摘 要 本文阐述了粉碎理论，介绍了颚式破碎机的发展过程以及国内外的创新发明，全面的说明本次颚式破碎机的设计过程。在得到题目后，我查阅了大量的资料和文献，作了大量的调研工作，选取了合适的电动机，设计了V带轮、偏心轴 、动颚、固定颚、衬板等各种零件，还根据技术指标计算、校核主轴的转速、电机功率，设计合理的传动系统。 最后还稍微粗略地介绍了颚式破碎机的一些使用和维修方面的知识. 关键词： 颚式破碎机 偏心轴 动颚 固定颚 衬板 传动系统 V带轮 ABSTRACT The paper expounded smash theory, introduced jaw-breakers and the innovation and development process, a comprehensive description of this jaw-Breakers design process. With the topic, I consulted a lot of information and documentation, a large number of surveys and studies, as a suitable electric motors, designed V bellt, eccentricity axle and moving jaw, fixed jaw, various parts scaleboard also calculated on the basis of technical specifications, the degree of rotational speed line, electrical power, the rational design of the transmission system. Finally I also somewhat simple introduced jaw-Breakers some knowledge of the use and maintenance. Key words： jaw-breakers ;eccentricity axle ; moving jaw ; fixed jaw ; scaleboard ;the transmission system ;V bellt. 第一章 毕业设计总论 1.1 选题意义 粉碎(包括破碎和磨碎)是当代快速的提升的经济社会必不可少的一个工业环节。在各种金属、非金属、化工矿物原料及建筑材料的工艺流程中，粉碎作业要消耗巨大的能 量，而且又是个低效作业。物料粉碎过程中，由于作业中产生发声、发热、振动和摩擦等作用，使能源大量消耗。因而多年来界内人士一直在研究怎么样达到节能、高效地完成破碎和磨碎过程。从理论研究到创新设备(包括改造旧有的设备)直至改变生产工艺流程。 目前破碎理论、工艺和设备的研究主要着重于：(1)研究在破碎中节能、高效的理论，也力求找出新理论突破人们已熟知的破碎三大理论；(2)研究新的非机械力的高能或多力场联合作用的破碎设备，目前还没见有工业化的设备，只是研究阶段；(3)改进现有设备，这方面经常是按照每个用户个人需要来进行而不见市场上大规模生产或研制新设备。 对于上述诸问题，由于国外矿山自80年代以来发展缓慢使得这方面进展不大。国外新设备较少，国内由于国营大型矿山投入极少，也没什么发展，而中小矿山由于各地原料的需求不等，近几年得到一定的发展。 物料破碎是一个历史悠远长久的线年代艾利斯－查尔默斯公司就开始大规模研究破碎工作，年代得出具有重大意义的结论。随着研究的深入人们熟知了高功率的破碎作业可拿来改善能源效率和降低生产所带来的成本。B．H．Bergstrom在研究单颗粒破碎时发现，在空气中一次破碎的碎片撞击金属板时 明显地产生二次破碎，一次破碎的碎片具有的动能占全部破碎能量的45％。如能充分的利用二次破碎能量，则可提高破碎效率。也有人指出，较小的持续负荷比短时间的强大冲击更有希望 破碎物料。我国胡景昆和徐小荷研究颗粒的粉碎时得出结论，静压粉碎效率为100%，单次冲击效率在35%～40％左为了节约能量，提高粉碎效率，应多用静压粉碎，少用冲击粉碎。Schonert研究表明，如果使大批脆性物料颗粒受到50MPa以上的压力，就能够由“料层粉碎”节约出可观的能量。目前“料层粉碎的理论”已为粉碎界的公认，根据料层粉碎理论研制的新设备有美国诺德伯格公司的旋盘圆锥破碎机、俄罗斯的惯性圆锥破碎机等。 多碎少磨的原则指导研制以料层粉碎原理的新型破碎机是当前主要方向。1996年第四届全国粉体工程学术会议上邓跃红、张智铁发表了《物料粉碎分形行为的研究》一文，作者觉得破碎理论的研究应归结为3个大的方面：强度理论的研究、破碎效果的评价、破碎功耗的研究。长期以来，粉碎理论的研究主要 停留在经验应用和统计推测上，人们了解粉碎的规律尚不明确、不系统。