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編號：
畢業(yè)設計（論文）說明書
題 目： 顎式破碎機機械
結(jié)構設計
學 院： 機電工程學院
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學生姓名： 唐朋
學 號： 1000110128
指導教師單位： 桂林電子科技大學
姓 名： 彭曉楠
職 稱： 副教授
題目類型：¨理論研究 ¨實驗研究 t工程設計 ¨工程技術研究 ¨軟件開發(fā)
2014年 5 月 26 日
IV
摘 要
顎式破碎機按動顎的運動特征，可以分為簡單擺動性、復雜擺動性和混合型三種型式。人們關注的是如何提高破碎機的效率，降低功率消耗。因此現(xiàn)在最重要的課題是研制能量消耗低、生產(chǎn)能力大、易損零件壽命長、性能安全可靠的破碎設備。
本文主要是對PE600×900復擺式顎式破碎機設計計算。復擺式顎式破碎機由動顎在偏心軸帶動下作復雜往復的一般平面運動而得名，動顎上點的運動軌跡一般是封閉曲線。因為復擺式顎式破碎機的偏心軸上負荷很大，所以一般制成中、小型，破碎比最大可達10。在工作過程中，偏心軸逆時針旋轉(zhuǎn)，對裝入的物料有向下退和夾持的作用力。復擺式顎式破碎機主要有機架、偏心軸、動鄂、動鄂襯板、定額襯板等部件，包括調(diào)整裝置、安全保護裝置和密封防塵裝置。本論文主要研究復擺顎式破碎機的運動分析、結(jié)構參數(shù)、性能參數(shù)、電動機的選擇、偏心軸的設計校核、V帶的計算、傳動方案的比較確定、偏心軸的優(yōu)化改進措施、調(diào)整裝置和安全保護裝置。
關鍵詞：復擺式顎式破碎機；傳動；功率消耗
Abstract
Jaw crusher can divide into simple, complex and mixed swing types by the motion feature of jaw. what people concern is how to improve the efficiency of the crusher, reduce power consumption. So now the most important task is to develop low energy consumption, large capacity, long life wearing parts, performance, safety and reliability of the crushing equipment.
This article is about a PE600 × 900 complex pendulum jaw crusher design and calculations. Complex tilting jaw crusher named after jaw reciprocating complex motion in general plane which driven by the eccentric shaft. Moving trajectory of the point on the jaw is generally closed curve. Because the eccentric shaft load is large, so the complex pendulum jaw crusher is generally small or medium size and broken up can be more than 10. In operation, the eccentric shaft is rotated counterclockwise, the material has the back downward and the clamping force. Complex pendulum jaw crusher are made of main frame, eccentric shaft, moving jaw, movable jaw liners, a fixed lining and other components, including the adjustment devices, security protection devices and sealed dust devices. In this articles are mainly researched compound pendulum jaw crusher motion analysis, structural parameters, performance parameters, select the motor, the eccentric shaft design check, calculate V belt, compared to determine the transmission scheme, the eccentric shaft optimization improvements, adjustments equipment and safety devices.
