颚式破碎机论文

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1. 绪论

破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之碎裂成小块物料的设备。

破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的综合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。

在矿山工程和建设上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使这成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的以便进一步加工操作。

通常的破碎过程，有粗碎、中碎、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，如表一所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机、细碎机三种。

表一 物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm） 类别 粗碎 中碎 细碎 入料粒度 300～900 100～350 50 ～100 出料粒度 100～350 20～100 5～15 制备水泥、石灰时、细碎后的物料，还需进一步粉磨成粉末。按照粉磨程度，可分为粗磨、细磨、超细磨三种。所采用的粉磨机相应地有粗磨机、细磨机、超细磨机三种。

在加工过程中，破碎机的效率要比粉磨机高得多，先破碎再粉磨，能显著地提高加工效率，也降低电能消耗。

工业上常用物料破碎前的平均粒度D与破碎后的平均粒度d之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值i成为破碎比（即平均破碎比）

i=D/d

为了简易地表示物料破碎程度和各种破碎机的破碎性能，也可用破碎机的最大进料口宽度B与最大出料口宽度b之比来作为破碎比，称为公称破碎比。

i=0.85B/b

在实际破碎加工时，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大限度进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于公称破碎比的0.7～0.9。

每各破碎机的破碎比有一定限度，破碎机械的破碎比一般是i=3～30。如果物料破碎的加工要求超过一种破碎机的破碎比，则必须采用两台或多台破碎机械串连加

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工，称为多级破碎i0。多级破碎时，原料尺寸与最终成品尺寸之比，称总破碎比，如果各级破碎的破碎比各是i1，i2，??in。则总破碎比是

i=ii012??in

由于破碎机构造和作用的不同，实际选用时，还应根据具体情况考虑下列因素；

1) 物料的物理性质，如易碎性、粘性、水分泥沙含量和最大给料尺寸等； 2) 成品的总生产量和级配要求、据以选择破碎机类型和生产能力； 3) 技术经济指标，做到既合乎质量、数量的要求、操作方便、工作可靠，又最大限度节省费用。

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2. 物料破碎及其意义

2.1 物料破碎及其意义

从矿山开采出来的矿石称为原矿。原矿是由矿物与脉石组成的，露天矿井开采出来的原矿其最大粒度一般在200～1300mm之间，地下矿开采出来的原矿最大粒度一般在200～600mm之间，这些原矿不能直接在工业中应用，必须经过破碎和磨矿作业，使其粒度达到规定的要求、破碎是指将块状矿石变成粒度大于1～5mm产品的作业，小于1mm粒度的产品是通过磨碎作业完成的。 2.1.1 破碎的目的

（1）制备工业用碎石

大块石料经破碎筛分后，可得到各种不同要求粒度的碎石。这些碎石可制备成混凝土。它们在建筑、水电等行业中广泛应用。铁路路基建造中也需要大量的碎石。

（2）使矿石中的有用矿物分离

矿石有单金属和多金属，而且原矿多为品位较低的矿石。将原矿破碎后，可以使有用金属与矿石中的脉石和有害杂质分离，作为选矿的原料，除去杂质而得到高品位的精矿

（3）磨矿提供原料

磨矿工艺所需粒度大于1～5mm的原料，是由破碎产品提供的。例如在炼焦厂、烧结厂、制团厂、粉末冶金、水泥等部门中，都是由破碎工艺提供原料，再通过磨碎使产品达到要求的粒度和粉末状态。 2.1.2 破碎工艺

最终破碎粒度是根据产品的用途确定的。需要进行磨矿作业的矿石，应考虑到破碎与磨矿总成本较低来确定破碎产品的粒度。一般较适宜的粒度为10～25mm。把原矿粒度与破碎产品的粒度的比，称为总破碎比。

一台破碎机只能在一定限度的破碎比下才有合理的结构，才能最有效地工作，因此使一台破碎机达到这样的破碎比是很有困难的。各种破碎机的破碎比范围见表二。可见，要把原矿破碎到需要的粒度，必须将若干台破碎机串连进行分段破碎。总破碎比等于各段破碎比的乘积、为了发挥串联破碎机的破碎能力，不使小块矿石进入破碎机反复进行破碎，因此将破碎与筛分有机结合，构成合理的破碎工艺流程。

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本科毕业设计（论文）说明书 表二 各类破碎机的破碎比

破碎机型式 颚式破碎机的旋回破碎机 标准圆锥破碎机 标准圆锥破碎机（中型） 短圆锥破碎机 短圆锥破碎机

流程类型 开路 开路 闭路 开路 闭路 破碎机范围 3~5 3~5 4~8 3~6 4~8 图2-1为一段破碎机机流程图，原矿经固定筛 分后，筛上大块物料进入颚式破碎机2，筛下物 颚式破碎机2的产品一起经振动筛3筛分；筛上 物经圆锥破碎机4破碎，筛下物和圆锥破碎机4 的产品一起经振动5筛分；筛下物作为磨机8的 原料，落入矿仓7，筛上称进入圆锥破碎机6破 碎，破碎机6与振动筛5构成封闭系统进行反复 破碎、筛分，该系统称为封闭破碎系统。颚式破 碎机2和圆锥破碎机4的产品，均经筛分后进入 下一流程，故称开路破碎。

图2-1 1—固定筛 2 -- 颚式破碎机 3、5—振动筛 4、6-- 圆锥破碎机 7 –矿仓 8- 磨机

2.2 破碎物料的性能及破碎比

2.2.1 产品粒度及其表示方法

矿块的大小称为粒度，由于矿块形状一般是不规则的，需要用几个尺寸计算 出的尺寸参数来表示矿块的大小。

（1） 平均直径d

矿块的平均直径用单个矿块的长、宽、厚平均值表示。 d=(L+b+h)3 (2-1) 式中 L---矿块的长度（mm）

b---矿块的宽度（mm） h---矿块的厚度（mm） 也可用长、宽的平均值表示：

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d= ?L+b?2 （2-2）

平均直径一般是用来计算给矿和排矿单个矿块的尺寸以确定破碎比。

（2） 等值直径dw

矿块的粒度很小时可用等值直径来表示。等值直径是将细料物料颗粒作为球体来计算的。

dw=36V=1.24Am （2-3）

?π式中 m---矿料质量（kg）

?----矿物密度kg/m

V----矿料的体积（m）；

（3） 粒级平均直径d

对于由不同粒度混合组成的矿粒群，通过用筛分方法来确定矿粒群的平均直径，例如上层筛孔尺寸为d1，下层筛孔尺寸为d2，通过上层而留在下层筛上的物料，其粒度既不能用也d1不能用表示。当粒级的粒度范围很窄，上下两筛的筛孔尺寸之比不超过2=1.414时，可用粒度平均直径表示，即

