第7章+平面机构的力分析与机器的机械效率.ppt

7平面机构的力分析与机器的机械效率,7.1研究机构力分析的目的和方法7.2构件惯性力的确定7.3机构的动态静力分析7.4运动副中摩擦力的确定7.5机器的机械效率和自锁,7.1研究机构力分析的目的和方法,7.1.1作用在机械上的力的分类机械的运动过程是传力和作功的过程。作用在机械上的力，有外部施于机械的原动力、生产阻力、重力以及运动构件受到空气和油液等介质阻力，构件在变速运动时产生的惯性力，以及运动副中的反力。根据上述诸力对机械运动的影响不同可将它们分为两大类：1.驱动力凡是驱使机械产生运动的力统称为驱动力。驱动力的特征是该力与其作用点速度的方向成锐角，所作的功为正功，常称为驱动力或输入力。,7.1研究机构力分析的目的和方法,2.阻抗力凡是阻止机械产生运动的力统称为阻抗力。阻抗力的特征是该力与作用点速度的方向成钝角，所作的功为负功，常称为阻抗功。阻抗力又可以分为有益阻力和有害阻力两种。（1）有益阻力即工作阻力，它是机械在生产过程中为了改变工作物的外形、位置和状态所受到的阻力；（2）有害阻力即机械在运动过程中所收到的非工作阻力，如摩擦力、介质阻力等。,7.1研究机构力分析的目的和方法,7.1.2机构力分析的目的和方法作用在机械上的力，不仅是影响机械运动和动力性能的重要参数，而且是决定相应的机构尺寸及结构形状的重要依据，所以，不论是设计新的机械，还是为了合理地使用现有机械，都必须对机械的受力情况进行分析。机械力分析的任务，主要有以下两部分内容：1.确定运动副中的反力即运动副两元素接触处的作用力。2.确定机械上的平衡力所谓平衡力是指作用在机械上的已知外力及按给定规律运动时其各构件的惯性力相平衡的未知外力。,7.1研究机构力分析的目的和方法,对于低速机械，由于惯性力的影响不大，故常忽略不计。在不计惯性力的条件下，对机构进行力的分析称为机构的静力分析。但对于高速及重型机械，由于某些构件的惯性力往往比机械所受的外力大得多，故在机械力分析时必须考虑惯性力的影响。根据理论力学的达朗伯原理，把惯性力视为外力，施加于产生该惯性力的构件上，机构视为处于静力平衡状态，采用静力学的方法对其进行受力分析。这种方法称为动态静力分析。,7.2构件惯性力的确定,7.2.1机构惯性力的计算理论力学可知,具有质量对称平面的刚体(构件)作面运动时,其惯性力系可简化为一通过构件质心S的力Fi和一力偶矩Mi,如图7-1所示。式中,m、as、Js和分别为第i个构件的质量、质心的加速、绕质心的转动惯量和角加速度。,图-1力和力偶的合成,（.-）,7.2构件惯性力的确定,根据力的平移原理,Fi和Mi可用一个等于Fi的总惯性力Fi来代替。Fi的作用与Fi的距离由下式计算(7.2.-2)偏离方向由Mi的方向所决定。,7.2.2质量代换法采用上述方法确定构件的惯性力和惯性力偶矩,必须预先求出该构件的质心加速度及角加速度,计算较复杂。为了简化计算,可用集中在某些选定点的假想质量的惯性力来代替原构件的惯性力系。这种按一定条件将构件的分布质量用集中在若干选定点的假想质量来代替的方法称为质量代换法。该假想的集中质量称为,7.2构件惯性力的确定,代换质量，而代换质量所集中的点称为代换点。质量代换法不但可用来计算惯性力,还可用于机构在机架上的平衡和飞轮设计等方面。质量代换必须满足下列代换条件：（1）集中在各代换点的质量总和应等于原构件的质量,即代换前后构件的质量不变；（2）集中在各代换点的质量的总质心应与原构件的质心相重合,即代换前后构件的质心不变；（3）集中在各代换点的质量对质心轴的转动惯量总和应等于原构件对质心轴的转动惯量，即代换前后构件的转动惯量不变。凡满足前两个条件的代换,其惯性力不变,原构件和代换系统,7.2构件惯性力的确定,的静力效应完全相同，故称为静代换。三个条件都满足的代换,其惯性力和惯性力偶矩都不变,原构件和代换系统的动力效应完全相同，故称为动代换。在工程计算中，常见的是两个或者三个质量代换，下面只讨论应用较多的两质量代换。1.