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1、目录一、设计题目介绍.3二、设计数据与要求.3三、设计提示.4四、设计任务.4.设计任务1.4.设计任务2.6.设计任务3.9.设计任务4.10.设计任务5.11.设计任务6.12五、设计感悟.15六、参考文献.16一、设计题目 颚式破碎机的机构综合与传动系统设计颚式破碎机是一种利用颚板往复摆动压碎石料的设备。工作时，大块石料从上面的进料口进入，而被破碎的小粒石料从下面的出料口排出。图68为一复摆式颚式破碎机的结构示意图。图中连杆2具有扩大衬套c，套在偏心轮1上，1与带轮轴A固联，并绕其轴线转动。摇杆3在C、D两处分别与连杆2和机架相联。连杆2（颚臂）上装有承压齿板a，石料填放在空间b中，压碎
2、的粒度用楔块机构4调整。弹簧5用以缓冲机构中的动应力。图68 复摆式颚式破碎机二、 设计数据与要求颚式破碎机设计数据如表61所示。表61 颚式破碎机设计数据分组号进料口尺寸（mm）颚板有效工作长度（mm）最大进料粒度（mm）出料口调整范围（mm）最大挤压压强（Mpa）曲柄转速（rpm）11202002001001030200300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
3、寿命为5年，每年300工作日，每日16小时。三、 设计提示1 动颚板长度取为其工作长度的1.2倍，为了不使石料被挤推出破碎室，两颚板间夹角。2 将动颚板摆角范围取为。3 在进行曲柄轴的动平衡时，应将曲柄上的飞轮分成大小和重量相同的两个轮子，其中一个兼作带轮用。四、 设计任务1 针对图68和图69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；解: 复摆式颚式破碎机的执行机构可以简化为铰链四杆机构，机构运动简图如下（1）；图（1）复摆式颚式破碎机机构运动简图因为动颚板长度为其工作长度的1.2倍，故动颚板的长度为200mm1
4、.2=240mm。又为了不使石料被挤推出破碎室，两颚板间夹角。取=。将动颚板摆角范围取为。设曲柄，连杆，摇杆，机架。所以: =240mm。又动颚摆动行程s是破碎机最重要的结构参数。在理论上，动颚摆动行程应按物料达到破坏时所需之压缩量来确定。然而由于破碎板的变形，及其与机架间存在的间隙等因素的影响，实际选取的动颚摆动行程远远大于理论上求出的数值。由于物料在破碎腔由上向下逐渐变小，所以只要动颚上部摆动行程能够满足破碎物料需要的压缩量就可以。根据实验，破碎腔的上部摆动行程，应大于。对于复摆式颚式破碎机的动颚摆动行程受到排矿口宽度的限制。因为动颚下部的行程增加大于排矿口最小宽度的0.30.4倍，将引起
5、物料在破碎腔下部的过压现象。容易造成排矿口的堵塞，使负荷急剧增大，所以动颚下部的动颚摆动行程不得大于排矿口宽度的0.30.4倍。实际上，动颚摆动行程是经验数据决定的。通常对于大型颚式破碎机：s=2545mm；中小型破碎机：s=1220mm。动颚的动行程确定好以后，偏心轴的偏心距r可以根据初步拟定的机构尺寸利用画机构图的方法来确定。通常，对于复摆式颚式破碎机：；对于简摆式颚式破碎机：。根据实验，破碎机上部摆动行程应大于。实际上对于中小型破碎机：s=1220mm，取 对于复摆式颚式破碎机：，取 即=14mm 如图2所示，分别过肘板两极限点B1,B2建立坐标系，在优化设计中，曲柄半径、肘板（摇杆）摆
6、角取作为定值给出，连杆长度、连杆倾角、传动角、悬挂高度,均为赋值变量，则摇杆长度、机架尺寸为待求。图2 机构尺寸设计图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,取k=1.2。连杆在两极限位置时的夹角为：摇杆长为： 假设开始时CD杆水平。支座O、C间的垂直、水平距离，分别为机架位置参数为 = =258mm分析组成机构的基本杆组对于复摆式颚式破碎机：计算机构的自由度 由公式知：又 所以：F=1 以曲柄为原动件。进行结构分析：从远离原动件的一端拆下机构连杆和摇杆这个级组，剩下
