【文章內容簡介】 ，在驅動力偶矩 Md的作用下，在軸承 2中等速轉動。設法向反力的總和為 N21，則如前所述，軸承2對軸頸 1的摩擦力 F21＝ f*N21＝ fv*Q。則摩擦力矩 Mr為： 圖 56(56) 根據(jù)平衡條件可知： R21=Q； Md=R21*r=Mf即總反力 R21對軸頸中心 O的力矩即為摩擦阻力矩 Mf，而由式 (5—6) 知： 對于一個具體的軸頸，由于 fv及 r均為定值，所以 ρ是一固定長度。以軸頸中心 O為圓心，以 ρ為半徑作圓，則稱其為摩擦圓， ρ稱為摩擦圓半徑。轉動副總反力的方位可根據(jù)如下三點來確定：1)在不考慮摩擦的情況下，根據(jù)力的平衡條件，初步確定總反力的方向；2)總反力應與摩擦圓相切；3)總反力 R21對軸頸中心之矩的方向必與相對角速度 ω12的 方向相反。 (57)167。 53機械的效率當機器正常運轉時，輸入功將等于輸出功和損失功之和。即：Wd=Wr+Wf 機械效率為： 效率也可用功率表示，即： 機械效率也可以用力的比值的形式來表達。 圖 57所示一機械傳動裝置的示意圖。 設 P為驅動力， Q為生產(chǎn)阻力， VP、 VQ分別為 P和 Q的作用點沿該力作用線方向的分速度，于是根據(jù)式 (59， a)可得： PVPQVQ圖 57 設想在該機械中不存在摩擦，為了克服同樣的生產(chǎn)阻力 Q，其所需的驅動力 P0 (稱為理想驅動力 ) 顯然： PP0，且此時，其效率應等于 。(58)(59) 故得： 將其代入式 (a)，得： 同理，機械效率也可以用力矩之比的形式來表達，即 綜合式 (c)與 (d)可得： 對于由許多機器組成的機組而言，只要知道了各臺機器的機械效率，則該機組的總效率也可以由計算求得。 (1)串聯(lián) 如圖 58所示為幾種機器串聯(lián)組成的機組。 該機組的機械效率為： 。而功率在傳遞的過程中，前一機器的輸出功率即為后一機器的輸入功率 。圖 58(510)abc 設各機器的效率分別為 η η2… ηK則得： 將 η η2… ηK連乘起來，得 此即表明，串聯(lián)機組的總效率等于組成該機組的各個機器的效率的連乘積。由此可見，只要串聯(lián)機組中任一機器的效率很低，就會使整個機組的效率極低。 (2)并聯(lián) 如圖 59所示為幾種機器并聯(lián)組成的機組。 總輸入功率為 總輸出功率為 圖 59(511) 所以總效率為 上式表明并聯(lián)機組的總效率不僅與各機器的效率有關，而且也與各機器所傳遞的功率大小有關。要提高并聯(lián)機組的效率，應著重提高傳遞功率大的傳動路線的效率。 (3)混聯(lián) 如圖 510所示為兼有串聯(lián)和并聯(lián)的混聯(lián)機組。 為了計算其總效率，可先將輸入功至輸出功的路線弄清，然后分別計算出總的輸入功率和總的輸出功率，最后可按下式計算其總機械效率。 圖 510(512)167。 54機械的自鎖有些機械，由于其結構的形式以及摩擦影響，導致當沿某一方向施加無論多大的驅動力 (矩 )時，都無法使它運動的現(xiàn)象，這種現(xiàn)象就叫作機械的 自鎖 。 一．移動副的自鎖條件 由圖 511可知， Pt=P*sinβ(有效分力 )Pn=P*cosβ(有害分力 ) 最大摩擦力為： 當 β≤φ 時，由上述可知 此式說明，在 β≤φ的情況下，不管驅動力 P如何增大，驅動力的有效分力總是小于驅動力本身所可能引起的最大摩擦力，因而滑塊 1總不會發(fā)生運動，即發(fā)生了所謂的自鎖現(xiàn)象。 平面移動副自鎖條件 ： 作用于滑塊上的合外力作用線落在移動副摩擦角以內，即 β≤φ 圖 511 二、轉動副自鎖條件 如圖 512所示，軸頸和軸承組成轉動副。