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譯文： 認識曲柄搖臂機構設計的最優(yōu)傳動方法 摘要：一種曲柄搖臂機構設計的最優(yōu)傳動的方法被提出。這種優(yōu)化組合設計被用來找出最優(yōu)的傳遞參數(shù)。得出最優(yōu)傳遞圖。在圖中，在極小的傳動角度之間, 滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動角度和桿的長度被直觀地顯示。 這是這種方法擁有的主要特征。根據(jù)指定的要求，它將傳動角度之下的最優(yōu)傳動參數(shù)直接地表達在圖上。通過這種方法，機械傳動的特性能用以獲取最優(yōu)傳動效果。特別是， 這種方法是簡單和實用的。 關鍵字：曲柄搖臂機構 最優(yōu)傳動角度 滑移速度變化系數(shù) 0 介紹 由曲柄搖臂機構設計的常規(guī)方法, 在各種各樣的參量之間很難找出優(yōu)化組合的最優(yōu)傳動。通過本文介紹的圖面設計方法可以幫助達到這個目的。在指定的情況下，通過觀查設計圖面, 我們就能得到每個參量和另外一個曲柄搖臂機構設計之間的聯(lián)系。由因認識最優(yōu)傳動。 具體的設計的理論和方法， 以及它們各自的應用事例將在以下介紹。 1 優(yōu)化傳動設計的建立 優(yōu)化傳動的設計一直是設計師改進傳輸效率和追求產(chǎn)量的最重要的索引的當中一個。曲柄搖臂機構被廣泛應用在機械傳動中。如何改進工作效率和減少多余的功率損失直接地與滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動角度和曲柄搖臂的比率有關系。這些參數(shù)的合理組合采用對機械效率和產(chǎn)量有重要作用, 這些主要體現(xiàn)在極小的傳輸角度上。 認識機械優(yōu)化傳動目的是找到極小的傳輸角度的最大值。設計參數(shù)是適度地減少限制而且分開的合理優(yōu)化方法的結合。因此，完全限制領域的優(yōu)化傳動建立了。 以下步驟被采用在通常的設計方法。 首先，測量出搖臂的長度和搖臂的擺動角度的初始值。 然后滑移速度變化系數(shù)的值被定在允許的范圍內(nèi)。 同時，曲柄固定的鉸接座標可能被認為是任意值。 1.1 曲柄搖臂機構桿的長度 由圖Fig.1，左弧是點被允許的領域。點的座標的選擇從點到點。 點的座標是 (1) (2) 當，高度，在range(0 ，) 被逐漸增加。如果選的越小,計算精度將越高。 是設計圓的半徑。是從到的距離。 (3) 計算弧和的長度，機械桿對應于點的長度是obtained[1,2 ] 。 1.2 極小的傳動角度 極小的傳動角度 (參見Fig.2) 由equations[3]確定 (4) (5) (6) 由于——曲柄的長度(毫米) ——連桿的長度（毫米） ——搖臂的長度（毫米） ——機器的長度（毫米） 首先, 我們比較極小值和。 并且我們記錄所有的值大于或等于，然后選擇他們之間的最大值。 第二, 我們發(fā)現(xiàn)最大值對應于一個逐漸變小的范圍的任一個擺動的角度 (最大值是不同于擺動的角度和滑移速度變化系數(shù)) 。 最后, 我們相似地慢慢縮小搖臂的長度。 因而我們能獲得最大值對應于桿的不同長度, 另外擺動的角度和滑移速度變化系數(shù)。 Fig.3成功的表達設計的目的。 它確定了無論是搖臂的長度,最大值出現(xiàn)的地點，只與搖臂的長度和機械的長度的比率/有關, 當確定時。 2 設計方法 2.1 認識最優(yōu)傳動設計下滑移速度變化系數(shù)和搖臂的最大擺動的角度 設計步驟如下。 (1) 根據(jù)所給的和， 通常采取對發(fā)現(xiàn)極限角度的解釋。 桿的長度的對應的比率/是從圖Fig.3獲得的 。 (7) (2) 根據(jù)工作要求選擇搖臂的長度， 機械的長度是從比率/獲得的。 (3) 任意地選擇固定的鉸接的中心作為端點，并且做一個等腰三角形,令一條邊與搖臂的長度相等 (參見Fig.4)，令。 然后做， 連接，并且做角度。 因而增加了交點和。 最后， 畫三角形。 (4)以點作為圓的中心，為半徑畫圓弧。 弧交點在點。 點是曲柄的固定鉸接的中心。 所以, 從曲柄的長度 (8) 并且連桿的長度 (9) 我們將獲得曲柄搖臂機構包括，，和。因而優(yōu)化傳動加工會在指定的情況下進行。 2.2 認識優(yōu)化傳動設計下?lián)u臂的長度(或機械的長度) 和滑移速度變化系數(shù) 我們采取以下步驟。 (1)根據(jù)選擇的確定桿的適當比率/。 此外，我們得出機械 (搖臂的長度) 。 (2) 搖臂對應的擺動的角度可以從圖Fig.3 獲得。 并且我們計算出極限角度。 然后根據(jù)2.1重覆(3) 和(4) 3 設計例子 已知的條件是, 滑移速度變化系數(shù)和最大擺動角度。 提出曲柄搖臂機械優(yōu)化傳動圖方法設計方案。 首先， 通過公式(7)，我們能計算出極限角度。 然后，我們通過表格Fig.3 查出以及和的值。 假設mm, 然后我們將得出mm。 然后, 做sketch(omitted) 。 最后, 算出桿的長度分別是 mm, mm, mm, mm. 極小傳動角度是 結果由計算可得 mm， mm， mm， mm。 在運用Auto CAD 制圖設計的情況, 可達到非常精確設計結果。 4結論 認識圖解法解答曲柄搖臂機構的最優(yōu)傳動。這種方法是簡單和實用的。通常在機械設計中, 將0.1 毫米作為最小有效精度是足夠的。 