连杆的设计说明书

连杆的设计说明书（共7篇）

连杆的设计说明书 篇1

课程设计要求：

1.了解活塞、连杆、曲轴的设计基准、工艺基准、和加工基准。2.正确的表达零件的形状，合理布置试图。3.正确理解和标注尺寸公差和形位公差。4.能读懂图样上的技术要求。5.正确编写课程设计说明书。

6.熟练掌握AutoCAD绘制工程图纸。连杆的作用

连杆的作用是将活塞承受的力传给曲轴，并使活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动。连杆由连杆体、连杆盖、连杆螺栓和连杆轴瓦等零件组成，连杆体与连杆盖分为连杆小头、杆身和连杆大头。连杆小头用来安装活塞销，以连接活塞。连杆大头与曲轴的连杆轴颈相连。一般做成分开式，与杆身切开的一半称为连杆盖，二者靠连杆螺栓连接为一体。连杆轴瓦安装在连杆大头孔座中，与曲轴上的连杆轴颈装和在一起，是发动机中最重要的配合副之一。常用的减磨合金主要有白合金、铜铅合金和铝基合金。

连杆机构中两端分别与主动和从动构件铰接以传递运动和力的杆件。例如在往复活塞式动力机械和压缩机中，用连杆来连接活塞与曲柄。连杆多为钢件，其主体部分的截面多为圆形或工字形，两端有孔，孔内装有青铜衬套或滚针轴承，供装入轴销而构成铰接。连杆是汽车发动机中的重要零件，它连接着活塞和曲轴，其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴以输出功率。连杆在工作中，除承受燃烧室燃气产生的压力外，还要承受纵向和横向的惯性力。因此，连杆在一个复杂的应力状态下工作。它既受交变的拉压应力、又受弯曲应力。连杆的主要损坏形式是疲劳断裂和过量变形。通常疲劳断裂的部位是在连杆上的三个高应力区域。连杆的工作条件要求连杆具有较高的强度和抗疲劳性能；又要求具有足够的钢性和韧性。传统连杆加工工艺中其材料一般采用45钢、40Ｃr或40MnB等调质钢。

连杆组

连杆组包括连杆体、连杆盖、小头衬套、连杆瓦、连杆螺栓、连杆螺母等。在三维造型时，可以将连杆体、盖、螺栓等作为一体，因小头衬套材料为铜铅合金，可以分开造型，然后组装成一体进行分析。

一般认为连杆小头随活塞组作往复运动，连杆大头作随曲拐作旋转运动，连杆杆身作复杂的平面运动。

将连杆组件的质量转换成集中于活塞销中心的往复质量m1和集中于曲柄销的旋转质量m2。根据力学原理：质量转换必须满足下列3个条件： ① 质量不变：简化前后的质量不变； ② 质心位置不变：系统质心与连杆组质心重合。

③ 系统对质心的转动惯量不变：简化的质量对质心的转动惯量之和应等于原来的转动惯量； 连杆的受力

连杆是汽车发动机中的重要零件，它连接着活塞和曲轴，其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴以输出功率。连杆在工作中，除承受燃烧室燃气产生的压力外，还要承受纵向和横向的惯性力。因此，连杆在一个复杂的应力状态下工作。它既受交变的拉压应力、又受弯曲应力。

连杆螺栓

连杆螺栓是连接连杆大端与轴承座的至关重要的连接螺栓。连杆螺栓的受力：

二冲程柴油机的连杆螺栓：预紧力。

四冲程柴油机的连杆螺栓：预紧力，惯性力拉伸，大端变形产生附加弯矩； 材料：选用韧性好，强度高的优质碳钢或合金钢；

结构：耐疲劳的柔性结构(增加螺栓长度，减小螺栓杆部直径以增加螺栓柔 度)；精细加工螺栓螺纹；断面变化处及螺纹处采用大圆角过渡；保证螺 栓 头与螺母支承平面与螺纹中心线垂直。

连杆螺栓的类型：用螺帽连接与不用螺帽连接两类。

连杆螺栓的安装：必须严格按照说明书规定（安装预紧力的大小、预紧方法、预紧次序等）。

连杆损坏形式

连杆的主要损坏形式是疲劳断裂和过量变形。通常疲劳断裂的部位是在连杆上的三个高应力区域。连杆的工作条件要求连杆具有较高的强度和抗疲劳性能；又要求具有足够的钢性和韧性。传统连杆加工工艺中其材料一般采用45钢、40Ｃr或40MnB等调质钢，但现在国外所广泛采用的先进连杆裂解（conrod fracture splitting）的加工技术要求其脆性较大，硬度更高，因此，德国汽车企业生产的新型连杆材料多为C70S6高碳微合金非调质钢、SPLITASCO系列锻钢、frACTIM锻钢和S53CV-FS锻钢等(以上均为德国din标准)。合金钢虽具有很高强度，但对应力集中很敏感。所以，在连杆外形、过渡圆角等方面需严格要求，还应注意表面加工质量以提高疲劳强度，否则高强度合金钢的应用并不能达到预期果。