动代换如图72a、b所示,设选定运动副中心B为一个代换点,并以质心S为原点,图7-2构件的质量代换,a）,b）,c）,7.2构件惯性力的确定,以BS方向为x轴,则点B的坐标xB=-b为已知。若选取另一代换点K,其坐标为xK=k,根据动代换的条件可得,（7.2-3）,a）,b）,c）,图7-2构件的质量代换,上式中mB、mK、k为三个未知数,由上式可得由k=Js/(mb)可知,点K即为以构件上点B为悬点时的摆动中心。点B的位置选定后,另一个代换点K的位置也随之而定。因此,动代换时不能同时任选两个代换点。,7.2构件惯性力的确定,（7.2-4）,2.静代换如图7-2c所示,设选定运动副中心B和C为两个代换点,C点的坐标xC=c,且为已知。根据静代换的条件可得由上式可得,7.2构件惯性力的确定,（7.2-5）,（7.2-6）,由上可见,两代换点B及C可同时任意选择,但因其没有满足代换前后对质心轴的转动惯量不变的条件,故惯性力偶矩将产生误差:,7.2构件惯性力的确定,7.3机构的动态静力分析,7.3.1基本杆组的静定条件所谓基本杆组的静定条件,就是该杆组中的所有未知外力都可以用静力学的方法确定的条件。欲使构件组成为静定的,则对该杆组所能列出独立的力平衡方程的数目等于构件组中所有力的未知要素的数目。当不计摩擦时,转动副中的反力应通过转动副的中心,其大小和方向未知;移动副中的反力应垂直于移动的方向,其大小和作用点未知;平面高副中的反力应沿高副接触点法线方向,其大小未知。由以上分析可知,每个低副中的反力都有两个未知要素,每个高副中的反力只有一个未知要素。若在构件组中含有PL个低副,PH个高副,则总的未知要素为(2PL+PH)。该构件组中共有n个构件,每,个作平面运动的构件都可列出三个独立的力平衡方程,则整个构件共有3n个方程式。构件组的静定条件为：当构件组中仅有低副时,则有由以上两式可以看出，所有的基本杆组都是静定杆组。7.3.2平面连杆机构动态静力分析解析在对机构进行动力分析时,常采用动态静力法,它可分为图解法和解析法两种，本课程主要介绍解析法进行动态分析。【例7-1】在图7-3a所示的四杆机构中,各构件所受外力Fz,惯性力F2、F3,惯性力偶矩的MS2、MS3大小和方向都已知，用解析,7.3机构的动态静力分析,法求解各运动副反力和保证原动件按给定角速度1转动时的平衡力矩Mq(忽略F1,MS1=0)。,7.3机构的动态静力分析,图7-3四杆机构动态静力分析,a）,b）,7.3机构的动态静力分析,【解】设构件i对构件j作用的运动副反力为Rij,图7-3b为各构件的示力图,运动副反力以分力形式给出,并都设定其方向为正。构件2和3的力平衡方程为：,7.3机构的动态静力分析,将R23x=-R32x,R23y=-R32y带入上式,整理得如下矩阵(六元线性方程组),式中,利用高斯消元法程序,可直接在计算机上求得各运动副反力的数值解。以原动件为研究对象,由R21x=-R12x,R21y=-R12y得,7.3机构的动态静力分析,7.4运动副中摩擦力的确定,7.4.1移动副中的摩擦力1.平面移动副中的摩擦力如图7-4所示滑块1和平面2组成移动副,设F为作用在1上的所有外力的合力,它与接触面法线间的夹角为，将力F沿接触面和其法向分成Fx和Fy两分力，则Fx将使滑块1向左运动或具有运动的,（7.4-1）,图7-4平面移动副受力分析,7.4运动副中摩擦力的确定,趋势。则2作用1的总反力R21可分解为正压力N和摩擦力Ff。Ff的方向与1相对2的速度12的方向相反。由为摩擦角,其大小取决于摩擦系数f。由图，总反力R21方向与12成90+，所以摩擦力Ff为,分析上式可知：（1）当Fx。若滑块1是运动的,则作减速运动直至静止不动;若滑块1是静止的，无论力F的大小如何滑块都不能运动,即具有自锁现象；（2）当=时,Ff=Fx。即力F的作用线与总反力R21的作用线重合。若滑块1是运动的;若滑块1是静止的,则保持静止,即自锁的临界状态；（3）当时,FfFx。滑块1作加速运动。