(?) d=d1d2 (2-4)

2否则用d1~d2表示粒级。 2.2.2 破碎产品的粒级特性

破碎产品都是由粒度不同的各种矿石矿粒所组成，为了鉴定破碎产品的质量和破碎机的破碎效果，必须确定它们的粒度组成和粒度特性曲线，确定混合物的粒度组成，通常采用筛分公检法（简称筛析）。

筛析一般采用标准筛，筛面使用正方形筛孔的筛网。我国通常采用泰勒标准筛，其筛孔大小用网目表示，它指一英寸长度（一英寸等于25.4mm）内所具有的筛孔数目。这种筛子是以200目作为基本筛（2=1.414）和补充筛比（42=1.189）,筛孔的尺寸可根据筛比计算。例如，基本筛的上一基本筛为150目筛子的筛孔尺寸，可用基本筛的筛孔乘以基本筛为0.074?2=0.105mm。若计算两筛之间的补充筛孔尺寸，则用基本筛的筛孔尺寸乘以补充筛比得到。即0.074?42=0.088mm.

我国尚无用于破碎机的产品粒度分析标准，在实际测试时，各厂家厂家使用的筛孔形状（方孔或圆孔）及序列也不尽相同。如果参照泰勒标准筛关于基本筛比的规定来确定筛。

孔序列，即各筛间的筛比天有不大于2，就可以将上、下两筛间的产品粒度，用粒度平均直径表示这对于分析粒级特性显然是很方便的。因此推荐表三的粒级序列供参考。

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表三 各破碎机产品的筛析筛的粒级序列

型PE-1号 50X250 粒0-3 度 系 列10-14 14-20 20-28 >28 0 5 >55 40-58 28-410 >110 155 >155 注：筛孔最大尺寸以其残留景不超过5%来确定

根据筛分结果，可以对产品（或原矿）的粒度特性进行分析。粒度特性用粒度特性曲线来表示，纵坐标表示套筛中各筛的筛上物料质量的累积百分数（简称筛上量累积产率%），横坐标或有筛孔尺寸与最大之比，或用筛孔尺寸与排矿口之比（%）表示。

图2-2a所示为物料粒级特性曲线，任意两纵坐标之差，就表示在横轴上相应两点间物料粒级的产率。由图可知，难碎性矿石的粒级曲线运动呈凸形，这表明矿石的粗级物料占多数。中等可碎性矿石的粒级曲线2近似直线。这表明各种粒级所占的产率大致相等。易碎性矿石的粒级曲线3呈凹形，这表明矿石中的中等粒度的物料占多数。该粒级曲线可以分析比较各种矿石破碎的难易程度。由于横坐标比值不能反映产品绝对尺寸的粒级分布情况，因此在检查同型号不同破碎机的破碎效果并强调可比性

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PE-250X400 0-3 3-5 4 5-7 0 7-10 8 10-14 14-20 20-20 7 0 PE-400X600 0-10 10-14 14-20 20-28 28-40 40-57 57-80 80-110 PE-500X750 0-10 10-18 14-20 20-27 28-40 40-515 57-8163 80-1110-PE-600X900 0-20 20-228-440-557-880-15 115-60 >163 PE-750X1060 0-20 20-28 28-40 40-57 57-80 0 80-1170 115-1>163 PE-900X1200 0-30 30-42 42-60 60-85 85-12120-1>170 3-5 5-7 7-10 本科毕业设计（论文）说明书

时，只有筛孔最大尺寸及破碎物料相同时才有比较价值。当破碎机性能差别较大时，按筛子上残留量不大于5%所确定的筛孔最大尺寸也不相同。因此用该曲线来分析破碎机的破碎效果并不方便。

图2-2b的横坐标表示筛孔尺寸与排矿石之比。当同型号各个破碎机的排矿口尺寸破碎物料相同时，该粒级特性曲线可以检查破碎机的破碎效果。

图2-2a 筛孔尺寸与最大粒之比

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图2-2b 物料尺寸排矿口之比

1— 难碎性矿石 2— 中等可碎性矿石 3—易碎性矿石

2.2.3 矿石的破碎及力学性能

机械破碎是用外力加于被破碎的物料上，克服物料分子间的内聚力，使大块物料分裂成若干小块。若矿石是脆性材料，它在很小的变形下就会发生破裂、机械破碎矿石有以下几种方法：

1) 压碎 将矿石置于两个破碎表面之间，施加压力后矿石因压力达到其抗压强度限而破碎（图2-3a）。

2) 劈裂 用一个平面和一个带尖棱的工作表面挤压矿石时，矿石沿压力作用线方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂面上的拉应力达到矿石的抗拉强度限 （图2-3b）。

3) 折断 用两个带有多个尖棱的工作表面挤压矿石时，矿石就像受集中载荷的两支点或多支点梁。当矿石内的弯曲应力达到弯曲强度限时矿石被折断 （图2-3c）。

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图 2-3 矿石的破碎和破碎方法

（a） 压碎 （b） 劈裂 （c）折断 （d） 磨碎 （e）冲击破碎 4）磨碎 矿石与运动的工作表面之间受一定压力和剪切力时，矿石内的剪切力达到其剪切强度时，矿石即被粉碎（图 2-3d）

5) 冲击破碎 矿石受高速回转机件的冲击力作用而破碎（图2-3d）。由于破碎力是瞬间作用的，所以破碎效率高，破碎比大，能量消耗小，但锤头磨损严重。

实际上任何一种破碎机都不是以某一种形式进行破碎的，一般都是两种和两种以上的形式联合进行破碎。由于颚式破碎机的破碎工作表面是两块相互交错布置的齿形衬板，因此其破碎作业兼有前四种破碎形式，当破碎机两工作面沿表面方向的相对运动位移加大而加强磨碎作业时，由于磨碎的效率低、能量消耗大、机件磨损严重，将会降低破碎机的破碎效果。

