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毕业设计(论文)-复摆颚式破碎机机械结构设计docx

日期: 2023-10-14 作者: 爱体育下载地址

  复摆颚式破碎机机械结构设计 PAGE I 摘要 破碎机隶属于矿山机械,其作用为把各种开采出的矿物、工业生产过程物料,破碎成需要的大小,成为产品或进一步深加工的材料,在工业生产里有着重要的作用。 近几十年来,我国对破碎机械进行了大量的研究,取得了显著的成果,当前国内破碎机械已达到了国际领先水平。 复摆颚式破碎机是当前国内破碎机械使用最为广泛的,它可以破碎各种硬度的矿石,同时还具有结构相对比较简单、价格实惠公道、坚固耐用、工作效率高等优点,在大中型的矿山粗碎作业中应用广泛。 本次所设计的复摆颚式破碎机为小型颚式破碎机。设计时计算了破碎机的各种工作参数,最重要的包含:动颚齿板、皮带轮、电动机、轴承、机架、飞轮、偏心轴等的参数。同时还对破碎机机械结构可以进行了平面图的绘制和三维模型的创建。 通过参考现有破碎机结构、并查阅各种资料,避免了经验设计,也明白了在设计分析中要注意的问题。然后根据所学的知识,采用计算与类比的方法,熟悉并最终确定破碎机各机构,优化了参考样机的不足之处,结合其优点,做出了本次设计。 关键词 破碎机设计;三维建模;优化结构 全套图纸加扣 3346389411或3012250582 Abstract The crusher belongs to mining machinery, and its role is to crush various mined minerals and industrial production materials into the required size and become products or further processed materials. It plays an important role in industrial production. In recent decades, China has conducted a lot of research on crushing machinery and achieved remarkable results. At present, domestic crushing machinery has reached the international advanced level. The compound pendulum jaw crusher is currently the most widely used domestic crushing machine. It can crush ores of various hardness. It also has the advantages of simple structure, cheap price, ruggedness, high work efficiency, etc. It is widely used. The compound pendulum jaw crusher designed this time is a small jaw crusher. During the design, various working parameters of the crusher were calculated, including: the parameters of the movable jaw tooth plate, pulley, motor, bearing, frame, flywheel and so on. At the same time, it also carries out plan drawing and 3D model creation of the crusher mechanical structure. By querying various