福船院机械设计基础课件02常用机械机构

§4.1概述§4.2平面机构的运动分析§4.3平面机构的力分析§4.4四杆机构的基本形式及其演化§4.5平面四杆机构的基本特性§4.6平面四杆机构的设计4

平面连杆机构单元二常用机械机构4.1概述

平面连杆机构是由若干个构件通过低副联接而成的机构，又称为平面低副机构。由四个构件通过低副联接而成的平面连杆机构，称为四杆机构。如果所有低副均为转动副，这种四杆机构就称为铰链四杆机构。平面连杆机构的优点由于是低副，为面接触，所以承受压强小、便于润滑、磨损较轻，可承受较大载荷结构简单，加工方便，构件之间的接触是有构件本身的几何约束来保持的，所以构件工作可靠可使从动件实现多种形式的运动，满足多种运动规律的要求利用平面连杆机构中的连杆可满足多种运动轨迹的要求平面连杆机构的缺点根据从动件所需要的运动规律或轨迹来设计连杆机构比较复杂，精度不高。运动时产生的惯性难以平衡，不适用于高速场合。4.2平面机构的运动分析已知机构中主动件的运动，求解机构中其他各构件的运动状态。机构的运动分析：

通过机构的运动分析可了解机构在运动过程中构件上某些点的位移、速度和加速度以及构件的角位移、角速度和角加速度。本节主要介绍用相对运动图解法求机构的速度和加速度的方法。4.2.1同一构件上点的速度、加速度分析已知条件：各构件的尺寸、位置以及构件1的角速度角加速度要求：、现在要求出在图示位置时构件2上C点、E点的速度，加速度，以及构件2和构件3的角速度，角加速度，4.2平面机构的运动分析4.2平面机构的运动分析1.速度分析

（1）求，方向垂直于AB，指向与的转向一致。（2）求

B

点与C

点同为构件2上的点，根据理论力学，做平面运动的刚体上某一点的速度可以看作是刚体上任选基点的牵连速度和该点绕基点的相对转动速度的合成。因此构件2上C

点的速度等于B

点的速度与C

点相对B

点的速度矢量和，即大小方向

？

？4.2平面机构的运动分析构件1与构件2在B点组成转动副，所以

，同理因此上式中只有两个未知数，可以用矢量多边形来求解。①

如图所示，选定速度比例尺为

(m/s/mm)

，任取极点p作矢量，指向同

的转向一致，长度这样矢量

可以代表②从b点作的方向线bcBC从ｐ点作的方向线pc矢量代表，矢量代表

，CD并交于c点4.2平面机构的运动分析（3）求由图4.1可知将矢量移到机构简图中的C点处，则可见为逆时针方向。将矢量移到机构简图中的C点处，则可见为逆时针方向。

（4）求因为B、C、E为同一构件上的点，所以可得出下列方程式：大小？？？

方向？4.2平面机构的运动分析后一个方程只有两个未知数，可用图解法求解如图4.1b所示，过b点作

的方向线

，过c点作

的方向线

，两线交于e点矢量

代表其大小为4.2平面机构的运动分析2.加速度分析（1）求由已知条件可知：方向为B→A

方向垂直于AB，指向与

方向一致。式中有两个未知数，可用矢量图解法求解（2）求根据相对运动原理，可建立如下方程式大小？

？方向Ｃ→Ｄ

ＣＤ

Ｂ→Ａ

ＡＢＣ→Ｂ

ＢＣ4.2平面机构的运动分析，其大小为任取一点P′为极点，作矢量如图C所示，选定加速度比例尺，指向为B→A，这样矢量可以代表接着从b″作矢量，长度为，指向与α1方向一致，则矢量代表；再作，指向为C→B，长度为，矢量代表了作为的方向线；从p′作作，方向为C→D，长度为，矢量代表过作，作为的方向线，与线相交于c′4.2平面机构的运动分析代表了C点的加速度aC、代表aCB，大小分别为（3）求a2、a3由图4.1c可知，代表，代表将它们平移到机构图中的C点处，可得逆时针方向逆时针方向4.2平面机构的运动分析（4）求aE

