铰链式颚式破碎机课程设计.doc

机械原理课程设计
设计说明书

题 目 铰链式颚式破碎机
二级学院 机械工程学院
专 业 机械设计制造及其自动化

目录

一 前言........................................2
二 设计题目....................................3
三 已知条件及设计要求..........................4
3.1 已知条件...............................4
3.2 设计要求...............................4
四 设计数据....................................5
五 机构是结构分析..............................6
六 铰链式颚式破碎机连杆机构的运动分析..........7
6.1连杆机构的速度分析......................7
6.2连杆机构是加速度分析....................9
七 连杆机构的动态静力分析.....................10
八 飞轮设计...................................12
九 结论与总结.................................14

前言

复摆式鄂式破碎机具有以下优点：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，加以动鄂下端强制性推出成品卸料，故生产率较高，比同规格的简摆鄂式破碎机的生产率高出20-30%；物料块在动鄂下部有较大的上下翻滚运动，容易呈立方体的形状卸出，减少了像简式产品中那样的片状成分，产品质量较好。鄂式破碎机根据破碎物料大小的不同，可分为粗式破碎机和细式破碎机。在设计颚式破碎机之前，我们查阅了许多相关资料，画出了其结构示意图，计算了与设计有关的各种参数。设计所采用的材料是有机塑料板，将破碎机内部的结构细致地反映了出来，我们所设计的复摆式颚式破碎机能真实地反映出它的工作情况，设计好了的破碎机运动顺畅、平稳。

铰链式颚式破碎机

二、 设计题目

颚式破碎机是一种用来破碎矿石的机械，如图(1-1)所示，机器经带传动（图中未画出）使曲柄2顺时针方向回转，然后通过构件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上的定板7时，矿石即被轧碎；当动颚板6向右摆离定颚板7时，被轧碎的矿石即下落。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,为了减小主轴速度的波动和电动机的容量，在曲轴
O2的两端各装一个大小和重量完全相同的飞轮，其中一个兼作皮带轮用。

附图1-1铰链式颚式破碎机机构简图

三.已知条件及设计要求

3.1已知条件

1.各机构尺寸及质心位置构件2的质心在O2，其余构件的质心位于构件的中心），曲柄转速为n2。
2.各构件重力G及对质心轴的转动惯量Js;工作阻力Fr曲线如图
2-1所示，Fr的作用点为D，方向垂直于O6C；运动分析中所得结 果。
3.机器运转的速度不均匀系数d，由动态静力分析所得的平衡力矩
Mb以及驱动力矩Mb为常数。

3.2设计要求
1.作机构运动简图，画出机构的运动曲线图,算出各点在12个位置的速度位移,加速度。列出表格。
2.确定机构一个位置的各运动副反作用力及需加在曲柄上的平衡力矩Mb。
3.确定安装在轴O2上的飞轮的转动惯量JF。

四．设计数据

五.机构的结构分析

如附图1-7所示，建立直角坐标系。机构中活动构件为2、3、4、5、6，即活动构件数n=5。A、B、C、O2、O4、O6处运动副为低副（7个转动副，其中B处为复合铰链），共7个，即Pl=7。则机构的自由度为：F=3n-2Pl=3Χ5-2Χ7=1。

拆分基本杆组：

（1）标出原动件2，其转角为φ1,，转速为n2，如附图4-1（a）所示；
（2）拆出Ⅱ级杆组3—4，为RRR杆组，如附图4-1（b）所示；
（3）拆出Ⅱ级杆组5—1，为RRR杆组，如附图4-1（c）所示。由
此可知，该机构是由机架1、原动件2和2个Ⅱ级杆组组成，故该机构是Ⅱ级机构。

附图 4-1 铰链式颚式破碎机机构结构分析
（a） 原动件；（b）RRR杆组；（c）RRR杆组

六．铰链式颚式破碎机连杆机构的运动分析

曲柄在1位置时，构件2水平时， 以A为圆心，以1250mm为半径画圆，以O4为圆心，以1000mm为半径画圆，交于B点。以B为圆心1150mm为半径画圆， 再以O6 为圆心，以1960mm为半径画圆，在圆O6和圆B的交点为C。据此一位置各构件位置确定。