data, empirical design is avoided, and problems to be noted in design analysis are also understood. Then based on the knowledge learned, using calculation and analogy methods, familiar with and finally determine the crusher mechanism, optimize the shortcomings of the reference prototype, combined with its advantages, made this design. Keywords crusher design three-dimensional modeling optimized structure 目 录 TOC \o 1-3 \h \z \u 摘要 I Abstract II 1结构设计 1 1.1基本结构设计 1 1.2工作原理 2 2技术参数的选择计算 4 2.1已知参数 4 2.2部分参数的选择计算 4 2.3 主轴转速的计算 6 2.4电动机的确定 6 2.5四连杆机构的确定 7 2.6最大破坏力的计算 7 3传动装置的确定 9 3.1带轮的设计 9 3.2 偏心轴的设计计算 12 3.3 飞轮的设计 15 3.4 选择与校核轴承 17 3.5 轴承支撑点的设计 18 3.6 配重的选择 19 3.7 外观尺寸的设计 19 4 大型零部件的设计 21 4.1动颚的形状确定及制造方式 21 4.2 齿板的形状确定及制造方式 21 4.3 推力板的设计 22 4.4 调整装置的设计 23 4.5 破碎机型腔的设计 23 4.6机架的设计制造 24 5 复摆颚式破碎机的三维立体视图 25 5.1复摆颚式破碎机的整体三维视图 25 5.2复摆颚式破碎机各零件三维视图 26 结论 32 参考文献 33 致谢 34 1结构设计 1.1基本结构设计 图1-1基本结构 本次设计的复摆颚式破碎机采用电动机带动三角带从而带动偏心轴运动,偏心轴会使动颚运动,动颚运动提供压力破碎物料。 机架:机架所受到的冲击压力比较大,所以设计的首要条件是要满足强度和刚度。该设计中机架采用铸铁整体铸造来制作。 破碎部件:破碎部件包括动颚和定额。破碎机工作时,需要足够的破碎力,动颚提供压力,而直接承受破碎力的是定颚,同时,动颚的质量大小决定了动颚往复摆动时的惯性力,所以设计定颚和定颚时需要足够的强度。所以本次设计选择用优质的破碎刚铸造。 传动机构;传动机构是复摆颚式破碎机主轴,本次设计的主轴包括偏心轴、悬挂轴等。悬挂轴一般都会采用合金钢或者优质碳素钢制成。其中推力板由铸铁整体铸成,工作过程中承受较大压力。 拉紧装置:包括拉杆、弹簧和螺母等零件。需要使传动有充足的张紧力,动颚的耳环连接着拉杆的一端,拉杆的另一端连接着弹簧和螺母并张紧穿过机架壁。 调整装置:最大的作用是得到产品所需的颗粒大小。用推力板来调整大、中型破碎机的出料口尺寸,小型破碎机则用楔铁来调整出料口尺寸。 安全保护装置:是保护机架、偏心轴、活动颚板的结构。例如:当工作载荷过大时,推力板会因压力过大发生断裂,活动颚板停止摆动,工作停止。 润滑装置:悬挂轴和推力板的支撑面由操作工使用油壶和油枪向润滑点加油,加油量由工人的经验及感觉来控制;偏心轴集中循环润滑。 1.2工作原理 如图1-2所示,颚式破碎机的机构简图是一个曲柄摇杆机构,即四连杆机构 图1-2机构简图 图中:AB-曲柄 BD-连杆(动颚) CD-摇杆 EF-定颚 复摆颚式破碎机的自由度; F=3n-(2pl+ph)=3×3-(2×4+0)=1 (1-1) 工作原理:电动机带动三角皮带传递扭矩给偏心轴,使偏心轴做周期性转动,偏心轴带动圆柱转子轴承从而使动颚相对定颚做往复周期运动,动颚向左摆动,与定颚一起挤压物料,型腔内的物料破碎,当动颚向右摆动时,受挤压破碎成成品大小的物料,从出料口排出,进行收集后进行下一步加工。