如图7-5a所示，滑块1是滑块1是置于一升角为a的斜面2上，Q为作用在滑块1上的铅垂载荷（包括滑块的自重），欲使滑块1沿斜面2等速上行时，所需的水平驱使力为F，总反力R21的方向,7.4运动副中摩擦力的确定,与所作用的构件的运动方向12成90+，于是有从而能够作出力的多边形，如图7-5b所示，由力的平衡条件得在上述斜面机构中，若滑块1沿斜,b）,图7-5等速上升斜面受力分析,7.4运动副中摩擦力的确定,面2等速下降，则如图7-6所示，由力平衡条件得F=R21+Q，从而作出力的多边形，可求得,图7-6等速上升斜面受力分析,7.4运动副中摩擦力的确定,2.槽面摩擦如图7-7所示,楔形滑块1放在槽面2中,槽面的夹角为2。Q为作用在滑块上的铅垂载荷(包括滑块自重),F为推动滑块1沿着槽面,7.4运动副中摩擦力的确定,a）,b）,图7-7槽面摩擦,2等速向右运动的水平力,N21为槽的每一侧面给滑块的法向反力,于是每一侧面的摩擦力F21的大小为,7.4运动副中摩擦力的确定,a）,b）,图7-7槽面摩擦,根据滑块1在铅垂线上的受力平衡条件得又由式（7.4-2）得式中将上两式比较不难发现，fv相当于平面摩擦中的f，称其为当量摩擦系数。称为当量摩擦角。,7.4运动副中摩擦力的确定,7.4.2转动副中的摩擦1.径向轴颈的摩擦径向轴颈是指载荷作用于其半径方向。如图7-9所示，设半径为r的轴颈1在径向载荷Q、驱动力偶M作用下相对轴承2以等角速12回转，2对1的总反力R21。根据平衡条件得R21=-QR21与Q构成阻止轴颈转动的力偶矩Mf与M相平衡，设R21与Q之间的间距为，则Mf=R21,7.4运动副中摩擦力的确定,a）,b）,图7-9径向轴颈力分析,将R21在轴颈的作用点处分解成通过轴心O和切于轴颈的两个分力N和Ff，正压力对点O力矩为零,只有Ff构成力偶矩Mf阻止轴颈的运动。Mf称为摩擦力矩。如果1、2之间存在间隙，则两者近似成线接触，符合摩擦学的基本定律，有FffN，故以上两式相比较式中fv称为径向轴颈转动副的当量摩擦系数。,7.4运动副中摩擦力的确定,结论：（1）R12相对载荷Q作用线的偏移距离值取决于当量摩擦系数fv和轴颈半径r；（2）当Q方向改变时R12的方向一定随之改变，R12总与以圆心O，为半径的圆相切，该圆称为摩擦圆；（3）R12对轴心的力矩方向必与12相反。根据力偶等效定律，可将驱动力偶矩M与载荷合并成一个合力Q，其作用线偏移距离为h=M/Q。则：（1）当hMf，轴颈作加速转动。【例7-2】如图7-10所示的偏心夹具中，已知轴颈O的半径r0，当量摩擦系数f0,偏心圆盘1的半径r1以及它与工件2之间的摩擦系数f，求不加力F仍能夹紧工件的楔紧角。【解】摩擦圆半径r0f0。偏心,图7-10偏心轮机构,7.4运动副中摩擦力的确定,圆盘与工件之间的摩擦角为arctanf。当偏心圆盘松开时，它的转动方向为逆时针方向，因此反力R21的方向应向左上方。对偏心圆盘的轴颈而言，R21即相当于前述的载荷Q，若R21与轴颈O的摩擦圆相割或相切，则该机构均发生自锁，因此,图7-10偏心轮机构,【例7-3】如图所示的铰链四杆机构中，已知机构的位置、各构件的尺寸和驱动力F，各转动副的半径和当量摩擦系数均为r和f0。若不计各构件的重力、惯性力，求各转动副中反作用力的作用线和作用在从动件3上的阻力偶矩M3的方向。【解】（1）计算摩擦圆半径按rf0算出各转动副的摩擦圆半径，并将这些摩擦圆以虚线画在图上；,7.4运动副中摩擦力的确定,图7-11四杆机构,（2）确定转动副B和C中反作用力的作用线：当驱动力F方向如图所示时，构件1对机架4的转速14的方向为顺时针，ABC增大，故12为顺时针，连杆2受压，故R21应指向左方，它对转动副B的中心力矩方向与12相反，R21切于B处摩擦圆的上方，同理可得。R23应切于C处摩擦圆的下方。综上所述可知，R21和R23的作用线应在B、C两处的摩擦圆的内公切线。,7.4运动副中摩擦力的确定,图7-11四杆机构,（3）确定转动副A中反作用力R41的作用线：因为构件1为三力构件，故三力必交于一点；R41应指向右下方，因为R41对转动副A的中心的力矩方向应与14相反，所以R41的作用线应切于A处摩擦圆的左下方，且通过O点。