机械原理课程设计-铰链式颚式破碎机讲义.doc

井冈山大学 机械原理课程设计 铰链式颚式破碎机机械原理课程设计说明书———铰链式颚式破碎机学院：井冈山大学机电工程学院班级：机械设计制造及其自动化11级本(1)班学生姓名：学号：指导教师：2013年6月6日目录一、机构简介与设计数据··················································2二、已知条件及设计要求··················································3三、机构的结构分析························································4四、连杆机构的运动分析··················································4五、连杆机构的动态静力分析·············································7六、飞轮设计································································9七、主要收获······························································10八、参考文献······························································11九、教师评语······························································11颚式破碎机一、机构简介与设计数据（1）机构简介 颚式破碎机是一种用来破碎矿石的机械，如图1.1所示。

机器经皮带（图中未画）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向右摆定颚板时，被轧碎的矿石即下落 由于机器在工作过程中载荷变化很大，将影响曲柄和电动机的匀速运转为了减小主轴速度的波动和电动机的容量，在O2轴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图1.1 铰链式颚式破碎机结构简图 图1.2 工艺阻力（2）设计数据设计内容连杆机构的远动分析 符号n2Lo2AL1L2h1h2lABlO4BLBCLo6c单位r/minmm数据170100100094085010001250100011501960连杆机构远动的动态静力分析 飞轮转动惯量的确定 IO6DG3JS3G4JS4G5JS5G6JS6mmNKg m2NKg m2NKg m2NKg m2600500025.520009200099000500.15二、已知条件及设计要求1．已知：各构件尺寸及质心位置（构件2的质心在O2处，其余构件的质心均位于构件的中心），曲柄转速n2要求：作机构运动简图，机构1~2个位置的速度和加速度多边形。

以上内容与后面的动态静力分析一起画在1号图纸上2．已知各构件重量G及其对质心轴的转动惯量Js；工作阻力Fr曲线如图1.2所示，Fr的作用点为D，方向垂直于O6C；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反作用力及需加在曲柄上的平衡力矩以上内容和运动分析画在1号图纸上3．已知：机器运转的速度不均匀系数δ，轴O2的转数n2，由动态静力分析所得的平衡力矩Mb：驱动力矩Md为常数要求：用简易方法确定安装在轴O2上的飞轮转动惯量JF三、机构的结构分析1．机构中活动构件为2、3、4、5、6，即活动构件数n=5A、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=3n-2Pl=3×5-2×7=12．拆分基本杆组： （1）标出原动件2，其转角为φ1,，转速为n2，如图3.1(a)所示； （2）拆出Ⅱ级杆组3—4，如图3.1(b)所示； （3）拆出Ⅱ级杆组5—1，如图3.1(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. (a) (b) (c)图3.1铰链式颚式破碎机机构结构分析四、连杆机构的运动分析特殊位置：曲柄在1位置时，构件2水平时， 以A为圆心，以1250mm为半径画圆，以O4为圆心，以1000mm为半径画圆，交于B点。