同时当动颚向右摆动时,物料从进料口落入破碎腔内,向左摆动时,再次挤压破碎,能够保证进料、破碎、卸料在机器工作时自动循环运行。 在实际的生产中,由于有时不能一次性将物料破碎成所需产品,所以也有多次破碎的状况,此时物料的挤压会导致正在生产中的破碎机被顶死,为了尽最大可能避免这类情况的发生,选择在偏心轴的两端各安装一个大带轮和一个飞轮,通过惯性保持充足的压力。 破碎机排料口的尺寸决定了排出的颗粒最大直径,控制了产品颗粒大小,能够最终靠调整动颚后的楔铁改变。 2技术参数的选择计算 2.1已知参数 2.2部分参数的选择计算 主要参数确定需要保证破碎机的工作效率、破碎效果、破碎力等的合理布置匹配。 本次设计的关键是四连杆机构的改进,要使各杆件机构能够较为合理的匹配。 排料口的最小宽度e: 已知参数: 进料口尺寸 250mm×400mm 排料口最小尺寸计算公式: e=(1/7~1/10)×250=25~35mm (2)啮角α 啮角是动颚板与定颚板之间的夹角,它与破碎腔高度成反比,与生产率也成反比。经过查阅资料发现,如果啮角偏小,那么生产率会较高,与此同时破碎腔高度会偏大,设计时不仅要考虑生产率,同时也要保证破碎腔高度不宜过高。所以要通过计算选择合适的啮角: 图2-1啮角示意图和物料受力情况分析 如图2-1所示,颚板的破碎压力p1和p2,其作用力方向都垂直于颚板表面,生产过程中, 摩擦力fp1和fp2(f为摩擦系数),其作用方向平行于颚板表面。若把物料的重量忽略不计,并且把物料看作为分离体,则可得到物料不上滑的条件: (2-1) 其中:p1、p2——表示颚板上的破碎力 f——表示摩擦系数 α1α2——表示颚板间的夹角 解式(2-1),得: (2-2)将带入式(2-2),化简可得: (2-3) 破碎机正常工作时,颚板与物料之间的摩擦系数,此时摩擦角度,计算可得啮角为。在实际生产过程中我们一般希望生产效率更高,所以实际啮角。本次设计采用的是定颚垂直式的腔型,根据以往设计经验,选择啮角。 (3)破碎腔高度H 破碎机工作时,破碎时间越长,破碎效果越好,即破碎腔高度决定破碎效果,同时为了设计结构紧凑和破碎效率,需要合理降低破碎腔高度。 可以计算破碎腔高度:H=(2.25~2.5)B=(2.25~2.5)×250=562~625mm。 本次设计取破碎腔高度为600mm,既保证了破碎效果又保证了破碎效率。 (4)计算动颚的摆动行程(s) 在复摆颚式破碎机工作时,动颚的水平摆动行程(Horizontal swing stroke of movable jaw)是影响破碎力和生产效率的关键因素。 当排料口行程偏小时,会降低生产效率;水平行程偏大时,会急剧增加破碎力并且会产生压实现象,导致机件因过载而损毁。动颚的摆动行程一般要求不能大于排料口尺寸。 本次设计选用s=15mm。。 (5)连杆长度和动颚长度L 急回运动是曲柄四连杆机构的特点。机器工作时,曲柄做回转运动,摇杆跟随曲柄做往复运动摆动方向和速率是不一样的,连杆越短时,差距就越明显。 由于本次设计根据破碎腔中物料的下落时间来确定曲柄的转数,连杆最短长度有要求,并不是越短越好,要同时保证机构的整体协调性。 中小型破碎机的连杆长度计算公式: (2-4) 本次设计取l=600mm 动颚计算: 本次设计取L=1800mm (6)推力板长度k 推力板长度的计算公式为: 本次设计取k=260mm 2.3 主轴转速的计算 主轴转速的快慢决定了破碎机能否达到较大的生产能力,主轴旋转一周,动颚就会按照规定路线摆动一个流程。破碎机生产速度最高时主轴转速n的计算: (2-5) 式中——主轴转速 ——啮角 ——动颚摆动水平距离 但是在实际的生产中,因为动颚在行程初期具有弹性形变,所以不能立即下落,因此偏心轴的转速要比计算所得结果值降低20%到40%,已知参数中n=250,较(2-5)中计算结果n=327.57降低24%,计算结果合理。 2.4电动机的确定 选择电动机时应考虑到电动机的工作环境;灰尘多、砂石多、潮湿、温度高。