机械原理课程设计—颚式破碎机设计说明书
目录
一设计题目 (1)
二已知条件及设计要求 (1)
2.1已知条件 (1)
2.2设计要求 (2)
三. 机构的结构分析 (2)
3.1六杆铰链式破碎机 (2)
3.2四杆铰链式破碎机 (2)
四. 机构的运动分析 (2)
4.1六杆铰链式颚式破碎机的运动分析 (2)
4.2四杆铰链式颚式破碎机的运动分析 (6)
五.机构的动态静力分析 (7)
5.1六杆铰链式颚式破碎机的静力分析 (7)
5.2四杆铰链式颚式破碎机的静力分析 (12)
六. 工艺阻力函数及飞轮的转动惯量函数 (17)
6.1工艺阻力函数程序 (17)
6.2飞轮的转动惯量函数程序 (17)
七 .对两种机构的综合评价 (21)
八 . 主要的收获和建议 (22)
九 . 参考文献 (22)
一.设计题目：铰链式颚式破碎机方案分析
二.已知条件及设计要求
2.1已知条件
图1.1 六杆铰链式破碎机图1.2 工艺阻力
图1.3四杆铰链式破碎机
图(a)所示为六杆铰链式破碎机方案简图。主轴1的转速为n1 = 170r/min，各部尺寸为：lO1A = 0.1m, lAB = 1.250m, lO3B = 1m, lBC = 1.15m, lO5C = 1.96m, l1=1m, l2=0.94m, h1=0.85m, h2=1m。各构件质量和转动惯量分别为：m2 = 500kg, Js2 = 25.5kg?m2, m3 = 200kg, Js3 = 9kg?m2, m4 = 200kg, Js4 = 9kg?m2, m5=900kg, Js5=50kg?m2, 构件1的质心位于O1上，其他构件的质心均在各杆的中心处。D为矿石破碎阻力作用点，设LO5D = 0.6m，破碎阻力Q在颚板5的右极限位置到左极限位置间变化，如图(b)所示，Q力垂直于颚板。
图(c)是四杆铰链式颚式破碎机方案简图。主轴1 的转速n1=170r/min。lO1A = 0.04m, lAB = 1.11m, l1=0.95m, h1=2m, lO3B=1.96m，破碎阻力Q的变化规律与六杆铰链式破碎机相同，Q力垂直于颚板O3B，Q力作用点为D，且lO3D = 0.6m。各杆的质量、转动惯量为m2 = 200kg, Js2=9kg?m2，m3 = 900kg, Js3=50kg ?m2。曲柄1的质心在O1 点处，2、3构件的质心在各构件的中心。
2.2 设计要求
试比较两个方案进行综合评价。主要比较以下几方面：
1. 进行运动分析，画出颚板的角位移、角速度、角加速度随曲柄转角的变化曲线。
2. 进行动态静力分析，比较颚板摆动中心运动副反力的大小及方向变化规律，曲柄上的平衡力矩大小及方向变化规律。
3. 飞轮转动惯量的大小。 三.机构的结构分析 3.1六杆铰链式破碎机
六杆铰链式粉碎机拆分为机架和主动件①，②③构件组成的RRR 杆组，④⑤构件组成的RRR 杆组。
+ +
3.2四杆铰链式破碎机
四杆铰链式破碎机拆分为机架和主动件①，②③构件组成的RRR 杆组。
+
四.机构的运动分析
4.1六杆铰链式颚式破碎机的运动分析。 4.1.1 杆件的运动参数。
1) 调用bark 函数求主动件①的运动参数。 2）调用rrrk 函数求②、③构件组成的RRR 杆组进行运动分析。 形式参数 m
n1 n2 n3 k1 k2
r1 r2 t w e p vp ap
实 值
-1
2
4
3
2
3
R2
3
R34 t w e p vp ap
3）调用rrrk 函数对④、⑤构件组成的RRR 杆组进行运动分析。 形式参数 m
n1 n2 n3 k1 k2 r1
r2 t w e p vp
ap
形式参数 n1 n2 n3 k r1
r2 game
t w e p vp ap 实 值
1
2
1
r12 0.0
0.0
t
w
e
p
vp ap
实值 1 3 6 5 4 5 r35 R56 t w e p vp ap
4.1.2 写主程序并运行。
按一定的步长，改变主动件的位置角度，使其在0-360°变化，便可求出机构各点在整个运动循环内的运动参数并打印输出。
（1）主程序。
#include"subk.c"
#include"draw.c"
main()
{
static double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],del;
static double t[10],w[10],e[10],pdraw[370],
vpdraw[370],apdraw[370];
static int ic;
double r12,r23,r34,r35,r56,r611;
double pi,dr;int i;
FILE *fp;
r12=0.1;r23=1.250;r34=1.0;r35=1.15;r56=1.96;r611=0.6;
pi=4.0*atan(1.0);dr=pi/180.0;
w[1]=-170*2*pi/60;e[1]=0.0;del=15.0;
p[1][1]=0.0;p[1][2]=0.0;p[4][1]=0.94;p[4][2]=-1;p[6][1]=-1;
p[6][2]=0.85;
printf("\n The Kinematic Parameters of Point 5\n");
printf("No THETA1 S5 V5 A5\n");
printf(" deg rad rad/s rad/s/s\n");
if((fp=fopen("sgy","w"))==NULL)
{
printf("can't open this file.\n");
exit(0);
}
fprintf(fp,"\n The Kinematic Parameters of Point 5\n");
fprintf(fp,"No THETA1 S5 V5 A5\n");
fprintf(fp," deg rad rad/s rad/s/s\n");
ic=(int)(360.0/del);
for(i=0;i<=ic;i++)
{
t[1]=(-i)*del*dr;
bark(1,2,0,1,r12,0.0,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
rrrk(-1,2,4,3,2,3,r23,r34,t,w,e,p,vp,ap);
rrrk(1,3,6,5,4,5,r35,r56,t,w,e,p,vp,ap);
bark(2,0,7,2,0.0,r23/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(4,0,8,3,0.0,r34/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(3,0,9,4,0.0,r35/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(6,0,10,5,0.0,r56/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(6,0,11,5,0.0,r611,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
printf("\n%2d%12.3f%12.3f%12.3f%12.3f",i+1,t[1]/dr,t[5],w[5],e[5] );
fprintf(fp,"\n%2d%12.3f%12.3f%12.3f%12.3f",i+1,t[1]/dr,t[5],w[5], e[5]);
pdraw[i]=t[5];
vpdraw[i]=w[5];
apdraw[i]=e[5];
if((i%16)==0){getch();}
}
fclose(fp);
getch();
draw1(del,pdraw,vpdraw,apdraw,ic);
}
（2）运行结果。
①件5的运动参数：
The Kinematic Parameters of Point 5
No THETA1 S5 V5 A5
deg rad rad/s rad/s/s
1 0.000 -1.658 0.346 3.956
2 -15.000 -1.65
3 0.392 2.002
3 -30.000 -1.647 0.400 -0.932
4 -45.000 -1.641 0.362 -4.355
5 -60.000 -1.637 0.274 -7.506
6 -75.000 -1.633 0.146 -9.612
7 -90.000 -1.632 -0.001 -10.183
8 -105.000 -1.633 -0.145 -9.165
9 -120.000 -1.637 -0.265 -6.904
10 -135.000 -1.641 -0.345 -3.981
11 -150.000 -1.646 -0.382 -1.008
12 -165.000 -1.652 -0.377 1.519
13 -180.000 -1.657 -0.341 3.297
14 -195.000 -1.662 -0.284 4.237
15 -210.000 -1.666 -0.220 4.436
16 -225.000 -1.668 -0.156 4.121
17 -240.000 -1.670 -0.10 3.584
18 -255.000 -1.671 -0.051 3.105 19 -270.000 -1.672 -0.007 2.898 20 -285.000 -1.672 0.036 3.063 21 -300.000 -1.671 0.085 3.571 22 -315.000 -1.669 0.142 4.247 23 -330.000 -1.667 0.209 4.791 24 -345.000 -1.663 0.281 4.817 25 -360.000 -1.658 0.346 3.956 ② 动图形：
4.2杆铰链式颚式破碎机的运动分析。 4.2.1运动参数。
1）调用bark 函数求主动件①的运动参数。 2）调用rrrk 函数求②、③构件组成的RRR 杆组进行运动分析。 形式参数 m n1 n2 n3 k1 k2 r1 r2
t w e p vp ap 实 值
1
2
4
3
2
3
r23 r34
t w
e
p vp ap
4.2.2 写主程序并运行。
按一定的步长，改变主动件的位置角度，使其在0-360°变化，便可求出机构各点在整个运动循环内的运动参数并打印输出。 (1)主程序。
#include"subk.c" #include"draw.c" main()
形式参数 n1 n2 n3 k r1
r2
game t
w e p vp ap 实 值
1
2
1
r12 0.0 0.0
t
w
e
p
vp ap
{
static double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],del;
static double t[10],w[10],e[10],pdraw[370],vpdraw[370],apdraw[370]; static int ic;
double r12,r23,r34,r47;
double pi,dr;int i;
FILE *fp;
r12=0.04;r23=1.11;r34=1.96;r47=0.6;
pi=4.0*atan(1.0);
dr=pi/180.0;
w[1]=-170*2*pi/60;e[1]=0.0;del=15.0;
p[1][1]=0.0;p[1][2]=0.0;p[4][1]=-0.95;p[4][2]=2.0;
printf("\n The Kinematic Parameters of Point 5\n");
printf("No THETA1 S5 V5 A5\n");
printf(" deg rad rad/s rad/s/s\n");
if((fp=fopen("sgy1","w"))==NULL)
{
printf("can't open this file.\n");
exit(0);
}
fprintf(fp,"\n The Kinematic Parameters of Point 5\n");
fprintf(fp,"No THETA1 S5 V5 A5\n");
fprintf(fp," deg rad rad/s rad/s/s\n");
ic=(int)(360.0/del);
for(i=0;i<=ic;i++)
{
t[1]=(-i)*del*dr;
bark(1,2,0,1,r12,0.0,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
