颚式破碎机（精选6篇）
颚式破碎机 篇1
摘要：根据高职机械设计与制造专业毕业设计的目的和要求, 拟定了毕业设计题目《颚式破碎机》。学生通过对颚式破碎机零部件的毕业设计, 能够更加深入了解和掌握破碎机的工作原理和结构。同时, 达到了毕业设计的目的和要求。也为学生今后从事冶金矿山机械开发设计、维修和销售等这些工作打下了良好的基础。
关键词：毕业设计,颚式破碎机,设计内容
1 颚式破碎机毕业设计任务书
1.1 PEF400X600复摆颚式破碎机主要结构参数
进料口宽度B=400mm, 长度L=600mm
进料口尺寸:400×600mm:
出料口尺寸:40~160mm
进料块最大尺寸:350mm
产量:17~115吨/时
最大给矿粒度:
1.2 设计任务
(1) 查阅课题相关文献资料, 了解颚式破碎机发展技术的前沿及应用。
(2) 颚式破碎机的总体设计。
(3) 颚式破碎机动鄂板结构的设计。
(4) 主要零部件的强度校核计算。
(5) 完成8000字以上的设计说明书。
(6) 完成破碎机装配图和部分零件图。.
2 设计思路
2.1 颚式破碎机的原理
颚式破碎机的工作部分是两块颚板, 一是固定颚 (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, 与固定颚板行程上大下小的破碎腔 (工作腔) 。活动颚板对着固定颚板做着周期性的往复运动, 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, 使装在两块颚板中间的物料受到挤压, 弯折和劈裂作用而破碎。活动颚板做周期性的往复运动是利用曲柄摇杆机构, 动颚上端直接悬挂在偏心轴上, 作为曲柄连杆机构的连杆, 由偏心轴的偏心直接驱动, 动颚的下端铰连着推力板支撑到机架的后壁上。当偏心轴旋转时, 动颚就可以往复运动。
2.2 结构参数的选择
2.2.1 钳角α
鄂板的鄂齿的法线与鄂板基面的垂直法线成的角度, 称为钳角。钳角大小直接影响生产率和破碎腔高度。故一般钳角取值为:
式中:μ——齿板与物料间的摩擦系数。
表示摩擦角, 由公式可知, 为了使破碎机正常地进行破碎工作, 钳角α应该小于摩擦角的两倍。不然, 矿石就会向上跳出, 而不被破碎。本设计中我们选择钳角为。
2.2.2 动颚水平行程SY与偏心轴的偏心距
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。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=25~45mm;中、小型破碎机:s=12~15mm。本设计中s取值s=13.3mm, r取值r=10mm。
2.2.3 破碎腔高度H
在钳角一定的情况下, 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。所以H的取值范围900~1000mm。
2.2.4 动颚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物料, 在给矿口, 动颚必须有一定的摆动行程。为此, 动颚的轴承中心距给矿口平面的高度:复摆式颚式破碎机为h≦L。L为动颚的长度。
2.2.5 偏心距r对连杆长度的比值λ
在曲柄摇杆机构中, 当曲柄等速回转时, 摇杆来回摆动的速度不同, 具有急回运动的特征。连杆愈短, 即λ=r/l值愈大, 则这种现象就愈显著。曲柄 (偏心轴) 的转数是根据矿石在破碎腔中自由下落的时间而定。因此, 连杆的长度不宜过短。通常, 对于中、小型颚式破碎机:λ=1/65—1/85, l= (0.85~0.9) L。L为动颚长度。
由于r=10mm则l=650~850mm,
同时得出L=722.22~1000mm.
2.2.6 推力板长度K
当动颚的摆动行程s和偏心距r确定后, 在选取推力板长度时, 对于简摆式颚式破碎机, 当曲柄偏心位置为最高时, 两个推力板的内端点略低于两个外端点的连线。即使β角 (推力板与连杆之间的夹角) 近于90°, 后推力板总在角度5°~13°之间运动。推力板长度与偏心距的关系为:
式中, Kmin、Kmax——推力板长度的最小、最大值, mm;r——偏心距, mm。
3 工作参数的选择与计算
3.1 偏心轴的转速
对于进料口宽度B≦1.2m
所以n=310-145×0.4=252单位:n/min
3.2 功率
颚式破碎机的破碎过程是非常复杂的, 有些因素尚未完全反应出来, 有的因素也很难准确地选取。所以, 公式只能供初步计算破碎机功率时使用, 以便进一步用实验方法来修正。
对于复摆颚式破碎机:
式中H——固定颚板的计算高度, m。
上述公式是在实验的基础上推导出来的, 计算结果与实际数据颇为相似。
代入数据
