返回
爱体育下载地址
分类

PEJ600×900简摆颚式破碎机设计(机械CAD图纸)doc

日期: 2023-09-25 作者: 爱体育下载地址

  PEJ-600×900简摆颚式破碎机设计(机械CAD图纸) PEJ-600×900简摆颚式破碎机设计(机械CAD图纸) PAGE / NUMPAGES PEJ-600×900简摆颚式破碎机设计(机械CAD图纸) 简摆颚式破碎机设计 摘 要:本文主要是针对简摆颚式破碎机的设计, 通过了解其国内外的发展现状, 比较了简摆和复摆以及其他颚式破碎机的优缺点,设计了性能优良的简摆颚式破碎机。 本文介绍了颚式破碎机的发展现状和研究颚式破碎机的意义, 通过对颚式破碎机的对比分析,确定了简摆颚式破碎机的总体方案; 阐述了简摆颚式破碎机的工作原理和特点;分析了主要零部件的结构,包括保险装置、调整装置、机架结构及润滑装置 等;计算了简摆颚式破碎机的主参数(主轴转速、生产能力、破碎力、功率等) ,从而确定了破碎机的型号为 PEJ-600×900。然后本文对颚式破碎机的主要零部件包括推力板、连杆、动颚、偏心轴、皮带轮等进行了设计和校核。此外也粗略地介绍了颚式破碎机的主要部件的安装、颚式破碎机的设备故障的缘由分析及处理解决措施。 关键词 :简摆颚式破碎机;设计;校核 The Design of Simple Pendulum Jaw Crusher Abstract: This paper mainly targets the design of simple pendulum jaw crusher, through understanding the development of its status indomestic and foreign, comparing advantages and disadvantages of simple pendulum and compound pendulum and other jaw crushers, an escellent performance simple pendulum is designed. This paper introduces jaw crushers development status and the significance of research, through comparative analysis, an overall program of simple pendulum jaw crusher is determined; and then it expounds the working principle and characteristics of simple pendulum jaw crusher, analyses the structure of the main components, which include insurance devices , adjustment devices, rack structure ,lubrication device and so on; later it computs parameters of the machine (spindle speed, capacity, crushing strength, power and so on ) , thus the model of PEJ-600 ×900 is determined. Next the design verification includes a thrust plate, link, moving jaw, eccentric shaft, pulley and other important components. In addition, a brief introduction of the jaw crusher installation of major components, jaw crusher equipment failure analysis and treatment measures. Key words:simple pendulum jaw crusher; check; design 目 录 1 绪论 1 1.1 选题背景 1 1.2 课题的意义 2 1.3 研究的内容,采用的方法与步骤 2 2 概述 3 3 颚式破碎机的工作原理及类型 5 3.1 简摆颚式破碎机 5 3.2 复摆颚式破碎机 8 3.3 综合摆动型颚式破碎机 9 3.4 别的类型颚式破碎机 9 3.5 颚式破碎机的选择 10 4 主要零部件的结构分析 11 4.1 连杆 11 4.2 动颚 11 4.3 齿板的结构 12 4.4 肘板 12 4.5 调整装置 13 4.6 保险装置 14 4.7 机架结构 14 4.8 传动件 15 4.9 飞轮 16 4.10 润滑装置 16 5 简摆颚式破碎机的主参数计算 17 5.1 给矿口尺寸确定 17 5.2 钳角 17 5.3 动颚摆动行程与偏心轴的偏心距 18 5.4 主要构件的尺寸的确定 19 破碎腔高度 H 19 偏心距 r 对连杆长度 l 的比值 λ 19 推力板长度 K 19 5.5 主轴转速 20 5.6 生产能力 21 I 5.7 破碎力和破碎功率的计算 22 最大破碎力 22 功率的计算 22 6 主要零部件的设计及校核 23 6.1 电动机的选择 23 6.2 V 带传动设计 23 6.3 推力板的受力分析及校核 24 6.4 连杆的受力分析 25 6.5 动颚的受力分析及校核 25 6.6 心轴的设计和校核 26 6.7 偏心轴的设计和校核 27 偏心轴的设计 27 偏心轴的校核 28 6.8 键的选择与校核 29 6.9 轴承的选择与校核 30 7 颚式破碎机的安装与运转 31 7.1 破碎机的安装 31 7.2 机架的安装 31 7.3 连杆的安装 31 7.4 肘板的安装 32 7.5 动颚的安装 32 7.6 齿板的安装 32 7.7 破碎机的运转 32 8 颚式破碎机主要零件的修理 34 8.1 齿板的修理 34 8.2 动颚的修理 34 8.3 偏心轴与动颚悬挂轴的修理 34 结论 36 参考文献 37 致谢 38 II 绪论 1.1 选题背景 颚式破碎机是 1858 年由美国人 E.W.Blake 发明的。自第一台颚式破碎机问世以来至今将近 150 年的历史,其结构逐渐完备,性能逐步的提升。由于颚式破碎机构易使用维修方便等优点,大范围的使用在矿山、冶金、建材、化工等工业原料的破碎作业。本 文仅对中型颚式破碎机的调整装置设计作若干改进, 以满足生产之需要, 满足对产品的不同粒度的要求。 与以往大型破碎机常采用的垫片调整装置相比, 本调整装置比较简便,能够迅速调整到位。 颚式破碎机大多数都用在抗压强度不超过 320 兆帕的各种物料的中碎、粗碎作业,具有破碎比大、产量高、产品粒度均匀、结构相对比较简单、工作可靠、 维修简便、运营费用经济等特点。该破碎机已普遍的应用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利等部门 [1] 。 颚式破碎机性能特点: 结构相对比较简单、维修使用起来更便捷;稳定性很高,经营成本低;破碎比大。 颚式破碎机工作原理: 工作时,电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转,使动颚周期地靠近、离开定颚,从 而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎,使物料由大变小,逐渐下落,直至从排料口排 出。