平面连杆机构

平面连杆机构（精选9篇）

平面连杆机构 篇1

第十四单元平面连杆机构

综合题

1、如图所示为铰链四杆机构，已知各构件长度LAB=55mm，LBC=40 mm，LCD=50 mm，LAD=25 mm，哪一个构件固定可获得曲柄摇杆机构？哪一个构件固定可获得双曲柄机构？哪一个构件固定只可能获得双摇杆机构？（说明理由）

题1图

3、画出下列机构图示位置的压力角。

题3图

4、试确定两机构从动件的摆角和机构的最小传动角。

题4图

5、试用图解法设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆长lCD＝100mm，行程速度变化系数K＝1.2，摆角Ψ＝45，固定铰链中心A和D在同一水平线上。06、设计一铰链四杆夹紧机构。已知连杆BC长度LBC=40㎜和它的两个位置如示意图所示。其中B1C1处于水平位置；B2C2为机构处于死点位置，此时原动件CD处于铅垂位置。（取μL=1mm/mm）

题6图

7、设计一偏置曲柄滑块机构。已知滑块的行程s=50mm，偏距e=20mm，行程速比系数K=1.5，试用作图法求曲柄的长度LAB和连杆的长度LBC。

题7图

8、图示为曲柄摇杆机构。已知机架AD在同一条水平线上，K＝1.4，摇杆的长度LCD=60 mm及摇杆的摆角Φ=40°。试用图解法设计此机构（取μL=2mm/mm）

题8图（机构示意图）题9图（机构示意图）

9、设计一摆动导杆机构，已知机架长度为50mm，行程速比系数K=2，求曲柄的长度。（取μL=1mm/mm）

平面连杆机构 篇2

一平面连杆机构压力角概述

平面连杆机构的应用范围非常广泛, 可以应用于刨床、雷达、挖土机、汽车等机械设备中, 平面连杆机构压力角与机构的传力性能有着非常密切的联系, 传力性能的好坏将会对机器的整体性能造成很大的影响, 也会影响机器的运行效率。平面连杆机构压力角是机构传力性能的主要参数, 是机构传力性能的重要影响因素。在2009年的机械基础教学大纲中, 明确了平面连杆机构压力角的教学要求, 也指出了平面连杆机构压力角的教学任务。在实际的教学过程中, 我们要以教学大纲的要求为教学目标, 让学生深入理解压力角的内涵及作用, 采取积极有效的教学策略, 提升机械基础课程的教学质量。但在机械基础的教学过程中, 大多教师不能采取有效的教学策略, 不能使学生深入理解压力角的含义及作用, 教学效率较低。针对这些问题, 笔者梳理了与压力角相关的知识点, 提出了平面连杆机构压力角的教学策略, 希望对平面连杆机构压力角的教学有启发和借鉴意义。

二平面连杆机构压力角的教学策略

第一, 巧解压力角的定义, 找到、找准压力角。平面连杆机构压力角是指在忽略构件的差异以及摩擦力的情况下, 机构中动件的运动方向与受力方向之间形成的锐角。在实际的教学过程中, 如果教师仅向学生讲述平面连杆机构压力角的定义, 学生可能难以理解, 不知道机构简图中压力角的具体位置, 不能明确构件的运动方向与受力方向, 更无法对平面连杆机构压力角作出分析和判断。因此, 教师要运用切实有效的教学方法, 使学生找到具体的方向和位置, 避免让学生产生无从下手的感觉。

第二, 合理分析压力角, 使学生认识到压力角的影响。在教学过程中, 教师可以对平面连杆机构压力角作出合理的分析, 引导学生理解压力角的形成与影响。如在讲解“压力角越小, 机构的传力性能越好, 反之, 机构的传力性能就越差”这一知识点时, 如果教师只是照本宣科地向学生阐述, 学生不能深刻地理解, 也不会认识到压力角的影响。对此, 我们可以用综合分析的方法, 将各种作用力进行合理分解, 讲清压力角的作用及影响, 使学生的理解更准确、到位。

第三, 选择特殊例证, 妙解压力角的使用。在具体的教学过程中, 为了帮助学生更好地理解压力角的相关知识, 可以在教学的过程中运用一些压力角的“特例”, 通过特例的讲解, 让学生理解压力角的使用及影响。 (1) 压力角α=90°的应用。如果平面连杆机构压力角过大, 就会导致机构传力性能差, 需要进一步完善转动机构的设计。但是, 在飞机起落架和夹具等设备中却要利用压力角α=90°的位置来工作。如在飞机起落架的双摇杆结构中, 当飞机轮落下时, 动摇杆就会与连杆共线, 使压力角α=90°, 避免地面对飞机轮的力不会使机构卡死, 确保飞机能够安全降落。 (2) 压力角α=0的应用。在很多机械设备中, 压力角都是变化的, 但也有压力角不变的情况, 这时压力角α=0。如在插床、牛头刨床和回转式油泵的机构设计中, 压力角α=0, 并且不会发生变化, 这种压力角会保证常用机构的传力性能达到最佳。

第四, 利用开放式的教学模式, 实现快乐学习。很多学生认为学习是课堂中的事, 课外时间不用学习, 否则他们的负担就会过于沉重。其实, 在课程改革理念的指导下, 必须树立开放式的教学模式, 树立“生活即学习”的教学理念, 将平面连杆机构压力角的教学内容与家庭、生活、社会相联系, 让学生在主动探索的过程中加深对平面连杆机构压力角的理解, 通过课前的预习、课后的拓展与延伸, 增强学生的探究意识和自学能力。

三结束语

针对机械基础课程中平面连杆机构压力角的教学, 要选择合理的教学策略, 巧妙地对压力角的定义进行分析, 对压力角作出合理的分析并选择特殊的例证, 帮助学生更好地理解压力角, 弄清其含义、特点与使用。教师在机械基础课程的教学中, 要根据教学内容和学生的实际情况, 选择合理的教学策略与教学方法, 提高平面连杆机构压力角的教学效率, 使学生更好地掌握专业知识。

摘要：本文从两个方面论述中职机械课程中平面连杆机构压力角的教学策略:平面连杆机构压力角概述, 阐述了平面连杆机构压力角的定义与应用范围, 说明平面连杆机构压力角教学的重要性;平面连杆机构压力角的教学策略, 从巧解压力角的定义、合理分析压力角、选择特殊例证妙解压力角的使用等几个方面加以论述, 希望对平面连杆机构压力角的教学起到启示和借鉴意义。

关键词：平面连杆机构,压力角,教学策略

参考文献

[1]贲友国.平面连杆机构压力角的教学策略[J].职业, 2012 (33)

[2]吴大明.中职《机械基础》教学方法的探索[J].民营科技, 2011 (10)

