连杆机构的应用（汇编）

第一篇：连杆机构的应用

连杆机构在生产实际中的应用

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

[1] 崔建英《连杆几何参数测量方法综述》2008 [2] 黄河《平面连杆机构通用分析程序的研究与开发》2008 [3] 程峰.李强.梁晓娟.李西秦《ABAQUS在发动机连杆分析中的应用》2008 [4] 华裕良《虚拟凸轮连杆组合机构的运动分析与动态仿真》2009 [5] 王远.朱会田.谷叶水《基于有限元法的发动机连杆疲劳强度分析研究》2010 [6] 郑黎明.杨慎华.寇淑清.邓春萍《裂解连杆螺栓装配机床的动力学仿真及试验》2010

第二篇：连杆机构在机械设备中的应用

举例说明连杆机构在机械设备中的应用

——连杆机构在插秧机中的应用

机械工程学院黄玉成

摘要：本文中主要介绍国内水稻插秧机研究现状、国内外分插机构研究现状、传统插秧机分插机构、高速插秧机分插机构。其中，主要介绍了连杆机构在插秧机中的应用。

关键词：连杆机构、插秧机、曲柄摇杆、高速插秧机分插机构

1． 国内水稻插秧机研究现状

我国是首先研制并生产水稻插秧机的国家之一，我国对水稻插秧机的研究大致分为

以下三个阶段：（1）摸索阶段。1953 年原华东农业科学研究所将水稻插秧机作为一项科研课题，1956 年梳齿纵拉分秧原理初步定型，并制作出样机，1956 年 4 月全国第一届水稻插秧机试验座谈会在武昌召开，并对样机进行田间试验，证明了水稻插秧机械化可以实现，1965年广西 65 型人力插秧机通过鉴定，推动了水稻插秧机的发展。

图 1-1 步行式插秧机图 1-2 乘坐式插秧机

（2）实用阶段。1964 年我国研制出机动插秧机，分插机构采用曲柄摇杆式分插机构和转臂滑道式分插机构，上世纪70 年代为响应农业部推广带土苗移栽技术的号召，研制了即可插带土苗，又可插洗根大苗的两用插秧机，该系列基本满足我国各地农业需求，零件通用化达 80%~88%，部件通用化程度达到 70%。上世纪 80 年代，参照日本水稻插秧机研制了“中头日尾”式 2ZT 系列机型，该机型分插频率高，最高达到 260 次/min，行距 300mm，总共 6 行，试验证明该机适合带土中、小苗的插秧。

（3）推广阶段。我国通过大量引进和消化吸收国外先进水稻插秧机技术，结合我国基本国情和农艺要求，自主研制了高速插秧机，该机采用旋转式分插机构，旋转一周插秧 2 次，插秧效率得到明显提高。我国水稻插秧机市场不断变化，其主要特点是：

一、机型样式变化快；

二、需求区域和市场相对集中；

三、需求主体向大型农场转变。日本插秧机在我国占据着较高的市场份额，并对我国插秧机市场逐渐形成垄断局面，市场占有率高达 90%以上。实践证明未来市场对乘坐式高速插秧机需求量将不断增大，随着国家补贴力度的不断提高，技术的不断创新，水稻插秧机市场在农业装备领域将会有非常大的发展前景。

2． 国内外分插机构研究现状

分插机构是水稻插秧机的核心工作部件，由插秧臂和齿轮箱组成，插秧臂与秧苗直接接触，用来分秧和取秧；齿轮箱的作用就是利用非圆齿轮非匀速比传动使得插秧臂按要求的轨迹准确的运转，分插机构性能的好坏直接决定插秧机的整体性能。

