颚式破碎机课程设计.doc

1、目 录前言1第一章 电动机的选择 41.1 电动机的容量41.2机的型号选择4第二章 v传动的选择52.1功率的计算52.2 V带型号的选择52.3带轮的直径选择62.4其他构件尺寸的确定7第三章 带轮的设计8 第四章 偏心轴的直径及跨距选择94.1机架处的轴承选择114.2轴径d=170mm处的轴承选择13第五章 平键的选择及校核155.1电动机伸出主轴用键的选择及校核155.2用键的选择及校核17颚式破碎机综合设计一、设计题目简介颚式破碎机是一种利用颚板往复摆动压碎石料的设备。工作时，大块石料从上面的进料口进入，而被破碎的小粒石料从下面的出料口排出。左图为一复摆式颚式破碎机的结构示意图。图

2、中连杆2具有扩大衬套c，套在偏心轮1上，1与带轮轴A固联，并绕其轴线转动。摇杆3在C、D两处分别与连杆2和机架相联。连杆2（颚臂）上装有承压齿板a，石料填放在空间b中，压碎的粒度用楔块机构4调整。弹簧5用以缓冲机构中的动应力。右图为一简摆式颚式破碎机的结构示意图。当与带轮固联的曲柄1绕轴心O连续回转时，在构件2、3、4的推动下，动颚板5绕固定点F往复摆动，与固定颚板6一起，将矿石压碎。简摆式颚式破碎机复摆式颚式破碎机 二、设计数据与要求颚式破碎机设计数据如表所示。颚式破碎机设计数据进料口尺寸（mm）颚板有效工作长度（mm）最大进料粒度（mm）出料口调整范围（mm）最大挤压压强（Mpa）曲柄转速

3、（rpm）1202002001001030200300由于尺寸太小不好发挥我决定把尺寸放大5倍变成如下尺寸进料口尺寸（mm）颚板有效工作长度（mm）最大进料粒度（mm）出料口调整范围（mm）最大挤压压强（Mpa）曲柄转速（rpm）6001000100050050150200300为了提高机械效率，要求执行机构的最小传动角大于650；为了防止压碎的石料在下落时进一步碰撞变碎，要求动颚板放料的平均速度小于压料的平均速度，但为了减小驱动功率，要求速比系数k（压料的平均速度/放料的平均速度）不大于1.2。采用380V三相交流电动机。该颚式破碎机的设计寿命为5年，每年300工作日，每日16小时。1、 电

4、动机的选择电动机的选择要根据动力源与工作条件，收线要满足的就是所需功率要求。根据设计母的，复摆式破碎机是为了破碎中等硬度的各类矿石和岩石。进料的最大尺寸为500mm，要压碎这种岩石或矿石，查资料用压力测试机可以测试出来用2000N.m的力可以压碎这种岩石。 1.1电动机的容量这种复摆式破碎机的功率与多种因素有关，比如规格，偏心轴等，通过查资料发现运用最广泛的是维雅德公式，式子中N为电动机的安装功率，L为破碎机的进料长度 cm，D为最大精料颗粒 cm因此 1.2电动机的型号选择本鄂式破碎机应选择740n/min电动机，额定功率为75kw的电动机，经过筛选我决定用Y315M电动机，转速740n/m

5、in，功率为75kw。下面是这个电动机的一些具体外形尺寸及其安装尺寸。2、 v传动的选择根据以上条件可以得知 P=75kw，转速n=740r/min。传动比e=2.4，每天的工作时间大概为16个小时。在此处键入公式。2.1功率的计算根据如图上所述的工况系数表，可以得到在叫大众载荷变动工作时间在1016小时时，工况系数故此可以得到2.2V带型号的选择根据在结合下图表位于D区，因此选择D型带。2.3带轮的直径选择根据查表可以得知D带最小直径都为d=355mm，因此就选择小带轮直径为带数据的到根据普通V带直径系列表 选择靠近834mm的直径，因此选择D=900mm，带速验算2.4其他构件尺寸的确定取

6、复合要求初算V带的长度查询表v带长度系列选用带长为5400mm实际中心距小袋论包角因此复合要求单根V带所能传递的功率根据查表得求V带根数因此带的根数选z=6单根带的初压力及轴上压力3带轮的设计设计的带轮的参数尺寸带轮 1: (dp) 节径: 355.00 mm (HD) 安装孔径: 80.00 mm 带轮 2: (dp) 节径: 900.00 mm (HD) 安装孔径: 110.00 mm(S) 槽轮宽度: 231.00 mm (f) 带轮边缘到第一坡口中心: 23.00 mm (e) 坡口间中心距离: 37.00 mm (Wp) 坡口节距宽度: 27.00 mm (h) 节距线下方的坡口深度

