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继续教育学院毕业论文题目双腔颚式破碎机设计学生姓名段彪学号924410200290班级:海南自考专业机电一体化指导教师2011年10月双腔颚式破碎机设计摘要2PE型双腔颚式破碎机是一种新型的复摆颚式破碎机,它有两个破碎腔并具有倒置的曲柄摇杆机构本文在分析复摆颚式破碎机机构运动方式的基础上,提出具有倒置4杆机构特征的双腔颚式破碎机该双腔颚式破碎机的工作方式是2个破碎腔交替破碎物料,不存在空行程的能量消耗,能量利用率高,单位功率明显下降,处理能力大幅提高,金属单耗也明显降低该结构具有良好的机构运动特性,能极大地改善齿板的运动状态,使物料更有利于破碎,并对齿板进行了改进,延长了齿板的寿命关键字双腔颚式破碎机;倒置4杆机构;破碎腔;处理能力;齿板Summary2PEdouble-cavityJawCrusherisanewtypeofcompoundpendulumJawCrusherithastwocrushingChamberandrockerwithupsidedown.AnalysisofJawCrusherwithacompoundpendulumbodyofthisarticleonthebasisofthemovementmadewithinverted4-barlinkagecharacteristicsofdouble-cavityJawCrusher.Thedouble-cavityJawCrusherworkingalternating2waycrushingcavitybrokenmaterialtherearenoemptystrokepowerconsumptionhighenergyutilizationpowerdecreasedsignificantlyprocessingpowersignificantlyincreasedmetalconsumptionissignificantlyreduced.Kinematiccharacteristicsofthestructurehasagoodbodycangreatlyimprovethemovementofplatesmakethematerialmoreconducivetobreakingandtheplateswillbeimprovedandextendedthelifeoftoothplate.Keywords:Double-cavityJawCrusher;Inverted4-barlinkage;CrushingChamber;Processingpower;Toothplate目录TOC\o1-2\h\u1概述
51.1破碎机的发展史
51.2颚式破碎机的主要部件
71.3国内外破碎机的发展现状
81.4双腔颚式破碎机的改进922PE250×500双腔颚式破碎机的设计
112.1总体方案的设计
112.2部分参数的选定
132.3电动机选择与确定
142.4破碎生产率
162.5传动带的设计计算
162.6机构受力分析
202.7偏心轴的设计
222.8轴承的使用寿命计算273偏心轴的机械加工工艺流程294设计总结315参考文献326致谢331概述
1.1破碎机的发展史在建筑行业、砂石行业、选矿行业迅速发展的今天,破石机械-破碎机对于大家已不再陌生,各种类的破石机械、破碎机械、破碎设备都在它们的使用领域做着突出的贡献其实破碎机在一百多年前就已经出现,经过多次的改良成为我们现在使用的模式在以后的时间里,破碎机随着人们的要求还会进一步改变第一台颚式破碎机是美国人E.W.Black于1858年设计制造的其结构形式为双肘板式颚式破碎机颚式破碎机即可用于粗碎作业,也可以用于中、细作业特别是被用于井下破碎作业和中、小型移动式破碎装置第一个旋回破碎机专利由美国人查尔斯-布朗申请与1878年,并由美国芝加哥盖茨铁工厂于1881售出第一台旋回破碎机旋回破碎机广泛地被用于大、中型选矿厂和大型采石场中,用以粗碎各种硬度岩矿物料圆锥破碎机最初由美国人西蒙斯兄弟设计,约在1920年开始应用于选矿厂1948年美国A.C公司研制成液压圆锥破碎机它能在机器运转中排出进入破碎腔的不可碎物,并能在运转中调节排矿口的大小,是破碎物品粒度均匀;70年代研制成用于控制液压圆锥式破碎机的自动控制器圆锥破碎机具有破碎比大,效率高,功耗少,产品粒度均匀等优点适用于对硬岩矿物料中、细和超细破碎锤式破碎机最早出