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颚式破碎机设计
颚式破碎机设计
摘要
颚式破碎机俗称鄂破,又名老虎口。
由动鄂和静颚两块颚板组成破碎腔,模拟动物的两颚运动而完成物料破碎作业的破碎机。
广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业中各种矿石与大块物料的中等粒度破碎。
被破碎物料的最高抗压强度320Mpa。
从破碎机的现状来看,国内产品的机重高于国外,而且颚式破碎机的设计目前仍偏重于经验方法。
随着计算方法与计算机技术的发展,在满足强度、刚度以及安全性能的前提下,对动颚结构设计进行优化,以减轻机重是一个可行的解决方案。
从动颚水平位移的仿真结果可以看出动颚的水平行程较大,这样有利于破碎物料。
沿动颚运动轨迹的运动方向有促进排料作用,所以在一定的程度上可以保证破碎机的生产效率。
从动颚竖直位移仿真结果中也可以看出垂直的行程较大,从而导致衬板磨损较快,降低衬板的使用寿命,故复摆颚式破碎机一般用于中小型机型。
但随着耐磨材料的不断发展,衬板耐磨性的提高,这种机型也逐渐向大型化方向发展。
我的设计中主要研究复摆颚式破碎机的运动分析、V带的选择,鄂板、齿板磨损的分析,各种工作参数的选择,工作机构的优化。
重点研究传动的设计和系统的优化。
通常的破碎过程,有粗碎、中碎、细碎三种,其入料粒度和出料粒度。
如表1所示,所采用的破碎机械相应的有粗碎机、中碎机和细碎机三种
表1.物料粗碎、中碎、细碎的划分
已知条件如下:
进料口尺寸:
400X600mm;
出料口尺寸:
40~100mm;
进料块最大尺寸:
320mm
类别入料粒度出料粒度
300~900100~350粗碎
100~35020~100中碎
50~1005~15细碎
1,钳角α设定
破碎机的活动鄂板与固定鄂板间的夹角α称为钳角,则物料在动定颚板内所受的水平方向的破碎力为
(1)F,FCOS,1
由
(1)式可知,钳角α的大小直接影响到物料所受水平破碎力的大小,当动颚板所提供的破碎力F一定时,钳角α越小,水平的破碎力越大,这时破碎的效率越高,但破碎腔的高度越高。
又由于物料在竖直方向所受的合力应该满足
(2)F,G,Fsin,2
由
(2)知当F,0时,物料不能被钳住而破碎,此时破碎机没有达到预定2
要求,因此,α过大时,虽然破碎腔的高度有所减小的,但破碎效率较低,
由上,钳角α的大小将会影响到破碎机的效率,破碎腔的高度和钳住物料的大小,根据题目要求进料块最大尺寸为320mm,所以一般钳角取
1,,2tan,max
式中:
——齿板与物料间的摩擦系数,取0.2—0.4。
实际生产中为安全起见,复摆颚式破碎机的钳角通常取理论值的65%,即:
,0.65,,14.7:
~28.3:
max
:
本设计取,,25
2.动颚板的水平行程
动颚板的水平行程对破碎机的结构参数以及其破碎能力都有非常重要的影响,首先,动颚板的水平行程会影响到物料破碎后的颗粒大小,这在工程运用中是主要的选择内容,根据实际不同的需要确定颗粒的大小,从而确定破碎机的种类和结构参数,动颚板在颚式破碎机的使用过程中往往是承受破碎力最为最集中的部位,且由于动颚板水平行程的变化,其在工作中的几种受力点也将会发生变化动颚板上下行程是不不相等的,动颚板上部分行程过大,不利于物料的连续加入,甚至会出现过载导致机构损坏的情况,动颚板下部分的水平行程过大,同样会导致机构在运动中出现过载的危险,水平行程过小,会影响到出料颗粒的偏大,因此,动颚板的下部分水平行程可以由实际的需要进行调整设计,根据实际生产的经验,动颚板的上部行程应该满足0.01Dmax(Dmax为最大给矿粒度),而下部行
,,S,0.3~0.4SYminD程,应该满足,其中,这里取40mm。
S,Dmin出出
所以,动颚板上部分水平行程为
S,0.01D,0.01,320,3.2mmUmax
动颚板下部分水平行程为
S,0.4S,0.4,40,16mmDmin
3.偏心距
在其它条件相同的情况下,增大偏心距可使动颚行程增加而提高生产率,但也因此增加功率消耗。
动颚的摆动行程确定以后,偏心轴的偏心距r可以根据初步拟定的构件尺寸利用画机构图的方法来确定。
通常,对于复杂摆动式颚式破碎机,s?
