《機械原理（英漢雙語）（第2版）》 課件 第4-6章 平面機構(gòu)的力分析、平面連桿機構(gòu)及其設(shè)計、凸輪機構(gòu)及其設(shè)計

第4章平面機構(gòu)的力分析1.機構(gòu)力分析的內(nèi)容1)根據(jù)作用在機構(gòu)中的已知外力，求解各運動副中的反力。

2)已知作用在機構(gòu)上的生產(chǎn)阻力，可求解出原動件上施加的驅(qū)動力；已知原動機的驅(qū)動力，可以求解出作用在從動件上的生產(chǎn)阻力。

3)機構(gòu)的受力分析是計算機械效率的基礎(chǔ)。

4)機構(gòu)的受力分析還是設(shè)計自鎖機構(gòu)的基礎(chǔ)。4.1平面機構(gòu)力分析概述2.機構(gòu)力分析的方法

機構(gòu)力分析的方法有兩種，即圖解法和解析法。1.構(gòu)件慣性力的確定Fig.4-1Inertiaforceandinertiatorqueintoresultantforce(連桿的慣性力與慣性力矩的合成)4.2計入慣性力的機構(gòu)力分析圖4-1a所示的曲柄滑塊機構(gòu)中，通過運動分析可以求得連桿2在質(zhì)心s2處的加速度as2和角加速度α2以及滑塊3的加速度aC3。G2為構(gòu)件2所受的重力，Js2為構(gòu)件2繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量，F(xiàn)i2和Ms2分別表示連桿2質(zhì)心處的慣性力和慣性力矩。2.機構(gòu)的動態(tài)靜力分析(1)用圖解法進行機構(gòu)的動態(tài)靜力分析

例4-1圖4-2a所示牛頭刨床機構(gòu)中，各構(gòu)件的尺寸及原動件的角速度ω1均為已知。刨頭所受重力為G5，在圖示位置刨頭的慣性力為，刀具所受的生產(chǎn)阻力為Fr。其余構(gòu)件的重力及慣性力、慣性力矩均忽略不計。求機構(gòu)各運動副中的反力及需要加在原動件上的平衡力矩Mb。Fig.4-2Graphicalforceanalysisofsharper(牛頭刨床的動態(tài)靜力分析)Fig.4-3Analyticalforceanalysis(動態(tài)靜力分析的解析法)

例4-2圖4-3a所示的曲柄滑塊機構(gòu)中，已知曲柄和連桿的尺寸分別為L1、L2，經(jīng)過運動分析后已經(jīng)知道各構(gòu)件的運動參數(shù)。已知作用在滑塊的生產(chǎn)阻力為F，求各運動副的反力和作用在曲柄上的平衡力矩。

(2)用解析法進行機構(gòu)的動態(tài)靜力分析1.運動副中的摩擦(1)移動副中的摩擦根據(jù)移動副的具體結(jié)構(gòu)，常把移動副分為平面移動副、斜面移動副和槽面移動副。

4.3計入摩擦的機構(gòu)力分析Fig.4-4Frictionontheplane

surface(平面中的摩擦)1）平面移動副中的摩擦。圖4-4所示滑塊1在總驅(qū)動力F的作用下，相對平面2以速度v12等速移動。平面2給滑塊1的作用力有法向反力N21和摩擦力F21，二者的合力R21為平面2給滑塊1的總反力，R21與法線方向的夾角為φ。2)斜面移動副的摩擦。如果把圖4-4所示的平面移動副導路傾斜α角度后，則演化成為圖4-5所示的斜面摩擦移動副。Fig.4-5Frictionontheinclinedplanesurface(斜面摩擦)3)槽面摩擦。如果將圖4-6a所示滑塊作成圖4-6b所示夾角為2θ的楔形滑塊，并置于相應(yīng)的槽面中，楔形滑塊1在外力F的作用下沿槽面等速運動。設(shè)兩側(cè)法向反力分別為N21，鉛直載荷為G，總摩擦力為Ff。Fig.4-6FrictiononV-planesurface(槽面摩擦)(2)轉(zhuǎn)動副中的摩擦軸承是轉(zhuǎn)動副的典型代表，可分為承受徑向力的軸承和承受軸向力的軸承。1)徑向軸承的摩擦。圖4-7為考慮到運動副間隙的徑向軸承。軸頸1在沒有轉(zhuǎn)動前，徑向載荷G與A點的法向反力N21平衡。

Fig.4-7Frictioninajournalbearing(徑向軸承中的摩擦)2)推力軸承的摩擦。圖4-8a為推力軸承示意圖，G為軸向載荷。未經(jīng)跑合時，接觸面壓強p為常數(shù)，p=c。經(jīng)過跑合時，壓強與半徑的乘積為常數(shù)，pρ=c。Fig.4-8Frictioninathrustbearing(推力軸承的摩擦)(3)螺旋副中的摩擦根據(jù)螺紋牙型可將螺紋分為矩形螺紋和三角形螺紋。Fig.4-9Frictioninsquarethread(矩形螺紋的摩擦)圖4-9a所示為一矩形螺紋，將螺母2簡化為圖4-9b所示的滑塊，承受軸向載荷[WTBX]G，由于螺紋可以看成是斜面纏繞在圓柱體上形成的，故將矩形螺紋沿螺紋中徑[WTBX]d展開，該螺紋成為圖4-9b所示的斜面，斜面底長為螺紋中徑處圓周長，高度為螺紋的導程l。驅(qū)動力F等于擰緊力矩M除以螺紋半徑d/2，方向一般垂直于螺紋軸線。Fig.4-10FrictioninV-thread(三角形螺紋的摩擦)圖4-10a所示的三角形螺紋中，牙型角為2β，半牙型角為β，槽角為2θ。將其螺紋展開，成為圖4-10b所示的帶半槽面的斜面，半牙型角β與半槽角θ之和為90°。斜面底長為螺紋中徑處圓周長。2.計入摩擦力的力分析例4-3圖4-11所示的曲柄滑塊機構(gòu)中，已知各構(gòu)件尺寸和曲柄的位置和作用在滑塊4上的阻力Fr以及各運動副中的摩擦因數(shù)f，忽略各構(gòu)件質(zhì)量和慣性力。在圖4-11上標注出各運動副的反力以及加在曲柄上的平衡力矩Mb。

