機械671復擺顎式破碎機設計-資料下載頁

【導讀】反擊式破碎機和輥式破碎機。復擺式顎式破碎機與簡擺式相比較，其優點是：質量較輕，像簡擺式產品中那樣的片狀成分，產品質量較好。3-13m3/h；偏心軸轉速：300r/min；排料口調整范圍：20-60mm；電動機功率：11-15KW。此外，對破碎的意義、破碎工藝和破碎比的計算，顎式破碎機的主要部件的。安裝、操作及維修作了簡單介紹。

　　

【正文】 91260k js aP P k Nb= = ? 2 c os 2 20 82 .9 c os 50 26 77 .7zkP P k Nb== 創 =o kN= kN= KN= 19 設計項目 計算與說明 結果 第 4 章 傳動裝置的設計 帶輪的設計 第 4 章 傳動裝置的設計 帶輪的設計 顎式破碎機在工作時，所受載荷變化很大 ，有沖擊載荷和脈動循環；并且使其皮帶輪的飛輪的傳動較大。兩傳動軸間距離要求甚遠。其工作環境惡劣。對傳動系數折磨損較大，所以在本設計中選用帶傳動方式。其優點是：傳動帶具有彈性，能對破碎機工作是產生的沖擊進行一定程度的吸收，使傳動平穩，保護電機；皮帶可以在皮帶輪上打滑，具備一定的過載保護能力?？稍煊谥行木噍^大的傳動。帶傳動的結構簡單、制造、安裝精度要求不高，使用維護方便，因此在本次設計中我依然采用的是帶傳動。 已知電動機為 Y180L6，額定功率 P=15Kw，轉速1n =970r/min，破碎機的轉速為 = 2n 300r/min。 確定計算 功 率 caP 計算功率 caP 是根據傳遞功率 P和帶的工作條件而確定的， ca AP K P= 式中： KW= D型帶 20 設計項目 計算與說明 結果 caP —— 計算功率， kw； AK —— 工作情況系數，見表 87《機械設計》； P —— 所傳遞的額定功率，如電動機的額定功率或名義的負載功率， KW。 查表得工礦系數 ? 15 a AP k P K W K W? ? ? ? 選定普通 V帶帶型 根據 = 和 1n 970r / min= ， 確定帶型為： D 型。 計算傳動比 12ni n? 式中： n1—— 小帶輪轉速； n2—— 大帶輪轉速。 12970 n? ? ? 確定帶 輪的基準直徑 d 并有驗算帶 速 v 1）初選小帶輪基準直徑 1d 在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致 V帶根數的增加。這樣不僅增大了帶輪的寬度，而且也增大了載荷在 V帶之間分配的不均勻性。另外，帶輪直徑的減小，增加了帶的彎曲應力。為了避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。一般情況下，應保證min()dd179。 。 根據 V 帶的帶型，參考《機械設計》表 86和表 88確定小帶輪的基準直徑 1d 。 初選小帶輪基準直徑 1 500dd mm= 2）驗算帶 速 v 11 5 0 0 9 7 0 / 2 4 . 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s m s? ? ??? ? ??? 3i? 1 500dd mm= /v m s= 故帶速合適 2 1500dd mm= 21 設計項目 計算與說明 結果 在 5 25 /ms（ ） 范圍內 故帶速合適。 3）計算大帶輪基準直徑 2d 21 5 0 0 3 1 5 0 0ddd id m m= = ? 確定 V帶的中心距和基準長度 dL 1）初定中心距 a 若要傳動的速度較平穩，軸間距應選一個大小適中的值，根據： 1 2 0 1 ( ) 2( )d d d dd d a d d? ? ? ? 01 4 0 0 4 0 0 0m m a m m?? 初步確定中心距為 0 1500a mm? 。 2）計算帶所需 的基準長度 dL 2210 0 1 202()2 ( )24( 15 00 50 0)2 15 00 ( 50 0 15 00 )2 4 15 007267ddd d dddL a d damm???? ? ? ??? ? ? ? ? ??? 查表選取基準長度： 8000dL mm? 3）計算實際中心距 a 00 2800 0 726 7(150 0 )2ddLLaammmm??????? m i nm a x0 . 0 1 5 1 8 6 6 . 5 0 . 0 1 5 8 0 0 0 1 7 4 6 . 50 . 0 3 1 8 6 6 . 5 0 . 0 3 8 0 0 0 2 1 0 6 . 