对活塞连杆机构运动分析毕业设计

第一篇：对活塞连杆机构运动分析毕业设计

本人自己设计的Pro/e论文，导师评价优秀，另有开题报告、任务书、pro/e图文档，答辩准备和答辩PPT。有需要Pro/e方面的要求和问题也可以联系我。本人QQ：447519384 级毕业设计

论文题目：运用Pro/E对活塞连杆机构进行

运动学分析姓 名：** 学 号：********* 院 系：机电工程学院 专 业：机械制造及自动化

班 级：机自一班 指导老师：***

完成时间：2012年*月*日

目录

内容摘要„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 关键字„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 Abstract„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 Key words „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 1.绪论 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 1.1选题的依据及其意义

„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 1.2国内外研究现状及发展趋势 „„„„„„„„„„„„„„„„3 1.3课题内容

„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2.机构简介„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 2.1活塞连杆机构的基本构造

„„„„„„„„„„„„„„„„„4 2.2工作原理 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 3.pro/e装配与运动仿真„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 3.1 Pro/E简介 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 3.2装配 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 3.3运动仿真及分析 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„15 致谢„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16

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内容摘要:活塞连杆是机械行业中常见的曲柄滑块机构，应用该机构最典型的实例就是发动机气缸，它可以将燃气能源转换为机械动能，它的作用是承受气体压力，并将此力通过活塞销传给连杆以推动曲轴旋转。广泛应用到动力机械的动力源，如汽车、轮船、飞机等。本次设计是通过这些特点对活塞连杆进行Pro/E三维建模，并对模型进行整体装配，并完成传动部分的运动仿真，并对其进行运动分析。

关键词:活塞连杆机构、三维建模、装配、运动学分析

Abstract:The piston rod is in the machinery industry common crank slider mechanism.the device Application of the most typical examples is engine cylinder.It can be a gas energy is converted to mechanical energy.It is the role to bear gas pressure.and the force transmitted to the connecting rod by the piston pin to drive the rotation of the crankshaft.Widely applied to mechanical power source, such as automobiles, ships, aircraft and other.This design is through these features of piston rod for Pro/E three-dimensional modeling.the whole assembly model.then the completion of the transmission part of the motion simulation.and its motion analysis.Key words : Piston connecting rod mechanism、Three dimensional modeling、Assembly、Kinematic analysis、机电工程学院

1．绪论

1.1选题的依据及其意义

在产品的开发过程中,有关产品的结构、功能、操作性能、生产工艺、装配性能，甚至维护性能等等许多问题都需要在开发过程的前期解决。一般，人们借助理论分析、CAD和各种比例的实物模型，或参考前期产品的开发经验来解决有关新产品开发的各种问题。由于有关装配、操作和维修的问题往往只会在产品的后期或在最终产品试车过程中、甚至在投入使用一段时间后才能暴露出来，尤其是有关维修的问题往往是在产品已经售出很长时间以后才被发现。为了解决这些问题，有事产品就不得不返回设计构造阶段以便进行必要的设计变更。这样的产品开发程序不但效率低、耗时，费用也高。

为了解决这些问题，虚拟仿真技术应运而生。仿真技术是利用计算机技术对所要进行的生产和制造活动进行全面的建模和仿真，包括产品的设计、加工、装配、各参数的设计改进等等。在产品的设计阶段就实时地模拟出产品的形状和工作状况、制造过程、检查产品的可制造性和设计合理性，以便及时修改设计，更有效地灵活组织生产，缩短产品研制周期，获得最好的产品质量和效益。

在Pro/E环境下，对活塞连杆机构建立了精确的参数化模型。通过定义各种约束，在装配模块中确定了原动件与从动件的关系。并使用机构运动分析模块，通过定义机构的连接与伺服电机，实现了活塞的运动过程仿真。参数化设计的本质是在可变参数的作用下，系统能够自动维护所有的不变参数，参数化设计可以大大提高模型的生成和修改的速度，在产品的系列设计、相似设计及专用CAD系统开发方面都具有较大的应用价值。虚拟装配是在虚拟环境中，利用虚拟现实技术将设计的产品三维模型进行预装配虚拟装配可帮助产品摆脱对于试制物理样机并装配物理样机的依赖，可以有效地提高产品装配建模的质量与速度。通过在计算机软件平台下对整套装置的设计仿真分析，能够及时地发现设计中的缺陷，并根据分析结果进行实时改进。参数化建模、虚拟装配、运动仿真贯穿于整个计算机辅助设计全过程，可显著地缩短研发周期，降低设计成本，提高工作效率。本次建模与运动仿真分析实现了活塞摇杆的电子样机设计，对现实发动机制造过程有一定的指导意义。

