曲柄摇杆机构设计方法

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1、曲柄摇杆机构设计方法作者姓名：XXXX专业名称：机械工XXXX及自动化指导教师： XXXX 讲师玮亜摘要曲柄摇杆机构中构件的运动样式多样，可以实现给定运动规律或运 动轨迹且承载能力高、耐磨顺，制造简单，已于获得较高的制造精度， 因此曲柄摇杆机构在各种机械仪器中获得广泛的应用。本文针对曲柄摇杆机构的行XXXX速度变化速度系数和给定点的轨 迹设计曲柄摇杆机构，通过深入分析机构的行XXXX数度比k、摇杆摆 动角屮、最小传动角，极为夹角和摇杆摆动角等运动性能参数与结构尺 寸间的关系。通过引入曲柄固定铰链点的位置角建立了曲柄摇杆和机架 长度关于0和申的显示函数关系，通过解析法、几何作图法、和实验法 设计

2、曲柄摇杆机构。在此基础上研究机构设计的可能附加要求极其相应 的设计方法为曲柄摇杆设计提供各种可能选项并对曲柄摇杆的急回特性 和死点情况进行说明。关键词:曲柄摇杆机构 行XXXX速度系数 摇杆摆动 设计方法AbstractThe diversity of movement component in the crank rocker mechanism can achieve given amotion or motion trajectory and have the high bearing capacity, wear-resisting, simple manufacture,and hi

3、gher manufacturing accuracy. therefore ,the crank rocker mechanism is widely used in various mechanical instrument.In view of the crank rocker mechanism of velocity fluctuation velocity coefficient and the design of crank rocker mechanism by track point, Analysis the mechanism of the stroke number r

4、atio K , the rocker swing angle minimum transmission angle, extremely angle and rocker swing angle motion parameter and the relationship between structure size deeply. Introduced the crank fixed hinge point position angle of crank rocker and the frame length on and display function is built, by the

5、analytic method, the geometric drawing method, the design of crank rocker mechanism and experimental method. On the basis of the research on the design method of mechanism design may have additional requirements and other extremely corresponding , various possible options and the crank rocker quick

6、return characteristics and the dead are described for crank and rocker design.Key words: crank,rocker,travel speed,design目录摘要 IAbstract II目录IIIII1 绪论 12 平面四杆机构概述 32.1 平面四杆机构的基本型式 32.2 平面四杆机构的基本特性 42.2.1 急回特性 52.2.2 死点位置 62.2.3 传动角和压力角 73 曲柄摇杆机构的设计 93.1 解析法设计曲柄摇杆机构 93.1.1 附加要求及其机构设计方法113.2 几何作图法13321

7、按照给定的行XXXX数度变化系数设计曲柄摇杆.133.2.2按给定连杆位置设计四杆机构143.3 按照给定点的运动轨迹设计曲柄摇杆机构143.4 曲柄摇杆机构设计方法的比较144 曲柄摇杆机构的特性运用164.1 曲柄摇杆机构死点特性分析极其运用164.1.1 摇杆主动时机构的死点情况164.1.2 曲柄主动时机构有死点位置的条件164.1.3 满足有死点条件的曲柄摇杆机构的死点个数及位置情况分析174.1.4 曲柄摇杆机构有死点条件的应用204.2曲柄摇杆机构急回特性应用215 曲柄摇杆机构的优化设计225.1按照最小传动角和行XXXX速度比系数最大综合优化.225.1.1 最小传动角的确定

8、225.1.2优化设计245.1.3 最小传动角 min 最大的目标函数的建立 255.1.4 总目标函数的建立265.2 算例(1) 275.2.1 曲柄摇杆机构设计275.3 基于图谱对曲柄摇杆的优化295.3.1 最小传动角位置分析 295.3.2 极为夹角分析305.3.3 摇杆摆角分析315.4 曲柄摇杆优化315.4.1 增大最小传动角 315.5 算例(2) 32总结33致谢34参考文献351 绪论18世纪下半叶的第一次工业革命促进机械工XXXX的迅速发展， 机构学在原来机械力学的基础上发展成为一门独立的科学.早在19世纪 连杆机构就已经广泛的运用最简单的就是四杆机构，也是出现最

