【正文】 顎口的長度（ m） H—— 顎腔的高度（ m） r—— 偏心軸的偏心距（ m） n—— 偏心軸轉(zhuǎn)速（ min/r ） 所以破碎機的功率為： 18 12 25 0 72 .9 KWN ? ? ? ? ? ? 所以實際配用電機功率選 75W 。 最大破碎力 破碎力在腔內(nèi)的分布情況及其合力作用點位置、大小，是機構(gòu)設(shè)計和零部件強度設(shè)計的重要依據(jù)。通過大量實測數(shù)據(jù)統(tǒng)計分析，再通過理論推導(dǎo)，建立實驗分 析計算式是一種較好的方法，能夠近似反映出破碎力的變化規(guī)律并有較大的計算準(zhǔn)確度，因而具有較大的應(yīng)用價值。 m a x 270 90 150 364 5P KN= 創(chuàng) = 當(dāng)計算破碎機零件強度時，考慮沖擊載荷的影響，應(yīng)將 maxP 增大 50%。 18 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 圖 33復(fù)擺顎式破碎機各部件受力的圖解法 鄂式破碎機在工作過程中，破碎機的工作過程是比較復(fù)雜的。所以 22a 9 0 0 6 0 033L m m= = ?( 0 .7 0 .7 5 ) 6 3 0 6 7 5 , 6 5 0b L b m m取= = = 可得： 420sP KN= KN= KN= 420sP KN= KN= KN= 19 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 第 4 章 傳動裝置的設(shè)計 帶輪的設(shè)計 第 4 章 傳動裝置的設(shè)計 帶輪的設(shè)計 顎式破碎機在工作時，所受載荷變化很大，有沖擊載荷和脈動循環(huán)；并且使其皮帶輪的飛輪的傳動較大。其工作環(huán)境惡劣。其優(yōu)點是：傳動帶具有彈性，能對破碎機工作是產(chǎn)生的沖擊進行一定程度的吸收，使傳動平穩(wěn)，保護電機；皮帶可以在皮帶輪上打滑，具備一定的過載保護能力。帶傳動的結(jié) 構(gòu)簡單、制造、安裝精度要求不高，使用維護方便，因此在本次設(shè)計中我依然采用的是帶傳動。 確定計算 功 率 caP 計算功率 caP 是根據(jù)傳遞功率 P和帶的工作條 件而確 KW= 20 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 定的， ca AP K P= 式中： caP —— 計算功率， kw； AK —— 工作情況系數(shù)，見表 87《機械設(shè)計》； P —— 所傳遞的額定功率，如電動機的額定功率或名義的負載功率， KW。 計算傳動比 12ni n? 式中： n1—— 小帶輪轉(zhuǎn)速； n2—— 大帶輪轉(zhuǎn)速。這樣不僅增大了帶輪的寬度，而且也增大了載荷在 V帶之間分配的不均勻性。為 了避免彎曲應(yīng)力過大，小帶輪的基準(zhǔn)直徑就不能過小。 。 初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 1 500dd mm= D型帶 3i? 1 500dd mm= /v m s= 故帶速合適 2 1500dd mm= 21 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 2）驗算帶 速 v 11 2 5 0 7 4 0 / 9 . 6 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s m s? ? ??? ? ??? 在 5 25 /ms（ ） 范圍內(nèi) 故帶速合適。 2）計算帶所需的基準(zhǔn)長度 dL 2120 1 20()2 ( )247285ddd d d ddL a d d amm? ?? ? ? ?? 查表選取基準(zhǔn)長度： 8000dL mm? 3）計算實際中心距 a 00 2800 0 728 5(150 0 )2ddLLaammmm??????? m i nm a x0 . 0 1 5 1 7 3 7 . 50 . 0 3 2 0 9 7 . 5dda a L m ma a L m m? ? ?? ? ? 中心距的變化范圍為 1 7 3 7 .5 2 0 9 7 .5m m m m 1? 小帶輪上的包角 1a 小于大帶輪上的包角 2a ，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)地小于大帶輪上的總摩擦力。