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1.2国内外研究现状及发展趋势

当今任何一个国家，若其要在综合国力上取得优势地位，就必须在科学技术上取得优势。九十年代以来，随着以计算机技术为主的信息技术的发展，世界经济格局发生了巨大的变化，逐步形成了一个统一的一体化市场，经济循环加大，加快市场竞争日趋激烈，从而也迫切要求对产品设计的研究能有进一步的突破，为了缩短产品的设计周期、提高生产的质量、降低生产成本，就需要在产品的设计阶段进行预测。计算机辅助设计，将难以用语言表达的复杂的机械结构，应用多媒体技术以多样化的方式表现的屏幕上，达到了以直观和形象的形式学习机械设计知识的目的。九十年代后随着CAD技术的发展，其系统性能提高，价格降低，pro/e开始在设计领域全面普及，成为必不可少设计工具，pro/e之所以在短短的时间内发展如此迅速，是因为它是人类在二十世纪取得的重大科技成就之一，它几乎推动了一切领域的设计革命，彻底改变了传统的手工设计绘图方式，极大的提高了产品开发的速度和精度。应用pro/e技术业进行产品设计，能使设计、生产维修工作快速成而高效地进行，所带来的经济效益是十分明显的。Pro/e技术的发展与应用水平已成为和衡量一个国家的科学技术现代化和工业现代化的重要标志。近几年来，随着计算机技术的飞速发展，pro/e技术已经由发达国家向发展中国家扩展，而且发展的势头非常迅猛。因为当今世界工业产品的市场竞争，归根结底是设计手段和设计水平的竞争，发展中国家的工业产品要在世界市场占有一席之地，就必须采用pro/e技术的研究和开发工作起步相当较晚，自八十年代开始，CAD技术应用工作才逐步得到了开展，随后pro/e也有了应用，国家逐步认识到开展pro/e应用工程的必要性和可靠性，并在全国各个行业大力推广pro/e技术，同时展开pro/e技术的不断研究，开发与广泛应用，对pro/e技术提出越来越高的要求，因此pro/e从本身技术的发展来看，其发展趋势是集成化、智能化和标准化,也只有不断完善，创新才能在日益激烈的竞争中立于不败之地。

1.3课题内容

本课题是利用Pro/E软件的仿真功能对活塞的运动过程进行动画模拟，并对活塞、连杆等进行一些简单的数据分析及计算，以确定设计的合理性，可行性，最终完成设计。

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该设计具体研究方法及主要内容是使用Pro/E软件仿照发动机气缸活塞连杆机构，绘制出活塞、摇杆、及其他零部件实体图。绘制好活塞连杆机构后，然后对设计进行仿真，包括运动干涉检测、活塞运动轨迹、速度及加速度的检测。

2.机构简介

2.1活塞连杆机构的基本构造

活塞连杆组是发动机的传动件，它把燃烧气体的压力传给曲轴，使曲轴旋转并输出动力。活塞连杆组主要由活塞、活塞环、活塞销及连杆等组成活塞连杆组把燃烧气体的压力传给曲轴，使曲轴旋转并输出动力；活塞的顶部还与汽缸盖、汽缸比共同组成燃烧室。

2.2工作原理

活塞的顶部直接与高温燃气接触，活塞的温度也很高，高温使活塞的机械性能下降，热膨胀量增加；活塞在作功行程中，承受燃气的高压冲击（3~5mP），活塞在汽缸中高速运动，平均速度达到8~12m/s，要求活塞质量小，热膨胀系数小，导热性好和耐磨。一般采用铝合金，个别柴油机也采用高级铸铁或耐热钢。

3.Pro/E的装配与运动仿真

3.1Pro/E简介

Pro-E是Pro/Engineer的简称，更常用的简称是ProE或Pro/E，Pro/E是美国参数技术公司（Parametric Technology Corporation，简称PTC）的重要产品，在目前的三维造型软件领域中占有着重要地位。pro-e作为当今世界机械CAD/CAE/CAM领域的新标准而得到业界的认可和推广，是现今主流的模具和产品设计三维CAD/CAM软件之一。

Pro/E第一个提出了参数化设计的概念，并且采用了单一数据库来解决特征的相关性问题。另外，它采用模块化方式，用户可以根据自身的需要进行选择，而不必安装所有模块。Pro/E的基于特征方式，能够将设计至生产全过程集成到一起，实现并行工程设计。它不但可以应用于工作站，而且也可以应用到单机上。