,7.4运动副中摩擦力的确定,图7-11四杆机构,（4）确定转动副D中反作用力R43的作用线因构件3在力R23和R43以及力偶矩M3的作用下平衡，R43与R23构成一顺时针方向力偶，即R43=R23，阻力偶矩M3的方向必然为逆时针，R43对转动副D的中心的力矩方向应与34相反，故R43的作用线应切于D处摩擦圆的上方。,7.4运动副中摩擦力的确定,图7-11四杆机构,2.止推轴颈转动副中的摩擦力止推轴颈是指载荷作用与其轴线方向。止推轴颈与轴承的接触面可以是任意的回转体表面，最常见的为圆平面、圆环面或数个圆环面。止推轴颈和轴承的摩擦力矩大小决定于接触面上压强p的分布规律。止推轴颈可以分为非跑合和跑合两种情况。如图7-12所示，设Q为轴向载荷，f为接触面间的摩擦系数，r1和r2为接触面的内半径和外半径，则当轴颈1,7.4运动副中摩擦力的确定,图7-12止推轴颈力分析,在轴承2内转动时，摩擦力矩大小为式中,r称为当量摩擦半径，其值随压强p的分布规律而异。,7.4运动副中摩擦力的确定,图7-12止推轴颈力分析,对于非跑合的止推轴颈：对于跑合的止推轴颈：,7.4运动副中摩擦力的确定,7.5机器的机械效率与自锁,7.5.1机械效率机器在运转时，作用在机械上的的驱动力所作的功为驱动功(亦即输入功),克服生产阻力所作的功为有益功(亦即输出功),而克服有害阻力所作的功为损耗功。当机械正常运转时,输入功Wd将等于输出功Wr与损耗功Wf之和,即输出功和输入功的比值,反映了输入功在机械中有效利用的程度,称为机械效率,通常以表示,即,或者效率以功率的形式表示为式中Nd、Nr、Nf分别为输入功率、输出功率与损耗功率。由以上各式可知，因为损耗功Wf或损耗功率Nf不可能为零,所以机械,7.5机器的机械效率与自锁,效率总是小于1。机械效率也可以用力的比值的形式来表达。图7-13所示为一机械传动示意图,设F为驱动力,Q为生产阻力，vP和vQ分别为F和Q的作用点沿该力作用线方向的速度,根据（7.5-5）可得,7.5机器的机械效率与自锁,图7-13机械传动示意图,对于理想机械不存在摩擦,为了克服同样的生产阻力Q,其所需的驱动力F0(可称为理想驱动力)显然小于F。对理想机械来说,其效率0应等于1,故得于是得：此式说明,机械效率等于不计摩擦时,克服生产阻力所需的理想驱动力F0,与克服同样生产阻力(连同克服摩擦力)时该机械实际所需的驱动力F之比。,7.5机器的机械效率与自锁,同理，机械效率也可以用力矩之比的形式表达，即式中M0和M分别表示为了克服同样生产阻力所需的理想驱动力矩和实际驱动力矩。综合以上两式得同理可得,7.5机器的机械效率与自锁,7.5机器的机械效率与自锁,机械效率的确定,除了用计算方法外,还常用试验方法来确定。具体的计算方法可按下述三种不同的情况进行。（1）串联如图7-14所示为几种机器串联组成的机器。该机组的机械效率应为,图7-14串联机组,而功率在传递的过程中,前一机器的输出功率即为后一机器的输入功率,设各机器的效率分别为1、2、k,则得将1、2、k连乘起来，得,7.5机器的机械效率与自锁,结论：串联系统的总效率等于各机器的效率的连乘积。串联的级数越多，机械系统的效率越低。（2）并联图7-15所示为几种机器并联组成的机组设各个机器的输入功率分别为N1、N2,、Nk，而输出功率分别为N1、N2、Nk。因总输入功率为,7.5机器的机械效率与自锁,图7-15并联机组,总输出功率为所以总效率为结论：并联系统的总效率不仅与各组成机器的效率有关,而且与各机器所传递的功率也有关。,7.5机器的机械效率与自锁,（3）混联由串联和并联组成的混联式机械系统。如图7-16所示，设机组串联部分的效率为，并联部分的效率为，则机组总效率为,7.5机器的机械效率与自锁,图7-16混联机组,7.5.2自锁在实际中由于摩擦的存在，有些机械会出现无论驱动力如何增大,也无法使它运动的现象,这种现象就叫做机械的自锁。机械自锁的条件是其机械效率恒小于或等于0，即0设计机械时,可以利用上式来判断其