加熱爐推料機的執(zhí)行機構綜合與傳動裝置設計

加熱爐推料機的執(zhí)行機構綜合與傳動裝置設計,加熱爐,推料機,執(zhí)行機構,綜合,傳動,裝置,設計 課 程 設 計加熱爐推料機的執(zhí)行機構綜合與傳動裝置題 目：設計班級：姓名：指導教師：完成日期：遼寧工程技術大學課程設計I一、設計題目及要求一、設計題目及要求加熱爐推料機的執(zhí)行機構綜合與傳動裝置設計加熱爐推料機的執(zhí)行機構綜合與傳動裝置設計圖 620 為加熱爐推料機結構總圖與機構運動示意圖。該機器用于向熱處理加熱爐內(nèi)送料。推料機由電動機驅(qū)動，通過傳動裝置使推料機的執(zhí)行構件（滑塊）5 做往復移動，將物料 7 送入加熱爐內(nèi)。設計該推料機的執(zhí)行機構和傳動裝置。 圖 620 加熱爐推料機結構總圖與機構運動示意圖二、設計參數(shù)與要求二、設計參數(shù)與要求加熱爐推料機設計參數(shù)如表 68 所示。該機器在室內(nèi)工作，要求沖擊振動小。原動機為三相交流電動機，電動機單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速誤差4%；使用期限為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 16 小時。 分組參數(shù)1滑塊運動行程H(mm)220滑塊運動頻率n(次/min)20滑塊工作行程最大壓力角30機構行程速比系數(shù)K1.25構件DC長度(mm)1150構件CE長度(mm)150滑塊工作行程所受阻力(含摩擦阻力)(N)500滑塊空回行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1(N)100三、設計任務三、設計任務(1) 針對圖 620 所示的加熱爐推料機傳動方案，依據(jù)設計要求和已知參數(shù)，遼寧工程技術大學課程設計II確定各構件的運動尺寸，繪制機構運動簡圖(2) 在工作行程中，滑塊 F 所受的阻力為常數(shù) Fr1，在空回行程中，滑塊 F 所受的阻力為常 Fr2；不考慮各處摩擦、其他構件重力和慣性力的條件下，分析曲柄所需的驅(qū)動力矩；（3） 確定電動機的功率與轉(zhuǎn)速；（4） 設計減速傳動系統(tǒng)中各零部件的結構尺寸；（5） 繪制減速傳動系統(tǒng)的裝配圖和齒輪、軸的零件圖；（6） 編寫課程設計說明書 四、進度安排四、進度安排(1) 熟悉設計任務，收集相關資料 (2) 擬定設計方案(3) 繪制圖紙(4) 編寫說明書(5) 整理及答辯五、指導教師評語五、指導教師評語成成 績：績： 指導教師指導教師日日期期遼寧工程技術大學課程設計III摘摘要要 這次課程設計主要是設計了加熱爐 推料裝置的減速系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)。 推料機代替人工加料，即安全又方便，它包括機架，在機架上安裝有電動機，在電動機的驅(qū)動軸上裝有聯(lián)軸器，聯(lián)軸器與蝸桿 相連， 蝸桿渦輪減速器 ，在推料小車上裝有推桿 。用 ProE 建立了減速器的三維裝配圖。計算了蝸輪蝸桿的各種參數(shù)，減速器外大小齒輪的參數(shù)，并進行校核。執(zhí)行系統(tǒng)（六連桿機構）的設計，根據(jù)要求，計算出了各桿的工作尺寸。通過這次課程設計，最重要的是催促我又學習了一個新的應用軟件，其功能之強大，以后工作或?qū)W習必備之。也在一次體會到了設計任務的過程，需細心與較真，不管做的怎么樣，但是過程對自己很重要。關鍵詞：減速器 齒輪 曲柄連桿結構 滑塊機構 推料式加熱爐遼寧工程技術大學課程設計IVAbstractThe curriculum is mainly designed furnace pusher device deceleration systems and delivery systems. Pusher machine instead of artificial feeding, that is safe and convenient, which includes rack, the rack is installed on the motor, the motor drive shaft is equipped with coupling, coupling with the worm attached to turbine worm reducer, in the push feed a small car equipped with a putter. ProE established a reducer with the three-dimensional assembly. Calculated the various parameters of the worm, the size of gear reducer outside the parameters and carry out checking. Execution