毕业论文：中型复摆颚式破碎机设计
中型复摆颚式破碎机设计 摘 要：随着现代化的发展，各工业部门对破碎石的需求进一步增长，研究复摆鄂式破碎机具有很重要的意义。本文主要是针对中型复摆颚式破碎机的设计。通过了解其在国内外发展的现状，比较多种破碎机的各种参数，性能，工作能力以及耗能情况，设计出性能比较优良的颚式破碎机。
文章首先介绍了颚式破碎机的国内外发展现状以及课题研究的主要内容和意义。其次针对复摆颚式破碎机的结构分析了其工作原理及工作特点，简单的阐述了复摆型颚式破碎机的组成。再次，对破碎机进行了机构设计、以及主要参数和主要零部件尺寸的确定，并对主要零部件的强度进行了校核。最后，针对破碎机齿板的磨损和出口扬尘问题进行了一定的分析和研究。在一定程度上为颚式破碎机的深入研究提供了理论基础。
关键词：复摆颚式破碎机；
机构设计；
主要零件；
强度校核 Design of medium size compound pendulum jaw crusher Abstract: With the development of modernization, the demand for the broken stone is increasing in every industrial department, it is meaningful to study the compound pendulum jaw crusher. This article mainly designs medium size compound pendulum jaw crusher. It designs the jaw crusher of finer performance through learning the current develop situation of crushers internal and abroad, comparing their parameters, performance, working ability and energy consuming. The article introduces the current develop situation internal and abroad, main content and meaning of the research firstly. Then it analyses their operation principle and working characteristic according to the structure of the compound pendulum jaw crusher, and simply explains their composition. Moreover, it designs the structure, determines the main parameters and components' dimension of the crusher, and checks the intensity of the main components as well. Finally, it dose some analysis and research on wearing of the tooth board as well as the dust emission. These offer theoretical principle for further research of jaw crushers. Keyword: compound pendulum jaw crusher; structure design; main components; intensity check 目 录 1 绪论 1 1.1颚式破碎机的现状及发展 2 1.2 课题研究的主要内容和意义 5 2复摆颚式破碎机的概况 6 2.1复摆颚式破碎机的结构和工作原理 6 2.2复摆颚式破碎机的特点 8 2.3 复摆颚式破碎机的主要部件 10 2.3.1 机架 10 2.3.2 颚板和侧护板 10 2.3.3 传动件 10 2.3.4 调节装置 10 2.3.5 飞轮 11 2.3.6润滑装置 11 3复摆颚式破碎机的设计 12 3.1 主要参数确定 12 3.1.1 原始数据 12 3.1.2 给料口尺寸 12 3.1.3 钳角 12 3.1.4 动颚行程 13 3.1.5 传动角 13 3.1.6 偏心距 14 3.1.7 主轴转速 14 3.1.8 生产率 14 3.1.9 最大破碎力 15 3.1.10功率 15 3.2 电动机的选择 16 3.2.1 选择电动机的类型和结构类型 16 3.2.2 选择电动机的容量 16 3.2.3 电动机的转速 16 3.2.4 确定电动机的型号 16 3.3 带传动的设计 16 3.3.1 确定计算功率 16 3.3.2 选择V带带型 17 3.3.3 确定带轮基准直径 17 3.3.4 确定V带的基准长度和传动中心距 17 3.3.5 验算小带轮上包角 18 3.3.6 计算V带根数 18 3.3.7 计算预紧力 18 3.3.8 计算作用在轴上的压轴力 19 3.3.9 设计带轮的结构 19 3.4 机构尺寸确定 19 4 主要零件设计与校核 21 4.1 动颚 21 4.1.1 动颚的结构设计 21 4.1.2 动颚的校核 22 4.2 肘板 24 4.2.1 肘板的结构设计 24 4.2.2 肘板的受力分析 25 4.2.3 肘板强度计算 25 4.3 偏心轴 26 4.3.1 偏心轴的结构设计 26 4.3.2 偏心轴的校核 26 4.4 轴承 28 4.4.1 轴承的选择 28 4.4.2 受力分析 28 4.4.3 轴承寿命计算 28 4.5 键 29 4.5.1 键的选择 29 4.5.2 键的校核 29 5 磨损 31 5.1 复摆颚式破碎机齿板磨损的分析 31 5.2 颚板磨损机制 33 6 破碎机出口扬尘的解决 35 结论 36 参考文献 37 致谢 38 1 绪论 在基本建设工程中，需要大量的，各种不同粒径的砂、石作为生产之用。在没有合格的天然砂子和一台颚式破碎机问世以来，至今已有140余年的历史。在此过程中，其结构得到不断的完善，而颚式破碎机的结构简单，安全可靠，石料可供破碎机械来进行加工，来满足工程的需要。所以在生产中广泛的应用。而工程上应用最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。