9、早的一 种连杆机构。对连杆机构的研究起始于 19 世纪著名发明家瓦特，他改 进的蒸汽机运用了四杆机构。19 世纪以来，以几何图解法为主导的德国机构学派对连杆机构的 研究做出了巨大的贡献，其研究结果长期处于世界领先地位，二次世界 大战后随着 社会科学技术迅猛发展 ,尤其是电子计算机的普及很大推 动了机构设计的研究进XXXX。平面四杆机构是平面多杆机构,空间多 杆机构的基础,所以对平面四杆机构的设计研究有着很重要的意义。平面连杆机构中构件的运动形式多样，可以实现给定运动规律或运 动轨迹，平面连杆机构因承载能力高，耐磨顺，制造简便，已于获得较 高的制造精度在机械机构中大量使用。如缝纫机的踏板机构（如

10、图 1.1） 送料机构（如图1.2），牛头刨床的横向进给机构（如图1.3），传送带送 料机构（如图 1.4）等。所以建立出一些简单、方便、实用的设计方法有利 于连杆机构的设计。而一些相关的书籍里对曲柄摇杆机构的设计方法的 设计及其优化并没有完整的提出，对于设计者查询相关信息时带来不 变，也对学生系统学习曲柄摇杆机构带来不便。在这种背景下，本课题主要研究的对象为平面四杆机构本中的曲柄 摇杆机构，通过分析设计要求,使用合理的设计方法揭示其传力性能 和 运动性能与机构尺寸之间的关系,以期实现为工XXXX应用给出机构运 动尺寸的设计，再利用多目标函数限定选择优化设计方案。图1.1缝纫机踏板机构图1.3

11、牛头刨床的横向进给机构图1.2送料机构图1.4传送带送料机构2平面四杆机构概述2.1平面四杆机构的基本型式平面四杆机构最常见是铰链四杆机构如图2.1所示，机构的固定构 件4称为机架，与机架用转动副相连接的构件1和3称为连架杆，不 与机架直接连接的构件2称为连杆。若组成转动副的二构件能做整周相 对转动，则称该转动副为整转副，否则为摆动副。与机架组成整转副的 连架杆称为曲柄，与机架组成摆动副的连架杆称为摇杆。图2.1曲柄摇杆机构运动简图因为其它平面四杆机构均可视为曲柄摇杆机构的派生机构，所以 曲柄摇杆机构是平面四杆机构中最基本的机构。以图2.1中的铰链四杆 机构为例，如图2.1示位置时是曲柄摇杆机

12、构，当进行机构转置（即让 不同杆件做机架）时，就会得 到不同类型的四杆机构。当构件1作为机架，铰链四杆机构为双曲柄机构；当构件2作为机架，铰链四杆机构为另一曲柄摇杆机构；当构件3作为机架，铰链四杆机构为双摇杆机构；四杆机构的派生机构还有：曲柄滑块机构，曲柄摇块机构，转动导 杆机构等。2.2平面四杆机构的基本特性铰链四杆机构是否具有整转副，取决于个杆的长度。如图2.2所示 曲柄摇杆机构，杆1为曲柄，杆2为连杆，杆3为摇杆、杆4为机构各 杆长度用L、L、/、/表示。因杆1为曲柄，故杆1与杆4的夹角申的 变化0o360o当摇杆处于左右极限位置时，曲柄与连杆二次共线，故杆 1与杆2的夹角0的变化范围也

