1741_復擺腭式破碎機設計,復擺,破碎,設計 南昌航空大學科技學院學士學位論文1一．概述破碎機械是對固體物料施加機械力，克服物料的內(nèi)聚力，使之碎裂成小塊物料的設備。破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、劈裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的綜合。對于堅硬的物料，適宜采用產(chǎn)生彎曲和劈裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產(chǎn)生沖擊和劈裂作用的機械；對于粘性和韌性的物料，適宜采用產(chǎn)生擠壓和碾磨作用的機械。在礦山工程和建設上，破碎機械多用來破碎爆破開采所得的天然石料，使這成為規(guī)定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業(yè)中，固體原料、燃料和半成品需要經(jīng)過各種破碎加工，使其粒度達到各道工序所要求的以便進一步加工操作。通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細碎三種，其入料粒度和出料粒度，如表一所示。所采用的破碎機械相應地有粗碎機、中碎機、細碎機三種。表一 物料粗碎、中碎、細碎的劃分（mm）類別 入料粒度 出料粒度粗碎中碎細碎300～ 900100～ 35050 ～ 100100～ 35020～ 1005～ 15制備水泥、石灰時、細碎后的物料，還需進一步粉磨成粉末。按照粉磨程度，可分為粗磨、細磨、超細磨三種。所采用的粉磨機相應地有粗磨機、細磨機、超細磨機三種。在加工過程中，破碎機的效率要比粉磨機高得多，先破碎再粉磨，能顯著地提高加工效率，也降低電能消耗。工業(yè)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 之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況，比值 i 稱為破碎比（即平均破碎比）Di?為了簡易地表示物料破碎程度和各種破碎機的方根性能，也可用破碎機的最大進料口尺寸與最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為公稱破碎比。在實際破碎加工時，裝入破碎機的最大物料尺寸，一般總是小于容許的最大限度進料口尺寸，所以，平均破碎比只相當于公稱破碎比的 0.7～ 0.9。每個破碎機的破碎比有一定限度，破碎機械的破碎比一般是 i=3～ 30。如果物南昌航空大學科技學院學士學位論文2料破碎的加工要求超過一種破碎機的破碎比，則必須采用兩臺或多臺破碎機械串連加工，稱為多級破碎 。多級破碎時，原料尺寸與最終成品尺寸之比，稱總破碎比，ni如果各級破碎的破碎比各是 ， ，…… 。則總破碎比是1i2ni……10?2由于破碎機構造和作用的不同，實際選用時，還應根據(jù)具體情況考慮下列因素；1.物料的物理性質，如易碎性、粘性、水分泥沙含量和最大給料尺寸等；2.成品的總生產(chǎn)量和級配要求、據(jù)以選擇破碎機類型和生產(chǎn)能力；3.技術經(jīng)濟指標，做到既合乎質量、數(shù)量的要求、操作方便、工作可靠，又最大限度節(jié)省費用。二．物料破碎及其意義2．1 物料破碎及其意義 從礦山開采出來的礦石稱為原礦。原礦是由礦物與脈石組成的，露天礦井開采出來的原礦其最大粒度一般在 200～ 1300mm 之間，地下礦開采出來的原礦最大粒度一般在 200～ 600mm 之間，這些原礦不能直接在工業(yè)中應用，必須經(jīng)過破碎和磨礦作業(yè)，使其粒度達到規(guī)定的要求、破碎是指將塊狀礦石變成粒度大于 1～ 5mm 產(chǎn)品的作業(yè)，小于 1mm 粒度的產(chǎn)品是通過磨碎作業(yè)完成的。2．1．1 破碎的目的（1）制備工業(yè)用碎石大塊石料經(jīng)破碎篩分后，可得到各種不同要求粒度的碎石。這些碎石可制備成混凝土。它們在建筑、水電等行業(yè)中廣泛應用。鐵路路基建造中也需要大量的碎石。（2）使礦石中的有用礦物分離礦石有單金屬和多金屬，而且原礦多為品位較低的礦石。將原礦破碎后，可以使有用金屬與礦石中的脈石和有害雜質分離，作為選礦的原料，除去雜質而得到高品位的精礦（3）磨礦提供原料磨礦工藝所需粒度大于 1～ 5mm 的原料，是由破碎產(chǎn)品提供的。例如在煉焦廠、南昌航空大學科技學院學士學位論文3燒結廠、制團廠、粉末冶金、水泥等部門中，都是由破碎工藝提供原料，再通過磨碎使產(chǎn)品達到要求的粒度和粉末狀態(tài)。2．1．2 破碎工藝最終破碎粒度是根據(jù)產(chǎn)品的用途確定的。需要進行磨礦作業(yè)的礦石，應考慮到破碎與磨礦總成本較低來確定破碎產(chǎn)品的粒度。一般較適宜的粒度為 10～ 25mm。把原礦粒度與破碎產(chǎn)品的粒度的比，稱為總破碎比，若露天礦開采出來的原礦粒度為200～ 1300mm 則破碎作業(yè)的總破碎比的范圍為：130maxinax ??dDi 825iini一臺破碎機只能在一定限度的破碎比下才有合理的結構，才能最有效地工作，因此使一臺破碎機達到這樣的破碎比是很有困難的。各種破碎機的破碎比范圍見表二。可見，要把原礦破碎到需要的粒度，必須將若干臺破碎機串連進行分段破碎。總破碎比等于各段破碎比的乘積、為了發(fā)揮串聯(lián)破碎機的破碎能力，不使小塊礦石進入破碎機反復進行破碎，因此將破碎與篩分有機結合，構成合理的破碎工藝流程。表二 各類破碎機的破碎比破碎機型式 流程類型 破碎機范圍顎式破碎機和旋回破碎機 開路 3～5標準圓錐破碎機 開路 3～5標準圓錐破碎機（中型） 閉路 4～8短圓錐破碎機 開路 3～6短圓錐破碎機 閉路 4～8圖 2-1 為一段破碎機機流程圖，原礦經(jīng)固定篩 1 篩分后，篩上大塊物料進入顎式破碎機 2，篩下物顎式破碎機 2 的產(chǎn)品一起經(jīng)振動篩 3 篩分；篩上物經(jīng)圓錐破碎機 4 破碎，篩下物和圓錐破碎機 4 的產(chǎn)品一起經(jīng)振動 5 篩分；篩下物作為磨機 8 的原料，落入礦倉 7，篩上稱進入圓錐破碎機 6 破碎，破碎機 6 與振動篩 5 構成封閉系統(tǒng)進反復破碎、篩分，該系統(tǒng)稱為封閉破碎系統(tǒng)。