颚式破碎机设计说明书Word格式文档下载.docx
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根据生产工艺路线方案，在送料机构送料期间，动颚板6不能向左摆向定颚板7，以防止两颚板不能破碎矿石，只有当送料完成时，两颚板才能加压破碎。
因此，必须对送料机构和颚板6、颚板7之间的运动时间顺序进行设计，使三者有严格的协调配合关系，不致在运动过程发生冲突。
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,为了减小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，其中一个兼作皮带轮用。
三、结构分析
图
（二）
如附图
（二）所示，建立直角坐标系。
机构中活动构件为2、3、4、5、6，即活动构件数n=5。
A、B、C、O2、O4、O6处运动副为低副（7个转动副，其中B处为复合铰链），共7个，即Pl=7。
则机构的自由度为：
F=3n2Pl=3Χ52Χ7=1。
拆分基本杆组：
（1）标出原动件2，其转角为φ1,，转速为n2，如附图
（二）（a）所示；
（2）拆出Ⅱ级杆组3—4，为RRR杆组，如附图
（二）（b）所示；
（3）拆出Ⅱ级杆组5—1，为RRR杆组，如附图
（二）（c）所示。
由此可知，该机构是由机架1、原动件2和2个Ⅱ级杆组组成，故该机构是Ⅱ级机构。
四、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
1250
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
δ
N
kg•m2
N
600
5000
25.5
2000
9
9000
50
0.15
五、机构的运动位置分析
（1）曲柄在如图（三）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（三）
（2）曲柄在如图（四）位置时，在图（三）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（四）
（3）曲柄在如图（五）位置时，在图（三）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（五）
六、机构的运动速度分析
如图（四）：
ω2=pn/30=3.14X170/30=17.8rad/s
VB=VA+VBA
XAO2·
ω2X
⊥O4B⊥AO2⊥AB
VA=AO2·
ω2=0.1X17.8=1.78m/s
根据速度多边形,按比例尺μ=0.025（m/S）/mm,在图1中量取VB和VBA的长度数值:
则
VBA=23.87Xμ=0.597m/s
VB=60.4Xμ=1.511m/s
VC=VB+VCB
X√X
⊥O6C⊥O4B⊥BC
根据速度多边形,按比例尺μ=0.025（m/S）/mm,在图2中量取VC和VCB的长度数值:
VC=16.41Xμ=0.410m/s
VCB=57.92Xμ=1.448m/s
七、机构运动加速度分析
如图（四）
ω2=17.8rad/s
aB=anB04+atB04=aA+anBA+atAB
√X√√X
//BO4⊥BO4//AO2//BA⊥AB
aA=AO2×
ω22=31.7m/s2
anBA=VBAXVBA/BA=0.3m/s2
anB04=VBXVB/BO4=2.56m/s2
根据加速度多边形图3按比例尺μ=0.5（m/s2）/mm量取atB04atAB和aB值的大小：
atB04=40.57×
μ=20.3m/s2
atAB=67.4′×
μ=33.9m/s2
aB=40.82×
μ=20.41m/s2
ωO6C=VC/O6C=0.43/1.96=0.22rad/s
anC=ω2O6C×
O6C=0.222×
1.96=0.1m/s2
ωBC=VCB/BC=1.45/1.15=1.3rad/s
anCB=ω2BC×
BC=1.3×
1.15=1.83m/s2
aC=anO6c+atO6C=aB+atCB+anCB
√X√X√
//O6C⊥O6C⊥CB//CB
根据加速度多边形按图4按比例尺μ=0.5（m/s2）/mm量取aC、atO6C和atCB数值：
aC=12.11×