3.3 电动机的选择
通过偏心轴的输出功率, 电动机输出功率, 传动装置的传递总效率式中、是从电动机至偏心轴间的各传动机构和轴承间的效率由表查得。V带传动, 滚动轴承
电动机额定功率由表选取电动机额定功率最终选电动机型号为Y200L-4
3.4 V带的传动及校核
根据v带的工作条件, P=30kw, 转速n1=1470r/min, 从动轴转速n2=252r/min, 每天工作时间大于16h/天。可以计算功率, 查表得:kg=1.5;故:。可以选出带的型号, 选出小大带轮的基准直径。然后确定中心距和带长, 确定V带根数, 和计算单根V带初拉力。
4 偏心轴的结构设计及尺寸确定
由于颚式破碎机偏心轴受力冲击载荷大, 所以必须考虑偏心轴的结构, 保证具有良好的性能。轴上的零件布置应使轴受力合理, 在设计中考虑到了轴承在轴上的受力、转动, 为了使轴承定位可靠、拆装方便, 采用了减少应力集中和提高疲劳强度的结构措施, 偏心轴与飞槽轮之间的联接采用胀套联接, 避免了主轴因开键槽而引起的应力集中和强度降低, 提高了机器的整体质量。选取轴的材料为40Cr, 进行调质处理。符合机械加工性能, 保证了精度。
首先通过求作用在动颚上的最大破碎力, 根据最大破碎力及动鄂受力图, 算出在动颚上的各支承力, 从而求出偏心轴的合力。然后对偏心轴进行强度计算, 根据偏心轴的受力图, 计算出偏心轴的直径。绘出偏心轴的零件图。
5 结语
高职学生通过对颚式破碎机的毕业设计, 对机械设计有个更清晰的设计概念和思路, 同时也是对所学专业知识有一个综合实践与巩固。同时, 同时, 达到了毕业设计的目的和要求。也为学生今后从事冶金矿山机械开发设计、维修和销售等这些工作打下了良好的基础。
参考文献
[1]黎民, 郎世平.颚式破碎机的机构设计[J].矿山机械, 1987, (1) :32-35
[2]金波, 戴素江.PE750x1060复摆颚式破碎机的设计计算[J].矿山机械, 2007, (1) :46-49
[3]叶如意.论高职毕业设计教学环节的创新与优化[J].教育与职业, 20087, (9) :76-79
颚式破碎机的使用维护及修理 篇2
1 颚式破碎机的操作与维护
颚式破碎机的操作和维护十分重要, 操作和维护的不正确或操作中的疏忽大意, 往往是造成事故的重要原因。正确操作和维护有利于破碎机的生产能力的提高。
1.1 开车前的准备工作
(1) 检查各主要部件是否完好, 紧固螺栓等连接件有无松动, 安全装置是否完整; (2) 检查喂料设备、输送设备、电器设备等是否完好; (3) 检查润滑装置是否良好, 检查冷却水管阀是否打开。
1.2 启动与正常操作
(1) 按操作规程开车, 即开车顺序为逆生产流程; (2) 启动主电动机时要注意控制柜上的电流表指示, 经过20 s～30 s, 电流会降到正常的工作电流值; (3) 调节和控制喂料, 使加料均匀, 物料粒度不超过进口宽度的80%～90%; (4) 一般滑动轴承温度不应超过60℃, 滚动轴承温度不应超过70℃; (5) 当电器设备自动跳闸后, 若不明原因, 严禁强行连续启动; (6) 发生机械故障和人身事故时, 应立即停车。
1.3 停车时注意事项
(1) 停车顺序与开车顺序相反, 即顺着生产流程方向操作; (2) 必须在破碎机停稳后, 才能停止润滑和冷却系统的工作, 在冬季应放掉轴承中的循环冷却水, 避免轴承被冻裂; (3) 停机后要做好清理卫生和检查机器各部位的工作。
1.4 润滑
颚式破碎机的连杆轴承、偏心轴轴承、推力板肘头处采用润滑油润滑。在夏季用70号机械油较合适, 在冬季可用40号机械油。如果破碎机是经常连续工作, 冬季又有油的加温装置, 夏季的环境温度又不太高, 则均可采用50号机械油润滑。
大、中型颚式破碎机的连杆轴承和偏心轴轴承大多采用压力循环润滑。它是用电动机带动的齿轮油泵 (或其他种类的油泵) 将贮油箱中的油, 通过压油管压入轴承等润滑部位。压油管还通过过滤器和油冷却器等, 使润滑油在润滑之前得到滤清和冷却, 以保持润滑油的干净和一定的粘度。经过润滑后的润滑油流入集油器, 从有斜度的回油管送回到贮油箱中。此外还有油温加热器, 在冬季可将润滑油预先加热再使用。当油泵突然出现故障时, 破碎机由于摆动力大, 需15 min～20 min才能停转, 这时就要用手压油泵给油, 使轴承保持润滑而不致发生烧毁轴承的事故。
动颚悬挂轴的轴承和推力板的肘头处是通过一台电动干油泵或手动干油泵来实现压力润滑的, 因为它没有回油装置, 所以是间歇操作的, 每隔一定时间注油一次。小型颚式破碎机的动颚悬挂轴的轴承通常用黄油杯来加油, 大约每40 min～60 min给油一次。推力板的肘头处用厚质机油摘入, 一般每隔3 h～4 h油入一次。
1.5 检查和维护
颚式破碎机的检查和维护主要有以下几点:
a.检查轴承的发热情况。因为用于浇铸轴瓦的轴承合金在100℃以下时才能正常工作, 若超过此温度应立即停车检查, 排除故障。检查方法是:若轴承上有温度计, 则可直接观察其指示数字, 若没有装温度计可用手模, 即用手背放在瓦壳上, 到发烫放不住, 大约不超过5 s, 这时温度均超过60℃。
b.检查润滑系统工作是否正常, 听齿轮油泵的工作有无撞击声等, 看油压表的数值, 检查油箱内的油量和润滑系织是否漏油, 若发现油量不够, 应及时予以补充。
c.检查回油管回来的油内是否含有金属细末等污物, 若有应立即停车打开轴承等润滑部位检查。
d.检查螺栓、飞轮键等连接件有否松动。
e.检查颚板、传动部件的磨损情况, 拉杆弹簧有无裂纹, 工作是否正常。
f.经常保持设备的清洁, 做到无积灰、无油污、不漏油、不漏水、不漏电、不漏灰, 特别是要注意灰尘等杂物不得进入润滑系统和润滑部位, 因为它们一方面破坏润滑油膜, 从而使设备失去润滑而增加磨损, 另外灰尘等杂物本身就是一种磨料, 进入之后也将加速设备的磨损, 缩短设备的寿命。
g.定期用汽油清洗润滑油的过滤器, 清洗后要等完全晾干后才能继续使用。
h.定期更换油箱内的润滑油, 可每半年更换一次。这是因为润滑油在使用过程中由于暴露于空气 (氧气) 中和受热的影响 (温度增加10℃, 其氧化速度提高一倍) , 并有尘屑、水分或燃油的渗入及其他一些原因而不断在老化变质, 使油失去润滑性能, 因此要合理地选择更换润滑油周期, 不能凑合对付。
2 颚式破碎机的修理
2.1 推力板及板座的修理和更换
颚式破碎机的推力板多为铸铁材质, 而推力板座则多是铸钢件或变体铸铁件。推力板起着传递运动和力的作用, 也起着安全保护作用, 同时用以调节排料的大小。由于推力板安装在机体下部, 不易维护, 因此板头和板座是最易磨损件。磨损后的板头和板座, 可采用堆焊后加工、喷涂、刷镀等方法修复。当推力板折断时, 由于难以满足功能作用, 一般不能修复, 而应更换新的推力板, 但对于组合式推力板, 可拆下板头继续使用。
2.1.1 复摆式活动颚 (简摆式连杆) 的修理
复摆式颚式破碎机活动颚常见的损坏形式有:内孔磨损、弹簧拉杆挂钩折断及局部裂纹或过载断裂等。由于活动颚质量大, 制造复杂, 是颚式破碎机的主要部件之一, 因此, 损坏后不能简单更换, 而应采取各种方法进行修复。
中小型颚式破碎机, 活动颚内孔装配有两种形式:一是孔内安装巴氏合金轴套, 二是孔内安装滚动轴承。巴氏合金轴套磨损后, 将备用的轴套换上即可, 再修复或重新浇注换下的巴氏合金轴套。安装滚动轴承的内孔, 由于微动磨损, 安装不良, 或长期工作, 滚动轴承外圈松动及内孔磨损是经常遇到的, 其修复方法有内孔补焊和内孔镶套两种。
a.内孔补焊
内孔补焊就是用手工电弧焊在内孔两端堆焊一层相同或相近的材料, 然后进行重新扩孔加工, 扩孔技术必须按设计配合精度执行。
b.内孔镶套
内孔镶套的方法修复活动颚, 虽然工艺复杂, 但很适合为铸铁材质的活动颚, 并且再次出现内孔磨损时, 只要更换内套即可, 可大大简化修理工艺。内孔镶套即先将内孔镗大, 再在孔内镶上一个特制的套筒, 以补偿磨损, 最后按配合要求将其加工到基本尺寸。
2.1.2 活动颚 (连杆) 裂纹和折断修理
活动颚和简单摆动的连杆裂纹和折断, 一般出现在它们的下部, 多由于不正常操作和制造质量所致。当活动颚 (连杆) 出现裂纹时, 常用的修理方法是补强超级金属扣合法。金属扣合法是一种利用高强度合金钢制成的特殊连接件———波浪键, 通过波浪键将机件上的裂缝和断裂面两端以机械方式扣合连接起来的一种修补方法。若折断时, 则应开双面坡口进行焊接修理, 为了安全可靠, 还可采用在焊缝处焊接筋板等措施。
2.1.3 弹簧拉杆挂钩断裂的修理
拉杆挂钩由于铸造缺陷或因疲劳、过载等原因, 有时会出现断裂。对于铸钢动颚可采用手工电弧焊焊接的方法予以修复解决。对于铸铁活动颚可镶配一个挂钩。
简摆颚式破碎机的弹簧拉杆有些用销子安装在摆杆的一对吊耳上, 因为是铸钢吊耳, 销孔磨损后, 可以焊接修复。
2.3 偏心轴与轴承的修理
偏心轴与轴承的磨损常见于采用滑动轴承的颚式破碎机。
2.3.1 偏心轴的修理
偏心轴的主要磨损形式有轴颈和偏心段轴颈严重磨损, 轴线弯曲过大和疲劳断裂。若将轴进行调直校正与断轴再植修复, 其修理工艺复杂, 同时修理质量不易保证, 因此, 很少采用。若出现此类现象发生, 只有报废, 或将轴的材料改作他用。
轴颈少量擦伤或轻微的面积大的磨损或拉道, 可以用手工修磨或用金刚砂拉磨修复;也可以用现场刷镀予以修复。较重的磨损可以采用以下三种方法修复。
a.将磨损的轴颈车光, 在保证设计表面粗糙度的前提下, 采用最小的加工量加工。然后以加工好的轴颈尺寸及其偏差为基准, 按原设计的配合性能配制轴承。
