小型簡擺式顎式破碎機

概述破碎機械是一種利用機械力量將固體物料分解成更小的顆粒的設備，它可以有效地消除物料的內(nèi)部結(jié)構(gòu)。破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、劈裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的綜合。對于堅硬的物料，適宜采用產(chǎn)生彎曲和劈裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產(chǎn)生沖擊和劈裂作用的機械；對于具有粘性和韌性的物料，適宜采用產(chǎn)生擠壓和碾磨作用的機械。一般來說，物質(zhì)的分類可以分為三種：粗碎、中碎、細碎。這三種分類的物質(zhì)的進料粒徑可以在表1——1中找到。而對于這三種分類，可以使用不同的機器來完成。表1—1物料粗碎、中碎、細碎的劃分（mm）類別入料粒度出料粒度粗碎中碎細碎300～900100～35050～100100～35020～1005～15在生產(chǎn)水泥和石灰的過程中，經(jīng)過精心研磨的原材料會被轉(zhuǎn)化成更小的顆粒。根據(jù)研磨的精細程度，這些顆?？梢员粍澐譃槠胀墑e和高級級別。破碎機的加工效率遠遠超過粉磨機，它可以有效地將原材料進行破碎，從而大大提升加工效率，同時還可以有效減少電能消耗。在工業(yè)生產(chǎn)中，通常會使用i與D的比例作為評估物質(zhì)在破碎過程中的大小的指標，這個指標被稱作平均破碎比。 (1-1)通過計算破碎比，可以更準確地評估破碎機的效率，并且這個比值通常是破碎機的入口直徑除以出口直徑的平均值。當使用破碎機處理原材料時，通常會發(fā)現(xiàn)物料最大尺寸比允許的范圍要窄，因此，物料的破碎比僅為公稱破碎比的0.7～0.9。不同的破碎機具有不同的最大處理能力，通常在i=3～30之間。但當需要進行更復雜的處理時，就需要使用更復雜的設備，例如兩臺甚至更多臺的多級破碎。當采用多次破碎的方式，其中每一次的破碎量都會相應地減少。在選擇破碎機時，應該根據(jù)它的結(jié)構(gòu)和功能來決定，并且要考慮以下因素；物料的物理特征，例如脆性、粘度、水分和泥沙的含量以及最大投料量等，根據(jù)最終的成品數(shù)量、等級標準、所需的破碎設備種類及其處理能力，來確定最佳方案,通過采用先進的技術(shù)和經(jīng)濟指標，不僅能夠滿足質(zhì)量和數(shù)量的要求，而且操作簡單、工作可靠，同時還能夠盡可能地降低成本。2物料破碎及其意義2．1物料破碎及其意義從礦山開采而得的礦石，顆粒尺寸通常介乎200～1300mm，而地下礦的顆粒尺寸則介乎200～600mm，這些原礦不能直接在工業(yè)中應用，而需要通過破碎、磨礦等處理，以確保粒度符合標準，以滿足實際的需求。通過破碎，將塊狀礦石變?yōu)榱６却笥?～5mm的產(chǎn)品。2．1．1破碎的目的（1）制備工業(yè)用碎石通過破碎篩分，可以獲得各種不同粒徑的碎石，這些碎石可以被用于建筑、水電、鐵路等多個領(lǐng)域，可以滿足各種工程的要求。（2）使礦石中的有用礦物分離通過對礦石進行破碎，能夠提取出富含各種元素的優(yōu)質(zhì)礦物。通過這種方法，能夠提取出富含各種元素的優(yōu)質(zhì)精礦，并通過篩選來提取出更優(yōu)秀的產(chǎn)量。（3）磨礦提供原料磨礦工藝是對大于1～5mm顆粒的精細加工，比如煉焦、燒結(jié)、制團、粉末冶金、水泥，都通過破碎工藝提供原料，再通過磨礦工藝使物料達到要求的粒度。2．1．2破碎工藝在選擇破碎產(chǎn)品時，首先必須考慮其使用的目的，即降低整個生產(chǎn)過程的費用。把原礦粒度與破碎產(chǎn)品粒度之比，稱為總破碎比，一般較適宜的粒度為10～25mm。若礦開采出來的原礦粒度為200～1300mm則破碎作業(yè)的總破碎比的范圍為： imax=Dmaxdmin=300 imin=Dmin為了獲得所需的細小顆粒，當物料被多臺破碎機共同處理時，每臺設備的破碎比會受到嚴格的控制，從而保證其正常運轉(zhuǎn)。具體的破碎比參照表2—1。通過計算出每一個部件的最大破碎比，可以更好地利用串聯(lián)式破碎機的優(yōu)勢，避免對較大的顆粒物質(zhì)的過度沖擊。這樣就可以實現(xiàn)對顆粒物的高效粉碎，達到最佳的生產(chǎn)效果。表2—1各類破碎機的破碎比破碎機型式流程類型破碎機范圍顎式破碎機的旋回破碎機開路35標準圓錐破碎機開路35標準圓錐破碎機（中型）閉路48短圓錐破碎機開路36短圓錐破碎機閉路48圖2-1展示了一種破碎機的工作流程，其中原礦被固定在篩分后。將碎片放入顎式破碎機2中，將碎片中的顆粒篩選出來振動篩3將顎式破碎機2的成果進行篩分，以確保質(zhì)量；通過圓錐破碎機4的破碎，將物料篩選出來，并進行進一步的分類。