破碎机是将开采所得的天然的石料按一定尺寸进行破碎加工的机械。颚式破碎机是有美国人E. W. Blake发明的。自第一台破碎机的出现，生产效率快，又满足安全条件，又能适应生产，大大加快了生产。
复摆颚式破碎机结构简单、制造容易、工作可靠、使用维修方便等优点，所以在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业使用非常广泛。80年代以来，我国对复摆颚式的研究和产品开发取得了较大的发展。在充分吸收国外产品特点的基础上，结合国情研制开发了许多新型、高效的设备。上海建设路桥机械设备有限公司率先对复摆颚式破碎机进行了重大的改进，即通过降低动颚的悬挂高度，改善动颚的运动轨迹，减小破碎腔的啮角，增大破碎比，增大了动颚的水平行程，提高生产能力等，大大改善了机器性能，完成了产品的更新换代。
复摆颚式破碎机主要是由两块颚板（活动颚板和固定颚板）组成。活动颚板对固定颚板周期性的往复运动，时而靠近，时而分开，由此使装在二鄂板间的石块受到挤压、劈裂和弯曲作用而破碎。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%）。复摆颚式破碎机适合破碎中硬度石料。在工程中，多用做中、细碎设备，起破碎比较大，可达。随着机械工业的进步，近年来，复摆颚式破碎机正朝着大型化发展。所以，一个合理的传动装置可以使复摆颚式破碎机运行的更加顺利，合理有效。动颚的优化可使磨损大大的降低，冲击、噪声、振动都相应的减少，也减少工作人员的劳动强度，提高生产的质量，降低制造成本和缩短生产周期。
但是，复摆颚式破碎机也有它的缺点，具体如下：
JB / ZQ 1032一87《齿板铸造技术条件》规定齿板寿命只有60h，按10h工作制，每付齿板只能用6天，不到一星期就需更换一次齿板。不仅给维修带来很大的不便，而且增加了破碎物料的成本。
破碎机出口扬尘非常严重，从破碎机出来的块状和粉末状物料直冲矿石输送皮带，部分物料飞溅或滚淌到地面上，地面堆积厚厚一层物料，部分粉状物料飞扬在空中，给生产带来了很大的不便。较多的粉尘而直接影响安全生产和员工的健康，因此要采用相应的防尘设施是破碎机一个重大而不可忽略的问题。
现代的设计应以人为本，面对服务对象，面向市场、面对循环经济、面对矿产资源利用的大趋势，面对环保、搞全性能、全生命的设计。所以要做好复摆颚式破碎机的设计,让它更好的为生产服务,提高生产效率。
1.1颚式破碎机的现状及发展 颚式破碎机现状：
颚式破碎机是由美国人布雷克发明的。自第一台颚式破碎机问世以来，至今已有 140余年的历史。在此过程中，其结构得到不断地完善。由于颚式破碎机结构简单、制造容易、工作可靠、使用维修方便等优点，所以在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业使用非常广泛。为了改善颚式破碎机性能和提高工作效率，国内外曾研制过各种异型颚式破碎机。早年，德国和前苏联都曾研制过液压驱动的颚式破碎机。其特点是提高动颚摆动次数借以增加产量，同时能实现液压调整排料口、液压过载保护以及能负荷启动。原西德制造过冲击式颚式破碎机，而原苏联也制造了振动颚式破碎机（也叫惯性颚式破碎机）。它们都靠动颚振动冲击破碎物料，借以提高破碎机性能。前者国内曾经试制过，由于某些原因没能继续研制。原东德曾制造过一种简摆双腔颚式破碎机，美国生产过复摆双腔颚式破碎机。国内北京某设计院以及湖南某大学都曾与工厂合作研制了双腔颚式破碎机。其特点是使间歇工作变成连续工作，借以提高破碎机工作效率[ 2 ]。
安徽某设计院曾发明一种双腔双动颚复摆颚式破碎机。它除了提高工作效率，同时又能降低破碎机负荷，使机重减轻很多。
原苏联早年曾制造一种双动颚颚式破碎机。国内辽宁某学院与矿山合作开发了双动颚颚式破碎机。这种破碎机就是将原来两个破碎机去掉前墙对置后而成。为了两动颚同步运转，在偏心轴一端增设一对开式齿轮。由于它的结构太复杂，近年又研制一种单轴倒悬挂的双动颚破碎机。国内上海某学院曾研制过此种颚式破碎机。这两种破碎机的特点，其动颚同步运转，使破碎机强制排料。这样，靠提高转数增加破碎机产量同时由于物料与动颚没有相对运动，减少衬板磨损延长使用寿命。近来又研制了单动颚倒悬挂颚式破碎机。
早年，美国、英国、德国相继生产了简摆颚式破碎机。该机特点是，动颚悬挂高度很高并且前倾。连杆下行为工作行程、主轴承为半圆滑动颚轴承。山东招远黄金机械厂曾引进了这种破碎机，并在此基础上研制了颚式破碎机。
国外制造过一种肘板向上放置的颚式破碎机。国内有几家设计院和制造厂生产了这种破碎机。它的特点是靠增大传动角改善动颚运动特性，提高破碎机性能。在国内该机有叫负支承、上斜式、上推式和上置式破碎机。
美国鹰破碎机公司制造一种倾斜式颚式破碎机。其传动角大约70度以上。它的最大特点是低矮，最适于井下或移动式破碎机上工作。北京矿冶研究总院与某厂合作生产了几个规格的这种破碎机，其中最大为9001200 颚式破碎机。
国内山西某煤矿引进德国 WB8 /26 颚式破碎机。该机置于皮带机上方，借助曲柄连杆机构驱动动颚压碎煤块。实践证明使用效果较好。
以上各项异型破碎机的研制都取得了一定的效果并对国内破碎机行业的发展起到了一定的推动和促进作用。但是，都没能得到大面积推广使用。国内绝大多数制造厂生产的和现场使用的都还是传统复摆颚式破碎机。就近两年国外机械设备展览会上展出的颚式破碎机来看，也都是传统颚式破碎机，没有异型颚式破碎机出现。
国内各厂家所制造的颚式破碎机技术水平相差很悬殊，有少数厂家的产品基本接近世界先进水平，而大多数厂家的产品与世界先进水平相比差距较大。
综上所述，改善国内颚式破碎机落后的状况，全面提高颚式破碎机技术水平，赶上世界先进水平，创造世界品牌的颚式破碎机是当务之急。
保证颚式破碎机最佳性能的根本因素是动颚有最佳的运动特性。这个特性又是借助机构优化设计所得到的。因此，颚式破碎机机构优化设计是保证破碎机有最佳性能的根本方法。