查阅《机械手册》,结合电动机的工作环境(灰尘多、潮湿、砂石多),本次设计选择封闭式电动机,结合额定功率和主轴尺寸,最后确定为Y系列(IP44)。 电动机功率计算时可以根据破碎力大致得到。本次设计所选择的电动机功率为15kw,结合功率查询《机械手册》,选用Y190L-6型电动机,该型号的出厂标准数据为: 2.5四连杆机构的确定 已知参数:主轴偏心距: 连杆: 动颚行程 计算可得: 图2-2四连杆机构简图 经过验算,上述四连杆机构各杆件长度符合使用需求。 2.6最大破坏力的计算 机构设计和各零部件的强度均与破碎力相关。在实际生产中,破碎力不均匀分布在各个零部件上,故不能使用公式计算得出,一定要通过实验数据来进行合理推导,得出破碎力变化的准确规律。查阅资料可知,动颚承受粉碎力最大,其计算过程: (2-6) 式中:——衬板的压强,一般取 L——型腔的长度 H——型腔的高度 经查阅最大破碎力作用于破碎腔0.35-0.65高度处,并垂直于动颚。 此时Pmax=270N/cm3×90cm×65cm=1579.5kN 机器工作时也会受到冲击载荷的挤压,因此,计算强度时也要考虑到,将计算得到的Pmax增大1.5倍可得到冲击载荷: Pjs=1.5Pmax=2369kN 3传动装置的确定 3.1带轮的设计 破碎机的实际生产环境是非常恶劣的矿山工地,多灰尘,多石沙,潮湿,两传动轴之间相互间隔很大,传动系数的消耗较大,同时破碎过程中受到的载荷较大,载荷的变化也很明显,所以本次设计选择带传动。带传动具有以下优点:结构简单易制造、安装精度较低、传动平稳、能够吸收一部分冲击,当负载过大时,传送带会发生打滑,停止工作,保护机器的大部件。已知破碎机主轴转速为=300r/min,Y190L-6电动机的正常工作时的效率p和电动机主轴转动速度。 (1)计算工作效率 工作效率由电动机功率和传动效率决定,的过程为: (3-1) 式中: ——为确保使用安全需要把理论值乘的一个固定系数,查手册确定工作情况系数为,详见表8-7《机械设计》; ——传递的额定功率。 将数据带入公式(3-1)计算得: (2)传动比的设计 传动比(机构中两个转动部件角速度的比值)计算公式为: (3-2) 式中: n1——小带轮的转动速度n1 =970; n2——大带轮的转动速度n2=300。 带入得: (3)验算带轮的直径 1)主动轮的直径 当功率一定时,随着带轮直径减小,带传动的有效拉力会增大,同时带的根数也就应该增多,V带之间的直接受到的压力会不均匀。因此,太小的带轮的直径就不符合设计要求。 根据《机械设计》手册,表8-6和表8-8可以初步确定主动轮的直径。主动轮直径过大时不能进行有效减速,不符合设计要求。 2)验算 主动轮带速大于2 m/s,小于25 m/s 故主动轮带速合适。 3)从动轮直径 =i=3×500mm=1500mm (4)计算V带的中心距和带长度 1)计算中心距 当带传动的中心距过小时,带的张紧力就不够,易发生打滑现象,中心距过大时,,皮带容易疲劳,设一个合适的中心距非常关键。 计算: 可以得到。 2)计算带长度 (3-3) 查《机械设计》得到: 3)机器安装时中心距 (3-4) 机器工作时中心距变化范围: (6)小带轮包角 限制了小带轮的最小直径,V带的过度变形就得到了控制,也就控制了轮槽角度的过小问题,就保证了带和带轮之间具有足够的摩擦力,就不会发生打滑。即只需计算小带轮包角。 (3-5) 满足上述条件,小带轮包角的选择合理。 (7)选择传动带型号和工作时需要使用的带的根数z 1)一根V带工作时工作效率 已知主动轮直径和转动速度,查表可得:使用D型传动带(顶端宽度21.5mm,厚度为19mm)且工作效率。 由于传动比的影响,再不发生打滑的条件下,查表可以得到带传动时工作效率的增 加量为: 2)确定工作时需要使用的V带的根数 (3-6) 其中、,通过查《机械设计手册》可以得到: 带入公式(3-6)得: 为了传动更加稳定可以得到Z=5根。 (8)单根V带预紧力的计算和确定 查表可以得到 (9)计算和确定压轴力 (10)带轮结构的确定 带轮宽的计算和确定: 根据轮辐结构把带轮分为三类:实心式带轮、辐板式带轮和轮辐式带轮。