1.33r;对简摆式颚式破碎机,s?
r,s为下部行程。
在此设计中,由s?
1.33r可得偏心距r=12.03mm
4.传动角
传动角大小影响着机构的传动效率,在推力板长度一定的情况下,加大传动角会提高机构的传动效率,但必须要求偏心距增大才能保证行程的要求,这就导致动颚衬板上部水平行程的偏大,物料的过粉碎引起排料口的堵塞,使功耗增加。
同时,也将使定颚衬板下部加速磨损。
故传动角取:
,45:
~55:
此设计选择,,48:
5.破碎腔高度H:
在钳角一定的情况下,破碎腔的高度由所要求的破碎比而定。
通常,破碎腔的高度H=(2.25,2.5)B。
则,但由于钳角和进料口尺寸的要H,2.3,400,920mm
求,很显然,此高度不满足要求,因此采用传统的理论计算法可得
LL2,取L,50mmH,,2tan,tan,
其中L——进料口长度,mm
——出料口长度,mmL2
——动颚板长度,mmL1
α——钳角。
得H,1179mm
H动颚板的长度L,,1300mm1,tan
6.动颚轴承中心距进料口距离S
为了保证在破碎腔的上部产生足够的破碎力来破碎大块物料,在给矿口处,动颚必须有一定的摆动行程。
为此,动颚的轴承中心距给矿口平面的高度:
对简摆式颚式破碎机为0.2L?
h,(0.37,0.47)L。
根据试验,当生产率达到最大值时,动颚悬挂点的合适高度为h=(0.37,0.4)L;对于复摆式颚式破碎机为h?
0.1L。
L为动颚的长度。
对于400X600颚式破碎机而言:
h=0.1L;h=0.1X600=60mm
7.推力板长度K
当动顎的摆动行程S与偏心距r确定以后,在选取推力板长度时,复摆颚式破碎机的推力板长度与偏心距有下列关系
K,16.5rminK,25rmax
K,16.5,12.03,198.495minK,25,12.03,300.75max
取推力板长度K,250mm
式中:
K,K——推力板长度的最小、最大值,mm;minmax
r——偏心距,mm。
两个推力板长度应根据机械运动的要求来确定,二者必须一致。
电动机选择
颚式破碎机破碎过程中电动机的功率消耗与颚式破碎机规格尺寸、啮角、转数、排矿口尺寸以及矿石的粒度特性和物理机械性质有关,其中以矿石物理机械性质对功率消耗影响最大。
偏心轴转数的增高和破碎比的增大,功率消耗亦随着增加。
当然,设备规格尺寸愈大,功率消耗也愈大。
由于影响颚式破碎机功率消耗的因素很多,目前尚无可靠的理论计算的功率公式,因此,生产中常用下列经验公式进行计算:
中、小型颚式破碎机(600*900毫米以下):
BLBLN,~5070
大型颚式破碎机(600*900毫米以上):
BLBLN,~100120
公式式中B:
碎矿机给矿口宽度,厘米;L:
碎矿机给矿口长度,厘米;N:
破碎机的电动机功率,千瓦。
这里,由于设计的为中小型破碎机,所以选择第一种公式:
40,6040,60所以N,~,34.29KW~48KW5070
根据设计生产产量的目的150,300吨/时,而矿石假比重为1600kg/m3,所以动鄂的转动周期为223转/分。
YB2系列隔爆型三相异步电机技术参数
根据上表,可以得到,在满足邀请的情况下,可以选择JO3-280S型电动机,此电机提供的额定功率为45KW,转速为750r/min。
破碎力计算
颚式破碎机最大破碎力的计算方法可概括为两种:
第一种是根据破碎功或电动机功率,结合破碎机结构特点,推导出最大破碎力理论计算公式;第二种是根据实验推导出最大破碎力的计算公式。
由于破碎力与很多因素有关,无论采用破碎力的理论计算公式,还是按实验数据推导出计算公式,计算出的都是近似值。
(1)第一阶段破碎,图表示作用在立方上的力
设齿板高为H,宽为B,则齿板的有用面积为:
S=K1HB式中:
K1为齿板的有用面积与实际面积的比值,K1=0.8-0.85.
