毕业论文_——颚式破碎机的结构和电气部分设计详细资料

§3.2 皮带及带轮的设计 1.计算功率 用窄V带传动，电动机型号为：Y225M－6型；功率P=30KW，此部分数据转速n=980r/min；传动比i=3.2；每天工作12h。查《机械设计》由表8－6查得：AK=1.6；

caP=AKP=1.6×30=48KW。 2.选用窄V带带型 根据caP、n由《机械设计》图8－9确定选用SPB型。 3.确定带轮基准直径 由《机械设计》表8－3和表8－7取主动轮基准直径mmdd2651。所以，从动轮直径：mmdiddd8482652.312验

算带轮速度：smndvd/3559.111000609802651000601。 所以，带的速度合适。 4.确定窄V带的基准长度和传动中心距 据 2102127.0ddddddadd 84826528482657.00a

22267790a

初步确定中心距mma15000 计算所需的基准长度：



mmaddddLddddD480415004265848848265215002 42220212210





由《机械设计》表8－2选择带的基准长度mmLd4850 5.验算主动轮上的包角1

1202.1575.57180121adddd

因此主动轮上的包

角合适。 6.计算窄V带的根数Z lacaKKPPPZ00



由n=970r/min，mmdd2241，i=3.2，查《机械设计》表8－5c和8－5d得：83.80P，16.00P；查《机械设计》表8－8得：93.0aK；查《机械设计》表8－2得：06.1lK。

42.506.193.016.083.848Z 取Z=6根。 7.计算预紧力0F

2015.2500qvKvzPFaca

由《机械设计》表8－4得

q=0.12kg/m 故：NF19.108759.1312.0193.05.2659.134850020 8.计算作用在轴上的压轴力 NZFFp892.127882152sin1087622sin210

9.带轮的结构设计 基准宽度db：11.0mm；准线上槽深minah：2.75mm；

准线下槽深minfh：8.7mm；间距e：3.015；一槽对称面至端面的距离f：2110mm ；小轮缘厚min：6mm；轮宽B： B=（Z-1）e+2f=5×19+2×14。5=124mm；径ad：

mmhddmmhddadaada8555.3284822725.3226522211；槽角： 38。 图3－2 带轮的结构设计 §3.3 初定偏心轴的直径及跨距 材料：偏心轴的材料选用45号钢。参数：许用扭应力MPaA4525，A=126－103。步计算直径（与大带轮配

合处）：轴功率：21机PP 式中，1 —— 电动机的功率，KW；2 —— 皮带传递的功率，KW。 KWP976.2596.0902.030 轴转速n=300r/min

mmnPAd24.59300976.2512633 因为轴上有键槽，轴径应增加3～7%。 mmd38.6307.124.59 因破碎机工作时的冲击载荷很大，又有强烈的振动，故取直径d=100mm此偏心轴选用一般阶梯长轴。 按轴在机架上的安装情况和结构要求，机架轴颈处取2d130mm mmd1302为了使零件能够很好的轴向固定，在机架上的轴承与皮带之间加装圆螺母。其作用是：与轴肩、轴环配合使用，作轴上零件的双向固定，适用于3

两零件端面距离不太大，使用套筒不方便时。选用螺母 M100×2 GB812－76材料：45号钢，全部淬火 HRC35－45或采用调质HRC24－30也可不热处理，但需要表面氧化。根据阶梯轴结构的设计原则，与动颚固定的轴承处轴颈取 3d150mm。动颚宽度为400mm，两端分别留有1mm的余隙，考虑到轴上需要安装的密封零件及轴承透盖，初定轴的跨距如图3-3所示。

236561781307541675

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图3－3 初定轴的直径和跨度 第4章 主要零部件的形状与结构

§4.1 破碎腔的形状 破碎腔的形状是决定生产率、动力消耗和衬板磨损等破碎机性能的重要因素。破碎腔的形状有直线型和曲线型两种。如图4-1所示，图中实线表示颚板闭合时的位置，虚线表示颚板后退最远位置。

