双腔鄂式破碎机设计Word文件下载.docx
《双腔鄂式破碎机设计Word文件下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《双腔鄂式破碎机设计Word文件下载.docx（23页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
颚式破碎机在设计时应考虑其生产能力，功耗，机重及颚板寿命等综合指标。
由于破碎机的工作繁重，工作条件苛刻，且受力情况复杂，为了保证破碎机在工作中运转正常，则在设计的过程中应使其满足以下要求：
安全，卫生环保，节能。
1.设计的总体要求
本设计2PE250X500是传统复摆颚式破碎机的基础上采用了新的结构设计,将单腔改为对称式的双腔,工作时一腔进行破碎,另一腔进行排矿工作。
这样，在一个工作周期内，该破碎机总共进行了两次破碎和排矿工作，在单位时间内产量是普通单腔颚式破碎机的两倍。
生产效得到极大的提高，同时有效地降低了单位产量的功率消耗，两个破碎腔可以并联和串联使用。
.该破碎机由电动机带动皮带轮,飞轮,偏心轴,动额等部件,使动额运动.。
在定颚与动颚的相对运动中，以小偏心，高摆动频率将物料多次破碎。
双腔颚式破碎机有2个破碎腔，是在普通颚式破碎机活动颚板的另一端增加一个破碎腔。
在这种结构下，破碎机可在双工作行程状态下运行。
当曲柄在角度a范围回转时，破碎腔I进行物料破碎，而破碎腔II进行排料；
当曲柄转支360~a范围时，破碎腔II进行破碎，破碎腔I进行排料，如此往复循环。
这种形式的破碎机不存在空行程的能量消耗，同时，破碎机的处理能力将提高1倍，因此可以说，双腔颚式破碎机真正提高了破碎效率。
2.设计方案的比较及选取
双腔可分为串联和并联两种方式,于是设计构思分为破碎腔串联,破碎腔并联.
方案一;
此种方案的两个破碎腔在偏心轴的一侧，两破碎腔串联在一起，其示意图如图1-1所示。
图1-1双腔颚式破碎机双腔串联结构示意图
由图可以看出，颚式破碎机在一个工作周期内，相当于转过了两个偏心，当动力经皮带轮带带动偏心轴旋转时，两破碎腔可以交替破碎物料，破碎机可以近似的看成是连续工作的状态。
-4-
但此种破碎机由于偏心轴太长，受力不均匀，有很大的震动，浙江矿山机械厂生产过类似的产品，由于存在以上的缺陷。
市场形式不好，从某种程度上说，这种机型将被淘汰。
方案二:
如图所示1-2
图1-2双腔颚式破碎机双腔并联结构示意图
由图可以看出，该设计采用对称双腔结构，并要发破碎和排矿同时进行，故两动颚均要安装在同根偏心轴上，为了增强刚度，将两动颚做成相互固定的结构，由于在双动颚间安装肘板很不方便，所以将两个肘板安装在定颚的后面，这样，动颚下端的支撑就失去了，为了解决这个问题，将偏心的位置下移，用于实现动颚下部的支撑。
动颚上部的支撑由摇杆和销轴来完成。
这种结构的优点：
它结构紧凑，简单。
该设计具有一个双腔结构，两块齿板固定在一个动颚上，结构紧凑，度使破碎成为一个连续过程，两个破碎腔并联使用。
其破碎产品粒度均匀，呈立方状，可在双工作行程状态下运行，不存单腔破碎机空行程的能量消耗。
综合比较上述的两种方案，可以看出第二种方案设计的颚式破碎机处理能力大，单位功率消耗低，丙块齿板固定在一个动颚上，结构紧凑，并联使用可提高产能力，机器运转安全可靠。
处理能力大幅度提高，单位功率大幅度降低，金属单耗小。
（二）部分参数的选定
因为该设计是在动颚作复杂摆动的曲柄摇杆机构颚式破碎机的基础上改进的，故其四杆机构是依照复摆颚式机的算法来确定的。
而破式破碎机的主体机构是一平面曲柄摇杆机构。
因此，此设计方案的成功与否，其关键在于四杆机构的形式，应对颚式破碎机的四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.排料口宽度b及公称破碎比I
已知破碎机的宽度为B=250mm,调整范围为（1/7~1/10）B=25~36mm[1],确定破碎腔的开边制公称排料口宽度为b=30mm.；
所以，该破碎机的公称破碎比i=B/b=250/30=8
2.啮合角a
破碎机的动颚与定颚衬板之间的夹角称为啮合角。
当破碎矿块时，必须使矿石不向上滑
动，也不从破碎腔的给矿口跳出来。
为此，啮角应该保证矿石块与颚板工作表面间产生足够的摩擦力以阻止矿石被推出去。
颚式破碎机的啮角一般在17~24度，对于复摆型颚式破碎机，啮角不应大于20~22度。
在此取a=20°
3.破碎腔高度H
在啮角一定的情况下,破碎腔的高度由所要求和破碎比而定,通常,破碎腔的高度,H=（2.25~2.5）B.（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社），B为给矿宽度。
取H=600mm.