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 2010962909 姓名： 何思樂 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 25 頁 圖 表 10 張 論文（設計）題目：街道護欄自動清洗機構 內(nèi)容提要： 本機構能實現(xiàn)街道護欄的自動清洗，工作時護欄清洗車靠近護欄，通過水 平往復運動機構牛頭刨機構把整個洗刷裝置從車體內(nèi)推出。整個洗刷裝置通過裝置中間 支撐桿固定，支撐桿下端部裝一萬向輪，可以隨車一起前行。支撐桿上端與支持滾刷機 構的橫桿相連，在橫桿與支撐桿地板之間有一伸縮液壓缸，可實現(xiàn)整個洗刷裝置的上下 移動。在遇到固定在護欄上的警示牌時，能從護欄上越過，從而提高工作效率，簡化駕 車師傅的操作難度。 洗刷裝置分左右兩部分，每一部分又包括兩個洗刷筒，左右四個洗刷筒同時作用在 護欄上，能對護欄進行高效高質(zhì)的清掃。左右兩個洗刷筒之間有一標準的液壓缸，通過 該液壓缸能使四個洗刷筒之間小距離的移動，在面對特殊情況時，如碰到護欄端部有石 墩時，能輕松的通過控制洗刷筒的移動來穿過障礙。由于該液壓機構的存在，也使得 駕車師傅不用死死的把車輛保持在同一條直線上面，減輕了駕駛壓力。 指導教師評語 何思樂同學在畢業(yè)設計期間閱讀了一些國內(nèi)外相關參考文獻，基本了解相關領域的研究現(xiàn)狀。在畢業(yè)設計期間，對結構方案進行了設計，并對相關零部件進行了校核計算設計，圖紙質(zhì)量較高。在畢業(yè)設計期間表現(xiàn)良好，在機械設計的相關知識與技巧方面得到了一定的提高。 同意參加答辯。建議評定成績?yōu)椤傲己谩? 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 答辯委員會主任： 年 月 日 湘 潭 大 學 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目 街道護欄自動清洗機構 學 號 2010962909 學生姓名 何思樂 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師姓名： 李明富 系主任： 劉柏希 一、主要內(nèi)容及基本要求 街道護欄清洗結構設計合理，街道護欄清洗機構能正常工作清洗后，90％的護欄能達到洗凈標準。 基本要求如下 1．繪制街道護欄清洗機構裝配圖 1張 2．繪制街道護欄清洗機構部分零件圖 1套 3．編寫設計說明書 1份 4．專業(yè)英語翻譯 1份 二、 重點研究的問題 （1）街道護欄自動清洗機構總體方案設計 （2）街道護欄清洗機構的固定機構設計。 三、進度安排 序號 各階段完成的內(nèi)容 起止時間 1 收集資料 第1-2周 2 工藝分析，方案確定，繪制方案圖 第3周 3 洗碗機結構設計，繪制總裝圖 第4-8周 4 繪制零件圖 第9-10周 5 撰寫設計說明書 第11周 6 修改設計說明書 第12周 7 外文翻譯 第13周 8 畢業(yè)答辯 第14周 四、 應收集的資料及主要參考文獻 [1]勒長征，寧維慶，楊彩蕓.高等級公路濕式護欄清洗車的研制.陜西交通科技，1998,03 [2]黃海兵.新型城市護欄清洗車的開發(fā)研究.工程機械，2009,40 [3]楊文科，卜潤懷，姚偉紅.試論告訴公路剛裝護欄干式清洗車的結構設計.山西交通科技，1998,05 [4]吳宗澤，羅圣過.機械設計課程設計手冊，3版.北京：高等教育出版社，2006 [5]高跟樹，秦娜，陳誠.道路護欄機械清洗刷具技術研究.中聯(lián)重科環(huán)衛(wèi)機械有限公司2013，12 [6]趙悟，李冠峰.城市護欄清洗養(yǎng)護車工作裝置的設計與仿真分析.長安大學道路施工技術與裝備教育部重點實驗室，2011，07 [7]黃海兵，新型城市護欄清洗車的開發(fā)研究.廣東省高級技工學校，2008,10 [8]李宇峰，一種道路護欄清洗車.南寧專用汽車廠，2001,10 [9]謙德，李振清.袖珍機械設計師手冊，第二版.機械工業(yè)出版社2000，12 [10]濮良貴，紀名剛.機械設計，第八版.高等教育出版社2012,2 [11] 長征，寧維慶，楊彩蕓.HXC-30型道路防撞護欄清洗車.筑路機械與施工機械化，1998,15 [12] 田流.現(xiàn)代高等級公路養(yǎng)護機械.北京：人民交通出版社，2003 [13]趙顯新.工程機械液壓傳動裝置原理與檢修.遼寧科學技術出版社，2000 [14]周萼秋等.現(xiàn)代工程機械.人民交通出版社，1997 [15]車輛及高速公路護欄清洗設備的現(xiàn)狀與展望.沈陽航空工業(yè)學院學報，2003，02 [16]李文春，閆德新，曹思真.一種道路護欄清洗車的設計特點.專用汽車，2002，02 [17]護欄清洗車滾刷規(guī)避機構的設計算.筑路機械與施工機械化，1999，16(6) [18]城市道路鋼護欄清洗車設計與研制.機械工業(yè)出版社，2000 [19]靳長征，寧維慶，楊彩蕓.HXC-30型道路防撞護欄清洗車.筑路機械與施工機械化，1998，15 [20]成大先.機械設計手冊，單行本液壓傳動.