b.手工电弧焊堆焊轴颈表面, 然后进行切削加工, 以达到原设计的轴颈尺寸。堆焊时应正确选择堆焊工艺, 防止分心轴弯曲变形。堆焊时应合理选用焊条, 焊条直径要小, 电流强度不宜太高。堆焊后加工时应选择合理的定心基准, 以保持装配后的运转精度。
c.轴颈镶套, 将磨损的轴颈车光, 另外做一个钢套, 钢套的内孔与轴颈应是过盈配合 (S7/h6) , 外径按原设计尺寸与公差加工。钢套应热装到轴颈上。钢套的厚度尺寸要满足D-d>b, D为钢套外径, d为轴颈直径, b为轴颈配合处轴承的厚度 (铜瓦或巴氏合金的厚度) 。
2.3.2 轴承的修理
常用的滑动轴承材料有青铜和巴氏合金。具有循环润滑的破碎机, 由于润滑和冷却条件好, 轴承出现事故性磨损的情况较少, 当轴瓦磨损后, 更换新瓦予以恢复其性能。油池润滑或甘油润滑的轴承, 出现事故性磨损较多, 一般以手工刮研的方法子以修复。较严重的磨损可用局部补焊、刮研的方法予以修复。
对于轴承瓦衬刮研应满足如下要求:下瓦与轴的接触范围 (即接触角) 在60°～90°;在接触范围内, 接触精度应达到l cm2内1～2个接触点;瓦衬两侧与轴颈间有适当的侧间隙, 上瓦与轴承应有规定的顶间隙, 顶间隙多为轴颈直径的0.1%～0.2%, 侧间隙为顶隙之半;衬瓦与轴之间应有适当的轴向间隙。
颚式破碎机轴承也有采用滚动轴承的, 若圆柱滚动轴承损坏, 必须更换新的滚动轴承;若轴承内圈产生微动磨损, 滚动轴承内圈和轴颈都可以在现场用金属刷镀技术进行修复。
零件的刷镀技术也称快速电镀, 它是一项在零件表面局部快速电化学沉积金属的新技术。刷镀能重复修复表面磨损的零件, 提高零件的使用寿命, 因此, 可以减少备件的储备量。刷镀可根据零件的耐磨、耐酸、耐高温等不同条件, 采用不同的刷镀液, 得到不同材质的镀层。
2.4 颚板和侧衬板的修理
颚板也称齿板, 有装在机体上的固定颚板和装在活动颚上的活动颚板, 在两颚板的两端有装在机体上的侧衬板。颚板直接破碎物料, 并承受物料的反力及物料摩擦力的作用。颚板是颚式破碎机的最易磨损零件。为提高其耐磨性和冲击性, 一般选用高锰钢制造。为提高破碎力和减小物料粒度, 颚板表面铸有三角形齿面。当颚板下部齿形磨平后, 可以上、下调头使用。侧衬板多是铸钢材质, 属凿削式磨料磨损零件。当颚板的齿高磨去3/5时, 侧衬板的厚度磨损到只剩3/5时, 就应更换新颚板和侧衬板, 换下的颚板和衬板可以用堆焊法修复。堆焊修复颚板齿形时, 可采用组合堆焊法, 即用结构焊条作底层, 中间用合金钢焊条作过渡层, 齿表层用耐磨合金钢或高锰钢焊条堆焊, 这样, 颚板齿形芯部不但具有良好的韧性, 表层还具有很高的硬度和耐磨性。
2.5 机架的修理
颚式破碎机的机架, 若是组合机架, 多是型材焊接或铸钢件组合。小型破碎机机架多是铸铁材质。机架经多年运行后, 会出现局部裂纹或变形, 各种连接孔洞相通孔也会磨大或磨偏。
2.5.1 机架裂纹的修理
机架裂纹多发生在应力集中部位, 或者原机架有铸造缺陷的部位。机架裂纹可用焊修法修复, 也可采用金属扣合法修复。
2.5.2 螺栓孔和通孔磨损修理
由于颚式破碎机工作时振动是很大的, 长期工作时微动磨损, 将螺丝滑扣, 螺孔磨大, 通孔磨损, 如地脚螺栓孔, 轴承螺孔, 弹簧拉杆的机架支承孔等。这些孔洞磨损后, 除焊修外, 螺栓通孔可加焊垫板或加大螺纹直径更换螺栓。
3 常见故障及其修理方法
颚式破碎机在工作中经常发生的故障, 产生故障的原因, 以及处理和修理措施见表1。
4 结束语
颚式破碎机振动的频谱分析及处理 篇3
梅州金塔水泥有限公司一条2 500t/d生产线的石灰石一级破碎采用PE-1200×1500颚式破碎机。该破碎机采用带转动 (皮带型号:25J-LD1080, 皮带轮直径:Φ2 285mm, 皮带长度:10 800mm) , 电动机转速为740r/min, 主轴转速为180r/min, 破碎机主轴承为SKF的231/500CA/W33型轴承。
2011年5月28日, 颚式破碎机出现振动异常, 轴承温度较平时略高。为确保设备正常运行, 我们对颚式破碎机进行监测和检查。
2 故障分析及措施
计算相关特征频率:
电动机转频:12.33Hz;
颚式破碎机主轴转频f1:3.0Hz;
轴承内圈频率:13.38×f1Hz;
轴承外圈频率:10.62×f1Hz;
轴承滚动体通过频率:4.195 5×f1Hz;
轴承保持架故障频率:0.443×f1Hz;
皮带频率:1.99Hz。
带负荷及空负荷状态下颚式破碎机的振动测量见图1和图2。
由图1和图2可见, (3) 、 (4) 、 (5) 、 (6) 四个测点轴向振动速度和垂直振动位移均偏大, 说明存在不对中现象。
(3) 测点V-d时域波形和频谱图见图3。
