机械原理课程设计--铰链式颚式破碎机

1、机械原理课程设计 式破碎机 -铰链式颚 目录 选择方案 、 原动机的选择、传动比计算和分配 三、 机构分析 四、 机构简介设计数据 五、 机构的运动位置分析 六、 机构的运动速度分析 七、 机构运动加速度分析 八、 静力分析 九、 飞轮设计 十、 设计总结 一、方案的选择 方案一： 该方案的优点是结构相对简单，由于结构简单所以对各个构件的强 度要求较高，还有就是出料口太小，不利于出料。 该方案和方案一类似结构简单，优点是出料口每次碾压后会变大, 这样有利于出料，提高生产效率。 方案三： 该结构相对前面两种方案来说复杂一点， 多增加了几根杆链，这使 得该结构运转更加稳定，同时对各杆的要求强度较前

2、两种要低。 该 机构也是每碾压一次出料口变大，有利于出料。 综合以上三个方案，方案三最优，故选择方案三。 二、原动机的选择、传动比计算和分配 2.1 原动机的选择 电动机有很多种类，一般用得最多的是交流异步电动机。它价格低廉， 功率范围宽，具有自调性，其机械特性能满足大多数机械设备的需要。 它的同步转速有 3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min、 600r/mi n等五种规格。在输出同样的功率时，电动机的转速越高， 其尺寸和重量也越小，价格也越低廉。但当执行机构的速度很低时， 若选用高速电动机，势必要增大减速装置，反而可能会造成机械系统 总体成本的增加。

3、由于该机构曲柄转速170r/min ,故综合考虑选择Y132S1-2,转速为 2900r/min。 2.2传动机构的设计 由于电动机的转速为 2900r/min,而曲柄转速要求为170r/min,所以 要采取减速传动装置。设计的传动机构如下： 6 2.3传动比计算和分配 (1) 总传动比：i 二匹二2900 =17.06 ni170 不能太大，也不能 齿轮2和齿轮3的 2.27，这样总传动比 (2) 分配各级传动比：齿轮传动比在 2-6之间, 太小，故设置齿轮1和齿轮2传动比为=2.5 , 传动比为i23，齿轮4和齿轮5的传动比为i45二 i =i12甸23钏45，经过减速传动后达到预期转速。

4、 三、结构分析 机构结构简图如下： 该机构为六杆铰链式破碎机可拆分为机架和主动件2,构件3和构件 4组成阿苏尔杆组，构件 5和构件6组成阿苏尔杆组。图如下： 四、机构简介和设计数据 4.1机构简介 颚式破碎机是一种用来破碎矿石的机械，如图9-4所示机器经带 传动（图中未画出）使曲柄2顺时针方向回转，然后通过机构3,4,5使动 颚板6作往复摆动，当动颚板6向左摆向固定于机架1上的定颚板7 时，矿石即被轧碎；当动颚班板6向右摆离定颚板7时，被轧碎的矿 石即落下由于机器在工作过程中载荷变化很大，将影响曲柄和电机的 匀速转动，为了减少主轴速度的波动和电动机的容量，在曲柄轴。2的 两端各装一个大小和重量

5、完全相同的飞轮，其中一个兼作带轮用。 |1|2 06 h1 6 3 飞轮 04 4 C B n2 厂 h2 02 1 .FrD 7矿石T 4.2设计数据 设计内容 连杆机构的运动分析 符号 n2 LO2A l 1 l 2 h1 h2 l AB Lo4B l bc l O6C 单位 r/mi n mm 数据 170 100 100 0 940 850 100 0 125 0 100 0 115 0 1960 连杆机构的动态静力分析 飞轮转动惯量的确 疋 LO6D G3 J S3 G Js4 G5 Js5 G6 J S6 mm N 2 kg?m N kg? 2 m N kg? 2 m N kg?

6、2 m 600 5000 25.5 2000 9 2000 9 9000 50 0.15 五、机构的运动位置分析 (1)曲柄在如图(一)位置时，构件 2和3成一直线时，B点 处于最低点，L=AB+A02=1.25+01=135=1350mm以02为圆心， 以100mm为半径画圆，以04为圆心，以1000mm为半径画圆，通 过圆心02在两弧上量取1350mm,从而确定出此位置连杆 3和曲柄 2的位置。再以06为圆心，以 佃60mm为半径画圆，在圆 06和 O4的圆弧上量取1150mm从而确定出B点和C点的位置 图（一） （2）曲柄在如图（二）位置时，在图（一）位置基础上顺时针转动1500。 以0

7、2为圆心，以100mm为半径画圆，则找到 A点。再分别以A 和04为圆心，以1250mm和1000mm为半径画圆，两圆的下方的 交点则为B点。再分别以B和06为圆心，以1150mmm和 佃60mm 为半径画圆，两圆的下方的交点则为 C点，再连接AB、O4B、BC 图（二） （3）曲柄在如图（三）位置时，在图（一）位置基础上顺时针转动 180过A点到圆04 的弧上量取1250mm ，确定出B点，从B 点到圆弧06上量取1150mm 长，确定出C,此机构各位置确定。 图（三） 六、机构的运动速度分析 如图(二)： s 2= n/30=3.14X170/30=17.8rad/s V B = W +V

