凸轮连杆机构课程设计
凸轮机构的设计和计算
凸轮机构的设计和计算凸轮机构是机械传动中常用的一种机构，它可以将旋转运动转化为直线或者非圆轨迹运动。
在机械设计中，凸轮机构的设计和计算是一个重要的环节，下面将从凸轮的选择、轮廓线的设计、凸轮刚度的计算以及凸轮与连接杆的配合等方面进行详细探讨。
一、凸轮的选择凸轮的选择主要考虑两个因素，一是工作台速度要求，二是工作台运动规律要求。
根据工作台速度要求，可以确定凸轮直径或转速，并结合工作台的惯性力矩计算，选取合适的凸轮惯量。
根据工作台运动规律要求，可以确定凸轮的轮廓线类型，如简单凸轮、非圆滚子凸轮等。
二、凸轮轮廓线的设计凸轮的轮廓线设计可以按照几何法或图形法进行。
几何法常用于简单凸轮的设计，通过几何学原理计算得到凸轮的轮廓线。
图形法常用于复杂凸轮的设计，通过图形法绘制凸轮的轮廓线。
对于简单凸轮的设计，可以先确定凸轮的中心轴线，然后根据工作台的运动规律要求，计算得到凸轮相对于中心轴的偏置量。
根据几何关系，可以发现工作台特定点的运动与该点到凸轮中心轴的距离成正比关系，因此可以画出凸轮轮廓线。
对于复杂凸轮的设计，可以根据工作台的运动规律要求，通过图形法绘制凸轮的轮廓线。
首先，在平面上绘制凸轮的中心轴线和工作台的运动轨迹，然后根据几何关系，绘制工作台各点与凸轮中心轴的距离曲线，最后得到凸轮的轮廓线。
三、凸轮刚度的计算凸轮机构在工作过程中会受到惯性力矩的作用，因此需要进行凸轮刚度的计算。
凸轮刚度可以通过应力分析的方法进行计算，可以分为弹性刚度和塑性刚度。
弹性刚度计算可以根据凸轮的材料及几何尺寸进行，通过几何学和材料力学的知识，可以得到凸轮的弹性变形及应力分布。
而塑性刚度计算则需要根据凸轮的材料本构关系及极限变形条件，通过材料损伤理论及极限分析法进行计算。
四、凸轮与连接杆的配合凸轮与连接杆的配合是凸轮机构中的关键问题。
凸轮与连接杆之间要保持一定的配合间隙，以确保运动的精度。
配合间隙的大小应根据凸轮的制造及组装精度、工作台的运动精度要求等因素进行综合考虑。
基于UG软件的串联式凸轮连杆机构的设计方法与运动分析
０ 引言
１ 凸轮 一连 杆组 合机构 的设 计
串联式组合机构是应用最为广泛 的组合 机构 ， 主 动 件 的运动 依次 通过 若 干 基本 机 构 ， 从 动 件 获 得某 使
一
图 １中 ， 凸轮旋 转一 周 ， 动滑 块 ４在动 程 内实 从 现给定 的往 复 、 歇运 动规 律 ｓ ｓ（ ） 设计 具有 良 停 ＝ ， 好传力 特性 的连 杆机 构和 凸轮机 构 。
Ａｂ ｔ ａ ｔ ｎ ｒ ｅ ｔ ｉ ｒ ｖ ｅ ｃ ｅ ｃ ａ ｄ ｏ ｒ ｃｎ ｓ ｏ ｔ ｅ ｓ ｒ ｃ ：Ｉ ｏ ｄ ｒ ｏ ｍｐ ｏ ｅ ｆ ｉｎ ｙ ｎ ｃ ｒｅ ｔ ｅ ｓ ｆ ｈ ｍｅ ｈ ｎ ｓ ｉ ｃ ａ ｉｍ ｄ ｓｇ ｅ ｉｎ， ａ ｄ ｕ ｃ ｅ ｎ ｗ ｐ ｏ ｕ ｔ ｎ ｑ ｉ ｋ ｎ ｅ ｒｄ ｃｓ ｄ ｖ ｌ ｐ ｎ ｒ ｇ ｅ ｓ，ｔ ｉ ａ ｅ ｏ ｋ ａ ｌ ｋａ ｅ ｍｅ ｈ ｎ ｓ ｉ ｅ ｉ ｓ ｆｒ ａ ｘ ｍｐ ｅ，ｃ ｍｂ ｎ ｄ ＶＢ ｒ ｇ ａ ｅ ｅｏ ｍｅ ｔｐ ｏ ｒ ｓ ｈｓ ｐ ｐ ｒ ｔ ｏ ｃ ｍ—ｉ ｇ ｃ ａ ｉｍ ｎ ｓ ｒｅ ｏ ｎ ｅ ａ ｌ ｎ ｏ ｉ ｅ ｐ ｏ ｒ ｌ Ｉ
— — Ｉ
ｚ
Ｓ 一 关系通过上述运算后可变换成 ： 关 系， 一 而 摇杆 实际摆 角为 ＝（ 加一 ） 因此 容 易 得 到 ：一 ： ， ｌ 关系 ；
２ ）由试取 的 Ａ Ｂ杆 长 度 ， 定 了 凸轮 的 基 圆半 径 决
ｒ（ Ｂ￣Ａ Ｏ Ｂ）
变化 （ 即改变 Ｓ 大小 ） 可求得一 系列 值 ， ， 这样 求 得 了 一 的关 系 ， 凸轮 机构设 计创 造 了条件 。 ｓ 为
Ｄ２
， ∞
健身球检验分类机构课程设计
健身球检验分类机机构设计一、综述工作原理健身球自动检验分类机是将不同直径尺寸的健身球（石料）按直径分类的机器。
它将健身球检测后送入各自指定位置，整个工作过程（包括进球、送球、检测、接球）自动完成。
原始数据及设计要求健身球直径范围为40~60mm,要求分类机将健身球按直径大小分为三类。