国内颚式破碎机的机重普遍高于国外同规格的破碎机。减轻机重也是一个重要课题。颚式破碎机机架占整机重量很大比例（铸造机架占 50%、焊接机架占 30%）。国外颚式破碎机都是焊接机架，甚至动颚也采用焊接结构。国内前几年掀起一股用铸造机架代替焊接机架的势头，这无疑是一种倒退行为。此外，铸钢是一种高能耗的工艺过程，从节约能源的角度也应大力发展焊接机架。颚式破碎机采用焊接机架是发展方向。机架结构设计不合理也是使机重增加的重要原因。机架结构设计首先应以受力为依据，在满足强度、刚度的条件下，力求减轻重量。机架前壁载荷主要是由横向筋板所承受。一般情况下，破碎机都不需要加纵向筋板 1、2，如图 1-1所示。该机侧壁加强筋布置不合理，数量又太多，致使它的机重达)7.5t（同规格破碎机机重为5.5t）。当然，该机过重不完全是由这两个因素所造成。侧壁筋板位置和方向也应根据受力情况而定。图 1-2所示为英国某公司生产的大传动角（负支承）颚式破碎机机架简图。该机架侧壁布置有 1、2、 3三根筋板，筋板 1设置在主轴承侧面，筋板 3设置在主轴承后下方，这两块筋之间用筋板2连接起来构成一个“A”形框架。图1-3所示为该机受力分析。
图1-1 某破碎机焊接机架 图1-2 大传动破碎机机架 图1-3 大传动破碎机示力图 图中轴承所受最大力: 作用方向为 HA，正是图1-2侧壁加强筋1的方向。从而说明图1-2中侧壁筋板布置完全符合受力的要求。
动颚也是破碎机重量较大的零件，而且结构复杂颚结构设计也应以动颚受力为依据，在满足强度、刚要求的条件下，尽量减轻重量。根据动颚受力分析可，最大破碎力作用在动颚轴承偏上处，由此往上（头部）受力越来越小。原250400,400600颚式破碎机者目前尚有多家生产动颚结构刚好与其受力要求反，即轴承附近处截面小，越向头部截面越大，而且差太悬殊。结果导致动颚强度低而重量又很大。这两种破碎机都是在轴承偏上处被折断而损坏的。
动颚的加强筋布置方式，也应按上述受力要求设计。已有的颚式破碎机加强筋横向厚度从上到下厚度一样。为符合受力条件，又满足重量轻的要求，可采用变厚度加强筋。即靠上部（头部）的加强筋厚度应小，越往下厚度越大。就是说，改原来矩形加强筋为梯形加强筋，这样会减轻动颚重量又保证有足够的强度。动颚两轴承之间部位的壁厚可适度减薄，借以减轻重量。
此外，应加强机架、动颚有限元的研究，进行机架、动颚有限元优化设计，达到机架、动颚重量轻又有高度的可靠性。其它，还有破碎腔、破碎机动力平衡等等都可以借助计算机进行优化设计。总之，应采用现代的设计方法代替原有的常规设计方法。
再者，由于焊接、铸造、热处理工艺等因素也都会对破碎机产生影响。所以，我们应提高设计制造工艺等综合水平以及采用液压调整排料口和液压保险，逐步使国产颚式破碎机达到世界一流水平。
1.2 课题研究的主要内容和意义 本文介绍了复摆颚式破碎机的概况，复摆颚式破碎机的工作原理及工作特点；
阐述了复摆颚式破碎机主要零部件的结构设计与尺寸确定以及它的主要参数的确定；
论文的最后还对复摆颚式破碎机主要零件进行了强度校核。
复摆鄂式破碎机具有结构简单、制造容易、工作可靠、生产效率较高、使用维修方便等优点。由于其工作性能优越及上述的优点，所以复摆颚式破碎机在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业使用非常广泛。但是，复摆鄂式破碎机也有它的缺点，如破碎机出口扬尘严重、齿板寿命短等。
所以本课题的意义在于合理设计其结构，使其优点能够更好的发挥出来从而更加适应生产发展的需要。在对其设计的同时也对扬尘和齿板的磨损问题等进行了一定的分析和研究。如设计合理的传动装置，使复摆颚式破碎机运行的更加顺利，合理有效；
优化动颚，使磨损降低，冲击、噪声、振动都相应的减少，也要减少工作人员的劳动强度，提高生产的质量，降低制造成本和缩短生产周期；
采取相应的防尘措施，保证了安全生产和工作人员的健康。
2复摆颚式破碎机的概况 2.1复摆颚式破碎机的结构和工作原理 复摆颚式破碎机主要是由两块颚板（活动颚板和固定颚板）组成。活动颚板对固定颚板周期性的往复运动，时而靠近，时而分开，由此使装在两颚板间的石块受到挤压、劈裂和弯曲作用而破碎。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%）。复摆颚式破碎机适合破碎中硬度石料。在工程中，多用他做中、细碎设备，起破碎比较大，可达。随着机械工业的进步，近年来，复摆颚式破碎机正朝着大型化发展。所以，一个合理的传动装置可以使复摆颚式破碎机运行的更加顺利，合理有效。动鄂的优化可使磨损大大的降低，冲击、噪声、振动都相应的减少，也减少工作人员的劳动强度，提高生产的质量，降低制造成本和缩短生产周期。
如图2-1所示：
1—固定颚板 2—边护板 3—活动颚板 4—肘板垫 5—推力板 6—肘板垫 7—调整座 8—弹簧 9—三角皮带 10—电动机 11—飞轮 12—电机滑轨 13—偏心轴 14—动颚 15—机架 16—皮带轮 图2-1 复摆颚式破碎机的结构 如图2-1所示为复摆式颚式破碎机。电动机10通过小带轮及V带，将运动传给皮带轮16，从而带动偏心轴13转动。动颚14上部内孔两端的双列球面滚子轴承支承在偏心轴上。偏心轴外侧轴径装有支座主轴承，主轴承外圈与机架15上的镗孔相配合，并且用螺栓固定在机架上。在偏心轴两外端部分别装有大带轮16与飞轮11，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5支撑，推力板的另一端支承在与机架15的后壁相连的楔铁调整机构7上。可在由机架侧壁上两凸台构成的滑道中滑动。当需要调整排料口尺寸时，只要调整楔铁上的螺栓，是楔铁上下移动，带动调整座在滑道中前后移动即可完成。
推力板5的两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14和调整座7上的“∏”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。
由于推力板与衬板垫间为非几何锁合，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，严重时会影响推力板从其两端衬垫中脱落。因此在动颚下端有一根拉杆通过机架上的弹簧拉杆8拉住动颚，是推力板与衬垫始终保持贴合状态。