由于主动轮和从动轮直径都比300mm大,故两者都适合采用轮辐式结构。主动轮的孔径与选择的电动机轴的直径是相同的,故其值为80mm,从动轮孔径取值为90mm。 下图为从动轮示意图: 图3-1从动轮结构示意图 3.2 偏心轴的设计计算 偏心轴是外圆与内圆轴线平行但是不重合的轴体,工作时做凸轮运动,传递动颚摆动所需要的扭矩。所以设计时需要保证足够的强度和刚度,还要综合考虑经济因素、技术因素,要保证实用性等。 (1)偏心轴的材料 由于工作时要传递较大的载荷,选用45号调质钢。 (2)轴传递的功率 V带是带传动中使用最广,传动效果最好的传动方式,摩擦力较大,可以传递较大的功率,一般为0.95。 计算轴需要传递的功率: P=ηPca=0.95×22.5=21.4kW (3)从动轮带动偏心轴1:1转动,所以偏心轴的转速为300r/min (4)计算偏心轴的最小直径 (3-7) 式中 A0——取A0=112 P——被偏心轴传递的工作效率 N——从动轮的转速 计算公式(3-7)得: 本次设计采用单键槽的配合方式,,所以要将扩大6%保证偏心轴的强度。即: 偏心轴上直径最小处要与从动轮相配合,从动轮的内径为90mm49.2mm,故轴直径符合。 (5)确定偏心轴的各段尺寸 图3-2 轴的结构图 由上图可知轴承安装在L4,L6上,根据轴承与轴直接配合可以得到L4段和L6段的尺寸。从左到右依次把偏心轴分成七段: 表3-1 偏心轴各段尺寸 D1 90mm L1 278mm D2 100mm L2 55mm D3 95mm L3 2mm D4 110mm L4 75mm D5 120mm L5 60mm D6 130mm L6 80mm D7 150mm L7 240mm 由图(3-2)可知,偏心轴为对称结构,L1-6左右各一个,L7在中间只需计算一次。 总长度L计算: L=1340mm (6)偏心轴的强度校核 在破碎机工作的过程中,破碎力施加在偏心轴上的作用很大,因此要对偏心轴的弯曲强度和扭曲强度进行检验,偏心轴的各段受力情况如图4-3,轴所受到的弯矩图和扭矩图如图4-4。 图3-3 轴受力示意图 图3-4轴的弯矩图和扭矩图 从图(4-3)和图(4-4)中可以看出,承受载荷最大的截面是动颚轴承中心所在的截面,计算出此截面处的弯矩M和扭矩T。 总弯矩 M﹒mm 扭矩 T=4355963N﹒mm 轴应力计算: (3-8) 查阅《机械设计》,取=0.6,可以得知,代入数据得: 经过调制处理的45号钢,查阅《机械设计》表得。 [σ-1],故安全。 3.3 飞轮的设计 颚式破碎机是间歇性工作的,动颚在做复摆运动的过程中会使电动机的负载不均匀,使机器转动的速度发生波动。这些在生产的全部过程中是需要避免的。偏心轴的两端装上了飞轮(旋转过程中用于储存旋转动能的机械装置),可以抵消负载不均匀带来的转速改变。 从动轮实际已经可以作为飞轮,故只需设计从动轮对称面的飞轮。 假定破碎机在低负荷(不做破碎运动)期间内需要使用的功率为,在高负荷(物料破碎)期间内需要使用的功率为。电动机额定功率为,要满足。 在低负荷期间,多余的功率会转化为机械能,使飞轮和从动轮的角速度从增加到;在高负荷期间,飞轮和从动轮的机械能又会转化为动能,维持一定的转速,保证了破碎工作的顺利进行。因此可得: 或 (3-9) 式中 : ——飞轮转动惯量(); —— ; ——。 飞轮和从动轮转化的机械能为: 因为摩擦机械能损失为: 代入得到飞轮和从动轮需要转化的机械能为: 查《机械手册》可知机械效率,由于复摆式破碎机的效率较高,取机械效率值为0.85。 。 取速度不均匀系数为0.02。能够准确的通过从动轮转速n求得,。已知。可以求得: 飞轮与从动轮的直径相同,故飞轮的直径D=1500mm,飞轮的孔径d=140mm,可得飞轮的质量m为: 飞轮宽度为: 飞轮采用碳纤维材料制成,安装时采用磁性轴承,并且需要调节飞轮转动惯量时,无需更换,能够最终靠加配重的方式来完成。 3.4 选择与校核轴承 (1)轴承的选择 根据破碎机的工作情况和工作环境可以得知,轴承要在工作条件比较恶劣的情况下工作, 同时还需要承受较的载荷较大。