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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械原理课程设计-铰链式颚式破碎机.精品文档.目录一、 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
2、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，故选择方案三。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
3、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组成阿苏尔杆组，构件5和构件6组成阿苏尔杆
4、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 设计数据设计内容连杆机构的运动分析符号n2LO2Al1l2h1h2lABLO4BlBClO6C单位r/minm
5、m数据170100100094085010001250100011501960连杆机构的动态静力分析飞轮转动惯量的确定LO6DG3JS3G4JS4G5JS5G6JS6mmNkgm2 Nkgm2Nkgm2Nkgm2600500025.520009200099000500.15五、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19
6、60mm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115
7、0mm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）：2=pn/30=3.14X170/30=17.8rad/s VB = VA + VBAX AO22 XO4B AO2 ABVA= AO22=0.1X17.8=1.78m/s根据速度多边形, 按比例尺=0.025(m/S)/mm,在图1中量取VB和VBA的长度数值:则VBA=23.87X=0.597m/s VB=60.4X=1.511m/sVC = VB + VCBX XO6C O4B BC 根据速度多边形, 按比例尺=0.025(m/S)/mm,在图2中量取VC 和VCB的长度数值:VC=16.41X=0.410
8、m/sVCB=57.92X=1.448m/s七、机构运动加速度分析如图(二)2=17.8rad/s a B=anB04 + atB04 = aA+ anBA + atAB X X /BO4 BO4 /AO2 /BA AB aA= AO2 22 =31.7m/s2anBA= VBA X VBA/ BA =0.3m/s2anB04 = VB X VB /BO4=2.56 m/s2 根据加速度多边形图3按比例尺=0.5(m/s2)/mm量取atB04 atAB和a B 值的大小： atB04 =40.57=20.3 m/s2 atAB =67.4 =33.9m/s2a B=40.82 =20.41
9、m/s2O6C=VC/O6C=0.43/1.96=0.22rad/sanC=2O6CO6C=0.2221.96=0.1 m/s2BC= VCB/BC=1.45/1.15=1.3rad/sanCB=2BCBC=1.31.15=1.83 m/s2aC= anO6c+ atO6C= aB+ at CB+an CB X X /O6C O6C CB /CB根据加速度多边形按图4按比例尺=0.5(m/s2)/mm量取aC、atO6C和at CB数值：aC=12.11 =6.055m/s2atCB=38.14=19.07m/s2a CB=38.31 =19.155m/s2八、静力分析对杆6FI6=m6ac=
10、90006.055/9.8=5561N MI6=JS66=JS6atO6c/L6=506.055/1.96=154N.mHp6=MI6/FI6=154/5561=0.03m在曲柄中量出2角度为2400则Q/85000=60/240得Q=21250NMC=0-Rt76L6+ FI60.92-G60.094-QDC=0Rt76=(-55610.92+90000.094+212501.36)/1.96 =12566N对杆5FI5=m5aBC=200019.155/9.8=3909NMI5=JS5BC=919.155/1.15=150NmHp5=MI5/FI5=150/1909=0.038mMC=0
11、Rt345L5+G50.6-FI50.497=0Rt345=(-20000.6+39090.497)/1.15=645.9N对杆4FI4=m4aB=200020.41/9.8=4165NMI4=JS44=920.41/1=183.7NmHp4=MI4/FI4=183.7/4165=0.044mMB=0Rt74L4+G50.49-FI40.406=0Rt74=(-20000.5+41650.406)/1=691N对杆3FI3=m3aA=500033.9/9.8=17296NMI3=JS33=25.533.9/1.25=692NmHp3=MI3/FI3 =692/17296=0.04mMB=0 R
12、t23L3G30.064-FI30.77=0Rt23=(-172960.7750000.064)/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
13、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：My12358912Nm140164440001694-214-744-1265通过图解法积分法，求得，Ma=611.8 Nm,图中M=0.026L/mm Mm=50N/mmA=mMH=50Nm/mm所以A=AA1测=5285=4420NmJe=Js3(3/2)2+m3(vs3/1)2+Js4(4/2)2+m4(vs4/2)2+Js5(5/2)2+m5(vs5/2)2+Js6(6/2)2+m6(vs6/2)2=0.019+4.05+
14、0.064+0.353+0.045+0442+0.0072+0.13=5.56Kgm2JF =900max/2n2- Je=9004420/3.14217020.15-5.56=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。