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1、 颚式破碎机的机构设计说明书 一 设计题目简介右图为一简摆式颚式破碎机的结构示意图。当与带轮固联的曲柄1绕轴心O连续回转时，在构件2、3、4的推动下，动颚板5绕固定点F往复摆动，与固定颚板6一起，将矿石压碎。简摆式颚式破碎机颚式破碎机设计数据如表所示。为了提高机械效率，要求执行机构的最小传动角大于650；为了防止压碎的石料在下落时进一步碰撞变碎，要求动颚板放料的平均速度小于压料的平均速度，但为了减小驱动功率，要求速比系数k（压料的平均速度/放料的平均速度）不大于1.2。采用380V三相交流电动机。该颚式破碎机的设计寿命为5年，每年300工作日，每日16小时。二 设计任务1针对两图所示的颚式破碎
2、机的执行机构方案，依据设计数据和设计要求，确定各构件的运动尺寸，绘制机构运动简图，并分析组成机构的基本杆组；2假设曲柄等速转动，画出颚板角位移和角速度的变化规律曲线；3在颚板挤压石料过程中，假设挤压压强由零到最大线性增加，并设石料对颚板的压强均匀分布在颚板有效工作面上，在不考虑各处摩擦、构件重力和惯性力的条件下，分析曲柄所需的驱动力矩；4取曲柄轴为等效构件，要求其速度波动系数小于15，确定应加于曲柄轴上的飞轮转动惯量；5用软件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）对执行机构进行运动仿真，并画出输出机构的位移、速度、和加速度线图。6. 图纸上绘出最终方案的机构运动简图（可
3、以是计算机图）并编写说明书。方案设计三、 方案分析一 凸轮摆杆机构：由于凸轮机构磨损严重，所以不适合破碎机。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。设计数据设计容连杆机构的远动分析 符号n2 Lo2AL1 L2 h1 h2 lABlO4BLBC Lo6c单位r/minmm数据300 30 80100 80 100 100
4、90 100 200杆长计算根据题目要求出料口的调整围和颚板的长度，可以大概计算出颚板的摆动围：sinN=1030/200N=68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
5、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。杆长计算O2A=CB*sinN+AB-80=30 35连杆机构速度分析（1）位置22=n/30=3.14X300/30=31.4rad/sVB4 = VA4 + VB4A4X AO22 XO4B AO2 ABVA4= AO22=0.01X31.4=0.314m/s根据速度多边形,则VB4=3.88X=0.0388m/sVB4A4=178.97X=1.79m/s VC4 = VB4 + VC4B4X XO6C BC
6、根据速度多边形:VC4=1.44=0.0144m/sVC4B4=3.63=0.0363m/s2=17.8rad/s a B4=anB404 + atB404 = aA4+ anB4A4 + atA4B4 X X /B4O4 B4O4 /A4O2 /B4A4 A4B4 aA4= A4O2 22 =31.7m/s2anB4A4= VB4A4 VB4A4/ B2A2 =0.3m/s2anB404 = VB4 VB4 /BO4=2.56 m/s2 根据加速度多边形图4按比例尺=0.05(m/s2)/mm量取 tB204 atA2B2和a B3 值的大小： atB404 =be=0.032 m/s2 a
7、tA4B4 =ba =0.0055m/s2a B4=pb =0.032 m/s2aC4= an06C4+ at06C4= aB4+ at C4B4+an C4B4 X X /O6C O6C CB /CB根据加速度多边形按图3按比例尺=0.05(m/s2)/mm量取aC4、at06C4和at C4B4数值：aC4=pe =0.004m/s2at06C4=pc =0.0346m/s2at C4B4=bc =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=90000.54.8/9.8=2204N MI6=JS6
8、6=JS6ato6c/L6=504.8/1.96=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=21250NMC=0-Rt76L6+ FI60.92-G60.094-QDC=0Rt76=(-22040.92+90000.094+212501.36) /1.96=14142N(2) 对杆5FI5=m5as5=200020.50.5/9.8=2019NMI5=JS55=918.95/1.15=148NmHp5=MI5/FI5=148/2019=0.07mMC=0 Rt345L5G50.6+FI50.497=0Rt3
9、45=(20000.620190.497)/1.15=170.92N（3）对杆4FI4=m4as4=20001/219.2/9.8=1959NMI4=JS44=919.05/1=171NmHp4=MI4/FI4=171/1959=0.09mMB=0Rt74L4G50.49+FI40.406=0Rt74=(20000.4919590.406)/1=184.6N（4）对杆3FI3=m3as3=500043.60.05/9.8=1112NMI3=JS33=25.529.1/1.25=593NmHp3=MI3/FI3=593/1112=0.5mMB=0 Rt23L3G30.064-FI30.77=0R
10、t23=(-11120.7750000.064)/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，1=100N/mm，2=0.02m/mm求各图支反力值(参看大图）R76=R761=17416.43N R56=R561=34069.19NRB345=RB3451=32871.58NR23=R231=5058.29N曲柄平衡力矩L=0.1m M平=5058.290.069=349.02Nm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
11、飞轮转动惯量，以上容作在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：My12358912Nm140164440001694-214-744-1265通过图解法积分法，求得，Ma=611.8 Nm,图中
12、M=0.026L/mm Mm=50N/mmA=mMH=50Nm/mm所以A=AA1测=5285=4420NmJe=Js3(3/2)2+m3(vs3/1)2+Js4(4/2)2+m4(vs4/2)2+Js5(5/2)2+m5(vs5/2)2+Js6(6/2)2+m6(vs6/2)2=0.019+4.05+0.064+0.353+0.045+0442+0.0072+0.13=5.56Kgm2JF =900max/2n2- Je=9004420/3.14217020.15-5.56=86.44Kgm2 参考文献1 文伟主编 机械原理 第七版 高等教育 19972 申永胜主编 机械原理教程 清华大学 20003 马永林主编 机械原理 理工大学 19924 春林主编 机械创新设计 机械工业 2001