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堵塞点堵塞点行程4

（a）直线型破碎腔 （b）曲线型破碎腔 图4－1 破碎腔形状示意图

图中的许多水平线，表示物料在陆续向下运动时所占据的区域。处在水平面1上的物料，当动颚摆动到虚线位置时，便下落到水平面2上。两水平面1和2间的的垂直距离，就是破碎机在空转行程使料块下落的距离。在颚板下一次的工作形成中，水平面2处的物料则被压碎。到空转行程时，料块便落到水平面3上，依次类推，料块逐渐被破碎而粒度逐渐减小，最后通过排矿口排出去。 由图4－1（a）可以看到，在直线型破碎腔中，个连续的水平面间形成的梯度断面的体积向下依次递减。物料的空隙也逐渐减小，而动颚的摆动行程和压碎力却逐渐增大，物料到排矿口附近的排料速度就减慢。于是在排矿口附近几容易发生堵塞现象，这是造成机器过载和衬板下端磨损的主要原因。 图4－1（b）表示曲线型破碎腔，它是将固定颚板改成曲线型，曲线是按破碎腔的啮角从上向下逐渐减小的原则而设计的。在曲线型破碎腔中，各连续的水平面间形成的梯度断面的体积，从破碎腔的中部往下是逐渐增加的，因而物料间的空隙增大，有利于排料。由于堵塞点上移，故在排矿口附近不易发生堵塞现象。

§4.2 动颚及齿板结构分析 图4－2动颚结构剖视图 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。 动颚一般采用铸造结构，也可采用焊接结构，但由于其结构复杂，因此对焊接工艺的要求较高。现尚未有使用的。 按结构特点，可把动颚分成箱型结构和非箱型加筋结构两种。 1）箱型结构动颚 为了铸造工艺的需要及减轻动颚的重量，可在箱型梁壁及加筋隔板上开孔。若干个齿板通过长螺栓和斜铁块固定在动颚上。由于下部齿板通过磨损较快，因此，齿板做成分体式，以便使具有对称形状的上、下齿板对换后能继续使用。 如图4－2所示，安装齿板的动颚前部为平板结构，其后部有若干条加筋板已增加动颚的强度与刚度。其横截面呈E型，故称E型结构。这种动颚的缺点是当破碎力作用于动颚使其弯曲时，由于动颚剖面德中形层卡靠近动 颚前部安装齿板的一方，时的动颚后不得加筋板表面承受较大的拉应力，容易使加筋板开裂。 2）非箱型加筋结构 对于型号较小的复摆颚式破碎机，其动颚一般做成非箱型加筋结构，以便有效的减轻动颚的重量。此次设计及选用此种型号的动颚。动颚上齿板又是通过螺栓、斜铁与动颚相连。按其横截面形状有“E”型与反“E”型两种。 另一种动颚的横截面呈反“E”型。即动颚后部为平板结构，前部为加筋板。齿板安装在动颚加筋板的加工面上。该动颚剖面的中性层靠近动颚后部平板一边，因此当动颚手弯曲作用时，其后部平板表面的拉应力值将大大减少。与 “E”型结构相比，相等的动颚材料得到更充分的利用。 当动颚采用零悬挂或负悬挂时，由于动颚齿板的上端部已位于动颚轴承外，且不得不采用在动颚的顶部用粗大的长螺栓、斜铁将齿板与动颚相接起来，因此给结构设计带来较大困难。因为动颚较大的垂直行程产生的齿板与物料间的磨擦，使得齿板在动颚支承平面上产生滑动趋势，因此将会对固定螺栓产生较大的拉力。 3）齿板的结构 齿板（也叫衬板），是破碎机种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形以及破碎力等都有影响，特别对后三项影响较显著。 齿板承受很大的冲击挤压力，因此磨损得非常厉害。为了延长它的使用寿命，可从两方面考虑：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几何尺寸。 此次设计的破碎机的齿板采用ZGMn135。其特点是：在冲击负荷作用下，具有表面硬化性，形成即硬又耐磨的表面，同时仍能保持其内层金属原有的韧性，故它是破碎机上用的最普通的一种耐磨材料。 齿板横截面结构性装有平滑表面和齿形表面两种。后者又分三角形和梯形表面。 对平滑表面的衬板试验证明，在相同条件下与齿形衬板比较，生产率提高40%左右，寿命提高50%左右，但破碎力约增加15%，又不能控制破碎产品粒度，而且增加功率消耗。因此，对破碎层状物料，要求产品粒度较高的条件下，不宜采用平滑衬板，对于破碎腐蚀性很强的极坚硬物料，为延长衬板寿命，也可采用平滑衬板。此次涉及主要是为了控制产品粒度，因而采用齿形衬板。 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。如图4－3所示。此次设计采用三角形。

（a）三角形 (b)梯形 图4－3 衬板齿形