矿石的破碎方法主要根据矿石的物理性能、被破的块度及所要求的破碎比来选择的，矿石分坚硬矿石、中等坚硬矿石和软矿石。也可以分为粘性矿石和脆性矿石。矿石的抗压强度最大，抗弯强度次之、抗拉强度最小。对坚硬矿石采用压碎，劈裂和折断的破碎方法为宜；对粘性矿石采用压碎和磨碎方法为宜；对脆性矿石和软矿石采用劈裂和冲击破碎的方法为宜。简摆颚式破碎机可用于破碎各种性能的矿石，对于坚硬矿石有更高的效果。

表四 矿石的物理力学性能 矿石性质 软矿石 矿石名称 煤 方铅矿 菱铁矿 无烟煤 闪锌矿 疏松石灰石 抗压强度/MPa 2~4 4.5 7 约9 约10 10 普氏硬度系数 2~4 - 9 -

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软至中硬矿石 中硬矿石 致密石灰石 褐铁矿 磁铁矿 花岗岩 纯褐铁矿 正长岩 大理石 致密砂岩 50~100 约82 106.5 120~150 125 125~156 50~150 约160 158~195.5 180~200 200 172~220 198~18 180~218 153~280 150~280 234 200~300 350 6~10 12~15 硬矿石 矿 半假象赤铁辉绿岩 闪长岩 片麻岩 15~18 极硬矿石 石英岩 闪长岩 斑岩 铜矿石 钛磁铁矿 玄武岩 花闪长英岩 18~20

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3. 工作原理和构造

3.1 工作原理

电动机驱动皮带和皮带轮，通过偏心轴使动颚上下运动，当动颚上升时肘板与动颚间夹角变大，从而推动动颚板向固定颚板接近，与其同时物料被压碎或劈碎，达到破碎的目的；当动颚下行时，肘板与动颚夹角变小，动颚板在拉杆，弹簧的作用下，离开固定颚板，此时已破碎物料从破碎腔下口排出。随着电动机连续转动而破碎机动颚作周期运动压碎和排泄物料，实现批量生产。颚式破碎机的工作部分是两块颚板，一是固定颚板（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，与固定颚板形成上大小的破碎腔（工作腔）。活动颚板对着固定颚板作周期性的往复运动，--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，使装在两块颚板之间的到挤压、弯折和劈裂作用而破碎。

其工作示意图（非标准机械设备设计） 见图3-1，动颚4悬挂在心轴2上，可以左 右摆动，偏心轴3旋转时，连杆5作上下往 复运动从而推动颚动颚作左右往复摆动，实 现破碎和卸料，此种破碎机采用曲柄双连杆 机构，虽然动颚上受有很在的破碎反力，而 其偏心轴和连杆却受力不大，所以工业上多 制成大型和中型机，用来破碎坚硬的物料 。 此外，这种破碎机工作时，动颚上每点的运 动轨迹都是以心轴的距离，上端圆弧小，上 图3-1 1—定颚 2—心轴

端圆弧大，破碎效率低，其破碎比I一般为 3—偏心轴 4—动颚 3~6。 5—连杆 6—推力板

简摆颚工破碎机的优点是：偏心轴等传动件受力较小；由于动颚垂直位移较小，加工时物料较少有过度破碎的现象；动颚板的磨损较小。

其缺点是：动颚摆幅上下不大，一般而论上部进料口的水平位移垂直位移只有下部出料口的12左右，不利于对已装入物料块的夹持与破碎，也不能对下部分供料，造成破碎腔下部盛料不足，降低了生产率。此外，由于下端摆幅大，卸出的物料块粒大小不均匀，成品质量欠佳。

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3.2 简摆颚式破碎机的结构

破碎腔是由固定在机架上的固定破碎板2、动腭上的活动破碎板4以及机架两侧壁上的两块侧面衬板3为成的上下的巨型截柱体而构成的。被破碎物料喂入破碎腔后，通过动腭的运动，是破碎腔容积周期改变而完成物料的破碎与排料。

破碎机有电动机驱动，通过带传动带动偏心轴9上的带轮8，再通过曲柄9的转动，使破碎机中的动腭5相对定腭板2周期性地靠拢与分开。腭式破碎机的结构除满足运转、润滑、安装、检修等常规设计准则外，还必须考虑由其具体的运转和结构特点带来的特殊结构要求。由于破碎载荷为周期突加载荷，因此必须考虑运转中的速度波动调节，以使运动平稳并能合理利用原动技能量。在破碎过程中，破碎腔内可能落入非破碎物料，因此必须考虑机器的过载保护。当要求改变产品的粒度中，应考虑料口的调整装置。当肋板与其支撑垫键的锁合装置等。腭式破碎机的破碎腔是由固定腭板和可动腭板5构成。固定和可动腭都有锰钢制成的破碎板2和4。破碎板用螺栓和槭固定于定腭和动腭上。为了提高破碎效果，两破碎板的表面都带有纵向波纹，而且是凸凹相对。这样，对矿石除有压碎作用外，还有弯曲作用。破碎机工作空间的两侧上也有锰钢衬板3。由于破碎板的磨损不是均匀的，特别是靠近派排矿口的下部磨损最大，因此，往往把破碎板制成上下相对的，以便下部磨损后，将其倒置而重复使用。大型破碎机的破碎板是由许多块组合而成，各块都可以相换，这样就可以延长破碎板的使用期限。

为了使破碎板与动腭和定腭紧密贴合，其间须衬有由可塑性材料制成的衬垫。衬垫用锌合金或塑性大的铝板制成。因为贴合不紧密，会造成很大的局部过负荷，是破碎板损坏，紧固螺栓拉断，甚至还会造成动腭的破裂。

