四连杆机构分析报告代码动力学--精简
平面连杆机构的运动分析和动力分析
1.1 机构运动分析的任务、目的和方法
曲柄摇杆机构是平面连杆机构中最基本的由转动副组成的四杆机构，它可以用来实现转动和摆动之间运动形式的转换或传递动力。
对四杆机构进行运动分析的意义是：在机构尺寸参数已知的情况下，假定主动件（曲柄）做匀速转动，撇开力的作用，仅从运动几何关系上分析从动件（连杆、摇杆）的角位移、角速度、角加速度等运动参数的变化情况。还可以根据机构闭环矢量方程计算从动件的位移偏差。上述这些内容，无论是设计新的机械，还是为了了解现有机械的运动性能，都是十分必要的，而且它还是研究机械运动性能和动力性能提供必要的依据。
机构运动分析的方法很多，主要有图解法和解析法。当需要简捷直观地了解机构的某个或某几个位置的运动特性时，采用图解法比较方便，而且精度也能满足实际问题的要求。而当需要精确地知道或要了解机构在整个运动循环过程中的运动特性时，采用解析法并借助计算机，不仅可获得很高的计算精度及一系列位置的分析结果，并能绘制机构相应的运动线图，同时还可以把机构分析和机构综合问题联系起来，以便于机构的优化设计。
1.2 机构的工作原理
在平面四杆机构中，其具有曲柄的条件为：
a.各杆的长度应满足杆长条件，即：
最短杆长度+最长杆长度≤其余两杆长度之和。
b.组成该周转副的两杆中必有一杆为最短杆，且其最短杆为连架杆或机架（当最短杆为连架杆时，四杆机构为曲柄摇杆机构；当最短杆为机架时，则为双曲柄机构）。
第一组(2代一套)四杆机构L1=125.36mm,L2=73.4mm,L3=103.4mm,L4=103.52mm
最短杆长度+最长杆长度(125.36+73.4) ≤其余两杆长度之和(103.4+103.52)
最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构
第二组(2代二套)四杆机构L1=125.36mm,L2=50.1mm,L3=109.8mm,L4=72.85mm
最短杆长度+最长杆长度(125.36+50.1) ≤其余两杆长度之和(109.8+72.85)
最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构
第三组(3代)四杆机构L1=163.2mm,L2=61.6mm,L3=150mm,L4=90mm
最短杆长度+最长杆长度(163.2+61.6) ≤其余两杆长度之和(150+90)
最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构
在如下图1所示的曲柄摇杆机构中，构件AB为曲柄，则B点应能通过曲柄与连杆两次共线的位置。
1.3 机构的数学模型的建立
图1机构结构简图
1.3.1建立机构的闭环矢量位置方程
在用矢量法建立机构的位置方程时，需将构件用矢量来表示，并作出机构的封闭矢量多边形。如图1所示，先建立一直角坐标系。设各构件的长度分别为L1 、L2 、L3 、L4 ，其方位角为
、
、
、
。以各杆矢量组成一个封闭矢量多边形，即ABCDA 。
其个矢量之和必等于零。即：
式1
式1为图1所示四杆机构的封闭矢量位置方程式。对于一个特定的四杆机构，其各构件的长度和原动件2的运动规律，即 为已知，而
=0，故由此矢量方程可求得未知方位
角
、
。
角位移方程的分量形式为：
式2
闭环矢量方程分量形式对时间求一阶导数（角速度方程）为：
式3
其矩阵形式为：
???
? ??-=????
?????? ??--2222224344334433cos sin cos cos sin sin θωθωωωθθθθL L L L L L
式4
联立式3两公式可求得：
式5
式6
闭环矢量方程分量形式对时间求二阶导数（角加速度方程）矩阵形式为：
???? ??-+++-=?
?
?
?????
??--4
24432332222222232334244sin sin sin cos cos cos 434cos 43cos 34sin 43sin 3θωθωθωθωθωθωααθθθθL L L L L L L L L L
式7
由式7可求得加速度：
式8
式9
注：式1~式9中，Li(i=1,2,3,4）分别表示机架1、曲柄2、连杆3、摇杆4的长度； （i=1,2,3,4）是各杆与x 轴的正向夹角，逆时针为正，顺时针为负，单位为 rad; 是
各杆的角速度，
，单位为 rad/s;
为各杆的角加速度，单位为
。
1.3.2求解方法
（1）求导中应用了下列公式：
式10
（2）在角位移方程分量形式（式2）中，由于假定机架为参考系，矢量1与x 轴重合， =0，则有非线性超越方程组：
式11
可以借助牛顿-辛普森数值解法或Matlab 自带的fsolve 函数求出连杆3的角位移和摇
杆4的角位移。
（3）求解具有n个未知量（i=1,2,…,n）的线性方程组：
式12
式中，系列矩阵是一个阶方阵：
式13 的逆矩阵为 ;常数项b是一个n维矢量：
式14 因此，线性方程组解的矢量为：
式15
式11是求解连杆3和摇杆4角速度和角加速度的依据。
2 平面连杆机构的动力学分析
机构的动力分析，主要是在运动学分析的基础上，由已知工作阻力，求出运动副的约束反力和驱动力(或力矩)，为选择和设计轴承、零部件强度的计算及选择原动机提供理论依据。本章以机构的组成原理为出发点，主要以应用最为广泛的平面连杆II级机构为分析对象，用复数向量推导出曲柄原动件、RRR杆组、RRP杆组、RPR杆组、PRP杆组和RPP杆组的动力学矩阵数学模型，并编制相应仿真M函数。在Matlab／simulink仿真平台，可以搭建所有平面连杆II级机构的动力学仿真模型并进行动力学仿真。
2.1曲柄的动力学矩阵表达式
曲柄AB复向量的模ri为常数,幅角θi为变量。质心到转动副A的距离为rci，质量为mi，绕质心的转动惯量为Ji,作用于质心上的外力为Fxi和Fyi,外力矩为Mi, 曲柄与机架联接，转动副A的约束反力为Rxa和Rya,驱动力矩为M1.