7、构件，自由度为1，故这个机构为级杆组。对于简摆式颚式破碎机：计算机构的自由度 由公式知：又 所以：F=1 以曲柄为原动件。进行结构分析：从远离原动件的一端拆下机构动颚和推力板与另一推力板和杆这两个级杆组，剩下构件，自由度为1，故这个机构也为级杆组。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；图（3）图1所示为颚式破碎机曲柄摇杆机构的运动简图。图1中的曲柄OA=14mm,连杆AB=240mm,摇杆，机架，曲柄OA的转角在范围变化，=300，分别为杆、 的转角；AC/OO1，如图1所示，为机架定位角度；设连杆是质量分布均匀的，令为颚式破碎机动颚的重心，为连杆AB的中心，所以a=12
8、0mm。以x轴为起始位置，曲柄逆时针方向旋转，于是有下列方程式： 过A点作直线AC，使AC平行于OO1，则当时：否则：以破碎机动颚重心点作为求解对象，可得出点的位移分量、的方程式如下：对点的位移进行求导，得出点的速度分量的方程式：其中，分别为曲柄、连杆的角速度。用MATBLE求解得：程序如下：syms q1 l5 w2q1=0:pi/180:2*pi;l5=(196+258*258-28*258*cos(q1-pi*53/180).(1/2);k=acos(l5.2+258*258-196)./(2*258*l5);q2=k+pi*53/180;plot(q2);grid;title(角位移曲
9、线);xlabel(转角q1/(度);ylabel(转角q2/(rad);w2=diff(q2);figureplot(w2);grid;title(角速度曲线);xlabel(q1/(度);ylabel(角速度w2/(rad/s);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；因为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，有F=PS知：如下图，当曲柄逆时针运动时，为压料过程，曲柄受到的驱动力矩比放料过程受到
10、的驱动力矩大，只需求解压料过程中曲柄受到的最大驱动力矩即可，令曲柄与竖直方向夹角为，动颚与竖直方向夹角为，动颚板上的作用力均匀分布，故在B点的作用力为F/2，垂直于BC杆，把F/2按垂直于AB方向和平行于AB杆的方向分解，得到垂直于AB杆的力，大小为，故只需求解的最大值即可，又在压料过程中角变大角变小，故在压料过程中逐渐变小。假设AB和BC 在一条直线上时成立，动颚与竖直方向夹角为20度，三边长分别为258mm,252mm,220mm,根据三角形判定定理知：任意两边之和大于第三边，任意两边之差小于第三边，此三角形成立，故假设成立。当=0度时成立，最大，即为F/2。 压强由0MPa到200MPa
11、线性增加，故令压强P=K （） 故K=20又动颚的有效工作面积S=200mm*200mm又连杆受到的力全部来自曲柄，故驱动力矩 （）图（6）4 确定电动机的功率与转速；复摆鄂式破碎机的需要的功率与很多因素有关，例如：规格（）、偏心轴转速、啮角、动鄂下端水平行程、偏心距、以及破碎机的物理机械性能、粒度特征、破碎齿板表面形状和齿形参数等，都会影响功率消耗。迄今，一些功率计算公式大多属于经验公式的范畴。我们用应用最广泛的维雅德公式： 式中：为鄂式破碎机主电机功率（安装功率）；为破碎机进料口长度；为最大给料粒度。 所以：参考颚式破碎机的产品参数表，电动机的功率为4KW，所以取选功率为4KW的电动机能够
12、满足计算要求。正常V带传动的传动比i=24。所以，电动机的转数：查机械原理课程设计选择Y系列封闭式三相异步电动机。（一般异步电动机）同步转速在6001200r/min之间的的转速有750r/min和1000r/min。在设计中优先选用的同步转速为1000r/min。由机械原理课程设计查得电动机的型号：Y132M16电机型号其主要参数如下：表3.1 电动机主要参数表功率转速额定转矩最大转矩4KW960r/min2.02.0电动机伸出轴直径（D）电动机伸出轴长度（L）48mm110mm5 对曲柄轴进行动平衡计算；由提示知：在进行曲柄轴的动平衡时，应将曲柄上的飞轮分成大小和重量相同的两个轮子，其中一