现于1895年它广泛地被应用于水泥、选煤、火力发电、冶金、耐火材料等工业部门锤式破碎机可分为单转子和双转子两种,单转子又可分为不可逆式和可逆式两种其规格用其转子直径和长度表示反击式破碎机第二次大战后(1945年)出现于市场的新型高效率破碎设备,第一台反击式破碎机的设计者是原西德哈泽曼格公司黑德森博士它可以用于水泥、石棉、火力发电、玻璃、化工、建筑材料、冶金等工业部门用来对石灰石、石棉厂、煤、电石等脆性物料进行粗、中、细碎反击式破碎机可分为单转子和双转子两种,其规格用其转子直径和长度表示辊式破碎机出现于1806年,由于它的结构简单,易于制造,特别是它的产品过粉碎少,因此现在仍在选煤、烧结、水泥、玻璃、陶瓷等工业部门,以及小型选矿厂,特别是选矿试验室中应用辊式破碎机可分为单辊、对辊和多辊式辊式破碎机按其辊子表面情况可分为光辊和齿辊两种颚式破碎机是出现较早的破碎设备,因其构造简单、坚固、工作可靠、维护和检修容易以及生产和建设费用比较少,因此,直到现在仍然广泛地在冶金、化工、建材、电力、交通等工业部门,用于破碎抗压强度在147~245MPa的各种矿石和岩石的粗、中、细碎近年来,我厂为满足冶金、矿山、建筑等工业部门破碎高强度、高硬度的微碳铬铁的需要,专门研制了强力颚式破碎机颚式破碎机一般分为复摆颚式破碎机和简摆颚式破碎机两种,主要用于粗、中碎近年来,又出现用于细碎的复摆颚式破碎机和破碎高强度、高硬度微碳铬铁强力破碎机众所周知,颚式破碎机主要问题是颚板寿命低颚式破碎机用范围颚式破碎机主要用于对各种矿石与大块物料的中等粒度破碎,广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业被破碎物料的最高抗压强度为320MPa[摘自领硕学术网www.lsxueshu.com]颚式破碎机性能特点破碎比大,产品粒度均匀,结构简单,工作可靠,维修简便,运营费用低颚式破碎机工作原理工作时,电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转,使动颚周期地靠近、离开定颚,从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎,使物料由大变小,逐渐下落,直至从排料口排出通过分析普通颚式破碎机的工作方式,提出了双腔颚式破碎机的概念双腔颚式破碎机有2个破碎腔(见附图),即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,破碎机可以双工作行程状态下运行当曲柄在角度α范围回转时,破碎腔Ⅰ进行物料破碎,而破碎腔Ⅱ进行排料;当曲柄转到360°-α范围时,破碎机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
1.2颚式破碎机的主要部件
1、颚式破碎机机架颚式破碎机机架是上下开口的四壁刚性框架,用作支撑偏心轴并承受破碎物料的反作用力,要求有足够的强度和刚度,一般用铸钢整体铸造,小型机也可用优质铸铁代替铸钢大型机的机架需分段铸成,再用螺栓牢固链接成整体,铸造工艺复杂自制小型颚式破碎机的机架也可用厚钢板焊接而成,但刚度较差
2.颚式破碎机颚板和侧护板颚式破碎机定颚和动颚都由颚床和颚板组成,颚板是工作不分,用螺栓和楔铁固定在颚床上定颚的颚床就是机架前壁,动颚颚床悬挂在周上,要有足够的强度和刚度,以承受破碎反力,因而大多是铸钢或铸铁件
3.颚式破碎机传动件颚式破碎机偏心轴是破碎机的主轴,受有巨大的弯扭力,采用高碳钢制造偏心部分须精加工、热处理、轴承衬瓦用巴氏合金浇注偏心轴一端装带轮,另一端装飞轮
4.颚式破碎机调节装置调节装置有楔块式,垫板式和液压式等,一般采用楔块式,由前后两块楔块组成,前楔块可前后移动,顶住后推板;后楔块为调节楔,可上下移动,两楔块的斜面倒向贴合,由螺杆使后楔块上下移动而调节出料口大小小型颚式破碎机的出料口调节是利用增减后推力板支座与机架之间的垫片多少来实现
5.颚式破碎机飞轮颚式破碎机的飞轮用以存储动颚空行程时的能量,再用于工业形成,使机械的工作符合趋于均匀带轮也起着飞轮的作用飞轮常以铸铁或铸钢制造,小型机的飞轮常制成整体式飞轮制造,安装时要注意静平衡
6.颚式破碎机润滑装置偏心轴轴承通常采用集中循环润滑心轴和推力板的支撑面一般采用润滑脂通过手动油枪给油动颚的摆角很小,使心轴与轴瓦之间润滑困难,常在轴瓦底部开若干轴向油沟,中间开一环向油槽使之连通,再用油泵强制注入干黄油进行润滑
