机械机床毕业设计74双腔颚式破碎机说明书

12. 带轮的结构设计

带轮宽B=(Z-1)e+2f

式中查表11-3(机械设计基础) E=25.5±0.5(mm)

2 (mm) F?17???1Z=3

B=(3-1)*25.5+2*17

=85(mm)

因带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式。该带轮的基准直径dd>300mm,所以带轮采用铸铁Ｖ带轮的典型结构之一：孔板式(参考：机械设计基础Ｐ193) 根据以上条件查表21-2（机械设计课程设计） 得V带轮：C型

槽数Z 3

轮缘宽B(mm) 85 基准直系dd(mm) 710 孔径d0(mm) 95 毂长L(mm) 120 (六）.机构受力分析

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：（！）理论计算法；（２）功耗计算法；（３）实验计算法。目前，国内多采用实验分析法来确定破碎机破碎力的大小。根据对复摆颚式破碎机的固定颚板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积成正比。因此，作用在动颚上的最大破碎力可以按下式计算：

Ｐmax=40.2LH 式中：L,H:破碎腔的长度和高度(单位cm)

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=1.5Pmax

Ｐjx=1.5*40.2*60*50 =180900(N)

2.机械受力分析

机械受力示意图如图１－３

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图1-3机构受力分析

如图１－３对Ｂ点受力Ｔcb进行受力分析，可得

T2?Tcbo?s；①

T1?Tcbsin?Tcb?T1?T222；②

③

Ｔcb:肘板对物料的作用力；

Ｔ１：Ｔcb对动颚的垂直分力； Ｔ２：Ｔcb对动颚的水平分力；

对Ｄ点取受力矩平衡方程式，可得：ＰjsLm=T1a ④ Pjs:物料对动颚的作用力； 将③④两式综合可得：

PjsLmTcb?asin? ⑤

?180900?0.20

0.6?sin50=78716(N)

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PjsLmT2?得：

atan? ? ⑥

180900?0.20

0.6?tan50 =50598(N)

同理，对Ｄ点受力Ｒhd进行受力分析，可得：

Rhd?R1?R222 ⑦

Ｒhd:动颚偏心轴的轴承反力

对Ｂ点取力距平衡方程式，可得： Ｒ１a=Pjs(a-Lm) ⑧

R1:Rhd对动颚的垂直分力

若沿动颚ＤＢ方向取受力平衡方程式，可得： Ｒ２＝Ｔ２；⑨

Ｒ２：Ｒhd对动颚的水平分力

PjsLmR2?由⑥⑨两式可得：

atan? =T2

=50598(N)；

⑩

由⑧式可得：

Pjs(a?Lm)R1?

a?180900?(0.6?0.2)

0.6⑾

=120600(N)；

将⑩⑾代入⑦式可得：

Rhd?R1?R2222

2 ?120600?50598 =130784(N)

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(七).偏心轴的设计计算

颚式破碎机的偏心轴是一个传递扭矩，且两轴承支承间为偏心结构的转轴。对于它的可靠性设计。实际上就是根据预先拟定的结构方案，确定一组直径，使之既能满足强度，刚度

要求，又能满足可靠性要求，而且重量轻和经济效益最好，发求得技术上先进，经济上合理。

1． 偏心轴的结构设计

轴的输入参数的计算

V带的传动效率为0.92~0.97现取η=0。95 轴的输入功率为：P=ηPca 轴的输入转矩为：T?9.55?106P； n1P3dmin?A? (1) 初步确定轴的最小直径n(参考：机械设计基础)

式中：A：与轴材料有关的系数其值可查表15-2取A=110

P：传递的功率 n：轴的转速

dmin?A?3Pn ?21?110?30.95 303

=44.4(mm)

考虑到轴上键槽会消弱轴的强度，若为单键，则应将上述计算值dmin增大5%左右；若为双键，应将上述计算值dmin增大10%左右。该设计轴为单键所以将上述计算的dmin增大5%，得44.4х1.05=46.6mm

初定偏心轴的形状如下：

图1-4

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