Keyword：Jaw crusher; drive; power consumption
目 錄
前言 1
1 顎式破碎機的意義和現(xiàn)狀發(fā)展 2
1.1 顎式破碎機破碎物料的意義 2
1.2 顎式破碎機的應用 2
1.3 顎式破碎機的現(xiàn)狀和發(fā)展 2
1.3.1破碎機的現(xiàn)狀 2
1.3.2破碎機的發(fā)展 3
2 顎式破碎機類型和工作原理 4
2.1 顎式破碎機的類型 4
2.2 復擺型（復雜擺動型）顎式破碎機工作原理 6
2.3 復擺型顎式破碎機的優(yōu)缺點 7
2.4 復擺型顎式破碎機的結(jié)構 7
3 顎式破碎機主要零部件和基本數(shù)據(jù) 9
3.1 傳動件 9
3.2 機架 10
3.3 動顎 10
3.4 動顎襯板和定顎襯板 11
3.5 偏心軸與其轉(zhuǎn)速n 12
3.6 飛輪 12
4 PE600×900型顎式破碎機的結(jié)構參數(shù)計算設計 15
4.1 行程特性值 15
4.2 嚙角α 15
4.3 動顎的水平行程SX 16
4.4 偏心距e 16
4.5 動顎軸承中心距給礦口平面的高度h 16
4.6 偏心距e對連桿長度的比值λ 17
4.7 推力板長度K 17
4.8 連桿長度 17
4.9 懸掛高度 17
4.10 傳動角 17
5 PE600×900型顎式破碎機的性能參數(shù)計算設計 18
5.1 破碎力計算 18
5.2 最大破碎力 19
5.3 主軸轉(zhuǎn)速 20
5.4 電動機功率 20
5.5 電動機選擇 20
5.6 生產(chǎn)能力 21
5.7 軸功率 22
6 偏心軸的結(jié)構設計及尺寸確定 24
6.1 偏心軸的結(jié)構設計 25
6.2 偏心軸細部 26
6.3 偏心軸校核 26
7 V帶、帶輪和飛輪設計 28
7.1 確定計算功率Pca 28
7.2 帶輪的結(jié)構設計 29
7.3 傳動方案的比較和選擇 30
7.4 飛輪的設計 30
8 優(yōu)化改進措施和調(diào)整裝置 32
8.1 采用外錐套代替平鍵聯(lián)接 32
8.2 偏心軸的改進 32
8.2.1改進前的狀況 32
8.2.2修復改進措施 33
8.2.3改進效果 33
8.3 調(diào)整裝置 34
8.4 過載保護裝置 34
8.4.1剪切銷安全聯(lián)軸器的過載保護 34
8.4.2傳動鏈其它位置的過載保護 35
8.5 密封防塵裝置 35
9 結(jié)論 36
謝辭 37
參考文獻 38
桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文）說明書用紙 第39頁 共38頁
前言
從第一顎式破碎機的問世，顎式破碎機已經(jīng)有140年的歷史，在改善的過程，其結(jié)構和性能進行了改進。因為顎式破碎機結(jié)構單一、工作性能可靠、使用維修容易等優(yōu)點，所以在冶金、礦山、建材、化工、煤炭等行業(yè)被普遍利用。為了改良顎式破碎機整體性能和提高工作效率，國內(nèi)外研制了各類型號顎式破碎機。
復擺顎式破碎機主要是由動顎襯板和固定襯板組成。動顎襯板做往復運動的固定襯板的相對運動，周期接近和分離，動顎襯板和固定襯板之間的物料時，分裂和彎曲和破碎。復擺顎式破碎機重量輕，主要包括：結(jié)構簡單，連接桿，支架，軸和一對軸承，并與單擺顎式破碎機生產(chǎn)效率高的機器的規(guī)格。復擺顎式破碎機主要適用于破碎中硬度物料，多用于中、細碎，破碎比可達。隨著科學技術機械工業(yè)的提高，復擺顎式破碎機傾向大型化方向發(fā)展。所以，一個合理的傳動裝置可以使復擺顎式破碎機運行的更加順利，工作更加合理有效。動顎的優(yōu)化設計可使磨損速度降低，振動、噪音和載荷沖擊都會減少，也減輕工作人員的勞動強度，提高生產(chǎn)效率，提高了產(chǎn)品質(zhì)量，降低制造成本。
顎式破碎機的粉碎工作在動顎襯板和定額版之間進行，裝配在機架上的一塊顎板稱為定顎板，固定在往復運動動顎 上的另一塊襯板稱為動顎板，顎板表面一般加工成齒形。動顎板、定顎板以及側(cè)襯板構成了一個破碎腔，所以顎式破碎機的迸料口和排料口都是長方形。破碎機的命名規(guī)范用進料口寬度×長度（B×L）。我國研制的復擺顎式粉碎機規(guī)范機型中，用漢語拼音字頭P(破)，E(顎)和B×L(mm)來表示其規(guī)格。例如，進口600mm×900mm復擺顎式破碎機，本論文由PE600×900表示。
1 顎式破碎機的意義和現(xiàn)狀發(fā)展
1.1 顎式破碎機破碎物料的意義
(1) 增加物料的比表面積。物料粉碎之后，比表面積會增加，提高了物料物理作用的效果和化學反應的速率。例如，幾個不同的固體材料的混合物，如果對象是破碎的和更細，混合均勻度較高。(2)可以制備為工業(yè)所用的物料。經(jīng)過破碎、篩分物料量大，能滿足材料不同粒度的要求，該材料可用于土木工程施工，可以配制混凝土，他們在民間，已被廣泛應用于水利工業(yè)。(3)使物料中的有用礦物分離。物料分為單金屬礦，以及多金屬礦，原礦多為一些品質(zhì)很低的物料，將原礦破碎篩分后，可以將有用金屬、脈石和有害雜質(zhì)分離開來，除去有害雜質(zhì)從而得到高品質(zhì)的精礦。(4) 為原料的粉碎。磨礦過程需要小于1.5mm的材料，由材料的斷裂提供。
