半自动平压模切机包括(内含CAD).docVIP

半自动平压模切机设计说明书要图纸进群咨询：332825716目录一 工作目的二 工作原理及工艺动作过程三 运动循图四 送料、模切机构的选型（一） 送料机构的选型（二） 模切冲压机构的选型五 机械运动方案的评定和选择六 电动机的选型七 机械传动设计（一） 传动比的分配（二） 齿轮组的设计（三） 链轮和链条的设计（四） 轴承和键的设计（五） V形带的设计（六） 刚性夹子和凸轮的设计（七） 平面六杆曲柄滑块机构的设计八 机构运动简图九 传动和执行机构的运动尺寸计算（一） 轴的运动参数（二） 凸轮的运动曲线图（三） 平面六杆曲柄滑块机构的运动曲线图十 飞轮的设计一、 设计目的通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，着手设计“半自动平压模切机”。通过对机构的选型、设计；对机械传动方案、机械运动方案的选择和评价而培养结构设计，计算能力。熟悉一般的机械装置设计过程。二、 工作原理及工艺动作过程半自动平压模切机是印刷，包装行业压制纸盒、纸箱制品的专用设备。它可以对各种规格的纸板、厚度在4mm一下的瓦楞纸板，以及各种高级精细的印刷品进行压痕、切线、压凹凸。经过压痕、切线的纸板，用手工或机械沿切线除去掉边料后，沿压出的压痕可折叠成各种纸盒、纸箱，或制成凹凸的商标。它的工艺动作主要有两个：一是将纸板走纸到位，二是进行冲压模切。其具体工作动作顺序如下：半自动平压模切机工艺动作顺序纸盒余料松开走纸输出走纸模切冲压输入走纸夹紧纸板印刷纸板 三、 运动循环图（一） 机构运动要求从机器的工艺动作可以看出，可以把整个机构运动的运动分成两个部分，一是辅助运动，它可以用于完成纸板的夹紧，走纸，松开等动作。对实现该运动的传动机构要求做间歇运动；二是主运动，完成对纸板的压切动作，要求装有模板的滑块做直线往复运动。其特点是行程短，受载大。本机构要求行程是50毫米，最大载荷是，传动机构所用电机转速n1450r/min，工作速度是每小时压制3000张。另外，主运动和辅运动要相互协调。（二） 运动示意图走纸机构由上述机构运动要求，绘制如下运动示意草图：夹紧装置夹紧装置模切机构主轴 （三） 各部件运动分析1、 主轴的选择和转角运算为了计算和设计方便，选择变速箱的输出轴为运动分析主轴，如上图所示。由原始数据和设计要求知，平面六杆机构的行程速比系数K=1.3，则极位夹角并知该运动周期分为两部分，以156.5（156.5=180-23.5）为界分为0-156.5和156.5-360两个过程。2、模切机构的分析当主轴转角为0-156.5，下模从行程最低点开始，在平面六杆机构的带动下向上移动至预定模切位置，进行冲压模切；当主轴转角为156.5-360，下模完成模切动作，快速急回运动至行程最低点即下一周期起点。3、走纸机构的分析当主轴转角为0-156.5，特殊齿轮组（用于完成间歇运动）没有啮合运动，链轮链条处于静止状态；当主轴转角为156.5-360，特殊齿轮组轮齿参与啮合，带动链轮链条运动，进行走纸运动。4、夹紧装置的分析当主轴转角为0-156.5，带动夹子的凸轮走过推程，远休止和回程使刚性弹簧夹完成夹纸动作；当主轴转角为156.5-360，凸轮处于近休止状态使刚性弹簧夹处于夹紧状态。（四） 综上所述运动循环图如下：主轴转角0 156.5(图示位置) 360走纸机构停止运动夹紧装置送料夹紧输入走纸模切机构滑块上升（模切）滑块下降（回程）四、 送料、模切机构的选型 （一） 送料机构的选型1、可选机构机构供选机构类型 纸板的输送双列链轮传动皮带轮传动 纸板的停歇机构凸轮机构特殊齿轮组 纸板的固定刚性弹簧夹普通夹子 2、选型原因：(1)对于纸板的输送构件，选用双列链轮传动：a、相对皮带传动而言，双列链轮传动精度较高，有利于纸板的精确走纸定位；b、适合于本机构的远距离传递；c、本机构在长时间传输、模切时摩擦大，易发热，而双列链轮传动机构适合于长时间在此恶劣环境下工作。另外，使用皮带轮传动其易打滑，易变形，传输精度低，传递效率低。(2)对于纸板的停歇，选用特殊齿轮组： a、相对凸轮机构相比而言，特殊齿轮组制造容易，工作可靠。b、特殊齿轮组在设计时，易实现从动件的运动时间和静止时间的比例在较大范围内调节，适用范围广。c、特殊齿轮组在工作时由于面接触且是间歇运转，因此不易磨损，使用寿命长。