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1、第四章受力分析及主要零件强度计算4.1破碎力的计算破碎机的破碎力是计算机器各个零件强度和刚度的原始数据。破碎力的大小 与很多因素有关，因而确定破碎力的方法也很多，概括起来有以下几种方法：（1）理论计算法：根据破碎矿石所需的破碎功导出破碎力的计算公式，因而 计算结果与实际相差较大，故在实践中应用很少。（2）功耗计算法：根据电动机的安装功率，结合破碎机的结构特点，导出破 碎力的计算公式。（3）实验分析法：根据实验数据导出的公式来计算破碎力。目前，国内是采用实验分析法来确定颚式破碎机的破碎力。根据对复摆颚式 破碎机的固定颚和动颚的实际受力测定，在破碎机动颚上所产生的破碎力系与矿 块纵断面面积成正比。
2、因此，作用在动颚上的最大破碎力可以按下式计算：Pmax nqgLH（式 4 1）式中：q衬板单位面积上的平均压力，其值可取 q =27公斤/厘米2 ；L、H破碎腔的长度和高度。贝U Pmax=qgLE27X9.890 3 矗 109 1 16 8 3 9 （ （式 42）当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将Pmax增大50%，故破碎机的计算破碎力为：Pjs =1 . Pm a 尸 1 . 59 1 8 3 91 3 791 N ；)Ps =1 0 3X11 N ()4.3主要零件强度计算颚式破碎机的主要零件有：偏心轴、动颚、推力板、动颚的拉杆弹簧、轴承、 机架以及飞轮等。4.3.1
3、偏心轴强度计算鉴于皮带拉力，飞轮与皮带轮的重量相对破碎力在偏心轴的分力来说其值甚小，为了方便起见可略去不计，这样，偏心轴的受力、扭矩、弯矩 及当量弯矩就可按照图所示进行分析计算。受力简图轴示意图r 1当量弯矩图4 2求支承的反作用力R = Pl = 1.375 竺=687.63( KN )；2 2(式 44) 求弯矩Mw =R = 687.6390 = 61886.7( N *m)； 求扭矩3 P321.8T =9.55109.5510594.828( N *m)n350(式 4 5)(式 46)当量弯矩M2:T12）12）2| 0.6594.828（式 4 7）、61886.7=61887.
4、729 （ N-rm）;12）12）校核轴径12）12）61887.729100.135412）（式 48）=120.4mm130 mm;求许用弯曲应力；w12）12）卜1W（式 49）式中二丄为弯曲疲劳极限，材质为40Gr,经高频淬火加调质处理后其.=1100MPan安全系数取n=1.8表面质量系数 取B =0.9 X 1.8=1.62；b受弯矩作用时的绝对尺寸系数，查表得b =0.54一受弯矩作用时的有效应力集中系数，查表得K；=1.69所以有11081X620.54；二 W3 1 6 M3 13 a ；）1.81.69（式410） 求断面系数W幕 3二333Wd130=215.69010
5、 （mm ）323211） 危险截面的弯矩应力M 61887.729103cw-286.929（ MPa）W 215.690 汇 10（式4（式412）(式4(式 4 14)(式 415)即 二 =316.33 ( MPa)13)故由上可得偏心轴的设计符合强度要求。4.3.2动颚强度计算1).动颚的强度计算1. 受力分析根据 Pjs=1375 kNPs=1419 kNPk=1031 kN求得：PKx 二 PK cos 47.19=1031 cos 47.19= 700.636( KN)；2 2 2 2PKy = ； Pk -Pkx =1031- 700.636=756.353( KN )；剪力
6、图34.792kN.m弯矩图Psx = PS cos 3.81 =1419 cos 3.81 =1415.86( KN)；(式 416)Psy = . Ps2 -PSx2 二 1419 2 -1415.86 2 = 94.347( KN );(式 417)所以，最大弯矩M max =PKy46 10 =756.35346 10 34.792( KN *m); (式 418)最大剪力(式 419)Qmax =PKy =756.353( KN )。2. 动颚危险截面的判定由动颚的结构及机构受力图，D D截面为最大破碎力作用点所在面,故该面需要进行校核3. 动颚截面的几何参数动颚在图示D D截面上强