动腭悬挂在心轴6上，心轴则支撑在机架侧壁上的滑动轴承中。动腭饶心轴对固定腭板作往返摆动。

动腭的摆动是借曲柄摇杆机构实现的。曲柄双摇杆机构由偏心轴9、连杆7、前推力板15和推力板13组成。偏心轴放在机架侧壁上的主轴承中，连杆则装在偏心轴的偏心部分上，前后推力板的一端支撑在连杆头两侧凹槽中肋板座14上，前推力板的另一端支承在动腭后壁下端的肋板座上，而后推力板的另一端则支承在机架后壁的锲铁12中的肋板座上。当偏心轮通过V带轮从电动机获得旋转运动后，就使连杆产生上下运动。连杆的上下运动又带动推力板运动。由于推力板不断改变倾斜角度，因而使动腭饶心轴摆动。连杆向上运动时进行破碎矿石。当连杆位于下部最低位置时，推力板与水平线所成的倾斜角度为10o--12o

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图3-2

1-- 机架 2、4—破碎板 3—侧面衬板 5—动颚 6—心轴 7—连杆 8—带轮 9—偏心轴 10—弹簧 11—拉杆 12—楔铁 13—后推力板 14—衬板座 15—前推力板

后推力板不仅是传递力的杆件，而且也是破碎机的保险零件。当破碎机落入不能破碎的物体而是机器超过正常负荷时，后推力板立即折断，破碎机就停止工作，从而避免整个机器的损坏。

当连杆向下运动时，为使动腭、推力板和连杆之间相互保持经常接触，因而采用以两拉杆11和两个弹簧10所组成的拉紧装置。拉杆11铰接于动腭下端的耳环上，其另一端用弹簧10支撑在机架后壁的下端。当动腭向前摆动时，拉杆通过弹簧来动腭平衡和推力板所产生的惯性力。

腭式破碎机有工作行程和空转行程，所以电动机的负荷极不平衡。为了减少这种负荷的不均衡性，在偏心轴的两端装有飞轮8和带轮。带轮同时也起飞轮作用。在空转行程中，飞轮把能量储存下来，在工作行程中再把能量释放出来。

在机架后壁与锲铁12之间，放一组具有一定尺寸的垫片。当改变垫片的厚度时，可以调整排矿口的宽度。

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4. 主要零部件的结构分析

4.1 连杆

连杆在工作中承受很大的拉力，故选用ZG270-500铸钢材料。连杆结构如图4-1所示。它由上、下两部分组成，上部的轴承盖4用2个大螺栓3固定在连杆下部，两者中间镶有耐磨软合金的轴瓦，该轴瓦叫连杆轴承，它套在偏心轴上。大型破碎机连杆轴承用循环油润滑，并设有水管，以便散去轴承的热量。

当偏心轴转动时，连杆作上下运动，在改变方向时，必须克服惯性。为了减少其惯性，减少振动，减少无用功的消耗，设计时应当尽可能减轻连杆的重量，所以连杆的断面常制成―工‖字、―十‖形或箱型。连杆不见重量约占整机重的8%--13%。本设计中采用的连杆是两个―工‖字形。

图4-1 本图为标准图

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4.2 动腭

动腭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，动腭分箱型和非箱型。动腭一般采用铸造结构。为了减轻动腭的重量，本设计采用非箱型。

如图4-2所示，安装齿板的动腭前部为平板结构，其后部有若干条加肋板以增强动腭的强度与刚度，其横截面呈E型。

图 4-2

4.3 齿板的结构

齿板，是破碎机中直接与矿石接触的零件，结构虽然简单，但它对破碎机的生产率、比能耗、产品粒度组成和粒度以及破碎力等都会影响，特别对后三项影响比较明显。

齿板承受很大的冲击力，因此磨损得非常厉害。为了延长它的使用寿命，可以从两方面研究：一是从材质上找到高耐磨性能材料：二是合理确定齿板的结构形状和集合尺寸。

现有的破碎机上使用的齿板，一般是采用ZGMn13。其特点是：在冲击负荷作用下，具有表面硬化性，形成又硬又耐磨的表面，同时仍能保持其内层金属原由的韧性，故它是破碎机上用得最普遍的一种耐磨材料。

齿板横断面结构形状有平滑表面和齿形表面两种，后者又分三角形和梯形表面。本设计采用三角形。如图4-3所示

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图 4-3

4.4 肘板

破碎机的肋板是结构最简单的零件，但其作用却非常的重要。通常有三个作用；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时，肋板先行断裂破坏，从而保护机器其它零件不发生破坏；三是调整排料口大小。

在机器工作时，肋板与其支承的衬板间不能得到很好的润滑，加上粉尘落入，所以肋板与其衬垫之间实际上一种干摩擦和磨粒磨损状态。这样，对肋板的高负荷压力，导致肋板与肋板垫很快磨损，使用寿命很低。因此肋板的结构设计要考虑该机件的重要作用也要考虑其工作环境。

按肘头与肘垫的连接型式，可分为滚动型与滑动型两种，如图1-所示。肘板与衬垫之间传递很大的挤压力，并受周期性冲击载荷。在反复冲击挤压作用下磨损教快，特别是图1-所示的滑动型更为严重。为提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，可采用图1-所示的滚动型结构。肘板头为圆柱面，衬垫为平面。由于肘板的两端肘头

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表面为同一圆柱表面，所以当肘板两端的衬垫表面相互平行时，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，动腭的摆动角很小，使得肘板两端支撑的肘垫表面的夹角很小，所以在机器运转过程中，肘板与其

肘垫之间可以保持纯滚动。

(a) (b)

图4-4 肘头与肘垫形式

(a) 滚动型 (b) 滑动型

4.5 调整装置

调整装置提供调整破碎机排料口大小作用。随着衬板的不断磨损，排料口尺寸也不断地变大，产品的粒度也随之变粗。为了保证产品的粒度要求，必须利用调整装置，定期地调整排料裂口的尺寸。此外，当要求得到不同的产品粒度时，也需要调整排料口的大小。现有腭式破碎机的调整装置有多种多样，归纳起来有垫片调整装置、锲铁调整装置、液压调整装置以及衬板调整。本设计采用垫片调整装置。

