ZSTU（4）机构运动加速度分析：aB=ω122×0.069015=6.130m/s2anCB=ω22LBC=2×0.314425=m/s2anCD=ω32LCD=2×0.14=2.577m/s2anFE=ω42LEF=2×0.0525=m/s2=anCD+atCD=aB+atCB+anCB大小：？√？√？√方向：？C→D⊥CDB→A⊥BCC→B4m/(mm/s2),作加速度多边形图1）．各构件的惯性力，惯性力矩：FI2=m2*as2=G2*as2/g=1600×/9.8=N（与as2方向相反）FI3=m3*as3=G3*as3/g=1040×/9.8=N（与as3方向相反）FI5=m5*aF=G5*aF/g=840×/9.8=N（与aF方向相反）Fr=（返回行程）MS2=Js2*α2=1.35×=N.m（顺时针）MS3=Js3*α3=0.39×=N.m（逆时针）LS2=MS2/FI2=/×1000=mmLS3=MS3/FI3=/×1000=mm2）．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μF=20N/mm，作其受力图杆2对B点求力矩，可得：FI2*LI2+G2*L2-Ft32*LBC=0×+1600×-Ft32×=0Ft32=N杆2对S2点求力矩，可得：Ft12*LBS2-FI2*LS2-Ft32*LCS2=0Ft12×××157.2125=0FtN(3)对构件3受力分析对构件2进行力的分析，选取比例尺μF=，作其受力图杆3对点C求力矩得：Ft63*LCD–F43*LS3-FI3*LI3+G3*COS15º*LG3=0Ft63×140-××+G3*COS15º*17=0Ft63=N构件3力平衡：Fn23+Ft23+F43+FI3+Ft63+Fn63+G3=0则Fn23=N；Fn63=N构件2力平衡：F32+G2+FI2+Ft12+Fn12=0则Fn12=1752.458N；F(4)求作用在曲柄AB上的平衡力矩MbF61=F21=1798.258N.Mb=F21*L=××=（逆时针）三、凸轮机构设计符号h[α]δδsδ＇单位mm（0）方案31930653575有基圆半径R0=40mme=8mm滚子半径R=8mm在推程过程中：由a=2πhω2sin(2πδ/δ0)/δ02得当δ0=650时，且00<δ0,则有a>=0,即该过程为加速推程段,当δ0=650时,且δ0,则有a<=0,即该过程为减速推程段所以运动方程S=h[(δ/δ0)-sin(2πδ/δ0)/(2π)]在回程阶段，由a=-2πhω2sin(2πδ/δ0’)/δ0’2得当δ0’=750时，且000,则有a<=0,即该过程为减速回程段,当δ0’=7500,则有a>=0,即该过程为加速回程段所以运动方程S=h[1-(δ/δ0’)+sin(2πδ/δ0’)/(2π)]当δ0=650时，且000,则有a>=0,即该过程为加速推程段,当δ0=6500,则有a<=0,即该过程为减速推程段所以运动方程S=h[(δ/δ0)-sin(2πδ/δ0)/(2π)]δ0050100150200250300350S0单位(mm)δ40045050055600650S单位(mm)δ10001050110011501200125013001350Sδ14001450150015501600165017001750S00单位(mm)凸轮廓线如下:将各点的平衡力矩（即等效阻力矩）画在坐标纸上，如下图所示，平衡力矩所做的功可通过数据曲线与横坐标之间所夹面积之和求得。依据在一个工作周期内，曲柄驱动力矩（设为常数）所做的功等于阻力矩所做的功，即可求得驱动力矩Md（常数）。在图纸中，横坐标为曲柄转角，一个周期为2π，将一个周期分为36等份；纵坐标轴为力矩。②根据盈亏功的原理，求得各盈亏功，并根据图纸上的能量指示图，以曲柄的平均力矩为分界线，求出各区段盈亏功如下：ΔW1=8.578ΔW2=-22.124ΔW3=1366.911Δ0ΔW6=-3981.715ΔW7=647.629ΔW8=-2048.790ΔW9=4429.004ΔW10=-568.770ΔW11=1016.037由此得到ΔWmax=ΔJF>=900ΔWmax/(π2*n2*[δ])JF=4齿轮机构设计已知:齿轮,齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动，齿轮与曲柄共轴。由于其中一齿轮齿数小于17，要避免产生根切现象必存在变位系数，必要增大其中心距，取a’=130mm,求得°x5=0.393mm>mmmm>mm分度圆直径：d=m*Z=mmd=m*Zmm基圆直径：d=d*