機械設計制造及自動化專業--顎式破碎機設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 的轉速對于排料時間有不同的意見一種認為排料時間 t 應考慮破碎機構的急回 特性即排料時間與機構的行程速比系數有關這一觀點未注意到動腭下端點排料起始點與終止點并不一定與機構的兩極限位置相對應另一種認為排料時間 t應按 t 15n計算即排料時間對應于主軸的四分之一轉這種假定與實際情況相差甚大根據筆者對破碎過程的實測分析得到排料過程對應的曲柄轉角不小于 180o 的結論認為排料時間按主軸半轉計算比較符合實際情況 棱柱體自由降落時間 t 為 t 30n 排料層完全排出下落的高度 h 為 h SXtanα gt2 g 重力加速度 48 將 gt 帶入式 48 中得主軸轉速為 n 665 1100q q 系數考慮在功耗允許的情況下轉速的增減系數取 q 095105 高硬度礦石取小值 主軸轉速與排料層嚙角α L 和動鄂下端點水平行程 SX 有關 帶入參數得 n 280rmin 52 生產率 生產率是指在一定的給料粒度和排料粒度條件下單位時間破碎機所處理的物料量簡擺顎式破碎機的生產率 V 與所破碎物料的性質力學性能與操作情況等因素有關理論公式為 V 30LnSx 2bSx tanα 60th 式中 L 排料口長度 m 與已知生產能力≥ 40th 的要求吻合 53 鉗角的設計 計算 動顎與定顎間的夾角稱為鉗角鉗角由物料性質塊粒大小形狀等因素決定如果鉗角太大進料口物料就不能被顎板夾住而被推出機外從而降低生產率如果鉗角太小則雖能增大生產率但破碎比減小 圖 41 表示從力學角度推算鉗角的計算圖式當物料能被夾持在破碎腔內不被推出機外時這些力應相互平衡即在 xy 方向的分力之和應該分別等于零 于是求得 tg 因 f tg 故 tg tg 式中 鉗角 物料與顎板間摩擦角 f物料與顎間摩擦角系數 為了保證破碎 機工作時物料塊不致被推出機外必須令 即鉗角應小于物料與顎板間摩擦角的 05 在動鄂壓緊物料時保證動鄂板有效的咬住物料而不向上滑動和考慮提高生產率的關系實際上顎式破碎機的嚙角α為 17o≤α≤ 26o 設鋼和礦石的摩擦系數為 03 則最大鉗角的理論值為′但實際采用的鉗角比理論值小的多這是由于大塊料被楔住兩塊小料之間時仍有被擠出的危險所以選為 54 動鄂的水平行程 動鄂在排料口處的水平行程為 Sx≤ 0304bmin 式中 bmin 最小排料口尺寸 對與簡擺顎式破碎機動鄂下部水平行程 Sx 8026bmin [Sm] 01415B085 進料口寬度 a 與 bmin 之間的關系 a 910bmin a 為 500mm 取 bmin 50mm 得 Sm 301mm [Sm] 426mm55 偏心距及動鄂擺幅計算 圖 42 表示推力板的位置示意圖設推力板板長度 l 300mm 其向下偏斜量 70 和 是推力板在兩個極限位置時的水平投影而 為動顎下端擺程的因右邊一推力板未畫出由圖可知 圖 42 偏心距與動顎擺程的關系 0 上式表示了偏心距 e 與擺幅之間的關系一般取第二項為正值擺 幅按照破碎物料要求破碎比而定本計算中總擺幅為 26mm 13mm 故 動偏心與動顎擺幅之間的關系對顎式破碎機的設計十分重要因為這個關系涉及到破碎構件的行程大小 56 破碎力以立方體典型物料形狀為依據并考慮大尺寸進料塊粒是逐漸階段破碎成成品而卸出破碎力大小取決于顎板凸齒作用點施加的物料應力和物料抗拉強度 