复摆颚式破碎机的设计(共40页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上 毕业设计（论文）复摆颚式破碎机的设计院 别控制工程学院专业名称机械工程及自动化班级学号学生姓名崔竞霄指导教师崔玉洁2016年6月15日专心-专注-专业复摆颚式破碎机的设计摘 要目前，我国建设事业正在飞速发展，现代化、城镇化、工业化进程的不断加快,对矿石、砂料等物料的重要加工设备-破碎机械的需求日趋迫切，破碎机行业迎来了新的发展机遇，而破碎机械的研究更受人们关注。而复摆颚式破碎机在国内的应用最广，本设计根据生产需求，设计了型号为PE-500750的复摆颚式破碎机。本文首先运用相关理论知识对复摆颚式破碎机的工作原理进行了分析，随后对其进行总体设计，确定零件的大体结构，然

2、后对每个部件进行分析、设计和计算，重点研究V带，偏心轴，轴承，动颚等，并对重要零件进行校核，以确保设计的正确性和严谨性。经计算，各项性能指标均符合要求。通过这次设计，我巩固了对相关知识的理解、掌握和运用，完成了毕业设计任务，提高了实际运用能力。关键词：破碎机，传动，动颚the design of pendulum jaw crusher Author：Cui Jingxiao Tutor：Cui YujieAbstractWith the rapid development of the national construction industry and the acceleration o

3、f modernization, urbanization, industrialization process, the crushing machinery, the important processing equipment for ore, sand and other materials, is becoming more and more urgent. And a compound pendulum jaw crusher is the most widely used in our country. This paper designs models for PE-500 *

4、 750 of the compound pendulum jaw crusher according to the requirements of production.In this paper, first, I use the relevant theoretical knowledge to analyze jaw crushers working principle. Then I do the overall design, to determine the general structure of the parts. Finally, each component are a

5、nalyzed, designed and calculated. I focus on the study of V belt, eccentric shaft, bearing, and the movable jaw, etc., and check the important parts, to ensure that the design is correct and precise. After calculation, the performance indexes meet the requirements.Through the design, I consolidate t

6、he understanding of the relevant knowledge, master and use, complete the graduation design, and improve the practical application ability.Key Words: jaw crusher, transmission, movable jaw目 录1 绪论1.1研究背景、发展趋势及研究意义1.1.1研究背景颚式破碎机（Jaw Crusher）出现于1858年，由美国人EwBlake发明。颚式破碎机具有破碎比大、产品粒度均匀、结构简单、工作可靠、维修简便、运营成本低

7、等特点。颚式破碎机广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化学工业等众多部门，破碎抗压强度不超过320兆帕的各种物料。从20世纪70年代末至今，国内外的各个生产厂家先后研发了许多新型、节能、高效的颚式破碎机，在研发的过程中取得了重大进步。在研发改进的过程中，注重采用新技术，如KUE-KEN公司采用液压调节颚式破碎机排料口尺寸。新型结构方式的采用，如由美国Eagle公司研发的低矮型破碎机以及芬兰KONG公司推出的BML系列负支撑复摆式破碎机，降低了破碎机整机的高度、降低了衬板的磨损，进而使破碎机的工作能力得以增强。在日本，其破碎机械已到达世界先进水平，在破碎腔方面也做了很多改良，其中以神户

8、DYNAJAW系列的颚式破碎机最具代表性；圣彼得堡工程学院自主研发并生产制造的双动颚颚式破碎机，作为俄罗斯人在新型破碎机研究方面的代表之作，相比普通的破碎机，它采用了双动颚的新型结构布置方式，这对动颚在工作的过程中进行同步振动运动，能使破碎机的生产能力获得极大的提高，并提高了破碎机的生产质量，此类破碎机除了可以用于破碎坚硬物料，如露天矿井或者地下深井处的矿石材料，除此之外，在对粘性物料的加工处理中这种新型破碎机也体现出了它独有的优势。我国自50年代起就开始研究、生产颚式破碎机，随着计算机技术的发展，对破碎机的设计已逐渐引入了计算机技术辅助设计技术，在破碎机的研制历程中也取得了一些成果。北京矿冶