因为B、C、E是同一构件上的三点，可列出下列方程式大小方向？？E→B？⊥EB？⊥EC如图4.1c所示，过b′点作，方向从E→B，长度为再过e″点作的方向线；同样过c′点作代表，再作作的方向线，与的方向线相交于e′点。这样矢量代表aE，矢量代表Aec，大小分别为4.2平面机构的运动分析4.2.2组成移动副的两构件瞬时重合点的速度、加速度分析已知条件：要求：机构的位置各构件的长度顺时针转动主动件1以等角速度试求导杆3的角速度角加速度4.2平面机构的运动分析1.速度分析（1）求构件1和构件2在B点组成转动副，所以，方向垂直于AB，指向与的方向相同。（2）求构件2和构件3组成移动副，B2与B3为瞬时重合点。由理论力学可知，B3点的绝对速度等于与其重合的牵连点B2的绝对速度和B3相对于B2的相对速度的合成，即大小方向

？⊥AB

？//BC该式只有两个未知数，可用图解法求解。如图4.2b所示，选定速度比例尺4.2平面机构的运动分析任取极点p，作，则代表；作，代表的方向线，作，代表的方向线，二者相交于b3点，代表，矢量代表则矢量（注意其矢量的指向与相对应速度下标的顺序相反）。速度的大小分别为4.2平面机构的运动分析2.加速度分析（1）求，其大小为，方向为B→A。（2）求由理论力学可知，B3点的绝对加速度等于牵连加速度哥氏加速度和相对加速度的合成，其中哥氏加，方向由相对速度速度的大小的指向顺着牵连角速度转过90°而得，即大小方向？⊥BC？//BC4.2平面机构的运动分析选定加速度比例尺为，作加速度多边形（如图4.2c所示），其中代表代表代表代表代表代表所以，方向由p′指向（3）求a3将移至B点，得，方向为逆时针。由于构件2、构件3组成移动副，所以。4.3平面机构的力分析平面机构力分析的主要目的：根据作用在平面机构上的已知外力和惯性力，确定各运动副中的反力，进而确定为维持机构按给定规律运动所需的平衡力或平衡力矩。

力分析通常用于计算机构各零件的强度、确定机械效率以及机械工作时所需的驱动力矩等。4.3平面机构的力分析4.3.1运动副的摩擦1.移动副中的摩擦力滑块1和平面2组成移动副，滑块受力F作用沿水平相左移动。力F与接触面法线的夹角为可以将F分解成切向力Ft和法向力Fn根据摩擦定律，Ff=fFN，

由图4.3可知由上述两式可得4.3平面机构的力分析由上式可知：（1）当外力F的作用线在摩擦角所包围的区域之外，此时Ft>Ff，滑块作加速运动；（2）当外力F的作用线在摩擦角所包围的区域的面上，此时Ft=Ff，滑块作等速运动。若滑块原来是静止的，则保持静止不动；（3）当外力F的作用线在摩擦角所包围的区域的里面，此时Ft<Ff，滑块作减速运动，直到静止。若滑块原来静不动，则不论用多大的外力都无法推动滑动使其运动，这种现象称为自锁。4.3平面机构的力分析两个构件组成非平面移动副时的情况，如图所示。根据平衡条件得在z方向在xy平面内4.3平面机构的力分析2.转动副中的摩擦力

图示为转动副中摩擦力的情况。轴颈1与轴承2组成转动副，Ff为作用在轴颈上的径向载荷。无论FR21的方向如何，与轴心的距离始终等于总反力的作用线始终与摩擦圆相切

轴颈在力矩M的作用下相对轴承以角速度传动。当轴颈作等速转动时，由图可见，由轴颈半径r和当量摩擦系数f0决定。的值4.3平面机构的力分析推力轴承的轴颈与轴承也构成转动副，其接触面可以是任意旋转体的表面