Pro/E采用了模块方式，可以分别进行草图绘制、零件制作、装配设计、钣金设计、加工处理等，保证用户可以按照自己的需要进行选择使用。

(1).参数化设计

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相对于产品而言，可以把它看成几何模型，而无论多么复杂的几何模型，都可以分解成有限数量的构成特征，而每一种构成特征，都可以用有限的参数完全约束，这就是参数化的基本概念。

(2).基于特征建模

Pro/E是基于特征的实体模型化系统，工程设计人员采用具有智能特性的基于特征的功能去生成模型，如 系列化快餐托盘设计[1]腔、壳、倒角及圆角，您可以随意勾画草图，轻易改变模型。这一功能特性给工程设计者提供了在设计上从未有过的简易和灵活，特别是在设计系列化产品上更是有得天独到的优势。

(3).单一数据库

Pro/Engineer是建立在统一基层上的数据库上，不象一些传统的CAD/CAM系统建立在多个数据库上。所谓单一数据库，就是工程中的资料全部来自一个库，使得每一个独立用户在为一件产品造型而工作，不管他是哪一个部门的。换言之，在整个设计过程的任何一处发生改动，亦可以前后反应在整个设计过程的相关环节上。例如，一旦工程详图有改变，NC（数控）工具路径也会自动更新；组装工程图如有任何变动，也完全同样反应在整个三维模型上。这种独特的数据结构与工程设计的完整的结合，使得一件产品的设计结合起来。这一优点，使得设计更优化，成品质量更高，产品能更好地推向市场，价格也更便宜。

(4).直观装配管理

Pro/ENGINEER的基本结构能够使您利用一些直观的命令，例如“贴合”、“插入”、“对齐”等很容易的把零件装配起来，同时保持设计意图。高级的功能支持大型复杂装配体的构造和管理，这些装配体中零件的数量不受限制。

(5).易于使用

菜单以直观的方式联级出现，提供了逻辑选项和预先选取的最普通选项，同时还提供了简短的菜单描述和完整的在线帮助，这种形式使得容易学习和使用。

3.2装配

(1)组装活塞

选择菜单栏的【文件】→【设置工作目录】,系统弹出“选取工作目录”对话框，选择活塞零件图所在文件夹，单击【确定】按钮，完成工作目录的设置。

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选择菜单栏的【文件】→【新建命令】，系统弹出【新建】对话框，点选【组件】，取消【使用缺省模版】的选择，单击【确定】按钮，系统弹出新文件选项对话框，如图

单击【确定】按钮，选择mmns-asm-design,单击【确定】，进入装配设计模块。

(2).创建骨架模块

单击【创建按钮】，系统弹出元件创建对话框，如图1.2

在“元件创建”对话框中，单选【骨架模型】，单击【确定】，系统弹出“创建”选项，单击【空】，单击【确定】，进入元件创建。

单击工具栏【轴】按钮，系统弹出“基准轴”对话框，如图1.3。双选FRONT.RIGHT两个基准面作为参照面，所创建的基准轴穿过两个参照面，单击【确定】，创建基准轴完成。

(3).装配活塞

选择菜单栏的【窗口】→【激活】，激活现在装配模块。

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单击工具栏【装配】，系统弹出“打开”对话框，选择元件prt001,单击【打开】，就将活塞添加到当前模块了.在【将约束转化为机构连接】框中选择“滑动杆”，单击【放置】，单击【轴对齐】，在3D模型中选择上面创建的基准轴和活塞垂直轴线，单击【旋转】，选取活塞的DTM1基准面和组件的RIGHT基准面。

在【放置】的【状态】的“完成连接定义”，单击【完成】。如图1.6

(4).装配底座

单击【装配】，系统弹出“打开”对话框，选择元件prt006，单击【打开】，底座就添加在组件模块中了。

选择【将约束转化为机构连接】中的“用户定义”，单击【放置】，在3D模型中选择底座的基准面和组件的基准面，然后在将其他两个基准面进行约束。

在【状态】框中显示“完成连接定义”，单击【完成】。如图1.7

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(5).装配输出轴

单击【装配】，系统弹出“打开”对话框，选择元件prt0005，单击【打开】，轴就添加在组件模块中了。

选择【将约束转化为机构连接】中的“销钉”，单击【放置】，单击【轴对齐】，在3D模型中选择底座轴线和输出轴的轴线，单击【平移】，在3D模型中选择曲柄的侧面和底座的内侧面。

在【状态】框中显示“完成连接定义”，单击【完成】。如图1

(6).装配连杆

单击【装配】，系统弹出“打开”，选择元件prt0004.单击【打开】，连杆就添加在组件模块中了。

选中【将约束转化为机构连接】中的“销钉”，单击【放置】，单击【轴对齐】，在3D模型中选择输出轴的轴线和连杆空轴线，单击【平移】，在3D模型中选择输出轴曲柄侧面和连杆外侧面。