我国于 20 世纪 50 年代开始研究水稻插秧机，首先研制的是曲柄滑道式分插机构，且只能用于水洗苗的插秧，该分插机构较为复杂，分秧、取秧能力差。60 年代初期，日本开始研制曲柄摇杆式分插机构，与上述分插机构相比结构更加简单，性能更加稳定；60 年代末期，毯状秧苗开始在日本应用，使得插秧效率和质量大大提高；70 年代初期，推秧装置开始出现在分插机构上，降低了工作过程中秧苗回带率；70 年代末期，在曲柄上增加了配重块，使插秧频率达到 270 次/min，到目前为止，步行式插秧机上依然采用曲柄摇杆式分插机构。世纪 80 年代日本开始了对高速插秧机分插机构的研究，高速插秧机采用行星轮系旋转式分插机构，该分插机构单位时间插秧次数比曲柄摇杆式分插机构提高一倍，于80 年代末期形成产品，并应用在乘坐式插秧机上。世纪 90 年代初期，我国开始研究高速插秧机分插机构，浙江理工大学赵匀教授领导的课题组，经过多年的刻苦专研和不懈努力，在该领域取得较大成就，研制了多种旋转式分插机构，有圆柱齿椭圆齿行星系分插机构、偏心链轮式分插机构、差速式分插机构等。

3． 传统插秧机分插机构

传统分插机构的工作转速较低，主要有以下三种：摇臂导杆式分插机构、转臂滑道式分插机构和曲柄摇杆式分插机构。摇臂导杆式分插机构主要用于人力插秧机，结构较为简单，体积小，但工作效率低，插秧质量差。转臂滑道式分插机构结构较为复杂，滑道加工难度大，取秧可靠性较差，回带现象严重，大大影响了插秧效率，因此也没有得到大面积的推广应用。

曲柄摇杆式分插机构是最先应用到水稻插秧机的分插机构，结构简图如图 1-3 所示。20 世纪 70 年代日本开始研究小苗带土移栽技术和室内机械化育苗技术，在原有的基础上不断创新，研制了曲柄摇杆式分插机构，该机构增加了推秧装置，大大降低了秧苗回带、漂秧现象的发生，但该结构复杂，加工工艺要求高，而且当插秧频率较高时会产生振动。

曲柄摇杆式分插机构在我国使用广泛，既用于步行式插秧机，也用于乘坐式插秧机，该机具在我国市场上的代表机型是 2ZT-935。为了适应双季稻和三季稻的种植模式，浙江金华农机化研究所研制了多熟制水稻插秧机，该插秧机插秧轨迹可达 276mm，在对高秧苗进行插秧时不会出现“搭桥”现象，机插后直立性

好，但曲柄长度增加时，整体抖动厉害，会出现分秧不均、栽插不稳等现象。

图 1-3 曲柄摇杆式分插机构结构简图

4． 高速插秧机分插机构 世纪 80 年代国外开始对新型分插机构进行研究，用以取代传统的曲柄摇杆式分插机构，其中日本研制的偏心齿轮行星系分插机构和椭圆齿轮行星系分插机构就是典型的代表。我国从 20 世纪 90 年代开始研究高速插秧机分插机构，该研究致力于达到提高插秧质量和插秧效率双重标准。旋转式分插机构是高速插秧机的核心部件，主要包括插秧臂和插秧旋转箱两部分，在插秧过程中，插秧臂起到分秧、取秧、推秧的作用；插秧旋转箱为分插机构提供动力，插秧旋转箱内偏心齿轮或者非圆齿轮之间相互啮合使得插秧爪尖点形成所需轨迹；旋转式分插机构具有插秧高效、振动较小等优点。随着插秧技术的逐渐成熟，对分插机构的研究进展也在不断突破，到目前为止，高速插秧机分插机构主要有以下几种：

1.偏心齿轮行星系分插机构

偏心齿轮行星系分插机构是由日本成功研制，并在我国申请了发明专利，结构简图如图 1-4 所示。该机构主要由 5 个半径完全相同的偏心齿轮、2 个插秧臂 1 和行星架 5组成，太阳轮 4 安装在行星架上，两侧对称布置两对齿轮，行星架 5 与太阳轮 4 同轴转动，插秧臂1 与行星轮2 连接在一起，工作时，行星架 5 绕着中心轴匀速转动并提供动力，中间轮在旋转的同时与太阳轮不断啮合，同时与行星轮啮合使得行星轮连续转动，行星轮带动插秧臂作复合运动。插秧臂上的各点作平面复合运动：其相对运动是相对行星架作不等速逆向转动，牵连运动是随着行星架作匀速转动，插秧爪尖点即可形成特殊的“腰子形”插秧轨迹。偏心齿轮行星系分插机构加工工艺简单，但是在齿隙变化时引起的振动较大，必须安装缓冲装置，我国水稻种植机械专家对上述问题进行了分析，采用双齿轮重叠结构替代单齿轮结构，可以明显降低齿隙变化引起的振动对整机的影响。