如图4.8所示。Fa为轴向载荷，r和R分别为圆环面的内、外半径，f为滑动摩擦系数，则摩擦力矩Mf为对于非跑合轴颈对于跑合轴颈4.3平面机构的力分析4.3.2机构受力分析1.运动副中作用力的特点

（1）转动副约束反力的大小与方向未知。当不计摩擦时，离作用线通过转动中心；当计及摩擦时，约束反力逆相对转动方向与转动中心偏离一个摩擦圆半径的距离。

（2）移动副约束反力的大小与作用点未知。当不计摩擦时，力的方向垂直于相对移动方向；当计及摩擦时，约束反力逆相对移动方向偏转一个摩擦角。

（3）平面高副约束反力的大小未知。当不计摩擦时，约束反力过接触点的公法线；当计及摩擦时，约束反力过接触点，并相对于公法线逆相对滑动方向偏转一个摩擦角。4.3平面机构的力分析2.计及摩擦力时的静力分析（不考虑惯性力）构件力平衡的特点为：1.不含力偶的二力杆，两个力等值、共线、反向。2.含力偶的二力杆，两个力值、反向、不共线，相距h=M/F。3.不含力偶的三力杆，三个力汇交于一点。4.确定摩擦总反力FRik的方位时，首先粗略判断FRik的指向，然后确定相对角速度的转向，使FRik与摩擦圆相切，并对铰链中心所形成的力矩方向与的方向相反。4.3平面机构的力分析4.3.3机械效率及自锁1．机械效率的计算

机械在稳定运转的一个周期内，驱动力所作的功Wd等于工作阻力所作的功Wr和有害阻力所作的功Wf之和，即通常用来表示机械对能量的利用程度用功率表示的机械效率4.3平面机构的力分析机械效率也可以用力或力矩的表达式表示

图为一机械传动示意图。设Fd为驱动力，Fr为生产阻力，分别为在Fd和Fr的作用点处沿其作用线方向上的速度和

假设机械中不存在摩擦（即理想机械），设理想驱动力用Fd0表示，此时输入功率与输出功率相等，即（4.12）将上式带入式（4.12）得4.3平面机构的力分析2．机械的自锁

由于机械中总存在着损失功，所以机械效率h<1。若机械的输入功全部消耗于摩擦，结果就没有有用功输出，则h=0。若机械的输入功不足克服摩擦阻力消耗的功，则h<0。在这种情况下不管驱动力多大都不能使机械运动，机械发生自锁。因此机械自锁的条件是h≤0，其中h=0为自锁状态，并不可靠。4.3平面机构的力分析4.3.4螺旋机构的效率

图a所示为矩形螺旋，设其螺母上承受一轴向载荷Fr，根据螺纹形成原理，可将其沿中径d2展开成一升角为的斜面，如图b所示。4.3平面机构的力分析

当以力矩Md拧紧螺母时，相当于滑块在驱动力Fd作用下克服阻力Fr沿斜面等速上升，如图a所示。Fd为作用在螺母中径d2上的圆周力，设此时斜面对滑块的全反力为FR21，则根据滑块的力平衡方程可得Fd+Fr+FR21=0

作力多边形（如图b所示），由图可得4.3平面机构的力分析则拧紧螺母的力矩为若不考虑摩擦力则由上式的理想驱动力矩为则，其效率为4.3平面机构的力分析

当拧松螺母时相当于滑块在力Fr作用下下滑（见图c），此时力多边形如图d所示。设为维持滑块等速下滑的支持力为，则则支持阻力矩为若不考虑摩擦力则由上式的理想驱动力矩为此时效率为4.3平面机构的力分析

