设备设计）： 故得 式中 -第一阶段使物料碎裂的破碎力（N）。 -物料的抗劈强度（约等于抗拉强度）； -立方体物料连长（cm）; Z-齿棱间距（cm）.(2) 第二阶段破碎.物料经过第一阶段破碎以后,成为两个半立方体,在动颚摆开时落入破碎时,并改变方向进行再破碎,第二阶段的破碎力是: (3)第三阶段破碎.物料进行第二阶段破碎以后,成为4块体进行再破碎.第三阶段的破碎 由于所破碎

28、的物料未知，所破物料的抗劈强度也未知，所以无法计算具体的破碎力。 5.2.5 最大破碎力计算目前，国内多是采用实验分析法来确定颚式破碎机的破碎力。根据对于复摆颚式破碎机的固定顎和动顎的实际受力测定，在破碎机动顎上所产生的破碎力系与矿石纵断面面积成正比。因此，作用在动顎上的最大破碎力可以按下式计算： 式中 衬板单位面积上的平均压力，其值参考表2-4选取，或27； L、H-破碎腔的长度和高度 于是有 最大破碎力都是垂直作用于固定顎和动顎上，起作用点的位置，根据实验测定，复摆颚式破碎机的最大破碎力夒发生在破碎腔諘度的0.350.65处。当破碎单一大块矿石时，作用点则向上移。表5-4 衬板单位面积上的

29、平均压力矿 石 种 类抗拉强度浦阳青石240030花岗岩220028花岗岩180020.5石灰石180019当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将增大50%。故破碎机的计算破碎力为： 5. 3 主要零件受力计算5.3.1推力板 式中 - 推力板受力（KN）； P- 所选电动机功率（KN）； n- 偏心轴转速 ； h- 动颚行程平均值（m）。如图5-5所示得 图5-5 破碎机计算示式5.3.2连杆 则连杆力的平均值 （KN）是： 6. 重要零件的设计和校核6.1带轮的设计1. 确定计算功率 由表8-7（机械设计.第七版.濮良贵、纪名刚.主编）查得工作情况系数，故 2. 选取窄V带带型根

30、据、由图8-11确定选用C型。3. 确定带轮基准直径由表8-6和表8-8取主动轮基准直径 mm 。从动轮基准直径 mm 根据表8-8，取。按要求验算带的速度35m/S带的速度合适。4. 确定窄V的基准长度和传动中心矩根据式 ，有 初步取 计算所需带的基准长度 = =4533mm由表8-2查得，选带的基准长度。 按式计算实际中心矩a 5. 验算主动轮上的包角可得 主动轮上的包角合适。6. 计算窄V带的根数z（1） 计算单根v带的额定功率 有和 查表8-4a得 根据，=4 和c型带，查表8-4b得 查表8-5、8-2得 于是由（2） 计算V带的根数Z 于是取Z=47. 计算预紧力有： 查表8-4得

31、，故 8. 计算作用在轴上的压轴力 9. 带轮的结构设计。选用原则见（机械设计.濮良贵、纪名刚.主编）8-4节，材料采用HT200。 所以采用腹板式；，采用轮辐式。具体结构尺寸见零件图。6.2曲轴的设计计算其图形见图5-1 图6-1图5-1 曲轴示意图1.曲轴主要尺寸的确定在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。经验公式见，李永堂等主编1) 支承轴直径其中 - 标称压力。所以有取 。2) 曲柄径直径取。3) 支承径长度根据破碎腔的长度和经验公式取 。4) 曲柄两臂外侧面间的长度取。5) 曲柄颈长度 取。6) 圆角半径取。7) 曲柄臂的宽度取1. 曲轴的强度

32、校核对载荷做以下简化：（1）齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小的多，可忽略不计。（2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于标称压力 ，并以其的 作用于连杆轴瓦两侧，见图6-2。 图5-2 图6-2 在曲轴颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩的作用，应按弯扭合成作用计算，但由于弯矩比扭矩大的多，故忽略扭矩的应力。 这样，危险截面C-C的最大应力为（4.4节，李永堂等主编）： 其中 -标称压力； -曲柄颈长度； -曲柄两臂外侧面间的距离； -曲柄径直径；-圆角半径。所以得： 在B-B 截面上也受到弯扭联合作用，但此扭矩比弯矩大的多，故忽略弯矩的影响。由公式得最大剪应力为： 式中 -支承颈直径； -公称当

33、量力臂。又有公式：注： R-曲柄半径; -曲柄转角; -连杆系数; -摩擦系数;取 (见教材).求得: 所以得：所以综合分析:强度符合要求.2. 曲轴刚度的计算计算公式见（4.4节，李永堂等主编）：简化式为: + 式中 E-弹性模量,钢曲轴;b-曲柄臂厚度；h-曲柄臂高度；a-曲柄臂宽度；c-曲柄臂形心至曲柄颈心形心的距离。 -曲柄臂曲柄臂的惯性矩。 其余尺寸同上。所以算得： 6.3 滑动轴承的设计计算 6.3.1 轴承的选择 材料选用为了ZcuPb30,结构参见机械设计濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社6.3.2 轴承的验算1. 验算轴承的平均压力p(单位为Mpa)（机械设计.第七版.濮良贵