8、 BA xAC2 s2 X 丄C4B丄AC2丄AB V A02 s 2=0.1 X17.8=1.78m/s 根据速度多边形，按比例尺卩=0.025(m/S)/mm,在图1中量取 Q和“A的长度数值： 贝U VBa=23.87X 卩=0.597m/s V b=60.4X l =1.511m/s VC =VB+VCB x V x 丄O6c丄C4B丄BC 根据速度多边形，按比例尺L =0.025(m/S)/mm,在图2中量取 VC和VCB的长度数值： VC=16.41X l =0.410m/s VCE=57.92X l =1.448m/s 七、机构运动加速度分析 如图(二) 3 2=17.8rad/

9、s ntnt a B=a B04 + a B04 = a a+ a ba + a ab V XV V X / BC 丄 BC/ AQ / BA 丄 ab aA= AQ2 x 2 3 2 =31.7m/s anBA= Vba x V B/ BA =0.3m/s 2 a B04 = Vb X Vb /BQ4=2.56 m/s2 根据加速度多边形图 atAB和a b值的大小： 2t 3按比例尺l =0.5(m/s )/mm量取a B04 a bo4 =40.57 X 卩=20.3 m/s t a ab =67.4，X =33.9m/s a b=40.82 X p, =20.41 m/s 3 O6CV

10、C/O6C=0.43/1.96=0.22rad/s ano=3 2O6CaBC=2000X 19.155/9.8=3909N W=Js5a bC=9X 19.155/1.15=150N m HP5=Mk/F I5= 150/1909=0.038m 刀 MC=0 R345X L5+G5X 0.6-F I5 X 0.497=0 Rt345=(-2000 X 0.6+3909 X 0.497)/1.15=645.9N 对杆4 Fg=maB=2000X 20.41/9.8=4165N ML=Js4a 4=9X20.41/1=183.7N m HP4=Mk/F I4= 183.7/4165=0.044m

11、 刀 MB=0 R74X L4+GX 0.49-F I4 X 0.406=0 Rt74=(-2000 X 0.5+4165 X 0.406)/1=691N 对杆3 FI3=maA=5000X 33.9/9.8=17296N Ho3=MI3/F I3 =692/17296=0.04m 刀 MB=0 R23X L3 G3 X 0.064-F 13 X 0.77=0 -10910.34N Rt23=(-17296 X 0.77 - 5000 X 0.064)/1.25= 九、飞轮设计 机构気&的静力图 已知机器运转的速度，不均匀系数 由静力分析得的平衡力矩 M, 具有定传动比的构件的转动惯量，电动机

12、曲柄的转速n，驱动力矩为 常数，曲柄各位置处的平衡力矩。 要求：用惯性力法确定装在轴02上的飞轮转动惯量JF。 步骤： 1） 列表：在动态静力分析中求得的各机构位置的平衡力矩My以力 矩比例尺Jm（N_m/mm）和角度比例尺绘制一个运动循环的动 态等功阴力矩Me二M；C：-）线图，对M；3）用图解积分法求出一个运动 循环中的阴力功Ae线图。 2）绘制驱动力矩Ma作的驱动功Aa二代3）线图，因Ma为常数，且一 个运动循环中驱动力、功等于阴力功，故得一个循环中的Ac=aC（）线 图的始末点以直线相联，即为 人=代3）线图。 3）求最大动态剩余功A，将Aa二代（G）与心“）两线图相减，既 得一个运动

13、循环中的动态剩余功线图 A = A0）。该线图纵坐标最高点 与最低点的距离，即表示最大动态剩余功A: My 1 2 3 5 8 9 12 N m 140 164 400 169 -21 -74 -126 4 0 4 4 4 5 通过图解法积分法，求得，M=611.8 N m,图中 It M =0.026L/mm口 Mm =50N/mm L A= t m X t M X H= 50N m/mm 所以A = l a X A 1 测=52 X 85=4420N m 22 Je=J s3 X ( 3 3/ 3 2) +m 3 X (v s3 / 3 1 ) +J s4 X 2 3 2) +m 4 X

14、(v s4 / 2 3 2) +Js5 X (3 5/ 2) 2 +m 5 X (v s5 / 、2 3 2) +J s6 2) 2 +m (v s6 / 3 2 ) 2 =0.019+4.05+0.064+0.353+0.045+0442+0. 0072+0.13=5.56Kgm J F =900 3 max / n n 8 - J e 2 2 =900 X 4420/3.14 X170 X0.15-5.56 =86.44Kgm 十、设计总结 通过这次课程设计，使我更加了解和掌握了机械设计的方法和步 骤。对机械原理这门课的知识印象更加深刻， 加强了对机械原理的知 识的应用。通过研究设计这铰链式颚式破碎机， 使我对连杆设计有了 进一步了解。 由于是第一次做课程设计，刚开始都不知道从何做起，通过看书 一点一点研究，终于开始按照步骤一点一点开始做了。 其中确实遇到 很多问题，通过上网查找或询问同学等