摘 要
在建筑材料生产中，粉碎作业是很重要的过程。粉碎作业的情况直接关系着产品质量和产品成本。建材工业中采用的粉碎方法，主要是用机械力来粉碎矿石。
经调研由于颚式破碎机具有结构简单、制造容易、维护方便、工作可靠等特点。所以，世界各国在冶金、化工、建筑材料、矿工等基础工业部门都广泛采用这种设备。为了提高颚式破碎机的使用效果，许多国家在结构上、破碎功能上做了些改进和发展。
设计内容主要包括了复摆颚式破碎机的动颚、偏心轴、皮带轮、地基、动颚齿板、机架等一些重要部件；另外对颚式破碎机的工作原理及特点和主要部件作了介绍，包括保险装置、调整装置、机架结构、润滑装置等；同时对机器参数（主轴转速、生产能力、破碎力、功率等）作了计算以及对偏心轴作了设计。此外也简单介绍了破碎的意义、破碎工艺和破碎比的计算，颚式破碎机的主要部件的安装、颚式破碎机的操作及维修等。
关键词: 颚式破碎机 主轴转速 破碎力
Abstract
In construction material production, it is an important course to crush the homework. Crush the situation direct
relation product quality of the homework and cost of goods. The method of crushing to adopt in the building materials industry, mainly crush the ore with mechanical force.
Because Jaw type breaker have the simple structure to making easy maintaining convenient ,working reliable such as being by investigation and research. So the countries all over the word adopt this kind of equipment extensively in such basic industrial departments as metallurgy chemical industay
construction material miner etc .In order to improvement and development functionally in brokenness.
The content of this design totally include jaw crusher’s move jaw, eccentric shaft, belt pulley, ground , toothed rack of move jaw, rack and some important components; in other we introduced the principle of jaw crusher , Features of jaw crusher and important components, included insurance unit ,
adjustment unit, rack structure ,lubrication unit and so on. At the same time, we computed parameter of the machine (the speed of main axle, Productivity, the strength of stave power and so on ) and designed the eccentric shaf . Further more, we simply introduced the significance of stave ,stave technology and the computation of stave strength , Installation of the main
components in jaw crusher , the operation and maintenance of jaw crusher and so on.
. Key words: jaw crasher the speed of main axle
the strength of stave power
目 录
1 绪论 ................................................. 1
1.1 物料破碎及其意义 . ................................. 1
1.1.1 破碎的目的 . ................................... 1
1.1.2 破碎工艺 . ..................................... 2
1.2 破碎物料的性能及破碎比 . ........................... 4
1.2.1 粒度及其表示方法 . ............................. 4
1.2.2 破碎产品的粒级特性 . ........................... 5
1.2.3 矿石的破碎及力学性能 . ......................... 6
1.2.4 破碎机的破碎比 . ............................... 7
1.3复摆颚式破碎机特点 ................................ 8
1.4复摆颚式破碎机的基本结构和工作原理 ............... 10
1.4.1 基本结构 . .................................... 10
1.4.2 工作原理 . .................................... 12
2 主要零部件的结构分析 ................................ 13
2.1 动颚 . ............................................ 13
2.1.1 动颚的结构 . .................................. 13
2.1.2 动颚工作过程分析 . ............................ 14
2.2 齿板 . ............................................ 15
2.3 肘板（推力板） . .................................. 16
2.4 调整装置 . ........................................ 17
2.5 保险装置 . ........................................ 18
2.6 传动件 . .......................................... 19
2.7 飞轮 . ............................................ 19
2.8 润滑装置 . ........................................ 20
3 复摆颚式破碎机的主要参数设计计算 .................... 21
3.1主要参数的设定 ................................... 21
3.1.1已知条件 ..................................... 21
3.1.2啮角 ......................................... 21
3.1.3 传动角 . ...................................... 23
3.1.4 动颚水平行程和偏心轴的偏心距 . ................ 23
3.1.5 主要构件尺寸的确定 . .......................... 24
3.1.6 破碎腔的形状 . ................................ 25
3.2主要参数的计算 ................................... 27
3.2.1 动颚的摆动次数（偏心轴的转速） . .............. 27
3.2.2 生产能力 . ................................... 29
3.2.3 破碎力 . ..................................... 30
3.2.4 功率 . ....................................... 31
4 各个部件的受力分析 .................................. 32
5 重要零件的设计和校核 ................................ 34
5.1 电动机的选型 . .................................... 34
5.2 推力板的设计 . .................................... 34
5.3 V 带传动设计 ..................................... 35
5.4 飞轮的设计 . ...................................... 38
5.5 偏心轴主要尺寸的确定 . ............................ 39
6 颚式破碎机的使用与维修 .............................. 41
6.1颚式破碎机的使用 ................................. 41
6.2颚式破碎机的维护 ................................. 42
结 论 ................................................ 44
致 谢 ................................................ 45
参考文献 .............................................. 46
1 绪论
1.1 物料破碎及其意义
从矿山开采出来的矿石称为原矿。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200~1300mm 之间，地下矿开采出来的原矿最大粒度一般在200~600mm 之间，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1~5mm 产品的作业，小于1mm 粒度的产品是通过磨碎作业完成的。
1.1.1 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土。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，而且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的精矿。
（3）为磨矿提供原料
磨矿工艺所需粒度大于1~5mm 的原料，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、水泥等部门中，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。
1.1.2 破碎工艺
最终破碎粒度是根据产品的用途确定的。需要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10~25mm 。把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200~1300mm 则破碎作业的总破碎比的范围为：
i max =D max /d min =1300/10=130
i min =D min /d max =200/25=8
一台破碎机只能在一定限度的破碎比下才有合理的结构，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1-1。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，不使小块矿石进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1-1 各类破碎机的破碎比
1-固定筛2-颚式破碎机3、5-振动筛4、6-圆锥破碎7-矿仓8-磨机 图1-1 破碎流程图
图1-1为一段破碎机机流程图，原矿经固定筛分后，筛上大块物料进入颚式破碎机2，筛下颚式破碎机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，筛下物和圆锥破碎机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。
1.2 破碎物料的性能及破碎比
1.2.1 粒度及其表示方法
矿块的大小称为粒度，由于矿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、厚平均值表示。
d =(L +b +h ) /3 (1-1)
式中 L ---矿块的长度（mm ）
b ---矿块的宽度（mm ）
h ---矿块的厚度（mm ）
或用长、宽的平均值表示：
d =(L +b ) /2 （1-2）
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d eq
矿块的粒度很小时可用等值直径来表示。等值直径是将细料物料颗粒作为球体来计算的。
d eq ==（1-3）
式中 m ---矿料质量（kg ）
ρ---矿物密度（kg /m 3）
V --- 矿料的体积（m 3）；
（3）粒级平均直径d
对于由不同粒度混合组成的矿粒群，通过用筛分方法来确定矿粒群的平均直径，例如上层筛孔尺寸为d 1，下层筛孔尺寸为d 2，通过上层而留在下层筛上的物料，其粒度既不能用也d 1也不能用d 2表示。当粒级的
时，可用粒度平均直径表示，即
d =(d 1+d 2) /2 (1-4)
否则用d 1~d 2表示粒级。
1.2.2 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，确定混合物料的粒度组成，通常采用筛分分析法（简称筛析）。
筛析一般采用标准筛，筛面使用正方形筛孔的筛网。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25.4mm ）内所具有的筛孔数目。这种筛子是以200目作为基本筛