本破碎机大多数都用在各种矿石与大块物料的中等粒度破碎, 可破碎抗压强度不大于 320Mpa 的物料,分粗破和细破两种。该系列新产品规格齐全,其给料粒度为 125mm~ 750mm, 是初级破碎首选设备。第一道破碎机通常称为 主 破碎机。历史最长,也最坚固的破碎机是颚式破碎机。 为颚式破碎机喂料时, 物料从顶部入口倒入含有颚齿的破碎室。颚齿以巨大力量将物料顶向室壁, 将之破碎成更小的石块。 支持颚齿运动的是一根偏心轴, 此轴贯穿机身构架。 偏心运动通常由固定在轴两端的飞轮所产生。 飞轮和偏心支持轴承常常采取球面滚子轴承, 轴承的工作环境极为苛刻。 轴承一定要承受巨大的冲击载荷, 磨蚀性污水和高温。 颚式破碎机工作原理: 破碎机的结构主要有机架、偏心轴、大皮带轮、飞轮、动颚、侧护板、肘板、肘板后座、调隙螺杆、复位弹 簧、固定颚板与活动颚板等组成, 其中肘板还起到保险作用。 该系列破碎机破碎方式为曲动挤压型, 电动机驱动皮带和皮带轮, 通过偏心轴使动颚上下运动, 当动颚上升时肘板和动颚间夹角变大, 从而推动动颚板向定颚板接近, 与此同时物料被挤压、 搓、碾等多重破碎;当动颚下行时,肘板和动颚间夹角变小,动颚板在拉杆、弹簧的作用 下离开定颚板, 此时已破碎物料从破碎腔下口排出, 随着电动机连续转动破碎机动颚作周期性的压碎和排料,实现批量生产。 1 1.2 课题的意义 颚式破碎机作为一种传统的破碎设备,由于其具有结构相对比较简单、工作可靠、制造容易、维修方便、适应性好等优点。自从 1858 年问世以来,一直是粉碎行业大范围的应用 的设备。颚式破碎机大多数都用在抗压强度不超过 320 兆帕的各种物料的中碎、 粗碎作业,现在有些还可用于细碎作业。 颚式破碎机按照活动颚板的摆动方法不一样, 可大致分为简单摆动式颚式破碎机 ( 简摆颚式破碎机 ) ,复杂摆动式颚式破碎机 ( 复摆颚式破碎机 ) 和综合摆动式颚式破碎机三种。 本课题主要研究简摆颚式破碎机。 简摆颚式破碎机的动颚垂直行程小, 虽然克服了复摆颚式破碎机垂直行程大的缺点, 自身仍存在很多问题。 即出料粒度不均匀、 物料极易过粉等问题。针对这样一些问题,本课题做一些研究改进。 设计意义: 其破碎比大,产品粒度均匀; 垫片式排料口调整装置,可靠方便,调节范围大,增加了设备的灵活性; 润滑系统安全可靠,部件更换方便,保养工作量小; 结构相对比较简单,工作可靠,运营费用低; 设备节能; 排料口调整范围大,可满足多种用户的要求; 噪音低,粉尘少。 1.3 研究的内容,采用的方法与步骤 本毕业设计根据给定的参数和条件选择简摆颚式破碎机。 通过对简摆颚式破碎机的了解,分析颚破碎机的工作原理和特点及其应用场合,对破碎机的动颚、连杆、偏 心轴、带轮等重要的零部件进行了大量细致的分析, 设计和校核了这些零部件。 并最后绘制了装配图和零件图。 采用的方法和步骤: 调研和参观实习,查阅收集有关的资料,了解此课题的研究动态; 根据原始数据进行设计计算; 根据设计计算,选择合理的方案,计算出颚式破碎机的总体尺寸及各部件的 尺寸; 对各零部件进行校核; 绘制简摆颚式破碎机装配图和主要零件图 2 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、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 300~900 100~350 中碎 100~350 20~100 细碎 50 ~100 5~15 制备水泥、石灰时、细碎后的物料,还需进一步粉磨成粉末。按照粉磨程度,可 分为粗磨、细磨、超细磨三种。 所采用的粉磨机相应地有粗磨机、细磨机、超细磨机三种。 在工艺流程中, 破碎机的效率要比粉磨机高得多, 先破碎再粉磨, 能显著地提高加工效率,也降低电能消耗。 工业上常用物料破碎前的平均粒度 D 与破碎后的平均粒度 d 之比来衡量破碎过程中物料尺寸变动情况,比值 i 称为破碎比(即平均破碎比) i=D/d 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称破碎比的 0.7~0.9。 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=3~30。如果物料破碎的加工要求超过一种破碎机的破碎比,则一定要采用两台或多台破碎机械串连加 工,称为多级破碎 i0。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 i1, i2, i n。则总破碎比是 i0=i 1 i2 in 由于破碎机构造和作用的不同,实际选用时,还应根据详细情况考虑下列因素; 3 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; 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、操作便捷、工作可靠,又最大限度节省费用。 4 颚式破碎机的工作原理及类型 3.1 简摆颚式破碎机 我们国家生产的 900× 1200 简单摆动颚式破碎机的构造如图 3.1所示 1— 机架; 2、 4— 破碎板; 3— 侧面衬板; 5— 活动颚板; 6— 心轴; 7— 连杆; 8— 飞轮; 9— 偏心轴; 10— 弹簧; 11—拉杆; 12— 楔铁; 13— 后推力板; 14—肘板座; 15— 前推力板 图 3. 1 900× 1200简单摆动颚式破碎机 机架 1是破碎机的骨架,所有的零件都安装在它的上面。破碎腔是由固定颚板和 活动颚板 5构成。固定颚和活动颚都衬有锰钢制成的破碎板 2和 4,破碎板用螺栓和楔 固定于颚板上。为了更好的提高破碎效果, 两破碎板的表面都带有纵向波纹, 而且凸凹相对。 这样,对矿石除有压碎作用外, 还有弯曲作用。 破碎机工作腔两侧壁上也装有锰钢衬 板3。由于破碎板的磨损是不均匀的,其下部磨损较大。为此,往往把破碎板制成上 下对称的,以便下部磨损后, 将其倒置而重复使用。 大型破碎机的破碎板是由许多块组合而成,各块都可以互换,这样就可延长破碎板的有效期。 为了使破碎板与颚板紧密贴合, 其间须衬有由可塑性材料制造成的衬垫。 衬垫用锌合金或塑性大的铝板制成。 因为贴合不紧密会造成非常大的局部过负荷, 使破碎板损坏,紧固螺栓拉断,甚至还会造成动颚的破裂。 活动颚板悬挂在心轴 6上,心轴则支承在机架侧壁上的滑动轴承中。活动颚板绕心轴对固定颚板作往复摆动。 5 活动颚板的摆动是借曲柄双摇杆机构来实现的。曲柄双摇杆机构由偏心轴 9、连 杆7、前推力板(前肘板) 15和后推力板(后肘板) 13组成。偏心轴装在机架侧壁上的主轴承中,连杆(上连杆头)则装在偏心轴的偏心部分上,前、后推力板的一端支承在下连杆头两侧凹槽中的肘板座 14上,前推力板的另一端支承在动颚后壁下端的肘板座上,而后推力板的另一端则支承在机架后壁的楔铁 12中的肘板座上。 当偏心轴通过三角皮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, 因而使动颚绕心轴摆动。 连杆向上运动时进行破碎矿石。 当连杆位于下部最低位置时, 推力板与水平线°。 后推力板不仅是传递力的杆件, 而且也是破碎机保险零件。 当破碎机中落入不能破碎的物体而使机械超过正常负荷时, 后推力板立即折断, 破碎机就停止工作, 从而避免整个机器的损坏。 当连杆向下运动时, 为使动颚、推力板和连杆之间互相保持经常接触, 因而采用以两根拉杆 11和两个弹簧 10所组成的拉紧装置。 拉杆 11铰接于动颚下端的耳环上, 其另一端用弹簧 10支承在机架后壁的下端。 当动颚向前摆动时, 拉杆通过弹簧来平衡动颚和推力板所产生的惯性力。 