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(dd1?dd2)2Ld?2a0?(dd1?dd2)? 24a0??7285mm查表选取基准长度：Ld?8000mm
3）计算实际中心距a
Ld?Ld028000?7285?(1500?)mm
2?1857.5mma?a0?amin?a?0.015Ld?1737.5mmamax?a?0.03Ld?2097.5mm中心距的变化范围为：1737.5mm~2097.5mm
6.小带轮包角?1
小带轮上的包角a1小于大带轮上的包角a2，小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使：
?1?1800?dd1?dd2?57.30a1500?500?1800??57.30
1694.17?146.20?1200因此，主动轮上的包角合适 7.计算带的根数z 1)单根带的额定功率p0
根据dd1?500mm和n1?740r/min，查表通过差值法得：D型带
p0?24.698Kw。
考虑传动比的影响，额定功率的增量?p0，查表并通过插值法计算得：
?p0?2.314Kw
2）确定V带的根数
Z?pca (3-4)
(p0??p0)K?KL12
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查表得：K??0.913 查表得：KL?1.08
Z?112.5?4.22
(7.40?0.87)?0.938?1.07取Z?5根。
8.单根V带的预紧力
F0?500(p2.5?1)ca?qv2由表查得 q?0.62kg/m kazvF0?500?(?1670N9.计算压轴力
2.5112.5?1)??0.62?(9.68)2N 0.9386?9.68a12146.20?2?5?1670?sin2?15970NFr?2?Z?F0sin
Frmax?1.5Fr?1.5?630?23955N
3.2 偏心轴的设计
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、偏心轴的材料选用45号钢 2、轴传递的功率
查表的V带的传动效率为0.92～0.97现η=0.95 轴传递的功率为：P??Pca
P?0.95?112.5?106.75KW
3、偏心轴的转速为250r/min
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4、初步确定轴的最小直径
dmin=A0′式中：
3Pn (3-5)
A0：与轴材料有关的系数其值可查表取A0=112 P：轴传递的功率 n：轴的转速
dmin=A0′3Pn
?112?3?84mm106.75250
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dmin?84?1.05?88.2mm
最小直径段的轴与带轮相配合，带轮孔径为110mm>88.2mm符合要求，因此选取轴的最小直径为110mm
5.转矩法校核轴：
对于承受转矩的轴，其强度条件为：
T9.55?106P/n?T?????T? (3-6)
WT0.2d3式中:?T——扭转切应力，MPa；
T——轴所受到的扭矩，N?mm3；
wT——轴的抗扭截面系数(mm)；
； p——轴传递的功率（KW）
n——轴的转速（r/min）； ； d——计算截面处轴的直径（mm）[?T]——45号钢的许用扭应力（MPa）；
由上式可以得到，要设计的轴必须满足以下条件：
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9.55?106Ppd?3?C3?mm? (3-7)
0.2??T?nn[?T]查表取为 40MPa；
C查表取为110；
n由要求可知为250r/min； p为传递转速为30KW。 将已知数据代入公式得：
d?110?330?54.2mm 250最小的轴径选择的是90mm，大于公式所得，传递扭矩足够了。
3.3 飞轮的设计
颚式破碎机是一种间歇工作的机械，工作行程破碎物料而空行程只是克服机构中的有害阻力，因而造成了机器转动速度的波动及电动机的负荷不均匀。为使破碎机工作平稳，转速波动小，电动机负荷均匀，在偏心轴的两端装上了飞轮。空行程的时候它储存能量，而工作行程时，飞轮放出能量。
大三角带轮即是传动件也是飞轮，所以现在我们设计的是偏心轴另一端的飞轮。
设破碎机在空行程期间t1内的功率消耗为N1，在压碎物料期间t2内的功率消耗为N2。电动机额定功率为N，并且N1 在N1?N期间，多余的功N?N2率使飞轮角速度从?min增加到?max；在N?N2期间，功率不足，使飞轮角速度从?max减少到?min，同时飞轮放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎机的破碎效率。由此，可得能量平衡方程式： 102Nt1=102N1t1+J/2(wmax-wmin) (3-8) 或 102Nt1=102N1t1+Jw2d0 式中J——飞轮的转动惯量，（kg.m2）； 15 洛阳理工学院毕业设计（论文） （w=w——飞轮平均角速度， wmax+wmin）； 2d0——速度不均悉数，d0=wmax+wmin。 w飞轮储存的能量为： 102t1(N-N1)=Jw2d0 考虑摩擦损失的机械效率为： h=N-N1 (3-9) N代入公式后，得飞轮所需要的转动惯量： J=102t1Nh (3-10) 2wd0机械效率h=0.75~0.85，因设计的是复摆式破碎机，效率较高，所以取值为0.85。t1=240。对中小型破碎机，取d0=0.03～0.05，此处取t=3nn，而且已知n=250r/min。2p0.02。角速度w根据实验转速n求得，w=将这些数据代入公式求得： J?24.61Kg.m2 飞轮的外径应与大带轮的外径相当，选取飞轮的外径为D=1500mm，选取飞轮的内径为d=110mm，则飞轮的质量m为： m=8J8′24.61==87kg D2+d21.52+0.112则飞轮的宽度B为：B=161mm 飞轮的具体几何尺寸，参考了普通飞轮的设计结构，并将之简化，在保证了飞轮可以正常工作的前提下，尽量减轻飞轮的质量，优化结构，尽量使之整体化和减少加工费用。 与普通的飞轮的设计不同的是，这个飞轮可以通过加配重的方式，来进行转动惯量的调节。 16