顎式破碎機 2 和圓錐破碎機 4的產(chǎn)品，均經(jīng)篩分后進入下一流程，故稱開路破碎。南昌航空大學科技學院學士學位論文4圖 2-1 破碎流程圖1—固定篩 2--顎式破碎機 3、5—振動篩 4、6--圓錐破碎機 7—礦倉 8-磨機2．2 破碎物料的性能及破碎比2.2.1 粒度及其表示方法礦塊的大小稱為粒度，由于礦塊形狀一般是不規(guī)則的，需要用幾個尺寸計算出的尺寸參數(shù)來表示礦塊的大小。1.平均直徑 d礦塊的平均直徑用單個礦塊的長、寬、厚平均值表示。d= (2-1)(L+bh)3式中 L---礦塊的長度（mm）b---礦塊的寬度（mm）h---礦塊的厚度（mm）式用長、寬的平均值表示：d= （2-2）??L+b2平均直徑一般是用來計算給礦和排礦單個礦塊的尺寸以確定破碎比。南昌航空大學科技學院學士學位論文52.等值直徑 deq礦塊的粒度很小時可用等值直徑來表示。等值直徑是將細料物料顆粒作為球體來計算的。deq== =1.24 （2-3）36?V3?m式中 m---礦料質量（kg）----礦物密度 kg/m?V---- 礦料的體積(m 3)；3.粒級平均直徑 d對于由不同粒度混合組成的礦粒群，通過用篩分方法來確定礦粒群的平均直徑，例如上層篩孔尺寸為 d1，下層篩孔尺寸為 d2，通過上層而留在下層篩上的物料，其粒度既不能用 d1也不能用 d2表示。當粒級的粒度范圍很窄，上下兩篩的篩孔尺寸之比不超過 =1.414 時，可用粒度平均直徑表示，即2d=(d1+d2)/2 (2-4)否則用 d1～ d2表示粒級。2.2.2 破碎產(chǎn)品的粒級特性破碎產(chǎn)品都是由粒度不同的各種礦石礦粒所組成，為了鑒定破碎產(chǎn)品的質量和破碎機的破碎效果，必須確定它們的粒度組成和粒度特性曲線，確定混合物的粒度組成，通常采用篩分公檢法（簡稱篩析） 。篩析一般采用標準篩，篩面使用正方形篩孔的篩網(wǎng)。我國通常采用泰勒標準篩，其篩孔大小用網(wǎng)目表示，它指一英寸長度（一英寸等于 25.4mm）內(nèi)所具有的篩孔數(shù)目。這種篩子是以 200 目作為基本篩（ =1.414）和補充篩比（ =1.189）,篩242孔的尺寸可根據(jù)篩比計算。例如，基本篩的上一基本篩為 150 目篩子的篩孔尺寸，可用基本篩的篩孔乘以基本篩為 0.074 =0.105mm。若計算兩篩之間的補充篩孔?尺寸，則用基本篩的篩孔尺寸乘以補充篩比得到。即 0.074 =0.088mm.?42我國尚無用于破碎機的產(chǎn)品粒度分析標準，在實際測試時，各廠家廠家使用的篩孔形狀（方孔或圓孔）及序列也不盡相同。如果參照泰勒標準篩關于基本篩比的規(guī)定來確定篩孔序列，即各篩間的篩比天有不大于 ，就可以將上、下兩篩間的產(chǎn)品粒度，2用粒度平均直徑表示這對于分析粒級特性顯然是很方便的。因此推薦表三的粒級序南昌航空大學科技學院學士學位論文6列供參考。表三 各破碎機產(chǎn)品的篩析篩的粒級序列型號PE-150X250PE-250X400PE-400X600PE-500X750PE-600X900PE-750X1060PE-900X12000-3 0-3 0-10 0-10 0-20 0-20 0-303-5 3-5 10-14 10-14 20-28 20-28 30-425-7 5-7 14-20 14-20 28-40 28-40 42-607-10 7-10 20-28 20-28 40-57 40-57 60-8510-14 10-14 28-40 28-40 57-80 57-80 85-12014-20 14-20 40-57 40-57 80-115 80-115 120-17020-28 20-28 57-80 57-80 115-163 115-160 >170>28 28-40 80-110 80-110 >163 >16340-55 >110 110-155粒度系列>55 >155注：篩孔最大尺寸以其殘留景不超過 5%來確定根據(jù)篩分結果，可以對產(chǎn)品（或原礦）的粒度特性進行分析。粒度特性用粒度特性曲線來表示，縱坐標表示套篩中各篩的篩上物料質量的累積百分數(shù)（簡稱篩上量累積產(chǎn)率%） ，橫坐標或有篩孔尺寸與最大之比，或用篩孔尺寸與排礦口之比（%）表示。圖 2-2a 所示為物料粒級特性曲線，任意兩縱坐標之差，就表示在橫軸上相應兩點間物料粒級的產(chǎn)率。由圖可知，難碎性礦石的粒級曲線運動呈凸形，這表明礦石的粗級物料占多數(shù)。中等可碎性礦石的粒級曲線 2 近似直線。這表明各種粒級所占的產(chǎn)率大致相等。易碎性礦石的粒級曲線 3 呈凹形，這表明礦石中的中等粒度的物料占多數(shù)。該粒級曲線可以分析比較各種礦石破碎的難易程度。由于橫坐標比值不能反映產(chǎn)品絕對尺寸的粒級分布情況，因此在檢查同型號不同破碎機的破碎效果并強調可比性時，只有篩孔最大尺寸及破碎物料相同時才有比較價值。當破碎機性能差別較大時，按篩子上殘留量不大于 5%所確定的篩孔最大尺寸也不相同。因此用該曲線來分析破碎機的破碎效果并不方便。圖 2-2b 的橫坐標表示篩孔尺寸與排礦石之比。當同型號各個破碎機的排礦口尺南昌航空大學科技學院學士學位論文7寸破碎物料相同時，該粒級特性曲線可以檢查破碎機的破碎效果。圖 2-2a 篩孔尺寸與最大粒之比圖 2-2b 物料尺寸排礦口之比1— 難碎性礦石 2— 中等可碎性礦石3—易碎性礦石 南昌航空大學科技學院學士學位論文82.2.3 礦石的破碎及力學性能機械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料分子間的內(nèi)聚力，使大塊物料分裂成若干小塊。