旋轉式多臂機提綜機構動力學分析與優(yōu)化

金國光， 魏曉勇， 魏 展， 暢博彥， 張旭陽

(1. 天津工業(yè)大學 機械工程學院， 天津 300387； 2. 天津工業(yè)大學 天津市現(xiàn)代機電裝備技術重點實驗室， 天津 300387)

旋轉式多臂機是目前最先進的高速開口裝置[1,2]，其作用是按照一定的規(guī)律將經(jīng)絲分為上下兩層，形成可經(jīng)過緯線的通道—梭口，以供緯線從中穿過，具有工作穩(wěn)定、結構緊湊、運動精度高、控制簡單等優(yōu)點，一般用于制造有小花紋的織物，普遍應用于劍桿織機、噴氣織機等無梭織機中。

旋轉式多臂機由提綜機構、選綜機構、電控設備等部分構成。提綜機構是旋轉式多臂機最核心的部分，其將電機輸入的勻速圓周運動轉化為綜框在豎直方向的上下運動，保證織機的正常運行。所以，研究旋轉式多臂機提綜機構對提升織機的整體性能有重要意義。

目前，對旋轉式多臂機提綜機構的研究主要集中于2個方面：一是對機構進行運動學分析；二是運用虛擬軟件對機構進行動態(tài)建模獲得其動態(tài)性能指標。沈毅等[3-5]對旋轉式多臂機提綜機構的運動機理進行了分析，并對主傳動機構進行了三維建模，運用矢量三角形法對主傳動機構進行了運動學求解，采用等效簡化模型的方法對機構進行了動力學分析，設計了多臂機的測試系統(tǒng)。季海彬等[6]對多臂機提綜機構進行了參數(shù)特征和載荷研究，分析了提綜機構中各個構件在主軸上的等效轉動慣量，分析占比規(guī)律。EREN等[7]對旋轉式多臂機運動學進行分析，重點討論了機構參數(shù)對綜框運動規(guī)律的影響。

以上研究為旋轉式多臂機提綜機構的運動特性分析和動力學建模奠定了一定基礎。然而，隨著人們對生產率的不斷追求，現(xiàn)代織機轉速越來越高，高速化帶來的機器振動、穩(wěn)定性降低、壽命縮短等問題亟待解決，旋轉式多臂機提綜機構作為織機開口機構的關鍵部分，深入研究其動力學性能對解決此類問題具有重要意義。運用虛擬軟件進行動力學研究步驟繁瑣、優(yōu)化難度大，所以，精確建立旋轉式多臂機提綜機構動力學模型[8-10]是研究該機構的動力學性能[11]、提高工作質量和工作效率的基礎和關鍵。

為此，本文首先建立旋轉式多臂機提綜機構的運動學模型，并以此為基礎應用Lagrange方程建立機構的動力學模型，運用MatLab軟件對動力學模型進行數(shù)值仿真計算，并用ADAMS軟件建立系統(tǒng)虛擬樣機，通過對比二者所得大圓盤驅動力矩的一致性，驗證所建動力學模型的正確性，在此基礎上對系統(tǒng)的動力學特性進行優(yōu)化，為旋轉式多臂機整體性能的改善提供理論依據(jù)與指導。

1 旋轉式多臂機提綜機構工作原理

旋轉式多臂機通常包括16個提綜臂，每個提綜臂對應控制1個綜框運動，在實際工況下，綜框的數(shù)目以及運動規(guī)律隨織機織布紋理的要求而變化，提綜機構一般帶動偶數(shù)片綜框，可以將其分為2組，每組運動規(guī)律相似，在保證模型有效的前提下，為節(jié)約計算資源，假設旋轉式多臂機選綜系統(tǒng)作用結果為2個提綜臂帶動2個綜框以180°的相位差持續(xù)運動，在此工作狀態(tài)下對機構進行分析。

圖1示出旋轉式多臂機提綜機構的工作原理簡圖。為了機構平衡，減小沖擊，在圓盤上成180°對稱安裝2個凸輪擺臂，圖中省略了其中1個凸輪擺臂和與其配合的凸輪滾子以及滑塊等構件。構件8～15相互串聯(lián)驅動綜框16運動，另外1個綜框以及連桿的連接情況與其完全相同，故圖1省略了另外1個綜框25以及對應的連桿構件。