為了提高帶傳動 的工作能力，應(yīng)使 0 1500a mm? 8000dL mm? 1800a mm? 1 ? ? 22 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 0 0 01 2 11 8 0 ( ) 5 7 .3 1 2 0ddd d aa ? ? 001210000180 57. 3150 0 500180 57. 3146 .2 120dddda??? ? ??? ? ??? 因此，主動輪上的包角合適 z 1)單根帶的額定功率 0p 根據(jù) 1 500dd mm? 和 1 740 / minnr? ，查表通過差值法得： D 型帶 0 wpK? 。 V帶的預(yù)緊力 20 2 .55 0 0 ( 1 ) qcaa pFvk zv? ? ?由表查得 q /kg m? 20 112 .5500 ( 1 ) 2 ( 8 ) 38 6 81670FNN? ? ? ? ? ??? 5Z? 根 0 1670FN? 15970rFN? 23 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 1002 si n 2 5 167 0 si n215970rF zFN??? ? ? ?? m a x 630 239 55rrF F N? ? ? ? 由 Y315M8 電動機可知，其軸身直徑 d=80mm，長度 L=170mm。 300dd mm? 小帶輪結(jié)構(gòu)采用孔板式。查表得，大帶輪結(jié)構(gòu)為輪輻式。對于它的可靠性設(shè)計。 偏心軸的材料選用 45 號鋼 軸傳遞的功率 查表的 V帶的傳動效率為 ～ 現(xiàn)η = 軸傳遞的功率為： P=η Pca P= = 偏心軸的轉(zhuǎn)速為 250r/min 初步確定軸的最小直徑 3m in 0 PndA180。= 3 84mm=?= 考慮到軸上鍵槽會消弱軸的強度，若為單鍵，則應(yīng)將上述計算值 mind 增大 5%左右；若為雙鍵，應(yīng)將上述計算值mind 增大 10%左右。 將已知數(shù)據(jù)代入公式得： 3 301 1 0 5 4 .2250d m m? ? ? 最小的軸徑選擇的是 90mm，大于公式所得，傳遞扭矩足夠了。為使破碎機工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速波動小，電動機負荷均勻，在偏心軸的兩端裝上了飛輪。 大三角帶輪即是傳動件也是飛輪，所以現(xiàn)在我們設(shè)計的是偏心軸另一端的飛輪。電動機額定功率為 N ，并且 12N N N。由此，可得能量平衡方程式： 28 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 1 1 1 m a x m i n102 102 / 2( )N t N t J ww= + 或 21 1 1 010 2 10 2N t N t J wd=+ 式中 J —— 飛輪的轉(zhuǎn)動慣量 （ ）； w —— 飛輪平均角速度 （ max min2 += ）； 0d —— 速度不均悉數(shù)， max min0 wwd w+= 。 1 2 403ttn==。角速度 w 根據(jù)實驗轉(zhuǎn)速 n 求得， 2nw p= ，而且已知 250 / minnr= 。= = =++ 則飛輪的寬度 B 為： kg m=? 87m kg= 29 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 軸承的選擇與校核 22223[ ( ) ( ) ]2287 100 0 10 [ ( ) ( ) ]22161mBDdmmrpp=?180。 與普通的飛輪的設(shè)計不同的是，這個飛輪可以通過加配重的方式，來進行轉(zhuǎn)動慣量的調(diào)節(jié)。支承兩端的內(nèi)裝軸承承受重破碎荷載。由于載荷大和工作條件的惡劣 ,為增加其穩(wěn)定性選擇向調(diào)心滾子軸承。其基本尺寸為外徑D=300mm，內(nèi)徑 d=140mm,寬度 B=102mm，極限轉(zhuǎn)速為900r/min（脂潤滑）。 對于外裝軸承，靠近帶輪一側(cè)的要 承受 V帶施加的 161B mm= 軸徑為 d=90mm 內(nèi)裝軸承型號為 22328 30 設(shè)計項目 計算與說明 結(jié)果 壓軸力的作用，本設(shè)計中為 6303N，故對于外裝軸承的確定，應(yīng)考慮