System (6 linkage) design, upon request, to calculate the size of the work of each rod. Through this curriculum, the most important thing is to press I learn a new application software, the function of the powerful, after the necessary work or study. Is also a feel of the design task of the process, need to carefully and seriously, no matter how kind of do, but the process on their own is very important。Key words：Reducer gear Crank and connecting rod structure Slider Pusher-type furnace目錄目錄1 1 電電動動機機的的選選擇擇計計算算. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1 11.1 電動機系列的選擇 .11.2 選擇電動機功率 .11.3 分配傳動比 .22 2 傳傳動動裝裝置置的的運運動動和和動動力力參參數(shù)數(shù)計計算算. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .2 22.1 減速器外齒輪的設計.32.1.1 選擇齒輪材料、確定精度等級.32.1.2 校核齒根彎曲疲勞強度.42.1.3 外齒輪的參數(shù)計算.42.2 渦輪蝸桿的計算 .52.2.1 選擇材料及確定許用應力.52.2.2 驗算渦輪齒根彎曲疲勞強度.62.2.3 渦輪蝸桿主要幾何尺寸.62.2.4 熱平衡計算 .72.2.5 蝸桿的結構設計.72.2.6 蝸桿軸的強度計算 （按軸進行計算）.82.2.7 計算、校核蝸桿軸承.102.2.8 渦輪軸的計算與校核.113 3 鍵鍵的的選選擇擇和和參參數(shù)數(shù). . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1 13 33.1 蝸桿與電機的鍵 .133.2 渦輪軸與齒輪的鍵 .143.3 渦輪軸與渦輪的鍵 .144 4 六六桿桿機機構構的的設設計計（執(zhí)執(zhí)行行機機構構）. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1 14 45 5 參參考考文文獻獻 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1 17 7遼寧工程技術大學課程設計11 電動機的選擇計算電動機的選擇計算 1.11.1 電動機系列的選擇電動機系列的選擇按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，電壓380V，Y 系列。1.21.2 選擇電動機功率選擇電動機功率根據(jù)工作行程H=220mm，滑塊的 f=，滑塊來回的平均速度為31v=2Hf。推動滑塊實際所需功率為kwHFfFvpw074. 0100033. 0*500*220*2100021000查手冊得各個部分的效率： 執(zhí)行機構：96. 00 軸承 ：99. 01 渦輪蝸桿的嚙合 ：88. 02 聯(lián)軸器：99. 03齒輪：93. 04傳動的總效率：679. 093. 0*99. 0*88. 0*99. 0*96. 0*4432410則所需電動機功率為kwppwr11. 0679. 0074. 0查手冊選擇電動機型號為Y801-4，功率為 0.55kw，同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速為1390r/min。1.3分配傳動比分配傳動比總傳動比為：5 .692013900nni 查手冊初步分配傳動比為 渦輪蝸桿 5 .250i 齒輪 73. 25 .255 .6901iii遼寧工程技術大學課程設計22 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算0 軸：電動機軸kwp11. 00min/13500rn mNnPT778. 0135011. 095509550000軸：蝸桿kWPP1089. 099. 099. 011. 0221301 min/13501rnnMmNnpT771. 0135077. 0*9550*9550111 軸：渦輪軸 kWPP0939. 099. 088. 011. 0221202min/94.525 .251350012rinnmNnpT94.1694.520939. 0*9550*9550222軸：外齒輪軸kWpP428. 093. 099. 00939. 0*242123min/18.1973. 