机械原理课程设计颚式破碎机.doc

目录

一 机构简介与设计数据······································3

二 图解法连杆机构运动分析及动态静力分析··································································6

三 总结 ······················································15

四 参考文献 ················································16

颚式破碎机
一、机构简介与设计数据
（1）机构简介
颚式破碎机是一种破碎矿石的机械，如图所示，机器经皮带（图中未画）使曲柄2顺时针回转，然后通过构件3，4，5是动颚板6向左摆向固定于机架1上的定额板7时，矿石即被轧碎；当动颚板6向右摆定颚板时，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，将影响曲柄和电动机的匀速运转。为了减小主轴速度的波动和电动机的容量，在O2轴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。

图1.1 六杆铰链式破碎机

图1.2 工艺阻力
（2）设计数据

设计内容
连杆机构的远动分析
符号
n2
Lo2A
L1
L2
h1
h2
lAB
lO4B
LBC
Lo6c
单位
r/min
mm
数据
170
100
1000
940
850
1000
1250
1000
1150
1960

连杆机构远动的动态静力分析
飞轮转动惯量
的确定
IO6D
G3
JS3
G4
JS4
G5
JS5
G6
JS6

mm
N
Kg m2
N
Kg m2
N
Kg m2
N
Kg m2

600
5000
25.5
2000
9
2000
9
9000
50
0.15

(3) 设计内容
①连杆机构的运动分析
在2#图纸上作6曲柄在5位置（如图1.3）时的机构运动简图，以及此位置时机构的速度和加速度多边形。
②连杆机构的动态静力分析
确定机构在5位置时的各运动副反作用力及需加在曲柄上的平衡力矩。

图1.3 曲柄位置图
二、图解法连杆机构运动分析及动态静力分析
（一）机构运动简图
曲柄在1位置时，构件4在最低位置，以O2为圆心，以1350mm为半径画圆，以O4为圆心，以1000mm为半径画圆，交于B点，连接O2，B。以O2为圆心，100mm为半径画圆，交O2B于点A，此时A点的位置便是1位置，顺时针旋转120°便得到5位置，再通过给定的数据确定其余构件的位置，做出机构运动简图1.4。

1.4 机构运动简图

（二）连杆机构速度分析
1 速度分析
（1）B点速度分析
n=170r/min=17/6 r/s
VA=ω2LO2A=17.8X0.1=1.78m/s
VB = VA + VBA
大小：？ 1.78 ？
方向：⊥O4B ⊥AO2 ⊥AB
作出B点速度多边形

图 1.5 B点速度分析
根据速度多边形,按比例尺μ=0.059(m/S)/mm,在图1.5中量取VB和VBA的长度数值:
则VB=26.9×μ=1.59m/s
VBA=19×μ=1.12m/s
（2）C点速度分析
VC = VB + VCB
大小：？ 1.43 ？
方向：⊥O6C ⊥O4B ⊥BC
作出C点速度多边形

图1.6 C点速度分析
根据速度多边形, 按比例尺μ=0.059(m/S)/mm,在图1.6中量取VC 和VCB的长度数值:
VC=7.6×μ=0.45m/s
VCB=25.9×μ=1.53m/s
（三）连杆机构加速度分析
aA= AO2× ω22 =31.7m/s2
anB = VB 2/BO4 =2.53 m/s2
anBA= VBA2/ BA =1.0m/s2
a B= anB + atB = aA + anBA + atBA
方向： 2.53 ？ 31.7 1 ？
大小： //BO4 ⊥BO4 //AO2 //BA ⊥AB
作出加速度多边形

