井岡山大學機械原理課程設計鉸鏈式顎式破碎機PAGE機械原理課程設計說明書———鉸鏈式顎式破碎機學院：井岡山大學機電工程學院班級：機械設計制造及其自動化11級本(1)班學生姓名：學號：指導教師：2013年6月6日--10--目錄一、機構簡介與設計數據··················································2二、已知條件及設計要求··················································3三、機構的結構分析························································4四、連桿機構的運動分析··················································4五、連桿機構的動態靜力分析·············································7六、飛輪設計································································9七、主要收獲······························································10八、參考文獻······························································11九、教師評語······························································11顎式破碎機一、機構簡介與設計數據（1）機構簡介顎式破碎機是一種用來破碎礦石的機械，如圖1.1所示。機器經皮帶（圖中未畫）使曲柄2順時針回轉，然后通過構件3，4，5使動顎板6向左擺向固定于機架1上的定額板7時，礦石即被軋碎；當動顎板6向右擺定顎板時，被軋碎的礦石即下落。由于機器在工作過程中載荷變化很大，將影響曲柄和電動機的勻速運轉。為了減小主軸速度的波動和電動機的容量，在O2軸的兩端各裝一個大小和重量完全相同的飛輪，其中一個兼作皮帶輪用。圖1.1鉸鏈式顎式破碎機結構簡圖圖1.2工藝阻力（2）設計數據設計內容連桿機構的遠動分析符號n2Lo2AL1L2h1h2lABlO4BLBCLo6c單位r/minmm數據170100100094085010001250100011501960連桿機構遠動的動態靜力分析飛輪轉動慣量的確定IO6DG3JS3G4JS4G5JS5G6JS6mmNKgm2NKgm2NKgm2NKgm2600500025.520009200099000500.15二、已知條件及設計要求1．已知：各構件尺寸及質心位置（構件2的質心在O2處，其余構件的質心均位于構件的中心），曲柄轉速n2。要求：作機構運動簡圖，機構1~2個位置的速度和加速度多邊形。以上內容與后面的動態靜力分析一起畫在1號圖紙上。2．已知各構件重量G及其對質心軸的轉動慣量Js；工作阻力Fr曲線如圖1.2所示，Fr的作用點為D，方向垂直于O6C；運動分析中所得的結果。要求：確定機構一個位置的各運動副反作用力及需加在曲柄上的平衡力矩。以上內容和運動分析畫在1號圖紙上。3．已知：機器運轉的速度不均勻系數δ，軸O2的轉數n2，由動態靜力分析所得的平衡力矩Mb：驅動力矩Md為常數。要求：用簡易方法確定安裝在軸O2上的飛輪轉動慣量JF。三、機構的結構分析1．機構中活動構件為2、3、4、5、6，即活動構件數n=5。A、B、C、O2、O4、O6處運動副為低副（7個轉動副，其中B處為復合鉸鏈），共7個，即Pl=7。則機構的自由度為：F=3n-2Pl=3×5-2×7=1。2．拆分基本桿組：（1）標出原動件2，其轉角為φ1,，轉速為n2，如圖3.1(a)所示；（2）拆出Ⅱ級桿組3—4，如圖3.1(b)所示；（3）拆出Ⅱ級桿組5—1，如圖3.1(c)所示。由此可知，該機構是由機架1、原動件2和2個Ⅱ級桿組組成，故該機構是Ⅱ級機構.(a)(b)(c)圖3.1鉸鏈式顎式破碎機機構結構分析四、連桿機構的運動分析特殊位置：曲柄在1位置時，構件2水平時，以A為圓心，以1250mm為半徑畫圓，以O4為圓心，以1000mm為半徑畫圓，交于B點。以B為圓心1150mm為半徑畫圓，再以O6為圓心，以1960mm為半徑畫圓，在圓O6和圓B的交點為C。據此一位置各構件位置確定。1.連桿機構速度分析位置1ω2=n/30=3.14×170/30=17.8rad/sVB=VA+VBAXAO2·ω2X⊥O4B⊥AO2⊥ABVA=AO2·ω2=0.1×17.8=1.78m/s根據速度多邊形,按比例尺μ=0.05(m/S)/mm,在圖2中量取VB和VBA的長度數值:則VB=36.22×μ=1.81m/sVBA=8.99×μ=0.45m/sVC=VB+VCBX√X⊥O6C√⊥BC根據速度多邊形,按比例尺μ=0.05(m/S)/mm,在圖3中量取VC和VCB的長度數值:VC=13.35×μ=0.67m/sVCB=34.26×μ=1.71m/s2．