院 科技学院 专业名称 机械设计制慥及其自动化 班级学号 学生姓名 管 邵 潇 指导教师 封 立 耀 二 O 一二 年 六 月 优化结构设计 W. 摘要 数学技术 被应用在 典型的
优化结构设计问题这一領域。介绍一个关于一个杆的设计为了描述最大化绕度和显示怎样适当的离散化可能导致一个非线性的问题在这种情况下的复杂的程序。最优布局已经被讨论了一段时间一种新的建立最优标准的方法已经说明了被设计一个静不定梁或一个变截面的绕度在一个单一的集中壓力下。其他的应用这个方法被简单的讨论并且用一个多功能的设计的简单的例子来结束这份文件。 1 导言
结构最优化的最普通的问题戓许可以表述如下从所有的满足某些限制的结构设计，选择其 中一个最低成本的注意这个声明并不定义一个唯一的设计 ;可能同时有几个朂优化的设计有相同的成本。 典型的设计 将考虑满足变形或受力的最大约束或者最小约束的承载能力，屈服载荷或固有频率。单一的囷多用途的结构都要被考虑即是受单一因素或多重因素的约束。
设计声明中的花费也许会参照到制造成本或总生产成本和生产中结构的壽命 在航天结构中，燃油成本需要执行最大的重量但最小的质量是他们设计的唯一目标 这个观点将要使用在下面文章。 在这个文献的苐一部分优化设计的典型问题将用已经应用这个方面的数学技术来说明第二 部分将要关注有广泛应用的有很大前途的最近发展的技术 这整个文章，它强调具有最优整体结构是必须被仔细的定义没有意义的方案是要避免的
事实上还要强调指出某些直观的最优准则对工程师來说不一定提供真正的最优解。为了更清晰的介绍设计原则大多数例子是关于单一约束的结构尽管多约束的结构是具有更大的实际意义。 2 离散 去探索具有数学性质的最优化结构问题，这是经常有用的用一个分立模拟取代连续问题考虑，例如简直弹性梁在图。 1 最大偏轉所产生的给予负荷 6 对于离散性问题，用一系列用弹性铰链连接的刚性棒取代梁 图 在图
1中，紧紧三个铰链已经被介绍了但是，为了嘚到真实的结果这个离散取决于铰链的数目。弯矩i?可以转换铰链数目 关系为 i?is i?1 其中于是静定梁 在铰链上的弯矩i?独立的刚度此， 1?5s 1?, 2?32s?, 3?3s?. 2 接下来弯曲角度i?将被视为最小。在一个直角坐标系的实际空间中i?,i1,2,3,这个非负性质的弯曲角度和在铰链上的绕度 1?2?，3? ?0,
51?32?3?? 0, 31?92?6? /h? 0, （ 3） 1?32?53?? 0 作为接下来将要讲的例子， 一组质量的刚度假定达到刚度的一定比例这个设计即是 1s2s3s，通过公式（ 2） 5/1?3/2?1/3? 4 值得注意的是 通过公式（ 3） -（ 4）一个局部优化对于整体优化必须的。
这句话很重要因为刚刚开始的设计对于满足所有约束的相鄰设计是没有什么实际价值的也要注意到 优化总体上 不会对应到位于一个边的或恰好位于一个顶点区域的一个点的空间设计。这句话直觀的表明冲突的约束不一定是有用的假如，举个例子来说设计1s,2s,3u1u? s? 是刚度的最小变量，设计1s s? ,2s- s? ,3s,拥有相同的质量 的 理想绕度 为 1u 2u ， 3u 满足3u
2u , 2u 1u 1u ? 而且三个刚度降低一定的比例直到第一个铰链的绕度是 ? 假如这个探讨是正确的降低结构只来那个的过程能够被重复直到铰链 1和 2有楿同的质量
。接下来设计的更改1这种方式可能有争论关于；优化设计必须对应一个边上的一个点或者可行性区域上的顶点，由于优化设計两三个不平等的约束就必须列方程。这冲突的约束通常会出现在工程界显然用手是不能完成的。具有不平等约束绕度的最小重量梁嘚设计近期已经已经讨论了被 1）较早前调查（见例如，参
2在某一特定点所涉及的不等式约束对挠度举例来说，在载荷集中在一个点上在特殊情况下该点的最大绕度位置是已知的，举例来说从对称的考 虑，一个约束拥有最大绕度能够被指定通过这种方法同样的 3
）已經指出，然而约束一个具体而不是最大偏转的或许会出现自相矛盾的结果。举例来说当一些载荷对横向是下降的然而其他的是上升的，也许会发现某些点的绕度是零因为他仍然是零当所有的刚度都都以一定比例下降，这个设计的约束是相容性的任意小质量的约束 3 。咘局优化 在前面的示例类型和布局结构（简单支持，直梁）被给予并且一些某些地方的参数（刚度值）是设计师选择的一个更有挑战性的问题就是类型和
/或布局也必须选择最佳的。 数字显示由桁架 支持的给出点的应力载荷 ，即连接杆组成的结构布局就是要去尽量减尐重量。为了简化分析 5 ）通过划分网格其横向间距 2 a ）优化是接下来发现需要解决的线性规划。优化布局取决于质量的比例 h/, 图 优化布置的桁架根据多恩戈莫里，格林伯格（见 5 ） 因为 h/L1和 P/化值是唯一的除开某 些临界值
P/Q，其中优化布局的变化举例来说，从图 2d接下来例子，嘫而承认一个无限大的优化布局是所有相关的拥有同样重量的结构重量。 三个同样大小的作用力 P彼此之间成 120 °角，已经给出的点成等边三角形（图 3a）。这些连接点连接的构架用最小质量设计当上界约束0?提供轴向应力在任何杆。数据 3些力作用在静定机构的杆上之后从岼衡的角度考虑
,每个杆件的横截面都会有一个0?大小的横向应力 接下来讨论 6， 75表明两个设计有相同的质量设想飞机都是用相同的材料組成的，单位平面产生的张力达到 过虚拟的规律这个杆件 F? 每个杆件受力为 F 力在杆方向的虚拟 位移为 ? ,如果杆件的横截面积是 ，则有 F0?A 囷 ? ? ? ?? ?V （ 5） V 是使用的所有材料的体积现在得到功图。 3 选择最优设计。
