PE250×400颚式破碎机的设计剖析.pdf

洛阳理工学院毕业设计（论文） I PE250×400 颚式破碎机的设计 摘 要 目前国内使用的破碎机类型很多，主要有鄂式破碎机、锤式破碎机、圆锥破 碎机、反击式破碎机和辊式破碎机。复摆式颚式破碎机与简摆式相比较，其优点 是：质量较轻，构件较少，结构更紧凑，破碎腔内充满程度较好，所装物料块受 到均匀破碎，加以动颚下端强制性推出成品卸料，故生产率较高，比同规格的简 摆颚式破碎机的生产率高出20-30%； 本设计需求参数为进料口尺寸：250× 400mm；最大进料粒度： 210mm；处理能力： 3-13m/h；偏心轴转速： 300r/min； 排料口调整范围： 20-60mm；电动机功率： 11-15KW。设计分析了破碎机的发展现 状和研究颚式破碎机的意义及复摆颚式破碎机机构尺寸对破碎性能的影响，计算 确定了 PE250×400 的机构参数，设计内容主要包括复摆颚式破碎机的动颚、偏心 轴、皮带轮、动颚齿板、定颚齿板、机架等一些重要部件；另外，对颚式破碎机 的工作原理及特点和主要部件的作用作了介绍。 关键词： 复摆颚式破碎机，带传动，飞轮 洛阳理工学院毕业设计（论文） II DESIGN OF PE250×400 JAW-FASHIONED CRUSHER ABSTRACT Currently ，the type of the crusher is multitudinous in domestic, mainly including jaw crusher, hammer crusher, cone crusher,impact,breaker,and roll,crusher,Compared with fine impact crusher，SBM（swinging jaw break machine） s advantage is: quality is lighter, less compact structure component, broken filled with degree is good, with materials by uniform broken, to block bottom mandatory move jaw is unloading, launch finished higher, than with specifications productivity of fine impact crusher 20-30% higher than the productivity; This design is done for ：the feeding port size is 250× 400mm; Maximum feeding granularity is 210mm; Production efficiency is 3-13m3/h; Eccentric shaft speed is 300r/min; Discharging mouth adjustment range 20mm to 60mm; Motor power is 11-15KW. This design analysis of the current development of the crusher,the meanings of researching the crusher,how the dimensions of jaw crusher effect on the performance of the broken, calculate and determine the PE250 x 400 structure parameters, the design content mainly includes swing jaw, eccentric shaft, pulley, seeing jaw gear plate, and settled jaw gear plate and frame and some other important components; In addition, jaw crusher principle and characteristics and main component function is introduced 。 