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单击【放置】→【新建集】，即创建了一个新的连接。

选择【将约束转化为机构连接】中的销钉，单击【放置】，单击【轴对齐】，在3D模型中选择活塞孔的轴线和连杆孔的轴线，单击【平移】，在3D模型中选择活塞内侧面和连杆外侧面。

在【状态】中显示“完成连接定义”，单击【完成】。如图1.10

装配完成。

3.3 运动仿真及分析

运动分析对活塞连杆机构进行运动仿真,可以进一步分析其运动是否合理,结构是否发生运动干涉等信息.(1).添加伺服电机

选择菜单栏的【应用程序】→【机构】，系统进入机构平台。单击【伺服电动机】，系统弹出“伺服电动机”对话框，如图2.1.点选【从动图元】的【运动轴】，单击【选取】，选取旋转轴。如图2.2

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在伺服电动机定义中，单击【轮廓】，选择【规范】中的“速度”，选择【模】中的“常数”，在【A】框中输入50，单击【确定】。完成伺服电动机的创建。

注：速度为50mm/s。(2).自由度分析

单击【机构分析】，系统弹出“分析定义”对话框，如图2.3.选择【类型】中的“力平衡”，单击自由度中的【DOF】右边的按钮，在文本框中显示的数即为自由度。如果没有伺服电动机，自由度则为1.注：一个自由度的机构，只需要一个伺服电动机就能驱动它。

(3).动画

单击【机构分析】，系统弹出“分析定义”对话框，选择【类型】中的“运动学”，在【终止时间】框中输入50.注：给定时间为50秒。

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单击【运行】，模型就开始运动。如下图：

注：生成的视频文件截图

(4).运动包络

单击【回放】，系统弹出“回放”对话框。单击【创建运动包络】，系统弹出“创建运动包络”对话框，单击【读取元件】中的【选取】，在3D模型中选择连杆，单击【预览】。如图2.4

注:连杆的运动轨迹

(5).分析测量结果

单击【测量】，系统弹出“测量结果”对话框，单击【创建新测量】，系统 11

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弹出“测量定义”对话框。

在“测量定义”对话框中，选择【类型】中的“位置”，单击【点或运动轴】中的【选取】，在3d模型中选择活塞的孔轴线，如图2.6

在“测量定义”对话中【测量】中的“measure1”,选中【结果集】中“analysisdefinition3”选项，单击【检测选定结果集所选测量的图形】，系统弹出图形工具对话框。如图框中，单击【确定】，返回“测量结果”对话框

点“测量” 即生成位移曲线。同时可生成速度和加速度曲线。如图1、2、3 12

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图1 注：横轴代表时间，竖轴代表活塞位移

分析： 该图为活塞位移曲线图。活塞顶端为零点，以-90处为中心点，活塞从初始值为-86.9928处开始运动做往复运动，经过50秒在-93.0072处结束运动。可以看出，活塞的总位移成余弦规律，位移图比较平稳。

图2 注：横轴代表时间，竖轴代表活塞速度

分析： 该图为活塞速度曲线图。活塞由最下端以速度为13.0607mm/s开始向上做减速运动，后由0开始做加速运动，由此反复运动，50秒后到最下端结束运动。可以看出，活塞的速度曲线成余弦规律，具有周期性变化规律。

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图3 注：横轴代表时间，竖轴代表活塞加速度

分析： 该图为活塞加速度曲线图。加速度代表活塞的速度快慢的变化.它是速度的导数，因此权限与速度曲线的变化规律基本一致，可以看出,活塞的加速度曲线成正弦规律.仍然具有周期性变化规律。

.注：位移、速度、加速度合图。

分析：由活塞位移、速度和加速度对应曲线可以得出结论：位移达到峰值的时候，加速度也达到了反向的峰值，这时候速度刚好为零。

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参考文献：

【1】 乔建军,proe 5.0动力学与有限元分析从入门到精通,机械工业出版社,2010,340～357.【2】肖继德、陈宁宁，机床夹具，机械工业出版社，2011,5～13 【3】刘建华、杜鑫,机械设计基础,北京交通大学出版社,2010,14～38.【4】魏增菊、李莉,机械制图,科学出版社,2007 【5】林清安,proe机构设计，2004 【6】孙印杰,proe基础与实例教程,北京电子工业出版社,2008 【7】孙恒，机械原理，高等教育出版社，2003 【8】施平，机械工程专业英语，哈尔滨工业大学出版社，2011 【9】孙印杰等，野火中文版Pro/ENGINEER Widfire基础与实例教程【M】，北京，电子工业出版社，2004.机电工程学院