294.52123rinnmNnpT1 .21318.19428. 0*9550*95503332.12.1 減速器外齒輪的設計減速器外齒輪的設計對于開式齒輪傳動，磨損是其主要的失效形式，因磨損后輪齒變薄易發(fā)生折斷，故按齒根彎曲疲勞強度計算，通過降低許用應力的方法來考慮磨損的影響。 開式齒輪的主要失效形式是齒面磨損和輪齒折斷，不會發(fā)遼寧工程技術大學課程設計3生點蝕。由于當前尚無較成熟的磨損計算方法，因此只進行齒根彎曲疲勞強度計算，把求得的模數(shù)增大1020，以考慮輪齒磨薄的影響。用于低速傳動對于開式齒輪傳動中的齒輪，齒面磨損為其主要失效形式，故通常按照齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的模數(shù)，考慮磨損因素，再將模數(shù)增大10%20%，而無需校核接觸強度。軟齒面， 齒面硬度 350HBS，常用中碳鋼和中碳合金鋼，如45鋼 40Cr，35SiMn 等材料，進行調(diào)質(zhì)或正火處理。這種齒輪適用于強度。精度要求不高 的場合，輪坯經(jīng)過熱處理后進行插齒或滾齒加工，生產(chǎn)便利、成本較低。在確定大，小齒輪硬度時應注意使小齒輪的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高30 一 50HBS，這是因為小齒輪受載荷次敷比大齒輪多，且小齒輪齒根較薄為使兩齒輪的輪齒接近等強度，小齒輪的齒面要比大齒輪的齒面硬一些。2.1.1 選擇齒輪材料、確定精度等級選擇齒輪材料、確定精度等級直齒圓柱齒輪， 小齒輪采用 40cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查手冊，硬度為241286HBS。大齒輪材料選用45 鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為162217HBS。選齒輪精度等級為九級。查手冊可得 MPaF2201limMPaF1902lim計算應力循環(huán)次數(shù)72110*2 .1516*300*10*94.52*1*6060hLjnN 查手冊得771210*57. 573. 210*2 .15iNN 5 . 1minFS2STY1XY86. 01NY88. 02NY 彎曲疲勞許用應力 MPaYYSYMPaYYSYXNFSTFFXNFSTFF07.12988. 0*5 . 12*22013.12686. 0*5 . 12*2202min2lim21min1lim1查手冊 1AK02. 1VK1 . 1K2 . 1K則35. 12 . 1*1 . 1*02. 1*1KKKKKVA查手冊 55. 1SaY8 . 2FaY5 . 0d902. 0Y遼寧工程技術大學課程設計4mNnpT94.1694.520939. 0*9550*955022277. 4902. 0*8 . 2*55. 113.126*20*5 . 016940*35. 1*223231212YYYzKTmSaFaFd對于開式齒輪傳動，取m=6mm。 取201Z6 .5420*73. 212 iZZ552Z重新計算傳動比 75. 2205512ZZi2.1.2 校核齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度強度驗算公式：FSaFasabFYYYmbdKTYKYWM112 55. 11SaY8 . 21FaY902. 0Y4 . 22FaY 211221211112167.2516.332FSaFaSaFaFFFSaFaFMPaYYYYMPaYYYbdKT2.1.3 外齒輪的參數(shù)計算外齒輪的參數(shù)計算齒輪分度圓直徑 mmmZdmmmZd33055*612020*62211齒輪齒頂圓直徑 mmmhddmmmhddaaaa3426*1*233021326*1*21202*22*11齒輪基圓直徑 mmddmmddbb10.31020cos*330cos76.11220cos*120cos2211中心距 mmdda225)330120(*5 . 0)(5 . 021圓周速度 smndv/33. 010*603211 齒寬 mmbmmab4045225*2 . 02 . 021遼寧工程技術大學課程設計52.22.2 渦輪蝸桿的計算渦輪蝸桿的計算2.2.1 選擇材料及確定許用應力選擇材料及確定許用應力 蝸桿用 45 鋼，蝸桿螺旋部分采用淬火，齒面硬度45-55HRC。渦輪齒圈用鑄錫青銅，沙漠鑄造，輪芯用HT150.查手冊渦輪的許用接觸應力為,許用彎曲應力為MPaH1501。MPaF401選擇蝸桿頭數(shù)和渦輪齒數(shù)： 5 .250i21z515 .25*2*102ziz按渦輪齒面接觸疲勞強度設計如下：蝸桿轉(zhuǎn)矩 ：mmNmNT3 .770771. 01渦輪轉(zhuǎn)矩 ：mmNmNT1694094.162載荷較平穩(wěn)， 取 0 . 1AK1 . 1VK0 . 1K則載荷系數(shù)K=1 . 