若礦石是脆性材料，它在很小的變形下就會發(fā)生破裂、機械破碎礦石有以下幾種方法：1.壓碎 將礦石置于兩個破碎表面之間，施加壓力后礦石因壓力達到其抗壓強度限而破碎（圖 2-3a） 。2.劈裂 用一個平面和一個帶尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石沿壓力作用線方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂面上的拉應力達到礦石的抗拉強度限 （圖 2-3b） 。3.折斷 用兩個帶有多個尖棱的工作表面擠壓礦石時，礦石就像受集中載荷的兩支點或多支點梁。當?shù)V石內(nèi)的彎曲應力達到彎曲強度限時礦石被折斷 （圖 2-3c） 。圖 2-3 礦石的破碎和破碎方法（a） 壓碎 （b） 劈裂 （c）折斷 （d） 磨碎 （e）沖擊破碎4.磨碎 礦石與運動的工作表面之間受一定壓力和剪切力時，礦石內(nèi)的剪切力達到其剪切強度時，礦石即被粉碎（圖 2-3d）5.沖擊破碎 礦石受高速回轉機件的沖擊力作用而破碎（圖 2-3d） 。由于破碎力是瞬間作用的，所以破碎效率高，破碎比大，能量消耗小，但錘頭磨損嚴重。實際上任何一種破碎機都不是以某一種形式進行破碎的，一般都是兩種和兩種以上的形式聯(lián)合進行破碎。由于顎式破碎機的破碎工作表面是兩塊相互交錯布置的齒形襯板，因此其破碎作業(yè)兼有前四種破碎形式，當破碎機兩工作面沿表面方向的相對運動位移加大而加強磨碎作業(yè)時，由于磨碎的效率低、能量消耗大、機件磨損嚴重，將會降低破碎機的破碎效果。礦石的破碎方法主要根據(jù)礦石的物理性能、被破的塊度及所要求的破碎比來選擇的，礦石分堅硬礦石、中等堅硬礦石和軟礦石。也可以分為粘性礦石和脆性礦石。礦石的抗壓強度最大,抗彎強度次之,抗拉強度最小。對堅硬礦石采用壓碎，劈裂和折斷的破碎方法為宜；對粘性礦石采用壓碎和磨碎方法為宜；對脆性礦石和軟礦石采用劈裂和沖擊破碎的方法為宜。簡擺顎式破碎南昌航空大學科技學院學士學位論文9機可用于破碎各種性能的礦石，對于堅硬礦石有更高的效果。三 . 工作原理和構造3.1 工作原理電動機驅動皮帶和皮帶輪，通過偏心軸使動顎上下運動，當動顎上升時肘板與動顎間夾角變大，從而推動動顎板向固定顎板接近，與其同時物料被壓碎或劈碎，達到破碎的目的；當動顎下行時，肘板與動顎夾角變小，動顎板在拉桿，彈簧的作用下，離開固定顎板，此時已破碎物料從破碎腔下口排出。隨著電動機連續(xù)轉動而破碎機動顎作周期運動壓碎和排泄物料，實現(xiàn)批量生產(chǎn)。顎式破碎機的工作部分是兩塊顎板，一是固定顎板（定顎） ，垂直（或上端略外傾）固定在機體前壁上，另一是活動顎板（動顎） ，位置傾斜，與固定顎板形成上大小的破碎腔（工作腔） ?；顒宇€板對著固定顎板作周期性的往復運動，--分開 ，時而靠近。分開時，物料進入破碎腔，成品從下部卸出；靠近時，使裝在兩塊顎板之間的到擠壓、彎折和劈裂作用而破碎。其工作示意圖（非標準機械設備設計）見圖 3-1，動顎 4 懸掛在偏心軸 3 上，可以左右擺動，偏心軸 3 旋轉時，動腭 4 作上下往復運動從而推動顎，動顎作左右往復擺動，實現(xiàn)破碎和卸料。由于偏心軸負荷大，一般都制成中型和小型機，目前也朝大型方向發(fā)展，在工程上適合于破碎中等硬度的石塊，作為中碎設備，其破碎比比較大，可達到 10。圖 3-1 復擺腭式破碎工作示意圖3—偏心軸 4—動顎5—連桿 6—推力板復擺顎工破碎機的優(yōu)點是：質量較輕、構件教少、結構更緊湊；破碎腔內(nèi)充滿程度較好，所裝物料塊受帶均勻破碎，加以動腭下端強制性推出成品卸料，故生產(chǎn)率較高，比同規(guī)格的簡擺腭式破碎機的生產(chǎn)率高出 20%～30%；物料在動腭下端有較大的上下翻滾運動，容易呈立方體形狀卸出，減少了像簡擺式的片狀成分，產(chǎn)品質量較好。南昌航空大學科技學院學士學位論文10其缺點是：這種破碎機的動腭垂直擺幅較大，物料對腭板的磨削作用嚴重，腭板磨損快，故增大了能量消耗，加劇了物料的過度破碎，產(chǎn)生了粉塵也較多。3.2 腭式破碎機的結構圖 3-2-1，帶有襯板的動腭 3 通過滾動軸承直接懸掛在偏心軸 10 上，而偏心軸又支承機架 12 的滾動軸承上。動腭的底部用推力板 5 支承在位于機架后壁的推力板座 6 上，出料口的調節(jié)裝置 7，是利用調節(jié)螺栓來改變楔鐵的相對位置，從而使出料口的寬度得到調節(jié)。和簡擺腭式破碎機一樣，只有拉桿、彈簧及調節(jié)螺栓組成的拉緊裝置。由電動機帶動帶輪 13 使偏心軸轉動，動腭就被帶動作復雜擺動，實現(xiàn)粉碎物料動作。南昌航空大學科技學院學士學位論文11圖 3-2-1 復擺腭式破碎機1—定腭 2—側襯板 3—動腭（襯板） 4—推力板支座 5—推力板 6—推力板座 7—調節(jié)裝置 8—后楔鐵 9—飛輪 10—偏心軸 11—軸承南昌航空大學科技學院學士學位論文1212—機架 13—帶輪 本圖僅做參考四. 主要零部件的結構分析4.1 動腭動腭是支承齒板且直接參與破碎礦石的部件，要求有足夠的強度和剛度，其結構應該堅固耐用，按結構動腭可分箱型和非箱型。動腭一般采用鑄造結構。為了減輕動腭的重量，本設計采用非箱型。如圖 4-1 所示，安裝齒板的動腭前部為平板結構，其后部有若干條加肋板以增強動腭的強度與剛度，其橫截面呈 E 型。圖 4-14.2 齒板的結構 南昌航空大學科技學院學士學位論文13齒板，是破碎機中直接與礦石接觸的零件，結構雖然簡單，但它對破碎機的生產(chǎn)率、比能耗、產(chǎn)品粒度組成和粒度以及破碎力等都會影響，特別對后三項影響比較明顯。齒板承受很大的沖擊力，因此磨損得非常厲害。為了延長它的使用壽命，可以從兩方面研究：一是從材質上找到高耐磨性能材料：二是合理確定齒板的結構形狀和集合尺寸?，F(xiàn)有的破碎機上使用的齒板，一般是采用 ZGMn13。其特點是：在沖擊負荷作用下，具有表面硬化性，形成又硬又耐磨的表面，同時仍能保持其內(nèi)層金屬原由的韌性，故它是破碎機上用得最普遍的一種耐磨材料。