0 第一类：40＜巾€ 42mm②第二类：42＜巾€ 44mm③第三类：44＜巾€ 46mm表1设计任务①一般至少包括凸轮机构、齿轮机构在内的三种机构②设计传动系统并确定其传动比分配③画出机构运动方案简图④画出凸轮机构设计图（包括位移曲线、轮廓线和从动件的初始位置）。
要求有确定运动规律，选择基圆半径，检核最大压力角和最小曲率半径，确定轮廓线。
盘状凸轮用电算法设计，圆柱凸轮用图解法设计。
⑤设计其中一对齿轮机构设计提示健身球自动检验分类机是创造性较强的一个题目, 可以有多种运动方案实现。
①球的尺寸控制可以靠三个不同直径的接料口实现。
例如：第一个接料口直径为42mm,中间接料口的直径44mm，第三个接料口的直径稍大于46mm 。
这样就使直径小于42mm 的球直接落入第一个接料口，直径大于42mm的球先卡在第一个口，然后由送料机构将其退出滚向中间接料口,以此类推。
②球的尺寸控制还可以由凸轮机构实现③此外，需要设计送料机构、接料机构、间歇机构等，可由曲柄滑块机构,槽轮机构等实现二、方案选用选择以下方案为设计方案：方案一：此机构用凸轮和连杆机构为送料机构, 平顶盘形凸轮为检球机构,其中一个齿轮和凸轮双联,其他齿轮起到减速的作用。
健身球在滑块的推动下被送入检球机构, 在凸轮滑块的缓慢移动下, 根据健身球的直径大小不同进入不同的轨道,即进入接料机构。
方案二，此机构以槽轮为送料机构，平顶盘型凸轮为检球机构, 其中一个齿轮与凸轮双联，其他齿轮起到减速的作用。
健身球在滑块的推动下被送入减料机构中，在凸轮推杆的滑块的缓慢移动下，根据健身球的直径不同进入不同轨道，即进入接料口。
凸轮连杆机构
A、B、C、D是复合铰链 ——计算在内
两个以上的构件共用同一转动轴 线所组成的转动副称为复合铰链。
38
A、B、C、D处各 有两个转动副。 pL =10
F=3n-2PL-PH =3×7–2×10–0 =1
39
(3-1)个铰链
1 2 4
3
（4-1）个铰链
m个构件在同一轴线上组成 m-1个转动副。
40
＝1
F＝3n－2PL－PH ＝3 4 －2 6 －0 ＝0 错
48
2 1 3
2
1
5
3
4
4 F＝3n－2PL－PH ＝3 3－2 4 － 0 ＝ 1 对 F＝3n－2PL－PH ＝3 4 －2 6 － 0 ＝ 0 错
49
机械设计基础 —— 平面连杆机构
3、 机构中对运动不起作用的对称部分
52
自由度计算公式
F＝3n－2PL－PH
机构自由度＝ 3×活动构件数－(2×低副数+1×高副数) 几种特殊结构的处理: 1、局部自由度 2、复合铰链 3、虚约束 —排除 —计算在内
—排除
53
机构的自由度与确定运动条件
计算机构自由度应注意的事项（续）
小结 ◆ 复合铰链
存在于转动副处 正确处理方法：复合铰链处有m个构件 则有(m-1)个转动副
9
凸 轮 副
齿 轮 副
t
t
10
空间运动副
螺旋副 圆柱副 球面副
11
3.运动链和机构
机构: 是由构件通过运动副连接而成的。例如四杆机构。
运动链: 两个以上的构件以运动副连接而成的系统。 原动件：按给定运动规律独立运动的构件 从动件：其余的活动构件 机 架：固定不动的构件 2
凸轮连杆机构设计心得体会
凸轮连杆机构设计心得体会在凸轮连杆机构的设计中，我获得了很多宝贵的经验和体会。
下面是我对凸轮连杆机构设计的心得体会，总结了一些关键点。
首先，凸轮连杆机构的设计要从整体上考虑。
我们需要仔细研究机构的工作原理，了解凸轮与连杆之间的协调关系。
机构的设计目标是使凸轮与连杆能够协同工作，达到预期的运动效果。
因此，在设计之前，要充分了解凸轮和连杆的运动规律，以便正确选择参数和设计参数。
其次，在设计凸轮连杆机构时，需要注意力的平衡。
这意味着在机构的设计过程中，要综合考虑各种因素，包括机构的工作效率、噪音产生、寿命和可靠性等。
例如，如果追求更高的工作效率，则需要减小摩擦和能量损耗；如果追求更低的噪音水平，则需要采取一些减震和噪音降低措施。
因此，在设计过程中，我们需要考虑这些因素，以提高机构的整体性能。
此外，凸轮与连杆之间的协调关系是设计的重点。
凸轮和连杆的运动规律决定了机构的动作方式和工作效果。
因此，在设计过程中，我们需要注意凸轮和连杆的相对位置和相互作用，以实现预期的运动路径和运动速度。
为了确保凸轮与连杆的协同工作，我们可以使用一些设计方法和工具，如虚拟原型技术和数值模拟分析等。
此外，设计凸轮连杆机构时还应考虑材料和制造工艺。