0—多臂機箱體； 1—共軛凸輪； 2—大圓盤；3—凸輪擺臂； 4—凸輪滾子； 5—滑塊； 6—滑塊架；7—旋轉軸； 8—偏心盤； 9—環(huán)形連桿； 10—提綜臂；11—提綜連桿； 12—大刀片； 13—轉臂連桿；14—綜框連桿； 15—小刀片； 16—綜框。

旋轉式多臂機提綜機構由共軛凸輪旋轉變速機構和平面連桿機構組成，綜框平面連桿機構包括2個串聯(lián)的平面四連桿機構及綜框連桿機構，見圖1。

共軛凸輪1、大圓盤2、凸輪擺臂3、凸輪滾子4、滑塊5、滑塊架6、旋轉軸7組成旋轉變速機構，將大圓盤2勻速圓周旋轉轉化為旋轉軸7的非勻速圓周運動是其最本質特征。共軛凸輪1固定在多臂機箱體0上，外部輸入電動機經(jīng)過傳動比為2∶1的齒輪傳動帶動大圓盤2勻速圓周運動。鉸接在大圓盤2上的凸輪擺臂3隨著大圓盤轉動的同時又沿著凸輪擺動，凸輪擺臂3帶動滑塊5繞大圓盤旋轉中心轉動，同時又在擺臂3滑槽中滑動。滑塊5和滑塊架6鉸接在一起，滑塊架6在滑塊5的帶動下繞大圓盤旋轉軸線作非勻速的圓周運動，旋轉軸7和滑塊架6固連，且和偏心盤8之間通過花鍵連接，偏心盤8繞大圓盤旋轉軸線旋轉。

偏心盤8、環(huán)形連桿9、提綜臂10組成曲柄搖桿機構，偏心盤8圓周運動帶動提綜臂10往復擺動。提綜臂10、提綜連桿11、大刀片12組成雙搖桿機構，提綜臂10的往復擺動帶動大刀片12繞旋轉中心作一定角度的旋轉運動。由于綜框寬度大，為增大系統(tǒng)剛度，用2組綜框連桿14及小刀片15來傳遞動力。大刀片及小刀片帶動轉臂連桿13作平面運動，綜框16由3個平行的轉臂連桿13推動上下運動。

2 提綜機構運動學建模

由圖1可知，在大圓盤中心建立固定坐標系O1XYZ,z軸方向過坐標原點且垂直平面向外。根據(jù)旋轉式多臂機提綜機構的工作原理，將其分為旋轉變速機構和平面連桿機構2部分進行運動學分析。

2.1 旋轉變速機構

圖2示出旋轉變速機構簡圖。旋轉變速機構中核心部件為共軛凸輪及凸輪擺臂，為保證輸出旋轉軸7運動無沖擊，要求其角速度及角加速度連續(xù)，共軛凸輪廓線采用擺線修正等速運動規(guī)律曲線。假設初始時刻滑塊架O1B處于豎直位置，凸輪擺臂上滑槽中心線O2B也為豎直位置，φ為大圓盤旋轉角度，α為滑塊架旋轉角度，即多臂機旋轉軸7的旋轉角度，也代表偏心盤的旋轉角度，結合運動規(guī)律，規(guī)定α和φ順時針方向為正。綜合考慮整個開口工藝過程，設定大圓盤旋轉角度在[0°,180°)和[180°,360°)時，旋轉軸7的運動規(guī)律完全相同，且大圓盤旋轉角度在[0°,15.5°)和[180°,195.5°)時，旋轉軸7靜止。α隨φ在各個區(qū)段的變化規(guī)律如下。

圖2 旋轉變速機構運動分析圖Fig.2 Kinematic diagram of rotating mechanism with variable velocity

1) 靜止區(qū)段：

α=0°

(1)

此時φ∈[0°,15.5°)。

2) 擺線運動加速區(qū)段：

(2)

式中φ∈[15.5°,45.5°)。

3) 等速運動區(qū)段：

(3)

式中φ∈[45.5°,150°)。

4) 擺線運動減速區(qū)段：

(4)

式中φ∈[150°,180°]。

各構件的方位角θ均應由x軸開始，規(guī)定沿逆時針方向計量為正。圖2中θ1為凸輪擺臂上O2B與x軸正方向夾角，即滑塊5與x軸正方向夾角，根據(jù)幾何關系可求得

(5)

(6)