通過振動5篩分，將產(chǎn)品分離出來，并將其送入磨機8進行研磨。將原材料投放到礦井7中，經(jīng)過精確的篩選，最終進入圓錐破碎機6破碎。破碎機6和振動篩5組成的封閉系統(tǒng)可以實現(xiàn)多次重復的破碎作業(yè)。封閉破碎系統(tǒng)通過顎式破碎和篩分來實現(xiàn)破碎和分離。顎式破碎機2和圓錐破碎機4的產(chǎn)品都經(jīng)過了嚴格的篩選，最終被送入使用場地。接下來的步驟就是拆除障礙。1—固定篩2--顎式破碎機3、5—振動篩4、6--圓錐破碎機7–礦倉8-磨機圖2-1破碎機機流程圖2．2破碎物料的性能及破碎比2．2．1粒度及其表示方法粒度可以通過測量礦石的幾何尺寸來確定。通過計算長度和寬度的平均值來表示礦塊的大小。平均直徑d測量尺寸平均直徑，可以準確地估算出每個礦塊的尺寸，從而確定其破碎比。 d=（L+b+h)÷3 （2-3）式中L礦塊的長度（mm）b礦塊的寬度（mm）h礦塊的厚度（mm）式用長、寬的平均值表示： d=（L+b）/2 （2-4） 平均直徑一般是用來計算給礦和排礦單個礦塊的尺寸以確定破碎比。等值直徑d當?shù)V石的尺寸較小時，平均直徑就能夠被準確地描述。這種方法通過把細粉狀的顆?？醋鲆粋€整體。 dw=A6×V式中m礦料質(zhì)量（kg）ρ 礦物密度kg/mV礦料的體積（m3粒級平均直徑d經(jīng)過精細的篩選，可以準確地測量出各種粒度的礦粒群的平均直徑，當粒級的粒度范圍很窄，上下兩篩的篩孔尺寸之比不超過2=1.414時，可用粒度平均直徑表示，即 d=(d1+d否則用d12．2．2破碎產(chǎn)品的粒級特性篩析法被廣泛用于評估破碎產(chǎn)品的質(zhì)量以及評估破碎機的處理能力，篩析法基于對多個礦石礦粒的分析，以及其相應的粒徑分布情況，以及其相應的粒徑變化趨勢，從而準確地識別出混合物的粒徑結(jié)構(gòu)。在我國，普遍采用泰勒標準篩，即每英寸的篩孔數(shù)量由200目的篩網(wǎng)來決定，而且每英寸的篩孔尺寸也由此而定，即每英寸的篩孔數(shù)量由2=1.414目的篩網(wǎng)來決定，而每英寸的篩孔的尺寸也由42=1.189目的篩網(wǎng)來決定。通過將150目篩的篩孔尺寸與其他篩的篩孔相加，即0.074×2=0.105mm，就能夠獲取兩篩之間的補充篩孔的大小。此外，還需要將兩篩的篩孔大小相加，才能夠獲取更大的篩孔。即0.074×目前，由于缺乏針對破碎機的粒徑分析標準，因此，不同的生產(chǎn)商采用的篩網(wǎng)形式（方孔或圓孔）和排列順序存在差異。為了更好地滿足泰勒標準的要求，應當根據(jù)其中的基礎篩網(wǎng)比例進行精細的調(diào)整，以達到最佳的效率。通過孔序列，可以更容易地分析出上、下兩篩間的產(chǎn)品粒度，并使用平均直徑來表示。因此，建議使用表2—2中的粒級序列作為參考。表2—2各破碎機產(chǎn)品的篩析篩的粒級序列型號PE-150X250PE-250X400PE-400X600PE-500X750PE-600X900PE-750X1060PE-900X1200粒度系列0-30-30-100-100-200-200-303-53-510-1410-1420-2820-2830-425-75-714-2014-2028-4028-4042-607-107-1020-2820-2840-5740-5760-8510-1410-1428-4028-4057-8057-8085-12014-2014-2040-5740-5780-11580-115120-17020-2820-2857-8057-80115-163115-160>170>2828-4080-11080-110>163>16340-55>110110-155>55>155注：篩孔最大尺寸以其殘留景不超過5%來確定根據(jù)殘留景的比例，篩孔的最大尺寸應該在5%以內(nèi)，以保證質(zhì)量。通過篩選，能夠研究出原材料的顆粒狀態(tài)。這些顆粒狀態(tài)通常通過顆粒狀態(tài)圖（如粒徑圖）展現(xiàn)出來。在圖的左邊，使用顆粒狀態(tài)圖（如顆粒狀態(tài)圖）的長軸和短軸，代表了每個顆粒狀態(tài)圖的顆粒狀態(tài)圖的變化情況。根據(jù)圖2-2a，難以破碎的礦石的顆粒大小多數(shù)是平坦的。通過比較兩點的距離，得出礦石的顆粒大小存在一定的偏差。通過觀察粒徑2和3的變化，不同類型的礦石的破裂速率存在差異。前者接近于一條垂直的直線，暗示著產(chǎn)量基本一致。而后者則是一條凸起的平坦曲線，表示礦石的顆粒更小。鑒于橫坐標比值無法準確地表示出產(chǎn)品的顆粒細度，為了更好地評估同一種類的破碎設備的效率，以及它們之間的可比性，必須保證篩孔的最小直徑和粉末的顆粒細度是一致的。如果兩種設備的性能存在明顯的差異，那么根據(jù)篩網(wǎng)中的顆粒細度的5%來決定的篩孔的直徑就會存在一些偏差。