致谢：

经过两个多月的时间,终于完成了这次论文的设计.尽管在论文的设计过程中,遇到了许多困难和不解,但都在老师和同学的帮助下度过了.在这里,尤其要感谢我的指导老师-徐秀芬老师,本课题在选题及研究过程中都得到了徐秀芬老师的悉心指导。徐老师多次询问研究进程，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励。徐老师一丝不苟的作风，严谨求实的态度，踏踏实实的精神使我获益良多。对徐老师的感激之情是无法用言语表达的。

第二篇：活塞连杆机构的外文和翻译

Modeling and Simulation of the Dynamics of Crankshaft-Connecting Rod-Piston-Cylinder Mechanism and a Universal Joint Using The Bond Graph Approach

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：

http://www.xiexiebang.com/NaCoMM-2009/nacomm09_final_pap/DVAM/DVAMAV3.pdf

第三篇：活塞压缩机转轮连杆机构技术资料

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活塞压缩机转轮连杆机构技术资料

前言

转轮连杆机构是一种用于活塞式压缩机或发动机的运动机构，转轮连杆机构最大的优势是在压缩气体过程中，通过逐步缩短力臂距离，来克服活塞受到的反压力。

技术背景

一百多年来，曲柄连杆机构的应用非常广泛，但还存在很多缺陷，在压缩机领域的使用逐步被旋转压缩机与螺杆压缩机所替代。曲柄连杆机构最大的缺陷，是曲轴旋转的力臂长度是恒定的，无法适应活塞在压缩气体过程中不断增大的气体反压力，目前还没有发现或提出通过改变力臂距离来适应压缩气体过程中活塞受到不断增强的反压力。

压缩机的曲柄连杆机构在恒定功率输入条件下，W=P/t，P=FS，活塞行程 = 2r(偏心距也就是力臂长度)曲柄的扭矩 P=2πrF。

曲柄连杆机构的力臂长度是不变的，曲轴旋转的扭矩是恒定的，一个恒定的力去克服压缩气体不断增强的反压力，功率能效不足是必然的。

本人提出了两个方案，一种是转轮连杆机构，改变力臂长度工作;另一种是转轮传动活塞变速机构，在转轮连杆机构的基础上进行了改进;改变力臂长度的同时对活塞运动的速度进行调节，根据公式W=FV(活塞运动速度)。

本文介绍的是转轮连杆机构，转轮连杆机构与曲柄连杆机构非常近似，以曲柄连杆机构作为对比，就很容易了解该技术了。

技术介绍

如下图所示，转轮连杆机构1由转轮

7、传动轴

8、连杆5与活塞4组成，转轮7上开有滚动圆槽13，连杆大头17安装在转轮7的滚动圆槽13中，连杆大头17的中心到转轮的中心为偏心距离，活塞4受到气体压力通过连杆大头17的接触点21传导到转轮7的滚动圆槽13内壁受力点22上，该滚动圆槽13内壁受力点22与转轮圆心的距离(力臂长度)，在转轮7旋转过程中不断变化，活塞4由下止点向上止点运动压缩气体，连杆受到活塞的反压力作用在转轮7内壁受力点22，该受力点与转轮7圆心的距离逐步缩短，力臂长度变短，在一个等值功率输入条件下，转轮7作用在连杆大头上的作用力增大，该受力点22与转轮圆心距离越近，作用力就越大，用来抗拒压缩气体时的反压力。

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从上图可以看出，转轮连杆机构与曲柄连杆机构的区别不大，同样的偏心距离，同样的连杆长度，连杆推动活塞的运动特征是一样的，转轮带动连杆的旋转半径与曲轴带动连杆的旋转半径是一样的，唯独不一样的是连杆的受力点。曲柄连杆机构连杆的受力点与曲轴的力臂长度是一个定值，无论曲轴旋转角度怎么变化，该力臂长度是不变的，而转轮连杆机构的连杆大头传导的垂直力是作用在转轮的滚动圆槽内壁上的，内壁受力点与转轮圆心距离(力臂长度)是一个变化值，该变化值是受到滚动圆槽与转轮圆心的偏心距离L1(活塞行程=2L1)，与滚动圆槽的直径决定的。

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上图的转轮滚动圆槽的半径R，与转轮的圆心O1到转轮滚动圆槽的偏心距离L1相等，H1是力臂长度，该力臂长度是一个变化值，如活塞在下止点时，B1到O1的力臂长度H1 = 2R=2L1，力臂长度H1是偏心距L1的两倍;活塞在上止点时，H1=0，B1与转轮圆心O1重叠，活塞静止。活塞从下止点运动到上止点，力臂长度H1由2L1逐步缩短至0。