由上文知偏心轴L4处为倾斜面,确定选用调心滚子轴承。通过查阅《机械设计手册》初步选定内装轴承的型号为:24126CC/W33。 表3-2 24126CC/W33轴承参数 外径 D=210mm 宽度 B=80mm 内径 d=130mm 额定载荷 1850KN 最高转速 700r/min 对于外装轴承(outboard bearing)而言,靠近从动轮的一侧要承受传送带工作时施加的径向力,选择型号为23122CC /W33的轴承。 表3-3 23122CC /W33轴承参数 内径 d=110mm 宽度 B=56mm 外径 D=180mm 额定载荷 1210KN 极限转速 900r/min (2)计算轴承的当量动载荷 当量动载荷的计算: (3-10) 式中: —查表得=2.0; —轴承承受的垂直于轴承中心线的载荷: ; —在本设计中,轴承轴向力很小可忽略; —用于修正轴承承受的垂直于轴承中心线的载荷的系数,查表得=1; — 用于轴承的轴线方向载荷的修正系数,查表得Y=0.3。 当轴承只受轴承承受的垂直于轴承中心线的载荷时的当量动载荷: (3)轴承寿命计算 轴承设计最重要的指标就是常规使用的寿命,要保证在寿命期间不出现止动失效和精度丧失现象,所以要满足使用时间,避免因为轴承出现使用问题影响机器工作。 计算公式为: (3-11) 查表得;滚子轴承中,则: , 在不发生过载使用时,设计轴承满足需求常规使用的寿命。 3.5 轴承支撑点的设计 在本设计中,轴承支撑点(轴承座)采用了整体设计。轴承支撑点的结构设计为空心阶梯轴型,在其内能安装轴承,用端盖来定位和约束轴承,因需要支撑的是一对的调心滚子轴承,故对支撑点烦人同心度要求比较高。 轴承支撑的结构图: 图3-5轴承支撑结构 3.6 配重的选择 飞轮是一个用来储存机械能的装置,由于设计中飞轮和从动轮是一个对称结构,需要使飞轮和从动轮质量相等、大小相同。前文提到飞轮直径和从动轮相等,只需调节重量,由于制造材料不同,质量上肯定存在一定的差异,所以在飞轮上添加配重物来实现重量的平衡。 飞轮上添加的配重大小及位置,通过查阅《机械原理》动平衡部分来确定。 飞轮上的配重调整计算: (3-12) 由(3-12)可知,配重并不是随便添加使得质量相等,还要考虑到回转半径等因素。 式中: ——飞轮和从动轮上加的配重; ——飞轮和从动轮质心的回转半径; ——飞轮和从动轮回转面内相差的重量; r、r——飞轮和从动轮的回转半径。 由上式就能确定所加配重的质量。从动轮和飞轮是轮辐式结构,轮缘的侧面就是加配重的位置。 3.7 外观尺寸的设计 上文中的设计计算基本确定了破碎机整体的形状和尺寸: 图3-6 外形形状尺寸 其中: A-机架的前后长度 2540mm B-整机高度 2250mm C-机架厚度 350mm D-机架宽度 1490mm 4 大型零部件的设计 4.1动颚的形状确定及制造方式 动颚不单单起到支承动颚齿板的作用,还是主要的破碎部件,动颚摆动通过与定颚的摩擦、挤压、剪切破碎原料,所以承受了较大的力。制造时,由于动颚结构很复杂,采用焊接制造对工艺要求过高,目前国内一般都会采用铸造来制造动颚。 动颚按结构可以分成箱型和非箱型两种。按横截面的形状来划分,又可大致分为“E”形与反“E”形。 动颚的设计在本设计过程中是至关重要的,根据上文计算数据,同时为了减轻动颚的质量,本设计选择截面为“E”形的非箱型加筋结构,这样既能减轻重量,又能够保证一定的零件强度。 4.2 齿板的形状确定及制造方式 齿板(即衬板)是直接参与物料破碎的主要零件,通过上下齿板间的挤压、摩擦、剪切等作用力将原料破碎成成品。工作过程中齿板需要出示足够的挤压力,所以磨损也非常厉害。选择高锰钢、超高锰钢、超强高锰钢等作为为齿板材料,这些材料具备设计需求的硬度和韧性。 齿形设计:颚式破碎机设计齿板形状分为三角形和梯形,安装时使动颚齿板和定颚齿板的波峰对应

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