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H?(2.25~2.5)B?1395mm~1550mm
取H?1500mm
4、动颚的摆动行程s与偏心轴的偏心距r
动颚的水平行程对破碎机生产率和破碎力都有影响。排料口水平行程较小时，会降低生产率，但又不能太大，否则会产生过压实现象，而使破碎力急剧增大，导致过载而机件损坏。复摆颚式破碎机，动腔下端摆动行程得大于排料口的(0.3～0.4)即s=(0.3～0.4)e=18.6～24.8mm，取s=24mm。偏心轴的偏心距是：s=(2～2.2)r，取r=12mm。
5.连杆长度l与动鄂长度L
在曲柄摇杆机构中，当曲柄做等速回转时，摇杆来回摆动的速度不同，具有急回运动的特征。连杆越短，即??r/l值越大，这种不对称现象就越显著。曲柄（偏心轴）的转数是根据矿石在破碎腔中自由下落的时间而定，因此连杆的长度不宜过短。通常，对于中小型复摆颚式破碎机，
取l?800mm； 取L?900mm
6.动颚轴承中心距给矿口平面的高度h
h?0.1L?0.1?900?90mm，取h?90mm
7.推力板长度K
当动颚的摆动行程s和偏心距r确定以后，在选取推力板长度时，复摆颚式破碎机的推力板长度可参考下式：
kmin?16.5r?16.5?12?198mm， kmax?25r?25?12?300mm，取k?280mm
2.3 电动机的选择
电机的选择一般是由用途、主要性能以及结构特点来决定的。因选用的是破碎机的电机，该电机应适用于灰尘多、土扬水溅的场合。查阅了
11【机械设计手册】后选用了Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机。
Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机效率高，耗电少，性能好，噪音低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便，为B级绝缘。结
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构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。
颚式破碎机需要的功率，可按体积假说或破碎物料时所需要的破碎力来推算。设破碎机工作时整个颚腔内充满物料，且沿颚腔长度L方向成平行圆柱排列。通过推导分析及查阅资料可得复摆型颚式破碎机功率为：
N?18LHrn (2-4)
式中L——颚口的长度（m）
H——颚腔的高度（m） r——偏心轴的偏心距（m） n——偏心轴转速（r/min） 所以破碎机的功率为：
N?18?0.9?1.5?0.012?250?72.9KW
所以实际配用电机功率选75W。查找手册选用了型号为Y225M-6的三相异步电动机,各项技术数据如表2-1所示：
表2-1电动机的参数
电动机 型号 Y315M-8 额定功率KW 75 满载转数r/min 740 堵转转最大转N?mm 1.6 N?mm 2.0
2.4 最大破碎力
破碎力在腔内的分布情况及其合力作用点位置、大小，是机构设计和零部件强度设计的重要依据。由于破碎力分布以及其合力大小，作用点位置具有随机性，用理论分析的方法将会产生较大的误差。通过大量实测数据统计分析，再通过理论推导，建立实验分析计算式是一种较好的方法，能够近似反映出破碎力的变化规律并有较大的计算准确度，因而具有较大的应用价值。因此，作用在动颚上的最大破碎力可按下式计算：
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Pmax=qLH (2-5)
式中：
q——衬板单位面积上的平均压力，一般取q=270N/㎝
L、H——破碎腔的长度和高度（单位：cm）
最大破碎力都是垂直作用于固定颚和动颚上，其作用点位置根据试验测定，复摆颚式破碎机最大破碎力多发生在破碎腔高度的0.35～0.65处。
Pmax?270?90?150?3645KN
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?1.5?1620?5467.5KN
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第3章 传动装置的设计
3.1 带轮的设计
颚式破碎机在工作时，所受载荷变化很大，有冲击载荷和脉动循环；并且使其皮带轮的飞轮的传动较大。两传动轴间距离要求甚远。其工作环境恶劣。对传动系数折磨损较大，所以在本设计中选用带传动方式。其优点是：传动带具有弹性，能对破碎机工作是产生的冲击进行一定程度的吸收，使传动平稳，保护电机；皮带可以在皮带轮上打滑，具备一定的过载保护能力。可造于中心距较大的传动。带传动的结构简单、制造、安装精度要求不高，使用维护方便，因此在本次设计中我依然采用的是带传动。
已知电动机为Y315m-8，额定功率P=75Kw，转速n1=740r/min，破碎机的转速为n2=250r/min。
1、确定计算功率 Pca
计算功率Pca是根据传递功率P和带的工作条件而确定的，
Pca=KAP (3-1)
式中：
Pca——计算功率，kw， KA——工作情况系数，
P——所传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，
KW。
查表得工矿系数kA?1.5
Pca?kAP?1.5?75KW?112.5KW
2、选定普通V带带型
根据Pca=112.5KW和n1=740r/min， 确定带型为：C型。 3、计算传动比
i?n1n2 (3-2)
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式中：
n1——小带轮转速； n2——大带轮转速。
i?n1750??3 n22504、确定带轮的基准直径dd并有验算带速v 1）初选小带轮基准直径dd1
在带传动需要传递的功率给定的条件下，减小带轮直径，会增大带传动的有效拉力，从而导致V带根数的增加。这样不仅增大了带轮的宽度，而且也增大了载荷在V带之间分配的不均匀性。另外，带轮直径的减小，增加了带的弯曲应力。为了避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径就不能过小。一般情况下，应保证dd3(dd)min。
根据V带的带型，参考《机械设计》表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dd1。
初选小带轮基准直径dd1=500mm 2）验算带速v
v??dd1n160?1000???250?74060?1000m/s?9.68m/s
在(5~25)m/s范围内，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径dd2：
dd2?idd1?500?3?1500mm
5、确定V带的中心距和基准长度Ld 1）初定中心距a?
若要传动的速度较平稳，轴间距应选一个大小适中的值，根据：
0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2) (3-3)
1400mm?a0?4000mm
初步确定中心距为a0?1500mm。 2）计算带所需的基准长度Ld
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