rrrk(1,2,4,3,2,3,r23,r34,t,w,e,p,vp,ap);
bark(2,0,5,2,0.0,r23/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(4,0,6,3,0.0,r34/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(4,0,7,3,0.0,0.6,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
printf("\n%2d%12.3f%12.3f%12.3f%12.3f",i+1,t[1]/dr,t[3],w[3],e[3]); fprintf(fp,"\n%2d%12.3f%12.3f%12.3f%12.3f",i+1,t[1]/dr,t[3],w[3],e[3] );
pdraw[i]=t[3];vpdraw[i]=w[3];apdraw[i]=e[3];
if((i%16)==0){getch();}
}
fclose(fp);
getch();
draw1(del,pdraw,vpdraw,apdraw,ic);
}
(2)运行结果。
①杆件3的运动参数：
The Kinematic Parameters of Point 5
No THETA1 S5 V5 A5
deg rad rad/s rad/s/s
1 0.000 -1.63
2 0.014 -6.232
2 -15.000 -1.632 -0.077 -6.098
3 -30.000 -1.63
4 -0.163 -5.591
4 -45.000 -1.637 -0.240 -4.731
5 -60.000 -1.641 -0.301 -3.553
6 -75.000 -1.646 -0.343 -2.117
7 -90.000 -1.651 -0.362 -0.501
8 -105.000 -1.656 -0.357 1.192
9 -120.000 -1.661 -0.327 2.848
10 -135.000 -1.666 -0.274 4.339
11 -150.000 -1.669 -0.201 5.544
12 -165.000 -1.671 -0.113 6.358
13 -180.000 -1.672 -0.016 6.703
14 -195.000 -1.672 0.082 6.545
15 -210.000 -1.670 0.174 5.894
16 -225.000 -1.667 0.253 4.807
17 -240.000 -1.663 0.313 3.384
18 -255.000 -1.658 0.351 1.746
19 -270.000 -1.653 0.364 0.030
20 -285.000 -1.647 0.352 -1.639
21 -300.000 -1.642 0.317 -3.149
22 -315.000 -1.638 0.261 -4.415
23 -330.000 -1.635 0.189 -5.375
24 -345.000 -1.632 0.105 -5.988
25 -360.000 -1.632 0.014 -6.232
②运动图形：
五.机构的动态静力分析
5.1六杆铰链式颚式破碎机的动态静力分析。
5.1.1 质点7，8，9，10及矿石破碎产生阻力的作用点11的运动参数； ①调用bark 函数对质点7进行运动分析： ②调用bark 函数对质点8进行运动分析： ③调用bark 函数对质点9进行运动分析： ④调用bark 函数对质点10进行运动分析： 形式参
数 n1 n2 n3
k
r1
r2
game
t
w
e
p
vp ap
实 值
2
7
2 0.0 R23/2
0.0
t
w
e
p
vp ap
形式参
数 n1 n2 n3
k
r1
r2
game
t
w
e
p
vp ap
实 值
4
8
3
0.0 R34/2
0.0
t
w
e
p
vp ap
形式参
数 n1 n2 n3
k
r1
r2
game
t
w
e
p
vp ap
实 值
3
9
4
0.0 R35/2
0.0
t
w
e
p
vp ap
形式参n1 n2 n3
k
r1
r2
game
t
w
e
p
vp ap
数
实值 6 0 10 5 0.0 R56/2 0.0 t w e p vp ap ⑤调用bark函数对质点11进行运动分析：
形式参数n1 n2 n3 k r1 r2 game t w e p vp ap 实值 6 0 11 5 0.0 r611 0.0 t w e p vp ap （2）调用rrrf函数对④、⑤构件构成的RRR杆组进行动态静力分析：
形式参数n1 n2 n3 ns1 ns2 nn1 nn2 nexf k1 实值 3 6 5 9 10 0 11 11 4 形式参数k2 p vp ap t w e fr
实值 5 p vp ap t w e fr
（3）调用rrrf函数对②、③构件构成的RRR杆组进行动态静力分析：
形式参数n1 n2 n3 ns1 ns2 nn1 nn2 nexf k1 实值 2 4 3 7 8 0 3 0 2 形式参数k2 p vp ap t w e fr
实值 3 p vp ap t w e fr
（4）调用barf函数对主动件1进行动态静力分析：
形式参数n1 ns1 nn1 k1 p ap e fr tb
实值 1 1 2 1 p ap e fr &tb
5.1.2程序并运行。
按一定的步长，改变主动件的位置角度，使其在0-360°变化，便可求出机构各运动副反力及作用在主动件上的平衡力矩。
（1）主程序。
#include "graphics.h"
#include"subk.c"
#include"subf.c"
#include"draw.c"
main()
{
static double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],del;
static double t[10],w[10],e[10],fr[20][2],fe[20][2];
static double sita1[370],fr1draw[370],sita2[370],fr2draw[370],
sita3[370],fr3draw[370],tbdraw[370],tb1draw[370];
static double tb,tb1,fr1,bt1,fr4,bt4,fr6,bt6,we1,we2,we3,we4,we5; static int ic;
double r12,r23,r34,r35,r56,r611;double pi,dr;int i;
FILE *fp;
sm[1]=0.0;sm[2]=500.0;sm[3]=200.0;sm[4]=200.0;sm[5]=900.0;
sj[1]=0.0;sj[2]=25.5;sj[3]=9.0;sj[4]=9.0;sj[5]=50.0;
r12=0.1;r23=1.250;r34=1.0;r35=1.15;r56=1.96;r611=0.6;
pi=4.0*atan(1.0);dr=pi/180.0;
w[1]=-170*2*pi/60;e[1]=0.0;del=10.0;p[1][1]=0.0;
p[1][2]=0.0;p[4][1]=0.94;p[4][2]=-1.0;p[6][1]=-1.0;
p[6][2]=0.85;
printf("\n The Kineto-static Analysis of a six-bar Linkase\n");
printf("No HETAL fr1 sita1 fr4 sita4 tb tb1\n");
printf(" deg N radian N radian N.m N.m ");
printf("\n The Kineto-static Analysis of a Six-bar Linkase\n"); printf(" NO THETA1 fr6 bt6 tb tb1\n");
printf(" (deg.) (N) (deg.) (N.m) (N.m)\n");
if((fp=fopen("sgy2","w"))==NULL)
{
printf("Can't open this file./n");
exit(0);
}
fprintf(fp,"\n The Kineto-static Analysis of a Six-bar Linkase\n"); fprintf(fp,"NO THETA1 FR6 BT6 TB TB1\n" );
fprintf(fp," (deg.) (N) (deg.) (N.m) (N.m)\n" );
ic=(int)(360.0/del);
for(i=0;i<=ic;i++)
{
t[1]=(-i)*del*dr;
bark(1,2,0,1,r12,0.0,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
rrrk(-1,2,4,3,2,3,r23,r34,t,w,e,p,vp,ap);
rrrk(1,3,6,5,4,5,r35,r56,t,w,e,p,vp,ap);
bark(2,0,7,2,0.0,r23/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(4,0,8,3,0.0,r34/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(3,0,9,4,0.0,r35/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(6,0,10,5,0.0,r56/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(6,0,11,5,0.0,r611,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
rrrf(3,6,5,9,10,0,11,11,4,5,p,vp,ap,t,w,e,fr);
rrrf(2,4,3,7,8,3,0,0,2,3,p,vp,ap,t,w,e,fr);
barf(1,1,2,1,p,ap,e,fr,&tb);
fr1=sqrt(fr[1][1]*fr[1][1]+fr[1][2]*fr[1][2]);
bt1=atan2(fr[1][2],fr[1][1]);
fr4=sqrt(fr[4][1]*fr[4][1]+fr[4][2]*fr[4][2]);
bt4=atan2(fr[4][2],fr[4][1]);
fr6=sqrt(fr[6][1]*fr[6][1]+fr[6][2]*fr[6][2]);
bt6=atan2(fr[6][2],fr[6][1]);
we1=-(ap[1][1]*vp[1][1]+(ap[1][2]+9.81)*vp[1][2])*sm[1]-e[1]*w[1]*sj[ 1];
we2=-(ap[7][1]*vp[7][1]+(ap[7][2]+9.81)*vp[7][2])*sm[2]-e[2]*w[2]*sj[ 2];
we3=-(ap[8][1]*vp[8][1]+(ap[8][2]+9.81)*vp[8][2])*sm[3]-e[3]*w[3]*sj[ 3];
we4=-(ap[9][1]*vp[9][1]+(ap[9][2]+9.81)*vp[9][2])*sm[4]-e[4]*w[4]*sj[ 4];
extf(p,vp,ap,t,w,e,11,fe);
we5=-(ap[10][1]*vp[10][1]+(ap[10][2]+9.81)*vp[10][2])*sm[5]-e[5]*w[5] *sj[5]+fe[11][1]*vp[11][1]+fe[11][2]*vp[11][2];
tb1=-(we1+we2+we3+we4+we5)/w[1];
printf("%3d %10.3f %10.3f %10.3f %10.3f %10.3f\n",i+1,t[1]/dr,fr6,bt6 /dr,tb,tb1);
fprintf(fp,"%3d %10.3f %10.3f %10.3f %10.3f %10.3f\n",i+1,t[1]/dr,fr6 ,bt6/dr,tb,tb1);
tbdraw[i]=tb;tb1draw[i]=tb1;fr1draw[i]=fr1;sita1[i]=bt1;
fr2draw[i]=fr4;sita2[i]=bt4; fr3draw[i]=fr6;sita3[i]=bt6;
