机械原理课程设计说明书题目： 铰链式颚式破碎机方案分析班 级 ：机械 10032012 年 9 月 12 日目目 录录 一一 设计题目设计题目1二二 已知条件及设计要求已知条件及设计要求12.1 已知条件12.2 设计要求2三三. . 机构的结构分析机构的结构分析23.1 六杆铰链式破碎机 23.2 四杆铰链式破碎机 2四四. . 机构的运动分析机构的运动分析34.1 六杆铰链式颚式破碎机的运动分析 34.2 四杆铰链式颚式破碎机的运动分析 5五五. .机构的动态静力分析机构的动态静力分析85.1 六杆铰链式颚式破碎机的静力分析 85.2 四杆铰链式颚式破碎机的静力分析13六六. . 工艺阻力函数及飞轮的转动惯量函数工艺阻力函数及飞轮的转动惯量函数 176.1 工艺阻力函数程序 176.2 飞轮的转动惯量函数程序 18七七 . .对两种机构的综合评价对两种机构的综合评价 22八八 . . 主要的收获和建议主要的收获和建议 23九九 . . 参考文献参考文献 23东北大学机械与自动化学院 铰链式颚式破碎机方案分析1一一 设计题目设计题目铰链式颚式破碎机方案分析二二 已知条件及设计要求已知条件及设计要求2.1 已知条件图(a)所示为六杆铰链式破碎机方案简图。主轴 1 的转速： n1 = 170r/min。已知尺寸：固定铰链坐标：P1x=1.0m=1.0m;P4x =1.94,P4y=0.0;P6x=0.0,P6y=1.85; 杆长： r12=0.1m, r23=1.25m, r34 =1.15m, r56=1.96m, r611=2.5 m, 质心均 在各杆的中心处.构件质量：m1=0.0 kg, m2=500.0kg, m3=200.0kg, m4=200.0kg, m5=900.0kg. 构件转动惯量：J1=0.0kg, J2=25.5kg, J3=9.0kg, J4=9.0kg, J5=50kg,LO5D = 0.6m，破碎阻力 Q 在颚板 5 的右极限位置到左极限位置间变化，如图(b)所示，Q 力垂直于颚板。图(c)是四杆铰链式颚式破碎机方案简图。已知尺寸：固定铰链坐标：P1x=0.0m，P1y =2.0；P4x=0.0,P4y=1.85; 杆长： r12=0.04m, r23=1.11m, r34 =1.96m, r411=0.6 m, 曲柄 1 的质心在O1 点处,质心均在各杆的中心处.构件质量：m1=0.0 kg, m2=200.0kg, m3=900.0kg. 构件转动惯量：J1=0.0kg, J2=9.0kg, J3=50kg.(a) 六杆铰链式破碎机 (b) 工艺阻力东北大学机械与自动化学院 铰链式颚式破碎机方案分析2(c) 四杆铰链式破碎机2.2 设计要求试比较两个方案进行综合评价。主要比较以下几方面：1. 进行运动分析，画出颚板的角位移、角速度、角加速度随曲柄转角的变化曲线。2. 进行动态静力分析，比较颚板摆动中心运动副反力的大小及方向变化规律，曲柄上的平衡力矩大小及方向变化规律。3. 飞轮转动惯量的大小。三三. . 机构的结构分析机构的结构分析3.1 六杆铰链式破碎机+3.2 四杆铰链式破碎机+东北大学机械与自动化学院 铰链式颚式破碎机方案分析3四四. . 机构的运动分析机构的运动分析4.1 六杆铰链式颚式破碎机的运动分析（1）调用 bark 函数求 2 点的运动参数形参形参n1 n2 n3 k r1 r2 gam t w e p vp ap实参实参1 2 0 1 r12 0. 0. t w e p vp ap（2）调用 rrrk 函数求 3 点的运动参数形参形参m n1 n2 n3 k1 k2 r1 r2 t w e p vp ap实参实参1 4 2 3 4 2 r34 r23 t w e p vp ap（3）调用 rrrk 函数求 5 点的运动参数形参形参m n1 n2 n3 k1 k2 r1 r2 t w e p vp ap实参实参1 3 6 5 4 5 r35 r56 t w e p vp ap（4）程序:对 5 点的运动轨迹分析#include “graphics.h“ #include “subk.c“ #include “draw.c“ main() static double p202,vp202,ap202,del; static double t10,w10,e10,pdraw370,vpdraw370,apdraw370; static int ic; double