由于這個原因，使用這條曲線來評估破碎機的性能是非常困難的。圖2-2b顯示了不同型號的破碎機在排礦口尺寸上的差異，從而可以通過觀察粒度特性曲線來評估破碎效率。圖2-2a篩孔尺寸與最大粒之比圖2-2b物料尺寸排礦口之比1—難碎性礦石2—中等可碎性礦石3—易碎性礦石2.2.3礦石的破碎及力學性能通過機械破碎，可以將原本緊密結(jié)合的物料分解成更小的顆粒，從而達到減少物料的體積和重量。特別是對于脆性材料，即使在微小的變形下也可能出現(xiàn)破裂，因此，機械破碎礦石的方法有多種，可以根據(jù)實際情況選擇最合適的方式。1）將礦石放在兩個不同的表面之間，施加足夠的壓力，使其達到其承受的最大壓力，從而使其破碎。2）當一個具有鋒利刃口的物體被一個平坦的或有銳角的物體所擠壓時，它會在受力的一側(cè)發(fā)生破壞，這種破壞的發(fā)生可以歸結(jié)為拉應力超過了物體的抗拉強度極限，如圖2-3b所示。3）通過使用具備多個鋒利角的工具來擠壓礦物，可以看成是一個由兩個或更多個支撐點組成的結(jié)構(gòu)，而在這個結(jié)構(gòu)承受的應力超過了它的屈服極限，圖2-3c。圖2-3礦石的破碎和破碎方法（a）壓碎（b）劈裂（c）折斷（d）磨碎（e）沖擊破碎4）當?shù)V物在經(jīng)歷某種外力的影響下，如果它的剪切力超過了它的抗拉能力，就會導致它的破裂2-3d。圖2-3d展示了這種情況。5）當物體經(jīng)過高速旋轉(zhuǎn)的設備時，它會被撞擊。這種撞擊會導致物體在短時間內(nèi)被粉碎，因此具有較高的粉碎效率和較大的粉碎比，同時也會降低能源的使用。然而，這種撞擊會導致錘頭的嚴重磨損，圖2-3e。事實上，顎式破碎機通常采用多種破碎方式，包括兩種或兩種更多的方式。它們的破碎表面采用兩塊相對排列的齒狀襯板，可同時完成四種破碎方式。然而，隨著兩個機頭之間的運動位移增大，破碎機的破碎效率也隨之提高，但同時也帶來了更高的能源利用率，機器的磨損也更為明顯。礦石的破碎方法主要根據(jù)礦石的物理性能、被破的塊度及所要求的破碎比來選擇的，礦石分堅硬礦石、中等堅硬礦石和軟礦石。也可以分為粘性礦石和脆性礦石。礦石的抗壓強度最大，抗彎強度次之、抗拉強度最小。對堅硬礦石采用壓碎，劈裂和折斷的破碎方法為宜；對粘性礦石采用壓碎和磨碎方法為宜；對脆性礦石和軟礦石采用劈裂和沖擊破碎的方法為宜。簡擺顎式破碎機可用于破碎各種性能的礦石，對于堅硬礦石有更高的效果。

3工作原理和構(gòu)造3.1工作原理由于電動機控制，皮帶輪、偏心軸以及動顎板，可以實現(xiàn)對物料進行有效破碎。隨著動顎板朝著固定顎板靠攏，它會受到推力，將物料擠壓成粉末狀，最終實現(xiàn)破碎。此外，由于拉桿、彈簧等力量，動顎板會隨著下降，最終脫離固定顎板，將所有粉末狀物質(zhì)從破碎腔中流出。當電機持續(xù)旋轉(zhuǎn)時，破碎機的機械臂會不斷地進行周期性的振蕩，將碎屑壓碎并釋放出去，從而達到大規(guī)模生產(chǎn)的目的。破碎機的主要結(jié)構(gòu)由兩塊顎片組成：一塊用于穩(wěn)定機身的固定顎片，沿機身的外殼垂直安裝；另一塊則用于振蕩，動顎位置呈傾斜，并且與固定顎片構(gòu)成一個較大的破碎腔。通過不斷的移動，活塞與固定的塞子相互配合，相互接觸，形成一個有規(guī)律的循環(huán)。當兩個塞子接觸時，物料會被送入破碎室，并被卸出；當兩個塞子相互接觸時，會產(chǎn)生擠壓、彎曲和撕裂的效果，最終導致材質(zhì)的粉末化。其工作示意圖。見圖3-1，動顎4懸掛在心軸2上，可以左右擺動，偏心軸3旋轉(zhuǎn)時，連桿5作上下往復運動從而推動顎動顎作左右往復擺動，實現(xiàn)破碎和卸料，此種破碎機采用曲柄雙連桿機構(gòu)，雖然動顎上受有很大的破碎反力，而其偏心軸和連桿卻受力不大，所以工業(yè)上多制成大型和中型機，用來破碎堅硬的物料。此外，這種破碎機工作時，動顎上每點的運動軌跡都是以心軸的距離，上端圓弧小，上端圓弧大，破碎效率低，其破碎比I一般為3～6。1—定顎2—心軸3—偏心軸4—動顎5—連桿6—推力板圖3-1工作示意圖簡顎式破碎機具有許多優(yōu)勢，例如：傳動零件承載的壓力更輕；動態(tài)位移更為平穩(wěn)，因此在處理物體的同時，可以避免過度破碎的情況。然而，缺陷在于：動態(tài)位移很窄，通常情況下，水平位移和垂直位移都在下面的兩側(cè)，這會影響夾緊和破碎效果，并且無法向下面的區(qū)域提供充足的原材料，從而導致破碎效果的降低。除了這個原因，由于下部的尺寸較寬，所以產(chǎn)生的顆粒尺寸分布不均，導致產(chǎn)品質(zhì)量較差。3.2簡擺顎式破碎機的結(jié)構(gòu)900xl200型號的井下簡擺胯式破碎機的結(jié)構(gòu)特點可以從圖3-2中得到詳細描述。