机构的构成部件需要具备一定的强度和刚度，以满足工作条件下的要求。
因此，在设计过程中，我们需要选择合适的材料，并结合适当的制造工艺，以确保机构的结构和强度可靠。
此外，还需要考虑制造成本和生产效率等因素。
最后，设计凸轮连杆机构还要考虑其在实际应用中的可靠性。
机构需要在长时间的工作条件下运行，因此需要具备一定的寿命和可靠性。
在设计过程中，我们需要综合考虑各种因素，例如磨损、疲劳和润滑等，以确保机构的可靠性。
综上所述，凸轮连杆机构的设计涉及许多方面。
在设计过程中，我们需要综合考虑机构的整体性能、凸轮与连杆的协调关系、材料和制造工艺以及可靠性等因素。
在实践中，只有不断积累经验，不断改进设计方法，才能更好地设计凸轮连杆机构，满足实际应用需求。
连杆机构和凸轮机构分析和设计
连杆机构和凸轮机构分析和设计1.连杆机构连杆机构是若干刚性构件用低副连接而成的机构，故又称为低副机构。
连杆机构分为平面连杆机构和空间连杆机构两大类，本文主要讨论平面连杆机构，而平面连杆机构中结构最简单、应用最广泛的是四杆机构。
1.1平面四杆机构的基本类型全部运动副均为转动副的四杆机构称为铰链四杆机构，它是四杆机构的最基本型式。
在此机构中，固定不动的构件AD称为机架；与机架相连接的杆件AB、CD称为连架杆，其中能作整周回转运动的连架杆（AB）称为曲柄，只能在一定范围内作往复摆动的连架杆（CD）称为摇杆；机构中作平面运动的构件BC称为连杆。
铰链四杆机构根据其两连架杆的不同运动情况，又可分为：曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构。
1.2平面四杆机构有曲柄的条件铰链四杆机构有曲柄的条件为：1）最短杆和最长杆长度之和小于或等于其它两杆长度之和；2）最短杆连架杆或机架。
当最短杆为连架杆时，该铰链四杆机构成为曲柄摇杆机构；当最短杆为机架时，成为双曲柄机构；当最短杆不为连架杆或机架（即最短杆为连杆）时，铰链四杆机构中无曲柄，此时称为双摇杆机构。
1.3压力角和传动角1）压力角铰链四杆机构中，如果不考虑构件的惯性力和铰链中的摩檫力，则原动件AB通过连杆BC作用到从动件CD上的力F将沿BC方向，该力的作用线与受力点C的绝对速度v c所夹的锐角δ称为压力角。
为使机构传动灵活，效率高，要求F t越大越好，即要求压力角δ越小越好。
2）传动角压力角的余角称为传动角，由上面分析可知，传动角θ愈大（压力角δ愈小）对传动愈有利。
所以，为了保证所设计的机构具有良好的传动性能，通常应使最小传动角θmin大于等于40°，在传递力矩较大的情况下，应使θmin大于等于50°。
（当传动角θ=0°时机构所处的位置为死点位置，也就是从动件与连杆共线的位置。
）2.凸轮机构及其设计凸轮机构是含有凸轮的一种高副机构。
凸轮是一个具有曲面轮廓的构件，一般多为原动件（有时为机架）；当凸轮为原动件时，通常作等速连续转动或移动，而从动件则按预期输出特性要求作连续或间歇的往复摆动、移动或平面复杂运动。
2016新编12.自由度计算凸轮与连杆机构
平面机构自由度计算：1.计算题2图所示机构的自由度，若含有复合铰链、局部自由度和虚约束.请明确指出。
3.4.5.6.凸轮机构：下图所示尖顶直动从动件盘形凸轮机构，凸轮为圆盘，圆心在A点，回转中心在O点，从动杆导路向右偏置，试回答：（1）在图上标出凸轮的合理转向。
（2）在图上画出基圆，偏距圆。
（3）画出图中B0点的压力角 及位移S。
（4）画出从动件的升程H。
B0OA2.3.4.设计一偏置式直动尖底从动件盘形凸轮机构。
已知从动件的运动规律S=S(ϕ)如图（a ）所示，凸轮的基圆、回转方向及从动件的初始位置如图（b ）所示，在图中的基圆圆周上已给出了12个等分点。
[说明]： ①图中的比例尺mmmm 1,mmmm 11S=μ=μ；②作图过程不必作文字说明，但必须保留作图线。
如图所示铰链四杆机构中，已知各杆长度A B15m m l =，B C 48m m l =，C D 55m m l =，A D 45m m l =。
（1）判断该铰链四杆机构的类型。
（2）若AB 为原动件，用作图法标出从动件CD 的最大摆角ϕ，机构的极位夹角θ。
（请保留作图痕迹）（3）试回答该机构在什么情况下会出现死点。
