哈工大机械原理课程设计_产品包装线设计(方案四)cylf.docx

Harbbin Insstittutee off Teechnnoloogy课程设计计说明书书（论文文）课程名称称：机械械原理课课程设计计设计题目目：产品品包装生生产线（方方案4）院系：机机电工程程学院班级：设计者：学号：指导教师师：陈照照波设计时间间： 220133年7月1日-7月7日哈尔滨工工业大学学哈尔滨工工业大学学课程设设计任务务书姓名：院院（系）：机电工工程学院院专业：机机械设计计制造及及其自动动化班号：任务起至至日期： 20113年 7 月月 11日至 20113年 7 月月 7日课程设计计题目：产品包包装生产产线(方案4)已知技术术参数和和设计要要求：工作量：工作计划划安排：同组设计计者及分分工：指导教师师签字_年月日教研室主主任意见见：教研室主主任签字字_年月日*注：此此任务书书由课程程设计指指导教师师填写哈尔滨工业大学课程设计说明书1. 题目要求求如图1所所示，输输送线11上为小小包装产产品，其其尺寸为为长*宽*高=6000*2200*2000采取步步进式输输送方式式，送第第一包和和第二包包产品至至托盘AA上（托托盘A上平面面与输送送线1的上平平面同高高）后，每每送一包包产品托托盘A下降2000mmm，当第第三包产产品送到到以后，托托盘A上升4000mmm，然后后，把产产品推入入输送线线2。原动动机转速速为14430rrpm，产产品输送送量分三三档可调调，每分分钟向输输送线22分别输输送9、18、24件小小包装产产品。图1 产产品包装装生产线线（方案案4）功能能简图2. 题目解答答（1） 工艺动作作分析由题目可可以看出出，产品品包装线线共由33个执行行机构组组成。其其中，控控制产品品在输送送线1上作步进进运动的的是执行行机构11，在A处控制制产品上上升、下下降的是是执行机机构2，在A处把产产品推到到输入线线2的是执执行机构构3，三个个执行构构件的运运动协调调关系如如图2所示。下图中TT1为执行行构件11的工作作周期，T2是执行构件2的工作周期，T3是执行构件3的工作周期，T3是执行构件3的动作周期。由图2可以看出，执行构件1是作连续往复移动的，而执行构件2则有一个间歇往复运动，执行构件3作一个间歇往复运动。三个执行构件的工作周期关系为：3T1= T2= T3。T2T1执行构件件运动情况况执行构件件1进退进退进退进执行构件件2休降休降休升休休执行构件件3停进退停T3图2 产产品包装装生产线线运动循循环图（2） 运动功能能分析及及运动功功能系统统图根据前面面的分析析可知，驱驱动执行行构件11工作的的执行机机构应该该具有运运动功能能如图33所示。该该运动功功能把一一个连续续的单向向转动转转换为连连续的往往复移动动，主动动件每转转动一周周，从动动件（执执行构件件1）往复复运动一一次，主主动件的的转速分分别为99、18、24 rpmm。 9、18、24 rpmm图3 执执行构件件1 的运运动功能能由于电动动机转速速为14430rrpm，为为了在执执行机构构1的主动动件上分分别得到到12、18、26 rpmm的转速速，则由由电动机机到执行行机构11之间的的传动比比iz有3种分别别为：iz1=14309 = 1588.899iz2=143018 = 79.44444iz3=143024 = 59.58总传动比比由定传传动比iic与变传传动比iiv组成，满满足以下下关系式式：iz1 = iic*iv11iz2=ic*iv22iz3=ic*iv33三种传动动比中iiz1最大大，iz3最小小。由于于定传动动比ic是常数数，因此此3种传动动比中iiv1最大大，iv3最小小。