经过上述运动，动颚形成如图2-2所示的运动轨迹，即动颚板上各点的运动轨迹(连杆曲线)。由图2-2可知,A点作圆周运动,B点受推动板的约束为绕点摆动的圆弧线,其余各点的轨迹为扁圆形，从上到下的扁圆形愈来愈扁平。
图2-2 动鄂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除。
图2-3 料块在鄂板之间的受力分析 2.2复摆颚式破碎机的特点 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鄂床表面，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（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超过2000公斤/厘米的石料时效果较好。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。
2.3 复摆颚式破碎机的主要部件 2.3.1 机架 机架是上下开口的四壁刚性框架，用作支承偏心轴并承受破碎物料的反作用，要求有足够的强度和刚度，一般用铸钢整体铸造，小型机也可用优质铸铁代替铸钢。大型机的机架需分段铸成，再用螺栓牢固连接成整体，铸造工艺复杂。自制小型颚式破碎机的机架也可用厚钢板焊接而成，但刚度较差。
2.3.2 颚板和侧护板 定颚和动颚都由颚床和颚板组成，颚板是工作部分，用螺栓和斜铁固定在颚床上。定颚的颚床就是机架前壁，动颚的颚床悬挂在轴上，要有足够的强度和刚度，以承受破碎反力，因而大多是铸钢或铸铁件。
颚板直接与物料接触，要用耐磨材料制成，一般是用高锰钢，自制或小型机也有用白口铸铁的。颚板都用埋头螺栓装在颚床上，以便拆换，颚板与颚床之间常加塑性衬板（如铅板），使颚板上个点受力均匀。
安装时，两板间齿峰与齿谷凹凸相对，使物料受到挤压，弯曲，劈裂作用易于破碎。齿峰角通常是90°～110°之间，粗碎时易用波形齿，峰角取大值。齿距大小取决于破碎粒大小，齿高与齿距之比一般取1/2～1/3之间。
侧护板是破碎腔内保护机架侧壁的衬板，本身不起破碎作用，所以表面是平滑的，一般用高锰钢铸造，也可用碳素钢或白口铸铁代替。小型机的侧护板用楔固定在机架侧壁上。
2.3.3 传动件 偏心轴式破碎机的主轴，受有巨大的弯扭力，采用高碳钢制造，偏心部分须精加工，热处理，轴承衬瓦用巴氏合金浇注。偏心轴一端装带轮，另一端装飞轮。
连杆用铸铁铸造，下部断面呈工字形、十字形或箱形。大型破碎机也采用组合式连杆，头部铸有冷却水套，以散发连杆轴承发出的热量。
推力板通常用铸铁铸成，是一矩形受压板。设计时，常在其上作若干圆孔，或在某处削弱断面，或分作两块用铆钉（螺栓）连接，当铁块等物落入时，推力板先折断（或螺栓切断），保护连杆、偏心轴等贵重传动件不致损坏，起安全装置的作用。
2.3.4 调节装置 调节装置有楔块式、垫板式和液压式等。一般采用楔块式，由前后两楔块组成，前楔块可前后移动，顶住后推板；
后楔块为调解楔，可上下移动，两楔块的斜面倒向贴合，由螺栓使后楔块上下移动而调节出料口大小。
小型颚式破碎机的出料口调节是利用增减后推力板支座与机架之间的垫片的多少来实现。
2.3.5 飞轮 颚式破碎机的飞轮用以储存动颚空行程时的能量，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。飞轮常以铸铁或铸钢制造，小型机的飞轮常制成整体式。飞轮制造、安装时要注意静平衡。
2.3.6润滑装置 偏心轴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，常在轴瓦底部开若干轴向油沟，中间开一个环向油槽使之连通，再用油泵强制注入干黄油进行润滑。
3复摆颚式破碎机的设计 3.1 主要参数确定 3.1.1 原始数据 根据我们毕业设计的要求，原始数据如下：
排料口尺寸：
最大进料粒度：
生产能力：
3.1.2 给料口尺寸 最大进料粒度尺寸已知。为保证原料最大颗粒能顺利进入破碎腔中，则给料口尺寸为：
（3-1） 式中Dmax—— 最大进料粒度尺寸为425mm 所以 国内颚式破碎机规格尺寸已标准化。因此，根据已知Dmax求得B值后，再按破碎机标准选取破碎机规格尺寸，即破碎机给料口宽度B和长度L。经查资料得标准破碎机参数B和L为500mm和750mm[1]。
3.1.3 钳角 颚式破碎机的动颚与定颚之间的夹角称为钳角。如果钳角太大，进料口进料块就不能被颚板夹住，从而降低生产率。如果钳角太小，虽能增大生产率但破碎比小。
图3-1颚式破碎机钳角计算图示 图3-1表示从力学角度推算钳角的计算图示。当物料被加持在破碎腔内，不被推出时，这些力应是相互平衡的，即在X,Y方向的分力和为零，于是得：
（3-2） 因f＝tg¢，故 Tga＝tg2¢ 式中 a——钳角 ¢——物料与颚板间的摩擦角 f——物料与颚板间的摩擦系数 为了保证破碎机工作时物料不被退出，必须令 a≦2¢ 即钳角应小于物料与颚板间的摩擦角的一半。
假设钢与矿石的摩擦系数为0.3则最大钳角的理论值为33.24。实际上采用的钳角值要比理论值小的多，选为20，这是由于大块物料被夹在两个小物料中时仍有被挤出的危险。
3.1.4 动颚行程 动颚水平行程对破碎机生产率影响较大,排料口水平行程小会降低生产率;但也不能太大,否则在排料口的物料由于过多而使破碎力急剧增加,致使机件过载损坏。因此,动颚在排料口处的水平行程为: （3-3） 式中: ——最小排料口尺寸。
所以SY范围为（15~20）mm,本设计中SY取20mm。
3.1.5 传动角 传动角大小影响着机构的传动效率。在推力板长度一定的情况下,加大传动角会提高机构的传动效率,但必须要求偏心距增大才能保证行程的要求,这就导致动颚衬板上部水平行程的偏大,物料的过粉碎引起排料口的堵塞,使功耗增加。同时,也将使定颚衬板下部加速磨损。故传动角取: 在此设计中我们选择。
3.1.6 偏心距 偏心距对生产率，功率都有影响；
在其他条件相同时，增大偏心距将使动颚行程增大，可提高生产率，但同时也会增大功率消耗。偏心距在传统设计中，可根据动颚行程画机构图来确定，而在优化设计中将它视为设计变量。