浅谈《平面连杆机构》的教学心得 篇3

关键词：教学；心得；探讨

【分类号】G623.2

一、积极引导思维探索，锻炼学生的自主探究能力

现代教学理论认为，一个有意义的学习过程应该是学生以一种积极的心态，调动原有的知识和经验，解决新问题、消化新知识，并构建学生自己的认知结构的过程。这就要求教师在进行教学活动时，应十分重视学生自主探究能力的培养，使学生在自主探索的氛围中提高解决实际问题的能力。

教学过程中，不可以照本宣科，不能机械性地讲授，要注意与学生的交流互动，由于这部分教学内容很丰富，书上所列的例子也很多，但在学时有限的情况下，一定要注意精选，选择一、两个典型例子，帮助学生建立正确的概念，引导学生积极思维，诱导学生产生探究的兴趣。教材中介绍的众多机构型式及其名称，不可能也没有必要在课堂上—一予以介绍，可留给学生课后去阅读，并引导学生去注意观察生产和生活中的应用连杆机构的场合，以加深对所学内容的理解。

譬如，首先由平面连杆机构的定义推演到铰链四杆机构的定义；接着利用图片、自制的教具以及视频演示其运动等方式，讲授铰链四杆机构的组成，并用视频演示其运动变化过程，简介铰链四杆机构中曲柄摇杆机构、双曲柄机构、双摇杆机构的运动特点，使学生对多种型式的四杆机构的内在联系有一个清晰的认识，加深对于事物发展内在联系的理解；而后以缝纫机踏板机构为例，介绍曲柄摇杆机构在缝纫机中运用位置，强调平面连杆机构中构件的形状是多种多样的，根据工作实际需要均可用等效的杆状构件替代；最后布置内容为“让同学们去寻找、去发现生活中对铰链四杆机构的运用实例，把观察到的应用通过测量画出简图，并制作简易模型”的课后作业。

二、合理安排实践活动，激发学生的学习兴趣

学习兴趣是学生对学习活动或学习对象的一种积极认识或意识倾向。在课堂教学中，重视培养学生的学习兴趣，创设轻松、愉快、生动、活泼的课堂气氛，是激发学生学习动力的关键。

实施教学时，根据技校学生活跃、好动、爱讲的特点，在学生感性认识形成以后，要充分发挥其主观能动性，组织同学们分组设计简易四杆机构，并把自制的简易模型拿到讲台上去做运动演示并讲解。学生们通过边设计、边思考、边演示，既巩固了理论知识，又提高了动手能力，从而实现感性知识上升为理性知识，达到理论与实践有效结合。

同学们在自制的四杆机构的运动演示过程中，发现连杆与从动件共线时，从动件无法转动，而且转向不能确定，学生自已就主动发现了死点位置。利用学生们的好奇，让他们演示结束后讨论如何避免死点。通过这种方法，不但解决了问题，而且激发了学生们自主学习的学习兴趣。

通过展示设计成果，学生心中普遍产生一种成就感，自然的心理倾向是学有所用，此时教师要善于捕捉学生心理，适时提问：自制的简易模型属于哪种类型的铰链四杆机构，其实际应用主要功能是什么？改变机架后又能变成什么类型的铰链四杆机构？课堂气氛再度活跃，既升华学生思维，又能增强学生们的理解能力，使学生们在很轻松的环境下就掌握了知识，达到探索创新的目的。

三、恰当使用多媒体辅助教学手段，有效提高教学效果

多媒体教学作为现代化教学的一种手段，在优化教学效果中起着重要的作用。在教学过程中，恰当利用多媒體课件中的动画演示，加上教师的详细讲解，使学生对一些抽象、模糊的机械运动、工作原理、内部结构有更清晰的感性认识，接受起来比较容易，从而提高教学效果。

譬如，在讲授铰链四杆机构的演化形式时，单纯的通过语言讲授来让学生理解摆动导杆机构和曲柄滑块机构的运动特点是一件比较困难的事情，但采用多媒体辅助教学，将书本上静态、枯燥的内容变成生动、形象、直观的动态形式，把抽象转化为具体，把复杂的知识分解为比较简单的知识，把陌生的知识化为熟悉的知识，声、像、文、图并茂的教学信息增强了教学的艺术效果，充分发挥了学生的观察力，促进了学生的求知欲，帮助学生建立了正确的概念，学生更容易理解掌握，从而提高了教学效果。

结束语

平面连杆机构 篇4

平面连杆机构及其设计

连杆机构的传动特点：

1．因为其运动副一般为低副，为面接触，故相同载荷下，两元素压强小，故可承受较大载荷；低副元素便于润滑，不易磨损；低副元素几何形状简单，便于制造。2．当原动件以同样的运动规律运动时，若改变各构件的相对长度，可使从动件得到不同的运动规律。3．利用连杆曲线满足不同的规矩要求。4．增力、扩大行程、实现远距离的传动（主要指多杆机构）。

缺点：

1．较长的运动链，使各构件的尺寸误差和运动副中的间隙产生较大的积累误差，同时机械效率也降低。2．会产生系统惯性力，一般的平衡方法难以消除，会增加机构动载荷，不适于高速传动。

平面四杆机构的类型和应用

一、平面四杆机构的基本型式

1．曲柄摇杆机构2．双曲柄机构 3．双摇杆机构

二、平面四杆机构的演化型式

1．改变构件的形状和运动尺寸

曲柄摇杆机构-----曲柄滑块机构 2．改变移动副的尺寸

偏心轮机构可认为是将曲柄滑块机构中的转动副的半径扩大，使之超过曲柄的长度演化而成的。3．选用不同的构件为机架

（a）曲柄滑块机构（b）ABBC为摆动导杆机构）（c）曲柄摇块机构（d）直动滑杆机构（定块机构）

平面四杆机构的基本知识

一、平面四杆机构有曲柄的条件

1．铰链四杆机构中曲柄存在的条件（1）存在周转副的条件是：

①最短杆长度最长杆长度其余两杆长度之和，此条件称为杆长条件。②组成该周转副的两杆中必有一杆为最短杆。（意即：连架杆和机架中必有一杆是最短杆）2满足杆长条件下，不同构件为机架时形成不同的机构

①以最短构件的相邻两构件中任一构件为机架时，则最短杆为曲柄，而与机架相连的另一构件为摇杆，即该机构为曲柄摇杆机构。

②以最短构件为机架，则其相邻两构件为曲柄，即该机构为双曲柄机构。③以最短构件的对边为机架，则无曲柄存在，即该机构为双摇杆机构。3.不满足杆长条件的机构为双摇杆机构。例题：