由理论力学可得：
由运动学知识可推得：
合并整理得
2.2 RRR II级杆组动力学矩阵表达式
如图所示，RRR II级杆组，分别以2个构件BC(长度为)和CD(长度为）为受力分析对象进行受力分析，其受力情况同曲柄，只是不受驱动力矩，则转动副B，C，D的约束反力推导如下。
构件BC受力分析得
对构件CD受力分析得
由运动学可推得
代入、化简、合并写成矩阵为
3基于MATLAB程序设计
四连杆机构的解析法同样可以用MATLAB 的计算工具来求值，并结合MATLAB 的可视化手段，把各点的计算值拟合成曲线，得到四连杆机构的运动仿真轨迹。
3.1 程序流程图
4 栏杆机各机型的分析结果
4.1 2代1机构尺寸参数
各构件的尺寸为r1=73.4mm,r2=103.4mm,r3=103.52mm,r4=125.36mm ； 质心为rc1= mm ，rc2＝ mm ．rc3＝ mm 质量为m1＝ kg ，m2＝ kg ．m3＝ kg ；
转动惯量为J1＝ kg ?m2，J2＝ kg ?m2，J3＝ kg ?m2， 构件3的工作阻力矩M3＝ N ?m ．顺时针方向， 其他构件所受外力和外力矩(弹簧拉力大小及位置) 构件1以等角速度5.326 rad ／s 逆时针方向回转 2代1型运动时间0.6s 曲柄角速度()t
πθω*180/12=
θ12为曲柄两极限点的转角范围1.352.21812-=θ=183.1 θ31为摇杆两极限点转角范围θ31=169.6412-79.2815=90.36
图4-1 连杆3的空间位置点
图4-2 连杆3和摇杆4的角位移曲线 图4-3 工作区间内连杆3和摇杆4的角位移曲线
曲柄两极限点的转角范围1.352.21812-=θ=183.1 摇杆两极限点转角范围θ31=169.6412-79.2815=90.36
主动件转角θ2(度)
从动件角速度(r a d ? s -1)
角速度线图
图4-4 连杆3和摇杆4角速度曲线 图4-5 工作区间内连杆3和摇杆4角速度曲线 工作区间内摇杆角速度最大值:
曲柄转角121度，摇杆转角126.6188，摇杆角速度3.9335 工作区间内摇杆角速度最小值:
曲柄转角35度，摇杆转角79.2817，摇杆角速度-0.0196 角速度变化量：3.9335+0.0196=3.9531
图3-6 连杆3和摇杆4角加速度曲线 图3-7工作区间内连杆3和摇杆4角加速度曲线 工作区间内摇杆角加速度最大值:
曲柄转角35度，摇杆转角79.2817，摇杆角加速度49.5924 工作区间内摇杆角加速度最小值:
曲柄转角181度，摇杆转角164.2275，摇杆角速度-22.8097 角速度变化量：49.5924+22.8097=72.4021
4.2 2代2机构尺寸参数
各构件的尺寸为r1=50.1mm,r2=109.8mm,r3=72.85mm,r4=125.36mm ； 质心为rc1= mm ，rc2＝ mm ．rc3＝ mm 质量为m1＝ kg ，m2＝ kg ．m3＝ kg ；
转动惯量为J1＝ kg ?m2，J2＝ kg ?m2，J3＝ kg ?m2， 构件3的工作阻力矩M3＝ N ?m ．顺时针方向， 其他构件所受外力和外力矩(弹簧拉力大小及位置) 构件1以等角速度3.38594 rad ／s 逆时针方向回转 2代2型运动时间0.9s 曲柄角速度()t
πθω*180/12=
θ12为曲柄两极限点的转角范围4.2620112-=θ=174.6 θ31为摇杆两极限点转角范围θ31=162.9068-75.5916=87.3152 下表为曲柄转动一周,各参数变化量,角度间隔5度
图4-21 连杆3的空间位置点
图4-22 连杆3和摇杆4角位移曲线图4-23 工作区间内连杆3和摇杆4角位移曲线曲柄两极限点的转角范围4.
θ=174.6
=
26
12-
201
摇杆两极限点转角范围θ31=162.9068-75.5916=87.3152
图4-24 连杆3和摇杆4角速度曲线图4-25 工作区间内连杆3和摇杆4角速度曲线
工作区间内摇杆角速度最大值:
曲柄转角116度，摇杆转角122.1706，摇杆角速度2.4237
工作区间内摇杆角速度最小值:
曲柄转角26度，摇杆转角75.5927，摇杆角速度-0.0147
角速度变化量：2.4237 +0.0147=2.4384
图4-26 连杆3和摇杆4角加速度曲线图4-27 工作区间内连杆3和摇杆4角加速度曲线工作区间内摇杆角加速度最大值:
曲柄转角26度，摇杆转角75.5927，摇杆角加速度15.1795
工作区间内摇杆角加速度最小值:
曲柄转角181度，摇杆转角160.3728，摇杆角速度-10.0923
角加速度变化量：15.1795+10.0923=25.2718
4.3 3代机构尺寸参数
各构件的尺寸为r1=61.6mm,r2=150mm,r3=90mm,r4=163.2mm；
质心为rc1= mm ，rc2＝ mm ．rc3＝ mm 质量为m1＝ kg ，m2＝ kg ．m3＝ kg ；
转动惯量为J1＝ kg ?m2，J2＝ kg ?m2，J3＝ kg ?m2， 构件3的工作阻力矩M3＝ N ?m ．顺时针方向， 其他构件所受外力和外力矩(弹簧拉力大小及位置) 构件1曲柄以等角速度逆时针方向回转 3
曲柄角速度
()t
π
θω*180/12=
θ12为曲柄两极限点的转角范围6.236.20312-=θ=180 θ31为摇杆两极限点转角范围θ31=156.4020-70.0143=86.3877
连杆3的几个位置点
水平方向(m)
垂直方向(m )
图4-31 连杆3的空间位置点
图4-32 连杆与摇杆的角位移曲线(0.6s) 图4-33 工作区间内连杆与摇杆的角位移曲线(0.6s)
曲柄两极限点的转角范围2520512-=θ=180
摇杆两极限点转角范围θ31=156.3986-70.0381=86.3605
主动件转角θ2(度)
从动件角速度(r a d ? s -1)
角速度线图
主动件转角θ2(度)
从动件角速度(r a d ? s -1)
角速度线图
图4-34 连杆与摇杆的角速度曲线(0.6s) 图4-35 工作区间内连杆与摇杆的角速度曲线(0.6s)
工作区间内摇杆角速度最大值:
曲柄转角109度，摇杆转角113.0777，摇杆角速度3.6366 工作区间内摇杆角速度最小值:
曲柄转角205度，摇杆转角156.3986，摇杆角速度-0.0313 角速度变化量：3.6366 +0.0469=3.6835
2从动件角加速度(r a d ? s -2)
从动件角加速度
从动件角加速度(r a d ? s -2)
图4-36 连杆与摇杆的角加速度曲线(0.6s) 图4-37工作区间内连杆与摇杆的角加速度曲线(0.6s)
工作区间内摇杆角加速度最大值:
曲柄转角25度，摇杆转角70.0381，摇杆角加速度35.4232 工作区间内摇杆角加速度最小值:
曲柄转角182度，摇杆转角153.7688，摇杆角速度-19.4765 角加速度变化量：35.4232+19.4765=54.8997
主动件转角θ2(度)
从动件角速度(r a d ? s -1)
角速度线图
图4-38 工作区间内连杆与摇杆的角速度曲线(0.9s)
工作区间内摇杆角速度最大值:
曲柄转角109度，摇杆转角113.0777，摇杆角速度2.4244 工作区间内摇杆角速度最小值:
曲柄转角205度，摇杆转角156.3986，摇杆角速度-0.0313 角速度变化量：2.4244 +0.0313=2.4557
)
从动件角加速度
从动件角加速度(r a d ? s -2)
角加速度线图
图4-39 工作区间内连杆与摇杆的角加速度曲线(0.9s)
工作区间内摇杆角加速度最大值:
曲柄转角25度，摇杆转角70.0381，摇杆角加速度15.7436 工作区间内摇杆角加速度最小值:
曲柄转角182度，摇杆转角153.7688，摇杆角速度-8.6562 角加速度变化量：15.7436+8.6562=24.3998
下表为3代栏杆机曲柄转动20-210度,各参数变化量,角度间隔1度(运动时间0.9s)
3代型栏杆机(运动时间1.3S)运动分析
图4-40 工作区间内连杆与摇杆的角速度曲线(1.3s)
工作区间内摇杆角速度最大值:
曲柄转角109度，摇杆转角113.0777，摇杆角速度1.6784
工作区间内摇杆角速度最小值:
曲柄转角205度，摇杆转角156.3986，摇杆角速度-0.0216
角速度变化量：1.6784 +0.0216=1.7
图4-41 工作区间内连杆与摇杆的角加速度曲线(1.3s)
工作区间内摇杆角加速度最大值:
曲柄转角25度，摇杆转角70.0381，摇杆角加速度7.5458
工作区间内摇杆角加速度最小值:
曲柄转角182度，摇杆转角153.7688，摇杆角速度-4.1488
角加速度变化量：7.5458+4.1488=11.6946
下表为3代栏杆机曲柄转动20-210度,各参数变化量,角度间隔1度(运动时间0.9s)
第一章绪论 1.1内燃机概述 汽车自19世纪诞生至今，已经有100多年的历史了。汽车工业从无到有，以惊人的速度在发展着，汽车工业给人类的近代文明带来翻天覆地的变化，在人类的文明进程中写下了宏伟的篇章。汽车工业是衡量一个国家是否强大的重要标准之一，而内燃机在汽车工业中始终占据核心的地位。内燃机是将燃料中的化学能转变为机械能的一种机器。由于内燃机的热效率高（是当今热效率最高的热力发动机）、功率范围广、适应性好、结构简单、移动方便、比质量（单位输出功率质量）轻、可以满足不同要求等特点，已经广泛的应用于工程机械、农业机械、交通运输（陆地、内河、海上和航空）和国防建设事业当中。因此，内燃机工业的发展对整个国民经济和国防建设都有着十分重要的作用。 1.1.1世界内燃机简史 内燃机的出现和发明可以追溯到1860年，来诺伊尔（J.J.E.Lenoir1822~1900年）首先发明了一种叫做大气压力式的内燃机，这种内燃机的大致工作过程是：空气和煤气在活塞的上半个行程被吸入气缸内，然后混合气体被火花点燃；后半个行程是膨胀行程，燃烧的煤气推动着活塞下行，然后膨胀做功；活塞上行时开始排气。这种内燃机和现代主流的四冲程内燃机相比，在燃烧前没有压缩行程，但基本思想已经有了雏形。这种内燃机的热效率低于5%，最大功率只有4.5KW，1860~1865年间，共生产了约5000台。1867年奥拓（Nicolaus A.Otto，1832~1891
年）和浪琴（Eugen Langen，1833~1895年）发明了一种更为成功的大气压力式内燃机。这种内燃机是利用燃烧所产生的缸内压力，随着缸内压力的升高，在膨胀行程时加速一个自由活塞和齿条机构，他们的动量将使得缸内产生真空，然后大气压力推动活塞内行。齿条则通过滚轮离合器和输出轴相啮合，然后输出功率。这种发动机的热效率可以达到11%，共生产了近5000台。 由于煤气机必须使用气体燃料，而当时的气体燃料的来源非常困难，这从某种意义上讲就阻碍了煤气机的进一步发展。1885年德国人戈特利布·戴姆勒（Gottlieb ·Daimler）仿照四冲程煤气机的工作原理，成功地制造了第一台汽油机，并于1886年搭载这台汽油机驱动汽车问世。由于这种内燃机的体积小、重量轻、价格便宜;起动性好,最大功率时的转速高，工作中的噪声和振动小，运转平稳等优点，迅速在运输车辆上得到了广泛的应用。 紧接着，在1890年英国的克拉克（Dugald Clerk，1854~1913年）和罗宾逊（James Robson 1833~1913年）、德国的卡尔·奔驰（Karl Benz，1844~1929年）成功的发明了二冲程内燃机，即在膨胀行程末期和压缩行程初期进行进气和排气行程。二冲程内燃机和四冲程内燃机相比，二冲程内燃机具有较高的单位容积功率和比较均匀的扭矩，并且结构简单、使用和维修方便；二冲程的燃油及润滑油耗量较高，冷却比较困难，耐用性较差。目前二冲程内燃机多用于摩托车、割草机、大型船舶等，而四冲程内燃机多用于汽车行业，并且比较广泛。 1892年德国工程师鲁道夫·迪塞尔（Rudolf Diesel，1858~1913年）提出了一种新型的内燃机，即在压缩终了时，将液体燃料喷人缸内，利用压缩终了的气体高温将燃料点燃。这种内燃机可以采用大的压缩比和膨胀比，没有爆燃，热效率可以比当时其他的内燃机高出一倍。迪塞尔的构想在5年后终于变成了现实，一种崭新的压燃式发动机——柴油机。之后，学者们曾提出了各种各样的回转式内燃机的结构方案，但直到1957年才由汪克尔（F.Wankel）成功地实验了他发明的转子发动机。这种发动机通过多年的努力和发展，在解决了密封和缸体震纹之后，也在一定领域获得了较好的应用。现代汽车企业中，马自达仍有转子发动机技术，马自达官方说是技术储备了,但并不是不再研究了,是因为就现在的科技来讲满足不了转子发动机的用钢需求。 1.1.2内燃机的燃料