1.2 顎式破碎機的應用
顎式破碎機是廣泛應用于工業(yè)部門的挖掘、民用和化工等，該機主要用于各種材料的硬度高于7級。顎式破碎機材料硫鐵礦石、石灰石、重晶石和青金石。使用的顎式破碎機的生產(chǎn)過程，應事先設定控制進給速度裝置，預篩選和檢查篩選，將原料粉碎后粒度均勻，破碎率顯著降低，提高產(chǎn)品質(zhì)量。
按最大給料粒度選擇型破碎機。生產(chǎn)小于550噸/小時，傾向于選擇顎式破碎機；應用于中、細碎，且在生產(chǎn)量較小時選用顎式破碎機。
1.3 顎式破碎機現(xiàn)狀與發(fā)展
1.3.1顎式破碎機現(xiàn)狀
海內(nèi)顎式破碎機類型比較齊備，依然是傳統(tǒng)復擺顎式破碎機得到廣泛的使用，各制造廠的產(chǎn)品質(zhì)量出入很小，為縮小差距與國外產(chǎn)品的差距，盡快搶先世界先進水平，刻不容緩是提高和發(fā)展顎式破碎機研究設計水準。
國內(nèi)機械設計研究所和大學已經(jīng)與工作機械廠共同研制成功的雙腔顎式破碎機。其特征是將周期間斷工作變成連續(xù)工作狀態(tài)，大大提高了破碎機工作功用。
美國某破碎機公司成功研制了一種傾斜式顎式破碎機，傳動角大約在70°以上。它的最大特點是體積小，使用于井下或者移動破碎機上工作。北京某礦冶研究總院與某廠合作研制生產(chǎn)了相似結(jié)構的幾個型號破碎機，其中最大尺寸為900×1200型顎式破碎機。
對各類異型顎式破碎機的世界研究取得的成就和進步的發(fā)展，國內(nèi)破碎行業(yè)的促進作用。然而，各類異型顎式破碎機的用途不廣。
1.3.2顎式破碎機的發(fā)展
動顎最好的運動特征是保證顎式破碎機最佳機能的基本因素。借助機構優(yōu)化設計可以得到這類特性。所以有，顎式破碎機部分優(yōu)化設計是保證破碎機有最好的機能的根本方法。
顎式破碎機占大多數(shù)的重量（鑄造支架焊接機占50%，占總數(shù)的30%）。海外顎式破碎機基本上都是焊接機架，乃至動顎也采納焊接構造。連鑄過程是一個能耗高，效率低，從節(jié)能的角度考慮，應該大力發(fā)展框架焊接。機器的重量的一個重要的原因是不合理的結(jié)構設計?？蚣芙Y(jié)構的設計應以加載力為基礎，基于強度和剛度是滿意的，盡量減少房屋的重量。
動顎破碎機重量比擬大的零件，并且結(jié)構繁雜。合理動顎結(jié)構設計應以動顎受力為根本依據(jù)，在強度和剛度要求都滿足的前提下，盡可能優(yōu)化結(jié)構，減小動顎重量。加強筋布置的位置，應滿足設計要求的應力下的改進?，F(xiàn)有機型的顎式破碎機的加強筋厚度從上到下相同的厚度。在應力狀態(tài)，減輕體重可以采用變厚度鋼筋。這是加強筋厚度的頭應盡可能小，越往下越厚。
此外，機架，動顎可以通過有限元，研究框架，動態(tài)有限元優(yōu)化設計結(jié)構，框架，對光照條件下，動顎，和高水平的可靠性。
最后，焊接，鑄造，熱處理等因素對破碎機性能的影響。因此，我們應提高水平的綜合設計和制造工藝，并采用調(diào)整流量，液壓保險，逐步提高國內(nèi)破碎機產(chǎn)品質(zhì)量達到世界一流水平。
2 顎式破碎機類型和工作原理
2.1 顎式破碎機的類型
顎式破碎機是廣泛應用于礦山，這是因為該機結(jié)構簡單，完整的和大規(guī)模的模型。顎式破碎機主要是用來作為粗碎破碎機應用?，F(xiàn)有顎式破碎機按動顎的運動特征，分為簡單擺動型、復雜擺動型和混合擺動型三種型式，如圖2.1（a）、（b）、（c）所示。[7]18
（a） （b） （c）
圖2.1 顎式破碎機的主要類型
（a） 簡單擺動型 （b）復雜擺動型 （c）混合擺動型
1—定顎；2—動顎；3—推力板；4—連桿；5—偏心軸；6—懸掛軸
圖2.2 顎式破碎機機構簡圖
圖2.3 復擺細碎顎式破碎機機構運動簡圖
顎式破碎機是曲柄搖桿機構，機構圖如圖2.2所示。圖2.2中AB是曲柄表示顎式破碎機破碎機偏心軸，BD連桿表示破碎機動顎，CD搖桿表示破碎機肘板，EF表示定顎。提高曲柄AB長度，移動每個點的顎值橫將增加，提高破碎機的生產(chǎn)能力，而且也會增加破碎機功能的損失，增加破碎腔的應力狀態(tài)。一個關于E高度降低，從而降低懸架高度h，提高各點的動態(tài)橫在較低的顎式破碎機，破碎機降低高度，重量，減少出行特征的各點的動態(tài)系數(shù)，從而大大提高破碎機整機工作性能。減小連桿長度可以增大動顎下端水平行程，減小行程特性系數(shù)，從而有利于提高生產(chǎn)能力，延長了顎板的使用壽命，但如果連桿過短，機架結(jié)構設計會很困難并且使動顎受力惡化。連桿傾角對應破碎腔嚙角，減小破碎腔嚙角可以提高破碎機生產(chǎn)產(chǎn)量，改良破碎作用力并有利于采用新的破碎原理。但嚙合角太小，可使破碎機機身高體重增加。傳動角的大小對破碎機性能有很大的影響，增大傳動角關于改善破碎機受力很有利，提高了物料破碎力，但同時也減小了動顎下端水平行程大小。增大垂直行程，從而加大動顎襯板磨損，減小襯板壽命。