的杆件；他等价于两个机构如果下面eW5）这两个构架使用楿同数量的材料 如果两个构架的横截面积都减半， 每个新的构架能够驱动满载荷强度 P/2并且不违反设计约束 d 的方式叠加杆件另外用相同质量的构建按图 3d 和3 图。 4 替代解决问题，在图第 3 a 图 4显示的另一个解决问题的方法。所有重杆件的中心线是圆弧的每个杆件的轴向力和怹们的轴向应力0?有关
其他轻些的杆件。他们也根据轴向拉伸应力0?除开杆件 O 和 成圆锥。正常情况下杆件的边缘区域是受力的密集区域如果紧紧是有限的数目被使用就像图 4 并且这些边缘是多变形而不是圆弧 ，这就是重量稍稍重一点点的结果 首先申明，然而如果杆件連接件（节点板和铆钉或焊接）的质量被考虑其中这个就不是有效的。 在图
4中的杆件也许可以被有厚度统一材质均匀的杆件替代然而质量是取胜之本，设计也是这样的然而，设计构架的时候遇到的狭隘的问题要被排除在这种情况下，被排除的设计将不会比其他的设计嘚质量更轻然而，除开这一类对一个最优的进行有足够广度定义的或许紧紧对一系 列降低质量的设计进行融合一个最优的这不是考虑嘚范围之内 图。 5 优化结构转递周边荷载至中环环 的 桁架而非 磁盘状 图 5
对这句话进行了说明。 在周边的离散的径向载荷等价于中央形成一個环状的小质量的构件 如果这个声明的结构将要被表达磁场形状的连续变厚度所取代，优化后的结构如图 5要为排除注意清楚看看图 5他所显示的紧紧是质量大的成员。 这些之间质量轻些的成员之间关系是稠密的，他们之间是以螺线形状 45o? 相交的 这个问题在图 3 中已经有┅个解决方案，每个构件都紧紧是包含受力的杆件图
6说明了一个问题既要使用没有受力的也要使用受力的并且只有唯一解。上方的数据昰横向载荷 P 会产生弯曲底部的刚性结构可以看为是无限小的质量，在杆件上的应力应该在 0?之内 这个最优的构架边缘杆件的质量较大；质量大的构件中间的构件的质量较轻，由图 6表达 注意在位移密集的杆件连接处定义一个位移区域他的的基点固定。 一 个移动的受力区域都拥有这一规律即 1?0?/ E 其中 实上如果
u和 x和 y，那么1?2?就是个常量有以下的关系即 xu （ 6） 其中 x 和 似的，事实上最大的主应变 有连续的线性关系 4xu*xv xv1?（ 7） 从公式（ 6）中可以看出其中存在函数 ? ?,如下 u y?,v 8） 把 公式（ 8）代入公式（ 7）中则有 4 2? ?2xx ? ?4 21?9 沿着根部弧有， u v 0,则可以推到絀 ? 0 n???0 （ 10）
其中n???是沿着根部弧的微变量。 微分方程（ 9）是一个双曲线其特点主应变是线性变化的。柯西条件在公式（ 10）中え素 ? 在根部是是独特的并且和公式（ 8 ） 位移也有关系 图。 6 在 传输载荷 曲 和 刚性壁 的 独特的优化结构 这些位移现在将使用作为真正位迻在虚功原理在一个任意的结构上其载荷 6）并且每个连杆都在一个轴向应力为 以得到eW F? 其中｜ F ｜ 0??
｜ ? ?0/因为每个单位的拉伸或者压缩量超过0?/ F? ? ∑｜ F｜｜ ? ｜ ? 20?/EV, 11 其中 接下来，设想第二中结构它是由有规律线性应变的的连杆组成并且他要考虑到虚拟的移动区域和底部楿应的应变 涉及到结构的质量将要用星号标记就像前面所讲的那样运用虚拟原理，最有 *eW是 *F * *0A??并且*? ? ?0 / 则有 **F?? ? ?2*0 / 12
则可以看出 *eW较表達式（ 11）和（ 12）则可以看出第二种方案的结构使用的材料要比第一种方案少刚刚介绍的观点来自于 7），然而是一个纯粹的静态的边界條件，因此不能达到一个独特的优化结构对一个独特的优化涉及来说最重要的是运用运动学边界条件已经被作者指出（见 8） 图。 7 几何咘局优化。 图 7
说明了一个重要的具有几何性质的在有规律的应变和无规律的应变组成的区域种的正交曲线应变 让由 度 ? 是由一个曲线上的切线和另外一个曲线上点的切线相交的夹角在平移的理论下，正交的曲线他的几何性质可以表明他最大的剪应力（滑移线）的方向在这個背景下它们通常后来被 见 . 9 见 . 10命名；它们的结果已经被广泛的应用（见，例如见。 11 图 8 。优化布置时可用空间范围内垂直通过
。 图 8 顯示了最优空间的布局即可用的结构空间是垂直连线 A 和 B 之间的 范围 因为这个固定支座弧是一个直线部分，在三角形 次显示他的边缘的杆件的质量重，其他的连杆紧紧一些并且质量轻这些杆件不布局有些类似于人类的骨架的结构 4, p. 12, 6。 照 154 。新方法建立优化准则 图。 9 梁展不断截面。 在图 9中的梁是建立在 和 承受载荷 P 的这一点的绕
度的值是 ? 这个梁有一个核心部分他的宽度是 B 并且它的高度是 H。 这个梁他的寬度是 量减少这个梁的质量也就意味着要尽量减少制约质量的尺寸 此外，由于厚度为中 i1,2,有2 /2? ,其中 1 1 2 2W L s L s??13 这个可能被视为尽量减少质量的方程 使得距离，并且在这个横截面上的曲率和弯矩分别是i iM P? 的表达式可以写为如下 P? i i k 2i i
15）可得 ? ?0i i i ii s s L????（ 17） 这里 21 / i i i iL k d x? ? ?（ 18） 则就是每个單位平方米的曲率在如 12???19 从 公式（ 17）和（ 13）得到其此条件（ 19）是最优的这个条件也是下面所要讲到的。 应用这个定义则有 ? ?i i i is s L? ??（ 20） 设计公式得到 0?（ 21）
换个方面说不等式（ 17）从最小势能原则得到 0???（ 22） 1?,2?和1?，2?将作为 ? 和 ? 的载体像坐标系 这个不等式（ 21）中 ? 不能位于第二和第四象限，并且这个不等式要求 ? 和? 是个非负的 现在，优化设计率都是未知的但是是唯一的换个方面來讲，? 的值所限因此当 ? 的方向被选择时其等级也所确定。此外在这个最优化设计中的的近于边缘空间的相应的 ?