13、是化Oo36Oo ；杆3为摇杆，与他相邻 的夹角屮、申的变化范围小于36Oo.。显然，A、B为整转副。为了实现 曲柄1整周转动，AB杆必须顺利通过与连杆共线的两个位置AB和1AB。2C图2.3铰链四杆机构当杆1处于AB位置时，形成AACD。根据三角形任意两边之和必1 1大于第三边的定理可得。1(1 1)+ /(2-1)42 13/(/ / )+ /(2-2)32 14/+/ / +/(2-3)14 23/+ / /+ /(2-4)1324当杆1处于AB位置时，形成AACD。可以写出以下关系2l +1 l + l1 2 3 4 将上面的式子相加可得l ll ll2= （ 1800-0 ）， t

14、t ， V V ， 0 是曲柄在两个极限1 2 1 2 1 2 位置时所夹锐角，称为极位夹角。显然在曲柄摇杆机构，当曲柄为主动 件做匀速圆周运动时，摇杆由位置C1D摆回到位置C2D，其摆角任然 是申。虽然摇杆来回摆动的摆角相同。但对应的曲柄转角不等，对应的 时间也不等，从而反映了摇杆往复摆动的快慢不同。令摇杆自C2D摆 至C1D为工作行XXXX,这是摇杆的平均角数度是广屮/t1;摇杆自C2D摆会至CD是其空回行XXXX,这是摇杆的平均角数度是=屮/t2,显2 2 然o w，它表明摇杆具有急回特性。1 2图2.3曲柄摇杆机构用行XXXX速度变化系数K表示机构急回特性的XXXX度v 屮 /1 t

15、p1800 +0(2-5)(2-6)2 2 1 二 v 屮 /1 t p1800 011 22K 1 0 二1800 K +1当0 =00时，K=1则机构没有急回特性。2.2.2死点位置如图2. 4所示的曲柄摇杆机构如以3为原动件，而已曲柄1为从动 件，则当摇杆摆到极限位置C1D和C2D时，连杆2与曲柄1共线，从 动件的传动角丫 =00。若不计个干的质量，则这是连杆加给曲柄的力将 经过铰链中心A,此力对点A不产生力矩，因此不能使曲柄转动。机构 的这种转动角为零的位置称为死点位置死点位置会是机构的从动件出 现卡死或运动不确定现象。C2图2.4曲柄摇杆机构的死点位置2.2.3传动角和压力角曲柄摇杆

16、机ABCD中，假设各杆是理想的二力杆，没有质量和摩 擦阻力。AB是主动件，BC是连杆，CD是从动件。分析从动件上力的 输入点C的受力如图2.5所示。压力角a的定义是该点的受力方向与 运动方向所加的锐角是压力角。由图中受力分析可知，C点的压力角为 沿着BC杆的受力Pt与垂直于CD杆的速度v ，c的夹锐角，即图中 标注的a。图2.5曲柄摇杆机构压力角分析对图2.5中C点的进行受力分析。CD杆的绝对运动是做以D为 中心，CD为半径的圆周运动，C点的绝对速度方向垂直于CD。C点 受到二力杆BC的沿着BC方向的推力Pt,将力P分解为沿着CD的法 向力Pn,垂直CD的切向力Pt； Pn的作用只产生CD杆的

17、压力，没有 力方向上的位移，即不做功，Pt与C点绝对速度度方向一致，是有效 分力，所以Pt越大机构件的传动效率越高，Pt =Pcosa，显然压力角 a越小有效分力Pt越大。为了方便测量引入传动角丫 ,它是压力角a的 余角，即Y= 900 -a，Pt=Pcosa =Pcos Y，显然Y越大Pt越大Pn越小。 机构的传力性能的情况常用传动角Y来限定，为了保证机构具有良好 的传动性能，一般要求400对于颚式破碎机、冲床等大功率机械， 最小传动角应取大一些，可取Y min传动角Y的大小随机构运动位置变 化而变化，所以对于短有时高载的机构应使工作行 XXXX 的传动角接 近最大值Y max 可节省动力。

