机械原理课程设计铰链式颚式破碎机.docx

机械原理课程设计铰链式颚式破碎机.docx

《机械原理课程设计铰链式颚式破碎机.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械原理课程设计铰链式颚式破碎机.docx（14页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

机械原理课程设计铰链式颚式破碎机

一、选择方案

二、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

一十、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。

方案二：

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/min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。

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：

2.3传动比计算和分配

（1）总传动比：

（2）分配各级传动比：

齿轮传动比在2-6之间，不能太大，也不能太小，故设置齿轮1和齿轮2传动比为

，齿轮2和齿轮3的传动比为

，齿轮4和齿轮5的传动比为

，这样总传动比

，经过减速传动后达到预期转速。

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,其中一个兼作带轮用。

4.2设计数据

设计内容

连杆机构的运动分析

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

连杆机构的动态静力分析

飞轮转动惯量的确定

LO6D

G3

JS3

G4

JS4

G5

JS5

G6

JS6

δ

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

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+AO2=1.25+0.1=1.35=1350mm以O2为圆心，以100mm为半径画圆，以O4为圆心，以1000mm为半径画圆，通过圆心O2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O6为圆心，以1960mm为半径画圆，在圆O6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

。

以O2为圆心，以100mm为半径画圆，则找到A点。

再分别以A和O4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O6为圆心，以1150mmm和1960mm为半径画圆，两圆的下方的交点则为C点，再连接AB、O4B、BC和O6C。

此机构各杆件位置确定。

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O4的弧上量取1250mm，确定出B点，从B点到圆弧O6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）：

ω2=n/30=3.14X170/30=17.8rad/s

VB=VA+VBA

XAO2·ω2X

⊥O4B⊥AO2⊥AB

VA=AO2·ω2=0.1X17.8=1.78m/s

根据速度多边形,按比例尺μ=0.025（m/S）/mm,在图1中量取VB和VBA的长度数值:

则VBA=23.87Xμ=0.597m/s

VB=60.4Xμ=1.511m/s

VC=VB+VCB

X√X

⊥O6C⊥O4B⊥BC

根据速度多边形,按比例尺μ=0.025（m/S）/mm,在图2中量取VC和VCB的长度数值:

VC=16.41Xμ=0.410m/s

VCB=57.92Xμ=1.448m/s

七、机构运动加速度分析

如图

（二）

ω2=17.8rad/s

aB=anB04+atB04=aA+anBA+atAB

√X√√X

//BO4⊥BO4//AO2//BA⊥AB

aA=AO2×ω22=31.7m/s2

anBA=VBAXVBA/BA=0.3m/s2

anB04=VBXVB/BO4=2.56m/s2

根据加速度多边形图3按比例尺μ=0.5（m/s2）/mm量取atB04atAB和aB值的大小：

atB04=40.57×μ=20.3m/s2

atAB=67.4′×μ=33.9m/s2

aB=40.82×μ=20.41m/s2

ωO6C=VC/O6C=0.43/1.96=0.22rad/s

anC=ω2O6C×O6C=0.222×1.96=0.1m/s2

ωBC=VCB/BC=1.45/1.15=1.3rad/s

anCB=ω2BC×BC=1.3×1.15=1.83m/s2

aC=anO6c+atO6C=aB+atCB+anCB

√X√X√

//O6C⊥O6C⊥CB//CB

根据加速度多边形按图4按比例尺μ=0.5（m/s2）/mm量取aC、atO6C和atCB数值：

aC=12.11×μ=6.055m/s2

atCB=38.14×μ=19.07m/s2

aCB=38.31×μ=19.155m/s2

八、静力分析

对杆6

FI6=m6ac=9000×6.055/9.8=5561N

MI6=JS6α6=JS6atO6c/L6=50×6.055/1.96=154N.m

Hp6=MI6/FI6=154/5561=0.03m

在曲柄中量出2角度为2400则Q/85000=60/240得Q=21250N

∑MC=0

-Rt76×L6+FI6×0.92-G6×0.094-Q·DC=0

Rt76=（-5561×0.92+9000×0.094+21250×1.36）/1.96=12566N

对杆5

FI5=m5aBC=2000×19.155/9.8=3909N

MI5=JS5αBC=9×19.155/1.15=150N·m

Hp5=MI5/FI5=150/1909=0.038m

∑MC=0

Rt345×L5+G5×0.6-FI5×0.497=0

Rt345=（-2000×0.6+3909×0.497）/1.15=645.9N

对杆4

FI4=m4aB=2000×20.41/9.8=4165N

MI4=JS4α4=9×20.41/1=183.7N·m

Hp4=MI4/FI4=183.7/4165=0.044m

∑MB=0

Rt74×L4+G5×0.49-FI4×0.406=0

Rt74=（-2000×0.5+4165×0.406）/1=691N

对杆3

FI3=m3aA=5000×33.9/9.8=17296N

MI3=JS3α3=25.5×33.9/1.25=692N·m

Hp3=MI3/FI3=692/17296=0.04m

∑MB=0

－Rt23×L3－G3×0.064-FI3×0.77=0

Rt23=（-17296×0.77－5000×0.064）/1.25=－10910.34N

九、飞轮设计

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My，具有定传动比的构件的转动惯量，电动机曲柄的转速

，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

上的飞轮转动惯量

。

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

和角度比例尺

绘制一个运动循环的动态等功阴力矩

线图，对

用图解积分法求出一个运动循环中的阴力功

线图。

2）绘制驱动力矩

作的驱动功

线图，因

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

线图的始末点以直线相联，即为

线图。

3）求最大动态剩余功[

]，将

与

两线图相减，既得一个运动循环中的动态剩余功线图

。

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[

]：

My

1

2

3

5

8

9

12

N·m

140

1644

4000

1694

-214

-744

-1265

通过图解法积分法，求得，Ma=611.8N·m,图中

μMΦ=0.026L/mmμMm=50N/mm

μA=μm×μMΦ×H=50N·m/mm

所以[A’]=μA×A’1测=52×85=4420N·m

Je=Js3×（ω3/ω2）2+m3×（vs3/ω1）2+Js4×

（ω4/ω2）2+m4×（vs4/ω2）2+Js5×（ω5/ω2）2+m5×（vs5/ω2）2+Js6×（ω6/ω2）2+m6×（vs6/ω2）2

=0.019+4.05+0.064+0.353+0.045+0442+0.0072+0.13=5.56Kgm2

JF=900·Δωmax/∏2n2[δ]-Je

=900×4420/3.142×1702×0.15-5.56

=86.44Kgm2

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方式，克服一个个的问题。

虽然第一次做的肯定不是很好，但是万事开头难，有了第一次的经验，我相信以后做相关类似的课程设计定会有所改善。

以前学习机械原理时，大部分是学习四杆机构设计，这次设计铰链式颚式破碎机的连杆数为五杆，难度增大不少。

尤其是速度分析和加速度分析复杂了许多。

通过认真研究，使得我对连杆设计知识印象更加深刻，但是其它方面的知识却是不太懂。

总之，通过这次课程设计，我的确是受益匪浅，这为我以后做机械设计课设和毕业设计打下基础。