）和补充筛比（2=1.189）, 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0.074⨯2=0.105mm。若计算两筛之间的补充筛筛孔尺寸，则用基本筛的筛孔尺寸乘以补充筛比得到，即0.074⨯2=0.088mm.
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于分析粒级特性显然是很方便的。
1.2.3 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上，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几种方法：
（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1-2a ）。
（2）劈裂 用一个平面和一个带尖棱的工作表面挤压矿石时，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1-2b ）。
（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1-2c ）。
(a) (b) (c) (d) (e)
图 1-2 矿石的破碎和破碎方法
（4）磨碎 矿石与运动的工作表面之间受一定压力和剪切力时，矿石内的剪切应力达到其剪切强度极限时，矿石即被粉碎（图1-2d ）。
（5) 冲击破碎 矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图1-2e ）。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的，一般都是两种和两种以上的形式联合进行破碎。由于颚式破碎机的破碎工作表面
是两块相互交错布置的齿板，因此其破碎作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，矿石分坚硬矿石、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。对坚硬矿石采用压碎，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。复摆颚式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破碎效果。
1.2.4 破碎机的破碎比
衡量单台破碎机的破碎效果还可用破碎比表示。破碎比即破碎前原料粒度与破碎后产品粒度之比。它表示破碎物料经破碎后减小的程度。
破碎比有如下几种计算方法：
（1）破碎比i 1用破碎前物料最大平均直径D 与破碎后产品最小平均直径d 之比计算。
i 1=D max /d min
物料平均直径是指物料长、宽 、后的平均值。
（2）用i 2间接表示破碎比，i 2即破碎机给料口有效宽度和公称排料口尺寸b 之比
i 2=0.85B /b
式中 B ---破碎机的给料口宽度 (mm)；
b ---破碎机的开边制公称排料口宽度(mm)。
, 破碎比i 2还可以用该破碎机允许的最大给料宽度D max 与公称排料口
宽度b 之比表示。
, i 2=D max /b
（3) 用破碎前后各种粒度混合物料的等值粒度D eq 之比来计算破碎比
i 3。
i 3=D eq 1/D eq 2
1.3复摆颚式破碎机特点
复摆颚式破碎机的机构属于四杆机构中曲柄摇杆机构的应用, 曲柄为主动件。颚式破碎机以结构简单、性能可靠、维修方便在物料粉碎行业广泛应用。
复摆颚式破碎机的动颚，是直接悬挂在偏心轴上的，是曲柄连杆机构，没有单独的连杆。由于动颚是由偏心轴的偏心直接带动，所以活动颚板可同时做垂直和水平的复杂摆动，颚板上各点的摆动轨迹是由顶部的接近圆形连续变化到下部的椭圆形，越到下部的椭圆形越扁，动颚的水平行程则由下往上越来越大的变化着，因此对石块不但能起压碎、劈碎，还能起辗碎作用。由于偏心轴的转向是逆时针方向，动颚上各点的运动方向都有利于促进排料，因此破碎效果好，破碎率较高、产品粒度均匀且多呈立方体。
复摆颚式破碎机和简摆颚式破碎机相比较，复摆颚式破碎机的机器重量较轻，结构简单（少了一件连杆、一块肘板、一根心轴和一对轴承），生产效率较高（比同规格的简摆颚式破碎机生产效率高20%—30%）等优点。但复摆颚式破碎机的颚板垂直行程大，石料对颚板的磨削作用严重，磨削较快，且能量消耗也大，工作时易产生较多的粉尘。
在工程上应用较为广泛的是复摆颚式破碎机。国产的颚式破碎机数量最多的也是复摆颚式破碎机。复摆颚式破碎机主要由机架、颚板、侧护板、主轴、飞轮、肘板和调整机构等组成。
机架即机座，实际上是个上下开口的四方斗，主要用作支承偏心轴和承受破碎物料的反作用力，因此要求具有足够强度，一般采用铸钢整体铸造，规格小的可用优质铸铁代替。大型破碎机的机架由分段铸成后再用螺栓装配在一起，铸造工艺较为复杂。自制的小型颚式破碎机可用40～50毫米厚的钢板焊成，但其钢度不如铸钢好。
颚板包括活动颚板和固定颚板，各与颚床组成活动颚和固定颚。颚板用楔形铁块和螺栓固定在颚床表面，保护颚床不受磨损。固定颚的颚床就是机架，活动颚的颚床悬挂在偏心轴上，由于它直接承受对石料的挤压作用力，所以必需有足够的强度和刚度活动颚床一般用铸铁或铸钢制造。颚板直接和石块接触，除承受挤压和冲击力外，尚与石块强烈摩擦，因此要求用高强度且耐磨的材料制造。常用的是铸锰钢颚板，其铸钢含锰量为12～14%左右。若条件受限制时，可用白口铸铁代替，但容易磨损和折断，使用寿命不长。为了有效地破碎石料，颚板表面常铸成波浪形和牙形，其齿峰角度一般为90°～110°，齿高和齿距视出料粒度和产量要求而定。齿形高齿距小，则出料粒度小，产量低，动力消耗大。一般齿高和齿距之比为1/2～1/3之间。由于复摆式的特点造成颚板底部比上部磨损快，所以颚板往往做成上下对称形状，以便磨损后能倒置安装，延长使用寿命。
颚式破碎机的优点是生产率高，结构简单可靠，破碎比较大（i 一般为6～8），外形尺寸较小，零件检查和更换较容易，操作维护简便，不用较高技术水平的工人就能够操作，应用范围广，与其他类型破碎机比
较，不容易堵塞。因此工程中普遍采用它来破碎各种硬度92500公斤/厘米2以下）的石料，常作粗碎和中碎设备。一般用于破碎极限抗压强度不才超过2000公斤/厘米2的石料时效果较好。其缺点是不宜破碎片状石料，工作间歇、有空转冲程，需要很大的摆动体，增加非生产能量的消耗，破碎可塑性和潮湿的物料时，容易堵塞出料口。由于工作时产生很大的惯性力，机体摆动大，工作不平稳，冲击，振动及噪音较大。因此须安装在比机器自重大五倍以上的混凝图基础上，并须采取隔振措施。大型破碎机还应安装在埋设于基础上的刚梁上。
颚式破碎机的最大装料块度应比装料口宽度小15～20%，即给料的最大石块不应超过装料口的0.85倍。当用颚式破碎机破碎坚硬而光滑的大砾石时，砾石容易从装料口反跳出来，故破碎天然砾石的生产率不及破碎采来块石的生产率高。
使用颚式破碎机时，必须注意由于机器是在工作条件恶劣情况下运转的，除了必须严守操作规程和维修保养制度外，还必须及时发现并修复被磨损的零部件，这是提高机器作业的重要措施。
1.4复摆颚式破碎机的基本结构和工作原理
1.4.1 基本结构
如图1-2所示为复摆颚式破碎机。电动机10通过小带轮及V 带，将运动给大带轮14，从而带动偏心轴13转动。动颚5上部内孔两端的双列球面滚子轴承支承在偏心轴上。偏心轴外侧轴颈装有支座主轴承，主轴承外圈与机架12上的镗孔配合，并用螺栓固定在机架上。在偏心轴两外端部分别装有大带轮14与飞轮9，以调整破碎机工作时主轴运转速度的波动。动颚的下部由推力板1支撑，推力板（即肘板）的另一端支
承在与机架12的后壁相连的楔铁调整机构3上。可在由机架1侧壁上两凸台机构成的滑道中滑动。当需要调整排料口尺寸时，只要调整楔铁上的螺栓，使楔铁上下移动，带动调整座在滑道中前后移动即可完成。
推力板4的两端头为同心圆弧的圆柱面，且中部较两端薄些。其两端头圆弧与动颚5和调整座3上的“II ”型衬垫接触，在破碎机工作时，两者间为纯滚动，以提高机械运转的机械效率并延长零件的使用寿命。
由于推力板与肘板衬垫间为非几何锁合，而是靠动颚的重量实现重力锁合，因此在机器运转时，由于动颚产生的惯性载荷，会使推力板与其衬垫周期分离而产生冲击响声，严重时甚至会使推力板从其两端衬垫中脱落。因此在动颚下端有一跟拉杆通过机架上的弹簧拉杆2拉住动颚，使推力板与衬垫始终保持贴合状态。
图1-2 复摆颚式破碎机
1.4.2 工作原理
带轮与偏心轴固联成一整体，他是运动和动力输入构件，即原动件，其余构件都是从动件。当带轮和偏心轴2绕轴线A 转动时，驱使输出构件动颚3做平面复杂运动，从而将矿石压碎。
定
鄂板
图1-3 复摆颚式破碎机结构图
图1-4 复摆颚式破碎机机构运动简图
2 主要零部件的结构分析
2.1 动颚
2.1.1 动颚的结构
动颚是支承齿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。动颚一般采用铸造结构。为了减轻动颚的重量，国外也有采用焊接结构，由
结构复杂，因此对焊接工艺的要求
高。国内尚未见使用焊接结构的动
按结构特点，可把动颚分成箱型结
非箱型加筋结构，本设计采用后
如图2-1所示。安装齿板的动颚部
板结构，其后部有若干条加肘板以
动颚的强度与刚度，其横截面呈E
故称E 型结构。
图2-1 动颚结构剖视图
于其较颚。构与者，为平增强型，
2.1.2 动颚工作过程分析
复摆颚式破碎机的结构如图1-3所示。图2-2是动颚板上各点的运动轨迹(连杆曲线) 。由图1-3可知,A 点作圆周运动,B 点受推动板的约束为绕O 2点摆动的圆弧线, 其余各点的轨迹为扁圆形，从上到下的扁圆形愈来愈扁平。上面的水平位移量约为下部的115倍，垂直位移稍小于下部，就整个颚板而言，垂直位移量约为水平位移量的2～3倍，工作时，曲柄处于区是完全工作行程；处于区，上部靠前下部靠后, 在区是空回行程；在区是上部靠后下部靠前。
图 2-2动颚板上各点的运动轨迹
动颚具有的这些运动特性决定了它的性能:
(1)动颚的平面复杂运动, 时而靠近固定的定颚板, 时而离开, 形成一个空间变化的破碎室, 料块主要受到压碎, 伴随着研磨、折断作用。
(2)这种运动使料块受到向下推动的力, 图2-3是料块在颚板之间的受力情况。料块在破碎室得到破碎, 破碎后的料块由排料口排出。
图 2-3 物料在颚板之间的受力分析
2.2 齿板
齿板, 是破碎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，特别对后三项影响比较明显。
齿板承受很大的冲击挤压力，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。
现有的颚式破碎机上使用的齿板，一般是采用ZGMn13。其特点是：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。本设计采用梯形。如图2-4所示。
图 2-4 肘板齿形
a) 三角形 b）梯形
2.3 肘板（推力板）
破碎机的肘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至比破碎力还大；二是起保险件作用，当破碎腔落入非破碎物料时，肘板先行断裂破坏，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，肘板与其支承的肘垫间不能得到很好的润滑，加上粉尘落入，所以肘板与其肘垫之间实际上一种干摩擦和磨粒磨损状态。这样，对肘板的高负荷压力，导致肘板与肘板垫很快磨损，使用寿命很低。因此肘板的结构设计要考虑该机件的重要作用也要考虑其工作环境。
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2-5所示。肘板与肘垫之间传递很大的挤压力，并受周期性冲击载荷。在反复冲击挤压作用下磨损教快，特别是图2-5b 所示的滑动型更为严重。为提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，可采用图2-5a 所示的滚动
型结构。肘板头为圆柱面，肘垫为平面。由于肘板的两端肘头表面为同一圆柱表面，所以当肘板两端的肘垫表面相互平行时，肘板受力将沿肘板圆柱面的同一直径、并与肘垫表面的垂直方向传递。在机器运转过程中，动颚的摆动角很小，使得肘板两端支撑的肘垫表面的夹角很小，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。本设计采用滚动型，如图4-5所示
图2-5 肘头与肘垫 (a) 滚动型 (b) 滑动型
2.4 调整装置
调整装置提供调整破碎机排料口大小作用。随着肘板的不断磨损，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。现有颚式破碎机的调整装置有多种多样，归纳起来有垫片调整装置、楔铁调整装置、液压调整装置以及肘板调整。本设计采用楔铁调整装置。如图2-6所示。
图2-6 立式楔铁调整装置
1—肘板 2—调座 3—调整楔铁 4—机架
2.5 保险装置
当破碎机落入非破碎物时，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，机器将停车，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，以至影响生产。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，应使其具有较高的超载破坏敏感。肘板通常有如图2-7所示的三种结构：中部较薄的变截面结构；弧形结构；S 型结构。其中图a 结构在保证肘板的刚度和稳定性的同时，提高其超载破坏敏感度。图b 、图c 两种结构是利用灰铸铁肘板抗弯性能这一特性，选择合适的结构尺寸是肘板呈拉伸破坏，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a 所示应用最多，本设计也采用a 中肘板。
图2-7 肘板结构
2.6 传动件
偏心轴是颚式破碎机的主轴，受有巨大的弯曲力，采用45钢。偏心轴一端装带轮，一端装飞轮，如图2-8所示。
2.7 飞轮
飞轮用以存储动颚空形程时的能量，再用与工作行程，使机械的工作负荷趋于均匀。带轮也起着飞轮的作用。
图2-8 偏心轴结构图
1、皮带轮 2、偏心轴 3、锥套 4、轴承 5、密封套
6、飞轮 7、轴端压盖 8、轴端螺栓
2.8 润滑装置
偏心轴轴承通常采用集中循环润滑。偏心轴和推力板的支承面一般采用润滑脂，通过手动油枪给油。动颚的摆角很小，使偏心轴与轴瓦之间润滑困难，在其底部开若干轴向油沟，中间开一环向油槽使之连通，再用油泵强制注入干黄油进行润滑。
3 复摆颚式破碎机的主要参数设计计算
3.1主要参数的设定
3.1.1已知条件
根据毕业设计的要求，已知条件如下：
进料口尺寸：250⨯400(mm ) ；
出料口尺寸：20~60(mm ) ；
进料块最大尺寸：210(mm ) ；
