買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 本科畢業(yè)論文（設計） 論文題目 ： 顎式破碎機的設計 姓名 ： 號 ： 級 ： X 班 年級 ： 專業(yè) ： 院 ： 院 指導教師 ： 教 授 完成時間 ： 2016 年 3 月 12 日 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 作者聲明 本畢業(yè)論文（設計）是在導師的指導下由本人獨立撰寫完成的，沒有剽竊、抄襲、造假等違反道德、學術規(guī)范和其他侵權行為。對本論文（設計）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。因本畢業(yè) 論文（設計）引起的法律結果完全由本人承擔。 畢業(yè)論文（設計）成果歸武昌工學院所有。 特此聲明 作者專業(yè) ： 者學號 ： 者簽名 ： 2016 年 月 日 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 顎式破碎機的設計 of 016 年 3 月 17 日 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 摘 要 顎式破碎機屬于礦山機械的一種，廣泛應用于金屬礦山、冶金工業(yè)、化學工業(yè)、建筑工業(yè)、水泥工業(yè)及砂石行業(yè)等 ，適用于中、細碎普氏硬度 f=5各種礦山和巖石，如鐵礦石、有色金屬礦石、花崗巖、石灰?guī)r、石英巖、沙巖、鵝卵石等。它工作時，電機通過三角帶、傳動軸、傳動齒輪帶動偏心套旋轉，動錐在偏心套作用下做旋擺運動，使動錐和定錐時而靠近時而偏離。物料在破碎腔內不斷受到擠壓、沖擊而破碎，破碎的物料經篩選靠自重從下部排出。 本次設計的題目是顎式破碎機的設計，本文運用大學所學的知識，提出了顎式破碎機的結構組成、工作原理以及主要零部件的設計中所必須的理論計算和相關強度校驗，構建了顎式破碎機總的指導思想，從而得出了該顎 式破碎機的優(yōu)點是高效，經濟，并且安全系數高，對提高礦石的破碎效率，減少人工投入等等起到了很大的作用的結論。 關鍵詞： 顎式破碎機；中心距；彎曲疲勞強度；彎曲許用應力 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 aw to a of in of of f=5as to in to to in to by is In of to of to of so on a in 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 目 錄 1 緒論 . 1 式破碎機簡介 . 1 碎機的發(fā)展 . 2 體方案設計 . 3 2 顎式破碎機機構參數設計 . 5 角 . 6 顎擺動行程 s 和偏心距 r . 7 動角 . 7 板擺動角 . 8 桿長度 . 9 板設計 . 10 板支撐方式選擇 . 12 板長度計算 . 13 軸轉速 . 15 產能力 . 16 3 主要零部件計算與選擇 . 17 動機功率計算和選擇 . 18 傳動設計 . 18 型選取 . 19 動比 . 19 小帶輪基準直徑 . 20 速 . 21 間距 . 21 需基準長度 . 22 際軸間距 . 22 帶輪包角 . 22 根 V 帶傳遞的額定功率 . 23 定功率增量 . 23 根數 . 24 心軸機構設計及尺寸設計 . 25 心軸尺寸確定 . 25 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 用在動顎上各點力的計算 . 26 承的選取和校核 . 27 4 主要零部件的強度校核 . 28 承的選取和校核 . 29 總結 . 