簡擺式顎式破碎機，顎式破碎機的上、下橫分布合理，并具有垂直行程較大，所以有利于破碎腔的落料，使生產(chǎn)能力高于簡擺式顎式破碎機。但也因為它的垂直行程過大，使固定顎板，動顎襯板磨損是非常嚴重的，嚴重的低顎式破碎機的使用壽命，兩個彈道性能基本形式的顎式破碎機顯示在表2-l中，S代表破碎機排料口水平行程。所以本文顎式破碎機是基于PE600×900型復擺式顎式破碎機。
表2-1兩種基本形式破碎機動顎軌跡性能比較
簡擺式顎式破碎機
復擺顎式破碎機
進料口
垂直行程
0.15s
2.5s
水平行程
0.5s
1.5s
特性值
0.3
1.67
排料口
垂直行程
0.3s
3s
水平行程
1s
1s
特性值
0.3
3
2.2 復擺型（復雜擺動型）顎式破碎機工作原理
如圖2.1所示，動顎2直接懸掛在偏心軸5上，遭到偏心軸的直接啟動。用止推板3動顎底部支撐在機架的后壁。當偏心軸轉(zhuǎn)動時，動顎一方面對定顎作往復擺動，同時還順著定顎有很大程度的上下運動。動顎上的每一點的活動軌跡其實不同樣，頂部的運動受到偏心軸的制約，運動軌跡接近于圓弧，在動顎的中心部分，運動軌跡為橢圓弧線，越挨近下方橢圓越偏長。因為這種破碎機工作時，動顎各點上的活動軌跡比較繁雜，故稱為復雜擺動型顎式破碎機，簡稱復擺型顎式破碎機。
復擺型顎式破碎機工作過程，在擺動前顎水平低約1.5倍，而垂直的擺動比低，2 ~ 3次垂直擺動水平擺動。因為動顎上水平擺動大于下部，這強烈的破碎效果的上腔，在上容易破碎的散裝材料，整個顎破碎作用均勻，提高生產(chǎn)能力。同時，向固定顎，在擠壓過程中，沿固定顎向下運動的每一點上，物料可以在腔是更好的破碎，碎料可以盡快排出，因此，在相同的條件下，這類破碎機的生產(chǎn)能力較簡擺型顎式破碎機20%~30%。
圖2.4 復擺顎式破碎機動顎各點軌跡圖[7]20
2.3 復擺顎式破碎機的優(yōu)缺點
（1） 復擺型顎式粉碎機在動顎上端及下端的活動不同步，交替進行壓碎及排料，于是功率損耗勻稱。
（2） 動顎的筆直途程相對較大，這對于排料、特別是排出粘性及潮濕物料有益。
（3） 和簡擺顎式破碎機，結(jié)構簡單，緊湊，生產(chǎn)能力高。
（4） 由于動顎垂直行程較大，物料不僅受到擠壓作用，還受到部分的磨削作用，加劇了物料過粉碎現(xiàn)象，增加了能量消耗，產(chǎn)生粉塵較大，顎板比較容易磨損。
（5） 復擺式顎式破碎機在破碎物料時，動顎受到的巨大擠壓力，直接作用到偏心軸上。目前這類破碎機都制成中、小型的。
2.4復擺顎式破碎機的結(jié)構
如圖2.5所示，帶有襯板的動顎3通過滾動軸承直接懸掛在偏心軸13上。而偏心軸又支撐在機架15的滾動軸承上。動顎的底部用推力板5支撐在位于機架后壁的推力板座6上。出料口的調(diào)節(jié)裝置7，是利用調(diào)節(jié)螺栓來改變楔鐵的相對位置，從而是出料口的寬度得以調(diào)節(jié)。和簡擺型顎式破碎機一樣，具有拉桿、彈簧及調(diào)節(jié)螺栓組成的拉緊裝置。電機帶動皮帶輪16使偏心軸旋轉(zhuǎn)時，動顎是由一個復雜擺動驅(qū)動，破碎后物料的運動。
圖2.5 復擺型顎式破碎機[7]18
1—固定板；2—側(cè)護板；3—活動顎板；4—肘板座；5—推力板；6—調(diào)節(jié)座；7—調(diào)節(jié)螺栓；
8—后斜面座；9—彈簧；10—拉桿；11—電動機；12—飛輪；13—偏心軸；14—動顎；15—機架；16—帶輪
圖2.6 復擺式顎式破碎機內(nèi)部圖
圖2.7 內(nèi)部剖面圖
3 主要零部件和基本數(shù)據(jù)
3.1 傳動件
一般是Y系列電動機作為原動機，傳動件為V型帶傳動，裝有小帶輪，小帶輪用圓頭平鍵與電機主軸相連。電機與底座用螺栓銜接，底座開出槽用來調(diào)節(jié)電機皮帶的張緊。傳動件結(jié)構圖如圖3.1所示。
（a）
（b）
圖3.1 傳動件結(jié)構圖(a)、（b）
3.2 機架
主要用來支撐側(cè)襯板、偏心軸、動顎襯板和定顎襯板，并且承受工作粉碎中破碎力。普通鑄鋼（如ZG35）整體鑄造，構件組裝，也可用厚鋼板焊接。本文中討論的是，小型顎式破碎機的框架，以方便處理，采用鋼板焊接成。為了增加剛性、強度，增加了加強筋。機架三維模型圖如圖3.2所示。
圖3.2 機架
3.3 動顎
動顎一般用ZG45或者ZG35鑄成，上部由偏心軸支撐，軸承用雙列滾動軸承，下部由推力板支撐。動顎工作表面裝配帶齒的破碎板，用螺釘緊固,要注意防松。為了減輕重量，增大剛性，有時動顎做成箱形體，動顎的最底部，用鉤頭拉桿鉤住。動顎的安裝傾斜角通常為。動鄂圖如圖3.3所示。
圖3.3 動鄂
圖3.3 動鄂
3.4 動顎襯板和定顎襯板
顎式破碎機的破碎襯板包括了定顎板、動顎板以及兩側(cè)壁的 邊護板。在實際生產(chǎn)中破碎機破碎物料的主要工作是由是動顎及定顎上的破碎襯板來完成的，破碎襯板的齒面是與破碎物料直接接觸的，在破碎工作中承受了很大的沖擊擠壓力這就造成了襯板極易磨損甚至壞掉，成了破碎機上的易損件。動顎襯板和定顎襯板如圖3.4、3.5所示。