齒板橫斷面結構形狀有平滑表面和齒形表面兩種，后者又分三角形和梯形表面。本設計采用三角形。如圖 4-3 所示a)三角形 b)梯形 圖 4-24.3 肘板（推力板）破碎機的肋板是結構最簡單的零件，但其作用卻非常的重要。通常有三個作用：一是傳遞動力，其傳遞的動力有時甚至比破碎力還大；二是起保險件作用，當破碎腔落入非破碎物料（如釬桿、折斷的鏟齒）時，肘板先行斷裂破壞，從而保護機器其它零件不發(fā)生破壞；三是調整排料口大小。在機器工作時，肘板與其支承的襯板間不能得到很好的潤滑，加上粉塵落入，所以肘板與其襯墊之間實際上一種干摩擦和磨粒磨損狀態(tài)。這樣，對肘板的高負荷壓力，導致肘板與肘板襯墊很快磨損，使用壽命很低。因此肘板的結構設計要考慮該機件的重要作用也要考慮其工作環(huán)境。按肘頭與肘墊（或稱肘板襯墊）的連接型式，可分為滾動型與滑動型兩種，如南昌航空大學科技學院學士學位論文14圖 4-3 所示。肘板與襯墊之間傳遞很大的擠壓力，并受周期性沖擊載荷。在反復沖擊擠壓作用下磨損教快，特別是圖 4-3b 所示的滑動型更為嚴重。為提高傳動效率，減少磨損，延長其使用壽命，可采用圖 4-3a 所示的滾動型結構。肘板頭為圓柱面，襯墊為平面。由于肘板的兩端肘頭表面為同一圓柱表面，所以當肘板兩端的襯墊表面相互平行時，肘板受力將沿肘板圓柱面的同一直徑、并與襯墊表面的垂直方向傳遞。在機器運轉過程中，動腭的擺動角很小，使得肘板兩端支撐的肘墊表面平行度誤差也很小，所以在機器運轉過程中，肘板與其肘墊之間可以保持純滾動。本次設計采用滾動型(a) (b)圖 4-3 肘頭與肘墊形式(a) 滾動型 (b) 滑動型4.4 調整裝置調整裝置提供調整破碎機排料口大小作用。隨著襯板的不斷磨損，排料口尺寸也不斷地變大，產(chǎn)品的粒度也隨之變粗。為了保證產(chǎn)品的粒度要求，必須利用調整裝置，定期地調整排料裂口的尺寸。此外，當要求得到不同的產(chǎn)品粒度時，也需要調整排料口的大小?，F(xiàn)有腭式破碎機的調整裝置有多種多樣，歸納起來有墊片調整裝置、鍥鐵調整裝置、液壓調整裝置以及襯板調整。本設計采用墊片調整裝置。1—肘板 2—調整座 3—調整楔鐵 4—機架南昌航空大學科技學院學士學位論文15圖 4-4 調整裝置4.5 保險裝置當破碎機落入非破碎物時，為防止機器的重要的零部件發(fā)生破壞，通常裝有過載保護裝置。保險裝置有三種：液壓連桿、液壓摩擦離合器和肘板。本設計采用肘板。肘板是機器中最簡單、最便宜的零件，所以得到廣乏應用且經(jīng)濟有效，但當肘板斷裂后，機器將停車，應重新更換新肘板后方可工作。肘板保險件的另一個缺點是由于設計不當，常常在超載時它不破壞，或者沒有超載它卻破壞了，以至影響生產(chǎn)。因此設計時除應正確確定由破碎力引起的肘板壓力，以便設計出超載破壞的肘板面積外，在結構設計時，應使其具有較高的超載破壞敏感。肘板通常有如圖 4-5所示的三種結構：中部較薄的變截面結構；弧形結構；S 型結構。其中圖 a 結構在保證肘板的剛度和穩(wěn)定性的同時，提高其超載破壞敏感度。圖 b、圖 c 兩種結構是利用灰鑄鐵肘板抗彎性能這一特性，選擇合適的結構尺寸是肘板呈拉伸破壞，顯然提高了肘板破壞的敏感度。盡管如此，肘板是否斷裂主要取決與計算載荷的確定和截面尺寸計算是否正確。因此從加工制造方便性出發(fā)，圖 a 所示應用最多，本設計也采用 a 中肘板。圖 4-5 肘板結構南昌航空大學科技學院學士學位論文164.6 機架結構破碎機是整個破碎機零部件的安裝基礎。它在工作中承受很大的沖擊載荷，其重量占整機重量很大比例，而且加工制造的工作量也很大。機架的剛度和強度，對整機性能和主要零部件壽命均有很大的影響，因此，對破碎機架的要求是：機構簡單容易制造，重量輕，且要求有足夠的強度和剛度。破碎機機架機構分，有整體機架和組合機架；按制造工藝分，有鑄造機架和焊接機架。1）整體機架，由于其制造、安裝和運輸困難，故不宜用于大型破碎機，而多為中、小型破碎機所使用。它比組合機架剛性好，但制造較較復雜。從制造工業(yè)來看，它分為整體鑄造機架和整體焊接機架。前者比后者剛性好，但制造困難，特別是單件、小批量生產(chǎn)。后者便于加工制造，重量較輕，但剛性差。同時要求焊接工藝、焊接質量都比較高，并焊接后要求退火，但是隨著焊接技術的發(fā)展，國內(nèi)外腭式破碎機的焊接機架用得越來越多，并且大型破碎機也采用焊接機架。焊接機架用 Q235鋼板，其厚度一般為 25-50mm2) 整體鑄造機架,除用鑄鋼 ZG270-500 材料外，對小型破碎機破碎硬度較低的物料時，也可用優(yōu)質鑄鐵和球墨鑄鐵。設計時，在保證正常工作下，應力求減輕重量。制造時要求偏心軸承中心鏜孔，與動腭心軸軸承的中心孔有一定的平行度。本設計用鑄造機架。如圖 4-6南昌航空大學科技學院學士學位論文17圖 4-6 整體鑄造機架4.7 傳動件偏心軸是破碎機的主軸，受有巨大的彎曲力，采用 45 號鋼調質處理，偏心軸一端裝帶輪，另一端裝飛輪。4.9 飛輪飛輪用以存儲動顎空形程時的能量，再用于工作行程，使機械的工作負荷趨于均勻。帶輪也起著飛輪的作用。4.10 潤滑裝置偏心軸軸承通常采用集中循環(huán)潤滑。心軸和推力板的支承面一般采用潤滑脂通過手動油槍給油。動顎的擺角很小，使心軸與軸瓦之間潤滑困難，在其底部開若干軸向油溝，中間開一環(huán)向油槽使之連通，再用油泵強制注入干黃油進行潤滑。南昌航空大學科技學院學士學位論文18五. 復擺腭式破碎機的主參數(shù)設計計算5.1.1 主軸轉速如圖 5-1-1 所示，b 為公稱排料口，S L為動腭下端點水平行程， L為排料層?的平均嚙角。ABB 1A1為腔內(nèi)物料的壓縮破碎棱柱體，ABB 2A2為排料棱柱體。破碎機的主軸轉速是 n 根據(jù)在一個運動循環(huán)的排料時間內(nèi)，壓縮破碎棱柱體的上層面（AA 1）按自由落體下落至破碎腔外的高度 h 計算確定的。而該排料層高度 h 與下端點水平行程 SL及排料層嚙角 L有關。即排?