平面连杆机构的运动分析和动力分析1.1 机构运动分析的任务、目的和方法 曲柄摇杆机构是平面连杆机构中最基本的由转动副组成的四杆机构，它可以用来实现转动和摆动之间运动形式的转换或传递动力。 对四杆机构进行运动分析的意义是：在机构尺寸参数已知的情况下，假定主动件（曲柄）做匀速转动，撇开力的作用，仅从运动几何关系上分析从动件（连杆、摇杆）的角位移、角速度、角加速度等运动参数的变化情况。还可以根据机构闭环矢量方程计算从动件的位移偏差。上述这些内容，无论是设计新的机械，还是为了了解现有机械的运动性能，都是十分必要的，而且它还是研究机械运动性能和动力性能提供必要的依据。 机构运动分析的方法很多，主要有图解法和解析法。当需要简捷直观地了解机构的某个或某几个位置的运动特性时，采用图解法比较方便，而且精度也能满足实际问题的要求。而当需要精确地知道或要了解机构在整个运动循环过程中的运动特性时，采用解析法并借助计算机，不仅可获得很高的计算精度及一系列位置的分析结果，并能绘制机构相应的运动线图，同时还可以把机构分析和机构综合问题联系起来，以便于机构的优化设计。 1.2 机构的工作原理 在平面四杆机构中，其具有曲柄的条件为： a.各杆的长度应满足杆长条件，即： 最短杆长度+最长杆长度≤其余两杆长度之和。 b.组成该周转副的两杆中必有一杆为最短杆，且其最短杆为连架杆或机架（当最短杆为连架杆时，四杆机构为曲柄摇杆机构；当最短杆为机架时，则为双曲柄机构）。 第一组(2代一套)四杆机构L1=125.36mm,L2=73.4mm,L3=103.4mm,L4=103.52mm 最短杆长度+最长杆长度(125.36+73.4) ≤其余两杆长度之和(103.4+103.52) 最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构 第二组(2代二套)四杆机构L1=125.36mm,L2=50.1mm,L3=109.8mm,L4=72.85mm 最短杆长度+最长杆长度(125.36+50.1) ≤其余两杆长度之和(109.8+72.85) 最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构 第三组(3代)四杆机构L1=163.2mm,L2=61.6mm,L3=150mm,L4=90mm 最短杆长度+最长杆长度(163.2+61.6) ≤其余两杆长度之和(150+90) 最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构 在如下图1所示的曲柄摇杆机构中，构件AB为曲柄，则B点应能通过曲柄与连杆两次共线的位置。 1.3 机构的数学模型的建立 图1机构结构简图 在用矢量法建立机构的位置方程时，需将构件用矢量来表示，并作出机构的封闭矢量多边形。如图1所示，先建立一直角坐标系。设各构件的长度分别为L1 、L2 、L3 、L4 ， 其方位角为、、、。以各杆矢量组成一个封闭矢量多边形，即ABCDA。其个矢量之和必等于零。即：
工业设计机械设计基础大作业 一、序言 平面连杆机构是若干个刚性构件通过低副(转动副、移动副)联接，且各构件上各点的运动平面均相互平行的机构。虽然与高副机构相比，它难以准确实现预期运动，设计计算复杂，但是因为低副具有压强小、磨损轻、易于加工和几何形状能保证本身封闭等优点，故平面连杆机构广泛用于各种机械和仪器。对连杆机构进入深入透彻的研究，有助于工业设计的学生在今后的产品设计中对其进行灵活应用或创新改进。 二、平面连杆机构优缺点的介绍 连杆机构应用十分广泛，它是由许多刚性构件用低副连接而成的机构，故称为低副机构，这类机构常常应用于各种原动机、工作机和仪器中。例如，抽水机、空气压缩机中的曲柄连杆机构，牛头刨床机构中的导杆机构，机械手的传动机构，折叠伞的收放机构等。这其中铰链四杆机构，曲柄滑块机构和导杆机构是最常见的连杆机构形式。 它们的共同特点是：第一，它们的运动副元素是面接触，所以所受的压力较高副机构小，磨损轻；第二，低副表面为平面和圆柱面，所以制造容易，并且可获得较高的加工精度；第三，低副元素的接触是依靠本身的几何约束来实现的，因此不需要高副机构中的弹簧等保证运动副的封闭装置。 连杆机构也存在如下一些缺点：为了满足设计的要求，往往要增加构件和运动副数目，使机构构造复杂，有可能会产生自锁；制造的不精确所产生的累积误差也会使运动规律发生偏差；设计与计算比高副机构复杂；在连杆机构运动过程中，连杆及滑块的质心都在作变速运动，所产生的惯性力难以用一般方法方法加以消除，因而会增加机构的动载荷，所以连杆机构不宜用于高速运动。此外，虽然可以利用连杆机构来满足一些运动规律和运动轨迹的设计要求，但其设计却是十分困难的，且一般只能近似地得以满足。 正因如此，所以如何根据最优化方法来设计连杆机构，使其能最佳地满足设计要求，一直是连杆机构研究的一个重要课题。 三、平面四杆机构的基本类型与应用实例。 连杆机构是由若干刚性构件用低副连接所组成的。在连杆机构中，若各运动构件均在相互平行的平面内运动，则称为平面连杆机构。平面四杆机构是平面连杆机构的最基本形式，这其中所有运动副均为转动副的四杆机构称为铰链四杆机构。 在铰链四杆机构中，按连架杆能否作整周转动，可将四杆机构分为三种基本形式。即曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构。其中： 1.曲柄摇杆机构 在铰链四杆机构中，若两连架杆中有一个为曲柄（整周回转），另一个为摇杆（一定范围内摆动），则称为曲柄摇杆机构。 在这种机构中，当曲柄为原动件时，可将原动件的连续转动，转变为摇杆的反复摆动。如飞剪、间歇传送机构、传送带送料机构等。
平面连杆机构的运动分析和动力分析 1.1 机构运动分析的任务、目的和方法 曲柄摇杆机构是平面连杆机构中最基本的由转动副组成的四杆机构，它可以用来实现转动和摆动之间运动形式的转换或传递动力。 对四杆机构进行运动分析的意义是：在机构尺寸参数已知的情况下，假定主动件（曲柄）做匀速转动，撇开力的作用，仅从运动几何关系上分析从动件（连杆、摇杆）的角位移、角速度、角加速度等运动参数的变化情况。还可以根据机构闭环矢量方程计算从动件的位移偏差。上述这些内容，无论是设计新的机械，还是为了了解现有机械的运动性能，都是十分必要的，而且它还是研究机械运动性能和动力性能提供必要的依据。 机构运动分析的方法很多，主要有图解法和解析法。当需要简捷直观地了解机构的某个或某几个位置的运动特性时，采用图解法比较方便，而且精度也能满足实际问题的要求。而当需要精确地知道或要了解机构在整个运动循环过程中的运动特性时，采用解析法并借助计算机，不仅可获得很高的计算精度及一系列位置的分析结果，并能绘制机构相应的运动线图，同时还可以把机构分析和机构综合问题联系起来，以便于机构的优化设计。 1.2 机构的工作原理 在平面四杆机构中，其具有曲柄的条件为： a.各杆的长度应满足杆长条件，即： 最短杆长度+最长杆长度≤其余两杆长度之和。 b.组成该周转副的两杆中必有一杆为最短杆，且其最短杆为连架杆或机架（当最短杆为连架杆时，四杆机构为曲柄摇杆机构；当最短杆为机架时，则为双曲柄机构）。 第一组(2代一套)四杆机构L1=125.36mm,L2=73.4mm,L3=103.4mm,L4=103.52mm 最短杆长度+最长杆长度(125.36+73.4) ≤其余两杆长度之和(103.4+103.52) 最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构 第二组(2代二套)四杆机构L1=125.36mm,L2=50.1mm,L3=109.8mm,L4=72.85mm 最短杆长度+最长杆长度(125.36+50.1) ≤其余两杆长度之和(109.8+72.85) 最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构 第三组(3代)四杆机构L1=163.2mm,L2=61.6mm,L3=150mm,L4=90mm 最短杆长度+最长杆长度(163.2+61.6) ≤其余两杆长度之和(150+90) 最短杆为连架杆，四杆机构为曲柄摇杆机构 在如下图1所示的曲柄摇杆机构中，构件AB为曲柄，则B点应能通过曲柄与连杆两次共线的位置。 1.3 机构的数学模型的建立