13、个兼作带轮用。又对转子进行动平衡计算时，只需要求转子在运转时各偏心质量产生的惯性力和惯性力偶矩同时得以平衡。考虑连杆在工作时所对曲柄产生的影响，故两个轮子的产生的惯性力和惯性力偶矩与偏心轮及连杆所产生的惯性力和惯性力偶矩大小相等，方向相反。如下图：在图（6）中知：连杆与曲柄相连，所以转动时连杆也会产生惯性力和惯性力偶矩进而影响曲柄轴的动平衡。把连杆受的力分解到曲柄上知，为，沿曲柄方向，为内变化，为动颚在范围内变化，当=1时，连杆对曲柄产生的影响最大为，即为；为，垂直曲柄的方向，此力只使曲柄旋转，而对曲柄轴无影响。由公式知：两端轮子 对于偏心轮 所以要使曲柄轴动平衡，在惯性力方面要满足：为了使两
14、端轮子的惯性力偶矩与偏心轮的惯性力偶矩大小相等，方向相反，故使两端两轮子与偏心轮对称分布，这样可以平衡惯性力偶矩，这样曲柄轴的动平衡才平衡。6 确定传动系统方案，设计传动系统中各零部件的结构尺寸；由电动机经皮带带动带轮转动，带轮轴带动偏心轮转动，偏心轮带动执行机构进行工作。V带的传动设计1、有以上已知条件可知：，转速，从动轴转速，每天的工作时间大概为16h/天2、求计算功率查表1得（V带的效率=0.95）表1 工作情况系数工作机原 动 机类类一天工作时间（h）载荷变动较大破碎机（旋转式、鄂式）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机1.31.41.51.51.61.73、选普通V带型号根据，查出此坐标
15、点位于A区，所以选用A型计算。4、求小、大带轮基准直径 考虑结构紧凑，由表2查得，取表2 V带带轮最小直径型号OABCDEF71（63）100（90）140（125）200315500800大轮计算直径查机械设计手册可得，取4、 验算带速 在范围内，所以合适。5、 初步选取中心距取，符合9、初算V带长度查机械设计手册可得，10、实际中心距 11、 小带轮包角，合适12、单根V带所能传递的功率根据和，查机械设计手册可查得并按比例计算求得A型带。考虑传动比的影响，单根V带传递功率的增加量。 传动比，查表3、4得，则表3弯曲影响系数 带型ABCDE表4 传动比系数 传动比1.001.031.081.
16、121.1413、 求V带根数，由查表5可得，查机械设计手册可得，则：表5 小带轮包角系数包角1801701601501401.000.980.950.920.89所以取六根。14、 单根V带的初拉力查表13-1得，故得单根V带的初拉力15、 作用在轴上的压力五、设计感悟一个多月的课程设计终于结束了，在这次的课程设计中，不仅检验了我所学习的知识，也培养了我独立地如何去规划一件事，如何去做一件事，又如何去完成一件事。 这次课程设计我设计的是颚式破碎机的机构综合与传动系统设计，在这之前我对破碎机只有一个概念上的认识，并不能很好地了解这种机械的本质，通过查阅资料与亲自动手设计复摆颚式破碎机中最常用的
17、破碎设备之一。完成了这次的课程设计，我在多方面都有所提高。我能够充分运用收集到的各种资料，同时也提高了计算能力，绘图能力，熟悉了范围和标准，各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了更大提高。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。“千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。 在此我要感谢我的课程设计指导老师杨老师及其他任课老师，他们给了我很大的空间去运用自己学到的知识，让我有更多独立的思考空间。这次复摆式颚式破碎机设计的每个要求和每个细节，都离不开指导老师，同时也要感谢对我帮助过的同学们。谢谢他们对我的帮助和支持，让我感受到了同学间的真挚无私的友谊。 当然，我是第一次设计复摆式颚式破碎机，加上自己的设计能力有限，不能思考周全，在设计过程中避免出现错漏，恳求老师多多指教，我十分乐意接受批评。六、参考文献1、机械原理（第二版）高等教育出版社 2、机械原理课程设计指导书高等教育出版社3、沈阳大学学报复摆型细碎颚式破碎机机构尺寸参数及其优化设计4、万方数据库5、机械设计基础（第二版）华中科技大学出版社6、机械设计手册编写组. 北京:机械工业出版社,2004 17