另外凸轮机构制造加工困难，易磨损。(3)对于纸板的固定，选用刚性弹簧夹：a、在走纸时，相对普通夹子而言，由于刚性弹簧力的作用，可以自动的将纸板夹紧，并准确平稳的走纸；b、在夹紧和松开纸板时，运用凸轮机构和刚性弹簧的配合使用，能准确、方便、自动的实现纸板的夹紧和松开动作。另外，使用普通夹子较难实现纸板的自动夹紧和松开的工艺动作以及平稳走纸的目的。3、最终选型：纸板的输送选用双列链轮传动；纸板的停歇殊齿轮组选用特；纸板的固选用刚性弹簧夹。（二） 模切冲压机构的选型 1、可选机构机构供选机构急回机构直动推杆凸轮机构平面六杆曲柄滑块机构 2、选型原因：a、相对凸轮机构而言，连杆机构的运动副一般均为低副，其运动副元素为面接触，压力较小，润滑好，磨损小，则承载能力较大，有利于实现增力效果。b、连杆机构的设计、加工制造容易，经济性好，且低副一般为几何封闭，工作的可靠性好。c、在满足运动要求的条件下，连杆机构可以灵活改变各杆件的相对长度来调节运动规律，适用性强。另外，凸轮机构增力效果差，设计加工制造困难，适用性差。3、 最终选型：平面六杆曲柄滑块机构。五、 机械运动方案的评定和选择由上述运动循环图及题设要求可知，“半自动平压模切机”主要分为三大部分：动力传动机构；走纸机构；冲压模切机构。其中动力传动机构又分为动力传递机构和变速转向机构。走纸机构分为：纸板的输送机构，纸板的停歇机构和纸板的固定机构。冲压模切机构为急回机构。 备选机构列表： 机构供选机构类型 纸板的输送双列链轮传动皮带轮传动 纸板的停歇机构凸轮机构特殊齿轮组 纸板的固定刚性弹簧夹普通夹子急回机构直动推杆凸轮机构平面六杆曲柄滑块机构动力传递机构联轴器V形带变速转向机构圆柱齿轮传动机构单级蜗杆传动机构锥-圆柱齿轮传动机构由上述备选机构可得32种备选机械运动方案，从中选出3种典型可行方案如下：方案A：双列链轮传动-特殊齿轮组-刚性弹簧夹-平面六杆曲柄滑块机构-V形带-圆柱齿轮传动机构方案B：双列链轮传动-凸轮机构-刚性弹簧夹-直动推杆凸轮机构-联轴器-锥-圆柱齿轮传动机构方案C： 皮带轮传动-凸轮机构-普通夹子-直动杆凸轮机构-联轴器-单级蜗杆传动机构典型可行方案评定方案A：1、示意图刚性弹簧夹2、分析与评定(1)机械功能的实现质量由于V形带和齿轮的组合传动，功率损失小，机械效率高，可靠性高；平面六杆曲柄滑块机构能够承受很大的生产阻力，增力效果好，可以平稳的完成模切任务；使用刚性弹簧夹自动的实现纸板的夹紧与松开动作，并运用特殊齿轮组完成走纸的间歇运动和准确的定位，以实现与冲压模切的协调配合。(2)机械的运动分析在同一传动机构的带动下，特殊齿轮和双列链轮机构共同完成走纸的准确定位，运动精度高，并且能和冲压模切运动很好的配合完成要求动作工艺。(3)机械动力分析平面六杆曲柄滑块机构有良好的力学性能，在飞轮的调节下，能大大的降低因短时间承受很大生产阻力而带来的冲击震动；整个机构（特别是六杆机构和特殊齿轮组）具有很好的耐磨性能，可以长时间安全、稳定的工作。(4)机械结构合理性该机构各构件结构简单紧凑，尺寸设计简单，机构重量适中。(5)机械经济性平面六杆曲柄滑块机构设计，加工制造简单，使用寿命长，维修容易，经济成本低，虽然特殊齿轮组设计加工难度较大，成本偏高，但与其他等效备选机构相比，其能更好的实现工作要求，以带来更大的经济效益。方案B：1、 示意图 2、分析与评定(1)机械功能的实现质量相较于方案A的V形带，联轴器的传递效率虽然高，但是减速效果差；采用直动推杆凸轮机构难承受很大的生产阻力，不能很好的完成冲压模切功能；运用凸轮机构带动走纸机构间歇运动，由于长时间工作而磨损变形，会造成走纸机构无法准确定位。虽然能实现总体功能要求，但实现的质量较差。(2)机械运动分析凸轮的长期间歇运动导致微小误差积累，从而引起走纸定位的准确性下降，最终引起各执行机构间的配合运动失调。(3)机械动力分析直动推杆凸轮机构难以承受很大的生产阻力，不便长期在重载条件下工作，不能很好的满足冲压模切的力学要求；该方案中的凸轮机构（包括机构中的两个凸轮机构）耐磨性差。(4)机械结构合理性该机构结构简单紧凑，但由于凸轮机构的使用，造成整体机构的尺寸很重量都较大。(5)机械经济性由于凸轮机构和锥圆柱齿轮的设计、加工制造较难，用料较大，维修不易，故而生产和维修经济成本均较高。