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
2、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/m
3、in。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： 06.1729iwn（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5.12i传动比为 ，齿轮 4 和齿轮 5 的传动比为 ，这样总传动32i 7.4比 ，经过减速传动后达到预期转速。451i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
4、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。5CB4O 46飞轮7F r矿石DO 62A3O 2n
5、21l 1l 2h2h14.2 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 mm N kgm2 N kgm2N kgm2N kgm2600 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
6、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015以 A 和 O4 为圆心，以 1250mm 和 1000mm 为半径画
7、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）：2=n/30=3.14X170/30=17.8rad/s V B = VA + VBAX AO22 XO4B AO2 ABVA=
8、AO22=0.1X17.8=1.78m/s根据速度多边形, 按比例尺 =0.025(m/S)/mm,在图 1 中量取 VB和 VBA的长度数值:则 VBA=23.87X=0.597m/sVB=60.4X=1.511m/sVC = VB + VCBX XO6C O4B BC根据速度多边形, 按比例尺 =0.025(m/S)/mm,在图 2 中量取VC 和 VCB的长度数值:VC=16.41X=0.410m/sVCB=57.92X=1.448m/s七、机构运动加速度分析如图(二) 2=17.8rad/sa B=anB04 + atB04 = aA+ anBA + atAB X X/BO4 BO4
9、/AO2 /BA AB aA= AO2 22 =31.7m/s2anBA= VBA X VBA/ BA =0.3m/s2anB04 = VB X VB /BO4=2.56 m/s2根据加速度多边形图 3 按比例尺 =0.5(m/s 2)/mm 量取atB04 atAB和 a B 值的大小：atB04 =40.57=20.3 m/s 2atAB =67.4 =33.9m/s2a B=40.82 =20.41 m/s2O6C=VC/O6C=0.43/1.96=0.22rad/sanC= 2O6CO6C=0.2221.96=0.1 m/s2BC= VCB/BC=1.45/1.15=1.3rad/sa
10、nCB= 2BCBC=1.31.15=1.83 m/s2aC= anO6c+ atO6C= aB+ at CB+an CB X X /O6C O6C CB /CB根据加速度多边形按图 4 按比例尺 =0.5(m/s 2)/mm 量取aC、a tO6C和 at CB数值：aC=12.11 =6.055m/s 2atCB=38.14=19.07m/s 2a CB=38.31 =19.155m/s 2八、静力分析对杆 6FI6=m6ac=90006.055/9.8=5561N MI6=JS6 6=JS6atO6c/L6=506.055/1.96=154N.mHp6=MI6/FI6=154/5561=
11、0.03m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=(-55610.92+90000.094+212501.36)/1.96 =12566N对杆 5FI5=m5aBC=200019.155/9.8=3909NMI5=JS5 BC=919.155/1.15=150NmHp5=MI5/FI5=150/1909=0.038mM C=0 Rt345L5+G50.6-FI50.497=0Rt345=(-20000.6+39090.497)/1.15=645.9N对杆 4FI4=m
12、4aB=200020.41/9.8=4165NMI4=JS4 4=920.41/1=183.7NmHp4=MI4/FI4=183.7/4165=0.044mM B=0Rt74L4+G50.49-FI40.406=0Rt74=(-20000.5+41650.406)/1=691N对杆 3FI3=m3aA=500033.9/9.8=17296NMI3=JS3 3=25.533.9/1.25=692NmHp3=MI3/FI3 =692/17296=0.04mM B=0 R t23L3G 30.064-FI30.77=0Rt23=(-172960.7750000.064)/1.25=10910.34N
13、 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0n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 。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(/)mNA(1/)m动态等功阴力矩 线图，对 用图解积分法求出一个运*(CcM*cM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a ()aAa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
14、。*()cA()aA3）求最大动态剩余功 ，将 与 两线图相减，A()a*c既得一个运动循环中的动态剩余功线图 。该线图纵坐标最()A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，M a=611.8 Nm,图中 M =0.026L/mm Mm=50N/mm A= m M H=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(
15、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 =900 max/2n2- J e=9004420/3.14217020.15-5.56=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。