对连杆的要求：

①连杆应耐疲劳、抗冲击，具有足够的强度和刚度。②连杆长度应尽量短，以降低发动机的高度和总重量。

③要求连杆轴承工可靠寿命长重量加工容易拆装维修方便。

连杆的工艺特点

(1)连杆体和盖厚度不一样，改善了加工工艺性。连杆盖厚度为31mm，比连杆杆厚度单边小3.8mm，盖两端面精度产品要求不高，可一次加工而成。由于加工面小，冷却条件好，使加工振动和磨削烧伤不易产生。连杆杆和盖装配后不存在端面不一致的问题，故连杆两端面的精磨不需要在装配后进行，可在螺栓孔加工之前。螺栓孔、轴瓦对端面的位置精度可由加工精度直接保证，而不会受精磨加工精度的影响。

(2)连杆小头两端面由斜面和一段窄平面组成。这种楔形结构的设计可增大其承压面积，以提高活塞的强度和刚性。在加工方面，与一般连杆相比，增加了斜面加工和小头孔两斜面上倒角工序；用提高零件定位及压头导向精度来避免衬套压偏现象的发生，但却增加了压衬套工序加工的难度。

(3)带止口斜结合面。连杆结合面结构种类较多，有平切口和斜切口，还有键槽形、锯齿形和带止口的。该连杆为带止口斜结合面。

精加工基准采用了无间隙定位方法，在产品设计出定位基准面。在连杆杆和总成的加工中，采用杆端面、小头顶面和侧面、大头侧面的加工定位方式；在螺栓孔至止口斜结合面加工工序的连杆盖加工中，采用了以其端面、螺栓两座面、一螺栓座面的侧面的加工定位方法。这种重复定位精度高且稳定可靠的定位、夹紧方法，可使零件变形小，操作方便，能通用于从粗加工到精加工中的各道工序。由于定位基准统一，使各工序中定位点的大小及位置也保持相同。这些都为稳定工艺、保证加工精度提供了良好的条件。

连杆加工的工艺流程

连杆加工的工艺流程是：拉大小头两端面——粗磨大小头两端面→拉连杆大小头侧定位面→拉连杆盖两端面及杆两端面倒角→拉小头两斜面→粗拉螺栓座面，拉配对打字面、去重凸台面及盖定位侧面→粗镗杆身下半圆、倒角及小头孔→粗镗杆身上半圆、小头孔及大小头孔倒角→清洗零件→零件探伤、退磁→精铣螺栓座面及R5圆弧→铣断杆、盖→小头孔两斜端面上倒角→精磨连杆杆身两端面→加工螺栓孔→拉杆、盖结合面及倒角→去配对杆盖毛刺→清洗配对杆盖→检测配对杆盖结合面精度→人工装配→扭紧螺栓→打印杆盖配对标记号→粗镗大头孔及两侧倒角→半精镗大头孔及精镗小头衬套底孔→检查大头孔及精镗小头衬套底孔精度→压入小头孔衬套→称重去重→精镗大头孔、小头衬套孔→清洗→最终检查→成品防锈。

设计小结

本次设计是我们学完了大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课之后进行的。这是我们在进行毕业设计之前对所学各课程的一次深入的综合性的总复习，也是一次理论联系实际的训练。它在我们大学四年的大学生活中占有重要的地位，因此，我对本次课程设计非常重视。

我们这次的设计、学习是分阶段进行的，还不能做到全局把握，面面俱到，因而不可避免地会出现一些问题和缺点。通过对本次课程设计过程及老师指点的回顾和总结，可以系统地分析一下整个设计、学习过程中所存在的问题。通过总结，还可以把平时听课时还没有弄懂、弄透的问题加以学习巩固，以获得更多的收获，更好的达到课程设计的预期目的和意义。