人们期待新理论的 出现会给破碎领域带来一次变革。 1982年B．Mandelrot提出分形理论应用在石理论研究方面，而作者把它应用在破碎理论上。经过研究，作者成功地运用了分形理论推导了强度与缺陷分布分维数之间关系，建立了粉碎颗粒粒度分布模型，找到了分维数、分布指数与破碎概率之间的关系，用颗粒表面分维数Ds将3个功耗理论统一起来。 为了优化颚式破碎机工作，马少健和陈炳辰利用实验室小型复摆颚式破碎机，分别进行单颗粒给料、窄粒级给料和混合粒级给料的破碎试验，研究结果是：(1)影响颚式破碎机产物粒度特性的因素除物料自身硬度以外，还与包括给料粒度大小、组成、排口尺寸以 及破碎腔内物料的松散状态有关；(2)在颚破机破碎物料时，无论是料层破碎还是单颗粒破碎，给料粒度增大，产物粒度变小。因此，生产中应根据给料粒度选择适宜规格的颚式破碎机和调节排料口尺寸；(3)料层破碎较单颗粒破碎更能降低破碎产物粒度。因此生产中应尽量维持破碎机的破碎腔内适宜的料层，以减小破碎产物粒度。19世纪40年代，北美的采金热潮对颚式破碎机发展有很大的推动作用。19世纪中叶，多种类型的颚式破碎机研制出来并获得了广泛的应用。上个世纪末，全世界已有70多种不同结构的颚式破碎机取得了专利权。 1858年埃里．布雷克(El．Blake)取得专利权，制造双肘板颚式破碎机(图1)，现在最常用的颚式破碎机是布雷克的颚式破碎机和更近代制造的单肘板颚式破碎机(图2)。颚式破碎机最大的弱点之一是它们在一个工作循环内只有一半时间进行工作。 图1布雷克颚式破碎机 图2单肘颚式破碎机 我国颚式破碎机的研制与改进取得了一定成果。如我国破碎专家王宏勋教授和 他的学生丁培洪硕士引用了“动态啮角”的概念，开发GXPE系列深腔颚式破碎机，当时在国内引起一定的轰动。该机与同种规格破碎机相比，在相同工况条件下，解决能力可提高20%～25％，齿板寿命可提高1～2倍。该机采用负支撑零悬挂，具有双曲面腔型。 第二代GXPE250×400负支撑在第一代的基础上进行了全面改进，增大了破碎比，降低了产品粒度，最大给料粒度为220mm，小时产量为5～16t，排料口调整范围为10～40mm给料抗压强度小于300Mpa PEY4060液压保险颚式破碎机，以液缸为过载保护设施，正支撑、正悬挂、深破碎腔。该 机最大给料粒度为340mm，排料调整在30～100mm之间，生产能力为10～40t／h。 北京矿冶研究总院林运亮等人与上海多灵－沃森机械设备有限公司合作开发了PED低矮可拆式颚式破碎机。该机是一种适于井下作业特殊条件下的新型颚式破碎机。机械本身高度低，动颚位置低，固定颚位于动颚和偏心轴之间。 多灵－沃森机械设备有限公司的戎吉华高级工程师集多年实践经验设计了目前国内最大的1200×1500复摆颚式破碎机。颚辊破碎机 将高效率节约能源的颚式破碎机和对辊破碎机有机的结合在一起，研制出了颚辊破碎机，如图4所示。该设备是采用单电机或柴(汽)油机驱动。当整机放在拖车上被牵引拖动时，便成为移动式颚辊破碎机(图5)。颚辊破碎机的工作原理是：电机或柴(汽)油机驱动下部对辊破碎机主动辊部，主动辊部经过桥式齿 轮带动被动辊部反向运转。同时主动辊部另一端经胶带传动带动上部颚式破碎机工作。通过调整对辊破碎机的安全调整装置，调整两辊间的间隙，可得到最终要求的粒度颚辊破碎机具有破碎比大(i＝15～16、高效率节约能源、体积小、重量轻、驱动方式多样和移动灵活、可整机也可分开单独使用等特点。特别适于深山区中小型矿山和建筑工地材料的破碎，也可作为“移动式选厂”的配套破碎系统。 1颚式破碎机2破碎物料3对辊破碎机 减振弹簧 图4颚辊破碎机破碎原理图 1深腔曲线(移动式)颚辊破碎机结构图一种大传动角颚辊破碎机克服了复摆颚辊破碎机的抬矿、机体高、主轴承受力大等缺点，它具有如下优点：用较小的偏心距能得到较大的水平行程，因而可降低能耗，动颚与给料口方向一致(图6)，从而排出复摆颚辊破碎机的抬矿作用。肘板置于动颚给原上海建材工业学院利用“固定容积”原理，推导出有独特见解的修正高斯曲线方程，利用该方程设计出新一代的PEX－150×750－A型细碎颚式破碎机，该设备的破碎腔 为“直线-外旋轮线-修正高斯曲线”型高深式破碎腔，如图7所示。该机与国内同种类型的产品 相比，具有运转平稳、破碎比大、产量高(提高20%左右)、噪音小、运行的成本低等特点。该 产品已获得的国家专利，大多数都用在水泥、选矿、冶金、陶瓷、化工等行业各种磨机的预粉碎 (细碎)。 图6大传动角新型颚式破碎机机构简图图7 1.3.4振动颚式破碎机 振动颚式破碎机是俄 罗斯MexaHoδρ研制的。该机利用不平衡振动器产生的离心惯性力和高频振动实现破 碎。具有双动颚结构，两个振动器分别作用在两动颚上，转向相反并可实现自同步，使两动 颚绕扭力轴同步振动。通过扭力轴能调整振幅从而控制产品粒度。适用于破碎铁合金、金属屑、砂轮和冶金炉渣等难碎物料，可破碎的物料抗压强度高达500MPa。