（中 矿）

（山科）

二、急回运动和行程速比系数

1．极位与极位夹角

（1）极位：机构的极限位置（即摇杆两极限位置，曲柄与连杆两次共线位置）。（2）极位夹角：摇杆处于两极限位置时，曲柄与连杆两次共线位置之间的夹角。（会作图求极位夹角）（3）摆角：摇杆两极限位置之间的夹角。2．急回运动

在一周中，曲柄等速转动，但摇杆是不等速的：工作行程v1空回行程v2，摇杆的这种运动性质称为急回运动。

3．行程速比系数K：衡量急回运动的程度。

Kv2v1t1t212180180

180K1K1 4．结论：

（1）K1，即v2v1，即机构有急回特性。可通过此判定曲柄的转向。

（2）当曲柄摇杆机构在运动过程中出现极位夹角时，机构便具有急回运动特性。（注：对心曲柄滑块机构：无急回特性； b：偏心曲柄滑块机构：有急回特性。）

（3）,K，机构急回运动也越显著。所以可通过分析及的大小，判断机构是否有急回运动及急 回运动的程度。雷达天线的俯仰传动的曲柄摇杆机构无急回特性。

（4）急回运动的作用：在一些机械中可以用来节省动力和提高劳动生产率。三、四杆机构的传动角与死点

1．压力角和传动角(会作图)

（1）压力角：从动杆件受力方向和受力作用点速度方向之间所夹的锐角。

（2）传动角：压力角的余角，90。实际就是连杆与从动杆件之间所夹的锐角。

（3）结论：越小，机构的传力性能越好。可见是判断机构传力性能是否良好的标志。相应有越大，机构的传力性能越好。

最小传动角出现的位置

1arccosbc(da)2bc22222

2或：2arccosbc(da)2bc22

22bc或：。

1和2中小者为min

即min出现在主动曲柄与机架共线的两位置之一。2180arccosbc(da)注：

①导杆机构的传动角：

传动角90，且恒等于90 ②曲柄滑块机构的min

 4

2．死点

在曲柄摇杆机构中，摇杆CD为主动件，连杆与从动曲柄共线时，曲柄AB不能转动而出现顶死的现象。这个位置称为死点。

（1）原因：连杆作用曲柄的力通过回转中心A，对A点无矩，不能驱使其转动。传动角0（2）改善方法：目的：使机构能够顺利通过死点而正常运转。1.错列2.装飞轮加大惯性

已知图示六杆机构，原动件AB作等速回转。试用作图法确定：（1）滑块5的冲程 H；

（2）滑块5往返行程的平均速度是否相同？行程速度变化系数K值；（3）滑块处的最小传动角min（保留作图线）。（北交2008年）

解：

（1）Hl(F1F2)0.002170.034m（2）不相等。

K18018018042180421.61

（3）min69

题8-5图解

用作图法设计四杆机构

1．按连杆预定的位置设计四杆机构（1）已知活动铰链中心的位置

当四杆机构的四个铰链中心确定后，其各杆长度也就相应确定了，所以根据设计要求确定各杆的长度，可以通过确定四个铰链中心的位置来确定。

例：要求连杆占据三个位置B1C1，B2C2，B3C3，求所对应的四杆机构。

分析：该机构设计的主要问题是确定两固定铰链A，D点的位置。由于B，C两点的运动轨迹是圆，该圆的中心就是固定铰链的位置。

B,Bb解：连B1,B2中垂线b12 连23中垂线23-------------A 8 连C1,C2中垂线c12 连C2,C3中垂线c23------------D 就可得四杆机构。

（2）已知固定铰链中心位置（河北工业）

180K1180KK1，已知K，则180，2.按给定的行程速比系数K设计四杆机构:原理：等于已知，那么，利用机构在极位时的几何关系，再结合其它辅助条件即可进行设计。

（1）曲柄摇杆机构：(中矿2011)

例题：图示为一用于雷达天线俯仰传动的曲柄摇杆机构。已知天线俯仰的范围为30°，lCD=525mm，lAD=800mm。

试求：

（1）曲柄和连杆的长度lAB和lBC ；

（2）校验传动角是否大于等于40度（北交2007）解：

K1,0（1）由于雷达天线俯仰传动时不应有急回作用，故有：

（2）选取比例尺μl＝1mm/mm，并利用已知条件作图如下：

四、（20分）图4所示，现欲设计一铰链四杆机构，设已知摇杆CD的长度为lCD75mm，行程速度变化

系数K1.5，机架AD的长度为lAD100mm，摇杆的一个极限位置与机架间的夹角为45。试求曲柄的长度lAB和连杆的长度lBC。

CBD

A

（2）曲柄滑块机构

已知： K，H，e

要求：设计一曲柄滑块机构。

分析：关键求；认识到H相当于曲柄摇杆机构中的。

设计一曲柄滑块机构，已知曲柄长度lAB15mm，偏距e10mm，要求最小传动角min60。

14（1）确定连杆的长度lBC;（2）画出滑块的极限位置；（3）标出极位夹角及行程H;（4）确定行程速比系数K。

题8-10图

三、（20分）在图示插床机构中，滑块5的移动导路ee通过铰链中心C，且垂直于AC。B、C、D三点共线。导杆机构ABC的两连架杆可作整周转动，AB为原动件，以1等速转动。

（1）在机构简图上绘出滑块上E点的二极限位置E1、E2，并作出曲柄的对应转角

1、2；

5，B点轨迹与导路ee的交点B1、B2之间距（2）若要求滑块的行程s154 mm，行程速比系数K1.B1B22s。试计算AB，AC的长度；

（3）若压力角max10，试计算连杆DE的长度。

（1）曲柄滑块机构CDE中，当C、D、E共线时，滑块处在极限位置，即AB转至AB1时，则CD转至CD1，此时滑块处于右边极限位置E1。

当AB继续转至AB2时，则CD逆时针转至CD2，此时滑块处于左边极限E2。曲柄AB对应转角

1、2如图所示。（6分）（2）对心曲柄滑块CDE中：

2lCDs lCDs277 mm

极位夹角K1K118036

1180144 lACCB1tg7250.04 mm lABlACcos72162 mm（7分）

15（3）在对心曲柄滑块机构CDE中，当曲柄与导路ee垂直时，出现max，sinmaxlCDCDl lDEl77DEsinmaxsin10443.4 mm（7分）

（3）导杆机构 已知：d，K。

练习题：

平面连杆机构 篇5

Simulink的平面四连杆机构仿真

基于MATLAB/Simulink的平面四连杆机构仿真

一、题目及自由度分析

如图1所示，该平面四杆机构中有三根运动的均质钢杆，其中有两根钢杆的一端与接地点连接，第三根杆就与这两根杆剩下的端点连接起来，两个接地点就可认为是第四杆，机构中相关尺寸如图2所示。