if((i%16)==0){getch();}
}
fclose(fp);
getch();
draw2(del,tbdraw,tb1draw,ic);
draw3(del,sita1,fr1draw,sita2,fr2draw,sita3,fr3draw,ic);
}
#include "math.h"
extf(p,vp,ap,t,w,e,nexf,fe)
double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],t[10],w[10],e[10],fe[20][2]; {
double pi,dr;
pi=4.0*atan(1.0);dr=pi/180.0;
if(w[5]<0)
{
fe[nexf][1]=(-t[1]/dr-90.0)*(85000.0/182.0)*cos(-t[5]-pi/2); fe[nexf][2]=(-t[1]/dr-90.0)*(85000.0/182.0)*sin(-t[5]-pi/2); }
else{fe[nexf][1]=0;fe[nexf][2]=0;}
}
（2）运行结果：
The Kineto-static Analysis of a Six-bar Linkase
NO THETA1 FR6 BT6 TB TB1
(deg.) (N) (deg.) (N.m) (N.m)
1 0.000 9904.580 77.690 534.273 534.273
2 -15.000 10248.086 82.670 1038.104 1038.104
3 -30.000 10522.852 89.576 1434.513 1434.513
4 -45.000 10757.314 97.329 1547.760 1547.760
5 -60.000 10967.175 104.339 1270.987 1270.987
6 -75.000 11112.158 109.009 644.228 644.228
7 -90.000 11132.496 110.330 -144.608 -144.608
8 -105.000 12694.785 130.968 -883.503 -883.503
9 -120.000 15067.304 144.368 -1406.751 -1406.751
10 -135.000 17747.445 153.528 -1623.932 -1623.932
11 -150.000 20694.648 160.499 -1555.124 -1555.124
12 -165.000 24022.489 166.115 -1286.981 -1286.981
13 -180.000 27824.537 170.602 -923.989 -923.989
14 -195.000 32106.137 174.034 -557.444 -557.444
15 -210.000 36785.996 176.536 -253.496 -253.496
16 -225.000 41731.070 178.304 -51.307 -51.307
17 -240.000 46795.855 179.558 36.912 36.912
18 -255.000 51853.137 -179.507 26.634 26.634
19 -270.000 56814.061 -178.745 -39.410 -39.410
20 -285.000 8481.823 78.617 -205.306 -205.306
21 -300.000 8583.465 77.292 -338.729 -338.729
22 -315.000 8793.293 75.658 -361.459 -361.459
23 -330.000 9113.158 74.602 -227.576 -227.576
24 -345.000 9506.210 75.059 80.824 80.824
25 -360.000 9904.580 77.690 534.273 534.273 （3）平衡力矩曲线：
(4)反力的矢端图曲线：
5.2杆铰链式颚式破碎机的动态静力分析。
5.2.1 质点5，6及矿石破碎产生阻力的作用点7的运动参数； ①调用bark 函数对质点5进行运动分析： ②调用bark 函数对质点6进行运动分析： ③调用bark 函数对质点7进行运动分析：
形式参数 n1 n2 n3 k r1
r2 gam
t w e p vp ap 实 值
2
5
2
0.0 r25 0.0
t
w
e
p
vp ap
形式参数 n1 n2 n3 k r1
r2 gam
t w e p vp ap 实 值
4
6
3
0.0 r46 0.0
t
w
e
p
vp ap
形式参数n1 n2 n3 k r1 r2 gam t w e p vp ap 实值 4 0 7 3 0.0 r47 0.0 t w e p vp ap （2）调用rrrf函数对②，③构件构成的RRR杆组进行动态静力分析：
形式参数n1 n2 n3 ns1 ns2 nn1 nn2 nexf k1 实值 2 4 3 5 6 0 7 7 2 形式参数k2 p vp ap t w e fr
实值 3 p vp ap t w e fr
（3）调用barf函数对主动件1进行动态静力分析：
形式参数n1 ns1 nn1 k1 p ap e fr tb
实值 1 1 2 1 p ap e fr &tb
5.2．2主程序并运行。
按一定的步长，改变主动件的位置角度，使其在0-360°变化，便可求出机构各运动副反力及作用在主动件上的平衡力矩。
（1）主程序。
#include "graphics.h"
#include "subk.c"
#include "subf.c"
#include "draw.c"
main()
{
static double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],del;
static double t[10],w[10],e[10];
static double sita1[370],fr1draw[370],sita2[370],fr2draw[370],
sita3[370],fr3draw[370],tbdraw[370],tb1draw[370];
static double fr[20][2],fe[20][2];static int ic;double r12,r23,r34,r47; int i;double pi,dr;double fr1,fr4,bt1,bt4,we1,we2,we3,tb,tb1;
FILE*fp;
sm[1]=0.0;sm[2]=200.0;sm[3]=900.0;sj[1]=0.0;sj[2]=9.0;sj[3]=50.0;
r12=0.04; r23=1.11; r34=1.96,r47=0.6;
pi=4.0*atan(1.0);
w[1]=-170*2*pi/60; e[1]=0.0; del=15.0;dr=pi/180.0;
p[1][1]=0.0;p[1][2]=0.0;p[4][1]=-0.95;p[4][2]=2.0;
printf("\n The Kineto-static Analysis of a four-bar Linkase\n"); printf(" NO THETA1 FR4 BT4 TB TB1\n");
printf(" (deg.) (N) (deg.) (N.m) (N.m)\n");
if((fp=fopen("sgy3","w"))==NULL)
{
printf("Can't open this file./n");
exit(0);
}
fprintf(fp,"\n The Kineto-static Analysis of a four-bar Linkase\n"); fprintf(fp,"NO THETA1 FR4 BT4 TB TB1\n" );
fprintf(fp," (deg.) (N) (deg.) (N.m) (N.m)\n" );
ic=(int)(360.0/del);
for(i=0;i<=ic;i++)
{
t[1]=(-i)*del*dr;
bark(1,2,0,1,r12,0.0,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
rrrk(1,2,4,3,2,3,r23,r34,t,w,e,p,vp,ap);
bark(2,0,5,2,0.0,r23/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(4,0,6,3,0.0,r34/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(4,0,7,3,0.0,0.6,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
rrrf(2,4,3,5,6,0,7,7,2,3,p,vp,ap,t,w,e,fr);
barf(1,1,2,1,p,ap,e,fr,&tb);
fr1=sqrt(fr[1][1]*fr[1][1]+fr[1][2]*fr[1][2]);
bt1=atan2(fr[1][2],fr[1][1]);
fr4=sqrt(fr[4][1]*fr[4][1]+fr[4][2]*fr[4][2]);
bt4=atan2(fr[4][2],fr[4][1]);
we1=-(ap[1][1]*vp[1][1]+(ap[1][2]+9.81)*vp[1][2])*sm[1]-e[1]*w[1]*sj[ 1];
we2=-(ap[5][1]*vp[5][1]+(ap[5][2]+9.81)*vp[5][2])*sm[2]-e[2]*w[2]*sj[ 2];
extf(p,vp,ap,t,w,e,7,fe);
we3=-(ap[6][1]*vp[6][1]+(ap[6][2]+9.81)*vp[6][2])*sm[3]-e[3]*w[3]*sj[ 3]+fe[7][1]*vp[7][1]+fe[7][2]*vp[7][2];
tb1=-(we1+we2+we3)/w[1];
printf("%3d %10.3f %10.3f %10.3f %10.3f %10.3f
\n",i+1,t[1]/dr,fr4,bt4/dr,tb,tb1);
fprintf(fp,"%3d %10.3f %10.3f %10.3f %10.3f %10.3f
\n",i+1,t[1]/dr,fr4,bt4/dr,tb,tb1);
tbdraw[i]=tb;tb1draw[i]=tb1;
fr1draw[i]=fr1;sita1[i]=bt1;
fr2draw[i]=fr4;sita2[i]=bt4;
fr3draw[i]=fr4;sita3[i]=bt4;
if((i%16)==0){getch();}
}
fclose(fp);
getch();
draw2(del,tbdraw,tb1draw,ic);
draw3(del,sita1,fr1draw,sita2,fr2draw,sita3,fr3draw,ic);
}
#include "math.h"
extf(p,vp,ap,t,w,e,nexf,fe)
double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],t[10],w[10],e[10],fe[20][2]; {
double pi,dr;
pi=4.0*atan(1.0);
dr=pi/180.0;
if(w[3]<0)
{
fe[nexf][1]=(-t[1]/dr-3/dr)*(85000.0/181.0)*cos(-t[3]-pi/2);
fe[nexf][2]=(-t[1]/dr-3/dr)*(85000.0/181.0)*sin(-t[3]-pi/2);
}
else{fe[nexf][1]=0;fe[nexf][2]=0;}
}
(2)运行结果：
The Kineto-static Analysis of a four-bar Linkase
NO THETA1 FR4 BT4 TB TB1
(deg.) (N) (deg.) (N.m) (N.m)
1 0.000 10261.396 102.685 47.546 47.546
2 -15.000 51448.370 17.786 186.094 186.094
3 -30.000 46996.739 19.370 316.446 316.446