1--機架2、4—破碎板3—側(cè)面襯板5—動顎6—心軸 7—連桿8—帶輪9—偏心軸10—彈簧11—拉桿12—楔鐵13—后推力板14—襯板座15—前推力板圖3-2這個裝置的結(jié)構(gòu)包括一個巨大的橫梁，頂部有一個固定的錘頭，底部有一個錘頭，中間有一個錘頭。它還有一個活塞，用來控制錘頭的移位。當一塊錘頭放進這個裝置時，它會隨著時間的推移，不斷地錘擊和敲打它。采用高效的電機驅(qū)動，配合精確的曲柄調(diào)節(jié)，顎式破碎機可以實現(xiàn)周期性的動顎5與定顎板2的接合，從而達到良好的破碎效果。此外，為了確保機器的正確操作，需要根據(jù)不同的工作條件，進行合理的調(diào)整，以確保機器的正確性。鑒于破碎負荷是一個持續(xù)的變化，需要對其進行動態(tài)的調(diào)整，確保其能夠有效地利用原動技能量。同時，還需要注意破碎腔內(nèi)的非破碎物料，從而確保設備能夠安全地承受超負荷的壓力。在需要更換物質(zhì)的情況下，需要注意調(diào)節(jié)進料口的裝置。此外，還需注意鎖合裝置，以確保肋板能夠牢牢鎖住。顎式破碎機的破碎部分包括兩個部分：一個用于固定的，另一個用于移動的。這兩個部分均采用了錳鋼材質(zhì)。通過使用螺栓將定顎與動顎緊密連接，并在其中安裝一塊具備縱向波紋的雙層破碎板，使其具備良好的抗拉、抗扭、抗折等特性，從而達到更好的破碎效率。此外，在破碎機的工作區(qū)域的兩邊，還安裝了一塊由錳鋼制成的襯板3。為了提高效率，通常會在破碎板的兩端安裝一個固定的支架，來防止在接觸派排礦口的地方出現(xiàn)過度的摩擦。同時，應在每個支架的兩端安裝一個固定的支架，方便在需要時能夠更快地更新和更換支架。為確保破碎板、動顎以及定顎之間的牢靠接合，必須采取措施，即在它們之間安裝一層具備良好彈性的襯墊，這種襯墊通常采用鋅合金或具有較高彈性的鋁板來制作。如果這種接合處沒能達到最佳狀態(tài)，將導致破碎板受到嚴重的沖擊，而且連接的螺絲也將被松開，最終導致動顎的破裂。心軸6被牢牢地安裝在機架的側(cè)面，而且滑動軸承也為它提供了穩(wěn)定的支持，使得它能夠不斷地將心軸與固定的顎板相互搖晃。通過使用雙搖桿機構(gòu)，可以實現(xiàn)對動顎的有效控制。該機構(gòu)包括偏心軸9、連桿7、前推板15以及推板13。其中，偏心軸安置于機架的內(nèi)壁，連桿安置于其內(nèi)壁，向前推板的一端固定于連桿的兩邊的凹槽內(nèi)的肋板座14，此外，另一端固定于機殼的底座，最終固定于機殼的鍥鐵12內(nèi)的肋板座。隨著V帶輪的旋轉(zhuǎn)，偏心輪也隨之發(fā)揮作用，帶動連桿的上下移動，同時也激發(fā)了推力板的活性，傾斜角度也會隨之發(fā)生變化，這樣一來，動顎的中央也會隨之搖晃。最終，在連桿的移動中，它會將礦物粉碎成小塊。在連桿處于較低的位置，推進器的傾斜角度可以在10o--12o之間變化，這是由其與水平面的夾角決定的。后推力板不僅是傳輸力量的重要部件，更是破碎機的安全保障。一旦機器超出正常負荷，后推力板會自動斷裂，使得破碎機無法正常運行，從而有效防止機器受到損害。隨著連桿的移動，兩個拉桿11與兩個彈簧10的結(jié)合可有效地維護它們的接合，拉桿11被鉸接到動顎的底部，而兩個彈簧10則被安放到機架的尾部。隨著動顎的不斷移動，拉桿利用彈簧的作用，使其保持穩(wěn)定，并利用推進器的慣性力。顎式破碎機的運行需要一定的穩(wěn)定性，因此，電機的負載是非常重要的。為此，應將偏心軸的兩側(cè)安裝上飛輪8，既可以將機器的運行穩(wěn)定，又可以將機器的運行穩(wěn)定。此外，還可以通過安裝帶輪，將機器的運行穩(wěn)定，從而實現(xiàn)機器的高效運行。為了提高效率，將在機架的背面和鍥鐵12的中心位置安裝了一組適宜大小的墊板。通過更換這些墊板，就能夠控制排礦口的大小。

4主要零部件的結(jié)構(gòu)分析4.1連桿簡擺破碎機的連桿是獨立的，而復擺破碎機的連桿則是和機頭緊密相連的。因此，采用ZG270-500鑄鋼制造的連桿，以承擔較高的抗壓能力。其結(jié)構(gòu)可以參考圖4-1。這種連桿的設計包括上、下兩個部分，其中，上端的軸承蓋4被2個大螺栓3緊緊地緊緊地緊貼著機頭，而軸承的內(nèi)側(cè)則裝配了具備良好抗壓性能的耐磨軟軸承。為了保持連桿軸承的正常運行，采取循環(huán)使用的潤滑劑，同時還安裝了一條水管。隨著偏心軸的旋轉(zhuǎn)，連桿會發(fā)生上下移動，而這種移動的過程中，由于慣性的存在，會產(chǎn)生較大的振動，從而增加不必要的費用。因此，在設計過程中，要求將連桿的斷面采取“工”字、“十”形或者“箱”等結(jié)構(gòu)，來降低負載。選擇兩個“工”字型的連桿，體積僅為總體的8%--13%。圖4-1連桿體4.2動顎作為支撐齒輪的重要組成部分，動顎需具備良好的抗壓能力，并能在高溫下正常工作。它可以通過鑄鐵制成，也可以通過焊接制成。