式中ψ為O2B相對大圓盤O1O2旋轉的角度，選定逆時針方向為正，ψ∈(-π/2,π/2)。

2.2 平面連桿機構

2個綜框及連桿機構都由旋轉變速機構中旋轉軸7驅動，在選綜系統(tǒng)的作用下，2個綜框對應的偏心盤運動規(guī)律差異造成2個綜框相向運動且相位相差180°。對2個綜框及其對應的連桿機構分別進行分析。

2.2.1綜框16平面連桿機構

提綜機構中綜框16平面連桿機構包括曲柄搖桿機構、雙搖桿機構和綜框連桿機構。圖3示出曲柄搖桿機構和雙搖桿機構運動分析圖。

圖3 平面四連桿機構運動分析圖Fig.3 Kinematic analysis diagram of planar four-bar-mechanism. (a) Crank-rocker mechanism in lifting comprehensive mechanism; (b) Double-rocker mechanism in lifting comprehensive mechanism

偏心盤O1D與旋轉軸通過花鍵連接，旋轉軸和滑塊架固連，設偏心盤與x軸正方向的夾角為θ2，根據(jù)偏心盤與旋轉軸的裝配關系，可得

(7)

對曲柄搖桿機構和雙搖桿機構分別進行運動分析，根據(jù)閉環(huán)矢量方程O1D+DE=O1O3+O3E和O3F+FG=O3O4+O4G可得

(8)

(9)

其中：

P=2LO1DLO3Esinθ2

Q=2LO1DLO3Ecosθ2-2LO1O3LO3E

N=2LO3FLO4Gsinθ5

V=2LO3FLO4Gcosθ5-2LO3O4LO4G

(10)

(11)

式中：L為對應點之間的距離或對應桿長，根據(jù)各連桿尺寸設計結果可得。θ4,θ7∈(-π,π)，θ3,θ6∈[-π/2,π/2]。

(12)

(13)

圖4示出綜框連桿運動簡圖。θ9的大小可由θ8求出：

(14)

其中，θ9∈[0,π]。

圖4 綜框連桿機構運動分析圖Fig.4 Kinematic analysis diagram of heald frame linkage mechanism

2.2.2綜框25平面連桿機構

綜框25對應的偏心盤與x軸的夾角為θ2-π，參考式(7)～(14)，可對綜框25平面連桿機構進行運動分析，求出各桿件方位角的變化規(guī)律，由于篇幅限制，在此不再一一列出。

至此，可求出旋轉式多臂機提綜機構各桿件的位置隨著大圓盤旋轉角度φ的變化規(guī)律。

3 提綜機構動力學建模

Lagrange方法[12-14]作為一種成熟的系統(tǒng)動力學建模方法，從能量的觀點統(tǒng)一建立起來系統(tǒng)動能、勢能和功之間的關系，簡便快捷。用Lagrange動力學方程對系統(tǒng)進行動力學建模，方程表達式如下：

(15)

式中：L為系統(tǒng)的動勢，即動能與勢能的差；qi為系統(tǒng)的廣義坐標；Fi為系統(tǒng)的廣義力；n為系統(tǒng)的廣義坐標數(shù)。由于系統(tǒng)的自由度為1(即廣義坐標數(shù)為1)，故可選定大圓盤旋轉角φ為系統(tǒng)的廣義坐標。

首先對綜框16平面連桿機構以及旋轉變速機構進行分析，將滾子都假設為凸輪擺臂末端的集中質量。設圖1旋轉式多臂機提綜機構中大圓盤2、凸輪擺臂3及2個滾子4、滑塊5、滑塊架6、旋轉軸7、偏心盤8、環(huán)形連桿9、提綜臂10、提綜連桿11、大刀片12、轉臂連桿13、小刀片15、綜框16、綜框連桿14的質量分別為m1、m2、m3、m4、m5、m6、m7、m8、m9、m10、m11、m12、m13、m14。如圖2～4所示，凸輪擺臂、偏心盤曲柄O1D、環(huán)形連桿DE、提綜臂EO3F、大刀片、小刀片的質心位置及旋轉中心連線與構件間的夾角分別為δ1、δ2、δ3、δ4、δ5、δ6，質心到各轉動副的距離分別為r1、r2、r3、r4、r5、r6，綜框的質心到I點的垂直距離為r7。

將擺臂和滾子視為一體，擺臂及滾子質心S2位置為

(16)