由图3可见, 时域波形正负周期不对称;频谱图中, 破碎机的转频 (3Hz) 有高达15倍频的谐波分量并伴有背景噪声。说明转子存在摩擦、碰磨的现象。
(4) 测点V-a时域波形和频谱图见图4。
由图4可见, 存在有规律的冲击脉冲;共振解调谱上出现轴承的外圈故障频率;有边频带。说明轴承外圈故障较严重。
(5) 测点V-v时域波形和频谱图见图5。
由图5可见, (5) 点主轴转子、轴承等配件存在配合松动、磨碰现象, 且在共振解调中存在轴承故障特征频率, 表明轴承已损伤。
(6) 测点V-d时域波形和频谱图见图6。
由图6可见, 有周期为3Hz的共振现象 (即破碎机主轴的转频) , 且有多倍倍频分量。说明故障冲击振动较为严重。
从以上的频谱中可以看出, 轴承故障冲击振动严重, 存在摩擦、碰磨、不对中等现象, 特别是 (3) 点和 (6) 点的轴承, 需要尽快更换。
2011年5月29日, 对破碎机进行检修, 发现 (3) 点和 (6) 点的轴承紧定套裂开 (见图7) , 由于轴承内圈松动, 造成轴承转内、外圈, 同时主轴由于轴承转内圈的原因受到较大的损伤并出现较大的冲击。
在更换破碎机轴承并对主轴进行修复后于2011年6月6日开机, 运行状况非常好。
3 结束语
颚式破碎机 篇4
颚式破碎机由美国人布雷克发明, 发展至今已有120多年的历史, 随着当代经济的快速发展, 现已广泛应用于冶金、采矿、土建、化工、煤炭等领域, 且日益发挥着重要作用[1~3]。
目前国内外多家研发公司生产了各种不同系列的颚式破碎机。动颚是颚式破碎机的主要受力部件, 在工作过程中承受了较大的载荷, 如果其刚度与强度不足或设计不合理, 都会出现断裂, 进而影响颚式破碎机的使用寿命[4~7]。在国外, 颚式破碎机的设计与优化主要利用数值仿真模拟, 研发的颚式破碎机整机性能优良[8]。而在国内, 颚式破碎机的研发主要采用对比法, 即首先确定破碎腔的尺寸, 然后通过对比, 凭借经验确定截面尺寸和壁厚[9,10]。正是由于这种比较落后的设计手段, 使其存在产品笨重、工作性能差、衬板磨损严重、机架易破坏、操作不方便等诸多缺陷, 这给我国颚式破碎机行业带来极大的经济损失。
本文针对某采矿企业进口的BP-1300/950型颚式破碎重要部件—动颚进行有限元分析及轻量化设计, 以期得到具有优良力学性能与动态特性的动颚结构, 最大限度发挥出材料的力学特性, 为企业降低生产成本。在有限元优化分析中, 针对这种进口颚式破碎机的研究并不多见, 通过本文的研究, 可为国内颚式破碎机制造企业在仿真设计方面提供了理论参考。
1 颚式破碎机有限元分析
1.1 颚式破碎机三维实体模型
BP-1300/950型颚式破碎机利用动颚板对物料进行挤压和弯曲, 以此破碎各种硬度的物料, 颚式破碎机的示意图如图1所示。动颚由铸钢整体浇铸而成, 它是颚式破碎机的主要受力构件, 也是最易出现断裂的部位, 根据工作时的实际受力情况, 其计算简图如图2所示。
1.2 动颚有限元实体模型
由于动颚具有对称型, 因此为了方便计算可取其一半进行分析, 依据设计图纸尺寸在ANSYS环境中建立动颚的有限元模型, 网格类型选用SOLID92 (十节点四面体等参数单元) 即可满足计算精度要求, 网格划分后总的节点数为302532个, 总单元数为196957个, 计算网格模型如图3所示。
1.3 动颚材料参数
破碎机动颚采用铸钢作为铸造材料, 依据材料手册资料, 其材料参数如表1所示。
1.4 载荷计算及约束条件
1) 载荷计算
根据图2所示受力简图, 利用公式 (1) 对载荷进行了估算:
其中, , t为动颚宽度。M为电机扭矩;P为电机额定功率;n为转速;F为动颚最大支撑力;σ为铸钢破坏强度;Smin为动颚最小横戴面积;l为动颚有效承载长度;a为动颚中心到承载面最小距离;t为有效承载面宽度;q为载荷集度。
同时本研究对破碎矿石进行了抗压破坏试验, 如图4所示, 由于BP-1300/950型颚式破碎机的受力主要集中在动颚板的1/3面积, 因此, 结合式 (1) 与压缩破坏试验结果, 可确定动颚支架上的载荷集度q=15MPa。
2) 约束条件
动颚为对称结构, 对称边界条件为动颚与圆柱轴承面固结, 动颚底板与底座粘接。
1.5 动颚有限元模拟结果分析
由有限元计算结果提取的等效位移云图和等效应力云图分别如图5和图6所示。
由模拟结果可知, 动颚变形相对较均匀且整体变形不大, 没有产生弯曲扭转变形, 最大位移量为0.293 mm。在载荷作用下动颚最大等效应力为105.587MPa, 远低于材料的屈服强度极限 (230MPa) , 最大应力出现在动颚凹槽顶端及孔洞的边缘处, 这与实际情况相符。因此可以认为BP-1300/950型颚式破碎机满足强度与刚度的要求且存在较大富余, 由此说明需要对颚式破碎机的动颚进行结构优化分析, 从而减轻自重, 降低产品造价。
