复摆式颚式破碎机毕业设计.docx
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复摆式颚式破碎机毕业设计
摘 要
国内使用的颚式破碎机类型很多,但常见的还是传统的复摆颚式破碎机。
复摆颚式破碎机的出现已有140多年的历史,经过人们长期的实践和不断完善与改进,其结构型式和机构参数日臻合理,结构简单、制造容易、工作可靠、维修方便，故在冶金、矿山、建材、化工、煤炭等行业使用非常广泛。
随着现代化的发展，各工业部门对破碎石的需求进一步增长，研究复摆鄂式破碎机具有很重要的意义。
本毕业设计主要是为满足生产需求：
进料口尺寸:
；出料口尺寸：
；进料块最大尺寸:
；产量:
。
而研究的。
主要研究复摆颚式破碎机的运动分析、V带的选择，鄂板、齿板磨损的分析，各种工作参数的选择，工作机构的优化，重点研究传动的设计和系统的优化。
关键词：
复摆式颚式破碎机；工作原理。
前言
国内的矿山工业、冶炼工业、建材工业、公路建设、铁路建设、水利建设和化工工业等各种行业中其所需的各种原料生产大都牵涉到了破碎问题，颚式破碎机在破碎行业中具有重要的地位。
根据待碎矿石、岩石和物料的性质、用途和数量的不同，可选用不同类型的破碎设备。
目前，常用的破碎设备有颚式、旋回式、锤式、反击式和辊式破碎机。
此外，还有特殊类型的破碎设备。
颚式破碎机由于具有结构简单、工作可靠、制造容易、维修方便、价格低廉、适用性强等优点，早已成为我国生产最多、使用最广的破碎设备。
我国自50年代生产颚式破碎机以来，在破碎机设计方面经历了类比、仿制、图解法设计阶段，并向计算机辅助设计阶段过度。
生产制造的颚式破碎机越来越大、性能越来越好、品种越来越多，并在国际上占有一定的市场。
目前，我国生产的应用最为广泛的颚式破碎机有两种型式：
动颚作简单摆动的曲柄双摇杆机构颚式破碎机—简摆型颚式破碎机;动颚作复杂摆动的曲柄摇杆机构颚式破碎机-复摆型颚式破碎机。
前者多半制成大型或中型，其破碎比为3∼6；后者一般制成中小型，其破碎比可达10。
随着工业技术的发展，复摆型颚式破碎机已向大型化发展。
颚式破碎机的技术性能主要取决于主参数的确定、机构尺寸参数、运动参数和动力参数的设计。
各种不同型号的颚式破碎机虽经长期实践不断改进，但其工作原理和结构大同小异，而其工作性能的好坏却相差甚大。
本设计根据已知参数：
石灰石等矿物的破碎（抗压强度最高可达250兆帕），最大进料粒度210mm，出料粒度20～60mm，产量5—20m³/h，进行颚式破碎机机构设计，侧重于主参数及其计算方法、机构尺寸参数、腔型设计、偏心轴设计及校核，以及辅助设备如电动机、V带、飞轮的选择。
由于水平有限、时间仓促，设计说明书中一定有不少的缺点和错误，恳请老师和读者提出宝贵的意见，给予批评指正!