Fig.4-11Forceanalysisconsideringthefrictioninaslider-cranklinkage

(考慮摩擦的曲柄滑塊機構(gòu)力分析)解

1)根據(jù)軸徑尺寸和摩擦因數(shù)，求出摩擦圓半徑，摩擦圓如圖4-11所示。

2)連桿3為受壓的二力共線桿，根據(jù)連桿3相對曲柄2的相對運動方向ω32判斷曲柄2對連桿3的反力F23的方向；根據(jù)連桿3相對滑塊4的相對運動方向ω34判斷滑塊4對連桿3的反力F43的方向。

3)滑塊4為三力匯交構(gòu)件，根據(jù)滑塊4對機架1的運動方向v41，可知機架1對滑塊4的反力F14與v41成(90°+φ)角。

4)曲柄2為分離體，連桿3對曲柄2的力F32方向已求出，機架1對曲柄2的反作用力F12對軸心A之矩與ω21反向。5)加在曲柄2上的平衡力矩為Mb=F12h。

例4-4圖4-12a所示的擺動從動件盤形凸輪機構(gòu)中，已知凸輪機構(gòu)的尺寸、軸徑尺寸、運動副處的摩擦因數(shù)f以及作用在從動件F點的阻力Fr，在不計構(gòu)件質(zhì)量和慣性力時，求各運動副處的反作用力及作用在凸輪上的平衡力矩Mb。

Fig.4-12Forceanalysisconsideringthefrictioninacammechanism

(考慮摩擦的凸輪機構(gòu)的力分析)解

1)根據(jù)軸徑尺寸和摩擦因數(shù)，畫出轉(zhuǎn)動副A、C處的摩擦圓如圖4-12a所示。2)分析凸輪受力，凸輪1為二力構(gòu)件，擺桿2對凸輪1的反力F21與凸輪1相對擺桿2的相對速度方向成(90°+φ)角。

3)分析擺桿2受力，擺桿2作用有F12、F32、Fr三個力，構(gòu)成三力匯交的平衡力系。

4)求平衡力矩，凸輪1中，F(xiàn)21=-F31，力臂為h1，則作用在凸輪1上的平衡力矩Mb為Mb=F21h1，方向如圖4-12a所示。1.運動副的自鎖

4.4摩擦與自鎖機構(gòu)的設(shè)計連接構(gòu)件間的運動副中存在兩種力，使構(gòu)件運動的驅(qū)動力和阻礙構(gòu)件運動的摩擦力。如果驅(qū)動力無論多么大，都不能使構(gòu)件運動，稱這種現(xiàn)象為運動副的自鎖。對移動副而言，當外力合力作用在摩擦角之內(nèi)，則移動副發(fā)生自鎖；對于斜面移動副而言，經(jīng)常用斜面傾角α與摩擦角φ的關(guān)系判斷自鎖?；瑝K沿斜面上升時的自鎖條件為α＞(90°-φ)；滑塊沿斜面下降時的自鎖條件為α≤φ。

對轉(zhuǎn)動副而言，當外力合力作用在摩擦圓之內(nèi)，則轉(zhuǎn)動副發(fā)生自鎖。運動副的自鎖條件是設(shè)計自鎖機構(gòu)的基礎(chǔ)。2.自鎖機構(gòu)(1)機構(gòu)的行程1）機構(gòu)的正行程。當驅(qū)動力作用在圖4-13所示的原動件A上，從動件B克服生產(chǎn)阻力F做功時，一般稱為正行程或工作行程。

Fig.4-13Travelofmechanism

(機構(gòu)的行程)2）機構(gòu)的反行程。當正行程的生產(chǎn)阻力為驅(qū)動力，作用在圖4-13所示從動件B上，原動件A為從動件時，稱為機構(gòu)的反行程。(2)自鎖機構(gòu)反行程發(fā)生自鎖的機構(gòu)，稱為自鎖機構(gòu)。3.自鎖機構(gòu)的分析與設(shè)計例4-5在圖4-14所示的斜面壓榨機中，設(shè)各接觸平面之間的摩擦因數(shù)均為f。若在滑塊2上施加一定的力F，可以將物體4壓緊。Fr為被壓緊的物體對滑塊3的反作用力。當F力撤去后，該機構(gòu)在Fr力的作用下應(yīng)具有自鎖性。試分析其自鎖條件。

Fig.4-14Analysisofself-lockingmechanism(自鎖機構(gòu)的分析)解取圖4-14b所示的滑塊2為示力體，當F力撤去后，滑塊2可能松脫的運動方向分別為v21、v23。若滑塊自重忽略不計，構(gòu)件1對滑塊2的反力F12及構(gòu)件3對滑塊2的反力F32的判別方法為：F12與v21成(90°+φ)角，F(xiàn)32與v23成(90°+φ)角。F32是使滑塊2水平向右滑出的驅(qū)動力。當這個驅(qū)動力的作用線位于滑塊2與構(gòu)件1所形成的摩擦角之內(nèi)時，構(gòu)件1、滑塊2組成的移動副產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象。Fig.4-15Designofself-lockingmechanism(自鎖機構(gòu)的設(shè)計)例4-6圖4-15所示偏心圓盤加緊機構(gòu)中，1為偏心圓盤，2為待夾緊的工件，3為夾具體。機構(gòu)在驅(qū)動力F的作用下夾緊工件，當F力取消后，在總反力F21的作用下，工件不能自動松脫，求該機構(gòu)的反行程必須滿足的自鎖條件。