如果要求螺母在力Fr作用下不会自动松脱，即要求机构自锁，必须使，故螺纹自锁的条件为

所以三角螺纹的摩擦阻力大、效率低，易发生自锁，常用作联接螺纹。矩形螺纹效率高，常用作传动螺纹。由于，则

与矩形螺纹类似，三角螺纹相当于楔形滑块在楔形槽面内滑动，只需将上述的摩擦角j改称当量摩擦角jv即可。

1.曲柄摇杆机构在两连架杆中，一个为曲柄，另一个为摇杆。应用举例：牛头刨床横向进给机构、搅面机、卫星天线、飞剪缝纫机脚踏板机构、自行车、走步机、送料机构

一般曲柄主动，将连续转动转换为摇杆的摆动，也可摇杆主动，曲柄从动。运动特点：根据连架杆运动形式的不同，可分为三种基本形式4.4四杆机构的基本形式及其演化4.4.1四杆机构的基本形式曲柄摇杆机构应用实例搅面机4.4四杆机构的基本形式及其演化4.4四杆机构的基本形式及其演化曲柄摇杆机构应用实例卫星接收装置4.4四杆机构的基本形式及其演化曲柄摇杆机构应用实例缝纫机脚踏板机构4.4四杆机构的基本形式及其演化曲柄摇杆机构应用实例自行车4.4四杆机构的基本形式及其演化曲柄摇杆机构应用实例跑步机4.4四杆机构的基本形式及其演化曲柄摇杆机构应用实例自动送料机构2.双曲柄机构—两连杆架均为曲柄的四杆机构4.4四杆机构的基本形式及其演化应用举例：惯性筛、插床机构运动特点：从动曲柄变速回转4.4四杆机构的基本形式及其演化惯性筛双曲柄机构应用实例4.4四杆机构的基本形式及其演化插床机构双曲柄机构应用实例4.4四杆机构的基本形式及其演化3.双摇杆机构—两连杆架均为摇杆的四杆机构港口起重机、飞机起落架、车辆的前轮转向机构应用举例：4.4四杆机构的基本形式及其演化双摇杆机构应用实例港口起重机选择连杆上合适的点，轨迹为近似的水平直线4.4四杆机构的基本形式及其演化双摇杆机构应用实例飞机起落架4.4四杆机构的基本形式及其演化车辆的前轮转向机构双摇杆机构应用实例4.4四杆机构的基本形式及其演化风扇摇头双摇杆机构应用实例4.4四杆机构的基本形式及其演化4.4.2平面四杆机构的演化1.扩大转动副，使转动副变成移动副4.4四杆机构的基本形式及其演化曲柄滑块机构演化2.取不同的构件为机架4.4四杆机构的基本形式及其演化4.4四杆机构的基本形式及其演化当构件2和构件4均能作整周转动，小型刨床就是应用实例4.4四杆机构的基本形式及其演化

当杆2的长度小于机架长度时，导秆4只能作来回摆动，又称为摆动导秆机构，牛头刨中的主运动机构是他的应用实例4.4四杆机构的基本形式及其演化当以构件3为机架时，可演化成移动导杆机构，图示压水机就是实例4.4四杆机构的基本形式及其演化

如果两个移动副代替铰链四杆机构中的两个转动副，便可得到三种不同形式的四杆机构①曲柄移动导杆机构正弦机构应用实例缝纫机针运动机构4.4四杆机构的基本形式及其演化4.4四杆机构的基本形式及其演化②双转块机构4.4四杆机构的基本形式及其演化③

