毕业设计(论文)-颚式破碎机设计
1.概述
破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之碎裂成小块物料的设备。
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，破碎机械多用来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，如表一所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机、细碎机三种。
表一物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm）
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
工业上常用物料破碎前的平均粒度 D与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i称为破碎比（即平均破碎比）
d
D
i
为了简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，称为公称破碎比。
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0.7～0.9。
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i=3～30。如果物料破碎的加工要求超过一种破碎机的破碎比，则必须采用两台或多台破碎机械串连加工，称为多级破碎0
i。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1i，2
i， n i。则总破碎比是
i=1i2i n i
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) 物料的物理性质，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) 技术经济指标，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。
2. 物料破碎及其意义 2．1 物料破碎及其意义
从矿山开采出来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200～1300mm 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。 2．1．1 破碎的目的 （1）制备工业用碎石 （2）使矿石中的有用矿物分离 （3）磨矿提供原料 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：
max
i
= = =30
min i = = 20025=8
2．2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，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2-3a ）。
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2-3b ）。
max min D d 30010min max
D
d
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2-3c）。
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，矿石内的剪切力达到其剪切强度时，矿石即被粉碎（图 2-3d）
5) 冲击破碎矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图2-3d）。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。
图 2-3 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
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。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。
3. 工作原理和构造
3.1 工作原理
电动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，与其同时物料被压碎或劈碎，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，此时已破碎物料从破碎腔下口排出。颚式破碎机的工作部分是两块颚板，一是固定颚板（定颚），垂直（或上端略外倾）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，时而分开，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挤压、弯折和劈裂作用而破碎。
3.2顎式破碎机的结构
破碎腔是由固定在机架上的固定破碎板2、动顎上的活动破碎板4以及机架两侧壁上的两块侧面衬板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，通过动顎的运动，是破碎腔容积周期改变而完成物料的破碎与排料。
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
碎机中的动顎5相对定顎板2周期性地靠拢与分开。顎式破碎机的破碎腔是由固定腭板和可动顎板5构成。固定和可动顎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顎和动顎上。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。破碎机工作空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。
动顎悬挂在心轴6上，心轴则支撑在机架侧壁上的滑动轴承中。动顎饶心轴对固定腭板作往返摆动。
动顎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，前推力板的另一端支承在动顎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带轮从电动机获得旋转运动后，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，因而使动顎饶心轴摆动。