9、研究总院对颚式破碎机的传统设计做出改进，研发了一种新型外动颚匀摆颚式破碎机，型号为PEWA90120。在该类破碎机的设计中，创新性的将连杆上一点延伸为动颚，连杆则转化为构成破碎腔的边板。该破碎机工作时，外侧动颚在经边板传递的动力驱使下，完成破碎动作。这种设计使动颚的运动特性脱离了连杆运动特性的约束，而动颚的运动轨迹只要通过机构参数的修改就可以得到快速的调整，因此外动颚匀摆颚式破碎机可以很灵活的获得理想的动颚运动特性。整体来说，相比于同规格的普通颚式破碎机，PEWA90120的动颚运动轨迹更理想、外形更低矮、破碎比大23.5倍、偏心距更小。中南大学的母福生教授设计了一种新型破碎机，名为双腔颚式破

10、碎机。在该破碎机的结构中，两侧均有一块活动齿板的动颚与固定齿板组成了两个以偏心轴为对称中心分布的破碎腔。由于破碎腔的增加，双腔颚式破碎机在运转中能连续的破碎物料，破碎能力更强，单位功耗更低。此外，该类型破碎机的优点还有啮角较小、破碎腔较深、排料口平行区域长等。1.1.2发展趋势1、破碎机向细碎、粉碎和高效节能方向发展。物料的破碎是许多行业产品生产中不可或缺的工艺过程。由于物料的物理性质和结构差异很大，为适应各种物料的要求，破碎机的品种也多种多样。就冶金选矿而言，破碎是选矿的首道工序，为了分离有用矿物，不仅分为粗碎、中碎、细碎，并且还要磨矿。破碎是选矿厂中耗能最高的工艺流程之一（约占全厂耗电的5

11、0%），为了节省能源，提高效率，所以提出了“多碎少磨”的技术原则。2、向标准化、系列化、通用化方向发展。这是便与设计，组织专业化生产，保证质量和降低成本的途径1。 3、朝着优化结构设计的方向发展。对复摆颚式破碎机的曲柄进行优化设计，可在保证实现工艺要求的前提下获得最佳的机构尺寸参数。当然由于所建立的数学模型不一样，所得到的目标函数也各不相同，如曲柄半径、动颚排料口处的特征值以及一个破碎循环排出的物料体积等，目的是达到最佳破碎效果和最大生产能力。优化方法由于建模，所选的变量，约束条件的不同，算法也有多种。4、向计算机辅助设计与颚式破碎机的自动化设计的结合方向发展。随着CAD技术的发展，人们开发出

12、了一些颚式破碎机的CAD系统。二维CAD基本上实现了破碎机设计、优化、绘图的自动化，但要用二维的视图来表现三维的物体。目前，借助于一些大型的三维绘图软件，已经实现三维实体模型的设计。1.1.3研究目的目前，我国建设事业正在飞速发展，现代化、城镇化、工业化进程的不断加快,对矿石、砂料等物料的加工设备以及破碎机械的需求越来越大，破碎机行业迎来了新的发展机遇，而人们同样关注破碎机械的研究。因此，目前破碎工艺中的不足与缺陷愈发明显：例如粉碎效果不理想，难以实现超细粉碎，工作的过程中电耗、钢耗等能源、资源消耗大等等。近些年来国内研究院，制造厂及高校研制了数种新型颚式破碎机，虽然取得一定成果并有效推动了破

13、碎机行业发展，但都未能得到大面积推广使用。目前，从国内外市场看绝大多数还是复摆式颚式破碎机。我们应该大力研发这种破碎机，想办法弥补其缺点，提高其生产能力和质量，降低其能量消耗。1.2研究的基本内容1、研究颚式破碎机的构造，了解其基本结构和工作原理。2、研究颚式破碎机的工作部分，选择最佳设计方案。3、研究颚式破碎机的受力情况，根据设计要求对其主要零件进行设计、计算及校核。4、根据设计要求及计算结果，绘制颚式破碎机总装配图及主要零件图。1.3研究方法1、查阅相关资料，了解此课题研究动态。2、根据资料确定原始数据，根据原始数据进行设计计算。3、根据设计计算，选择合理方案，设计出总图及各部件的尺寸。4