滑塊架O1B與x軸的夾角為π/2-α，滑塊的質心S3位置為

(17)

偏心盤曲柄O1D與x軸的夾角為θ2，其質心S6位置為

(18)

同理環(huán)形連桿DE的質心S7位置為

(19)

提綜臂EO3F的質心S8位置為

(20)

連桿FG的質心S9位置為

(21)

大刀片的質心S10位置為

(22)

桿HI的質心S11位置為

(23)

左邊小刀片的質心S12位置為

(24)

綜框只考慮y方向的位移，質心S13在豎直方向位置為

yS13=LO4Hsinθ8+LHIsinθ9+r7

(25)

桿JK的質心S14位置為

(26)

3.1 提綜機構各構件勢能

選取xO1z平面為零勢能面，多臂機提綜機構各構件重力方向沿y軸負方向，由于提綜機構中2個凸輪擺臂以及2個滑塊關于大圓盤中心完全對稱，它們總勢能恒定為0。各個構件的重力勢能可表示為

Ui=migySi

(27)

其中，i=6,7,8,9,10,11,12,13,14。

3.2 提綜機構各構件動能

繞定軸旋轉的構件，其動能可表示為

(28)

平面運動構件的動能為

(29)

綜框只在y方向上運動，其動能為

(30)

3.3 系統(tǒng)動力學模型的建立

旋轉式多臂機提綜機構中旋轉變速機構的總勢能恒定為0，所以由式(1)～(30)可得到其動勢L1為

L1=T1+2T2+2T3+T4+T5

(31)

綜框16平面連桿機構有2個綜框連桿和2個小刀片，3個轉臂連桿，其動勢L2為

(32)

根據(jù)2.2.2節(jié)對綜框25平面連桿機構的運動學分析，參考以上對綜框16平面連桿機構的動能勢能求解過程，可求出綜框25平面連桿機構的動勢L3。

提綜機構整體的動勢為

L=L1+L2+L3

(33)

忽略旋轉式多臂機提綜機構中各運動副間的摩擦、間隙、桿件變形，假設運動副之間沒有能量損耗，系統(tǒng)在空載工況下運行。將式(33)代入式(15)中，可得到旋轉式多臂機提綜機構大圓盤的驅動力矩：

(34)

4 提綜機構動力學仿真與優(yōu)化

某型號旋轉式多臂機提綜機構的幾何和物理參數(shù)如表1所示。由于綜框25平面連桿機構的參數(shù)和綜框16平面連桿機構完全相同，表中不予列出。

表1 提綜機構各構件幾何參數(shù)與物理參數(shù)Tab.1 Geometric parameters and physical parameters of lifting comprehensive mechanism′s each component

在MatLab中將表1數(shù)據(jù)代入式(5)～(34)進行數(shù)值計算，設旋轉式多臂機空載時電機轉速為800 r/min，工作周期為0.15 s，得到旋轉軸7的旋轉角度、2個綜框的豎直位置以及大圓盤的驅動力矩隨大圓盤轉角變化曲線如圖5～7所示。

圖5 旋轉軸7的旋轉角度變化圖Fig.5 Rotation angle diagram of axis 7

圖6 綜框重心的豎直位置變化圖Fig.6 Diagram of heald frame′s vertical displacement

圖7 大圓盤驅動力矩圖Fig.7 Driving torque diagram of large disk

從圖5、6可看出，旋轉軸7在1個運動周期中停頓2次，對應時間內綜框也靜止，2個綜框的豎直運動距離都為90 mm，與設計目標和實際工況要求相一致[15]。從圖7可看出，1個運動周期內，大圓盤前后0.075 s的驅動力矩變化趨勢基本相同，這是因為凸輪輪廓線在前后180°完全相同。以上分析初步驗證了所建動力學模型的有效性。

根據(jù)表1中各零件的參數(shù)，可在Pro/E中對旋轉式多臂機提綜機構進行建模，將所建幾何模型導入ADAMS中，對模型重新添加約束，并定義材料屬性，最后得到虛擬樣機模型如圖8所示。

圖8 機構ADAMS示意圖Fig.8 Diagram of mechanism in ADAMS

運用ADAMS軟件進行動力學虛擬仿真[16-18]，軟件仿真環(huán)境中積分器選擇WSTIFF，積分格式選用I3，設置大圓盤轉速為400 r/min，得到1個運動周期內大圓盤受到的驅動力矩M，將其與圖7中MatLab理論運算結果對比，結果如圖9所示。

