機械設計_粉末壓機

1、機械原理課程設計 粉末成形壓機姓 名： 班 級： 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導老師： 日 期： 2015.06.27 目錄目錄2一、設計題目3設計目的3二、題目與設計要求31.工作原理及工藝動作過程32.設計要求63.主要技術參數要求6三、方案設計與分析71.上模沖壓機構方案82.送料機構方案103.下模沖壓機構方案114.電機及其傳動系統(tǒng)擬定135.總機構方案14四、執(zhí)行機構設計151.上模沖壓機構設計152.送粉機構設計：203.下模沖壓機構設計274.傳動系統(tǒng)參數確31五、課程設計小結：32參考文獻34附錄頁35附錄一35附錄二36附錄三37一、 設計題目設計目的 機

2、械設計是機械產品生產的第一步，是決定機械產品性能的最主要環(huán)節(jié)，整個過程蘊含著創(chuàng)新和發(fā)明。為了綜合運用機械原理課程的理論知識，分析和解決與本課程有關的實際問題，使所學知識進一步鞏固和加深，我們參加了此次的機械原理課程設計。 粉末壓制成形，在壓模中利用外加壓力的粉末成形方法。又稱粉末模壓成形。壓制成形過程由裝粉、壓制和脫模組成。通過壓制成型制成零件或成品材料的一種工藝方法。將一定量的金屬粉末送入壓制的位置，壓制成厚度為h，直徑為圓型片坯，經壓制成形后脫離該位置。機器的整個工作過程（送料、壓形、脫離）均自動完成。 二、 題目與設計要求1. 工作原理及工藝動作過程粉末冶金是將金屬等

3、粉末的混合物，通過壓制成型和燒結而制成零件或成品材料的一種工藝方法。在壓制長徑比h/d<=11.5 的圓柱體壓坯時，可采用單向壓制，即壓制時僅一個方向施力。壓制過程中，陰模固定不動，其他執(zhí)行件動作如下圖所示。第一步：送料器上粉后返回，上模沖開始下行壓制粉末，下模沖固定不動。圖2-1 第二步：上模沖壓制到位，下模沖固定不動圖2-2 第三步：上模沖上行回位，下模沖上頂壓坯脫模。圖2-3 第四步：送料器退壓坯下料，下模沖固定不動。圖2-4第五步：送料器到位后準備上粉，下模沖下行回位。然后開始下一循環(huán)。 圖2-52. 設計要求1、上模沖壓制機構應具有以下的運動特性：快速接近粉料，慢速等速壓制，壓

4、制到位后停歇片刻（約0.4秒左右）保壓或接近壓制行程終點時再放慢速度而起到保壓作用。2、脫模機構應使下沖模頂出距離準確，復位時要求速度快而沖擊小。3、送粉機構要求嚴格遵守壓制周期的運動規(guī)律。4、進一步要求：讓上模沖和下模沖的行程可調。3. 主要技術參數要求1、每分鐘壓制次數為1040次;2、壓坯最大直徑為45mm；3、上模沖最大行程為110mm；4、送粉器行程為120mm；5、脫模最大行程為45mm；6、壓制及脫模能力最大為58KN；三、 方案設計與分析   根據任務書要求，有下圖分析得知該系統(tǒng)的主功能為將粉料壓制成型，為完成主功能又可分解為四個功能，即上沖頭的壓下，下沖頭

5、的壓上，篩料推片和成新模具，如圖所示。圖3-1圖3-21. 上模沖壓機構方案1.1要求分析：對于上模沖機構，要求是需要有幾個狀態(tài)，包括快速接近粉料、慢速壓制、保壓、離開這幾個狀態(tài)。其中保壓需要大約0.4秒或通過使接近壓制行程終點時放慢速度而起到保壓作用。，而且上模沖受到的沖擊力為58KN。 1.2方案分析方案一分析：如圖是一個曲柄滑塊機構，上沖模通過連桿與曲柄相連達到沖壓的目的。這個機構雖然能夠實現快速接近，但是對于短暫停歇不能完全滿足，不過通過改變桿長，我們能夠將其在一個較大的范圍內實現較小位移，從而達到距離變化不大的保壓過程.這樣就能夠實現我們設定的運動規(guī)律。圖3-3方案二分析：利用不完全