连杆的设计说明书 篇2

转动凸轮连杆传动及单动式可变连杆机构, 主要靠电动机带动凸轮转动和电推杆的推拉运动来实现可变连杆长度在起始位置, 中间位置和打击位置三个位置的调整, 来实现设备加工工件的稳定性和加工精度。主要由嵌套在一起呈滑动配合连接的内连杆和外连杆, 其特征是在外连杆上开有导向槽, 在导向槽中设置与之滑配的垫块;在内连杆和垫块的两侧分别设置有将内连杆和垫块铰接在一起的连接板;外连杆上安装电推杆机构, 由电推杆的运动调节连杆的长度, 这种结构调节方便, 电气控制容易实现, 应用灵活、可靠。

单动式可变连杆机构主要是应用于数控转塔冲床传动部分的设计, 本设计将极大改善冲床的加工性能。数控转塔冲床是金属板材冲压加工的主要设备, 随着社会的发展, 对部件的加工精度越来越高, 床子的加工性能直接影响部件的质量和加工的周期, 根据数控转塔冲床传动部分的主要转动方式的不同可以分为机械式, 液压式和伺服主传动式。其中机械式和伺服主传动式均可以采用凸轮连杆机构, 设备主要是用电机带动凸轮的旋转运动转变成为连杆机构的往复直线运动。实线机械运动方式的改变。本设计主要是采用这种传动方式来实现冲床加工性能的提升, 来提高加工精度及缩短加工周期。

2 对比分析

虽然这种由升降气缸、平移气缸、内外连杆嵌套结构组成的主传机构相对于传统机械式主传动机构能够起到节约能源, 降低噪音等作用, 但是在实现换模位置和打击位置的呼唤时, 需要升降气缸、平移气缸依次动作, 两者的时间要相互匹配。在实际的电气控制过程中, 为了保证两组气缸到位, 需要留出相对长的时间, 这样累积下来会使总体控制时间延长;同时需要控制四个气缸的动作, 电气控制复杂, 不利于安装和维护。并且该种由升降气缸、平移气缸, 内外连杆嵌套组成的机构只能实现最高位置和最低位置两个位置, 无法提供稳定的介于最高位置和最低位置的中间位置。

本设计主要是改变以前冲床在加工性能上所存在存不足, 从而提供一种性能稳定, 调整与维修简易, 而且其工作效率高, 噪音小的连杆长度可以实现三种固定位置转动凸轮连杆传动及单动式可变连杆机构。

3 改进方法

利用凸轮连杆机构代替曲柄连杆机构, 凸轮与旋转轴采用刚性连接的方式, 这样更有益于部件的维修与更换, 使设备的结构更加简单而且经济实用。可变连杆主要包括嵌套在一起呈滑动配合连接的内连杆和外连杆, 其主要结构是在外连杆上开有导向槽, 在导向槽中设置与之滑配的垫块;在内连杆和垫块的两侧分别设置有将内连杆和垫块铰接在一起的连接板;外连杆上安装电推杆, 电推杆机构的推杆与垫块固定。

其中, 在外连杆上设置套装有压缩弹簧的螺钉, 内连杆上固定弹簧支撑块, 压缩弹簧在弹簧支撑块与螺钉之间伸缩。弹簧力可以支撑新型内连杆、销轴、滑块以及打击机头的重量。在内连杆和垫块的两侧分别设置有将内连杆和垫块铰连接在一起的连接板是指在内连杆、垫块上面分别开孔且孔内镶嵌无油轴承, 销钉的一端插入无油轴承内并自由转动, 另一端通过过应配合与连接板固定连接。为防止连接板与内外连杆脱离, 在外连杆上增加并固定导向板对连接板进行导向和限位。

4 设计的优点

凸轮连杆机构通过采用“凸轮”式机械结构, 可以实现打击头在起始位置、中间位置以及打击位置三种不同工况下的连杆长度。三种位置可以通过“凸轮连杆机构”、电推杆机构通过连接板刚性连接, 如图二所示:电推杆处于伸出状态时, 内连杆上表面与外连杆的下表面保持接触, 两者距离最短, 可变连杆的长度是处于起始位置的长度;电推杆伸出一定长度并锁紧, 使垫块整体平移, 内连杆下移, 可变连杆的长度时处于中间位置时的长度;电推杆收缩并且位置锁紧, 使得垫块上、下表面分别与外连杆下表面内连杆上背面刚性接触, 可变连杆的长度是处于打击位置时的长度。这种结构使得对连杆长度的调节更加方便快速, 从而省去了图五结构中两组气缸的匹配时间, 电气控制更加容易, 从而使得该种结构的可变连杆应用更加广泛。

