偏心軸回轉一周的時間nt60秒則ntt3021秒。同時還可看出，無論曲柄旋轉到任何位置，兩破碎腔的有效破碎空間系數之和都近似于ｌ，即相當于一個破碎腔始終完全進行破碎工作，說明了雙腔顎式破碎機工作的連續性。本章將通過對破碎腔有效破碎空間概念的提出及研究，揭示雙腔顎式破碎機破碎力的變化規律，并在實驗的基礎上逐步建立破碎力的計算公式，對機架在破碎力工況下的載荷進行分析計算。２．１ 擺動力的動力平衡擺動力的動力平衡是在機構加上配重之后，使剩余擺動力的均方根達到小。? Ｋ３＜０．８５，確切值待定。顎式破碎機動態工作示意圖典型的傳統復擺顎式破碎機機架一般是整體鑄造機架如圖卜所示。

 由此可以列出空轉時功的平衡方程式 2min2maxJtNNt 式4—60 或 JtNNt 式4—61 則飛輪儲存的能量為 112102NNtJ 式4—62 設空轉時的功率消耗pNN1p稱損失系數。顎式破碎機動態工作示意圖飛輪在空行程時儲存能量在工作行程時則放出能量這樣可以使電動機的負荷均勻。圖ｚ—ｓ左定顎受力示意圖則：Ｅ＝（Ｐ? ｅｏｓｌ４。 由前面已知 61.37510jsPN 1050Lmm 898.5hmm .116Jcm .116Jcm 則 ..857..858jsPhMNcmJLhJ 式4—42 由此確定作用在前、后壁的彎矩為 667max1..857.12102.381044jsPhMMNcm 式4—43 則機架側壁強度 66627.12101...9410/113.94500jscececebPMWFNmMPaMPa 式4—44 機架前壁強度 762max2..2110/721.89329.21500qianqianbMNmWMPaMPa 式4—45 機架后壁強度 762max2..7610/1806.25131.76500houhoubMNmWMPaMPa 式4—46 均滿足強度要求。它們設計的機架不但滿足工作要求而且美觀。 4.3.2 動顎強度計算 1.動顎的強度計算 1.受力分析 根據 Pjs1375 kN Ps1419 kN Pk1031 kN 求得: cos47.191031cos47.19700.636KxKPPKN 式4—14 .636756.353KyKKxPPPKN 式4—15 PsPsxBPsyBPjsDDDPkPkxPkyA剪力圖受力分析A彎矩圖756.353kN.m94.347kN.m34.792kN.mcos3.811419cos3.811415.86SxSPPKN 式4—16 5.8694.347SySSxPPPKN 式4—17 所以彎矩 33max..792KyMPKNm 式4—18 剪力 max756.353KyQPKN。

９泌（ｃ）妒∈０７０＊，２５０。顎式破碎機動態工作示意圖在分析動顎速度瞬心隨曲柄旋轉的變化關系時，首先建立直角坐標系。由于雙腔顎式破碎機的腔型與單腔的相同，動顎齒板都做平面運動，所以它們破碎力作用點的位置也是相同的。 3實驗分析法根據實驗數據導出的公式來計算破碎力。２．１破碎腔有效破碎空間的研究破碎力是破碎機設計時的主參數，其大小及其作用點的位置是由破碎腔參與破碎部分的多少及其變化決定的嗍，所以研究破碎腔的有效破碎空間是研究破碎力的前提。蕓劃２：’島２曩地７５。

 Ｍ１’ ＭＩ（ｄ）廬∈（２５００３５０。平衡的對象有振動力、振動力矩、輸入扭矩和運動副反力等反映機構慣性作用的動力特性指標。１一定顎板ａ；２一動顎板ａ；３一動顎：ｌ一定顎板；２—動顎５４一搖桿：５一偏心軸：６－機架；７－動顎板ｂ；３一肘板（搖桿）；４—偏心軸 ８一定顎板ｂ；Ｉ一破碎腔ａ；ＩＴ一破碎腔ｂ圖卜１傳統復擺顎式破碎機結構示意圖 圖卜２雙腔顎式破碎機結構示意圖雙腔顎式破碎機與傳統復擺顎式破碎機工作機構上的差別還導致了它們機架結構上的重大差異。 對于整體機架可以看作是一個靜不定框架在它的前壁上作用有破碎力jsP后壁上作用有后推力板的計算力′Pk的水平分力HP在兩側壁的動顎心軸軸承處和偏心軸軸承處作用有支承反力。顎式破碎機動態工作示意圖不同機架模型下有限元分析云圖見圖 １１、１２，不同機架模型下的應力比較見表４。它們都由電動機驅動通過帶傳動帶動偏心軸上的帶輪再通過偏心軸的轉動使破碎機中的動顎相對定顎扳周期性地靠攏與分開從而實現物料的破碎與排出。