KEY WORDS: Jaw crusher,Belt drive,Flywheel 洛阳理工学院毕业设计（论文） III 目录 前言 1 第 1 章 绪论 2 1.1 研究的目的和意义 . 2 1.2 复摆颚式破碎机的特点和发展及现状 . 2 1.2.1 复摆颚式破碎机的特点 2 1.2 2 国内外颚式破碎机的发展及现状 3 第 2 章 总体设计 . 4 2.1 复摆颚式破碎机的基本结构 4 2.2 复摆颚式破碎机的工作原理 4 第 3 章 主要参数的确定. 6 3.1 已知参数 . 6 3.2 部分结构参数的确定 . 6 3.3 动颚的摆动次数（偏心轴的转数） 7 3.4 电动机的选择. 8 第 4 章 传动装置 . 9 4.1 带轮的设计 . 9 4.2 偏心轴的设计. 12 4.3 飞轮的设计 . 16 4.4 轴承的选择与校核 . 17 第 5 章 基本构件 . 19 5.1 动腭的设计 . 19 5.2 齿板的设计 19 5.3 推力板的设计. 20 结论 22 谢 辞 23 参考文献 24 洛阳理工学院毕业设计（论文） 1 前言 凡是外力将大颗粒物料变成小颗粒物料的过程称为破碎，破碎所使用 的机械为破碎机。物料碎磨得目的是：增加物料的比表面积；制备混凝土 骨料与人造沙；使矿石中有用成分解离；为原料的下一步加工作准备或便 于使用。 物料的破碎是许多行业(如冶金、矿山、建材、化工、陶瓷、筑路等) 产品生产中不可缺少的工艺过程。就金属矿选矿而言,因为磨矿是选矿厂的 耗能大户 (约占全厂耗电的50%),为了节能和提高生产效率,所以提出了 “多 碎少磨”的技术原则。颚式破碎机由于它的结构简单，工作安全可靠，处 理物体范围大，很适宜破碎硬的物料，因此颚式破碎机在冶金，煤炭，化 工，建材等工矿企业中被广泛的应用，但是其破碎比小，破碎后的物料粒 度不均匀，它是间歇工作，有空转行程，但是对于物料的粗碎和中碎，却 是一种比较好的方法，所以在工矿企业中仍然被广泛的应用。但是，复摆 颚式破碎机也有它的缺点：非连续性破碎、效率较低,破碎比较小,给矿不 均匀引起颚板磨损不均匀等。针对其缺点,各国都在以下几方面加以改进: 优化结构与运动轨迹;改进破碎腔型,以增大破碎比,提高破碎效率,减少磨 损 ,降低能耗。 颚式破碎 机是一种最古老的破碎机，第一台颚式破碎机是有美国人 E. W . Blake发明的。但由于它的结构简单，工作安全可靠，处理物体范围 大，很适宜破碎硬的物料，因此颚式破碎机在冶金，煤炭，化工，建材等 工矿企业中被广泛的应用，但是其破碎比小，破碎后的物料粒度不均匀， 它是间歇工作，有空转行程，但是对于物料的粗碎和中碎，却是一种比较 好的方法，所以在工矿企业中仍然被广泛的应用。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 2 第 1 章 绪论 1.1 研究的目的和意义 物料的破碎是许多行业（如冶金、矿山、建材、化工、陶瓷筑路等） 产品坐产中不可缺少的工艺过程。就金属矿选矿而言，破碎是选矿厂的首 道工序，为了分离有用矿物，不但分为粗碎、中碎、细碎，而且还要磨矿。 因为破碎是选矿厂的耗能大户(约占全厂耗电的50%)，为了节能和提高生 产效率，所以提出了“多碎少磨”的技术原则。这使破碎机向细碎、粉碎 和高效节能方向发展。 另外随着工业自动化的发展，破碎机也向自动化方向迈进（如国外产 品已实现机电液一体化、连续检测，并自动调节给料速率、排矿口尺寸及 破碎力等） 。随着开采规模的扩大，破碎机也在向大型化发展，如粗碎旋回 细碎方面新机型更多些。总的来看，值得提出的有：颚式破碎机、圆锥破 碎机、冲击式破碎机和辊压机。而应用最广泛的就是颚式破碎机。 1.2 复摆颚式破碎机的特点和发展及现状 1.2.1 复摆颚式破碎机的特点 复摆颚式破碎机的机构属于四杆机构中曲柄摇杆机构的应用，曲柄为 主动件。 复摆颚式破碎机的动颚，是直接悬挂在偏心轴上的颚，是曲柄连杆机 构，没有单独的连杆。