若采采用滑移移齿轮变变速，其其最大传传动比最最好不要要大于44，即：iv1=4则有：ic= iz1 iv1 = 399.722故定传动动比的其其他值为为：iv2= iz2 ic= 22.000iv3= iz3 ic= 11.500于是，有有级变速速单元如如图4：i = 4, 2.00, 11.5图4 有有级变速速运动功功能单元元为保证系系统过载载时不至至于损坏坏，在电电动机和和传动系系统之间间加一个个过载保保护环节节。过载载保护运运动功能能单元可可采用带带传动实实现，这这样，该该运动功功能单元元不仅具具有过载载保护能能力，还还具有减减速功能能，如图图5所示。 i=22.5图5 过过载保护护运动功功能单元元整个传动动系统仅仅靠过载载保护功功能单元元的减速速功能不不能实现现全部定定传动比比，因此此，在传传动系统统中还要要另加减减速运动动功能单单元，减减速比为为i = ic 2.5 = 15.9减速运动动功能单单元如图图6所示。i=155.9图6 执执行机构构1的运动动功能根据上述述运动功功能分析析，可以以得到实实现执行行构件11运动的的功能系系统图，如如图7所示。 14430rrpm i=22.5 i=4,22.0,1.55 i=15.9执行构件1图7 实实现执行行构件11运动的的运动功功能系统统图为了使用用同一原原动机驱驱动执行行构件22，应该该在图77所示的的运动功功能系统统图加上上个运动动分支功功能单元元，使其其能够驱驱动分支支执行构构件2，该运运动分支支功能单单元如图图8所示。执执行构件件2有一个个间歇单单向转动动。执行行构件33有一个个执行运运动，为为间歇往往复移动动，其运运动方向向与执行行构件11的运动动方向垂垂直。为为了使执执行构件件2和执行行构件33的运动动和执行行构件11的运动动保持正正确的空空间关系系，可以以加一个个运动传传动方向向转换功功能单元元，同时时该运动动单元具具有减速速的作用用，传动动比i=3,如如图9所示。图8 运运动分支支功能单单元1i=3图9 运运动传动动方向转转换的运运动功能能单元经过运动动传递方方向转换换功能单单元输出出的运动动需要分分成两个个运动分分支分别别驱动执执行构件件2的运动动和执行行构件33的一个个运动。因因此，需需要加一一个运动动分支功功能分支支单元，如如图100所示。图10 运动分分支功能能单元22执行构件件2的一个个运动是是间歇往往复移动动，可以以通过一一个运动动单元将将连续转转动转换换成间歇歇往复移移动。如如图111所示。图11连连续转动动转换为为间歇往往复移动动的运动动功能单单元根据上述述分析可可以得出出实现执执行构件件1和执行行构件22运动功功能的运运动功能能系统图图，如图图12所示示。14300rpmm i=22.5 ii=4,2.00,1.5 i=115.99执行构件1执行构件2图12 执行构构件1、2的运动动功能系系统图执行构件件3需要进进行间歇歇往复移移动，为为此，需需要将连连续转动动转换为为间歇转转动。由由图2可以看看出，执执行构件件3在一个个工作周周期内，其其间歇时时间很长长，运动动时间很很短。因因此，需需要采用用一个间间歇运动动单元，再采用一个连续转动的放大单元，其运动功能单元如图13所示。图13 间歇运运动和连连续转动动放大单单元然后，再再把该运运动功能能单元输输出地运运动转换换为往复复移动，其其运动功功能单元元如图114所示。图14 往复移移动运动动单元根据上述述分析，可可以画出出整个系系统的运运动功能能系统图图，如图图15所示示。执行构件1执行构件2143265897执行构件3101112图15 产品包包装生产产线运动动功能系系统图（3） 系统运动动方案拟拟定根据图115所示示的运动动功能系系统图,选择适适当的机机构替代代运动功功能系统统图中的的各个运运动功能能单元,便可拟拟定出机机械系统统运动方方案。图15中中的运动动功能单单元1是原动动机。根根据产品品包装生生产线的的工作要要求，可可以选择择电动机机作为原原动机。