生产能力：5~20(m 3/h ) 。
3.1.2啮角α
破碎机的动颚与固定颚板之间的夹角称为啮角。当破碎矿石块时，必须使矿石块既不向上滑动．也不从破碎机的给矿口中跳出来。为此，啮角α应该保证矿石块与颚板工作表面间产生足够的摩接力以阻止矿石块被推出去。为了确定α角，应该分析当矿石块被颚板挤压时作用在矿石块上的力的情况。啮角大小直接影响生产率和破碎腔高度。啮角小能提高生产率, 但在一定的破碎比条件下, 又增加了破碎腔高度; 啮角大会使破碎腔高度降低, 但生产率也下降了。另外, 啮角最大也不能超出咬住物料的允许值。
假设矿石块的形状为球形。当颚板压紧矿石时，作用在矿石块上的力。Pl 和P2为颚板作用在矿石块上的压碎力，其方向垂直于颚板表面。由压碎力所引起的摩擦力fp1和fp2是平行于颚板表面的，f 是颚
板与矿矿之间的摩擦系数。由于矿石块的自重与压碎力p1和p2相比甚小，故可忽略不计。
当直角坐标系的位置如图3-1所示时，则矿石块不向上滑动的力学平衡条件为：
p 1cos a 1+fp 1sin a 1=p 2cos a 2+fp 2sin a 2 p 1sin a 1+p 2sin a 2≤fp 1cos a 1+fp 2cos a 2
有以上公式得
p 2=
p 1cos a 1+f sin a 1cos a 2+f sin a 2
图3-1 动颚的受力分析图
将p2值带入上公式中，经简化整理后得
(1-f 2)(sinα1cos α2+cos α1sin α2) ≤2f (cosα1cos α2-sin α1sin α2)
a 1+a 2) ≤即 tan(2f
1-f 2
如矿石块与肘板之间的摩擦角为u
即 a =a 1+a 2≤2u
式中: μ——齿板与物料间的摩擦系数。
实际生产中, 为安全起见, 复摆颚式破碎机的啮角通常取理论计算值的65%,即:
α=0. 65αmax =180~220
在本设计中我们选择啮角为a=200。
3.1.3 传动角
从机构学的角度看，传动角是指四杆机构中，连杆轴线与摇杆（即肘板）轴线间所夹锐角，并且传动角愈接近90︒传力性能愈好。对于破碎机而言，传动角的选取除考虑传力性能外，还需考虑到加大传动角，不但增大垂直行程，而且使水平行程值降低。因此传动角一般不宜过大。建议取γ=45︒~55︒。
在本设计中选择γ=50︒。
3.1.4 动颚水平行程和偏心轴的偏心距
动颚的水平行程s l 是破碎机最重要的结构参数。在理论上，动颚的水平行程应按矿石达到破坏时所需的压缩量来决定。然而，由于破碎板的变形及其余几家间存在的减息等因素的影响，实际选取的动颚摆动行程远远大于理论上求出的数值。
在简摆颚式破碎机中，动颚的水平行程是破碎腔的上部行程小，下部行程大. 在复摆颚式破碎机中，动颚的水平行程则是上部大下部小。矿块的尺寸是从破碎腔的上部向下逐渐减小的，所以只要动颚的上部水平行程能够满足要破碎矿石所需要的压缩量就可以了。根据实验，破碎腔上部的动颚水平行程应大于0.01D max , D max 是最大给矿粒度。
根据实验，复摆颚式破碎机的动颚水平行程受排矿口宽度的限制。因为，如果动颚下部的行程增加到大于排矿口最小宽度的0.3～0.4倍时，将引起物料在破碎强下部的过压实现象。，容易造成排矿口的堵塞，是负荷急剧增大。所以，动颚下部的摆动行程不得大于排矿口宽度的0.3～0.4倍。
实际上，动颚行程是根据经验数据确定的。通常对于大型颚式破碎机，s l =25~45mm ，中小型颚式破碎机s l =12~15mm 。
动颚的摆动行程确定以后，偏心轴的偏心距r 可根据初步拟定的构件尺寸利用画机构图的方法来确定。通常对于复摆颚式破碎机
s l =(2~2.2) r 。
对于本设计取动颚水平行程s l =12. 3mm ，偏心距r =6mm
3.1.5 主要构件尺寸的确定
（1）破碎腔的高度H ：在啮角一定的情况下，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 。式中B 为矿口宽度。一般情况下破碎腔的高度比理论值略大，本设计取H =735mm 。
（2）偏心距r 对连杆长度l 的比值λ：在曲柄摇杆机构中，当曲柄做等速回转时，摇杆来回摆动的速度不同，具有急回运动的特征。连杆愈r 短，即λ=值愈大，则这种不对称现象就愈严重。曲柄（偏心轴）的转l
数是根据矿石在破碎腔中自由下落的时间确定的。因此，连杆的长度不宜过短。通常，对于大型破碎机，λ=
小型颚式破碎机，λ=11~，l =(0.3~0.5) L 。对于中306011~，l =(0.85~0.9) L 。式中L 为动颚长度。6585
经计算取L =810mm 。
（3）推力板长度K:当动颚的摆动行程s 和偏心距r 确定以后，在选取推力板长度时，当曲柄偏心位置为最高时，推力板内端点略低于外端点连线。后推力板在角度γ=5～13°之间运动。推力板长度与偏心距有如下关系：
K min =16.5r ; K
取K =175mm 。 max =25r
两个推力板长度应根据机构的运动要求来决定，而这不必强求一致。通常传动角β=45～50°
3.1.6 破碎腔的形状
破碎腔的形状是决定生产率，动力消耗和齿板磨损等破碎机性能的重要因素。
破碎腔的形状有直线型和曲线形两种。若两种破碎腔的给矿口宽度，派黄口宽度，动颚的摆动行程和摆动次数均相同，矿石在破碎腔内的流动状态如图3-2所示。
图中实线表示颚板闭合时的位置，虚线表示颚板后退最远时的位置。
实线表示颚板闭合时的位置，虚线表示颚板后退最远时的位置。水平线表示矿石在陆续向下传动时所占据的区域。出于水平面1上的矿石，当动颚摆到虚线位置时，便下落到水平面2上。两水平面之间的垂直距离就式破碎机在空转行程时矿块落下的距离。在颚板下一次的工作行程中，水平面2处的矿块则被破碎，到空转行程时，矿快便块到水平面3上。依此类推，矿块逐渐被破碎而粒度逐渐减小，最后通过排矿口排出。
在直线型破碎腔中，各连续水平面间形成的梯形断面的体积向下依次递减，况时间的空隙也逐渐减小，而动颚的摆动行程和牙髓里却逐渐增大。矿石到排矿口附近的排矿速度就减慢。于是，
图3-2 破碎腔的形状
a-直线型破碎腔 b-曲线型破碎腔
在排矿口附近，就易发生堵塞现象，这是造成极其过载合肘板下段磨损严重的主要原因。
曲线形破碎腔是将固定颚齿板改成曲线形。曲线是按破碎腔的啮角从上向下逐渐减小的原则而设计的。在曲线形破碎腔中，各连续的水平面间形成的梯形断面的体积从破碎腔的中部往下是逐渐增加的，因而况时间的空隙增大，有利于排矿。由于堵塞点上移故在排矿口附近不易发生堵塞现象。实践证明，当栋颚摆动行程和摆动次数相同时，曲线形破碎腔有以下优点：
(1)生产率高，生产工艺连续可靠；
(2)破碎比大，产品粒度均匀，过粉碎少；
(3)破碎腔下端肘板的磨损较小，延长了肘板的使用寿命；
(4)破碎每吨产品的动力消耗减少。
综合各方面因素，本设计中采用直线形。
3.2主要参数的计算
3.2.1 动颚的摆动次数（偏心轴的转速）
选择动颚的摆动次数时，不仅要使机器的生产率高，而且还要使机器的功率消耗少。但是，目前用理论方法确定动颚的摆动次数时，只考虑了生产率高这个因素，而对其它因素忽略不计。
为了求得偏心轴的转数，可作如下假说：1）由于颚身较长摆动幅度不大，故假定动颚为平移运动，啮角 不变；2）不考虑矿石与肘板间的摩擦力对排矿的影响，动颚离开固定颚时，破碎产品成梯形断面的棱柱体依靠自重自由下落。
为了不妨碍物料排出，物料棱柱体落下时必须满足的条件，即活动颚板在离开的时间t 内，破碎物料必须落下的高度应为h ；当偏心轴转动一周时，活动颚摆动两次。如图3-3所示，b 为公称排料口，s L 为动胯下端点水平行程．a L 为排料口的平均啮角。ABB 1A 1为腔内物料的压缩破碎棱柱体，ABB 2A 2为排料棱柱体，破碎机的主轴转速n 是根据征一个运动循环的排料时间内．压缩破碎棱柱体的上层面AA 1按自由落体下落至破碎腔外的高度h 算确定的。
当排料过程对应的曲柄转角不小于180°时，此时经试验认为排料时间按主轴半径计算比较符合实际情况。设n 为动颚每分钟摆动的次数，则动颚一次单项摆动的时间为：
图 3-3料后处排料示意图 t=16030×= 2n n
式中:t—动颚一次单项摆动的时间，s ；
n—动颚每分钟摆动的次数，r/min；
棱柱体在其自重的作用下自由的通过排矿口的时间：
2h 1gt 2/2由于 h=, 则t 1= g 2
令t 1=t，则可求得理论上的生产能力最高的动颚摆动次数为：
2h 30= g n
式中：h —破碎物料落下的高度
G—重力加速度，g=980cm /s 。 h=s tga 2
式中： s—动颚下端的水平行程；
a —排料层平均啮角(度) 取最优值a=15°。
由以上几式联立并简化可知：
n =1800q tan a /s =2100tan 15 /14. 3=300r /min
3.2.2 生产能力
破碎机的生产能力是指机器每小时所处理的物料的立方米数。由于生产能力不但与排料口尺寸有关，而且与待破物料的强度、韧性、物料性能以及进料口的几何尺寸和块度分布有关，因此为同意衡量机器生产能力的高低，标准中的生产能力，是指机器在开边公称排料口下，每小时所处理的抗压强度为250MPa 、堆密度为1.6t /m 3的花岗岩物料立方米树，称为公称生产能力（m 3/t ）。参照图3-1，在公称排料口b 时，每一运动循环的排料行程下排出的物料棱柱体AA 1B 1B 的体积与每小时转速60n 的乘积，即可得到公称生产能力Q 的计算公式为：
Q =30nLs l (2b -s l ) μ1/tan a l （3-1）
式中 Q ---生产能力（m 3/h ）；
n ---主轴转速(r /min ) ；
L ---破碎腔长度(m ) ；
b ---公称排料口尺寸(m ) ；
s l ---动颚下端点水平行程(m ) ；
μ1---压缩破碎棱柱体的填充度，大小型机在公称排料口下一般取μ1=0.65~0.75。
按式（3-1），取μ1=0.7，又L =400mm , b =40mm , 则
Q =30nLs l (2b -s l ) μ1/tan a l
=30⨯287.5⨯0.4⨯0.0143(2⨯0.04-0.0143) ⨯0.7/tan15︒
=9. 2t /h
3.2.3 破碎力
破碎力在腔内的分布情况及其合力作用点位置、大小，是机构设计和零部件强度设计的重要依据。由于破碎力分布以及合力大小、作用点位置具有随机性，用理论分析的方法将会产生较大的误差，通过大量实测数据统计分析，再经过理论推导，建立实验分析计算式是一种较好的方法，能够近似反映出破碎力的变化规律并有较大的计算准确度。
满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力： F max =0.043(B -b ) σB k （3-2） tan a
式中 F max ---最大破碎力（N ）；
σB ---抗压强度（N /cm 2）；
k ---有效破碎系数，对中小型机一般取k =0.34~0.48，当a =20︒时取k =0.38~0.42，一般啮角减小时取最小值。
按式（3-2），取k=0.4，σB =17640 N/cm2, 则 F max =0.043(B -b ) σB k tan a
0. 034(25-4) ⨯40⨯17640⨯0. 4 =tan 20︒
=553700N =555.3KN
当计算破碎力零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将F max 增大50%，故破碎机的计算破碎力为：
P js =1.5F max =1.5⨯555.3KN =833KN
3.2.4 功率
功率计算公式： P =F max k e s m n cos a （3-3） 46⨯10η
式中： P ---计算功率（kW ）；
F max ---计算的最大破碎力（N ）；
s m ---动颚诸点水平行程的平均值；
n ---主轴转速（r /min ）；
a ---啮角（︒）；
η---机械总效率，可取η=0.81~0.85；
k e ---等效破碎系数，对于中小型机，k e =0.27~0.37。
按式（3-3），取η=0.83，k e =0.32，s m =14mm ，则 P =
=
F max k e s m n cos a 6⨯104η553.7⨯0.32⨯14⨯287.5⨯cos 20︒=13.5kW 6⨯104⨯0.83
4 各个部件的受力分析
计算颚式破碎机的各个零件以前，必须先求得作用在各个部件上的外力。计算破碎力P js 是确定这些外力的原始数据。根据P js 力作用分析法或图解法即可求得各个部件上的计算载荷。图4-1 是复摆颚式破碎机各个部分计算载荷的图解法。
图4-1 复摆颚式破碎机各部件受力图解
P s =P js b -a b （4—1） a
b （4—2）
P k =P js P z =2P k cos β （4—3）
式中： P s ---作用在动颚轴承上的外力
P k ---作用在推力板上的外力
P z ---作用在连杆上的外力
a---动颚悬挂轴到破碎力作用点的距离
b---动颚悬挂点到推力板支撑点间的距离
β---当两颚板出与压紧矿石状态时，推力板与连杆间的夹角，取β=50°
颚式破碎机在工作过程中，破碎机的工作规律是比较复杂的。但一般是动颚零件开始向下逐渐增大，到动颚悬挂中心以下占动颚全长的3/4处（简摆）、2/3（复摆）为最大，再向下又逐渐减到末端为零。
a =2L =667mm 3，而b =0.7~0.75L , 取b =750mm 。可得： 所以
P s =P js
P k =P js b -a 750-667=833000N =92185N b 750 a 667=92185N =740815N b 750
P z =2P k cos β=2⨯740815cos50︒N =952373N
5 重要零件的设计和校核
5.1 电动机的选型
电动机是系列化的标准产品，其中三相异步电动机应用最广泛。Y 系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机，适用于不易燃、不易暴、无腐蚀和无特殊要求的机械设备尚。Y 系列电动机效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B 级绝缘，结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。
由上面计算得P =13.5kW ，根据实际情况选择电动机型号为Y180L-6，额定功率为P 1=15kW ，满载转速为n 1=970r /min
5.2 推力板的设计
推力板是颚式破碎机中构造最简单、成本最低的零件。在标准结构中，一般都是用它做保险零件，故计算时要降低其安全系数。设计时建议将其许用应力提高20%~30%。为了削弱推力板的断面，有时沿其宽度方向布有通孔。在计算推力板的强度时，一般是根据动颚宽度来决定推力板的宽度，再由这个宽度来求推力板的厚度。其计算公式如下： P k =B δ[σp ],
式中 P k --沿推力板中心线方向作用的外力（Kg ）；