7、度最小，是危险断面，此处进行危险断面校核(1)求截面形心位置：y2Ft = 488 = 352 cmF2 = 555.8 =145 cm ；13.717y2 = = 6.8585 cm ；22F3 = 488 =352 cm ；y3 =13.717-2 =11.717 cm ；yc F1 y1 F2 y2 F3 y3h +F2 +F335221456.8585- 35211.717。352 - 145352（式 420）（式 4 21）（式 422）（式 423）（式 424）（式 425）（式 426）=6.8585 cm(2)求截面形心惯性矩27)28)29)(3)2 2 2J = J1
8、- F1d1 J 2 - F2d2 J 3 - F3d3 ；d! , d 2 , d 3分别是面积F!, F 2, F3的质心至截面形心y c的距离13213J488352(6.8585-2)55.8512 122131456.8585 -6.858548835211.717124= 17963.085( cm )校核D D截面强度：D截面断面系数:W,17963.85= 2619.098(y 6.8585-6.853cm )(式 4(式 4(式 4(式 430)则动颚在D-D截面弯曲应力:M max334.79210(式 431)6Wx2619.09810=13.28( M Pa ) : 3
9、50( M Pa )二匚从以上计算可以看出，DD截面上的应力最大，此点有最大拉应力。所计算 的最大应力小于或等于许用应力，则动颚强度足够。2).动颚运动学分析由于此次设计采用三维动态仿真设计，在动颚设计完成后，动颚的质量特 性可由模型里直接测量而来，可以节省设计时间，充分体现了此次设计的 特色。如图4 5，由模型测得的数据如下：输出坐标系：- 默认-密度=1.78克/立方毫米质量=180687643.11 克体积=101509911.86立方 毫米表面积=4253212.68平方毫米重心 : ( 毫米 )X = -112.11Y = -181.43Z = 440.00平方 毫米 )Px = 1
10、1707311648865.42Py = 13503090810288.14Pz = 21506956374436.09 毫米 )惯性主轴和惯性力矩 : ( 克 由重心决定。Ix = (-0.00, -0.00, 1.00)Iy = (-0.40, -0.92, -0.00)并且 对齐 输出 的坐 标系Lxx = 20247962193450.81Iz = (0.92, -0.40, 0.00) 惯性张量 : ( 克 * 平方 由重 心决 定Lxy = 2914061396559.05Lxz = 526562.57Lyx = 2914061396559.05Lyy = 147620849912
11、50.84Lyz = -7003384.26Lzx = 526562.57Lzy = -7003384.26Lzz=11707311648888.06图4 5433推力板（肘板）的设计与计算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，一般都是用它作为保险零件，故计算时要降低其安全系数。推力板的材料为HT15-33，其许用压应力匚卩=80 M Pa，其受力为P =1.03110 6 N。为了更好的起到保险作用，将其许用压应力提高30%，则Fdp=80x （ 1+30%） =104Mpa设计中为了减小推力板的断面，沿其宽度方向分布有两个通孔，其外形尺寸如图4 6所示：只要是实际的
12、危险截面比理论的危险截面小，即可起到保险作用 计算危险截面的面积：(式4P 1.031 勺06二 2S =10.110 m ； -L 104 勺 05p32)图4 6本次设计中推力板实际的危险截面的面积为：S=820 280 20 =9.72 10m2 : 10.1 10m2 =S。（式 433）4.3.4机架强度校核颚式破碎机的机架在工作中受很大的冲击载荷，因此，它应具有足够的强度 和刚度。目前，破碎机的机架有整体机架（整体铸造、铸件焊接及钢板焊接）和 组合机架。组合机架虽然解决了大型破碎机制造和运输上的困难，但在机械加工、 装配和拆卸方面却增加了不少麻烦；其次，组合机架的刚性较差。因此，本设计 中采用了整体铸造式机架。机架周围所设的加强筋以增加高度方向的刚度，防止侧壁在受力时弯曲和颤 动。纵向加强筋一般起附带加强作用。颚式破碎机的机架形状比较复杂，同时受力也比较恶劣（冲击载荷），设计时, 一般是根据类似机架的结构决定断面尺寸，然后近似地校核它的强度。对于整体机架，可以看作是一个静不定框架，在它的前壁上作用有破碎力Pjs， 后壁上作用有后推力板的计算力 Pk的水平分力Ph，在两侧壁的动颚心轴轴承处 和偏心轴轴承处作用有支承反力