如如图166所示。1430rpm1图16 电动机机替代运运动功能能单元11图15中中的运动动功能单单元2是过载载保护单单元兼具具减速功功能，可可以选择择带传动动实现，如如图177所示。2图17 带传动动替代运运动单元元2图15中中的运动动功能单单元3是有级级变速功功能单元元，可以以选择滑滑移齿轮轮变速传传动替代代，如图图18所示示。i = 4, 2.0,1.53图18 滑移齿齿轮替代代运动功功能单元元3图15中中的运动动功能单单元4是减速速功能，可可以选择择2级齿轮轮传动代代替，如如图199所示。i = 14.34图19 2级级齿轮传传动替代代运动功功能单元元4图15中中运动功功能单元元5是运动动分支功功能单元元，可以以用运动动功能单单元7锥齿轮轮传动的的主动轮轮、运动动功能单单元6导杆滑滑块结构构的曲柄柄与运动动功能单单元4的运动动输出齿齿轮固连连替代，如如图200所示。5图20 2个个运动功功能单元元的主动动件固联联替代运运动功能能单元55图15中中的运动动功能单单元6将连续续传动转转换为往往复移动动，可以以选择导导杆滑块块机构替替代，如如图211所示。6图21导导杆滑块块机构替替代运动动功能单单元6图15中中的运动动功能单单元7是运动动传递方方向转换换功能和和减速运运动功能能单元，可可以用圆圆锥齿轮轮传动替替代，如如图222所示。7i=3图22圆圆锥齿轮轮传动替替代减速速运动功功能单元元7运动单元元8的类型型与运动动单元55相同。图15中中运动功功能单元元9将连续续传动转转换为间间歇往复复移动，可可以选用用凸轮机机构固联联来完成成要求。如如图233所示。9图23凸凸轮机构构固联替替代功能能单元99图15中中运动功功能单元元10是把把连续转转动转换换为间歇歇转动的的运动功功能单元元，可以以用槽轮轮机构替替代。该该运动功功能单元元的运动动系数为为=0.25由槽轮机机构运动动系数的的计算公公式有：=Z-22Z式中，Z槽槽轮的径径向槽数数。则，槽轮轮的径向向槽数为为：Z= 21-2=21-2*0.25=4该槽轮机机构如下下图所示示。10图24用用槽轮传传动替代代运动功功能单元元10图15中中的运动动功能单单元111是运动动放大功功能单元元，把运运动功能能单元110中槽槽轮在一一个工作作周期中中输出的的1/44周的转转动转换换为一周周的运动动，用圆圆柱齿轮轮机构替替代，其其传动比比为i=1/44。圆柱柱齿轮传传动如图图25所示示。11 i=0.225图25用用圆柱齿齿轮传动动替代运运动功能能单元111图15中中运动功功能单元元12是把连连续转动动转换为为连续往往复移动动的运动动功能单单元，可可以用曲曲柄滑块块机构替替代，如如图所示示。12图26用用曲柄滑滑块机构构替代运运动功能能单元112根据上述述分析，按按照图115各个运运动单元元连接顺顺序把个个运动功功能单元元的替代代机构一一次连接接便形成成了产品品包装生生产线（方方案4）的运运动方案案简图，如如图所示示。(a)(b)(c)图27产产品包装装生产线线（方案案4）的运运动方案案简图（4） 系统运动动方案设设计1） 执行机构构1的设计计该执行机机构是曲曲柄滑块块机构，由由曲柄，滑滑块，导导杆，连连杆和滑滑枕组成成。其中中大滑块块的行程程h=4480mmm,现现对机构构进行参参数计算算。该机构具具有急回回特性，在在导杆与与曲柄的的轨迹圆圆相切时时候，从从动件处处于两个个极限位位置，此此时导杆杆的末端端分别位位于C11和C2位置。取取定C11C2的长度度，使其其满足：利用平行行四边形形的特点点，由下下图可知知滑块移移动的距距离E11E2= CC1C2=h，这这样就利利用了机机构急回回运动特特性，使使滑块移移动了指指定的位位移。