A DBC干部教育培训工作总结[干部教育培训工作总结] 年干部教育培训工作，在县委的正确领导下，根据市委组织部提出的任务和要求，结合我县实际，以兴起学习贯彻“三个代表”重要思想新高潮为重点，全面启动“大教育、大培训”工作，取得了一定的成效，干部教育培训工作总结。
现总结报告如下：一、基本情况全县共有干部**人，其中中共党员**人，大学本科以上学历**人，大专学历**人，中专学历**人，高中及以下学历**人。
**年，以县委党校、县行政学校为主阵地，举办各类培训**期，培训在职干部**人，占在职干部总数的**.*%，培训农村党员、干部**人，其中：举办科级领导干部轮训班*期，培训**人；举办科级领导干部“三个代表”重要思想专题学习班*期，培训**人；举办科级以下公务员培训班*期，培训**人；举办企业经营管理者培训班*期，培训**人；举办专业技术人员培训班*期，培训**人；举办非中共党员干部培训班*期，培训**人；举办理论骨干培训班*期，培训**人；举办妇女干部培训班*期，培训**人；举办基层团干培训班*期，培训**人；举办农村党支部书记、村主任培训班各*期，培训**人，达到了每年培训在职干部五分之一的要求，超额完成了培训任务。
机械原理课设插床
机械原理课程设计说明书题目：插床机构姓名：班级：学号：指导教师：成绩:完成时间:目录1.1机构简介 (2)1.2设计任务 (2)1.3原始数据 (3)2.1机构运动方案设计 (3)2.2电动机、齿轮传动机构方案 (4)2.3总体方案图 (6)3.1电动机的选择 (7)3.2传动比分配 (8)3.3齿轮机构设计 (8)3.4主机构的设计 (10)3.5主机构的运动分析 (12)3.6主机构的受力分析 (15)3.7主机构的速度波动 (21)4.1课程设计小结 (23)参文考献 (25)一、机构简介与设计数据1、机构简介插床是一种用于工件表面切削加工的机床。
插床主要由连杆机构、凸轮机构和齿轮机构等组成，如图所示。
电动机经过齿轮机构减速使曲柄1转动，再通过连杆机构1—2—3—4—5—6，使装有刀具的滑块5沿导路y —y 作往复运动，以实现刀具的切削运动。
刀具与工作台之间的进给运动，是由固结于轴O 2 上的凸轮驱动摆动从动件O 4D 和其他有关机构（图中未画出）来完成。
为了缩短空回行程时间，提高生产率，要求刀具有急回运动。
2、设计数据二、设计内容1.导杆机构的设计及运动分析设计导杆机构，作机构的运动简图，并作机构两个位置的速度、加速度多边形以及刨头的运动线图，作滑块的运动线图。
以上内容与后面动态静力分析共画在0号图纸（图纸格式与机械制图要求相同，包括边框、标题栏等）上。
整理说明书。
2.导杆机构的动态静力分析确定机构一个位置的各运动副反力及应加于曲柄上的平衡力矩。
作图部分画在运动分析的图样上。
整理说明书。
3.凸轮机构设计绘制从动杆的运动线图，画出凸轮实际轮廓曲线。
以上内容作在3号图纸上。
整理说明书。
4.齿轮机构设计做标准齿轮，计算该对齿轮传动的各部分尺寸，以3号图纸绘制齿轮传动的啮合图。
整理说明书。
插床主体机构尺寸综合设计......................................................................................................机构简图如下：• cos ∠ B 2 O 2 C ) / 2由上 面的讨 论容易 知道 ∠ B 2 O 2 C = 30 度 ，再 代入其 他数据 ，得：x = 93 . 3 mm ，即 O 2 到 YY 轴的 距离为 93.3mm 三、插床导杆机构的速度分析位置1速度加速度分析1）求导杆3上与铰链中心A 重合的点3A 的速度3A V滑块2——动参考系，3A ——动点3A V = 2A V+ 23A A V 方向： ⊥A O 3 ⊥A O 2 ∥A O 3 大小： ？ 11ωl ？式中：2A V =12ωA l O =6.28×0.075（m/s ）=0.471m/s取速度比例尺v u =0.01（mmsm /），作出速度图32a pa ，进而可得导杆3的角速度大小：3ω=33r V A =33r pa u v =0.374/0.20157=1.855(rad/s) 及其转向为顺时针。