颚式破碎机有工作行程和空转行程, 所以电动机的负荷极不均衡。 为减少这种负荷的不均衡性,在偏心轴的两端装有飞轮 `和皮带轮。皮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,在工作行程中它再把能量释放开来。 在机架后壁与楔铁之间, 装一组具有一定尺寸的垫片。 当改变垫片的厚度时, 能调整排矿口的宽度。 破碎机的轴承采用铸有巴氏合金的滑动轴承。随着滚动轴承制造技术水平的提 高,今后将在大型破碎机上采用滚动轴承。 主轴承和连杆头的轴瓦过热时可用循环水 冷却。 破碎机的摩擦部件用稀油和干油润滑; 偏心轴和连杆头的轴承采用齿轮油泵压入稀油进行集中循环润滑; 动颚轴承和肘板座的支承垫采用手动干油润滑枪定期压入干油润滑。 这种结构的简摆颚式破碎机启动时, 消耗的功率大, 排矿口的调节是用人力, 破碎机采用机械保险装置,更换保险零件 —— 推力板时操作困难。为客服上述缺点,我国又生产了 900×1200液压简摆颚式破碎机, 它的结构如图 3. 2所示。液压简摆颚式破碎机的特点是采用了液压连杆结构, 实现分段启动, 降低了启动功率, 机械的超负荷保险装置也是利用液压连杆结构。 排矿口的间隙采取了液压调整, 机械的体积小, 重量轻。这种机器的液压系统及原理见图 3. 3。 6 图 3. 2 900× 1200液压简摆颚式破碎机 1— 上油室; 2—组合阀; 3— 单向阀; 4— 下油室; 5—连杆油缸; 6— 连杆活塞; 7— 截止阀; 8— 调整排矿口用油缸; 9— 电磁换向阀; 10—溢流阀; 11— 压力表; 12— 压力表开关; 13—单向阀; 14— 单级叶片泵; 15— 油箱 图 3. 3 900× 1200液压简摆颚式破碎机的液压系统及原理 破碎机分两段启动 (如图 3. 3示)。首先启动液压系统的油泵电动机, 然后使电磁 换向阀 9的左侧电磁铁通电, 将阀芯推向右端, 接通油路Ⅰ, 于是压力油推开组合阀 2 7 中的单向阀, 使连杆油缸的下油室和上油室相通。 这时再启动主电动机, 偏心轴带动连杆油缸作上下往复运动, 但连杆活塞和动颚不动作。 主电机启动后, 立即使电磁换向阀换向,切断油路Ⅰ, 组合阀中的单向阀自动复位关闭, 切断了连杆油缸的下油室与上油室的通路。 当电磁换向阀的阀芯移向左端时, 则接通油路Ⅱ, 向连杆油缸的下油室充满压力油, 使油缸与活塞形成一个整体 —— 连杆。此时,偏心轴的旋转运动就经连杆而使动颚作往复运动, 破碎机达到正常运作。 这时让换向阀的电磁铁断电, 关闭油泵电动机,停止液压系统的工作,启动过程完成后,破碎机就开始正常工作。 当破碎腔中进入非破碎物时, 作用在连杆活塞上的拉力增大, 油缸下油室的油压也随着增大,若增大到超过组合阀内的高压溢流阀规定压力时, 油缸下油室的压力油就通过高压溢流阀流到油缸上油室, 使连杆油缸与活塞分开, 动颚就停止摆动, 从而起到保险作用。 3.2 复摆颚式破碎机 1— 固定颚; 2—侧护板; 3— 活动颚板; 4— 肘板座; 5— 推力板; 6— 调节座; 7— 调节螺栓; 8— 后斜面座; 9— 弹簧; 10—拉杆; 11— 电动机; 12— 飞轮; 13— 偏心轴; 14— 动颚; 15— 机架; 16— 皮带轮 图 3. 4 400× 600复杂摆动颚式破碎机 图 3. 4为400×600复杂摆动颚式破碎机,它的固定颚实际上就是机架 15的前壁,它的动颚 14通过滚动轴承悬挂在偏心轴 13上,偏心轴又通过滚动轴承支承在机架上。推力板 5一端支承在动颚下端凹槽内装的肘板座 4上,另一端则通过肘板座和调节座 6、调节螺栓 7支承在机架 15的后壁上。在偏心轴的两端装有飞轮 12和皮带轮 16,在飞轮的轮缘上有配重,用以部分地平衡连杆在运动时所产生的惯性力。 机架 15是单个整体的铸钢结构,它的前壁上装有楔形螺栓紧固的固定颚 1。动颚 14为一整体铸件,正面装有活动颚衬板 3,用螺栓通过楔块紧固在动颚上。电动机通过三角皮带传递动力带动偏心轴使动颚运动,从而使破碎腔中矿石得到破碎。 8 排矿口的调整是借楔形调整机构来实现的。当用螺栓 7使后斜面座向上移动,调节座 6沿导板向前移动,这时,卸料口减小;同样,把斜面座放下,卸料口便增大。 近年来,随着露天开采比重的增加和大型挖掘机、 大型自卸汽车的采用, 露天矿运往破碎车间的矿石粒度达 1.5~2m。同时被采矿石的品位日益降低,要保持原有生产量就必须大幅度提升开采量和破碎量, 因而就使破碎机朝着大型、 高生产率的方向发展。目前,国外生产的简摆颚式破碎机的最大规格是 2100mm× 3000mm,复摆颚式破碎机的最大规格是 1500mm× 2000mm。 3.3 综合摆动型颚式破碎机 综合摆动型颚式破碎机是综合了简摆与复摆式两种颚式破碎机的运动轨迹, 由于 结构较为复杂,操作维护不方便,故没有正真获得发展与运用。 3.4 别的类型颚式破碎机 1)冲击式颚式破碎机 这种破碎机的动颚上端旋装在上部心轴,偏心轴连杆下部是推力板,推动动颚下 端摆动,偏心轴转速很高,可达 500~ 1000r/min,超过一般颚式破碎机的转速甚多。 由于非常快速地旋转以及构造上的一些新特点, 工作时,对破碎腔内的物料块产生强烈的冲 击和挤压。对于脆性物料有较高的技术经济指标。 这类破碎机由于机械结构较为复杂,零件受强力冲击易于损坏,所以始终没得到广 泛的应用。 2)液压颚式破碎机 这种颚式破碎机的特点是连杆和出料口调节都采取了液压装置。 连杆上装有液压缸 和活塞,当主电机启动时,液压缸内未充满油液,活塞可在缸内滑移,因此,电动机 无需克服动颚等大件的巨大惯性, 较容易启动, 待电动机运转正常时, 液压泵已将油 充分打入液压缸内,缸与活塞形成整体,相当于一根整体连杆,使动颚摆动。如果破 碎腔内落入铁块等难以破碎的物件, 连杆受力增大, 高压油推开溢流阀, 液压缸内油 被挤出,活塞不动,动颚也不动,从而保护了破碎机其他部件免受损害,起到保险的 作用。出料口大小的尺寸由另一套液压缸和活塞调节,也十分方便。 但是此种颚式破碎机结构十分复杂涉及到液压等诸多方面,故应用不是很普遍。 9 图 3.5 双腔颚式破碎机 3)双腔颚式破碎机 如图 3.5 双腔颚式破碎机有前后两个破碎腔,两块定额固定在机架的前臂和后壁 上,两块动颚上端悬挂在机架中部铰轴上, 偏心轴在两动颚下部之间通过, 偏心轴旋 转时,一个破碎腔内破碎物料,另一破碎腔卸料,如此循环进行,生产效率比一般颚 式破碎机高百分之五十左右。 3.5 颚式破碎机的选择 以上介绍的颚式破碎机各有优缺点, 都可以用在不同的场合, 选择颚式破碎机的 要根据具体的情况而定。 本次毕业设计根据设计的基本要求和任务书的上给定了范围, 我选择设计了简摆颚式破 碎机,其型号为 PEJ 600×900,具体的设计步骤后文陈述。 10 主要零部件的结构分析 4.1 连杆 连杆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、下两部分所组成,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, 它套在偏心轴上。 大型破碎机连 杆轴承用循环油润滑,并设有水管,以便散去轴承的热量。 当偏心轴转动时,连杆作上下运动,在改变方向时,必须克服惯性。为减少其 惯性,减少振动,减少无用功的消耗,设计时应当尽可能减轻连杆的重量,所以连杆 的断面常制成“工”字、 “十”形或箱型。连杆不见重量约占整机重的 8%-13%。本 设计中采用的连杆是两个“工”字形。 图 4-1 PEJ-600 × 900 颚式破碎机连杆 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,动颚分箱型和非箱型。 