1—肘板 2—调整座 3—调整楔铁

图 4-5

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4.6 保险装置

当破碎机落入非破碎物时，为防止机器的重要的零部件发生破坏，通常装有过载保护装置。保险装置有三种：液压连杆、液压摩擦离合器和肘板。本设计采用肘板。肘板是机器中最简单、最便宜的零件，所以得到广乏应用且经济有效，但当肘板断裂后，机器将停车，应重新更换新肘板后方可工作。肘板保险件的另一个缺点是由于设计不当，常常在超载时它不破坏，或者没有超载它却破坏了，以至影响生产。因此设计时除应正确确定由破碎力引起的肘板压力，以便设计出超载破坏的肘板面积外，在结构设计时，应使其具有较高的超载破坏敏感。肘板通常有如图1-所示的三种结构：中部较薄的变截面结构；弧形结构；S型结构。其中图a结构在保证肘板的刚度和稳定性的同时，提高其超载破坏敏感度。图b、图c两种结构是利用灰铸铁肘板抗弯性能这一特性，选择合适的结构尺寸是肘板呈拉伸破坏，显然提高了肘板破坏的敏感度。尽管如此，肘板是否断裂主要取决与计算载荷的确定和截面尺寸计算是否正确。因此从加工制造方便性出发，图a所示应用最多，本设计也采用a中肘板。

图 4-6

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4.7 机架结构

破碎机是整个破碎机零部件的安装基础。它在工作中承受很大的冲击载荷，其重量占整机重量很大比例，而且加工制造的工作量也很大。机架的刚度和强度，对整机性能和主要零部件寿命均有很大的影响，因此，对破碎机架的要求是：机构简单容易制造，重量轻，且要求有足够的强度和刚度。破碎机机架机构分，有整体机架和组合机架；按制造工艺分，有铸造机架和焊接机架。

1）整体机架，由于其制造、安装和运输困难，故不宜用于大型破碎机，而多为中、小型破碎机所使用。它比组合机架刚性好，但制造较较复杂。从制造工业来看，它分为整体铸造机架和整体焊接机架。前者比后者刚性好，但制造困难，特别是单件、小批量生产。后者便于加工制造，重量较轻，但刚性差。同时要求焊接工艺、焊接质量都比较高，并焊接后要求退火，但是随着焊接技术的发展，国内外腭式破碎机的焊接机架用得越来越多，并且大型破碎机也采用焊接机架。焊接机架用Q235钢板，其厚度一般为25-50mm

整体铸造机架除用铸钢ZG270-500材料外，对小型破碎机破碎硬度较低的物料时，也可用优质铸铁和球墨铸铁。设计时，在保证正常工作下，应力求减轻重量。制造时要求偏心轴承中心镗孔，与动腭心轴轴承的中心孔有一定的平行度。本设计用铸造机架。

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图4-8

4.8 传动件

偏心轴是破碎机的主轴，受有巨大的弯曲力，采用45号钢调质处理，偏心轴一端装带轮，另一端装飞轮。

4.9 飞轮

飞轮用以存储动颚空形程时的能量，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。

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4.10 润滑装置

偏心轴轴承通常采用集中循环润滑。心轴和推力板的支承面一般采用润润 脂通过手动油枪给油。动颚的摆角很小，使心轴与轴瓦之间润滑困难，在其底部开若干轴向油沟，中间开一环向油槽使之连通，再用油泵强制注入干黄油进行润滑。

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5. 新型简摆颚式破碎机的主参数设计计算

腭式破碎机的主参数即决定机器技术性能及其密切相关的主要技术参数。破碎机的主参数包括转速、生产能力’破碎力、功耗等。其中生产能力、破碎力、功耗除与破碎物料的物理、力学性能以及机器的结构和尺寸有关外，还与实地生产时的外部条件（如装料块度及装料方式等）有关，要作出精确的理论计算是比较困难的。本设计中用的公式都是通过一定数量的测试而得到的实验了理论分析式。多次实践表明这些计算公式有足够的计算精度。因此，从设计的角度，本设计只重视计算公式的是实用性，这些公式是破碎机最优设计时建立目标函数和设计约束的重要依据。

5.1 主轴转速

如图5-1所示，b为公称排料口，SL为动腭下端点水平行程，αL为排料层的平均啮角。ABCD为腔内物料的压缩破碎棱柱体,CDA0B0为排料棱柱体。破碎机的主轴转速n是根据在一个运动循环的排料时间内，压缩破碎棱柱体的上层面CB按自由落体下落至破碎腔外的高度h计算确定的。而该排料层高度h与下端点水平行程SX及排料层啮角αL有关。即排料层上层面CB降至下层面DA，正好把排料层的物料全部排出所需的时间来计算主轴的转速。对于排料时间有不同的意见：一种认为排料时间t应考虑破碎机构的急回特性，即排料时间与机构的行程速比系数有关。这一观点未注意到动腭下端点排料起始点与终止点并不一定与机构的两极限位置相对应。另一种认为排料时间t应按t=15/n计算，即排料时间对应于主轴的四分之一转，这种假定与实际情况相差甚大。根据笔者对破碎过程的实测分析，得到排料过程对应的曲柄转角不小于180o的结论，认为排料时间按主轴半转计算比较符合实际情况。

棱柱体自由降落时间t为 t=30/n

排料层完全排出下落的高度h为

h=SX/tanα=gt2 g—重力加速度 （4-8）

将g、t带入式（4-8）中，得主轴转速为 n=665

tanα=1100q Sq—系数，考虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。取q=0.95~1.05。高硬度矿石取小值。

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主轴转速与排料层啮角αL和动鄂下端点水平行程SX有关。 带入参数得 n=280r/min

5.2 生产率

生产率是指在一定的给料粒度和排料粒度条件下，单位时间破碎机所处理的物料量。简摆颚式破碎机的生产率V与所破碎物料的性质，力学性能与操作情况等因素有关。理论公式为：

V=30LnSx(2b-Sx)/tanα=60t/h 式中 L—排料口长度，m

与已知生产能力≥40t/h的要求吻合。

5.3 钳角的设计计算

动颚与定颚间的夹角称为钳角。钳角由物料性质、块粒大小、形状等因素决定。如果钳角太大，进料口物料就不能被颚板夹住，而被推出机外，从而降低生

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产率，如果钳角太小，则虽能增大生产率，但破碎比减小。

图 4-1表示从力学角度推算钳角的计算图式。当物料能被夹持在破碎腔内，不被推出机外时，这些力应相互平衡，即在x、y方向的分力之和应该分别等于零。

于是求得 tg?= 2f因 f=tg?,故 1?f2 tg?=tg2? 式中 ?---钳角 ?---物料与颚板间摩擦角 f---物料与颚间摩擦角系数。

为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必须令 ??2? 即钳角应小于物料与颚板间摩擦角的0.5。