圖9 大圓盤驅動力矩對比圖Fig.9 Comparison diagram of large disk′s driving torque

從圖9可看出，MatLab中動力學模型計算結果和ADAMS虛擬仿真結果基本一致，但是稍有偏差，這是因為對各個構件的質量以及轉動慣量等參數(shù)的測量存在誤差，且MatLab和ADAMS計算精度不同，這些因素造成的大圓盤驅動力矩的曲線偏差可以忽略不計?？梢宰C明所建立的動力學模型的正確性，同時也驗證了ADAMS動力學虛擬仿真的可靠性。

一個運動周期內大圓盤的驅動力矩在-109～115.03 N·m之間變化，力矩有較大波動。驅動力矩的較大波動會造成機構運行速度波動和機構的振動，對旋轉式多臂機提綜機構穩(wěn)定運行不利。

4.1 多臂機轉速對大圓盤驅動力矩的影響

考慮到大圓盤旋轉1周，大圓盤的驅動力矩有較大波動，研究不同轉速下大圓盤驅動力矩的變化。運用MatLab軟件設定不同的運行速度，分別求出大圓盤的驅動力矩。圖10分別示出大圓盤轉速在300、400、500 r/min時，大圓盤的驅動力矩，所對應的織機轉速分別為600、800、1 000 r/min。

圖10 不同轉速下大圓盤的驅動力矩Fig.10 Driving torques of large disk at different speeds

對圖10進行分析，轉速變化時大圓盤的驅動力矩的變化趨勢沒有改變，但是波動幅值有所不同，轉速越大，對應的大圓盤的驅動力矩波動幅值越大，織機轉速為1 000 r/min時大圓盤的驅動力矩波動幅值約是800 r/min時的1.58倍，織機轉速為800 r/min時大圓盤的驅動力矩波動幅值約是600 r/min時的1.81倍。實際中驅動電動機的驅動力矩波動幅值有限，強行增加運轉速度會給電機帶來不可逆的損害，所以不能盲目增大旋轉式多臂機的轉速。要提高多臂機的轉速以提高工作效率，提高織機的經(jīng)濟效益，需要對提綜機構多方面進行優(yōu)化。

4.2 綜框質量對大圓盤驅動力矩的影響

現(xiàn)有的綜框一般都選用鋁合金材料，密度約為2 700 kg/m3，普通織機安裝4～12片綜框，總體提綜載荷較大。為研究綜框質量對驅動力矩的影響，現(xiàn)選用鋁鋰合金和鎂合金材料綜框分別進行仿真，其材料密度分別為2 500、1 800 kg/m3，統(tǒng)一設置織機轉速為800 r/min，得到大圓盤驅動力矩，結果如圖11所示。

圖11 改變綜框質量時大圓盤的驅動力矩Fig.11 Driving torques for changing mass of heald frame

由圖11可看出：使用鋁鋰合金材料綜框時大圓盤驅動力矩波動幅值比使用鋁合金材料時降低6.93%，使用鎂合金材料時大圓盤驅動力矩波動幅值比使用鋁合金材料時降低27.55%，減小綜框的質量可以明顯減小大圓盤驅動力矩的波動幅值。所以，選用質量輕的材料來制作綜框，可有效改善提綜機構的動力學性能。

4.3 綜框動程對大圓盤驅動力矩的影響

綜框動程直接影響綜框的加速度，進而影響綜框運動的慣性力。通過調節(jié)提綜臂與提綜連桿連接的轉動副位置以調節(jié)綜框的動程，進而研究大圓盤驅動力矩的變化。統(tǒng)一設置織機轉速為800 r/min，減小綜框動程為75、60 mm，與動程為90 mm時大圓盤的驅動力矩對比，結果如圖12所示。

圖12 改變綜框動程大圓盤的驅動力矩Fig.12 Driving torques for changing heald frame′s movement distance

由圖12可看出：綜框動程為75 mm時大圓盤的驅動力矩波動幅值比動程為90 mm時減小了32.70%，綜框動程為60 mm時大圓盤驅動力矩波動幅值比動程為90 mm時減小了58.89%。綜框動程越小，大圓盤驅動力矩波動幅值越小。可見，在符合織機整體工藝要求的情況下，適當縮小綜框的動程可以減小大圓盤驅動力矩的波動幅值，優(yōu)化旋轉式多臂機提綜機構動力學性能。