动颚一般都会采用铸造结构。 为了减轻动颚的重量, 本设计采用非箱型。 如图 4-2 所示,安装齿板的动颚前部为平板结构,其后部有若干条加肋板以增强 动颚的强度与刚度,其横截面呈 E 型。 11 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, 特别对后三项影响比较明 显。齿板承受很大的冲击力,因此磨损得非常厉害。为了延长它的常规使用的寿命,可以从 两方面研究:一是从材质上找到高耐磨性能材料: 二是合理确定齿板的结构形状和集 合尺寸。现有的破碎机上使用的齿板,一般是采用 ZGMn13 。其特点是:在冲击负荷 作用下,具有表面硬化性, 形成又硬又耐磨的表面, 同时仍能保持其内层金属原由的 韧性,故它是破碎机上用得最普遍的一种耐磨材料。 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 图 4-3 齿板 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。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, 肋板先行断裂破坏, 从而保护机器其它零件不发生破坏; 三是调 12 整排料口大小。 在机器工作时, 肋板与其支承的衬板间不能得到很好的润滑, 加上粉尘落入, 所以肋板与其衬垫之间实际上一种干摩擦和磨粒磨损状态。 这样,对肋板的高负荷压力,导致肋板与肋板垫很快磨损, 常规使用的寿命很低。因此肋板的结构设计要考虑该机件的及其重要的作用也要考虑其工作环境。 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 4-4 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,延长其常规使用的寿命,可采用图 1- 所示的滚动型结构。肘板头为圆柱面,衬垫为平面。由于肘板的两端肘 头表面为同一圆柱表面, 所以当肘板两端的衬垫表面相互平行时, 肘板受力将沿肘板圆柱面的同一直径、 并与衬垫表面的垂直方向传递。 在机器运转过程中, 动颚的摆动角很小,使得肘板两端支撑的肘垫表面的夹角很小, 所以在机器运转过程中, 肘板与其肘垫之间能保持纯滚动。 (a) (b) (a) 滚动型 (b) 滑动型 图 4-4 肘头与肘垫形式 1— 肘板 2— 调整座 3—调整楔铁 4— 机架 图 4-5 调整装置示意图 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 13 不断地变大,产品的粒度也随之变粗。 为了能够更好的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。现有颚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。如图 4-5 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, 通常装有过载保护设施。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 4-6 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能力的同时,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,选择正真适合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不是正确。 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。 图 4-6 肘板的结构 4.7 机架结构 破碎机是整个破碎机零部件的安装基础。 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 14 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。 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, 国内外颚式破碎机的焊接 机架用得慢慢的变多,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 25-50mm 整体铸造机架除用铸钢 ZG270-500 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,在保障正常工作下,应力求减轻重量。制 造时要求偏心轴承中心镗孔, 与动颚心轴轴承的中心孔有一定的平行度。 本设计用铸造机架。 4.8 传动件 偏心轴是破碎机的主轴,受到巨大的弯曲力,材料选用 40Cr 调制处理,偏心轴 一端装带轮,一端装飞轮。 15 4.9 飞轮 飞轮用以储存动颚空行程的能量, 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 偏心轴轴承一般会用集中循环润滑。 心轴和推力板的支承面一般都会采用润滑脂通过手动油枪给油。 动颚的摆角很小, 使心轴与轴瓦之间的润滑很困难, 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。 16 简摆颚式破碎机的主参数计算 5.1 给矿口尺寸确定 我们国家生产的颚式破碎机,给矿口长度: L=(1.25~ 1.6)B 对大型破碎机 : L=(1.25~1.5)B 中、小型破碎机: L=(1.5~ 1.6)B 对小型破碎机,为了获得较高的生产率, L/B 值可以选大一些,国外生产的小型 破碎机就有 L=(2 ~3.6)B的。 给矿口宽度: B=(1.1~1.25)Dmax 最大给矿粒度 : Dmax=500mm 所以 B=550~625mm 取B=600mm L=900~960mm 取L=900mm 颚式破碎机的型号暂定为 PEJ600×900 5.2 钳角 破碎机的动颚与固定颚板之间的夹角称为钳角。 当破碎物料时, 必须使物料块既 不向上滑动,也不从破碎机给矿口中跳出来。为此,钳角 图5.1物料块受力分析应 该保证物料块与颚板工作表面间产生足够的摩擦力以阻止物料被挤出去。 为了确定 角,应该分析当物料块被颚板挤压时作用在石块上的力的情况。 图 5.1 钳角计算图 假设物料的形状为球形,当颚板压紧物料时,作用在物料块上的力如上图所示。 P1 和P2 颚板作用在物料块上的压碎力,其方向垂直于颚板表面。由压碎力所引起的摩擦力 fP1和fP2是平行于颚板表面的, f是颚板与物料之间的摩擦系数,破碎物料时平衡 17 条件为: 向下垂直分力的总和大于或等于向上垂直分力的总和: fP2+fP1 cosα≥P1sin ( 5.1) 水平分力的总和等于零 : P2-P1cosα-fP1sin =0 (5.2) 联解式( 5.1)和式( 5.2)可得: 1 2令φ表示摩擦角,则 f=tan φ。 tan ≤ 2f-f 故 tan ≤2tan φ1-tan2 φ,即 tan ≤tan2。φ (5.3 ) 所以 ≤2φ 由公式( 5.3)可知,为了使颚式破碎机正常地进行破碎工作,钳角 α应该小于摩 擦角的两倍。不然,矿石就会向上跳出,而不被破碎。 正常的情况下,颚板与物料(如石灰石)间的摩擦系数 f> 0.2( 或φ> 11°)。因此,在生 产实际中,颚式破碎机的钳角多取为 17°~ 24°范围内。