2 动颚轻量化设计
2.1 动颚优化方案
考虑到公司的制造成本及颚式破碎机的整机配套[10], 在进行轻量优化设计时, 动颚的原始轮廓尺寸不变, 在保证强度与刚度的前提下, 对动颚的板厚及动颚面板结构进行优化。由原始结构的静力学分析可知:颚式破碎机满足破碎强度要求, 且有较大强度富余, 故可减小动颚的板厚, 调整动颚面板结构, 动颚轻量化设计方案如表2所示。
2.2 动颚减重结构有限元分析
2.2.1 动颚减重结构有限元计算
根据设计图纸尺寸在ANSYS环境中建立三维几何模型, 依据原结构有限元分析方法建立有限元模型。网格类型选用SOLID92, 网格划分后的总单元数为102146个, 计算网格模型如图7所示。动颚减重结构材料参数、载荷及约束与原结构相同。
2.2.2 动颚减重结构有限元计算
由ANSYS有限元计算结果提取动颚减重结构的等效位移云图和等效应力云图, 分别如图8和图9所示。
由有限元计算结果可知, 改进后的动颚整体变形与原结构相近, 最大位移量为0.298mm, 最大等效应力为83.357MPa, 远低于材料的屈服强度极限 (230MPa) , 最大应力位置仍处于动颚凹槽顶端及孔洞的边缘处。通过带孔和不带孔模型比较可以看出, 减重后的结构在刚度上基本相同, 数值上略有上升, 但整体刚度不大 (最大位移较小) , 因此对刚度影响不大。在强度上, 最大等效应力反而降低了21%, 因此从静态强度意义和节约材料上讲减重结构 (有孔面板如图10所示) 设计相对优越, 且已应用于实际生产中, 并表现出良好效果。
3 动颚优化前后模态分析
为分析结构改进后对其振动特性的影响, 本文将计算动颚在动态激励下的响应, 本文选用Block Lanczos法求解动颚的模态。本文分别提取了前12阶固有频率, 由模态分析结构可知:优化前后动颚总重量由3867kg下降到3613kg, 总重量下降了6.6%;前6阶固有频率均为零或接近于零, 后6阶固有频率均有提升, 平均提升在8%以上, 数值如表2所示。结构优化前后各阶主振型整体保持一致, 即动颚结构的优化没有影响振动特性的改变。
4 结论
本文针对BP-1300/950型颚式破碎机进行了轻量化设计, 在最大程度降低生产成本的前提下, 可在重量减轻6.6%的同时, 保证破碎机的破碎效果符合要求。优化前后的力学特性和模态分析表明, 在降低动颚总质量的情况下, 保证了动颚的强度与刚度, 且没有改变振动形态, 在提高破碎机使用寿命及企业竞争力方面获得了效果。实践表明, 本研究既解决了实际工程问题, 又为颚式破碎机新产品的研发提供有益参考。
摘要：利用ANSYS有限元软件对BP-1300/950型颚式破碎机动颚进行了仿真优化分析, 计算结果表明动颚结构设计不够合理, 导致破碎机耗材量增多, 制造成本升高。通过优化动颚面板的布局形式, 实现了在保证破碎效果前提下的最优用材量, 产品竞争力得到大幅提升。同时计算分析了优化前后动颚的振动特性, 优化前后动颚基本振动形态没有发生显著变化, 改进后动颚各阶频率均有提升。实践表明, 本研究不仅解决了实际工程应用问题, 而且为颚式破碎机动颚的结构设计提供有益参考。
关键词：颚式破碎机,动颚,优化分析,振动特性
参考文献
[1]戴少生.层压粉碎机理和倒悬挂细碎颗式破碎机[J].四川水泥, 2010 (4) :4-6.
[2]郭年琴, 郭晟, 黄伟平.PC5282颚式破碎机动颚有限元优化设计[J].煤矿机械, 2013, 34 (4) :22-24.
[3]王玉.基于虚拟样机技术的颚式破碎机工作装置的运动分析[J].矿山机械, 2010, 38 (11) :77-80.
[4]王彦生, 徐红玉, 艾尔肯·艾海提, 等.BP900/600型颚式破碎机动颚数值模拟[J].煤矿机械, 2010, 31 (5) :87-89.
[5]王学军, 孙康, 陈峰.PE250×400型颚式破碎机机架的模态分析[J].矿山机械, 2012 (8) :64-67.
[6]吕廷, 石秀东, 张秋菊, 等.基于ANSYS的破碎机机架模态分析[J].机械设计与制造, 2008 (11) :99-11.
[7]张雪峰, 潘永泰.基于ANSYS Workbench的双齿辊破碎机模态分析[J].煤矿机械, 2013 (2) :105-107.
[8]Hnland G, Szczelina P.Coarse Crushing of Brittle Rocks by Compression[J].Intemational Journal of Mineral Processing, 2004, 74:209-217.
[9]黄伟, 刘晓辉, 黄大明.基于APDL的颚式破碎机机架的有限元分析与优化设计[J].机械设计与制造, 2010, (12) :47-49.