4 -45.000 42725.338 21.193 402.027 402.027
5 -60.000 38603.813 23.247 446.798 446.798
6 -75.000 34590.628 25.540 455.194 455.194
7 -90.000 30637.112 28.117 431.327 431.327
8 -105.000 26695.709 31.108 379.118 379.118
9 -120.000 22733.412 34.813 303.360 303.360
10 -135.000 18753.920 39.876 211.317 211.317
11 -150.000 14843.055 47.694 114.117 114.117
12 -165.000 11289.242 61.310 27.042 27.042
13 -180.000 8894.730 85.799 -32.028 -32.028
14 -195.000 9702.566 70.652 -75.371 -75.371
15 -210.000 9538.373 72.140 -106.622 -106.622
16 -225.000 9408.540 74.864 -112.809 -112.809
17 -240.000 9336.371 78.581 -90.324 -90.324
18 -255.000 9335.572 82.915 -43.909 -43.909
19 -270.000 9405.058 87.439 15.069 15.069
20 -285.000 9529.828 91.754 72.279 72.279
21 -300.000 9687.086 95.554 114.547 114.547
22 -315.000 9853.708 98.638 133.092 133.092
23 -330.000 10011.499 100.889 125.150 125.150
24 -345.000 10149.104 102.245 93.963 93.963
25 -360.000 10261.396 102.685 47.546 47.546 （3）平衡力矩曲线：
（4）反力的矢端图曲线：
六.工艺阻力函数及飞轮的转动惯量函数
6.1工艺阻力函数程序：
（1）六杆铰链式颚式破碎机的工艺阻力函数程序：
#include "math.h"
extf(p,vp,ap,t,w,e,nexf,fe)
double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],t[10],w[10],e[10],fe[20][2]; {
double pi,dr;
pi=4.0*atan(1.0);dr=pi/180.0;
if(w[5]<0)
{
fe[nexf][1]=(-t[1]/dr-90.0)*(85000.0/182.0)*cos(-t[5]-pi/2);
fe[nexf][2]=(-t[1]/dr-90.0)*(85000.0/182.0)*sin(-t[5]-pi/2);
}
else{fe[nexf][1]=0;fe[nexf][2]=0;}
}
（2）四杆铰链式颚式破碎机的工艺阻力函数程序
#include "math.h"
extf(p,vp,ap,t,w,e,nexf,fe)
double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],t[10],w[10],e[10],fe[20][2]; {
double pi,dr;
pi=4.0*atan(1.0);
dr=pi/180.0;
if(w[3]<0)
{
fe[nexf][1]=(-t[1]/dr-3/dr)*(85000.0/181.0)*cos(-t[3]-pi/2);
fe[nexf][2]=(-t[1]/dr-3/dr)*(85000.0/181.0)*sin(-t[3]-pi/2);
}
else{fe[nexf][1]=0;fe[nexf][2]=0;}
}
6.2 飞轮转动惯量函数程序
6.2.1六杆铰链式颚式破碎机的转动惯量函数程序
#include "graphics.h"
#include "subk.c"
#include "subf.c"
#include "draw.c"
static double sm[10],sj[10];
main()
{
static double p[20][2],vp[20][2],ap[20][2],del;
static double t[10],w[10],e[10],Tr[370],D[370];
static double fr[20][2],fe[20][2];static int ic;
double r12,r23,r34,r35,r56,r611,tb,tb1;
double Td,sum1=0.0,E[370],Max=0.0,Min=0.0,Jf=0.0,q;int i,j;
double pi,dr,fr1,bt1,fr2,bt2;
FILE*fp;
sm[1]=0.0;sm[2]=500.0;sm[3]=200.0;sm[4]=200.0;sm[5]=900.0;
sj[1]=0.0;sj[2]=25.5;sj[3]=9.0;sj[4]=9.0;sj[5]=50.0;
r12=0.1; r23=1.25; r34=1.0; r35=1.15;r56=1.96,r611=0.6,del=15.0;
pi=4.0*atan(1.0);w[1]=-170*2*pi/60; e[1]=0.0;dr=pi/180.0;
q=0.3;
p[1][1]=0.0;p[1][2]=0.0;p[4][1]=0.94;p[4][2]=-1.0;p[6][1]=-1.0;
p[6][2]=0.85;
printf("\n The Kineto-static Analysis of a Six-bar Linkase\n"); printf(" NO THETA1 fr1 bt1 fr4 bt4 tb tb1\n"); printf(" (deg.) (N) (deg.) (N) (deg.) (N.m) (N.m)\n"); if((fp=fopen("zhuan6","w"))==NULL)
{
printf("Can't open this file./n");
exit(0);
}
printf(fp,"\n The Kineto-static Analysis of a Six-bar Linkase\n"); printf(fp,"NO THETA1 fr1 bt1 fr4 bt4 tb tb1\n" );
printf(fp," (deg.) (N) (deg.) (N) (deg.)
(N.m)(N.m)\n" );
ic=(int)(360.0/del);
for(i=0;i<=ic;i++)
{
t[1]=(-i)*del*dr;
bark(1,2,0,1,r12,0.0,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
rrrk(-1,2,4,3,2,3,r23,r34,t,w,e,p,vp,ap);
rrrk(1,3,6,5,4,5,r35,r56,t,w,e,p,vp,ap);
bark(2,0,7,2,0.0,r23/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(4,0,8,3,0.0,r34/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(3,0,9,4,0.0,r35/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(6,0,10,5,0.0,r56/2,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
bark(6,0,11,5,0.0,r611,0.0,t,w,e,p,vp,ap);
rrrf(3,6,5,9,10,0,11,11,4,5,p,vp,ap,t,w,e,fr);
rrrf(2,4,3,7,8,3,0,0,2,3,p,vp,ap,t,w,e,fr);
barf(1,1,2,1,p,ap,e,fr,&tb);
Tr[i]=tb; D[i]=t[1];
}
机械原理课程设计 摇摆送料机构
机械原理课程设计说明书 题目：摆式送料机构总体设计 姓名：冯帅 学号： 专业： 班级: 学院：交通与车辆工程学院 指导教师： 2013年7月9日
目录 第一章机械原理课程设计指导书 (2) 一．机械原理课程设计的目的 (2) 二．机械原理课程设计的任务 (2) 三．课程设计步骤 (2) 四．基本要求 (3) 五．时间安排 (3) 六．需交材料 (3) 第二章摆式送料机构总体设计过程 (3) 一工作原理 (3) 二设计方案 (5) 三利用解析法确定机构的运动尺寸 (6) 四连杆机构的运动分析 (10) ⑴速度分析 (10) ⑵加速度分析 (12) 第三章课程设计总结 (14) 第四章参考文献 (14)
第一章机械原理课程设计指导书 一．机械原理课程设计的目的 机械原理课程设计是机械原理课程教学中最后的一个重要的实践性教学环节，是培养学个进行自动机械总体方案设计、运动方案设计、执行机构选型设计，传动方案设计控制系统设计以及利用用计算机对工程实际中各种机构进行分析和设计能力的一个重要的川练过程。其目的如下： (1)通过课程设计，综合运用所学的知识，解决工程实际问题。并使学生进一步巩固和加深所学的理论知识。 (2)使学生得到拟定机械总体方案、运动方案的训练，并且有初步的机械选型与组合及确定传动方案的能力，培养学生开发、设计、创新机械产品的能力。 (3)使学生掌握自动机械设计的内容、方法、步骤，并对动力分析与设计有个较完整的概念。 (4)进一步提高学生的运算、绘图、表达及运用计算机和查阅有关技术资料的能力。 (5)通过编写说明书，培养学生的表达、归纳及总结能力。 二．机械原理课程设计的任务 机械原理课程设计的任务一般分为以下几部分。 (1)根据给定机械的工作要求，合理地进行机构的选型与组合。 (2)拟定该自动机械系统的总体、运动方案(通常拟定多个)，对各运动方案进行对比和选择，最后选定一个最佳方案作为个设计的方案，绘出原理简图。 (3)传动系统设计，拟定、绘制机构运动循环图。 三．课程设计步骤 1．机构设计和选型 （1）根据给定机械的工作要求，确定原理方案和工艺过程。 （2）分析工艺操作动作、运动形式和运动规律。 （3）拟定机构的选型与组合方案，多个方案中选择最佳的。 （4）设计计算。 （5）结构设计、画图。 （6）编写设计计算说明书。 2．自动机械总体方案设计 （1）根据给定机械的工作要求，确定实现功能要求原理方案。 （2）根据原理方案确定工艺方案和总体结构。 （3）拟定工作循环图。 （4）设计计算。 （5）画图。
颚式破碎机设计说明书 (2)
目录 一、概述 (1) 二、工作原理 (1) 三、结构分析 (2) 四、设计数据 (2) 五、机构的运动位置分析 (3) 六、机构的运动速度分析 (4) 七、机构运动加速度分析 (5) 八、静力分析 (6) 九、与其他结构的对比 (7) 十、设计总结 (9)
一、概述 破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之碎裂成小块物料的设备。破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的综合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。在矿山工程和建设上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使这成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的以便进一步加工操作。 二、工作原理 图（一） 如图（一）所示，1 颚式破碎机是一种用来破碎矿石的机械，机器经带传动，使曲柄2 顺时针方向回转，然后通过构件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 上的定额板7 时，矿石即被轧碎；当动颚板6 向右摆离定颚板7 时，被轧碎的矿石即下落。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。
机械原理课程设计,详细.