计算结构自由度，三个运动杆被限制到平面内运动，因此每个杆都有两个移动和一个转动，即在考虑约束之前，自由度为：

3×(2+1)=9

但是由于每个杆都受到约束，所以并不是每个自由度都是独立的。在二维状态下，刚体间的连接或者刚体与接地点的连接就会增加两个约束。这样就会使得刚体其中一端不能够作为独立的自由运动点，而是要受到邻近刚体的约束。该题中有四个刚体--刚体或刚体—接地点的连接，这就隐含8个约束。

那么最后的自由度为9-8=1.虽然有四个转动自由度，但是，其中三个都是非独立的，只要确定其中一个，就可确定其余三个。

二、模型建立及参数设置

1应用MATLAB/Simulink建立初始模型

2在初始模型的基础上添加Joint

Sensor模块

3依题意设置相关参数

⑴配置Ground模块

由图2可得系统的基本尺寸为：

①固定构件长86.7厘米

②Ground_1表示接地点，在World

CS坐标轴原点右边43.3cm处

③Ground_2表示接地点，在World

CS坐标轴原点左边43.4cm处

④最下端的铰处于X-Z平面内原点以上4cm

图5Ground_1模块参数设置图6Ground_2模块参数设置

4配置Joint模块

三个没有接地的联杆都是在X-Y平面内的，所以Revolute轴必须是Z轴。

⑴依次打开Revolute参数对话框，保持默认值，即Axis

of

rotation[x

y

z]默认设置为[001]，Reference

csys都是WORLD。

图7Revolute坐标设置

⑵根据连接情况依次设置Revolute参数对话框中的Connection

parameters参数

图8Revolute模块参数对话框Connection

parameters参数

图9Revolute模块参数对话框Connection

parameters参数

图10Revolute模块参数对话框Connection

parameters参数

图11Revolute模块参数对话框Connection

parameters参数5配置Body模块

本题中Body模块（即Bar）定位方式不是直接相对于WORLD坐标系统，而是采用相对坐标形式，Bar1的CS1相对于Ground_1，Bar2的CS1相对于Bar1，以此类推。

以下为每个Body模块的详细参数设置，其中包括质量（Mass）、惯性矩（Inertia）、重心坐标原点、CS1坐标原点、CS2坐标原点和重心的方向。

图12Bar1的模块参数设置

图13Bar2的模块参数设置

图14Bar3的模块参数设置三、检测运动，运行模型

图15仿真结果动画显示

图16Revolute2和Revolute3的转角时程曲线

三、小结

目前较为主流的动力学仿真软件是Adams，但鉴于本人对该软件接触较少，且MATLAB也具有该功能，故本题采用Simulink中的SimMechanics工具箱对平面四杆机构进行建模仿真，并利用其可视化窗口进行系统运动可视化。

连杆机构的应用 篇6

连杆的最新应用包括以下三个方面 1.工艺方面——裂解工艺

连杆是发动机上的关键零件，在高频率疲劳载荷下作，对强度有较高的要求。连杆属于较难锻造与加工的一种零件，对其制造方法及技术，国内外都给予了极大的关注，连杆裂解（也称连杆胀断、撑断）加工新工艺是20世纪90年代初发展起来的一种连杆加工新技术，该种新工艺与装备从根本上改变了传统的连杆加工方法，是对传统连杆加工的一次重大变革。连杆裂解技术的原理是根据材料断裂理论，首先将整体锻造的连杆毛坯大头孔人为加工，形成初始断裂源，然后用特定方法控制裂痕扩展，达到连杆本体与连杆盖分离的目的。其裂解加工过程见下图

刘赛

学号：20140702020

(a)初始断裂源

(b)裂解

(c)杆、盖分离

(a)在连杆锻造毛坯大头孔内，预先加工出裂解槽，形成初始断裂源；

(b)在裂解专业设备上首先对连杆大头内孔侧面施加径向力，使裂纹由内孔向外不断扩展直至完全裂解；

(c)连杆盖从连杆本体上分离出来。利用断裂面犬牙交错的特征，在裂解专业设备上，再将裂解分离后的连杆盖与本体精确复位，最后在断裂面完全啮合的条件下，完成上螺栓工序及其它后续与传统工艺相同的切削加工工序。裂解加工工艺流程：

粗磨连杆两侧面→精镗大小头孔、半精镗小头孔→钻、攻螺栓孔→钻油道孔洗→拉削裂解槽、裂解、装配、压衬套、精整衬套、倒角→精磨两侧面→半精镗、精镗大小头孔→铰珩连杆大小头孔→清洗→终检。裂解工艺的经济性

裂解工艺改变了连杆加工的关键生产工序，以整体加工代替分体加工，省去分离面的拉 削与 磨削等工艺，降低螺栓孔的加工精度要求，从而显著地提 高生产效率，降低生产成本，增加经济效益。

据于永仁《连杆裂解工艺》文献介绍，裂解加工技术的应用，可减

少机 械加工工序60%，节省机床设备投资25%，减少刀具费用35%，节省能源40%，还可减少占地面积、减少废品率等，其经济效益十分显著。此外连杆裂解技术还可使连杆承载能力、抗剪能力、杆、盖的定位精度、装配质量大幅度提高，对提高发动机整体生产技术水平具有重要作用。2.汽车方面——瓦特连杆

瓦特连杆是由英国传奇发明家兼工程师詹姆斯-瓦特所发明的。

别克英朗，奔驰A级，B级车均采用这种结构，用于扭力梁悬架上，以此来减少后轮侧向力对车轮前束的影响。也减少了在转弯时侧向力产生的离心，使两侧车轮受力始终与路面保持最适宜的接触，达到最佳的附着力。一方面提高了车辆的驾乘舒适性，也加强了车辆循迹性。

一套三链杆组成的中央控制臂被安置在一个铝制方形封盖后方，当控制臂被从左边推动，它就向右边拉动，反之亦然。这样的话，车子的动力就在左右轮中得到了很好的平衡。当汽车在转向的时候，离心力会作用在车轮上。瓦特连杆的作用就是平衡两边车轮上的这些离心力，将这些力反转到另一边。这样，两边车轮就能始终与路面保持最适宜的接触，而汽车在转向时也就能变得更加灵活。配备了欧宝专利技术的瓦特连杆之后，从实际的操控效果来看，完全不亚于配备普通独立悬挂的后轴车型。扭力杆保证了汽车在转向时，垂直作用力能够被平均地分配作用到两个后轮。这是通过轮轴的轻微扭曲(扭矩)来完成的，其自身的特性让这个过程成为了可能。