2.正齿行星轮系分插机构

正齿行星轮系分插机构结构简图如图 1-5 所示。该机构主要包括 7 个特殊齿轮，其中 4 个正圆齿轮完全一致，3 个的椭圆齿轮完全一致，3 个椭圆齿轮

都是绕其焦点进行不断转动，且初始相位角相同。太阳轮 1 安装在行星架上，中间圆齿轮与中间椭圆齿轮、行星轮与插秧臂固定在一起，分插机构在插秧过程中，插秧臂一边绕旋转中心作匀速圆周运动，一边随行星轮作非匀速转动，这两种运动的复合运动即可使插秧爪尖点实现所需的插秧轨迹和插秧要求，再通过选择合适的技术参数，就可以达到农艺要求的插秧轨迹。

图 1-4 偏心齿轮行星系分插机构结构简图图 1-5 正齿行星轮系分插机构结构简图

3.椭圆齿轮行星系分插机构

椭圆齿轮行星系分插机构结构简图如图 1-6 所示，主要由5 个完全相同的椭圆齿轮、圆盘式行星架和 2 个插秧臂组成。其中太阳轮安装在机架上，在初始安装位置 5 个椭圆齿轮长轴共线，中间轮和行星轮需要确定安装角度。

图 1-6 椭圆齿轮行星系分插机构结构简图

1.行星轮 2.太阳轮 3.链条 4.张紧轮 5.插秧臂 6.行星架

图 1-7 偏心链轮式分插机构结构简图

工作时，太阳轮不动，行星架匀转动，中间轮在绕太阳轮旋转的同时，带动行星轮转动，插秧臂和行星轮安装在一起，因此插秧臂在随行星轮转动的同时也随行星架转动，从而得到要求的插秧轨迹。该分插机构惯性小，因此对秧苗的冲击较小，可以明显降低秧苗损伤率。

4.偏心链轮式分插机构

偏心链轮式分插机构结构简图如图 1-7 所示，主要由两个完全相同的偏心链轮、2个张紧轮和 2 个插秧臂组成，2 个偏心链轮的传动比不断变化来满足分插机构的非匀速传动，链条的松紧变化依靠张紧轮来调整。该机构的主要特点是插秧效率高，但机构复杂，行星架体积较大，转动惯量大，成本高，没有齿轮传动稳定、可靠。

5． 参考文献

[1]秦龙杰,白玉成.浅析我国水稻插秧机现状和发展前景[J].农业机械,2005(2): 42~43.[2]陶冶,温兆麟.水稻插秧机的研究与发展[J].农机化研究,1999(3): 6~9.[3]柳春柱,任世虎,陈先军,等.新型高速插秧机的研究[J].现代化农业,1999(1): 32~33.[4][日]梅田重夫,穗波信雄.插秧机构分插机的动特性[J].农业机械学会志,1980,(1):51~56.[5]L．S Guo, W．J．Zhang．Kinematic analysis of a rice transplanting mechanism with eccentricplanetary gear trains[J]．Mechanism and Machine Theory,2001,36(11): 1175~1188．

[6]陈德俊,邬介年,徐锦大.多熟制水稻插秧机分插机构的研究[J].农业机械学报,1992,23(2): 23~28.

第三篇：浅谈连杆机构在生产实践中的应用

浅谈连杆机构在生产实践中的应用

摘要：连杆机构能够实现各种各样功能的运动，因此在生产实践中应用广泛。本文就一些具体的连杆机构，简单介绍了其在生产实践中的应用。

关键词： 连杆机构

生产实践

应用

1、连杆机构简述

连杆机构能够实现多种运动轨迹曲线和运动规律。在平面连杆机构中，所有的运动副均为低副。因此，连杆机构又称为低副机构。

由于组成低副的两个构件之间是面接触，在承受相同的荷载时，其承载能力较大，耐磨损；再加上构件的形状简单，制造简便，易于获得较高的制造精度。因此，连杆机构广泛地用于各种机械和仪器中。但是，由于连杆机构的运动链较长，构件数和运动副数较多，而且在低副中存在间隙，所以会引起较大的运动积累误差，从而影响其运动精度。而且平面连杆机构的设计比较复杂，通常难以精确地实现复杂的运动规律与运动轨迹。连杆机构在生产实践中应用广泛，下面仅做一些简单的介绍。