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第一章 固定凸轮连杆机构参数选取1.确定驱动方案图1如上图所示，设：与从动杆升程运动相对应的曲柄转角为1ϕ，即101AB B ∠=ϕ;而与降程运动相对应的曲柄转角为，即3ϕ323AB B =ϕ,则：（1）当21ϕϕ＞时，选用曲柄AB 拉着BC 杆运动的方案。
（2）当21ϕϕ＜时，选用曲柄AB 推着BC 杆运动的方案。
（3）当21ϕϕ=时，任选其中一种驱动方案。
已知数据︒=1101ϕ，︒=1503ϕ，很明显21ϕϕ＜，所以选用方案2。
2.确定e直动从动杆，取m S e 2.0~0=，取0=e3.确定h从结构紧凑和减小凸轮压力角考虑，应将h 值取小些。
但h 值愈小，对从动杆驱动力的压力角也愈大。
通常取m S h ≥，去mm h 120=4.确定a若a 值过小，会使凸轮压力角明显增大，甚至不能实现预期动动。
可取a=0.6~0.9S m 或a=1.2~1.8lsin2m ψ。
取a=70mm 6、确定δ其值对凸轮的压力角影响极大，δ过小，尤其是过大，会使压力角急剧增加。
在前述参数确定后，最好将δ优化，目标函数为a 1m (δ)（a 1m ）min 式中a 1m 为凸轮的最大压力角。
暂时取︒=8δ7. 求算b 1、b 2须先求算b max 、b min 。
依据铰销B 、D 的坐标，可建立它们之间距离的公式。
B 的坐标为⎭⎬⎫+-=+=)cos() sin(ϕδϕδa y a X B BD 的坐标为⎭⎬⎫+==S h y e X D D 式中 ϕ——曲柄转角，取升程起始时的ϕ =0°；S ——与ϕ相对应的从动杆位移，即铰销D 至其最低位置的距离。
S 值分为升程（ϕ=0～ϕ1）、最高位置停留（ϕ=ϕ1～ϕ1+ϕ2）、降程（ϕ=ϕ1+ϕ2～ϕ1+ϕ2+ϕ3）、最低位置停留（ϕ=ϕ1+ϕ2+ϕ3～360°）四个阶段求算。
b 值为b=22)()(D B D B y y x x -+-（1）用matlab 编程画出b 与ϕ曲线图，并算出min max b b 、：clearsm=100;h=120;e=0;a=70;d=8*pi/180;fa1=110*pi/180;fa2=0*pi/180;fa3=150*pi/180;fa4=100*pi/180;fa01=0:0.001:fa1;s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));xb=a*sin(d+fa01);yb=-a*cos(d+fa01);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);plot(fa01,b);max(b)min(b)hold on;fa02=fa1;s=sm;xb=a*sin(d+fa02);yb=-a*cos(d+fa02);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);plot(fa02,b,'r--d');max(b)min(b)hold on;fa03=fa1+fa2:0.001:fa1+fa2+fa3;s=sm*(1-(fa03-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa03);yb=-a*cos(d+fa03);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);plot(fa03,b,'g-');max(b)min(b)hold on;fa04=fa1+fa2+fa3:0.001:fa1+fa2+fa3+fa4;s=0;xb=a*sin(d+fa04);yb=-a*cos(d+fa04);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);plot(fa04,b,'r-');max(b)min(b)xlabel('fa');ylabel('b');title('fa-b');运行结果：ans =217.0095ans =189.3564b =197.0794b =197.0794ans =197.0794ans =94.1923ans =190.0000ans =136.7980由以上结果可以看出1923.940095.217min max ==b b并且b 取最大值时，fa=1.2~1.4；b 取最小值时，fa=3.5~3.7（2）根据min max b b 、计算21b b 、)(212)(211min max min max b b b b b b +=-=1923.940095.217min max ==b b解得：b1 =61.4086b2 =155.60098、设计凸轮廊线固定凸轮的理论廊线就是滚子中心C 的运动轨迹线，根据铰销B 、D 的位置及b 1、b 2值可确定C 的位置。