1.3国内外破碎机的发展现状国内外破碎机械存在差距的原因很多,其中市场需求不同是造成差距的客观原因,由于国际市场上优秀的破碎设备制造商集中在欧美地区,那里大规模的基本建设阶段已过去,市场对砂石料的需求不多,且环保要求又高,势必形成砂石场高度集中以大规模生产来实现环境保护,帮所需破碎设备规格大、自动化程试想高、机动性强满足这样的市场需求发展的破碎设备与国内产品不大一样,而我们正处于大规模的基本建设时期,各地对砂石料的需求剧增,引起投资砂石场热,遍地开花的砂石场往往规模小,只求上马快、投资少,供不应求的市场使粗制滥造、技术水平低下、耗能高、污染环境严重的产品纷纷进入,而这些设备往往只能以低价来占领市场,因此与国际上先进水平差距明显国际上专业的立轴冲击式破碎机制造商已普遍采用陶瓷制作耐磨零件,而不仅仅是硬质合金(碳化钨)和高铬铸铁陶瓷材料不但可耐较高的温度,而且有特别好的抗腐蚀性,因而在带有相当温度的物料高速冲击时耐磨性能良好国内的立轴立轴冲击式破碎机目前采用硬质合金和高铬铸铁材料,质量不稳定,易腐蚀和磨损,且易被金属件击碎,由于砂石场使用的破碎设备国内外产品差距明显,故国内高端市场,如规模较大的砂石场仍是进口的设备占多数
1.4双腔颚式破碎机的改进在分析复摆颚式破碎机机构运动方式的基础上,提出具有倒置4杆机构特征的双腔颚式破碎机该双腔颚式破碎机的工作方式是2个破碎腔交替破碎物料,不存在空行程的能量消耗,能量利用率高,单位功率明显下降,处理能力大幅提高,金属单耗也明显降低该结构具有良好的机构运动特性,能极大地改善齿板的运动状态,使物料更有利于破碎,并延长齿板的使用寿命并推导出双腔颚式破碎机主要参数的计算公式,比较了单、双腔颚式破碎机的主要性能参数认为双腔颚式破碎机整机性能优良,是具有发展潜力的新机型1机架颚式破碎机的机架宽度受破碎机给料口宽度的限制,变化不能很大,机架的长度受动颚、肘板调整座和肘板等零件结构的限制,不能随意改变,而降低机架上动颚悬挂点高度,在保证破碎腔深度略有增加的前提下降低机架给料口平面的高度既可使机架的强度变化不大,机构运动状况有较好的改善,又可使机架重量有较大的减轻,通过最终设计,新机架在和原机架强度基本同等的条件下重量减轻380公斤2动颚通过对动颚运动曲柄、连杆、摇杆机构各尺寸参数进行优化设计,获得了较好的运动特性新设计机与原机动颚运动参数比较动颚水平行程增大,提高了动颚的破碎能力和排料能力,即提高了破碎机的处理量动颚运动特性系数,垂直行程与水平行程之比的减小,减小了破碎单位物料所需磨损的齿板金属按照新确定的动颚参数设计出的动颚,由于动颚悬挂点位置降低使动颚长度减小,考虑到动颚宽度的适当减小对动颚抗弯强度影响不大而使用中大多数是动颚宽度方向的中部承受破碎力,活动齿板的厚度使动颚边部受较大破碎力时能将受力均匀地分布作用于动颚的整个受力面上因此,为减小动颚重量,将原先等于破碎腔宽度的动颚宽度减小40毫米,使动颚的重量比原先共减小了50公斤3齿板将固定齿板面两头的斜角减小,使破碎腔进料口处的最大啮角小于物料的滑动角,大大减小了进料口处的物料反跳现象,将整个破碎腔的平均啮角
19.5减小到17,增大了进料与排料速度,减小了齿板的磨损与反击式破碎机不同,这两项措施的直接效果就是提高了处理量减少了金属损耗齿板的最终失效状态是齿面基本磨平,分析失效后的齿板发现,原先齿板的剩余厚度过大,造成了材料的浪费而齿板的总厚度因结构所限不能减薄,因而采用齿板底面加深掏空深度的办法,既不影响齿板的使用寿命,又减小了齿板的重量,新齿板比老齿板减轻重量共60公斤4电机功率经过用户调查我们发现,目前颚式破碎机所配电动机的功率比实际所耗功率大,普遍存在不满负荷工作,而颚式破碎机均为空负荷负起动,不需要有过大的功率储备,将原来的22kW的电动机改为
18.5kW5飞轮因电机功率减小,飞轮在动颚退行程中所能储存的能量减小,同时动颚和活动齿板重量减轻通过计算,动颚进行较平稳破碎所需的飞轮惯性可减小飞轮重量可减轻200公斤6肘板调整座将原楔块,螺杆机构改为肘板座后插入垫片法调整排料口,虽然操作程序较以前稍多一点但可靠性大大提高,排料粒度稳定,机架后壁基本不生产磨损,整个机构的重量也较前减轻了120公斤由于调整机构的长度方向尺寸较小,使破碎机机架的长度也缩短7肘板肘板的长度对动颚的下部水平行程有少量的影响,肘板增长,下部水平行程略增,但机架的长度也将增大,机重猛增,肘板过短,则摆角过大,肘板磨损激烈,通过机重,生产率及肘板寿命等因素的综合平衡,确定肘板长度为250毫米较佳,肘板与肘板垫之间也由原来的滑动接触改为滚动接触,以提高使用寿命8对轴承盖,偏心轮和护边板也进行了合理的设计,尽量在满足使用要求的前提下减轻零件重量,取得了共减轻重量40公斤的效果制造经济效益按照新方案设计制造的颚式破碎机,其重量2870公斤,比原机减轻820公斤,合计降低成本4000元左右以每年生产100台计算,可降低成本40万元,扣除铸铁的模具更新费约2万元第一年就可为企业增利38万元,随着生产生产批量的增加,经济效益将显著提高2双腔颚式破碎机的设计