由于动颚是由偏心轴的偏心直接带动，所以活动颚 板可同时做垂直和水平的复杂摆动，颚板上各点的摆动轨迹是由顶部的接 近圆形连续变化到下部的椭圆形，越到下部的椭圆形越扁，动颚的水平行 程则由下往上越来越大的变化着，因此对石块不但能起压碎、劈碎，还能 起辗碎作用。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 3 1.2 2国内外颚式破碎机的发展及现状 随着工业自动化的发展,破碎机也向自动化方向迈进(如国外产品已实 现机电液一体化、连续检测,并自动调节给料速率、排矿口尺寸及破碎力 等 )。随着开采规模的扩大,破碎机也在向大型化发展,如粗碎旋回破碎机的 处理能力已达6000t/h 。至于新原理和新方式的破碎(如电、热破碎)尚在研 究试验中 ,暂时还不能用于生产。 颚式破碎机特点是提高动颚摆动次数借以增加产量，同时能实现液压 调整排料口、液压过载保护以及能负荷启动。 国内山西某煤矿引进德国WB8/26 颚式破碎机。该机置于皮带机上 方，借助曲柄连杆机构驱动动颚压碎煤块。实践证明使用效果较好。 综上所述，改善国内颚式破碎机落后的状况，全面提高颚式破碎机技 术水平，赶上世界先进水平，创造世界品牌的颚式破碎机是当务之急。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 4 第 2 章 总体设计 2.1 复摆颚式破碎机的基本结构 本次毕业设计的复摆颚式破碎机主要由机架、动颚、偏心轴、颚板、 衬板等零部件组成。电动机通过三角皮带传动偏心轴，使动颚按照已调整 好的轨迹运动，从而将破碎腔内的物料予以破碎。 （1）机架和支撑装置：机架由两个纵向侧壁和两个横向侧壁组成的刚 性框架， 机架在工作中承受很大的冲击载荷，要求具有足够的强度和刚度， 中小型一般用铸铁整体铸造。 （2）破碎部件：破碎部件是动颚和定颚，两者有颚床和衬板组成，动 颚直接承受物料的破碎力，要有足够的强度，且要求轻便，以减少往复摆 动时所引起的惯性力。 （3）传动机构：偏心轴是颚式破碎机的主轴，是带动连杆或动颚做往 复运动的主要部件，通常采用合金钢制造。悬挂轴采用合金钢或优质碳素 钢制造。 2.2 复摆颚式破碎机的工作原理 本次的设计是典型的复摆颚式破碎机。颚式破碎机是典型的曲柄摇杆 机构，其机构简图如图2-1 所示： 图 2-1 复摆颚式破碎机的机构简图 洛阳理工学院毕业设计（论文） 5 图 2-1 四杆机构中AB 曲柄为破碎机偏心轴，BD 连杆为破碎机动颚， CD 摇杆为破碎机肘板，EF 为破碎机定颚。 由图 2-1 可计算出复摆颚式破碎机的自由度为： 3(2)3 3(240)1lhFn PP 9 （2-1 ） 洛阳理工学院毕业设计（论文） 6 第 3 章 主要参数的确定 3.1 已知参数 （1）进料口尺寸：250×400mm； （2）最大进料粒度：210mm； （3）处理能力：3-13m/h ； （4）偏心轴转速：300r/min ； （5）排料口调整范围：20-60mm ； （6）电动机功率：11-15KW 。 3.2 部分结构参数的确定 此设计方案的成功与否，其关键在于四连杆机构的形式，应对颚式破 碎机的四连杆机构进行优化处理，使各杆件的匹配更加合理，获得最佳特 性，从而达到提高生产能力，降低下端特性值的目的。 1、排料口最小宽度e 设 计 任 务 书 所 给 参 数 为 ： 进 料 口 宽 度B=250mm ， 进 料 口 长 度 L=400mm 。 初选排料口最小尺寸，排料口的最小尺寸决定了破碎机得最大破碎比， 可由下式求的： e=(1/71/10)B=(1/71/10)×250=2535mm （3-1 ） 由此可得结果为：e=30mm。 2、啮角 破碎机动颚板和固定颚板之间的夹角叫啮角，啮角是设计破碎机的一 个主要参数，啮角与破碎腔高度、生产率都成反比。对普通的破碎腔啮角 进行分析，如图示3-1 所示。颚板上的压碎力p1 和 p2 的作用方向垂直于 颚板表面，而摩擦力fp1 和 fp2 则平行于颚板表面，f 为颚板与物料间的摩 擦系数，忽略自重，并把它看作为分离体，则物料不上滑的条件为： 洛阳理工学院毕业设计（论文） 7 11112222 11221122 cossincosin sinsincoscos pfppfp ppfpfp （3-2） 解式（ 3-2） ，并经简化和整理得： 2 2 ( 12) 1 f tg f （3-3） 将tgf(为摩擦角 )代入式（ 3-3） ，经简化得： 12 2 （3-4） 一般的物料与颚板之间的摩擦系数3.02 .0f，此时相对应的摩擦角 为1611，故啮角为3222。