目录 一、设计题目 (2) 1、牛头刨床的机构运动简图 (2) 2、工作原理 (2) 二、原始数据 (3) 三、机构的设计与分析 (4) 1、齿轮机构的设计 (4) 2、凸轮机构的设计 (10) 3、导杆机构的设计 (16) 四、设计过程中用到的方法和原理 (26) 1、设计过程中用到的方法 (26) 2、设计过程中用到的原理 (26) 五、参考文献 (27) 六、小结 (28)
一、设计题目 ——牛头刨床传动机构 1、牛头刨床的机构运动简图 2、工作原理 牛头刨床是对工件进行平面切削加工的一种通用机床，其传动部分由电动机经 带传动和齿轮传动z 0—z 1 、z 1 、—z 2 ，带动曲柄2作等角速回转。刨床工作时，由导 杆机构2、3、4、5、6带动刨刀作往复运动，刨头右行时，刨刀进行切削，称为工 作行程；刨头左行时，刨刀不进行切削，称为空回行程，刨刀每切削完一次，利用 空回行程的时间，固结在曲柄O 2 轴上的凸轮7通过四杆机构8、9、10与棘轮11和棘爪12带动螺旋机构（图中未画），使工作台连同工件作一次进给运动，以便刨刀继续切削。
二、原始数据 设计数据分别见表1、表2、表3. 表1 齿轮机构设计数据 设计内容齿轮机构设计 符号n01d01 d02 z0 z1 z1’m01 m1’2n2 单位r/min mm mm mm mm r/min 方案Ⅰ1440 100 300 20 40 10 3.5 8 60 方案Ⅱ1440 100 300 16 40 13 4 10 64 方案Ⅲ1440 100 300 19 50 15 3.5 8 72 表2 凸轮机构设计数据 设计内容凸轮机构设计 符号L O2O4 L O4D φ[α]δ02 δ0 δ01δ0/ r0 r r 摆杆运动规 律单位mm mm °°°°°°mm mm 方案Ⅰ150 130 18 45 205 75 10 70 85 15 等加速等减 速 方案Ⅱ165 150 15 45 210 70 10 70 95 20 余弦加速度方案Ⅲ160 140 18 45 215 75 0 70 90 18 正弦加速度方案Ⅳ155 135 20 45 205 70 10 75 90 20 五次多项式 表3 导杆机构设计数据 设计内容导杆机构尺度综合和运动分析 符号K n2L O2A H L BC 单位r/min mm 方案Ⅰ 1.46 60 110 320 0.25L O3B 方案Ⅱ 1.39 64 90 290 0.3L O3B 方案Ⅲ 1.42 72 115 410 0.36L O3B 表4 机构位置分配表 位置号位置 组 号 学生号 A B C D 1 1 3 6 8/ 10 2 5 8 10 7/ 1/ 4 7 8 10 1 5 7/ 9 12 2 1/ 4 7 8 11 1 3 6 8/ 11 2 5 7/ 9 11 1/ 3 6 8/ 11 3 2 5 7/ 9 12 1/ 4 7 9 12 1 3 6 8/ 12 2 4 7 8 10
机械原理课程设计教学大纲
《机械原理课程设计》教学大纲 课程名称：机械原理课程设计 课程性质：集中实践教学环节必修课程 学分：2 学时：2周 授课单位：机电工程学院 适用专业：机电一体化专科专业 预修课程：《机械制图》，《高等数学》，《材料与金属工艺学》，《理论力学》，《材料力学》、《机械原理》。 开设学期：第三学期 一、课程设计教学目的与基本要求： 1.教学目的：机械原理课程设计是对机械类专业学生进行的一次设计实践性教学环节。其主要目的是进一步巩固、理解并初步运用所学知识，在接触和了解工程技术实际（如工程设计方法、工程设计资料等）的基础上，对学生进行较为系统的设计方法训练，以达到初步培养学生分析问题、解决实际工程问题的能力。 2.基本要求：机械原理课程设计实质上是进行机构运动简图的设计。因此，它的基本要求是：提出设计方案、选用机构类型及其组合，确定运动学尺寸、进行运动分析和动态静力分析、飞轮转动惯量的计算等等。完成必要的计算机三维绘图或编程、图纸绘制和编写设计计算说明书。机械原理课程设计中，作图求解或解析的方法均可采用。 二、课程设计内容及安排： 1.主要设计内容：课程设计内容可根据专业要求从以下项目中选定： （1）运动方案设计 (a)工作原理和工艺动作分解; (b)机械运动方案的拟定； (c)机械执行机构的选择和评定(连杆机构的设计及分析、凸轮机构设计、齿轮机构或轮系设计、其它基本机构设计)； (d)根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图； (e)机械传动系统的设计选择和评定； （2）执行机构尺寸设计
(a)执行机构各部分尺寸设计； (b)机构运动简图； (c)飞轮转动惯量的确定； (d)机械动力性能的分析计算。 （3）编写设计说明书。 （4）答辩。 2.时间安排：在机械原理课程和其它先修课程完成后，安排2周时间进行机械原理课程设计。 三、指导方式：集体辅导与个别辅导相结合 四、课程设计考核方法及成绩评定： 1.考核方式：根据设计图和设计说明书及答辩进行成绩评定，不再考试。 2.成绩评定：由1～2名教师组成答辩小组，对学生完成的设计图和设计计算说明书的内容进行提问，并根据学生回答问题的正确性以及设计内容，按优秀、良好、中等、及格和不及格进行评分。 五、课程设计教材及主要参考资料： [1]牛鸣岐主编.《机械原理课程设计手册》.重庆大学出版社，2001年 [2]郑文纬主编.《机械原理》第7版.高等教育出版社，1997年 [3]孙桓主编.《机械原理》第7版.高等教育出版社，2006年 [4]朱理主编.《机械原理》第1版.高等教育出版社，2004年 大纲撰写人签字：学院章 学院负责人签字：年月日
机械原理课程设计凸轮设计
机械原理课程设计 编程说明书 设计题目：牛头刨床凸轮机构指导教师：王琦王春华设计者：雷选龙 学号：0807100309 班级：机械08-3 2010年7月15日 辽宁工程技术大学
机械原理课程设计任务书（二） 姓名雷选龙专业机械工程及自动化班级机械08-3班学号 五、要求： 1）计算从动件位移、速度、加速度并绘制线图。 2）确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮实际廓线，并按比例绘出机构运动简图。以上内容作在A2或A3图纸上。 3）编写出计算说明书。 指导教师： 开始日期：2010年07月10日完成日期：2010年07月16日
目录 一设计任务及要求-----------------------------------------------2 二数学模型的建立-----------------------------------------------2 三程序框图--------------------------------------------------------5 四程序清单及运行结果-----------------------------------------6 五设计总结-------------------------------------------------------14 六参考文献-----------------------------------------------------15
一 设计任务与要求 已知摆杆9为等加速等减速运动规律，其推程运动角φ=70，远休止角φs =10，回程运动角φ?=70，摆杆长度l 09D =125,最大摆角φ max =15，许用压力角[α]=40，凸轮与曲线共轴。 （1） 要求：计算从动件位移、速度、加速度并绘制线图（用方格纸 绘制），也可做动态显示。 （2） 确定凸轮的基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮的实际廓线， 并按比例绘出机构运动简图。 （3） 编写计算说明书。 二 机构的数学模型 1 推程等加速区 当2/0?δ≤≤时 角位移 22max /21?δ?=m 角速度 2max /4?δ?ω= 角加速度 2max /4??ε= 2 推程等减速区 当?δ?≤<2/时 角位移 22max max /)(21?δ???--=m 角速度 2max /)(4?δ??ω-= 角加速度 2max /4??ε-= 3 远休止区 当s ??δ?+≤<时 角位移 max 1?=m 角速度 0=ω 角加速度 0=ε
500750颚式破碎机说明书(DOC)
目录 1、前言 1 2、主要技术参数 1 3、结构简述及装配 1 4、安装、调整和试车 5 5、使用与维护7 6、安全操作规程9 7、必须注意的事项9 8、易损件明细表10 9、PE-500*750颚式破碎机基础图11
1、前言 本说明书是为安装操作和维护复摆颚式破碎机的用户和现场操作人员编写的。本资料将帮助你熟悉破碎机的结构，并为安全操作和维护提供必要的常识。 在安装破碎机之前和破碎机运转期间，必须阅读和理解本说明书的内容，并付诸实施。 本破碎机适用于粗碎、中碎抗压强度不大于320Mpa的各种矿石或岩石。 2、主要技术参数 给料口尺寸（宽*长）500×750 mm 排料口宽度50~100 mm 最大进料尺寸425 mm 主轴转速275 mm 生产能力45~100 mm 电动机功率55 kw 外形尺寸（长×宽×高）1916×1890×1870 mm 重量（不包括电机）10.1 t 注:破碎机的生产能力受各种因素的影响，诸如给料方式、物料的形状、粒度组成、物料的干、湿、软、硬程度等等。对于硬而脆的物料要比硬而韧的物料容易破碎；片状物料要比球状物料容易破碎；由大小不同粒度组成的混合料要比单一大粒度组成的物料容易破碎，能获得较高的处理能力。相反，如果物料超过最大允许的进料粒度或者进料口堆满物料而出现阻塞现象时，往往就导致处理能力的降低。 为了提高本机的处理能力和使用寿命，必须满足其均衡进料的要求。因