6、齒輪的停歇和保壓作用，連接連桿，停歇時上面的齒輪沒有齒的地方與下面的齒輪接觸，是下面的齒輪不能轉動，則不能帶動連桿運動，實現停歇作用，又在從動輪停歇期間，兩輪輪緣各有鎖止弧起定位作用，以防止從動輪的游動，所以可以實現保壓作用。圖3-4方案三分析：上沖模機構由一個曲柄搖桿機構（1、2、3）和一個三桿滑塊機構（3、4、5）并聯，其功能是：  曲柄1做回轉運動，帶動搖桿3在一定范圍內擺動，并且具有急回特性。  搖桿3與連桿4鉸接，進而帶動沖頭5做直線運動。  上沖模在沖壓完成后停歇0.30.4S，之后有一個急回過程。  

7、圖3-5 經過分析比較我們采用第三種方案。2. 送料機構方案2.1要求分析：送料機構要求送料與出模最好能一起完成，所需的過程最好比較少，整個運動過程比較穩(wěn)定。2.2方案分析方案一分析：可以利用凸輪遠休過程很好地實現停歇送料階段，并且可以很好地控制其周期運動規(guī)律。缺點：結構復雜，加工起來比較麻煩，而且，輪廓曲線的設計也比較復雜。圖3-6方案二分析：利用不完全齒輪的停歇作用，停歇時主動齒輪沒有齒的地方與從動齒輪接觸，使從動齒輪不能轉動，則不能帶動連桿運動，實現停歇送料過程。在從動輪停歇期間，兩輪輪緣各有鎖止弧起定位作用，以防止從動輪的游動。圖3-7方案三分析：脫模機構由下沖模由推桿與圓盤凸輪組成。

8、其功能是： 在凸輪停歇，送料機構被拉回到C''位置，凸輪最遠到達C位置。 脫模機構能使下沖模頂出距離準確。 回程（復位）時速度快而沖擊小。圖 3-8 經過分析比較，我們選擇第三種方案。3. 下模沖壓機構方案3.1要求分析：對于下模沖機構，要求能夠配合上模沖的運動，能夠承受住上模沖沖壓時的沖擊力，完成沖壓后能夠將模頂出完成出模動作.。3.2方案選擇：方案一：下沖模機構選取凸輪機構. 我們選用最簡單的盤形凸輪，推桿為對心直動滾子推桿，如圖圖3-9我們選擇方案一。運動循環(huán)圖粉末成形壓機的執(zhí)行機構有3個，上沖頭、下沖頭和送料器。根據粉末坯料的壓制過程，繪制兩種種形式的運動循環(huán)圖。3-1

9、0直線式運動循環(huán)圖 圖3-11直角坐標式運動循環(huán)圖4. 電機及其傳動系統(tǒng)擬定分析機械在工作過程中所要提供的最大動力為58KN，在工作過程中取開始壓制為臨界點進行分析，臨界時上沖模行程為70mm，此時的位置如圖所示： 圖3-12 根據上沖模在沖壓的過程中受到的最大力為58KN，經過計算得到動力桿所要提供的最大動力為F=30.75KN?！?1】力學中 P=Mz=F×R，其中R=68.8mm ,=rad/s計算得到的需求功率為Pmax=6636.5w最常見交流電動機有2極 同步轉速 3000r/min 4極 同步轉速 1500r/min 6極 同步轉速 1000r/min 8極 同步轉速

10、750r/min10極 同步轉速 600r/mi 選擇轉速為750r/min的同步轉速電機，沖壓機構的周期為2s，所以要求設計的減速器減速比為i= 25：1 。圖3-13設計六組變速齒輪傳動比分別為： i12=3.3 i23=3 i34=2.5 i45=1 i56=1 i67=1 根據各機構的傳動效率，選擇齒輪機構組合減速，設計的減速器如圖所示： 圖3-145. 總機構方案執(zhí)行機構系統(tǒng)示意圖：圖3-15 四、 執(zhí)行機構設計1. 上模沖壓機構設計 設計選定LCD =LBC =L4=200mm，上沖模的行程為100mm。即構件2,3,4的長度均為200mm。 先對曲柄