B--推力板的宽度(cm)；
δ--推力板的厚度（cm ）；
[σp ], --推力板的计算许用压应力（kg /cm 2）。
对于HT150，许用压应力为[σp ]=900kg /cm 2。其中
[σp ], =(1.25~1.3)[σp ]=1125~1170kg /cm 2。
σp =1150kg /cm 2B =95mm 取，，得 []
σ=740815=3. 9cm 9. 8⨯9. 5⨯1150
圆整为σ=4cm =40mm 。
推力板的尺寸为长度K =175mm ，厚度δ=40mm ，宽度B =95mm 。
5.3 V带传动设计
（1）确定计算功率P ca
查表(《机械设计》表8—7) 得工作情况系数K A =1.4，故
P ca =K A P 1=1.4⨯15kW =21kW
（2）确定V 带的带型
根据P ca 、n 1由图（《机械设计》图8—11）选用C 型。
（3）确定带轮的基准直径d d ，并验证带速v
① 初选小带轮的基准直径d d 1。由表（《机械设计》表8—6和表8—8）得，取小带轮的基准直径d d 1=200mm 。
② 验算带速v 。
v =πd d 1n 1/60000=π⨯200⨯970/60000m /s =10.15m /s
因为5m /s
③ 计算大带轮的基准直径d d 2。
d d 2=(n 1/n ) d d 1=(970/287.5) ⨯200mm =674.8mm 根据表（《机械设计》表8—8），圆整为d d 2=800mm
（4） 确定V 带的中心距a 和基准长度L d
①根据式0.7(d d 1+d d 2) ≤a 0≤2(d d 1+d d 2) ，初定中心距a 0=1500mm 。
② 计算带所需的基准长度 L d 0≈2a 0+π(d d 1+d d 2) 2+(d d 2-d d 1) 2a 0 =[2⨯1500+π(200+800) 2+(800-200) 2⨯1500)]mm =4630mm
由表（《机械设计》表8—2）选带的基准长度L d =4500mm 。 ③ 计算实际中心距a 。
a ≈a 0+(L d -L d 0) 2=[1500+(4500-4630) 2]mm =1435mm 中心距的变化范围为1433~1635mm 。
（5） 验算小带轮包角a 1
a 1≈180︒-(d d 2-d d 1)57.3︒a =180︒-(800-200)57.3︒≈156︒≥90︒
（6） 确定V 带根数z
① 计算单根V 带的额定功率P r 。
由d d 1=200mm 和n 1=970r /min ，查表（《机械设计》表8—4a ）得P 0=4.66kW 。
根据n 1=970r /min ，i =287.5=3.38和C 型带，查表（《机械设计》表8—4b ）得∆P 0=0.85kW 。
查表（《机械设计》表8—5）得K a =0.934，K L =1.04，于是 r =(P 0+∆P 0) ⨯K a ⨯K L =(4.66+0.85) ⨯0.934⨯1.04kW =5.35kW P
② 计算V 带的根数z 。
z =P ca P r =4.52=3.93
取4根
（7）计算单根V 带的初拉力的最小值(F 0) min
由表（《机械设计》表8—3）得C 型带的单位长度质量
q =0.30kg /m ，所以
2(F 0) min =500(2.5-K a ) P ca (K a zv ) +qv =[500(2.5-0.934) ⨯(0.934⨯4⨯10.15) +0.30⨯10.152]N =465N
应使带的实际初拉力F 0>(F 0) min 。
（8）计算压轴力F p
压轴力的最小值为
(F p ) min =2z (F 0) min sin(a 12) =2⨯4⨯465⨯sin(156=3639N
V 带传动的主要参数归纳于下表
N （9） 带轮设计 大带轮的结构本设计采用孔板式。
经查表（《机械设计》表8—10）得：e =25.5±0.5; f min =16。 则带轮轮缘宽度：B =(z -1) e +2f =132mm （取e =26, f =20）。大带轮轮毂直径由后续偏心轴设计而定，d =d 1=80mm 。大带轮轮毂宽度L ：当B
5.4 飞轮的设计
颚式破碎机是间断工作的机器，因而必然会引起阻力的变化，使其电动机的负荷不均，形成机械速率的波动。为了降低电动机的额定功率，且使机械的速率不致波动太大，故在偏心轴上装上飞轮。飞轮在空行程时储存能量，在工作行程时则释放能量，这样就可以使电动机的负荷均匀。
飞轮重量G 的计算公式:
G =11⨯106P η(n 3σD 2) Kg
式中 P---电动机额定功率；
D---飞轮的直径，米；
η---考虑损失的机械效率，η≈0.75~0.85。复摆式颚式破碎机可取最高值。
n---主轴转速；
σ---速度不均匀系数，对于小型的颚式破碎机可取
σ=0.03~0.05。
代入数值得：
G =11⨯106⨯15⨯0. 85/(3003⨯0. 05⨯0. 82)
=184Kg
飞轮的实际质量G 0约为理论质量G 的1.2~1.3倍。所以
G 0=1.25G =230Kg
5.5 偏心轴主要尺寸的确定
（1）偏心轴的材料选择和最小直径估算
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进
行最小直径估算，即：d min =A 键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大5%~7%，两个键槽时，d 增大10%~15%。A 0值由所引教材表15-3确定，取A 0=126。
d min =A 0p ⨯0. 95=126=46. 3mm n 300
因最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：
, d min =d min (1+7%)=46.3⨯(1+0.07) mm =49.5mm ，取为整数
d min =50mm 。
因破碎机工作时冲击载荷比较大，又有强烈的震动，应适当增大偏心轴的直径，故取d =67mm 。
（2）偏心轴草图结构设计
根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间相邻位置等要求，初步设计偏心轴草图5-1：
图5-1 偏心轴结构
（3）偏心轴的结构设计
① 各轴段直径的确定
d 1：最小直径，安装大带轮的外伸轴段，d 1=67mm 。
d 2：密封处轴段，根据大带轮的定位要求，以及密封圈的标准
（拟采用毡圈密封），d 2=50mm 。
d 3、d 4：锥套处轴段，根据锥套和轴承的定位要求，
d 3=90mm ，d 4=100mm 。
d 5 ：滚动轴承处轴段，d 5=120mm 。选择调心滚子轴承
22328C 。
d 6：曲柄颈轴段，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，d 6=130mm 。
其中，d 5、d 6段属于偏心部分，偏心距r =6mm 。整个偏心轴是完全对称的。
② 各轴段长度的确定
mm 。 L 1： 由大带轮轮毂宽度B =132mm 确定，L 1=128
L 2、L 3、L 4：由动颚结构、轴承端盖、装配关系等确定，L 2=10mm L 3=48mm L 4=108mm 。
L 5：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L 5=142mm 。 L 6：由装配关系、动颚结构等确定，L 6=170mm 。
6 颚式破碎机的使用与维修
6.1颚式破碎机的使用
颚式破碎机的操作有启动，运转和停车等。
1．启动前的准备工作
(1) ．认真检查破碎机的主要零部件，如颚板轴承连杆肘板拉杆弹簧和传动装制是否完好，个连接件是否有松动以及各防护件的状况等。
(2) ．检查破碎腔内有无矿石
(3) ．检查给料机带式输送机电气设备信号设备是否完好
(4) ．确认能用人工盘动曲轴的带轮后方可启动
(5) ．对偏心轴承等润滑部位通有冷却水装置时，应预先开启循环冷却水阀门
(6) ．严格执行操作牌制度，设备停止运转时，将禁止开动牌挂在设备的操作箱上，牌子未拿掉任何人不得开动
以上各种准备工作做好方可开车。
2．操作顺序
新安装的破碎机必须进行单车空负荷及有载试运转，待检查无异常情况且轴承温升稳定后，方可中止试运转。
破碎机操作顺序如下：
(1) 开车时，先开动排矿带式输送机和润滑油泵机。
(2) 当破碎机运转正常后，再开动给料机。当回油正常后，再开动破碎机。
(3) 停车时，先停止给料机，当破碎腔内物料全部排除后在停止破碎机。
(4) 最后停止润滑油泵和带式输送机。
3．启动和运转中应注意的是事项
(1) 启动破碎机，应注意控制盘上的电流表，通常启动高峰电流静30～40s 后，就降到正常工作电流。在正常运转过程中，也要注意电流表的指示数，不应较长时间超过规定的电流值，否则容易发生烧毁电动机事故。
(2) 破碎机正常运转后，就可以开动给料设备，向破碎腔内给料，并根据料块的大小和破碎机运转情况，调节给料机的转速以改变给料量。如料块大，破碎腔中的物料较多，给料量就要适当减小，反之应增加给料量。通常破碎腔中的给料高度不超过破碎腔高度的2/3，对于中小型破碎机，破碎腔中的物料高度一般不超过腔的80%。
(3) 操作中必须均匀给料有利于提高产量。要严防不能破碎的物料进入破碎腔，如斗齿钻头和履带板。
(4) 设备运转中，要每隔一定时间对各部位进行检查，实行巡回检查。
(5) 设备运转中，如发现产品粒度过大，则应停车检查排矿口间隙。
6.2颚式破碎机的维护
日常维护有以下几个方面：
1．检查轴承的发热情况。对滚动轴承其温度不超过70℃。若超过规定的温度，应立即停车检查和排除故障。
2．检查润滑系统是否正常，齿轮油泵的工作无撞击声，观察油压表的数值，检查 油箱中的油量润滑系统是否漏油，若发现以上各种情况不正常，应及时处理。动颚悬挂轴承和肘板肘关处，用电动或手动干油泵
润滑应定期注油。用黄油杯加油，大约每隔40~50min加油一次。肘板的肘头每隔3—4h 滴入一次机油。
3．检查回油中是否含有金属粉末等污物，若有污物，应停车拆开轴承等部位检查。
4．检查各部位螺栓和飞轮键等联接键有无松动现象。
5．检查齿轮板和传动部件的磨损情况，拉杆弹簧是否正常。
6．经常保持设备清洁，做到无积灰、无油污、不漏油、不漏水、不漏电、不漏灰，特别注意不让灰尘进入润滑系统和润滑部位。
7．定期清洗过滤冷却器，洗净后应待完全晒干方可继续使用。
8．定期更换油箱内的润滑油，一般半年更换一次。
结 论
颚式破碎机是比较常用的破碎设备，本设计主要是对PE250 400动颚和传动部分进行设计。包括其主要零件的设计，同时介绍了颚式破碎机的安装、使用及修理等。
本设计是复摆颚式破碎机，通过设计可以得出复摆颚式破碎机与简摆颚式破碎机的不同之处：
(1)由于复摆颚式破碎机将简摆颚式破碎机的连杆与动颚合二为一且只有一个肘板，所以其结构更加简单。具有结构简单、运动可靠、重量轻等优点。
(2)复摆颚式破碎机动颚上各点的轨迹分布比较合理，其水平行程沿动颚颚板由上至下逐渐加大，正好满足破碎大块物料需加大压缩量的要求，且排料时动颚下端点向下运动，促进排料以提高生产能力。
(3)复摆颚式破碎机的动颚垂直行程大，加剧齿板与物料间的摩擦作用，这样不但加快了破碎板磨损，降低其使用寿命，使产品出现粉料，粒度不均匀，而且使非生产性的能量消耗增加。因此在复摆颚式破碎机中用滚动轴承，且在肘板支承处采用高副纯滚动联接，以提高破碎机的机械效率，降低其单位功耗。
致 谢
复摆颚式破碎机是一种在矿山工程和建设工程中广泛使用的破碎机构，这是因为其结构简单紧凑、偏心轴传动件受力较小、动颚垂直位移较小、加工时物料较少有过度破碎的现象、动颚颚板的磨损较小，而我的毕业设计课题是根据生产能力、进料口尺寸等设计出合理的机构，因而对我的专业知识的学习与应用都具有重大的意义。
在此毕业设计期间，我在张老师的指导下，翻阅了大量资料，对复摆颚式破碎机有了较系统的认识，最后终于如期完成了毕业设计的任务。通过此设计，我重新复习了所学的专业知识：机构的连接、安装、定位、配合；也了解了其基本的运动学知识、动力学相关零件的较核，还有设计机构的经济性、可靠性、合理性、优化设计等知识。
这是个自主学习的过程，使我收益颇多，积累了我的实际经验，只有理论与实践相结合才是学习的目地，这次毕业设计，使我认识到知识的不足和理论与实践也可能相脱离。也使我能更好地查阅资料，是一次很好的实践练兵，锻炼了我独立分析问题和解决问题的能力，对我以后继续深造的一次良好机会，我感触颇多。
这次毕业设计，我有幸能和同学一起讨论交流，也有幸得到张老师的指导，他给予了我大量帮助，在此我向指导老师表示诚挚的谢意。
最后，临此毕业之际，对四年以来，一起陪伴着、关心我的老师们道一声深深的感谢。有配套CAD 图纸，有借阅者可联系QQ2833052805
参考文献:
《机械设计》 高等教育出版社 濮良贵 《颚式破碎机》 机械工业出版社 廖汉元 《新编机械设计手册》 学苑出版社 蔡春原 《机械设计师手册》 机械工业出版社 吴宗泽 《滚动轴承应用手册》 机械工业出版社 刘泽九 《选矿机械》 辽宁冶金工业出版社
《矿山机械》选矿部分 冶金工业出版社 周恩浦 《选矿手册》 冶金工业出版社 沈志诚 《机械设计手册》第三版 北京有色冶金设计研究所 《材料力学》 高等教育出版社
《机械设计课程设计》 中国矿业大学出版社 任济生
摘 要
在建筑材料生产中，粉碎作业是很重要的过程。粉碎作业的情况直接关系着产品质量和产品成本。建材工业中采用的粉碎方法，主要是用机械力来粉碎矿石。
经调研由于颚式破碎机具有结构简单、制造容易、维护方便、工作可靠等特点。所以，世界各国在冶金、化工、建筑材料、矿工等基础工业部门都广泛采用这种设备。为了提高颚式破碎机的使用效果，许多国家在结构上、破碎功能上做了些改进和发展。
设计内容主要包括了复摆颚式破碎机的动颚、偏心轴、皮带轮、地基、动颚齿板、机架等一些重要部件；另外对颚式破碎机的工作原理及特点和主要部件作了介绍，包括保险装置、调整装置、机架结构、润滑装置等；同时对机器参数（主轴转速、生产能力、破碎力、功率等）作了计算以及对偏心轴作了设计。此外也简单介绍了破碎的意义、破碎工艺和破碎比的计算，颚式破碎机的主要部件的安装、颚式破碎机的操作及维修等。
关键词: 颚式破碎机 主轴转速 破碎力
Abstract
In construction material production, it is an important course to crush the homework. Crush the situation direct
relation product quality of the homework and cost of goods. The method of crushing to adopt in the building materials industry, mainly crush the ore with mechanical force.