14、、用CAD等软件绘制总装图及零件图。2 复摆颚式破碎机的整体设计2.1复摆颚式破碎机的工作原理带轮与偏心轴联成一整体，它是原动件，其余构件都是从动件。当带轮和偏心轴2绕轴线A转动时，驱使输出构件动颚3做平面复杂运动，从而将矿石压碎。如图2.1。图2.1 复摆颚式破碎机运动机构简图2.2复摆颚式破碎机的结构如图2.2所示为复摆颚式破碎机。电动机通过带传动带动大带轮11，从而带动偏心轴5转动。偏心轴内侧一对轴承支起动颚1，外侧一对轴承将整个轴支承在机架8上。在偏心轴两外端部分别装有飞轮7与大带轮11，以调整破碎机工作时主轴运转速度的波动。动颚的下部由推力板9支撑，推力板的另一端支承在与机架8的后壁

15、相连的楔铁调整座上。当需要调整排料口尺寸时，只要调整楔铁上的螺栓，使楔铁上下移动，带动调整座在滑道中前后移动即可完成。推力板9的两端头为同一圆柱的圆弧面，且中部较两端薄些。其两端头圆弧与动颚1和调整座上的衬垫接触，在破碎机工作时，两者间为纯滚动，以提高机械运转的机械效率并延长零件的使用寿命。由于推力板与肘板衬垫间为非几何锁合，而是靠动颚的重量实现重力锁合，因此在机器运转时，由于动颚产生的惯性载荷，会使推力板与其衬垫周期分离而产生冲击响声，严重时甚至会使推力板从其两端衬垫中脱落。因此在动颚下端有一跟拉杆通过机架上的弹簧拉杆10拉住动颚，使推力板与衬垫始终保持贴合状态。1-动颚 2-定颚 3-颚板

16、 4-侧板 5-偏心轴 6-轴承7-飞轮 8-机架 9-推力板 10-拉杆 11-带轮图2.2 复摆颚式破碎机2.3破碎机的型号确定为了保证颚式破碎机运动的可靠性和经济性，在设计时必须正确的确定它的结构参数和工作参数，并以此作为计算零件强度的基础。本文所设计的破碎机为中小型破碎机，故取最大进料粒度为425mm。根据表1.1可得其他已知条件为：进料口尺寸：500750（mm）；出料口尺寸：50100mm；偏心轴转速：275r/min；功率：55kw。破碎机的型号确定为PE-500750表1.1 颚式破碎机规格和性能参数表型号进料口尺寸(mm)最大进料粒度(mm)排料口调整范围(mm)偏心轴转速(

17、r/min)功率(kw)外型尺寸(mm)PE-15025015025013010-403005.5875756850PE-25040025040021020-8030015145013151296PE-40060040060035040-10027530/37156517321586PE-50075050075042550-10027555189019161870PE-60090060090050065-16025055/57230518402260PE-7501060750106063080-140250110245024722840PE-80010608001060650100-20025

18、0110245025562800PE-87010608701060670200-260250110266025562800PE-90012009001200750100-200250132333531823025PE-1000120010001200850192-260250132343531823025PE-12001300120013001000180-330220200453829843959PE-12001500120015001020150-3501802204200373230252.4主要部件结构设计2.4.1动颚动颚用来支承齿板且直接参与矿石破碎，其强度和刚度必须足够且坚固耐用

19、。动颚一般采用铸造结构。在国外也有动颚采用焊接结构以便减轻重量，由于其结构复杂，对焊接工艺的要求较高, 因此此设计采用铸造结构。按结构特点，可把动颚分成箱型结构与非箱型加强筋结构，我国大部分生产厂家设计采用的是非箱型加强筋结构。本设计采用后者。安装齿板的动颚前部为平板结构，其后部有若干条加强肋板以增强动颚的强度与刚度。颚式破碎机的动颚结构形状和尺寸，主要取决于两个因素，一是动颚所受的作用力，二是动颚的制造工艺和外观。前者是保证动颚刚度和强度的最根本的依据，同时还要考虑工艺性及外观等。根据对动颚的结构分析可知，在满足危险强度和刚度后，应尽量使动颚各截面应力值小。这样不仅能延长动颚使用寿命，还能减