对于复杂摆动颚式破碎机,钳 度为 20°~22°;简单摆动颚式破碎机为 22°~24°。本次设计取钳角为 22°。 5.3 动颚摆动行程与偏心轴的偏心距 见颚式破碎机教材: SL =8+0.241bmin [SL]=0.1415B0.085 式中 bmin 最小排料口尺寸( mm) B 进料口尺寸( mm) bmin =75mm,算得 SL =25mm 图 5.2 颚式破碎机偏心距与摆程的关系 图 5-2 表示推力板的位置示意图,设推力板板长度 l=500mm, 其向下偏斜量 c0=70mm,a0和 an是推力板在两个极限位置时的水平投影, 而 a= a0-an为动颚下端摆程 18 的 1 2 (因右边一推力板未画出) ,由图可知 a0= l 2 c02 e= -co/2+ co2 / 4 an2 / 4 ao2 / 4 上式表示了偏心距 e与摆幅 a 之间的关系,摆幅按照破碎物料要求(破碎比)而定,本计算中,总摆幅为 20mm, a=20/2=10mm,故 a0= l 2 c02 = 502 7 2 =49.51cm a = a0 a =48.51cm n e= 7 2 7 2 4 49.512 4 48.512 4 =2.5cm 所以动颚行程为 25mm,传动偏心矩与动颚摆幅的关系对颚式破碎机的设计十分重要,因为这个涉及到破碎构件的行程大小。 5.4 主要构件的尺寸的确定 破碎腔高度 H 在钳角一定的情况下, 破碎腔的高度由所要求的破碎比而定。 通常,破碎腔的高 度H=(2.25 ~2.5)B 。 H= 2.25 ~ 2.5 B 1350 ~ 1500mm 偏心距 r 对连杆长度 l 的比值 λ 在曲柄摇杆机构中, 当曲柄作等速回转时, 摇杆来回摆动的速度不同, 具有急回运动的特征。连杆愈短,即 λ=rl值愈大,则这种现象就愈显著。曲柄(偏心轴)的转数是根据矿石在破碎腔中自由下落的时间而定。因此,连杆的长度不宜过短。通常, 对于大型颚式破碎机: λ=130~160,l=(0.3~0.5)L。对于中、小型颚式破碎机: λ=165~185,l=(0.85~0.9)L。L 为动颚长度。设计中取连杆的长度为 1150mm。 推力板长度 K 当动颚的摆动行程 s和偏心距 r 确定后,在选取推力板长度时, 对于简摆式颚式破碎机,当曲柄偏心位置为最高时, 两个推力板的内端点略低于两个外端点的连线。 即使β角(推力板与连杆之间的夹角)近于 90°,后推力板总在角度为 5°~13°之间运动。推力板长度与偏心距的关系为: Kmin=16.5r , Kmax=25r 式中: Kmin 、 Kmax—— 推力板长度的最小、最大值, m; r—— 偏心距, m。 两个推力板长度应根据机械运动的要求来确定,二者必须一致。 有 412.5K625mm,K 取 500mm。 19 5.5 主轴转速 如图 5.3 所示, b 为公称排料口, sL 为动颚下端点水平行程, αL 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颚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, 这种假定与真实的情况相差甚大。 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 180o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 (5-1a) 排料层完全排出下落的高度 h 为 h=s α ( 5-1b) L /tan L 由 h=gt2/2 (5-1c) 令 g=9800mm/s2 (5-1d) 将式( 5-1a)、( 5-1b)、( 5-1d)代入( 5-1c),得 n=2100q tan L / sL 式中 n-- 主轴转速( r/min) ; sL-- 动颚下端点水平行程( mm); αL-- 排料层平均啮角( o); q 系数,考虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。取q=0.95~1.05。高硬 度矿石取小值。 20 图 5.3 排料口处排料示意图 所以主轴转速为 n 2100 1 tan20 / 25 253r / min 5.6 生产能力 破碎机的生产能力是指机器每小时所处理的物料的立方米数。 由于生产能力不但与排料尺寸有关, 而且与待破碎物的强度、 韧性、物料性能以及进料的几何尺寸和块 度分布有关, 因此为了统一衡量机器生产能力的高低, 标准钟的生产能力, 是指机器 在开边制公称排料口下, 每小时所处理的抗住压力的强度为 250Mpa、堆密度为 1.6t/m3 的花 岗岩物料立方米数,称为公称生产能力( m3 )。参看图 5.3,在公称排料口 b 时,每 /h 一运动循环的排料行程下排出的物料棱柱体 AA1 1 60n 的乘 B B 的体积与每小时转数 积,即可得到公称生产能力 Q 的计算公式为 Q 30n L Ls(2b sL ) 1 / t a n L 式中 Q——生产能力( m3 ) /h ; n——主轴转速( r/min ); L——破碎腔长度( m); b——公称排料口尺寸( m); sL——动颚下端点水平行程( m); μ——压缩破碎棱柱体的填充度,中小型机载公称排料口下一般取 μ1=0.65~0.75。 所以生产能力为: ° Q=30×253×0.9 ×0.025 ×(0.2-0.025) 0.75/tan20× 3 3 =64m /h>60m /h 21 满足条件要求。 5.7 破碎力和破碎功率的计算 最大破碎力 满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力。由文献 [9,61-62]可知: F 0.034(B b)L B k max tan 式中 B——进料口宽度( cm); L——进料口长度( cm); b——出料口尺寸( cm); B ——抗压强度( N/cm2); K ——有效破碎系数, α =20°时,取 k=0.38~0.42。 破碎物料为硅化凝灰岩, 青石及花岗岩。 经过对石料试件的机械强度的测定, 其抗压 3 强度为 17930~19310N/cm。本设计 α=22°所以, K 取 0.44。式中 B、b、L 的单位都 是 cm,其中 B=60cm,b=10cm, L=90cm。 代入数据算得 Fmax=2999KN 功率的计算 见由文献 [9,67]可知: F maxk ensmcos 4 10 式中 P——计算功率放大器( KW ); Fmax——最大破碎力( KN ); sm——动颚诸点水平行程平均值( mm); α——破碎腔平均啮角( °); ——机械总效率,由书中表知, =0.81~0.85; K ——等效破碎系数,中大型机,有 K =0.21~0.28。 已知有 Fmax=2999KN,取 K =0.21, n=253r/min,α=22°, sm=22mm, =0.81 所以得 P=67KW。 22 主要零部件的设计及校核 6.1 电动机的选择 为了能够更好的保证破碎机的工作可靠,并考虑剑锋负荷,还必须在破碎机的功率基础上乘以安全系数 f=1.1,故所选电动机的功率应大于 74KW ,所以最终选择电动机的功率为 75KW 。根据电动机的使用场合选取电动机的型号为 YR315M-8 ,功率为 75KW ,转 数 740r/min,电压 380V。 6.2 V 带传动设计 确定计算功率 Pca 由文献 [11,151] 表 8-6 查得工作情况系数 KA =1.5 故 Pca=KA×P=1.5× 75=112.5KW 传动比 i=740/253=2.9 选取窄 V 带类型 根据 Pca,n1 由[11,152]图 8-9 确定选用 SPC 型。 