此在使用本机时需由喂料机与之配套。 本机标定的性能参数是以破碎干且中等硬度的岩石为准，其堆比重为1.6吨/立方米。 3、结构简述及装配 本机主要由：机架部件、上边护板、下边护板、动颚部件、调整部件、拉杆部件、铁轨部件、润滑部件、电控部分等组成。 本机是以电动机为动力，通过电动机皮带轮，由三角皮带和槽轮驱动偏心轴，使动颚按预定轨迹作往复活动，从而将进入由固定颚板、活动颚板和边护板组成的破碎腔内的物料予以破碎，并通过下部的排料口将成品物料排出。 3.1机架部件 颚式破碎机的机架，在工作中受到很大的冲击载荷。因此它应具有足够的强度和刚度。 机架为焊接件（见图1）。机架的前墙装有固定颚板螺钉紧固的固定颚板，
机械原理课程设计参考答辩题
. 机械原理课程设计答辩参考选题 1.机构选型？ 2.何谓何谓机构尺度综合？ 3.平面连杆机构的主要性能和特点是什么？ 4.何谓机构运动循环图？ 5.机构运动循环图有哪几种类型？ 6.在机构组合中什么是串联式组合？ 7.在机构组合中什么是并联式组合？ 8.在机构组合中什么是反馈式组合？ 9.平面机构的构件常见的运动形式有哪几种？ 10.举例说明有哪些机构可以实现将转动变成直线移动。 11.举例说明有哪些机构可以实现将转动变成摆动。 12.举例说明有哪些机构能满足机构的急回运动特性？ 13.对于外凸凸轮,为了保证有正常的实际轮廓,其滚子半径选取有什么要求？ 14.要求一对外啮合直齿圆柱齿轮传动的中心距略
小于标准中心距,并保持无侧隙啮合,此时应采用什么传动？ 15.在凸轮机构中,从动件按等加速、等减速运动规律运动时,有何冲击？ .. . 16.蜗杆的标准参数在何处,蜗轮的标准参数在何处？ 17.平面四杆机构共有几个瞬心,其中有几个绝对瞬心、几个相对瞬心？ 18.在平面机构中,每个高副引入几个约束、每个低副引入几个约束？； 19.当两构件组成转动副时,其瞬心位于何处？当构件组成移动副时,其瞬心位于何处？ 20.机械效率可以表达为什么值的比值？ 21.标准渐开线斜齿圆柱齿轮传动的正确啮合条件是什么？ 22.标准渐开线直齿圆柱齿轮的基本参数是哪几个？ 23.从机械效率的观点看,机械的自锁条件是什么？
24.试叙机构与运动链的区别？ 25.试计算所设计机构的自由度。 26.试说明所设计机构的工作原理。 27.四杆机构同样可以将旋转运动的输入变为直线运动的输出，为什么有的摇摆式输送机要采用6杆机构？ 28.机械原理课程设计的任务一般可分为几个部分？ 29.机械原理课程设计的方法原则上可分为几类？ 30.机械运动方案设计主要包括哪些内容？ 31.执行机构按运动方式及功能可分为几类？ .. . 32.做匀速转动的机构常用的有哪几种？ 33.做非匀速转动的机构常用的有哪几种？ 34.分析凸轮机构在本设计中所起的作用。 35.做往复移动的机构常用的有哪几种？ 36.平面连杆机构的主要性能和特点是什么？ 37.凸轮机构的主要性能和特点是什么？ 38齿轮机构的主要性能和特点是什么？ 39.分析影响行程速比系数K值大小的几何尺寸。
机械原理课程设计压片机设计说明书.
机械原理课程设计 题目：干粉压片机 学校：洛阳理工学院 院系：机电工程系 专业：计算机辅助设计与制造 班级：z080314 设计者：李腾飞（组长）李铁山杜建伟 指导老师：张旦闻 2010年1月1日星期五
课程设计评语 课程名称：干粉压片机的机构分析与设计 设计题目：干粉压片机 设计成员：李腾飞（组长）李铁山杜建伟 指导教师：张旦闻 指导教师评语： 2010年1月1日星期五
前言 干粉压片机装配精度高，材质优良耐磨损，稳定可靠，被公认为全国受欢迎产品。特别是现在的小型干粉压片机，市场前景很好。很多小型企业不可能花高价去买大型的，而且得不尝试，所以小型压片机更少中小型企业青睐。例如蚊香厂、鱼药饲料厂、消毒剂厂、催化剂厂都相继使用。本机还可改为异形冲模压片。由于该机型相对于其他机型压力较大，压片速度适中，因而受到生产奶片、钙片、工业、电子异形片的厂家欢迎。相信本厂品会给您带来良好的企业效应。 编者：洛阳理工学院第二小组 日期：2010年1月1日星期五
目录 一. 设计题目 (5) 1.工作原理以及工艺过程 (5) 2.原始数据以及设计要求 (5) 二. 设计题目的分析 (5) 1. 总功能分析 (5) 2. 总功能分解 (5) 3. 功能元求解 (6) 4. 运动方案确定 (7) 5. 方案的评价 (9) 6. 运动循环图 (10) 7. 尺度计算 (11) 8.下冲头对心直动滚子推杆盘形凸轮机 (13) 9.下冲头对心直动滚子推杆盘形凸轮机的位移曲线 (13) 三. 干粉压片机各部件名称以及动作说明 (14) 四. 参考书目 (14) 五. 新得体会 (14)
机械原理课程设计指导手册
一、课程设计的意义、内容及步骤 随着生产技术的不断发展，机械产品种类日益增多，对产品的机械自动化水平也越来越 高，因此，机械设备设计首先需要进行机械运动方案的设计和构思、各种传动机构和执行机 构的选用和创新设计。本指导书旨在根据高校工科本科《机械原理课程教学基本要求》的要 求：结合一个简单的机械系统，综合运用所学理论和方法，使学生能受到拟定机械运动方案的初步训练，并能对方案中某些机构进行分析和设计，针对某种简单机器（即工艺动作过程 较简单）进行机构运动简图设计。 设计过程指从明确设计任务到编制技术文件为止的整个设计工作的过程，该过程一般来 讲包括四个阶段：1）明确设计任务和要求；2）原理方案设计；3）技术设计；4）施工设计。本 次设计的主要内容主要完成前两个任务，完成的步骤如下; 设汁任务I神服文现礴足列施的罐本原现-T星本T艺劭怦的即是I-二选揮执行机构亍■ 绘制机构运功祁画I_ 黴新瓦标詡示直图I一匹苻机狷矗尺可金豕迄功学设审一I绘制机购运动简圏I 运动学和动力学分析If进行评价比较优选I 二、机械原理课程设计的基本要求 1.设计结果体现创新精神。 2.方案设计阶段以小组为单位，组织学生参观讨论，分析机器的结构、传动方式、工 作原理，给出至少两种运动方案，并对其进行比较，从中选出最优方案。 3.方案确定以后，进行机构尺寸综合和机构运动分析时，每个学生的参数不同，独自 设计。若发现尚未达到工作要求，应审查方案，调整机构的尺寸，重新进行设计。 4.每个学生绘制一张图纸，应包括机械系统运动方案简图和机械运动循环图，一两个 主要机构的运动分析及设计程序。 5.写一份设计说明书，最后进行答辩。 6.成绩的评定。课程设计的成绩单独评定。应以设计说明书、图样和在答辩中回答问题的情况为依据， 参考设计过程中的表现，由指导教师按五级计分制（优、良、中、及格、不及格）进行评定。 、机械运动简图设计内容 1?功能分解 机器的功能是多种多样的，但每一种机器都要完成某一工艺动作过程。将机械所需完 成的工艺动作过程进行分解，即将总功能分解为多个功能元，在机械产品中就是将工艺动作 过程分解为若干个执行动作。设计者必须把动作过程分解为几个独立运动的分功能，然后用 树状功能图来描述，使机器的总的功用及各分功能一日了然。 例如，设计一部四工位专用机床，它可以分解成如下几个工艺动作：
颚式破碎机使用说明书
郑州市鑫运重工科技有限公司 颚 式 破 碎 机 使 用 说 明 书 电话：2 传真：86-7 邮箱：网址：
目录 1．敬告用户 (1) 2．产品特点 (1) 3．产品用途 (1) 4．常用颚式破碎机的规格和技术参数 (2) 5．结构简述及装配 (3) 6．颚破的安装、操作和维修 (10)
一、敬告客户 为了确保本机正常工作，充分发挥本机应有的性能，希望使用单位在使用本机之前首先熟悉本机说明书，并按照说明书技术要求进行操作。 因产品技术性能不断优化，其技术参数的改进恕不另行通知，谨此致歉。 机器开机之前不能加料；机器停机之前将料出完。 二、产品特点 破碎比大结构简单工作可靠维护方便 三、产品用途 PE（X）系列复摆颚式破碎机，广泛用于各种硬脆的非金属矿石、熔渣、炉渣、建筑石料、大理石等抗压强度不超过320兆帕的大块物料的中等粒度破碎。破碎比可达4-6，且产品粒度均匀。可广泛应用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化学工业等众多行业。 项目型号进料口 尺寸 (mm) 最大进料 边长 (mm) 出料口可 调节范围 (mm) 产量 (t/h) 电机 功率 (kw) 重量 (t) 外形 尺寸 (mm) PE400×600400×60035040-10015-6030-371700×1732×1653 PE500×750500×75042550-10040-10045-552035×1921×2000 PE600×900600×90048065-16060-14055-752290×2206×2370 PE750×1060750×106063080-15080-23090-110292655×2302×3110 PE900×1200900×120075095-165140-320110-1323789×3050×3025 PE1000×12001000×1200850105-185180-400160-2003900×3320×3280 PEX250×1000250×100021025-6015-5030-371964×1550×1380 PEX250×1200250×120021025-6020-6037-452192×1605×1415