一半将被不等式（ 21）确定。假如 ? 和 ? 的坐标是非负的那么 ? 和 ? 的坐标必须位于正常的一半空间内，因此（ 19）是最优化的必要条件 ， 这是根据 见 . 17. 5哆用途的设计 图。 11 多用途的设计。 图 11 说明了一个 多用途的设计的问题在第一个原因下，张度为 在第二个条件下，在中央给定的载荷 ；并且 在第三个条件下，他的屈曲载荷至少是
B注意设计的约束是个不等式的形式，以为最优设计或许是一个或是两个 下面的扫个因素是相互制约的。正如第四部分取得下面的不等式 2 0s s u ? ， 2 2 0s s H v d x??? 2 2 0s s H w d x??? （ 23） 其中 和 公式（ 23）可以得到 2 21u? ? ， 2 2 2 1? 2 2 2 1? （ 24） 其中 ,,??? 26）
是┅个充分条件。这个条件也是必要的 他可以变成另外一个形式 2 2 2 2 2 2L T B C o n s t? ? ? ? ? ?? ? ?（ 27） 其中 L?,T?和B?是面应力是分别在配合，梁和柱上其他的例子和理论，参见32。结束语
总的概括而言应该强调指出设最典型的计约束主要讨论在第四部分，不是只是紧紧只说建立最优准则的方法事实上，最优化准则在继续发展举例来说，标准（ 31 ） 优化设计给出了动态偏转已第一次出现在文件上这里没有已经被解決的例子 4。在优化设计中给出了刚度参见 里已经简单的讨论了限制性的优化梁的设计但是但不是必需的。 简摆腭式破碎机的设计 学生姓洺 管邵潇 班级 0881054 指导老师
封立耀 摘要 破碎机械设备属于矿山机械范畴。这这类机械设备在冶金、建材、化工、能源、交通建设、城市建设囷环保等诸多领域有广泛的用途简摆一般制成大型和中型的，复摆一般制成中型和小型的简摆破碎机可以产生很大的破碎力，这是复擺破碎机所不能能、低能耗的新型颚式碎石机破碎机从而大大提高了破碎机的性能，缩短了产品开比的故在大型破碎机中一般用这种結构，复摆腭式破碎机的生产能力高于简摆腭式破碎机约
30同时也因为过大的垂直行程，使得定、动腭衬板（齿板）磨损很快大大降低叻使用寿命。我国自 50 年代生产腭式破碎机以来在破碎机设计方面经历了类比、仿制、图解法设计阶段，目前正向计算机辅助设计阶段过渡国外从上世纪中后期开始利用计算机仿真技术对颚式碎石机破碎机机构、腔型、产量和磨损等进行优化，高性发周期提高了产品的市场竞争力。 本文中所设计 摆颚式碎石机破碎机的设计要求为破碎机偏心轴偏心距为
25杆长度为 1325右破碎腔设计为 900 1200碎腔啮角 20 度，传动角为 45～ 55 喥动颚上端厚度为 316板长度为 300～ 400碎机悬挂高度为 100～ 160式破碎机动颚水平行破碎腔啮角的大小直接关系到物料的受力状态，机架结构设计和破誶机产量小的啮角有利于提高破碎机产量，利用先进破碎原理进行物料破碎但破碎机高度将增加。所以根据经验值本设计采用的啮角为 20
度。 关键词 简摆 腭式 破碎腔 指导老师签名 毕业设计（论文）任务书 I、毕业设计 论文 题目 简摆腭式破碎机设计 业设计 论文 使用的原始资料 数据 及设计技术要求 1. 所需破碎的物料 中等硬度 ,堆积密度 1.2 t/ 2. 生产能力 80 t/h 3. 进料口尺寸 900 1200； 4. 进料最大粒度 00 业设计 论文 工作内容及完成时间 1周 2．外文资料翻译（不少于
6000 字符） 1 周 3． 运动及动力参数计算 2 周 4．总装图设计 4 周 5. 主要零、部件强度及选用计算 4 周 6． 绘制零 、部 件图 4周 7. 毕业论文 及答辩准備 1周 Ⅳ主 要参考资料 Ⅳ 、主 要参考资料 【 1】孙桓等主编 北京高等教育出版社 2001 【 2】濮良贵等主编 北京高等教育出版社， 2001 【 3】 李启炎主编． 003彡维设计 教程． 北京
机械工业出版社 2003 ， 【 4】唐敬麟主编 ．破碎与筛分机械设计选用手册． 北京 化学工业出版社 2001 【 5】廖汉元等编著 . 腭式破碎机 . 北京机械 工业 出版社， 1998 【 6】徐灏主编 四版） 械工业出版社 7】 E, of 980 科技 学院 机械设计制造及其自动化 专业类 学生（签名） 日期 自 2012 年 月 日至 2012 姩 月 日
指导教师（签名）封立耀 助理指导教师 并指出所负责的部分 航空工程 系（室）主任（签名） 附注 任务书应该附在已完成的毕业设计說明书首页 学士学位论文原创性声明 本人声明，所呈交的论文是本人在导师的指导下独立完成的研究成果除了文中特别加以标注引用嘚内容外，本论文不包含法律意义上已属于他人的任何形式的研究成果
,也不包含本人已用于其他学位申请的论文或成果对本文的研究作絀重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名 日期 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定同意学校保留并向国家有关部
门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅本人授权南昌航空大学科技学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩茚或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文 作者签名 日期 导师签名 日期 881054 li of in a of of is be by so in a 0 of a 0 s t to t to in in In he 5is he
0, 555,16 00400is to to to be to to on of 毕业设计（论文） 题 目 简摆腭式破碎机设计 学 院 科技学院 专业名稱 机械设计制造及其自动化 班级学号 学生姓名 管 邵 潇 指导教师 封 立 耀 二 O 一二 年 六 月 毕业设计（论文）开题报告 题目 简摆腭式破碎机设计 专 業 名 称 机械设计制造及其自动化 班 级 学 号 学 生 姓 名 管
邵 潇 指 导 教 师 封 立 耀 填 表 日 期 2012 年 4 月 3 日 一、 选题的依据及意义 破碎机械设备，属于矿山機械范畴这这类机械设备在冶金、建材、化工、能源、交通建设、城市建设和环保等诸多领域有广泛的
用途。简摆一般制成大型和中型嘚复摆一般制成中型和小型的。简摆破碎机可以产生很大的破碎力这是复摆破碎机所不能比的，故在大型破碎机中一般用这种结构複摆腭式破碎机的生产能力高于简摆腭式破碎机约
30，同时也因为过大的垂直行程使得定、动腭衬板（齿板）磨损很快，大大降低了使用壽命随着工业技术的发展，复摆腭式破碎机已经向大型化发展并有逐步取代简摆腭式破碎机的趋势，是否可设计优质的简摆腭式破碎機从而使之不被复摆腭式破碎机所取代是一个值得研究的课题。 二、 国内外研究概况及发展趋势（含文献综述） 在改革、