設作用在軸頸上的外裁荷為一單力 P，則當力 P的作用線在摩擦圓之內時 (即 a＜ ρ)，因它對軸頸中心的力矩 M＝ Pa，始終小于它本身所能引起的最大摩擦力矩 Mf＝ Rρ＝ Pρ。所以力 P任意增大 [力臂 a保持不變 )，也不能驅使軸頸轉動，亦即出現(xiàn)了自鎖現(xiàn)象。 轉動副自鎖條件： 作用于軸頸且垂直于軸線的合外力的作用線切割于摩擦圓，即 a≤ρ 。三、利用效率判斷機構自鎖的條件 當機械自鎖時其機械效率將恒小于或等于零，即 設計機械時，可以利用上式來判斷其是否自鎖及出現(xiàn)自鎖的條件。當然，因機械自鎖時已根本不能作功，故此時， η已沒有一般效率的意義，它只表明機械自鎖的程度。當 η＝ o時，機械處于臨界自鎖狀態(tài)；若 η＜ o，則其絕對值越大，表明自鎖越可靠。 圖 512(513)第六章 平面連桿機構及其設計167。61連桿機構及其傳動特點 連桿機構 (linkages)是一種應用十分廣泛的機構，圖 61中 所示機構的共同特點是其原動件 1的運動都要經(jīng)過一個不直接與機架相聯(lián)的中間構件 2才能傳動從動件 3，這個不直接與機架相聯(lián)的中間構件稱為連桿，而把具有連桿的這些機構統(tǒng)稱為連桿機構。 圖 61ba c優(yōu)點 ：1)其運動副為低副面接觸，壓強較小，可以承受較大的載荷。便于潤滑，不易產(chǎn)生大的磨損，幾何形狀較簡單，便于加工制造。2)從動件能實現(xiàn)各種預期的運動規(guī)律。3)連桿上各不同點的軌跡是各種不同形狀的，從而可以得到各種不同形狀的曲線，我們可以利用這些曲線來滿足不同軌跡的要求。缺點 ： 1)有較長的運動鏈，使連桿機構產(chǎn)生較大的積累誤差，降低機械效率。2)連桿及滑塊的質心都在作變速運動，它們所產(chǎn)生的慣性力難于用一般的平衡方法加以消除，增加機構的動載荷。所以連桿機構一般不宜用于高速傳動。連桿機構在實際中用處較多，如圖 62,a中的機械手驅動機構，圖 62,b中的溜冰鞋剎車機構和圖 62,c中的夾子驅動機構。圖 62， a 圖 62， b圖 62， c167。62平面四桿機構的類型和應用一、平面四桿機構的基本型式 圖 6l， b所示的鉸鏈四桿機構 (所有運動副都是回轉副的四桿機構 )是平面四桿機構的基本型式，其他型式的四桿機構可看作是在它的基礎上通過演化而成的。 AD為機架， AB、 CD為連架桿， BC為連桿。在連架桿中，能作整周回轉的稱為 曲柄 ，只能在一定范圍內擺動的則稱為 搖桿 。1.曲柄搖桿機構 在鉸鏈四桿機構中，若兩個這架稈中一個為曲柄，另一個為搖桿，則此四桿機構稱為 曲柄搖桿機構(carnkrockermeghanism)；當曲柄為原動件，搖桿為從動件時，可將曲柄的連續(xù)轉動轉變成搖桿的往復擺動。該機構在實際中多有應用，如圖 63和 64。2.雙曲柄機構 在鉸鏈四桿機構中，若兩個這架桿都是曲柄，則稱為 雙曲柄機構(doublecrank mechanism)。在雙曲柄機構中，若其相對兩桿平行且相等，則成為平行四邊形機構。3.雙搖桿機構鉸鏈四桿機構中兩連架桿都是搖桿，則稱為 雙搖桿機構 (doublerockermechanism)。 圖 68 圖 69二、平面四桿機構的演化型式 1.改變構件的形狀和運動尺寸在圖 610,圖 b所示的曲線導軌的曲柄滑塊機構可看成是由圖 a所示的曲柄搖桿機構中所演化而來。其中搖桿 DC可由饒 D點沿軌道 ββ運動的滑塊 3所替代 。當將搖桿 3的長度增至無窮大，則鉸鏈 c運動的軌跡 ββ將變?yōu)橹本€，而與之相應的圖 b中的曲線導軌將變?yōu)橹本€導軌，于是鉸鏈四桿機構將演化成為常見的曲柄滑塊機構，如圖 610,d所示。