在动鄂压紧物料时，保证动鄂板有效的咬住物料而不向上滑动和考虑提高生产率的关系，实际上颚式破碎机的啮角α为：

17o≤α≤26o

设钢和矿石的摩擦系数为0.3，则最大钳角的理论值为33?24′。但实际采用的钳角比理论值小的多，这是由于大块料被楔住两块小料之间时，仍有被挤出的危险。所以选为20?。

5.4 动鄂的水平行程

动鄂在排料口处的水平行程为： Sx≤（0.3~0.4）bmin

式中bmin—最小排料口尺寸

对与简摆颚式破碎机，动鄂下部水平行程：

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Sx=8+0.26bmin [Sm]=0.1415B0.85

进料口宽度a与bmin之间的关系 a=（9~10）bmin a为500mm 取bmin=50mm 得Sm=30.1mm [Sm]=42.6mm

5.5 偏心距及动鄂摆幅计算

=70, a 0 和 a ? 是推力板在两个极限位置时的水平投影，而?a= a 0 - a ?为动颚下端摆程的12（因右边一推力板未画出），由图可知

图4-2 表示推力板的位置示意图，设推力板板长度l=300mm,其向下偏斜量 a ?图4-2 偏心距与动颚摆 程的关系

a?=l?c0

a?=l?(c0?2e) a?-a0+4ce=0

2222220

aae??c0?(c0)?(?)?(0) 2 2 2

2上式表示了偏心距e与摆幅?a之间的关系，一般取第二项为正值。摆幅按

26照破碎物料要求（破碎比）而定，本计算中，总摆幅为26mm，?a= =13mm,

2故

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2

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307 a?a??a?29.1?

?0a0?2?7?29.17cm

1?.32c7m. 8 7222

27.87?29.17?2cm72e???3.5? 2

22动偏心与动颚摆幅之间的关系对颚式破碎机的设计十分重要因为这个关系涉及到破碎构件的行程大小。

5.6 破碎力

以立方体典型物料形状为依据，并考虑大尺寸进料块粒是逐渐阶段破碎成成品而卸出，破碎力大小取决于颚板凸齿作用点施加的（物料应力）和物料抗拉强度。

(1) 第一阶段破碎，图5-3 表示作用在立方上的力

图5-3 作用在立方体上的力

立方体由于齿棱作用，受力面产生拉应力，支撑面产生压应力，这些力在断裂面上引起的应力 ? ,见（机械设备设计）：

F 3 Z

??(2?)??22WW故得

? ?

F1??W3Z(2?)2W- 26 -

2?本科毕业设计（论文）说明书

式中 F1---第一阶段使物料碎裂的破碎力（N）。 ? ---物料的抗劈强度（约等于抗拉强度N W---立方体物料连长（cm）; Z---齿棱间距（cm）.

(2) 第二阶段破碎.物料经过第一阶段破碎以后,成为两个半立方体,在动颚摆开时落入破碎时,并改变方向进行再破碎,第二阶段的破碎力是:

?

F2??wz4?6

w(3)第三阶段破碎.物料进行第二阶段破碎以后,成为4块体进行再破碎.第三阶段的破碎

?

F3??wz8?12 w2所破物料的抗劈强度是 ?500N??cm 而颚板齿棱距Z?150mm,

?cm2）；

22W?600mm,则第一阶段破碎力

2 2

500?60F1???W??1110KN3Z315

(2?)2??2W260

F1此力产生侧向分力,设棱角为900时,则侧向力为 2 ,即790KN

222 ? 500 ? 60

F2??W??720KNZ15 4 ? 6 4 ? 6

W60 ? ?W 500 2 ? 60F3???360KNZ15? 12 8 8 ? 12

W60边长600mm立方体，至少和动颚的一个齿棱相接触，因而此时破碎力为1110KN。在特殊情况下，也可能同时与3个齿棱接触，此时破碎力为3330KN。取平均值2220KN。

经过多次冲击以后，新的立方体才能最后形成。原始进料的破碎力和第二阶段中最后两个冲击的破碎力可能同时出现，因而总破碎力

- 27 -

2本科毕业设计（论文）说明书

F0=2220+4×360=3660KN

这两个破碎力的作用点取决于物料粒度与相应出料口宽度。总破碎力也可能有其他的组合方式，而使破碎力减小 ，从而总破碎力的波动是：

F0≈2550~3600KN 最大破碎力:

满载破碎时破碎力的最大峰值称为最大破碎力。其计算公式见颚式破碎机教材37页。

0.034(B?b)L B×ktanα式中 Fma--- 最大破碎力（N）； xFmax=

?

?--- 抗压强度 （NBcm2）；

k--- 有效破碎系数，当α=200时，取k=0.38~0.42。 破碎腔尺寸B、b、L的单位是cm。

由已知得 B=90cm b=15cm L=120cm α=200 k=0.4 取 B =8000

?Ncm2

得:FMAX=0.034×(90-15)×120×8000×0.4/tan20o=2690.33N

5.6 功率的计算

破碎机第29页有公式： P=FmaxkeSxpncosαke/6×106η

式中 P ---计算功率放大器（KW）；

Fmax ---最大破碎力（KN）；

s m ---动颚诸点水平行程平均值（mm）； ? ---破碎腔平均齿角 （?）；

? ---机械总效率，由表可知,η=0.81~0.85

ke ---等效破碎系数，中小型机，有ke=0.27~0.37 已知有

Fmax=2690.33KN 取ke=0.27 n=279 rmin

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α=200 s m ? 32.1 mm ??0.8 1 所以得

P=2690.33×32.1×0.21×279×cos200/(1000×60×0.81)=68.3KN

为了保证破碎机的工作可靠，并考虑尖峰负荷，还必须乘以安全系数f?1.1.所选电动机功率应小于等于75KN，所以选功率为70KN。

5.7 主要零件受力计算

（1）推力板

? 125 P

Fknh式中 Fk--- 推力板受力（KN）； P--- 所选电动机功率（KN）； n--- 偏心轴转速 (rmin)； h--- 动颚行程平均值（m）。 如图4-4 所示得

