颚式破碎机机构综合设计说明书文档格式.doc

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二双摆杆机构：

由于摆杆机构的主运动不好设计，所以不选用这种。

三曲柄滑块机构：

曲柄滑块机构传动角较小，不适合受力大的机械。

机构原理分析

如图所示，机器经皮带（图中未画出）使曲柄2顺时针回转，然后通过构件3，4，5使动颚板6向左摆动向固定于机架1上的定颚板7时，矿石即被扎碎；

当动颚板6向右摆动时，被扎碎的矿石即下落。

设计数据

设计内容 连杆机构的远动分析

符号 n2 Lo2A L1 L2 h1h2 lAB lO4B LBC Lo6c

单位 r/min mm

数据 300 30 80 100 80 100 100 90 100 200

杆长计算

根据题目要求出料口的调整范围和颚板的长度，可以大概计算出颚板的摆动范围：

sinN=10~30/200

N=6~8°

为了方便设计先假设3，4，5杆的尺寸都为100mm。

四连杆机构的运动分析：

1）曲柄在1位置时，构件2和3成一直线（构件4在最低位置）时，确定颚板6的位置，L=AB-AO2=90mm以O2为圆心，以30mm为半径画圆，以O4为圆心，以100mm为半径画圆，以C为圆心，以100mm为半径画圆，通过两圆交点和飞轮中心竖直线处找到距离等于100mm的点，从而确定杆2的长度和B点的位置。

（2）曲柄在2位置时，在1位置基础上顺时针转动270°

。

以O2为圆心，以10mm为半径画圆，则找到A点。

再分别以C和O4为圆心，以100mm和100mm为半径画圆，两圆的上方的交点则为B点。

再以B和O2水平线找距离等于100mm的交点，从而确定杆2的长度和B点的位置。

O2A=CB*sinN+AB-80=30~35

连杆机构速度分析

（1）位置2

ω2=n/30=3.14X300/30=31.4rad/s

VB4=VA4+VB4A4

XAO2·

ω2X

⊥O4B⊥AO2⊥AB

VA4=AO2·

ω2=0.01X31.4=0.314m/s根据速度多边形,

则VB4=3.88Xμ=0.0388m/s

VB4A4=178.97Xμ=1.79m/s

VC4=VB4+VC4B4

X√X

⊥O6C√⊥BC

根据速度多边形:

VC4=1.44×

μ=0.0144m/s

VC4B4=3.63×

μ=0.0363m/s

ω2=17.8rad/s

aB4=anB404+atB404=aA4+anB4A4+atA4B4

√X√√X

//B4O4⊥B4O4//A4O2//B4A4⊥A4B4′

aA4=A4O2×

ω22=31.7m/s2

anB4A4=VB4A4VB4A4/B2A2=0.3m/s2

anB404=VB4VB4/BO4=2.56m/s2

根据加速度多边形图4按比例尺μ=0.05（m/s2）/mm量取

tB204atA2B2和aB3值的大小：

atB404=be×

μ=0.032m/s2

atA4B4=ba′×

μ=0.0055m/s2

aB4′=pb×

μ=0.032m/s2

aC4′=an06C4′+at06C4′=aB4′+atC4B4′+anC4B4

√X√X√

//O6C⊥O6C√⊥CB//CB

根据加速度多边形按图3按比例尺μ=0.05（m/s2）/mm量取aC4′、at06C4和atC4B4数值：

aC4′=pe×

μ=0.004m/s2

at06C4=pc×

μ=0.0346m/s2

atC4B4=bc×

μ=0.031m/s2

静力分析：

三位置

（1）杆件5、6为一动构件组（满足二杆三低副）参看大图静力分析：

（1）对杆6

FI6=m6as6=9000×

0.5×

4.8/9.8=2204N

MI6=JS6α6=JS6ato6c/L6

=50×

4.8/1.96=122N.m

Hp6=MI6/FI6=122/2204=0.06m

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=（-2204×

0.92+9000×

0.094+21250×

1.36）/1.96

=14142N

（2）对杆5

FI5=m5as5=2000×

20.5×

0.5/9.8=2019N

MI5=JS5α5=9×

18.95/1.15=148N·

m

Hp5=MI5/FI5=148/2019=0.07m

∑MC=0

Rt345×

L5－G5×

0.6+FI5×

0.497=0

Rt345=（2000×

0.6－2019×

0.497）/1.15

=170.92N

（3）对杆4

FI4=m4as4=2000×

1/2×

19.2/9.8=1959N

MI4=JS4α4=9×

19.05/1=171N·

Hp4=MI4/FI4=171/1959=0.09m

∑MB=0

Rt74×

L4－G5×

0.49+FI4×

0.406=0

Rt74=（2000×

0.49－1959×

0.406）/1=184.6N

（4）对杆3

FI3=m3as3=5000×

43.6×

0.05/9.8=1112N

MI3=JS3α3=25.5×

29.1/1.25=593N·

Hp3=MI3/FI3=593/1112=0.5m

∑MB=0－Rt23×

L3－G3×

0.064-FI3×

0.77=0

Rt23=（-1112×

0.77－5000×

0.064）/1.25=－940.99N

三位置各构件支反力由静力分析封闭多边形量取，

μ1=100N/mm，μ2=0.02m/mm求各图支反力值（参看大图）

R76=R76×

μ1=17416.43N

R56=R56×

μ1=34069.19N

RB345=RB345×

μ1=32871.58N

R23=R23×

μ1=5058.29N

曲柄平衡力矩

L=0.1mM平=5058.29×

0.069=349.02N·

六飞轮设计

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，以上内容作在2号图纸上。

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·

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·

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

参考文献

1郑文伟主编机械原理第七版北京高等教育出版社1997

2申永胜主编机械原理教程北京清华大学出版社2000

3马永林主编机械原理北京北京理工大学出版社1992

4张春林主编机械创新设计北京机械工业出版社2001