5 结语

连杆的设计说明书 篇3

关键词：连杆零件；机械加工工艺规程；专用夹具及其设计

1.引言

近年来，我国机械制造业随着科学技术的不断进步，得到了飞快的发展，也取得了较好的成效。机械制造是制造具有操作功能的零件和产品，其产品和零件在生活生产中可以直接被人们所使用，在社会中占据着举足轻重的地位，为国家的生活生产活动作出了巨大的贡献。连杆零件经常运用于我们的生活中，是活塞式压缩机、发动机重要的零件之一，其力学性能较好，使得机器在运行过程中，有足够的强度和刚度，能保证机器运行的效率。本文就连杆零件的机械加工工艺的规程和专用夹具的设计进行讨论分析。

2.连杆零件的机械加工工艺规程

2.1机械加工工艺规程设计

一般来讲，连杆零件的机械加工工艺规程包括：分析零件工艺性、选择毛坯的制造方法、选择基面的水位和高程的起始面、制定相关的工艺制造路线、确定各工艺的制造设备、刀具和夹具等、确定工序的切削用量，最后完整的填写工艺文件。这些步骤和环节紧紧相扣，缺一不可，为工艺生产奠定了坚实的基础。

2.2连杆的工艺性分析及生产类型的确定

连杆是机构中两端分别与主动和从动构件衔接，达到传递运动和力的目的，连杆工作的条件要求连杆具有较高的力学性能。这就对连杆机械加工工艺有了严格的要求。在连杆机械工艺性方面，应从其焊接性能、成型性能、铸造性能、热处理性等方面考虑，以保证连杆的强度、硬度、刚度和韧度，同时，还应该注意反映连杆进度的参数，如连杆大小头孔中心距尺寸进度、连杆大小头孔平行度等。由于连杆使用的比较广泛，生产类型一般为大批生产，因此在生产中，可以根据生产类型和生产条件，采用先进的制造方法，对此进行机械制造。

2.3拟定连杆工艺路线

连杆的工艺路线是描述机械制造中的操作顺利的技术。一般来说，连杆的机械制造的一项集很多工序为一体的制造工艺，为了完成连杆制造，需要进行一串的连续动作。制定出科学完善的工艺路线，对机械制造的有序进行有着重要的意义。对于连杆工艺路线，可拟定设计为：铸造—时效处理—铣上下2端面—铣下面侧面—钻孔—镗孔—钻孔—沟槽—铣宽槽—质检—入库。制造工艺却不是一层不变的，企业可根据自身的实际特点，对其中的环节进行增加、减少、交换和改变等。

2.4加工余量、工序尺寸和公差的确定

连杆机械制造工序的加工余量应该选择最小的加工余量，其目的是为了缩短加工时间，降低制造成本。加工余量必须保证能达到规定标准的精度和表面粗糙度。当然，加工连杆零件的尺寸越大，加工余量就越大，切削力、内应力引起的形变也会随之增大。因此，在选择加工余量和工序尺寸时，可以引入工序尺寸公差来进行经济加工精度范围的判断，以保证选择最佳的连杆零件的加工余量和工序尺寸。

2.5切削用量、时间定额的计算

切削用量是连杆零件机械制造过程中所采用的切削速度、切削深度和进给量等参数。可利用公式：vf=f.n=ɑf·z·n（n为工件或刀具的转速（转/分）或每分钟行程数（双行程/分）；z为多齿刀具的齿数），对其参数进行计算。针对时间定额的计算，可以根据粗铣槽底面和两侧面、半精铣槽底面和两侧面的时间计算公式：tj=（1+1a+1b）/fmz计算出基本时间。当然，每道工序时间还包括布置时间、休息与生理需要时间等，由于连杆零件机械生产类型为大量生产，其时间可以忽略不计。

3.连杆零件机械制造工序专用夹具的设计

3.1定位方案及定位误差分析

定位基准的选择应该尽量符合基准重合原则，但是对于工件槽深的要求来说，选择所加工槽相对的另一端面为定位基准，不重合的误差为ΔB，ΔB为两端面间的尺寸公差0.1mm，加工的槽深公差为0.4mm。槽角度位置为45±30’，工序要求的是大孔中心为基准，与两孔连线为45±30’。这样的定位方案，完全符合基准重合，使其定位精度比较高。

3.2夹紧机构

设计加紧机构时，应该充分考虑动作迅速可靠，加紧点接近被加工部位，提高生产效率，保证加工质量。因此，可以采用两个手动螺旋压板，夹紧点选择在大孔端面，同时把防转销设置在压板外侧，使其使用方便，进一步满足加工需求。