31 致謝 . 32 參考文獻 . 33 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 1 緒論 簡介 顎式破碎機 又名老虎口 ,俗稱顎破。 顎式破碎機是 由 定 顎和動顎兩塊顎板組成破碎腔，模擬 動物 兩顎 的 運動而完成物料破碎作業(yè)的破碎機。廣泛運用于礦山建材、公路、冶煉、鐵路、化工和水利等行業(yè)中大塊物料與各種礦石的破碎 1。 顎式破碎機按照進料口寬度大小 來分為大、中、小型三種 ,其 在 礦山 、 建材 、 基建等部門主要用作粗碎機和中碎機。進料口寬度小于 300進料口寬度在300料口寬度大于 600器 。顎式破碎機結構簡單，工作可靠，制造容易 2。 按照活動顎板的擺動方式不同，顎式破碎機可以分為綜合擺動式顎式破碎機 、 復雜擺動式顎式破碎機（復擺顎式破碎機）和簡單擺動式顎式破碎機（簡擺顎式破碎機）三種 3。 本次設計為復擺顎式破碎機。 傳統(tǒng)的復擺顎式破碎機由于具有結構簡單、工作可靠、制造容易、維修 方便、價格低廉、實用性強等優(yōu)點，所以在工業(yè)上得到廣泛應用。其缺點是非連續(xù)性破碎、效率低、破碎比較小、給礦不均勻引起顎板磨損不均勻等，針對其缺點，各國在以下幾方面加以改進：優(yōu)化結構與運動軌跡，改進破碎腔型，以增大破碎比，提高破碎效率，減少磨損，降低能耗，現已普遍應用高深破碎腔個較小嚙角，改進了動顎懸掛方式和襯板的支承方式，改善了破碎機性能；顎板采用了新的耐磨材料，降低了磨損消耗；提高了自動化水平，同時也出現了一些新的機型 4。 復雜擺動顎式破碎機動顎板的上下運動有促進排料的作用，而且其上部的水平行程大于下部 ，易于破碎大塊物料，故其破碎效率高于雙肘板式。它的缺點是顎板磨損較快，以及物料會有過粉碎現象而使能耗增高。為了保護機器的重要部件不因過載而受到損壞，常將形狀簡單、尺寸較小的肘板設計為薄弱環(huán)節(jié)，使它在機器超載時首先發(fā)生變形或斷裂。 另外，為滿足不同排料粒度的要求和補償顎板的磨損，還增設了排料口調整裝置，通常是在肘板座與后機架之間加放調整墊片或楔鐵。但為了避免因更換斷損零件而影響生產，也可采用液壓裝置來實現保險和調整。顎式破碎機還可直接采用液壓傳動來驅動動顎板，以完成物料的破碎動作 5。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 近代的 破碎機 械是在蒸汽機和電動機等動力機械逐漸完善和推廣之后相繼創(chuàng)造出來的。 1806年出現了用蒸汽機驅動的輥式破碎機； 1858年，美國的布萊克發(fā)明了破碎巖石的顎式破碎機； 1878 年美國發(fā)展了具有連續(xù)破碎動作的旋回破碎機，其生產效率高于作間歇破碎動作的顎式破碎機； 1895年，美國的 威廉 發(fā)明能耗較低的沖擊式破碎機 6。 展現狀 顎式破碎機機架占整機質量的比例很大（鑄造機架占 50%，焊接機架占 30%）。國外顎式破碎機都是 焊接 機架，甚至動顎也采用焊接結構。顎式破碎機采用焊接機架是發(fā)展方向。國內顎式破碎機機架結構設計不合理實例有許多，其原因就是沒按破碎機實際受力情況去布置加強筋 7。 國內 顎式破碎機制造廠家技術水平相差很懸殊，有少數廠家的產品基本接近世界先進水平，而大多數廠家的產品與世界先進水平相比差距較大。 保證顎式破碎機最佳性能的根本因素是動顎有最佳的運動特性，這個特性又是借助機構優(yōu)化設計所得到的。因此，顎式破碎機機構優(yōu)化設計是保證破碎機有最佳性能的根本方法。借助其中機構優(yōu)化設計模塊對各種規(guī)格的破碎機進行優(yōu)化設計，得到了最佳的動顎運動特性 8。 