设备规格80×300、100×300 、100×1400、200×1400、和440×1200等。动颚摆频率为13～24Hz，功率15～74k W，破碎比可达4～20，现已有数十台设备用来生产。结构见图9。 1-机座；2-颚板；3-不平衡振动器；4-扭力轴 图9振动颚式破碎机V=Лdd1n1/60*1000=3.14*250*970/60*1000=12.7m/s〈35m/s 带的速度适合。 4. 确定V带的基准长度和传动中心距 根据0.7（dd1+dd2）〈a0〈2（dd1+dd2），得 0.7（250+800）〈a0〈2（250+800） 735〈a0〈2100，初步确定中心距a0=800mm。 根据公式L`d=2a0+Л/2*（dd1+dd2）+（dd1-dd2）24a0得 L`d=2a0+Л/2*（dd1+dd2）+（dd1-dd2）2/4a0 =2*800+3.14/2（250+800）+（800-250）2/4*800 =3298mm 查表得，选取带的中心距为3200mm 根据公式a=a0+（Ld-L`d）/2得 a=a0+（Ld-L`d）/2 =800+（3200-3298）/2 =849mm 5. 验算主动轮上的包角α 由公式α1=180(-（dd2-dd1）*57.5(/a得 α1=180(-（dd2-dd1）*57.5-(/849 =180(-（800-250）*57.5(/849 =142.8(120( 主动轮上的包角合适。 6. 计算V带根数 由公式z=Pca/（Po+ΔPo）KaKl得 由n1=970n/min、dd1=250mm、i=3.2， 查表得Po=7.18，ΔPo=0.83，Ka =0.91，Kl=0.90 所以，z=Pca/（Po+ΔPo）KaKl =24/（7.18+0.83）*0.91*0.90 =5.58 应取C型V带6根。 7.计算预紧力Fo 由公式知 Fo=500*Pca（2.5/ Ka-1）/vz+ qv2 查表得q=0.3kg/m，所以 Fo=500*Pca（2.5/ Ka-1）/vz+ qv2 =500*24*（2.5/0.91-1）/12.7*6+0.3 *12.72 =323.5N 8. 计算作用在轴上的压轴力Fp 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力Fp。如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似地按带的两边预紧力Fo的合力来计算，即由公式Fp=2zFosinα/2得 Fp=2zFosinα/2 =2*6*323.5* sin142.8(/2 =3679.2N 9. 带轮的结构设计 带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构及形式；根据带轮的截型确定轮槽尺寸；带轮的其他结构可以参照经验公式计算。确定了带轮各部分的尺寸后，即可绘出零件图，并按工艺要求注出相应的技术方面的要求等。 铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式：实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。 带轮的基准直径dd小于等与2.5d（d为轴的直径，单位为mm）时，可采用实心式；当dd小于等于300mm时，采用腹板式（当D1-d1大于100mm时，可采用孔板式）；dd大于300mm时，可采用轮辐式。 查表（GB/T11544-1997，GB/T13575.1-1992）得，C型带中的一些参数如下： bd=19.0 ， ha最小值为4.8， hf最小值为14.3， f最小值为17， e最小值为25， 带轮宽150（以上数据单位均为mm）， α=36度。 飞轮和从动三角带轮直径一样，为800mm，宽度150mm。材料选用铸铁HT200，主要起蓄能，平衡，稳定运转，均匀负荷的功能。带轮的选用样式如下图所示。 推力板是连接连杆、动颚和机架的中间连接构件，起着传递连杆作用力的作用。推力板工作时承受压力的作用，用铸铁铸成整体。推力板有一定角度的摆动，它与其它部件采用活铰连接。为了尽最大可能避免磨损，顶座、连杆和动颚的底部有沟槽，内部都镶嵌有容易更换的衬套，叫做推力板支座或支撑滑块。推力板支座用高锰钢制造。为增加推力板的耐磨性，我在端头部分作冷硬处理。为减少推力板和推力板支座的磨损，除了经常在其结合处注入润滑剂处，还要防止灰尘和细粒物料进入结合处，所以在结合处的上部应加装挡灰板。 从动大带轮选择孔板式 主动小带轮选择腹板式 2.3.4拉紧装置 拉紧装置由拉杆、弹簧及调节螺母等零件组成。拉杆的一端铰接在动颚底部的耳环上；另一端穿过机架壁的凸耳，用弹簧及螺母张紧。当连杆驱动动颚向前摆动时，动颚和推力板将产生惯性力矩而，连杆回程时，由于上述惯性力距的作用，使动颚不能及时回程摆动，有使推力板跌落的危险。