2、连杆机构在生产实践中的应用

2.1 平面四杆机构的应用

在平面四杆机构中，若两个连架杆之一为曲柄，另一个为摇杆，则称为曲柄摇杆机构。如图1所示的雷达天线调整机构，当曲柄AB为主动件并作匀速转动时，通过连杆BC，带动摇杆CD在一定角度范围内作往复摆动，从而达到调整天线俯仰角度的目的。当摇杆CD为主动件并作往复摆动时，通过连杆BC驱使曲柄AB(从动件)作整周转动，如图2所示的缝纫机踏板机构。

图1 雷达天线调整机构

图2 缝纫机踏板机构

另外，当曲柄作整周转动时，若利用连杆与摇杆之间的相对运动对外做功，如图3所示，则可设计出飞剪剪切机；若利用连杆上一点的水平轨迹作运动输出，如图4所示，则可设计出物料传送机构。如图5是矿石破碎机的简图，与大带轮固接在一起的曲柄AB为主动件，曲柄摇杆机构ABCD是该机器的主体。如图6是机构是利用连杆曲线设计的和面机的简图，曲柄摇杆机构ABCD是该机器的主体。

图3 飞剪剪切机构

图4 物料传送机构

图5

矿石破碎机的简图

图6 和面机的简图

如果两个连架杆均为曲柄，都能作整周转动，该铰链四杆机构称为双曲柄机构。当相对两杆平行并且相等时，该机构称为平行四边形机构。在这种机构运动中，两个曲柄以相同的角速度作同向转动，而连杆作平动。当曲柄与机架共线时，机构处于运动不确定的状态为了解决这个问题，在工程上可以利用从动件的质量或在从动件上加装飞轮以增大惯性；也可以在机构中通过添加构件带来虚约束使机构始终保持平行四边形。如图7所示的机车车轮联动的平行四边形机构，构件EF带来了一个虚约束，使得机车的各个车轮具有相同的速度，保证了机车的平稳运行。

图7 机车车轮联动机构

在双曲柄机构中，若其对边长度相等但不平行时，则称为逆平行(反平行)四边形机构。这种机构运动中，机构运动时主、从动曲柄转向相反，连杆作平动。图8所示的汽车车门开闭机构就是它的应用实例，主曲柄AB转动时，通过连杆使从动曲柄CD作反向转动，从而保证两扇车门同时打开或关闭，并分别位于预定的两个工作位置上。

图8 汽车车门开闭机构

另外，图9所示为双曲柄机构在惯性筛机构中的应用，图10所示为平行四边形机构在户外摄影平台的应用。

图9

惯性筛机的简图

图10 户外摄影平台的简图

两个连架杆均为摇杆的铰链四杆机构称为双摇杆机构。如图11所示的飞机起落架机构就是双摇杆机构的应用实例，当飞机着陆前，需要将着陆轮从飞机机腹的下方推放出来；当飞机起飞离开跑道之后，又需要将着陆轮收回到机腹下方，以减少飞行过程中空气的阻力。在双摇杆机构中，如果两个摇杆的长度相等，则称为等腰梯形机构。图12所示汽车前轮的转向机构就是等腰梯形机构的应用实例。在该机构中，与前轮轴固连的两个摇杆AB和CD在摆动时，其摆角β和δ的大小是不相等的。当汽车转弯时，汽车的两个前轮轴线相交，且其交点近似落在后轮轴线延长线上的某一点P，P点即为汽车转弯时的瞬时转动中心，它使得汽车的四个车轮都能在地面上近似于纯滚动，以保证汽车转弯平稳，减少轮胎因滑动造成的磨损。

图11

飞机起落架机构

图10 汽车前轮的转向机构

另外，对于双摇杆机构，它的两个连架杆相对于机架均作摆动，当连杆为转动主动件时，如图13所示，则可以实现电扇的摇头；当一个摇杆为摆动主件，如果14所示，则可以实现砂箱的翻箱；当一个摇杆为摇动主动件、利用连杆上一点的水平轨迹作为运动输出时，如图15所示，则可以实现码头货物的平移。