5dda a L m ma a L m m? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? 中心距的變化范圍為 mm 1? 小帶輪上的包角 1a 小于大帶輪上的包角 2a ，小帶輪上的總摩擦力相應地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發生。為了提高帶傳動的工作能力，應使 0 0 01 2 11 8 0 ( ) 5 7 .3 1 2 0ddd d aa ? ? 0 1500a mm? 8000dL mm? 1 ? ? 22 設計項目 計算與說明 結果 001210000180 57. 3150 0 500180 57. 3149 .3 120dddda??? ? ??? ? ??? 因此，主動輪上的包角合適 z 1)單根帶的額定功率 0p 根據 1 500dd mm? 和 1 970 / minnr? ，查表通過差值法得： D 型帶 0 wpK? 。 考慮傳動比的影響，額定功率的增量 0p? ， 查表并通過插值法計算得： 0 wpK?? 2）確定 V帶的根數 00( ) KcaLpZ p p K?? ?? 查表 8— 5 得： ? ? 查《機械設計手冊》表 8— 10 得： ? 2 2 . 5 4 . 4 5( 2 5 . 3 9 6 2 . 3 1 4 ) 0 . 3 6 0 . 5 2Z ??? ? ? 取 5Z?根 。 V帶的預緊力 20 2 .55 0 0 ( 1 ) qcaa pFvk zv? ? ?由表查得 q /kg m? 20 ( 1 ) 5 732 .2FNN? ? ? ? ? ??? 5Z?根 0 ? 23 設計項目 計算與說明 結果 壓軸力 1002 si n 2149 .32 5 732 .2 si n27061pF zFN??? ? ? ?? 帶輪寬 ( 1 ) 2 ( 5 1 ) 37 .5 2 48 24 6B z e f m m? ? ? ? ? ? ? ? ? 大帶輪和小帶輪直徑分別為 1500mm 和 500mm，大帶輪厚度為 246mm，大小帶輪直徑均大于 300mm，因此均采用輪輻式結構。小帶輪孔徑為電動機軸直徑 80mm，大帶輪孔徑取 140mm。大帶輪示意圖如下。 7061rFN? 小帶輪采用輪輻式 d=80mm 大帶輪采用輪輻式 d=140mm 24 設計項目 計算與說明 結果 偏心軸的設計 圖 42 大帶輪結構示意圖 偏心軸的設計 顎式破碎機的偏心軸是一個傳遞扭矩，且兩軸承支承間為偏心結構的轉軸。對于它的可靠性設計。實際上就是根據預先擬定的結構方案，確定一組直徑，使之既能滿足強度，剛度要求，又能滿足可靠性要求，而且重 量輕和經濟效益最好，發求得技術上 先進，經濟上合理。 偏心軸的材料選用 45 號鋼 軸傳遞的功率 查表的 V帶的傳動效率為 ～ 現η = 軸傳遞的功率為： P=η Pca P= = 偏心軸的轉速 300r/min 初步確定軸的最小直徑 3m in 0 PndA180。= (參考：機械設計 ) 式中： A0：與軸材料有關的系數其值可查表 153取 A0=112 25 設計項目 計算與說明 結果 P：軸傳遞的功率 n：軸的轉速 3m in0pdAn=? 3 300=?= 考慮到軸上鍵槽會消弱軸的強度， 100d mm? 時，若為單鍵，則應將上述計算值 mind 增大 5% 左右；若為雙鍵，應將上述計算值 mind 增大 10%左右。該設計軸為單鍵所以將上述計算的 mind 增大 6%，得 m i n m m? ? ? 最小直徑段的軸與帶輪相配合，帶輪孔徑為 90mm符合要求，因此選取軸的最小直徑為 90mm 確定軸的各段尺寸 圖 42 偏心軸 由圖 42的基本結構初步確定軸的尺寸由圖可知其軸承安裝在 L4,L6 上，在 L4段和 L6段，軸承與其直接配合，所以知其尺寸由軸承決定 。 從左到右把偏心軸分為七段 D1=140mm L1=278mm D2=150mm L2=95mm D3=145mm L3=2mm L4 為傾斜面此處安裝軸承 ,選取和此處的軸承有關，查取《滾動軸承應用手冊》選擇調心滾子軸承 軸承型號為 23232C d=160mm D=280mm B=165mm min mm? 26 設計項目 計算與說明 結果 飛輪故 L4=165mm D5=170mm L5=90mm L6 段安裝動顎軸承 此段選取軸承型號為 23236 CC/W33 d=180mm D=320mm B=112mm 故 L6104mm，取 L6=112mm D7=200mm L7=756mm 初步設定軸為對稱的所以右端和左端一樣 偏心軸總長 L 2 ( 1 2 3 4 5 6) 72 ( 278 95 2 165 90 112) 7562240L L L L L L L Lmm? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ?? 在破碎工作時，破碎力通過動顎軸承傳到偏心軸上，由于該破碎力很大，軸上其實零件傳遞的栽荷相對來說就顯提微不足道了，所以計算時即可把這些載荷忽略不計，而只考慮破碎力的作用。破碎力平均分布在兩個動顎軸承上，分別用 F1， F2 來表示；機架軸承要當于兩個支座，對偏心軸具有支座反力的作用，分別用 R1， R2 來表示；機架軸承載荷的作用點與動顎軸承載荷作用點間的距離用 L 表示。偏心軸的載荷受力分析如圖 43所示，并作出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 44。 圖 43 軸受力示意圖 故軸的強度足夠 MPa? ? 合格 27 設計項目 計算與說明 結果 的設計 圖 44 上為彎矩圖，下為扭矩圖 從軸的受力示意圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出動顎軸承中心所在截面為危險截面，計算出此截面處的彎矩 M 和扭矩 T,按彎扭合成應力校核軸的強度。 支反力 F1=F2=131915N， R1=R2=131915N 總彎矩 M=44323440N﹒ mm 扭矩 T=4355963N﹒ mm 軸的計算應力公式 22()ca MTWs +?= 軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取 ? = 查《機械設計》表 154得 ? ，代入數據得， MPa? ? ， 選取軸的材料為 45號鋼調制處理，查《機械設計》表 151得 1 60MPa?? ? 。 cas [σ 1],故安全。 飛輪的設計 顎式破碎機是一種間歇工作的機械，工作行程破碎物料而空行程只是克服機構中的有害阻力， 因而造成了機器轉動速度的波動及電動機的負荷不均勻。為使破碎機工作平穩，轉速波動小，電動機負荷均勻，在偏心軸的兩端裝上了飛輪?？招谐痰臅r候它儲存能量，而工作行程時，飛輪放出能量。 28 設計項目 計算與說明 結果 大三角帶輪即是傳動件也是飛輪，所以現在我們設計的是偏心軸另一端的飛輪。 設破碎機在空行程期間 1t 內的功 率消耗為 1N ，在壓碎物料期間 2t 內的功率消耗為 2N 。電動機額定功率為 N ，并且 12N N N。 在 1NN? 期間，多余的功 2NN? 率使飛輪角速度從min? 增加到 max? ；在 2NN? 期間，功率不 足，使飛輪角速度從 max? 減少到 min? ，同時飛輪放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎機的破碎效率。由此，可得能量平衡方程式： 1 1 1 m a x m i n102 102 / 2( )N t N t J ww= + 或 21 1 1 010 2 10 2N t N t J wd=+ 式中 J —— 飛輪的轉動慣量 （ ）； w —— 飛輪平均角速度 （ max min2 += ）； 0d —— 速度不均悉數， max min0 wwd w+= 。 飛輪儲存的能量為： 21 1 01 0 2 ( )t N N J wd= 考慮摩擦損失的機械效率為： 1NNNh = 代入公式后，得飛輪所需要的轉動慣量： 120102tNJ hwd= 機械效率 ~ = ，因設計的是復擺式破碎機，效率較高，所以取值為 。 1 2 403ttn==。對中小型破碎 kg m=? kg= 161B mm= 軸徑為 d=90mm 29 設計項目 計算與說明 結果 軸承的選擇與校核 機 ，取 0d =～ ，此處取 。角速度 w 根據實驗轉速 n 求得， 2nw p= ，而且已知 250 / minnr= 。將這些數據代入公式求得： kg m=? 飛輪的外徑應與大帶輪的外徑相當，選取飛輪的外徑為 D=1500mm，選取飛輪的內徑為 d=140mm，則飛輪的質量 m 為： 2 2 2 28 8 2 4 . 6 1 8 6 . 7 51 . 5 0 . 1 4Jm k gDd 180。= = =++ 則飛輪的寬度 B 為： 22223[ ( ) ( ) ]22 100 0 10 [ ( ) ( ) ]22161mBDdmm