料層上層面 AA1降至下層面(BB 1)，正好把排料層的物料全部排出所需的時間來計算主軸的轉速。對于排料時間有不同的意見：一種認為排料時間t 應考慮破碎機構的急回特性，即排料時間與機構的行程速比系數(shù)有關。這一觀點未注意到動腭下端點排料起始點與終止點并不一定與機構的兩極限位置相對應。另一種認為排料時間 t 應按 t=15/n計算，即排料時間對應于主軸的四分之一轉，這種假定與實際情況相差甚大。根據(jù)筆者對破碎過程的實測分析，得到排料過程對應的曲柄轉角不小于 180o 的結論,認為排料時間按主軸半轉計算比較符合實際情況。排料時間 t 為 圖 5-1-1 排料口處排料示意圖t =30/n （2-1a）排料層完全排出下落的高度 h 為 h =SL/tan L (2-1b)?由 (2-1c)21gt?令 g = 9800mm/s2 (2-1d）南昌航空大學科技學院學士學位論文19將式（2-1a） 、 （2-1b） 、 （2-1d）代入（2-1c） ，得 n =2100q (2-1）LS?tan式中 n --- 主軸轉速（r/min)；SL --- 動腭下端點水平行程（mm） ；L --- 排料層平均嚙角（o） ；?q --- 系數(shù)，考慮在功耗允許的情況下轉速的增減系數(shù)。取 q = 0.95～1.05。高硬度礦石取小值。破碎機尺寸設計中，動腭下端點水平行程 SL 是一個很重要的參數(shù)。在動腭其他各點水平行程保證腔內(nèi)物料充分破碎的情況下，正確選擇 SL、 L 值是發(fā)揮機器生?產(chǎn)能力的關鍵。但 SL、 L及 n 三者之間應有最佳的匹配，當轉速 n 不與已知的 SL、?L相匹配，或者設計的 SL、 L不與實有轉速 n 相匹配時，都會降低機器的生產(chǎn)能?力或增大功耗。盡管式（2-1）已經(jīng)給出了 n、 SL、 L三參數(shù)間的匹配關系，但并不是說機器任何一組機構尺寸所得到的下端點水平行程 SL和給定的 L按式（2-1）計?算主軸轉速 n 后，都能得到最佳的 n、 SL、 L三參數(shù)匹配方案。根據(jù)已知題目給定?的生產(chǎn)能力 Q，對該機型三參數(shù)匹配優(yōu)化，得出查《腭式破碎機》表 6-3 得 S L=29.44mm; L=14°; 取 q=1 代入式（2-1）得：n=193.3 r/min5.1.2 生產(chǎn)能力破碎機的生產(chǎn)能力是指機器每小時所處理的物料的立方米數(shù)。由于生產(chǎn)能力不但與排料口尺寸有關，而且與待破物料的強度、韌性、物料性能以及進料的幾何尺寸和塊度分布有關，因此為同意衡量機器生產(chǎn)能力的高低，標準中的生產(chǎn)能力，是指機器在開邊制公稱排料口下，每小時所處理的抗壓強度為 250MPa、堆密度為1.6t/m3花崗巖物料立方米數(shù)，稱為公稱生產(chǎn)能力（m 3/h） 。參看圖 5-1，在公稱排料口 b 時，每一運動循環(huán)的排料行程下排出的物料棱柱體 AA1B1B 的體積與每小時轉速60n 的乘積，即可得到公稱生產(chǎn)能力 Q 的計算公式為Q=30nLSL(2b-SL) 1/tan L (2-2)??南昌航空大學科技學院學士學位論文20式中 Q ---生產(chǎn)能力（m 3/h） ；n ---主軸轉速（r/min） ；L ---破碎腔長度（m） ；b ---公稱排料口尺寸（m） ；SL---動腭下端點水平行程（m） ；1---壓縮破碎棱柱體的填充度，中小型機在公稱排料口下一般取 1 ? ?=0.65～0.75。SL=29.44mm; L=14°; L=900mm； 1=0.68； ??查附表Ⅰ得 b=100mm； 代入式（2-2）中，得：Q=71.44 m3/h5.1.3 鉗角設計計算 動顎與定顎間的夾角稱為鉗角。鉗角由物料性質、塊粒大小、形狀等因素決定。如果鉗角太大，進料口物料就不能被顎板夾住，而被推出機外，從而降低生產(chǎn)率，如果鉗角太小，則雖能增大生產(chǎn)率，但破碎比減小。圖 5-1-3 表示從力學角度推算鉗角的計算圖式。當物料能被夾持在破碎腔內(nèi)，不被推出機外時，這些力應相互平衡，即在 x、y 方向的分力之和應該分別等于零。圖 5-1-3 鉗角計算圖式于是求得21tanf???因 f= ,故?tan= ?2t南昌航空大學科技學院學士學位論文21式中 ---鉗角?---物料與顎板間摩擦角?f---物料與顎間摩擦角系數(shù)。為了保證破碎機工作時物料塊不致被推出機外，必須令??2即鉗角應小于物料與顎板間摩擦角的 0.5。設鋼和礦石的摩擦系數(shù)為 0.3，則最大鉗角的理論值為 ′。但實際采243?用的鉗角比理論值小的多，這是由于大塊料被楔住兩塊小料之間時，仍有被擠出的危險。所以選為 。?205.1.4 偏心距 e 的計算破碎機的行程是指動腭下端的擺幅。它與偏心軸的偏心距、腭板斜角有關，查《非標準機械設備設計手冊》一般是S=2.2e式中 S——動腭行程e——偏心距復擺腭式破碎機的下端擺幅為下端水平行程，所以 S=29.44mm；得：e=13.38mm5.2 破碎力5.2.1 破碎力的計算以立方體和球體兩種典型物料形狀為依據(jù)，并考慮大尺寸進料塊粒是逐漸階段破碎成成品而卸出，求出總的破碎力，破碎力大小取決于顎板凸齒作用點施加的（物料應力）和物料抗拉強度。實際破碎作業(yè)時，成品多為立方體，故破碎力計算多以立方體物料為依據(jù)，還可保證機械工作的可靠性（因人料尺寸相同時，立方體破碎力交球體大） 。下面以立方體物料分析。(1) 第一階段破碎，圖 5-2-1 表示作用在立方上的力南昌航空大學科技學院學士學位論文22圖 5-2-1 作用在立方體上的力立方體由于齒棱作用，受力面產(chǎn)生拉應力，支撐面產(chǎn)生壓應力，這些力在斷裂面上引起的應力 為《非標準機械設備設計》P580：?= （2- ）2WFZ3故得F1 = )23(2WZ??式中 F 1---第一階段使物料碎裂的破碎力（N） 。---物料的抗劈強度（約等于抗拉強度 N/cm2） ；?W---立方體物料邊長（cm）;Z---齒棱間距（cm）.