图13

电扇摇头机构

图14

砂箱翻箱机构

图15

码头起重机机构

此外，曲柄滑块机构在单缸四冲程内燃机中的应用，如图16所示。摆动导杆机构在牛头刨床中的应用，如图17所示。

图16 单缸四冲程内燃机

图17

摆动导杆机构

曲柄摇块机构在摆动式油泵上的应用，如图18(a)所示；在自动卸料汽车中的应用，如图18(b)所示；在插齿机床中让刀机构中的应用如图18(c)所示。

(a)

(b)

(c)

图18

曲柄摇块机构的应用

2.2 其他连杆杆机构的应用

平面八杆机构在物料传送上的应用，如图19所示。

图19平面八杆机构在物料传送上的应用 铸造造型机的翻转机构，如图20所示。某型洗衣机搅拌机构，图21所示。

图20 翻转机构

图21 洗衣机搅拌机构 犁悬挂机构在农用拖拉机中的应用，如图22所示。

图22

犁悬挂机构

总之，通过上面的应用实例可知：由于连杆机构能够实现各种各样功能的运动，连杆机构在生产实践中有着广泛的应用，在此就不再一一赘述。

参考文献

[1] 常治斌 编著.机械原理[M].北京：北京大学出版社，2007 [2] 王洪欣 编著.机械原理[M].南京：东南大学出版社，2005 [3] 张春林 编著.机械原理[M].北京：高等教育出版社，2005 [4] 孙桓 陈作模 主编.机械原理[M].北京：高等教育出版社，2010 [5] 邹慧君 编著.机械原理[M].北京：高等教育出版社，2006 [6] 郑文纬 吴克坚 主编.机械原理[M].北京：高等教育出版社，1996 [7] 申永胜 主编.机械原理[M].北京：清华大学出版社，1999 [8] 李学荣 编著.四连杆机构综合概论[M].北京：高等教育出版社，1981 [9] 曹惟庆 主编.连杆机构的分析与综合[M].北京：科学出版社，2001

第四篇：连杆机构论文

贵州大学设计用纸（论文）

利用齐次坐标法进行平面连杆机构设计

摘要：目前随着计算机在工程技术中的普遍应用，极大地提高了在一些较复杂的机械设计中的准确性，并且可以迅速而准确地得到机构在一个循环中的结果，以便选择最佳的设计方案，从而实现机构的优化设计，其中齐次坐标法在平面连杆机构设计中的应用是一个很好的体现。

关键词：优化设计

齐次坐标法

平面连杆机构

1、齐次坐标法

当忽略构件的变形和运动副中的间隙，机构可视为一个受约束的刚体力学系统，它在运动过程中每一瞬间的位置，可以用几个广义参数来描述。广义参数是确定系统位置的参变量，它根据所表达问题的方便，可以采用直角坐标或极坐标表示。在直角坐标系统中用构件上任意两点的坐标来表示，在极坐标系中可以用构件上任一点P坐标Xp,Yp和构件上过P点的任一标线与X轴正向的夹φi（以X轴绕原点逆时针转过的角度为正向）来表示。

如图1所示，作平面运动构件S在任一瞬间的位置，用构件上一已知点P的坐标Xp,Yp和任一标线NN与横坐标轴X的夹角φ表示。

图1 如图2所示，设在固定坐标系OXY上，刚性构件S从位置S1（位置参数已知位Xp1，贵州大学设计用纸（论文）

cos1isin1i0 sin1icos1i0XQiYQi1=XQ1YQ11Yo1i1Xo1i001 010构件由O点移到O1点的变换矩阵为：Tt=Xo1iYo1i1构件绕O1点旋转

φ1i

角的变换矩阵为：cos1isin1i0 sin1icos1i0Tr=Xo1i1cos1iYo1isin1iXo1isin1iYo1i1cos1i1cos1isin1i0 sin1icos1i0若构件绕坐标原点O转动，则Tr=010因此Q点由Q1点到Qi点的变换矩阵为：

00cos1isin1i01 010sin1icos1i0T=Xo1iYo1i1Xo1i1cos1iYo1isin1iXo1isin1iYo1i1cos1i1cos1isin1i0 sin1icos1i0即T=Yo1i1Xo1i由于Q为构件上任一点，因此当把代表构件位置参数的P点的坐标代入上式，即可求得位移终了时动坐标系原点O1在固定坐标系上的坐标。即