从上图可以看出，活塞在下止点向上止点运动，力臂长度H1由2L1逐步缩短，运动到转轮圆心时力臂长度为零。

转轮连杆机构与曲柄连杆机构对比分析

下图为曲柄连杆机构的原理图。

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曲柄的回旋半径r等于偏心距，力臂长度r等于O1到O2的距离，该力臂长度为定值;F1是连杆臂传导到轴颈圆心(受力点)的作用力，曲柄旋转的扭矩P=2πrF1。

假设转轮连杆机构与曲柄连杆机构的偏心距r相等，连杆的长度相等，活塞的受力面积相等，工作压力相等，来进行对比。

转轮连杆机构回旋半径r1等于偏心距，转轮连杆机构的力臂长度L1为一个变化值，转轮受到的扭矩P=2πL1F1

计算实例

以压缩比10:1相同的转轮连杆压缩机与为例，活塞受力面积相等，回旋偏心距30mm，活塞行程60mm，连杆长度12cm，转轮滚动圆槽的直径为60mm。

曲柄连杆机构的活塞运动到距离上止点6mm处，曲柄受到的扭矩为

P1=2πrF1=2π*30mm*F1

转轮连杆机构的活塞运动到距离上止点6mm处，测量到L1的长度为15mm，此时转轮受到的扭矩为

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P2=2πL1F1=2π*15mm*F1

P1：P2=2：1

转轮连杆机构在完成压缩冲程进入排气冲程时转轮受到的扭矩是曲柄连杆机构的二分之一，耗用功率是曲柄连杆机构的一半。

转轮连杆机构的动态特征与曲柄连杆机构非常相似，同样偏心距离，同样活塞行程与连杆长度;最大的区别是转轮连杆机构以改变力臂长度的工作方式，在活塞压缩气体冲程中，根据气体反压力逐步提高活塞的推力，增大活塞对抗压缩气体的反压力。

转轮连杆机构在不改变曲柄连杆机构固有特征的前提下，通过改变力臂长度，实现增加作用力提高工作能效，该技术优势足以淘汰目前的曲柄连杆机构。

转轮连杆机构的理论依托是扭矩P = FS = 2πrF。力臂长度与作用力的关系，是该技术的最大优势。

上图是转轮与连杆安装剖视图，该结构与曲柄连杆机构的曲轴与连杆安装相近似。由此可见，转轮连杆机构结构十分简单，在压缩机与发动机技术领域可以直接替代曲柄连杆机构。

该技术运用杠杆原理，实现气体压缩过程中的“以柔克刚”。以上技术的焦点是：连杆传导作用力的变化与受力点的力臂长度变化。

“以不变应万变”，该技术用于压缩机只需将曲轴连杆更换成转轮连杆，不会改变整体结构，简单实用效率高。

第四篇：四连杆机构运动分析

游梁式抽油机是以游梁支点和曲柄轴中心的连线做固定杆，以曲柄，连杆和游梁后臂为三个活动杆所构成的四连结构。1.1四连杆机构运动分析：

图1

复数矢量法：

为了对机构进行运动分析，先建立坐标系，并将各构件表示为杆矢量。结构封闭矢量方程式的复数矢量形式：

l1ei1l2ei2l3ei3l(1)应用欧拉公式eicosisin将(1)的实部、虚部分离，得 l1cos1l2cos2l4l3cos3

(2)l1sin1l2sin2l3sin3由此方程组可求得两个未知方位角2,3。

解得

tan(3/2)(BA2B2C2)/(AC)

(4)当要求解3时，应将2消去可得

222l2l3l4l122l3l4cos32l1l3cos(31)2l1l4cos

1(3)2arctanBl3sin

3(5)Al3cos3Al4l1cos1其中：Bl1sin12A2B2l32l2C2l3

(4)式中负号对应的四连杆机构的图形如图2所示，在求得3之后，可利用(5)求得2。

图2 由于初始状态1有个初始角度，定义为10，因此，我们可以得到关于110t，是曲柄的角速度。而通过图形3分析，我们得到OA的角度3因此悬点E的位移公式为s|OA|，速度vdvd2sd2a2|OA|2。

dtdtdt210。

dsd|OA|，加速度dtdt

图3 已知附录4给出四连杆各段尺寸，前臂AO=4315mm，后臂BO=2495mm，连杆BD=3675mm，曲柄半径O’D=R=950mm，根据已知条件我们推出|OO'||O'D||OB||BD|违背了抽油系统的四连结构基本原则。为了合理解释光杆悬点的运动规律，我们对四连结构进行简化，可采用简谐运动、曲柄滑块结构进行研究。

