颚式破碎机设计说明书之欧阳与创编

目录

时间：2021.03.08 创作：欧阳与 一、概述1 二、工作原理1 三、结构分析2 四、设计数据2

五、机构的运动位置分析3 六、机构的运动速度分析4 七、机构运动加速度分析5 八、静力分析6

九、与其他结构的对比7 十

、

设

计

总

结

9

欧阳与创编 2021.03.08

欧阳与创编 2021.03.08

一、概述

破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之碎裂成小块物料的设备。破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的综合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。在矿山工程和建设上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使这成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的以便进一步加工操作。

二、工作原理

l1 O6Fr7矿石Dn2O21A6飞轮5CB34O42 h2h1

l2 图（一）

如图（一）所示，1 颚式破碎机是一种用来破碎矿石的机械，机器经带传动，使曲柄 2 顺时针方向回转，然后通过构件 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 上的定额板 7 时，矿石即被轧碎；当动颚板 6 向右摆离定颚板 7 时，被轧碎的矿石即下落。根据生产工艺路线方案， 在送料机构送料期间， 动颚板 6 不能向左摆向定颚板 7，以防止两颚板不能破碎矿石，只有当送料完成时，两颚板才能加压破碎。因此，必须对送料机构和颚板 6、颚板 7 之间的运动时间顺序进行设计，使三者有严格的协调配合关系，不致在运动过程发生冲突。

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 ,为了减小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，其中一个兼作皮带轮用。

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三、结构分析

图（二）

如附图（二）所示，建立直角坐标系。机构中活动构件为2、3、 4、5、6，即活动构件数 n=5。A、 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=3n2Pl=3Χ52Χ7=1。

拆分基本杆组：

（1）标出原动件 2，其转角为 φ1, ，转速为 n2，如附图（二）（ a）所示； （2）拆出Ⅱ级杆组 3—4，为 RRR杆组，如附图（二）（b）所示； （3）拆出Ⅱ级杆组 5—1，为 RRR杆组，如附图（二）（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。

四、设计数据

设计内容 符号 单位 数据 n2 r/min 170 100 1000 940 850 LO2A l1 连杆机构的运动分析 l2 h1 h2 mm 1000 1250 1000 1150 1960 lAB LO4B lBC lO6C 连杆机构的动态静力分析 LO6D G3 JS3 G4 JS4 G5 JS5 G6 JS6 飞轮转动惯量的确定 δ 欧阳与创编 2021.03.08

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mm N kg•m2 Nkg•m2 2000 9 N kg•m2 9 N kg•m2 50 600 5000 25.5 2000 9000 0.15 五、机构的运动位置分析

（1）曲柄在如图（三）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1960mm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（三）

（2）曲柄在如图(四)位置时，在图（三）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。

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图（四）

（3）曲柄在如图（五）位置时，在图（三）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1150mm长，确定出C，此机构各位置确定。

图（五）

六、机构的运动速度分析

如图（四）：

ω2=

n/30=3.14X170/30=17.8rad/s VB = VA + VBA X AO2·ω2 X ⊥O4B ⊥AO2 ⊥AB

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VA= AO2·ω2=0.1X17.8=1.78m/s

根据速度多边形, 按比例尺μ=0.025(m/S)/mm,在图1中量取VB和VBA的长度数值: 则

VBA=23.87Xμ=0.597m/s VB=60.4Xμ=1.511m/s VC = VB + VCB

X √ X ⊥O6C ⊥O4B⊥BC

根据速度多边形, 按比例尺μ=0.025(m/S)/mm,在图2中量取VC 和VCB的长度数值:

VC=16.41Xμ=0.410m/s VCB=57.92Xμ=1.448m/s

七、机构运动加速度分析

如图(四)

ω2=17.8rad/s

a B=anB04 + atB04 = aA+ anBA + atAB

√X √√ X

//BO4⊥BO4 //AO2 //BA ⊥AB aA= AO2×ω22 =31.7m/s2 anBA= VBA X VBA/ BA =0.3m/s2 anB04 = VB X VB /BO4=2.56 m/s2

根据加速度多边形图3按比例尺μ=0.5(m/s2)/mm量取atB04 atAB和a B 值的大小：

atB04 =40.57×μ=20.3 m/s2 atAB =67.4′×μ =33.9m/s2 a B=40.82×μ =20.41 m/s2 ωO6C=VC/O6C=0.43/1.96=0.22rad/s

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anC=ω2O6C×O6C=0.222×1.96=0.1 m/s2 ωBC= VCB/BC=1.45/1.15=1.3rad/s anCB=ω2BC×BC=1.3×1.15=1.83 m/s2 aC= anO6c+ atO6C= aB+ atCB+anCB