dd=280~400mm. 确定带轮基准直径 由[11,145-153]表 8-3 和表 8-7 取主动轮的基准直径 dd1=400mm, 从动轮的基准直径 dd2 dd2=i×dd1=400× 2.9=1160mm 根据表 8-7 选取 dd2=1250mm 按要求验算带的速度 v d d1 n1 /(600 1000) 400 740 /(600 1000) 14.84m / s 35m/s 速度合适。 确定窄 V 带的基准长度和传动中心距 根据式 0.7×( dd1+ dd2)a0 2(dd2+ dd1),有 0.7×( 400+1250) a02(400+1250) 1155 a03300 出取 a0=2000mm。 计算所需带的基准长度 Ld 2a0 1.57(d d1 d d 2 ) (d d 2 d d1 )2 / 4a0 =6680mm 取 Ld =7100mm 实际轴间距 a 23 a a0 ( Ld Ld ) / 2 2210mm 小带轮包角 1 1 180 (dd 2 d d 1 ) / a 57.3 157.96 120 单根 V 带的基本额定功率 根据 d d1 400mm和 n1=740r/min 由机械设计大典(第四卷)表 36.1-17K 查的 SPC 窄 V 带的额定功率为 P1=20.41KW 额定功率的增量 P1 =0.89KW V 带的根数 z Pd ( P1 P)K a K L 由参考文献 [12] 表 36.1-4 查得 K a=0.95 由参考文献 [12] 表 36.1-15 查得 K L =1.04 所以算得 z=5.34,取 6 根 单根 V 带的预紧力 F0 5 0 (02.5 / K a 1) Pd zv mv2 由参考文献 [12] 表 36.1.6 查得 m=0.37kg/m 所以算得 F0 =1072.26N 带轮的结构设计 选用原则见参考文献 [11, 156]8-4 节,材料采取使用 HT200。 由于 d d 1 400mm300mm,所以采用轮辐式。具体结构尺寸见零件图。 6.3 推力板的受力分析及校核 由参考文献 [12,595-598]推力板的受力为: Fk 125 P nh 图 6.1 破碎机计算图示 24 式中 Fk 推力板受力( KN ); P 所选电动机功率( KN ); n 偏心轴转速;( r/min ); h 动颚行程平均值( m)。 算得 Fk=2964KN 由参考文献 [12, 595-598]可得其公式为 Pk=B p 式中 Pk——为肘板受力 B——肘板宽度 ——肘板厚度 ——肘板材料许用应力。 已知 B=600mm, =35mm,且肘板所用材料为高锰钢, 查机械手机手册, p 大于 195Mpa。 带入得 p =140Mpa195Mpa 所以该推力板契合设计要求。 6.4 连杆的受力分析 连杆的平均值 FZ(KN) 是: FZ 0.3FK 889KN 图 6-2 简摆颚式破碎机受力情况 6.5 动颚的受力分析及校核 正常的情况下,其全力 Fk 作用点是在动颚全长的 3 4 处 25 由设计可知, l=1430mm, L=1870mm。则: 动颚受力为 F0 FK (L 0.3l ) (0.75L) =3045KN 由上计算知道,破碎机的最大破碎力为 2999KN 相比较 F0 比较接近,故动颚设 计合理。 将图 6-2 动颚右端和 Fk 作用点看做两端支撑,其断面可简化为以矩形截面,尺寸为 900m 100mm 则破碎力 F0 作用点处,受到弯矩最大,最容易破碎,所以要校核此处的强度。 矩形截面出的抗弯截面系数为: W=bh 2 /6 3 式中 W ——矩形截面抗弯系数( m); b——矩形截面宽度( m); h——矩形截面高度( m); 所以 W=0.9×0.12/6=1.5×10-3m3 集中力 F0 处弯矩最大,则可得危险截面所受的最大弯矩值是: M max= F0(0.25L-0.3 l )=3.045×106 ×0.0385=0.117×106N.m 由公式 ca M max /W 可得: ca 0.117 106 1.5 10 3 78M p a 危险截面的剪应力为: P0 / A 3.045 106 /( 0.9 0.1) 33.8M p a 综上所述,应用一下截面校核危险截面的主应力 0 ca / 2 0.5 2 4 2 0 ca 代入数据得: 0 78 / 2 0.5 782 4 33.82 90.6M p a 又已知高锰钢的极限应力为 350Mpa90.6Mpa 6.6 心轴的设计和校核 心轴的选择应根据动颚的轴颈而定,为此根据经验公式: d=(15~20) 3 P / n 式中: P——破碎机电动机功率; n——偏心轴每分钟转速。 带入数据求得 d=133mm,取心轴和动颚配合处轴径为为 130mm 偏心轴的尺寸见装备图。 心轴受到的弯矩远大于扭矩, 计算心轴的强度可忽略其扭矩, 心轴的受力分心图如图 6-2 所示: 26 6-3 心轴的受力图 心轴受到的径向力 F 小于动颚最大受力的一半,取其受到的力为 0.5 倍 F,已知 动颚的受力为 3044KN,则心轴轴承处的受力 R 为 1522KN。心轴的危险截面为 F 作 用点处,此处心轴所受的弯矩为: M W=RS=1522×44=66968N.m 校核轴径 d= 3 M 0.1[ 1b ] 3 66968 103 (0.1 354) 123mm 130mm , 则心轴轴径合适。 危险断面系数为 W= W =π/32 × d3 π × 130 3 =215580mm = /32 许用弯曲应力 [ 1]W [ 1 ]W 1 b ; nK 式中 1 为弯曲疲劳极限,材质为 40Gr ,经高频淬火加调质处理后其 1 =1100MPa n—安全系数 取 n=1.8 — 表面上的质量系数 取 β =0.9 × 1.8=1.62 b —受弯矩作用时的绝对尺寸系数,查表得 b =0.54 K — 受弯矩作用时的有效应力集中系数,查表得 K =1.69 所以有 [ 1 ]W 1100 1.62 0.54 /(1.8 1.69) MPa 316.33 危险截面的弯矩应力 w M W 66968 215.58 3 1 M0 p a 即 w [ 1 ]=316.33 ( MPa ) 则心轴的强度满足。 6.7 偏心轴的设计和校核 偏心轴的设计 由于颚式破碎机在工作时轴的扭矩远大于弯矩, 所以在计算时按钮转强度条件计算这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。 如果还受有不大的弯矩时, 则按 降低许用扭转切应力的办法予以考虑。 在做轴的结构设计时, 通常用这种方法估算轴的直径。对于不大重要的轴也可作为最后计算结果。轴的扭转强度为 27 许用切应力 =T/Wt=9550000p/n/ (0.2d3) ——扭转切应力 单位 mpa T——轴所受扭矩 单位 N.mm Wt——轴的抗扭截面系数 单位 mm3 n——轴的转速 p——轴的传递功率 单位 kw d——计算截面处轴的直径 单位 mm ——许用扭转切应力 单位 mpa 由上式可得轴的直径 d≥A0 3 p / n 轴采用 40Cr 经查得 A 0=120 d 1203 75 253 80mm 应当指出,当轴截面上开有键槽时, 应增大轴的直径以减少键槽对轴的强度的削 弱。对于直径大于 100mm 的轴有一个键槽轴颈增大百分之三,有两个键槽时,轴颈 增大百分之七。对于直径小于 100mm 的轴,有一个键槽轴颈增大百分之六。有两个 键槽轴颈增大百分之十二。