【正文】 何關系得 : ()式中 : — 從動桿與其導軌的當量摩擦角； — 從動桿與其導軌的摩擦角； — 從動桿位移為 s時的懸臂長度； C — 從動桿的寬度或直徑。 (616)計算結果表明 , 和 相比其值甚小 ,可略去不計 ,則上式簡化為 (616) (69) 根據(jù) Q、 F、 P三力平衡條件 ,得 (617) 顯然 ,當時 ,該機構將產生自鎖。 假定從動桿與其導軌之間沒有摩擦 ,即 ,則 (618) 這樣 ,可粗略地求出該機構的傳動效率 η為 (619) 式中 :ξ— 損失系數(shù) ,其許用值用 [ξ]表示。 欲保證機構有合理的傳動效率通常 ,可取 (620)若用 K表示推力系數(shù) ,則 (621) 因為 ,故 (622) 舉例 :如圖 ,直動從動桿的推程為等速運動 ,已定參數(shù)為 ,從動桿與其導軌間的摩擦系數(shù) 。若按許用壓力角 [α]=30176。確定輪基圓半徑 ,則因其 α和 的最大值均發(fā)生在推程運動起始時刻 ,可由式 (620)求得最大損失系數(shù)為計算結果表明 :該機構壓力角雖末超過許用值 ,但損失系數(shù)已大于 l,機構自鎖。由此可見 ,按許用壓力角確定參數(shù)是不可靠的。而按許用損失系數(shù)確定參數(shù) ,既可以保證有合理的傳動效率 ,也能保證推力系數(shù)不致過大。 因此 ,需要進一步討論按許用損失系數(shù)來確定有關參數(shù)。對圖示的偏置直動從動桿盤形凸輪機構而言 ,設從動桿推程起始時刻凸輪的轉角為零 ,當凸輪轉動角度后 ,從動桿的位移為 s,不難導出 (623) 將式 (623)、 (616)代人式 (620),并經(jīng)整理可得 (624) 為研究方便 ,再將上式無因次化 ,得 (625)式中 : 為與從動桿推程總位移 相對應的凸輪轉角 (弧度 )； S、 V分別為從動桿推程無因次運動的位移與速度。又設 φ為凸輪的無因次轉角 ,A為從動桿的無因次運動加速度。則無因次運動與實際運動的關系為 : (626) (627) (628) (629) 關于 最大損失系數(shù) ,可能發(fā)生在推程的起始位置 ,即 時刻。故由式 (625)可得 (630)但 也有可能發(fā)生在 ξ的極大值 , 得 (631) (632)當凸輪機構有關參數(shù)已確定時 ,便可利用式 (630)、(631)、 (632)驗算損失系數(shù)。 26. 上一頁 主頁 當參數(shù)一定時 ,可按 [ξ]確定凸輪的基圓半徑 Ra的許用最小值。方法是 :先將式 (631)和式 (632)聯(lián)立 ,消去 Ra后得 (633) 由上式求得值 ,將其代入式 (632),經(jīng)整理得 (634) 另外 ,還須滿足式 (630)的要求 ,即 (635) 當然 ,應從 Rap、 Ra0中選取較大者作為設計依據(jù)。27. 上一頁 主頁 綜合上述 ,得出結論 : 1) 愈小而 愈大 ,則 ξ愈小。若將從動桿設計成非懸臂的結構形式 ,則亦即應使 。例如 ,當 [ξ]=, 時 ,須使 就是說 ,對于非懸臂結構 ,雖然凸輪的壓力角較大 ,但仍可有良好的傳動效率。而當懸臂長度很大時 ,情況則相反。 2)對于用槽凸輪形封閉的形式 ,因從動桿兩個方向的運動都是推程運動 ,通常取 e≈0 。 對于力封閉的形式 ,凸輪軸應按推程運動正向偏置 ,通常取 ,當所取 e值使 Rap=Ra0時 ,則可以使凸輪獲得最小尺寸 ,此最佳偏距值可由式 (633)、 (634)、 (635)聯(lián)立求得 ,不再贅述。 283)凸輪的許用最小基圓半徑可按 [ξ]求出。 圖 柱凸輪機構展開圖。 根據(jù) (636) (637) (638)圖 直動從動桿圓柱凸輪機構展開圖 將式 (638)對 求導 ,令 ,求與 ξ的極大值相應的 值 ,整理后可得 : (639) (640) (641) (1)弧度型從動系統(tǒng) 如圖 (a)所示 ,因對執(zhí)行構件的驅動力 F和執(zhí)行構件的運動方向之間的夾角 α恒等于齒輪齒條的壓力角 ,且執(zhí)行構件的懸臂長度也為常量 ,故由式 (616)可知 (69)(2)正弦型從動系統(tǒng) 如圖 (b)所示 ,直動執(zhí)行構件的受力情況為 :所承受的工作載荷 Q,驅動執(zhí)行構件施動的力 P,因滾子與其銷軸的當量摩擦圓半徑甚小 ,近似認為 P與執(zhí)行構件的運動方向平行；導軌對執(zhí)行構件的作用力 的合力 F,它通過 與 的交點 O,方向與執(zhí)行構件的運動方向相反。