4.动腔的摆动行程s与偏心轴的偏心距r
简单摆动破碎机上端摆动行程小而下端摆动行程大,复摆破碎机是上端大而下端小.通常复摆式s=（12~15）mm.取s=15mm.动腔下端摆动行程不得大于排料口的（0.3~0.4）即sl=（0.3~0.4）b=9~12,取sl=12mm.偏心轴的偏心距通常复杂摆动是:
s=（2~2.2）r,取r=7mm.（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社）
5.连杆长度l及推力板长度k
l=（0.85~0.9）L=425~450（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社）取l=440mm
k=（16.5~25）r=115.5~175（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社）取k=150mm
（三）电动机选择与确定
1.动腔的摆动次数（主轴的转数）根据公式
（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社）
s:
动腔下端的摆动行程（cm）
n:
主轴转速（r/min）
a:
排料层平均啮角（度）取最优值a=14°
=303（r/min）
2.电动机的功率
在颚式破碎机的破碎过程中，其功率消耗与转速，规格尺寸，排料口宽度，啮角大小及被破碎矿石的物理机械性质和粒度特性有关。
破碎机的转速愈高，机械尺寸愈大，功率消耗就越大；
破碎比愈大，功率消耗也愈大。
但是，对功率消耗影响最大的还是矿石的物理机械性质。
由于功率消耗与多因素有关，现在尚无一个完整的理论公式能精确地计算出破碎机地功率消耗。
下面的是在实验的基础上推导出来和计算公式
P=18LHrn（kw）（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社）
式中：
L:
破碎腔的长度（m）
H:
固定颚板的计算高度（m）
r:
主轴偏心距（m）
=11.45（kw）
3.电动机的转速
通常带传动比I=2~4,取I=3,电动机的转速n。
=n*I=303*3=909（r/min）
4.选取电动机
根据上述的电动机功率,转速及其工作环境.为了安全选择,电动机的功率提高1.1~1.25倍感.所以P*1.25=14.31kw选择查表12-1（机械设计课程设计）Y180L-6（三相异步电动机）.
电动机型号
额定功率/kw
满载转速/（r/min）
堵转转矩
最大转矩
Y180L-6
15
970
2.0
（四）.破碎生产率
生产率是指在一定的给料粒度和排料粒度条件下，单位时间内破碎机所处理物料量（Kg/h或m3/h）.
根据经验工式
式中μ1矿石松散比重,一般取μ1=0.65~0.75取μ=0.7
b:
排料料公称宽度（m）
动腔下端的摆动行程（m）
=10.07（m3/h）
（五）.传动带的设计计算
传动比公式I=n。
/n取I=3,n。
=I*n=3*303=909
5.确定计算功率
Pca=Ka*P
P:
皮带传动的额定功率
Ka:
工作状况系数,在此取Ka=1.4;
（机械设计基础）
Pca=Ka*P=15*1.4=21（kw）
6.选择带型
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。
对传动系数折磨损较大，所以在本设计中选用带传动方式。
其优点是：
传动带具有弹性，能对破碎机工作是产生的冲击进行一定程度的吸收，使传动平稳，保护电机；
皮带可以在皮带轮上打滑，具备一定的过载保护能力。
可造于中心距较大的传动。
结构简单，造价低廉，更换方便，并且安装精度要求不高，
适合采矿作业。
根据计算功率和电动机的小带轮转速n。
=970r/min查表（机械设计基础p201）选取C型V带
7.确定带轮的基准直径
1初选小带轮的基准直径,由图11-8,推荐值为200~315mm及表11-8（机械设计基础）
初选d1=250mm.
