机械原理课程设计说明书。
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图示为压床机构简图，其中六杆机构为主体机构。图中电动机经联轴器带动三对齿轮将转速降低，然后带动曲柄1转动，再经六杆机构使滑块5克服工作阻力而运动。为了减少主轴的速度波动，在曲柄轴a 上装有大齿轮并起飞轮的作用。
在曲柄轴的另一端装有油泵凸轮，驱动油泵向连杆机构的供油。
a）压床机构及传动系统。
已知：各构件的重量g及其对质心轴的转动惯量js(曲柄1和连杆4的重力和转动惯量（略去不计)，阻力线图(图9—7)以及连杆机构设计和运动分析中所得的结果。
要求：确定机构一个位置的各运动副中的反作用力及加于曲柄上的平衡力矩。作图部分亦画在运动分析的图样上。
已知：从动件冲程h，许用压力角[α]推程角δ。，远休止角δ，回程角δ'，从动件的运动规律见表9-5，凸轮与曲柄共轴。
要求：按[α]确定凸轮机构的基本尺寸．求出理论廓。
线外凸曲线的最小曲率半径ρ。选取滚子半径r，绘制凸轮实际廓线。以上内容作在2号图纸上。
综合分析：以上三个方案，各有千秋，为了保证传动的准确性，并且以满足要求为目的，我们选择方案三。
已知： ,如右图所示，为处于两个极限位置时的状态。
根据已知条件可得：
在三角形和中用余弦公式有：
由上分析计算可得各杆长度分别为：
已知： 逆时针；
大小。方向铅垂。
选取比例尺，作速度多边形如图所示；
由图分析得：
0.004×18.71=0.07484m/s
0.004×121.5=0.486m/s
0.004×28.06=0.11224m/s
0.004×20.7=0.0828m/s
0.004×14.36=0.05744m/s
0.004×69.32mm ＝0.27728m/s
0.004×14.03mm ＝0.05612m/s
＝＝0.486/0.223185=2.178rad/s (顺时针)
＝＝0.07484/0.1=0.7484rad/s (逆时针)
＝＝0.05744/0.0375=1.532rad/s (顺时针)
速度分析图：
10.4722×0.049285=5.405m/s2
2.1782×0.223185=1.059m/s2
0.7482×0.1=0.056m/s2
1.5322×0.0375=0.088m/s2
ancd+ atcd= ab + atcb + ancb
大小。方向： ？c→d ⊥cd b→a ⊥bc c→b
选取比例尺μa=0.04(m/s2)/mm,作加速度多边形图。
0.04×113.53=4.5412m/s2
0.04×170.29=6.8116m/s2
0.04×61.3=2.452 m/s2
0.04×113.52=4.5408 m/s2
af = ae + anfe + atfe
大小。方向f→e ⊥fe
0.04×129.42=5.1768 m/s2
0.04×120.97=4.8388m/s2
0.04×85.15= 3.406m/s2
0.04×129.42= 5.1768m/s2
2.452/0.223185=10.986 m/s2 （逆时针）
4.5408/0.1=45.408 m/s2 （顺时针）
1．各构件的惯性力，惯性力矩：
660×4.839/9.8=325.892n（与方向相同）
440×3.406/9.8=152.922n（与方向相反）
300×5.177/9.8=158.480n（与方向相反）
4000/10=400n
0.28×10.986= （顺时针）
0.085×45.408= （逆时针）
3.076/325.892=9.439mm
3.860/152.922=25.242mm
2．计算各运动副的反作用力。
1)分析构件5
对构件5进行力的分析，选取比例尺作其受力图。
构件5力平衡：
则=-10×47.44=-474.4n
474.4n
2)分析构件
单独对构件2分析：
杆2对c点求力矩，可得：
单独对构件3分析：
杆3对c点求矩得：
解得： 对杆组进行分析：
r43+fg3+g3+rt63+ fg2+g2+rt12+rn12+rn63=0
大小。方向。
选取比例尺μf=10n/mm，作其受力图。
则 rn12=10×156.8=1568n； rn63=10×49.28=492.8n.
3)求作用在曲柄ab上的平衡力矩mb：
装配体环境下的各零件受力分析。
soild works为用户提供了初步的应力分析工具———simulation，利用它可以帮助用户判断目前设计的零件是否能够承受实际工作环境下的载荷，它是comosworks产品的一部分。simulation利用设计分析向导为用户提供了一个易用、分析的设计分析方法。向导要求用户提供用于零件分析的信息，如材料、约束和载荷，这些信息代表了零件的实际应用情况。
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