第5章平面連桿機構(gòu)及其設(shè)計1.平面連桿機構(gòu)的特點1)平面連桿機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、易于制造、成本低廉。

2)連桿機構(gòu)是低副連接的機構(gòu)，故承載能力大。

3)通過適當?shù)卦O(shè)計各桿件尺寸，連桿機構(gòu)可實現(xiàn)運動規(guī)律與運動軌跡的多樣化。

4)可進行遠距離的傳動。

5)連桿機構(gòu)不宜應(yīng)用在高速運轉(zhuǎn)場合。5.1平面連桿機構(gòu)的特點與基本型式Fig.5-1Typesoffour-barlinkages(鉸鏈四桿機構(gòu)的類型)2.平面連桿機構(gòu)的基本型式Fig.5-2Typesoffour-barlinkageswithaslidingpair(含有一個移動副的四桿機構(gòu)類型)(1)曲柄搖桿機構(gòu)若兩個連架桿一為曲柄，一為搖桿，則此鉸鏈四桿機構(gòu)稱為曲柄搖桿機構(gòu)，如圖5-1a所示。

(2)雙曲柄機構(gòu)若將圖5-1a所示曲柄搖桿機構(gòu)的曲柄1選為機架，轉(zhuǎn)動副A、B為整轉(zhuǎn)副，則連架桿2、連架桿4均為曲柄，該機構(gòu)稱為雙曲柄機構(gòu)，如圖5-1b所示。

(3)雙搖桿機構(gòu)若將圖5-1a所示的曲柄搖桿機構(gòu)的擺桿3選為機架，轉(zhuǎn)動副C、D為擺轉(zhuǎn)副，則連架桿2、連架桿4均為搖桿，該機構(gòu)稱為雙搖桿機構(gòu)，如圖5-1c所示。

(4)平行四邊機構(gòu)圖5-1b所示雙曲柄機構(gòu)中，如兩曲柄平行且相等，該機構(gòu)演化為平行四邊形機構(gòu)，如圖5-1d所示。

(5)等腰梯形機構(gòu)圖5-1c所示雙搖桿機構(gòu)中，如兩搖桿相等，該機構(gòu)演化為等腰梯形機構(gòu)，如圖5-1e所示。(6)曲柄滑塊機構(gòu)圖5-2a所示四桿機構(gòu)中，一連架桿為曲柄，另一個連架桿為滑塊，該機構(gòu)稱為曲柄滑塊機構(gòu)。

(7)轉(zhuǎn)動導桿機構(gòu)若將圖5-2a所示的曲柄滑塊機構(gòu)的曲柄1選為機架，轉(zhuǎn)動副A、B為整轉(zhuǎn)副，則連架桿2、4均為曲柄，滑塊3沿連架桿4移動，且隨4轉(zhuǎn)動，該機構(gòu)稱為轉(zhuǎn)動導桿機構(gòu)，如圖5-2b所示。

(8)曲柄搖塊機構(gòu)若將圖5-2a所示機構(gòu)的構(gòu)件2選為機架，轉(zhuǎn)動副A、B仍為整轉(zhuǎn)副，連架桿1仍為曲柄，另一連架桿(滑塊3)只能繞C點往復擺動，該機構(gòu)稱為曲柄搖塊機構(gòu)，如圖5-2c所示。

(9)移動導桿機構(gòu)若將圖5-2a所示機構(gòu)的滑塊3選為機架，轉(zhuǎn)動副A、B仍為整轉(zhuǎn)副，連架桿4只能沿滑塊往復移動，該機構(gòu)稱為移動導桿機構(gòu)，如圖5-2d所示。(10)擺動導桿機構(gòu)若將圖5-2b所示的轉(zhuǎn)動導桿機構(gòu)的機架加長，使lBC＜lAB,轉(zhuǎn)動副A演化為擺轉(zhuǎn)副，連架桿4往復擺動，該機構(gòu)稱為擺動導桿機構(gòu)，如圖5-2e所示。Fig.5-3Typesoffour-barlinkageswithtwoslidingpairs

(含有兩個移動副的四桿機構(gòu)類型)(11)雙滑塊機構(gòu)在含有兩個移動副的四桿機構(gòu)中，若兩個連架桿作成塊狀，且相對十字形機架作相對移動，則稱之為雙滑塊機構(gòu)，如圖5-3a所示。

(12)雙轉(zhuǎn)塊機構(gòu)若兩個塊狀連架桿相對機架作定軸轉(zhuǎn)動，則稱之為雙轉(zhuǎn)塊機構(gòu)，如圖5-3b所示。

(13)正弦機構(gòu)圖5-3c中，曲柄2繞A點轉(zhuǎn)動時，通過滑塊3驅(qū)動構(gòu)件4作水平移動，其位移量l2sinφ，與曲柄轉(zhuǎn)角φ成正弦函數(shù)關(guān)系，該機構(gòu)稱為正弦機構(gòu)。

(14)正切機構(gòu)圖5-3d中，構(gòu)件2轉(zhuǎn)動時，構(gòu)件4豎直移動，其位移量s=atanφ，該機構(gòu)稱為正切機構(gòu)。3.四桿機構(gòu)的演化與變異(1)轉(zhuǎn)換機架法圖5-1a所示機構(gòu)為曲柄搖桿機構(gòu)，若以曲柄1為機架，則得到圖所示的雙曲柄機構(gòu)；若以搖桿3為機架，則得到圖5-1c所示的雙搖桿機構(gòu)。