方案C：1、示意图普通夹子 2、分析与评定(1) 机械功能的实现质量相对于方案B，皮带传送很难实现走纸的准确定位；普通夹子不便于纸板的自动化夹紧和松开，需要相应辅助手段较多；采用蜗杆减速器，结构紧凑，环境适应好，但传动效率低，不适宜于连续长期工作。总体上机械功能的实现质量很差。(2) 机械运动分析皮带传送易磨损、打滑，走纸运动的精度低，又因很难实现准确定位与冲压模切的协调性差。(3) 机械动力分析直动推杆凸轮机构难以承受很大的生产阻力，不便长期在重载条件下工作，不能很好的满足冲压模切的力学要求；该方案中的凸轮机构（包括机构中的两个凸轮机构）和平带耐磨性差。(4) 机械机构合理性该机构结构简单紧凑，但由于凸轮机构的使用，造成整体机构的尺寸很重量都较大。(5) 机械机构经济性由于普通夹子的使用，降低了生产成本，但由于其易磨损，维修成本大，又由于凸轮机构和蜗杆机构的存在，经济成本还是很大。综上所述，从机械功能的实现质量、机械运动分析、机械动力分析、机械结构合理性、机械经济性等各方面综合考虑，方案A各方面性能均优，故选择其为最优方案。六、 电动机的选型1、 类型和结构形式： 原始数据有每小时压制纸板3000张。 传动机构所用电机转速n1450r/min，N，下模移动的行程长度H500.5mm。下模与滑块的质量约120kg。 根据设计要求，机械每小时冲压 3000 次，所以机构主动件的转速 no=3000/60=50r/min 因为主动件转速较低，所以可以选择转速较低的电动机，选择三相异步笼型交流电动机，封闭式，380V，Y型；选择电动机的容量工作机所需的功率，其中生产阻力行程速比系数k为1.3 s为有效模切行程、t为周期， 为0.962、 电动机类型 表2-3常用原动机类型运动形式类型连续转动电动机 柴油机 油压马达 气压马达往复运动直动电动机 液压机往复摆动摆动油缸 摆动气缸表2-3Y型；3、功率：=5.897 kw（-功率、-生产阻力、s-有效模切行程、t-周期、k-行程速比系数） （分别为皮带，轴承和齿轮的效率） 故 kw 4、转速： ( =840 分别为皮带和减速器的传动比) 则 5、电动机方案选型方案型号（kw）转速 r/min重量N参考价格（元）传动比同步满载总传动比V带减速器1Y160M1-111300029301170135058.62.820.932Y160M-411150014601230180029.22.511.683Y160L-61110009701470160019.429.7综上所述4点，最终选型为：型号（kw）满载时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速 r/min电流（380V）效率%功率因数Y160M1-111293020.887.20.887.02.02.2安装尺寸：型号安装尺寸(mm)外形尺寸(mm)ABCDEFGHKABACADHDLY160M1-125421010842110123716015330335265385605 七、机械传动设计7.1传动比的分配各级传动比1，传动装置总传动比2，分配各级传动比，初选，则齿轮减速器的传动比为按展开式的布置，取，可算出=3.33，则=7.2计算传动装置的运动参数和动力参数。 1，各级转速。 轴 轴 轴 工作轴 2，各轴功率轴轴轴轴3，各轴转矩轴轴轴轴 7.3V带传动设计 设计传动系统中第一级用普通V带传动，已知电动机功率P=4kw，转 速，传动比，每天工作8小时，（以下查表，图均来自机械设计高教地八版)1,确定计算功率，由表8-7查得工作情况系数，故2，选择V带的带型，根据，由图8-11选用A型。3，确定带轮的基准直径dd，并验算带速：初选小带轮的基准直径d1，由表8-6,8-8，取小带轮的基准直径d1=90mm验算带速v=6.78计算大带轮的基准直径，d2根据表8-8 d2=180mm4，确定V带的中心距a和基准长度ld根据式初选中心距所需的基准长度由表8-2选取带基准长度ld=1400mm计算实际中心距中心距变化范围为465528mm5，验算小带轮上的包角6，计算单根V带的额定功率Pr，由d1=90mm，和n1=1440，i=2和A带型，查表8-4b的，查表8-5得ka=0.985，查表8-2得kc=0.96计算V带的根数z 取4根。