2.1总体方案的设计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
2.
1.1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颚等部件使动颚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.
1.2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
2.2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
2.
2.1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1/7-1/10B=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=
82.
2.2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°
2.
2.3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-
2.5B[3],B为给矿宽度取H=600mm
2.
2.4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=12-15mm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-
0.4b=9-12取sl=12mm偏心轴的偏心距通常复杂摆动是:s=2-
2.2r取r=7mm[3]
2.
2.5连杆长度l及推力板长度kl=
0.85-
0.9L=425-450[3]取l=440mmk=
16.5-25r=
115.5-175[3]取k=150mm
2.3电动机选择与确定
2.
3.1动腔的摆动次数主轴的转数根据公式[3]s:动腔下端的摆动行程cmn:主轴转速r/mina:排料层平均啮角度取最优值a=14°=303r/min
2.
3.2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=18LHrnkw[3]式中L:破碎腔的长度mH:固定颚板的计算高度mr:主轴偏心距mn:主轴转速r/min=
11.45kw
2.
3.3电动机的转速通常带传动比I=2-4取I=3电动机的转速
2.
3.4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倍感所以选择查表12-1
[11]Y180L-6三相异步电动机电动机型号颚定功率/kw满载转速/r/min堵转转矩最大转矩Y180L-
6159702.
02.
02.4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μ1=
0.65-
0.75取μ1=
0.7n:主轴转速r/minL:破碎腔的长度mb:排料料公称宽度ms:动腔下端的摆动行程m
2.5传动带的设计计算传动比公式取I=
32.
5.1确定计算功率P:皮带传动的颚定功率:工作状况系数在此取;[11]
2.
5.2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查表[11]选取C型V带
2.
5.3确定带轮的基准直径1小带轮的基准直径由图11-8推荐值为200-315mm及表11-8[11]初选依表11-8[11]选取
②验算带和速度v在5-25m/s范围内故所选皮带的速度合适
2.
5.4确定中心距a和带和的基准长度Ld2根据
0.7d1+d2≤≤2d1+d
20.7250+710≤≤2250+710672≤≤1920初选计算带长L确定Ld根据Ld和V带型号由表11-2[11]Ld=4500mm3确定实际中心距a4验算小带轮上的包角α1符合包角要求
2.