在這種情況下，應選擇焊接的箱形。根據(jù)圖4-2，動顎的前端采用了一種平坦的形狀，而在它的背后，則設置了若干條帶有肋片的支撐，從而提升了抗壓能力和穩(wěn)定性，它的橫斷面形狀是E型。圖4-2動顎4.3齒板的結(jié)構(gòu)齒板作為一種重要的部分，其設計復雜，不僅可以有效地控制破碎機的運行效果，而且還可以改善其生產(chǎn)效率、降低能源消耗、優(yōu)化物料的顆粒細化程序，從而提高最終的物料利用效果。由于齒板需要承受巨大的沖擊，所以容易出現(xiàn)嚴重的磨損。要想提升其使用壽命，需要采取兩種措施：一種是尋求具有較強抗蝕特性的優(yōu)質(zhì)材料；另一種則要科學地設計出適當?shù)凝X板的外觀及其組成部分。當前，ZGMn13是破碎機上最常用的耐磨材料，它具有出色的抗沖擊性和抗磨損性，可以在受到?jīng)_擊負荷的情況下，保持金屬的韌性，從而達到良好的抗磨損效果。齒板的橫截面結(jié)構(gòu)可以分為平滑的和齒形的兩種，其中，三角形的更為常見，但是由于梯形的更容易卡住物料，因此本次設計中，選擇三角形齒板，如圖4-3所示圖4-3齒板4.4肘板碎機的肋板雖然只是一個極為基礎的部分，但具備著極為關(guān)鍵的三個功能：首先，可以將破碎物料轉(zhuǎn)化為更強的破碎能量；其次，可以提供一個安全的防止系統(tǒng)，在破碎物料落入破碎腔中的情況下，可以及時阻止破碎，以防止損害其他部位；再者，可以根據(jù)需求來調(diào)節(jié)排料口的尺寸。當機器運行時，由于缺乏良好的潤滑，再加上灰塵的進入，肋板及其襯套處于一種極易受到干摩擦或者細小顆粒的磨損的狀況。因此，由于受到了極大的外部載荷，肋板及其襯套會迅速受損，從而降低了使用壽命。在進行肋板的結(jié)構(gòu)設計時，應當充分考量關(guān)鍵性能和所處的惡劣的工況。根據(jù)肘部和肘托的結(jié)合方式，可將其劃分為滾動和滑動兩種，就像圖1-中那樣。這兩種結(jié)構(gòu)的肘部和肘托相互承擔著巨大的拉伸和拉伸應力，同時還要承擔著不斷的沖擊和摩擦。通過改變機械設計，如圖1-中的滾動式結(jié)構(gòu)，能夠大幅度改善傳動性能，降低摩擦，增加機器的耐久性。這種機械設計的特點是，機械設備的機械部件的機身和機架的機殼都是圓形的，機械部件的機械部件的機械部件和機架的機械部件都是平的。當機器處于正常工作狀態(tài)時，由于動顎的擺動角度較低，導致肘板和肘墊的接觸點的夾角也較低，因此，這些部件能夠?qū)崿F(xiàn)完全的滾動。圖4-4肘頭與肘墊形式4.5調(diào)整裝置由于使用調(diào)整設備，能夠有效控制粉碎機的排料口的尺寸，以滿足產(chǎn)品的粒徑需求。當襯板受到持續(xù)的摩擦時，排料口的尺寸會發(fā)生相應的增加，從而使得產(chǎn)品的粒徑達到規(guī)范的標準。采用改變顎式破碎機的排料口的尺寸，能夠獲得更高的產(chǎn)量。目前，這些方法包括墊片、鍥鐵、液壓和襯板等。選擇墊片作為調(diào)整部件。1—肘板2—調(diào)整座3—調(diào)整楔鐵4—機架圖4-5調(diào)整裝置4.6保險裝置在使用破碎機處理不易損壞的材料時，安裝一些額外的安全措施來確保安全。這些措施包括三類：液壓連桿、液壓磨擦分離器和肘板。應選擇肘板，因為它在這種類型的機器上使用較少，而且成本低廉。如肘板出現(xiàn)故障，會立即關(guān)閉機器，并使其恢復正常運行。盡管肘板保險件的設計存在著許多問題，但如果能夠精準地控制和調(diào)整，就可以避免這些問題的發(fā)生，從而減少對工廠的損失。為此，在進行肘板保險件的設計之前，必須要精準地測量和分析破碎力對肘板的作用，并且要求該部位的抗荷能力要求很高。根據(jù)圖1-，肘板可以分為三個不同的類型：一種為中間厚的變形狀構(gòu)造，另一種為圓弧構(gòu)造，還一種為S型構(gòu)造。前兩種類型的肘板都具備良好的剛度、穩(wěn)定性，而后兩種類型的則更加靈活，可以根據(jù)不同的材料，采取不同的設計，以達到更好的耐久性。雖然a的肘板在實際使用中表現(xiàn)優(yōu)異，但其能否完全承受負荷，以及其截面尺寸的準確度，仍然需要進一步的研究。為了提高其使用效率，選擇a的肘板作為研究對象。圖4-6肘板4.7機架結(jié)構(gòu)破碎機的結(jié)構(gòu)設計至關(guān)重要，它不僅需要滿足高精密的機械結(jié)構(gòu)，還需要具備良好的抗震、抗拉、抗壓、抗彎等功能，以確保設備的平穩(wěn)運轉(zhuǎn)。同時，為了確保設備的安全可靠，必須確保機架的結(jié)實耐用，結(jié)構(gòu)緊湊，可靠耐用，并具備良好的抗震、抗拉、抗壓等功能。根據(jù)結(jié)構(gòu)特點，破碎機可以采用單獨的部件或者結(jié)合在一起的方式；而根據(jù)生產(chǎn)技術(shù)，可以采用鑄鐵或者焊接。