目录 第一部分：六杆机构运动与动力分析 一．机构分析分析类题目 3 1分析题目 3 2.分析内容 3 二．分析过程 4 1机构的结构分析 4 2.平面连杆机构运动分析和动态静力分析 5 3机构的运动分析8 4机构的动态静力分析18 三．参考文献21 第二部分：齿轮传动设计 一、设计题目22 二、全部原始数据22 三、设计方法及原理22 1传动的类型及选择22 2变位因数的选择22 四、设计及计算过程24 1.选取两轮齿数24 2传动比要求24 3变位因数选择24
4.计算几何尺寸25 五．齿轮参数列表26 六．计算结果分析说明28 七．参考文献28 第三部分：体会心得29
一.机构分析类题目3（方案三） 1.分析题目 对如图1所示六杆机构进行运动与动力分析。各构件长度、构件3、4绕质心的转动惯量如表1所示，构件1的转动惯量忽略不计。构件1、3、4、5的质量G1、G3、G4、G5，作用在构件5上的阻力P工作、P空程，不均匀系数δ的已知数值如表2所示。构件3、4的质心位置在杆长中点处。 2.分析内容 （1）对机构进行结构分析； （2）绘制滑块F的运动线图（即位移、速度和加速度线图）； （3）绘制构件3角速度和角加速度线图（即角位移、角速度和角加速度线图）； （4）各运动副中的反力； （5）加在原动件1上的平衡力矩； （6）确定安装在轴A上的飞轮转动惯量。 图1 六杆机构
二.分析过程： 通过CAD制图软件制作的六杆机构运动简图： 图2 六杆机构 CAD所做的图是严格按照题所给数据进行绘制的。并机构运动简图中活动构件的序号从1开始标注，机架的构件序号为0。每个运动副处标注一个字母，该字母既表示运动副，也表示运动副所在位置的点，在同一点处有多个运动副，如复合铰链处或某点处既有转动副又有移动副时，仍只用一个字母标注。见附图2所示。 1.机构的结构分析 如附图1所示，建立直角坐标系。机构中活动构件为1、2、3、4、5，即活动构件数n=5。A、B、C、D、F处运动副为低副（5个转动副，2个移动副），共7个，即P l=7。则机构的自由度为：F=3n-2P l=3Χ5-2Χ7=1。 ，转速为n1，如附图3-a所示；（2）拆基本杆组：（1）标出原动件1，其转角为φ 1, 试拆出Ⅱ级杆组2—3，为RPR杆组，如附图3-b所示；（3）拆出Ⅱ级杆组4—5，为RRP 杆组，如附图3-c所示。由此可知，该机构是由机架0、原动件1和2个Ⅱ级杆组组成，故该机构是Ⅱ级机构。
配气机构动力学分析课程设计 目录 一、配气机构的机构简图 ..................................... 错误！未定义书签。 二、配气机构运动学计算分析 (1) 1)配气机构中间参数法的代数分析 (1) 2）运初始值的设定及简化计算 (3) 三、配气机构动力学计算分析 (8) 1)受力分析及微分方程的建立 (8) 2）配气机构质量的换算及方程参数的计算 (10) 3)动力学微分方程的求解 (12) 四、配气机构动力学优化比较 (16) 参考文献： (23) 附件： (24)
配气机构的运动学和动力学分析 一、配气机构的机构简图 其自由度为5432352621F n p p =--=?-?-= 主动件为凸轮轴，输出件为气门。 二、配气机构的运动学计算分析 1、配气机构中间参数法的代数分析 由上面的机构简图可以得到，摇臂轴与凸轮轴的竖直位移为： 000c o s c o s c o s c o s T T T T y l l h l l h H αγαγ++=++= 化简得到： 000(cos cos )(cos cos )T T T l l h h ααγγ-+-=- （1） 摇臂轴与凸轮轴的水平位移： 00sin sin sin sin T T x l l l l H αγαγ+=+= 化简得到： 00(sin sin )(sin sin )0T l l ααγγ-+-= （2） 上面（1）（2）两式对时间求导得到
sin sin cos cos 0 T T T T dh dh l l dt d l l α γα γωαωγω?ωαωγ? +==??? ?--=? 解得cos sin() T T h l αωγ ωαγ'= - c o s s i n ()T h l γωαωαγ'=-- 其中αω，γω分别为摇臂和推杆的角速度，两式对时间求导得到摇臂和推杆的角加速度为： 22 22 (cos sin )sin()cos()()cos [sin()]cos sin []sin() cos sin()sin() [sin()]cos cos cos()[]sin()sin() T T T T T T T T T T T T T T T T h h l l h l h h l h l l l h h l l l γαγαωγωγωαγαγωωωγ εαγωα ωγαγωγαγαγαγωγωα αγαγαγ''''-?----= -''- -''-=---''-+--- 222223cos [sin()]cos cos cos()cos ()sin()sin () T T T T T T h l h h l l ωγ αγωγωγαγλααγαγ'-'''-+=--- 同理，得到推杆的角加速度为 22223 cos cos cos cos()()sin()sin () T T T h h l l γωαωγλααγελαγαγ'''+-=-+-- 其中T l l λ= 即为挺柱和推杆长度比 根据机构简图上的几何关系，00ββαα-=- 0(cos cos )V V l h ββ-=对时间求导可以得到 sin sin V V V dh l l dt βαβωβω=?=? 22 2 (cos sin )V V d h l dt ααβωβε=?+? 将摇臂的角速度，角加速度带入可以得到： cos cos sin sin sin()sin() V V T V T T T dh l h l h dt l l ωγ γββωαγαγ''=?=--