双滑块机构

设a＜d，则当AB

杆能绕轴A

相对于AD

杆作整周转动时，AB

杆必须占据与AD

杆共线的两个位置

a≤d，a≤b，a≤c

在△B’’C’’D中b≤(d-a)+c在△B’C’D中即a+b≤d+c

c≤(d-a)+b即a+c≤d+b

a+d≤b+c

将式3-1、3-2、3-3两两相加，可得即AB杆为最短杆4.5平面四杆机构的基本特性4.5.1铰链四杆机构有曲柄的条件铰链四杆机构有一个曲柄的条件：(1)最短杆与最长杆之和小于或等于其余两杆长度之和；(2)最短杆为连架杆。选任一杆为机架，都能实现完全相同的相对运动关系，这称为运动的可逆性。在一个四杆机构中，选取不同的构件作机架，以获得输出构件与输入构件间不同的运动特性。这一方法称为连杆机构的倒置。4.5平面四杆机构的基本特性4.5平面四杆机构的基本特性可用以下方法来判别铰链四杆机构的基本类型：2.若机构满足杆长之和条件，则(1)以最短杆的邻边为机架时为曲柄摇杆机构(2)以最短杆为机架时为双曲柄机构(3)以最短杆的对边为机架时为双摇杆机构1.若机构不满足杆长之和条件则只能成为双摇杆机构例：根据尺寸和机架判断铰链四杆机构的类型。4.5平面四杆机构的基本特性4.5.2压力角和传动角1.压力角a压力角：从动件所受的力F与受力点速度Vc所夹的锐角a。有效分力：Ft=Fcosa有害分力：Fr=Fsinaa愈小，机构传动性能愈好。2.传动角g传动角：连杆与从动件所夹的锐角g。g=900-ag越大，机构的传动性能越好，设计时一般应使gmin≥40°，对于高速大功率机械应使gmin≥50°。3.最小传动角的位置铰链四杆机构在曲柄与机架共线的两位置出现最小传动角。4.5平面四杆机构的基本特性对于曲柄滑块机构，当主动件为曲柄时，最小传动角出现在曲柄与机架垂直的位置。对于摆动导杆机构由于在任何位置时主动曲柄通过滑块传给从动杆的力的方向，与从动杆上受力点的速度方向始终一致，所以传动角等于90度。4.5平面四杆机构的基本特性4.5.3急回特性急回特性机构工作件返回行程速度大于工作行程的特性。工作行程时：V1=C1C2/t1

返回行程时：V2=C1C2/t2行程速比系数K为了表示工作件往复运动时的急回程度，用V2和V1的比值K来描述。由上式可得：急回特性的作用四杆机构的急回特性可以节省空间，提高生产率。4.5平面四杆机构的基本特性4.5.4死点死点的位置在从动曲柄与连杆共线的两个位置之一时，出现机构的传动角g=0，压力角a=90的情况，这时连杆对从动曲柄的作用力恰好通过其回转中心，不能推动曲柄转动，机构的这种位置称为死点位置。死点的利弊利：工程上利用死点进行工作。

弊：机构有死点，从动件将出现卡死或运动方向不确定现象，对传动机构不利度过死点的方法增大从动件的质量、利用惯性度过死点位置。采用机构错位排列的方法4.6平面四杆机构的设计一个设计过程：已知条件→构件尺寸

两类基本问题：实现给定运动规律；

实现给定运动轨迹；

三种设计方法：图解法解析法实验法已知条件：运动条件、几何条件、动力条件。简明易懂，精确性差。精确度好，计算繁杂。形象直观，过程复杂。4.6.1图解法设计平面四杆机构1.按给定连杆位置设计四杆机构已知：连杆BC长度及三个位置（B1C1,B2C2,B3C3）要求：设计铰链四杆机构设计步骤：①连接B1B2、B2B3，作线B1B2、B2B3的垂直平分线b12、b23，交于A点；②连接C1C2、C2C3，作线C1C2、C2C3的垂直平分线c12、c23，交于D点；③连接AB1、C1D。4.6平面四杆机构的设计4.6平面四杆机构的设计2.按给定两连架杆的对应位置设计四杆机构刚化反转法4.6平面四杆机构的设计设计步骤：4.6平面四杆机构的设计3.按给定行程速度变化系数K设计四杆机构4.6平面四杆机构的设计4.按给定速度变化系数K设计导杆机构已知：连杆AB和CD的三组对应位置

要求：确定各构件的长度a、b、c、d

步骤：建立坐标系xAy，和分别为AB和CD的初始角。将各向量坐标投影得，将三组已知位置代入以上公式，确定出选定曲柄长度a，则b、c、d。设计出所需四杆机构设计方法：建立方程式，根据以知参数对方程求解。4.6.2解析法设计平面四杆机构4.6平面四杆机构的设计、、、、、连杆曲线（定义）：四杆机构运动时，连杆作为平面复杂运动，对其上面任意一点都能描绘出一条封闭曲线，这种曲线称为连杆曲线。原理：连杆曲线的形状随点在连杆上的位置和构件的相对长度的不同而不同。方法与步骤：借用已编成册的连杆曲线图谱，根据预定运动轨迹从图谱中选则形状相近的曲线，同时查得机构各杆尺寸及描述杆在连杆上的位置，再用缩放仪求出图谱曲线与所需轨迹曲线的缩放倍数，即可求得四杆机构的结构及运动尺寸。

