双腔鄂式破碎机设计说明书精Word文档下载推荐.docx

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颚式破碎机存在着能耗高等不足,因此研制能耗低,处理量大的新型颚式破碎机仍是重要的课题.

双腔并联颚式破碎机

（二.国内外颚式破碎机现状

近年来,在”多碎少礳”原则指导下颚式破碎机向高效,节能方向发展.美国Alis-chalmer公司的S-T型复摆式颚式破碎机,采用高深度破碎腔,小啮合角,排口处衬板表面为曲线型,形成非堵塞式破碎腔.两衬板在排料处的表面形状能使破碎力与物料垂直,从而减少了在排料口处物料打滑现象.该机产量高,产品粒度细,电耗低.日前日本,加拿大,澳大利亚等国也购得了生产权,均有产品供应.

芬兰kone公司开了了BLM系列负支承颚式破碎机.动颚在压碎行程时有一向下运动分量,可加快破碎物料向下运动.减少堵塞,并可降低衬板的磨损,提高生不能力,降低产品粒度.北京人民矿山机械厂生产的150X750型和250X750型细碎颚式破碎机,在山东蚕庄金矿使用表明:

当排矿口为16mm时,产品中小于16mm粒级含量占60%.目前,该厂对破碎腔进行改造后其生产能力提高了15~25%,产品粒度进一步降低,衬板使用寿命提高一倍.

上海多灵机械公司生产的三种PEX型深腔颚式破碎机,已形成细碎颚式破碎机新系列,并有产品销往国外.经北京矿冶研究院对该死机腔形成优化设计,使该系列新产品生产能力提高15~25%,产品粒度进一步降低,衬板寿命提高一倍以上.

北京矿冶研究院总院开发的双腔双动颚颚式破碎机,具有独特的单,双耳轴承镶嵌式动颚结构,一根轴同时带动颚工作,充分利用破碎机空行程的蓄能作用,可提高生产能力.负支承,零悬挂,高深曲线破碎腔,碎碎比较大,产品粒度小而均匀,衬板寿命长,电耗低,排矿口调整方

便.1995年9月张家口建筑水泥厂采用PLR-1580型机作预粉碎,产品粒度小于10mm,便磨机生产能力提高了30%,单位电耗降低了20%以上.但其轴太长,相当有两个偏心,设计的时候要考虑不良因素大多,而且其加工工艺麻烦.

国内破碎机年产量约一万多台,一些生产稳定,水平不断提高的厂家每年向南非的一些国家出口一定数量破碎机.复摆式破碎机是我国中小矿山及其它有关企业普遍采用的机型,但其技术指标太落后于国外同类产品的水平,就其结构相当国外50年代的产品,颚式破碎机分为大,中,小三类.为了降低大型破碎机的运动功率消耗,我国还生产了分段起动简单摆式颚式破碎机,它是在偏心轴的两端设计了液压摩擦离合器,机器起动时依次分段起动机器各部件.颚式破碎机存在着能耗高等不足,因此研制能耗低,处理量大的新型颚式破碎机仍是重要的课题.因此,尽快改变这一状况,实现多碎磨,生产率高,提高生产能力,降低作业能耗已势在必行.

（三.破碎机的发展前景

据不完全统计,我国黑色,有色,化工,建材等行业,每年破碎矿石和各种物料绝迹18亿t,用电量为250~300亿千瓦时,占全国总用电量的8%~10%,钢耗约为250万t.在金属选矿中,破碎作业的能耗占选矿总能耗的40%~70%,仅衬板每年消耗的高锰钢约过6万t.随着科学技术的快速发展,对各种矿产品需求不断增加,由于破碎机是破碎机械中使用量电大,范围电广的一种破碎机械,故其有着广阔的市场空间和潜在的市场发展力.

在”多碎少磨”原则指导下,从90年代起,破碎设备正向细碎,高效和节能型发展.双腔颚式破碎低矮的外形降低了整体的重心,使其具有更好的稳定性和通过性,除井下和隧道等空间受限制的场合使用外,还特别适合于安装在移动的车上,根据不同的工艺流程组装成各种移动式破式筛分设备,满足不同的用户需求.双腔颚式破碎机凭借着在节能高效和产中粒度圴匀等方面的无比伦比的优势.在宠大的破碎市场上将会占有一席之地.有望在占有国内市场的同时,走出国门,面向世界.

二2PE250×

500双腔颚式破碎机的设计

（一总体方案的设计

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。

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,动额等部件,使动额运动.。

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.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。

-4-

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。

（二部分参数的选定

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。

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=8

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°

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.（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社,B为给矿宽度。

取H=600mm.

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.（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社

5.连杆长度l及推力板长度k

l=（0.85~0.9L=425~450（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社取l=440mm

k=（16.5~25r=115.5~175（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社取k=150mm

（三电动机选择与确定

1.动腔的摆动次数（主轴的转数根据公式

tan665a

n

s

=（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社

s:

动腔下端的摆动行程（cm

n:

主轴转速（r/min

a:

排料层平均啮角（度取最优值a=14°

=

tan14

665

1.2

=303（r/min

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=18LHrn（kw（矿山机械—选矿部分冶金工业出版社

式中:

L:

破碎腔的长度（m

H:

固定颚板的计算高度（m

r:

主轴偏心距（m

180.50.60.007303

P=⨯⨯⨯⨯=11.45（kw

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n。

=n*I=303*3=909（r/min

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P*1.25=14.31kw选择查表12-1（机械设计课程设计Y180L-6（三相异步电动机.

