(2)分析构成机构的基本杆组。 对于该机构，其自由度为F=3n2PLPH，F=35-27=1。 使用曲柄作为原动机，对机构进行结构分析，并开始将杆从原动机上拆卸下来。 组中，基本杆组中所有运动副均为低副，符合 3n2PL=0。 将框架6从剩余的杆上拆下来，剩余的杆组成的杆组的自由度为0。从远离原运动的距离处将构件5从部件的一端拆下，形成阶梯杆组，然后拆下构件2、构件3和框架6。由于拆下的最高级杆组是阶梯杆组，因此该机构为阶梯机构。 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w1=2πn=2π5r/s=31.4rad/s，故该点速度v=OAw1=181031.4m/s =0.565m/s。 该方向垂直于曲柄。 并且由于曲柄匀速旋转，因此该点的加速度大小和方向都等于其法向加速度，aA=OAw1=17.75m/s。 对于连杆 2 vB、vD 的角速度 w2 和角加速度 α2，以及角加速度 vB、vD 和加速度 aB、aD，杆的角速度 w3、w4、w5 和角加速度 α3、α4，该点的速度、vc和加速度ac，采用向量方程图解法计算。

从运动合成原理可以看出，D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大小： 方向：从速度多边形得到的点的加速度大小： 方向：选择开始绘制加速度多边形的加速度尺度，以及从加速度得到的点的加速度大小多边形：方向：由加速度多边形求得（2）绘制颚板角位移和角速度的变化曲线； 在颚式挤压石料的过程中，假设挤压压力从零到最大线性增加，石料对颚板的压力均匀分布在颚板的有效工作面上，机构动态静态分析分析曲柄所需的驱动扭矩； （注：不考虑摩擦力、分量重力和惯性力）； (1)颚板挤压石料的过程中，挤压压力从零到最大线性增加，石料对颚板的压力均匀分布在颚板的有效工作面上。 当曲柄转动到连杆2的延长线上时，颚板受到最大的挤压压力。 这是曲柄绕图中旋转的七个点。 。 假设曲柄转角为θ，颚板受到的挤压压力为F，挤压压力为P，颚板有效工作表面积为s，曲柄转角为θ，颚板挤压压力P=200MPa，所以当x=200破碎机机构课程设计，θ=180，P=0MPa，y=1.11，所以+200。 当θ=360P=200MPa时，当θ=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θ，颚板挤压压力。 关系图附在图上。

因此，颚板挤压压力F=PS=200100mm200MPs=410KN，此时θ=90，P=100MPa。 (2)机构静力分析不考虑摩擦力、分量重力和惯性力破碎机机构课程设计，因此只需对机构进行静力分析。 根据静定条件，将机构视为分离体。 首先，由于石料作用在颚板上的压力均匀分布在颚板有效工作面上，所以挤压力取在颚板有效工作面中点，且与颚板垂直。 应力分析参见图纸。 CCB 杆是二力杆。 该力如图所示，反作用力由杆承受。 每个分力的方向和合力以及一个分力的大小在 C 点已知。使用力多边形求解其他力。 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 在这两周的时间里，我阅读了《机械设计》、《机械设计课程设计》等书，反复计算、设计方案、画草图，当然这期间我还是得到了老师们的细心建议和耐心指导。我周围的同学。 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，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授编[3]。 理论力学第七版。 哈尔滨工业大学理论力学教研室[4]． 材料力学第五版。 刘洪文主编[5]. 机械设计手册。 程大贤主编[6]． 颚式破碎机。 廖汉元等主编[7]。 破碎筛分机械手册.唐景林主编