4.6平面四杆机构的设计4.6.3实验法设计平面四杆机构§5.1概述§5.2常用从动件的运动规律§5.3盘形凸轮轮廓的设计方法与加工方法§5.4凸轮机构基本尺寸的确定5

凸轮机构单元二常用机械机构5.1概述凸轮机构由凸轮、从动件和机架三部分组成。

凸轮是一种具有曲线轮廓或凹槽的构件，他通过与从动件的高副接触，在运动时可以使从动件获得连续或不连续的任意预期运动。

凸轮机构是高副机构，易于磨损，因此只适用于传递动力不大的场合。5.1概述示例一5.1.1

凸轮机构的应用内燃机配气机构示例二5.1概述靠模车削机构5.1概述示例三分度转位机构5.1概述5.1.2凸轮机构的分类按照凸轮的形状不同可把凸轮分为以下几种：盘形凸轮：具有变化半径的盘形构件。移动凸轮：具有曲线轮廓作往复直线移动的构件。(可以认为当盘形凸轮回转中心趋于无穷大时，凸轮相对机架作直线运动。)圆柱凸轮：在圆柱面上开有曲线凹槽的构件。(可看作是将移动凸轮卷成圆柱体而形成的。它是一种空间凸轮机构。)曲面凸轮：圆柱表面用圆弧面代替的构件。(它也是一种空间凸轮机构。)5.1概述5.1.2凸轮机构的分类按照从动件的形状可把凸轮分为以下几种：尖顶从动件：与凸轮是点接触，只用于受力小的低速机构。滚子从动件：与凸轮形成滚动磨擦，可传递较大载荷，应用极广。平底从动件：受力较好，效率高，接触面油膜易形成，可用于高速。5.1概述5.1.2凸轮机构的分类按照凸轮与从动件保持接触的方式可把凸轮分为：力锁合：如弹簧力、从动杆的重力。形锁合：如凸轮上的凹槽、等径及等宽凸轮等。(此种机构凸轮体积相对较大)按照从动件运动形式可把凸轮分为：直动从动件：推杆作往复直线移动。（有对心和偏置之分）摆动从动件：从动杆作往复摆动。5.1概述5.1.3凸轮和滚子的材料凸轮的主要失效形式为磨损和疲劳点蚀。对凸轮和滚子的材料要求：工作表面硬度高耐磨有足够的表面接触强度凸轮芯部有较强的韧性常用的凸轮材料：40Cr、20Cr、40CrMnTi常用的滚子材料：20Cr或者滚动轴承5.2常用的从动件运动规律5.2.1平面凸轮机构的基本尺寸和运动参数

图为对心尖顶从动件盘形凸轮机构，凸轮回转时，从动件重复升—停—降—停的运动循环。

从动件的位移s与凸轮转角a的关系可以用从动件的位移线图来表示，如右图所示。5.2常用的从动件运动规律5.2.1平面凸轮机构的基本尺寸和运动参数如图所示，对心直动尖顶从动件盘形凸轮轮廓由曲线AB、CD和圆弧BC、DA组成。

凸轮以ω角速度逆时针转动，在转过一圈时，从动件在AB段上升、BC段停留在最高处、CD段下降、DA段停留在最低处。5.2常用的从动件运动规律5.2.1平面凸轮机构的基本尺寸和运动参数几个基本运动参数：