3.材料方面

连杆不仅在工业上得到很多最新应用，在其材料方面也有。20世纪末，国内的企业根据各自不同的需求，先后开发了不同牌号的钒系、锰铬系及在此基础上衍生的锰钒氮系连杆用非调质钢典

型的有38MnVS、40MnV、48MnV等，但由于其强度

级别小于900MPa，故在一定程度上已经满足不了发动机的高强化和高爆发压力的要求。在这种情况下，国外

（主要是德国）率先研制了以C70S6BY为代表的高碳非调质钢，其强度好、材料纯度高，更重要的是可适应连杆孔分离面涨断工艺的需要；而法国也相应研制了SPLITASCO系列高碳钢，其成分与C70S6相比只是为了提高可加工性能，对P、S等微量元素的含量做了进一步调整。为了进一步提高材料的疲劳强度，欧洲公司在C70S6基础上进一步增加C元素、V元素 的含量，并添加了相应含量的Mo，开发了70MnSV4与80MnS5等牌号的微合金钢，经测试其疲劳强度比C70S6提高了10%～15%，但是由于合金元素的加入使连杆的加工性能受到一定的影响，目前上述两种材料只是在欧洲的几家产量较大的公司应用。为了节省毛坯制造环节中的能耗，提高材料利用率以及简化机械加工中的制造工序，国外还采用粉末烧结锻造工艺生 产汽车发动机连杆；用钛合金制造汽车发动机连杆，可 大幅度地减轻连杆的质量；颗粒增强铝基复合材料因采 用价格低廉的陶瓷颗粒作增强相，是金属基复合材料中价格唯一被汽车行业所接受的类别。目前，采用压力浸渗工艺生产的50%SiCp增强铝基复合材料已达到弹性模量为2×105N/mm2、弯曲强度为800N/mm2、弯曲疲劳强度为200N/mm2的性能指标，极具应用前景。

未来连杆的发展趋势

综合连杆的应用，连杆在汽车方面是连杆未来发展最主流的势头。连杆是汽车发动 机中的重要零件。连杆最大的应用市场在于汽车工业。中国是全球汽车生产和消费大国。我国汽车产量快速增长，占世界汽车总产量的比重也在快速提升，我国汽车工业在世

界的地位正快速加强。汽车工业的快速发展，零部件国产化逐步提升，也给我国汽车零部件产业带来巨大的市场空间与发展机会。

《2010-2013年新经济形势下连杆产业运行及投资战略深度研究报告》、《2010-2013年中国连杆市场分析投资价值研究报告》、《2011-2015年中国发动机连杆行业发展趋势与投资商机研究报告 》等报告都详细分析了近几年国内连杆行业市场的产销状况和重点企业的发展运营状况，并对未来三年连杆行业的市场供需状况、竞争格局进行了预测分析。可见未来几年内连杆在汽车上的应用会得到质的飞跃。我们尽情期待！

参考文献

平面连杆机构 篇7

关键词：连杆机构,Pro/E,运动学仿真

在机械设计课程中关于平面四杆机构的设计, 一般重点介绍图解法, 图解法直观但精度较差, 而对于给定两连架杆的三组对应转角关系的机构设计问题, 常采用解析法求解, 但计算较为复杂, 而且无法表达其实际的运动。而Pro/E中的运动学分析模块Mechanism可以进行运动学分析和仿真, 这样可以使得原来在二维图纸上难以表达和设计的运动变得非常直观和易于修改, 并且能够大大简化机构的设计开发过程。本文结合实例在采用Pro/E计算机辅助设计对四杆机构的求解进行了探索, 并画出构件进行装配及仿真设计, 在教学过程中取得了很好的效果。

1 用Pro/E解出机构的尺寸参数

1.1 图解法

曲柄摇杆机构, 已知摇杆的长度C D=2 0 0 m m, 摆角ψ=4 0°, 机架长度AD=160mm, 行程速比系数k=1.4, 求曲柄AB和连杆BC的长度。

首先由给定行程速比系数k按公式θ= (k-1) / (k+1) *180°算出极位夹角θ=30°, 按图解法画出示意图, 先按尺寸绘制AD、C1D、C2D摆角ψ=40°, 再画出直线AB1、B1C1、AB2、B2C2, 根据要求修改尺寸及相应约束, 使C 1 D=C 2 D、A B 1=A B 2、B1C1=B2C2, 且AB1∥B1C1、AB2∥B2C2, 并保证及位夹角为30°, 最后通过尺寸定义即可求得曲柄L 2及连杆L 3的长度, 即AB=52.72, BC=176.47 (如图1) 。

1.2 解析法

已知两连架杆AB和CD的三组对应角关系:φ1=45°ψ1=50°;φ2=90°ψ2=82°;φ3=135°ψ3=112°, 机架长度AD=50mm, 求其余三杆的长度。

根据解析法计算的参数方程:

c o sφ=c/ac o sψ-c/dc o s (ψ-φ) + (a2+c2+d2-b2) /2ad用Pro/E进行辅助设计, 其中a为AB的长度, b为BC的长度, c为CD长度, d为机架AD的长度。

进入Pro/E“草绘”界面, 画出四杆机构示意图, 尺寸随意, 标出各杆长度及两连架杆的位置角, 任选一尺寸为参照尺寸, 选“信息”“切换尺寸”如图2所示, 其中sd8=a, sd9=b, sd7=c, sd6=d, rsd12 REF=φ, sd10=ψ。

根据题意在编辑框中输入如下各参数关系:

再点击“信息”“切换尺寸”, 图中则显示出由参数方程计算出的连架杆及连杆的尺寸, 即AB=7.96, BC=51.65, CD=11.20如图3。可通过改变摇杆角度加以验证, φ1=45°、ψ1=50°。

2 连杆机构PRO/E三维建模与装配

按图1中尺寸绘制曲柄。Pro/E具有参数化设计功能, 所以只需通过改变AB杆的长度尺寸即可完成连杆BC、摇杆CD及机架AD三维实体的创建。

完成各零件建模后, 在组件模式下进行装配。要用Mechanism模块对组件进行运动仿真, 各构件间需相互转动因此选择连接类型中的销钉, 先对齐轴, 再对齐平移面。 (如图4)

3 基于Pro/E的运动仿真

Mechanism模块是Pro/E软件的一个仿真模块, 该模块可实现对机构的定义, 对输入轴添加相应的电机驱动来产生设计要求的运动。

选择“应用程序机构”, 单击“定义伺服电动机”, 在模型中选取曲柄与机架的连接轴, 在轮廓标签卡中设置速度。选择“运行分析”命令, 在对话框中选“新建、创建主体锁定”选择主动件曲柄及机架, 单击“运行”即可看到曲柄摇杆机构运转起来。也可通过回放查看运行结果。