化學工業(yè)出版社，2004 文獻翻譯 英文原文： NOVEL METHOD OF REALIZING THE OPTIMAL TRANSMISSION OF THE CRANK-AND-ROCKER MECHANISM DESIGN Abstract: A novel method of realizing the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism is presented. The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters. The diagram of the optimal transmission is drawn. In the diagram, the relation among minimum transmission angle, the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown, concisely, conveniently and directly. The method possesses the main characteristic. That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram, according to the given requirements. The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method. Especially, the method is simple and convenient in practical use. Keywords： Crank-and-rocker mechanism, Optimal transmission angle, Coefficient of travel speed variation INTRODUCTION By conventional method of the crank-and-rocker design, it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission. The figure-table design method introduced in this paper can help achieve this goal. With given conditions, we can, by only consulting the designing figures and tables, get the relations between every parameter and another of the designed crank-and-rocker mechanism. Thus the optimal transmission can be realized. The concerned designing theory and method, as well as the real cases of its application will be introduced later respectively. 1. ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission. The crank-and-rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission. How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker. The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism, which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle. The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle. The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately. Consequently, the complete constraint field realizing the optimal transmission is established. The following steps are taken in the usual design method. Firstly, the initial values of the length of rocker 3l and the oscillating angle of rocker are given. Then the value of the coefficient of travel speed variation K is chosen in the permitted range. Meanwhile, the coordinate of the fixed hinge of crank A possibly realized is calculated corresponding to value K . 1.1 Length of bars of crank and rocker mechanism As shown in Fig.1, left arc GC2 is the permitted field of point A . The coordinates of point A are chosen by small step from point 2C to point G . The coordinates of point A are 02 hyy cA (1) 22 AA yRx (2) where 0h , the step, is increased by small increment within range(0,H ). If the smaller the chosen step is, the higher the computational precision will be. R is the radius of the design circle. d is the distance from 2C to G . 