圖3.4 動顎板
圖3.5 定顎板
3.5 偏心軸與其轉(zhuǎn)速n
支撐動額、飛輪和大帶輪,承受彎曲、扭轉(zhuǎn),起曲柄作用。偏心距一般為10~35mm，是顎式破碎機最重要的零件，常用42MnMov、30MnMoB、34MnMo等高強度優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛造加工而成，小型的也用45鋼。一般需經(jīng)調(diào)質(zhì)等處理。本顎式破碎機把偏心軸分成直軸和偏心軸套，偏心軸套質(zhì)同樣用45鋼，需要進行調(diào)質(zhì)處理。顎式破碎機的主軸轉(zhuǎn)速即指偏心軸的轉(zhuǎn)速n，偏心軸每轉(zhuǎn)動一圈動顎便往復擺動一次。其是顎式破碎機的主要性能參數(shù)之一，直接影響著顎式破碎機的生產(chǎn)能力、能耗及過粉碎產(chǎn)品的含量。偏心軸如圖3.6所示。
圖3.6 偏心軸
3.6 飛輪
安裝飛輪的目的是儲存能量，由于顎式破碎機的工作是間歇性的，工作沖程與回程消耗的功差別很大，從而引起負載與速度的波動。為將負載、速度的波動控制在一定工作范圍內(nèi)，顎式破碎機由于一端裝有大帶輪，故只需在另一端裝飛輪。當驅(qū)動功大于阻力功時,將多余的能量蓄存起來，使動能增大。飛輪如圖3.7所示。
圖3.7 飛輪
圖3.8 顎式破碎機動顎的運動軌跡
顎式破碎機主要由定顎、動顎和推力板等零部件組成，其結(jié)構如圖2.4所示。由《破碎與篩分機械設計選用手冊》可知PE600×900 型復擺顎式破碎機的技術參數(shù)要求如表 3-1所列，PE600×900 型顎式破碎機安裝尺寸如表3-2所列。[7]32
表3-1 PE600×900 型復擺顎式破碎機的技術參數(shù)
進料口尺寸（寬×長）/mm
600×900
最大進料粒度/mm
500
排料口調(diào)節(jié)范圍/mm
65~160
處理能力/（t/h）
70~120
250
電動機功率/kW
55~75
圖3.9 PE型顎式破碎機安裝尺寸
表3-2 PE600×900 型顎式破碎機安裝尺寸/mm
A
1840
B
1400
C
960
D
1540
E(?)
1515
F
2305
G
1590
H
390
I
1505
圖3.10 復擺顎式破碎機三維模型圖
4 PE600×900 型顎式破碎機的結(jié)構參數(shù)設計
4.1 行程特性值
行程特性值是指動顎齒面上各點的垂直行程h與水平行程S之比，公式為m=h /S。m值越大，破碎顎板對物料的破碎篩分效果越好，動、定顎襯板的磨損越快。復擺顎式破碎機的固有特性是m值大，因此，可以采用減小動顎懸掛高度h的方法來改善它的行程特性。在結(jié)構上采取的方式是增大水平行程，這行程特性m的改變更加明顯。國內(nèi)復擺顎式破碎機的行程特性值取值一般取m=2.4~3.4,國外一般取m=1.5~2.5。當機器作細碎用，行程特性值m可適當小些:m=2.1~2.5。
4.2 嚙角 α
圖4.1 顎式破碎機的嚙角示意圖
顎式破碎機動顎襯板與定顎襯板間的夾角稱為嚙角。破碎物料性質(zhì)、粒度大小和形狀等因素決定嚙角的大小，破碎機生產(chǎn)率和破碎腔的高度受嚙角的大小的直接影響。較小的嚙角即便可以一定程度的提高破碎機的生產(chǎn)率，但是在破碎比不發(fā)生變化的前提下，破碎腔的高度會增加。顎式破碎機的嚙角如圖4.1所示。顎式破碎機正常工作時，物料在破碎腔內(nèi)不被擠壓出機器外面，在 x、y 方向的分力之和應該分別等于零，其計算公式為：
（4-1）
式中：f 是物料與動顎齒板間的摩擦系數(shù)，f = 0.28。
代入式（4-1）計算得= 31°17′。
在實際生產(chǎn)過程中，嚙角一般只取其理論計算值的 65%，即α = 0.65 =20°20′，因此在本設計中取破碎機的嚙角為 21°。
4.3 動顎的水平行程
動顎擺動行程是破碎機非常重要的結(jié)構參數(shù)。動顎的水平行程對生產(chǎn)效率的影響也很大，如果水平行程較小，就會導致生產(chǎn)效率的下降，但是排料口的水平行程過大，將產(chǎn)生排料口物料聚集現(xiàn)象，從而使破碎力的數(shù)值迅速增大，導致破碎機過載，使過載保護部件損壞。
目前，常用下端水平行程的計算公式有：
（4-2）
下端點許用水平行程：
（4-3）
式中： ---最小排料口尺寸（mm），=65 mm
B---進料口尺寸（mm），B=600 mm
由（4-2）式：
（4-3）式：
實際上，動顎行程大都是根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定的，通常對于大型顎式破碎機，S=25～45mm；而中小型顎式破碎機，S=12～20 mm。
在此，參照顎式破碎機現(xiàn)有的設計經(jīng)驗，初取則合理。
4.4 偏心距 e