设极位夹夹角为，显然然导杆221的摆摆角就是是，取取机构的的行程速速比系数数K=11.4，由由此可得得极位夹夹角和导导杆211的长度度。图28 导杆滑滑块机构构设计先随意选选定一点点为D，以以D为圆圆心，ll为半径径做圆。再再过D作作竖直线线，以之之为基础础线，左左右各作作射线，与与之夹角角15°°，交圆圆与C11和C2点。则则弧C11C2即为导导杆顶部部转过的的弧线，当当导轨从从C1D摆到到C2D的时时候，摆摆角为330°。接接着取最最高点为为C,在在C和CC1之间做做平行于于C1C2的直线线m，该该线为滑滑枕211的导路路，距离离D点的的距离为为在C1点点有机构构最大压压力角，设设导杆221的长长度为ll1，最大大压力角角的正弦弦等于要求最大大压力角角小于1100，所以以有l1越大大，压力力角越小小，取ll1=20004400mmm。则则取l=3000mm11曲柄155的回转转中心在在过D点点的竖直直线上，曲曲柄越长长，曲柄柄受力越越小，可可选取AD=6000mm，据据此可以以得到曲曲柄199的长度度l2=ADsin2=600×sin15°=155.3mm2） 执行机构构2的设计计如图277（b）所示示，执行行机构22的运动动是将连连续传动动转换为为间歇往往复移动动，可以以选用齿齿轮传动动和直动动平底从从动件盘盘形凸轮轮机构固固联来共共同完成成要求。凸轮机构构在一个个工作周周期的运运动为停0.22T2向下200mm（0.11T2）停0.22T2向下400mm（0.083T2）停0.22T2向下200mm（0.11T2）休止（0.028T2）凸轮244：第一一次远休休止角880°，第第一次回回程运动动角400°，第第二次休休止角880°，第第二次回回程运动动角400°,近休止止角800°，推推程运动动角300°，远休休止角110°。从从动件推推程500mm，推推回程均均采用无无冲击的的正弦加加速度方方式。得得到如下下表格：角度范围围S049504923160-180 + 12.5 sinn(9)231092510943240-180 + 12.5 sinn(9)431690169351816003+300 - 25sinn(122-1929)3518250图29凸凸轮运动动的位移移图根据凸轮轮的从动动件运动动规律，我我们可以以利用解解析法设设计出凸凸轮的轮轮廓。具具体设计计流程：做出dsd-ss图像，利利用压力力角的要要求可以以做出凸凸轮的基基圆和偏偏距，这这样，可可以利用用解析法法求出凸凸轮的形形状。由由于电动动机的转转向是可可以调整整的，往往右边看看凸轮是是顺时针针转动的的。取凸凸轮偏距距为0，即设设计成对对心的滚滚子凸轮轮机构。图30 凸轮轮s-dsd图经查表许许用压力力角采用用40°确确定凸轮轮的基圆圆为3553.117mmm，滚子子半径采采用200mm的的轴承。理论轮廓廓坐标方方程：x=(r0+ss)coos+eccos；y=(r0+s)ssin-essin；带上滚子子半径的的实际轮轮廓半径径，滚子子是在实实际轮廓廓外部。实际轮廓廓坐标：X=x-rr×dyddxd2+dyd2；Y=y+rr×dxddxd2+dyd2；理论轮廓廓和实际际轮廓图图如下图图所示：图31 凸轮的的理论轮轮廓和实实际轮廓廓图3） 执行机构构3的设计计图32 执行机机构3执行机构构3驱动构构件2运动，由由图可知知，执行行构件33由曲柄柄27，连连杆299和滑块块30组成成。由题题可知，滑滑块300的行程程是：h=600mm则曲柄的的长度可可以确定定为l34=12h=300mm连杆299的长度度与许用用压力角角有关，即即:sinmax=l34l35一般有max30°，则，l35l34sinmax=6600mmm4） 槽轮机构构设计1. 确定槽轮轮槽数在拨盘圆圆销数kk=1时时，槽轮轮槽数zz=4。2. 