2c o s)2c o s (22c o s 33 lRld (3) Calculating the length of arc 1AC and 2AC , the length of the bars of the mechanism corresponding to point A is obtained1,2. 1.2 Minimum transmission angle min Minimum transmission angle min (see Fig.2) is determined by the equations3 32 2142322 m i n 2 )(c o s ll llll (4) 32 2142322 m a x 2 )(c o s ll llll (5) maxmin 180 (6) where 1l Length of crank(mm) 2l Length of connecting bar(mm) 3l Length of rocker(mm) 4l Length of machine frame(mm) Firstly, we choose minimum comparing min with min . And then we record all values of min greater than or equal to 40 and choose the maximum of them. Secondly, we find the maximum of min corresponding to any oscillating angle which is chosen by small step in the permitted range (maximum of min is different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation K ). Finally, we change the length of rocker 3l by small step similarly. Thus we may obtain the maximum of min corresponding to the different length of bars, different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation K . Fig.3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design. It is worth pointing out that whatever the length of rocker 3l is evaluated, the location that the maximum of min arises is only related to the ratio of the length of rocker and the length of machine frame 3l / 4l , while independent of 3l . 2. DESIGN METHOD 2.1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rocker The design procedure is as follows. (1) According to given K and , taken account to the formula the extreme included angle is found. The corresponding ratio of the length of bars 3l / 4l is obtained consulting Fig.3. 18011KK (7) (2) Choose the length of rocker 3l according to the work requirement, the length of the machine frame is obtained from the ratio 3l / 4l . (3) Choose the centre of fixed hinge D as the vertex arbitrarily, and plot an isosceles triangle, the side of which is equal to the length of rocker 3l (see Fig.4), and 21DCC . Then plot 212 CCMC , draw NC1 , and make angle 9012 NCC . Thus the point of intersection of MC2 and NC1 is gained. Finally, draw the circumcircle of triangle 21CPC . (4) Plot an arc with point D as the centre of the circle, 4l as the radius. The arc intersections arc GC2 at point A . Point A is just the centre of the fixed hinge of the crank. Therefore, from the length of the crank 2/)( 211 ACACl (8) and the length of the connecting bar 112 lACl (9) we will obtain the crank and rocker mechanism consisted of 1l , 2l , 3l , and 4l .Thus the optimal transmission property is realized under given conditions. 