4 结语

应用Pro/E软件进行机械设计, 其理论和方法已日益受到普遍关注。本文介绍了平面连杆机构设计中图解法及解析法的计算机辅助求解, 解决了传统设计过程中的精度及复杂的计算等问题。对于某些基本形状相似的零件如文中的连杆, 只需通过修改参数即可自动生成, 可大大节省设计时间, 提高设计效率。利用计算机模拟系统在真实环境下运动, 以验证设计方案是否合理, 运动是否满足设计要求, 运动构件是否发生干涉等, 可及时发现问题并不断改进和完善设计。

平面连杆机构 篇8

【摘 要】建立了RRPSR机构分析模型，运用矢量回转法确定了空间连杆机构任一动点的轨迹方程，通过将轨迹方程对时间进行微分和再微分，找到动点的速度和加速度。建立了空间连杆机构的连杆曲面方程，为空间连杆机构的推广使用提供理论基础。

【关键字】空间机构 运动分析 应用

【中图分类号】O311 【文献标识码】A 【文章编号】1672-5158（2013）03-0009-01

所谓空间连杆机构是指各构件间的相对运动包含有空间运动的连杆机构。空间连杆机构在生产生活中有大量的应用实例，因此，对此机构进行运动分析和应用探讨是十分重要的。应用矢量回转法，能够分析动点的运动特性，建立空间连杆机构的动点轨迹方程，并进行图形表达。

1对空间连杆机构中任一动点的运动分析

1.1建立动点的运动轨迹方程

设空间连杆机构中任一动点为Q，基于RRPSR机构分析模型（如图1）。图1 RRPSR机构分析模型

设转动副为A、B、E，移动副为C，球面副为D。建立静坐标系E？ijk，取杆5为机架，杆1为主动件。所以，杆3上任一动点Q的运动轨迹方程为：

rQ=l5e5+saea+l1e1+sbeb+l2e2+scec+be3+aef+seg

其中：

l1、l2、l5分别为各杆长度；

e1、e2、e3、e5分别为沿杆长方向的单位矢量；

ea、eb、ec 分别为沿副长方向的单位矢量；

sa、sb、sc、s 分别为运动副副长；

a为公垂线长度；

b为CF的长度；

单位矢量eg由e3绕ef转γ角后得到，即eg=R（ef，γ）e3；

单位矢量ef是由ec绕e3转β角后所得，即ef=R（e3，β）ec。

1.2对动点Q的轨迹、速度及加速度分析

由动点Q的轨迹方程对时间进行两次微分后，既得到点Q的加速度方程。同时，由于主动件是匀速转动，角速度ω恒定，即转角θ1=ωt，取ω=1，则有 s=vt=vθ1。所以，直接对转角θ1进行两次微分即能得到加速度。

对于图1 RRPSR机构，假设动点Q的相对运动为匀速，取相对速度v=25/π mm/s，根据轨迹方程，可得到轨迹如下图。

曲线S2为Q点运动曲线。对动点轨迹数值微分得到Q点的绝对速度和加速度。

2空间连杆机构曲面分析

2.1连杆结构中任意直线的轨迹曲面分析

在图1RRPSR机构中，取变量为h，在E？ijk坐标系上，选取曲线坐标θ1、h，则连杆机构中任意直线m运动轨迹方程为：

Rm=l5e5+saea+l1e1+sbeb+l2e2+scec+be3+aef+heg

2.2连杆结构中任意曲线的轨迹曲面分析

在图1RRPSR机构中，把直线m换成平面曲线n，取n为直径是d的圆，取变量？，在E？ijk坐标系上，选取曲线坐标θ1、？，则连杆机构中曲线n运动轨迹方程为：

Rn=l5e5+saea+l1e1+sbeb+l2e2+scec+be3+（a+dcos2 ？）ef+dcos ？sin ？ eg

3 空间连杆机构的应用探讨

与平面机构相比较而言，空间连杆机构的构件数较少，结构相对简单、紧凑，传动准确可靠，尤其是表现在实现构件的空间运动方面，运动形式较平面机构更加多元化。因此，在轻工、制鞋、制革、针织、缝纫、钻探等机械中广泛使用空间连杆机构；在各种控制装置以及各种机械设备，诸如农机设备、化工设备、仪器仪表、交通工具等均有很多的应用实例；在高科技产品、机器人、机械手等应用中，空间连杆机构也是占据着主导地位。

但是，空间连杆机构的运动复杂，具有较多的运动副形式，并且难以想象构思和用直观的方法进行设计，这为空间连杆机构的发展和推广带来了较多影响，因此机构的运动分析及计算设计必须和机构的结构设计要结合起来。

4结束语

对于空间连杆机构的运动规律，在研究中还可加强空间连杆机构的可视化分析，利用MATLAB与ADAMS软件强大的功能，可以更直观的了解数据信息，更有效的探索运动规律。研究的目的在于应用，设计人员要按照不同的需要，合理的选择参数来满足设计要求，以便更好地推广应用。

【参考文献】

[1]祝毓琥，刘行远.空间连杆机构的分析与综合[M].北京：高等教育出版社，1986.

[2]肖丽萍，魏文军，宋建农，靳桂萍.空间机构连杆的运动分析[J].农机化研究，2006.

[3]谢可兵，茅及愚.空间连杆机构的研究和应用[J].新技术新工艺，2003.