当连杆向下运动时，为使动顎、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和两个弹簧10所组成的拉紧装置。拉杆11铰接于动顎下端的耳环上，其另一端用弹簧10支撑在机架后壁的下端。当动顎向前摆动时，拉杆通过弹簧来动顎平衡和推力板所产生的惯性力。
顎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。
在机架后壁与锲铁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。
图3-2顎式破碎机的结构图
1-- 机架 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
轴 10—弹簧 11—拉杆 12—楔铁 13—后推力板 14—衬板座 15—前推力板
4. 主要零部件的结构分析
4.1连杆
动颚在工作中承受很大的拉力，故选用ZG270-500铸钢材料。连杆结构如图4-1所示。它由上、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。
图4-1 动颚（本图为标准图非本设计图）
4.2动颚
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，动顎分箱型和非箱型。动顎一般采用铸造结构。为了减轻动顎的重量，本设计采用非箱型，如图4-2所示。
图4-2 动颚
4.3齿板的结构
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齿板承受很大的冲击力，因此磨损得非常
厉害。现有的破碎机上使用的齿板，一般是采用ZGMn13。
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。本设计采用三角形。如图4-3所示
图4-3衬板齿形a）三角形b）梯形
4.4肘板
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。
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-所示。肘板与衬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1-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1-所示的滚动型结构。
(a) 滚动型 (b) 滑动型
图4-4 肘头与肘垫形式
4.5调整装置
调整装置提供调整破碎机排料口大小作用。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。现有顎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、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。
图 4-5 1—肘板 2—调整座 3—调整楔铁 4—机架
4.6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。肘板通常有如图4-6所示的三种结构。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4-6 肘板结构
4.7机架结构
破碎机是整个破碎机零部件的安装基础。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。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。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。后者便于加工制造，重量较轻，但刚性差。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，与动顎心轴轴承的中心孔有一定的平行度。本设计用铸造机架。
图4-8 整体铸造机架
4.8传动件
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。 4.9飞轮
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。 4.10润滑装置
偏心轴轴承通常采用集中循环润滑。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。 5. 颚式破碎机的主参数设计计算
顎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。其中生产能力、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。 5.1结构参数的选择和计算 5.1.1 给矿口与排矿口尺寸
我国生产的颚式破碎机，给矿口长度L 为宽度B 的1.25--1.6倍。在小型破碎机中，为了获得较高的生产率，B
L
值可以大一些。给矿口B=（1.1--1.25）D
max
，D max
=（0.75--0.9）
B ，D max
是最大给矿粒度，这是由破碎机啮住矿块的条件决定的。有给定条件D
max
=200mm ，
取
B=1.25 D max
=240mm ；
L=1.6B=384mm ；
复摆颚式破碎机的排矿口的最小尺寸可按下式选择：
B S d
B
)10
171(max
min
--=-=
取308
1min
==B B
mm 式中 d max -- 最大排矿粒度； S -- 动顎的摆动行程； 5.1.2 钳角设计计算
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 5-1表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 、y 方向的分力之和应该分别等于零。
图 5-1 钳角计算示式
于是求得 tan α=
因 f=tan α,故 tan α=tg ?2 式中 α---钳角；
2
21f f
-
?---物料与颚板间摩擦角； f---物料与颚间摩擦角系数。
为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必须令 α≤?2
由此可得，为了使破碎机正常的进行破碎工作，钳角α应该小于摩擦角的两倍即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的0.5。不然，矿块就会往上跳出，而不被压碎，因而降低了破碎机的生产率和破碎效率，甚至还会造成严重的安全事故。
设钢和矿石的摩擦系数为0.3，则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。颚式破碎机的钳角一般在2417
~
?
?