5.5确定皮带根数Z式中::单根V带颚定功率:单根V带基本功率增量Ka:包角系数Kl:长度系数查表11-4=
7.04[11]查表11-5=
0.83[11]查表11-6Ka=
0.95[11]查表11-2Kl=
1.04[11]=
2.70取Z=3根
2.
5.6确定带的预紧力F=
450.0+
48.31=
498.31N
2.
5.7计算V带对轴的压力Q=2802N
2.
5.8带轮的结构设计带轮宽B=Z-1E+2f式中查表11-3[11]E=
25.5±
0.5mmZ=3=85mm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dd300mm所以带轮采用铸铁V带轮的典型结构之一腹板式[11]根据以上条件查表21-2[10]得V带轮C型槽数Z轮缘宽Bmm基准直系ddmm孔径d0mm毂长Lmm38571095120表一
2.6机构受力分析
2.
6.1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式中LH: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
2.
6.2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 ;
③Tcb:肘板对物料的作用力;T1Tcb对动颚的垂直分力;T2Tcb对动颚的水平分力;对D点取受力矩平衡方程式,可得PjsLm=T1a
④Pjs:物料对动颚的作用力;将
③④两式综合可得
⑤得
⑥ 同理,对D点受力Rhd进行受力分析,可得
⑦Rhd:动颚偏心轴的轴承反力对B点取力距平衡方程式,可得R1a=Pjsa-Lm
⑧R1: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;
⑨R2Rhd对动颚的水平分力由
⑥⑨两式可得⑩=T2=50598N; 由
⑧式可得 ;将⑩⑾代入
⑦式可得
2.7偏心轴的设计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
2.
7.1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=
0.95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[11]式中A与轴材料有关的系数其值可查表15-2取A=110P传递的功率n轴的转速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
44.4х
1.05=
46.6mm初定偏心轴的形状如下图1-
42.
7.2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+1-3mm;取L1=123mm由图可知其轴承安装在L3L5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=10h2≥
11.2mm取h2=12mm所以d6=d5+2;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 所以即L6≤240mmL6两端各留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=2L1+L2+L3+L4+L5+L6=2123+74+46+74+130+160=1054mm轴的各段数值如下图所示:
2.
7.3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=60300NB.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扭矩图C.轴的强度校核通常只校核偏心轴上承受最大计算弯矩的截面的强度,由图可知危险截面为动颚轴承处按第三强度理论,计算弯曲应力转距=
35.63mm≤138 mm故动颚轴承得截面安全
2.8轴承的使用寿命计算表2轴承段所选的轴承型号dDBL33032613028058L523032E16027086L3:圆锥滚子轴承;L5:调心滚子轴承在偏心轴上使用的两对轴承,在工作的过程中其主要受径向作用力,其轴向力可以忽略不计该轴的径向载荷等于破碎力即R=F/2=60300/2=30150N当量动载荷为P=XR滚动轴承的寿命计算公式式中Lh:基本颚定寿命,(h);P:载荷(N);N:轴承转速(r/min);C:基本颚定动载荷,(N);ε指数,对于滚子轴承,ε=10/3;=
14338.87h=