一复摆式颚式破碎机的使用与测试
1.1颚式破碎机的安装与运转
1.1.1颚式破碎机的安装
颚式破碎机一般是安装在混凝土地基上。
地基要与厂房的地基隔开，以避免破碎机的振动传给厂房。
地基的深度不应该小于安装地点的冻结深度，地基的面积应该按照安装地基处的土壤允许的压应力来决定。
地基的重量应该是机器重量的3-5倍。
一般是用140-150号水泥来浇注地基。
下图5-1是本设计的颚式破碎机的安装尺寸。
图1-1颚式破碎机安装尺寸
设计地基时，应该考虑产品运输带。
更换推力板和修理调整装置等所占用的空间，同时也要留出安装埋头地基螺栓所用的通入口。
破碎产品要经过与破碎机纵向轴线方向一致的地基排料槽排出，排料槽的斜度不应小于50°.地基的周围要有足够的空间，以便维护、修理破碎机和放置工具。
装配破碎机首先是将机架装在地基上，然后按顺序将其他零件装配起来。
安装过程中认真仔细地调整各联接部分，特别是推力板、偏心轴和动颚悬挂之间的平行度，不允许超过规定的范围。
1.1.2复摆颚式破碎机工作原理
动颚上端直接悬挂在偏心轴上，作为曲柄连杆机构的连杆，由偏心轴的偏心直接驱动，动颚的下端铰连着推力板支撑到机架的后壁上。
当偏心轴旋转时，动颚上各点的运动轨迹是由悬挂点的圆周线（半径等于偏心距），逐渐向下变成椭圆形，越向下部，椭圆形越偏，直到下部与推力板连接点轨迹为圆弧线。
由于这种机械中动颚上各点的运动轨迹比较复杂，故称为复杂摆动式颚式破碎机。
图1-2为复摆颚式破碎机结构示意图。
图1－2颚式破碎机结构示意图 图1－3复摆颚式破碎机机构运动简图
由图1－3可计算出复摆颚式破碎机的自由度为：
复摆式颚式破碎机与简摆式相比较，其优点是：
质量较轻，构件较少，结构更紧凑，破碎腔内充满程度较好，所装物料块受到均匀破碎，加以动颚下端强制性推出成品卸料，故生产率较高，比同规格的简摆颚式破碎机的生产率高出20-30%；物料块在动颚下部有较大的上下翻滚运动，容易呈立方体的形状卸出，减少了像简摆式产品中那样的片状成分产品质量较好。
介于复摆颚式破碎机的优点，在本设计中将颚式破碎机设计为复摆型。
1.2主要零部件的结构分析
ＰＥ－250×400复摆颚式破碎机主要是由机架、动颚、偏心轴、轴承、飞轮、槽轮、推力板、调整部件、拉紧部件、润滑部件等组成。
1.2.1动颚
动颚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。
动颚一般采用铸造结构，为减轻重量，国外也采用焊接结构。
由于其结构复杂，因此对焊接工艺的要求较高。
按结构特点，可把动颚分成箱型结构与非箱型加筋结构（按其横截面形状又可分为“Ｅ”型和反“Ｅ”型两种）。
对于型号较小的复摆颚式破碎机，其动颚一般做成非箱型加筋结构，以便有效地减轻动颚的重量。
本设计采用“Ｅ”型动颚，其结构见图纸。
1.2.2衬板
衬板，是破碎机中直接与矿石接触的零件，它对破碎机的生产率、比能耗、产品粒度组成和粒形以及破碎力等都有影响。
衬板承受很大的冲击挤压力，因此磨损得非常厉害。
为了延长它的使用寿命，可从两方面来研究：
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几何尺寸。
目前齿板一般采用ZGMn13-4，其特点是：
在冲击负荷作用下，具有表面硬化性，形成既硬又耐磨的表面，同时仍能保持其内层金属原有的韧性。
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（如图1－４所示）
图1-4衬板齿形
a）三角形b）梯形
本设计中采用三角形齿板，材料为ZGMn13-4。
1.2.3推力板
破碎机的推力板是结构最简单的零部件，但其作用却非常大。
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；二是起保险作用，当破碎腔落入非破碎物料（如钎杆、折断的铲齿）时，推力板先行断裂破坏，从而保护机器其它零件不发生破坏；三是调整排料口大小。
推力板按结构组成分为组装式和整体式两种；按肘头与推力板衬垫的连接型式，可分滚动型与滑动型两种（如图1-5）。
