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

简摆式颚式破碎机

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。

设计数据

设计内容连杆机构的远动分析

符号n2 Lo2A L1 L2 h1 h2 lAB lO4B LBC Lo6c

单位r/min mm

数据300 30 80 100 80 100 100 90 100 200

杆长计算

根据题目要求出料口的调整范围和颚板的长度，可以大概计算出颚板的摆动范围：

sinN=10~30/200

N=6~8°

为了方便设计先假设3，4，5杆的尺寸都为100mm。

四连杆机构的运动分析：

1）曲柄在1位置时，构件2和 3成一直线（构件4在最低位置）时，确定颚板6的位置，L=AB-AO2=90mm以O2为圆心，以30mm为半径画圆，以O4为圆心，以100mm为半径画圆，以C为圆心，以100mm为半径画圆，通过两圆交点和飞轮中心竖直线处找到距离等于100mm 的点，从而确定杆2的长度和B点的位置。

（2）曲柄在2位置时，在1位置基础上顺时针转动270°。以O2为圆心，以10mm为半径画圆，则找到A点。再分别以C和O4为圆心，以100mm和100mm为半径画圆，两圆的上方的交点则为B点。再以B和O2水平线找距离等于100mm的交点，从而确定杆2的长度和B 点的位置。

杆长计算

O2A=CB*sinN+AB-80=30~ 35

连杆机构速度分析

（1）位置2

ω2=n/30=3.14X300/30=31.4rad/s

VB4 = VA4 + VB4A4

X AO2·ω2 X

⊥O4B ⊥AO2 ⊥AB

VA4= AO2·ω2=0.01X31.4=0.314m/s根据速度多边形, 则VB4=3.88Xμ=0.0388m/s

VB4A4=178.97Xμ=1.79m/s

VC4 = VB4 + VC4B4

X √ X

⊥O6C √⊥BC

根据速度多边形:

VC4=1.44×μ=0.0144m/s

VC4B4=3.63×μ=0.0363m/s

ω2=17.8rad/s

a B4=anB404 + atB404 = aA4+ anB4A4 + atA4B4

√ X √√ X

//B4O4 ⊥B4O4 //A4O2 //B4A4 ⊥A4B4′ aA4= A4O2×ω22 =31.7m/s2

anB4A4= VB4A4 VB4A4/ B2A2 =0.3m/s2

anB404 = VB4 VB4 /BO4=2.56 m/s2

根据加速度多边形图4按比例尺μ=0.05(m/s2)/mm量取

t

B204 a t

A2B2和a B3值的大小：

a t B404 =be×μ=0.032 m/s2

a t A4B4 =ba′×μ=0.0055m/s2

a B4′=pb×μ=0.032 m/s2

a C4′= a n06C4′+ a t06C4′= a B4′+ a t C4B4′+a n C4B4

√ X √ X √

//O6C ⊥O6C √⊥CB //CB

根据加速度多边形按图3按比例尺μ=0.05(m/s2)/mm量取a C4′、a t06C4和a t C4B4数值：a C4′=pe×μ =0.004m/s2

a t06C4=pc×μ =0.0346m/s2

a t C4B4=bc×μ =0.031m/s2

静力分析：三位置

（1）杆件5、6为一动构件组（满足二杆三低副）参看大图静力分析：

(1)对杆6

F I6=m6a s6=9000×0.5×4.8/9.8=2204N

M I6=J S6α6=J S6a t o6c/L6

=50×4.8/1.96=122N.m

H p6=M I6/F I6=122/2204=0.06m

在曲柄中量出2角度为2400

则Q/85000=60/240 得Q=21250N ∑M C =0 -R t

76×L 6+ F I6×0.92-G 6×0.094-Q ·DC=0 R t

76=(-2204×0.92+9000×0.094+21250×1.36) /1.96 =14142N (2) 对杆5

F I5=m 5a s5=2000×20.5×0.5/9.8=2019N M I5=J S5α5=9×18.95/1.15=148N ·m H p5=M I5/F I5=148/2019=0.07m ∑M C =0 R t

345×L 5－G 5×0.6+F I5×0.497=0 R t

345=(2000×0.6－2019×0.497)/1.15 =170.92N （3）对杆4

F I4=m 4a s4=2000×1/2×19.2/9.8=1959N M I4=J S4α4=9×19.05/1=171N ·m H p4=M I4/F I4=171/1959=0.09m ∑M B =0 R t

74×L 4－G 5×0.49+F I4×0.406=0 R t

74=(2000×0.49－1959×0.406)/1=184.6N （4）对杆3

F I3=m 3a s3=5000×43.6×0.05/9.8=1112N M I3=J S3α3=25.5×29.1/1.25=593N ·m H p3=M I3/F I3=593/1112=0.5m

∑M B =0 －R t

23×L 3－G 3×0.064-F I3×0.77=0 R t

23=(-1112×0.77－5000×0.064)/1.25=－940.99N 三位置各构件支反力由静力分析封闭多边形量取，

μ1=100N/mm ，μ2=0.02m/mm 求各图支反力值(参看大图） R 76=R 76×μ1=17416.43N R 56=R 56×μ1=34069.19N R B345=R B345×μ1=32871.58N R 23=R 23×μ1=5058.29N

曲柄平衡力矩

L=0.1m M 平=5058.29×0.069=349.02N ·m 六 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0

n ，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

2

o 上的飞轮转动惯量

OF

J ，以上内容作在2号图纸上。

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

(/)

m N m mm μ和角度比例尺(1/)mm μΦ绘制一个运动循环的动态等功阴力矩*

()C c M M =Φ线图，对

*

()c M Φ用图解积分法求出一个运动循环中的阴力功*C

A 线图。

2）绘制驱动力矩

a

M 作的驱动功

()

a a A A =Φ线图，因

a

M 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

*()

c c A A =Φ线图的始末点以直线相联，即为

()

a a A A =Φ线图。

3）求最大动态剩余功['A ]，将

()

a a A A =Φ与

**()

c c A A =Φ两线图相减，既得一个运动循环

中的动态剩余功线图''()A A =Φ。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['A ]： 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=611.8 N ·m,图中 μM Φ=0.026L/mm μMm=50N/mm μA=μm ×μM Φ×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

1 郑文伟主编机械原理第七版北京高等教育出版社 1997

2 申永胜主编机械原理教程北京清华大学出版社 2000

3 马永林主编机械原理北京北京理工大学出版社 1992

4 张春林主编机械创新设计北京机械工业出版社 2001