Fig.5-4Evolutionfromturningpairtoslidingpair(轉(zhuǎn)動副向移動副的演化)(2)轉(zhuǎn)動副向移動副的演化圖5-4a所示曲柄搖桿機構(gòu)中，搖桿上C點的運動軌跡是以D為圓心、以DC為半徑的圓弧。Fig.5-5Eccentricdiskmechanism(偏心盤機構(gòu))(3)轉(zhuǎn)動副的銷釘擴大如圖5-5a所示的曲柄滑塊機構(gòu)中，曲柄AB的尺寸較小時，可將轉(zhuǎn)動副B的銷釘擴大，當銷釘B的半徑大于曲柄的長度時，該機構(gòu)演化為圖5-4b所示的偏心盤機構(gòu)。4.平面連桿機構(gòu)的應(yīng)用(1)全轉(zhuǎn)動副四桿機構(gòu)的應(yīng)用圖5-6所示為曲柄搖桿機構(gòu)的應(yīng)用。其中，圖5-6a所示為礦石破碎機，圖5-6b是其機構(gòu)簡圖。曲柄搖桿機構(gòu)是該機器的主體機構(gòu)。圖5-6c所示是利用曲柄搖桿機構(gòu)設(shè)計的和面機示意圖。Fig.5-6Applicationsofcrank-rockerlinkage(曲柄搖桿機構(gòu)的應(yīng)用)

1—eccentricdisk(偏心盤)2—beltwheel(帶輪)3—movingjaw(動鄂)4—movingjawboard(動鄂板)

5—fixedjawboard(靜鄂板)6—rocker(擺桿)7—spring(彈簧)Fig.5-7Applicationsofdouble-rockerlinkage(雙搖桿機構(gòu)的應(yīng)用)圖5-7所示為雙搖桿機構(gòu)的應(yīng)用。圖5-7a所示為鶴式起重機，當搖桿CD擺動時，另一搖桿AB隨之擺動，使得懸掛在連桿E點上的重物在近似的水平直線上運動，避免重物平移時因不必要的升降而消耗能量。圖5-7b所示為汽車和拖拉機前輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)，該機構(gòu)為等腰梯形雙搖桿機構(gòu)。Fig.5-8Applicationsofdouble-cranklinkage(雙曲柄機構(gòu)的應(yīng)用)圖5-8a所示為雙曲柄機構(gòu)在慣性振動篩中的應(yīng)用，圖5-8b所示為機車動輪中平行四邊形機構(gòu)的應(yīng)用，圖5-8c所示為平行四邊形機構(gòu)在升降機中的應(yīng)用。(2)曲柄滑塊機構(gòu)的應(yīng)用圖5-9a是曲柄滑塊機構(gòu)在多缸內(nèi)燃機中的應(yīng)用，圖5-9b是曲柄滑塊機構(gòu)在剪床中的應(yīng)用。Fig.5-9Applicationsofslider-cranklinkage(曲柄滑塊機構(gòu)的應(yīng)用)(3)導桿機構(gòu)的應(yīng)用導桿機構(gòu)包括轉(zhuǎn)動導桿機構(gòu)、擺動導桿機構(gòu)、移動導桿機構(gòu)。圖5-10a所示為擺動導桿機構(gòu)在牛頭刨床中的應(yīng)用。圖5-10b所示機構(gòu)為轉(zhuǎn)動導桿機構(gòu)在小型牛頭刨床中的應(yīng)用。Fig.5-10Applicationsrockingguide-barlinkageandrotatingguide-barlinkage

(擺動導桿機構(gòu)和轉(zhuǎn)動導桿機構(gòu))Fig.5-11Applicationsofslidingguide-barlinkageandrocking-blocklinkage

(移動導桿機構(gòu)和曲柄搖塊機構(gòu)的應(yīng)用)

1—handle(手柄)2—link(連桿)3—cylinder(簡體)4—plunger(活塞)圖5-11a是移動導桿機構(gòu)在手搖水泵中的應(yīng)用。當扳動手柄1時，活塞4便在筒體3內(nèi)作往復移動，從而完成抽水和壓水的工作。圖5-11b是曲柄搖塊機構(gòu)在自動裝卸卡車中的應(yīng)用。(4)含有兩個移動副的四桿機構(gòu)的應(yīng)用圖5-12a是雙滑塊機構(gòu)在橢圓規(guī)中的應(yīng)用實例，圖5-12b是雙轉(zhuǎn)塊機構(gòu)在聯(lián)軸器中的應(yīng)用。Fig.5-12Applicationsoffour-barlinkageswithtwoslidingpairs(含有兩個移動副機構(gòu)的應(yīng)用)1.曲柄存在條件5.2平面連桿機構(gòu)的基本性質(zhì)Fig.5-13Grashoflaw(曲柄存在條件)

圖5-13所示的鉸鏈四桿機構(gòu)中，設(shè)構(gòu)件1、構(gòu)件2、構(gòu)件3、構(gòu)件4的長度分別為a、b、c和d，并取a＜d。當構(gòu)件1能繞點A做整周轉(zhuǎn)動時，構(gòu)件1必須能通過與構(gòu)件4共線的兩位置AB1和AB2。1)曲柄是最短桿。