7、: 28.00 mm (b) 节距线上方的坡口高度: 9 mm 槽角: 40.00 (w) 皮带公称宽度: 32.00 mm (wp) 皮带节距宽度: 27.00 mm (T) 皮带名义高度: 20 mm4偏心轴的直径及跨距选择材料：偏心轴的材料选用45号钢。参数：许用扭应力，A=126103。步计算直径（与大带轮配合处）轴转速n=286r/min因为轴上有键槽，轴径应增加37%。因破碎机工作时的冲击载荷很大，又有强烈的振动，故取直径d=110mm此偏心轴选用一般阶梯长轴。45号钢，全部淬火 HRC3545或采用调质HRC2430也可不热处理，但需要表面氧化。轴承的选择及验算4.1机架处的轴承

8、选择因为轴承承受的径向力较大，轴向力较小，所以选用双列向心球面滚子轴承。轴承承受的径向载荷P=8376N，考虑到主轴与动颚的自重所受的径向力约为13000N，装轴承处的轴颈为130mm，运转时有强大的冲击，预期计算寿命。1）求比值因为，承受的轴向载荷很小。所以，取X=1。2）初步计算当量动载荷查机械设计表13-6，取3）起轴承应有的基本额定动载荷值式中， 为指数，对于球轴承=3，对于滚子轴承=10/3。4）轴承的选取基本尺寸/mm|d: 130基本尺寸/mm| D: 280基本尺寸/mm|B: 93安装尺寸/mm|da(min): 148安装尺寸/mm|Da(max): 262安装尺寸/mm|

9、ra(max): 3其他尺寸/mm|d2: 164.6其他尺寸/mm| D2: 233.5其他尺寸/mm|B0: 16.7其他尺寸/mm|r(min): 4计算系数|e: 0.34计算系数|Y1: 2.0计算系数|Y2: 3.0计算系数|Y0: 2.0基本额定载荷/kN|Cr: 1050基本额定载荷/kN|C0r: 1440极限转速/(r/min)|脂: 1400极限转速/(r/min)|油: 1800重量/kg|W: 28.6轴承代号|圆柱孔: 22326 TN1/W33轴承代号|圆锥孔: 22326 KTN1/W335）验算轴承的寿命经验算轴承的寿命足够。4.2轴径d=170mm处的轴承选

10、择因为轴承承受的径向力较大，轴向力较小，所以选用双列向心球面滚子轴承。主轴与动颚的自重所受的径向力约为13000N，装轴承处的轴颈为150mm，运转时有强大的冲击，预期计算寿命。1）求比值因为，承受的轴向载荷很小。所以，取X=1。 2）初步计算当量动载荷查机械设计表13-6，取3）起轴承应有的基本额定动载荷值式中， 为指数，对于球轴承=3，对于滚子轴承=10/3。4）轴承的选取基本尺寸/mm|d: 170基本尺寸/mm| D: 260基本尺寸/mm|B: 90安装尺寸/mm|da(min): 182安装尺寸/mm|Da(max): 248安装尺寸/mm|ra(max): 2.1其他尺寸/mm|

11、d2: 190.7其他尺寸/mm| D2: 227.7其他尺寸/mm|B0: 8.3其他尺寸/mm|r(min): 2.1计算系数|e: 0.31计算系数|Y1: 2.2计算系数|Y2: 3.2计算系数|Y0: 2.1基本额定载荷/kN|Cr: 792基本额定载荷/kN|C0r: 1520极限转速/(r/min)|脂: 1000极限转速/(r/min)|油: 1300重量/kg|W: 16.7轴承代号|圆柱孔: 24034 CC/W33轴承代号|圆锥孔: 24034 CCK30/W33 5）验算轴承的寿命经验算轴承的寿命足够。5平键的选择及校核键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固

12、定以传递扭矩有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑移的导向。键连接的主要类型有：平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接。5.1电动机伸出主轴用键的选择及校核电动机伸出轴颈 d=170mm。选用普通C型平键，结合与带轮的配合长度，取键长L=122查机械设计表61得键的主要尺寸：bh=2214mm。键槽的主要尺寸如表3.2：表3.2 键槽的主要尺寸btr228、0.4键的工作长度：。键的工作高度：。轴传递的扭矩：。连接的比压：键的材料为45号钢，带轮为铸铁，查机械设计表88得：。经校核键的强度满足要求。5.2用键的选择及校核轴颈与带轮（飞轮）配合处直径 d=100mm。选用普通C型平键，结合与带轮的配合长度，取键长L=100mm。查机械设计表61得键的主要尺寸：bh=28mm16mm 。键槽的主要尺寸如表3.3：表3.3 键槽的主要尺寸btr2896.40.6键的工作长度：；键的工作高度：；轴传递的扭矩：。键连接的比压：键的材料为45号钢，带轮为铸铁，查机械设计表88得：。经校核键的强度满足要求。三维造型贴图