1.2 简化为简谐运动时的悬点运动规律

一般我们认为曲柄半径|O’D|比连杆长度|BD|和游梁后臂|OA|小很多，以至于它与|BD|、|OA|的比值可以忽略。此时，游梁和连杆的连接点B的运动可以看为简谐运动，即认为B点的运动规律和D点做圆周运动时在垂直中心线上的投影的运动规律相同。则B点经过时间t时的位移sB为

sBr(1cos)r(1cost)其中是曲柄转角；

曲柄角速度； t时间。

因此，悬点A的位移sA|OA||OA|'sB|OD|(1cost)|OB||OB| A点的速度为

AA点的加速度为

dsA|OA|'|OD|sint dt|OB|aAdA|OA|'|OD|2cost dt|OB|

图4

图5

图6

1.3 简化为曲柄滑块结构的选点运动规律

由于简谐运动只能在不太精确的近似计算和分析中应用，而在实际中抽油机的曲柄/杆长值不能忽略不计，特别是冲程长度较大时，忽略会引起很大误差。把B点绕游梁支点的弧线运动看做直线运动，则四杆运动可被简化为图所示的曲柄滑块运动。

0时，游梁与连杆的连接点B在B’点，为距曲柄轴心最远的位置，相应于悬点A的下死点。180时，游梁与连杆的连接点B在B’’点，为距曲柄轴心最远的位置，相应于悬点A的上死点。因此，我们有|O'B'||BD||OD'|，|O'B''||BD||OD'|，B点的最大位移sB2|O'D|。

B点在任意时刻的位移sB为

sB|BB'||O'B'||O'B|1|O'D||O'B|

在O'DB中有：

'|O'B||OC||BC||O'D|cos|BD|cos

则

sB|BD||O'D||O'D|cos|BD|cos |OD|[1cos'1(1cos)]

|O'D|式中。

|BD|通过转化分析，我们得到B点的位移：

sB|O'D|(1cos2sin2)

则sA为

sAsB|OA||OA||O'D|(1cossin2)|OB|2|OB|速度A为

AdsA|OA||O'D|(sinsin2)dt2|OB|加速度aA为

aA

dA|OA| 2|O'D|(coscos2)dt|OB|

22u(x,t)u(x,t)2u(x,t)ac 22txta是波动速度英尺/秒；

c是阻尼系数，1/秒； t是时间，单位是秒；

x是在无限制杆离光杆之间的距离，单位是英尺；

u(x,t)抽油杆离平衡位置的位移。

c2L

无因次阻尼；

Lx1x2...xm杆的总长度(英尺)。

4.42102L(PRhpHhp)T2 2(A1x1A2x2...Amxm)SPRhp光杆马力；

Hhp液压泵马力； T抽运周期；

A1,A2,...,An每个杆的面积； x1,x2,...,xm杆的区间长度；

S杆的负载。

D(t)L(t)Wr02ncosntnsinnt

n1和

U(t)02vncosntnsinnt

n1是角速度；

D(t)动态光杆负载函数； L(t)总负载函数；

Wr流动的杆重；

U(t)光杆的位移函数。

2D(t)cosntdt,n0,1,2,...,n0

2D(t)sinntdt,n0,1,2,...,n1n01n把t得

1n2D()cosndt,n0,1,2,...,n 02p,p0,1,2,...,K KD2pDD K对于一个数学例子，是个离散变量

采用简单的标记

我们可以用梯形公式写出

2n02n12n12n2DcosDcosDcosDcos1120KKKK...12221nK2n(K1)2nKDcosDcosK1KKK2

因此，我们可以得出

1nDKcos(2n)2D0cos02n2n2。DcosDcos...12K22KK对于周期函数，由于cos0cos2n，则我们得到D0Dk，即

2K2npDcos,n0,1,...,n 1npKp1K同样得到其他傅里叶展开系数

2K2npDsin,n1,2,...,n 1npKp1K2K12npUsin,n0,1,...,n 1npK1p1K12K12npUsin,n1,2,...,n p1nK1p1K1通过分离变量法求解，得到特征根的形式

nnin

其中

2ncn11 a2n和

2ncn11

a2n通过变化分析，我们得到

D(t)EA(knnnn)cosnt(knnnn)sinnt

n1n1因此，我们有充分的利用定义新的常数

nEA(knnnn),n0,1,2,...nEA(knnnn),n1,2,...02EA

通过上述方程我们得到

knnnnn,n1,2,3,...2EA(nn2)n通过上面一系列的推导，我们得到

nnnn,n1,2,3,...2EA(nn2)u(x,t)02EA02(On(x)cosntPn(x)sinnt)

n1其中

On(x)(kncoshnxnsinhnx)sinnx(ncoshnxnsinhnx)cosnx Pn(x)(knsinhnxncoshnx)sinnx(nsinhnxncoshnx)sinnx