其中圖 c所示為具有一偏距 e的偏置曲柄滑塊機構 (offset slidercrank mechanism)；圖 b所示為沒有偏距的對心曲柄滑塊機構。圖 610在圖 610,d所示的曲柄滑塊機構中，由于鉸鏈 B相對于鉸鏈 c運動的軌跡為 αα圓弧，所以如將連桿 2作成滑塊形式，并使之沿滑塊 3上的圓弧導軌αα運動 (如圖 611， a所示 )，此時已演化成為一種具有兩個滑塊的四桿機構。設將圖 610,d所示曲柄滑塊機構中的連桿 2的長度增至無窮長．則圓弧導軌 αα將成為直線，于是該機構將演化成為圖 611,b所示的所謂正弦機構。 圖 6112.改變運動副的尺寸 在圖 612,a所示的曲柄滑塊機構中，當曲柄 AB的尺寸較小時，由于結構的需要，常將曲柄改作成如圖 b所示的一個幾何中心不與回轉中心相重合的圓盤，此圓盤稱為 偏心輪 ，這種機構則稱為 偏心輪機構 。圖 6— 19圖 613圖 612在圖 613,a所示的曲柄滑塊機構中，若改選構件 AB為機架，如圖 b所示，則稱為導桿機構。在導桿機構中，如果導桿能作整周轉動，則稱為回轉導桿機構。如果導桿僅能在某一角度范圍內往復擺動，則稱為擺動導桿機構。如果在圖 613,a所示的曲柄滑塊機構中，改選構件 BC為機架 (如圖 c)，則將演化成為曲柄搖塊機構。 在圖 613,a所示的曲柄滑塊機構中改選滑塊為機架 (圖 d)，則將演化為直動滑桿機構。 167。 63有關平面四桿機構的一些基本知識一、平面四桿機構有曲柄的條件 如圖 614所示，設分別以 a、 b、 c、 d表示鉸鏈四桿機構各桿的長度， AD桿為機架，討論能作整周回轉 (即轉動副 A為周轉副 )的條件。設 a＜ d當 AB桿能繞 A點作整周回轉時， AB桿應能占據(jù) AB39。與 AB39。39。兩個位。由圖可見，為了使 AB桿能轉至位置 AB39。，各桿的長度應滿足 圖 614為了使 AB桿能夠轉至位置 AB39。39。，各桿的長度應滿足 或將式 (6—1) 、 (6—2) 、 (6—3) 分別兩兩相加，則得 即 AB桿為最短稈。 d+a≤b+cd≤ad+b≤a+cd≤bd+c≤b+ad≤c由此可得 曲柄存在條件 (Crashoff’slaw)：1)最短桿是機架或連架桿。2)最短桿與最長桿的長度和應小于或等于其他兩桿的長度和 。 二、急回運動和行程速比系數(shù)圖 615所示為一曲柄搖桿機構，設曲柄 AB為原動件，以等角速度順時針轉動，在其轉動一周的過程中，有兩次與連桿共線，這時從動件搖桿CD分別位于兩極限位置 C1D和 C2D。 從動件運動到兩極限位置時，原動件 AB所處兩個位置之間所夾的銳角 θ 稱為 極位夾角 (crankanglebetweenextremeposition)。 顯然 ： α1α2搖桿的這種運動性質稱為急回運動 (quick_returnmotion)。為了表明急回運動的急回程度，常用行程速比系數(shù) (advanceto returntimeratio)來衡量，即 圖 615三、 四桿機構的傳動角與死點1.壓力角與傳動角(1)壓力角 (pressuresngle)(α)：若不考慮各運動副中的摩擦力及構件重力和慣性力的影響，作用于點 C的力 P與點 C速度方向之間所夾的銳角。(2)傳動角 (γ)：壓力角的余角 。 如 圖 616所 示，力 P可分解為：Pn=Psinα=Pcosγ， Pt=Pcosα=Psinγ，其中 Pn只能使鉸鏈 C、 D產(chǎn)生徑向壓力，才 Pt是推動從動件運動的有效分力。可見， γ角愈大，則有效分力 Pt愈大，而 Pn愈小，因此對機構的傳動愈有利。圖 616(3)最小傳動角 γmind的確定由圖 6—33 可見， γ與機構的 ∠ BCD有關。在 ΔABD和 ΔBCD中，由余弦定理得：BD2=b2+c22bccos∠ BCD；1