机械原理课程设计
机械原理课程设计说明书 设计题目： 指导老师：哈丽毕努 设计者：马忠福 所属院系：新疆大学机械工程学院专业：机械工程及自动化 班级：机械 10-7 班 完成日期： 2014年7月 新疆大学 《机械原理课程设计》任务书
班级: 机械姓名: 马忠福 课程设计题目: 冲压式蜂窝煤成型机 课程设计完成内容: 设计说明书一份(主要包括:运动方案设计、方案的决策与尺度综合、必要的机构运动分析和相关的机构运动简图) 发题日期: 2014 年 6 月 15 日 完成日期: 2014 年 7 月 25 日 指导教师: 哈利比努
目录 一、蜂窝煤的功能和设计要求 (1) 二、工作原理和工艺动作分解 (2) 三、根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图 (2) 四、执行机构的选型 (3) 五、机械运动方案的选定和评价 (4) 六、机械传动系统的传动比和变速机构 (5) 七、画出机械运动方案简图 (5) 八、对机械传动系统和执行机构进行尺寸计算 (6) 1、带传动计算： (6) 2、齿轮传动计算 (6) 3、曲柄滑块机构计算 (6) 4、槽轮机构计算 (7) 5、扫屑凸轮计算 (7) 九、机械方案运动简图 (8) 十、参考文献 (9)
一、蜂窝煤的功能和设计要求 冲压式蜂窝煤成型机是我国城镇峰窝煤（通常又称煤饼）生产厂的主要生产设备，这种设备由于具有结构合理、质量可靠、成型性能好、经久而用、维修方便等优点而被广泛采用。 冲压式蜂窝煤成型机的功能是将粉煤加入转盘的模简内，经冲头冲压成峰窝煤。为了实现蜂窝煤冲压成型，冲压式蜂窝煤成型机必须完成五个动作： (1)粉煤加料； (2)冲头将蜂窝煤压制成型； (3)清除冲头和出煤盘的积屑的扫屑运动； (4)将在模简内的冲压后的蜂窝煤脱模； (5)将冲压成型的蜂窝煤输送。 图1.1冲头、脱模盘、扫屑刷、模筒转盘位置示意图 冲压式蜂窝煤成型机的设计要求和参数有： (1)蜂窝煤成型机的生产能力：30次/min； (2)驱动电机：Y180L-8，功率N=111KW；转速n=710r/min; (3)机械运动方案应力求简单； (4)图1.1表示冲头、脱模盘、扫屑刷、模筒转盘的相互位置情况。实际上冲头和脱模盘都与上下移动的滑梁连成一体，当滑梁下冲时将粉煤冲压成蜂窝煤，脱模盘将以压成的蜂窝煤脱模。在滑梁上升过程中扫屑刷将冲头和脱模盘刷除粘着粉煤，模筒转盘上均布了模筒，转盘的间歇机构使加料的模筒进入冲压位置、成型的模筒进入脱模位置、空模筒进入加料位置。 (5)为了改善蜂窝煤冲压成型的质量，希望冲压机构在冲压后有一保压时间。 (6)由于冲头压力较大，希望冲压机构具有增力功能，以增大有效作用，减小原动机的功率。
机械原理课程设计说明书
机械原理课程设计说明书设计题目：压床机构设计 自动化院（系）机械制造专业 班级机制0901 学号20092811022 设计者罗昭硕 指导老师赵燕 完成日期2011 年1 月4日
一、压床机构设计要求 1 ．压床机构简介及设计数据 1.1压床机构简介 图9—6所示为压床机构简图。其中，六杆机构ABCDEF为其主体机构，电动机经联轴器带动减速器的三对齿轮z1-z2、z3-z4、z5-z6将转速降低，然后带动曲柄1转动，六杆机构使滑块5克服阻力Fr而运动。为了减小主轴的速度波动，在曲轴A上装有飞轮，在曲柄轴的另一端装有供润滑连杆机构各运动副用的油泵凸轮。 1.2设计数据
1.1机构的设计及运动分折 已知：中心距x1、x2、y, 构件3的上下极限角，滑块的冲程H，比值CE ／CD、EF／DE，各构件质心S的位置，曲柄转速n1。 要求：设计连杆机构, 作机构运动简图、机构1～2个位置的速度多边形和加速度多边形、滑块的运动线图。以上内容与后面的动态静力分析一起画在l号图纸上。 1.2机构的动态静力分析 已知：各构件的重量G及其对质心轴的转动惯量Js(曲柄1和连杆4的重力和转动惯量（略去不计)，阻力线图(图9—7)以及连杆机构设计和运动分析中所得的结果。 要求：确定机构一个位置的各运动副中的反作用力及加于曲柄上的平衡力矩。作图部分亦画在运动分析的图样上。 1.3飞轮设计 已知：机器运转的速度不均匀系数δ．由两态静力分析中所得的平衡力矩Mb;驱动力矩Ma为常数，飞轮安装在曲柄轴A上。 要求：确定飞轮转动惯量J。以上内容作在2号图纸上。 1.4凸轮机构构设计 已知：从动件冲 程H，许用压力角 [α ]．推程角δ。，远 休止角δ?，回程角δ'， 从动件的运动规律见 表9-5，凸轮与曲柄共 轴。 要求：按[α]确定 凸轮机构的基本尺 寸．求出理论廓 线外凸曲线的最小曲 率半径ρ。选取滚子 半径r，绘制凸轮实际 廓线。以上内容作在 2号图纸上 压床机构设计 二、连杆机构的设计及运动分析
颚式破碎机课程设计说明书
复摆式颚式破碎机 姓名：林毅光学号：2008334332 班别：08机械3 1 概述 破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之碎裂成小块物料的设备。 破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的综合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。 在矿山工程和建设上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使这成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的以便进一步加工操作。 通常的破碎过程，有粗碎、中碎、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，如表1-1所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机、细碎机三种。 表1-1 物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm） 制备水泥、石灰时、细碎后的物料，还需进一步粉磨成粉末。按照粉磨程度，可分为粗磨、细磨、超细磨三种。 所采用的粉磨机相应地有粗磨机、细磨机、超细磨机三种。 在加工过程中，破碎机的效率要比粉磨机高得多，先破碎再粉磨，能显著地提高加工效率，也降低电能消耗。 工业上常用物料破碎前的平均粒度 D与破碎后的平均粒度d之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值i称为破碎比（即平均破碎比） i=D/d 为了简易地表示物料破碎程度和各种破碎机的方根性能，也可用破碎机的最大进料口尺寸与最大出料口尺寸之比作为破碎比，称为公称破碎比。 i=D max/d max 在实际破碎加工时，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大限度进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于公称破碎比的0.7～0.9。
南京理工大学机械原理课程设计
机械原理 课程设计说明书 设计题目：牛头刨床 设计日期：20011年07 月09 日 目录 1.设计题目 (3)
2. 牛头刨床机构简介 (3) 3.机构简介与设计数据 (4) 4. 设计内容 (5) 5. 体会心得 (15) 6. 参考资料 (16) 附图1：导杆机构的运动分析与动态静力分析 附图2：摆动从计动件凸轮机构的设计 附图3：牛头刨床飞轮转动惯量的确定 1设计题目：牛头刨床 1.）为了提高工作效率，在空回程时刨刀快速退回，即要有急会运动，行程速比系数在1.4左右。 2.）为了提高刨刀的使用寿命和工件的表面加工质量，在工作行程时，刨刀要速度平稳，切削阶段刨刀应近似匀速运动。 3.）曲柄转速在60r/min,刨刀的行程H在300mm左右为好，切削阻力约为7000N，其变化规律如图所示。
2、牛头刨床机构简介 牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，如图4-1。电动机经皮带和齿轮传动，带动曲柄2和固结在其上的凸轮8。刨床工作时，由导杆机构2-3-4-5-6带动刨头6和刨刀7作往复运动。刨头右行时，刨刀进行切削，称工作行程，此时要求速度较低并且均匀，以减少电动机容量和提高切削质量，刨头左行时，刨刀不切削，称空回行程，此时要求速度较高，以提高生产率。为此刨床采用有急回作用的导杆机构。刨刀每切削完一次，利用空回行程的时间，凸轮8通过四杆机构1-9-10-11与棘轮带动螺旋机构（图中未画），使工作台连同工件作一次进给运动，以便刨刀继续切削。刨头在工作行程中，受到很大的切削阻力（在切削的前后各有一段约5H的空刀距离，见图4-1，b），而空回行程中则没有切削阻力。因此刨头在整个运动循环中，受力变化是很大的，这就影响了主轴的匀速运转，故需安装飞轮来减小主轴的速度波动，以提高切削质量和减小电动机容量。 3、机构简介与设计数据 3.1.机构简介 牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床。电动机经皮带和齿轮传动，带动曲柄2和固 结在其上的凸轮8。刨床工作时，由导杆机构2-3-4-5-6带动刨头6和刨刀7作往复运动。
机械原理课程设计指导