为了更有效地咬住物料和考虑提高生产 率，实际上颚式破碎机啮角为：2417a。本设计因采用的是定颚垂直 的腔型，由相关资料的经验初选啮角20a。 图 3-1 啮角示意及物料受力分析 3、破碎腔高度H 破碎腔高度尺寸，破碎腔的高度越高破碎时间就越长，相应的物料的 破碎就越彻底；这和破碎腔要求尽量的提高生产效率是相互矛盾的。经过 查阅了相关的资料后，破碎腔的高度可由下式确定： H=(2.252.5)B=(2.252.5)×250=562625mm 取 H=600mm 。 3.3 动颚的摆动次数（偏心轴的转数） 颚式破碎机的偏心轴转一圈，动颚往复摆动一次，前半圈为破碎物料， 洛阳理工学院毕业设计（论文） 8 后半圈为卸出物料。当动颚后退时，破碎后物料应在重力作用下全部卸出 而后动颚立即返回破碎物料，转速过高或过低都会使生产能力不能达到最 大值。所以，使破碎机获得最高生产率的偏心轴转速n 为： min)/(57.327 5.1 20tan 665 tan 665r s a n(3-5) 式中： n 转速（ min/r ） 啮角 ）（ s动颚摆动行程（ cm） 3.4 电动机的选择 电机的选择一般是由用途、主要性能以及结构特点来决定的。因选用 的是破碎机的电机，该电机应适用于灰尘多、土扬水溅的场合。查阅了机 械手册后选用了Y 系列（ IP44）封闭式三相异步电动机。 所以实际配用电机功率选。查找手册选用了型号为Y315L1-8的三相 异步电动机 ,各项技术数据如表3-1 所示： 表 3-1 电动机各项参数 电动机型号额定功率KW 满载转数r/min 堵转转矩 N mm 最大转矩 N mm Y180L-6 15 970 1.8 2.0 洛阳理工学院毕业设计（论文） 9 第 4 章 传动装置 4.1 带轮的设计 颚式破碎机在工作时，所受载荷变化很大，有冲击载荷和脉动循环； 并且使其皮带轮的飞轮的传动较大。两传动轴间距离要求甚远。其工作环 境恶劣。可造于中心距较大的传动。 已知电动机为Y180L-6 ，额定功率P=15Kw ，转速970r/minn1，破碎 机的转速为300r/minn2。 1、确定计算功率 ca P 计算功率 caP是根据传递功率P 和带的工作条件而确定. pkp aca (4-1) 式中： ca p计算功率，kw; A k工作情况系数; P所传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功。 查表得工矿系数1.5ka KWKWPkp Aca 5.22155.1(4-2) 2、选定普通V 带带型 根据kwPca5.22和970r/minn1，确定带型为：D 型。 3、计算传动比 2 1 n n i(4-3) 式中： n1小带轮转速； n2大带轮转速。 2 .3 300 970 2 1 n n i(4-4) 4、定带轮的基确准直径并有验算带速v 5、1）初选小带轮基准直径 d1 d 在带传动需要传递的功率给定的条件下，减小带轮直径，会增大带传 洛阳理工学院毕业设计（论文） 10 动的有效拉力，从而导致V 带根数的增加。这样不仅增大了带轮的宽度， 而且也增大了载荷在V 带之间分配的不均匀性。根据 V 带的带型，参考机 械设计带轮的基准直径970mmdd1，初选小带轮基准直径500mmdd1。 2）验算带速v smsm nd v d /5.24/ 100060 970500 100060 11 (4-5) 在m/s25(5）范围内，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 d2 d: 1500mm3500idd d1d2 (4-6) 5、确定 V 带的中心距和基准长度 d L 1）初定中心距 0 a： 若要传动的速度较平稳，轴间距应选一个大小适中的值，根据： 12012 0.7()2() dddd ddadd 0 14004000mmamm (4-7) 初步确定中心距为1500mma0。 