2)最短桿與最長桿長度之和必小于或等于其余兩桿長度之和。在鉸鏈四桿機構(gòu)中，要使構(gòu)件1為曲柄，它必須是四桿中的最短桿，且最短桿與最長桿長度之和小于或等于其余兩桿長度之和?？紤]到更一般的情形，可將鉸鏈四桿機構(gòu)曲柄存在條件概括為：2.急回特性

圖5-14所示曲柄搖桿機構(gòu)中，設(shè)曲柄AB為主動件，搖桿CD為從動件。主動曲柄AB以等角速度ω順時針轉(zhuǎn)動，當曲柄轉(zhuǎn)至AB1位置與連桿B1C1重疊共線時，搖桿CD處于左極限位置C1D；而當曲柄轉(zhuǎn)至AB2位置與連桿B2C2拉伸共線時，從動搖桿處于右極限位置C2D。搖桿Fig.5-14Quick-returncharacteristics(急回特性)處于左、右兩極限位置時，對應(yīng)曲柄兩位置所夾的銳角θ稱為極位夾角。搖桿兩極限位置間的夾角ψ稱為搖桿的擺角。3.機構(gòu)壓力角與傳動角Fig.5-15Transmissionangleandpressureangle(傳動角和壓力角)圖5-15所示曲柄搖桿機構(gòu)中，若忽略各桿的質(zhì)量和運動副中的摩擦，連桿BC作用于從動搖桿CD上的力F是沿桿BC方向的。把從動搖桿CD所受力F與力作用點C的速度v之間所夾的銳角α稱為壓力角。壓力角α越小，傳力性能越好。因此，壓力角的大小可以作為判別一個連桿機構(gòu)傳力性能好壞的依據(jù)。Fig.5-16Transmissionangleinaslider-cranklinkage(曲柄滑塊機構(gòu)的傳動角)偏置曲柄滑塊機構(gòu)的傳動角如圖5-16所示。最小傳動角可用式(5-10)求出。4.機構(gòu)的死點位置圖5-17所示的曲柄搖桿機構(gòu)中，若搖桿CD為主動件，則當搖桿在兩極限位置C1D、C2D時，連桿BC與從動曲柄AB將兩次共線，出現(xiàn)γ=0°的情況。該作用力對A點的力矩為零，故曲柄AB不會轉(zhuǎn)動。機構(gòu)的該位置稱為死點位置?？朔C構(gòu)死點的常用方法有：1)利用構(gòu)件的慣性來通過死點位置。

2)利用機構(gòu)的錯位排列通過死點位置。Fig.5-17Deadpoints(死點)Fig.5-18Overcomedeadpointbyusingflywheel

(利用飛輪克服死點)

1—flywheel(飛輪)2—crankshaft(曲軸)

3—camshaft(凸輪軸)4—valve(氣門)

5—piston(活塞)6—connectlink(連桿)圖5-18所示的單缸四沖程內(nèi)燃機就是借助于飛輪的慣性通過曲柄滑塊機構(gòu)的死點位置。圖5-19所示的機車驅(qū)動輪聯(lián)動機構(gòu)中，采用機構(gòu)錯位排列，使兩組機構(gòu)的位置相互錯開，可使機構(gòu)順利通過死點位置。Fig.5-19Overcomedeadpointsbyusingdifferentphase(錯位排列克服死點)Fig.5-20Self-lockingclamp(自鎖夾具)在工程中，也利用機構(gòu)的死點位置來實現(xiàn)一定的工作要求。圖5-20所示的夾具，就是利用機構(gòu)死點位置來夾緊工件的。在連桿BC的手柄處施以壓力F之后，連桿BC與連架桿CD成一直線。撤去外力F之后，在工件反彈力作用下，連架桿CD處于死點位置。即使此反彈很大，也不會使工件松脫。1.概述(1)實現(xiàn)給定的運動規(guī)律按照連桿的一系列位置設(shè)計四桿機構(gòu)、按照連架桿的一系列位置設(shè)計四桿機構(gòu)和按照行程速度變化系數(shù)設(shè)計四桿機構(gòu)，是實現(xiàn)機構(gòu)運動規(guī)律的基本途徑。

(2)實現(xiàn)給定的運動軌跡連桿上各點能描繪出各種各樣的高次曲線。5.3平面連桿機構(gòu)的設(shè)計Fig.5-21Problemsofsynthesisofafour-barlinkage1(四桿機構(gòu)設(shè)計基本問題1)圖5-21a所示的鑄造車間翻轉(zhuǎn)臺，是按照連桿的一系列位置設(shè)計四桿機構(gòu)的示例。該機構(gòu)是按照平臺的兩個位置B1C1和B2C2設(shè)計的。圖5-21b所示車床變速機構(gòu)是按照主動件和從動件的轉(zhuǎn)角位置φ、ψ之間的對應(yīng)關(guān)系設(shè)計的。變速手柄位于1、2、3位置，換擋齒輪位于1、2、3檔。主動件和從動件的對應(yīng)轉(zhuǎn)角位置能實現(xiàn)一定的對應(yīng)關(guān)系。圖5-22a中，設(shè)曲柄、連桿、搖桿和機架尺寸分別為a、b、c、d，則有：AC1=b+a，AC2=b-a，聯(lián)立求解得

a=（AC1－AC2）/2

求出曲柄長度后，其余尺寸可直接在圖上用圖解法求解。Fig.5-22Problemsofsynthesisoffour-barlinkages2(四桿機構(gòu)設(shè)計基本問題2)Fig.5-23Guidingabodythroughtwocouplerpositions(按連桿的兩個位置設(shè)計四桿機構(gòu))

