机械原理课程设计铰链式颚式破碎机.docx
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机械原理课程设计铰链式颚式破碎机
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,方案三最优,应选择方案三。
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。
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:
(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的传动比为
,齿轮4和齿轮5的传动比为
,这样总传动比
,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组成阿尔杆组,构件5和构件6组成阿尔杆组。
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。
4.2设计数据
设计容
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
δ
mm
N
kg•m2
N
kg•m2
N
kg•m2
N
kg•m2
600
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
(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):
ω2=πn/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
(二)
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+FI6×0.92-G6×0.094-Q·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
∑MC=0
Rt345×L5+G5×0.6-FI5×0.497=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·m
Hp4=MI4/FI4=183.7/4165=0.044m
∑MB=0
Rt74×L4+G5×0.49-FI4×0.406=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·m
Hp3=MI3/FI3=692/17296=0.04m
∑MB=0
-Rt23×L3-G3×0.064-FI3×0.77=0
Rt23=(-17296×0.77-5000×0.064)/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
上的飞轮转动惯量
。
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[
]:
My
1
2
3
5
8
9
12
N·m
140
1644
4000
1694
-214
-744
-1265
通过图解法积分法,求得,Ma=611.8N·m,图中
μMΦ=0.026L/mmμMm=50N/mm
μA=μm×μMΦ×H=50N·m/mm
所以[A’]=μA×A’1测=52×85=4420N·m
Je=Js3×(ω3/ω2)2+m3×(vs3/ω1)2+Js4×
(ω4/ω2)2+m4×(vs4/ω2)2+Js5×(ω5/ω2)2+m5×(vs5/ω2)2+Js6×(ω6/ω2)2+m6×(vs6/ω2)2
=0.019+4.05+0.064+0.353+0.045+0442+0.0072+0.13=5.56Kgm2
JF=900·Δωmax/∏2n2[δ]-Je
=900×4420/3.142×1702×0.15-5.56
=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。