18、3曲柄摇杆机构的设计曲柄摇杆机构设计主要根据给定的运动条件（按照给定从动件的运 动规律（位置、速度、加速度）和按照给定点的运动轨迹）确定确定运 动简图的尺寸参数，通过解析法、几何作图法和实验法来进行曲柄摇杆 机构的设计。3.1解析法设计曲柄摇杆机构按行XXXX速比系数K设计曲柄摇杆机构时，基本要求是机构的行 XXXX速比系数K和摇杆摆角屮，解机构的几何参量具有图3.1所示的 相对几何关系。图3.1中，点D是摇杆的固定铰链点,C,C2分别是摇杆动铰链点C的 两个极限位置，角9是机构的极位夹角，应按速比系数K确定如下：(3-1)9 = 1800 x (k - 1)/(k +1)（a）杆长表达式图3

19、.2中，以C1C2为弦、29为圆心角的圆1为型曲柄摇杆机构的曲柄 固定铰链点A的轨迹圆，圆心位于点0,两圆的半径R均为：(3-2)R = l3SinpSin0式中：摇杆CD的长度，l = l3 CD引入角参量屮二ZCOA用以表示曲柄固定铰链点A在圆1的位 置，如图3.2。则由图3.2的几何关系，线段ACAC2和OD的长度 分别为：AC =2Rsin = 2l sin sin /sin01 2322AC =2Rsin?= 2l sin.sin(+0)/sin02 2322图3.2曲柄摇杆机构OD= L cos -R cos0=lsin()-03232/sin 0由于AC二l -1，AC二l +1

20、，所以曲柄和连杆的长度l和l为:121221八+0 / 0 l 一l sin .cos/co12(3-3)1 3 2 2 2iI+0/0l 一l sin -sin/sin(3-4)23222l = l x()/ sin 043、(3-5)x() = sin 2 + sin2(-0) 一 2 sin2 2 2sin(2-0). cos( +0)(3-6)(b)位置角的取值范围由于机构的放缩不影响机构的急回特性，所以上面的公式表示的机构长只取决于极位夹角0、摇杆摆角屮和参量角其中0和屮按机构的使 用要求确定，屮的取值范围如图3.2可知00 b+c，而对以AB为曲 柄的曲柄摇杆机构而言，总有a+dc

21、)或图2c(bc)所示A ABD存在.对于2b则有a+b-cc+d,而对以AB为曲柄的曲柄摇杆机构而 言，总有a+bd，即有a + cb+d。而对以AB为曲柄的曲 柄摇杆机构而言，总有a+ cb+ d，故有a +c= b+ d由于曲柄a为最短 杆，故此时摇杆c必为最长杆。综上所述，曲柄摇杆机构当满足最短杆与最长杆的长度之和等于 另外两杆长度之和时，即有死点位置存在.因此可得，曲柄主动时，曲柄摇杆机构具有死点位置的条件为： 最短杆与最长杆的长度之和等于另外两杆长度之和由此亦可得，曲柄 主动时，曲柄摇杆机构无死点位置的条件为：最短杆与最长杆的长度之 和小于另外两杆长度之和。n图4.2曲柄摇杆机构4

22、.1.3满足有死点条件的曲柄摇杆机构的死点个数及位置情 况分析由上可见，曲柄主动时，曲柄摇杆机构具有死点位置的条件为：最 短杆与最长杆的长度之和等于另外两杆长度之和.当满足该条件时， 由于曲柄a为最短杆，下面分别以连杆、机架、摇杆为最长杆时，如图 4.3a、图4.3b、图4.3c所示，考察机构的死点个数及位置情况.由图4.3可知，摇杆的两可行域弧段C C、C C在C点连通起12232来，因而摇杆的摆动范围可只在C C弧段上进行 也可在C C C 弧12123段上进行。对应于只在C C弧段上的来回运动在一个工作循环中，曲柄须转 1 2动一周，其经过AB位置一次。即此时，曲柄主动时，有一个死点位2