颚式破碎机 篇5
一、颚式破碎机配套设备的组成
经过全面研究颚式破碎机配套设备组成、工作原理, 其整个破碎筛分系统的组成如下:给煤机入料漏斗上口为110mm矿工钢焊制的0.8×1m的筛子, 给煤机输送能力为每小时400t、600t、800t三个挡;入料口最大入料为1m2;通过输送能力为每小时600t的1.4m皮带机将料送入到颚式破碎机的, 破碎机入料口尺寸为1.2×1.2m, 出料口块煤粒度小于300mm;破碎后的煤炭进入输送能力为每小时300t的1m皮带机, 再送往筛分楼;经过振动筛筛成块煤和面煤;由两条0.8m皮带机分别输送到块煤和面煤栈桥。
二、故障原因
通过对现场观察分析, 发现造成破碎能力不足的原因有:
1.破碎机的进料能力大于破碎能力。破碎机原设计是用于破碎岩石的, 颚板的最大振幅为40mm, 底口的振幅仅有15mm, 现在用来破碎煤炭, 因煤炭较软, 被颚板压缩20～40mm, 达不到破碎的目的, 有时遇到一些粒度在500mm的块煤同时进入到破碎机内, 几个大块煤总在入料口内乱蹦, 无法下落到颚口中, 所以也就无法破碎。这就造成破碎机内的块煤在破碎机口内滞留, 最终造成堵眼。如果不及时停止入料, 皮带机就会造成大量煤炭外溢。即使1.4m皮带机能及时停下, 但堵在破碎机内的块煤因不能被破碎, 造成了经常堵眼的现象。整个破碎系统只能停机处理, 否则无法正常工作。维修的方法就是用人工把堵眼的煤炭拿出来, 不仅造成严重的停产现象, 有时还会引起人身事故。每班因堵眼造成的停机时间都在4～5h以上, 使得整个筛分系统每班的筛分能力仅有300～500t, 严重影响了销售和外运装车。
2.由于露天矿采用电铲采煤, 煤炭粒度较大, 有时达到1m以上, 给煤机入口的筛子经常被大块卡死, 时间一长整个筛面全部被堵死, 使得给煤机无法入料, 因筛面用11#矿用工字钢焊制, 强度低, 则不能用装载机或推土机将煤炭压碎或铲碎的方法清理, 只能用人工的办法清理, 清理时间长。如果在冬天, 煤块较硬的时候, 一旦出现故障, 一个班的时间也清理不完, 严重影响破碎能力。
3.给煤机曲柄行程为可调式, 是通过一个连接销子完成行程调节, 从而达到调节给煤量的目的。但由于给煤机长时间使用, 检查保养难以及时进行, 使得曲柄变形, 销子经常损坏, 每班都需更换几次, 也影响了破碎能力。
三、改进方案
通过以上分析, 针对故障原因采取了如下方法进行改造:
1.针对破碎机入料能力大于破碎能力。采取将入料的1.4m皮带机抬高, 在破碎机入料口前增加一个筛子, 筛面作成竖条形, 没有横条, 竖条之间的空隙为100mm, 使得粒度小于100mm的煤从筛子下面直接进入1m皮带机, 而不是进入破碎机入料口, 从而将近百分之四十左右的煤分流走, 使得进入破碎机的煤量减少近百分之四十, 从而解决了入料能力大于破碎能力的问题, 同时也减少了破碎机的破碎量, 减少了堵眼的可能性。
2.针对破碎机不适合破碎煤炭这一事实和几个500mm左右的煤块同时进入破碎机易引起堵眼的问题。采用在破碎机的静颚板上增加一个刮板机, 将堵在破碎口内的块煤强行往下拉的方法, 从而解决了破碎机堵眼的问题。
3.针对给煤机入料口筛子被大块煤堵死无法入料, 人工清理时间长的问题。采用更换11#矿工钢制作的筛子, 改用50#轻型工字钢制作筛子。由于筛子强度大大增加, 筛子被大块煤堵死时, 可以用推土机或装载机上到筛子上直接铲或者用液压挖掘机铲斗砸的办法将大块煤铲碎, 筛子也不会变形或损坏, 从而大大减少了堵筛清理时间和工人劳动强度。
4.针对给煤机曲柄、销子每班都需更换几次影响破碎的情况。采用改变曲柄连接方式, 变分体式曲柄为一体式曲柄, 从而彻底解决了销子损坏的问题。
四、综合分析
颚式破碎机 篇6
传统的颚式破碎机设计不仅周期长, 且精度较低, 特别是难以进行方案优化设计和比较。随着计算机技术的发展, 在研究机械系统的运动规律时, 借助计算机仿真技术可以大大缩短机构的设计周期, 显著提高计算精度, 并且还可以实现机构可视化, 因此, 本文利用Simulink求解机构运动约束方程, 通过微积分获得最终的速度 (或加速度) , 从而确定颚式破碎中四杆/六杆两种机构运动的位置 (或速度) 。
1 基于Simulink的运动学仿真
1.1 四杆/六杆破碎机机构方案简图
图1和图2分别为四杆/六杆颚式破碎机机构方案简图, 其中数字代表机构各杆件标号, 字母代表铰链点。
四杆破碎机各参数如下:其曲柄2的转速为170r/min, lO1 A=0.04m, lAB=1.11m, l1=0.95m, h1=2m, lO3B=1.96m, D为破碎阻力作用点, 阻力始终垂直于颚板O3B, 且lO3 D=0.6m, 阻力与曲柄2的角位移呈正比, 当颚板4分别在左、右极限位置时, 阻力分别为最大85 000N和最小0N。各杆的质量、转动惯量如下:m3=200kg, J3=9kg·m2, m4=900kg, J4=50kg·m2。曲柄2的质心在O1处, 3, 4构件质心在各构件的中心。