1 第一階段破碎圖 3 表示作用在立方上的力 圖 3 作用在立方體上的力 立方體由于齒棱作用受力面產生拉應力支撐面產生壓應力這些力在斷裂面上引起的應力 見機械設備設計 故得 式中 F1第一階段使物料碎裂的破碎力 N 物料的抗劈強度約等于抗拉強度 W立方體物料連長 cm Z齒棱間距 cm 2 第二階段破碎物料經過第一階段破碎以后成為兩個半立方體在動顎擺開時落入破碎時并改變方向進行再破碎第二階段的破碎力是 3 第三階段破碎物料進行第二階段破碎以后成為 4 塊體進行再破碎第三階段的破碎 所破物料的抗劈強度是 而顎板齒棱距 則第一階段破碎力 此力產生側向分力設棱角為 900 時則側向力為 即 790KN 邊長 600mm 立方體至少和動顎的一個齒棱相接觸因而此時破碎力為 1110KN在特殊情況下也可能同時與 3個齒棱接觸此時破碎力為 3330KN取平均值 2220KN 經過多次沖擊以后新的立方體才能最后形成原始進料的破碎力和第二階段中最后兩個沖擊的破碎力可能同時出現因而總破碎力 F0 22204360 3660KN 這兩個破碎力的作用點取決于物料粒度與相應出料口寬度總破碎力也可能有其他的組合方式而使破碎力減小 從而總破碎力的波動是 F0≈ 25503600KN 最大破碎力滿載破碎時破碎力的最大峰值稱為最大破碎力其 計算公式見顎式破碎機教材 37 頁 F k 式中 最大破碎力 N 抗壓強度 有效破碎系數當α 200 時取 038042 破碎腔尺寸 BbL 的單位是 cm 由已知得 B 90cm b 15cm L 120cm α 200 k 04 取 8000 得 56 功率的計算破碎機第 29 頁有公式 P FkeSxpncosαke6106η 式中 P 計算功率放大器 KW F 最大破碎力 KN 動顎諸點水平行程平均值 mm 破碎腔平均齒角 機械總效率由表可知η 081085 ke 等效破碎系數中小型機有 ke 027037 已知有 269033KN 取 ke 027 n 279 α 200 所以得 P 269033321021279cos200 100060081 683KN 為了保證破碎機的工作可靠并考慮尖峰負荷還必須乘以安全系 數所選電動機功率應小于等于 75KN 所以選功率為 70KN57 主要零件受力計算 1 推力板 式中 推力板受力 KN P 所選電動機功率 KN n 偏心軸轉速 h 動顎行程平均值 m 如圖 44 所示得 圖 44 破碎機計算圖式 2 連桿 則連桿力的平均值 KN 是標準機械設備手冊 3 動顎 選定偏心軸偏心距 e 后動顎和定顎的顎板長度可按下列經驗式選取 最小長度 正常長度 兩種長度可以不等但為制造方便考慮再根據破碎腔高和連桿的長度與嚙角計算取 L 2170mm 圖 45 表示動顎受力情況動顎上的實際載荷可以考慮為按拋物線分布 圖 45 簡擺顎式破碎機受力情況 一般情況下其全力 作用點是在動顎全長的處6 重要零件的設計和校核帶輪的設計 確定計算功率 由表 86 機械設計第七版濮良貴紀名剛主編查得工作情況系數故 選取窄 V 帶帶型 根據由圖 89 確定選用 SPC 型 確定帶輪基準直徑 由表 83 和表 87 取主動輪基準直徑 從動輪基準直徑 根據表 87 取 按要求驗算帶的速度 帶的速度合適 確定窄 V 的基準長度和傳動中心矩 