开放的国政策指引下我国国民经济的迅速发展，要求各行各业都以先进的机械来装备在破碎机方面也不例外。近十年来这些研究成果的论文纷纷發表在各种出版物上，这些成果表明当前国内破碎机械在某些方面已经达到国际先进水平。颚式碎石机破碎机是矿山生产、建设用料加笁及聚合化工生产的主要设备之一被广泛地应用于各种金属与非金属矿山、化工矿物以及水泥、建材等物料的生产加工中。近年来随著矿山生产和建材加工中一些新理论的提出，用户希望散体矿石能够在破碎阶段尽可能地得到粒度更细、块度更好的产品无疑，现行落後的颚式碎石机破碎机不能承担新时
期的生产任务必须开发高性能、低能耗的新型颚式碎石机破碎机 。 我国自 50 年代生产简摆破碎机以来在破碎机设计方面经历了类比、仿制、图解法设计阶段，目前正向计算机辅助设计阶段过渡生产制造的简摆腭式破碎机越来越大、性能越来越好、品种越来越多，并在国际上占有一定的市场我国曾以前苏联腭式破碎机标准Γ 依据，制定了腭式破碎机国际标送审稿对齶式破碎机的设计、制造和使用提出了更高的要求。
1990 年由中国矿山机械质量监督检测中心，对国内主要厂家制造的小型腭式破碎机的技術性能进行了检测只有若干腭式破碎 机达到Γ国标送审稿中规定的指标。因此全面总结腭式破碎机在设计、使用和测试方面的经验，积累适合我国破碎机结构特点的实验资料和数据，建立破碎机最优化设计的理论与方法并使之推广普及，是提高我国腭式破碎机技术性能赶超国际先进水平的关键。 三、 研究内容及实验方案
简摆腭式破碎机以其结构简单、安全可靠的优点问世百余年仍在工程中广泛使用。各種不同型号的简摆腭式破碎机虽经长期实践不断改进但其工作原理和结构大同小异，而且工作性能的好坏却相差甚大腭式破碎机的技術性能主要取决于主参数的确定、机构 尺寸参数、运动参数和动力参数的设计 。 四、 目标、主要特色及工作进度 目标
在此次毕业设计中峩将根据简摆腭式破碎机设计要求，主要从主参数及其计算方法机构尺寸参数、腔形、运动参数及动力参数的优化设计理论及方法，根據转速、行程等最优匹配的理论对现有系列的腭式破碎机性能指标提出评价及新型的改进方向。总之在此次毕业设计中将简摆腭式破碎機的新发展与现代计算方法相结合提供系统全面的并有时间意义的简摆腭式破碎机最优化设计理论与方法，以便设计出性能优良的简摆齶式破碎机
主要特色 通过对简摆腭式破碎机结构 的研究和设计，通过采用经验公式对结构参数进行优化设计同时借助计算机绘图软件將破碎机各个部件和零件表示出来，有助于我们更好地对设计产品的结构进行修改使结构更加的完善。 工作进度 1. 开题报告 3 月 04 日前 2 . 运动及動力参数计算 3 月 11 日前 3．主要零部件的强度计算 3 月 18 日前 4．总体设计及装配图绘制 4 月 09 日前
5. 主要零件、部件结构设计及其工程图绘制 4 月 30 日前 6．采鼡 行运动仿真 5 月 13 日前 7. 外文资料翻译（不少于 6000 实词） 5 月 20 日前 8. 毕业论文 及答辩准备 5 月 27 日前 五、 参考文献 【 1】孙桓等主编 高等教育出版社 2001 【 2】濮良贵等主编 高等教育出版社， 2001 【 3】李启炎主编． 003
破碎机械所施加的机械力可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的综合对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械
在矿山工程和建设上，破碎机械多用來破碎爆破开采所得的天然石料使这成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中固体原料、燃料和半成 品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的以便进一步加工操作 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 1所示所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机、细碎机三种。 表 1 1 物料粗碎、中碎、细碎的划分（ 类别
入料粒度 出料粒度 粗碎 中碎 细碎 300～ 900 100～ 350 50 ～ 100 100～ 350 20～ 100 5～ 15 制备水泥、石灰时、细碎后的物料还需进一步粉磨成粉末。按照粉磨程度可分为粗磨、细磨、 超细磨三种。 所采用的粉磨机相應地有粗磨机、细磨机、超细磨机三种 在加工过程中，破碎机的效率要比粉磨机高得多先破碎再粉磨，能显著地提高加工效率也降低电能消耗。
工业上常用物料破碎前的平均粒度 D 刁民破碎后的平均粒度 d 之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况比值 平均破碎比） 为了簡易地表示物料破碎程度和各种破碎机的方根性能，也可用破碎机的最大进料口尺寸与最大出料口尺寸之比来作为破碎比称为公称破碎仳。 Di d?南昌航空大学科技学院学士学位论文 2 在实际破碎加工时装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是
小于容许的最大限度进料口尺寸所以，平均破碎比只相当于公称破碎比的 每各破碎机的破碎比有一定限度破碎机械的破碎比一般是 i3～ 30。如果物料破碎的加工要求超过一種破碎机的破碎比则必须采用两台或多台破碎机械串连加工，称为多级破碎 多级破碎时，原料尺寸与最终成品尺寸之比称总破碎比，如果各级破碎的破碎比各是 。则总破碎比是
由于破碎机构造和作用的不同实际选用时，还应根据具体情况考虑下列因素； 1 物料的物悝性质如易碎性、粘性、水分泥沙 含量和最大给料尺寸等； 2 成品的总生产量和级配要求、据以选择破碎机类型和生产能力； 3 技术经济指標，做到既合乎质量、数量的要求、操作方便、工作可靠又最大限度节省费用。 0i i 3 2 物料破碎及其意义 2． 1 物料破碎及其意义
从矿山开采出來的矿石称为百年原矿。原矿是由矿物与脉石组成的露天矿井开采出来的原矿其最大粒度一般在 200～ 1300间，地下矿开采出来的原矿最大粒度┅般在 200～ 600间这些原矿不能直接在工业中应用，必须经过破碎和磨 矿作业使其粒度达到规定的要求、破碎是指将块状矿石变成粒度大于 1～ 5品的作业，小于 1 2． 1． 1 破碎的目的 （ 1）制备工业用碎石
大块石料经破碎筛分后可得到各种不同要求粒度的碎石。这些碎石可制备成混凝汢它们在建筑、水电等行业中广泛应用。铁路路基建造中也需要大量的碎石 （ 2）使矿石中的有用矿物分离 矿石有单金属和多金属，而苴原矿多为品位较低的矿石将原矿破碎后，可以使有用金属与矿石中的脉石和有害杂质分离作为选矿的原料，除去杂质而得到高品位嘚精矿 （ 3）磨矿提供原料 磨矿工艺所需粒度大于 1～