参阅1，令铰销B 、D 的连线BD 与D O D 1线（或y 轴）的夹角为θ，BD 与CD 的夹角为β，则BD D B D B y y x x arctg b X x --=-=arcsin θ 2212222arccos bb b b b -+=β 显然，X B ＞X D 时θ为正值，反之则为负值，而β始终为正值。
这样，铰销C 的坐标为⎭⎬⎫±-=±+=)cos()sin(22βθβθb y y b x x D c D c 该式对直动和摆动两种从动杆类型都适用，运算符号“+”和“—”的确定原则是：令B=b max 时的ϕ为ϕ m ， b=b 时的ϕ为ϕ′m ，则对于AB 推动BC 的驱动方案（如图4所示），在ϕ =ϕ m ～ϕ′m 区间，取“—”号；在ϕ =0～ϕ m 和ϕ =ϕ′m ～360°区间，取“+”对于AB 拉动BC 的驱动方案，则刚好相反。
（1）用matlab 求famax 、faminclearsm=100;h=120;e=0;a=70;d=8*pi/180;fa1=110*pi/180;fa2=0*pi/180;fa3=150*pi/180;fa4=100*pi/180;fa01=1.2:0.01:1.4;s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));xb=a*sin(d+fa01);yb=-a*cos(d+fa01);xd=e;yd=h+s;b1=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);f=polyval(b1,fa01);fa03=3.5:0.01:3.7;s=sm*(1-(fa03-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3));xb=a*sin(d+fa03);yb=-a*cos(d+fa03);xd=e;yd=h+s;b3=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);f=polyval(b3,fa03);运行结果：>> b1b1 =Columns 1 through 13216.1970 216.3140 216.4223 216.5220 216.6128 216.6945 216.7672 216.8306 216.8846 216.9291 216.9639 216.9890 217.0042Columns 14 through 21217.0095 217.0046 216.9896 216.9642 216.9284 216.8821 216.8252 216.7575 >> fa01fa01 =Columns 1 through 131.2000 1.2100 1.2200 1.2300 1.2400 1.2500 1.2600 1.2700 1.2800 1.2900 1.3000 1.3100 1.3200Columns 14 through 211.3300 1.3400 1.3500 1.3600 1.3700 1.3800 1.3900 1.4000 >> b3b3 =Columns 1 through 1394.6116 94.5076 94.4185 94.3443 94.2848 94.2401 94.2101 94.1946 94.1936 94.2070 94.2347 94.2766 94.3325Columns 14 through 2194.4023 94.4859 94.5832 94.6940 94.8182 94.9555 95.1060 95.2693 >> fa03fa03 =Columns 1 through 133.5000 3.5100 3.5200 3.5300 