Because Jaw type breaker have the simple structure to making easy maintaining convenient ,working reliable such as being by investigation and research. So the countries all over the word adopt this kind of equipment extensively in such basic industrial departments as metallurgy chemical industay
construction material miner etc .In order to improvement and development functionally in brokenness.
The content of this design totally include jaw crusher’s move jaw, eccentric shaft, belt pulley, ground , toothed rack of move jaw, rack and some important components; in other we introduced the principle of jaw crusher , Features of jaw crusher and important components, included insurance unit ,
adjustment unit, rack structure ,lubrication unit and so on. At the same time, we computed parameter of the machine (the speed of main axle, Productivity, the strength of stave power and so on ) and designed the eccentric shaf . Further more, we simply introduced the significance of stave ,stave technology and the computation of stave strength , Installation of the main
components in jaw crusher , the operation and maintenance of jaw crusher and so on.
. Key words: jaw crasher the speed of main axle
the strength of stave power
目 录
1 绪论 ................................................. 1
1.1 物料破碎及其意义 . ................................. 1
1.1.1 破碎的目的 . ................................... 1
1.1.2 破碎工艺 . ..................................... 2
1.2 破碎物料的性能及破碎比 . ........................... 4
1.2.1 粒度及其表示方法 . ............................. 4
1.2.2 破碎产品的粒级特性 . ........................... 5
1.2.3 矿石的破碎及力学性能 . ......................... 6
1.2.4 破碎机的破碎比 . ............................... 7
1.3复摆颚式破碎机特点 ................................ 8
1.4复摆颚式破碎机的基本结构和工作原理 ............... 10
1.4.1 基本结构 . .................................... 10
1.4.2 工作原理 . .................................... 12
2 主要零部件的结构分析 ................................ 13
2.1 动颚 . ............................................ 13
2.1.1 动颚的结构 . .................................. 13
2.1.2 动颚工作过程分析 . ............................ 14
2.2 齿板 . ............................................ 15
2.3 肘板（推力板） . .................................. 16
2.4 调整装置 . ........................................ 17
2.5 保险装置 . ........................................ 18
2.6 传动件 . .......................................... 19
2.7 飞轮 . ............................................ 19
2.8 润滑装置 . ........................................ 20
3 复摆颚式破碎机的主要参数设计计算 .................... 21
3.1主要参数的设定 ................................... 21
3.1.1已知条件 ..................................... 21
3.1.2啮角 ......................................... 21
3.1.3 传动角 . ...................................... 23
3.1.4 动颚水平行程和偏心轴的偏心距 . ................ 23
3.1.5 主要构件尺寸的确定 . .......................... 24
3.1.6 破碎腔的形状 . ................................ 25
3.2主要参数的计算 ................................... 27
3.2.1 动颚的摆动次数（偏心轴的转速） . .............. 27
3.2.2 生产能力 . ................................... 29
3.2.3 破碎力 . ..................................... 30
3.2.4 功率 . ....................................... 31
4 各个部件的受力分析 .................................. 32
5 重要零件的设计和校核 ................................ 34
5.1 电动机的选型 . .................................... 34
5.2 推力板的设计 . .................................... 34
5.3 V 带传动设计 ..................................... 35
5.4 飞轮的设计 . ...................................... 38
5.5 偏心轴主要尺寸的确定 . ............................ 39
6 颚式破碎机的使用与维修 .............................. 41
6.1颚式破碎机的使用 ................................. 41
6.2颚式破碎机的维护 ................................. 42
结 论 ................................................ 44
致 谢 ................................................ 45
参考文献 .............................................. 46
1 绪论
1.1 物料破碎及其意义
从矿山开采出来的矿石称为原矿。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200~1300mm 之间，地下矿开采出来的原矿最大粒度一般在200~600mm 之间，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1~5mm 产品的作业，小于1mm 粒度的产品是通过磨碎作业完成的。
1.1.1 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土。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，而且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的精矿。
（3）为磨矿提供原料
磨矿工艺所需粒度大于1~5mm 的原料，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、水泥等部门中，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。
1.1.2 破碎工艺
最终破碎粒度是根据产品的用途确定的。需要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10~25mm 。把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200~1300mm 则破碎作业的总破碎比的范围为：
i max =D max /d min =1300/10=130
i min =D min /d max =200/25=8
一台破碎机只能在一定限度的破碎比下才有合理的结构，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1-1。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，不使小块矿石进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1-1 各类破碎机的破碎比
1-固定筛2-颚式破碎机3、5-振动筛4、6-圆锥破碎7-矿仓8-磨机 图1-1 破碎流程图
图1-1为一段破碎机机流程图，原矿经固定筛分后，筛上大块物料进入颚式破碎机2，筛下颚式破碎机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，筛下物和圆锥破碎机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。
1.2 破碎物料的性能及破碎比
1.2.1 粒度及其表示方法
矿块的大小称为粒度，由于矿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、厚平均值表示。
d =(L +b +h ) /3 (1-1)
式中 L ---矿块的长度（mm ）
b ---矿块的宽度（mm ）
h ---矿块的厚度（mm ）
或用长、宽的平均值表示：
d =(L +b ) /2 （1-2）
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d eq
矿块的粒度很小时可用等值直径来表示。等值直径是将细料物料颗粒作为球体来计算的。
d eq ==（1-3）
式中 m ---矿料质量（kg ）
ρ---矿物密度（kg /m 3）
V --- 矿料的体积（m 3）；
（3）粒级平均直径d
对于由不同粒度混合组成的矿粒群，通过用筛分方法来确定矿粒群的平均直径，例如上层筛孔尺寸为d 1，下层筛孔尺寸为d 2，通过上层而留在下层筛上的物料，其粒度既不能用也d 1也不能用d 2表示。当粒级的
时，可用粒度平均直径表示，即
d =(d 1+d 2) /2 (1-4)
否则用d 1~d 2表示粒级。
1.2.2 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，确定混合物料的粒度组成，通常采用筛分分析法（简称筛析）。
筛析一般采用标准筛，筛面使用正方形筛孔的筛网。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25.4mm ）内所具有的筛孔数目。这种筛子是以200目作为基本筛
）和补充筛比（2=1.189）, 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0.074⨯2=0.105mm。若计算两筛之间的补充筛筛孔尺寸，则用基本筛的筛孔尺寸乘以补充筛比得到，即0.074⨯2=0.088mm.
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于分析粒级特性显然是很方便的。
1.2.3 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上，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几种方法：