20、轻动颚重量。综合考虑，本设计中动颚使用ZG270-500材料。2.4.2齿板齿板是破碎机中直接与矿石接触的零件，结构简单但意义重大，它会影响破碎机的生产率、产品粒度以及破碎力等。齿板承受很大的冲击挤压力，因此磨损得非常厉害。为了延长它的使用寿命，可以从两方面研究：一是从材质上找到高耐磨性能材料：二是合理确定齿板的结构形状和几何尺寸。现有的颚式破碎机上使用的齿板，一般是采用ZGMn13。其特点是：在冲击负荷作用下，具有表面硬化性，形成又硬又耐磨的表面，同时仍能保持其内层金属原有的韧性，故它是破碎机上用得最普遍的一种耐磨材料。齿板横断面结构形状有平滑表面和齿形表面两种2，后者又分三角形和梯形表面。

21、本设计采用梯形。如图2.3所示。（a) 三角形 （b）梯形图 2.3 齿板齿形2.4.3肘板破碎机的肘板是结构最简单的零件，但其作用却非常的重要。通常有三个作用；一是传递动力；二是调整排料口大小；三是起保险件作用，当破碎腔落入非破碎物料时，肘板先行断裂破坏，从而保护机器其它零件不发生破坏。在机器工作时，肘板与其支承的肘板垫间不能得到很好的润滑，加上粉尘落入，所以肘板与其衬垫之间实际上一种干摩擦和磨粒磨损状态。这样，对肘板的高负荷压力，导致肘板与肘板垫很快磨损，使用寿命很低。因此肘板的结构设计要考虑该机件的重要作用也要考虑其工作环境。按肘头与肘垫的连接型式，可分为滚动型与滑动型两种2，如图2.4

22、所示。肘板与肘垫之间传递很大的挤压力，并受周期性冲击载荷。在反复冲击挤压作用下磨损较快，特别是图2.4（a）所示的滑动型更为严重。为提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，可采用图2.4（b）所示的滚动型结构。肘板头为圆柱面，衬垫为平面。 由于肘板的两端肘头表面为同一圆柱表面，所以当肘板两端的衬垫表面相互平行时，肘板受力将沿肘板圆柱面的同一直径、并与衬垫表面的垂直方向传递。在机器运转过程中，动颚的摆动角很小，使得肘板两端支撑的肘垫表面的夹角很小，所以在机器运转过程中，肘板与其肘垫之间可以保持纯滚动。本设计采用滚动型，如图2.4（b）所示。(a) 滚动型 (b) 滑动型图2.4肘头与肘垫形式2.

23、4.4调整装置调整装置提供调整破碎机排料口大小的作用。在实际生产中，肘板会不断磨损，排料口尺寸也随之不断地变大，产品的粒度也因此逐渐变粗。为了保证产品的粒度要求，必须利用调整装置，定期地调整排料口的尺寸。此外，当需要的产品粒度不同时，也需要调整排料口的大小。现有颚式破碎机的调整装置多种多样，归纳起来有垫片调整装置、楔铁调整装置、液压调整装置以及肘板调整装置2。本设计采用楔铁调整装置，它能实现无级调整，调整方便，而且结构简单，制造方便，但是尺寸和重量都较大，只适合于中小型破碎机。如图2.5所示。1肘板 2调座3调整楔铁 4机架图2.5 立式楔铁调整装置2.4.5保险装置当破碎机落入非破碎物时，为

24、保护机器的重要的零部件，通常装有过载保护装置。保险装置有三种：液压保护、飞轮限矩保护和肘板2。本设计采用肘板。肘板结构简单、成本低廉，所以得到广泛应用且经济有效，但当肘板断裂后，机器将停止工作，应重新更换肘板后方可继续工作。肘板保险件的另一个缺点是由于设计不当，常常在超载时它不破坏，或者没有超载它却破坏了，以至影响生产。因此设计时除了应正确确定由破碎力引起的肘板压力，以便设计出超载破坏的肘板面积外，在结构设计时，还应使其具有较高的超载破坏敏感。尽管如此，肘板是否断裂主要取决于计算载荷的确定和截面尺寸计算是否正确。因此从加工制造方便性出发，图（a）所示应用最多，本设计也采用（a）中肘板。图2.6