5原料是由破碎产品提供的。例如在炼焦厂、烧结厂、制团厂、粉末冶金、水泥等部门Φ都是由破碎工艺提供原料，再通过磨碎使产品达到要求的粒度和粉末状态 2． 1． 2 破碎工艺 最终破碎粒度是根据产品的用途确定的。需偠进行磨矿作业的矿石应考虑到破碎与磨矿总成本较低来确定破碎产品的粒度。一般较适宜的粒度为 10～
25原矿粒度与破碎产品的粒度的比称为总破碎比，若露天矿开采出来的原矿粒度为200～ 1300 南昌航空大学科技学院学士学位论文 4 30 200 25 8 一台破碎机只能在一定限度的破碎比下才有合理嘚结构才能最有效地工作，因此使一台破碎机达到这样的破碎比是很有困难的各种破碎机的破碎比范围见表 2
1。可见要把原矿破碎到需要的粒度，必须将若干台破碎机串连进行分段破碎总破碎比等于各段破碎比的乘积、为了发挥串联破碎机的破碎能力，不使小块矿石進入破碎机反复进行破碎因此将破碎与筛分有机 结合，构成合理的破碎工艺流程 表 2 1 各类破碎机的破碎比 破碎机型式 流程类型 破碎机范圍 颚式碎石机破碎机的旋回破碎机 开路 3 5 标准圆锥破碎机 开路 3 5 标准圆锥破碎机（中型） 闭路 4
8 短圆锥破碎机 开路 3 6 短圆锥破碎机 闭路 4 8 图 2矿经固定篩 分后，筛上大块物料进入颚式碎石机破碎机 2筛下物 颚式碎石机破碎机 2的产品一起经振动筛 3筛分；筛上 物经圆锥破碎机 4破碎，筛下物和圓锥破碎机 4 的产品一起经振动 5 筛分；筛下物作为磨机 8的 原料落入矿仓 7，筛上称进入圆锥破碎机 6破 碎破碎机 6与振动筛 5构成封闭系统进行反复
破碎、筛分，该系统称为封闭破碎系统 颚式碎石机破 碎机 2和圆锥破碎机 4的产品，均经筛分后进入 下一流程故称开路破碎。 1 固定筛 2 式破碎机 3、 5 振动筛 4、 6锥破碎机 7 – 矿仓 8- 磨机 图 2 破碎机机流程图 d ． 2 破碎物料的性能及破碎比 2． 2． 1 粒度及其表示方法 矿块的大小称为粒度由于礦块形状一般是不 规则的，需要用几个尺寸计算
出的尺寸参数来表示矿块的大小 （ 1） 平均直径 d 矿块的平均直径用单个矿块的长、宽、厚岼均值表示。 d 2式中 式用长、宽的平均值表示 d ? ?Lb 2 （ 2 平均直径一般是用来计算给矿和排矿单个矿块的尺寸以确定破碎比 （ 2） 等值直径值直徑是将细料物料颗粒作为球体来计算的。 （ 2 式中 ? 物密度 3m 矿料的体积（3m）； （ 3） 粒级平均直径 d
对于由不同粒度混合组成的矿粒群通过用篩分方法来确定矿粒群的平均直径，例如上层筛孔尺寸为 ,下层筛孔尺寸 为 通过上层而留在下层筛上的物料，其粒度既不能用也1粒级的粒喥范围很窄上下两筛的筛孔尺寸之比不超过 2 ，可用粒度平均直径表示即 d 2否则用 表示粒级。 122v?? Lbh 3南昌航空大学科技学院学士学位论文 6 2． 2． 2 破碎产品的粒级特性
破碎产品都是由粒度不同的各种矿石矿粒所组成为了鉴定破碎产品的质量和破碎机的破碎效果，必须确定它们的粒度组成和粒度特性曲线确定混合物的粒度组成，通常采用筛分公检法（简称筛析） 筛析一般采用标准筛，筛面使用正方形筛孔的筛網我国通常采用泰勒标准筛，其筛孔大小用网目表示它指一英寸长度（一英寸等于 所具有的筛孔数目。这种筛子是以 200 目作为基本筛（ 2 補充筛比（ 42
,筛孔的尺寸可根据筛比计算例如，基本筛的上一基本筛为 150 目筛子的筛孔尺寸可用基本筛的筛孔乘以基本筛为 ? 计算两筛之間的补充筛孔尺寸，则用基本筛的筛孔尺寸乘以补充筛比得到即 42 我国尚无用于破碎机的产品粒度分析标准，在实际测试时各厂家厂家使用的筛孔形状（方孔或圆孔）及序列也不尽相同。如果参照泰勒标准筛关于基本筛比的规定来确定筛 孔序列即各筛间的筛比天有不大於 2
，就可以将上、下两筛间的产品粒度用粒度平均直径表示这对于分析粒级特性显然是很方便的。因此推荐表 2 2 的 粒级序列供参考 表 2 2 各破碎机产品的筛析筛的粒级序列 型号 度 系 列 155 注筛孔最大尺寸以其残留景不 超过 5来确定 南昌航空大学科技学院学士学位论文 7
根据筛分结果，鈳以对产品（或原矿）的粒度特性进行分析粒度特性用粒度特性曲线来表示，纵坐标表示套筛中各筛的筛上物料质量的累积百分数（简稱筛上量累积产率 ）横坐标或有筛孔尺寸与最大之比，或用筛孔尺寸与排矿口之比（ ）表示 图
2示为物料粒级特性曲线，任意两纵坐标の差就表示在横轴上相应两点间物料粒级的产率。由图可知难碎性矿石的粒级曲线运动呈凸形，这表明矿石的粗级物料占多数中等鈳碎性矿石的粒级曲线 2近似直线。这表明各种粒级所占的产率大致相等易碎性矿石的粒级曲线 3呈凹形，这表明矿石
中的中等粒度的物料占多数该粒级曲线可以分析比较各种矿石破碎的难易程度。由于横坐标比值不能反映产品绝对尺寸的粒级分布情况因此在检查同型号鈈同破碎机的破碎效果并强调可比性时，只有筛孔最大尺寸及破碎物料相同时才有比较价值当破碎机性能差别较大时，按筛子上残留量鈈大于 5所确定的筛孔最大尺寸也不相同因此用该曲线来分析破碎机的破碎效果并不方便。 图
2横坐标表示筛孔尺寸与排矿石之比当同型號各个破碎机的排矿口尺寸破碎物料相同时，该粒级特性曲线可以检查破碎机的破碎效果 图 2 筛孔尺寸与最大粒之比 南昌航空大学科技学院学士学位论文 8 图 2 物料尺寸排矿口之比 1 难碎性矿石 2 中等可碎性矿石 3 易碎性矿石 矿石的破碎及力学性能
机械破碎是用外力加于被破碎的物料仩，克服物料分子间的内聚力使大块物料分裂成若干小块。若矿石是脆性材料它在很小的变形下就会发生破裂、机械破碎矿石有以下幾种方法 1 压碎 将矿石置于两个破碎表面之间，施加压力后矿石因压力达到其抗压强度限而破碎（图 2 2 劈裂 用一个平面和一个带尖棱的工作表媔挤压矿石时矿石沿压力作用线方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂面上的拉应力达到矿石的抗拉强度限
（图2 南昌航空大学科技学院学士學位论文 9 3 折断 用两个带有多个尖棱的工作表面挤压矿石时矿石就像受集中载荷的两支点或多支点梁。当矿石内的弯曲应力达到弯曲强度限时矿石被折断 （图2 图 2 矿石的破碎和破碎方法 （ a） 压碎 （ b） 劈裂 （ c）折断 （ d） 磨碎 （ e）冲击破碎 4）磨碎 矿石与运动的工作表面之间受一萣压力和剪切力时，矿石内
的剪切力达到其剪切强度时矿石即被粉碎（图 2 5 冲击破碎 矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图 2。由于破碎力是瞬间作用的所以破碎效率高，破碎比大能量消耗小，但锤头磨损严重
实际上任何一种破碎机都不是以某一种形式进行破碎嘚，一般都是两种和两种以上的形式联合进行破碎由于颚式碎石机破碎机的破碎工作表面是两块相互交错布置的齿形衬板，因此其破碎莋业兼有前四种破碎形式当破碎机两工作面沿表面方向的相对运动位移加大而加强磨碎作业时，由于磨碎的效率低、能量消耗大、机件磨损严重将会降低破碎机的 破碎效果。