式破碎機的優(yōu)化 顎式破碎機作為礦山石材破碎的重要設備，在我國發(fā)展最為迅速，從建國之初到現在，顎式破碎機出現了很多的型號，打破了以尺 寸大小作為分類標準的局面，顎式破碎機無論如何發(fā)展，其工作原理都是固定不變的，要對顎式破碎機進行優(yōu)化，也就是提高顎式破碎機的使用壽命和工作效率 9。介紹顎式破碎機未來優(yōu)化方向主要從三個方面： （ 1）鋼材的選擇 鋼材的選擇也就是顎式破碎機生產材料，耐磨是破碎設備最主要的要求，顎式破碎機的磨損部件主要是顎板和護板，顎板采用高質量高錳鋼合金，在鑄造過程中通過調整碳鋼比例改善材料的硬度和耐度。 （ 2）顎式破碎機的結構 主要包括整機外形，部件外形以及各部件組裝設計的優(yōu)化。顎式破碎機的機殼可以鑄造和焊接，也可以使用螺 栓等其他方式銜接，這樣顎式破碎機在使用現場的適應能力就有了極大的提高。優(yōu)化腔形，即改變齒板斷面形狀，得到更合理的破碎腔曲線，使給料和排料得到最好的配合，改變懸掛高度，將正懸掛高度降低，甚至降到零或者負懸掛，買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 以增大動顎下端的水平行程。 (3)改善養(yǎng)護系統(tǒng) 顎式破碎機作為首破工作強度較大，日常維護和保養(yǎng)一旦跟不上，會很大程度的增加設備磨損，縮短顎式破碎機的壽命。目前度顎式破碎機加上循環(huán)潤滑油路和冷卻系統(tǒng)，可以有效減少設備磨損，減低日常生產的維護和養(yǎng)護成本 10。 要縮小差距并迎頭趕上和超過國外先進技術，就必 須增加技術投入。引進國外先進的破碎技術和裝備，無疑對我國破碎機的質量和技術的發(fā)展有重大意義，但關鍵在于消化、吸收并將其國產化。要重視提高產品質量和配套產品質量，以使我國產品在國際市場占有一席之地 如圖 1所示為復擺顎式破碎機。電動機 8通過小帶輪及 運動傳給大帶輪，從而帶動偏心軸轉動。動顎 4上部內孔兩端的雙列球面滾子軸承支承在偏心軸上。偏心軸外側軸頸裝有支座主軸承主軸承外圈與機架上的鏜孔相配合，并用螺栓固定在機架上。在偏心軸兩外端部分別裝有大帶輪與飛輪 5，以調整破碎機工作時主軸運轉速 度的波動。動顎的下部由肘板 13 支撐，肘板 (即肘板 )的另一端支承在與機架相連的調整機構 12 上。可在由兩鋼板及側壁構成的滑道中滑動。當需要調整排料口尺寸時，只要調整螺栓 9，使調整塊左右移動即可完成。 肘板 13 的兩端頭為圓柱面，中部有孔，比其他部位強度低。其兩端圓弧和動顎 4和調整塊 12 上的襯墊接觸，在破碎機工作時，兩者間為純滾動，以提高機械運轉的機械效率并延長零件的使用壽命。另外，肘板為組合組合肘板，其兩端為支撐塊，材料為磨性和強度均加強，當肘板斷裂時，僅更換中間件即可，較整體式肘板減少鋼耗，節(jié)省 資金。 由于肘板與肘板襯墊間為非幾何鎖合而是靠動顎的重量實現重力鎖合，因此在機器運轉時，由于動顎產生的慣性載荷，會使肘板與其襯墊周期分離而產生沖擊響聲，嚴重時甚至會使肘板從其兩端襯墊中脫落。因此在動顎下端有一根拉桿通過機架上的彈簧拉桿 11拉住動顎，使肘板與村墊始終保持貼合狀態(tài)。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 圖 1 復擺顎式破碎機結構圖 顎式破碎機在設計時應考慮其生產能力，功耗，機重及顎板壽命等綜合指標。由于破碎機的工作繁重，工作條件苛刻，且受力情況復雜，為了保證破碎機在工作中運轉正常，則在設計的過程中應使其滿足以 下要求：安全，衛(wèi)生環(huán)保，節(jié)能。 1 固定顎板 2 側護板 3 活動顎板 4 動顎 5 飛輪 6 小帶輪 8 電動機 9 調整螺栓 10 彈簧 11 拉桿 12 調整 塊 13 肘板 14 襯墊 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 2 顎式破碎機機構參數設計 破碎機鉗住物料時定顎和動顎之間的夾角稱作嚙角。