在破碎行程的实际工况中,整个破碎腔破碎物料的程度不尽相同,如有的腔段进行物料压实,有的腔段进行物料破碎,对物料作用程度的不同则产生大小不同的破碎力,为此需在破碎力计算公式中乘上一个修正系数K3。
至此初步建立如下的最大破碎力计算公式:
P=2/57×σBHBK式中:
P-最大破碎力(N);σB-物料的抗压强度(MPa);H-齿板长度(mm);B-齿板宽度(mm);K-有效破碎系数,K=K1xK3 查相关资料可得各种矿石的相关抗拉强度如下 22矿石种类抗拉强度q(kg/)(kg/)cm,cmb 浦阳青石240030 花岗岩220028 花岗岩180020.5石灰石180019 2由表可知青石的抗拉强度最大为,其中,物料的尺寸最,2400(kg/),cmb 大为320mm,即令W=320mm,但因为齿距Z没有确定,所以依无法算出其最大破碎力 在破碎机工作时,电动机所提供的功率不能完全被利用,并且在破碎的过程中,颚板上的齿板不能充分运用,根据经验公式其中P-P,2/57,,,H,B,KB 最大破碎力(N);σB-物料的抗压强度(MPa);H-齿板长度(mm);B-齿板宽度(mm);K-有效破碎系数参考双腔颚式破碎机K=0.75,结合单腔颚式破碎机的实际工况取K=0.39.得最大破碎力计算公式: P,13/950,,,H,BB 2400,9.8所以P,13/950,(),1179,600,1174KN,410 因为颚板在工作过程中会受到很大的压力,因此,在颚板的材料选择方面,要求材料具有很高的硬度和抗压应力,其抗压压力应大于被破碎材料的抗压应力,提高材料的硬度,也有利于减小颚板在运动过程中的磨损程度,使零件的寿命增加,综合考虑,我们选择高猛刚作为此颚板的材料。 其满足设计要求 强度校核 由于动颚板在运动过程中的受力状况十分复杂,为了便于计算,假设在动颚板破碎面受所受的力为垂直的均布力,在相反方向受到推力板给的向上的推力和曲轴垂直于动颚板的推力, 偏心轴转速 偏心轴转一圈,动颚往复摆动一次,前半圈为破碎物料,后半圈为卸出物料。 为了获得最大的生产能力,破碎机的转速n应该根据这样的条件确定: 当动颚后退时,破碎后物料应在重力作用下全部卸出,而后动颚立即返回破碎物料。 转速过高或过低都会使生产能力不能达到最大值。 由于颚板较长,摆幅不大,因此,可设动颚摆动时,钳角值不变,亦即动颚作平行摆动。 了保证已达到要求尺寸的物料能及时的全部卸出,卸料时间应等于动颚空转行程经历的时间。 得到: tan,n,665s s—动颚行程(cm); α—钳角(º) tan25n,665,359r/min1.6 推力板受力 pF,125Knh FK---推力板受力(KN);P---所选电动机功率(KN); n---偏心轴转速;h---动颚行程平均值(m)(min)r P45所以F,125,,125,,979.28KNKnh359,0.016连杆: 连杆受力近试为 F,F,sin,LK 其中——连杆受力大小,KNFL α—钳角(º) F,979.28,sin25,413.86KNL 曲轴的设计计算 支称轴计算 选择高锰钢作为制造主轴的材料,则查机械设计手册可知,高锰钢 取,,635MPab FN,max2则由其中A——曲柄横街面积,m,A,b 1)支承轴直径 (4.5,,5)mmdFg0 其中---标称压力。 Fg 所以有 (4.5,,5),413.86,91.5,,101mmd0 取。 95mmd0 2)曲柄直径 (1.1,,1.4),104.6,,133.4mmddA0 取,110mmdA 3)支承径长度 根据破碎腔的长度和经验公式取。 120mml0 4)支承径外侧面间的长度 (2.5,,3.0),238.5,,285mmldq0 取。 150mmlq 5)曲柄颈长度 (1.3,,1.7),123.5,,161.5mmlda0 取。 340mmla 6)圆角半径 r,(0.08,,0.10),7.68,,9.6mmd0 取r,8mm 7)曲柄臂的宽度 a,(1.3,,1.8),124.8,,172.8mmd0 取a,150mm 滚动轴承选择 支撑轴端轴承采用深沟球轴承 由图,我们选择 基本尺寸/mm|d: 95 基本尺寸/mm|,: 145 基本尺寸/mm|B: 24 安装尺寸/mm|da(min): 104安装尺寸/mm|Da(max): 136安装尺寸/mm|ra(max): 1.5其他尺寸/mm|d2? : 110.2其他尺寸/mm|D3? : 132.6其他尺寸/mm|r(min): 1.5基本额定载荷/kN|Cr: 57.8基本额定载荷/kN|C0r: 50.0极限转速/(r/min)|脂: 