54883《机械原理（汉语）（第2版）》（基本课件）第4章平面机构的力分析.pptx

《54883《机械原理（汉语）（第2版）》（基本课件）第4章平面机构的力分析.pptx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《54883《机械原理（汉语）（第2版）》（基本课件）第4章平面机构的力分析.pptx（20页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、1.机构力分析的内容1)根据作用在机构中的已知外力，求解各运动副中的反力。2)已知作用在机构上的生产阻力，可求解出原动件上施加的驱动力；已知原动机的驱动力，可以求解出作用在从动件上的生产阻力。3)机构的受力分析是计算机械效率的基础。4)机构的受力分析还是设计自锁机构的基础。4.1平面机构力分析概述2.机构力分析的方法 机构力分析的方法有两种，即图解法和解析法。1.构件惯性力的确定Fig.4-1Inertia force and inertia torque into resultant force(连杆的惯性力与惯性力矩的合成)4.2计入惯性力的机构力分析 图4-1a所示的曲柄滑块机构中，通过

2、运动分析可以求得连杆2在质心s2处的加速度as2和角加速度2以及滑块3的加速度aC3。G2为构件2所受的重力，Js2为构件2绕质心的转动惯量，Fi2和Ms2分别表示连杆2质心处的惯性力和惯性力矩。2.机构的动态静力分析(1)用图解法进行机构的动态静力分析例4-1图4-2a所示牛头刨床机构中，各构件的尺寸及原动件的角速度1均为已知。刨头所受重力为G5，在图示位置刨头的惯性力为，刀具所受的生产阻力为Fr。其余构件的重力及惯性力、惯性力矩均忽略不计。求机构各运动副中的反力及需要加在原动件上的平衡力矩Mb。Fig.4-2Graphical force analysis of sharper(牛头刨床的

3、动态静力分析)Fig.4-3Analytical force analysis(动态静力分析的解析法)例4-2图4-3a所示的曲柄滑块机构中，已知曲柄和连杆的尺寸分别为L1、L2，经过运动分析后已经知道各构件的运动参数。已知作用在滑块的生产阻力为F，求各运动副的反力和作用在曲柄上的平衡力矩。(2)用解析法进行机构的动态静力分析1.运动副中的摩擦(1)移动副中的摩擦根据移动副的具体结构，常把移动副分为平面移动副、斜面移动副和槽面移动副。4.3计入摩擦的机构力分析Fig.4-4Friction on the planesurface(平面中的摩擦)1）平面移动副中的摩擦。图4-4所示滑块1在总驱动

4、力F的作用下，相对平面2以速度v12等速移动。平面2给滑块1的作用力有法向反力N21和摩擦力F21，二者的合力R21为平面2给滑块1的总反力，R21与法线方向的夹角为。2)斜面移动副的摩擦。如果把图4-4所示的平面移动副导路倾斜角度后，则演化成为图4-5所示的斜面摩擦移动副。Fig.4-5Friction on the inclined plane surface(斜面摩擦)3)槽面摩擦。如果将图4-6a所示滑块作成图4-6b所示夹角为2的楔形滑块，并置于相应的槽面中，楔形滑块1在外力F的作用下沿槽面等速运动。设两侧法向反力分别为N21，铅直载荷为G，总摩擦力为Ff。Fig.4-6Fricti

5、on on V-plane surface(槽面摩擦)(2)转动副中的摩擦轴承是转动副的典型代表，可分为承受径向力的轴承和承受轴向力的轴承。1)径向轴承的摩擦。图4-7为考虑到运动副间隙的径向轴承。轴颈1在没有转动前，径向载荷G与A点的法向反力N21平衡。Fig.4-7Friction in a journal bearing(径向轴承中的摩擦)2)推力轴承的摩擦。图4-8a为推力轴承示意图，G为轴向载荷。未经跑合时，接触面压强p为常数，p=c。经过跑合时，压强与半径的乘积为常数，p=c。Fig.4-8Friction in a thrust bearing(推力轴承的摩擦)(3)螺旋副中的摩

6、擦根据螺纹牙型可将螺纹分为矩形螺纹和三角形螺纹。Fig.4-9Friction in square thread(矩形螺纹的摩擦)图4-9a所示为一矩形螺纹，将螺母2简化为图4-9b所示的滑块，承受轴向载荷WTBXG，由于螺纹可以看成是斜面缠绕在圆柱体上形成的，故将矩形螺纹沿螺纹中径WTBXd展开，该螺纹成为图4-9b所示的斜面，斜面底长为螺纹中径处圆周长，高度为螺纹的导程l。驱动力F等于拧紧力矩M除以螺纹半径d/2，方向一般垂直于螺纹轴线。Fig.4-10Friction in V-thread(三角形螺纹的摩擦)图4-10a所示的三角形螺纹中，牙型角为2，半牙型角为，槽角为2。将其螺纹展开