在進行破碎過程時，嚙角大小的確定應該避免破碎腔內的物料跳出來以及向上滑動 ,因此物料和顎板工作面之間應產生足夠的摩擦力，以保障物料破碎時不被擠出去 11。 當物料被顎板壓緊時，作用在物料上的力如圖 2（ a）所示。 1P 和 2P 分別為顎板作用在物料上的壓碎力，并和顎板工作面垂直，且 21 ;摩擦力為 1 2由壓碎力引起。它們分別平行于顎板的工作面， f 為物料與顎板之間的摩擦系數。物料的自重與壓碎力相比很小，因此物料的自重可忽略不計。 圖 2 物料在顎板間的受力情況 如圖 2（ a）所示，以物料的中心作為坐標系 用于物料的力 1P 和 2P 通過坐標的原點。則它們沿 0 0s 21 (0 0s 21 (將式 (端乘以摩擦系數 f ，再與式 (加，并消去壓碎力 2P ，則得 : 0)1(s o 或 212 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 因為 f ，故 : 2 2 2 式中 為物料與顎板之間的摩擦角。當固定顎板在如圖 2（ b）所示的傾斜位置時，則： 221 (欲使顎式破碎機的動顎 和定顎能鉗住物料并進行碎礦工作 ,要滿足0s 21 因而要滿足 2 ,即嚙角 必須小于摩擦角的兩倍，否則物料就會跳出破碎腔，發(fā)生事故。 顎式破碎機的嚙角一般在 17 24度之間。在破碎硬物料時采用嚙角的下限值， 則在破碎軟物料時采用上限值。嚙角的正確選擇對于破碎機破碎效率的提高具有著重大意義。嚙角的減小，可以增加破碎機的生產率，但會引起破碎比減少 ;嚙角的增大，破碎比雖可以增加，但同時生產率又 會減少。因此，選擇嚙角時，應該考慮全面。 本設計選 19 s 和偏心距 r 動顎擺動行程 理論上，動顎擺動行程應按物料達到破壞時所需之壓縮量來確定。然而由于破碎板的變形，及其與機架間存在的間隙等因素的影響，實際選取的動顎擺動行程遠遠大于理論上求出的數值。 由于物料在破碎腔由上向下逐漸變小，所以只要動顎上部擺動行程能夠滿足破碎物料需要的壓縮量就可以。根據實驗，破碎腔的上部擺動行程，。 對于復雜擺動顎式破碎機的動顎擺動行程受到排礦口寬度的限制。因為動顎下部的行程增加大于排礦口最小寬度的 ，將引起物料在破碎腔下部的過壓現象。容易造成排礦口的堵塞，使負荷急劇增大，所以動顎下部的動顎擺動行程不得大于排礦口寬度的 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 實際上，動顎擺動行程是經驗數據決定的。通常對于大型顎式破碎機： s=25 45小型破碎機： s=12 20 動顎的擺動行程確定好以后，偏心軸的偏心距 常，對于復雜擺動式顎式破碎機： ；對于簡單式顎式破碎機： 。 根據實驗，。 m a x 實際上對于 1060型破碎機：可取 5 對于復雜擺動顎式破碎機： 取 1 連桿與肘板間夾角叫傳動角。傳動角影響傳動效率和動顎的運動軌跡。在偏心距一定情況下，增大傳動角，動顎形成比變壞，即顎板垂直行程與水平行程之比變大，將加劇顎板的磨損。增加傳動角，可以提高傳動效率，但過大傳動角會增加功耗。一般傳動角在 5545 范圍內。選取傳動角 48 為了保證肘板在肘板墊上運動方式為純滾動，肘板擺動角不能 超過接觸處摩擦角兩倍，即 2 （ f 為肘板與肘板墊之間摩擦系數）。一般肘板擺動角為： 64 取 5 。 連桿長度可近似按公式選取 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 其中： B 破碎機進料口尺寸； 最 小排料口尺寸； 嚙角。 則， 619s 0 075 0 ，取整為 996 。 板支撐方式選擇 按照肘板的支撐特點，復擺顎式破碎機有兩種基本型式：正支撐型（下撐式）和負支撐型（上撐式）。 （ 1）肘板（又稱推力板）向下傾斜稱為正支撐型。