4.4 優(yōu)化凸輪廓線對大圓盤驅動力矩的影響

作為旋轉式多臂機提綜機構中的核心機構，共軛凸輪廓線形狀決定整個提綜機構的運動規(guī)律，也影響開口動力學性能。由4.1、4.3節(jié)分析可知，在各種運行條件下，大圓盤驅動力矩波動幅值比較大，通過改變凸輪輪廓曲線形狀來優(yōu)化提綜機構動力學性能。要求旋轉軸7的速度、加速度連續(xù)，凸輪廓線選用多項式運動規(guī)律時，加速度一直不為0，慣性力存在會導致大圓盤驅動力矩增大，所以選用組合運動規(guī)律。旋轉軸7勻速旋轉時，加速度為0，有利于減小驅動力矩，選用五次項修正等速運動規(guī)律的凸輪廓線，設計旋轉軸7的旋轉角度α隨大圓盤的旋轉角度φ的變化規(guī)律如下。

1) 靜止區(qū)段：

α=0°

(35)

此時φ∈[0°,15.5°)。

2) 加速運動區(qū)段：

(36)

式中φ∈[15.5°,45.5°)。

3) 等速運動區(qū)段：

(37)

式中φ∈[45.5°,150°)。

4) 減速運動區(qū)段：

(38)

式中φ∈[150°,180°]。

改變所建動力學模型中凸輪參數(shù)，在MatLab中仿真，設置織機轉速為800 r/min，得到大圓盤的驅動力矩與含擺線修正等速運動規(guī)律輪廓曲線凸輪的提綜機構大圓盤驅動力矩進行對比，結果如圖13所示。

圖13 改變凸輪廓線大圓盤的驅動力矩Fig.13 Driving torques for changing the cam profile

凸輪廓線為擺線修正等速運動規(guī)律曲線時，驅動力矩上下波動幅值為224.03 N·m，改進后，驅動力矩波動幅值為213.70 N·m，減小了4.61%，由于旋轉式多臂機含有多個提綜臂，正常工作時可以帶動多個綜框，所以在正常工況下，提綜機構凸輪采用五次項修正等速運動規(guī)律廓線可以改善多臂機的動力學性能。

5 多片綜框同時運動的處理方法

提綜機構所驅動綜框的數(shù)目隨著織機織布紋理的要求而變化，為了提升所建動力學模型的通用性，分析提綜機構同時帶動2個以上綜框的情形，現(xiàn)就所建動力學模型進行推廣。

由于每組中綜框連桿機構的運動規(guī)律相似，可以參考第2節(jié)對含2個綜框的提綜機構運動學分析方法對含多片綜框的提綜機構進行運動學分析，建立整體動力學模型時，旋轉變速機構動勢為L1，2組綜框中，單個綜框平面連桿機構的動勢分別為L2和L3，則系統(tǒng)整體的動勢為

L=L1+nL2+nL3

(39)

n為每組綜框中所含綜框的數(shù)目，上文中介紹的為n=1時的情況，即提綜機構帶動2片綜框相向運動。

求出整體動勢后代入式(15)得到系統(tǒng)整體動力學模型，可對系統(tǒng)進一步優(yōu)化。

6 結 論

1)設計旋轉式多臂機提綜機構凸輪的理論廓線，列出了廓線方程，進而建立了機構整體的運動學模型，為動力學模型的構建奠定了基礎。

2)運用Lagrange方程建立了旋轉式多臂機提綜機構的整體動力學模型。應用Pro/E和ADAMS仿真軟件建立了該機構的虛擬樣機模型，并進行動力學仿真，驗證了所建動力學理論模型的正確性。

3) 通過分析不同轉速對大圓盤驅動力矩的影響，得出轉速越大，大圓盤驅動力矩的波動幅值越大的結論；驅動力矩的大范圍波動是制約旋轉式多臂機轉速提升的重要因素，通過減小綜框質量、減小綜框運動動程或提綜機構凸輪采用五次項修正等速運動規(guī)律的凸輪廓線等方法，均可減小大圓盤驅動力矩的波動幅值，有效提升旋轉式多臂機提綜機構的整體動力學性能。針對本文動力學建模方法，將提綜機構帶動2個綜框向同時帶動多個綜框運動推廣，進一步提升了所建動力學模型的適用性。