（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1-2a ）。
（2）劈裂 用一个平面和一个带尖棱的工作表面挤压矿石时，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1-2b ）。
（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1-2c ）。
(a) (b) (c) (d) (e)
图 1-2 矿石的破碎和破碎方法
（4）磨碎 矿石与运动的工作表面之间受一定压力和剪切力时，矿石内的剪切应力达到其剪切强度极限时，矿石即被粉碎（图1-2d ）。
（5) 冲击破碎 矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图1-2e ）。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的，一般都是两种和两种以上的形式联合进行破碎。由于颚式破碎机的破碎工作表面
是两块相互交错布置的齿板，因此其破碎作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，矿石分坚硬矿石、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。对坚硬矿石采用压碎，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。复摆颚式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破碎效果。
1.2.4 破碎机的破碎比
衡量单台破碎机的破碎效果还可用破碎比表示。破碎比即破碎前原料粒度与破碎后产品粒度之比。它表示破碎物料经破碎后减小的程度。
破碎比有如下几种计算方法：
（1）破碎比i 1用破碎前物料最大平均直径D 与破碎后产品最小平均直径d 之比计算。
i 1=D max /d min
物料平均直径是指物料长、宽 、后的平均值。
（2）用i 2间接表示破碎比，i 2即破碎机给料口有效宽度和公称排料口尺寸b 之比
i 2=0.85B /b
式中 B ---破碎机的给料口宽度 (mm)；
b ---破碎机的开边制公称排料口宽度(mm)。
, 破碎比i 2还可以用该破碎机允许的最大给料宽度D max 与公称排料口
宽度b 之比表示。
, i 2=D max /b
（3) 用破碎前后各种粒度混合物料的等值粒度D eq 之比来计算破碎比
i 3。
i 3=D eq 1/D eq 2
1.3复摆颚式破碎机特点
复摆颚式破碎机的机构属于四杆机构中曲柄摇杆机构的应用, 曲柄为主动件。颚式破碎机以结构简单、性能可靠、维修方便在物料粉碎行业广泛应用。
复摆颚式破碎机的动颚，是直接悬挂在偏心轴上的，是曲柄连杆机构，没有单独的连杆。由于动颚是由偏心轴的偏心直接带动，所以活动颚板可同时做垂直和水平的复杂摆动，颚板上各点的摆动轨迹是由顶部的接近圆形连续变化到下部的椭圆形，越到下部的椭圆形越扁，动颚的水平行程则由下往上越来越大的变化着，因此对石块不但能起压碎、劈碎，还能起辗碎作用。由于偏心轴的转向是逆时针方向，动颚上各点的运动方向都有利于促进排料，因此破碎效果好，破碎率较高、产品粒度均匀且多呈立方体。
复摆颚式破碎机和简摆颚式破碎机相比较，复摆颚式破碎机的机器重量较轻，结构简单（少了一件连杆、一块肘板、一根心轴和一对轴承），生产效率较高（比同规格的简摆颚式破碎机生产效率高20%—30%）等优点。但复摆颚式破碎机的颚板垂直行程大，石料对颚板的磨削作用严重，磨削较快，且能量消耗也大，工作时易产生较多的粉尘。
在工程上应用较为广泛的是复摆颚式破碎机。国产的颚式破碎机数量最多的也是复摆颚式破碎机。复摆颚式破碎机主要由机架、颚板、侧护板、主轴、飞轮、肘板和调整机构等组成。
机架即机座，实际上是个上下开口的四方斗，主要用作支承偏心轴和承受破碎物料的反作用力，因此要求具有足够强度，一般采用铸钢整体铸造，规格小的可用优质铸铁代替。大型破碎机的机架由分段铸成后再用螺栓装配在一起，铸造工艺较为复杂。自制的小型颚式破碎机可用40～50毫米厚的钢板焊成，但其钢度不如铸钢好。
颚板包括活动颚板和固定颚板，各与颚床组成活动颚和固定颚。颚板用楔形铁块和螺栓固定在颚床表面，保护颚床不受磨损。固定颚的颚床就是机架，活动颚的颚床悬挂在偏心轴上，由于它直接承受对石料的挤压作用力，所以必需有足够的强度和刚度活动颚床一般用铸铁或铸钢制造。颚板直接和石块接触，除承受挤压和冲击力外，尚与石块强烈摩擦，因此要求用高强度且耐磨的材料制造。常用的是铸锰钢颚板，其铸钢含锰量为12～14%左右。若条件受限制时，可用白口铸铁代替，但容易磨损和折断，使用寿命不长。为了有效地破碎石料，颚板表面常铸成波浪形和牙形，其齿峰角度一般为90°～110°，齿高和齿距视出料粒度和产量要求而定。齿形高齿距小，则出料粒度小，产量低，动力消耗大。一般齿高和齿距之比为1/2～1/3之间。由于复摆式的特点造成颚板底部比上部磨损快，所以颚板往往做成上下对称形状，以便磨损后能倒置安装，延长使用寿命。
颚式破碎机的优点是生产率高，结构简单可靠，破碎比较大（i 一般为6～8），外形尺寸较小，零件检查和更换较容易，操作维护简便，不用较高技术水平的工人就能够操作，应用范围广，与其他类型破碎机比
较，不容易堵塞。因此工程中普遍采用它来破碎各种硬度92500公斤/厘米2以下）的石料，常作粗碎和中碎设备。一般用于破碎极限抗压强度不才超过2000公斤/厘米2的石料时效果较好。其缺点是不宜破碎片状石料，工作间歇、有空转冲程，需要很大的摆动体，增加非生产能量的消耗，破碎可塑性和潮湿的物料时，容易堵塞出料口。由于工作时产生很大的惯性力，机体摆动大，工作不平稳，冲击，振动及噪音较大。因此须安装在比机器自重大五倍以上的混凝图基础上，并须采取隔振措施。大型破碎机还应安装在埋设于基础上的刚梁上。
颚式破碎机的最大装料块度应比装料口宽度小15～20%，即给料的最大石块不应超过装料口的0.85倍。当用颚式破碎机破碎坚硬而光滑的大砾石时，砾石容易从装料口反跳出来，故破碎天然砾石的生产率不及破碎采来块石的生产率高。
使用颚式破碎机时，必须注意由于机器是在工作条件恶劣情况下运转的，除了必须严守操作规程和维修保养制度外，还必须及时发现并修复被磨损的零部件，这是提高机器作业的重要措施。
1.4复摆颚式破碎机的基本结构和工作原理
1.4.1 基本结构
如图1-2所示为复摆颚式破碎机。电动机10通过小带轮及V 带，将运动给大带轮14，从而带动偏心轴13转动。动颚5上部内孔两端的双列球面滚子轴承支承在偏心轴上。偏心轴外侧轴颈装有支座主轴承，主轴承外圈与机架12上的镗孔配合，并用螺栓固定在机架上。在偏心轴两外端部分别装有大带轮14与飞轮9，以调整破碎机工作时主轴运转速度的波动。动颚的下部由推力板1支撑，推力板（即肘板）的另一端支
承在与机架12的后壁相连的楔铁调整机构3上。可在由机架1侧壁上两凸台机构成的滑道中滑动。当需要调整排料口尺寸时，只要调整楔铁上的螺栓，使楔铁上下移动，带动调整座在滑道中前后移动即可完成。
推力板4的两端头为同心圆弧的圆柱面，且中部较两端薄些。其两端头圆弧与动颚5和调整座3上的“II ”型衬垫接触，在破碎机工作时，两者间为纯滚动，以提高机械运转的机械效率并延长零件的使用寿命。
由于推力板与肘板衬垫间为非几何锁合，而是靠动颚的重量实现重力锁合，因此在机器运转时，由于动颚产生的惯性载荷，会使推力板与其衬垫周期分离而产生冲击响声，严重时甚至会使推力板从其两端衬垫中脱落。因此在动颚下端有一跟拉杆通过机架上的弹簧拉杆2拉住动颚，使推力板与衬垫始终保持贴合状态。
图1-2 复摆颚式破碎机
1.4.2 工作原理
带轮与偏心轴固联成一整体，他是运动和动力输入构件，即原动件，其余构件都是从动件。当带轮和偏心轴2绕轴线A 转动时，驱使输出构件动颚3做平面复杂运动，从而将矿石压碎。
定
鄂板
图1-3 复摆颚式破碎机结构图
图1-4 复摆颚式破碎机机构运动简图
2 主要零部件的结构分析
2.1 动颚
2.1.1 动颚的结构
动颚是支承齿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。动颚一般采用铸造结构。为了减轻动颚的重量，国外也有采用焊接结构，由
结构复杂，因此对焊接工艺的要求
高。国内尚未见使用焊接结构的动
按结构特点，可把动颚分成箱型结
非箱型加筋结构，本设计采用后
如图2-1所示。安装齿板的动颚部
板结构，其后部有若干条加肘板以
动颚的强度与刚度，其横截面呈E
故称E 型结构。
图2-1 动颚结构剖视图
于其较颚。构与者，为平增强型，
2.1.2 动颚工作过程分析
复摆颚式破碎机的结构如图1-3所示。图2-2是动颚板上各点的运动轨迹(连杆曲线) 。由图1-3可知,A 点作圆周运动,B 点受推动板的约束为绕O 2点摆动的圆弧线, 其余各点的轨迹为扁圆形，从上到下的扁圆形愈来愈扁平。上面的水平位移量约为下部的115倍，垂直位移稍小于下部，就整个颚板而言，垂直位移量约为水平位移量的2～3倍，工作时，曲柄处于区是完全工作行程；处于区，上部靠前下部靠后, 在区是空回行程；在区是上部靠后下部靠前。
图 2-2动颚板上各点的运动轨迹
动颚具有的这些运动特性决定了它的性能:
(1)动颚的平面复杂运动, 时而靠近固定的定颚板, 时而离开, 形成一个空间变化的破碎室, 料块主要受到压碎, 伴随着研磨、折断作用。
(2)这种运动使料块受到向下推动的力, 图2-3是料块在颚板之间的受力情况。料块在破碎室得到破碎, 破碎后的料块由排料口排出。
图 2-3 物料在颚板之间的受力分析
2.2 齿板
齿板, 是破碎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，特别对后三项影响比较明显。
齿板承受很大的冲击挤压力，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。
现有的颚式破碎机上使用的齿板，一般是采用ZGMn13。其特点是：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。本设计采用梯形。如图2-4所示。
图 2-4 肘板齿形
a) 三角形 b）梯形
2.3 肘板（推力板）
破碎机的肘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至比破碎力还大；二是起保险件作用，当破碎腔落入非破碎物料时，肘板先行断裂破坏，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，肘板与其支承的肘垫间不能得到很好的润滑，加上粉尘落入，所以肘板与其肘垫之间实际上一种干摩擦和磨粒磨损状态。这样，对肘板的高负荷压力，导致肘板与肘板垫很快磨损，使用寿命很低。因此肘板的结构设计要考虑该机件的重要作用也要考虑其工作环境。
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2-5所示。肘板与肘垫之间传递很大的挤压力，并受周期性冲击载荷。在反复冲击挤压作用下磨损教快，特别是图2-5b 所示的滑动型更为严重。为提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，可采用图2-5a 所示的滚动
型结构。肘板头为圆柱面，肘垫为平面。由于肘板的两端肘头表面为同一圆柱表面，所以当肘板两端的肘垫表面相互平行时，肘板受力将沿肘板圆柱面的同一直径、并与肘垫表面的垂直方向传递。在机器运转过程中，动颚的摆动角很小，使得肘板两端支撑的肘垫表面的夹角很小，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。本设计采用滚动型，如图4-5所示
图2-5 肘头与肘垫 (a) 滚动型 (b) 滑动型
2.4 调整装置
调整装置提供调整破碎机排料口大小作用。随着肘板的不断磨损，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。现有颚式破碎机的调整装置有多种多样，归纳起来有垫片调整装置、楔铁调整装置、液压调整装置以及肘板调整。本设计采用楔铁调整装置。如图2-6所示。
图2-6 立式楔铁调整装置
1—肘板 2—调座 3—调整楔铁 4—机架
2.5 保险装置
当破碎机落入非破碎物时，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，机器将停车，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，以至影响生产。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，应使其具有较高的超载破坏敏感。肘板通常有如图2-7所示的三种结构：中部较薄的变截面结构；弧形结构；S 型结构。其中图a 结构在保证肘板的刚度和稳定性的同时，提高其超载破坏敏感度。图b 、图c 两种结构是利用灰铸铁肘板抗弯性能这一特性，选择合适的结构尺寸是肘板呈拉伸破坏，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a 所示应用最多，本设计也采用a 中肘板。
图2-7 肘板结构
2.6 传动件
偏心轴是颚式破碎机的主轴，受有巨大的弯曲力，采用45钢。偏心轴一端装带轮，一端装飞轮，如图2-8所示。
2.7 飞轮
飞轮用以存储动颚空形程时的能量，再用与工作行程，使机械的工作负荷趋于均匀。带轮也起着飞轮的作用。
图2-8 偏心轴结构图
1、皮带轮 2、偏心轴 3、锥套 4、轴承 5、密封套
6、飞轮 7、轴端压盖 8、轴端螺栓
2.8 润滑装置
偏心轴轴承通常采用集中循环润滑。偏心轴和推力板的支承面一般采用润滑脂，通过手动油枪给油。动颚的摆角很小，使偏心轴与轴瓦之间润滑困难，在其底部开若干轴向油沟，中间开一环向油槽使之连通，再用油泵强制注入干黄油进行润滑。
3 复摆颚式破碎机的主要参数设计计算
3.1主要参数的设定
3.1.1已知条件
根据毕业设计的要求，已知条件如下：
进料口尺寸：250⨯400(mm ) ；
出料口尺寸：20~60(mm ) ；
进料块最大尺寸：210(mm ) ；