在计算中可使用如下公式 （3-4） 所以 由于由经验公式计算出来的偏心距略小，所以本设计中取。
3.1.7 主轴转速 颚式破碎机的成品，依靠物料自重降落排出，如果动颚摆动（偏心轴转速）速度太快，成品不能充分排出；
如果速度太慢，又浪费有效时间，两者都是机械生产率减小。
使破碎机获得最高生产率的偏心轴转速应是 （3-5） 式中：
—排料层啮角（°）；
—动颚行程（㎝）。
则 3.1.8 生产率 破碎机的生产率是指机器每小时所处理得物料的立方米数。由于生产率不仅与排料口的尺寸有关，而且与待破碎物的强度、韧性、物料性能以及精料的几何尺寸和块度分布有关，因此统一衡量机器生产率的高低，标准的生产率，是指机器在标准公称排料口下，每小时所处理的抗压强度为250、堆密度为1.6t/的花岗岩物料立方米数，称为公称生产率。
公称生产能力Q的计算公式为: （3-6） 式中 Q ——生产能力（m3/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 ——动颚水平行程（m）；
u1—— 压缩破碎棱柱体的填充度，中小型机在公称排料口下一般取 所以 3.1.9 最大破碎力 颚使破碎机在破碎物料时，破碎腔内破碎板施加于被破碎物料上的力，称为破碎力。满载破碎时破碎力的最大值称为最大破碎力。
（3-7） 式中Fmax —— 最大破碎力（N）；
p —— 抗拉强度（N/cm2）；
B —— 抗压强度（N/ cm2）；
k —— 有效破碎系数，对中小型机一般取，当=20时取 ，一般啮角减小时取小值。
所以 kN 3.1.10功率 在破碎机破碎过程中。其功率消耗与转数、规格尺寸、排料口尺寸、啮角、粒度特性以及被破碎物料的物理机械性质有关，其中以物料物理机械性质对功率消耗影响最大。当然破碎机规格尺寸愈大，功率消耗也愈大；
偏心轴转速的增高和破碎比的增大，功率消耗随之增加。
（3-8） 式中n —— 偏心轴转速（r/min）；
Fmax —— 最大破碎力（N）；
s —— 水平行程（m）；
—— 啮角（°）；
—— 破碎机总效率， ；
ke —— 等效破碎系数，对中、小型破碎机；
对于大型破碎机 所以 3.2 电动机的选择 电动机是工厂生产的标准部件，设计时要选择出具体型号以便购买。选择电动机包括确定类型，结构，容量和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。
3.2.1 选择电动机的类型和结构类型 考虑破碎机的工作状况，按要求选择三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，JR型。
3.2.2 选择电动机的容量 电动机的容量选择的是否合适，对破碎机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求，就不能保证破碎机正常工作，或使电动机过早损坏。电动机容量过大，有可能导致破碎机的经济性差，浪费能源。
根据上文算出P=53kw，所以选电动机功率55kw。
3.2.3 电动机的转速 偏心轴转速为243r/min，又已知带传动的传动比为2~4，则电动机的转速为486~972r/min，故选择720r/min。
3.2.4 确定电动机的型号 根据电机的容量和转速等因素最终选择JR-92-8，额定功率为55kw的电动机。
3.3 带传动的设计 由以上可得已知条件：P=55kw，转速n1=720r/min，从动轴转速n2=243r/min，每天工作时间大概为（10~16）h/天。
3.3.1 确定计算功率 表3-1 工作情况系数KA 工况 KA 空、轻载启动 重载启动 每天工作小时数（h） 载荷变动很大 破碎机（旋转式、鄂式）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨） 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.7 由上表可查KA=1.4；
（3-9） 式中：Pca——计算功率（kw）；
KA——工作情况系数；
P——所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率（kw）。
所以 3.3.2 选择V带带型 根据，根据《机械设计》第八版图8-11得出此坐标点位于D区，所以，选用D型计算。
3.3.3 确定带轮基准直径 (1)初定小带轮直径d1 查《机械设计》第八版表8-8取d1=375mm (2)验算带速v （3-10） 因为，故带速合适。
(3)计算大带轮直径d2 （3-11） 圆整为1120mm 3.3.4 确定V带的基准长度和传动中心距 (1)根据《机械设计》第八版中式（8-20），初定中心距a0=2000mm (2)计算带所需的基准长度 （3-12） 查表取节线长度Lp=6376mm，内圈长度L1=6300mm。
(3)计算实际中心距 （3-13） 变化范围 3.3.5 验算小带轮上包角 （3-14） 3.3.6 计算V带根数 (1)计算单根V带的额定功率Pr 由d1=375mm和n1=720r/min，查《机械设计》第八版中表（8-4a）得 P0=14.89kw。
根据n1=720 r/min，和D型带，查《机械设计》第八版中表（8-4b）得△P0=2.25 根据查《机械设计》第八版中表（8-5）得K=0.94. 查表的KL=1.00 所以 （3-15） (1) 计算V带的根数 （3-16） 所以带的根数取5 3.3.7 计算预紧力 由公式 （3-17） 查《机械设计》第八版中表（8-3）得q=0.61㎏/m,故 3.3.8 计算作用在轴上的压轴力 （3-18） 3.3.9 设计带轮的结构 （1）V带轮的设计要求 设计V带轮时应满足的要求有：质量轻；
结构工艺好；
无过大的铸造内应力；
质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；
轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般应为3.2）以减少带的磨损；
各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，一边载荷分布较为均匀。