槽轮槽间间角2=360°z=90°3. 槽轮每次次转位时时拨盘的的转角22=1880°-2=900°4. 中心距槽轮机构构的中心心距应该该根据具具体结构构确定，在在结构尚尚不确定定的情况况下暂定定为a=1500mm5. 拨盘圆销销的回转转半径=ra=sin=0.7071r=*a=00.70071*1500=1006.0065 mm6. 槽轮半径径=Ra=cos=0.7071R=*a=00.70071*1500=1006.0065 mm7. 锁止弧张张角=3660°-2=2770°8. 圆销半径径rAr6=106.0656=17.6675 mm圆整：rA=18 mm9. 槽轮槽深深h>(+-1)*a+rA=800.133 mmm10. 锁止弧半半径rS<r-rA=88.065 mm取rS=75mm5） 齿轮机构构设计滑移齿轮轮传动设设计 确定齿轮轮齿数如图188中齿轮轮5，6，7，8，9，10组成成了滑移移齿轮有有级变速速单元，其其齿数分分别为zz5， z6，z7，z8，z9，z10。由由前面分分析可知知，iv1=4iv2= iz2 ic= 22.0iv3= iz3 ic= 11.5按最小不不根切齿齿数取zz9=177，则z10= iv11 z9=4*17=68为了改善善传动性性能应使使相互啮啮合的齿齿轮齿数数互为质质数，取取z10= 69。其齿数和和为z9+ zz10=117+669=886，另外两对对啮合齿齿轮的齿齿数和应应大致相相同，即即z7+ z886，z5+ zz686iv2= 86-z7z7= 22.0z729 ,z8=886-z7=57为了更接接近所要要求的传传动比，可可取z7=29，z8=577，同理可取取z5=34，z6=51 计算齿轮轮几何尺尺寸取模数mm=2 mm，则则5，6， 9，10这两两对齿轮轮的标准准中心距距相同a=m2z5+z6=m2z9+z10=86这两对齿齿轮为标标准齿轮轮，其几几何尺寸寸可按标标准齿轮轮计算。由上面知知齿轮77,8的的齿数和和比9,10的的齿数和和小，为为了使齿齿轮5,6的实实际中心心距与齿齿轮7,8的标标准中心心距相同同，齿轮轮5,66应采用用正变位位。齿轮轮5,66为正传传动，其其几何尺尺寸按变变位齿轮轮计算。圆柱齿轮轮传动设设计由图可知知，齿轮轮11、12、13、14实现现运动功功能单元元4的减速速功能，它它所实现现的传动动比为115.889。由由于齿轮轮11、12、13、14是2级齿轮轮传动，这这2级齿轮轮传动的的传动比比可如此此确定z11=z13=17，于是z12=z14=3.4521*z1168为使传动动比更接接近于运运动功能能单元44的传动动比111.91167，取取z11=17z12=69z13=17z14=67取模数mm=2 mm，按按标准齿齿轮计算算。由图344-（b）可知知，齿轮轮32、33实现现运动功功能单元元15的放放大功能能，它所所实现的的传动比比为0.25可按按最小不不根切齿齿数确定定，即z37=17则齿轮336的齿齿数为117/ii=688齿轮366、37的几几何尺寸寸，取模模数m=2 mmm，按按标准齿齿轮计算算。如图所示示，齿轮轮是为了了实现凸凸轮输出出的传动动比的扩扩大，226,227,228总传传动比为为8，i总=i1i2,齿轮按按不根切切的最小小齿数算算，即z26=17，则则齿轮227的齿齿数为z27=117，又又让i2,=4，则则z28=4*17=68。齿轮的几几何尺寸寸，取模模数m=2 mmm，按按标准齿齿轮计算算。