23、AB C D。若摇杆主动时，则有二个死点位置。22AB C D 及AB C D.1 1 2 2对应于在CCC弧段上的来回运动，在一个工作循环中，曲柄须转123动二周，其经过AB 位置二次.即此时，曲柄主动时，有二次死点，但2都在同一位置ABC D上.若摇杆主动时，则有四个死点位置AB C D、2 2 1 1AB C D（二次）及AB C Do特别地，当曲柄a与连杆b等长且为最2 2 3 3短杆，摇杆c与机架d等长且为最长杆，即a = b AB C D及AB C D。对应于在C C C 弧段上的来回运112244123动，在一个工作循环中，曲柄须转动一周，其经过AB、AB位置各 24一次.。即曲

24、柄主动时，有二个死点位置AB C D及AB C Do若摇2 2 4 4 杆主动时，则有四个死点位置 AB C D、 AB C D 、 AB C D 及112233AB C D。综上所叙，曲柄摇杆机构的死点个数及位置情况如表1所示, 44表中Imin表示最短杆长度，即曲柄长，lmax表示最长杆长度h、S表 示其余两杆长度。b “ Z图4.3曲柄摇杆机构 表（1）杆长条件图例曲柄主动时摇杆主动时死点 个数死点位置死点 个数死点位置l +1 l +1maxmin12图10无2ABCDabcD1 1 2 2l +1 二 l +1maxmin12可行 域 弧段 为C1C2图3a图3b图3c1ABC D2

25、 22abcd1 1ABC D2 2可行 域弧段 为C1C2C3图3a图3b图3c2ABC D2 2（二次）4abcd1 1 一次ABCDy2 2 abcd3 3l+l= l +lmax min12可行 域 弧段 为C1C2图3d2ABCD2 23ABCD1 iABCD2 2ABCD3 3可行 域弧段 为C1C2C3图3d2ABCD2 2ABCD4 44ABCD1 iABCD2 2ABCD3 3ABCD4 4由图4.3a、图4.3b、图4.3c、图4.3d及上表可知，曲柄主动时，曲 柄摇杆机构的死点位置必出现在曲柄、连杆、摇杆全部都运动到重合于 机架的位置上时. 由上表亦可知，曲柄摇杆机构当曲

26、柄主动时，具有02 个死点位置；摇杆主动时，具有24个死点位置.4.1.4 曲柄摇杆机构有死点条件的应用由上表1可见， 当杆长条件不同时，曲柄摇杆机构有死点位置的数 目是不同的，既使曲柄主动时，曲柄摇杆机构亦有可能出现有死点现象. 且死点个数及位置情况随杆长条件而变化。 因此，我们可对此条件在 下述设计方面进行应用。(I) 在一般曲柄摇杆机构设计中的应用一般情况下，应力求避免机构的死点现象. 因此，在曲柄主动的一 般曲柄摇杆机构设计时，应使其杆长关系满足机构无死点的条件. 即应 使最短杆与最长杆的长度之和小于另外两杆长度之和。(II) 在死点机构设计中的应用设计曲柄主动的曲柄摇杆机构类型的死点

27、机构时，应使其杆长关系 满足机构有死点的条件 . 即应使最短杆与最长杆的长度之和等于另外 两杆长度之和。(III) 在可折叠机构设计中的应用由于满足最短杆与最长杆的长度之和等于另外两杆长度之和的条 件时，机构有曲柄、连杆、摇杆全部都运动到重合于机架的位置，故可 利用此条件来设计可折叠机构。(IV) 在停歇机构设计中的应用在图3d所示的曲柄摇杆机构中，曲柄转动时，摇杆有在机架位置 上不动的可能.据此，我们可以设计出具有180b、360b、540b，精确停 歇的停歇机构.当然，在设计时要注意从动件摇杆在停顿瞬间的止动问 题及起动瞬间的动力来源问题通过结构设计，此两问题一般不难解 决。4.2曲柄摇杆