1）按照連桿的兩個位置設(shè)計四桿機構(gòu)。如圖5-23a所示，設(shè)已知連桿BC的長度和預定占據(jù)的兩個位置B1C1、B2C2，設(shè)計此四桿機構(gòu)。(1)按照連桿的一系列位置設(shè)計四桿機構(gòu)通常情況下，會給定連桿的兩個或三個位置，要求設(shè)計四桿機構(gòu)。2.圖解設(shè)計法

2）按照連桿的三個對應(yīng)位置設(shè)計鉸鏈四桿機構(gòu)。如圖5-24a所示，若要求連桿占據(jù)預定的三個位置B1C1、B2C2、B3C3，則可用上述方法分別作出B1B2和B1B3的垂直平分線b12和b13，其交點即為轉(zhuǎn)動副A的位置；同理，分別作C1C2和C1C3的垂直平分線c12和c13，其交點即為轉(zhuǎn)動副D的位置。連接AB1及C1D，即得所求的四桿機構(gòu)在位置1的簡圖，作圖過程如圖5-24b所示。Fig.5-24Guidingabodythroughthreecouplerpositions(按連桿的三個位置設(shè)計四桿機構(gòu))Fig.5-25Guidingabodythroughanumberoflinkplanepositions

(按連桿平面位置設(shè)計四桿機構(gòu))

3）按連桿平面位置設(shè)計四桿機構(gòu)。若給定圖5-25所示的連桿平面的兩個或三個位置，可在連桿平面中假設(shè)出BC位置，按上述方法求解即可。由于每假設(shè)一組BC就對應(yīng)一組解，故此時有無窮多解。Fig.5-26Principleofinversion(反轉(zhuǎn)法的原理)(2)按照連架桿的一系列對應(yīng)位置設(shè)計四桿機構(gòu)1)反轉(zhuǎn)法的原理。在圖5-26中，給出了四桿機構(gòu)的兩個位置AB1C1D、AB2C2D，兩連架桿的對應(yīng)轉(zhuǎn)角分別為φ1、φ2和ψ1、ψ2。設(shè)想將機構(gòu)AB2C2D整體剛化，并繞軸心D轉(zhuǎn)過ψ2-ψ1角。構(gòu)件DC2與DC1重合，AB2運動到了A′B′2位置。經(jīng)過這樣的轉(zhuǎn)化，可以認為此機構(gòu)已轉(zhuǎn)換為以C1D為機架，AB1、A′B′2為連桿位置的設(shè)計問題。Fig.5-27Coordinationofthepositionsoftheinputandoutputlinks

(按兩連架桿的三組對應(yīng)位置設(shè)計四桿機構(gòu))2）按照連架桿的三組對應(yīng)位置設(shè)計四桿機構(gòu)。如圖5-27a所示，已知構(gòu)件AB和機架AD的長度，要求在該機構(gòu)的傳動過程中，構(gòu)件AB和構(gòu)件CD上某一標線DE能占據(jù)三組預定的對應(yīng)位置AB1、AB2、AB3及DE1、DE2、DE3,三組對應(yīng)位置的對應(yīng)角度為φ1、φ2、φ3和ψ1、ψ2、ψ3。設(shè)計此四桿機構(gòu)。此類設(shè)計問題可以轉(zhuǎn)化為以構(gòu)件CD為機架，以構(gòu)件AB為連桿的設(shè)計問題。設(shè)計過程如下（圖5-27b）：

①選適當比例尺畫出機構(gòu)的三組對應(yīng)位置。

②以D為圓心，任選半徑畫弧，交三個方向線于E1、E2、E2點。

③連接四邊形AB1E1D、AB2E2D、AB3E3D,分別反轉(zhuǎn)AB2E2D、AB3E3D,使E2D、E3D與E1D重合。此時，轉(zhuǎn)化為以E1D為機架，以AB、A2B，A3B為連桿三個位置的設(shè)計問題。

④作B1B、BB的中垂線，交點C1即為所求，AB1C1D為機構(gòu)的第一位置。(3)按行程速度變化系數(shù)設(shè)計四桿機構(gòu)設(shè)計具有急回特性的機構(gòu)時，通常已知行程速度變化系數(shù)K和其他條件，設(shè)計方法如下。1)曲柄搖桿機構(gòu)已知搖桿的長度lCD，搖桿擺角ψ和行程速度變化系數(shù)K，設(shè)計曲柄搖桿機構(gòu)。

Fig.5-28Synthesisofacrank-rocker

linkageforagivenK(已知K設(shè)計

曲柄搖桿機構(gòu))Fig.5-29Synthesisofaslider-crank

linkageforagivenK(已知K值設(shè)計

曲柄滑塊機構(gòu))2)曲柄滑塊機構(gòu)

Fig.5-30Synthesisofaguide-bar

linkageforagivenK

(已知K值設(shè)計導桿機構(gòu))

3）導桿機構(gòu)Fig.5-31Couplercurve(連桿曲線)(4)按照連桿曲線設(shè)計四桿機構(gòu)按照連桿曲線設(shè)計四桿機構(gòu)時，經(jīng)常采用圖譜法。圖5-31為連桿上F點的運動軌跡示意圖。改變連桿上BE與EF的尺寸，可以生成許多不同的連桿曲線，再對照連桿曲線選擇相關(guān)的連桿機構(gòu)。3.解析設(shè)計法(1)按連桿的對應(yīng)位置設(shè)計四桿機構(gòu)通過設(shè)定連桿鉸鏈點的坐標值給定連桿的兩組或三組對應(yīng)位置，求出兩端圓心坐標后，可求解各構(gòu)件尺寸。圖5-32給出連桿對應(yīng)位置的鉸鏈B、C點坐標。設(shè)鉸鏈B點轉(zhuǎn)動半徑為a,鉸鏈C點轉(zhuǎn)動半徑為c。