6.1.杆机构速度分析

（1）位置1
ω2=pn/30=3.14X170/30=17.8rad/s
VB = VA + VBA
X AO2·ω2 X
⊥O4B ⊥AO2 ⊥AB
VA= AO2·ω2=0.1X17.8=1.78m/s
根据速度多边形,按比例尺μ=0.05(m/S)/mm,在图2中量取VB和VBA的长度数值:
则VB=36.22Xμ=1.81m/s
VBA=8.99Xμ=0.45m/s
VC = VB + VCB
X √ X
⊥O6C √ ⊥BC
根据速度多边形, 按比例尺μ=0.05(m/S)/mm,在图3中量取VC 和VCB的长度数值:
VC=13.35×μ=0.67m/s
VCB=34.26×μ=1.71m/s

6.2加速度分析

ω2=17.8rad/s
a B= anB04 + atB04 = aA4 + anBA + atAB
√ X √ √ X
//BO4 ⊥BO4 //AO2 //BA ⊥AB
aA= AO2× ω22 =31.7m/s2
anBA= VBA * VBA/ BA =0.33m/s2
anB04 = VB * VB /BO4 =3.28 m/s2
根据加速度多边形图按比例尺μ=0.1(m/s2)/mm量取atB04 atAB和a B 值的大小：
atB04 =be×μ=2.32 m/s2
atAB =ba′×μ =27.98m/s2
a B′=pb×μ =28.00 m/s2
aC′= an06C′+ at06C′= aB′ + at CB′+ an CB
√ X √ X √
//O6C ⊥O6C √ ⊥CB //CB
根据加速度多边形按图3按比例尺μ=0.1(m/s2)/mm量取aC′、at06C和at CB数值：
aC =pe×μ =6.47m/s2
at06C=pc×μ =6.46m/s2
at CB=bc×μ =1.43m/s2

七.连杆机构的动态静力分析

对各受力杆件列力平衡方程和力矩平衡方程

杆6 Fry+F56X-F16x=m6a6x
F16y-Fry-F56y+G6=m6a6y
对O6取矩 F56xl6x+1/2G6l6x+F56yl6y+1/2Frxl6y=Jε6

6的方程
Fi6=1/2ao6c*m6=2968.7N
Mi6=ao6ct/Lo6c*Js6=165.26N.M
Fr16x+Fr*cos(4.96)+Fr56x-Fi6*cos(2.95)=0
Fr16y-Frsin(4.96)+Fi6*sin(2.95)+Fr56y-G6=0
Fr*Lcd+1/2Lo6c*G6*sin(4.96)+Fr56x*Lo6c*cos(4.96)-Mi6-Fr56y*Lo6c*sin(4.96)=0

杆5 F45x-F65x=m5a5x
F65y-F45y+G5=m5a5y
对B点取矩 F65xl5y+1/2G5l5x-F65yl5x=Jε5

5的方程

Fi5=as5*m5=660.9N Mi5=acbt/Lcb*Js5=50.6NM
Fr45x-Fr56x-Fi5*cos(1.1)=0
Fr45y-Fr56y+Fi5sin(1.1)-G5=0
1/2Fi5*Lbc*sin( -7.26)-Mi5-Fr56y*Lbc*cos(7.260)-Fr56x*Lbc*sin(7.26)-1/2G5*Lbc*cos(7.29)=0

杆4 F14x-F43x=m4a4x
F14y-F43y+G4=m4a4y
对B取矩 F14xl4x-1/2G4l4x-F14yl4y=Jε4

4的方程
Fi4=as4*m4=424.9N Mi4=ao4bt/Lo4b*Js4=20.87NM

Fr14x—Fr45x—Fr43x—Fi4*cos(20.9)=0
Fr14y—Fr45y—Fr43y+Fi4*sin(20.9)—G4=0
1/2Fi4*Lo4b*sin(35.26)+(Fr45x+Fr43x)*Lo4b*sin(14.36)
+Mi4-(Fr45y+Fr43y+1/2G4)*Lo4b*cos(14.36)=0