28、机构急回特性应用曲柄摇杆的急回特性可以缩短非生产时间，可以提高生产效率，所 以在机械结构中得到使用如图(4.5)。图4.5牛头刨床急回机构5曲柄摇杆机构的优化设计在机械工XXXX中，要求平面曲柄摇杆机构有良好的传动性能，即 机构最小传动角Y min进可能的大，为了提高机构的工作效率，改善机 构的运动性能，又希望行XXXX速度比系数K尽可能的大。应此，尽可 能寻找一种综合考虑最小传动角丫 min和行XXXX速度比K尽可能大的 综合优化方法。5.1按照最小传动角和行XXXX速度比系数最大综合优化为了得到优化设计，在给定摇杆最大摆角屮条件下，分析了约束条 件，运用多目标函数优化设计方法，以行XXXX

29、速比系数k最大、最 小传动角Y min最大、总体尺寸最小为寻优目标函数，建立了多维多目 标函优化设计方法。这种方法把机构综合和优化设计结合在一起，大大 提高了设计精度和设计效率，操作简单灵活，可靠性高，提高了机构的 设计质量， 解决了图解法带来的上述问题， 得到了最优解。建立的数 学模型具有很强的适应性，通过调节加权因子的大小，来实现各子目标 函数的不同重要XXXX度。5.1.1 最小传动角的确定如图5-1所示曲柄摇杆机构，最小传动角出现在主动曲柄与机架处 于两个共线的位置，Y为锐角时Y = 8，当8为钝角时Y =180 0-8L 2 + L 2 (L L )2ZB AB = Oo 时，8 1

30、= a cos 42(5-1)2 12 LL34l 2+l 2(l l )2ZBAB = 18Oo 时，8 2=a cos4 12(5-2)2 121134则当 8 90o 时 y min ( 8， 18Oo-8 )12图5.1曲柄摇杆机构 行XXXX速比系数k的确定。曲柄摇杆机构中，行XXXX速比系数k和极位夹角屮 存在如下关系v 屮 /1ta1800 +0K 二=2 二亠=1 =(5-3)v屮 /1ta 2 1800 -01 1 2机构的极位夹角，如图5.2所示:则由几何知识可以得出极位夹角和各边的关系：0 = arccos1 2 +12 一 2l 2sin22 34(5-4)1800 +

31、 arccos1 2 +12 21 2 sin2234K=1800 arccos1 2 +12 21 2sin2(出)2 342(5-5)图5.2曲柄摇杆机构5.1.2优化设计运用多目标函数优化设计法进行优化设计设计变量为曲柄摇杆机 构中各构件长度，即：X = tx , x , x , x = b , l , l , l 1# 2 3 4、12/33、(5-6)(5-7)-2 max C l , l , l) 041, 234杆长条件 Cl +1 +1 丿2max+1 +1 ） 0234z 234于第四根杆，可以表示为：（l +1 +1 +1123（2）满足杆长条件下，曲柄摇杆机构存在条件5:

32、连架杆之一必须是最短杆，且此最短杆为曲柄，其长度要大于或等于给定最小值a 0（ a 0为 这四根杆的下限），同时要小于或等于给定最大值1 0 （l0为这四根杆的上 限）即：(5-8)(5-9)(5-10)对最小传动角的约束在工XXXX机械中Y b min(5-11)而在一般机械中通常丫40。，对于大功率机械，丫50。 关于行XXXX速比系数k最大的目标函数令:f (x)=kl 2 +12 -2sin2() 18Oo + ARCCOS-23一、 1 2 - 1 2则：f (x) =321 2 + 1 2 - 21 2 (sin 2 世)18Oo - ARCCOS 上341 2 -1 232工XX