滚动型结构其传动效率高，磨损减小，同时在机器运转过程中，动颚的摆动角很小，使得推力板两端支承的推力板衬垫表面的平行度误差也很小，因此推力板的传力方向与推力板衬垫垂直方向的夹角很小，推力板与其推力板衬垫之间可以保持纯滚动。
为提高传动效率，减少磨损，延长其使用寿命，本设计中采用滚动型推力板，推力板垫材料为ZG310-570。
图1-5肘头与推力板衬垫形式
a）滚动型b）滑动型
1.2.4调整装置
调整装置是用来调整破碎机排料口大小用。
随着衬板的不断磨损，排料口尺寸也不断地变大，产品粒度也随之变粗。
为了保证产品粒度的要求，必须利用调整装置，定期地调整排料口尺寸。
此外，当要求得到不同的产品粒度时，也需要调整排料口大小，现有颚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、楔铁调整装置、液压调整装置以及衬板调整。
本设计中采用楔铁调整装置，其优点是能实现无极调整、调整方便、不必停车、结构简单和制作方便。
缺点是它的外形尺寸和重量都比较大，使机器尺寸增大，调整很费劲。
1.2.5飞轮
颚式破碎机的飞轮用以储存动颚空行程时的能量．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．飞轮常以铸铁或铸钢制造，小型机的飞轮常制成整体式。
其结构见图纸。
1.2.6机架结构
破碎机机架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（对铸造机架为50％左右，对焊接架为30％左右），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，
图1-6整体铸造机架
本设计采用整体铸造机架，虽然制造困难，但具有较好的刚性，除用ZG270-500材料外，对小型破碎机破碎硬度较小的物料时，也可用优质铸铁和球磨铸铁。
设计时，在保证正常工作条件下，应力求减轻重量。
制造时要求偏心轴轴承中心镗孔，与动颚心轴轴承的中心孔有一定的平行度。
1.2.7密封及润滑系统
密封的功能是阻止泄露，造成泄露的原因主要有两方面：
一是密封面上有间隙；二是密封两侧有压力差。
消除或减小其中因素都可以阻止或减小泄露，但就一般设备而言，减小或消除间隙是阻止泄露的主要途径。
密封的作用就是将结合面间的间隙封住，隔离或切断泄露通道，增加泄露通道中的阻力，或者在通道中加设小型做工元件对泄露物质造成压力，与引起泄露的压差部分抵消或完全平衡。
密封结构种类繁多，所采用密封机理也各不相同。
因而对于任何具体应用，都必须进行细致的衡量，然后做出选择。
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滑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．常在轴瓦底部开若干轴向油沟．中间开一环向油槽使之连通，再用油泵强制注人干黄油进行润滑。
二颚式破碎机结构参数的选择与计算
为了保证颚式破碎机运动的可靠性和经济性，在设计时必须正确地确定它的结构参数和工作参数，并以此作为计算零部件的基础。
2.1颚式破碎机结构参数的选择与计算
2.1.1给矿口宽度
式中
——最大给料粒度
由于
=210mm，故给矿口宽度B的取值范围为231～263，在本设计中选取B=250mm。
图2-1排料口处排料示意图
2.1.2给矿口长度
L=（1.5∼1.6）B
由于B=250mm，故给矿口长度L的取值范围为375～400，介于我国常见的颚式破碎
机型号，在本设计中选取L=400mm。
2.1.3公称排料口尺寸b
公称排料口尺寸，又称为排矿口最小宽度，一般颚式破碎机排料口的长度与给料口的长度相同，可按下式选定。
B取50mm
式中dmax-最大给矿粒度
2.1.4钳角α与排料层平均钳角αL
破碎机的动颚与固定颚之间的夹角称为钳角。
当破碎物料时，必须使物料既不向上滑动，也不从破碎机给矿口中跳出来，为此，钳角应保证物料块与额板工作表面积按产生足够的摩擦力以阻止物料被挤出去，故一般钳角取值为：