(2) 第二階段破碎.物料經(jīng)過第一階段破碎以后,成為兩個半立方體,在動顎擺開時落入破碎時,并改變方向進行再破碎,第二階段的破碎力是:F2= WZ642??(3)第三階段破碎.物料進行第二階段破碎以后,成為 4 塊體進行再破碎.第三階段的破碎F3= WZ128??南昌航空大學科技學院學士學位論文23假設所破物料的抗劈強度是 =500N/cm2 。而顎板齒棱距 Z=150mm；?W=500mm,則第一階段破碎力F1 = = =807KN)23(2WZ?)501(2?此力產(chǎn)生側向分力,設棱角為 90°,則側向力為，即 571KN。21FF2= = =568KNWZ642??5012?F3= = =250KN12862邊長 500mm 立方體，至少和動顎的一個齒棱相接觸，因而此時破碎力為807KN。在特殊情況下，也可能同時與 3 個齒棱接觸，此時破碎力為 2421KN。取平均值 1614KN。經(jīng)過多次沖擊以后，新的立方體才能最后形成。原始進料的破碎力和第二階段中最后兩個沖擊的破碎力可能同時出現(xiàn)，因而總破碎力F0=1614+4×250=2614KN這兩個破碎力的作用點取決于物料粒度與相應出料口寬度?？偲扑榱σ部赡苡衅渌慕M合方式.5.2.2 最大破碎力圖 5-2-2 中的曲線是根據(jù)破碎力示波圖上較大的峰值的統(tǒng)計結果繪制的。實驗中把較大峰值的統(tǒng)計值稱為滿載破碎力，是南昌航空大學科技學院學士學位論文24破碎過程中出現(xiàn)次數(shù)最多的破碎力。把滿載破碎時破碎力的 最大峰值稱為最大破碎力。其計算公式見顎式破碎機教材 61 頁。 kLbBFB??tan)(034.max??式中 --- 最大破碎力（N） ； 圖 5-2-2--- 抗壓強度 （N/m 3） ；B?k--- 有效破碎系數(shù)，當 =20°時，取 =0.38～0.42。k破碎腔尺寸 B、b、L 的單位是 cm。由已知得 B=90cm； b=15cm； L=120cm； 20°； k=0.4??取 =14700N/m3B?得； = kLbBFB??tan)(04.max?? 4.020tan179)6(034. ????=2472KN5.3 功率的計算見顎式破碎機教材 P64 頁有公式：P= ??4max106cos?nSkFe式中 P---計算功率放大器（KW） ；---最大破碎力（KN） ；max---動顎諸點水平行程平均值（mm） ；Sn---主軸轉速（r/min）---破碎腔平均齒角（°） ；?---機械總效率，由《腭式破碎機》表 2-4 和理論計算可知，?=0.81～0.85。---等效破碎系數(shù)，根據(jù)《腭式破碎機》表 2-4 實測數(shù)據(jù)，對于中小型機，ek南昌航空大學科技學院學士學位論文25=0.27～0.37，對于中大型機，建議取有 =0.21～0.28。ek ek已知有 =2472KN； 取 =0.27； n=193.3r/min;maxFek=20°； =29.44mm； ?mS83.0??所以得 P= =?4ax106cos?nkFme 81.062cos5427.2??=71.44 KW 所以選功率為 75KW。查手冊，選 JS115-6 鼠籠型轉子異步電動機，實際轉速975r/min, 功率為 75KW.JS 表示鼠籠型轉子異步電動機，11 號機座，鐵芯長度為 5號，6 極。 5.4 主要零件受力計算如圖 5-4-1圖 5-4-1 復擺腭式破碎機計算圖式（1）推力板nhPFK125?式中 --- 推力板受力（KN） ；KP--- 所選電動機功率（KW） ；南昌航空大學科技學院學士學位論文26n--- 偏心軸轉速 ；(min)rh--- 動顎行程平均值（m） 。= =1647.4KNnhPFK125?029.3175?(2 ) 動腭選定偏心軸偏心距 e 后，動顎和定顎的顎板長度可按經(jīng)驗式選取兩種長度可以不等，但為制造方便考慮，再根據(jù)破碎腔高和嚙角計算取 L=2170mm。KN2.493.0??kzF六.各主要零件的設計6.1 帶輪的設計1.確定計算功率 caP根據(jù)功率 是根據(jù)傳遞的功率 P，并考慮到載荷性質和每天運轉時間長短等因素的影響而確定的。即=caKA式中： ——計算功率，單位為 KW；cPP——傳遞的功率（例如電動機的額定功率） ，單位為 KW；——工作情況系數(shù)，見表 8-6A由《機械設計師手冊、中冊》P272 表 9.2-13 查得工作情況系數(shù) ，故3.1?AK=97KW753.1??PKcaA2. 選取窄 V 帶帶型根據(jù) 、 由 P272 圖 9.2-1 確定選用 SPC 型。ca1n3.確定帶輪基準直徑由表 9.2-37 和表 9.2-38 取主動輪基準直徑 =236mm 。1d從動輪基準直徑 2d南昌航空大學科技學院學士學位論文27=i = =1189.44mm 2d123605.?根據(jù)表 9.2-37，取 =1250mm。按要求驗算帶的速度m/s120°主動輪上的包角合適。南昌航空大學科技學院學士學位論文285.計算窄 V 帶的根數(shù) zz= LcaKp?)(0??由《機械設計師手冊、中冊》 r/min、 =236mm、975?n1d=1250mm,2d查表得=12.76KW =2.47KW0P0P?=1.04 =0.92 LK?K則有= 6.6 04.193)2.186(7???z取 z=76.計算預緊力 0F有： = 2)15.(qvKvzPca???查表 8-4 得 q=0.20kg/m，故=0F204.137.)92.05(74.125????=1041.93N7.計算作用在軸上的壓軸力 PF= =14044.4N P?2sin10?z 26.148sin07??8.帶輪的結構設計。選用原則見（機械設計.濮良貴、紀名剛.主編）8-4 節(jié)，材料采用 HT200。=236mm≤300mm 所以采用腹板式；1d采用孔板式。具體結構尺寸見零件圖。