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、传动比计算与分配

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

一十、设计总结

一、方案的选择

方案一:

该方案的优点就是结构相对简单,由于结构简单所以对各个构件的强度要求较高,还有就就是出料口太小,不利于出料。

方案二:

该方案与方案一类似结构简单,优点就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。

该机构也就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,故选择方案三。

二、原动机的选择、传动比计算与分配

2、1原动机的选择

电动机有很多种类,一般用得最多的就是交流异步电动机。

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,其尺寸与重量也越小,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传动比计算与分配

（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与齿轮2传动比为

齿轮2与齿轮3的传动比为

齿轮4与齿轮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与主动件2,构件3与构件4组成阿苏尔杆组,构件5与构件6组成阿苏尔杆组。

图如下:

四、机构简介与设计数据

4、1机构简介

颚式破碎机就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,将影响曲柄与电机的匀速转动,为了减少主轴速度的波动与电动机的容量,在曲柄轴O2的两端各装一个大小与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

n2

LO2A

l1

l2

h1

h2

lAB

LO4B

lBC

lO6C

单位

r/min

mm

数据

17

85

00

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

2

00

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与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与曲柄2的位置。

再以O6为圆心,以1960mm为半径画圆,在圆O6与O4的圆弧上量取1150mm从而确定出B点与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与O4为圆心,以1250mm与1000mm为半径画圆,两圆的下方的交点则为B点。

再分别以B与O6为圆心,以1150mmm与1960mm为半径画圆,两圆的下方的交点则为C点,再连接AB、O4B、BC与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与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与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与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与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

与角度比例尺

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

14

94

-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,使我更加了解与掌握了机械设计的方法与步骤。

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。

由于就是第一次做课程设计,刚开始都不知道从何做起,通过瞧书一点一点研究,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就是很好,但就是万事开头难,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,大部分就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。

尤其就是速度分析与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,但就是其它方面的知识却就是不太懂。

总之,通过这次课程设计,我的确就是受益匪浅,这为我以后做机械设计课设与毕业设计打下基础。