活塞连杆机构的外文和翻译 篇9

Abstract This paper deals with modeling and simulation of the dynamics of two commonly used mechanisms,(1)the Crankshaft – Connecting rod – Piston – Cylinder system,and(2)the Universal Joint system, using the Bond Graph Approach.This alternative method of for mulation of system dynamics, using Bond Graphs, offers a rich set of features that include, pictorial representation of the dynamics of translation and rotation for each link of the mechanism in the inertial frame, representation and handling of constraints at joints, depiction of causality,obtaining dynamic reaction forces and moments at various locations in the mechanism, algorithmic derivation of system equations in the first order state-space or cause and effect form, coding for simulation directly from the Bond Graph without deriving system equations,and so on.Keywords: Bond Graph, Modeling, Simulation, Mechanisms.Modeling Dynamics of two commonly used mechanisms,(1)the Crankshaft – Connecting rod – Piston – Cylinder system,and(2)the Universal Joint system, are modeled and simulated using the Bond Graph Approach.This alternative method of formulation of system dynamics, using Bond Graphs, offers a rich set of features [1, 2].These include, pictorial representation of the dynamics of translation and rotation for each link of the mechanism in the inertial frame, depiction of cause and effect relationship,representation and handling of constraints at joints, obtaining the dynamic reaction forces and moments at various locations in the mechanism, derivation of system equations in the first order state-space or cause and effect form, coding for simulation directly from the Bond Graph without deriving system equations.Usually the links of mechanisms are modeled as rigid bodies.In this work, we develop and apply a multibond graph model representing both translation and rotation of a rigid body for each link.The links are then coupled at joints based on the nature of constraint [3-5].Both translational and rotational couplings for joints are developed and integrated with the dynamics of the connecting links.A problem of differential causality at link joints arises while modeling.This is rectified using additional stiffness and damping elements.It makes the model more realistic, bringing in effects of compliance and dissipation at joints, within definable tolerance limits.Multibond Graph models for the Crankshaft – Connecting rod – Piston – Cylinder system, and, the Universal Joint system [6], are developed using the BondGraph Approach.Reference frames are fixed on each rigid link of the mechanisms using the Denavit-Hartenberg convention [7].The translational effect is concentrated at the center of mass for each rigid link.Rotational effect is considered in the inertial frame itself,by considering the inertia tensor for each link about its respective center of mass, and expressed in the inertial frame.The multibond graph is then causaled and coding in MATLAB, for simulation, is carried out directly from the Bond Graph.A sketch of the crankshaft mechanism is shown in Fig.1, and its multibond graph model is shown in Fig.2.A sketch of the Universal joint system is shown in Fig.3, and its multibond graph model is shown in Fig.4.Results obtained from simulation of the dynamics of these mechanisms are then presented.1.1 CrankshaftPiston-Cylinder Mechanism Fig.1 shows the sketch of the “Crankshaft – Connecting rod – Piston – Cylinder system.”

Fig.1: Crankshaft-Connecting Rod-Piston-Cylinder Mechanism.The individual components are considered as rigid links,connected at joints.The first moving link is the crank,the second link is the connecting rod and the third link is the piston.A frame is fixed on each link.Thus frame 1 is fixed on link 1, frame 2 on link 2, and frame 3 on link 3.A fixed inertial frame 0, whose origin coincides with frame 1, is chosen.However, it will neither rotate nor translate.C1, C2 and C3 are centres of mass of respective links.The frames are fixed on respective links using the Denavit-Hartenberg convention [4].Dynamics of the system of Fig.1 is modeled in the multibond graph shown in Fig.2.The model depicts rotation as well as translation for each link in the system.The left side of the bond graph shows the rotational part and right part shows the translational part.We restrict any motion between the origin of inertial frame O and point on the link 1 that is O1 by applying source of flow Sf as zero.Similarly we restrict any relative motion at point A, distinguished by A1 on link 1 and A2 on link 2, by applying source of flow Sf as zero.The piston which is link 3, is constrained to translate only along the X0 direction.Translation along Y0 and Z0 direction is constrained by applying source of flow Sf as zero for these components.Differential causality is eliminated by making the K(1,1)element of the stiffness matrix [K] between link 2 and link 3 as zero.Additional stiffness and damping elements used for eliminating differential causality make the model more realistic, bringing in effects of compliance and dissipation at joints, within definable tolerance limits.These viscoelastic elements are represented in the bond graph by using C and R elements.We have a source of effort Se at link 3, which is the pressure force acting on the piston, although this force is also acting only in X direction.Fig.2: Multibond graph model for the Crankshaft – Connecting rod – Piston – Cylinder system of Fig.1.1.2 Universal Joint Mechanism The Fig.3 shows the sketch of the “ Universal Joint” mechanism.Fig.3: Universal Joint Mechanism.It has three rigid links, two are yokes which are attached to rotating shafts and the middle one is the cross connecting the two yokes.The inertial frame is numbered 0,and it is fixed.Frame 1 is on link 1, frame 2 on the cross which is link 2, and frame 3 on the right yoke which is link 3.Origin of the inertial frame coincides with that of frame 1 of link 1.The links 1 and 2 are connected with each other at two coincident end points points AB1 on link 1 and B2 on link 2.Similarly links 2 and 3 are connected at two points DE2 on link 2 and E3 on link 3.Link 1 rotates about Z axis with respect to the inertial frame.The frame 2 is located at the centre of mass of the link 2.Link 2 rotates with respect to the link 1 in direction Z2 as shown in Fig.3.Frame 3 also coincides with frame 2 but it is located on the link 2.The frame 3 on link 3 rotates with respect to the link 2, about Z3, as shown in Fig.3.The bond graph for this system is shown in Fig.4.Fig.4: Multibond graph for the Universal Joint system of Fig.The issue of differential causality arises for this mechanism also.It is eliminated using additional stiffness and damping elements.As discussed earlier, this makes the model more realistic, bringing in effects of compliance and dissipation at joints, within definable tolerance limits.The relative motion between the links at joints, along certain directions, is restrained by applying the source of flow Sf as zero.The constraint relaxation is tuned by changing the values of stiffness and damping at corresponding joints.Here we restrict the motion of the link 3 in two directions Y and Z, and allow motion in X direction by resolving the source of flow in three parts and by putting Sf as zero in Y and Z directions only.For the simulation, an excitation torque is applied to link 1 about the Z direction 2 Simulation The results of computer simulation for the crankshaft mechanism of Fig.1 are discussed first.The initial position of the crankshaft is at 1 θ = 60o with the X0 axis.It is then released under the effect of gravity.The force of gravity also acts on the connecting rod.No force due to gas pressure is considered for the simulation as it is not the main issue under focus for this paper.The upper row in Fig.5 shows the displacement of the centre of mass C1, as observed and expressed in Frame 0.It moves in a circular arc about the Z0 axis.The first figure in the lower row of Fig.5 shows the oscillation of the crankshaft about the Z0 axis through change in orientation of the unit vectors of Frame 1.The second figure in the second row shows the oscillation of the centre of mass C1 with time.This could perhaps be ascribed to the nonlinearity imposed due to coupling with the connecting rod.Simulation results for the Universal joint system are presented in Fig.8.A constant torque is applied to the driving shaft about its axis.The driven shaft makes an angle of 5° with the axis of the driving shaft.The First row shows the response of the driving shaft which is the first link.The component of angular momentum of the driving shaft about its axis increases linearly, which is as expected.The first two figures of the second row show the change in orientation of the cross, which is link 2.Angular motion about all three axes is clearly visible.The driven shaft follows the motion of the driver shaft as is clear from the third row in Fig.8.Conclusions The Bond Graph approach is used to model dynamics of two commonly used mechanisms,(1)the Crankshaft – Connecting rod – Piston – Cylinder system, and(2)the Universal Joint system.Pictorial representation of the dynamics of translation and rotation for each link of the mechanism in the inertial frame, representation and handling of constraints at joints, depiction of cause and effect relationships, coding for simulation directly from the Bond Graph without deriving system equations, have been explained in this work.MATLAB based simulations have been presented and interpreted for both the systems.曲轴连杆活塞机构及使用键合图法的万向联轴器的