如圖 3顎下部的特性值很大，使得動顎和定顎襯板很快磨損，但卻有較高的生產能力。 圖 3支撐型（下撐式） 圖 3撐式） （ 2）肘板向上傾斜稱為負支撐型。如圖 3動顎下部特性值很小，或者說與圖3動顎下部水平行程相同時，其垂直形程很小。因此，這種形式的動顎和定顎襯板的磨損將大大改善，但同時也使機器的高度和重量增大。 綜合對以上兩種方案的具體分析，從實際應 用得知，由于圖 3破碎機結構型式具有動顎軌跡分布合理、生產能力高、結構更簡單等優(yōu)點，使其得到廣泛應用，所以，最終采用第一種方案，即正支撐型。 板長度計算 一般肘 板長度可按公式選?。?)co s (180 其中，動顎下端水平行程； 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 肘板擺動角； 嚙角； 傳動角。 則肘板長度 819c o s (5 25180 ，取整為 45 。 對 于顎式破碎機，動顎的擺動次數由偏心軸的轉速決定。在一定的范圍內，偏心軸轉速增加，破碎機的生產能力相應的增加。但是，當動顎擺動超過一定的限度時，再增加轉速，生產能力增加的十分緩慢，有時甚至還下降。而其功耗卻迅速上升，由于過高的偏心軸轉速使破碎腔的物料來不及由卸料口卸出，反而影響了生產能力的提高。為了求得偏心軸的轉速，可做如下假說：（ 1）由于顎板較長且擺動幅度不大，故假定動顎為平移運動，嚙角不變；（ 2）動顎離開定顎時，已破碎的物料呈梯形斷面的棱柱體靠自重自由落下。 由圖 4可知，為了不妨礙 物料排出，物料棱柱體落下時必須滿足的條件，即活動顎板在離開的時間 t 內，破碎物料必須落下的高度應為 h；當偏心軸轉動一周時，活動顎擺動兩次。 圖4 破碎機物料梯形截面棱柱體 設 動顎一次單向擺動的時間為： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 06021 式中： t 動顎一次單向擺動的時間， s； n 動顎每分鐘擺動的次數， r/ 棱柱體在其自重的作用下自由的通過排礦口的時間： 由于 2221 ，則1 令 1 ，則可求得理論上的生產能力最高的動顎擺動次數為： 式中： h 破碎物料落下的高度， m； g 重力加速度， 2/980 。 由圖 4可知： 中： s 動顎下端的行程， m。 由以上幾式聯立并簡化可知： m i n/2 3 7m i n/96 6 56 6 5 顎式破碎機的生產能力是指在單位時間內能破碎物料的數量，也稱為產量或生產率。顎式破碎機的生產能力是以動顎擺動一次， 從破碎腔中排出的一個松散的棱柱體的物料為計算依據。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 根據圖 5，動顎每擺動一次，排出的棱柱體斷面積為： 222 8 2 019252251 5 02222 棱柱體的長度即為破碎腔的長度 L，故棱柱體的體積為： 若動顎每分鐘擺動 破碎機的生產能力為： 式中： Q 破碎機的生產能力， t/h； 松散系數，取 =于 1060 。 考慮到此顎式破碎機顎板外型采取 線型，通過實驗證明采用此種顎板的型腔較直線型腔粒度產量可提高 20%以上，故實際產量可約達： 圖 5 動顎行程截面圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 1 0 5%)201(87 3 故產品生產能力滿足設計要求。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 20 3 主要零部件計算與選擇 通過對礦石粉碎能耗的體積假說數學表達式 2 中體積 的體積差 )( 21 ，得到修正公式 )(2 212 用已知參數代替 1V 、 2V 可得到復擺顎式破碎機的需用功率 )(t a 262 式中： 礦石的抗壓極限壓強， 2/ L 破碎機排（進）料口長度， K 礦石松散系數， 。 