顎式破碎機的偏心距e對生產(chǎn)效率和機器的性能參數(shù)等都有很大的影響。使e增大可增加動顎的水平行程，改善了復擺機的行程特性，但是會導致顎式破碎機的功率增大,不符合節(jié)能要求。
由于破碎機生產(chǎn)率和傳動功率都受偏心距的影響，所以偏心距是顎式破碎機研究設計過程的一個重要參數(shù)，在其他主要參數(shù)不變前提下，增加偏心距，使水平行程增加，可提高破碎機的生產(chǎn)率，同時也增加了功率消耗，所以保證水平行程的條件下，減小偏心距，會降低破碎機的功率消耗。
在傳統(tǒng)的顎式破碎機設計計算過程中，可以根據(jù)動顎行程和畫機構圖來確定偏心距的大??；也可以用分析法來確定；對一般常用的顎式破碎機，還可以采用經(jīng)驗公式 (4-4) 來確定。
e = / 2.2 mm （4-4）
將=24mm代入（4-4），計算得出e=11mm。
4.5 動顎軸承中心距給礦口平面的高度h
為了保證破碎腔上部產(chǎn)生足夠大的破碎力破碎體積大的物料，在給料口，動顎必須具備一定的擺動行程。動顎的軸承中心距給礦口平面的高度：復擺式顎式破碎機為hL。L為動顎的長度。
4.6 偏心距e對連桿長度的比值
在曲柄搖桿機構中，曲柄等速回轉(zhuǎn)，但是搖桿來回擺動的速度不同，具有急回特性。連桿越短，即越大，這種現(xiàn)象就越顯著。曲柄即偏心軸的轉(zhuǎn)速是根據(jù)礦石在破碎腔中自由下落的時間確定。因此，連桿的長度不可以過短。通常，對于中、小型顎式破碎機：
（4-5）
（4-6）
式中，L為動顎長度。
由于e=11 mm則715~935 mm，同時得出L=794~1100 mm。
4.7 推力板長度K
動顎的擺動行程S和偏心距e確定后，在選擇推力板長度時，對于復擺式顎式破碎機，當曲柄偏心位置最高時，兩個推力板的內(nèi)端點會低于兩個外端點的連線。推力板與連桿之間的夾角角近于，后推力板在角度為之間運動。推力板長度與偏心距e的關系為：
181.5mm （4-7）
275 mm （4-8）
式中，為推力板長度的最小、最大值，mm；e—偏心距，mm。
4.8 連桿長度
連桿長度指的是動顎軸承中心到動顎肘板襯墊對稱中心之間的距離，當改變連桿長度時，實際上改變了動顎下端點在連桿上的位置，進而改變了肘板固定支承點在機架上的相對位置。改變連桿長度時，動顎下部動點的水平行程和特性值會有明顯變化。較短的連桿會得到較大的下端點水平行程值及較小的特性值，同時提高了生產(chǎn)率，并且延長顎板壽命，但是過短的連桿會給機器的結(jié)構設計帶來很大困難，并使動顎的受力加劇惡化，還可能會導致下端點軌跡運動反向。
4.9 懸掛高度
懸掛高度h指的是曲柄固定支座到定顎板上水平面之間的垂直高度，其決定了動顎上端點在連桿上的位置，動顎上端點相對于連桿上的動顎軸承中心越高，其水平行程值便越大，特性值越小。
4.10 傳動角
從機構設計來看,傳動角越大，傳動性能越好。對于破碎機而言，傳動角越大，垂直行程越大，但是水平行程值降低，傳動角一般不宜過大，一般取=，本論文取=。
5 PE600×900 型顎式破碎機的主要性能參數(shù)計算設計
5.1 破碎力計算
以立方體和球體兩種典型物料形狀為依據(jù)，并考慮大尺寸進料塊粒是逐漸階段破碎成成品而卸出，求出總的破碎力，破碎力大小取決于顎板凸齒作用點施加的（物料應力）和物料抗壓強度。
實際破碎作業(yè)中，成品多為立方體，故破碎力計算多以立方體物料為依據(jù)，因入料尺寸相同時，立方體破碎力交球體大，還可保證機械工作的可靠性。下面以立方體物料分析。
（1）第一階段破碎，圖5.1.1表示作用在立方上的力
圖5.1 破碎力作用于物料示意圖
立方體由于齒棱作用，受力面產(chǎn)生拉應力，支撐面產(chǎn)生壓應力，這些力在斷裂面上引起的應力為《非標準機械設備設計》P580：
（5-1）
故得
（5-2）
式中 ---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N/cm2）；
---立方體物料邊長（cm）;
---齒棱間距（cm）.
(2) 第二階段破碎.物料經(jīng)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:
(5-3)
(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
(5-4)
假設所破物料的抗劈強度是=500N/cm2 。而顎板齒棱距Z=200mm；W=500mm,則第一階段破碎力
(5-5)
此力產(chǎn)生側(cè)向分力,設棱角為90°,則側(cè)向力為
，即631KN。
(5-6)
(5-7)
邊長500mm立方體，至少和動顎的一個齒棱相接觸，因而此時破碎力為893KN。在特殊情況下，也可能同時與3個齒棱接觸，此時破碎力為2679KN。取平均值1786KN。
經(jīng)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(xiàn)，因而總破碎力
(5-8)
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?？偲扑橐部赡苡衅渌慕M合方式.