25、 肘板结构2.4.6偏心轴偏心轴是颚式破碎机的主轴，采用45钢。偏心轴两端分别装有带轮和飞轮，如图2.7所示。1皮带轮 2偏心轴 3锥套 4轴承 5密封套6飞轮 7轴端压盖 8轴端螺栓图2.7 偏心轴结构图2.4.7飞轮由于颚式破碎机是间断工作的，即有工作行程和空转行程，所以，它的电动机负荷极不均衡。利用惯性的原理，在偏心轴两端各装设一个飞轮就能解决这个问题。为了简化机器结构，通常都把其中一个飞轮兼作传递动力用的皮带轮，飞轮用以存储动颚空行程时的能量，再用于工作行程，使机械的工作负荷趋于均匀。2.4.8机架破碎机机架是整个破碎机零部件的安装基础。它在工作中承受很大的冲击载荷，它的质量占整机很大

26、比重，而且加工制造工作量也较大。机架的强度和刚度对整机性能和主要部件寿命有很大影响。因此，机架的设计很重要。其结构设计必须遵循下列原则：首先根据机架受力情况，满足机架强度和刚度要求；其次是考虑制造工艺性要求；最好考虑外观要求。中小型破碎机一般采用整体式机架。在制造工艺上采用整体焊接机架。材料选用Q345。图2.8 整体机架2.4.9侧护板在破碎腔的两侧，为了保护机架的侧壁一般装有侧护板。因为它不起破碎作用，所以表面是光滑的。它常用耐磨的高锰钢（ZGMn13）制造。侧护板也是用螺栓固定在机架上，以便磨损后的更换。3 复摆颚式破碎机的主要参数设计3.1结构参数3.1.1钳角破碎机的固定颚和动颚之间

27、的夹角，就是钳角。当破碎机运行时，一方面不能让物料料块向上滑动，另一方面也不能让其从出料口跑出来。为此，钳角应当保证颚板和物料之间产生足够的摩擦，以防物料跳出去。为了计算角，需要分析物料被颚板挤压的时候施加在石块上的力的数据。假设是球形的物料，当颚板挤压物料时，施加在物料料块上的力如图3.1所示。P1和P2是颚板施加在物块上的压力，与颚板的表面的方向是垂直的。由于该压力所引起的摩擦力fP1和fP2是和颚板表面平行的，f是物料料块和颚板之间产生的摩擦系数。图3.1 物料块受力分析破碎机破碎物料时的平衡条件是：x方向 （3.1）y方向 （3.2）联合以上两式可得： （3.3）由 故式中： -钳角-

28、物料与颚板间的摩擦角f-物料与颚板间摩擦系数为了保证破碎机工作是物料块不致被推出机外，必须令 （3.4）一般情况下，=1822，不宜超过23。正确的选择钳角对于提高破碎机的破碎效率具有很大的意义。减小钳角可使破碎机的生产能力增加，但会引起破碎比的减小。增大钳角，在增大破碎比的同时，也会降低生产能力。因此，在选择钳角时，应当全面考虑。 在此，初取=20。颚式破碎机颚板的布置方式有三种，如图3.2所示：1、动颚板相对垂直方向倾斜一个角，而定颚板垂直，此种布置方式最为广泛（图3.2a）。2、定、动颚板相对垂直方向分别倾斜为1和2角（图3.2b）。3、定颚板倾斜角而动颚板垂直（图3.2c）。1-定颚板

29、 2-动颚板图3.2 动、定颚板布置方式此次设计中产品粒度较高，为保证产品粒度和形状，考虑到破碎物料的特点，本次设计选用动颚板相对垂直方向倾斜一个角，而定颚板垂直的布置方式（图3.2a）。3.1.2破碎腔设计根据前文，进料口尺寸B的值为500mm。破碎腔深度与物料的形状，钳角，偏心轴等条件有关。其深度可采用公式如下： H=2.252.5B （3.5）即破碎腔深度H的取值范围为11251250mm，本设计取1100mm。颚式破碎机破碎腔的形状有两种，分别是直线型和曲线型2。如图3.3，破碎腔两颚板间有许多水平线，表示物料在陆续向下运动时所占据的区域。处在水平面最上方的物料，当动颚摆动到最右边位置

30、时，便下落到下一层水平面上，两水平面间的垂直距离，就是破碎机在空转行程使料块下落的距离。在直线型破碎腔中，几个连续的水平面间形成的梯度断面的体积逐层递减，物料的空隙也逐渐减小，而动颚的摆动行程和压碎力却逐渐增大，物料到排矿口附近的排料速度就减慢，因此矿石极容易堵塞在排矿口，这也是造成机器过载和颚板下端磨损的主要原因。在曲线型破碎腔中，曲线是按破碎腔的啮角从上向下逐渐减小的原则而设计的。在曲线型破碎腔中，各连接的水平面间形成梯度断面的体积，从破碎腔的中部往下是逐渐增加的，因而物料间的空隙增大，排料更顺利。因此，此设计选用曲线型破碎腔。图3.3 破碎腔形状3.1.3动颚行程动颚水平行程对破碎机生产