2.2 Realizing the optimal transmission design given the length of the rocker (or the length of the machine frame) and the coefficient of travel speed variation We take the following steps. (1) The appropriate ratio of the bars 3l / 4l can be chosen according to given K . Furthermore, we find the length of machine frame 4l (the length of rocker 3l ). (2) The corresponding oscillating angle of the rocker can be obtained consulting Fig.3. And we calculate the extreme included angle . Then repeat (3) and (4) in section 2.1 3. DESIGN EXAMPLE The known conditions are that the coefficient of travel speed variation 1818.1K and maximum oscillating angle 40 . The crankandrocker mechanism realizing the optimal transmission is designed by the diagram solution method presented above. First, with Eq.(7), we can calculate the extreme included angle 15 . Then, we find 93.0/ 43 ll consulting Fig.3 according to the values of and . If evaluate 503l mm, then we will obtain 76.5393.0/504 l mm. Next, draw sketch(omitted). As result, the length of bars is 161l mm, 462l mm, 503l mm, 76.534 l mm. The minimum transmission angle is 3698.46 2 )(a r c c o s 32 2142322 m in ll llll The results obtained by computer are 2227.161 l mm, 5093.442 l mm, 0000.503 l mm, 8986.534 l mm. Provided that the figure design is carried under the condition of the Auto CAD circumstances, very precise design results can be achieved. 4. CONCLUSIONS A novel approach of diagram solution can realize the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism. The method is simple and convenient in the practical use. In conventional design of mechanism, taking 0.1 mm as the value of effective the precision of the component sizes will be enough. 譯文： 認識曲柄搖臂機構設計的最優(yōu)傳動方法 摘要： 一種曲柄搖臂機構設計的最優(yōu)傳動的方法被提出。這種優(yōu)化組合設計被用 來找出最優(yōu)的傳遞參數(shù)。得出最優(yōu)傳遞圖。在圖中，在極小的傳動角度之間 , 滑 移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動角度和桿的長度被直觀地顯示。 這是這種方法擁 有的主要特征。根據(jù)指定的要求，它將傳動角度之下的最優(yōu)傳動參數(shù)直接地表達 在圖上。通過這種方法，機械傳動的特性能用以獲取最優(yōu)傳動效果。特別是， 這 種方法是簡單和實用的。 關鍵字： 曲柄搖臂機構 最優(yōu)傳動角度 滑移速度變化系數(shù) 0 介紹 由曲柄搖臂機構設計的常規(guī)方法 , 在各種各樣的參量之間很難找出優(yōu)化組合 的最優(yōu)傳動。通過本文介紹的圖面設計方法可以幫助達到這個目的。在指定的情 況下，通過觀查設計圖面 , 我們就能得到每個參量和另外一個曲柄搖臂機構設計 之間的聯(lián)系。由因認識最優(yōu)傳動。 具體的設計的理論和方法， 以及它們各自的應用事例將在以下介紹。 