5.2 最大破碎力
計算最大破碎力有兩種方法：一種是根據(jù)破碎機的功率、結(jié)構特點進行計算，經(jīng)過理論推導出來的理論公式；另一種方法是根據(jù)試驗和實際應用數(shù)據(jù)確定的破碎力經(jīng)驗計算公式。破碎力與很多影響因素有關，致使在實際計算中使用理論公式計算的破碎力與實際測得數(shù)值相差比較大，所以多采用第二種試驗分析方法來計算破碎力。最大破碎力的經(jīng)驗公式為：
, (5-9)
式中：為物料的抗壓強度，M Pa；H為破碎腔的有效高度，mm；K 為物料充填系數(shù)，K = 0.24 ~0.30。取 320 M Pa，此型號破碎機 H =（2.25~2.5）B，H=1350~1500 mm，取H=1430 mm，B=600 mm，K = 0.3，將以上數(shù)據(jù)代入式 (5-9)，得出 =4118 KN。
5.3 主軸轉(zhuǎn)速
顎式破碎機是帶動偏心軸，偏心軸的速度是顎式破碎機的主要性能參數(shù)，偏心軸旋轉(zhuǎn)一圈，動顎與偏心軸來回擺動一次，所以，偏心軸每分鐘的轉(zhuǎn)速即為動顎每分鐘的擺動次數(shù)，轉(zhuǎn)速這一主要參數(shù)直接影響破碎機的生產(chǎn)率、比功耗和過粉碎產(chǎn)品的含量等。破碎機的轉(zhuǎn)速通過理論公式來計算：
, (5-10)
將α = 20°20′；動顎水平行程，cm ，=2.4 cm。代入公式，算出偏心軸轉(zhuǎn)速 n =261 r/ min。
再由理論公式 倒推出鉗角
，則合理。
5.4 電動機功率
電動機的功率要根據(jù)動顎的運轉(zhuǎn)和工作條件來確定，復擺顎式破碎機所需電動機的功率與破碎機的型號、嚙角、動顎的水平行程、偏心軸的轉(zhuǎn)速、偏心距、物料特性和動顎齒板的表面形狀等因素有關，這些參數(shù)會直接影響破碎機的功率消耗，使破碎機計算類型現(xiàn)在大多屬于經(jīng)驗公式，是應用最廣泛的維亞德公式，即
P = 0.114 L (5-11)
式中 ：L 為進料口長度，L = 900 mm；為最大給料粒度，= 500 mm。
將以上數(shù)據(jù)代入式，計算得出 P = 51.3kW。
5.5 電動機的選擇
參考顎式破碎機的產(chǎn)品參數(shù)表，電動機的功率為51.6KW，所以電機75千瓦的功率選擇能滿足計算的要求。正常V帶傳動的傳動比i=2～5。所以，電動機的轉(zhuǎn)數(shù)：
(5-12)
查《機械設計手冊》選擇Y系列封閉式三相異步電動機。在設計中優(yōu)先選用的同步轉(zhuǎn)速為600r/min。
由《機械設計手冊》查得電動機的型號：Y 315M－8電機型號其主要參數(shù)如下表5-1。
表5-1 電動機的主要參數(shù)
電動機型號
額定功率（kW）
滿載轉(zhuǎn)速（r/min）
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩
效率（%）
Y315M-8
75
740
6.6
1.8
93
圖5.2 電動機
5.6生產(chǎn)能力
破碎機的生產(chǎn)能力與被破碎物料的性質(zhì)（物料強度、硬度、喂料粒度組成等）、破碎機的性能和操作條件（供料情況和出料口大?。┑纫蛩赜嘘P。目前還沒有把所有這些因素包括進去的理論計算方法，尚采用實際資料和經(jīng)驗公式。[7]19
顎式破碎機的生產(chǎn)能力可按下式計算：
表5-3 進料粒度修正系數(shù)
0.86
0.70
0.60
0.50
0.40
0.30
1.0
1.04
1.07
1.11
1.16
1.23
表5-2 物料易碎系數(shù)
物料硬度
抗壓強度/M Pa
普氏硬度
高硬物料
160~200
16~20
0.9~0.95
中硬物料
80~160
8~16
1
低硬物料
<80
<8
1.1~1.2
注：—進料最大粒度，mm；
B—進料口寬度，mm。
破碎機規(guī)格
250×400
400×600
600×900
900×1200
1200×1500
1500×2100
0.4
0.65
0.95~1.0
1.25~1.3
1.9
2.7
表5-4 單位排料口寬度的生產(chǎn)能力q
(5-13)
Q=， (5-14)
式中 Q—顎式破碎機生產(chǎn)能力，t/h； —物料易碎性系數(shù)，見表5-2，=0.93；—物料松散密度修正系數(shù)； —物料松散密度，t/，1.6 t/；—進料粒度修正系數(shù)，見表5-3，=1.0； q—顎式破碎機單位排料口寬度的生產(chǎn)能力，t/（mm），q=0.97 t/（mm），見表5-4； b—破碎機排料口寬度，mm，b=110 mm。計算得出Q=99.23 t/h。
5.7 軸功率
(5-15)
式中 —破碎機的軸功率，Kw；A—進料口的長度，mm；B—進料口的寬度，mm； —與進料口有關的系數(shù)，見表5-5，=0.013。計算得出=7020kW。
表5-5 進料口有關的系數(shù)
破碎機規(guī)格
<250×400
240×400~900×1200
>900×1200
0.017
0.014~0.012
0.01~0.008
顎式破碎機功率計算方法較多，有以物料彈性變形功為基礎來計算功率、按破碎機受力來計算功率和計算功率的經(jīng)驗公式，本文按最簡單的經(jīng)驗公式來校驗選用的顎式破碎機功率是否合適。
6 偏心軸的結(jié)構設計及尺寸確定
由于顎式破碎機偏心軸受力沖擊載荷大，所以必須考慮偏心軸的結(jié)構，保證具有良好的性能。軸上的零件布置應使軸受力合理，在設計中考慮到了軸承在軸上的受力、轉(zhuǎn)動，為了使軸承定位可靠、拆裝方便，采用了減少應力集中和提高疲勞強度的結(jié)構措施，偏心軸與飛槽輪之間的聯(lián)接采用脹套聯(lián)接，避免了主軸因開鍵槽而引起的應力集中和強度降低，提高了機器的整體質(zhì)量。選取軸的材料為40CrNi，進行調(diào)質(zhì)處理。符合機械加工性能，保證了精度。首先通過求作用在動顎上的最大破碎力，根據(jù)最大破碎力及動顎受力圖，算出在動顎上的各支承力，從而求出偏心軸的合力。然后對偏心軸進行強度計算，根據(jù)偏心軸的受力圖，計算出偏心軸的零件圖。