基圆：以凸轮轮廓的最小向径rb为半径的圆。起始位置：基圆与廓线的衔接点，也即从动件开始上升的起点，这时从动件处于最低位置。（上图的A点）

推程运动角Φ：凸轮将从动件由最低位置A推到最高位置B′时，凸轮所转过的角度，即AB弧所对的圆心角。整个这一运动过程叫推程。升程h：推程中从动件所走过的距离。

远休止角Φs：从动件在最远处停留时，凸轮的转角，即BC弧所对的圆心角。回程运动角Φ′：从动件从最远位置回到起始位置，凸轮所转过的转角，即CD弧所对的圆心角。这一过程称为回程。近休止角Φs′：从动件在最近处停留时，凸轮所转过的角度。即DA弧所对的圆心角。5.2常用的从动件运动规律5.2.2常用的从动件运动规律等速运动运动开始，v由0突变为加速度a为同理，运动结束由于存在刚性冲击，如果单独使用这种运动规律，只适用于低速场合a=-∞等加速—等减速运动5.2常用的从动件运动规律等加速—等减速运动5.2常用的从动件运动规律从动件在推程（或回程）的前半个行程作等加速运动，后半个行程作等减速运动。即在推程（或回程）的前后半个行程中∣a∣相等，位移各h/2(凸轮转角各φ/2)。

由从动件推程的位移方程S=(2h/Φ2)φ2=Kφ2可知：从动件的位移与凸轮转角的平方成正比，即位移量成1：4：9：16…。从加速度线图可看出，加速度a在始未及中点处有有限值的突变，因而惯性力也发生突变。这种有限值的惯性力突变，将产生柔性冲击，所以，等加速等减速运动用于低、中速场合。

5.2常用的从动件运动规律余弦加速度运动（简谐运动）5.2常用的从动件运动规律余弦加速度运动

点在圆周上作匀速运动，它在这个圆的直径上的投影所构成的运动称为简谐运动。

由加速度线图可知：这种运动规律的从动件在行程的始点和终点有柔性冲击。但当加速度曲线保持连续时，这种规律的运动就能避免冲击。

5.2常用的从动件运动规律正弦加速度运动

由运动图可见，其速度和加速度曲线都是连续的，因此没有柔性冲击，故常用于高速凸轮机构。

圆在一直线上作纯滚动时，则圆上的点在直线上的投影所构成的运动称为摆线运动。(其加速度按正弦曲线变化，故又称正弦加速度运动。)5.2.3从动件运动规律的选择5.2常用的从动件运动规律在选择从动件的运动规律时，应根据机器工作时的运动要求来确定。对无一定运动要求，只需要从动件有一定位移量的凸轮机构。对于高速机构，应减小惯性力、改善动力性能，可选用正弦加速度运动规律或其他改进型的运动规律。5.3盘形凸轮轮廓的设计方法与加工方法5.3.1反转法原理加角速度-w(与凸轮角速度大小相等、方向相反)从动件与导路绕凸轮以角速度-w转动凸轮静止不动从动件尖顶的运动轨迹就是凸轮轮廓曲线从动件相对导路移动对于滚子从动件，则滚子中心可看作是从动件的尖顶，其运动轨迹就是凸轮的理论轮廓曲线，凸轮的实际轮廓曲线是与理论轮廓曲线相距滚子半径rT的一条等距曲线。5.3.2解析法设计凸轮轮廓曲线偏置直动滚子从动件盘形凸轮轮廓的设计5.3盘形凸轮轮廓的设计方法与加工方法建立凸轮转轴中心的坐标系xOy根据反转法原理，凸轮以w转过j角；B点坐标为上式即为凸轮理论廓线方程

实际廓线与理论廓线在法线上相距滚子半径rT，则推出式中取“—”号时为内等距曲线，取“＋”号时为外等距曲线摆动滚子从动件盘形凸轮轮廓的设计5.3盘形凸轮轮廓的设计方法与加工方法