图4-4 破碎机计算图式

? 125 ? 110 ? 1535.3 KN

Fk279?0.0321（2）连杆

则连杆力的平均值 z（KN）是（标准机械设备手册）：

FFz ?0.3KN59Fk?460.（3）动颚

选定偏心轴偏心距e后，动颚和定颚的颚板长度可按下列经验式选取

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最小长度：lmin?2000mm 正常长度；lnor?2300mm

两种长度可以不等，但为制造方便考虑，再根据破碎腔高和连杆的长度与啮角计算取L=2170mm。

图4-5表示动颚受力情况，动颚上的实际载荷，可以考虑为按抛物线分布，

图4-5 简摆颚式破碎机受力情况

一般情况下，其全力 k 作用点是在动颚全长的34处。

F- 30 -

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6. 重要零件的设计和校核

6.1 带轮的设计

1. 确定计算功率 P ca

由表8-6（机械设计.第七版.濮良贵、纪名刚.主编）查得工作情况系数

KA?1.3，故

Pca?K?aP?1.3?11?01K4N3

2. 选取窄V带带型

根据Pca、n1由图8-9确定选用SPC型。 3. 确定带轮基准直径

?280mm由表8-3和表8-7取主动轮基准直径 d d 1 。 从动轮基准直径d d 2

?id d d d1 ? 280 ? 5 ? 1400 mm 2 根据表8-7，取dd2?1409.6mm。

按要求验算带的速度

?dd1n??280?1480v?m35 60 ? 1000 ? 60 ? 21.69 s ? m s ? 1000带的速度合适。

4. 确定窄V的基准长度和传动中心矩

根据式 ，有 0.7?(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2)

0.7?(280?1409.6)?a0?2?(280?1409.6)

1182.72?a0?3379.2

初步取 a 0 ? 2000 mm 。 计算所需带的基准长度

d d 2 ? ? ( ? ) ? ( d d 2 ? 1 ) ?L?da02dd1dd24a0

2??(1409.6?280)??mm ? ? 2 ?2000??(280?1409.6)???24?2000??- 31 -

2

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?6812mm

由《机械设计手册、单行本、带的传动、成大先主编》查得，选带的基准长度

Ld?7100mm。

按式计算实际中心矩a

?L?d7100?6812Lda???(2000? a 0 ) mm ? 2144 mm

225. 验算主动轮上的包角 1 可得

?1?180??d2a? 280? ? 1409.6 ? ? ? ? ? ? ?18057.5149.71202144主动轮上的包角合适。

?d?dd1?57.5

?6. 计算窄V带的根数z

Pcaz?(P0??P0)K?KL

由（机械设计手册、单行本、成大先主编）n?1480rmin、dd1?280mm

i?5，查表得

2 ?P?3.7KW P?22.9KW K ? 1 K ? ? 0.92

00L则有

z ? 143 ? 5.84

(22.92?3.7)?0.92?1取 z=6

7. 计算预紧力F0 有：

Pca(2.5?1)?qv2?500 F 0 vzK?查表8-4得q?0.37Kgm，故

143 2.5 2

???500??(?1)?0.37??1117.62N21.69F0??21.69?60.92??

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8. 计算作用在轴上的压轴力 F p

1 149.7

?2Zsin?2?6?1117.62?sin?12945.32NFpF0229. 带轮的结构设计。

选用原则见（机械设计.濮良贵、纪名刚.主编）8-4节，材料采用HT200。

??dd

d1?280mm?300mm 所以采用腹板式；

?1409.6mm?300mm，采用轮辐式。具体结构尺寸见零件图。

d26.2 曲轴的设计计算

1.曲轴主要尺寸的确定

在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。

图6-1

经验公式见<<锻压设备理论与控制>>4.4节，李永堂等主编 1）支承轴直径

Fd0≈(4.5~5) mm

g 其中

Fg--- 标称压力。

所以有

d0≈96~107mm取

d0?100mm。

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2）曲柄径直径 dA=(1.1~1.4)do

取

dA?130mm。

3）支承径长度

根据破碎腔的长度和经验公式取 4）曲柄两臂外侧面间的长度

l0?630mm。

l

q?(2.5?3.0)d0?(2.5?5.0)?100?250?500mm

qla?400mm。

5)曲柄颈长度

l?(1.3?1.7)d0?(1.3?1.7)?100

?17mm0 ?130取

la?160mm。

6)圆角半径

r?(0.08?0.10)d0?(0.08?0.1)?100?8?10mm 取 r?8mm。 7)曲柄臂的宽度

a?(1.3?1.8)d0?(1.3?1.8)?100?130?180mm 取 a?160mm。 2.曲轴的强度校核 对载荷做以下简化：

（1）齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小的多，可忽略不计。

（2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于标称压力F g ，并以其的 1 作用于连杆轴

2Fg瓦两侧，见图6-2。

图5-2

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图6-2

在曲轴颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩的作用，应按弯扭合成作用计算，但由于弯矩比扭矩大的多，故忽略扭矩的应力。

这样，危险截面C-C的最大应力?为（<<锻压设备理论与控制>>4.4节，李永堂等主编）： 1

(lq?la?8r)Fg?? 430.1dA 其中 F g---标称压力； l ---曲柄颈长度；

a l q ---曲柄两臂外侧面间的距离； d A ---曲柄径直径；

r---圆角半径。

所以得：

1?33?(280?160?8?8)?10?460.59?10?4?max3 0.1?0.13

?94.6MPa?????100MPa

在B-B 截面上也受到弯扭联合作用，但此扭矩比弯矩大的多，故忽略弯矩的影响。

由公式得最大剪应力为：

Fm0.4 d0

??gg3d---支承颈直径； m ----公称当量力臂。

式中

0g

又有公式：

11?R(sin?sin2)?mg?g2?g2???(1??)dA??dB?d0??注： R---曲柄半径;

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?---曲柄转角; ?---连杆系数; ?---摩擦系数;

?取 ? 20 ? ? R ? 20 ??0.05 5(见教材).

g?g1求得:

L350112020???? ?20?(sin??sin)??0.055?(1?)??20?100mg202402??350350???3 ?26.2?610

所以:

? 26.26 460.59 ? 10 ? 10 ? ?30.4?0.1

3?3?30.24MPa?????75MPa 所以综合分析:强度符合要求.