d2=d1*I=250*3=750（mm）依表11-8（机械设计基础）选取d2=710mm
②验算带和速度v
=12.69（m/s）在（5~25）（m/s）范围内.
故所选皮带的速度合适
8.确定中心距a和带和的基准长度Ld
1根据0.7（d1+d2）≤a。
≤«
2（d1+d2）
0.7（250+710）≤a。
2（250+710）
672≤a。
1920
初选a。
=1300mm
2计算带长L
=4148（mm）
3确定Ld
根据L。
和V带型号,由表11-2（机械设计基础）
Ld=4500mm
4确定实际中心距a
=1476mm
5验算小带轮上的包角α1
=180°
-18°
=162°
≥120°
（符合包角要求）
9.确定皮带根数Z
式中;
P。
:
单根V带额定功率
△P。
单根V带基本功率增量
包角系数
Kl:
长度系数
查表11-4P。
=7.04（机械设计基础）
查表11-5△P。
=0.83（机械设计基础）
查表11-6Ka=0.95（机械设计基础）
查表11-2Kl=1.04（机械设计基础）
=2.70取Z=3（根）
10.确定带的预紧力F。
=450.0+48.31
=498.31（N）
11.计算V带对轴的压力Q
=2*3*472.8*sin81
=2802（N）
12.带轮的结构设计
带轮宽B=（Z-1）e+2f
式中查表11-3（机械设计基础）
E=25.5±
0.5（mm）
（mm）
Z=3
B=（3-1）*25.5+2*17
=85（mm）
因带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式。
该带轮的基准直径dd>
300mm,所以带轮采用铸铁Ｖ带轮的典型结构之一：
腹板式（参考：
机械设计基础Ｐ193）
根据以上条件查表21-2（机械设计课程设计）
得V带轮：
C型
槽数Z
轮缘宽B（mm）
基准直系dd（mm）
孔径d0（mm）
毂长L（mm）
3
85
710
95
120
（六）.机构受力分析
１．破碎力的计算
破碎机的破碎力是计算机器各个零件强度和刚度的原始数据。
破碎力的大小与很多因素有关，因而确定破碎力的方法也很多，概括起来有以下几种方法：
（！
）理论计算法；
（２）功耗计算法；
（３）实验计算法。
目前，国内多采用实验分析法来确定破碎机破碎力的大小。
根据对复摆颚式破碎机的固定颚板和动颚的实际受力测定，在破碎机动颚上所产生的破碎力系与矿块纵断面积成正比。
因此，作用在动颚上的最大破碎力可以按下式计算：
Ｐmax=40.2LH
L,H:
破碎腔的长度和高度（单位cm）
当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将Ｐmax增大50%.故破碎机的计算破碎力为：
Ｐjs=1.5Pmax
Ｐjx=1.5*40.2*60*50
=180900（N）
2.机械受力分析
机械受力示意图如图１－３
图1-3机构受力分析
如图１－３对Ｂ点受力Ｔcb进行受力分析，可得
；
①
②
③
Ｔcb:
肘板对物料的作用力；
Ｔ１：
Ｔcb对动颚的垂直分力；
Ｔ２：
Ｔcb对动颚的水平分力；
对Ｄ点取受力矩平衡方程式，可得：
ＰjsLm=T1a ④
Pjs:
物料对动颚的作用力；
将③④两式综合可得：
⑤
=78716（N）
得：
⑥
=50598（N）
同理，对Ｄ点受力Ｒhd进行受力分析，可得：
⑦
Ｒhd:
动颚偏心轴的轴承反力
对Ｂ点取力距平衡方程式，可得：
Ｒ１a=Pjs（a-Lm）⑧
R1:
Rhd对动颚的垂直分力
若沿动颚ＤＢ方向取受力平衡方程式，可得：
Ｒ２＝Ｔ２；