动力学仿真建模

摘要

本文论述了与常用的两种机制的动力学仿真模型，（1）曲轴连杆活塞–缸系统，及（2）万向接头系统，使用的键合图方法。这种替代方法的系统动力学仿真，采用键合图，提供了丰富的功能集，包括，对惯性系的机构的各个环节的平移和旋转的动态图形表示，表示和约束节点处理，描述的因果关系，在不同的位置获取动态反应的机理力和力矩，算法的系统方程的推导在第一阶状态空间或因果形式编码进行了仿真，直接从键合图没有导出系统方程，等等。

关键词：键合图，建模，仿真，机制。建模

常用的两种机制的动态，（1）曲轴连杆活塞–––缸系统，及（2）万向接头系统，进行了建模和模拟使用的键合图方法。这个系统的动力学方程的替代方法，采用键合图，提供了丰富的功能集[ 1，2 ]。这些措施包括，对惯性系的机构的各个环节的平移和旋转的动态图形表示，因果关系，描述表示和约束缝隙处理，在不同的位置获取机制动态反应力和力矩，系统方程的推导在第一阶段状态对空间或原因形式及影响编码进行了仿真，没有直接从键合图导出系统方程。通常机制的链接被建模为刚性体。

在这项工作中，我们开发和应用一个多元图模型的每一个环节都要翻译和刚体的转动。环节进行耦合基于约束[3-5]自然关节。平移和旋转接头的开发和集成的动态连接。在建模的时候连接接头是一个问题。这能纠正使用附加的刚度和阻尼元件。它使模型更逼真，使合规和耗散在关节的影响，定义在公差范围内。多元图模型的曲轴连杆活塞–––缸系统，和万向接头系统[ 6 ]，采用键合图方法。每一刚性连接的机制参考框架固定在采用Denavit-Hartenberg公约[ 7 ]。翻译的影响主要集中在质量中心的每个刚性连接。旋转效应是惯性框架本身考虑，通过考虑每个环节对各自质心惯性张量，并在惯性坐标系的表达。然后使 多元图的编码在MATLAB中，仿真，进行直接从键合图。一种曲轴机构示意图如图所示，其多元图模型如图2所示。一种万向接头系统示意图如图3所示，其多元图模型如图4所示。从这些机制的动力学仿真得到的结果。

1.1曲轴-连杆-活塞缸机构 图1显示了“曲轴连杆活塞–––缸系统示意。”

单个组件被视为刚性连接，连接的接头。第一个移动连接曲柄，第二连杆是连杆、第三连杆是活塞。一架固定在每一个环节。因此，框架1固定链接1，框架2和框架3上连接2，连接3。一个固定的惯性坐标系0，其起源与1帧被选择。然而，它既不旋转也没有翻译。C1，C2和C3是各环节质量中心。该框架固定在各自的链接采用Denavit-Hartenberg公约[ 4 ]。

图1的系统动力学是在图2所示的多元图模型。该模型描述了旋转以及在系统中的每个环节的翻译。键合图的左边显示的转动部分和右侧部分显示平移部分。我们限制任何运动的惯性帧O点起源之间的链路上的流量是1，O1 SF应用源为零。同样，我们限制在任何点的相对运动，由A1和A2链接1链接2，通过流量SF应用源为零。活塞是链接3，是约束沿X0方向。这些组件沿Y0和Z0方向翻译是受流SF应用源为零。微分因果关系是使K消除（1,1）的刚度矩阵[k]之间的联系2和链接3元为零。

附加的刚度和阻尼元件用于消除微分因果关系，使模型更逼真，使合规和耗散在关节的影响，定义的公差范围内。这些粘弹性元件中的键合图用C和R元素。

我们有一个硒在链接3源，这是作用在活塞的压力，尽管这力量也只有在x方向。

图2：为曲轴连杆活塞–––缸液压系统图1多元图模型。

1.2万向节机构

图3显示了素描的“万向节”机制。

它有三个刚性连接，两个线圈被连接到两个轭，旋转轴与中间一个是交叉连接。惯性帧编号为0，它是固定的。1帧是1帧2连接，在十字架上，连接2和3帧，右边的轭是链接3。惯性坐标系的原点重合的链接1 1机架。链接1和2在两个重合点相互连接的链接1和A2链接2B1和B2链接1链接2。同样的联系2和3连接在两个点DE2和E3链接2链接3。

链接1绕Z轴相对于惯性帧。框架2位于2链路质量中心。链接2相对于方向Z2，如图3所示的链接1转动。3帧也恰逢框架2但它位于链接2。框架3连杆3相对于链接2，关于Z3转动，如图3所示。这个系统的键合图如图4所示。

图4：为万向节多元图系统图

该机构还有微分因果关系出现的问题。它是使用额外的刚度和阻尼元件消除。如前面所讨论的，这使模型更逼真，使合规和耗散在关节的影响，定义在公差范围内。在节点的链接之间的相对运动，沿着一定的方向，运用流SF源为零的约束。约束松弛是通过改变刚度值和相应的关节阻尼调整。在这里，我们限制的链接3在两个方向上运动的Y和Z，并允许通过解决三个部分流源在x方向的运动，将SF为零，Y和Z方向。对于仿真，励磁转矩施加链接1关于Z方向

2模拟

首先对图1的曲轴机构的计算机仿真结果进行了讨论。曲轴的初始位置是在1θ= 60o与X0轴。然后，在重力的作用下释放。重力也作用于连杆。由于气体压力没有力考虑为仿真不是主要问题，本文的焦点。观察图5中的上行显示的质量中心位移C1在0帧的表达。它移动到Z0轴圆弧。在图5的下行的第一个图显示了曲轴的振动通过对1帧的单位矢量方向变化。在第二排第二个数字表明C1中心随时间振荡。这也许可以归因于非线性造成的耦合与连杆。

为万向接头系统的仿真结果如表8所示。恒转矩被施加到驱动轴的轴。使驱动轴与驱动轴的轴线成 5° 角度。第一行显示驱动轴的第一环节的响应。角动量的驱动轴的轴线呈线性增加的成分，这是预料之中的。第二行的前两个数字显示的横方向的变化，这是链接2。所有三个轴的角运动是清晰可见的。驱动轴的驱动轴的运动：从图8中的第三行是明确的。

3结论

键合图的方法是使用两个常用机构动力学模型，（1）曲轴连杆活塞–––缸系统，及（2）万向接头系统。对惯性系的机构各环节的平移和旋转的动态图形表示，表示和约束节点处理，因果关系的描述编码进行了仿真，直接从键合图没有导出系统方程，一直在这工作了。基于MATLAB的仿真结果进行介绍和解释的系统。

出处：