式中:
——齿板与物料间的摩擦系数。
实际生产中，
>0.2,故取钳角为22°
2.1.5动颚摆动行程s
动颚摆动行程s是破碎机最重要的结构参数，在理论上，动颚的摆动行程应按物料达到破坏时所需之压缩量来决定。
然而，由于破碎板的变形，及其与机架间存在的间隙等因素的影响，实际选取的动颚摆动行程远大于理论上求出的数值。
复摆颚式破碎机的动颚摆动行程受到排矿口宽度的限制。
在复摆鄂式破碎机中，动鄂板摆动行程是破碎腔的上部行程大，下部行程小。
根据实验，它的动鄂板摆动行程受卸料口宽度的限制，因为，如果动鄂板下部行程增加到大于卸料口最小宽度的0.3～0.4倍时，将引起物料在破碎腔下部的过压实现象，容易造成卸料口堵塞，使负荷急剧增大，所以动鄂板下部的摆动行程不得大于卸料口宽度的0.3～0.4倍。
实际上，动鄂板行程是根据经验数据确定的。
通常，对于大型鄂式破碎机，S=25～45mm，中小型鄂式破碎机，S=12～15mm。
因此，动鄂摆动行程S=15mm。
端点许用水平行程：
[sL]=0.1415B0.85=0.1415×2500.85=15.45mm
因sL<[sL]，所以符合要求。
2.1.6主轴转数n
对于颚式破碎机，动颚的摆动次数由偏心轴的转速决定。
在一定范围内，偏心轴转速增加，破碎机的生产能力相应的增加。
但是，当动颚摆动超过一定限度时，再增加转速，生产能力增加十分缓慢，有时甚至还下降。
而其功耗却迅速上升，由于过高的偏心轴转速使破碎好的物料来不及由卸料口排出，反而影响了生产能力的提高。
排料时间t为：
排料层完全排出下落的高度h为
由
令
得
式中
n——主轴转速（r／min）；
——动鄂下端点水平行程（mm）；
——排料层平均钳角（
）；
q——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。
该式是机构设计和机型评价的重要公式之一。
其中主轴转速与排料层钳角
和动颚下端点水平行程
有关。
根据以上式子求得主轴转速
=274r/min
2.2主要构件尺寸的确定
众所周知，复摆颚式破碎机可简化为一个铰链四杆机构，其连杆即动颚。
破碎机的性能，主要取决于动颚齿面点的轨迹性能值，而轨迹性能值又取决于齿面点在连杆上的位置以及机构的尺寸。
所谓机构尺寸参数，是指该铰链四杆机构的各杆长度、机架位置和连杆上动点位置等尺寸参数。
图2-2机构尺寸设计图
2.2.1破碎腔高度H
当动颚处下死点位置时，此时排料口b值为平均值并有下列关系：
在钳角一定的情况下，即H=600mm
2.2.2曲柄偏心距（或曲柄半径）l1
不论动颚齿面轨迹性能值分配是否合理，在机构其它尺寸参数不变的情况下，增大曲柄半径，均会使颚板齿面各点的行程值增大，一方面可以提高生产能力，另一方面也增大了机器的功耗。
由于曲柄半径的改变并不能有效地调整齿面轨迹性能值的分配，所以曲柄半径可作为设计变量，也可以按现有的设计经验确定。
通常，对于复摆颚式破碎机sL≈（2∼2.2）l1，在本设计中，l1=11mm。
2.2.3连杆长度l2
连杆长度是指动颚轴承中心至动颚推力板衬垫对称中心点间的距离。
改变连杆长度，实质是改变动颚下端点KL在连杆上的位置，以及改变推力板固定支承点C在机架上的相对位置，改变连杆长度，对动颚下部动点的水平行程及特性值有明显影响。
采用较短的连杆，对于提高生产呢能力和延长颚板使用寿命都有利的。
但过短的连杆给机器的结构设计带来困难并使动颚受力恶化，还可能导致下端点轨迹运动反向等问题。
通常，对于中、小型颚式破碎机l2=（0.85～0.9）L，即l2=340～360mm，在本设计中，l2=350mm。
2.2.4悬挂高度h0
悬挂高度h0是指曲柄固定支座O到定颚板上水平面间的垂直高度。
·按结构特点，可把复摆颚式破碎机分为三种类型：
正悬挂（h>0）,零悬挂（h=0）和负悬挂（h<0）三种结构。
悬挂高度h0实际上决定了动颚上端点K1在连杆上的相对位置。
动颚上端点K1相对于连杆上的A（动颚轴承中心）点愈高，其水平行程值愈大且特性值愈小。
因此，较小的悬挂高度不但可以增大上端点水平行程值，减小特性值，而且可以降低机器的高度尺寸，减轻重量。