⑨
Ｒ２：
Ｒhd对动颚的水平分力
由⑥⑨两式可得：
⑩
=T2
=50598（N）；
由⑧式可得：
⑾
=120600（N）；
将⑩⑾代入⑦式可得：
=130784（N）
（七）.偏心轴的设计计算
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．偏心轴的结构设计
轴的输入参数的计算
V带的传动效率为0.92~0.97现取η=0。
轴的输入功率为：
P=ηPca
轴的输入转矩为：
（1）初步确定轴的最小直径
（参考：
机械设计基础）
A：
与轴材料有关的系数其值可查表15-2取A=110
P：
传递的功率
n：
轴的转速
=44.4（mm）
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dmin增大5%左右；
若为双键，应将上述计算值dmin增大10%左右。
该设计轴为单键所以将上述计算的dmin增大5%，得44.4х1.05=46.6mm
初定偏心轴的形状如下：
图1-4
（2）确定轴的各段直径及长度
外伸端直径d1=d0=95mm（该轴段与V带轮直接相配合，这里已经选取d0=95mm）
所以基外伸端l1=L+（1~3mm）=120+（1~3）mm;
取L1=123mm
由图可知其轴承安装在L3,L5上，在L3段和L5段，轴承与其直接配合，所以知L3=B=58mmd5=d=160mm;
由图1-4可知，L4段与L7段采用轴肩定位，一般轴肩高h确定经验公式为：
h≥0.07d
代入数据可得:
h1≥9.1,取h1=10
h2≥11.2mm,取h2=12mm,所以d6=d5+2h2=160+2*12=184mm;
考虑偏心距e=9mm取d4=142mm
动颚轴承采用联合式迷宫环密封，并用套筒轴向定位。
初步取密封装置长为44mm，则L5=B+44=86+44=130mm;
因为破碎腔长L=500mm,
所以2*l5+L6≤L即L6≤240mm
L6两端各留5mm缝隙位置，考虑拆装方便，且在其与动颚轴承密封装置之间加一套筒，兼起轴向定位作用。
套筒长为30mm.则取l6=160mm
取密封装置同前一样长为44mm,套筒长为30mm,可得：
L4=44+30=74mm;
L2为螺纹段，安装大小圆螺母，止退垫片，联合式迷宫环和机架端盖，迷宫环起轴承定位作用，取其总长为74mm，所以L2=74mm取d2=110mm.
综上所述，偏心轴的总长为：
Lall=2（L1+L2+L3+L4+L5）+L6
=2（123+74+46+74+130）+160
=1054（mm）
轴的各段数值如下图所示:
（3）偏心轴的强度计算
A.作出轴的计算简图
在破碎工作时，破碎力通过动颚轴承传到偏心轴上，由于该破碎力很大，轴上其实零件传递的栽荷相对来说就显提微不足道了，所以计算时即可把这些载荷忽略不计，而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1-3所示。
1-5偏心轴的载荷分析图
经分析可知，该轴在工作的过程中主要承受弯矩，所以下面按弯曲强度条件进行校核。
F1=F2=R1=R2=P/2=120600/2=60300N
B．作出轴所受的弯距和扭矩图
由上图可知偏心轴在垂直水平的方向不受力，故不产生弯矩，因而偏心轴只产生水平方向上的弯矩Mh.故偏心轴所受总弯距Mh=M.偏心轴上所受的扭矩为电动机传递扭矩，皮带轮和飞轮产生的扭矩及由于偏心轴的偏心距，破碎力产生的扭矩。
这几种扭矩互相平衡。
根据其扭矩产生的位置作出偏心轴所受的弯矩，扭矩图如下图1-6所示。
1-6扭
升级会员 