r12,r34,r23,r56,r35,r611; double pi,dr; int i; FILE *fp; r12=0.1; r34=1.0; r23=1.250; r56=1.96; r35=1.15; r611=0.6; pi=4.0*atan(1.0); dr=pi/180.0; w1=-170*2*pi/60; e1=0.0; del=5.0;p61=0.0; p62=1.85;p11=1.0; p12=0.85;p41=1.94; p42=0.0; printf(“ n TheKinematic Parametersof Point 11n“); printf(“No THETA1 t11 w11 e11n“); printf(“ deg rad rad/s rad/s/sn“); if(fp=fopen(“file6“,“w“)=NULL) printf(“ Cant open this file.n“);东北大学机械与自动化学院 铰链式颚式破碎机方案分析4exit(0); fprintf(fp,“ n The Kinematic Parameters of Point 11n“); fprintf(fp,“No THETA1 t11 w11 e11n“); fprintf(fp,“deg rad rad/s rad/s/s“); ic=(int)(360.0/del); for(i=0;i0)东北大学机械与自动化学院 铰链式颚式破碎机方案分析20yi=del*dr*td-del*dr/2.0*(tbdrawi+tbdrawi-1); eni=eni-1+yi;printf(“%10.3f%10.3fn“,yi,eni);for(i=0;ieni+1) x=eni;eni=eni+1;eni+1=x; emax=x; for(i=0;i0)yi=del*dr*td-del*dr/2.0*(tbdrawi+tbdrawi-1); eni=eni-1+yi;东北大学机械与自动化学院 铰链式颚式破碎机方案分析22printf(“%10.3f%10.3fn“,yi,eni);for(i=0;ieni+1) x=eni;eni=eni+1;eni+1=x; emax=x; for(i=0;i25;i+)if(enieni+1) x=eni;eni=eni+1;eni+1=x; emin=x;jf=(emax-emin)/(w1*w1*0.05); fprintf(fp,“ jf=%10.3f kg*m*mn“,jf); #include “math.h“ extf(p,vp,ap,t,w,e,nexf,fe)double p202,vp202,ap202,t10,w10,e10,fe202;double pi,dr;pi=4.0*atan(1.0);dr=pi/180.0;if(w30)fenexf1=(-t1/dr-147.0)*(85000.0/180.0)*cos(-t3-pi/2);fenexf2=-(-t1/dr-147.0)*(85000.0/180.0)*sin(-t3-pi/2);elsefenexf1=0;fenexf2=0; （4）四杆铰链式颚式破碎机的转动惯量输出结果The Moment of Inertia Analysis of a Six-bar Linkase:jf= 43.669 kg*m*m七七 . .对两种机构的综合评价对两种机构的综合评价从运动角度分析：颚板的摆动范围：四杆机构 t=0.037rad，六杆机构t=0.069rad；颚板最大角速度：四杆机构 w3max=0.314357rad/s,六杆机构东北大学机械与自动化学院 铰链式颚式破碎机方案分析23w5max=0.679758rad/s；颚板最大角加速度：四杆机构 e3max=6.712194rad/s2, 六杆机构 e5max=15.840246rad/s2。通过以上数据可以看出，角速度与角加速度较大，因此六杆机构可以提供最大角加速度更大，有利于破碎矿石。因此，从运动角度分析，六杆机构更为合理。从动态静力角度分析：四杆机构共两个固定铰支座，而六杆机构有三个；颚板摆动式对应的固定铰支座受力情况：四杆机构 FRmax=51740.886N；六杆机构FRmax=58424.813，六杆机构大于四杆机构。六杆机构主动件所需提供的最大力矩 1632.299 N.M 也比四杆机构 597.660 N.M 大很多。由上可知，六杆机构比四杆机构受力更大，更容易损坏，所以从