根據式 有 初步取 計算所需帶的基準長度 由《機械設計手冊單行本帶的傳動成大先主編》查得選帶的基準長度 按式計算實際中心矩 a 驗算主動輪上的包角 可得 主動輪上的包角合適 計算窄 V 帶的根數 z 由機械設計手冊單行本成大先主編 查表得 則有 取 z 6 計算預緊力 有 查表 84 得故 計算作用在軸上的壓軸力 帶輪的結構設計 選用原則見機械設計濮良貴紀名剛主編 84 節材料采用 HT200 所以采用腹板式 采用 輪輻式具體結構尺寸見零件圖 曲軸的設計計算 曲軸主要尺寸的確定 在設計曲軸時先根據經驗公式決定曲軸的有關尺寸然后根據理論公式進行精確核驗 圖 61 經驗公式見 44 節李永堂等主編 支承軸直徑 mm 其中 標稱壓力 所以有 d0≈ 96107mm 取 曲柄徑直徑 dA 1114 do 取 支承徑長度 根據破碎腔的長度和經驗公式取 曲柄兩臂外側面間的長度 曲柄頸長度 取 圓角半徑 取 曲柄臂的寬度 取 曲軸的強度校核 對載荷做以下簡化 1 齒輪對曲軸的作用力比連桿對它的作用 力小的多可忽略不計 2 連桿對曲軸的作用力近似看成等于標稱壓力 并以其的 作用于連桿軸瓦兩側見圖 62 圖 52 圖 62 在曲軸頸上除受彎矩作用外尚受到扭矩的作用應按彎扭合成作用計算但由于彎矩比扭矩大的多故忽略扭矩的應力 這樣危險截面 CC 的最大應力為 44 節李永堂等主編 其中 標稱壓力 曲柄頸長度 曲柄兩臂外側面間的距離 曲柄徑直徑 圓角半徑 所 以得 在 BB 截面上也受到彎扭聯合作用但此扭矩比彎矩大的多故忽略彎矩的影響 由公式得最大剪應力為 式中 支承頸直徑 公稱當量力臂 又有公式 注 R曲柄半徑 曲柄轉角 連桿系數 摩擦系數 取 見教材 求得 所以 所以綜合分析強度符合要求 曲軸剛度的計算 計算公式見 44 節李永堂等主編 簡化式為 式中 E彈性模量鋼曲軸 b曲柄臂厚度 h曲柄臂厚度 a曲柄臂寬度 c曲柄臂形心至曲柄頸心形心的距離 曲柄臂曲柄臂的慣性矩 abch 的尺寸圖見圖 63 圖 63 其余尺寸同上 所以算得 63 滑動軸承的設計計算 軸承的選擇 材料選用為了 ZcuPb30 結構參見《機械設計手冊單行本軸承成大先主編》選為 HZ90 軸承的 驗算 驗算軸承的平均壓力 p 單位為 Mpa 機械設計第七版濮良貴紀名剛主編 式中 B軸承寬度 mm 根據寬徑比確定 [p]軸瓦材料的許用壓力 Mpa 其值見表 122 算得 符合要求 驗算軸承的單位為 值 軸承的發熱量與其單位面積上的摩擦功耗成正比是摩擦系數限制值是限制軸承的溫升 式中 軸頸圓周速度即滑動速度 軸承材料的許用值其值見表 122 其它值同前 有 符合要求 驗算滑動速度 單位為 所以得 符合要求 滑動軸承的潤滑由公式得《機械設計手冊》成大先主編 38 節 式中 p軸 頸上的平均壓強 Mpa v軸頸的圓周速度 所以采用潤滑油潤滑 新型簡擺顎式破碎機部分結構的設計改進 71 動顎體和動顎軸承的聯接結構的改進設計 通常動顎體和動顎軸承外圈設計為圓柱形孔配合動顎軸承內孔和偏心軸采用過盈配合固定動顎承裝配時需要采用壓人裝配法或熱裝法這種設計結構在野外使用非常不方便將這種結構改為退卻錐套連接形式在動顎體和動顎軸承之間設計一個退卻外錐套裝卸軸承時松緊退卻外錐套上的螺釘就可擰緊和拆除外錐套動顎軸承也很方便輕松固定在動顎體上適當位置 72 偏心軸與皮帶輪配合處結構的設計改進 顎式破碎機通過電