n 偏心軸轉速， r 。 B 破碎機進料口寬度， d 破碎機排料口寬度， s 動顎下端水平行程， 嚙角； E 縱向彈性模數。 表 1：礦石極限強度 和縱向彈性模數 E 取值表 名稱 抗壓極限強度 2縱向彈性模數 E 2510 石灰石 1200600 砂石 1000600 鐵礦石 15001000 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 21 花崗巖 15001200 正長石 15601250 大理石 1500500 砂巖 1000600 破碎材料為礦石、建筑垃圾等脆性材料可?。?800 2/25 /100.5 )519t a 3 68 0 0 2262 N 則電動機安裝功率為： 2式中 電動機安裝功率； 2K 電動機備用系數， K ； 顎式破碎機的傳動效率， 取 K ， 則電動機安裝功率： 一般 i=2 4，所以電動機轉速 m 4847442372237 查機械設計手冊，取電動機型號 基本參數：同步轉速 50 額定功率 10 型選取 已知設計功率 1 ，小帶輪轉速 50 ，根據 V 帶選型圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 22 圖 6 普通 選取 V 帶帶型為 D 型。 動比 2221 若考慮帶與帶輪的滑動，則)1(2221 式中 。 則 i。 小帶輪基準直徑 按表普通和窄 V 帶輪（基準寬度制）直徑系列選取小帶輪基準直徑： d 4751 大帶輪基準直徑 ： )1(12 dd 中 取 大帶輪直徑 d 8 5) 根據表普通和窄 V 帶輪（基準寬度制）直徑系列中標準直徑值，取整為： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 23 d 15002 速 p /3025/ 0 060 7 5 04 7 51 0 0 060 m a 間距 軸間距一般選取在 )(2)(，則 )1 5 0 04 7 5(2)1 5 0 04 7 5( a即 9 5 8 2 0 根據實際尺寸，可取軸間距 8000 需基準長度 202122100422 d 7515004751500228002 2 20 由表普通 V 帶和基準寬度制窄 V 帶的基準長度系列中選取相近 140際軸間距 9722 8796914028002 00 帶輪包角 0 0 4751 5 0 21 根 V 帶傳遞的額定功率 查表各種類型 V 帶的額定功率中 D 型帶功率，用逐差法計算 50 ，d 4751 時 定功率增量 有查表各種類型 V 帶的額定功率，有逐差法得 根數 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 24 z 11 式中：K 小帶輪包角修正系數； 帶長修正系數， 分別查表小帶輪包角修正系數K帶長修正系數 可得 K， K 1 0 z，取整為 6z 心軸機構設計及尺寸設計 心軸尺寸確定 作用在動顎上的最大破碎力 t a a x 式中：最大破碎力， N B 抗壓強度， 嚙角， k 有效破碎系數，對中小型機一般取 B 、 b 、 L 破碎腔尺寸 已知： 5 ， 5 ， 06 ， 19 ， 則 a n a x 用在動顎上各點力的計算 動顎上受力如下圖 7 所示 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 25 圖 7 動顎受力簡圖 已知：最大破碎力為 996據受力圖可算出 C點 x， y 方向上一組力。 