由图344-（a）可知知，齿轮轮29,30图图18中的的运动功功能单元元12减速速运动功功能，其其传动比比为6，则z29=17z30=102各个齿轮轮的具体体参数如如下:序号项目代号齿轮5,6齿轮7,8齿轮9,10（111,112）齿轮133,1441齿数齿轮z34291717齿轮z515769672模数m22223压力角202020204齿顶高系系数ha*11115顶隙系数数c*0.2550.2550.2550.2556标准中心心距a858686847实际中心心距a868686848啮合角21.7762020209变位系数数齿轮x10.4000齿轮x20.12200010齿顶高齿轮ha2.766222齿轮ha2.222211齿根高齿轮hf1.72.52.525齿轮hf2.2552.52.52.512分度圆直直径齿轮d68583434齿轮d10211413813413齿顶圆直直径齿轮da73.551623838齿轮da106.411814213814齿根圆直直径齿轮df64.66532929齿轮df97.44910913312915齿顶圆压压力角齿轮a29.66328.44732.77832.778齿轮a25.77324.77924.004624.11516重合度1.5991.7111.6661.666序号项目代号齿轮322,333(266,277)齿轮299,3001齿数齿轮5z1717齿轮6z68512模数m223压力角20204齿顶高系系数ha*115顶隙系数数c*0.2550.2556标准中心心距a85687实际中心心距a85688啮合角20209变位系数数齿轮x100齿轮x20010齿顶高齿轮ha22齿轮ha2211齿根高齿轮hf2.52.5齿轮hf2.52.512分度圆直直径齿轮d3434齿轮d13610213齿顶圆直直径齿轮da3838齿轮da14010614齿根圆直直径齿轮df2929齿轮df1319715齿顶圆压压力角齿轮a32.77832.778齿轮a24.11025.22716重合度1.6771.644圆锥齿轮轮传动设设计由图344-（a）可知知，圆锥锥齿轮116、17实现现图188中的运运动功能能单元77的减速速运动功功能，它它所实现现的传动动比为33，两圆圆锥的齿齿轮的轴轴交角为为=900°圆锥齿轮轮17的分分度圆锥锥角为17=tan-1z17z16=71.57°圆锥齿轮轮16的分分度圆锥锥角为16=-17=18.43°圆锥齿轮轮的最小小不根切切当量齿齿数为zv min=17圆锥齿轮轮16的齿齿数可按按最小不不根切齿齿数确定定，即z16=zv mincos1616则圆锥齿齿轮177的齿数数为z17=3z16=48，齿轮166、17的几几何尺寸寸，取模模数m=2 mmm，按按标准直直齿锥齿齿轮传动动计算,其计算算结果如如下表所所示。序号项目代号计算公式式及计算算结果1齿数齿轮166z1616齿轮177z17482模数m33压力角20°4齿顶高系系数ha*15顶隙系数数c*0.2556分度圆锥锥角齿轮1551515=arccot(z15/z16)=71.557°齿轮1661616=90°-15=18.443°7分度圆直直径齿轮155d15d15=mz15=48.0000mmm齿轮166d16d16=mz16=144.0000mm8锥距RR=12d152+d162=75.8895mmm9齿顶高齿轮155ha15ha15=mha*=3.0000mmm齿轮166ha16ha16=mha*=3.0000mmm10齿根高齿轮155hf15hf15=mha*+c*=3.75500mmm齿轮166hf16hf16=mha*+c*=3.7550mmm11齿顶圆直直径齿轮155da15da15=d15+2ha15cos15=49.90mmm齿轮166da16da16=d16+2ha16cos16=1499.699mm12齿根圆直直径齿轮155df15df15=d15-2hf15cos15=45.663mmm齿轮166df16df16=d16-2hf16cos16=136.8855mm13当量齿数数齿轮155z15z15=z15cos15=50.6610齿轮166z16z16=z16cos16=151.785514当量齿轮轮齿顶圆压压力角齿轮155a15a15=arccosmz15cosmz15+2ha15=39.19齿轮166a16a16=arccosmz16cosmz16+2ha16=27.552615重合度=z15tana15-tan+z16tana16-tan /2=3.19556） 传送带设设计传动带选选用平带带的开口口传动，根据传传动比，可可定带轮的的直径为为7） 运动方案案执行构构件的运运动时序序分析1. 曲柄199的初始始位置如图333所示，曲曲柄199顺时针针转动时时的初始始位置由由角15确定定。由于于该曲柄柄导杆机机构的极极位夹角角=330°，因因此，当当导杆221处于于左侧极极限位置置时，曲曲柄199与水平平轴的夹夹角15=15°。图33系系统运动动示意图图2. 凸轮的初初始位置置如图344可知凸凸轮为顺顺时针转转动。其其初始位位移应为为1000mm。下图中中，左图图为连接接示意图图，右图图为凸轮轮的轮廓廓图。图34 凸轮转转动方向向示意图图3. 曲柄277的初始始位置如图355所示，曲曲柄277逆时针针转动时时的初始始位置由由角38确定定。滑块块30的起起始极限限位置在在左侧，因因此，曲曲柄277与水平平轴的夹夹角38=120°。图35槽槽轮机构构运动示示意图4. 拨盘344的起始始位置如图355所示，拨拨盘333逆时针针转动时时的初始始位置由由角34确定定，拨盘盘33逆时时针转动动时的初初始位置置处于槽槽轮由动动变停的的分界位位置，因因此，拨拨盘333与水平平轴的夹夹角34=-35°（5） 设计课题题运动方方案分析析推料的曲曲柄滑块块机构的的位移，速速度以及及加速度度随角度度的变化化如图所所示：下面三个个图依次次是滑块块的位移移，速度度，加速速度随时时间的变变化曲线线：本题中，有有三种送送料方式式，由原原动机转转速为114300rpmm，产品品输送量量分三档档可调，每每分钟向向输送线线2分别输输送9、18、24件小小包装产产品。则则输出的的转速为为1430÷2.5÷4÷15.9=9rpm,则输出出的角速速度为00.9442raad/ss，同理理另外两两种的角角速度分分别为11.8885raad/ss，2.5513rrad/s，经经过的减减速以及及中间一一系列的的传动后后曲柄119的角角速度依依次为:0.6628rrad/s,11.266 raad/ss,1.67rrad/s,则则图形曲曲线与上上图大致致相同，这这里仅仅仅贴出当当角速度度为0.6288radd/s时时的图：下面分析析凸轮的的位移速速度，加加速度的的变化曲曲线：位移：速度：加速度：以曲柄119的角角速度为为2.5541rrad/s时为为例，画画出滑枕枕20的加加速度，速速度以及及位移随随曲柄运运动的角角度的变变化曲线线如下图图所示以曲柄119的角角速度为为2.5541rrad/s时为为例，画画出滑枕枕20的加加速度，速速度以及及位移随随时间的的变化曲曲线如下下图所示示：该机械系系统的机机构运动动循环图图如图336所示示各构件的的时序情情况与运运动情况况执行构件件1T1T2T3T420进退进退进退进退1915° 15°+ 210° 15°+ 360° 15°+ 210° 15° +360° 15° +210° 15°+210° 15° +210°执行构件件24角度0° 80°120° 200° 240° 320°350°运动休止下降2000mmm 休止 下降2000mmm 休止 上升4000mmm 执行构件件326-35°80° 320°26槽轮转动动休止槽轮转动动休止37曲柄转动动休止曲柄转动动休止30推+回休止推料+回回程休止图36 机械系系统机构构运动循循环图