破碎机械毕业设计论文(编辑修改稿)

破碎机械毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

(a) 滚动型 (b) 滑动型 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。 为了保证产品的粒度要求，必须利用调整装置，定期地调整排料裂口的尺寸。 此外，当要求得到不同的产品粒度时，也需要调整排料口的大小。 现有腭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、锲铁南昌航空大学学士学位论文 20 调整装置、液压调整装置以及衬板调整。 本设计采用垫片调整装置。 1— 肘板 2— 调整座 3— 调整楔铁 4— 机架 图 45 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。 本设计 采用肘板。 肘板是机器中最简单、最便宜的零件，所以得到广乏应用且经济有效，但当肘板断裂后，机器将停车，应重新更换新肘板后方可工作。 肘板保险件的另一个缺点是由于设计不当，常常在超载时它不破坏，或者没有超载它却破坏了，以至影响生产。 因此设计时除应正确确定由破碎力引起的肘板压力，以便设计出超载破坏的肘板面积外，在结构设计时，应使其具有较高的超载破坏敏感。 肘板通常有如图 1所示的三种结构：中部较薄的变截面结构；弧形结构； S型结构。 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中肘板。 南昌航空大学学士学位论文 21 图 46 机架结构 破碎机是整个破碎机零部件的安装基础。 它在工作中承受很大的冲击载荷，其重量占整机重量很大比例，而且加工制造的工作量也很大。 机架的刚度和强度， 对整机性能和主要零部件寿命均有很大的影响，因此，对破碎机架的要求是：机构简单容易制造，重量轻，且要求有足够的强度和刚度。 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。 1）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，而多为中、小型破碎机所使用。 它比组合机架刚性好，但制造较较复杂。 从制造工业来看，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，特别是单件、小批量生产。 后者便于加工制造，重量较轻，但刚性差。 同时要求焊接工艺、焊接质量都比较高，并焊接后 要求退火，但是随着焊接技术的发展，国内外腭式破碎机的焊接机架用得越来越多，并且大型破碎机也采用焊接机架。 焊接机架用 Q235 钢板，其厚度一般为 2550mm 南昌航空大学学士学位论文 22 整体铸造机架除用铸钢 ZG270500 材料外，对小型破碎机破碎硬度较低的物料时，也可用优质铸铁和球墨铸铁。 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，与动腭心轴轴承的中心孔有一定的平行度。 本设计用铸造机架。 图 48 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。 飞轮 飞轮用以存储动颚空形程时的能量，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。 南昌航空大学学士学位论文 23 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润 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。 南昌航空大学学士学位论文 24 第五章 简摆腭式破碎机的主参数设计计算 腭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。 主轴转速 如图 51 所示， b 为公称排料口， SL 为动腭下端点水平行程， AL 为排料层的平均啮角。 ABB1A1 为腔内物料的压缩破碎棱柱体， ABB2A2 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（ AA1）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SL 及排料层啮角 αL 有关。 即排料层上层面 AA1 降至下层面并不，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。 根据笔者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 180186。 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/tanαL 由 h=gt178。 /2 令 g=9800mm/s178。 将式（ 21a）、（ 21b）、（ 21d）代入（ 21c），得 n=2100q 式中 n主轴转速（ r/min)； SL动腭下端点水平行程（ mm）； 南昌航空大学学士学位论文 25 αL 排料层平均啮角（ 186。 ）； q系数，考虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。 取 q=~。 高硬度矿石取小值。 由式（ 51）可见，主轴转速 与排料层啮角 αL 和动腭下端点水平行程 SL 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 n=279 minr .2 生产率 简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： Q= 1k 2k 3k qe th 式中 q标准条件下的单位出口宽度的生产率 [ ( . )t mmh ]，见表 (非标准设计手册 )； e出料口宽度 (mm)已知 1200mm； 1k 物料易碎性系数，见表 ； 南昌航空大学学士学位论文 26 2k 物料堆积密度修正系数 2k = = =1  物料堆积密谋 （ ） 3k 进料粒度修正系数，见表 . 查表得 1k = 3k = q= Q=141 th 与已知吻合。 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 41 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 41 钳角计算图式 于是求得 tg = 因 f=tg ,故 tg =tg2 式中  钳角  物料与颚板间摩擦角  3tm221ff南昌航空大学学士学位论文 27 f物料与颚间摩擦角系数。 为了保证破碎机工作时物料 块不致被推出机外，必须令   2 即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的。 设钢和矿石的摩擦系数为 ，则最大钳角的理论值为 2433 ′。 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。 所以选为 20。 动颚水平行程 见颚式破碎机教材： ms =8+ minb [ ms ]= 式中 minb 最小排料口尺寸 (mm) B进料口尺寸 (mm) 进料口宽度 a与 minb 之间的关系 (非标准设计手册 ): a=(9 10) minb a为 900mm 取 minb =100 mm 所以得 ms = [ ms ]= mm 偏心距及动颚摆幅的计算 图 42 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 =70， 和 是推力板在两个极限位置时的水平投影，而 a = 为动颚下端摆程的 12（因右边一推力板未画出），由图可知 图 42 偏心距0c 0aa 0a a南昌航空大学学士学位论文 28 与动颚摆程的关系 a= 22 0l c a= 22 0( 2 )el c  2a 20a + 04ec =0 上式表示了偏心距 e 与摆幅 a 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， a = =13mm,故 220 2 9 .1 73 0 7 cma    0 2 9 . 1 7 1 . 3 2 7 . 8 7a c maa       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。 破碎力 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用点施加的（物料应力）和物料抗拉强度。 (1) 第一阶段破碎，图 43 表示作用在立方上的力 200 0( ) ( )2 2 2 ()2e a acc     2622227 222 7 . 8 7 2 9 . 1 73 . 522e c m     南昌航空大学学士学位论文 29 图 43 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 F1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 2Ncm ）； W立方体物料连长（ cm）。 Z齿棱间距（ cm） . (2) 第二。