Xo1iXpiXp1cos1iYp1sin1i Yo1iYpiXp1sin1iYp1cos1i

2、按预定的运动规律设计四杆机构

在图3所示的铰链四杆机构中，设主动连架杆AB从开始位置AB1转过φi角到第i位置ABi时，从动连架杆CD从开始位置C1D转过ψi角到第i位置CiD。即机构从位置AB1C1D转到位置ABiCiD。这是由于连杆BC的位移未知，故不能直接写出连杆的变换矩阵。因此可利用相对运动原理，求出两连架杆的相对位移关系。把整个机构从ABiCiD位置绕D点沿从动连架杆CD转动的反方向转ψi角，这是机构各构件间的相对运动不变，但从动连架杆从CiD位置转回到C1D位置，主动连架杆则由ABi转到AirBir位置。

贵州大学设计用纸（论文）

例如图4所示的铰链四杆机构，图中预定两连架杆的三对对应位置和A、D两点的距离为1，试设计此机构。

图 4 主动构件AB对于从动构件CD的相对变换矩阵为：

0cos6090sin609000.8660250.5=0.50.8660250sin6090cos60900T12r= 111sin9011cos900cos90120sin9012000.8660250.5=0.50.8660250sin90120cos901200T13r= 0.8660251sin12011.51cos120所以B2的相对位置B2r的坐标为：

00.8660250.50.50.8660250XB2rYB2r1=XB1YB11

111B3的相对位置B3r的坐标为：

00.8660250.50.50.8660250XB3rYB3r1=XB1YB11

0.86602511.5

贵州大学设计用纸（论文）

参考文献

[1] 童秉枢,李学志,吴志军,张春凤编著.机械CAD技术基础.北京：清华大学出版社,2000 [2] 孙恒,陈作模主编.机械原理（第六版）.北京：高等教育出版社 ,2001 [3] 孙广家等编著.计算机辅助设计技术基础.北京：清华大学出版社,1991 [4] 唐荣锡等编著.计算机图形学教程.北京：科学出版社,1990

第五篇：连杆机构习题

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连杆机构及其设计

专业——— 班级 ——— 学号 ——— 姓名 ——— 1.如图所示，设已知四杆机构各构件的长度为a = 240 mm，b = 600 mm，c = 400 mm，d = 500 mm，试问：

1）当取杆4为机架时，是否有曲柄存在？

2）能否以选用不同杆为机架的方法获得双曲柄和双摇杆机构？如何获得？

2.如图所示为一偏置曲柄滑块机构。试问：

1）杆AB为曲柄的条件是什么？

2）该机构是否具有急回运动特性，为什么？

3）以曲柄为主动件时，其传动角在何处最大，何处最小？ 4）机构在什么条件下存在死点？

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连杆机构及其设计

专业——— 班级 ——— 学号 ——— 姓名 ——— 3.在图示的铰链四杆机构中，试求：

1）当取杆4为机架时，标出该机构急位夹角θ、杆3的最大摆角φ和最小传动角γmin；

2）当取杆1为机架时，机构将演化成何种类型的机构？并说明这时C、D两个转动副是周转副还是摆转副。

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连杆机构及其设计

专业——— 班级 ——— 学号 ——— 姓名 ——— 4.如图所示，现欲设计一铰链四杆机构，已知其CD的长lCD = 75mm，行程速比系数K = 1.5，机架AD的长度为lAD = 100 mm，又知摇杆的一个极限位置与机架间的夹角φ = 45˚，试用图解法求其曲柄的长度lAB和连杆的长度lBC。

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连杆机构及其设计

专业——— 班级 ——— 学号 ——— 姓名 ——— 5.设计一个机构，用于将一辆自行车放到一位学生的床的上方。存放架的两个位置如图所示。

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连杆机构及其设计

专业——— 班级 ——— 学号 ——— 姓名 ——— 6.试用反转法设计一铰链四杆机构ABCD，要求满足AB1、AB2与E1D、E2D两组对应位置如图所示。已知lAB和lAD，试求：

1）将△B1ED1视为刚体绕D点反转至DE1与DE2重合，试确定B1的转位点B11 位置。

2）确定满足要求的铰链点C的位置范围。

3）若要求摇杆CD在第2位置为极限位置，试确定铰链点C的位置。