11、搖桿機構【1】進行作圖分析：圖4-11假定CD桿運動到豎直位置時，AB桿與BC桿恰好共線，且此時BC與水平方向的夾角為30°。BC與B”C”分別是BC桿運動的兩個極限位置。進而計算出桿CD的擺動角為41.4° 計算得C”CD=69.3°。則C”CB=30°+C”CD-90°=9.3° AB與BC共線，A鉸鏈的位置在直線B”C”上，現假設LAB=X，則有AC=200+X。還有AB”與B”C”重合，則AC”=200-X。 進而由余弦定理得： COSC”CB=(200+X)²+141

12、8;-(200-X)²/2x141*(200+X) 解得X=68.78mm 即曲柄1的長度約等于68.8mm。 進一步計算其極位夾角f=9.97°，即極位夾角約等于10°，從而得該機構的行程速比系數K=1.117。最后得到的上沖模機構簡圖如下圖。圖4-22現對進行運動分析：圖4-3計算得LAD=242mm、LAE=LAB+LBC=268.8mm、AD與水平線的夾角為15.77° 3 現以AD為基準進行機構的運動分析：f1(q2,q3)=(LBCcosq2 +LCDcosq3 )(LAD+LABcosq1 )f2(q

13、2,q3)=(LCDsinq3 LBC sinq2 )LABsinq1 該方程組的雅克比矩陣為J：LBC sinq2 -LCDsinq3J= -LBCcosq2 LCDcosq3接著進行MATLAB編程【8】，對機構的運動進行分析：位移分析：原函數：見附錄一：得到P矩陣。得到的P矩陣的第二列是q3在曲柄1轉過360°的過程中對應各個位置的值。得搖桿與豎直線的夾角矩陣為q=90-p(:,1)'*(180/pi)-15.77【2】。輸出q3與q圖像：圖4-4上沖模的行程方程為：X= 2x200xcosq-300輸出上沖模行程隨q1 擺動角度變化的圖像： 圖4-5分析上沖模的行程圖

14、像可知，上沖模在一個周期內約有0.33S的停歇時間。接下來分析機構運動的加速度【6】： f1(q2,q3)=(LBCcosq2 +LCDcosq3 )(LAD+LABcosq1 ) f2(q2,q3)=(LCDsinq3 LBC sinq2 )LABsinq1對時間t求導數得到：-2LBCSin2-3LCDSin3=-1LABSin13LCDCos3-2LBCCos2=1LABCos1 -LBCSin2 -LCDSin3 2 -LBCCos2 LCDCos3 3 -LABSin1 =1LABCos11=2/=rad/s再次求導數得到【7】：-2LBCSin2-22LBCCos2-3LCDSin

15、3-32LCDCos3=-12LABCos13LCDCos3-32LCDSin3-2LBCCos2+22LBCSin2=-12LABSin1 -LBCSin2 -LCDSin3 2 = LCDCos3 -LBCCos23 1LABCos1 2LBCCos2 3LCDCos3 1 2-1LABSin1 -2LBCSin2 3LCDSin3 3依據速度方程和加速度方程進行MATLAB編程。速度分析：主函數：見附錄二：得到的m矩陣的第二行是CD桿的角速度進一步輸出CD桿角速度圖像。CD桿角速度圖像：圖4-6上沖模的速度函數V=-W3x400xsinq3輸出上沖模速度圖像：圖4-7求加速度：主函數：見