结构杆件的受力变形 高二（10）班黄钦仪魏萌 指导教师邹樑 摘要 这篇论文通过实验，向我们展示了结构杆件在刚性连接下的受力变形特点以及杆系的不同部位受力对其他部位的影响，并提出了在建筑构筑物时选材的几点建议，为我们设计杆件提供最基本的资料。 研究目的 研究杆件的变形有以下三个目的： 1、使我们了解设计杆件时，除了要满足强度条件以保证安全外，还要满足其刚度条件以保证其正常工作。也就是要求杆件在荷载作用下，弯曲变形不得超过允许范围。 2、是将来我们学习杆件的变形计算的基础。 3、通过实验的分析和对资料的整理，提高了我们分析问题和解决问题的能力。 问题提出 在工程实际中，承受荷载和传递荷载的结构的构件在荷载的作用下，引起周围构件对它们的反作用，同时，构件本身因受内力作用而将产生变形，并且存在发生破坏的可能性。 构件在怎样的受力情况下会产生怎样的变形，构件在受力变形下会不会影响构筑物的正常使用，以及柱子等细长杆件受压时会不会出现屈曲现象致使杆件不能承担荷载，并由此引起整个构筑物的倒坍等都是我们将研究的问题。
研究方法：1收集资料2实验观察3画图分析4访问专业人士 材料：橡胶（型号：HD2803）、胶水 研究结果：在设计房屋、桥梁的楼面时，板和梁是用得最多的结构形式，在横向荷载的作用下，梁将产生弯曲变形，用橡胶做成梁的模型，这种弯曲变形就看得很清楚。 在加载之前，先在杆件的侧面上，划上许多横向直线和纵向直线，然后加载。 1、首先，我们做了一个最简单的杆件受力变形实验。 在一根杆件的两端支两个支点，再在这根杆件上加载（如图） 在加载的过程中可以观察到，杆件受载后弯曲了，但那些纵向直线仍保持直线形式，不过相对旋转了一个角度。 设想梁是由无数纵向纤维所组成，由于弯曲而使截面转动，就使梁凹边纤维缩短，凸边纤维伸长，于是中间必有一层纤维是没有长度改变
3.4 静定平面桁架 教学要求 掌握静定平面桁架结构的受力特点和结构特点，熟练掌握桁架结构的内力计算方法——结点法、截面法、联合法 3.4.1 桁架的特点和组成 静定平面桁架 桁架结构是指若干直杆在两端铰接组成的静定结构。这种结构形式在桥梁和房屋建筑中应用较为广泛，如南京长江大桥、钢木屋架等。 实际的桁架结构形式和各杆件之间的联结以及所用的材料是多种多样的，实际受力情况复杂，要对它们进行精确的分析是困难的。但根据对桁架的实际工作情况和对桁架进行结构实验的结果表明，由于大多数的常用桁架是由比较细长的杆件所组成，而且承受的荷载大多数都是通过其它杆件传到结点上，这就使得桁架结点的刚性对杆件内力的影响可以大大的减小，接近于铰的作用，结构中所有的杆件在荷载作用下，主要承受轴向力，而弯矩和剪力很小，可以忽略不计。因此，为了简化计算，在取桁架的计算简图时，作如下三个方面的假定： （1）桁架的结点都是光滑的铰结点。 （2）各杆的轴线都是直线并通过铰的中心。 （3）荷载和支座反力都作用在铰结点上。 通常把符合上述假定条件的桁架称为理想桁架。 桁架的受力特点 桁架的杆件只在两端受力。因此，桁架中的所有杆件均为二力杆。在杆的截面上只有轴力。 桁架的分类 （1）简单桁架：由基础或一个基本铰接三角形开始，逐次增加二元体所组成的几何不变体。（图3-14a） （2）联合桁架：由几个简单桁架联合组成的几何不变的铰接体系。（图3-14b） （3）复杂桁架：不属于前两类的桁架。（图3-14c）
3.4.2 桁架内力计算的方法 桁架结构的内力计算方法主要为：结点法、截面法、联合法 结点法――适用于计算简单桁架。 截面法――适用于计算联合桁架、简单桁架中少数杆件的计算。 联合法――在解决一些复杂的桁架时，单独应用结点法或截面法往往不能够求解结构的内力，这时需要将这两种方法进行联合应用，从而进行解题。 解题的关键是从几何构造分析着手，利用结点单杆、截面单杆的特点，使问题可解。 在具体计算时，规定内力符号以杆件受拉为正，受压为负。结点隔离体上拉力的指向是离开结点，压力指向是指向结点。对于方向已知的内力应该按照实际方向画出，对于方向未知的内力，通常假设为拉力，如果计算结果为负值，则说明此内力为压力。 常见的以上几种情况可使计算简化： 1、不共线的两杆结点，当结点上无荷载作用时，两杆内力为零（图3-15a）。 F1=F2=0 2、由三杆构成的结点，当有两杆共线且结点上无荷载作用时（图3-15b），则不共线的第三杆内力必为零，共线的两杆内力相等，符号相同。 F1=F2 F3=0 3、由四根杆件构成的“K”型结点，其中两杆共线，另两杆在此直线的同侧且夹角相同（图3-15c），当结点上无荷载作用时，则不共线的两杆内力相等，符号相反。
第19卷第5期昌潍师专学报 2000年10月Vol.19 No.5Journal of Changwei Teachers College Oct.2000 曲柄连杆机构的惯性力分析 Ξ 丁素英 (潍坊高等专科学校,山东潍坊 261041) 摘 要:曲柄连杆机构是活塞式制冷压缩机中的主要运动部件,它的受力情况直接影响压缩机的寿命.本文从质 点动力学角度对曲柄连杆机构进行了惯性力的分析. 关键词:曲柄连杆机构;惯性力;旋转 中图分类号:O31113 文献标识码:A 文章编号:1008—4150(2000)05—0068—03 在活塞式制冷压缩机中,曲柄连杆机构的作用是将外界输入的功率传递给活塞组件.因此,曲柄连杆机构的惯性力也就来自三个方面,即活塞往复直线运动产生的惯性力;曲柄不平衡质量旋转产生的惯性力;连杆产生的惯性力.由于曲柄连杆机构的质量分布不均匀,对惯性力的分析就增加一定的困难.下面从质量转化的角度加以分析. 图1 1 曲柄连杆机构的运动方程 曲柄连杆机构如图1所示.图中点O 为曲柄的旋转中心,点B 为曲柄销中心,点A 为活塞销中心,点C 和点D 分别为活塞销在内、外止点的位置.OB 为曲柄,长度以r 表示,A B 为连杆,长度以L 表示.曲柄与汽缸轴线的夹角为α,连杆与汽缸轴线的夹角为β.从外止点算起,活塞向曲轴旋转中心的位移为正,曲轴顺时针旋转为正. 由图中的几何关系,可得出活塞的位移x 为: x =OD -OA =(L +r )-(r cos α+L cos β)由△EOB 和△EA B 可知,EB =L sin β=r sin α,令λ=r L ,则sin β=λsin α,cos β= 1-sin 2β= 1-λ2 sin 2α. 利用二项式定理展成无穷级数 cos β=1-x 2sin 2α2-x 4sin 4α8 -……在实际应用中,α很小,可略去λ4 sin 4α以上各项,即 cos β≈1-12 λ2sin 2 α 于是 x =(L + r )- r cos α+L 1-12 λ2sin 2α=r (1-cos α+ 12 λ2sin 2α)(米)(1) 将(1)式对时间求导可得活塞运动的速度 v =d x d t =d x d α?d αd t =r sin α+λ22sin2α? d α d t 上式中导数d αd t 是曲柄的瞬时角速度,一般情况下,角速度为一常数,即d α d t =ω. ? 86?Ξ收稿日期:2000—03—02
西北农林科技大学机械系统动力学结课报告
姓名：何焱 班级：机制113班学号：2011012760 日期：2014.5.15
六杆机构的动力学分析 如下为六杆机构的简图，其中OA杆处的曲柄传动机构为原动件，其动力由电机提供并通过齿轮传递过来。设图中齿轮传动为一对标准安装的标准渐开线直齿圆柱齿轮完成，则正压力N与两节圆公切线的夹角等于分度圆压力角20度考虑与N垂直的齿面滑动摩擦力F，将其简化为恒力，方向指各齿轮O一侧，则啮合力方向可知。对六杆机构进行动力学分析，在受力分析后列动力学方程。