1）盡管整體機架的生產(chǎn)、安裝及運輸都相對艱苦，因此并非適用于各種規(guī)模的破碎機，尤以中、小型破碎機最佳。相對于組合機架，這種機架的結(jié)構(gòu)更加堅固，但是生產(chǎn)過程也更加繁瑣。在生產(chǎn)領(lǐng)域，這種機構(gòu)可以分為整體鑄造式和整體焊接式。與傳統(tǒng)的顎式破碎機相比，新一代的機架更具有優(yōu)勢，更容易加工和制作，而不需要進行復雜的退火處理。此外，新一代的機架更具有優(yōu)勢，更容易安裝和維護，而不需要進行復雜的退火處理。采用Q235鋼板制作的焊接機架，通常具有25-50mm的厚度。為了滿足小型破碎機的需要，使用了ZG270-500材料，還使用了高品質(zhì)的鑄鐵和球墨鑄鐵。目標是盡可能地降低重量。還要確保偏心軸承的中心處能夠精確地鏜出，并且能夠與動顎心軸軸承的中心處保持一致。本設備使用了鍛鐵制成的支撐結(jié)構(gòu)。圖4-8機架4.8傳動件45號鋼調(diào)質(zhì)處理的偏心軸具備了極強的抗彎曲能力，它的一頭安裝了帶輪，而另一頭則安裝了飛輪，這使得它成為了破碎機的核心部件。4.9飛輪飛輪可以將動顎空形程所產(chǎn)生的能量轉(zhuǎn)化為可供機械運轉(zhuǎn)的動力，從而提高機械的運行效率和性能。帶輪的設計可以讓飛輪更加平穩(wěn)地運行。4.10潤滑裝置通過采用集中循環(huán)潤滑，偏心軸軸承可以獲得良好的潤滑效果，而心軸和推力板的支承面也可以得到良好的潤滑采取了一種新的方法來保持機械設備的正常運轉(zhuǎn)?？梢栽跈C械設備的底部和環(huán)形區(qū)域分別設置一些油溝。5簡擺顎式破碎機的主參數(shù)設計計算5.1機構(gòu)參數(shù)顎式破碎機的主參數(shù)即決定機器技術(shù)性能及其密切相關(guān)的主要技術(shù)參數(shù)。破碎機的主參數(shù)包括轉(zhuǎn)速、生產(chǎn)能力、破碎力、功耗等。其中生產(chǎn)能力、破碎力、功耗除與破碎物料的物理、力學性能以及機器的結(jié)構(gòu)和尺寸有關(guān)外，還與實地生產(chǎn)時的外部條件（如裝料塊度及裝料方式等）有關(guān)，要作出精確的理論計算是比較困難的。本設計中用的公式都是通過一定數(shù)量的測試而得到的實驗了理論分析式。多次實踐表明這些計算公式有足夠的計算精度。因此，從設計的角度，本設計只重視計算公式的是實用性，這些公式是破碎機最優(yōu)設計時建立目標函數(shù)和設計約束的重要依據(jù)。本次設計的設計參數(shù)為生產(chǎn)能力：2-6t/h進料最大粒度：D進料口尺寸：900×1200出料口調(diào)節(jié)范圍：150～180mm5.1.1主軸轉(zhuǎn)速從圖5-1可以看出，b代表著一個標準的排料口，SL表示動顎的最低位置，AL則表明了一個排料層的平均嚙合角。此外，ABB1A1代表著一個被壓縮的棱柱形，而ABB2A2則表明了一個被排出的棱形。最后，n則表明了一個被排出的棱形的最大高度，即（AA1），大小取決于一個運動循環(huán)的排出量。在這種情況下，排料層的高度h和下方的水平行程SL以及嚙角αL都會影響到最終的排料效果。因此，在確定最佳的排料速率之前，必須先確定最佳的排料層的厚度，以便將最終的物料完整地排放到目標位置。然而，在確定最佳的排料速率之前，還必須考慮到破碎機的快速反彈能力，也就是說，排料速率和機器的運動速率之比。盡管有人提出了將排料時間t視作15/n的概念，但是它忽略了動顎的兩極限位置，而且它們之間的關(guān)系也存在著很多誤解。因此，必須重新審視原有的看法，以確保能夠準確地反映出真正的運行狀態(tài)。經(jīng)過詳細的觀察和研究，在破碎的過程中，曲軸的轉(zhuǎn)速必須大于180o，因此，建議采用主軸半轉(zhuǎn)的方式來計算排料的時長，這樣更加接近現(xiàn)場的狀態(tài)。排料時間t為t=30/n排料層完全排出下落的高度h為:h=SL/tan∝L由h=gt2將式（2-1a）、（2-1b）、（2-1d）代入（2-1c），得

n=2100qtan∝SL 式中n主軸轉(zhuǎn)速（r/min)；SL動顎下端點水平行程（mm）；αL排料層平均嚙角（o）；q系數(shù)，考慮在功耗允許的情況下轉(zhuǎn)速的增減系數(shù)。取q=0.95~1.05。高硬度礦石取小值。n=2100q=2100圖5-1排料口示意圖根據(jù)式（5-1），主軸的旋轉(zhuǎn)角度αL以及動顎的上端的水平行程SL都會影響到整個結(jié)構(gòu)的性能。這個方法在機械結(jié)構(gòu)的設計中起著非常重要的作用。代入?yún)?shù)得n=210r/min5.1.2生產(chǎn)率簡單顎式破碎機的效率Q受到破碎材料的特征（如強度、節(jié)理、進料粒度）、材料的力學特性和工藝條件（如供料狀態(tài)和出口尺寸）的影響。