μ=6.055m/s2
atCB=38.14×
μ=19.07m/s2
aCB=38.31×
μ=19.155m/s2
八、静力分析
对杆6
FI6=m6ac=9000×
6.055/9.8=5561N
MI6=JS6α6=JS6atO6c/L6=50×
6.055/1.96=154N.m
Hp6=MI6/FI6=154/5561=0.03m
在曲柄中量出2角度为2400则Q/85000=60/240得Q=21250N
∑MC=0
Rt76×
L6+FI6×
0.92G6×
0.094Q·
DC=0
Rt76=（5561×
0.92+9000×
0.094+21250×
1.36）/1.96=12566N
对杆5
FI5=m5aBC=2000×
19.155/9.8=3909N
MI5=JS5αBC=9×
19.155/1.15=150N·
m
Hp5=MI5/FI5=150/1909=0.038m
Rt345×
L5+G5×
0.6FI5×
0.497=0
Rt345=（2000×
0.6+3909×
0.497）/1.15=645.9N
对杆4
FI4=m4aB=2000×
20.41/9.8=4165N
MI4=JS4α4=9×
20.41/1=183.7N·
Hp4=MI4/FI4=183.7/4165=0.044m
∑MB=0
Rt74×
L4+G5×
0.49FI4×
0.406=0
Rt74=（2000×
0.5+4165×
0.406）/1=691N
对杆3
FI3=m3aA=5000×
33.9/9.8=17296N
MI3=JS3α3=25.5×
33.9/1.25=692N·
Hp3=MI3/FI3=692/17296=0.04m
－Rt23×
L3－G3×
0.064FI3×
0.77=0
Rt23=（17296×
0.77－5000×
0.064）/1.25=－10910.34N
九、与其他结构的对比
方案一：
该方案的优点是结构相对简单，但是由于结构简单所以对各个构件的强度要求较高，结构运转时的稳定性不高。
而且只有三个杆件，所以在动鄂放大的载荷很小，也就是说不能满足扩大传动力的要求。
方案二：
该方案和方案一一样结构简单，只需设计适当的凸轮轮廓，便可使从动件得到任意的预期运动，而且结构简单、紧凑、设计方便，但是凸轮接触应力较大，易磨损，只宜用于传力不大的场合，而且凸轮轮廓加工困难，费用较高。
综合考虑，选择六杆鄂式破碎机更为合理。
虽然由于惯性力大，六杆鄂式破碎机机件所承受的负荷大，振动大，所以对基础要求牢固（设备重量的5～10倍）。
当加料不均匀时易堵塞破碎腔，产品粒度不均匀且过大块（片状）较多。
由于动鄂垂直行程较大，物料不仅受到挤压作用，还受到部分的磨剥作用，加剧了物料过粉碎现象，增加了能量消耗，鄂板比较容易磨损。
但是六杆鄂式破碎机破碎腔深而且无死区，提高了进料能力与产量；
其破碎比大，产品粒度均匀；
垫片式排料口调整装置，可靠方便，调节范围大，增加了设备的灵活性；
润滑系统安全可靠，部件更换方便，保养工作量小；
结构简单，工作可靠，运营费用低；
单机节能15%～30%，系统节能一倍以上；
六杆鄂式破碎机排料口调整范围大，可满足不同用户的要求；
噪音低，粉尘少。
而且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。
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。
刚开始时我认为这很容易，但是到真正做时我才发现真的很难。
需要很多的学科结合在一起使用。
在结合的过程中我发现有很多的知识衔接不上。
有时甚至寸步难行，有一种无从下手的感觉。
但到后来随着越来越熟悉的的使用，我的速度加快了很多，将很多的学科结合起来再也不会出现手忙脚乱的情况了。
在这次的设计中我学到了很多东西，这些东西坐在教室里的我们无法去学会的，有些东西不是自己亲身体会光靠别人讲解是无法去理解的。
我真的很高兴能够参加这次的课程设计，我在其中学到了很多东西，也得到了很多快乐，更认识到自己还有很多的薄弱之处需要自己去加强。
希望自己在今后的学习中努力学习充实自己，在以后的课程设计中不会再出现手忙脚乱的情况。
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