34、、纪名刚.主编）。 式中：B-轴承宽度，mm（根据宽径比确定）；p-轴瓦材料的许用压力，Mpa,其值见表12-2。 根据轴承常用的宽径比范围，取宽径比为1 算得： 符合要求。2. 验算轴承的（单位为）值。轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗成正比（是摩擦系数），限制值是限制轴承的温升。 式中：-轴颈圆周速度，即滑动速度，；-轴承材料的许用值，单位，其值见表12-2。 其它值同前。有： 符合要求。3. 验算滑动速度(单位为) 所以得：= 符合要求。4. 滑动轴承的润滑。由公式得（机械设计手册，成大先主编，3.8节）：式中：p-轴颈上的平均压强，Mpa;v-轴颈的圆周速度，。 所以采用润滑油润滑。

35、7. 顎式破碎机的安装与运转7.1破碎机的安装顎式破碎机一般是安装在混泥土地基上。地基要与厂房的地基隔开，以避免破碎机的振动传给厂房。地基的深度不应该小于安装地点的冻结深度，地基的面积应该按照安装地基的土壤允许的压应力来决定。地基的重量应该是机器重量的3至5倍。一般是用140-150号水泥来浇注地基。设计地基时，应该考虑产品运输带、更换肘板和修理调整装置等所占用的空间，同时也要留出安装埋头地基螺栓所用的通入口。破碎产品要经过与破碎机纵向轴线方向一致的地基排料槽排出，排料槽的斜度不应该小于50度。低级2的周围要有足够的空间，以便维护、修理 破碎机和放置工具。7.2机架的安装顎式破碎机安装在混泥土

36、基础上，为了减小振动、躁声和吸收振动，应在机架和混泥土之间垫上一层硬方木、橡胶或其他物质。机架安装在基础上或在木座上的横向和纵向水平度应符合要求，机架底脚与基础间的垫板必须平整、均匀和稳固。装机前，将滑动轴承研配好后，再放入轴承座内，用水平仪测量其水平度和同轴度的偏差值，如在允许范围内，可把偏心轴放到轴承上。然后再用涂色法检查轴颈和轴承的接触情况，如接触情况不满足要求，还应进一步刮研。最后一次装轴时，应在轴承和轴颈上加一些润滑油。7.3连杆的安装连杆应在主轴承与偏心轴轴颈研配好后装配。装配前应仔细检查无误，再用吊车将连杆放到比它在破碎机中的正常位置稍低一些，将连杆上、下轴承洗净并以稀油充分润滑

37、，装上轴承、主轴、上轴承及连杆上壳，提起连杆，再装上连杆螺栓并拧紧。如连杆上壳与连杆间加上衬垫后，由于配合不严有漏油产生时，应补加衬垫。在条件允许情况下，最好是将全套连杆和主轴等零件，在机架外面组装好后，用吊车一次装入机架中。7.4肘板的安装当肘板磨损或折断后,应立即更换.办法是:松开拉杆弹簧螺母,取下弹簧,用链条或钢丝绳栓在动顎下部,再用手葫芦拉动钢丝绳,使动腭靠近定腭,此时肘板会自动落下旧肘板拆除后,再用钢丝绳将新肘板拉入肘板座中,放松手葫芦,使肘板和肘板座紧密接触,然后装上拉杆和弹簧此时肘板支持在肘板座中,便可拆除手葫芦。7.5动顎的安装顎式破碎机动顎的装配，全采用事先组装好的动腭部件进

38、行装配，即将动腭、动腭轴、活动齿板、肘板垫等提前组装好，然后用吊车吊装在机架里。先把滑动轴承研配好，然后放入机架轴承座中，测量其斜度和同轴度的偏差值。如果在允许范围内，在轴承和轴颈表面上涂上润滑油，将动顎放到轴承中。7.6齿板的安装齿板是破碎机中磨损最快的，需要经常更换的零件。齿板用螺栓或楔子固定在机架前壁和动顎上，其接触面必须平直，不允许有翘首现象，否则要及时处理。由于机架前壁内侧不加工，所以在定顎齿板背面与机架前臂之间，最好垫一层软金属垫片，确保两者紧密贴合。7.7破碎机的运转破碎机经修理装配后，便进入试动转阶段。在运转前，应仔细地检查各部位螺栓是否拧紧、排料口宽度是否合适，安全防护装置是否安装完善，润滑、冷却系统是否正常等等。当确认全部正常无误之后，方能开车运转。参