31、率影响较大，排料口水平行程小会降低生产率；但也不能太大，否则在排料口的物料由于过多而使破碎力急剧增加，导致机构过载损坏。因此，动颚在排料口处的水平行程为： S0.30.4bmin2 （3.6）式中： bmin-最小排料口尺寸，mm由bmin =50mm,得S1520mm。本设计取S=16mm。3.1.4传动角传动角大小影响着机构的传动效率。在推力板长度不变时，传动角越大机构的传动效率越高，但必须要求偏心距增大才能保证行程的要求，这就导致动颚上部水平行程的偏大，物料的过粉碎导致排料口堵塞，使功耗增加。同时，也将使定颚下部加速磨损。故传动角一般取值为4555。本设计取50。3.1.5偏心距偏心距会

32、影响破碎机的生产率和传动功率。在其他条件相同的情况下，生产率和功率消耗会随着偏心距增大而增大。通常，对于复摆颚式破碎机，偏心距和动颚行程有如下关系：S1.33r （3.7）S的值为16mm，可知偏心距r的值约为12.03mm。本设计取r=12mm。3.1.6动颚长度根据偏心距r与连杆长度l的比值关系：=rl=165185 （3.8）已知r=12mm，得l=7801020mm。本设计取l=1020mm。动颚长度M与连杆长度l的关系为：lM （3.9）本设计取M=1000mm。3.1.7肘板肘板的长度与力的传递有直接的关系，为提高破碎力，希望肘板长一些。但是，肘板过长将加大整机尺寸。通常可按经验选

33、取：C=(3050)r （3.10）已知r=12mm，得C=360600mm。此设计取C=400mm。3.2工作参数3.2.1生产率破碎机的生产能力是指机器每小时所处理的物料的立方米数。与生产能力相关的不但有排料口尺寸、进料口尺寸，还有待破物料的物理性质、粒度分布。因此为统一衡量机器生产能力的高低，标准中的生产能力，是指机器在开边公称排料口下，每小时所处理的抗压强度为250MPa、堆密度为1.6 t/m 的花岗岩物料立方米数，称为公称生产能力（m /t）。公称生产能力Q的计算公式为： （3.11）式中 Q-破碎机生产率，t/h N-主轴转速，r/min SL-动颚下部的水平行程，m d-破碎产

34、品的平均粒径，m，根据经验此处取为0.1m L-排矿口宽度，m -破碎产品的松散系数，一般=0.250.70，破碎硬矿石，可取小值；破碎不太硬矿石，则取大值。一般取=0.6。 -矿石的堆积密度 t/m3， 一般假定=1.6t/m3 -钳角 （ ）则 复摆式颚颚式破碎机的生产率要再增加25%，则实际生产能力 （3.12）3.2.2最大破碎力在进行机构设计和零部件强度设计时，破碎力在腔内的分布情况及其合力作用点位置、大小是需要参考的重要依据。由于破碎力分布以及合力大小、作用点位置具有随机性，用理论分析的方法将会产生较大的误差，通过大量实测数据统计分析，再经过理论推导，建立实验分析计算式是一种较好的

35、方法，能够近似反映出破碎力的变化规律并有较大的计算准确度。满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力： （3.13）式中 Fmax-最大破碎力，N B-抗压强度， k-有效破碎系数,对中小型k=0.340.48 B-进料口宽度，cmb-公称排料口尺寸，cm 取k=0.4，则 当计算破碎力零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将Fmax增大50%，故破碎机的计算破碎力为： （3.14）3.2.3电机选型Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。安装尺寸和功率等级符合IEC标准，外壳防护等级为IP44，冷却方法为IC411，连续工作制（S1）。适用于驱动无特殊要求的机械设备，如机床、泵