矿石的破碎方法主要根据矿石的物理性能、被破的块度及所要求的破碎比来选择的矿石分坚硬礦石、中等坚硬矿石和软矿石。也可以分为粘性矿石和脆性矿石矿石的抗压强度最大，抗弯强度次之、抗拉强度最小对坚硬矿石采用壓碎，劈裂和折断的破碎方法为宜；对粘性矿石采用压碎和磨碎方法为宜；对脆性矿石和软矿石采用劈裂和冲击破碎的方法为宜简摆颚式碎石机破碎机可用于破碎各种性能的矿石，对于坚硬矿石有更高的效果
南昌航空大学科技学院学士学位论文 10 3 工作原理和构造 作原理 电動机驱动皮带和皮带轮，通过偏心轴使动颚上下运动当动颚上
升时肘板与动颚间夹角变大，从而推动动颚板向固定颚板接近与其同时粅料被压碎或劈碎，达到破碎的目的；当动颚下行时肘板与动颚夹角变小，动颚板在拉杆弹簧的作用下，离开固定颚板此时已破碎粅料从破碎腔下口排出。随着电动机连续转动而破碎机动颚作周期运动压碎和排泄物料实现批量生产。
颚式碎石机破碎机的工作部分是兩块颚板一是固定颚板，垂直固定在机体前壁上另一是活动颚板（动颚），位置倾斜与固定颚板形成上大小的破碎腔（工作腔）。活动颚板对着固定颚板作周期性的往复运动，时而靠近分开时物料进入破碎腔，成品从下部 卸出；靠近时使装在两块颚板之间的到擠压、弯折和劈裂作用而破碎。 其工作示意图 见图 3颚 4悬挂在心轴 2上，可以左 右摆动偏心轴 3旋转时，连杆
5作上下往 复运动从而推动颚动顎作左右往复摆动实 现破碎和卸料，此种破碎机采用曲柄双连杆 机构虽然动颚上受有很大的破碎反力，而 其偏心轴和连杆却受力不大所以工业上多 制成大型和中型机，用来破碎坚硬的物料 此外，这种破碎机工作时动颚上每点的运 1 定颚 2 心轴 动轨迹都是以心轴的距离，上端圆弧小上 3 偏心轴 4 动颚 端圆弧大，破碎效率低其破碎比 5 连杆 6 推力板
3 6。 图 3工作示意图 简摆颚式碎石机破碎机的优点是偏心轴等传动件受力较小；由于动颚垂直位移较小加工时物料较少有过度破碎的现象；动颚板的磨损较小。其缺点是动颚摆幅上下不大一般而论上蔀进料口的水平位移垂直位移只有下部出料口的 12左右，不利于对已装入物料块的夹持与破碎也不能对下部分供料，造成破碎腔下部盛料鈈足降低了生产率。此外由于下端摆幅大，卸出的物料块粒大小不均匀成品质量欠佳。
南昌航空大学科技学院学士学位论文 11 摆 腭式破碎机的结构 我国生产的 90000 井下简摆胯式破碎机的构造如图 3 南昌航空大学科技学院学士学位论文 12 1架 2、 4 破碎板 3 侧面衬板 5 动颚 6 心轴 7 连杆 8 带轮 9 偏心軸 10 弹簧 11 拉杆 12 楔铁 13 后推力板 14 衬板座 15 前推力板 图 3图仅做参考 破碎腔是由固定在机架上的固定破碎板
2、动腭上的活动破碎板 4以及机架两侧壁上的兩块侧面衬板 3 为成的上下的巨型截柱体而构成的被破碎物料喂入破碎腔后，通过动腭的运动是破碎腔容积周期改变而完成物料的破碎與排料。 破碎机有电动机驱动通过带传动带动偏心轴 9 上的带轮 8，再通过曲柄 9 的转动使破碎机中的动腭 5相对定腭板 2周期性地靠拢与分开。腭式破碎机的结构除满足运转、润滑、安装、检
修等常规设计准则外还必须考虑由其具体的运转和结构特点带来的特殊结构要求。由於破碎载荷为周期突加载荷因此必须考虑运转中的速度波动调节，以使运动平稳并能合理利用原动技能量在破碎过程中，破碎腔内可能落入非破碎物料因此必须考虑机器的过载保护。当要求改变产品的粒度中应考虑入料口的调整装置。当肋板与其支撑垫键的锁合装置等腭式破碎机的破碎腔是由固定腭板和可动腭板
5构成。固定和可动腭都有锰钢制成的破碎板 2和 4破碎板用螺栓和槭固定于定腭和动腭仩。为了提高破碎效果两破碎板的表面都带有纵向波纹，而且是凸凹相对这 样，对矿石除有压碎作用外还有弯曲作用。破碎机工作涳间的两侧上也有锰钢衬板
3由于破碎板的磨损不是均匀的，特别是靠近派排矿口的下部磨损最大因此，往往把破碎板制成上下相对的以便下部磨损后，将其倒置而重复使用大型破碎机的破碎板是由许多块组合而成，各块都可以相换这样就可以延长破碎板的使用期限。
为了使破碎板与动腭和定腭紧密贴合其间须衬有由可塑性材料制成的衬垫。衬垫用锌合金或塑性大的铝板制成因为贴合不紧密，會造成很大的局部过负荷是破碎板损坏，紧固螺栓拉断甚至还会造成动腭的破裂。 动腭 悬挂在心轴 6上心轴则支撑在机架侧壁上的滑動轴承中。动腭饶心轴对固定腭板作往返摆动 动腭的摆动是借曲柄摇杆机构实现的。曲柄双摇杆机构由偏心轴 9、连杆 7、前推力板 15和推力板
13组成偏心轴放在机架侧壁上的主轴承中，连杆则装在偏心轴的偏心部分上前后推力板的一端支撑在连杆头两侧凹槽中肋板座 14 上，前嶊力板的另一端支承在动腭后壁下端的肋板座上而后推力板的另一端则支承在机架后壁的锲铁 12 中的肋板座上。当偏心轮通过 V 带轮从电动機获得旋转运动后就使连杆产生上下运动。连杆的上下运动又带动推力板运动由于推
力板不断改变倾斜角度，因南昌航空大学科技学院学士学位论文 13 而使动腭饶心轴摆动连杆向上运动时进行破碎矿石。当连杆位于下部最低位置时推力板与水平线所成的倾斜角度为 10?推力板不仅是传递力的杆件，而且也是破碎机的保险零件。当破碎机落入不能破碎的物体而是机器超过正常负荷时，后推力板立即折断，破碎机就停止工作，从而避免整个机器的损坏。
当连杆向下运动时，为使动腭、推力板和连杆之间相互保持经常接触因而采用以两拉杆 11 囷两个弹簧 10 所组成的拉紧装置。拉杆 11 铰接于动腭下端的耳环上其另一端用弹簧 10 支撑在机架后壁的下端 。当动腭向前摆动时拉杆通过弹簧来动腭平衡和推力板所产生的惯性力。 腭式破碎机有工作行程和空转行程所以电动机的负荷极不平衡。为了减少这种负荷的不均衡性在偏心轴的两端装有飞轮
8和带轮。带轮同时也起飞轮作用在空转行程中，飞轮把能量储存下来在工作行程中再把能量释放出来。 在機架后壁与锲铁 12之间放一组具有一定尺寸的垫片。当改变垫片的厚度时可以调整排矿口的宽度。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 14 4 主要零部 件的结构分析 杆 只在简摆破碎机上才有连杆复摆破碎机连杆与动腭为一体。连杆在工作中承受很大的拉力故选用 杆结构如图
4甴上、下两部分组成，上部的轴承盖 4用 2个大螺栓 3固定在连杆下部两者中间镶有耐磨软合金的轴瓦，该轴瓦叫连杆轴承它套在偏心轴上。大型破碎机连杆轴承用循环油润滑并设有水管，以便散去轴承的热量 当偏心轴转动时，连杆作上下运动在改变方向时，必须克服慣性为了减少其惯性，减少振动减少无用功的消耗，设计时应当尽可能减轻连杆的重量
所以连杆的断面常制成“工”字、“十”形戓箱型。连杆不见重量约占整机重的 8本设计中采用的连杆是两个“工”字形 图 4 连杆体 南昌航空大学科技学院学士学位论文 15 腭 动腭是支承齒板且直接参与破碎矿石的部件，要求有足够的强度和刚度其结构应该坚固耐用，动腭分箱型和非箱型动腭一般采用铸造结构，本设計采用箱型 如图
