2) 分析构成机构的基本杆组。 对于该机构，其自由度F=3n2PLPH，F=35-2。 曲柄是原始的运动部件。 对机构进行结构分析，开始将杆组从原来的运动部件上拆下来。 基本杆组 如果中间运动副全部为低副，则符合3n2PL=0。 由于拆解后的最高等级杆组为等级杆组，因此该机构为等级机构。 机构运动示意图及基本杆装配图见附图。 2、假设曲柄匀速旋转，对机构进行运动分析，绘制颚板角位移和角速度的变化曲线； (1) 分析所记忆的机构运动。 已知曲柄转速n=300r/min=5r/s，曲柄角速度点速度v=OAw1=181031.4m/s=0.565m/s。 该方向垂直于曲柄。 又因曲柄匀速旋转，故w12=17.75m/s2。 对于连杆的角速度w2和角加速度vB、vD以及角加速度vB、vD和加速度aB、aD，连杆的速度w4、w5以及角加速度点vc和加速度ac，使用矢量方程图解法来计算。 从运动合成的原理可以看出，一点的速度：大小：方向：选择速度刻度点，开始绘制速度多边形。 从速度多边形中，获取速度大小：点的方向？ 从速度多边形得到的点的速度： 方向：选择加速度尺度，开始绘制加速度多边形。 从速度多边形获得的点的加速度： 方向：该点的加速度： 方向：从加速度多边形获得的。 在颚板挤压石料的过程中，假设挤压压力从零到最大线性增加，并假设石料作用在颚板上的压力均匀分布在颚板的有效工作面上。颚板。 对机构进行动、静态分析，分析曲柄所需的驱动扭矩； （注：不考虑各个位置的摩擦力、分重力和惯性力） （1）颚板挤压石料的过程中，挤压压力从零到最大线性增加，石料对石料的压力颚板均匀分布在颚板的有效工作面上。 当曲柄转动到连杆在延长线上时，颚板承受最大的挤压压力。 这是曲柄绕图中旋转的七个点。

假设曲柄转动的角度为，对颚板的挤压压力为F，挤压压力为P，颚板的有效工作表面积为s，曲柄转动的角度为P=200MPa，所以x=200，=180时，P=0MPa，y=1.11，所以P=1.11θ+200。 当θ=360=180时，P=0MPa。 所以x=200，y=1.11，P=1.11θ200。 因此，这个关系有两个方程，即P=1.11θ＋200(0θ180)P=1.11θ200(180θ360)。 曲柄转动的角度为200MPs=4103KN。 此时θ=90，P=100MPa。 2）机理静态分析。 由于不考虑摩擦力、部件重力和惯性力，因此只需要对机构进行静态分析。 根据静定条件，将机构视为分离体。 首先，获取结构给予它的反作用力。 由于石料对颚板的压力均匀分布在颚板的有效工作面上，所以挤压力取在颚板有效工作面的中点处。 而垂直颚板，受力分析如图所示。 请参阅图纸了解力。 各分力的方向和杆部件的点处的合力以及一个分力的大小是已知的。 使用力多边形来求解其他力。 选择力的比例，根据已知条件绘制力多边形，见图。 从力多边形中，我们可以分别得到两个力杆DE和OA上的力。 图中对力进行了分析。 对杆进行力多边形分析，参见绘图。 由力多边形可知：曲柄所需的驱动力矩为5。 设计备注 在这两周里，我翻阅了《机械设计》、《设计课程设计》等书籍，反复计算、设计方案、画草图。 当然，这期间我仍然得到了周围同学的细心建议和耐心指导。

一个人在两周内完成这一设计并不容易。 不过，这两周我学到了很多大一、大二时没有时间学习的关键内容。 这给我留下了深刻的印象，我深深地认识到力学这门课并不像我以前想象的那么简单。 所有的理论和公式都是为实际操作而生的。 我很庆幸自己终于认真、独立地做了一次全面的机械设计。 我确实学到了很多容易被忽视的问题和知识点，甚至还培养了我耐心、细心、细心的性格。 一页一页地复习课本，一遍遍地计算数据破碎机机构课程设计破碎机机构课程设计，一遍遍地修改草图，一遍遍地打印装配图，这些都是我从来没有独立做过的事情。 确定破碎机的传动方案迫使我回顾理论力学，并且在联轴器的选择上花费了很大的精力。 我想这对我的毕业设计肯定会有很大的帮助。 6.参考文献：[1]。 机械设计第8版. 西北工业大学机械原理与机械零件教学理论力学第七版哈尔滨工业大学理论力学教研室