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。

设计数据

设计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围和颚板的长度，可以大概计算出颚板的摆动围：

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/s 2

a t A4B4 =ba ′×μ =0.0055m/s

2

a 2

a C4′= a n a t 06C4和a t

C4B4数值：

a C4′=pe a t 06C4a t C4B4

（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 t76×L6+ F I6×0.92-G6×0.094-Q·DC=0

R t76=(-2204×0.92+9000×0.094+21250×1.36) /1.96

=14142N

(2) 对杆5

F I5=m5a 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 t345×L5－G5×0.6+F I5×0.497=0

R t345=(2000×0.6－2019×0.497)/1.15

=170.92N

（3）对杆4

F I4=m4a 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 t74×L4－G5×0.49+F I4×0.406=0

R t74=(2000×0.49－1959×0.406)/1=184.6N

（4）对杆3

F I3=m3a 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 t23×L3－G3×0.064-F I3×0.77=0

R t23=(-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）

R76=R76×μ1=17416.43N

R56=R56×μ1=34069.19N

R B345=R B345×μ1=32871.58N

R23=R23×μ1=5058.29N

曲柄平衡力矩