16、附錄三：得到的n矩陣的第二行是CD桿的角加速度。輸出桿CD運動的角加速度圖像：圖4-8上沖模加速度：>> A=zeros(1,180);>> for k=1:180A(k)=-0.4*n(2,k)*sin(p(k,2)-0.4*m(2,k)2*cos(p(k,2);End輸出上沖模加速度圖像：圖4-92. 送粉機構設計：圖4-10該機構由擺動推桿凸輪機構與搖桿滑塊機構串聯而成。機構設計尺寸：擺動推桿L3=30mm、搖桿L4=200mm、連桿L5=400mm、擺桿3與機架鉸接的位置和連桿與送料機構鉸接的位置在同一條水平線上，且鉸鏈A到陰模中心線的距離L=500mm。送料機

17、構的寬度d=60mm。滾子半徑rr=15mm。搖桿L4與擺動推桿L3固連在一起，兩桿成90°夾角。L3與凸輪相切于M，凸輪回轉中心O與A的連線相對于AC夾角為30度，AO=150mm。由送料機構的運動規(guī)律來設計連桿機構主動件的角度擺動規(guī)律，進而設計擺桿凸輪的運動規(guī)律?？紤]送料機構運動與上沖模機構以及脫模機構運動的協(xié)調，先設計其運動規(guī)律如下： 00.4s：送料機構停在陰?？诘恼戏剑M行加粉。此時連桿AB與水平線的夾角為49.46°。此時對應的擺動推桿L3與水平線的夾角為40.54°。計算得OM=127.8mm。 0.50.6s：送料機構在這個時間段有一個急回動作，

18、急回一個送料機構的寬度即60mm。連桿機構運動到ABC處時，AB桿與水平線的夾角為65.28°。此時對應的擺動推桿L3與水平線的夾角為24.72°，即在這段時間內，擺動推桿的擺角從40.54°減小到24.72°，此時OM=120.0mm。為保證運動加速度的平穩(wěn)，這段時間凸輪運動規(guī)律我們設計為擺線運動規(guī)律（cycloidal）。 0.70.9s：送料機構在這段時間內繼續(xù)做回程運動，回程60mm，相比于過程這個時間段經歷比較長。連桿機構運動到AB”C”處時，AB”桿與水平線的夾角為80.76°。此時對應的擺動推桿L3與水平線的夾角為9.24

19、6;，即在這段時間內，擺動推桿的擺角從24.72°減小到9.24°，此時OM=113.2mm。為保證運動加速度的平穩(wěn)，這段時間凸輪運動規(guī)律我們仍設計為擺線運動規(guī)律（cycloidal）。 1.01.3s：送料機構停歇取粉。連桿不動，凸輪此段時間是空行程，保持9.24°的擺角不變。OM=113.2mm 。 1.42.0s：送料機構向前做送料運動，直至運動到陰模口的上方。此段時間內，送料機構的行程是120mm，對應的搖桿AB從80.76°的位置變化到49.46°。對應的擺動推桿的擺角從9.24°變化到40.54°。計算得OM=1

20、27.8mm。這段時間內凸輪擺動推桿的運動規(guī)律仍然設計為擺線規(guī)律（cycloidal）。具體設計：擺動推桿凸輪設計：按照上述分析的凸輪運動規(guī)律設計凸輪。依據上述行程分析在Camtrax輸入運動信息：圖4-11利用Camtrax不斷對凸輪進行優(yōu)化設計，最終選定凸輪為偏心凸輪。 運行軟件畫出凸輪：圖4-12輸出擺動推桿位移規(guī)律圖像：圖4-13輸出擺動推桿運動速度圖像：圖4-14輸出擺動推桿運動加速度圖像：圖4-15輸出擺動推桿運動在各個位置時的壓力角圖像：圖4-16分析該圖可見該凸輪的壓力角滿足a=11.3°a=35°的擺動推桿設計要求。輸出凸輪在各個位置的曲率半徑圖像：圖4-