目前已有机型采用零悬挂来改善机器的性能。
通常，对于复摆颚式破碎机h0≤0.1L。
2.2.5传动角
从机构学的角度看，传动角是指四杆机构中，连杆轴线与摇杆（即推力板）轴线间所夹的锐角，并且传动角愈接近90°，传力性能愈好。
对于破碎机而言，传动角的选取除考虑传力性能外，还必须考虑到加大传动角，不但增大垂直行程，而且使水平行程值降低。
因此传动角不宜过大，建议取
=45°～55°，在本设计中γ=50°。
2.2.6连杆倾角α′
连杆倾角α′是为控制动颚的结构尺寸而引出的一个参数。
它是指机构在上极限位置时，连杆轴线A2B2与定颚齿面（铅垂线）的夹角。
当减小连杆倾角α′时，动颚下部结构肥大并使推力板固定支承点C远离定颚板而增大机架长度，可见α′减小时使机重有所增加。
但较小的连杆倾角α′可以增大动颚下部水平行程而利于提高生产能力。
所以连杆的选择，应兼顾到增大下部水平行程而又不使动颚下部肥大。
通常，α′=10°～20°，在本设计中α′=15°。
2.2.7推力板长度
和推力板摆角
当动颚的摆动行程SL和偏心距l1确定后，在选取推力板长度时，推力板长度和偏心距的关系为:
式中
和
为推力板长度的最小、最大值，l1—偏心距。
两个推力板长度应根据机械运动的要求来确定，二者必须一致，在本设计中选取推力板长度
为150mm。
对于复摆颚式破碎机，推力板摆角
=45°～50°，在本设计中
=45°。
支座O、C间的垂直、水平距离
，
解得：
=47.2mm
=267.9mm
机架位置参数l4、α4为
解得
2.3工作参数的计算
2.3.1主轴转数
破碎机的主轴转数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按自由落体下落至破碎腔外的高度h计算确定的。
式中n-主轴转数（r/min）
SL-动颚下端点水平行程（mm）
-排料层平均钳角（°）
q-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.本设计中取q=1
解得n=274r/min
2.3.2电动机的功率
在颚式破碎机的破碎过程中，其功率消耗与转速，规格尺寸，排料口宽度，钳角大小及被破碎矿石的物理机械性质和粒度特性有关。
破碎机的转速愈高，机械尺寸愈大，功率消耗就越大；破碎比愈大，功率消耗也愈大。
但是，对功率消耗影响最大的还是矿石的物理机械性质。
由于功率消耗与多因素有关，现在尚无一个完整的理论公式能精确地计算出破碎机地功率消耗。
下面的是在实验的基础上推导出来和计算公式
式中
L:
破碎腔的长度（m）
r:
主轴偏心距（m）
n:
主轴转速（r/min）
P=13.02kw
2.3.3电动机的转速
通常带传动比
=2～4,取
=3,电动机的转速
=n×I=274×3=822r/min
选取电动机
根据上述的电动机功率,转速及其工作环境.为了安全选择,电动机的功率提高1.1～1.25倍所以P=23.5KW。
选择查附表12-1（机械设计课程设计）Y180L-6三相异步电动机）。
表2-1电动机型号
电动机型号
额定功率/kw
满载转/（r/min）
堵转转矩
最大转矩
Y180L-6
15
970
2.0N·m
2..0N·m
2.4带传动的设计
2.4.1概述
带传动是一种常用的机械传动装置。
他是由主动带轮，从动带轮和环行挠性件组成。
根据工作原理的不同，带的传动分为摩擦型和啮合型两大类。
摩擦型带传动是利用带和带轮接触面间的摩擦力来进行传动的，应用广泛。
这类传动按带的截面形状的不同可分为平带传动，V带传动，多楔带传动，圆带传动等。
2.4.2传动带的设计
传动比公式
，取
=3,
则
I×
=3×273=819
2.4.3确定计算功率
式中P:
皮带传动的额定功率（kw）
Ka:
工作状况系数,（由于颚式破碎机载荷变动很大，每天工作10∼16h，故取Ka=1.3
=
×p=1.3×1.5=19.5kw
2.4.4选择带型
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震动较大。