結(jié)合實際，這種方法的計算方法是： Q=k1k2式中q標準條件下的單位出口寬度的生產(chǎn)率[]，見表(非標準設計手冊)e出料口寬度(mm)已知1200mm；K1K2Kρ物料堆積密度(t/mK3查表得K1=0.94KQ=141t/h與已知吻合。5.1.3鉗角設計計算鉗角是指動顎和定顎之間的夾力。取值取決于材料的特征，例如材料的性質(zhì)、顆粒的尺寸和形態(tài)。過大的鉗角會導致材料無法在入料口處被有效地固定，導致材料流失，并且會影響生產(chǎn)效率。相反，過小的鉗角會導致材料的損失，即使可以提高效率。圖4-1展示了一種基于力學原理的鉗角計算模型，它假設物料在破碎腔內(nèi)被牢牢夾住，而不會被推出機外，并且x、y方向的分力總和均為零。圖5-1鉗角計算圖式于是求得tgα=因f=tgα,故tgα=tg2φ式中鉗角物料與顎板間摩擦角f物料與顎間摩擦角系數(shù)。為了確保破碎機能夠正常運行，避免物料塊被拋出機外，必須采取以下措施：鉗角應低于物料與顎板之間的摩擦力，其值不得超過0.5。如果將鋼與礦石的摩擦系數(shù)調(diào)整至0.3，那么理論上的最佳鉗口尺寸應該達到‘。然而，現(xiàn)場測量的鉗口尺寸要遠低于此，因此，當一塊較厚的材料緊緊地夾在兩塊較薄的材料中時，還存在著擠壓的風險。5.1.4動顎水平行程S[式中bminB進料口尺寸(mm)進料口寬度a與bmina=(910)ba為1200mm取bmin所以得Sm=36.8mm[5.1.5偏心距及動顎擺幅的計算圖4-2表示推力板的位置示意圖，根據(jù)整體結(jié)構(gòu)設計，定推力板板長度l=400mm,其向下偏斜量Co=75，a0和aμ是推力板在兩個極限位置時的水平投影，而?α=α圖4-2偏心距與動顎擺程的關(guān)系 αμ=l2 αμ=l2 αμ3?α0 e=?C02±通過公式，可以得出，偏心距e和擺幅是相互影響的。通常，第二項是正數(shù)。具體的擺幅可以根據(jù)所需的破碎比來確定，在這個例子中，總擺幅為26mm，?α=aae=?顎式破碎機的設計中，動態(tài)偏轉(zhuǎn)和振蕩角度的變化是至關(guān)重要的，因為直接影響著破碎機的運轉(zhuǎn)能力。5.2破碎力5.2.1破碎力的計算考慮到大尺寸的顆粒物，這個過程需要逐步推進。將物體破碎成小塊，然后將其卸出，并根據(jù)破碎力的大小來確定。根據(jù)顎板凸齒的作用，物料的性質(zhì)將會有很大的變化應力和物料的抗拉強度是相互影響的。第一階段破碎，圖4-3表示作用在立方上的力圖4-3作用在立方體上的力因為齒輪的運動，立方體的拉應力和壓應力都會產(chǎn)生，而且會對其中的一個部分造成更大的壓力σα σα=FW故得 F1=σα 式中F1δαW立方體物料連長（cm）;Z齒棱間距（cm）.（2）第二階段的破碎.將原本的兩個半立方體轉(zhuǎn)化為更小的顆粒，當它們被動顎拉的同時，礦石會根據(jù)自身的特性而發(fā)生方向性的轉(zhuǎn)換，從而形成更大的破碎能量。 F2=σα(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 F3=σα所破物料的抗劈強度是σα=500N/cmW=600mm,則第一階段破碎力F此力產(chǎn)生側(cè)向分力,設棱角為90°,則側(cè)向力為FFF當一個在特殊情況下立方體的邊長600mm時，一個齒棱會與另一個齒棱相接觸，這時的破碎力會達到1110KN。如果它的邊長不止3個齒棱，那么破碎力將會達到3330KN。最后，將其取平均值2220KN。在多次的碰撞之后，一個全新的立方體終于誕生了。這個過程包括了初次加入的物質(zhì)的撞擊作用，也包括了第二階段的兩次碰撞，從而使得整個結(jié)構(gòu)的整體撞擊強度達到了預期的水平F破碎力的大小和分布受到物料粒度和出料口寬度的影響，但也可以通過多種組合方式來改變，例如，減少粒徑，或者增加粒徑，從而導致總破碎力的變化。F5.2.2最大破碎力當物體被完全破壞時，最大破壞力就會達到最高點。 Fmax=0.034(B?b)Ltanα式中Fmax最大破碎力（N）σB物料抗壓強度（N/k有效破碎系數(shù)，當α=20°時，取破碎腔尺寸B、b、L的單位是cm。由已知得B=90cmb=12cmL=120cmα=20根據(jù)非標準設計手冊表18.1-8取σBF5.3功率的計算 P=Fmaxke式中P計算功率放大器（KW）；Fmaxsm破碎腔平均齒角（）；η機械總效率，由表2-4可知，η=0.81~0.85。ke等效破碎系數(shù)，中大型機，有k已知有Fmax=3147.688KN取kα=20°sm所以得P=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(shù)f=1.1.