因而要用拉紧机构使推力板与动颚、顶座之间经常保持紧密的接触。在动颚工作行程中，弹簧受到压缩在卸料行程中，，弹簧伸张，拉杆借助弹簧张力来平衡动颚和推力板向前摆动时的惯性力，使动颚及时向反方向摆动。 我选取的弹簧型号是GB/T2089—94。弹簧是一种弹性元件，它可以在载荷作用下产生较大的弹性变形。该主轴系统模块设计过程中，由于设计离合器和制动拨叉的需要，需选用一个圆柱螺旋弹簧在主轴滚压成型时把主轴系统顶到一固定位置和滚压头接触进行滚压成型。，由于硅锰弹簧钢中加入了硅，故可以明显提高弹性极限，并提高了回火稳定性，因而可以在更高的温度下回火，从而得到良好的力学性能，因此该弹簧选用硅锰弹簧钢制造的圆柱螺旋弹簧。 2.3.5保险装置 颚式破碎机的保险装置，是当颚腔内进入不能破碎物体时，使破碎机停止工作，从而保护了动颚、机架、偏心轴等大型贵重不见免受损坏。我设计的推力板用铸铁制造，推力板的最小断面尺寸是根据破碎机在超负荷时，能自行断裂而设计的。这样，当破碎机过载时，推理板折断，动颚即停止摆动。 2.3.6螺栓组连结的结构设计 螺栓组连结结构设计的最大的目的，在于合理确定联结结合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求个螺栓和联结结合面受力均匀，便于加工装配。 1 联结结合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称的布置螺栓，使螺栓阻挡对称中心和联结结合的对称面的性心重合，来保证联结结合面受力均匀。 2 螺栓的布置各螺栓的受力合理。对于铰制空螺栓连接不要在平行于工作载和的方向上成排的布置八个以上的螺栓，以免在和分布过于不均。当螺栓连接承受玩具或转矩时，应是螺栓连接的位置适当靠近边缘，以减小螺栓的受力，如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷， 应采用销，套筒，键等抗剪零件承受轴向载荷，以减小螺栓的预紧力及结构尺寸。 3 螺栓的排列应由合理的间距，边距。螺栓布置时，各螺栓轴线件以及螺栓轴线和机体比肩的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来确定。 4 分布在同一圆周上的的螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔的分度和划线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径长度均相等。 5 避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除结构上保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被连接件，螺母，螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。在铸，煅等粗糙平面上安装螺栓时，应制成凸台或沉头座。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈等。 使用和维修 3.1破碎机的使用 颚式破碎机是在工作条件恶劣的情况下运转的。因此，注意使用好机器正常运作，提高机器的生产率。 破碎机的开动前，应检查破碎腔内有无矿石或杂物等。如果有矿石或杂物，启动前必须清洗整理干净，以保证破碎机在空载下启动。 起动之前必须用铃或信号进行事先预告。 启动破碎机时，应先开动油泵电动机，并观察油压、油流指示器，然后再开动主电动机。启动后，经过一段时间，才可以做到正常回转速度，因此工厂的操作须知中，都应规定破碎机的启动时间。在启动后，机器没有杂音或敲击声，才允许给矿。给矿均匀，尽可能的避免过载。 3.2破碎机的维修 为使破碎机高效率地工作，应严格遵守维修规程。如果维修的不好，将使破碎机零件损坏加快，以致造成破碎机计划外的修理或紧急修理。所以及时地发现和修复被磨损的零、部件，是提高机器生产率的重要措施。 颚式破碎机的计划检修，有三种类型：小型、中型、和大型。 维修方法：1.颚式破碎机的拆卸；2.更换破碎机衬板；3.心轴、偏心轴、轴瓦的修理；4.更换推力板。 参考文献 [1]郭年琴.复摆颚式破碎机机构受力分析计算机计算与分析[J].南方冶金学院学报,1993,(3):43-48. 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2024年新青岛版（六三制）五年级上册科学全册知识点（复习资料）.doc
《CECS17-2016埋地硬聚氯乙烯给水管道工程作业规程.》.pdf
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