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。
结构简单，造价低廉，更换方便，并且安装精度要求不高，适合采矿作业。
根据计算功率p=19.5kw和电动机的小带轮转速n1=970r/min查表选取b型V带。
2.4.5确定带轮的基准直径
初选小带轮的基准直径dd1,为提高V带的寿命，宜选取较大的直径；dd1过大，会导致传动尺寸增大。
由图8-11及表8-8（机械设计P157）
初选dd1=160mm
验算带的速度v
根据式（8-13）来计算带的速度，并应使v≤vmax.对于普通v带vmax=25∼30m/s.如v>vmax.，则离心力过大，即应减小dd1；如v过小（例如v<5m/s）,则表示所选dd1过小，这将使所需的有效拉力Fe过大，即所需带的根数z过多，于是带轮的宽度、轴径及轴承的尺寸都要随之增大，一般v≈20m/s。
故所选皮带的速度合适
计算从动轮的基准直径dd2
dd2=idd1=（970/274）×160=566mm，根据V带的基准直径系列表8-9，正满足圆整值。
2.4.6确定中心距a和带的基准长度Ld
①根据
得504≤a0≤1440
初选a。
=700mm
②计算所需带的基准长度
③确定带的基准长度
根据
由表8-2V带的基准及带的修正系数长选取和
相近的V带的基准长度
。
④确定实际中心距a由于V带传动的中心距是可以调整的，可按下式做近似计算
则a=m806.1m
考虑带的安装和张紧需要，计算中心距的调整范围
⑤验算小带轮上的包角
=
=
（符合包角要求）
2.4.7确定皮带根数Z
式中:
:
单根V带的基本额定额定功率
:
单根V带基本功率增量
Ka-考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数
-考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度系数
由dd1=160mm和n1=970/min
根据n1=970r/min，I=3和b型带，查表8-15得
（机械设计）
查表8-6包角修正系数得
（机械设计）
查表8-2得
（机械设计）
=6.41
则取Z=7
2.4.8确定带的预紧力F0
F0=291.71N
式中q-带的线质量（查表8-3得q=0.3kg/m）
由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动,安装新带时的预紧力应为上述预紧力的1.5倍。
2.4.9计算V带作用在轴上的力（简称轴压力）Fp
解得FP=2×7×291.7×
=3792KN
2.4.10带轮的结构设计
1）V带轮设计的要求
设计V带轮时应满足的要求：
结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀。
2）带轮的材料
带轮的材料组要采用铸铁，常用材料的牌号HT150或HT200；转速较高时宜采用铸钢（或用钢板冲压后焊接而成）；小功率时可用铸铝或铸塑。
3）结构尺寸
铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式：
（1）实心式；
（2）腹板式；（3）孔板式；（4）椭圆轮辐式。
带轮基准直径dd≤2.5d（d为轴的直径）时，可采用实心式；dd≤300mm时，可采用腹板式；dd≥300mm时，可采用轮辐式。
根据表3.1-19查得本设计小带轮采用实心式，大带轮采用四轮辐式。
图2-3小带轮
表2-2V带轮的轮槽尺寸
基准宽度（bd）
基准线上槽深（hamin）
基准下下槽深（hfmin）
槽间距（e）
19.0
4.8
14.3
25.5
0.5
对称面至断面距离（f）
最小轮缘厚（
）
带轮宽（B）
外径（da）
36
1
6
B=（z-1）e+2f
da=dd+2ha
则
带轮宽
外径
取760mm
小带轮结构图（如图纸）
大带轮结构图（如图纸）
2.5动颚
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