圖6.1 偏心軸結(jié)構圖
1—皮帶輪；2—偏心軸；3—錐套；4—軸承；
5—密封套；6—飛輪；7—軸端壓蓋；8—軸端螺栓
根據(jù)工作條件，初選軸的材料為40CrNi，進行調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即，初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，增大5%～7%，兩個鍵槽時，增大10%～15%。值由所引教材表15-3確定，取。
(6-1)
因最小直徑處安裝大帶輪，設有一個鍵槽，則：=，取為整數(shù)。
因破碎機工作時沖擊載荷比較大，又有強烈的震動，應適當增大偏心軸的直徑，故取。
6.1 偏心軸的結(jié)構設計
（1）各軸段直徑的確定
：最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，。
：帶輪另一側(cè)采用套筒進行軸向定位，套筒另一側(cè)則采用軸肩定位，并且此處軸段設計成帶有螺紋的，可以安裝圓螺母對錐形套進行可靠定位，故初選。
：錐套處軸段，此處設計成錐形，根據(jù)錐套和軸承的定位要求，此處選擇錐度為。 ：此處軸段是和錐形軸伸配合的，是安裝套筒的，可以通過錐形軸得出尺寸，此處選擇雙列圓柱滾子軸承：型號NN4944-W33 ，內(nèi)徑200 mm，外徑280mm，厚度80 mm 。
：滾動軸承處軸段，由滾動軸承確定。選擇雙列圓錐滾子軸承：型號352948，內(nèi)徑240 mm，外徑320 mm，厚度116 mm。
：安裝動顎板處軸段，此處設計直徑。
（2）各軸段長度的確定
：由大帶輪輪轂寬度，以及套筒可以確定。
:為軸肩，定位作用，可以初步設計。（退刀槽的長度）
：通過查表可得圓錐形軸伸長度 mm。
：此處軸段通過安裝套筒和軸承端蓋對軸承進行軸向定位和維護，此處套筒選取長度為40mm，則由此可得。
：安裝軸承端蓋和軸承處軸，可以根據(jù)軸承的規(guī)格得出。
：此處軸段是安裝動顎板的可以通過動顎板尺寸得出。
圖6.2 偏心軸
6.2 偏心軸細部結(jié)構
由表查得大帶輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為；各軸肩處的過渡圓角半徑和各軸段表面粗糙度見圖紙。[11]126
6.3偏心軸的校核
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，軸上其它零件傳遞的載荷相對來說就顯得微不足道了，所以計算時可把這些載荷忽略不計，而只考慮破碎力的作用，破碎力平均分布在動顎的兩個軸承上。
(1) 軸的力學模型的建立
① 軸上力的作用點位置和支點跨距的確定
軸承對軸的作用點按簡化原則則應在軸承寬度的中點，因此可決定偏心軸上動顎兩軸承的位置。經(jīng)計算
可得動顎處兩軸承之間的距離，軸承離支點的距離 。
② 繪制軸的力學模型
根據(jù)要求的傳動速度方向，繪制的軸力學模型圖見圖6-3（a）。
(2) 計算軸上的作用力
破碎力平均分布在兩個動顎軸承上，分別用、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，來表示。
(6-2)
(3) 繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖
① 由軸的力學模型圖可知偏心軸在水平的方向不受力，故不產(chǎn)生水平面的彎矩，因而偏心軸只產(chǎn)生垂直面上的彎矩,如圖6-3（b）：C、D處的彎矩相等，即
(6-3)
② 轉(zhuǎn)矩圖,見圖6-3（c）。
(6-4)
(4)當量彎矩圖，參看圖6-3（d）。
因為是單向回轉(zhuǎn)圖，所以扭轉(zhuǎn)切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數(shù)。
(6-5)
(6-6)
（5）校核軸的強度
進行校核時，通常只校核偏心軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即動顎軸承處C、D)的強度。
(6-7)
根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由所引教材表15-1查得。因，故強度足夠。
a) 力學模型圖 b）彎矩圖 c）轉(zhuǎn)矩圖 d）當量彎矩圖
圖6.3 軸的力學模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩圖
7 V帶及帶輪的設計
7.1 確定計算功率
（1）根據(jù)功率是根據(jù)傳遞的功率P，并考慮到載荷性質(zhì)和每天運轉(zhuǎn)時間長短等因素的影響而確定的。即[8]159
（7-1）
式中：——計算功率，單位為KW；
——傳遞的功率（例如電動機的額定功率），單位為KW；
——工作情況系數(shù)，見表8-6
由表查得工作情況系數(shù)，故
（7-2）
（2）選取窄V帶帶型
根據(jù)、由普通V帶選型圖確定選用SPC型。
（3）確定帶輪基準直徑
由表9.2-37和表9.2-38取主動輪基準直徑。
從動輪基準直徑
（7-3）
根據(jù)已知條件，取。[8]157
按要求驗算帶的速度，
（7-4）
帶的速度合適。
（4）確定窄V的基準長度和傳動中心矩
根據(jù)式,有
初步確定。
計算所需帶的基準長度
（7-5）
由表查得，選帶的基準長度。
計算實際中心矩
（7-6）
4.驗算主動輪上的包角
可得
（7-7）
主動輪上的包角合適。
5.計算窄V帶的根數(shù)z
（7-8）
由表查得、、
,
查表得
則有
（7-9）
取
6.計算預緊力
有： （7-10）
查表得，故
（7-11）
7.計算作用在軸上的壓軸力