Fig.5-32Guidingabodythroughanumberoflinkpositions(按連桿的對應(yīng)位置設(shè)計四桿機構(gòu))Fig.5-33Coordinationofthepositionsoftheinputandoutputlinks(按連架桿的對應(yīng)位置設(shè)計四桿機構(gòu))(2)按連架桿的對應(yīng)位置設(shè)計四桿機構(gòu)已知連架桿的對應(yīng)角位置(φ1-ψ1)、(φ2-ψ2)、(φ3-ψ3)，其上點的坐標的對應(yīng)位置也可以寫出通式。圖5-33給出了連架桿的兩組和三組對應(yīng)角位置，關(guān)鍵是求解C點坐標。

(3)按行程速度變化系數(shù)設(shè)計四桿機構(gòu)已知條件仍為搖桿長度c、擺角ψ、行程速度變化系數(shù)K。

Fig.5-34Synthesisofafour-barlinkage

foragivenK(已知K設(shè)計四桿機構(gòu))(4)按連桿曲線設(shè)計四桿機構(gòu)給定連桿曲線設(shè)計四桿機構(gòu)時，一般是給定連桿曲線上幾個關(guān)鍵點的坐標，所設(shè)計的四桿機構(gòu)能準確或近似通過所選的關(guān)鍵點。如圖5-35所示，已知P點在連桿曲線上，求待設(shè)計的四桿機構(gòu)的尺寸與描述P點位置的e、f、γ。Fig.5-35Designofafour-barlinkagefor

couplercurve(按連桿曲線設(shè)計四桿機構(gòu))第6章凸輪機構(gòu)及其設(shè)計1.凸輪機構(gòu)的組成及其特點6.1凸輪機構(gòu)概述Fig.6-1Cammechanisms(盤形凸輪機構(gòu))圖6-1所示為兩種最常用的盤形凸輪機構(gòu)，圖6-1a為直動從動件盤形凸輪機構(gòu)，當凸輪1繞軸O旋轉(zhuǎn)時，推動從動件2沿機架3作往復直線移動。圖6-1b為擺動從動件盤形凸輪機構(gòu)，凸輪1轉(zhuǎn)動時，擺桿繞鉸鏈A作往復擺動。通常，凸輪為機構(gòu)的主動件。優(yōu)點：1)從動件可以實現(xiàn)復雜運動規(guī)律。

2)結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，能準確實現(xiàn)預期運動，運動特性好。

3)性能穩(wěn)定，故障少，維護保養(yǎng)方便。

4)設(shè)計簡單。缺點：凸輪與從動件為高副接觸，易于磨損。由于凸輪的輪廓曲線通常都比較復雜，因而加工比較困難。2.凸輪機構(gòu)的分類(1)按凸輪的形狀分類

(2)按從動件的形狀分類

（圖6-4）

(3)按從動件的運動形式分類（圖6-4、圖6-5）

(4)按凸輪與從動件維持高副接觸的方式分類盤形凸輪（圖6-1）

移動凸輪（圖6-2）

圓柱凸輪（圖6-3）尖底從動件

滾子從動件

平底從動件

曲底從動件直動從動件擺動從動件力封閉方式（圖6-6）形封閉方式（圖6-7）Fig.6-2Translatingcammechanisms(移動凸輪機構(gòu))Fig.6-3Spatialcammechanisms(空間凸輪機構(gòu))Fig.6-4Followertypes(從動件的分類)Fig.6-5Disccamwithradialfollower

(直動從動件盤形凸輪機構(gòu))Fig.6-6Force-closedcammechanism

(力封閉凸輪機構(gòu))Fig.6-7Form-closedcammechanism(形封閉式凸輪機構(gòu))3.凸輪機構(gòu)的名詞術(shù)語1)凸輪實際廓線。

2)實際廓線基圓。

3)軌跡點。

4)理論廓線。

5)理論廓線基圓。

6)壓力角。

7)推程。

8)回程。

9)行程。

10)推程運動角。

11)回程運動角。

12)遠休止角。

13)近休止角。14)凸輪轉(zhuǎn)角。

15)從動件的位移。Fig.6-8Nomenclaturesofcammechanism(凸輪機構(gòu)名詞術(shù)語)

1—follower(從動件)2—pressureangle(壓力角)3—tracepoint(軌跡點)

4—pitchcurve(理論廓線)5—camprofile(凸輪實際廓線)

6—primecircle(理論廓線基圓)7—basecircle(實際廓線基圓)Fig.6-9Camangleandfollowerdisplacement(凸輪轉(zhuǎn)角與從動件的位移)Fig.6-10Motionofthefollower(凸輪機構(gòu)運動循環(huán)圖)1.從動件的基本運動規(guī)律(1)多項式類運動規(guī)律

6.2從動件的運動規(guī)律及其設(shè)計1)一次多項式運動規(guī)律。Fig.6-11Constant-velocitycurve

(等速運動規(guī)律)2)二次多項式運動規(guī)律。Fig.6-12Constantaccelerationanddeceleration

curve(等加速等減速運動規(guī)律)3）五次多項式運動規(guī)律。Fig.6-133-4-5polynomialcurve

(五次多項式運動規(guī)律)(2)三角函數(shù)類運動規(guī)律三角函數(shù)類運動規(guī)律是指從動件的加速度按余弦規(guī)律或正弦規(guī)律變化，也稱之為從動件位移按簡諧運動和擺線運動變化。1)余弦運動規(guī)律。

Fig.6-14Simpleharmonicmotion(簡諧運動)Fig.6-15Cosineacceleration

curve(余弦運動規(guī)律)2)正弦運動規(guī)律。Fig.6-17Sineaccelerationcurve(正弦運動規(guī)律)Fig.6-16Cycloidmotion(擺線運動)(1)運動規(guī)律的組合原則1)選擇一種基本運動規(guī)律作為主體運動規(guī)律，然后用其他運動規(guī)律與之組合。