生产能力：5~20(m 3/h ) 。
3.1.2啮角α
破碎机的动颚与固定颚板之间的夹角称为啮角。当破碎矿石块时，必须使矿石块既不向上滑动．也不从破碎机的给矿口中跳出来。为此，啮角α应该保证矿石块与颚板工作表面间产生足够的摩接力以阻止矿石块被推出去。为了确定α角，应该分析当矿石块被颚板挤压时作用在矿石块上的力的情况。啮角大小直接影响生产率和破碎腔高度。啮角小能提高生产率, 但在一定的破碎比条件下, 又增加了破碎腔高度; 啮角大会使破碎腔高度降低, 但生产率也下降了。另外, 啮角最大也不能超出咬住物料的允许值。
假设矿石块的形状为球形。当颚板压紧矿石时，作用在矿石块上的力。Pl 和P2为颚板作用在矿石块上的压碎力，其方向垂直于颚板表面。由压碎力所引起的摩擦力fp1和fp2是平行于颚板表面的，f 是颚
板与矿矿之间的摩擦系数。由于矿石块的自重与压碎力p1和p2相比甚小，故可忽略不计。
当直角坐标系的位置如图3-1所示时，则矿石块不向上滑动的力学平衡条件为：
p 1cos a 1+fp 1sin a 1=p 2cos a 2+fp 2sin a 2 p 1sin a 1+p 2sin a 2≤fp 1cos a 1+fp 2cos a 2
有以上公式得
p 2=
p 1cos a 1+f sin a 1cos a 2+f sin a 2
图3-1 动颚的受力分析图
将p2值带入上公式中，经简化整理后得
(1-f 2)(sinα1cos α2+cos α1sin α2) ≤2f (cosα1cos α2-sin α1sin α2)
a 1+a 2) ≤即 tan(2f
1-f 2
如矿石块与肘板之间的摩擦角为u
即 a =a 1+a 2≤2u
式中: μ——齿板与物料间的摩擦系数。
实际生产中, 为安全起见, 复摆颚式破碎机的啮角通常取理论计算值的65%,即:
α=0. 65αmax =180~220
在本设计中我们选择啮角为a=200。
3.1.3 传动角
从机构学的角度看，传动角是指四杆机构中，连杆轴线与摇杆（即肘板）轴线间所夹锐角，并且传动角愈接近90︒传力性能愈好。对于破碎机而言，传动角的选取除考虑传力性能外，还需考虑到加大传动角，不但增大垂直行程，而且使水平行程值降低。因此传动角一般不宜过大。建议取γ=45︒~55︒。
在本设计中选择γ=50︒。
3.1.4 动颚水平行程和偏心轴的偏心距
动颚的水平行程s l 是破碎机最重要的结构参数。在理论上，动颚的水平行程应按矿石达到破坏时所需的压缩量来决定。然而，由于破碎板的变形及其余几家间存在的减息等因素的影响，实际选取的动颚摆动行程远远大于理论上求出的数值。
在简摆颚式破碎机中，动颚的水平行程是破碎腔的上部行程小，下部行程大. 在复摆颚式破碎机中，动颚的水平行程则是上部大下部小。矿块的尺寸是从破碎腔的上部向下逐渐减小的，所以只要动颚的上部水平行程能够满足要破碎矿石所需要的压缩量就可以了。根据实验，破碎腔上部的动颚水平行程应大于0.01D max , D max 是最大给矿粒度。
根据实验，复摆颚式破碎机的动颚水平行程受排矿口宽度的限制。因为，如果动颚下部的行程增加到大于排矿口最小宽度的0.3～0.4倍时，将引起物料在破碎强下部的过压实现象。，容易造成排矿口的堵塞，是负荷急剧增大。所以，动颚下部的摆动行程不得大于排矿口宽度的0.3～0.4倍。
实际上，动颚行程是根据经验数据确定的。通常对于大型颚式破碎机，s l =25~45mm ，中小型颚式破碎机s l =12~15mm 。
动颚的摆动行程确定以后，偏心轴的偏心距r 可根据初步拟定的构件尺寸利用画机构图的方法来确定。通常对于复摆颚式破碎机
s l =(2~2.2) r 。
对于本设计取动颚水平行程s l =12. 3mm ，偏心距r =6mm
3.1.5 主要构件尺寸的确定
（1）破碎腔的高度H ：在啮角一定的情况下，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 。式中B 为矿口宽度。一般情况下破碎腔的高度比理论值略大，本设计取H =735mm 。
（2）偏心距r 对连杆长度l 的比值λ：在曲柄摇杆机构中，当曲柄做等速回转时，摇杆来回摆动的速度不同，具有急回运动的特征。连杆愈r 短，即λ=值愈大，则这种不对称现象就愈严重。曲柄（偏心轴）的转l
数是根据矿石在破碎腔中自由下落的时间确定的。因此，连杆的长度不宜过短。通常，对于大型破碎机，λ=
小型颚式破碎机，λ=11~，l =(0.3~0.5) L 。对于中306011~，l =(0.85~0.9) L 。式中L 为动颚长度。6585
经计算取L =810mm 。
（3）推力板长度K:当动颚的摆动行程s 和偏心距r 确定以后，在选取推力板长度时，当曲柄偏心位置为最高时，推力板内端点略低于外端点连线。后推力板在角度γ=5～13°之间运动。推力板长度与偏心距有如下关系：
K min =16.5r ; K
取K =175mm 。 max =25r
两个推力板长度应根据机构的运动要求来决定，而这不必强求一致。通常传动角β=45～50°
3.1.6 破碎腔的形状
破碎腔的形状是决定生产率，动力消耗和齿板磨损等破碎机性能的重要因素。
破碎腔的形状有直线型和曲线形两种。若两种破碎腔的给矿口宽度，派黄口宽度，动颚的摆动行程和摆动次数均相同，矿石在破碎腔内的流动状态如图3-2所示。
图中实线表示颚板闭合时的位置，虚线表示颚板后退最远时的位置。
实线表示颚板闭合时的位置，虚线表示颚板后退最远时的位置。水平线表示矿石在陆续向下传动时所占据的区域。出于水平面1上的矿石，当动颚摆到虚线位置时，便下落到水平面2上。两水平面之间的垂直距离就式破碎机在空转行程时矿块落下的距离。在颚板下一次的工作行程中，水平面2处的矿块则被破碎，到空转行程时，矿快便块到水平面3上。依此类推，矿块逐渐被破碎而粒度逐渐减小，最后通过排矿口排出。
在直线型破碎腔中，各连续水平面间形成的梯形断面的体积向下依次递减，况时间的空隙也逐渐减小，而动颚的摆动行程和牙髓里却逐渐增大。矿石到排矿口附近的排矿速度就减慢。于是，
图3-2 破碎腔的形状
a-直线型破碎腔 b-曲线型破碎腔
在排矿口附近，就易发生堵塞现象，这是造成极其过载合肘板下段磨损严重的主要原因。
曲线形破碎腔是将固定颚齿板改成曲线形。曲线是按破碎腔的啮角从上向下逐渐减小的原则而设计的。在曲线形破碎腔中，各连续的水平面间形成的梯形断面的体积从破碎腔的中部往下是逐渐增加的，因而况时间的空隙增大，有利于排矿。由于堵塞点上移故在排矿口附近不易发生堵塞现象。实践证明，当栋颚摆动行程和摆动次数相同时，曲线形破碎腔有以下优点：
(1)生产率高，生产工艺连续可靠；
(2)破碎比大，产品粒度均匀，过粉碎少；
(3)破碎腔下端肘板的磨损较小，延长了肘板的使用寿命；
(4)破碎每吨产品的动力消耗减少。
综合各方面因素，本设计中采用直线形。
3.2主要参数的计算
3.2.1 动颚的摆动次数（偏心轴的转速）
选择动颚的摆动次数时，不仅要使机器的生产率高，而且还要使机器的功率消耗少。但是，目前用理论方法确定动颚的摆动次数时，只考虑了生产率高这个因素，而对其它因素忽略不计。
为了求得偏心轴的转数，可作如下假说：1）由于颚身较长摆动幅度不大，故假定动颚为平移运动，啮角 不变；2）不考虑矿石与肘板间的摩擦力对排矿的影响，动颚离开固定颚时，破碎产品成梯形断面的棱柱体依靠自重自由下落。
为了不妨碍物料排出，物料棱柱体落下时必须满足的条件，即活动颚板在离开的时间t 内，破碎物料必须落下的高度应为h ；当偏心轴转动一周时，活动颚摆动两次。如图3-3所示，b 为公称排料口，s L 为动胯下端点水平行程．a L 为排料口的平均啮角。ABB 1A 1为腔内物料的压缩破碎棱柱体，ABB 2A 2为排料棱柱体，破碎机的主轴转速n 是根据征一个运动循环的排料时间内．压缩破碎棱柱体的上层面AA 1按自由落体下落至破碎腔外的高度h 算确定的。
当排料过程对应的曲柄转角不小于180°时，此时经试验认为排料时间按主轴半径计算比较符合实际情况。设n 为动颚每分钟摆动的次数，则动颚一次单项摆动的时间为：
图 3-3料后处排料示意图 t=16030×= 2n n
式中:t—动颚一次单项摆动的时间，s ；
n—动颚每分钟摆动的次数，r/min；
棱柱体在其自重的作用下自由的通过排矿口的时间：
2h 1gt 2/2由于 h=, 则t 1= g 2
令t 1=t，则可求得理论上的生产能力最高的动颚摆动次数为：
2h 30= g n
式中：h —破碎物料落下的高度
G—重力加速度，g=980cm /s 。 h=s tga 2
式中： s—动颚下端的水平行程；
a —排料层平均啮角(度) 取最优值a=15°。
由以上几式联立并简化可知：
n =1800q tan a /s =2100tan 15 /14. 3=300r /min
3.2.2 生产能力
破碎机的生产能力是指机器每小时所处理的物料的立方米数。由于生产能力不但与排料口尺寸有关，而且与待破物料的强度、韧性、物料性能以及进料口的几何尺寸和块度分布有关，因此为同意衡量机器生产能力的高低，标准中的生产能力，是指机器在开边公称排料口下，每小时所处理的抗压强度为250MPa 、堆密度为1.6t /m 3的花岗岩物料立方米树，称为公称生产能力（m 3/t ）。参照图3-1，在公称排料口b 时，每一运动循环的排料行程下排出的物料棱柱体AA 1B 1B 的体积与每小时转速60n 的乘积，即可得到公称生产能力Q 的计算公式为：
Q =30nLs l (2b -s l ) μ1/tan a l （3-1）
式中 Q ---生产能力（m 3/h ）；
n ---主轴转速(r /min ) ；
L ---破碎腔长度(m ) ；
b ---公称排料口尺寸(m ) ；
s l ---动颚下端点水平行程(m ) ；
μ1---压缩破碎棱柱体的填充度，大小型机在公称排料口下一般取μ1=0.65~0.75。
按式（3-1），取μ1=0.7，又L =400mm , b =40mm , 则
Q =30nLs l (2b -s l ) μ1/tan a l
=30⨯287.5⨯0.4⨯0.0143(2⨯0.04-0.0143) ⨯0.7/tan15︒
=9. 2t /h
3.2.3 破碎力
破碎力在腔内的分布情况及其合力作用点位置、大小，是机构设计和零部件强度设计的重要依据。由于破碎力分布以及合力大小、作用点位置具有随机性，用理论分析的方法将会产生较大的误差，通过大量实测数据统计分析，再经过理论推导，建立实验分析计算式是一种较好的方法，能够近似反映出破碎力的变化规律并有较大的计算准确度。
满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力： F max =0.043(B -b ) σB k （3-2） tan a
式中 F max ---最大破碎力（N ）；
σB ---抗压强度（N /cm 2）；
k ---有效破碎系数，对中小型机一般取k =0.34~0.48，当a =20︒时取k =0.38~0.42，一般啮角减小时取最小值。
按式（3-2），取k=0.4，σB =17640 N/cm2, 则 F max =0.043(B -b ) σB k tan a
0. 034(25-4) ⨯40⨯17640⨯0. 4 =tan 20︒
=553700N =555.3KN
当计算破碎力零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将F max 增大50%，故破碎机的计算破碎力为：
P js =1.5F max =1.5⨯555.3KN =833KN
3.2.4 功率
功率计算公式： P =F max k e s m n cos a （3-3） 46⨯10η
式中： P ---计算功率（kW ）；
F max ---计算的最大破碎力（N ）；
s m ---动颚诸点水平行程的平均值；
n ---主轴转速（r /min ）；
a ---啮角（︒）；
η---机械总效率，可取η=0.81~0.85；
k e ---等效破碎系数，对于中小型机，k e =0.27~0.37。
按式（3-3），取η=0.83，k e =0.32，s m =14mm ，则 P =
=
F max k e s m n cos a 6⨯104η553.7⨯0.32⨯14⨯287.5⨯cos 20︒=13.5kW 6⨯104⨯0.83
4 各个部件的受力分析
计算颚式破碎机的各个零件以前，必须先求得作用在各个部件上的外力。计算破碎力P js 是确定这些外力的原始数据。根据P js 力作用分析法或图解法即可求得各个部件上的计算载荷。图4-1 是复摆颚式破碎机各个部分计算载荷的图解法。
图4-1 复摆颚式破碎机各部件受力图解
P s =P js b -a b （4—1） a
b （4—2）
P k =P js P z =2P k cos β （4—3）
式中： P s ---作用在动颚轴承上的外力
P k ---作用在推力板上的外力
P z ---作用在连杆上的外力
a---动颚悬挂轴到破碎力作用点的距离
b---动颚悬挂点到推力板支撑点间的距离
β---当两颚板出与压紧矿石状态时，推力板与连杆间的夹角，取β=50°
颚式破碎机在工作过程中，破碎机的工作规律是比较复杂的。但一般是动颚零件开始向下逐渐增大，到动颚悬挂中心以下占动颚全长的3/4处（简摆）、2/3（复摆）为最大，再向下又逐渐减到末端为零。
a =2L =667mm 3，而b =0.7~0.75L , 取b =750mm 。可得： 所以
P s =P js
P k =P js b -a 750-667=833000N =92185N b 750 a 667=92185N =740815N b 750
P z =2P k cos β=2⨯740815cos50︒N =952373N
5 重要零件的设计和校核
5.1 电动机的选型
电动机是系列化的标准产品，其中三相异步电动机应用最广泛。Y 系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机，适用于不易燃、不易暴、无腐蚀和无特殊要求的机械设备尚。Y 系列电动机效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B 级绝缘，结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。