將 P、 Q對點 O求矩得 (644) 解得 (645) 假定執(zhí)行構件與其導軌之間沒有摩擦力 , ,則 (646)故 (647)式中 （ 648） 則 (643) 例如 ,當 圖 直動執(zhí)行構件受力圖 為保證 ξ≤[ξ],應使 (649)式中 : — 滾子中心 B至執(zhí)行構件導軌中心線間的距離 的最大值。 欲減小 ξ,應盡量減小 。因此 ,當桿且 AB處于行程中間位置時 ,最好與執(zhí)行構件的導軌垂直 ,且取 。若是這樣 ,一般就無須檢驗 ξ值。 (3)正切型 如圖 (c)所示。若桿 AC的行程中間位置與執(zhí)行構件的導軌垂直 ,則滾于處于極左位置 C時損失系數(shù)最大 ,即 因 故應保證 (657)式中 :Sm— 直動執(zhí)行構件的總行程。 (4)連桿型 如圖 (d)所示 ,驅動直動執(zhí)行構件運動的力 P與執(zhí)行構件運動方向的夾角 α,等于連桿 BC與執(zhí)行構件導軌間的夾角。若桿 AB的行程中間位置與執(zhí)行構件的導軌相垂直 ,且取 e≈a,由于 α甚小 ,一般無須檢驗 ξ值。 綜合上述 ,正弦型和連型稈從動系統(tǒng)均有較高的傳動效率 ,弧度型和正切型從動系統(tǒng)的傳動效率卻較低 ,須按 [ξ]確定或校驗 及的值。二、連桿機構 采用連桿機構實現(xiàn)往復運動 ,輸入端是作等速轉動的曲柄 ,輸出端是作往復運動的裹包執(zhí)行構件。由于連桿機構具有容易制造、運轉較平穩(wěn)、使用壽命長 ,并能承受較大載荷以及適合高速等特點 ,在裹包機中的應用日趨增多。但執(zhí)行構件的運動速度變化規(guī)律不能任意選 定 ,且結構不夠緊湊。 (一 )無停留往復擺動 執(zhí)行構件作無停留往復擺動 ,采用曲柄搖桿機構和擺動導桿機構最為簡單。但由于加工和布局等原因 ,常采用曲柄搖桿機構。裹包操作對曲柄搖桿機構的運動要求 ,主要有如下幾種 (或后 )的一對相應角移量 如圖 (a)所示為折紙機構簡圖。折紙板 l從開始折紙到折紙終了的擺角 ,曲柄轉角 ,據(jù)此 ,設計曲柄搖桿機構 ABCD各桿長。 35圖 折紙機構1折紙板 ,2紙 ,3糖塊 圖 (b)所示為該折紙機構示意圖。當折紙終了時 ,因折紙板已到達最高位置 ,故此時曲柄搖桿機構應處于外極限位置AB0C0D。這樣 ,當折紙板由開始折紙位置運動到折紙終了位置時 ,要求搖桿 CD由位置 C1D運動到位置 C0D,其轉角 ∠ C1DC0=9176。； 而對于曲柄 AB,若是沿順時針轉動 ,則轉角 ,而當其沿逆時針轉動時 ,則轉角 。但是 ,不管曲柄轉向如何 ,折紙工序所要求的曲柄與搖桿的一對相應角移量 ,都處于外極限位置之前。因此 ,這可按給定的曲柄與搖稈在外極限位置前的一對相應角移量 ,設計曲柄搖桿機構各桿長。 另外 ,也有要求搖桿由外極限位置往回擺 角度 ,相應的曲柄轉角為 的。它相當于 (b)圖中搖桿由 擺動到 ,曲柄則由 轉動到 。顯然 ,這一對相應角移量是處于外極限位置之后。鑒于曲柄搖桿機構的運動具有可逆性 ,因此 ,所給定的一對相應角移量 ,無論是在外極限位置之前還是之后 ,實質上都是一樣的。 實用中 ,這類設計問題采用幾何法求解比較直觀 ,也便于檢查 ,其步驟大體如下： 首先 ,判別所給定的曲柄與搖桿在外極限位置前 (或后 )的一對相應角移量是轉向相同還是轉向相反。對 (a)圖所示的折紙機構來說 ,當曲柄順時針轉動時 ,給定的一對相應角移量為 其轉向是相同的；當曲柄逆時針轉動時 ,則給定的一對相應角移量為 ,其轉向是相反的。下面就上述兩種情況分別加以討論。 (l)轉向相同的求解 給定曲柄與搖桿在外極限位置前 (或后 )的一對相應角移量為 ,且它們的轉向相同。 實際上 ,符合此條件的解可有無窮多個 ,現(xiàn)假定圖 ABCD是其中的一個解 , 為其外極限位置 ,則 以外極限位置的搖桿作參考平面 (即把 看作為固定桿),求 這一對相應角移量的相對極點 ,即 :將四邊形繞點D回轉角度 ,使 重合 ,得四邊形 。分別作的中垂線物 ,此兩中垂線交點即為所求相對極點。 圖 給定的一對相應角移量轉向相同的求解圖 顯然 ,中垂線 是