图 1.7 加速度多边形
根据加速度多边形图按比例尺μ=0.317(m/s2)/mm量取atB04 atBA和a B 值的大小：
atB =49×μ=15.53 m/s2
atBA =71′×μ =22.51m/s2
a B′=50×μ =15.85 m/s2
anC =V2c/CO6=0.10m/s2
an CB=V2CB/CB=2.04m/s2
aC = anC + atC = aB + an CB + at CB
大小： √ X √ X √
方向：//O6C ⊥O6C √ ⊥CB //CB
在图1.7中作出加速度多边形，根据加速度多边形按比例尺μ=0.317(m/s2)/mm量取aC′、atC和at CB数值：
aC = 32.8×μ = 10.40m/s2
atC = 32.7×μ = 10.37m/s2
at CB= 49.8×μ = 15.79m/s2
（四）连杆机构各运动副反作用力分析：
对各受力杆件列力平衡方程和力矩平衡方程：
杆6 Fi6=-m6as6=-G6/g×μ×πs’6=-4774.4N
Mi6=-Js6a6=-Js6×atc/CO6=-264.5N.m
hi6=Mi6/Fi6=55.4mm
杆5 Fi5=-m5as5=-2199.6N
Mi5=-Js5a5=-123.6N.m
hi5=Mi5/Fi5=56.2mm
杆4 Fi4=-m4as4=-1617.3N
Mi4=-Js4a4=-139.8N.m
Hi4=Mi4/Fi4=86.4mm
杆3 Fi3=-m3as3=-11418.5N
Mi3=-Js3a3=-459.2N.m
Hi3=Mi3/Fi3=40.2mm
将整个机构拆分为3、4,5、6两个Ⅱ级杆组，并对其进行受力分析：

图1.7 5、6杆组受力分析

图1.8 3、4杆组受力分析
在图1.7和1.8中分别量出
h1=3mm,h2=51mm,h3=28mm,h4=14.5mm
h5=21mm,h6=25mm,h7=24mm,h8=3mm
对构件6，由∑MC=0得：
G6·h1+FQ·CD+Rt16·CO6-F’i6·h2=0
Rt16=209107.8N
对构件5，由∑MC=0得：
G5·h3+Rt45·BC-F’i5·h4=0
Rt45=419.2N
对构件3，由∑MB=0得：
G3·h8-Rt23·AB+F’i3·h7=0
Rt23=4624.7N
对构件4，由∑MB=0得：
G4·h6-Rt14·BO4-F’i4·h5=0
Rt14=320.7N
根据杆组5、6的平衡得：
∑F=Rn16+Rt16+FQ+F’i6+G6+G5+F’i5+Rt45+Rn45=0
作出力的多边形：

图1.9 杆组5、6力的多边形
图中连接bj,gj，则jb和gj分别代表总反力R16和 R45，根据μ=2200N/mm的比例量取图中bj和gj的长度可得：
R16=94×μ=206800N
R45=220×μ=484000N
又由构件6的平衡条件∑F= R16+FQ+F’i6+G6+R56=0，
知矢量ej代表反力R56，大小为R56=221.3×μ=486860N
根据杆组3、4的平衡得：
∑F=Rn23+Rt23+F’i3+G3+G4+F’i4+Rt14+Rn14=0
作出力的多边形：

图1.10 杆组3、4力的多边形
图中连接rl,rp，则rl和rp分别代表总反力R23和 R14，根据μ=100N/mm的比例量取图中bj和gj的长度可得：
R23=59×μ=5900N
R14=48.8×μ=4880N
又由构件3的平衡条件∑F= R23+F’i3+G3+R45=0，知矢量mr代表反力R23，其大小为R23=55×μ=5500N
（五）需要加在曲柄上的平衡力矩
对构件2受力分析，

图1.11 杆2受力分析
知构件2受两个力R32与R12，已经求得R23，则R32=- R23 ，又由构件2力的平衡知，R12与R32大小相等方向相反，这两个力构成一个力矩：
M=R32hμ=5500×3.2×5=88000N·m
三、总结
经过本次课程设计，我初步了解掌握了机械原理课程设计的方法和步骤。通过对颚式破碎机运动、速度及工作简图的设计让我们进一步掌握了《机械原理》，加深了对各知识点的理解和运用。
这次设计我本着认真.准确的原则，使我增强了自信心，也为我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。本次设计的不是很完美，但我坚信以后我将做得更好。在设计我真正懂得搞设计的艰难，激励我以后更加的努力学习相关知识。
同时也谢谢张姗老师给的这次设计机会以及在本次设计中给予的指导，同时对在本次设计中给予帮助的同学在此表示感谢
四、参考文献
（一）郑文纬、吴克坚《机械原理》第七版，高等教育出版社1997.7
（二）姜琪主编，机械运动方案及结构设计——机械原理课程设计题例及指导，北京：高等教育出版社，1991
（三）唐锡宽、金德闻编，机械动力学，北京：高等教育出版社，1983