21、17并且由該軟件輸出地曲率半徑列表中可知，該凸輪的最小曲率半徑為57.17mm。即凸輪的基圓半徑為57.17mm。分析：分析圖4-15可知該凸輪在運動過程中加速度過度平穩(wěn)，圖4-16知壓力角也滿足設計要求。連桿機構設計：圖4-18如圖，以鉸鏈A和C所在的水平線為X軸，鉸鏈A處為原點。設AB與X軸的夾角為q，BC與X軸負方向的夾角為f。現依據中隊凸輪運動規(guī)律的設計，來分析連桿機構中主動件AB以及送料機構即鉸鏈C的運動規(guī)律。由于擺動推桿與連桿的主動件AB固連，則AB桿的運動角速度及角加速度均與擺動推桿相同。先分析AB的角度q的運動規(guī)律：49.46+15.82(-72)/36 sin2(-72)/3

22、6/2×pi/18065.28+15.48(-108)/54 sin2(-108)/54/2×pi/18080.76-31.3(-234)/126 sin2(-234)/126/ 2×pi/180擺動推桿的運動規(guī)律是擺線規(guī)律，依據擺動推桿的擺動角度與q的關系在MATLAB中編程【3】，分析AB桿運動的擺動角q的規(guī)律：x=ones(1,360);>> for k=1:72x(k)=49.46*pi/180;end>> y=linspace(73,108,36);>> for k=1:36x(k+72)=(49.46+15.82*(

23、y(k)-72)/36-sin(2*pi*(y(k)-72)/36)/2/pi)*pi/180;end>> y=linspace(109,162,54);>> for k=1:54x(k+108)=(65.28+15.48*(y(k)-108)/54-sin(2*pi*(y(k)-108)/54)/2/pi)*pi/180;end>> for k=1:72x(k+162)=80.76*pi/180;end>> y=linspace(235,360,126);for k=1:126x(k+234)=(80.76-31.3*(y(k)-234)/12

24、6-sin(2*pi*(y(k)-234)/126)/2/pi)*pi/180;end輸出的q變化圖像為：圖4-19依據圖4-19列出送料機構的運動學方程：X=0.2cos+0.4cos-0.38 V=X =-0.2sin -0.4 sin A=0.2sin-0.22cos+2cos-0.4sin 相關方程有三個：sin=0.5sincos2sin=1/2cos-1/22sin =（1/2cos-1/22sin+2sin）/cos依據送料機構運動的行程方程，用MATLAB編程【4】：s=zeros(1,360);>> for k=1:360s(k)=(200*cos(x(k)+40

25、0*cos(asin(0.5*sin(x(k)-380);end>> plot(linspace(1,360,360),s)輸出的送料機構的運動行程規(guī)律圖像為：圖4-20由Camtrax獲得擺動推桿的運動角速度矩陣，輸入到MATLAB中【5】，輸出AB桿運動角速度圖像：圖4-21由Camtrax獲得擺動推桿的運動角加速度矩陣，輸入到MATLAB中，輸出AB桿運動角加速度圖像：圖4-22依據運動方程，進行MATLAB編程【8】，分析送料機構運動速度：v=zeros(1,360);>> for k=1:360v(k)=-0.2*sin(x(k)*w(k)-0.4*0.5*s

26、in(x(k)*w2(k);end>> plot(linspace(1,360,360),v)輸出的送料機構的運動速度圖像為：圖4-23依據運動方程，進行MATLAB編程【9】，分析送料機構運動加速度：A=ones(1,360);>> for k=1:360A(k)=-0.02*a(k)*sin(x(k)-0.2*w(k)2*cos(x(k)-0.4*x2(k)2*sqrt(1-0.25*sin(x(k)-0.4*(0.5*a(k)*cos(x(k)-0.5*w(k)2*cos(x(k)+x2(k)2*0.5*sin(x2(k)/sqrt(1-0.25*sin(x(k)

27、*0.5*sin(x(k);End輸出的送料機構運動加速度圖像為：圖4-243. 下模沖壓機構設計3.3.1 運動尺寸確定：由于題目中要實現下沖模的上頂材料和間歇功能，所以我們可以選擇變加速直線運動和變減速直線運動。凸輪選擇直動滾子推桿盤形凸輪機構，凸輪基圓半徑r=150mm ，遠休半徑=190mm，滾子半徑=10mm。（2）脫模機構設計：這里運用Camtrax 軟件對凸輪進行設計。由第一步對上沖模機構的設計列出下沖模的時間表： 下沖模運動時間表時間/s 00.25 0.250.5 0.51.5 1.52下沖運動頂部停歇急回底部停歇 緩慢上推現依據表進行脫模機構的凸輪設計。凸輪的動作時間分布為