2）计算带所需的基准长度 d L: 2 21 0012 0 2 () 2() 24 (1500 500) 2 1500(500 1500) 24 1500 7267 dd ddd dd Ladd a mm (4-8) 查表选取基准长度：mmLd8000 3）计算实际中心距a： 0 0 2 80007267 (1500) 2 1866.5 dd LL aa mm mm (4-9) min max 0.0151866.50.015 80001746.5 0.031866.5 0.03 80002106.5 d d aaLmm aaLmm (4-10) 中心距的变化范围为2106.5mm1746.5mm。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 11 6、小带轮包角 1 a 小带轮上的包角 1 a小于大带轮上的包角 2 a ，小带轮上的总摩擦力相应 地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提 高带传动的工作能力，应使： 120/a/57.3d-d-180a d1d21 ）（ 0012 1 00 00 18057.3 1500500 18057.3 1866.5 149.3120 dd dd a (4-11) 因此，主动轮上的包角合适。 7、计算带的根数z 1)单根带的额定功率 0 p: 根据500mmdd1和970r/minn1， 查表通过差值法得： D型带 kw p 396.250 。 考 虑 传 动 比 的 影 响 ， 额 定 功 率 的 0 p， 查 表 并 通 过 插 值 法 计 算 得 ： 0 2.314wpK 2）确定 V 带的根数 )()( 000 p P KKpp p Z ca La ca (4-12) 22.5 4.45 (25.3962.314)0.360.52 Z (4-13) 取5z。 8、单根 V 带的预紧力 2 0 ) 1 5 .2 (500qv zv P K F ca Z (4-14) 由表查得0.61kg/mq 2 0 2.522.5 500 (1)0.61 24.5 0.36524.5 732.2 FN N 洛阳理工学院毕业设计（论文） 12 9、计算压轴力 1 0 0 2sin 2 149.3 2 5 732.2 sin 2 7061 p FzF N (4-15) 10、带轮的结构设计 带轮宽： 246mm48237.51-52fe) 1-z(）（B (4-16) 大 带 轮 和 小 带 轮 直 径 分 别 为1500mm和500mm ， 大 带 轮 厚 度 为 246mm ，大小带轮直径均大于300mm，因此均采用轮辐式结构。小带轮孔 径为电动机轴直径80mm，大带轮孔径取140mm。大带轮示意如图（4-1） 如下。 图 4-1 大带轮结构示意图 4.2 偏心轴的设计 颚式破碎机的偏心轴是一个传递扭矩，且两轴承支承间为偏心结构的 转轴。对于它的可靠性设计。实际上就是根据预先拟定的结构方案，确定 一组直径，使之既能满足强度，刚度要求，又能满足可靠性要求，而且重 洛阳理工学院毕业设计（论文） 13 量轻和经济效益最好，发求得技术上先进，经济上合理。 1、偏心轴的材料选用45 号钢 2、轴传递的功率 查表的 V 带的传动效率为0.920.97 现=0.95 轴传递的功率为： ca pp(4-17) P=0.95× 22.5=21.4kW 3、偏心轴的转速300r/min 4、初步确定轴的最小直径 3 0min n P Ad(4-18) 式中： A0 ：与轴材料有关的系数其值可查表15-3 取 A0=112 P：轴传递的功率 n：轴的转速： mmAd4 .46 300 4.213 0min (4-19) 考虑到轴上键槽会消弱轴的强度，若为单键，则应将上述计算值增大 5%左右；若为双键，应将上述计算值增大10%左右。该设计轴为单键所以 将上述计算增大6%。 最小直径段的轴与带轮相配合，带轮孔径为90mm49.2mm 符合要求， 因此选取轴的最小直径为90mm。 