故所選電動機功率應大于108.6KN，所以選功率為110KN。5.4主要零件受力計算（1）推力板 Fk=125Pn?式中FkP所選電動機功率（Kw）；n偏心軸轉(zhuǎn)速r/min；h動顎行程平均值（m）。如圖4-4所示得圖4-4破碎機計算圖式F（2）連桿則連桿力的平均值是F=KF≈0.3（3）動顎在鉗角一定的情況破碎腔的高度由所需要的破碎比確定。通常，動顎的長度：L=(2.25～2.5)B=(2.25～2.5)×900=2025～2250(mm)為了獲得較高的生產(chǎn)率，將H取的大些。取L=2100mm;最小長度：l正常長度；l兩種長度可以不等，但為制造方便考慮，再根據(jù)破碎腔高和連桿的長度與嚙角計算取L=2100mm。圖4-5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，一般情況下，其全力Fk作用點是在動顎全長的3圖4-5簡擺顎式破碎機受力情況

6重要零件的設計和校核6.1帶輪的設計確定計算功率P由表查得工作情況系數(shù)KaP選取窄V帶帶型根據(jù)Pca、n1由確定帶輪基準直徑由表8-3和表8-7取主動輪基準直徑dd1從動輪基準直徑ddd2根據(jù)表，取dd2按要求驗算帶的速度v=帶的速度合適。確定窄V的基準長度和傳動中心矩根據(jù)式0.7×（d有0.7×（280+1409.6)<1182.72<初步取a0計算所需帶的基準長度L=[2×2000+ =6812mm由《機械設計手冊》查得，選帶的基準長度Ld按式計算實際中心矩aa=驗算主動輪上的包角α1α=180°?主動輪上的包角合適。計算窄V帶的根數(shù)z z=Pca(P由（機械設計手冊）n=1480r/min、di=5，查表得P0=22.92KWK則有z=取z=6計算預緊力F有：F0==500Pcavz查表8-4得q=0.37Kg/m，故F計算作用在軸上的壓軸力FF帶輪的結(jié)構(gòu)設計。選用原則見，材料采用HT200。dd1dd2=1409.6mm>300mm6.2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(jù)經(jīng)驗公式?jīng)Q定曲軸的有關(guān)尺寸，然后根據(jù)理論公式進行精確核驗。其圖形見圖6-1。圖6-1曲軸經(jīng)驗公式見<<鍛壓設備理論與控制>>4.4節(jié)，支承軸直徑d0≈(4.5～5)Fg其中Fg標稱壓力所以有d取d0曲柄徑直徑d=121～154mmd支承徑長度根據(jù)破碎腔的長度和經(jīng)驗公式取l0曲柄兩臂外側(cè)面間的長度ll曲柄頸長度根據(jù)連桿寬度和經(jīng)驗取l圓角半徑r=(0.08～0.10)取。曲柄臂的寬度α≈(1.3～1.8)取α=180mm。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Fg，并以其的12F圖5-2圖6-2曲軸強度在曲軸頸上，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C-C的最大應力為（<<鍛壓設備理論與控制>>4.4節(jié)，李永堂等主編）： σ=14(l其中FglαlqdA圓角半徑。所以得：σmax=0.8698MPa<[σ]=100MPa在B-B截面上也受到彎扭聯(lián)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d0mg又有公式：注：R曲柄半徑;曲柄轉(zhuǎn)角;連桿系數(shù);摩擦系數(shù);取.求得:m=19.3×所以:τ==25.8MPa<[τ]=75MPa所以綜合分析:強度符合要求.曲軸剛度的計算計算公式見（<<鍛壓設備理論與控制>>4.4節(jié)）：簡化式為:

δ=式中E彈性模量,鋼曲軸E=2.1×10b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。J2

Ja、b、c、h的尺寸圖見圖6-3。圖6-3曲軸其余尺寸同上。所以算得：δ=8.9×6.3滑動軸承的設計計算6.3.1軸承的選擇材料選用為了ZcuPb30,結(jié)構(gòu)參見《機械設計手冊、單行本、軸承、成大先主編》選為HZ90。6.3.2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）。 P=FdB≤[P] 式中：B軸承寬度，mm（根據(jù)寬徑比確定）；[p]軸瓦材料的許用壓力，Mpa,其值見表12-2。F=d=110mmB=130mm算得：P=符合要求。驗算軸承的pv（單位為MPa·m/s）值。軸承的發(fā)熱量與其單位面積上的摩擦功耗成正比（是摩擦系數(shù)），限制值是限制軸承的溫升。 pv=FπdnBd×60×1000=Fn19100B≤[pv]式中：v軸頸圓周速