33、XX上，一般XXXX度的急回运动，K值的取值范围是1， 3，则有:m = min f (x)= 1M = max f G)= 311构造子目标函数的隶属函数:5-12)(5-13)(5-14)M - f (x)M -m11(0 F (x) 1)1(5-15)5.1.3最小传动角丫 min最大的目标函数的建立令：f (x)=Y，则:2m in8 9Oof (x) = min(8 ,18Oo -8 ) = min(arccos-3 -42 2 1 22立)18OO -2 + 1 2 - (1 - 1 )2 arccos42121134(5-16)m3 - min f (x)= -4nM3 = ma

34、x f (x)= -4m30 构造子目标函数的隶属函数：F3( X)=M - f (x)33M -m33(0 F (x) 1)3(5-19)为m，由空间位置安装条件等限制给定构件的最大长度为n，则有：(5-17)(5-18)5.1.4 总目标函数的建立F (x) = Y w Fi( x)2i=1(i= 1 2 3 )(5-20)(5-21)(5-22)(5-23)M1-f1( x)M1 一 m112+M 2 - f 2( x)M 2 一 m 212+M 3 - f 3( x)M 3 一 m3(5-24)其中，Y w =1, w为子目标函数Fi(x)的权重，它涉及各子目标之间的i=1相对重要性，

35、使此集合的隶属函数取得最小值的解即为多目标优化的最 优。总目标函数可以写为：F (x) = w F (x) + w F (x) + w F (x)1 12 22 3其中: 0F(x)1,0F (x)1,0F(x) l2 3 41ma* l , l , l , l ) y lymin(5-29)(5-30)(5-31)(5-31)建立数学模型时需注意:a , /的大小可以根据实际情况来0 0定;O，O根据工作要求来定。1 25.2算例5.2.1曲柄摇杆机构设计利用上述结论可以解决一部分曲柄摇杆机构设计例如：设计一曲柄摇杆机构，已知摇杆的长度CD = 290mm，摆角屮二320，行XXXX速比系数

36、k = 1.25，曲柄长度AB = 75mm,1800 +0 k=18000n 0 =200(1) 图解法解题图5.3图解法设计曲柄摇杆机构AD=278mm AC =251mm n BC=AC -75=176mm2 2(2) 满足传动角要求的曲柄摇杆机构设计仍以上题为例，将已知曲柄的条件改为要求许用传动角丫二400在此 种情况下可先分析A点的可能位置，若连杆BC与摇杆CD之间的夹角为 5，当V 0时，可以过c2点做与线段C2D相夹角度为Y的直线，交于 辅助圆于A点得直线AC2;当V 0时，可以过C2点做与线段C2D夹角度为y 的直线。图5.4图解法设计曲柄摇杆机构得AC = 261mm， AC

37、 = 378 mm，求出BC= 319 mm， AB = 58 mm;1 2机架 AD= 243 mm(3)解析法计算P图5.5解析法设计曲柄摇杆机构R=CD sin / sin 02BC=B2C2=PC2sin +”)=2Rcos sin(8 + 2)0 0 0 0 0AB=AB2 = tan-B2P=tan2 cos(5 + 2)PC2=tan 2 COs(S + 2)2Rcos 2AD= J AC 2 + DC 22 2一 2AC2DC2COs(90。-占-S )BC=176.0142mmOD=59.1468mmAD=278.7183mm可以看出图解法算出的结果更精确。5.3基于图谱对曲

38、柄摇杆的优化5.3.1最小传动角位置分析构件尺寸与Y .的关系如下：min（1）I，II型曲柄摇杆机构若a，d不变，最小传动角b, c交换变b=c Y 最化。(2) I型曲柄摇杆机构若a, d不变，|b-c| J， Y T;min 大。(3) II型曲柄摇杆机构若a, d不变，|b-CT, Y T。min5.3.2 极为夹角分析构件尺寸与的关系( 1 )构件1是曲柄,等角速度整周转动,构件3是摇杆( 2) a b, c, d;( 3)没有死点位置构件尺寸与的关系：(1) d2+(b-a)2c2 90o3) d2+(b-a)2c2d2+(b+a)2(d2 一 c2)22c2 一 a2 一 b2(