顎式破碎機動態工作示意圖通過對機架的有限元分析發現，機架前墻向外凸出變形明顯，應力較大，即使破碎物料為抗壓強度ｏ－Ｂ＝１１７ＭＰａ的軟礦石時，前墻很多地方的應力都超過了材料的許用應力；而側墻變形不大，且大部分地方的強度儲備過剩，即使破碎物料為抗壓強度ｏ－Ｂ＝２５０ＭＰａ的較硬礦石時，側墻上的強度儲備也比較大。設曲柄的回轉為坐標原點，Ｘ軸的正方向為水平向右，Ｙ軸的正方向為豎直向上，如圖２一ｌ 。由公式（２－２１）求得破碎力：Ｐ＝ｔｏ＂ＢＨＢＫ：—１—×１１７×７５０×７５０Ｋ＝１９９４Ｋ（ｋＮ）破碎腔內的破碎載荷是齒板上的分布載荷，其合力即破碎力。由于傳統顎式破碎機是一種『日斷工作的破碎機械工作效率比連續工作的破碎機械低為此改變顎式破碎機間斷工作的現狀的研究成了熱門課題其中近似為連續工作的雙腔顎式破碎機已成為其主要研究方向。由圖２－３中的陰影部分可以看出，兩破碎腔的有效破碎腔段之和相當于一個完整的破碎腔，即兩破碎腔的有效破碎空間系數之和等于ｌ。表２是用模態綜合法求解的整機前４階固有頻率（Ｈｚ）、用振動試驗法求得的整機前４階固有頻率（Ｈｚ）以及它們之間的偏差百分值。

本文采用理論分析、軟件仿真和實驗測試相結合的方法研究了雙腔顎式破碎機破碎軟硬兩種礦石時機架的力學性能，并以此為依據對其分別進行優化設計，達到了改善機架結構，使其合理且經濟的目的。將上述各值代入公式4—67中簡化并整理后得 DnNG公斤。為此提出有效破碎空間的概念，即破碎腔中進行實際破碎的空間。顎式破碎機動態工作示意圖將應力云圖和變形云圖相結合進行分析，能夠取得滿意的研究效果。在破碎過程中，破碎力的大小及作用點位置隨偏心軸的轉角而變化。由于破碎力是破碎機各零部件強度設計的主要參數，所以在設計時應以破碎力為依據。

這為破碎機的設計和機架受載特性的研究奠定了理論基礎。Ｉ．破碎力的計算及其作用位置的確定雙腔顎式破碎機２ＰＥ２５０Ｘ７５０的齒板長Ｈ＝７５０ｒａｍ，寬Ｂ＝７５０ｍｍ，選取與后面第四章實驗中相同的破碎物料，其抗壓強度盯。如圖4—7所示在框架的前、后壁上作用有破碎力jsP今沿框架側壁n-n切斷則n-n斷面處作用有彎矩M及縱向力N因框架原來處于平衡狀態切斷后為了仍要維持框架平衡故在其上加M及N。顎式破碎機動態工作示意圖 由此公式4—62可改寫為 NtJ12102 式4—64 則飛輪的轉動慣量為 21102NtJ 式4—65 根據理論力學知識飛輪的飛輪矩為 gJGD42公斤米2 式4—66 將公式4—65代入公式4—66中則得飛輪重量G的計算公式 DNtgDgJG公斤 式4—67 式中 g——重力加速度81.9g米/秒2 D——飛輪的直徑米 ——飛輪的平均角速度即偏心軸的角速度2minmax ——速度不均勻系數maxmin對于大型顎式破碎機可取03.001.0 對于中小型顎式破碎機可取05.003.0。】時，破碎腔Ｉ的有效破碎空間系數為：（２－１４）妒∈（２５００，３５０。，運用有限元分析軟件對機架進行準確的受載特性仿真研究，將為雙腔顎式破碎機機架的設計開辟一條新途徑，即基于虛擬仿真的設計方法。