1*KKKVA應力循環(huán)次數(shù)為 7210*2 .1516*300*10*94.52*1*6060hLjnNMPaHH75.10610*2 .15108771MPaFF5 . 710*2 .15109761青銅與鋼配對，材料的彈性系數(shù)MPazE160從手冊查得公式322221215.155)51*75.106160(*16940*1 . 1*64. 9)(64. 9mmZZkTdmHE由手冊取 m=4 401d蝸桿導程角 31.11蝸桿分度圓直徑 mmd401渦輪分度圓直徑 mmmzd20451*422遼寧工程技術大學課程設計6渦輪變位系數(shù) 75.0 x渦輪圓周速度 smndv/56. 06000094.52*204*14. 310*603222傳動中心距 mmxmdda125)4*75. 0*220440(*5 . 0)2(*5 . 0212.2.2 驗算渦輪齒根彎曲疲勞強度驗算渦輪齒根彎曲疲勞強度按 查手冊的渦輪齒形系數(shù)515 .25*2*102ziz15. 22aFY查手冊得式 合格85. 1cos53. 12212FFFMPaYmddKTa 合格46.4914783122HHMPadKTd2.2.3 渦輪蝸桿主要幾何尺寸渦輪蝸桿主要幾何尺寸蝸桿直徑系數(shù) mmq10渦輪蝸桿的齒頂高 mmmxhmmmhaa7)1 (421渦輪蝸桿的齒根高 mmmxhmmmhff8 . 1)2 . 1 (8 . 42 . 121渦輪蝸桿齒頂圓直徑 mmmxzdmmmqdaa218)22(48)2(221渦輪蝸桿節(jié)圓直徑 mmddmmmxqd20446)2(2,2,1渦輪蝸桿齒根園直徑 mmmxzdmmmqdff4 .200)4 . 22(4 .30)4 . 2(221蝸桿軸向齒距 mmmPx56.12蝸桿沿分度圓柱上的軸向齒厚 mmms28. 65 . 01蝸桿沿分度圓柱上的法向齒厚 mmssn15. 6cos11渦輪輪緣寬度 mmdba347 . 01渦輪齒頂圓弧半徑 mmmdrfa162 . 05 . 012渦輪齒根圓弧半徑 mmmdraf8 .242 . 05 . 012遼寧工程技術大學課程設計7蝸桿螺旋部分長度 mmmzL10535)1 . 012(22.2.4 熱平衡計算熱平衡計算smndv/826. 210*603111滑動速度 smvvs/88. 2cos1根據(jù)滑動速度查手冊得當量摩擦角為 4 . 1v傳動效率 85. 0)tan(tan955. 0v 取油的允許溫度為，環(huán)境空氣溫度為，按自然 通風ct80ct20條件散熱系數(shù)為ccmwKd2/16散熱面積 2010172. 0)()1 (1000mttKPAd2.2.5 蝸桿的結構設計蝸桿的結構設計蝸桿軸的剛度計算 將蝸桿螺旋部分看做是以齒根圓直徑為直徑的軸來校核蝸桿軸的彎曲剛度，具有最大彎曲撓度可近似按下式計算 482211yLEIFFyrt蝸桿兩支撐間的距離mmdL6 .183204*9 . 09 . 02蝸桿危險截面的慣性矩 44415.41924644 .30*641mmdIf蝸桿所受的圓周力 NdTFt515.38403 .770*22111蝸桿所受的徑向力 NdTFr45.6020tan20416940*220tan*222145 鋼 取 E=201遼寧工程技術大學課程設計8 mmy0011. 06 .183*10*15.41924*48*20145.60515.383322 mmdy04. 010004010001 所以安全yy 2.2.6 蝸桿軸的強度計算蝸桿軸的強度計算 （按軸進行計算）（按軸進行計算） 蝸桿用 45 鋼，蝸桿螺旋部分采用淬火，齒面硬度45-55HRC。按扭轉(zhuǎn)硬度初步計算軸徑 查表取30nPAd 1100A取軸端最小直徑為 30mm。 mmnPAd739. 41350108. 0*110330 在軸的輸入端安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的尺寸可以從手冊中查得，采用聯(lián)軸器。38*2242*19113cJcJTL =770N mmmNnpT771. 0135077. 0*9550*9550111 NdTFt515.38403 .770*22111 NdTFr45.6020tan20416940*220tan*2221 NdTFFta08.16620416940*222221計算支撐反力 如下 ： 水平面支撐反力 NFRNFRtbtaHH41. 0186*9341. 0186515.38*93186*9311遼寧工程技術大學課程設計9 垂直面支撐反力 NdFFRNdFFRarbaravv37.1218620*08.16645.60*931862*9308.4818620*08.16645.60*931862*93111111水平彎矩圖 mmNRMHaH13.3841. 