3.5400 3.5500 3.5600 3.57003.5800 3.5900 3.6000 3.6100 3.6200Columns 14 through 213.6300 3.6400 3.6500 3.6600 3.6700 3.6800 3.6900 3.7000由以上数据可以看出：famax=1.33famin=3.58(2)凸轮的设计clearsm=100;h=120;e=0;a=70;d=8*pi/180;fa1=110*pi/180;fa2=0*pi/180;fa3=150*pi/180;fa4=100*pi/180;famax=1.33;famin=3.58;b1=61.4086;b2=155.6009;fa01=0:0.002:famax;s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));xb=a*sin(d+fa01);yb=-a*cos(d+fa01);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);theta1=asin((xb-xd)./b);beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);plot(xc,yc);hold on;fa02=famax:0.002:fa1;s=sm/2*(1-cos(pi*fa02/fa1));xb=a*sin(d+fa02);yb=-a*cos(d+fa02);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);theta1=asin((xb-xd)./b);beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));xc=xd+b2*sin(theta1-beta1);yc=yd-b2*cos(theta1-beta1);plot(xc,yc,'r');hold on;fa03=fa1+fa2:0.002:famin;s=sm*(1-(fa03-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa03);yb=-a*cos(d+fa03);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);theta1=asin((xb-xd)./b);beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));xc=xd+b2*sin(theta1-beta1);yc=yd-b2*cos(theta1-beta1);plot(xc,yc);hold on;fa04=famin:0.002:fa1+fa2+fa3;s=sm*(1-(fa04-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa04-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa04);yb=-a*cos(d+fa04);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);theta1=asin((xb-xd)./b);beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);plot(xc,yc,'r');hold on;fa05=fa1+fa2+fa3:0.002:fa1+fa2+fa3+fa4;s=0;xb=a*sin(d+fa05);yb=-a*cos(d+fa05);xd=e;yd=h+s;b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);theta1=asin((xb-xd)./b);beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);plot(xc,yc);title('凸轮轮廓曲线');9.检验压力角（1）凸轮的压力角α1 参阅图1，α1为P C 和V c 的夹角。