14927.96hLh8000h适合计算要求3偏心轴的机械加工工艺流程有前面的设计可知偏心轴的结构如下图所示:偏心轴在破碎机中是一动力传递部件而且还是动颚的支持体是破碎机的一主体部分是破碎机的一典型零件其结构设计尤为重要其重要性在第五章中已经论述过在此不再重述偏心轴与其上的零件有多种配合为了达到配合要求其加工工艺过程则显得重要除了保证其刚度和强度合理的工艺流程使之既满足强度﹑刚度要求又能满足可靠性要求而且重量轻和经济效率最好以求得技术上先进经济上合理下面是偏心轴的机械加工工艺:流程:
1.下料锯床下料150×1000锯床
2.划线划中心十字线和孔线划钳
3.镗镗端面到总长度为930打中心孔偏心孔8镗床
4.车粗车:一端顶轴外圆另一端顶住中心孔粗车一头各段外圆到偏心段外圆和偏心及长度均留余量单面5~7mm精车:一头顶住偏心孔扎外圆另一端顶住偏心孔精车偏心段各段外圆外圆及长度均留5~7mm余量
5.检检查以上各道工序
6.热调制处理即淬火后高温回火的热处理;调质可以使钢的性能,材质得到很大程度的调整,其强度、塑性和韧性都较好,具有良好的综合机械性能;HB=220~
2407.车修理中心孔和偏心孔分别发两中心孔定位四爪扎外圆半清车95100等外圆1:12锥度均留余量1~2mm长度车对c63加长车偏心孔定位顶住四爪抓牢半精车外圆120等各外圆到尺寸长度车对车各圆角R
2.5车中心孔定位顶紧扎牢精车外圆左的锥度兑换及等外圆到尺寸车对长度车准圆角R3两处子45°倒角两处调头中心孔定位顶住扎牢同理精车准的锥度段及等外圆到尺寸车对长度车准圆角R
2.5两处子°倒角两处
8.检检查以上各道工序
9.划注意偏心轴偏心部位划中心十字线划2-3mm2-18mm键槽和止退槽加工线划两端6-8M螺孔位置线
10.铣铣对2-3mm2-18mm键槽到尺寸注意形位公差立铣
11.检检查以上工序
12.镗划正钻对一头2-M8底空
13.9深25铣端余量到尺寸;调头同样铣对2-M8到
13.9铣去端面镗到总长工镗床
13.检检查以上各工序
14.攻枚准6-M8螺孔
15.检检查以上各道工序入库上油4设计总结做完这次设计任务后我有种如释重负的感觉,收获很多,没做之前想得太过简单,以为只要把资料收集好就万事俱备了,具体操作时才知道自己错了,只有想法犹如纸上谈兵,根本解决不了实际问题想象和现实相差太远,做事不能太盲目,要深思熟虑毕业设计不仅是对所学知识的一种检验,而且也是对自己能力的一种提高通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺,自己要学习的东西还太多,通过这次毕业设计,我明白了学习是一个长期积累的过程,在以后的工作、生活中都应该不断的学习,努力提高自己知识和综合素质俗话说万事开头难,我相信经过这次的历练,我以后一定会做得更好,更出色让我感触最深的是知识一定要通过实践来体现一个人即使满腹经纶也需要一个平台来展示,我们正是通过作品展示了我们学习的价值这次杂志虽然也有些不足之处,但我相信在以后的工作学习中我定会引以为戒,将不必要的失误消灭在萌芽中整体上来说我还是比较满意,没有出现什么大的失误,通过做设计,我对设计的制作流程也有了进一步的了解在设计过程中,通过查阅大量相关资料,与同学交流经验,并向老师请教等方式,使自己学到了不少知识,也经历了不少艰辛,获益匪浅整个设计培养了我独立工作的能力,树立了对自己工作能力的信心,同时也是对自己的进一步肯定相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响这次毕业设计使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦,同时最重要的要感谢一直支持和指导我的老师,还有我的同学由于作者水平有限,不足之处在所难免,欢迎指正,谢谢!5参考文献
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2006.3
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2005.8致谢不知不觉一个月过去了,我的毕业设计也即将画上句号毕业设计是对我们大学三年所学知识的检验,也是对我们所掌握的专业知识的综合运用一个月的努力,让我充实了很多,从拿到毕业设计题目到初步完成初稿,这期间我遇到了很多难题,查了许多资料,也请教了许多老师和同学,逐渐不断的请教和自己不断的学习积累,使我对毕业设计课题的认识和理解日渐加深我感觉自己进步很快可以说,毕业设计的完成除了我个人的努力外,还有指导老师的不断教诲和同学们的大力支持首先,我要感谢我的毕业设计导师本论文是在老师的悉心指导下完成的,从课题选题、方案制定,试验研究到完成论文,无不倾注了导师的智慧和关怀,可以说,没有导师的关怀、指导和帮助,完成此毕业论文将困难重重,在此,谨向老师致以崇高的敬意和衷心的感谢,并道一声:老师辛苦了其次,我要向关心我、支持我的家人道声:谢谢你们的厚爱向曾任过我的本科生课程的老师、关心我的机电学院的领导、机械系的老师致以衷心的感谢!并向上述单位的领导、有关专家和同学致以深深的谢意,并致崇高敬礼!由于作者水平有限,毕业设计难免存在问题,恳请指正。