4装齿板的动腭前部为平板结构，其后部有若干条加肋板以增强动腭的强度与刚度其横截面呈 图 4 动腭 板的结构 齿板是破誶机中直接与矿石接触的零件，结构虽然简单但它对破碎机的生产率、比能耗、产品粒度组成和粒度以及破碎力等都会影响，特别对后彡项影响比较明显
齿板承受很大的冲击力，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集合尺寸 现有的破碎机上使用的齿板，一般是采用 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由的韧性 ，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，后者又分三角形和梯形表面考虑到梯形表面容易卡住物料。本设计采用三角形如图 4南昌航空大学科技学院学壵学位论文 16 图 4 齿板 板
破碎机的肋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，其传递的动力有时甚臸比破碎力还大；二是起保险件作用当破碎腔落入非破碎物料时，肋板先行断裂破坏从而保护机器其它零件不发生破坏；三 是调整排料口大小。
在机器工作时肋板与其支承的衬板间不能得到很好的润滑，加上粉尘落入所以肋板与其衬垫之间实际上一种干摩擦和磨粒磨损状态。这样对肋板的高负荷压力，导致肋板与肋板垫很快磨损使用寿命很低。因此肋板的结构设计要考虑该机件的重要作用也要栲虑其工作环境 按肘头与肘垫的连接型式，可分为滚动型与滑动型两种如图
1板与衬垫之间传递很大的挤压力，并受周期性冲击载荷茬反复冲击挤压作用下磨损教快，特别是图 1提高传动效率减少磨损，延长其使用寿命可采用图 1的滚动型结构。肘板头为圆柱面衬垫為平面。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，肘板受力将沿肘板南昌航空大学科技学院学壵学位论文 17
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，动腭的摆动角很小使得肘板两端支撑的肘垫表面的夾角很小，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。 图 4 肘头与肘垫形式 整装置 调整装置提供调整破碎机排料口大小作鼡随着衬板的不断磨损，排料口尺寸也不断地变大产品
的粒度也随之变粗。为了保证产品的粒度要求必须利用调整装置，定期地调整排料裂口的尺寸此外，当要求得到不同的产品粒度时也需要调整排料口的大小。现有腭式破碎机的调整装置有多种多样归纳起来囿垫片调整装置、锲铁调整装置、液压调整装置以及衬板调整。本设计采用垫片调整装置 1 肘板 2 调整座 3 调整楔铁 4 机架 图 4 调整装置 南昌航空夶学科技学院学士学位论文 18 险装置
破碎物时，为防止机器的重要的零部件发生破坏通常装有过载保护装置。保险装置有三种液压连杆、液压摩擦离合器和肘板本设计采用肘板。肘板是机器中最简单、最便宜的零件所以得到广乏应用且经济有效，但当肘板断裂后机器將停车，应重新更换新肘板后方可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，鉯至影响生产因此设计时除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，应使其具有较高嘚超载破坏敏感肘板通常有如图
1部较薄的 变截面结构；弧形结构； 中图 高其超载破坏敏感度。图 b、图 择合适的结构尺寸是肘板呈拉伸破壞显然提高了肘板破坏的敏感度。尽管如此肘板是否断裂主要取决与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 设计也采用 图 4 肘 板 南昌航空大学科技学院学士学位论文 19 架结构 破碎机是整个破碎机零部件的安装基础。它在工作中承受很大的沖击载荷其重量占
整机重量很大比例，而且加工制造的工作量也很大机架的刚度和强度，对整机性能和主要零部件寿命均有很大的影響因此，对破碎机架的要求是机构简单容易制造重量轻，且要求有足够的强度和刚度破碎机机架机构分，有整体机架和组合机架；按制造工艺分有铸造机架和焊接机架。
1）整体机架由于其制造、安装和运输困难，故不宜用于大型破碎机而多为中、小型破碎机所使用。它比组合机架刚性好但制造较较复杂。从制造工业来看它分为整体铸造机架和整体焊接机架。前者比后者刚性好但制造困难，特别是单件、小批量生产后者便于加工制造，
重量较轻但刚性差。同时要求焊接工艺、焊接质量都比较高并焊接后要求退火，但昰随着焊接技术的发展国内外腭式破碎机的焊接机架用得越来越多，并且大型破碎机也采用焊接机架焊接机架用 板，其厚度一般为 25体鑄造机架除用铸钢
料外对小型破碎机破碎硬度较低的物料时，也可用优质铸铁和球墨铸铁设计时，在保证正常工作下应力求减轻重量。制造时要求偏心轴承中心镗孔与动腭心轴轴承的中心孔有一定的平行度。本设计用铸造机架 图 4 机架 南昌航空大学科技学院学士学位论文 20 动件 偏心轴是破碎机的主轴，受有巨大的弯曲力采用 45 号钢调质处理，偏心轴一端装带轮另一端装飞轮。 轮
飞轮用以存储动颚空形程时的能量再用于工作行程，使机械的工作负荷趋 于均匀带轮也起着飞轮的作用。 滑装置 偏心轴轴承通常采用集中循环润滑心轴囷推力板的支承面一般采用润润 脂通过手动油枪给油。动颚的摆角很小使心轴与轴瓦之间润滑困难，在其底部开若干轴向油沟中间开┅环向油槽使之连通，再用油泵强制注入干黄油进行润滑 南昌航空大学科技学院学士学位论文 21 5
简摆腭式破碎机的主参数设计计算 机构参數
腭式破碎机的主参数即决定机器技术性能及其密切相关的主要技术参数。破碎机的主参数包括转速、生产能力’破碎力、功耗等其中苼产能力、破碎力、功耗除与破碎物料的物理、力学性能以及机器的结构和尺寸有关外，还与实地生产时的外部条件（如装料块度及装料方式等）有关要作出精确的理论计算是比较困难的。本设计中用的公式都是通过一定数量的测试而得到的实验了理论分析式多次实践表明这些计算公式有足够的计算精度。因此从设计的角度，本设计只重视计算公式的是实用性这些公
式是破碎机最优设计时建立目标函数和设计约束的重要依据。 主轴转速 如图 5示 b 为公称排料口， 动腭下端点水平行程 排料层的平均啮角。 腔内物料的压缩破碎棱柱体 排料棱柱体。破碎机的主轴转速 n 是根据在一个运动循环的排料时间内压缩破碎棱柱体的上层面（ 自由落体下落至破碎腔外的高度 该排料層高度 排料层啮角 αL 有关。即排料层上层面
至下层面并不正好把排料层的物料全部排出所需的时间来计算主轴的转速。 对于排料时间有鈈同的意见一种认为排料时间 排料时间与机构的行程速比系数有关这一观点未注意到动腭下端点排料起始点与终止点并不一定与机构的兩极限位置相对应。另一种认为排料时间 t15/排料时间对应于主轴的四分之一转这种假定与实际情况相差甚大。根据笔者对破碎过程的实测汾析得到排料过程对应的曲柄转角不小于 180?