根据胡可定理，力F(x,t)可以被计算为

F(x,t)EA因此，我们得到

u(x,t)x0'F(x,t)EA(On(x)cosntPn'(x)sinnt)

2EAn1其中

'On(x)nsinhnx(nnnn)coshnxsinnxEA

ncoshx()sinhxnnnnnncosnxEA和

Pn'(x)ncoshnx(nnnn)sinhnxcosnxEA

nsinhx()coshxnnnnnnsinnxEA工程量的递归计算

j10vj0xjEAjj0

j1nj1vjOn(xj)

njPn(xj)j1j1j10j0'nEAjjOn(xj)

nEAjjPn'(xj)

j1j1knnnj1nn2EAj1(nn2)j1nnj1nnj1n2EAj1(nn2)

j1On(xj1)(j1kncoshnxj1j1nsinhnxj1)sinnxj1(j1nsinhnxj1j1ncoshnxj1)cosnxj1j1Pn(xj1)(j1knsinhnxj1j1ncoshnxj1)cosnxj1(j1ncoshnxj1j1nsinhnxj1)sinnxj1

j1nsinhnxj1(j1nnj1nn)coshnxj1sinnxj1j1O(xj1)EAj1'nj1n coshnxj1(j1nnj1nn)sinhnxj1cosnxj1EAj1'j1nj1nP(xj1)coshnxj1(j1nnj1nn)sinhnxj1cosnxj1EAj1

 j1nsinhnxj1(j1nnj1nn)coshnxj1sinnxj1EAj1此处，j1,2,...,m1,n1,2,...,n。因此，泵的位移和负载用下列公式计算

u(xm,t)m02EAmxmm02(mOn(xm)cosntmPn(xm)sinnt)

n1nnm0'F(xm,t)EAm(mOn(xm)cosntmPn'(xm)sinnt)

2EAmn1上冲程悬点静载荷

由于游动阀关闭，悬点静载荷主要包括柱塞上、下流体压力及抽油杆柱重力。

1)抽油杆柱在空气中的重力：

WrArgLpr

式中：

Wr抽油杆柱在空气中的重力，KN； Ar抽油杆截面积，m2；

r抽油杆密度，t/m3；

g重力加速度；

Lp抽油杆柱长度 2)泵排出压力

p0ptLPLg

式中：

pt井口压力，kpa

L液体密度

3)吸入压力

上冲程时的沉没压力导致井内液体流入泵中，此时液流所具有的压力即吸入 压力，此压力作用在柱塞底部，产生的载荷方向向上：

ptpspr

式中：

ps沉没压力，kpa；

pr流体通过泵入口设备产生的压力降，m。

将以上三个力综合可得出上冲程的静载荷：

WupWrp0(ApAr)ptA WrW(ptpc)ApptAr''L

由于上冲程时井口回压与套压造成的悬点载荷方向相反，故可近似为相互抵消，因此上冲悬点载荷可简化为下式

WupWr'WL'

下冲程悬点载荷

下冲程时，游动阀打开使得柱塞上下的液体连通，抽油杆柱受到向上的浮力作用。因此，下冲程时抽油杆柱在液体中的重力等于自身重力减去浮力。而液柱荷载通过固定阀作用在油管上，不作用在悬点上。所以下冲程悬点载荷为：

WdownWr'ptAr

迭代计算

通过分析我们知道，计算阻尼系数必须预先知道泵功图，但是要知道泵功图必须预先知道阻尼系数，故采用迭代法解决这个问题，首先，先给一个任选一个初值c0，根据c0求泵功图，再用式子求c0。

第五篇：第4章平面连杆机构的运动分析

第4章平面连杆机构运动分析

习题

4-1．求出下列机构中所有速度瞬心

（a）

（b）

(c)

(d)

图4-1

4-2．在图4-2所示摆动导杆机构中，BAC90,lAB60mm,lAC120mm,曲柄AB的等角速度130rad/s,求构件3的角速度3和角加速度3。

4-3．在图4-3所示机构中，已知145,1100rad/s,方向为逆时针方向，lAB4m,60。求构件2的角速度2和构件3的速度v3。



图4-2

图4-3