六杆破碎机各参数如下:其曲柄2的转速为170r/min, lO1 A=0.1 m, lAB=1.250 m, lO3B=1 m, lBC=1.15m, lO5C=1.96m, l1=1m, l2=0.94m, h1=0.85m, h2=1m。各构件质量和转动惯量分别为:m3=500kg, J3=25.5kg·m2, m4=200kg, J4=9kg·m2, m5=200kg, J5=9kg·m2, m6=900kg, J6=50kg·m2。构件2的质心位于O1上, 其他构件的质心均在各杆的中心处。D为破碎阻力作用点, lO5 D=0.6 m, 破碎阻力的变化规律与四杆铰链式颚式破碎机相同。
1.2 四杆/六杆破碎机数学模型的建立
根据四杆颚式破碎机简图绘制出四杆机构的位移矢量图, 如图3所示, 其位移矢量方程如下:
其中:R1, R2, R3, R4分别为四杆机构各杆件的位移矢量。
根据六杆颚式破碎机简图绘制出六杆机构的位移矢量图, 如图4所示, 其位移矢量方程如下:
其中:R1, R2, R3, R4, R5, R6, L分别为六杆机构各杆件的位移矢量。
将式 (1) 、式 (2) 、式 (3) 位移矢量分别投影到指定坐标系的x轴和y轴方向, 建立四杆和六杆机构的位移代数方程组, 对各代数方程进行两次微分计算得到各杆件加速度、角速度、角位移之间的关系方程组, 再分别将四杆和六杆机构的关系方程组写成矩阵形式, 分别如式 (4) 、式 (5) 所示。
其中:ω2, ω3, ω4, ω5, ω6分别为对应杆件的角速度;α2, α3, α4, α5, α6分别为对应杆件的角加速度;θ2, θ3, θ4, θ5, θ6分别为对应杆件的角位移。
1.3 Simulink仿真框图的建立
根据加速度、速度、位移三者的积分关系搭建仿真框图, 根据式 (3) 和式 (4) 的关系方程矩阵, 编写相应的M程序。注意, 用迭代法编程计算时必须知道初始条件, 如曲柄的速度、加速度、角位移初值, 各连杆的速度、角位移初值 (为了简便计算, 可以取曲柄在特殊位置时的初值) , 并且初值计算必须正确, 否则, 仿真不能进行。四杆和六杆机构的Simulink仿真框图分别见图5和图6。设置仿真时间为0.6s, 此时, 曲柄运动大约为两个周期。
2 SimMechanics动力学仿真
在SimMechanics环境中, 是利用各构件之间的拓扑关系进行物理建模, 它实现了构件、铰链、传感器、坐标系统等组成部分的建模和仿真, 能对机构铰链约束处的受力进行求解, 同时还能对机构实现实时动画显示。
根据四杆和六杆破碎机机构的拓扑关系, 建立SimMechanics仿真模型, 分别如图7和图8所示, 根据杆件的质量、转动惯量、尺寸等设置模块参数 (如Body的重心和端部坐标以及质量和转动惯量) 。
3 仿真结果及结论
运行Simulink进行各杆件角位移、角速度、角加速度仿真, 输出结果到MATLAB工作空间;运行SimMechanics进行各杆件角位移、角速度、角加速度以及铰链处反力和曲柄驱动力矩仿真, 将反力和驱动力结果输出到MATLAB工作空间。
图9为四杆和六杆机构摆杆的角位移、角速度、角加速度曲线。由图9可知, 四杆机构的摆杆角度变化范围、角速度幅值、角加速度最大值都要比六杆的小, 连杆机构的整体波动性也小。
图10为四杆和六杆机构的摆杆 (颚杆) 铰链O3和O5处的反作用力曲线, 图11为四杆和六杆机构曲柄驱动力矩曲线。通过以上比较说明:四杆机构的摆杆速度、加速度和驱动力矩的波动性以及摆杆铰链处的受力情况要好于六杆机构, 四杆破碎机构的运行更平稳。
综上所述, 四杆铰链式破碎机的机械性能比六杆铰链式破碎机要好。
摘要：针对四杆/六杆颚式破碎机, 建立其位置闭环矢量方程, 给定机构的尺寸参数, 经两次微分求出其加速度关系矩阵, 编写各方程M函数, 使用MATLAB中的Simulink仿真工具对其进行运动学、动力学仿真, 求出各个构件的瞬时位置、速度和加速度。使用SimMechanics对机构的驱动力矩和各铰链处反力进行求解。结果表明, 相比六杆颚式破碎机, 四杆机构所需驱动力矩要小, 摆杆铰链处反力和加速度值更小, 摆杆角位移范围更大。
关键词：颚式破碎机,动力学,Simulink,SimMechanics,仿真
参考文献
[1]窦照亮.颚式破碎机结构参数优化和破碎力仿真分析[D].昆明:昆明理工大学, 2010:1-67.
[2]傅彩明.新型颚式破碎机动态设计研究[D].北京:北京科技大学, 2004:1-48.
[3]刘菊蓉, 王旭飞.偏置式曲柄滑块机构的优化设计及运动分析[J].机械研究与应用, 2005 (12) :99-100.
[4]孔维忠, 振兴.六杆机构的运动仿真及方法比较[J].机械工程与自动化, 2012 (5) :67-69.