（2）带轮的材料 带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150和HT200；
转速较高时宜采用铸钢（或用钢板冲压后焊接而成）；
小功率时可用铸铝或塑料。本设计小带轮转速较高宜采用铸铁，大带轮采用铸铁HT200。
（3）结构尺寸 铸铁制V带轮的典型结构由以下几种：实心式；
腹板式；
孔板式；
椭圆轮辐式。
由《机械设计》第八版知当代轮基准直径（d为轴直径，单位为㎜），可采用实心式；
㎜时，可采用腹板式（当㎜时，可采用孔板式）；
㎜时，可采用轮辐式[8]。本设计中大带轮的直径大于300㎜，做成轮辐式；
小带轮做成腹板式。
3.4 机构尺寸确定 前面以求得钳角，下摆水平行程s=20mm，排料口b=65mm，传动角=48，悬挂高度h=12mm，取机架H=950mm，适当取肘板长度l=480mm。由此可画出机构运动简图，如下图所示。
图3-2 颚式破碎机的曲柄摇杆机构 显然图为四杆机构，下面验证其为曲柄摇杆机构：
已知杆1长为12mm，杆2长为993mm，杆3长为480mm，杆4 长为772mm。
又 12+993<480+772 故符合杆长条件。
又知最短杆1位连架杆，所以该机构为曲柄摇杆机构[11]。
4 主要零件设计与校核 4.1 动颚 动颚是破碎机重要件之一，也是一个结构较复杂的零件。如果说破碎机机构优化设计是保证破碎机性能优越的最根本因素，那么最合理的动颚结构是保证破碎机性能优越的充分条件。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，由于其结构复杂，因此对焊接工艺的要求较高。国内尚未见使用焊接结构的动颚。
4.1.1 动颚的结构设计 安装齿板的动颚前部为平板结构，其后部加筋板以增强动颚的强度和刚度，截面成箱型结构，故称为箱型结构动颚。如下图所示：
图4-1 动颚结构示意图 这种结构的动颚是由动颚板和颚床两部分组成，颚板是工作部分，用螺栓、垫板和颚床下端点固定在颚床上。颚板直接与物料接触，要用耐磨材料制成，一般使用锰钢，自制或小型机也有用白口铸铁的。颚板都用螺栓装在颚床上，以便拆换，颚板与颚床之间常加塑性垫衬（如铅板），是颚板上个点受力均匀。
安装时，两板间齿峰与齿谷凹凸相对，使物料受到挤压，弯曲，劈裂作用易于破碎。齿峰角通常是90°～110°之间，粗碎时易用波形齿，峰角取大值。齿距大小取 决于破碎粒大小，齿高与齿距之比一般取1/2～1/3之间。
4.1.2 动颚的校核 对其进行受力分析，如下图所示 图4-2 动颚受力分析简图 将动颚板看成受一集中力的两支点梁，如下图所示：
图4-3 动颚两点受力分析简图 其中，又H=895mm，所以，d=300mm。前已计算出Pmax=1.8MN，=1520mm。
动颚简化为一两支点的矩形梁，则其断面可简化为一矩形截面，尺寸为750mm150mm，则其抗弯截面系数为: （4-1） 式中：
—维矩形截面抗弯系数；
—为矩形截面宽度；
—为矩形截面高度。
已知b=750mm=0.75m，h=110mm=0.11m，代入（4-1）式，可得 （1）求弯矩。
由，可得 则 （4-2） 已知Pmax=1.8MN，，L=1520mm，d=270mm，代入式（4-2），可得 画出其弯矩图，如下所示：
图4-4 动颚弯矩图 显然，集中力处的弯矩最大。则可得危险截面所受的最大弯矩 （4-3） 代入数据，可得 则由公式，可得 （1）求剪应力。
已知危险截面的尺寸，则 （4-4） 综上所述，应用以下公式校核危险断面的主应力 （4-5） 式中：
—危险断面主应力；
—危险断面弯曲应力；
—危险断面剪应力。
将数据代入式（4-5），有 又知锰钢的极限应力，很显然符合设计要求。
4.2 肘板 4.2.1 肘板的结构设计 破碎机的肘板式结构最简单的零件，但其作用却非常重要：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（如钎杆、折断的铲齿）时，肘板先行断裂破坏，从而保护机器其他零件不发生破坏；
三是调整排料口大小。
在机器工作时，肘板与其支撑的衬板之间不能得到很好的润滑，加上粉尘落入，所以肘板与其衬板之间实际上是一种干擦和磨粒磨损状态。这样，对肘板的高负荷压力，导致肘板与肘板垫很快磨损，使寿命很低。因此肘板的结构设计即应考虑机件的重要作用也考虑其工作环境。
肘板按结构组成分为组装式和整体式两种。简摆颚式破碎机使用的肘板是组装式结构。它是由一个肘板体与两个肘板头连接后组装而成的。这样就可以更换易磨损报废的肘板头以节省易耗金属。由于用在大型破碎机上的这种肘板较重，因此这种肘板都应设计起吊环。而复摆颚式破碎机上使用的为整体式肘板，因为其重量和尺寸都比较小。
按肘头与肘垫（或称肘板衬垫）的连接形式，可分为滚动型和滑动型两种，肘板与衬垫之间传递很大的挤压力，并受冲击时载荷。在反复冲击挤压作用下磨损较快，特别是滑动型结构更为严重。为提高传动效率，减小磨损，延长其使用寿命，可采用滚动型结构。肘板头为圆柱型肘垫为平面。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、并与衬垫表面的垂直方向传递。在机器运转过程中，动颚摆动角很小，使得肘板两端支撑的肘垫表面的平行度误差也很小（大大小于其磨损角），所以在机器运转过程中，肘板与肘垫之间可保持纯滚动。
本设计肘头与肘垫（或称肘板衬垫）的连接形式采用滑动型。
4.2.2 肘板的受力分析 图4-5 肘板受力分析 肘板为二力杆，由上图可得为挤压力，查机械工程手册可得其计算公式为 （4-6） 式中：
——为肘板与动颚间连接点到偏心轴的距离；
——为破碎力到偏心轴的距离；
——为破碎力。
已知l2=993mm，l3=627mm。令P=Pmax=1.8MN，可得肘板所受的最大挤压力，则 代入式（4-6），可得 4.2.3 肘板强度计算 有机械工程手册可得其计算公式为 （4-7） 式中：
——为肘板受力；
——为肘板宽度；
——为肘板厚度；
——为肘板材料的许用压应力。
当破碎机中掉入非破碎物而要求肘板先行破碎时，在计算上可将其许用应力值提高25%～30%。
已知B=750mm，=25mm，且肘板所用材料为高锰钢，查机械设计手册得。代入式（4-7），可得 很显然，，所以该肘板符合设计要求。