范围内。对于复摆颚式破碎机钳角不应大于2220~?
?，所以选为?20。 5.1.3动颚水平行程s m
见颚式破碎机教材：
m s =8+0.24min b [s m ]=0.14150.85B 式中 min b ---最小排料口尺寸(mm)； B---进料口尺寸(mm)； 所以得 m s = 15.2 mm ；
[m s ]=22.3 mm ； 5.1.4 偏心距及动颚摆幅的计算
图5-2 表示推力板的位置示意图，设推力板板长度l=300mm,其向下偏斜量 =70mm ， 和 是推力板在两个极限位置时的水平投影，而a ?= - 为动颚下端摆程的12（因右边一推力板未画出），由图可知
c 0a a μ0a a μ
图5-2 偏心距与动颚摆程的关系
a μ=
2
2
l
c -
a μ
=2
2
0(2)
e l
c --
2
a μ
-2
a +04e c =0 上式表示了偏心距e 与摆幅a ?之间的关系，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26mm ，a ?= =13mm,故
22029.17307cm a =-=
029.17 1.327.87a cm a a μ=-?=-=
动偏心与动颚摆幅之间的关系对颚式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。
5. 1. 5 主要构件尺寸的确定
（1）破碎腔高度H ：在钳角一定的情况下，破碎腔的高度有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 为给矿口宽度。固取
H=2.4B=576mm
（2）动顎轴承中心距给矿口平面的高度h ：为了保证在破碎腔的上部产生足够的破碎力来破碎大块矿石，因而在给矿口处，动顎必须有一定的摆动行程，为此，复摆颚式破碎机的动顎的轴承中心距给矿口平面的高度h ≤0.1L 。式中L 为动顎长度。 h ≤0.1?384=38.4mm 取h=35mm
（3）偏心距r 对连杆长度l 的比值λ：在曲柄摇杆机构机构中，当曲柄等速回转时，摇杆来回摆动的速度不同，具有机会运动特性。连杆越短，这种不对称现象越显著。曲柄的转速是根据矿石在破碎腔中自由下落的时间而定的，因此连杆的长度不宜过短。对于中小型颚式破碎机λ=
85
1
65
1--，l=（0.85—0.9）L 。式中L 为动顎长度。取：
λ=
75
1
， l=0.875L=336mm
（4）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
mm r k
3305.16min
==；mm r k 50025max ==
2
0()()2
2
2
()2
e a a c
c
μ=-±
--2
2
2
7
22
27.87
29.173.52
2
e cm
=-+
-
+
≈
5. 2工作参数的选择和计算 5. 2. 1 动顎的摆动次数
如图5-1所示，b 为公称排料口，s l 为动腭下端点水平行程，A l 为排料层的平均啮角。AB B 1
A 1为腔内物料的压缩破碎棱柱体，
A B AB 2
2
为排料棱柱体。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A A 1按自由落体下落至破碎腔外的高度h 计算确定的。而该排料层高度h 与下端点水平行程S L 及排料层啮角
α有关。即排
料层上层面A A 1降至下层面并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。对于排料时间有不同的意见：一种认为排料时间t 应考虑破碎机构的急回特性，即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两极限位置相对应。另一种认为排料时间t 应按t=15/n 计算，即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。根据对破碎过程的实测分析，得到排料过程对应的曲柄转角不小于180o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t 为 t=30/n
排料层完全排出下落的高度h 为 h=SL/tan αL 由 h=gt 2/2 令 g=9800mm/s 2 得: s l
l
n
?=ta n
665
式中 s ---主轴转速（r/min)；
s l ---动腭下端点水平行程（mm ）； ?---排料层平均啮角（o）；
q ---系数，考虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。取q =0.95--1.05。高硬度矿石取小值。
图5-3 排料口处排了示意图
由式上式可见，主轴转速与排料层啮角?和动颚下端点水平行程s l 有关。该式是机构设计和机型评价的重要公式之一。 代入参数 得 n =352min r 5.2 .2 生产率
复摆式颚式破碎机的生产率Q 与所破碎物料的性质（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。其经验公式：
=Q 1k 2k 3
k qe
t h
式中 q ---标准条件下的单位出口宽度的生产率[(.)t mm h ]，见表5-1；
e ---出料口宽度(mm)；
1k ---物料易碎性系数，见表5-2； 2k ---物料堆积密度修正系数 2k =
= =1 ρ---物料堆积密谋 （ ）
3k ---进料粒度修正系数，见表5-3.
查表得 1k =0.94 3k =1.008 q =0.4
=Q 11.4 t h
表5-1标准条件下的单位出口宽度的生产率[(.)t
mm h ]
破 碎 机 规 格 250× 400
400× 600 600×900 900×1200 1200×
1500
1500×2100 q
0..4 0.65 0.95—1.0 1.25—1.3 1.9
2.7
表5-2物料易碎性系数
1.6ρ 1.61.6
3
t m
矿石强度 抗拉强度（cm kg 2）
普氏硬度系数
1
k
硬 1600--2000 16—20 0.9—0.95 中硬 800--1600 8—16 1.0 软
＜800 ＜8
1.1—1.2
表5-3进料粒度修正系数
给矿最大粒D max /给矿口宽度B
0.85
0.6
0.4
3k
1.0
1.1 1.2
5. 2. 3 电动机功率
见颚式破碎机教材有公式
式中 p ---计算功率放大器（KW ）；
max
F ---最大破碎力（KN ）
； ---动颚诸点水平行程平均值（mm ）；
α ---破碎腔平均齿角 （?）；
η ---机械总效率，由表可知，85.081.0--=η。
---等效破碎系数
已知有 max F =585KN 取 18.0=k e n =352 min r
mm s
m
2.15= 20α?