为采用逐次方程组求解法，在同一杆件两铰链点连线上，以切、法线方向设置某些铰链点力，其他方向则以x，y方向设置。作受力分析图如下：
以滑块D 为研究对象,列动力学方程： D D y D D x D N F g m D N x m P D F 16600μ==--=-+-- 以BAD 杆为研究对象,列动力学方程： 0)()()(0sin cos cos sin 0cos sin sin cos 33333333333333333=-------==---+-+=---++B B BA A B C x B C y B B B A A B B A A x x x g m J L N y y C x x C M y m g m F N N F D x m F N N F D Y α αααααααα 以滑块A 为研究对象,列动力学方程：
A A A A A A A A A T A A A A y A A A x N F y y x x x y m x x g m J L B M y m g m N F A x m N F A 2222222222332330)]()([)(0cos sin 0sin cos μααααα==-------==--+--=---- 以为滑块B 研究对象,列动力学方程： 0cos sin 0sin cos 53333=--+=++g m N F B N F B B B y B B x αααα 以0A 杆为研究对象,列动力学方程： 该曲柄传动是由齿轮Ⅰ带动齿轮Ⅱ转动来实现的以曲柄所在的齿轮Ⅱ为研究对象进行分析，N 、F 分别为齿轮Ⅱ所受到的法向正压力和摩擦力。 N F r M N gx m y A x A M M y m g m F N O A x m F N O A A x A y O y y x x 333 112111*********)9cos(cos 00cos sin 0sin cos μπ??αααα=-= =--+==--+++=-+++ 式中 M —— 齿轮传动力矩； r —— 齿轮Ⅱ的分度圆半径； 11α、12α ——正压力N 、摩擦力F 与X 轴正向的夹角，其值由M 的正负决定。当M>0时，παα1811011+=，21112παα-=；当M<0时，21112παα+=。 将动力学方程组联立求解上述方程。
第五章平面连杆机构动力分析 §5.1概述 一、机构力分析的目的 在机构运动过程中，其各个构件是受到各种力的作用的，故机构的运动过程也是机构传力和作功的过程，作用在机械上的力，不仅是影响机械的运动和动力性能的重要参数，而且也是决定相应构件尺寸及结构形状等的重要依据。所以不论是设计新的机械，还是为了合理地使用现有机械，都应当对机构进行力分析。 机构力分析的目的有两个： 1)确定运动副中的反力，亦即运动副两元素接触处的相互作用力。这些力的大小和变化规律，对于计算机构各零件的强度，决定运动副中的摩擦、磨损，确定机构的效率及其运转时所需的功率，都是极为重要而且必需的资料。 2)确定机构原动件按给定规律运动时需加于机械上的平衡力(或平衡力矩)。所谓平衡力(或平衡力矩)是指与作用在机械上的已知外力及按给定规律运动时与各构件的惯性力(惯性力矩)相平衡的未知外力(外力矩)。求得机械的平衡力(或平衡力矩)，对于确定原动机的功率，或根据原动机的功率确定机械所能克服的最大工作或荷等是必不可少的。 二、机构力分析的方法 机构力分析有两类，一类适用于低速轻载机械，称之为机构的静力分析，即在不计惯性力所产生的动载荷而仅考虑静载荷的条件下，对机构进行的力分析；另一类适用于高速重载机构称之为机构的动力分析，即同时计及静载荷和惯性力(惯性力矩)所引起的动载荷，对机构进行的力分析。 在对机构进行动力分析时，常采用动态静力法，即根据达朗贝尔原理，假想地将惯性力加在产生该力的构件上，则在惯性力和该构件上所有其他外力作用下，该机构及其单个构件都可认为是处于平衡状态，因此可以用静力学的方法进行计算。这种分析计算方法称为机构的动态静力分析。 机构的力分析方法可分为图解法和解析法两种。图解法用于静力分析是清晰简便的，也有足够的精度。考虑到图解法只是应用理论力学中的力多边形和二力共线及三力汇交等一些平衡关系求解，读者自己可以解决此类问题，本书不予讨论。由于解析法求解精度高，容易求得约束反力与平衡力的变化规律，随着电子计算机的广泛应用而愈来愈受到重视。 三、作用在机械上的力 如前所述，机器能实现预期的机械运动并用来完成有用的机械功或转换机械能，所以在组成机器的各种机构的运动过程中，它们的各个构件上都受到力的作用。作用在构件上的力
空间机构动力学分析方法的研究 RESEARCH OF SPATIAL MECHANISM DYNAMICS ANALYSIS METHODS 袁清珂 1 刘大慧1 惠延波2 张明天1 成思源 1 (1.广东工业大学机电工程学院,广州510006) (2.河南工业大学机电工程学院,郑州450007) YU AN QingKe 1 LIU DaHui 1 HUI YanBo 2 ZHANG MingTian 1 CHENG SiYuan 1 (1.College o f Mechanical &Electrical Engineering ,Guangdong University o f Technology ,Guangzhou 510006,China ) (2.College o f Mechanical Engineering ,Henan University o f Technology ,Zhengzhou 450007,China ) 摘要 在空间机构中约束运动副处的构件上建立笛卡尔直角坐标系,开发描述空间机构结构形态的符号体系,讨论杆件形状矩阵和约束运动矩阵,在运动链上连续使用变换矩阵,建立空间机构的运动方程,分析空间机构二种类型的动力学建模与分析方法,在此基础上开发空间机构动力学通用分析软件,并给出应用实例。 