3.3对刀及夹具的安装方案的确定

在夹具设计安装方案时，可以拟定夹具机构方案或者绘制夹具草图，这对于设计定位装置，确定工具安装位置有很大的作用。由于槽的加工要保证刀具方向的位置，为了快速准确的对刀，必须使用直角对刀块。夹具在安装时，采用一对定位键定向，用螺母加紧两端耳座的T形螺栓，以保证对刀块的方向和工作台纵向方向一致，进一步提高槽深进度，使得加工质量得到保证。

3.4夹具体

夹具是机械制造过程中用来固定加工对象，让其能占有正确的位置，以接受施工或者检测。夹具体一般夹具上较为复杂的元件，不仅要考虑安置在夹具中所需要的各种元件，还要考虑工件的装卸和机床的固定较为方便。因此在设计夹具体的时候，应该满足一些基本要求：1）重量较轻，便于操作；2）有良好的强度、刚度等力学性能；3）应吊装方便，安全使用；4）结构和尺寸都较为稳定，有一定的精度；5）排屑方面，保证机器性能。

3.5方案综合评价和总结

在连杆零件专用夹具设计方案进行综合评价，该夹具结构比较简单，操作方面，不仅可以提高加工效率，还可以保证加工质量。采用手动加紧装置，直角对刀块可以使夹具在连杆零件加工前很好的对刀；同时，两对定位键可以使整个夹具在机床工作台有正确的安装位置，装卸比较方便，保证了加工精度，提高生产效率，扩大机床使用范围，减少成本投入，进一步提高了加工质量，达到了加工的目的。

4.总结

总而言之，连杆零件设计加工，包括了加工工艺规程和夹具设计。因为连杆工作条件要求比较高，在连杆的设计时，应该选择合适的机械定位基准，分析连杆的工艺性，拟定工艺制造路线，较准确的确定加工余量和切削用量；对夹具进行专业的设计，严格的考虑夹具定位的误差，进一步提高加工精度，减少成本，降低劳动力，确保连杆零件制造的质量。（作者单位：重庆市凯喆机械配件厂）

参考文献：

[1]贾会会.数控加工工艺规程与夹具设计的问题研究[J].机电产品开发与创新，2012，05：175-177.

[2]徐晋之.“钻床夹具设计”零件的机械加工工艺过程及工艺装备[J].科技传播，2013，03：169+120.

[3]许自英.车床专用夹具设计的分析与加工[J].硅谷，2012，12：130-131.

连杆的设计说明书 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：

连杆的设计说明书 篇5

(1)试确定该机构为何种机构；

(2)若以构件AB为原动件，试用作图法求出摇杆CD的最大摆角，此机构的极位夹角，并确定行程速比系数K(3)若以构件AB为原动件，试用作图法求出该机构的最小传动角

min；

(4)试分析此机构有无死点位置。

图11 【分析】(1)是一道根据机构中给定的各杆长度（或尺寸范围）来确定属于何种铰链四杆机构问题；(2)(3)(4)是根据机构中给定的各杆长度判定机构有无急回特性和死点位置，确定行程速比系数K和最小传动角问题。

解：(1)由已知条件知最短杆为AB连架杆，最长杆为AD杆，因 lABlAD42108150mmlBClCD7875153mm

(2)当原动件曲柄AB与连杆BC两次共线时，摇杆CD处于两极限位置。故AB杆为曲柄，此机构为曲柄摇杆机构。

适当选取长度比例尺l，作出摇杆CD处于两极限位置时的机构位置图AB1C1D和AB2C2D，由图中量得=70°，=16°，可求得



1801.19

180′′(3)当原动件曲柄AB与机架AD两次共线时，是最小传动角min可能出现的位置。用作图法作出机构的这两个位置ABC″″D和ABCD，由图中量得27,50,故 min=27(4)若以曲柄AB为原动件，机构不存在连杆BC与从动件CD共线的两个位置，即不存在0的位置，故机构无死点位置；若以摇杆CD为原动件，机构存在连杆BC与从动件AB共线的两个位置，即存在0的位置，故机构存在两个死点位置。

【评注】 四杆机构基本知识方面的几个概念(如有曲柄条件、急回运动、传动角等)必须清晰。机构急回运动分析的关键是确定极位夹角的大小，本题曲柄合理转向的确定依据就是机构存在慢进快退的急回特性；而传动角和死点的分析要特别注意它与机构原动件有关。如图12所示，连杆BC的长度lBC及其两个位置B1C1、B2C2为已知，试设计一铰链四杆机构ABCD，使得AB杆为原动件时，机构在此位置时的传动角相等，并满足机架AD的长度为lAD。

