双腔颚式破碎机动力学特性研究

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1、双腔颚式破碎机动力学特性研究第35卷2007年第1期论文编号：1001-3954(2007)01-0039-042双腔颚式破碎机动力学特性研究*罗红萍1，2母福生11中南大学机电工程学院湖南长沙4100832广西工学院机械系摘要：PE型双腔颚式破碎机是一种新型的复摆颚式破碎机，它有两个破碎腔并具有倒置的曲柄摇杆机构。本文对此双腔颚式破碎机的曲柄摇杆机构进行了动力学分析，建立了破碎机四杆机构的动力学模型及数学模型，用计算机求解出四杆机构各运动副的反力，特别是机座的摆动力和摆动力矩。为破碎机的机构平衡以及整机性能分析打下了基础。叙词：双腔颚式破碎机摆动力摆动力矩机构平衡于

2、破碎机在野外工作条件恶劣，因而为确保破a=arctan(v/v)由GGyGx碎机整机工作可靠，就必须保证机械传动部求解出G点的速度之后，G点在x轴和y轴上件、控制部件、以及各受力部件的工作可靠性。双腔的加速度分量a、a可以通过将G点的速度分量GxGy颚式破碎机[2]在运转过程中，其曲柄、动颚和肘板都对时间T进行求导来求取，重心G点的合成速度及具有一定的加速度，加上动颚又是双腔颚式破碎机的其方向角分别用a、b表示，则GG最大运动部件，因此，在设备运转过程中，必定会产a=-Lw2cosq-aesinf-aw2cosf-besin(90°+Gx1122222生很大的惯性力。

3、这种惯性力不仅会在机器各运动副f)-bw2cos(90°+f)222中引起一种动压力，以增加运动副中的磨损，影响机a=-Lw2sinq+aecosf-aw2sinf+becos(90°+Gy1122222构构件的强度，降低机器的效率；而且这种惯性力的f)-bω2sin(90°+f)(3)222大小和方向是呈周期性变化的，从而将使机器及其基合成加速度的大小和方向a、b的表达式为GG础发生振动，使偏心轴回转不均匀。为此我们先从双22a=aa+GGxGy腔颚式破碎机四杆机构的受力分析入手。b=arctan(a/a)GGyGx在Matlab环境下编制计算机程序，最后运行得1动

4、颚(连杆)运动分析出连杆重心G的位移、速度、加速度曲线如图2所破·惯性力是对重心而示。y言的，因此这里针对动磨颚重心进行运动分析。连杆的重心如果过多地偏离连杆中心线，可能会引起比较大的动压力，使得破碎机的运转平稳性恶化。连杆重心用G表示，它在连杆上x的投影用a表示，它与连杆之距用b表示。如图1机构运动简图图1所示。G点在x轴和y轴上的位移分量分别用x，yGG表示，其值可用下式求得x=Lcosq+acosf+bcos(90°+f)(1)G122图2动颚重心G的位移、速度、加速度曲线图y=Lsinq+asinf+bsin(90°+f)G122在求解出G点的位移之后，G点在

5、x轴和y轴上的速度分量v、v可以通过将其位移分量对时间GxGy2复摆式双腔颚式破碎机动力学模T进行求导来求取，而G点的合成速度及其方向分别用v和a表示。对公式(1)求导，经整理后得到GGG型点速度方程如下2.1复摆式双腔颚式破碎机四杆机构的受力分析v=-Lwsinq-awsinf-bwsin(90°+f)(2)Gx112222v=Lwcosq+awcosf+bwcos(90°+f)在对双腔颚式破碎机进行动力学分析前，必须先Gy112222速度的大小和方向v、a的表达式为对它进行受力分析，而且受力分析也是破碎机的机构GG平衡、飞轮设计以及确定拉杆弹簧计算载荷的基础。22

6、v=vv+GGxGy2.1.1四杆机构中曲柄(偏心轴)的受力分析偏心轴是相当于绕不过质心A的定轴回转构件，*广西工学院青年科学基金项目(05002)。3939Mining&ProcessingEquipment第35卷2007年第1期双腔颚式破碎机动力学特性研究假定它作等速回转运动，即其角速度w1是常量，角2.2复摆式双腔颚式破碎机四杆机构的动力学模加速度e=0，因此它的惯性力偶矩M=0；而其质11g型n心A没有切向加速度，只有法向加速度a，所以有An22由以上受力分析得出双腔颚式破碎机四杆机构的a=a=we=(pn/30)l(4)AA11力学模型如图3所示。为阐述方

7、便，在建立力学模型故曲柄所受的惯性力F为1g时，把连杆(动颚)所受的破碎力、惯性力以及惯性力F=-ma=-ml(pn/30)2(5)1g1A11矩等效为一个外力F和一个外力偶M。由于摩擦力22式中m——偏心轴偏心部分的质量，其值由偏心轴1相对于其它力来说较小，在这里不予考虑。构件i对结构和偏心距e的大小确定构件j的运动副反力n——偏心轴的转速，r/min用F表示(见图ije——用l表示，为曲轴的偏心距13)，把铰链四杆机另外，曲柄还受到来自机架O和铰链A两运动构的所有运动副都副处的约束反力F41和F21以及平衡力矩Md。拆开，这样对于每2.1.2四杆