39、b2 一a2)2a2 + b2(3)(4)同时满足时9二9Oo(5)II型摇杆机构9 c n9T, b c n9l， b c n9TI、II型曲柄摇杆机构，若a，d不变，IIIb e (a,2 - 0.5a,5a - 0.5d)b e (2 0.5a 0.5d,4 2a d)5.3.3摇杆摆角分析摇杆摆角与构件尺寸关系(1) I型或H型曲柄摇杆机构，机构的d, c, 一定，|a -屮T(2) I型或II型曲柄摇杆机构，机构的d，c，一定，|a-b屮/5.4曲柄摇杆优化 5.4.1增大最小传动角由上可知AD=278, BC=176, AB=75, DC=290.将实际尺寸换算为相对尺寸 a=0.

40、37 b=1.37 c=1.41 d=0.86 y 二 43.65。0 二 200 屮=320 。(1)增大最小传动角I型曲柄摇杆机构若a,d不变，lb-C J , T ； mm b=c y最大。a 2 + d 2 b 2 + c 2由曲柄摇杆的变化关系可以得出以下关系：a + b + c + d = 4a b a2 + d2 a, d不变，整理上式得丿a b c n6 T,b c，所以有交换b, c 极为夹角6 T o（3）改善工作行 XXXX 的工作性能将工作行xxxx设在慢行XXXX, 6 T机构的急回特性越显著，工 作效率越高;机构的传力性能与传动角有关，传动角越大传动性能越 好，该机

41、构是I型曲柄摇杆机构，若a , d不变|b -c Y . T，交换 mmb， c ， 此时慢行 XXXX 的最小传动角为 55.21 。（4）增大摇杆摆角由5.3.3结论（I型或II型曲柄摇杆机构,d, ,c 定|b - c 屮T ）， （I型或II型曲柄摇杆机构，a， d 一定，|b-c| 屮l）任一都可实现 增大摇杆摆角，如 d， c 一定令 a=0.3，b=1.6n屮二 56.69。 42.35。总结毕业设计是我们在毕业之前对所学各课 XXXX 的一次深入的综合 性的总测验，也是一次理论联系实际的训练，它在我们将来的工作和生 活中占有举足轻重的地位。在设计中，对曲柄摇杆机构的设计有了进一

42、 步的了解对曲柄摇杆机构的优化方法也有了进一步的认识。（1）在这次设计中通过对曲柄摇杆机构三种设计方法的比较得出 这三种方法的优缺点，通过给定条件设计出合理的曲柄摇杆机构来满足 设计要求，（2）通过对相关文献的整理得出了对曲柄摇杆机构的优化设计的 方法，通过对曲柄摇杆机构的曲柄、摇杆、连架杆尺寸合理的改变来的 实现曲柄摇杆机构烦的传动角变大，摆角变大，结构尺寸尽量的小来优 化曲柄摇杆机构来实现对曲柄摇杆机构的优化从而提高曲柄摇杆的力 学性能。（3）在论文写作过 XXXX 中使用 ProE 来完成曲柄摇杆机构的设 计及其优化并进行了相关机构的运动分析，运动仿真。就我个人而言，我相信通过这次毕业设

43、计对自己未来将从事的工作 进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题，解决问题的能力。因此 在设计过 XXXX 中，尽自己能力仔细分析、计算各种参数，确保工艺 设计的合理性、经济性等。为适应今后的工作，在知识、能力和素质方 面得到进一步提高。为今后参加祖国的现代化建设打下一个良好的基 础，为祖国的发展出一份力量。设计中尚有许多不足的地方，恳请各位老师给予指导和帮助。致谢我本次的毕业设计，得到了 XXXX 老师的亲切关怀和精心指导， 使得本设计得以顺利完成，其中无不饱含着老师的汗水和心血。首先要 感谢的是我的指导老师XXXX老师，在整个过XXXX中他给了我很大 的帮助。他严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样； 他循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。老师渊博的专 业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德， 严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近