7、，成为图4-10b所示的带半槽面的斜面，半牙型角与半槽角之和为90。斜面底长为螺纹中径处圆周长。2.计入摩擦力的力分析例4-3图4-11所示的曲柄滑块机构中，已知各构件尺寸和曲柄的位置和作用在滑块4上的阻力Fr以及各运动副中的摩擦因数f，忽略各构件质量和惯性力。在图4-11上标注出各运动副的反力以及加在曲柄上的平衡力矩Mb。Fig.4-11Force analysis considering the friction in a slider-crank linkage(考虑摩擦的曲柄滑块机构力分析)解1)根据轴径尺寸和摩擦因数，求出摩擦圆半径，摩擦圆如图4-11所示。2)连杆3为受压的二力共线

8、杆，根据连杆3相对曲柄2的相对运动方向32判断曲柄2对连杆3的反力F23的方向；根据连杆3相对滑块4的相对运动方向34判断滑块4对连杆3的反力F43的方向。3)滑块4为三力汇交构件，根据滑块4对机架1的运动方向v41，可知机架1对滑块4的反力F14与v41成(90+)角。4)曲柄2为分离体，连杆3对曲柄2的力F32方向已求出，机架1对曲柄2的反作用力F12对轴心A之矩与21反向。5)加在曲柄2上的平衡力矩为Mb=F12h。例4-4图4-12a所示的摆动从动件盘形凸轮机构中，已知凸轮机构的尺寸、轴径尺寸、运动副处的摩擦因数f以及作用在从动件F点的阻力Fr，在不计构件质量和惯性力时，求各运动副处的

9、反作用力及作用在凸轮上的平衡力矩Mb。Fig.4-12Force analysis considering the friction in a cam mechanism(考虑摩擦的凸轮机构的力分析)解1)根据轴径尺寸和摩擦因数，画出转动副A、C处的摩擦圆如图4-12a所示。2)分析凸轮受力，凸轮1为二力构件，摆杆2对凸轮1的反力F21与凸轮1相对摆杆2的相对速度方向成(90+)角。3)分析摆杆2受力，摆杆2作用有F12、F32、Fr三个力，构成三力汇交的平衡力系。4)求平衡力矩，凸轮1中，F21=-F31，力臂为h1，则作用在凸轮1上的平衡力矩Mb为Mb=F21h1，方向如图4-12a所示。

10、1.运动副的自锁4.4摩擦与自锁机构的设计 连接构件间的运动副中存在两种力，使构件运动的驱动力和阻碍构件运动的摩擦力。如果驱动力无论多么大，都不能使构件运动，称这种现象为运动副的自锁。对移动副而言，当外力合力作用在摩擦角之内，则移动副发生自锁；对于斜面移动副而言，经常用斜面倾角与摩擦角的关系判断自锁。滑块沿斜面上升时的自锁条件为(90-)；滑块沿斜面下降时的自锁条件为。对转动副而言，当外力合力作用在摩擦圆之内，则转动副发生自锁。运动副的自锁条件是设计自锁机构的基础。2.自锁机构(1)机构的行程1）机构的正行程。当驱动力作用在图4-13所示的原动件A上，从动件B克服生产阻力F做功时，一般称为正行

11、程或工作行程。Fig.4-13Travel of mechanism(机构的行程)2）机构的反行程。当正行程的生产阻力为驱动力，作用在图4-13所示从动件B上，原动件A为从动件时，称为机构的反行程。(2)自锁机构 反行程发生自锁的机构，称为自锁机构。3.自锁机构的分析与设计例4-5在图4-14所示的斜面压榨机中，设各接触平面之间的摩擦因数均为f。若在滑块2上施加一定的力F，可以将物体4压紧。Fr为被压紧的物体对滑块3的反作用力。当F力撤去后，该机构在Fr力的作用下应具有自锁性。试分析其自锁条件。Fig.4-14Analysis of self-locking mechanism(自锁机构的分析

12、)解取图4-14b所示的滑块2为示力体，当F力撤去后，滑块2可能松脱的运动方向分别为v21、v23。若滑块自重忽略不计，构件1对滑块2的反力F12及构件3对滑块2的反力F32的判别方法为：F12与v21成(90+)角，F32与v23成(90+)角。F32是使滑块2水平向右滑出的驱动力。当这个驱动力的作用线位于滑块2与构件1所形成的摩擦角之内时，构件1、滑块2组成的移动副产生自锁现象。Fig.4-15Design of self-locking mechanism(自锁机构的设计)例4-6图4-15所示偏心圆盘加紧机构中，1为偏心圆盘，2为待夹紧的工件，3为夹具体。机构在驱动力F的作用下夹紧工件，当F力取消后，在总反力F21的作用下，工件不能自动松脱，求该机构的反行程必须满足的自锁条件。