= 0.81η=
所以得
81
.0601000cos 35218.02.1558520??????=
?
p =9.3 KN
为了保证破碎机的工作可靠，并考虑尖峰负荷，还必须乘以安全系数 1.1f =.故所选电动机功率应大于10.2KN ，所以选功率为15KN 。由《机械设计课程设计指导书》宋宝玉主编、机械工业出版社第一版 选取电动机Y200L-8型。 5.2.4破碎力的计算
以立方体典型物料形状为依据，并考虑大尺寸进料块粒是逐渐阶段破碎成成品而卸出，
m
s
e
k max
4
6cos 10e
m P k ns F
α
η
=
?
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，图5-4 表示作用在立方上的力
图5-4 作用在立方体上的力
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（非标准机械设备设计）
： 故得
式中 1F ---第一阶段使物料碎裂的破碎力（N ）。
---物料的抗劈强度（约等于抗拉强度2
N cm ）；
w ---立方体物料连长（cm ）;
Z---齿棱间距（cm ）.
(2) 第二阶段破碎.物料经过第一阶段破碎以后,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.物料进行第二阶段破碎以后,成为4块体进行再破碎.第三阶段的破碎
由于所破碎的物料未知，所破物料的抗劈强度 也未知，所以无法计算具体的破碎力。
5.2.5
最大破碎力计算
ασ2
3(2)
2F Z
W
W
α
σ
=
?-
2
13(2)2F Z
W
W α
σ
?=-
ασ2
246
F z
w
w
ασ=-23812
F z w
w
α
σ=
-α
σ
目前，国内多是采用实验分析法来确定颚式破碎机的破碎力。根据对于复摆颚式破碎机的固定顎和动顎的实际受力测定，在破碎机动顎上所产生的破碎力系与矿石纵断面面积成正比。因此，作用在动顎上的最大破碎力可以按下式计算： qLH P
=max
式中 ---q 衬板单位面积上的平均压力，其值参考表2-4选取，或=q 27cm kg 2；
L 、H---破碎腔的长度和高度 于是有 =P max KN 58557638427=??
最大破碎力都是垂直作用于固定顎和动顎上，起作用点的位置，根据实验测定，复摆颚式破碎机的最大破碎力夒发生在破碎腔諘度的0.35—0.65处。当破碎单一大块矿石时，作用点则向上移。
表5-4 衬板单位面积上的平均压力
矿 石 种 类 抗拉强度)/(2cm kg b σ )/(2
cm kg q
浦阳青石 2400 30 花岗岩 2200 28 花岗岩 1800 20.5 石灰石
1800
19
当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将P max
增大50%。故破碎机的计算
破碎力为： P P js max 5.1=
5. 3 主要零件受力计算 5.3.1推力板
式中 k
F --- 推力板受力（KN ）； P--- 所选电动机功率（KN ）； n--- 偏心轴转速 (min)r ； h--- 动颚行程平均值（m ）。
如图5-5所示得
125
k
P nh
F
=
图5-5 破碎机计算示式
KN
F
k
7.4090152
.035215
125=??=
5.3.2连杆
则连杆力的平均值 （KN ）是：
KN F F
k z
9.1223.0=≈
6. 重要零件的设计和校核 6.1带轮的设计 1. 确定计算功率 由表8-7（机械设计.第七版.濮良贵、纪名刚.主编）查得工作情况系数 1.3A
K =，故
KN
P K
P
A
ca
5.19153.1=?=?=
2. 选取窄V 带带型
根据ca P 、1n 由图8-11确定选用C 型。 3. 确定带轮基准直径d d
由表8-6和表8-8取主动轮基准直径2501=d d mm 。 从动轮基准直径 z
F ca
P 2
d d
100012=?=d d d d i mm 根据表8-8，取mm d d 10002=。 按要求验算带的速度
s
m n
v d
d /55.91000
60730
2501000
601
=???=
?=
ππ
＜35m/S
带的速度合适。
4. 确定窄V 的基准长度和传动中心矩
根据式 ，有
)1000250(2)1000250(7.00+?<<+?a
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