7计算单根V带的初拉力的最小值，由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以=130N应使带实际初拉力8，计算压轴力最小值=1294N7.4减速器的齿轮设计 设计此带式减速器的高级齿轮传动，已知输入功率，小齿轮转速n1=720r/min，齿数比4.32，电动机驱动工作寿命15年（设每年工作300天）两班制，以下查表，图均来自机械设计高教地八版)1，选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。选用斜齿轮圆柱齿轮传动模切机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）材料选择，由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选择小齿轮z1=20，大齿轮齿数z2=204.32=86.4取87，选取螺旋角，初选2，按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选由图10-30选取区域系数由图10-26查得，=0.74+0.87=1.61计算应力循环次数，=607201（2830015）=3.11计算小齿轮传动转矩=5.04由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由图10-19取得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳选用应力取失效效率为，安全系数s=1，所以2. 计算 试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽b及模数=2.2518mm=4.905计算纵向重合度， =0.318计算载荷系数k已知使用系数ka=1，根据v=1.7,7级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.04。由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置，由表10-3查得，由图10-13查得，由表10-3查得，故载荷系数=按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式计算模数mn 3，按齿轮弯曲强度设计由式确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数，查得齿形系数由表10-5查得，由表10-5查得应力校正系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数.计算弯曲疲劳选用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ,计算大小齿轮的并且加以比较。设计计算=1.52mm对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm已可以满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算的分度圆直径d1=46.54mm来计算应有齿数取z1=23，z2=994几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为126mm按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多，故参数等不必修正计算大小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取B2=45mm,B1=50mm7.5轴的设计 以低速轴为例进行设计。已知=3.58kw ，=50r/min ，=684，齿轮齿宽 B=115mm, 齿数=74，=。1、求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =259.5 而 F= F= F F= Ftan=311.200.246734=76.78N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图4示。2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计查取。 