4.3 偏心轴 4.3.1 偏心轴的结构设计 偏心轴是破碎机的主轴，受到巨大的弯扭力，采用高碳钢铸造，偏心部分需精加工，热处理。偏心轴一端装带轮，另一端装飞轮。其结构如下图所示，尺寸请参照偏心轴零件图。
图4-6 偏心轴结构示意图 4.3.2 偏心轴的校核 偏心轴是弯扭构件，一般是按电动机功率来计算，并往往略去因飞轮、带轮、动颚的重量以及带轮装于轴上所产生的压紧力和预紧力所引起的弯矩。
参看图4-3，可得其弯扭计算公式为：
（4-8） （4-9） 合成矩为 （4-10） 式中: Mmax、T、M0 ——弯矩、扭矩、合成矩，单位为；
Pmax——动颚板所受的最大作用力，单位 ；
L ——动颚板全长，单位；
l ——动颚末端至最大作用力处的距离，单位；
n ——偏心轴转速，单位；
——材料应力系数，，一般取。
前已求得Pmax，L=1.52m，l=0.893m，则将数据代入式（4-8）得 已选定电动机型号，其功率，偏心轴转速n=243r/min，代入公式（4-9）， 可得 将、的值代入（4-10）式，可有 因为偏心距，很小，其对轴所产生的附加弯矩可忽略，所以偏心轴可 化为一直轴。则危险截面的抗弯系数为 （4-11） 式中：
W ——为抗弯截面系数，单位；
d ——为危险截面处直径，单位。
已知d=175mm，代入式（4-11）可求得 弯曲应力公式为 （4-12） 将已求得的、的值代入上式，可得 因为偏心轴材料为高碳钢，选取Q255型，查机械设计手册可得其极限应力。很显然，该偏心轴符合设计要求。
4.4 轴承 4.4.1 轴承的选择 根据破碎机的工作情况应选择双列向心球面滚子轴承，综合轴径应选择GB/T286-64 -113640/3640型。
4.4.2 受力分析 综合图4-5可得 式中：
PL—为作用在轴承上的合力，是轴及轴承的计算负荷。
代入P=1.8MN，，可有 4.4.3 轴承寿命计算 动颚两端的轴承为受力最大的轴承，故计算其寿命。轴承所受PL为径向载荷，取载荷系数0.67，则当量动载荷 （4-13） 取温度系数，则由公式 （4-14） 式中：
——为基本额定动载荷；
——为轴承转速；
——为指数，对于滚子轴承取；
——当量动载荷。
查机械设计手册得基本额定动载荷为C=1350000，将以上数据代入式（4-15）， 可得 h 查教材可知，矿山机械的寿命在40000～60000之间，故符合要求。
4.5 键 4.5.1 键的选择 带轮与轴之间的连接需采用键连接，根据工况要求和各种键的特点选用平键。根据轴径d=135mm，选用型键，长度。
4.5.2 键的校核 对于采用常见材料组合和按标准选取尺寸的平键连接传递转距时，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重超载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。如下图所示：
图4-7 键受力示意图 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为 （4-16） 式中: ——传递的转距，单位；
——键与轮毂键槽的接触高度，，此处为键的高度，单位为；
——键的工作长度，单位为，圆头平键，平头平键，这里为键的公称长度，单位为；
为键的宽度，单位为；
——为轴的直径，单位为；
——键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为，见下表。
表4-1 键连接的许用挤压应力 许用挤压应力 许用压力 联接工作方式 键或毂、轴的材料 载荷性质 静载荷 轻微冲击 冲击 静联接 钢 120～150 100～120 60～90 铸铁 70～80 50～60 30～45 为求出转距，需利用下述公式 （4-17） 式中：
—电动机所传递到偏心轴的功率，单位为；
—偏心轴转速，单位为。
已求得电动机的功率P=55，皮带的传递效率，则 且偏心轴转速n1=243r/min，代入（4-19），则可得 已知h=18mm，则，d=135mm，又已知所采用的为圆头平键，故，将以上数据代入式（4-18），可得 键的材料为钢，考虑破碎机中工作的键连接要承受冲击载荷，故由表4-1得，故，该键满足强度要求。
5 磨损 5.1 复摆颚式破碎机齿板磨损的分析 1、齿板是破碎物料的工具，齿板寿命的长短直接影响整机的好坏、维修工作量的大小、破碎物料成本的高低，所以，齿板是破碎机的关键部件。我国现有颗式破碎机板寿命偏低， JB / ZQ 1032一87《齿板铸造技术条件》规定齿板寿命只有60h，按10h工作制，每付齿板只能用6d，不到一星期就需更换一次齿板。不仅给维修带来很大的不便，而且增加了破碎物料的成本。为此，如何降低齿板的磨损已成为诸多学者研究和讨论的课题。影响齿板磨损快的因素很多，如材质本身、被破物料的软硬程度以及被破物料颗粒大小等影响。本文从破碎机结构方面来对齿板磨损状况进行分析讨论。
2、齿形选择的合理，物料破碎一次即可裂成数块，它在破破碎腔中停留的时间就少。因此，齿板的磨损就小。齿形选择的不合理，物料不易被破碎或产生过粉碎，能量消耗大，齿板的磨损也大。
3、变截面破碎腔 该种腔如图5-1所示。A-A给料口的水平剖面，B-B为破碎腔中部的水平剖面，C-C为排料口的水平剖面。SA为A-A剖面的面积，凡为B-B剖面的面积，跳为C-C剖面的面积。
设物料在破碎腔各处的速度相等，则一定体积V的物料通过A-A、B-B、C-C面所需的时间t为: ；
；
（5-1） 从而得: 式中：
B——给料口宽度；
H——破碎腔高度；
——破碎腔平均咬角。
通过上面的分析可看出:物料通过B-B断面所需时间为通过A-A断面的1. 72倍，通过C-C断面的时间为通过A-A断面的6. 25倍。由此可得出齿板下部磨损是上部磨损的6. 25倍。一些设计者为延长齿板寿命把齿板设计成对称结构。下部磨损到一定程度，把它上、下调头使用，这样可使齿板寿命在原基础上延长一倍，虽如此仍不能解决根本问题。
图5-1 变截面破碎腔 4、曲柄一摇杆传动机构 图5-2 曲柄——摇杆机构 1—曲柄；
2—连杆；
3—摇杆；
4—齿板 该机构由曲柄带动摇杆、传动杆把运动传递到摇杆上，如图5-2所示。使齿板绕圆心做简摆运动，齿板上各点作往返圆弧摆动，这时，齿板对物料施加的压碎运动是在接近水平方向上实现的，齿板向上或向下的运动分量很小。所以，齿板在该种运动状态下，磨损较小。