5、确定轴的各段尺寸 图 4-2 偏心轴 洛阳理工学院毕业设计（论文） 14 由图 4-2 的基本结构初步确定轴的尺寸由图可知其轴承安装在L4,L6 上，在 L4 段和 L6 段，轴承与其直接配合，所以知其尺寸由轴承决定；从 左到右把偏心轴分为七段 D1=140mm ，L1=278mm D2=150mm ，L2=95mm D3=145mm ，L3=2mm L4 为倾斜面此处安装轴承,选取和此处的轴承有关，查取滚动轴承 应用手册选择调心滚子轴承，轴承型号为23232C。 d=160mm ，D=280mm ，B=165mm 故 L4=165mm D5=170mm ，L5=90mm L6 段安装动颚轴承 此段选取轴承型号为23236CC/W33 d=180mm ，D=320mm ，B=112mm 故 L6104mm ，取 L6=112mm D7=200mm ，L7=756mm 初步设定轴为对称的所以右端和左端一样 偏心轴总长L： 2( 123456)7 2(27895216590112)756 2240 LLLLLLLL mm (4-20) 6偏心轴的强度校核 在破碎工作时，破碎力通过动颚轴承传到偏心轴上，只考虑破碎力的 作用。破碎力平均分布在两个动颚轴承上，分别用F1， F2 来表示；机架 轴承要当于两个支座，对偏心轴具有支座反力的作用，分别用R1，R2 来 表示；机架轴承载荷的作用点与动颚轴承载荷作用点间的距离用L 表示。 偏心轴的载荷受力分析如图4-3 所示，并作出轴的弯矩图和扭矩图如图4-4 所示。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 15 图 4-3 轴受力示意图 图 4-4 上为弯矩图，下为扭矩图 从轴的受力示意图以及弯矩图和扭矩图中可以看出动颚轴承中心所在 截面为危险截面， 计算出此截面处的弯矩M 和扭矩 T,按弯扭合成应力校核 轴的强度。 表 4-1 各校核强度 支反力F1=F2=-131915N ， R1=R2=131915N 总弯矩M=44323440N mm 扭矩T=4355963N mm 轴的计算应力公式： W TM 22 ca s(4-21) 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取M=0.6 。代入数据得， 选取轴的材料为45 号钢调制处理， ca s-1, 故安全。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 16 4.3 飞轮的设计 颚式破碎机是一种间歇工作的机械，工作行程破碎物料而空行程只是 克服机构中的有害阻力，因而造成了机器转动速度的波动及电动机的负荷 不均匀。 设破碎机在空行程期间内的功率消耗为，在压碎物料期间内的功 率消耗为。电动机额定功率为N，并且 21 NNN。 在NN1期间，多余的功 2 NN率使飞轮角速度从 min增加到max； 在 2 NN期间，功率不足，使飞轮角速度从 max减少到min ，同时飞轮放 出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎机的破碎效率。由此，可得 能量平衡方程式： 11 1maxmin 102102/2()NtN tJww=+- (4-22) 或 2 11 10 102102NtN tJw d=+ (4-23) 式中 J 飞轮的转动惯量 2 /mkg； w 飞轮平均角速度) 2 ( minmax ww w； 0 d 速度不均悉数 w ww d minmax 0 。 飞轮储存的能量为： 0 2 11 )(102dJwNNt(4-24) 考虑摩擦损失的机械效率为： N NN h 1 (4-25) 代入公式后，得飞轮所需要的转动惯量： 0 2 1 102 dw Nht J(4-26) 机械效率0.850.75h，因设计的是复摆式破碎机，效率较高，所以 取值为 0.85。 n tt 40 3 2 1 。 对中小型破碎机， 取05.003. 0 0 d， 此处取 0.02。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 17 角速度 w根据实验转速 n 求得， p n 2 ，而且已知min/250rn。