图12 【分析】 由题意知，本题为实现连杆预定两位置要求的四杆机构设计中，确定固定铰链A、D位置的问题。解： 分别作连线B1B2的中垂线b12和连线C1C2的中垂线c12，即得固定铰链A、D所在的几何位置线。

为使机构在此位置时的传动角相等，则应取b12和c12的交点作为固定铰链D；然后再在b12上截取AD的长度为lAD，可得另一固定铰链A，则机构ABCD为所求之机构。

由于A点也可在b12上D点的另一侧截取，故本题有两个解。

【评注】 此类问题中常常要满足给定的一些附加条件：如要求设计成为某一种四杆机构，或者给定A、D安装位置的某些限制，或者给出某杆的长度，或者给出传动角的要求等等，即使满足这些附加的条件，其设计结果仍为多解的。因此，此类题目求解的正确性是以设计方法正确和满足设计要求为原则，而不能追求唯一答案。本题的附加条件是机构在此位置时的传动角相等，并满足机架AD的长度为lAD。图13示为一铰链四杆机构ABCD的固定铰链A、D，已知主动件AB的三个位置和连杆上K点所对应的三个点。试求：

(1)确定连杆上铰链C的位置和连架杆CD的长度；(2)验算其主动件是否为曲柄；

(3)指出最小传动角min的位置并确定其数值。

图13

图14 【分析】由题意知，(1)实际上是已知连杆的三个位置B1K1、B2K2、B3K3以及固定铰链A、D的位置，设计四杆机构问题；(2)(3)属于根据机构中给定的各杆长度来确定属于何种铰链四杆机构和确定最小传动角问题。解：(1)见图14，先取相应比例尺l，分别连线B1K1、B2K2、B3K3，用反转法作图如下：

作B1K1DB2K2D和B1K1DB3K3D，求得D、D点； 分别作DD、DD的中垂线d13、d23，其交点即为C1。连B1C1及C1D，则AB1C1D即为该机构第一位置的机构简图。由图可知，lCD42mm。

(2)由图可知，lABlBC68.5mmlCDlAD86.5mm且连架杆AB为最短杆，所以AB为曲柄。

(3)作AB1C1D和ABCD两位置，经比较，机构在ABCD位置时其传动角为最小，由图量得minBCD44。【评注】本题的求解正是利用了已知连杆上两点(即B、K)的预定位置来进行设计，因给定了3个位置，故仅有一解。为求活动铰链点C的第一位置C1，用到反转法设计，要注意刚体是由每一对应位置的已知铰链中心间的连线和预定的标线所组成，之所以要反转就是要将活动铰链中心的问题转化成求固定铰链中心的问题；铰链四杆机构中是否存在曲柄和最小传动角min的位置和数值的确定也是本题考查内容之一。图15示为一曲柄滑块机构OAAC，当滑块从C1移到C2时，连架杆OBB上的一条标线OBE1转至OBE2；当C从C2移到C3时，OBE从OBE2转至OBE3。现欲将曲柄OAA与连架杆OBB用一连杆AB连接起来，试求铰链点B1的位置，并画出机构第一位置的机构简图。（写出简要作图步骤，保留作图线）

图15 【分析】初看起来本题好象比较复杂，但从题设条件，我们很容易将曲柄OAA对应于连架杆OBB的三个位置OBE1，OBE2和OBE3的三个位置OAA1，OAA2和OAA3求出来。这样就可把原来的问题归结为已知铰链四杆机构OAABOB的两连架杆的三个对应位置，设计该四杆机构的问题。

图16 解 ： 如图16所示，(1)求A2，A3

以OA为圆心，OAA1为半径画圆，则所有A点都应在该圆上。以C1A1为半径，以C2为圆心画弧交圆与A2点，以C3为圆心画弧交圆于A3点。

'(2)利用反转法求A2，A3点

'作A2E1OBA2E2OB，得A2；作A3E1OBA3E3OB，得A3； '(3)求B1

''' 连A1A2作A1A2的中垂线a12；连A2A3作A2A3的中垂线a23，则a12和a23的交点为B1点；

(4)求机构第一位置的机构简图

连A1B1和B1OB，并将OBE1与OBB1固结在一起，则C1A1OAB1OB为该机构第一位置的机构简图。

【评注】 此题虽为设计六杆机构，但实质为已知两连架杆对应位置设计铰链四杆机构问题，问题的关键是将曲柄OAA对应于连架杆OBB的三个位置OBE1，OBE2和OBE3的三个位置OAA1，OAA2和OAA3求出来。另外，对于多杆机构的设计，常常将其划分为几个四杆机构来设计，要注意四杆机构的划分及其各部分的连接关系问题，以便正确确定四杆机构的设计次序和相应的设计条件。