由上面计算得P =13.5kW ，根据实际情况选择电动机型号为Y180L-6，额定功率为P 1=15kW ，满载转速为n 1=970r /min
5.2 推力板的设计
推力板是颚式破碎机中构造最简单、成本最低的零件。在标准结构中，一般都是用它做保险零件，故计算时要降低其安全系数。设计时建议将其许用应力提高20%~30%。为了削弱推力板的断面，有时沿其宽度方向布有通孔。在计算推力板的强度时，一般是根据动颚宽度来决定推力板的宽度，再由这个宽度来求推力板的厚度。其计算公式如下： P k =B δ[σp ],
式中 P k --沿推力板中心线方向作用的外力（Kg ）；
B--推力板的宽度(cm)；
δ--推力板的厚度（cm ）；
[σp ], --推力板的计算许用压应力（kg /cm 2）。
对于HT150，许用压应力为[σp ]=900kg /cm 2。其中
[σp ], =(1.25~1.3)[σp ]=1125~1170kg /cm 2。
σp =1150kg /cm 2B =95mm 取，，得 []
σ=740815=3. 9cm 9. 8⨯9. 5⨯1150
圆整为σ=4cm =40mm 。
推力板的尺寸为长度K =175mm ，厚度δ=40mm ，宽度B =95mm 。
5.3 V带传动设计
（1）确定计算功率P ca
查表(《机械设计》表8—7) 得工作情况系数K A =1.4，故
P ca =K A P 1=1.4⨯15kW =21kW
（2）确定V 带的带型
根据P ca 、n 1由图（《机械设计》图8—11）选用C 型。
（3）确定带轮的基准直径d d ，并验证带速v
① 初选小带轮的基准直径d d 1。由表（《机械设计》表8—6和表8—8）得，取小带轮的基准直径d d 1=200mm 。
② 验算带速v 。
v =πd d 1n 1/60000=π⨯200⨯970/60000m /s =10.15m /s
因为5m /s
③ 计算大带轮的基准直径d d 2。
d d 2=(n 1/n ) d d 1=(970/287.5) ⨯200mm =674.8mm 根据表（《机械设计》表8—8），圆整为d d 2=800mm
（4） 确定V 带的中心距a 和基准长度L d
①根据式0.7(d d 1+d d 2) ≤a 0≤2(d d 1+d d 2) ，初定中心距a 0=1500mm 。
② 计算带所需的基准长度 L d 0≈2a 0+π(d d 1+d d 2) 2+(d d 2-d d 1) 2a 0 =[2⨯1500+π(200+800) 2+(800-200) 2⨯1500)]mm =4630mm
由表（《机械设计》表8—2）选带的基准长度L d =4500mm 。 ③ 计算实际中心距a 。
a ≈a 0+(L d -L d 0) 2=[1500+(4500-4630) 2]mm =1435mm 中心距的变化范围为1433~1635mm 。
（5） 验算小带轮包角a 1
a 1≈180︒-(d d 2-d d 1)57.3︒a =180︒-(800-200)57.3︒≈156︒≥90︒
（6） 确定V 带根数z
① 计算单根V 带的额定功率P r 。
由d d 1=200mm 和n 1=970r /min ，查表（《机械设计》表8—4a ）得P 0=4.66kW 。
根据n 1=970r /min ，i =287.5=3.38和C 型带，查表（《机械设计》表8—4b ）得∆P 0=0.85kW 。
查表（《机械设计》表8—5）得K a =0.934，K L =1.04，于是 r =(P 0+∆P 0) ⨯K a ⨯K L =(4.66+0.85) ⨯0.934⨯1.04kW =5.35kW P
② 计算V 带的根数z 。
z =P ca P r =4.52=3.93
取4根
（7）计算单根V 带的初拉力的最小值(F 0) min
由表（《机械设计》表8—3）得C 型带的单位长度质量
q =0.30kg /m ，所以
2(F 0) min =500(2.5-K a ) P ca (K a zv ) +qv =[500(2.5-0.934) ⨯(0.934⨯4⨯10.15) +0.30⨯10.152]N =465N
应使带的实际初拉力F 0>(F 0) min 。
（8）计算压轴力F p
压轴力的最小值为
(F p ) min =2z (F 0) min sin(a 12) =2⨯4⨯465⨯sin(156=3639N
V 带传动的主要参数归纳于下表
N （9） 带轮设计 大带轮的结构本设计采用孔板式。
经查表（《机械设计》表8—10）得：e =25.5±0.5; f min =16。 则带轮轮缘宽度：B =(z -1) e +2f =132mm （取e =26, f =20）。大带轮轮毂直径由后续偏心轴设计而定，d =d 1=80mm 。大带轮轮毂宽度L ：当B
5.4 飞轮的设计
颚式破碎机是间断工作的机器，因而必然会引起阻力的变化，使其电动机的负荷不均，形成机械速率的波动。为了降低电动机的额定功率，且使机械的速率不致波动太大，故在偏心轴上装上飞轮。飞轮在空行程时储存能量，在工作行程时则释放能量，这样就可以使电动机的负荷均匀。
飞轮重量G 的计算公式:
G =11⨯106P η(n 3σD 2) Kg
式中 P---电动机额定功率；
D---飞轮的直径，米；
η---考虑损失的机械效率，η≈0.75~0.85。复摆式颚式破碎机可取最高值。
n---主轴转速；
σ---速度不均匀系数，对于小型的颚式破碎机可取
σ=0.03~0.05。
代入数值得：
G =11⨯106⨯15⨯0. 85/(3003⨯0. 05⨯0. 82)
=184Kg
飞轮的实际质量G 0约为理论质量G 的1.2~1.3倍。所以
G 0=1.25G =230Kg
5.5 偏心轴主要尺寸的确定
（1）偏心轴的材料选择和最小直径估算
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进
行最小直径估算，即：d min =A 键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大5%~7%，两个键槽时，d 增大10%~15%。A 0值由所引教材表15-3确定，取A 0=126。
d min =A 0p ⨯0. 95=126=46. 3mm n 300
因最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：
, d min =d min (1+7%)=46.3⨯(1+0.07) mm =49.5mm ，取为整数
d min =50mm 。
因破碎机工作时冲击载荷比较大，又有强烈的震动，应适当增大偏心轴的直径，故取d =67mm 。
（2）偏心轴草图结构设计
根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间相邻位置等要求，初步设计偏心轴草图5-1：
图5-1 偏心轴结构
（3）偏心轴的结构设计
① 各轴段直径的确定
d 1：最小直径，安装大带轮的外伸轴段，d 1=67mm 。
d 2：密封处轴段，根据大带轮的定位要求，以及密封圈的标准
（拟采用毡圈密封），d 2=50mm 。
d 3、d 4：锥套处轴段，根据锥套和轴承的定位要求，
d 3=90mm ，d 4=100mm 。
d 5 ：滚动轴承处轴段，d 5=120mm 。选择调心滚子轴承
22328C 。
d 6：曲柄颈轴段，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，d 6=130mm 。
其中，d 5、d 6段属于偏心部分，偏心距r =6mm 。整个偏心轴是完全对称的。
② 各轴段长度的确定
mm 。 L 1： 由大带轮轮毂宽度B =132mm 确定，L 1=128
L 2、L 3、L 4：由动颚结构、轴承端盖、装配关系等确定，L 2=10mm L 3=48mm L 4=108mm 。
L 5：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L 5=142mm 。 L 6：由装配关系、动颚结构等确定，L 6=170mm 。
6 颚式破碎机的使用与维修
6.1颚式破碎机的使用
颚式破碎机的操作有启动，运转和停车等。
1．启动前的准备工作
(1) ．认真检查破碎机的主要零部件，如颚板轴承连杆肘板拉杆弹簧和传动装制是否完好，个连接件是否有松动以及各防护件的状况等。
(2) ．检查破碎腔内有无矿石
(3) ．检查给料机带式输送机电气设备信号设备是否完好
(4) ．确认能用人工盘动曲轴的带轮后方可启动
(5) ．对偏心轴承等润滑部位通有冷却水装置时，应预先开启循环冷却水阀门
(6) ．严格执行操作牌制度，设备停止运转时，将禁止开动牌挂在设备的操作箱上，牌子未拿掉任何人不得开动
以上各种准备工作做好方可开车。
2．操作顺序
新安装的破碎机必须进行单车空负荷及有载试运转，待检查无异常情况且轴承温升稳定后，方可中止试运转。
破碎机操作顺序如下：
(1) 开车时，先开动排矿带式输送机和润滑油泵机。
(2) 当破碎机运转正常后，再开动给料机。当回油正常后，再开动破碎机。
(3) 停车时，先停止给料机，当破碎腔内物料全部排除后在停止破碎机。
(4) 最后停止润滑油泵和带式输送机。
3．启动和运转中应注意的是事项
(1) 启动破碎机，应注意控制盘上的电流表，通常启动高峰电流静30～40s 后，就降到正常工作电流。在正常运转过程中，也要注意电流表的指示数，不应较长时间超过规定的电流值，否则容易发生烧毁电动机事故。
(2) 破碎机正常运转后，就可以开动给料设备，向破碎腔内给料，并根据料块的大小和破碎机运转情况，调节给料机的转速以改变给料量。如料块大，破碎腔中的物料较多，给料量就要适当减小，反之应增加给料量。通常破碎腔中的给料高度不超过破碎腔高度的2/3，对于中小型破碎机，破碎腔中的物料高度一般不超过腔的80%。
(3) 操作中必须均匀给料有利于提高产量。要严防不能破碎的物料进入破碎腔，如斗齿钻头和履带板。
(4) 设备运转中，要每隔一定时间对各部位进行检查，实行巡回检查。
(5) 设备运转中，如发现产品粒度过大，则应停车检查排矿口间隙。
6.2颚式破碎机的维护
日常维护有以下几个方面：
1．检查轴承的发热情况。对滚动轴承其温度不超过70℃。若超过规定的温度，应立即停车检查和排除故障。
2．检查润滑系统是否正常，齿轮油泵的工作无撞击声，观察油压表的数值，检查 油箱中的油量润滑系统是否漏油，若发现以上各种情况不正常，应及时处理。动颚悬挂轴承和肘板肘关处，用电动或手动干油泵
润滑应定期注油。用黄油杯加油，大约每隔40~50min加油一次。肘板的肘头每隔3—4h 滴入一次机油。
3．检查回油中是否含有金属粉末等污物，若有污物，应停车拆开轴承等部位检查。
4．检查各部位螺栓和飞轮键等联接键有无松动现象。
5．检查齿轮板和传动部件的磨损情况，拉杆弹簧是否正常。
6．经常保持设备清洁，做到无积灰、无油污、不漏油、不漏水、不漏电、不漏灰，特别注意不让灰尘进入润滑系统和润滑部位。
7．定期清洗过滤冷却器，洗净后应待完全晒干方可继续使用。
8．定期更换油箱内的润滑油，一般半年更换一次。
结 论
颚式破碎机是比较常用的破碎设备，本设计主要是对PE250 400动颚和传动部分进行设计。包括其主要零件的设计，同时介绍了颚式破碎机的安装、使用及修理等。
本设计是复摆颚式破碎机，通过设计可以得出复摆颚式破碎机与简摆颚式破碎机的不同之处：
(1)由于复摆颚式破碎机将简摆颚式破碎机的连杆与动颚合二为一且只有一个肘板，所以其结构更加简单。具有结构简单、运动可靠、重量轻等优点。
(2)复摆颚式破碎机动颚上各点的轨迹分布比较合理，其水平行程沿动颚颚板由上至下逐渐加大，正好满足破碎大块物料需加大压缩量的要求，且排料时动颚下端点向下运动，促进排料以提高生产能力。
(3)复摆颚式破碎机的动颚垂直行程大，加剧齿板与物料间的摩擦作用，这样不但加快了破碎板磨损，降低其使用寿命，使产品出现粉料，粒度不均匀，而且使非生产性的能量消耗增加。因此在复摆颚式破碎机中用滚动轴承，且在肘板支承处采用高副纯滚动联接，以提高破碎机的机械效率，降低其单位功耗。
致 谢
复摆颚式破碎机是一种在矿山工程和建设工程中广泛使用的破碎机构，这是因为其结构简单紧凑、偏心轴传动件受力较小、动颚垂直位移较小、加工时物料较少有过度破碎的现象、动颚颚板的磨损较小，而我的毕业设计课题是根据生产能力、进料口尺寸等设计出合理的机构，因而对我的专业知识的学习与应用都具有重大的意义。
在此毕业设计期间，我在张老师的指导下，翻阅了大量资料，对复摆颚式破碎机有了较系统的认识，最后终于如期完成了毕业设计的任务。通过此设计，我重新复习了所学的专业知识：机构的连接、安装、定位、配合；也了解了其基本的运动学知识、动力学相关零件的较核，还有设计机构的经济性、可靠性、合理性、优化设计等知识。
这是个自主学习的过程，使我收益颇多，积累了我的实际经验，只有理论与实践相结合才是学习的目地，这次毕业设计，使我认识到知识的不足和理论与实践也可能相脱离。也使我能更好地查阅资料，是一次很好的实践练兵，锻炼了我独立分析问题和解决问题的能力，对我以后继续深造的一次良好机会，我感触颇多。
这次毕业设计，我有幸能和同学一起讨论交流，也有幸得到张老师的指导，他给予了我大量帮助，在此我向指导老师表示诚挚的谢意。
最后，临此毕业之际，对四年以来，一起陪伴着、关心我的老师们道一声深深的感谢。有配套CAD 图纸，有借阅者可联系QQ2833052805
参考文献:
《机械设计》 高等教育出版社 濮良贵 《颚式破碎机》 机械工业出版社 廖汉元 《新编机械设计手册》 学苑出版社 蔡春原 《机械设计师手册》 机械工业出版社 吴宗泽 《滚动轴承应用手册》 机械工业出版社 刘泽九 《选矿机械》 辽宁冶金工业出版社
《矿山机械》选矿部分 冶金工业出版社 周恩浦 《选矿手册》 冶金工业出版社 沈志诚 《机械设计手册》第三版 北京有色冶金设计研究所 《材料力学》 高等教育出版社
《机械设计课程设计》 中国矿业大学出版社 任济生