26.2 曲軸(偏心軸)的設計計算南昌航空大學科技學院學士學位論文29取傳動裝置的總效率 =0.96，電動機功率 P1 =75KW,n1=1000r/min(最高轉速)，?主軸的功率 P=P1 =75 0.96=72KW,主軸轉速 n=193.3r/min;?轉矩得T=9550 =687.6N.mnp1.曲軸主要尺寸的確定在設計曲軸時，先根據(jù)經(jīng)驗公式?jīng)Q定曲軸的有關尺寸，然后根據(jù)理論公式進行精確核驗。其圖形見圖 6-1。圖 6-1（參考圖）經(jīng)驗公式見>4.4 節(jié)，李永堂等主編1)支承頸直徑 0d=（4.5～5） （mm）gF其中 --- 標稱壓力(KN)。g所以有=（4.5～5） =（4.5～5） =100～1110dg?2.49取 =105mm 。2)曲柄頸直徑 A=(1.1～1.4) Ad0d=(1.1～1.4) 105=115.5～147?取 =120mm。南昌航空大學科技學院學士學位論文303)支承徑長度根據(jù)破碎腔的長度和經(jīng)驗公式取 mm。2860?l4)曲柄兩臂外側面間的長度 ql=(2.5～3.0) = (2.5～3.0) 105=262.5～315mmql0d?=280mm。5)曲柄頸長度 al=(1.3～1.7) = (1.3～1.7) 105=136.5～178.5mmal0d取 =160mm。6)圓角半徑 rr=(0.08～0.10) = (0.08～0.10) 105=8～10.50d?取 。8m?7)曲柄臂的寬度 a=(1.3～1.8) = (1.3～1.8) 105=136.5～ 189mm0d取 =160mm。軸的具體尺寸見偏心軸圖紙。2.曲軸的強度校核對載荷做以下簡化（圖 6-2）：（1）帶輪對曲軸的作用力比連桿（動腭）對它的作用力小的多，可忽略不計。（2）連桿（動腭）對曲軸的作用力近似看成等于標稱壓力 。 gFdalad0rC BBClq圖 6-2在曲軸頸上，除受彎矩作用外，尚受到扭矩的作用，應按彎扭合成作用計算，但由于彎矩比扭矩大的多，故忽略扭矩的應力。這樣，危險截面 C-C 的最大應力 為（>4.4 節(jié)，李永?南昌航空大學科技學院學士學位論文31堂等主編）： 31.0)8(4AgaqdFrl????其中 ---標稱壓力；gF---曲柄頸長度；al---曲柄徑直徑；Ad---圓角半徑。r所以得： 33max 17.0102.49)87860(41????????=50.3 >4.4 節(jié)，李永堂等主編）：簡化式為:= ｛?EFg2?????????????33332 24121 brrJrbrJ｝??????????????234lra式中 ——標稱壓力；gFE---彈性模量,鋼曲軸 E=2.1× (N/ );102m——曲柄頸長度；alb---曲柄臂厚度；r——圓角半徑；h---曲柄臂厚度；a---曲柄臂寬度；c---曲柄臂形心至曲柄頸心形心的距離。、 、 ---支承頸、曲柄臂、曲柄臂的慣性矩， 1J23南昌航空大學科技學院學士學位論文33= ， = , = = ；1J64d0?3J64Ad2J2'CF?231ahc、 ——支承頸、曲柄頸的直徑；0Aa、b、c、h 的尺寸圖見圖 6-3。圖 6-3（參考圖）160am?b2.5cm?1h其余尺寸同上。所以算得： 4.???6.3 滾動軸承的設計計算 6.3.1 軸承的選擇在軸上共有 2 對軸承，動腭上部兩端為雙列球面滾子軸承支承在偏心軸上：偏心軸外側軸頸裝有支座主軸承，選深溝球軸承。以雙列球面滾子軸承為例，材料選用為了 ZcuPb30,結構參見《 機械設計手冊、單行本、軸承、成大先主編》選為23121，為雙列調心磙子軸承。6.3.2 軸承的驗算1.已知 d=105mm 的調心磙子軸承，軸承受徑向載荷 =494.22KN，轉速rFn=38r/min,要求壽命 =500h。hL根據(jù)《機械設計師手冊》P6-200（6-2-1） PfCTndmh?南昌航空大學科技學院學士學位論文34C——基本額定動載荷計算值，N;P——當量動載荷，按式（6-2-2）計算，N——壽命因數(shù)，按表 6-2-8 選??；hf——速度因數(shù)，按表 6-2-9 選??；n——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時 =1.5，力矩載荷較大是 =2；mf mf mf——沖擊載荷因數(shù)，按表 6-2-10；d——溫度因數(shù)，按表 6-2-11 選??；Tf查表 6-2-8 至 6-2-11 得： =1； =0.961； =2； =2； =1.0hfnfmfdfTf= =1664KNPfCTndmh?40961.2?KN<480KN 所以該軸承符合0?S七． 用 solidworks對一個主要零件進行有限元分析7.1 Solidwork 軟件介紹在實際的工業(yè)生產(chǎn)中，許多產(chǎn)品的外觀和一些零件的形狀是不規(guī)則的，要完成這些不規(guī)則的零件的設計，單靠簡單的造型特征是難以完成的，還必須依靠一些構造特殊特征的功能。對于廣大的設計師來說，設計軟件只能提供構建復雜曲面和不規(guī)則實體特征的功能是不夠的，還要求能夠方便快速地使用這些功能。Solidworks就是這樣一個功能強大又方便好用的 3D 設計軟件。7.2 Comosworks 功能和特點COSMOSWorks 使用 SRAC 公司開發(fā)的當今世上最快的有限元分析算法——快速有限元算法（FFE） ，完全集成在 Windows 環(huán)境并與 Solidworks 軟件無縫集成。從最近的測試表明，快速有限元算法（FFE）提升了傳統(tǒng)算法 50-100 倍的解題速度，并降低磁盤存儲空間，只需原來的 5%就夠了；更重要的是，它在微機上就可以解決復雜的分析問題，節(jié)省使用者在硬件上的投資。SRAC 公司的快速有限元算法（FFE）比較突出的原因如下：（1）快速有限元算法參考以往的有限元求解算法的經(jīng)驗，以 C++語言重新編寫程序，南昌航空大學科技學院學士學位論文35程序代碼中盡量減少循環(huán)語句，并引如當今世界范圍內(nèi)軟件程序設計信技術的精華。