因为轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，需开键槽，所以要将最小轴径增加5%，变为44.625mm。查机械设计手册，取标准直径45mm。4、初选轴承齿轮是斜齿轮，故轴承同时受有径向力和轴向力的作用。选用角接触球轴承为最佳。以上分析输出端的直径为45mm，从轴承产品目录中选取滚动轴承的型号为7210C，它的尺寸（内径外径宽度）为dDb=5010021。3、选择联轴器查机械设计图表，取=1.3 ，则。根据轴的转速、最小轴径、计算转矩、，查GB5014-85，选用弹性柱销联轴器，其型号为：，公称转矩为930N.m,半联轴器的孔径为45，与轴配合的轮毂长度为84。1)拟定轴上零件的装配方案 要我们必须先确定轴上零件的拆装顺序和固定方式才能确定轴的结构形状。采取齿轮从轴的右端装入，齿轮的右端用套筒固定，左端用轴肩定位。此时，齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。采取过盈使轴承对称固定安装于齿轮的两侧，轴向用轴肩固定。初步选定轴结构尺寸如下图。 图3-1轴上零件装配与轴的结构示例(2)确定轴的各段直径（从右到左）联轴器型号已确定，联轴器的右端用轴端挡圈定位，左端用轴肩进行定位。故轴段6的直径即为相配合的半联轴器的直径，取为45mm。轴段5的轴肩可对联轴器进行轴向定位，轴段5要比轴段6的直径大510mm即可保证联轴器的可靠性，所以可以取轴段5的直径为52mm。由于轴段1和轴段4是放置滚动轴承的，所以轴段的直径取决于滚动轴承内圈直径，为55mm。考虑拆卸的方便，轴段3的直径只要比轴段4的直径大12mm就行了，这里取为58mm。轴段2处的轴环，右侧可用来定位齿轮，左侧可用来定位滚动轴承，轴环的直径要满足比轴段3的直径(为59mm)大510mm的要求，查滚动轴承的手册，可得该型号的滚动轴承内圈安装尺寸最小为65mm，故这段直径最终取为66mm。 (3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。对于齿轮，由手册查得平键的截面尺寸宽高=1610(GB1095-79)，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm(标准键长见 GB1096-79),同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为14963，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。（4）确定轴的各段长度轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，轴段6的长度比半联轴器的毂孔长度(为85mm)要短23mm，故该段轴长取为82mm。同理，轴段3的长度要比齿轮的轮毂宽度(为116mm)短23mm，故该段轴长取为112mm。轴段1的长度即滚动轴承的宽度，查手册为可取为21mm。轴环2宽度可取为18mm。轴承端盖的总宽度为18mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=27mm，故取轴段5的长度为45mm。取齿轮距箱体内壁之距离为10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取5mm。已知滚动轴承宽度为21mm，齿轮轮毂长为100mm,则轴段4的长度为：105(115-113)+21=38mm (5)取轴端倒角为245。6、按弯扭合成校核 (1)画受力简图图：轴空间受力图和图：轴上作用力分解为垂直面受力和水平受力。零件作用于轴上的分布载荷或转矩，可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。轴上的支反力(图)水平面内支反力=455.08N垂直面内支反力(图)=()=-79.52 N=400.03 图：垂直面的弯矩图图：水平面上的弯矩图支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，一般可按图5取定，其中a值参见滚动轴承样本，跨距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。