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=10~30/200N=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2ω2=n/30=3.14X300/30=31.4rad/sVB4 = VA4 + VB4A4X AO2·ω2 X⊥O4B ⊥AO2 ⊥ABVA4= AO2·ω2=0.01X31.4=0.314m/s根据速度多边形, 则VB4=3.88Xμ=0.0388m/sVB4A4=178.97Xμ=1.79m/sVC4 = VB4 + VC4B4X √X⊥O6C √⊥BC根据速度多边形:VC4=1.44×μ=0.0144m/sVC4B4=3.63×μ=0.0363m/sω2=17.8rad/sa 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 tA2B2和a B3 值的大小：a t B404 =be ×μ=0.032 m/s 2a t A4B4 =ba ′×μ =0.0055m/s2a 2a C4′= a n a t 06C4和a tC4B4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6F I6=m6a s6=9000×0.5×4.8/9.8=2204NM I6=J S6α6=J S6a t o6c/L6=50×4.8/1.96=122N.mH 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=0R t76=(-2204×0.92+9000×0.094+21250×1.36) /1.96=14142N(2) 对杆5F I5=m5a s5=2000×20.5×0.5/9.8=2019NM I5=J S5α5=9×18.95/1.15=148N·mH p5=M I5/F I5=148/2019=0.07m∑M C=0R t345×L5－G5×0.6+F I5×0.497=0R t345=(2000×0.6－2019×0.497)/1.15=170.92N（3）对杆4F I4=m4a s4=2000×1/2×19.2/9.8=1959NM I4=J S4α4=9×19.05/1=171N·mH p4=M I4/F I4=171/1959=0.09m∑M B=0R t74×L4－G5×0.49+F I4×0.406=0R t74=(2000×0.49－1959×0.406)/1=184.6N（4）对杆3F I3=m3a s3=5000×43.6×0.05/9.8=1112NM I3=J S3α3=25.5×29.1/1.25=593N·mH p3=M I3/F I3=593/1112=0.5m∑M B=0 －R t23×L3－G3×0.064-F I3×0.77=0R 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=17416.43NR56=R56×μ1=34069.19NR B345=R B345×μ1=32871.58NR23=R23×μ1=5058.29N曲柄平衡力矩L=0.1m M 平=5058.29×0.069=349.02N ·m 六 飞轮设计已知机器运转的速度，不均匀系数δ，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0n ，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2o 上的飞轮转动惯量OFJ ，以上容作在2号图纸上。
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(/)m N m mm μ和角度比例尺(1/)mm μΦ绘制一个运动循环的动态等功阴力矩*()C c M M =Φ线图，对*()c M Φ用图解积分法求出一个运动循环中的阴力功*CA 线图。
2）绘制驱动力矩aM 作的驱动功()a a A A =Φ线图，因aM 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*()c c A A =Φ线图的始末点以直线相联，即为()a a A A =Φ线图。
3）求最大动态剩余功['A ]，将()a a A A =Φ与**()c c A A =Φ两线图相减，既得一个运动循环中的动态剩余功线图''()A A =Φ。
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['A ]：μM Φ=0.026L/mm μMm=50N/mm μA=μm ×μM Φ×H=50N ·m/mm参考文献1 文伟主编机械原理第七版高等教育19972 申永胜主编机械原理教程清华大学20003 马永林主编机械原理理工大学19924 春林主编机械创新设计机械工业2001。