0*9393垂直彎矩圖mmNRMmmNRMvvbvav41.115037.12*939344.447108.48*939321合成彎矩圖 mmNMMMmmNMMMvHvH05.115141.115013.3861.447144.447113.382222222221211轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化處理 即6 . 0 mmNTMMmmNTMMcaca38.1239)770*6 . 0(05.1151)(41.4495)770*6 . 0(61.4471)(22222221121mmNFMmmNFMBHVCAHHC74.769214669.52146112816005. 7160mmNMMMmmNMMMHCVCCHCVCC01.5020882.49628222 2 前已計算mmNT22.259971MPaTMMbbbe600/)(012查表得58. 095/55,95,5501則MPaMPabb危險截面 C 處當量彎矩：遼寧工程技術大學課程設計10mmNTMMCec61.52536)(22MPadMWMcbbeeb03. 1801 . 061.525361 . 03132.2.7 計算、校核蝸桿軸承計算、校核蝸桿軸承 選用圓錐滾子軸承 32006查手冊得 mmd3023200rc26. 0e3 . 2YYRs2NRRRNRRRaVaHbVbH081.4808.4841. 0371.1237.1241. 02222222221NYRSNYRS45.103 . 2*2081.48269. 23 . 2*2371.1222211 1 緊 2 松1253.17645.1008.166SNSFa NANA45.1053.17621eRAeRA22. 008.4845.1027.1437.1253.1762211按軸承 1 校核 查表得 4 . 0 x6 . 1Y1df5 . 1mf1tf則10.431)53.176*6 . 1371.12*4 . 0(*5 . 1*1)(11YAxRffPmdhPcfnLrth7264643)1 .43123200*1(1350*6010)(60103106310610 安全hhLL101048000016*10*3002.2.8 渦輪軸的計算與校核渦輪軸的計算與校核 該軸傳動中小功率，無特殊要求，選用 45 優(yōu)質(zhì)碳素鋼調(diào)質(zhì)處理，其機械性能查表得 MPaB637MPas353MPa3531遼寧工程技術大學課程設計11 MPa15512 . 0 1 . 0MPab601初按扭轉(zhuǎn)強度初步計算軸徑 取mmnpAd32.1394.520939. 0*110330mmd30minNdTFt08.16620416940*22222NdTFr45.6020tan20416940*220tan*2222NdTFa515.38403 .770*2211 NTFq33.28212016940*212022計算支撐反力如下：水平面支撐反力 NFRRNFFRtaHbqtaHH63.872151488106.536134)67*281(*672垂直面支撐反力 NdFFRNdFFRarbaravv00. 1134102*515.3845.60*671342*9354.5913426722211水平彎矩圖 mmNFMmmNFqMqHH84.4178433.282*14814873.2286833.282*818121垂直彎矩圖mmNRMmmNRMvvbvav671*676718.398954.59*676721合成彎矩圖遼寧工程技術大學課程設計12 mmNMMmmNMMMmmNMMMHvHvH73.2286889.417486784.4174883.4197418.398984.4178413222222222221211轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化處理 即6 . 0 mmNTMMmmNTMMmmNTMMcacaca7 .25025)16940*6 . 0(73.22868)(32.42968)16940*6 . 0(85.41748)(64.43161)16940*6 . 0(83.41947)(22223322222221121MPaTMMbbbe600,/)(012查表得58. 095/55,95,5501則MPaMPabb危險截面 C 處當量彎矩：mmNTMMCec56.443999)(22危險截面 D 處當量彎矩：mmNTMMDeD06.712323)(22MPadMWMcbbeeb15.40481 . 056.4439991 . 0313MPaDb16. 5325.1111 . 006.7123233MPab551查得許用應力計算、校核蝸輪軸承 選用圓錐滾子軸承 32006查手冊得 mmd3023200rc26. 0e3 . 2YYRs2NRRRNRRRbVbHaVaH64.87163.8736.53954.5906.5362222222221遼寧工程技術大學課程設計13NYRSNYRS05.193 . 2*264.87225.1173 . 2*236.53922211 1 松 2 緊12565.5705.19515.38SNSFa NANA565.5725.11721eRAeRA656.064.87565.57217. 