机械原理课程设计铰链式颚式破碎机

1、目录一、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

2、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。

3、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：i nw 2900 17.06ni170(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传动比为公2.5 ,齿轮2和齿轮3的传 动比为i23 3 ,齿轮4和齿轮5的传动比为i45 2.27 ,这样总传动比 i i12?i23?i45,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：该机构为六杆钱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

4、 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机构简介颗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 颗板6作往复摆动，当动颤板6向左摆向固定于机架1上的定颤板7 时，矿石即被轧碎；当动颤班板6向右摆离定颤板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n2Lo2Al 1l 2h1h2l ABL

5、o4Bl BCl O6C单位r/minmm数据170100100094085010001250100011501960连杆机构的动态静力分析飞轮转动惯量的确 定LO6DG3Js3GJs4GJs5G6Js66mmN. 42 kg?mNkg?m2Nkg?2 mNkg?m2600500025.520009200099000500.15五、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

6、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150°。 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

7、（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）：32= n/30=3.14X170/30=17.8rad/sV B =VA + VBAXAQ 3 2 X1O4B±AO2±ABVA= AO 3 2=0.1 X17.8=1.78m/s根据速度多边形，按比例尺以=0.025（m/S）/mm,在图1中量取VB和VBa的长度数值：贝U VBA=23.87X 以=0.597m/sV b=60.4X 以=1.511m/sVC

8、=Vb +VcbX V X1O6C±O4B±BC根据速度多边形，按比例尺以=0.025（m/S）/mm,在图2中量取Vc和VCb的长度数值：V=16.41X 以=0.410m/sVdb=57.92X 以=1.448m/s七、机构运动加速度分析如图 （二 ）a b=a b04 + a b04 = a a+ a ba + atAB/ BO ±BO4 AO / BAABV X V V XatcB=38.14 x 以=19.07m/s 2aA= AO2 x 32 =31.7m/sanBA= VBA X V BA/ BA =0.3m/s 2anB04= VB X VB/B0

9、4=2.56 m/s2根据加速度多边形图3按比例尺以=0.5(m/s 2)/mm 量取at B04at ab和a b值的大小:atB04 =40.57 X 以=20.3 m/s 2a ab=67.4 x 以2=33.9m/s2a b=40.82 X 以=20.41 m/s06C=VC/06C=0.43/1.96=0.22rad/sanc=co 206b QC=0.222x 1.96=0.1 m/sbc= Vcb/BC=1.45/1.15=1.3rad/s ancB=3 2BcX BC=1.3X 1.15=1.83 m/s aC= a n06c+ a 06C= a B+ a CB+an CBV

10、X V X V/O6C XOBC±CB /CB根据加速度多边形按图4按比例尺以=0.5(m/s 2)/mm量取ac、atO6环口 at cb 数值：2ac=12.11 X 以=6.055m/sa cb=38.31 x 以=19.155m/s八、静力分析对杆6Fi6=m6ac=9000X 6.055/9.8=5561NMk=Js6a 6=Js6atO6/L 6=50X 6.055/1.96=154N.md6=MMF I6=154/5561=0.03m在曲柄中量出2角度为2400则Q/85000=60/240得Q=21250NEM=0-Rt76X L6+ F I6 X 0.92-G 6X

11、 0.094-Q DC=0Rt76=(-5561X 0.92+9000 X 0.094+21250 X 1.36)/1.96=12566N对杆5FI5=maBC=2000X 19.155/9.8=3909NMk=JS5a bC=9X 19.155/1.15=150N m比二旌/F I5=150/1909=0.038mEM=0R345X L5+GX 0.6-F I5 X 0.497=0Rt345=(-2000 X 0.6+3909 X 0.497)/1.15=645.9N对杆4FI4=n4aB=2000X 20.41/9.8=4165NM4=Js4a 4=9X 20.41/1=183.7N mM

12、MJF I4=183.7/4165=0.044mMb=0Rt74X L4+GX 0.49-F i4 X 0.406=0Rt74=(-2000 X 0.5+4165 X 0.406)/1=691N对杆 3Fi3=m3aA=5000 X 33.9/9.8=17296NMk=Js3a 3=25.5 X 33.9/1.25=692N mHp3=MI3/FI3 =692/17296=0.04mEMB=0R23X L3 GX 0.064-F i3 X 0.77=0Rt23=(-17296 X 0.77 5000 X 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

13、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n0， 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O2上的飞轮转动惯量JOF。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m(Ngm/mm)和角度比例尺(1/mm)绘制一i个运动循环的动态等功阴力矩MC Mc*( )线图，对Mc*( )用图解积分法求出一个运动循环中的阴力功AC* 线图。2)绘制驱动力矩Ma作的驱动功Aa Aa()线图，因Ma为常数，且一+0.13=5.56Kgm2个运动循环中驱动力、功等于阴力功，故得一个循环中的Ac AC()线 图的始末点以直线相联

14、，即为 A Aa()线图。3)求最大动态剩余功A',将Aa Aa()与4 AC()两线图相减，既 得一个运动循环中的动态剩余功线图 A' A'()。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A'：My12358912N m140164440001694-214-744-1265通过图解法积分法，求得，M=611.8 N m,图中以 m 中=0.026L/mm以 Mm =50N/mm以A二以mX以M中XH = 50N m/mm所以A =以 aXA'1 测=52 X 85=4420 N mJe=J s3 X ( 3 3/ J 2)2+m 3 X

15、 (V s3/ J l)2+J s4 X(34/3 2)2+m 4 X (v s4/ 3 2)2+J s5 x ( co 5/ 3 2) 2+m 5 X(v s5/ 3 2)2+J s6 X ( 3 6/ 3 2)2+m 6 X (v s6/ 3 2)2=0.019+4.05+0.064+0.353+0.045+0442+0.0072Jf =900 A comax/n2n2 8- J=900 X 4420/3.142X170 2X0.15-5.56=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