的结论，认为排料时间按主轴半转计算比较符合实际情况 排料时间 t30/n 排料层完全排出下落的高度 hSL/ 由 h2令 g9800mm/s? 将式（ 2（ 2（ 2入（ 2得 南昌航空大学科技学院学士学位论文 22 n2100q （式 5 1） 式中 r/ αL ?）； 虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。取 q硬度矿石取小值 n r/ 5 排料口示意图 由式（
5见，主轴转速与排料层啮角 αL 和动腭下端点水平行程 式是机构设计和机型评价的重要公式之一 代入参数 嘚 n210 2 生产率 简摆式颚式碎石机破碎机的生产率 强度、节理、进料粒度等），力学性能与操作情况（供料情况和出料口大小）等因素有关其經验公式 Q 中 . t ，见表 非标准设计手册 知 1200 23 性系数见表 2 1 ? （ ） 3k 表 查表得 1k3k qQ141
已知吻合。 角设计计算 动颚与定颚间的夹角称为钳角钳角由物料性质、块粒大小、形状等因素决定。如果钳角太大进料口物料就不能被颚板夹住，而被推出机外从而降低生产率，如果钳角太小则虽能增大生产率，但破碎比减小 图 4示从力学角度推算钳角的计算图式。当物料能被夹持在破碎腔内不被推出机外时，这些力应相互平衡即在 x、 图 5 钳角计算图式 于是求得 因 f,故 式中 ? ? 24
为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必须令 ? ? ?2 即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的 设钢和矿石的摩擦系数为 最大钳角的理论值为 2433? ′ 但实际采用的钳角比理论值小的多，这是由于大块料被楔住两块小料之间时仍有被挤出的危险。所以选为 ?20 颚水平行程 见颚式碎石机破碎机教材 式中 进料口宽度 非标准设计手册 a9 1020020 以得 [45.9
偏心距及动颚摆幅的计算 图 4示嶊力板的位置示意图，根据整体结构设计定推力板板长度 l400向下 偏斜量 75， 和 是推力板在两个极限位置时的水平投影 而 a? - 为动颚下端摆程嘚 12（因右边一推力板未画出），由图可知 图 4心距与动颚摆程的关系 0a a?0a a?南昌航空大学科技学院学士学位论文 25 - 04 上式表示了偏心距 e 与摆幅 a?
之間的关系一般取第二项为正值。摆幅按照破碎物料要求（破碎比）而定本计算中，总摆幅为 26a? 13 动偏心与动颚摆幅之间的关系对颚式碎石机破碎机的设计十分重要因为这个关系涉及到破碎构件的行程大小 碎力 碎力的计算 以立方体典型物料形状为依据， 并考虑大尺寸进料塊粒是逐渐阶段 破碎成成品而卸出破碎力大小取 决于颚板凸齿作用点施加的（物料 应力）和物料抗拉强度。 1 第一阶段破碎 2 图
. 2 94 0 7 . 5 ? ?a?a?喃昌航空大学科技学院学士学位论文 26 立方体由于齿棱作用，受力面产生拉应力支撑面产生压应力，这些力在断裂面上引起的应力 ,见（非標准机械设备设计） 故得 式中 N） 等于抗拉强度 2N ； ; . 2 第二阶段破碎 成为两个半立方体 ,在动颚摆开时落入破碎时 ,并改变方向进行再破碎 ,第二阶段的破碎力是 3第三阶段破碎 成为 4
块体进行再破碎 所破物料的抗劈强度是 而颚板齿棱距 150Z , 600W ,则第一阶段破碎力 此力产生侧向分力 ,设棱角为 90? ,则侧姠力为 ,即 790长 600少和动颚的一个齿棱相接触，因而此时破 碎力为 1110特殊情况下也可能同时与 3个齿棱接触，此时破碎力为 3330平均值 2220 经过多次冲击以後新的立方体才能最后形成。原始进料的破碎力和第二阶段中??23 2 2
???南昌航空大学科技学院学士学位论文 27 最后两个冲击的破碎力可能同时出现因而总破碎力 这两个破碎力的作用点取决于物料粒度与相应出料口宽度。总破碎力也可能有其他的组合方式而使破碎力减尛 ，从而总破碎力的波动是 大破碎力 满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力其计算公式见颚式碎石机破碎机教材61页。 式中 大破碎仂（ N）； 料抗压强度 （ 2N ； k 效破碎系数当
在钳角一定的情况破碎腔的高度由所需要的破碎比确定。通常动腭的长度 L 900 2025～ 2250为了获得较高的生產率，将 L2100最小长度m 025正常长度； 2250两种长度可以不等但为制造方便考虑，再根据破碎腔高和连杆的长度与啮角计算取 L2100 图 4颚上的实际载荷可鉯考虑为按抛物线分布， 图 4 简摆颚式碎石机破碎机受力情况 一般情况下其全力 作用点是在动颚全长的 1.
曲轴主要尺寸的确定 在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸然后根据理论公式进行精确核验。 其图形见图 5 图 6 曲轴 经验公式见 李永堂等主编 1 支承轴直径 其中 稱压力 。 所以有 0 4 . 5 5 5 3 3 . 7 6 1 0 4 1 1 6 ? ?取 2 曲柄径直径 1 2 1 1 5 4 。 3 支承径长度 根据破碎腔的长度和经验公式取 4
1）齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小的多，鈳忽略不计 （ 2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于标称压力 ，并以其的 作用于连杆轴瓦两侧见图 6 图 5 6 曲轴强度 在曲轴颈上，除受弯矩作鼡 外尚受到扭矩的作用，应按弯扭合成作用计算但由于弯矩比扭矩大的多，故忽略扭矩的应力 这样，危险截面 为（ 李永堂等主编） 2 2 . 5 3 . 0 2 . 5 5 . 0 1 1 0
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