将这些 数据代入公式求得： 2 kg/m61.24J 飞轮的外径应与大带轮的外径相当，选取飞轮的外径为D=1500mm ， 选取飞轮的内径为d=140mm ，则飞轮的质量m 为： kg dD J m75.86 14.05.1 61.2488 2222 (4-27) 则飞轮的宽度B 为： mm dD pr m B161 ) 2 ()( 2 2 2 (4-28) 飞轮的具体几何尺寸，参考了普通飞轮的设计结构，并将之简化，在 保证了飞轮可以正常工作的前提下，尽量减轻飞轮的质量，优化结构，使 之整体化和减少加工费用。 与普通的飞轮的设计不同的是，这个飞轮可以通过加配重的方式，来 进行转动惯量的调节。 4.4 轴承的选择与校核 1.选择轴承 对于内装轴承，通过查阅机械设计手册初步选定内装轴承的型号 为 24126CC/W33 。 其基 本 尺寸 为外 径 D=210mm ， 内径d=130mm, 宽 度 B=80mm ，极限转速为700r/min （脂润滑）。基本额定载荷C r =1850KN ， 此值远大于动颚的破碎力、V 型带的压轴力、偏心轴的自重力和带轮、飞 轮的惯性力的合力。 对于外装轴承，靠近带轮一侧的要承受V 带施加的压轴力的作用，本 设计中为6303N ，故对于外装轴承的确定，应考虑此压轴力。初选型号为 23122CC /W33 ，其基本尺寸及系数为：内径 d=110mm ，外径为 D=180mm ， 宽度B=56mm ；基本额定载荷1210KN ，完全可以提供破碎力；极限转速 洛阳理工学院毕业设计（论文） 18 900r/min （脂润滑）。 2、轴承的当量动载荷 一般计算公式为： )( arp YFXFfp(4-29) 式中： p f 性质系数，查表取 p f 为 2.0； R F轴承承受的径向载荷，由先前的计算知， NFR5.9545； A F轴承承受的轴向载荷，由于在本机的设计中，轴承在理论 上是不受轴向力的且实际很小可忽略不计； X 径向载荷系数，查表可得为1； Y 轴向载荷系数，查表可得为0.3。 对于只受纯径向载荷的轴承的当量动载荷： kNFfp rp 83.263915.1310 .2(4-30) 3、计算轴承的寿命 由公式： )( 60 10 6 p c n LK(4-31) 此为滚子轴承，式中 3 10 e hhL1000010685) 83.263 1210 ( 25060 10 3 106 1 ; hhL1000043978) 83.263 1850 ( 25060 10 3 106 2 (4-32) 故满足预期寿命。 因此，选用24126CC/W33 和 23122CC/W33 调心滚子轴承满足要求。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 19 第 5 章 基本构件 5.1 动腭的设计 动腭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。按结构特点，可把动腭分成箱型结构和非箱型 结构两种。根据该设计的型号和参数，我选择非箱型加筋结构动腭，截面 为“ E”型。 5.2 齿板的设计 齿板的结构：齿板（也叫衬板），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、产品粒度组成和粒型以 及破碎力等都有影响，特别对后三项影响较明显。 齿板横截面结构形状有平滑表面和齿形表面两种，后者又可分三角形 和梯形表面。 为了保证产品粒度和形状，通常还是采用三角形或梯形衬板。 图 5-2 衬板齿形 洛阳理工学院毕业设计（论文） 20 在本次设计中我采用梯形衬板。其动腭齿板和定颚齿板的基本结构如 图 5-3 所示： (a) 动颚齿板 (b)定颚齿板 图 5-3 梯形衬板 5.3 推力板的设计 破碎机的推力板（肘板）是结构最简单的零部件，但其作用却非常重 要。通常有三个作用：一是传递动力，其传递的动力有时甚至比破碎力还 大；二是起保险件作用，当破碎腔落入非破碎物料时，肘板先行断裂破坏， 从而保护机器其他零件不发生破坏；三是调整排料口大小有的简摆腭式破 洛阳理工学院毕业设计（论文） 21 碎机是通过更换不同的长度尺寸的肘板来调整排料口大小的。 