5.2 颚板磨损机制 从上述分析可以认为,颚板的磨损是高应力短程凿削磨损,对颚板的残体磨损面的微观分析及实验室试验颚板的失效分析,可以得出颚板的磨损机制如下: (1)由于物料多次挤压,在颚板的亚表层或挤压突出部分的根部形成微裂纹,然后裂纹沿晶界、夹杂物等薄弱处不断扩展相连,导致表层材料脱落,形成磨屑,其磨损过程如图5-3所示。
(2)物料挤压颚板造成颚板表面材料被局部压碎或翻起,并使碎裂或翻起部分随碎物料一起脱落形成磨屑,如图5-4所示。
(3)物料相对颚板短程滑动,切削颚板形成磨屑,如图5-5所示。
a. 亚表层处形成微裂纹导致材料胶落 b挤压突出部分材料根部形成微裂纹导致材料脱落 图5-3 多次挤压变形断裂形成磨屑示惫图 图5-4 物料挤压材料碎裂或翻起，并使碎磨料一起脱落形成磨屑示意 图5-5 物料短程滑移切削鄂板示意图 所以,颚式破碎机颚板的磨损率可以用变形疲劳磨损脆性断裂磨损和显微切削磨损表示：
（5-2） 由上式可以认为控制颚板磨损的主要材质因素是其硬度和韧性。材料的硬度决定了物料压坑的深度和大小。材料硬度高，物料压入颚板的深度浅，颚板表层材料的变形程度小，同时物料短程滑动切削材料量也少。材料的韧性表示了其抵抗断裂的能力。材料的韧性好，可以消除物料挤压过程中的脆性断裂，并使得颚板材料在变形疲劳形成磨屑前的变形过程大大增加。
6 破碎机出口扬尘的解决 破碎机出口扬尘非常严重，从破碎机出来的块状和粉末状物料直冲矿石输送皮带，部分物料飞溅或滚淌到地面上，地面堆积厚厚一层物料，部分粉状物料飞扬在空中，给生产带来了很大的不便。在该段流程中，物料由料仓入板式给料机，由板式给料机入TKPC20 .18AN锤式破碎机，出破碎机直接人出口矿石皮带机。由于该破碎机生产能力非常大，每小时600t，出口料流也非常大，导致粉尘飞扬和溅落。我们分析认为，造成以上现象的根本原因在于大料流的无缓冲倾泻所致。因此，我厂对此进行了如下改进(如下图):在破碎机出口与矿石皮带之间设置一个暂存料仓，暂存料仓接收尘器。在暂存料仓与皮带之间加一道溜子。再在溜子上设一料流控制阀。设置暂存仓是为了缓冲大流量物料的倾泻冲击;料流控制阀可稳定出口料流;暂存仓接收尘器可使部分细粉料在暂存仓提前被收尘处理，减少出口粉尘，同时也有利于提高皮带的使用寿命。
经过这样的改进，彻底解决了粉尘飞扬和物料溅落的问题，给车间的生产和管理带来了极大的方便。
图6-1 出口扬尘改进图 结论 这次设计是针对复摆颚式破碎机进行设计，其进料口尺寸500×750mm，工作能力大约为42m3/h，最大粒度为425mm。该机器可破碎中硬度以下矿石，体积小重量轻，属于中型破碎机。
本文介绍了复摆颚式破碎机的概况，复摆颚式破碎机的工作原理及工作特点；
阐述了复摆颚式破碎机主要零部件的结构设计与尺寸确定以及它的主要参数的确定；
还对复摆颚式破碎机主要零件进行了强度校核；
文章最后对齿板的磨损和扬尘问题进行了一定的分析和研究。
此种破碎机电动机选用笼型异步电动机，并采用性能优良的窄v带做传动带以加强使用年限，偏心轴采用45钢作材料，颚板和机架全部采用高锰钢，出料口尺寸可以调节，以生产出不同产品；
进料口处加装自动给料机，将加快其生产效率。
此外，此款破碎机虽然相对性能优良，但是仍然存在弊端，如体积笨重等，所以破碎机应向精巧方向发展，并且双腔式破碎机应大力发展，其既能节约电能，又可以提高生产效率必然代替单腔式破碎机；
还有由于破碎机工作是噪声很大，污染严重，以后设计中应加装减少噪音的装置以适应现代社会发展。
现代的设计应以人为本，面对服务对象，面向市场、面对循环经济、面对矿产资源利用的大趋势，面对环保、搞全性能、全生命的设计。所以复颚式破碎机的设计也应力求满足这些要求,让它更好的为生产服务,提高生产效率。
参考文献 [ 1 ] 郎宝贤，郎世平著.破碎机.北京：冶金工业出版社，2008. [ 2 ] 郎宝贤.颚式破碎机现状与发展.矿山机械，2004（1）. [ 3 ] 郎宝贤，郎世平著.颚式破碎机设计与检修.北京：机械工业出版社，1980. [ 4 ] 郎宝贤.颚式破碎机机架结构设计.冶金矿山设计与建设，1989. [ 5 ] 高澜庆.破碎机的发展现状与趋势.冶金设备，2001. [ 6 ] 张卯均.选矿手册.冶金工业出版社，2001 . [ 7 ] 范祖尧.现代机械设备设计手册.机械工业出版社，1996. [ 8 ] 濮良贵，纪名刚.机械设计. 西北工业大学出版社，2004. [ 9 ] 崔长德.机械制图.大连理工大学出版社，2003. [10] 甘永力.几何量公差与检测.上海科学技术出版社，2003. [11] 孙 恒.机械原理.西北工业大学机械原理及机械零件教研室编，2000. [12] 沈 红.机械工程手册.机械工业出版社. [13] 成大先.机械设计手册.化工工业出版社. [14] 翟黎明.露天采矿技术.广西柳州探矿机械厂，2007. [15] 钟晓勤.矿山机械第三十五卷. 上海应用技术学院机械与自动化学院，2007. [16] 孔令庆.矿山机械第三十五卷.攀钢集团北海特种铁合金公司，2007. [17] 郎宝贤.矿山机械.武汉科技大学，城建学院，2007 . 致谢 在这里首先要特别感谢我的指导老师陆品老师。这次毕业设计从选题的确定，结构分析和定型、论文的写作和修改到最后定稿都，陆老师都付出了大量的精力对我悉心指导。特别是她多次询问设计进程，并为我指点迷津，帮助我开拓思路，精心点拨，热忱鼓励。陆老师的理论与专业水平高，教学工作与设计经验丰富。她严肃的教学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风深深地感染和激励着我。在此，谨向陆品老师致以诚挚的谢意。
同时也感谢在大学期间伴我成长的各位老师，他们不仅传授我知识、学问，而且从更高层次指导我的人生与价值追求。感谢图书馆的工作人员，是他们认真务实的工作态度，给我在设计过程中查找相关数据带来了许多便利，使我的毕业设计顺利和完成。还要感谢在论文写作过程中，帮助过我、并且共同奋斗四年的大学同学们，能够顺利完成论文，是因为一路上有你、有你们。再次衷心地感谢所有在我论文写作过程中给予过我帮助的人们，谢谢！