1 優(yōu)化傳動設計的建立 優(yōu)化傳動的設計一直是設計師改進傳輸效率和追求產(chǎn)量的最重要的索引的 當中一個。曲柄搖臂機構被廣泛應用在機械傳動中。如何改進工作效率和減少多 余的功率損失直接地與滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動角度和曲柄搖臂的比率有 關系。這些參數(shù)的合理組合采用對機械效率和產(chǎn)量有重要作用 , 這些主要體現(xiàn)在 極小的傳輸角度上。 認識機械優(yōu)化傳動目的是找到極小的傳輸角度的最大值。 設計參數(shù)是適度地 減少限制而且分開的合理優(yōu)化方法的結合。 因此，完全限制領域的優(yōu)化傳動建立 了。 以下步驟被采用在通常的設計方法。 首先，測量出搖臂的長度 3l 和搖臂的 擺動角度 的初始值。 然后滑移速度變化系數(shù) K 的值被定在允許的范圍內(nèi)。 同 時，曲柄固定的鉸接座標 A 可能被認為是任意值 K 。 1.1 曲柄搖臂機構桿的長度 由圖 Fig.1，左弧 GC2 是點 A 被允許的領域。點 A 的座標的選擇從點 2C 到點 G 。 點 A 的座標是 02 hyy cA (1) 22 AA yRx (2) 當 0h ，高度，在 range(0 ， H ) 被逐漸增加。如果選的越小 ,計算精度將越高。 R 是設計圓的半徑。 d 是從 2C 到 G 的距離。 2c o s)2c o s (22c o s 33 lRld (3) 計算弧 1AC 和 2AC 的長度，機械桿對應于點 A 的長度是 obtained1,2 。 1.2 極小的傳動角度 min 極小的傳動角度 min (參見 Fig.2) 由 equations3確定 32 2142322 m i n 2 )(c o s ll llll (4) 32 2142322 m a x 2 )(c o s ll llll (5) maxmin 180 (6) 由于 1l 曲柄的長度 (毫米 ) 2l 連桿的長度（毫米） 3l 搖臂的長度（毫米） 4l 機器的長度（毫米） 首先 , 我們比較極小值 min 和 min 。 并且我們記錄所有 min 的值大于或等于 40 ，然后選擇他們之間的最大值。 第二 , 我們發(fā)現(xiàn)最大值 min 對應于一個逐漸變小的范圍的任一個擺動的角度 (最大值 min 是不同于擺動的角度和滑移速度變化系數(shù) K ) 。 最后 , 我們相似地慢慢縮小搖臂 3l 的長度。 因而我們能獲得最大值 min 對應 于桿的不同長度 , 另外擺動的角度 和滑移速度變化系數(shù) K 。 Fig.3成功的表達設計的目的。 它確定了無論是搖臂的長度 3l ,最大值 min 出現(xiàn)的地點，只與搖臂的長度和機 械的長度的比率 3l / 4l 有關 , 當確定 3l 時。 2 設計方法 2.1 認識最優(yōu)傳動設計下滑移速度變化系數(shù)和搖臂的最大擺動的角度 設計步驟如下。 (1) 根據(jù)所給的 K 和 ， 通常采取對發(fā)現(xiàn)極限角度 的解釋。 桿的長度的 對應的比率 3l / 4l 是從圖 Fig.3獲得的 。 18011KK (7) (2) 根據(jù)工作要求選擇搖臂的長度 3l ， 機械的長度是從比率 3l / 4l 獲得的。 (3) 任意地選擇固定的鉸接的中心 D 作為端點，并且做一個等腰三角形 ,令一 條邊與搖臂的長度 3l 相等 (參見 Fig.4)，令 21DCC 。 然后做 212 CCMC ， 連接 NC1 ，并且做角度 9012 NCC 。 因而增加了交點 MC2 和 NC1 。 最 后， 畫三角形 21CPC 。 (4)以點 D 作為圓的中心， 4l 為半徑畫圓弧。 弧 GC2 交點在 A 點。 點 A 是曲 柄的固定鉸接的中 心。 所以 , 從曲柄的長度 2/)( 211 ACACl (8) 并且連桿的長度 112 lACl (9) 我們將獲得曲柄搖臂機構包括 1l ， 2l ， 3l 和 4l 。因而優(yōu)化傳動加工會在指定的情 況下進行。 2.2 認識優(yōu)化傳動設計下?lián)u臂的長度 (或機械的長度 ) 和滑移速度變化系數(shù) 我們采取以下步驟。 (1)根據(jù)選擇的 K 確定桿的適當比率 3l /4l 。 此外，我們得出機械 4l (搖臂的 長度 3l ) 。 (2) 搖臂對應的擺動的角度可以從圖 Fig.3 獲得。 并且我們計算出極限角 度。 然后根據(jù) 2.1重覆 (3) 和 (4) 3 設計例子 已知的條件是 , 滑移速度變化系數(shù) 1818.1K 和最大擺動角度 40 。 提 出曲柄搖臂機械優(yōu)化傳動圖方法設計方案。 首先， 通過公式 (7)，我們能計算出極限角度 15 。 然后，我們通過表 格 Fig.3 查出 93.0/ 43 ll 以及 和 的值。 假設 503l mm, 然后我們將得出 76.5393.0/504 l mm。 然后 , 做 sketch(omitted) 。 最后 , 算出桿的長度分別是 161l mm, 462l mm, 503l mm, 76.534 l mm. 極小傳動角度是 3698.462 )(a r c c o s 32 2142322m in ll llll 結果由計算可得 2227.161 l mm， 5093.442 l mm， 0000.503 l mm， 8986.534 l mm。 在運用 Auto CAD 制圖設計的情況 , 可達到非常精確設計結果。 4結論 認識圖解法解答曲柄搖臂機構的最優(yōu)傳動。這種方法是簡單和實用的。通常 在機械設計中 , 將 0.1 毫米作為最小有效精度是足夠的。