以B为圆心1150mm为半径画圆， 再以O6 为圆心，以1960mm为半径画圆，在圆O6和圆B的交点为C据此一位置各构件位置确定1.连杆机构速度分析位置1ω2=pn/30=3.14×170/30=17.8rad/sVB = VA + VBAX AO2·ω2 X⊥O4B ⊥AO2 ⊥ABVA= AO2·ω2=0.1×17.8=1.78m/s根据速度多边形,按比例尺μ=0.05(m/S)/mm,在图2中量取VB和VBA的长度数值:则VB=36.22×μ=1.81m/sVBA=8.99×μ=0.45m/sVC = VB + VCBX √ X⊥O6C √ ⊥BC 根据速度多边形, 按比例尺μ=0.05(m/S)/mm,在图3中量取VC 和VCB的长度数值:VC=13.35×μ=0.67m/sVCB=34.26×μ=1.71m/s2．加速度分析： ω2=17.8rad/s a B= anB04 + atB04 = aA4 + anBA + atAB √ X √ √ X //BO4 ⊥BO4 //AO2 //BA ⊥AB aA=AO2×ω22 =31.7m/s2anBA=VBA×VBA/ BA =0.33m/s2anB04 =VB×VB /BO4 =2.56m/s2 根据加速度多边形图按比例尺μ=0.1(m/s2)/mm量取atB04 atAB和a B 值的大小： atB04 =be×μ=2.32 m/s2 atAB =ba′×μ =27.98m/s2a B′=pb×μ =28.00 m/s2aC′= an06C′ + at06C ′= aB′ + at CB′+ an CB √ X √ X √//O6C ⊥O6C √ ⊥CB //CB根据加速度多边形图按比例尺μ=0.1(m/s2)/mm量取aC′、at06C和at CB数值：aC =pe×μ =6.47m/s2at06C=pc×μ =6.46m/s2at CB=bc×μ =1.43m/s2 五、连杆机构的动态静力分析位置1时，对各受力杆件列力平衡方程和力矩平衡方程杆6 Fry+F56X-F16x=m6a6x F16y-Fry-F56y+G6=m6a6y 对O6取矩 F56xl6x+1/2G6l6x+F56yl6y+1/2Frxl6y=Jε66的方程Fi6=1/2aO6C*m6=2968.7N Mi6=atO6C/LO6C*Js6=165.26N.M Fr16x+Fr*cos(4.96)+Fr56x-Fi6*cos(2.95)=0 Fr16y-Frsin(4.96)+Fi6*sin(2.95)+Fr56y-G6=0Fr*LCD+1/2LO6C*G6*sin(4.96)+Fr56x*LO6C*cos(4.96)-Mi6-Fr56y*LO6C*sin(4.96)=0杆5 F45x-F65x=m5a5x F65y-F45y+G5=m5a5y对B点取矩 F65xl5y+1/2G5l5x-F65yl5x=Jε55的方程Fi5=as5*m5=660.9N Mi5=atCB/LCB*Js5=50.6NMFr45x-Fr56x-Fi5*cos(1.1)=0Fr45y-Fr56y+Fi5sin(1.1)-G5=01/2Fi5*LBC*sin( -7.26)-Mi5-Fr56y*LBC*cos(7.260)-Fr56x*LBC*sin(7.26)-1/2G5*LBC*cos(7.29)=0 杆4 F14x-F43x=m4a4x F14y-F43y+G4=m4a4y对B取矩 F14xl4x-1/2G4l4x-F14yl4y=Jε44的方程Fi4=as4*m4=424.9N Mi4=atO4B/LO4B*Js4=20.87N.MFr14x-Fr45x-Fr43x-Fi4*cos(20.9)=0Fr14y-Fr45y-Fr43y+Fi4*sin(20.9)-G4=01/2Fi4*LO4B*sin(35.26)+(Fr45x+Fr43x)*LO4B*sin(14.36)+Mi4-(Fr45y+Fr43y+1/2G4)*LO4B*cos(14.36)=0 杆3 -F23x-F43x=m3a3x F23y-F43y+G3=m3a3y对B取矩 F23xl3x+1/2G3l3x-F23yl3y=Jε33的方程Fi3=as3*m3=709.26N Mi3=atAB/LAB*Js3=570.87NMFr23x+Fr43x-Fi3*cos(5.11)=0Fr23y+Fr43y-G3+Fi3*sin(5.11)=01/2Fi3LAB*cos()+1/2G3*LAB*sin(3.27)-Mi3-Fr43y*LAB*sin(3.27)-Fr43x*LAB*cos(3.27)=0 2的方程Fr12x-Fr23x=0Fr12y-Fr23y-G2=0 所以通过列矩阵求解Fr12y =21230.3N Fr12x= 1578.42 NFr32x=-4684N Fr32y =17812NFr43x=6451N Fr43y =12970N Fr14x =-26061N Fr14y=-5790N Fr45x = -32915N Fr45y = 5332N Fr56x =-33575N Fr56y=3332 N Fr16x =-5335N Fr16y =2043。