关键词 空间机构 机械学 运动学 动力学 数值方法 软件工程中图分类号 TH112 TH113 Abstract Cartesian coordinate sys tems were built on the two links at a cons train t kinematics pair respectively,so a notation set to describing spatial mechanis ms was established.Link shape matrices and constraint motion matrices were discussed.By in series usin g these transform matrices on a kinematics chain,the motion equations of spatial mechanisms were set up.The modeling and analyzin g methods for two kinds of spatial mechanis m dynamics problems were explored.Based on the above research,the general analysis software spatial mechanisms dynamics were developed,an example was given. Key words Spatial mechanism ;Mechanics ;Kinem atics ;Dynamics ;Numerical methods ;Software eng ineering Correspon ding author :YUAN Qing Ke ,E mail :qkyuan @gdut .edu .cn The project supported by the National Natural Science Foundation of Chi na (No.50805025),and Guangdong Technological Plans Projects (No.2008B010400011),and Guangzhou T echnological Plans Projects (No.2008Z1 D371). Manuscript received 20080821,in revi sed form 20090307. 引言 研制开发通用机构计算机自动分析软件,首先遇到的问题是如何以一种适当的计算机能够理解的 方式来描述机构的结构形态,使计算机能够自动识别机构、自动建立机构的运动方程、自动求解运动方程,并以数字和图形的方式输出结果。目前,常用的方法是基于机构分组的方法,通过数据文件表达机构的结构形态,这种方法存在描述机构范围有限和用户使用不便等不足。要实现机构分析软件的真正通用化和自动化,必须建立描述机构的通用方法和语言。通过通用方法和专用语言描述各种机构,计算机能识别这种描述,并且能通过这种描述自动识别机构的结构形态和运动链,自动建立机构运动方程,自动进行求解并输出结果。 本文在Denavit 和Hartenberg 提出的用于描述低副机构的描述方法(Denavit Hartenberg,D H )[1 2] 的基础 上,结合有关分析方法 [3 9] ,提出一种新的空间机构运 动建模与分析方法。在空间机构中约束运动副处的构件上建立笛卡尔直角坐标系,开发描述空间机构结构形态的符号体系,讨论杆件形状矩阵和约束运动矩阵,在运动链上连续变换矩阵,建立空间机构的运动方程,分析空间机构两种类型的动力学建模与分析方法,在此基础上,开发通用分析软件,并给出应用实例。 1 运动方程的建立 1.1 坐标系的建立 在空间机构中每一运动副处,分别在构成该运动副的两个构件上,根据运动副的性质和特征,按照不同的规律建立固结于构件上的直角坐标系, 在机构运动 Journal of Mechanical Strength 2011,33(1):040 044 袁清珂,男,1963年1月生,山东青岛人,汉族。广东工业大学教授,从事知识工程与智能设计、机电控制、多体动力学与计算机仿真、企业 信息化、电子商务与网络化制造的研究。 20080821收到初稿,20090307收到修改稿。国家自然科学基金(50805025)、广东省教育部产学研结合项目(2009B090300340)、广东省科技计划 (2008B010400011)、广州市科技计划(2008Z1 D371)资助。
4 曲柄连杆机构的受力分析 4.1 曲柄连杆机构的组成 摩托车发动机的曲柄连杆机构由活塞、活塞环、活塞销、连杆、大小头轴承、曲轴等组成。 4.1.1 活塞组合 活塞组合由活塞、活塞环、活塞销、 活塞销挡圈等组成，见图4-1。它的功能 是： 1）承受气缸中可燃混合气燃烧产生的 压力，并将作用力通过活塞销传给连杆， 带动曲轴旋转。 2）活塞顶部与气缸盖组成燃烧室。 3）通过安装在其上的活塞环，保证气 缸的密封性。 4.1.1.1 四行程发动机活塞 四行程发动机活塞的顶面呈平面形，且对应于进、排气门之处加工有凹坑，以 避免在运动中与进、排气门相干涉，在顶面有“IN ”标记表示进气侧，保证活塞安装时的方向。 在活塞槽部通常设有两道气环、一道油环。在油环槽周围，设置有许多回油小孔，安装油环后，能刮去缸壁上多余的润滑油（见图4-2）。有些活塞在油环槽下再加工一个较浅的环形槽， 其上也加工回油小孔。四行程发动机活塞所 有环槽上都无需有定位销孔，原因是四行程 发动机的气缸上无气口，活塞环运动时不会 产生干涉现象。 为适应活塞在高温、高压、高速条件下 工作，活塞通常多采用质量轻、导热性好的 高铝合金来制造。有些活塞表面还进行镀锡 处理，以提高其磨合性。 4.1.1.2 活塞环 四行程活塞裙部较短，并无需做有缺口，因四行程发动机的进、排气道没有气缸盖上。 但有时为避免与曲轴相撞，并为增加裙部弹性及减小活塞质量，在受力不
大的沿销孔方向两侧，从底部各开一个浅而长的圆弧形缺口。 活塞环的功能是： 1）密封气缸与活塞间的间隙，防止漏气。 2）刮去气缸壁上多余的机油。 3）把活塞的热量传递给气缸体散发。 活塞环应具有良好的密封性，在高温、高压、和高速的工况下，具有良好的弹度、弹性和耐磨性；此外，并应有良好的磨合性与加工性。为适应这些要求，活塞环的材料多选用合金铸铁。 活塞环的自由状态是非圆形 的，且具有切口，以适应装入气缸 后恰好成为圆形，与气缸贴合。切 口的形式如图4-3所示，其中直切 口比搭接口的密封性差，但工艺性 好；斜切口介于两者之间。 活塞环按其用途不同，可分为 气环和油环两类。 （1）气环 气环的主要功能 是密封活塞与气缸之间的间隙，防 止燃气漏入曲轴箱，同时，气环将 活塞头部的大部分热量传递给气 缸壁，帮助活塞散热。摩托车发动机的气环断面有梯形环和矩形环 两种。 梯形环的优点是：不易胶结和卡死，并有较好密封效果。缺点是：内锥面的加工比较困难。一般在温度较高，润滑油容易形成积炭或胶状物时，第一环槽装用梯形环。 矩形环的优点是：工艺性和传热性都较好。但其磨合性及对气缸的适应性较差，抗积炭、抗胶结的能力也较差，不宜用作第一道环。 （2）油环 油环的主要功能是刮去气缸壁上多余的润滑油，使气缸壁上形成一层均匀的油膜，它主要用 在四行程发动机上。油环可分为普通 油环和组合油环两类。 1）普通油环：它的外圆柱面中 间，加工一个环槽，使得油环和气缸 的接触面积减小，从而增大接触比 压，加强刮油能力和密封性。环沿圆 周加工有许多回油槽和回油孔，以便 使油环从气缸壁上刮下的润滑油流入活 塞上的回油孔而进入曲轴箱，见图4-4。