然后将轴颈圆整为标准直径 所以本轴的最小直径为: Dmin=880( 1+0.12) =90mm 取 dmin=90mm 偏心轴的具体尺寸参考零件图 偏心轴的校核 图 6-4 偏心轴的受力图 皮带拉力,飞轮与皮带轮的重量相对破碎力在偏心轴的分力来说其值甚小,为了方便起见可略去不计,这样,偏心轴的受力、扭矩、弯矩及当量弯矩就可按照图 6-3 所示做多元化的分析计算。 ( 1) 求支承的反作用力 R=F Z/2=889/2=444.5KN (2) 求弯矩 28 M W =R × l=444.5 × 244=108458N.m ( 3) 求当量扭矩 T=9.55 × 103 × P/n=9.55 × 103 × 75/253=2831N.m ( 4) 求当量弯矩 M= M W2 ( T)2 108458 2 (0.6 2831) 2 108471N .m (5) 校核轴径 d= 3 M 0.1[ 1b ] 3 108471 10 3 (0.1 354) 145mm d=145mm180mm, 轴径符合标准要求。 ( 6)求许用弯曲应力 [ 1 ]W [ 1]W 1 b ; nK 式中 1 为弯曲疲劳极限,材质为 40Gr ,经高频淬火加调质处理后其 =1100MPa n—安全系数 取 n=1.8 — 表面上的质量系数 取 β =0.9 × 1.8=1.62 b —受弯矩作用时的绝对尺寸系数,查表得 b =0.54 K — 受弯矩作用时的有效应力集中系数,查表得 K =1.69 所以有 1100 1.62 0.54 ; [ 1]W 1.8 316.33( MPa ) 1.69 ( 7) 求断面系数 W =π/32 × d3=π/32 × 180 3=572265mm 8) 危险截面的弯矩应力 w M W 108471 572.265 189.5M p a 即 w [ 1 ]=316.33 ( MPa ) 故由上可得偏心轴的设计符合强度要求。 6.8 键的选择与校核 带轮和轴之间的连接采用键连接, 根据工况要求和各种键的特点选用平键。 根据 轴径 d=90mm,选择 25 14 125mm型键。对于采用常见材料组合和按标准选取尺寸的 平键连接,其主要失效形式是工作面被压溃。 除非有严重超载, 正常情况下不会出现键的剪 断。因此,通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。 假定载荷在键的工作面上分布均匀,普通平键的连接强度条件是: 2 103 /( kld ) [ p ] pT 式中 T——键传递的扭矩( N.m); k——键与轮毂键槽的接触高度为 0.5h(mm); 29 l ——键的工作长度( mm); d——轴的直径( mm) [ p ]——键、轴、轮毂中最弱材料的许用挤压应力。 为求出转矩 T,需要利用下公式: T=9550P1/n N.m 式中 P1 ——电动机所传递到偏心轴的功率; n——偏心轴转速。 已知电动机的功率 P=75KW,皮带轮传动效率为 0.96 则P1 =P×0.96=75 ×0.96=72KW 则T=9550× 所以 p =2×1718.8 ×1000/ (7 ×90×125)=59Mpa 又[ p ]=60~90Mpa,所以键的强度满足规定的要求。 6.9 轴承的选择与校核 根据破碎机主要受到径向载荷, 因此轴承的选择为调心滚子轴承, 其具体的型号参照装配图 动颚两端的轴承为受力最大的轴承,故计算其寿命。轴承所受 PL 为径向载荷,取载荷系数 f p 1.8 ,则当量动载荷 P f p PL 1.8 0.44 0.792MN 取温度系数 f t 1,则由公式 Lh  106 C 60n P 式中: C —为基本额定动载荷; —为轴承转速; —为指数,对于滚子轴承取 10/3; —当量动载荷。 查机参考文献 [12] 得基本额定动载荷为 C 1400000 N ,将以上数据代入上式可得 Lh (1400000 729000) 3 106 (60 253) =47100h 查教材 P311 可知,矿山机械的寿命在 40000~ 60000h 之间,故符合标准要求。 30 颚式破碎机的安装与运转 7.1 破碎机的安装 颚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, 一避免破碎 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,应思考产品运输带、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。 装配破碎机首先是将机架装在地基上, 然后按顺序将其他零件装配起来。 安装过程中认真仔细阅读调整各联结部分, 特别是肘板、偏心轴和动颚悬挂轴之间的平行度,不允许超过规定的范围。 7.2 机架的安装 颚式破碎机安装在混泥土基础上, 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标准要求,机架底脚与基础间的垫板必须平整、均匀和稳固。 可拆卸式组合机架的对口结合处表面, 必须良好吻合。 机架联结螺栓装配时, 最好加热到 300-400°C,使其联结更加牢靠。 机架安装在基础上的横向水平度, 每米应不大于 0.2mm;纵向水平度,每米应不大于 0.4mm。组合机架在螺栓未拧紧时,局部间隙不应大于 0.7mm。 偏心轴和轴承的安装: 装机前,将滚动轴承研配好后, 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,如接触情况不满足规定的要求,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。 偏心轴滑动与机架的接触面积由不小于 80%,最大间隙小于 0.07mm。 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,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 31 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。偏心轴与连杆中心线mm。轴承的外面与连 杆的接触面积不小于 80%,其最大间隙不大于 0.07mm。 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 钢丝绳栓在动颚下部 ,再用手葫芦拉动钢丝绳 ,使动颚靠近定颚 ,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 动颚的安装 简摆颚式破碎机动颚的装配, 全采用事先组装好的动颚部件进行装配, 即将动颚、 动颚轴、活动齿板、肘板垫等提前组装好,然后用吊车吊装在机架里。 先把滚动轴承研配好,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,将动颚放到轴承中。 机架上的滚动轴承和动颚悬挂轴滚动轴承的倾斜度, 每米不大于 0.2mm;同轴度 不大于 0.06mm。 动颚轴中心线与动颚中心线mm。动颚中线与带轮或 飞轮的端面垂直度误差应不大于 0.02/100mm。 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 架前壁和动颚上,其接触面必须平直,不允许有翘首现象,否则要立即处理。由于机 架前壁内侧不加工,所以在定颚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。 对于大型破碎机, 也可以在动颚与齿板间灌铅锌等金属, 使两者 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。 (1) 空载试运转 连续运转 6h,轴承和油的温度均匀上升并不超过 30-40°C 1) 所有紧固件应牢固,无松动现象。 2) 飞轮、带轮运转平稳。 32 3) 所有摩擦部位无檫伤、掉屑和研磨现象,无不正常响声。 (2) 有载试运转 1) 破碎机不得有周期性或显著的冲击声。 2) 给料最大粒度应契合设计确定。 3) 联系运转 8h,轴承和油温不超过 30-40°C。 33 颚式破碎机主要零件的修理 8.1 齿板的修理 破碎机齿板是直接与物料接触的零件,磨损最快,寿命也比较短,一般为 1~3个 月,甚至有的仅 1~2周就要换掉。 当齿板的齿峰磨去齿高的 1/2~2/3时,应更换。若齿板局部磨损严重时,可采用 堆焊修复,使用堆 256或堆 266焊条。堆焊前应采用下列措施: 1)焊前将堆焊部位表面用砂轮打磨掉 2~3mm. 2)焊接时尽可能的避免母体受热太大,并在焊后锤击焊缝以消除焊接的内应力。 3)堆焊的顺序是先在齿板上的所有齿上各堆焊一层,然后再焊第二层,而不要 先焊完一个齿的所有堆焊层后, 再焊下一个齿,避免母体受热太大和过大的焊接变形。 堆焊时速度要快, 横向摆动要小, 尽量用小直径焊条和小的焊接电流。 焊接后冷却速度要快,有条件时可将高锰钢铸件放在水中,只露出焊接部位施焊,若条件允许,焊后最好进行淬火热处理。 8.2 动颚的修理 动颚产生的故障为动颚裂纹、 折断和轴承位磨损等。 由于破碎机过铁或将排料口 调整得过小,产生过压实现象等,使破碎机再尖峰负荷下工作,从而使动颚(连杆) 发生裂纹或折断。 动颚的裂纹与折断大多数产生在肘板座偏上一点的地方。 其修理办 法如下: 1)将怀疑裂纹的部位用煤油洗净, 然后涂上白粉, 稍等片刻即可显出裂纹情况。 2)在裂纹的两端或里端钻一个 6mm的圆孔,孔深不小于裂纹深度的 1.1 1.3倍。 3)选择正真适合的焊条和焊接坡口,焊前将焊接部位周围预热到 300~600℃左右。 必要时也可增加补焊钢板。 4)若动颚折断,一般均选用“×”型焊接,每侧坡口可选择 45°。焊后动颚尺 寸应符合原尺寸要求。 8.3 偏心轴与动颚悬挂轴的修理 简摆颚式破碎机偏心轴磨损到下列程度时应进行修理:圆度大于 0.1 ~0.15;圆柱 度大于 0.08~0.12mm;轴颈表面凸凹度大于 0.10~0.12mm。 偏心轴的修理方法有三种: 一是对磨损轴颈焊补后, 加工恢复原尺寸; 二是将磨 损的轴颈车小后嵌套,再加工恢复原尺寸;三是用振动堆焊,金属喷镀法进行修理, 恢复原尺寸。 简摆式颚式破碎机动颚悬挂轴, 由于它转动角度小, 因此局部磨损非常严重。 轴 34 与动颚是过盈配合的,重量也比较大,使两者分开很难,这时可用图 8-1所示的 方法在破碎机上加工。 其方法如下:先将动颚轴两端的轴承拆除, 将动颚轴连动颚固定好。利用大型机床(如花盘车床)的刀架作为工作台,上面固定一块钢板,将电动 1— 动颚轴 2-刀具 3-钢套 4-轴承 5-齿轮 6-钢板 7-工作台座 8-丝杠 9-移动工作台 图 8-1 在破碎机上修理动颚轴颈示意图 机传动齿轮 5、轴套等都固定在钢板上,工作台下座固定在基础上或破碎机上。摇动工作台丝杠 8,能是钢套 3、轴作往复运动,以便切削整个轴颈。这种方法找正很难,另外轴和钢套的刚性要选的比较大一些,否则加工后锥度比较大和表面不光洁。切削速度可取 150r/min左右。车好后按轴的尺寸配制轴瓦。 35 结论 本次设计是对简摆颚式破碎机的设计, 通过给定的一些参数,查阅了大量的资料,设 计 了 PEJ-600×900 简 摆 颚式 破 碎 机 , 其 给 料 尺 寸 为 500mm, 出料 口尺 寸为100±25mm,工作上的能力伟 60m3/ h。该机器是中碎作业的破碎机,应用场合广泛。 此种破碎机电动机的选择为 YR315M -8型电动机,并采用性能优良的窄 V 带做传动带以加强使用年数的限制, 偏心轴采用 40Cr调制处理作为轴的使用材料, 颚板和机架全部采用高锰钢。 本设计对破碎机的参数设计, 材料的选择, 结构设计等方面做了大量的工作。对破碎机的重要零件进行设计和校核, 使每一个重要部件都能够很好的满足破碎机的使用上的要求。最后还对破碎机存在的问题进行了分析和改进。 36 参考文献 郎宝贤 . 颚式破碎机现状与发展 . 矿山机械, 2004(1). 高澜庆 . 破碎机的发展现状与趋势 . 冶金设备, 2001. 郎宝贤,郎世平着 . 颚式破碎机设计与检修 . 北京:机械工业出版社, 1980. 廖汉元等编著 .颚式破碎机 .北京机械工业出版社 . 张卯均 .选矿手册 .冶金工业出版社 2001. 范祖尧 . 现代机械设备设计手册 . 机械工业出版社, 1996. 唐敬麟主编 .破碎与筛分机械手册 .化学工业出版社 ,2001. 郎宝贤 . 颚式破碎机机架结构设计 . 冶金矿山设计与建设, 1989. 段德华 .颚式破碎机破碎力及其合力位置。 《矿山机械》, 1983年第 9期40-43. 陈秀宁主编 .机械设计课程设计 .浙江大学出版社 ,1995. 蒲良贵,纪明刚 .机械设计(第七版)高等教育出版社, 2001 成大先 . 机械设计手册 . 化工工业出版社 ,1993. . 范祖尧,胡宗武等 非标准机械设备设计手册 . 2002. 卜炎 .机械设计大点(轴及轴毂连接) .中国机械工程学会 . 机械工程手册编辑委员会编 .机械工程手册 .矿山机械, 1988. 栗娜 .鞍山师范学院学报 . 鞍山师范学院机械系, 2000.9.2. 许义泉 . 提高颚式破碎机生产能力的改进措施 . 宁夏高等职业技术学院 , 750021. 37 致谢 简摆颚式破碎机是一种在矿山工程和建设工程中普遍的使用的破碎机构, 是因为其结构相对比较简单紧凑、 偏心轴传动件受力较小、 动颚垂直位移较小、 加工时物料较少有过度破碎的现象、 动颚颚板的磨损较小, 而我的毕业设计课题是根据生产能力、 进料口尺寸、硬度、堆积密度等设计出合理的机构, 因而对我的专业相关知识的学习与应用都具有重大的意义。 在此毕业设计期间, 我在老师的指导下, 翻阅了大量资料, 对简摆好颚式破碎机有了较系统的认识, 最后终于如期完成了毕业设计的任务。 通过此设计, 我重新捡了所学的专业相关知识:机构的连接、安装、定位、配合;也了解了其基本的运动学知识、 动力学相关零件的较核, 还有设计机构的经济性、 可靠性、合理性、优化设计等知识。 这个自主学习的过程, 使我收益颇多, 积累了我的实际经验, 只有理论与实践相结合才是学习的目地,这次毕设,使我认识到知识的渺小和理论与实践也可能相脱离。也使我能更好地查阅资料, 是一次很好的实践练兵, 锻炼了我独立分析问题和解决实际问题的能力,对我以后继续深造的一次良好契机,我感触多多。 这次毕业设计, 我有幸能和同学一起讨论交流, 也有幸得到封老师的指导, 不管学习上、生活上,他都给予了我大量帮助,在此我向老师表示诚挚的谢意。 最后,临此毕业之际,对几年以来,一起陪伴着、关心我的机械系老师道一声深深的感谢。谢谢你们,你们辛苦了。 38

  WP29 UN Regulation No. 156高清电子版文档.pdf

  大学思辨英语教程视听说3(孙有中)习题答案scripts+keys.pdf

  中铁隧道局集团有限公司云南省滇中引水工程玉溪段施工1标2标突发环境事件应急预案.pdf

  原创力文档创建于2008年,本站为文档C2C交易模式,即用户上传的文档直接分享给其他用户(可下载、阅读),本站只是中间服务平台,本站所有文档下载所得的收益归上传人所有。原创力文档是网络服务平台方,若您的权利被侵害,请发链接和相关诉求至 电线) ,上传者