4000极限转速/(r/min)|油: 5000重量/kg|W? : 1.14 轴承代号|60000-Z型: 6019-Z -2Z型: 6019-2Z轴承代号|60000 曲柄轴端轴承选用圆柱滚子轴承 轴承型号|NU型: NU322E轴承型号|NJ型: NJ322E轴承型号|NUP型: NUP322E轴承型号|N型: N322E轴承型号|NH型: NH322E外形尺寸|d: 110 外形尺寸|,: 240 外形尺寸|B: 50 外形尺寸|Fw: 143外形尺寸|Ew: 211外形尺寸|rsmin? : 3 外形尺寸|rlsmin? : 3 斜挡圈型号: HJ322E强度和刚度校核 曲轴强度校核 在曲轴颈上,即即受到弯矩的作用,又受到扭矩的作用,但曲柄所受的扭矩远小 于弯矩,所以忽略扭矩的作用,这样,危险截面在曲柄径处受到的的最大应力, 为(<<锻压设备理论与控制>>4.4节,李永堂等主编): 1(l,l,8r)Fqag4,,30.1,dA 其中---标称压力;Fg ---曲柄颈长度;la lq---曲柄两臂外侧面间的距离; ---曲柄径直径;dA r---圆角半径。 所以得: 331,(340,150,8,8),,413.86,10104,,197.5M,635M3,PPaamax0.1,0.11 在支承径上也受到弯扭联合作用,但此扭矩比弯矩大的多,故忽略弯矩的影 响。 由公式得最大剪应力为: T,,WP 式中---支承颈直径;d0 ----圆截面扭转截面系数。 WP 3I,dp,,WP16R 注: R---圆截面半径; 查机械设计手册可知,皮带轮的传递效率,由,,0.921电动机转矩T=9549*P/n其中P——电动机功率,单位KW N——电动机转速,单位r/min 解得T=9549*45/750=572.94N/m 带轮传动比为 D12502i,,,,0.92,3.11D3751 得i,3.1 1176N/m作用在支撑轴上的转矩T,i,T,2 16,1176求得,,,70.1MP,[,],132MPaa33.14,0.095 所以综合分析: 强度符合要求. V带的传动 1、有以上已知条件可知: ,转速,小带轮转速n,750r/minP,45kw0 每天的工作时间大概为16h/天。 n,223r/min1 2、求计算功率Pca 参考《机械设计》书,查表8-7得K,1.4A P,KP,1.4,45kw,63kwcaA 3、选普通V带型号 根据,查出此坐标点位于D区,所以选用D型计P,63kw,n,223rminca1 算。 4、求小、大带轮基准直径D、D12 由于带型为E型,结合图8-11和表8-8得: ;D,375mm1 n7501D,D,,375,1261.21mm计算,由表8-8得D,1250mm。 212n2232 5、验算带速 Dn,375,750,,11v,,,14.72ms60,100060,1000 在范围内,所以合适。 5~30ms 6、初步选取中心距a0 ,,,,a,1.4,D,D,1.4,375,1250,2275mm012 取a,2275mm,符合,,,,。 0.7D,D,a,2D,D012012 7、初算V带长度 2,D,D,,21L,2a,D,D,,,001224a0 21250,375,,,,2,2275,375,1250,,,24,2275 4550,2551.25,84.13 7185.38mm 查表8-2可选带的基准长度长度。 L,7000mmi 8、实际中心距a L,L7000,7185.38i0a,a,,2275,,2182.31mm0229、小带轮包角 D,D1250,375,,0,0,21a,180,,57.3,180,,57.3,157,90,合适。 1a2182.3110、单根V带所能传递的功率 D,375mm,n,750r/min由1,查表得,查表8-4b得P,25.62kw0 ,查表8-5得,查表8-2得,,P,2.50kwK,0.94K,0.990,L 于是有: P,(P,,P),K,K,(25.62,2.50),0.99,0.94kw,26.17kwr00,L 11、计算V带根数 P63caz,取3根。 ,,2.41P26.17r 12、单根V带的初拉力 查表8-3得=0.61,q ,2.5P2ca,,。 F,500,1,qv,1315.97N0,,Kz,v,,, 13、作用在轴上的压力 a1571F,2Fzsin,2,1315.97,3,sin,7737.31Nr022 F,1.5F,1.5,7737.31,11605.96Nrmaxr
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