5设计曲柄摇杆机构ABCD。已知摇杆CD的长度lCD=290mm，摇杆两极限位置间的夹角ψ=32º，行程速比系数K=1.25，连杆BC的长度lBC=260mm。试求曲柄AB的长度lAB 和机架AD的长度lAD。(解法不限)【分析】 此题属于已知行程速比系数设计四杆机构问题，因此可先作出固定铰链A所处的圆，再根据C1C2及角，由三角形的余弦定理解得lAB，作图求出lAD。

解： 180(1)/(1)180(1.251)/(1.251)20 取相应比例尺l作图17；

取一点D,使C1DC232，C1DC2DlCD/l,连C1C2,作C1C2P9070, 作C1P⊥C1C2交C2P于P点。作△C1C2P的外接圆。在C1C2A中, C1C22(lBClAB)2(lBClAB)22(lBClAB)(lBClAB)cos

其中C1C2解得：2lCDCOSC1C2D2290COS74159.87mm

lAB67mm

以C1为圆心，lBClAB为半径作弧交C1C2P的外接圆于A点，故：

lADlAD250mm

图17

【评注】 已知行程速比系数K设计四杆机构，可先作出固定铰链A所处的圆(即以C1C2为弦，圆周角为的圆)，然后再依据其他条件确定出A点的确定位置。6 在曲柄摇杆机构，曲柄为主动件，转速n160rmin，且已知曲柄长lAB50mm，连杆长lBC70mm，摇杆长（工作行程平均速度<空回行程速度），试问： lCD80mm，机架长lAD90mm，(1)行程速度系数K=？

(2)摇杆一个工作行程需要多少时间？(3)最小传动角min=？

【分析】 由题意知，本题属于根据机构中给定的各杆长度确定行程速 比系数K和最小传动角问题。

图18 解： 如图18所示

(1)ACD1中：C1ADarccos22(lBClAB)2lADlCD2(lBClAB)lAD41.81

AC2D中：C2ADarccos22(lBClAB)2lADlCD2(lBClAB)lAD54.31

C2ADC1AD12.5

K(2)Kt1t21.15 t2t1K t60n1s t1t(1(3)曲柄与机架重叠共线时：

18018012.51.15

18018012.51)0.535s K22lBClCD(lADlAB)21arccos30

2lBClCD曲柄与机架拉直共线时：

22lBClCD(lADlAB)21802arccos137.82

2lBClCD 242.181 所以

min130

【评注】 本题在解题过程中，有两点需特别注意，一是行程速比系数和机构最小传动角的计算运用了三角形的余弦定理，而未采用作图法，在未要求解法的前提下，这种方法节省画图时间，计算结果也更精确，但数学基础要扎实；二是机构急回运动的定义要牢记，并能灵活运用。7 图19所示为齿轮变速装置的手柄操纵机构，杆AB为操纵手柄，通过连杆由CD杆拨动滑移齿轮进行变速。已知lAD100mm，lCD40mm，手柄AB的两个位置190，2180，对应拨杆CD的两个位置1292，2248，试用解析法设计此机构。并校验此机构为何种型式的机构。

图19 【分析】 本题属于按给定两连架杆对应位置用解析法设计四杆机构问题。解： 已知11190 12218000 00 311292322248cos(1i0)0cos(3i0)1cos(3i01i0)2

式中 而 0mm1nm2n21l2 22nlbamcand acos900cos2921cos(29290)2 cos180cos248cos(248180)012因1mcac0.402.02ndadlABa20.3896 cc19.8mmm0

lBCbalam2n212n2102.3mm

校验机构类型：lABlBC122.1mmlCDlAD140mm且手柄AB最短，所以此机构为曲柄摇杆机构。

【评注】 建立方程式时必须将机构中各杆组成封闭矢量多边形；在两连架杆初始角位移为0时，位置方程式只有3个待定参数0、

连杆的设计说明书 篇6

三连杆恒力弹簧吊架在工作时承受到很大的载荷,荷载范围一般为4～12kN。恒力吊架零部件的应力分析与强度计算是三连杆恒力弹簧吊架设计过程中必不可少的环节,是恒力弹簧吊架正常稳定工作的保证。本文首先对三连杆恒力弹簧支吊架的设计参数进行验证分析,然后以某一型号三连杆恒力弹簧吊架为例,进行力学分析,确定在不同位置时弹簧力的的变化规律,并对恒力弹簧吊架的关键部件进行强度计算。