036.53925.1172211按軸承 2 校核 查表得 4 . 0 x6 . 1Y1df5 . 1mf1tf則74.190)565.57*6 . 164.87*4 . 0(*5 . 1*1)(22YAxRffPmdhPcfnLrth7664643)74.19023200*1(1350*6010)(60103106310610 安全hhLL101048000016*10*3003 3 鍵的選擇和參數(shù)鍵的選擇和參數(shù)3.13.1 蝸桿與電機的鍵蝸桿與電機的鍵為靜聯(lián)接, 選用普通平鍵，圓頭.由手冊查得 d=22 時, 應選用鍵 GB1096.3011A許用擠壓應力校 核, 鋼的許用擠壓應力為=120MPa P PMPadhlTP19. 32230822.199744 故滿足要求.MPaP19. 3 P3.23.2 渦輪軸與齒輪的鍵渦輪軸與齒輪的鍵 為靜聯(lián)接, 選用普通平鍵，圓頭.由表 6-57 查得 d=25mm 時, 應選用鍵 GB1096.2514A許用擠壓應力校 核, 鋼的許用擠壓應力為=120MPa P P遼寧工程技術大學課程設計14MPadhlTP9 .122302571694044 故滿足要求MPaP9 .12 P3.33.3 渦輪軸與渦輪的鍵渦輪軸與渦輪的鍵 為靜聯(lián)接, 選用普通平鍵，圓頭.查手冊得 d=32mm 時, 應選用鍵 GB1096.5015A許用擠壓應力校 核, 鋼的許用擠壓應力為=120MPa P PMPadhlTP6503281694044 故滿足要求MPaP29. 5 P4 六桿機構的設計（執(zhí)行機構）六桿機構的設計（執(zhí)行機構）執(zhí)行機構為平面六桿機構，由曲柄搖桿機構和滑塊機構串聯(lián)而成。滑塊的行程 h 主要與曲柄長度O1A 及比值O2C/O2B有關，而其行程速度變化系數(shù)K 則取決于曲柄搖桿機構。對于有急回運動要求的機械，在設計時，應先確定行程速度變化系數(shù) K，求出極位夾角后，在設計各桿的尺寸。2025. 225. 0*1801) 1(180KK在三角形中，設 12BBOAbABaOAA222 mmBBCCBBCOBOBB62.194BB220130011502121212122得即 （一）20cos)(2B)()(22122abbaBabba對于曲柄搖桿機構，最大壓力角出現(xiàn)在主動曲柄與機架共線的兩位置之一處。 這時有： （二）1221212)(cosBbOdaBObBB 或1221222)(cosBbOadBObBB遼寧工程技術大學課程設計15 1221222)(arccos180BbOdaBObBBmmd37.50523045022在 MATLAB 中編程：a,b=solve(a+b)2+(b-a)2-194.622=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/6),b2+11502-(a+505.37)2=cos(pi/6)*2*b*1150)結果 a，b 的四個跟全為復數(shù)，不符合要求。繼續(xù)編入如下程序：a,b=solve(a+b)2+(b-a)2-194.622=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/6),b2+11502-(505.37-a)2=cos(pi/6)*2*b*1150)結果 a，b 的四個跟全為復數(shù)，不符合要求。繼續(xù)編入如下程序：a,b=solve(a+b)2+(b-a)2-194.622=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/6),acos(b2+11502-(505.37+a)2)/(2300*b)+(pi/6)=3.14)a = 91.922297 301.55289 -159.563*i - 93.98 159.59*i - 93.98 b = 1175.47 578.59 683.89 - 306.21*i 306.211*i + 683.89取 a=91.92mm b=1175.47mm 比較合理。遼寧工程技術大學課程設計16FaFtFrRahRbhFtMhRavRbvFrTM1M2遼寧工程技術大學課程設計175 參考文獻1 蘇翼林 .材料力學 M.北京 :人民教育出版社 ,1979 2 孫江宏 .工程圖與數(shù)據(jù)交換 M.北京：清華大學出版社，20073 華大年 .連桿機構設計與應用創(chuàng)新M.北京：機械工業(yè)出版社，20074 林清安 .動態(tài)機構設計與仿真M.北京：電子工業(yè)出版社，20075 孫志禮 .機械設計 M.沈陽：東北大學出版社，20006 鞏云鵬 .機械設計課程設計 M.沈陽 .東北大學出版社， 20007 吳宗澤 . 機械設計實用手冊 M. 北京 .化學工業(yè)出版社 ，2000.8 周品 .MATLAB 數(shù)值分析 M.北京 .機械工業(yè)出版社， 2009.