因此極大提高了求解器的速度。（2）快速有限元算法使用新的技術開發(fā)、管理其資料庫，使程序在讀、寫、打開、保存資料及文件時，能夠大幅提升速度。（3）快速有限元算法按獨家數(shù)值分析經(jīng)驗，搜索所有可能的預設條件組合來解題，所以在 求解時快速而能收斂。COSMOSWorks:為設計工程師在 SolidWorks 的環(huán)境下，提供比較完整的分析手段。憑借先進的快速有限元技術（FFE） ，工程師能非常迅速地實現(xiàn)對大規(guī)模的復雜設計的分析和驗證，并且獲得修正和優(yōu)化設計所需的必要信息。7.3 對一個主要零件的有限元分析對偏心軸進行有限元分析7.3.1 建模1.新建文件，啟動 Solidworks2007,選擇菜單命令“文件”→“新建”或點擊工具 ，在打開的“新建 Solidwork 文件”對話框中，選擇“零件”按鈕，單擊【確定】按鈕。2.創(chuàng)建軸基礎造型，在 FeatureManager 設計樹中選擇“前視”基準面，點擊“草圖繪制”按鈕 ，以原點為圓心繪制一個圓，使用智能尺寸 為草圖標注尺寸，直徑為 170mm；選擇拉伸/凸臺按鈕，拉伸該圓，拉伸深度為 200mm。如圖 7-1圖 7-1在拉伸后的端面上繪制一個直徑為 150mm 的圓，選擇草圖幾何關系，選擇與上一步繪制的圓同心；拉伸該圓，拉伸深度為 150mm。如圖 7-2南昌航空大學科技學院學士學位論文36圖 7-2在拉伸后的端面上繪制一個直徑為 120mm 的圓，選擇智能尺寸，圓心與上一步繪制的圓的圓心距離為 13.38mm；拉伸該圓，拉伸深度為 80mm。如圖 7-3圖 7-3拉伸后的端面上繪制一個直徑為 105mm 的圓，選擇草圖幾何關系，選擇與上一步繪制的圓同心；拉伸該圓，拉伸深度為 70mm。如圖 7-4南昌航空大學科技學院學士學位論文37圖 7-4拉伸后的端面上繪制一個直徑為 95mm 的圓，選擇草圖幾何關系，選擇與上一步繪制的圓同心；拉伸該圓，拉伸深度為 216mm。如圖 7-5圖 7-5拉伸后的端面上繪制一個直徑為 88mm 的圓，選擇草圖幾何關系，選擇與上一步繪制的圓同心；拉伸該圓，拉伸深度為 184mm。如圖 7-6圖 7-6鏡像上幾步繪制的凸臺，以第一個繪制的圓為對稱面進行鏡像如圖 7-7圖 7-77.3.2 分析類型和選項南昌航空大學科技學院學士學位論文381.單擊工具欄中的 Cosmosworks,進入有限元分析界面，單擊研究按鈕，或選擇命令“COSMOSWorks” →“研究” 。2.在彈出的“研究”對話框中，定義“研究名稱” 、 “分析類型”和“網(wǎng)格類型”。3.對定義好“研究名稱” 、 “分析類型”和“網(wǎng)格類型”的研究專題，單擊“屬性”按鈕，在彈出的對應屬性對話框中進一步定義它的屬性， 。4.COSMOSWorks 的基本模塊，提供 8 種分析類型。分別是：靜態(tài)、頻率、扭曲、熱力、優(yōu)化、非線性、掉落測試、疲勞等。本次選靜態(tài)分析模塊5.劃分網(wǎng)格時有限元分析中非常重要的一步，COSMOSWorks 提供了 3 種網(wǎng)格類型。分別是：實體網(wǎng)格、使用中性面的外殼網(wǎng)格、使用曲面的外殼網(wǎng)格。本次選用實體網(wǎng)格。6.定義研究專題后，單擊確定。如圖 7-8 圖 7-87.3.3 定義材料屬性在進行一個研究專題前，必須要定義好指定的分析類型所對應需要的材料屬性。1. 在 COSMOSWorks 的管理設計樹中選擇要定義材料屬性的研究專題，并選擇要定義材料屬性的零件或裝配體。2. 選擇命令“COSMOSWorks” →“應用材料到所有” ，或右擊要定義材料屬性的零件，在彈出的快捷菜單中選擇命令“應用材料到所有” ，或者單擊 COSMOSWorks主菜單工具欄中的應用材料到所有按鈕。3. 3 彈出的“材料”對話框中選擇一種定義材料屬性：如圖 7-9南昌航空大學科技學院學士學位論文39圖 7-9選擇普通碳鋼材料。單擊確定。7.3.4 載荷和約束1.選擇一個面，作為要加載或約束的幾何元素。如果需要可以按住 Ctrl 鍵選擇更多的定點、邊線或面。如圖 7-10圖 7-102.加載荷，選擇載荷與約束按鈕，單擊力 1，選擇應用扭矩，扭矩為 3557N.m,如圖7-11南昌航空大學科技學院學士學位論文40圖 7-11選擇載荷與約束按鈕，單擊力 2,選擇應用扭矩，扭矩為 3306N.m，如圖 7-12圖 7-12選擇載荷與約束按鈕，單擊力 3，選擇應用扭矩，扭矩為 3055N.m，如圖 7-13南昌航空大學科技學院學士學位論文41圖 7-13選擇載荷與約束按鈕，單擊離心力，方向為基準軸角速度為 628rad/s,單擊確定，如圖 7-15圖 7-157.3.5 網(wǎng)格的劃分右擊網(wǎng)格，生成網(wǎng)格，選擇實體網(wǎng)格，如圖 7-16南昌航空大學科技學院學士學位論文42圖 7-16 網(wǎng)格7.3.6 運行分析單擊運行，結果如圖 7-171.應力圖 7-17a圖 7-17a2.位移圖 7-17b南昌航空大學科技學院學士學位論文43圖 7-17b3.應變圖 7-17c圖 7-17c分析完成八. 腭式破碎機的安裝與運轉8.1 破碎機的安裝腭式破碎機一般是安裝在混泥土地基上。地基要與廠房的地基隔開，一避免破碎機的振動傳給廠房。地基的深度不應該小于安裝地點的凍結深度，地基的面積應該按照安裝地基的土壤允許的壓應力來決定。地基的重量應該是機器重量的 3 至 5倍。一般是用 140-150 號水泥來澆注地基。設計地基時，應該考慮產(chǎn)品運輸帶、更換肘板和修理調整裝置等所占用的空間，同時也要留出安裝埋頭地基螺栓所用的通入口。破碎產(chǎn)品要經(jīng)過與破碎機縱向軸線方向一致的地基排料槽排出，排料槽的斜度不應該小于 50 度。低級 2 的周圍要有足夠的空間，以便維護、修理 破碎機和放置工具。南昌航空大學科技學院學士學位論文4