电动机型号额定功率/kw满载转速/（r/min堵转转矩最大转矩Y180L-6159702.02.0

（四.破碎生产率扣扣2540760825

课题汇总

40一份

动腔下端的摆动行程（m

1230（2tanllnLsbsQa

μ⨯-=

2303030.50.012（20.030.0120.7

tan20⨯⨯⨯⨯⨯⨯-⨯==10.07（m3/h

（五.传动带的设计计算

传动比公式I=n。

/n取I=3,n。

=I*n=3*303=909

5.确定计算功率

Pca=Ka*P

P:

皮带传动的额定功率

Ka:

工作状况系数,在此取Ka=1.4;

（机械设计基础

Pca=Ka*P=15*1.4=21（kw

6.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n。

=970r/min查表（机械设计基础p201选取C型V带

7.确定带轮的基准直径

①初选小带轮的基准直径,由图11-8,推荐值为200~315mm及表11-8（机械设计基

础

初选d1=250mm.

d2=d1*I=250*3=750（mm依表11-8（机械设计基础选取d2=710mm

②验算带和速度v

11601000dnvπ⨯⨯

=⨯

2509703.

14

601000⨯⨯=⨯=12.69（m/s在（5~25（m/s范围内.

故所选皮带的速度合适

8.确定中心距a和带和的基准长度Ld

①根据0.7（d1+d2≤a。

≤«

2（d1+d2

0.7（250+710≤a。

2（250+710

672≤a。

1920

初选a。

=1300mm

②计算带长L

（（1221

0002

224ddddLaaπ+-=++

（2

7102503.14（25071021300241300-+=⨯++⨯

=4148（mm

③确定Ld

根据L。

和V带型号,由表11-2（机械设计基础

Ld=4500mm

④确定实际中心距a0

02dLLaa-=+

4500414813002

-=+=1476mm

⑤验算小带轮上的包角α10

21118057.3ddaα-=+⨯

=180°

-18°

=162°

≥120°

（符合包角要求

9.确定皮带根数Z（000[]aLPcPc

ZPPPKK==

+∆

式中;

P。

:

单根V带额定功率

△P。

单根V带基本功率增量

包角系数

Kl:

长度系数

查表11-4P。

=7.04（机械设计基础

查表11-5△P。

=0.83（机械设计基础

查表11-6Ka=0.95（机械设计基础

查表11-2Kl=1.04（机械设计基础

（000[]aLPc

Pc

ZPPPKK==+∆

（21

7.040.830.951.04=+⨯⨯

=2.70取Z=3（根

10.确定带的预紧力F。

25002.5

1PcaFoqvvZKa⎛⎫=-+⎪⎝⎭

2

500212.5

10.312.6912.6930.95⨯⎛⎫=-+⨯⎪⨯⎝⎭=450.0+48.31

=498.31（N

11.计算V带对轴的压力Q

122QZFoSin

α=∙=2*3*472.8*sin81

=2802（N

12.带轮的结构设计

带轮宽B=（Z-1e+2f

式中查表11-3（机械设计基础

E=25.5±

0.5（mm

2117F+=-±

（mm扣扣2540760825课题汇总

40一份:

腹板式（参考:

机械设计基础P193

根据以上条件查表21-2（机械设计课程设计得V带轮:

C型

槽数Z

轮缘宽B（mm基准直系dd（mm孔径d0（mm毂长L（mm3

8571095120

（六.机构受力分析

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

L,H:

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

Pjx=1.5*40.2*60*50

=180900（N

2.机械受力分析

机械受力示意图如图1-3

扣扣2540760825

40一份2212TcbTT=+③

Tcb:

肘板对物料的作用力;

T1:

Tcb对动颚的垂直分力;

T2:

Tcb对动颚的水平分力;

对D点取受力矩平衡方程式,可得:

PjsLm=T1a④

Pjs:

物料对动颚的作用力;

将③④两式综合可得:

sinPjsLm

Tcbaβ=⑤

01809000.2

0.6sin50⨯=⨯

=78716（N

得:

tanPjsLm

Taβ=⑥01809000.2

0.6tan50⨯=⨯

=50598（N

同理,对D点受力Rhd进行受力分析,可得:

2212RhdRR=+⑦

Rhd:

动颚偏心轴的轴承反力

对B点取力距平衡方程式,可得:

R1a=Pjs（a-Lm⑧

R1:

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;

⑨

R2:

Rhd对动颚的水平分力

由⑥⑨两式可得:

2tanPjsLm

Raβ=⑩

=T2

=50598（N;

由⑧式可得:

1（

PjsaLmRa-=⑾

180900（0.60.2

0.6⨯-=

=120600（N;

将⑩⑾代入⑦式可得:

2212RhdRR=+

2212060050598=+

=130784（N

（七.偏心轴的设计计算

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。

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:

6

9.5510

1

PTn=⨯;

（1初步确定轴的最小直径

3minP

ndA⨯=（参考:

机械设计基础

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

ndA⨯=

30.9521

303

110⨯=⨯=44.4（mm

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44.4х1.05=46.6mm

初定偏心轴的形状如下:

40一份所示:

（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=12060