√ X √ X √ //O6C ⊥O6C ⊥CB //CB

根据加速度多边形按图4按比例尺μ=0.5(m/s2)/mm量取aC、atO6C和atCB数值：

aC=12.11×μ =6.055m/s2 atCB=38.14×μ=19.07m/s2 a CB=38.31×μ =19.155m/s2

八、静力分析

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对杆6

FI6=m6ac=9000×6.055/9.8=5561N MI6=JS6α6=JS6atO6c/L6=50×6.055/1.96=154N.m

Hp6=MI6/FI6=154/5561=0.03m

在曲柄中量出2角度为2400则Q/85000=60/240得Q=21250N

∑MC=0

Rt76×L6+ FI6×0.92G6×0.094Q·DC=0

Rt76=(5561×0.92+9000×0.094+21250×1.36)/1.96 =12566N

对杆5

FI5=m5aBC=2000×19.155/9.8=3909N MI5=JS5αBC=9×19.155/1.15=150N·m Hp5=MI5/FI5=150/1909=0.038m

∑MC=0

Rt345×L5+G5×0.6FI5×0.497=0 Rt345=(2000×0.6+3909×0.497)/1.15=645.9N

对杆4

FI4=m4aB=2000×20.41/9.8=4165N

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MI4=JS4α4=9×20.41/1=183.7N·m Hp4=MI4/FI4=183.7/4165=0.044m

∑MB=0

Rt74×L4+G5×0.49FI4×0.406=0 Rt74=(2000×0.5+4165×0.406)/1=691N

对杆3

FI3=m3aA=5000×33.9/9.8=17296N MI3=JS3α3=25.5×33.9/1.25=692N·m Hp3=MI3/FI3 =692/17296=0.04m

∑MB=0

－Rt23×L3－G3×0.064FI3×0.77=0

Rt23=(17296×0.77－5000×0.064)/1.25=－10910.34N

九、与其他结构的对比

方案一：

该方案的优点是结构相对简单，但是由于结构简单所以对各个构件的强度要求较高，结构运转时的稳定性不高。而且只有三个杆件，所以在动鄂放大的载荷很小，也就是说不能满足扩大传动力的要求。 方案二：

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该方案和方案一一样结构简单，只需设计适当的凸轮轮廓，便可使从动件得到任意的预期运动，而且结构简单、紧凑、设计方便，但是凸轮接触应力较大，易磨损，只宜用于传力不大的场合，而且凸轮轮廓加工困难，费用较高。

综合考虑，选择六杆鄂式破碎机更为合理。

虽然由于惯性力大，六杆鄂式破碎机机件所承受的负荷大，振动大，所以对基础要求牢固（设备重量的5～10倍）。当加料不均匀时易堵塞破碎腔，产品粒度不均匀且过大块（片状）较多。由于动鄂垂直行程较大，物料不仅受到挤压作用，还受到部分的磨剥作用，加剧了物料过粉碎现象，增加了能量消耗，鄂板比较容易磨损。

但是六杆鄂式破碎机破碎腔深而且无死区，提高了进料能力与产量；其破碎比大，产品粒度均匀；垫片式排料口调整装置，可靠方便，调节范围大，增加了设备的灵活性；润滑系统安全可靠，部件更换方便，保养工作量小；结构简单，工作可靠，运营费用低；单机节能15%～30%，系统节能一倍以上；六杆鄂式破碎机排料口调整范围大，可满足不同用户的要求；噪音低，粉尘少。而且结构相对前面两种方案来说复杂一点，多增加了几根杆链，这使得该结构运转更加稳定，同时对各杆的要求强度较前两种要低。

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。

刚开始时我认为这很容易，但是到真正做时我才发现真的很难。需要很多的学科结合在一起使用。在结合的过程中我发现有很多的知识衔接不上。有时甚至寸步难行，有一种无从下手的感觉。但到后来随着越来越熟悉的的使用，我的速

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度加快了很多，将很多的学科结合起来再也不会出现手忙脚乱的情况了。在这次的设计中我学到了很多东西，这些东西坐在教室里的我们无法去学会的，有些东西不是自己亲身体会光靠别人讲解是无法去理解的。

我真的很高兴能够参加这次的课程设计，我在其中学到了很多东西，也得到了很多快乐， 更认识到自己还有很多的薄弱之处需要自己去加强。希望自己在今后的学习中努力学习充实自己，在以后的课程设计中不会再出现手忙脚乱的情况。

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