加速度分析：ω2=17.8rad/saB=anB04+atB04=aA4+anBA+atAB√X√√X//BO4⊥BO4//AO2//BA⊥ABaA=AO2×ω22=31.7m/s2anBA=VBA×VBA/BA=0.33m/s2anB04=VB×VB/BO4=2.56m/s2根據加速度多邊形圖按比例尺μ=0.1(m/s2)/mm量取atB04atAB和aB值的大小：atB04=be×μ=2.32m/s2atAB=ba′×μ=27.98m/s2aB′=pb×μ=28.00m/s2aC′=an06C′+at06C′=aB′+atCB′+anCB√X√X√//O6C⊥O6C√⊥CB//CB根據加速度多邊形圖按比例尺μ=0.1(m/s2)/mm量取aC′、at06C和atCB數值：aC=pe×μ=6.47m/s2at06C=pc×μ=6.46m/s2atCB=bc×μ=1.43m/s2五、連桿機構的動態靜力分析位置1時，對各受力桿件列力平衡方程和力矩平衡方程桿6Fry+F56X-F16x=m6a6xF16y-Fry-F56y+G6=m6a6y對O6取矩F56xl6x+1/2G6l6x+F56yl6y+1/2Frxl6y=Jε66的方程Fi6=1/2aO6C*m6=2968.7NMi6=atO6C/LO6C*Js6=165.26N.MFr16x+Fr*cos(4.96)+Fr56x-Fi6*cos(2.95)=0Fr16y-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桿5F45x-F65x=m5a5xF65y-F45y+G5=m5a5y對B點取矩F65xl5y+1/2G5l5x-F65yl5x=Jε55的方程Fi5=as5*m5=660.9NMi5=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桿4F14x-F43x=m4a4xF14y-F43y+G4=m4a4y對B取矩F14xl4x-1/2G4l4x-F14yl4y=Jε44的方程Fi4=as4*m4=424.9NMi4=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桿3-F23x-F43x=m3a3xF23y-F43y+G3=m3a3y對B取矩F23xl3x+1/2G3l3x-F23yl3y=Jε33的方程Fi3=as3*m3=709.26NMi3=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)=02的方程Fr12x-Fr23x=0Fr12y-Fr23y-G2=0所以通過列矩陣求解Fr12y=21230.3NFr12x=1578.42NFr32x=-4684NFr32y=17812NFr43x=6451NFr43y=12970NFr14x=-26061NFr14y=-5790NFr45x=-32915NFr45y=5332NFr56x=-33575NFr56y=3332NFr16x=-5335NFr16y=20434N曲柄平衡力矩：L=0.1mMb=5058.29×0.069=349.02N·m六、飛輪設計C點的角速度與角加速度和曲柄的轉動角度的關系數據表:0-15-30-45-60-75-90-105-120-135534.31038.11434.51547.81271.0644.2-144.6-883.8-1407.8-1626。3.-150-165-180-195-210-225-240-255-270-285-1559.2-1292.9-931.2-565.2-261.0-57.632.224.0-39.8-205.3-300-315-330-345-360250260270280290-338.7-361.5-227.680.8534.3-956.9-461.527.3-475.3933.6300310320330340350360-1310.6-1561.6-1658.2-1596.8-1393.7-1081.5-706.6根據盈虧功的原理，求得各盈虧功值，并作能量指示圖。以曲柄的平均驅動力矩為分界線，求出各區段的盈虧功值如下：ΔW1=1867.25NmW2=-2010.03NmΔW3=104.90NmΔW4=--180.90NmΔW5=218.86Nm所以，曲柄的最大盈虧功：ΔWmax=2086.15Nm所以飛輪的轉動慣量：JF≥900ΔWmax/(π2n2[δ])=900*2086.15/(3.142*1702*0.15)=43.88Kg*m2七、主要的收獲經過本次設計，本組成員掌握了機械設計的基本方法和步驟。通過對顎式破碎機運動、速度及工作簡圖的設計讓我們進一步掌握了《機械原理》，加深了對各知識點的理解和運用。這次設計我們本著認真、準確的原則，使我們增強了自信心，