0 5661996 由 x 方向平衡公式得： 0m a x 7 0 44 2 7 01 5 6 6m a x 有三角函數可知 A 點處力關系， 1 4 723t 0 4t 由 y 方向平衡公式得： 0F 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 26 147 求出各支撐力后，即可算出作用在動顎上合力，即 9 4 122 則作用在偏心軸上的合力也為 1941 心軸的強度設計計算 偏心軸受力情況如圖所示 圖 8 受力簡圖 根據圖中已知 300 ， 20 ，由受力平衡原理可得 由力矩平衡原理，根據圖所示受力可算出截面和截面所受彎矩、扭矩情況，如圖 9圖 10 所示， 圖 9 彎矩 圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 27 圖 10 扭矩圖 根據第三強度理論計算截面和截面上軸的直徑 式中 M 計算截面處所受的彎矩； T 計算截面處所受的扭矩； 許用應力，查表得 631 ； 校正系數， 1 。 截面 3 8 012 8 1 4 4 2 截面 7 6 112 8 1 4 4 2 為使偏心軸運動平穩(wěn)，增大軸徑，取整為 00 。 初選取的 00 軸徑，經計算校核，可知無法達到使用安全系數，為使曲軸達到需用安全系數，故增大軸徑至 80 ，安全校核結果如下表： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 28 表 2：安全系數校核表： 計算內容及公式 計算結果 截面 截面 M （ N 281445000 281445000 T （ N 20380500 40761000 D（ 380 380 Z （ 3 384.3 3 0768.6 1 S S K K n 196.0n 22 據馬軼群等對復擺顎式破碎機中偏心軸的三維模型進行的有限元分析，可知，復擺顎式破碎機的偏心軸所受最大應力位置在支撐軸承軸肩處，因此，支撐軸承處軸徑應為 80 。 考慮偏心距 1 ,偏心軸與動顎連接處軸徑 2 22123 8 0 ，查機械設計手 冊中雙列軸承標準系列，可選取軸徑 40 。偏心軸端連接大帶輪和飛輪，去除軸肩高度 0 ，兩端直徑 20 。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 29 4 主要零部件的強度校核 軸承承受徑向力較大，而軸向力較小，又由于圓錐滾子軸承適合較低速度運動，剛性高，產生噪音小，使用壽命長，所以選用雙列圓錐滾子軸承。 （ 1）求比值 因為，承受的軸向載荷很小，。 所以， ， Y ， Y ， Y。 （ 2）計算當量動載荷 r （ 3）軸承的選取 查機械設計手冊結合初定的軸的直徑選取軸承：滾動軸承 351988 299要尺寸： d=440 D= 600 B=170 r=4裝尺寸： 6285 該軸承采用油脂潤滑 （ 4）驗算軸承的壽命 978486023760106010 31066 軸承可用。 （ 1）求比值 因為，承受的軸向載荷很小，。 所以， ， Y ， Y ， Y 。 （ 2）計算當量動載荷 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 30 r （ 3）軸承的選取 查機械設計手冊結合初定的軸的直徑選取軸承：滾動軸承 351076 299要尺寸： d=380 D= 560 B=190 r=5裝尺寸： 6242 該軸承采用油脂潤滑 （ 4）驗算軸承的壽命 978509023760106010 31066 軸承可用。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 31 結 論 時光荏苒，現在我的畢業(yè)設計總算接近尾聲了，通過這次對于顎式破碎機的設計，使我們充分把握的設計方法和步驟，本文所設計的是顎式破碎機的設計，通過初期的方案的制定，查資料和開始正式做畢設，讓我系統(tǒng)地了解到了所學知識的重要性，從而讓我更加深刻地體會到做一門學問不易，需要不斷鉆研，不斷進取才可要做的好，總之，本設計完成了老師和同