1 三连杆恒力弹簧吊架工作原理

三连杆恒力吊架示意图如图1所示。图中G为外荷载,F为弹簧力。三连杆恒力吊架是根据力矩平衡的基本原理进行设计的[2],即

根据弹簧胡克定律,得F=kδ(2)其中k为弹簧系数,δ为弹簧压缩长度。而弹簧力F到矩心P的距离PO可由三角形PBC面积求得。三角形PBC面积为

将式(2)、(3)代入式(1),得

显然,若在任意情况下,α=β,δ=BC,则重力

由于PB、PC、PA和弹簧系数k均为常数,所以机构无论怎样绕P点转动,重力G保持恒定值。

由此得出结论,重力G保持恒定必须满足以下两个条件:

(a)角α与角β在任意时刻相等;

(b)弹簧压缩长度δ在任意时刻恒等于长度BC。

其中条件(a)可在设计时实现。对于条件(b),只要在起始装配时保证弹簧的压缩量δ等于BC的长度,则以后无论怎样运动,都能实现BC的长度总是等于弹簧压缩的长度。

2 恒力吊架的力学分析

根据力矩平衡原理可以得出:

由于G、PA和PC均为已知,则力F可以通过式(5)求出。

PA和PC的长度及弹簧系数见表1。

图2为根据弹簧力的计算公式得到的本设计弹簧力与回转臂转角的关系曲线。

从图2中可以看出,当回转臂与水平方向保持一定角度下,且吊架沿着回转臂丝杠由转动轴向回转臂末端移动时,弹簧力保持为恒力;当回转臂与水平方向角度改变,且吊架在丝杠位置保持不变时,弹簧力将随回转臂转角的变化而变化。

根据图2的结果可得出结论:

(1)恒力吊架荷载随着吊架远离转动轴逐渐减小,在距离回转轴轴心90mm处有最大值11200N;

(2)当回转臂与水平呈-30°时,弹簧作用力最大,为17820N。

3 恒力吊架关键部件的强度计算

恒力吊架中拉杆、弹簧轴、调节轴等零部件都应根据弹簧最大作用力17820N进行校核。

主轴是恒力吊架中非常重要零件,主轴受力随回转臂转角及吊架位置的变化曲线如图3所示。由图3 可以看出,在回转臂PA转角一定的条件下,随着吊架位移的增大,主轴受力均逐渐减小。当回转臂与水平呈-20°时,且设计载荷在11200N时,主轴有最大的支座反力为18614N,支座反力与水平方向呈26.8°角。

拉杆、弹簧轴、调节轴及主轴的应力计算列入表2,并与材料的许用应力比较,均满足强度要求。

4 结论

恒力弹簧吊架中拉杆、弹簧轴、调节轴、主轴及回转臂等关键部件的强度是恒力弹簧吊架安全性能的重要指标。本文采用静力学方法对恒力弹簧吊架进行分析。力学分析结果表明,该设计中,在回转臂与水平呈-30°时,弹簧作用力有最大值,为17820N。拉杆、弹簧轴、调节轴、主轴的强度均满足设计要求。另外,恒力吊架的回转臂在水平线上下30°范围内转动,吊架位置也在变化,即处于动态平衡,由于回转臂孔洞较多,用一般静力学方法计算强度有一定困难,建议采用有限元进行分析。本文为三连杆恒力支吊架的研发提供了必要的理论依据。

摘要：恒力弹簧吊架是核电站管道支撑及悬吊主要设备。研究了三连杆恒力弹簧吊架的工作原理,提出设计中实现恒力所需要满足的几何条件。以某一型号三连杆恒力弹簧吊架为例进行力学分析,得出该设计的弹簧力与回转臂转角的关系曲线,在回转臂与水平呈-30°时,弹簧作用力最大值为17820N。通过对关键部件的应力计算验证了原设计方案的可靠性,为核级恒力弹簧吊架方案的最终确定提供了理论依据。

关键词：恒力吊架,弹簧力,力学分析

参考文献

[1]沈重光.恒力吊架[J].电站辅机,2002(2):31-34.

[2]刘瑜,徐传海.恒力弹簧选型及恒力弹簧支吊架的设计与安装[J].华中电力,2004,17(5):40-43.

[3]张继峰,刘明华.四连杆弹簧式恒力支吊架的设计计算[J].水利电力机械,2004,26(5):4-6.

[4]张春柳,张学俭.四连杆恒力弹簧吊架设计公式的演绎与求解[J].锅炉制造,1999(2):51-53.

连杆的设计说明书 篇7

【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.