3.曲轴刚度的计算

计算公式见（<<锻压设备理论与控制>>4.4节，李永堂等主编）： 简化式为:

g3?? { 1 ? 3 ? 3 ? ? 1 ? 3 ? ?2E?(2r?b)3J2?

F(2r)???3J3?(4r?b)(2r?b)??? 2 2? 4 } r?b?la??(4r?b)(2r?b?)?2J3? 2??式中 E---弹性模量,钢曲轴E?2.1?10(Nb---曲柄臂厚度； h---曲柄臂厚度； a---曲柄臂宽度；

c---曲柄臂形心至曲柄颈心形心的距离。3

ah2??ahJ2、J 3 ---曲柄臂曲柄臂的惯性矩。 J 2 c 12 4?dAJ 3?64a、b、c、h的尺寸图见图6-3。

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11m);

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图 6-3

a?160mm b?60mm c?2.5mm h?151mm

其余尺寸同上。 所以算得：

δ=6.6×10-4

6.3 滑动轴承的设计计算

6.3.1 轴承的选择

材料选用为了ZcuPb30,结构参见《机械设计手册、单行本、轴承、成大先主编》选为HZ90。 6.3.2 轴承的验算

1. 验算轴承的平均压力p(单位为Mpa)（机械设计.第七版.濮良贵、纪名刚.主编）。

p ? F ? ? P ?

dB式中：B---轴承宽度，mm（根据宽径比确定）； [p]---轴瓦材料的许用压力，Mpa,其值见表12-2。 1 F ? ? 1 ? 460.59 KN F ?22KN3 ?230.d?90mm B?120mm

算得：

230.3?10p??21.3MPa?25MPa90?120- 37 -

3本科毕业设计（论文）说明书

符合要求。

2. 验算轴承的pv（单位为 MPa?ms）值。

轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗fpv成正比（f是摩擦系数），限制

pv值是限制轴承的温升。

F?dnFnpv??? Bd 60 ? 1000 19100 B ? ? pv ?

式中：v---轴颈圆周速度，即滑动速度，ms；

?pv?---轴承材料的许用pv值，MPa?ms，其值见表12-2。

v?279ms 其它值同前。 有：

230.3?10?279pv??28.03ms?30ms19100?120

符合要求。

3. 验算滑动速度v(单位为ms) v??v? 所以得：

dn v ? ? 60?1000

??90?279??1.31ms?12ms60 ? 1000

3符合要求。 滑动轴承的润滑:

由公式得（《机械设计手册》，成大先主编，3.8节）：

K?pv 3式中：p---轴颈上的平均压强，Mpa; v---轴颈的圆周速度，ms。 K?pv?21.3?1.31?6.92?2?15 所以采用润滑油润滑。

33- 38 -

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7. 新型简摆颚式破碎机部分结构的设计改进

7.1 动颚体和动颚轴承的联接结构的改进设计

通常动颚体和动颚轴承外圈设计为圆柱形孔配合，动颚轴承内孔和偏心轴采用过盈配合固定，动颚承装配时需要采用压人装配法或热装法，这种设计结构在野外使用非常不方便。将这种结构改为退却锥套连接形式，在动颚体和动颚轴承之间设计一个退却外锥套。装卸轴承时，松紧退却外锥套上的螺钉就可拧紧和拆除外锥套，动颚轴承也很方便、轻松固定在动颚体上适当位置。

7.2 偏心轴与皮带轮配合处结构的设计改进

颚式破碎机通过电机带动皮带轮，使偏心轴转动而工作。通常颚式破碎机的皮带轮与偏心轴之间采用圆柱孑L和键的配合联接方式(圆柱形轴伸结构)。这种配合联接选用过渡配合形式。它需要加热、加压或专用工装才能装配和拆卸。由于野外条件的限制，不方便采用上述办法进行装配和拆卸，对此结构提出2种结构设计改进：

（1）将皮带轮的圆柱内孑L改为锥度孔，其与偏心轴之间采用锥孔过盈联接的配合方式(圆锥形轴伸结构)，如图1所示。圆锥形内孔皮带轮，可以直接安装在锥形轴上，或着借助外部为锥形的中间套筒，安装在圆柱形轴上。这种结构安装和拆卸都比较方便。

（2）皮带轮与偏心轴采用胀紧联接，即皮带轮内孔采用圆柱形孔，配合胀紧套与偏心轴紧固连接的方式，如图2所示。胀紧套连接方式是一种新型结构，胀紧连接是在轴和轮毂孔之间放置一对或数对与内外锥面贴合的胀紧联结套(胀套)，在压紧螺钉的作用下，内环缩小、外环胀大，使轴和轮毂紧密贴合产生足够的摩擦力，实现负荷传递的一种联结装置。拆卸胀套时，可先松开压紧螺钉，再用顶出螺钉卸载，即可使胀套与偏心轴和皮带轮分离。安装胀套无需加热、冷却。第1种联接方式适用PE 600×900及以下的颚式破碎机的改型设计。第2种联接方式推荐用在PE750×1060及以上的大型颚式破碎机机型中。

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图1 锥度孔和键联接

1．皮带轮 2．偏心轴 3．键 4．锁紧螺母

图2 胀紧套联接

1．压紧螺钉2．内环3．外环4．皮带轮5．偏心轴

以上2种联接方式都只需要松紧螺纹，无需加热和加压，即可达到装拆皮带轮的目的，方便快捷。

（3）固定颚板、活动颚板的结构改进颚式破碎机的固定颚板、活动颚板一般为整体式结构。以PE400×600为例，固定活动颚板单块重量200～300 kg，对其翻面、拆装相当不方便。为适应野外作业的方便快捷，将颚式破碎机(特别是大型颚式破碎机)的固定活动颚板设计成2块分体式上下结构。这种改进设计一方面减轻了拆装的重量，便于方便操作，另一方面通过2块分体式颚板的对换使用，使颚板的使用寿命提高1倍。为了方便现场吊装颚式破碎机零部件，在颚式破碎机的固定颚板、活动颚板、机架合适的位置设计适宜吊装的结构。

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