机械原理课程设计指导 一、课程设计的目的和内容 1 课程设计的目的 1．巩固并灵活运用所学相关知识； 2．具有初步的设计机械运动方案的能力； 3．提高分析问题、解决问题的能力； 4．提高创新意识和能力； 5．培养运用现代设计方法解决工程问题的能力。 2. 课程设计的任务 (进行机械系统的运动方案和传动系统设计) 确定工作原理和运动形式，绘制工作循环图； 设计几种运动方案并进行分析、比较和选择； 对选定运动方案进行运动分析与综合，并绘制机构运动简图； 进行机械动力性能分析与综合； 编写说明书及相关程序。 3．课程设计的内容 机械原理课程设计，通常以满足一定使用要求或工艺要求的机械为设计对象。 机械原理课程设计，通常包括下列内容： 机械系统方案的拟定; 机械系统运动动力参数计算; 设计计算说明书一份。 完成规定的全部工作后，应进行设计答辩。
二、课程设计的一般步骤 1. 设计准备 1）阅读和研究设计任务书，明确设计内容和要求，分析原始数据及工作条件。 2）借阅（图书馆）、搜集（含网上搜集）有关设计信息、资料及机构设计手册；复习课程有关内容，熟悉有关机构的设计方法，拟定设计计划，准备设计资料。 2. 机械系统的方案设计 机械产品是以机械运动为特征的技术系统，机械系统方案设计的核心是机械运动方案设计，它在机械系统设计的总体中，占有十分重要的地位，也是最具创造性和综合性的内容。 1）机械执行系统运动方案设计 执行系统是机械系统中的重要组成部分，是直接完成机械系统预期工作任务的部分。执行系统由一个或多个执行机构组成。 执行构件是执行机构的输出构件，其数量及运动形式、运动规律和传动特性等要求，决定了整个执行系统的结构方案。机械执行系统的方案设计是机械系统总体方案设计的核心，是整个机械原理工作的基础。 执行系统方案设计的内容 功能原理设计：就是根据机械预期实现的功能，考虑选择何种工作原理来实现这一功能要求。 运动规律设计：是指为实现上述工作原理而决定选择何种运动规律。 执行机构型式设计：是指究竟选择何种机构来实现上述运动规律。 执行机构的协调设计：就是根据工艺过程对各动作的要求，分析各执行机构应当如何协调和配合，设计出协调配合图。 机构尺度设计：是指对所选择的各个执行机构进行运动和动力设计，确定各执行机构的运动尺寸，绘制出各执行机构的运动简图。
颚式破碎机机构综合设计说明书
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 简摆式颚式破碎机
转动惯量； 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 三、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。
PE颚式破碎机说明书教程
PE颚式破碎机说明书 一、敬告客户 为了确保本机正常工作，充分发挥本机应有的性能，希望使用单位在使用本机之前首先熟悉本机说明书，并按照说明书技术要求进行操作。 因产品技术性能不断优化，其技术参数的改进恕不另行通知，谨此致歉。 机器开机之前不能加料；机器停机之前将料出完。 二、产品特点 破碎比大结构简单工作可靠维护方便 三、产品用途 PE（X）系列复摆颚式破碎机，广泛用于各种硬脆的非金属矿石、熔渣、炉渣、建筑石料、大理石等抗压强度不超过320兆帕的大块物料的中等粒度破碎。破碎比可达4-6，且产品粒度均匀。可广泛应用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化学工业等众多行业。
颚式破碎机以电动机为动力，通过电动机皮带轮，由三角皮带和槽轮驱动偏心轴，使动颚按预定轨迹作往复运动。物料在固定颚
板，活动颚板和边护板组成的破碎腔内破碎后通过下部的排料口排出。 1、机架部件 颚式破碎机的机架，在工作中受到很大的冲击载荷，因此，它应具有足够的强度和刚度。机架为焊接件（小型颚破为铸钢件）。机架的前墙装有用高强度螺栓紧固的固定颚板；机架的左、右内侧壁装有用高强度螺栓紧固的边护板。 2、动颚部件 （1）结构特征： 动颚为整体优质铸钢结构，其内孔以及凹槽等部位经过精确加工与检测，确保工作时安全、可靠。 偏心轴为优质高强度锻钢，经多次精密的机械加工、热处理和探伤检查制成，因此具有足够的强度和刚度。
轴承采用4套调心滚子轴承，具有良好的承载和自动调心的性能。 活动颚板和固定颚板均为优质高锰钢铸件，为延长其使用寿命，其形状设计成上、下对称，即当一端磨损后可调头使用。飞轮、槽轮为优质铸铁件，其重量和结构足够保证破碎机能平衡地工作。飞槽轮在偏心轴上的两端位置可以相互调换，并通过胀紧套或键连接。 （2）动颚部件装配过程： a.偏心轴组件安装。取偏心轴、轴承二只并用煤油清洗干净，然后将二只挡油盘装于偏心轴两端。二只轴承置于80-100℃油中加热15分钟左右，测量轴承的内圈孔大于偏心轴轴颈0.15mm 时，取出并热套于偏心轴的两端，施压顶住轴承使之与轴肩靠紧，直到轴承完全冷却为止，其间隙不得大于0.05mm。套合后整理清洗干净，在轴承中注入50%-70%润滑脂。（见图2）
机械原理课程设计
《机械原理》课程设计任务书 搅拌机机构设计与分析 1.机构简介 搅拌机常应用于化学工业和食品工业中对拌料进行搅拌工作如附图1（a）所示，电动机经过齿轮减速，通过联轴节（电动机与联轴节图中未画）带动曲柄2顺时针旋转，驱使曲柄摇杆机构1-2-3-4运动，同时通过蜗轮蜗杆带动容器绕垂直轴缓慢旋转。当连杆3运动时，固联在其上的拌勺E即沿图中虚线所示轨迹运动而将容器中的拌料均匀拨动。 工作时，假定拌料对拌勺的压力与深度成正比，即产生的阻力按直线变化，如附图1（b）所示。 附图1 搅拌机构（a）阻力线图（b）机构简图 2.设计数据 设计数据如附表1-1所示。 附表1-1 设计数据
3. 设计内容 连杆机构的运动分析 已知：各构件尺寸及重心位置，中心距x,y,曲柄2每分钟转速n 2。 要求：做构件两个位置（见附表1-2）的运动简图、速度多边形和加速度多边形，拌勺E 的运动轨迹。以上内容画在2号图纸上。 附表1-2 机构位置分配图 曲柄位置图的做法，如图1-2所示：取摇杆在左极限位置时所对应的曲柄作为起始位置1，按转向将曲柄圆周作十二等分，得12个位置。并找出连杆上拌勺E 的各对应点E 1,E 2…E 12,绘出正点轨迹。按拌勺的运动轨迹的最低点向下量40mm 定出容器地面位置，再根据容器高度定出容积顶面位置。并求出拌勺E 离开及进入容积所对应两个曲柄位置8’和11’。附图1-2 曲柄位置 目 录 1课程设计的任务与要求
1.1机械原理课程设计任务书 1.2机械原理课程设计的参考数据 1.3机械原理课程设计的目的与要求 1.3.1、机械原理课程设计的目的 1.3.2、牛头刨床的工作原理与机构组成（设计三个方案并选出其中最合适的方案并说明理由。每一小组成员最终设计方案允许一致，但每个人的尺寸参数需不一致） 2课程设计的机构 2.1原动件设计 2.1.1电机选型 2.1.2减速器设计（选择好传动比，画出轮系即可） 2.2运动循环图 2.3导杆机构的运动分析 2.4导杆机构的动态静力分析 2.5齿轮机构设计 2.6凸轮机构设计 2.7飞轮设计 3设计小结 4参考文献 心得体会 机械原理课程设计是培养学生综合运用所学知识。发现,提出,分析和解决实际问题,锻炼实践能力的重要环节,是对学生实际工作能力的具体训练和考察过
机械原理课程设计—颚式破碎机设计说明书DOC
目录 一设计题目 (1) 二已知条件及设计要求 (1) 2.1已知条件 (1) 2.2设计要求 (2) 三. 机构的结构分析 (2) 3.1六杆铰链式破碎机 (2) 3.2四杆铰链式破碎机 (2) 四. 机构的运动分析 (2) 4.1六杆铰链式颚式破碎机的运动分析 (2) 4.2四杆铰链式颚式破碎机的运动分析 (6) 五.机构的动态静力分析 (7) 5.1六杆铰链式颚式破碎机的静力分析 (7) 5.2四杆铰链式颚式破碎机的静力分析 (12) 六. 工艺阻力函数及飞轮的转动惯量函数 (17) 6.1工艺阻力函数程序 (17) 6.2飞轮的转动惯量函数程序 (17) 七 .对两种机构的综合评价 (21) 八 . 主要的收获和建议 (22) 九 . 参考文献 (22)
一.设计题目：铰链式颚式破碎机方案分析 二.已知条件及设计要求 2.1已知条件 图1.1 六杆铰链式破碎机图1.2 工艺阻力 图1.3四杆铰链式破碎机 图(a)所示为六杆铰链式破碎机方案简图。主轴1的转速为n1 = 170r/min，各部尺寸为：lO1A = 0.1m, lAB = 1.250m, lO3B = 1m, lBC = 1.15m, lO5C = 1.96m, l1=1m, l2=0.94m, h1=0.85m, h2=1m。各构件质量和转动惯量分别为：m2 = 500kg, Js2 = 25.5kg?m2, m3 = 200kg, Js3 = 9kg?m2, m4 = 200kg, Js4 = 9kg?m2, m5=900kg, Js5=50kg?m2, 构件1的质心位于O1上，其他构件的质心均在各杆的中心处。D为矿石破碎阻力作用点，设LO5D = 0.6m，破碎阻力Q在颚板5的右极限位置到左极限位置间变化，如图(b)所示，Q力垂直于颚板。 图(c)是四杆铰链式颚式破碎机方案简图。主轴1 的转速n1=170r/min。lO1A = 0.04m, lAB = 1.11m, l1=0.95m, h1=2m, lO3B=1.96m，破碎阻力Q的变化规律与六杆铰链式破碎机相同，Q力垂直于颚板O3B，Q力作用点为D，且lO3D = 0.6m。各杆的质量、转动惯量为m2 = 200kg, Js2=9kg?m2，m3 = 900kg, Js3=50kg ?m2。曲柄1的质心在O1 点处，2、3构件的质心在各构件的中心。