在机器工作时， 肘板与其支撑的衬板不能良好的润滑，加上粉尘落入。 所以肘板与其衬板之间实际上是一种干摩擦和磨粒磨损状态。这样，对肘 板的高负荷压力，导致肘板与肘板垫很快磨损，使其寿命很低。因此肘板 的结构设计既应考虑该机件的重要作用也应考虑其工作环境。 洛阳理工学院毕业设计（论文） 22 结论 颚式破碎机是比较常用的破碎设备，本设计主要针对PE250×400 动 颚和传动部分进行设计，包括其主要零件的设计，同时介绍了颚式破碎机 的安装、使用及修理等。 本设计是复摆颚式破碎机，通过设计可以得出复摆颚式破碎机与简摆 颚式破碎机的不同之处： 1） 由于复摆颚式破碎机将简摆颚式破碎机的连杆与动颚合二为一且只 有一个肘板，所以其结构更加简单，具有结构简单、运动可靠、重量轻等 优点。 2）复摆颚式破碎机动颚上各点的轨迹分布比较合理，其水平行程沿动 颚颚板由上至下逐渐加大，正好满足破碎大块物料需加大压缩量的要求， 且排料时动颚下端点向下运动，促使排料以提高生产能力。 3） 复摆颚式破碎机的动颚垂直行程大，加剧齿板与物料间的摩擦作用， 这样不但加快了破碎版磨损，降低其使用寿命，使产品出现粉料，粒度不 均匀，而且使非生产性的能量消耗增加。因此在复摆颚式破碎机中使用滚 动轴承，且在肘板支承处采用高副滚动联结，以提高破碎机的机械效率， 降低其单位功耗。 洛阳理工学院毕业设计论文 23 谢 辞 经过两个多月的努力，我的毕业设计顺利完成了。在这里，我向所有 指导过我的老师、帮助过我的同学表示深深的谢意。 感谢我的指导老师，他们严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求 精的工作作风，深深地感染和激励着我。本设计从题目的选择、实习安排 到最终完成，两位老师都给予我细心的指导和不懈的支持，同时老师还在 以后的社会生产中给我提出了指导性建议和建设性意见。没有他们的悉心 指导，就没有我毕业设计的顺利完成。 感谢大学期间所有的授业恩师，没有他们的谆谆教导，我就不可能具 备完成本次毕业设计所需要的机械专业知识。 感谢 16 界机械的兄弟姐妹们，在生活与学习中，对我的关怀与帮助。 怀念我们一起经历的点点滴滴。 洛阳理工学院毕业设计论文 24 参考文献 1 高澜庆 .王文霞 .马飞 .破碎机的发展现状与趋势.冶金设备 .2001 年 8月， 第 4 期. 2 母福生 .破碎理论的研究现状及发展要求.硫磷设计与粉体工程.2006 年，第 4 期. 3 董 书 革 ， 饶 绮麟 .粉 碎 机 构学 研 究 的 内 容 和 发 展 前 景 .中 国工 程 科 学 .2006 年 4 月,第 8 卷第 4 期. 4 郎宝贤 .颚式破碎机现状与发展.矿山机械 .2004 年 1 月. 5 银 纪普，肖六均.高效细碎机生产应用现状与发展趋势探讨.矿业快 报 .2000 年 6 月，第 12 期 . 6 李 本 仁 .当前 国 际 破 碎 机 毓前 动 态 及 破 碎技 市 加 发 展 趋势 .矿 山 机 械 .2002 年 7 月. 7 赵昱东 .破碎机械在金属矿山的使用与发展.矿业快报 .2004 年 5 月，第 5 期. 8 郭莉英 .浅谈碎石化技术及其应用.山西建筑 .2007 年 9 月，第 25 期. 9 唐敬麟 .破碎与筛分机械设计选用手册.北京：化学工业出版社，2001 年 5 月. 10廖汉元 .颚式破碎机 .北京：机械工业出版社，1998 年 9 月. 11苏翼林 .材料力学 .天津：天津大学出版社.2001 年. 12成大先 .机械设计手册常用工程材料.北京：化学工业出版社.2004 年 . 13陆玉 .机械设计课程设计.第三版 .北京：机械工业出版社，2000 年 5 月. 14胡宗武，徐履冰，石来德.非标准机械设备设计手册.北京：机械工 业出版社 .2002. 15杜君文 .机械制造技术装备及设计.第 1 版.天津： 天津大学出版社， 1998 年. 16哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学 .北京：高等教育出版 社 .2002 年 .