28、：（周期為2S）0.5s1.5s：推桿懸空（掛在機架上），保持行程S=1501.5s2s:推桿以擺線規(guī)律（cycloidal）上頂40mm，使推桿加速度過度平穩(wěn)，沒有沖擊0-0.25s：推桿保持S=190mm0.25s0.5s：推桿以擺線規(guī)律（cycloidal）急回，速度快，無沖擊具體設計陰模及推桿尺寸設計，如圖：圖4-25機構為滾子對心直動推桿圓盤凸輪依據上述行程分析在Camtrax輸入運動信息：圖4-26利用Camtrax 軟件不斷對凸輪進行優(yōu)化設計，既要保證運動規(guī)律，使凸輪的壓力角滿足a=30°，又使推桿運動無沖擊，并使機構盡量緊湊【10】。最終選定凸輪基圓半徑為r0=150

29、mm，滾子半徑為rr =10mm。設定凸輪運動周期為2S。運行軟件，畫出凸輪輪廓圖：圖4-27輸出推桿位移規(guī)律圖像：圖4-28輸出推桿運動速度圖像：圖4-29輸出推桿運動加速度圖像：圖4-30輸出凸輪各個位置的壓力角圖像：圖4-31分析圖4-29和圖4-30可知該凸輪在運動過程中加速度過度平穩(wěn)，無沖擊，并且分析圖4-31可知壓力角最大為a=26.2°a=30°，滿足設計要求。輸出凸輪在各個位置的曲率半徑圖像：圖4-32并且由該軟件輸出地曲率半徑列表中可知，該凸輪的最小曲率半徑為62.4mm。即凸輪的基圓半徑為62.4mm。4. 傳動系統(tǒng)參數確設計的各齒輪數據為：模數m=2

30、壓力角 =20 h a*=1.0Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z6Z6Z7齒數z1860206018452020204040分度圓d361204012036904040408080齒頂高ha22222222222齒根高hf2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.5基圓db33.83112.7637.59112.7633.884.637.5937.5937.5975.1775.17齒距p22222222222齒厚s中心距 :Z1Z2=78 、Z2Z3= 80 、Z3Z4=63 、 Z4Z5=40、Z5Z6=40 、Z6Z7=80 i12=3.3 i23=3 i34=2.

31、5 i45=1 i56=1 i67=1i=i12*i23*i34*i45*i56*i67=3.3*3*2.5*1*1*1=25經計算分析滿足設計要求。查詢機械手冊得齒輪傳動的機械效率為0.920.96，取為=0.95計算得電機的額定功率 P額=P/3 = 6636/0.953 w = 7739w所以選擇額定功率為8KW，轉速為750r/min的同步電機。五、課程設計小結：蔡旗：在這次的課程設計中我主要負責上沖模機構的設計、部分圖形的繪制以及部分的排版工作。  當然，在課程設計的過程中，我們也遭遇到了困境。比方說：各機構之間的連接傳動、各構件合理的尺寸設計、以及對整體循環(huán)過程

32、的理解。 當我剛剛準備設計上沖模機構時。首先是面對設計任務時的迷茫，沒有完全明白機構的要求，也就無從下手，在參考了很多的文獻之后才逐漸有所明白。在設計的過程中我遇到的最大的問題就是matlab軟件的使用，即使在做完課設后也依然不是很熟悉。因為這次的課設時間緊迫，所以沒有更多的時間去仔細的學習matlab，所以在編程的過程中只能去套用搜索到的相關的模板，但是這只是一時的，以后還要逐步加強這方面的應用。而對于CAD繪圖，因為大一的時候已經學過了CAD的使用，所以在課設的過程中沒有遇到太大的困難。在這次的課程設計中，雖然我做的并不理想，但還是收獲了很多東西。在做課程設計的過程中，將課程上學習的內容與