杆3 -F23x-F43x=m3a3x
F23y-F43y+G3=m3a3y
对B取矩 F23xl3x+1/2G3l3x-F23yl3y=Jε3

3的方程
Fi3=as3*m3=709.26N Mi3=aabt/Lab*Js3=570.87NM
Fr23x+Fr43x—Fi3*cos(5.11)=0
Fr23y+Fr43y—G3+Fi3*sin(5.11)=0
1/2Fi3Lab*cos()+1/2G3*Lab*sin(3.27)-Mi3-Fr43y*Lab*sin(3.27)-Fr43x*Lab*cos(3.27)=0

2的方程
Fr12x-Fr23x=0
Fr12y-Fr23y-G2=0

当曲柄处于180。的时候
，，，，，，，，，

所以通过列矩阵求解
F12y =21230.3N F12x= 1578.42 N F32x=-4684N F32y =17812N F43x=6451N F43y =12970N F14x =-26061N F14y=-5790N
F45x = -32915N F45y = 5332N F56x =-33575N F56y=3332 N F16x =-5335N F16y =20434N

八． 飞轮设计

由于图解法 采用计算机绘图（Solidworks），所以误差较小。与解析法求得相接近。用Excel绘制力矩图，求功计算最大盈亏功。
C点的角速度与角加速度和曲柄的转动角度的关系数据表:

0
-15
-30
-45
-60
-75
-90
-105
-120
-135
534.3
1038.1
1434.5
1547.8
1271.0
644.2
-144.6
-883.8
-1407.8
-1626。3.

-150
-165
-180
-195
-210
-225
-240
-255
-270
-285
-1559.2
-1292.9
-931.2
-565.2
-261.0
-57.6
32.2
24.0
-39.8
-205.3

-300
-315
-330
-345
-360
250
260
270
280
290
-338.7
-361.5
-227.6
80.8
534.3
-956.9
-461.5
27.3
-475.3
933.6

300
310
320
330
340
350
360
-1310.6
-1561.6
-1658.2
-1596.8
-1393.7
-1081.5
-706.6

根据盈亏功的原理，求得各盈亏功值，并作能量指示图。以曲柄的平均驱动力矩为分界线，求出各区段的盈亏功值如下：
ΔW1=1867.25Nm ΔW2=-2010.03Nm ΔW3=104.90Nm
ΔW4=--180.90Nm ΔW5=218.86Nm

所以，曲柄的最大盈亏功 ΔWmax= 2086.15Nm
所以飞轮的转动惯量
JF≧900ΔWmax /(π2n2[δ])=900* 2086.15/(3.142*1702*0.15)
=43.88 Kg*m2

九. 结论与总结

“自信来源于能力”，我相信这句话会让我受益终生。经过本次课程设计，我们了解掌握了机械设计的方法和步骤。通过对颚式破碎机运动分析.速度加速度分析及工作简图的设计让我们进一步掌握了《机械原理》的深刻内容，加深了对各知识点的理解和运用。通过近一周小组自的查阅资料研究和学习，深刻体会到了团队协作对项目成功的重要性。设计过程中我们时刻提醒自己要认真.准确，并听从老师安排，踏踏实实做好每一步设计准备工作，并且仔细钻研了老师提供的软件，通过运用软件简化了很多复杂的运算和作图，为这次课程设计提供了一个很好的工具。使我们增强了自心，
也为我们将来工作打下良好基础。本次设计使我们在实践.理论方面都有了很大的提高，也为机械设计的课程做了充分的准备。虽然本次设计得不是很完美，但我们坚信以后我们将做得更好。在设计过程中我们真正懂得了做设计必须要一丝不苟，有严肃认真的态度，老师在带我们时不仅交给我们课本上的知识并且教会我们如何做一个真正的工程机械人员。激励我们以后更加的努力学习相关知识。

参考文献

1 熊禾兵主编，机械原理. 武汉：华中科技大学出版社，2007
2 王淑仁主编，机械原理课程设计. 北京：科学出版社，2006
3 李延珩主编，C/C++程序设计. 北京：中国铁道出版社， 2007
4 尹冠生主编，理论力学。西北工业大学出版社2011.8。
5 张新占主编，材料力学。第2版，西北工业大学出版社，2011.8。
6 戴娟主编，机械原理课程设计指导书；高等教育出版社，2011.1。

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