36、、风机、压缩机、搅拌机、运输机械、农业机械、食品机械等。Y系列电动机效率高、节能、堵转转矩高、噪音低、振动小、运行安全可靠。Y80315电动机符合Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件JB/T9616-1999。Y355电动机符合Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件JB5274-91。Y80315电动机采用B级绝缘。Y355电动机采用F级绝缘。额定电压为380V，额定频率为50Hz。功率3kW及以下为Y接法；其它功率均为接法。电动机运行地点的海拔不超过1000m；环境空气温度随季节变化，但不超过40；最低环境空气温度为-15；最湿月月平均最高相对湿度为90%；同时该月月平均最低温度不高于

37、253。由表1得p=55kw，在选取电动机时，应使电动机功率有一定的富裕，故选取功率为75KW的电动机。通常V带传动的传动比i=24。所以，电动机的转速：(24) =(24) （3.15）由实用机械设计手册选择电动机的型号为Y-315M-8，其主要参数如下：表3.1 电机主要参数额定功率满载转速效率功率因数75KW740rmin92.50.84 复摆颚式破碎机的主要零件设计4.1机构各杆长度图4.1破碎机四杆机构已知：破碎腔高度H=1100mm 钳角=20o传动角=50 偏心距r=l1=12mm杆长l2=1020mm肘板长l3=400mm则支座O,C间的垂直水平距离yoc,xoc为: （4.1

38、） （4.2） 机架位置参数: （4.3） （4.4）在此四杆机构中，曲柄l1转动，且为最短杆，l2为最长杆：l1+l2=12+1020=1032mml3+l4=400+801=1201mm （4.5）满足周转副条件。4.2各个部件受力分析计算颚式破碎机的各个零件以前，必须先求得作用在各个部件上的外力。计算破碎力是确定这些外力的原始数据。根据力作用分析法或图解法即可求得各个部件上的计算载荷。图4.2是复摆颚式破碎机各个部分计算载荷的图解法：图4.2复摆颚式破碎机各部件受力图解 （4.6） （4.7） （4.8）式中： Ps-作用在动颚轴承上的外力Pk-作用在推力板上的外力Pz-作用在连杆上的外

39、力a-动颚悬挂轴到破碎力作用点的距离b-动颚悬挂点到推力板支撑点间的距离-当两颚板出与压紧矿石状态时，推力板与连杆间的夹角，取=50颚式破碎机在工作过程中，破碎机的工作规律是比较复杂的。但一般是动颚零件开始向下逐渐增大，到动颚悬挂中心以下占动颚全长的2/3处为最大，再向下又逐渐减到末端为零。所以 （4.9）而,取为中间值。可得： （4.10） （4.11） （4.12） 4.3 V带传动设计1、确定计算功率计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件确定的：Pca=KAP （4.13）式中： Pca-计算功率，kWKA-工况系数，由文献5, 表8-8可知KA=1.4P-电动机额定功率则 Pc

40、a=KAP=751.4=105kW2、选择V带带型根据计算功率Pca和小带轮转速n1，由文献5, 图8-11选择带型为D型。3、确定带轮的基准直径dd，并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径文献5，表8-7，表8-9初步确定小带轮的基准直径dd1=355mm。（2）验算带速v （4.13）式中： dd1-小带轮的基准直径，mmn1-小带轮转速，m/s 一般来说v=525m/s，因此带速合适。（3）计算大带轮的基准直径 （4.14）式中： dd1-小带轮的基准直径，mmn1-小带轮转速，m/s n2-大带轮转速，m/s由文献5, 表8-9取大带轮直径为1000mm。4、确定中心距a和基准长度Ld

41、（1）初定中心距a0 （4.15）可得a0=948.52710mm，此设计取a0=1800mm。（2）计算相应带长Ld0 （4.16）带的基准长度Ld根据Ld0由文献5, 表8-2选取。此设计取Ld=6100mm。（3）计算中心距a 传动的实际中心距近似为： （4.17）5、验算小带轮包角 （4.18）不等式成立，小带轮包角符合要求。6、确定V带根数zz=PcaPr=KAP(P0+P0)KKL （4.19）式中： P0-单根V带的基本额定功率，kW，由文献5, 表8-4得P0=13.7kW P0-单根V带的额定功率增量，kW，由文献5, 表8-5得P0=2.19kWK-包角修正系数，由文献5, 表8-6得K=0.95KL-带长修正系数，由文献5, 表8-2得KL=0.99 z=PcaPr=KAPP0+P0KKL =10513.7+2.190.95