33、實際相結合，加深了對知識的理解與應用，其次就是學習了matlab和CAD的基本使用，收獲了很多的知識。 課程設計的目的也是為了讓我們更好的認識和使用書本知識，由理論走向實際。對我們更好的學習專業(yè)內容大有裨益！曹攀輝：看了功能分析首先想到的的就是凸輪結構，然后在設計凸輪的時候畫圖是一個大問題，最后下載了一個camtrax64插件，學習一下教程，畫凸輪就容易多了。尺寸的確定，近休止遠休止和角度的確定凸輪就畫好了。MATLAB不是太熟悉，時間又緊張，所以程序是改網上版的。最后的動力輸入機構設計的時候是25:1的傳動比，本來是想用一對齒輪完成這個比例的，結果發(fā)現齒數相差太大，小齒輪容易疲勞，就選用了三

34、組齒輪聯合傳動。楊友鵬：通過這次課程設計，讓我更加深刻了解課本知識，和以往對知識的疏忽得以補充，在這次的課程設計中，我主要設計和分析送料機構，這部分主要利用了凸輪的遠休止與近休止來實現送料，并通過連桿機構使送料行程達到要求，并能在撤回時與一個急回過程，整個設計過程利用了camtrax、CAD、MATLAB，雖然開始時在這些軟件上廢了較大的力氣，但是這次的課程設計給我相當的基礎知識，為我以后工作打下了嚴實的基礎。參考文獻【1】 孫恒，陳作模.機械原理.7版.北京：高等教育出版社，2006【2】 曲秀全.基于/MATLABSimulink平面連桿機構的動態(tài)仿真.黑龍江：哈爾濱工業(yè)大學出版社，200

35、7【3】 高會生，李新葉，胡志奇譯.MATLAB原理與工程應用.2版.北京：電子工業(yè)出版社，2006【4】 賀超英.MATLAB應用與實驗教程.北京：電子工業(yè)出版社，2010【5】 王宏.MATLAB6.5及其在信號處理中的應用.北京：清華大學出版社，2004【6】 同濟大學數學系.線性代數.北京：高等教育出版社，2009【7】 同濟大學數學系.高等數學. 北京：高等教育出版社，2008【8】 雷培，劉云霞.基于MATLAB的四連桿機構運動分析.機械工程與自動化.2009年4月，第2期【9】 董長虹，余海嘯.MATLAB接口技術與應用.北京：國防工業(yè)出版社，2004【10】 周品，何正風.MA

36、TLAB數值分析.北京：機械工業(yè)出版社，2009【11】 張建民，白景嶺.理論力學.武漢：中國地質大學出版社，200640附錄頁附錄一function y=rrrposi(x)%script used to implement Newton-Raphson mechod for%solving nonlinear position of RRR bar group%Input parameters%x(1)=theta-1%x(2)=theta-2 guess value%x(3)=theta-3 guess value%x(4)=LAB%x(5)=LBC%x(6)=LCD%x(7)=LAD%

37、Output parameters%y(2)=theta-2%y(3)=theta-3%y(4)=theta-4%theta2=x(2);theta3=x(3);%epsilon=1.0E-6;%f=x(5)*cos(theta2)+x(6)*cos(theta3)-x(7)-x(4)*cos(x(1); x(6)*sin(theta3)-x(5)*sin(theta2)-x(4)*sin(x(1);%while norm(f)>epsilon J=-x(5)*sin(theta2) -x(6)*sin(theta3); -x(5)*cos(theta2) x(6)*cos(theta3); dth=inv(J)*(-1.0*f); theta2=theta2+dth(1); theta3=theta3+dth(2); f=x(5)*cos(theta2)+x(6)*cos(theta3)-x(7)-x(4)*cos(x(1); x(6)*sin(theta3)-x(5)*sin(theta2)-x(4)*sin(x(1);norm(f);end;y(1)=theta2;y(2)=theta3;主程序：clcclearx1=linspace(0,2*