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。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
2、务1针对两图所示的颚式破碎机的执行机构方案，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；简摆式颚式破碎机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
3、度线图。6. 图纸上绘出最终方案的机构运动简图（可以是计算机图）并编写说明书。方案设计3、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。设计数据设计内容 连杆机构的远动分析 符号 n2 Lo2A L1 L2 h1 h2 lAB lO4B L
4、BC 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=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
5、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。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
6、 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/sVC4 = VB4 + VC4B4X XO6C BC根据速度多边形:VC4=1.44=0.0144m/sVC4B4=3.63=0.0363m/s2=17.8rad/sa B4=anB404 + atB404 = aA4+ anB4A4 + atA4B4 X X/B4O4 B4O4 /A4O2 /B4A4 A4B4aA4= A4O2 22 =31.7m/s2anB4A4= VB4A4 VB4A4/ B2A2 =0.3m/s2anB40
7、4 = 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/s 2atA4B4 =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/s 2)/mm 量取 aC4 、a t06C4和 at C4B4数值：aC4 =pe =0.004m/s 2at06C4
8、=pc =0.0346m/s 2at C4B4=bc =0.031m/s 2 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 6FI6=m6as6=90000.54.8/9.8=2204NMI6=JS6 6=JS6ato6c/L6=504.8/1.96=122N.mHp6=MI6/FI6=122/2204=0.06m在曲柄中量出 2 角度为 2400则 Q/85000=60/240得 Q=21250NM C=0-Rt76L6+ FI60.92-G60.094-QDC=0Rt76=(-22040.92+90000.094+212501.36) /1
9、.96=14142N(2) 对杆 5FI5=m5as5=200020.50.5/9.8=2019NMI5=JS5 5=918.95/1.15=148NmHp5=MI5/FI5=148/2019=0.07mM C=0 Rt345L5G 50.6+FI50.497=0Rt345=(20000.620190.497)/1.15=170.92N（3）对杆 4FI4=m4as4=20001/219.2/9.8=1959NMI4=JS4 4=919.05/1=171NmHp4=MI4/FI4=171/1959=0.09mM B=0Rt74L4G 50.49+FI40.406=0Rt74=(20000.49
10、19590.406)/1=184.6N（4）对杆 3FI3=m3as3=500043.60.05/9.8=1112NMI3=JS3 3=25.529.1/1.25=593NmHp3=MI3/FI3=593/1112=0.5mM B=0 R t23L3G 30.064-FI30.77=0Rt23=(-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=R76 1=17416.43N R56=R56 1=34069.19NRB345=RB345 1=32871.58
11、NR23=R23 1=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。0n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。2oOFJ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(/)mNA(1/)m线图，对 用图解积分法求出一个运动循环中的阴力功 线图。*CcM*)cM*CA2）
12、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a()aAaM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*c线图。()aA3）求最大动态剩余功 ，将 与 两线图相减，既得一个运动循A()a*()cA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 12Nm 140 1644 4000 1694 -214 -744 -1265通过图解法积分法，求得，Ma=611.8 Nm,图中M=0.026L/mm Mm=50N/mmA=mMH=50Nm/mm所以A=AA1 测=5285=4420NmJe=J
13、s3(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 郑文伟主编 机械原理 第七版 北京 高等教育出版社 19972 申永胜主编 机械原理教程 北京 清华大学出版社 20003 马永林主编 机械原理 北京 北京理工大学出版社 19924 张春林主编 机械创新设计 北京 机械工业出版社 2001