故。图：合成弯矩垂直面的弯矩图和水平面上的弯矩图，按M计算合成图：转矩图图：当量弯矩转矩按脉动循环变化计算, 取修正系数为0.6 , 则N.mm(2)校核轴的强度对危险截面进行校核来判断轴的强度是否满足要求，而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处或当量弯矩最大处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，a-a 截面处弯矩最大, 且截面尺寸也非最大，属于危险截面；a-a 截面处当量弯矩为=299100N.mmb-b截面处当量弯矩不大但是轴径较小，也属于危险截面。b-b 截面处当量弯矩为=257798N.mmc-c、d-d 截面尺寸，仅受纯转矩作用，虽d-d 截面尺寸最小，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故强度肯定满足，无需校核弯扭合成强度。 强度校核：考虑键槽的影响，查表计算，（b=0.16cm，t=0.1cm）=18.7MPa=15.94MPa查表得50 MPa， 所以安全。 图3-2轴的载荷分析图7.6轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=40800h，转速n=50r/min，=76.78N。如上以选用角接触球轴承7210C，查滚动轴承样本知7210C的基本额定动载荷C=30600N，基本额定静载荷=20000N1、求两轴承的径向载荷NN2、求两轴承的计算轴向力查机械设计可知70000C型轴承，轴承派生力，其中判断系数e=，可初取=0.4，所以=184.79N， =242.51N故=76.78+184.792=261.5N， =242.51N=0.013075， =0.0121254查表可得，所以可得=446.29N，=242.51N=176.47N，=230.38N=0.022315，=0.0121225两次计算的相差不大，因此确定，=446.92N，=242.51N。 3、求轴承当量动载荷因为，查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承A ，；轴承B ，因工作情况平稳，查取=1.2，则 由=（X+Y）得=1.2（0.45461.98+1.474446.29）=1038.86N=1.2（1606.67+0）=728.004N 4、验算轴承寿命因为，所以按轴承A的受力大小验算。由 =15910101h=40800h 故所选用轴承满足寿命要求。 （五） V形带的设计由上图得：皮带的长度 l=+2asin+（-） 其中cos= 故皮带A： a=800mm 则=1.4005 l=2517.785mm 查普通V带的基准（GB/T 11544-1997）得此皮带型号为：A 2500 GB/T 11544-1997皮带B： a=295.68mm 则=1.518 l=1111.315mm 查表得此皮带型号为：A 1120 GB/T 11544-1997皮带C： a=1016.07mm 则=1.5549 l=2551.505mm 查表得此皮带型号为：A 2500 GB/T 11544-1997 （六） 刚性弹簧夹及其配合凸轮的设计 刚性弹簧夹及其配合凸轮的尺寸如上，按设计要求配合凸轮只需完成在规定时间内将夹子顶开和松弛两个动作，故采用匀速运动规律即可满足运动要求。虽然受刚性冲击，但是作用力很小，运动要求简单，所以可以满足设计要求。故可得，推杆的位移曲线图如下： 其中 （为模块上升时间，t为周期）凸轮角速度为 ,转速：（七） 平面六杆滑块机构设计 AB=b-a,BC=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b由设计要求可得极位夹角= H=50mm在ABC和BCD中，由余弦定理得：同理，在BDF和CDG中分别可得：cos cos 则 在ABC中，得 =90- 故d=另外杆a为曲柄的条件为：（1） 在a、b、c、d四杆中，a为最小，c为最大；（2） a+cb+d 根据以上分析，可取 l=500mm c=400mm f=300mm 带入以上公式可得 =480 考虑a为曲柄的条件，可得各杆长 a=15mm b=36.2mm c=400mm d=38