2)在行程的起點和終點處，有較好的邊界條件。

3)在運動規(guī)律的連接點處，應(yīng)滿足位移、速度、加速度甚至是更高一階導數(shù)的連續(xù)條件，以減少或避免沖擊。

4)各段運動規(guī)律要有較好的動力特性。2.組合型運動規(guī)律Fig.6-18Modifiedconstantvelocity

curve(改進的等速運動規(guī)律)（2）組合型運動規(guī)律舉例要求從動件作等速運動，行程的起點和終點處避免任何形式的沖擊。因此，以等速運動規(guī)律為主體，在行程的起點和終點處可用正弦運動規(guī)律或五次多項式運動規(guī)律來組合。圖6-18所示為等速運動規(guī)律與正弦運動規(guī)律的組合，對應(yīng)凸輪轉(zhuǎn)角約為β=Φ/8-Φ/6。改進后，直線的斜率略有變化，其速度也發(fā)生一些變化，但對運動影響不大。3.從動件運動規(guī)律的選擇與設(shè)計原則主要需要注意以下幾點：1)從動件的最大速度vmax應(yīng)盡量小。

2)從動件的最大加速度amax應(yīng)盡量小，且無突變。

3)從動件的最大躍度jmax應(yīng)盡量小。1.凸輪機構(gòu)的相對運動原理6.3凸輪輪廓曲線的設(shè)計如圖6-19a所示，在直動尖底從動件盤形凸輪機構(gòu)中，當凸輪以等角速度ω作逆時針方向轉(zhuǎn)動時，從動件作往復直線移動。設(shè)想給整個凸輪機構(gòu)加上一個繞凸輪回轉(zhuǎn)中心O的反向轉(zhuǎn)動，使反轉(zhuǎn)角速度等于凸輪的角速度，即反轉(zhuǎn)角速度為－ω。此時，凸輪將靜止不動，而從動件一方面隨導路繞O點以角速度－ω轉(zhuǎn)動，分別占據(jù)B′1、B′2，同時又沿其導路方向作相對移動，分別占據(jù)B1、B2等位置。因此，從動件尖底導路的反轉(zhuǎn)和從動件相對導路移動的復合運動軌跡，便形成了凸輪的輪廓曲線，這就是凸輪機構(gòu)的相對運動原理，也稱反轉(zhuǎn)法原理。

圖6-19b所示為直動滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)的反轉(zhuǎn)示意圖，把滾子中心看做尖底從動件的尖頂，仍按圖6-19a的反轉(zhuǎn)過程，此時產(chǎn)生的凸輪廓線稱理論廓線。以理論廓線各點為圓心，以滾子半徑畫圓，包絡(luò)線為凸輪的實際廓線。Fig.6-19Principleofinversion1(反轉(zhuǎn)原理1)Fig.6-20Principleofinversion2(反轉(zhuǎn)原理2)設(shè)計直動平底從動件盤形凸輪時。把平底與導桿交點作為尖底從動件的尖點，仍按上述方法反轉(zhuǎn)，過各尖點作平底線。其包絡(luò)線為凸輪的實際廓線，圖6-20a為反轉(zhuǎn)過程。平底從動件的假想尖點反轉(zhuǎn)軌跡曲線不能稱為理論廓線。2.凸輪輪廓曲線的設(shè)計(1)直動滾子從動件盤形凸輪廓線的設(shè)計建立原點O位于凸輪轉(zhuǎn)動中心的直角坐標系Oxy，如圖6-21a所示。

Fig.6-21Camsynthesiswithtranslatingrollerfollower(直動滾子從動件盤形凸輪的輪廓曲線設(shè)計)(2)直動平底從動件盤形凸輪廓線的設(shè)計建立原點O位于凸輪的回轉(zhuǎn)中心的直角坐標系Oxy，如圖6-22所示。Fig.6-22Camsynthesiswithtranslatingflat-faced

follower(直動平底從動件盤形凸輪的廓線設(shè)計)Fig.6-23Camsynthesiswithoscillatingrollerfollower

(擺動滾子從動件盤形凸輪的廓線設(shè)計)(3)擺動滾子從動件盤形凸輪廓線的設(shè)計建立如圖6-23所示的直角坐標系Oxy，原點O位于凸輪的回轉(zhuǎn)中心。1.凸輪機構(gòu)的壓力角(1)直動從動件凸輪機構(gòu)的壓力角圖6-24所示為直動滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)，接觸點B處的壓力角為α。

6.4凸輪機構(gòu)基本尺寸的設(shè)計Fig.6-24Pressureangleofradialcamwithtranslatingfollower(直動從動件盤形凸輪機構(gòu)的壓力角)Fig.6-25Pressureangleofradialcamwithoscillatingfollower(擺動從動件盤形凸輪機構(gòu)壓力角)(2)擺動從動件凸輪機構(gòu)的壓力角圖6-25所示為擺動從動件盤形凸輪機構(gòu)，其中，圖6-25a為滾子從動件的壓力角示意圖，圖6-2b為平底從動件的壓力角示意圖。

(3)凸輪機構(gòu)的許用壓力角凸輪機構(gòu)的壓力角與基圓半徑、偏距和滾子半徑等基本尺寸有直接的關(guān)系，這些參數(shù)之間往往互相制約。2.凸輪機構(gòu)基本尺寸的設(shè)計(1)基圓半徑的設(shè)計對于直動滾子從動件盤形凸輪，可根據(jù)式（6-25）求解出