取摆杆的轴心A0与凸轮轴心O之连线为坐标系的y轴，Bo点是摆动杆的推程起始位置，摆动杆与y轴的夹角为初始角。根据反转法原理，得出B点坐标其中5.3盘形凸轮轮廓的设计方法与加工方法5.3.3作图法设计凸轮轮廓曲线偏置直动尖顶从动件盘形凸轮轮廓的设计5.3盘形凸轮轮廓的设计方法与加工方法滚子从动件盘形凸轮轮廓的设计5.3盘形凸轮轮廓的设计方法与加工方法5.3.4凸轮轮廓的加工凸轮轮廓的加工方法通常有两种1.铣、锉削加工

对用于低速、轻载场合的凸轮，可以应用反转法原理在未淬火凸轮轮坯上通过作图法绘制轮廓曲线，采用铣床或用手工锉削办法加工而成。必要时可进行淬火处理，但用这种方法则凸轮的变形难以得到修正。2.数控加工

采用数控线切割机床对淬火凸轮进行加工，这是目前最常用的一种凸轮加工方法。加工时应用解析法，求出凸轮轮廓曲线的x,y坐标，并将xOy坐标系的原点换算成切割时的起点，而滚子半径相当于钼丝半径再加上放电间隙。5.4凸轮机构基本尺寸的确定5.4.1凸轮机构的压力角

从动件的运动方向和凸轮作用于它的法向力Fn方向之间所夹的角a称为压力角。

由上述关系式知，压力角a愈大，有效分力Ｆy愈小，有害分力Ｆx愈大。当a角大到某一数值时，必将会出现Fy<Fx的情况。这时，不论施加多大的Fn力，都不能使从动件运动，这种现象称为自锁。因此，为了保证凸轮机构的正常工作，必须对凸轮机构的压力角进行限制。推荐压力角数值移动从动件[a]=30摆动从动件[a]=45回程中，一般不会有自锁现象，压力角取值为[a]=70～805.4凸轮机构基本尺寸的确定5.4.2基圆半径的确定

从传动效率来看，压力角越小越好，但压力角减小将导致凸轮尺寸增加，因此在设计凸轮时要权衡两者的关系，使设计达到合理。A点:在∆ABD中即(式A)在∆ABD中导路在凸轮轴的左边时，式中分子部分取“＋”，凸轮顺时针转动时，符号取法与上述相反5.4凸轮机构基本尺寸的确定

在给定运动规律时，合理设计偏距可减小压力角，增大基圆半径也可以减小压力角。获取较小的基圆半径的同时，必须要保证a≤[a]

在设计凸轮时，先根据条件确定基圆半径r0。制作凸轮轴时，r0略大于轴的半径；单独制造凸轮时，r0=(1.6~2)r。5.4凸轮机构基本尺寸的确定5.4.3滚子半径的确定凸轮轮廓曲线形状与滚子半径的关系r'

=r+rr当理论廓线内凹时此时，无论滚子半径大小，凸轮工作轮廓总是光滑曲线(如图a)当理论廓线外凸时(可分为三种情况)r'

=r-rr1)

r>rr时

r

'

>0这时所得的凸轮实际轮廓为光滑的曲线(如图b)2)

r=rr

时r

'=0，实际轮廓线变尖，极易磨损，不能使用(如图c)。3)r<rr

时r

'<0，

，即实际曲线出现交叉会出现失真(如图d)。5.4凸轮机构基本尺寸的确定理论廓线上任意点的曲率半径可用下式计算式中分别为理论廓线坐标x,y对凸轮转角的一阶、、、和二阶导数盘形凸轮移动凸轮圆柱凸轮曲面凸轮力锁合形锁合§6.1棘轮机构§6.2槽轮机构§6.3不完全齿轮机构和凸轮式间歇机构6

间歇运动机构单元二常用机械机构6.1棘轮机构机构组成6.1.1棘轮机构的工作原理：它主要有摇杆、棘爪、棘轮、制动爪和机架组成。弹簧使制动爪和棘轮保持接触。摇杆逆时针摆动——棘爪插入齿槽——棘轮转过角度——制动爪划过齿背摇杆顺时针摆动——棘爪划过脊背——制动爪组织棘轮作顺时针转动——棘轮静止不动因此当摇杆作连续的往复摆动时，棘轮将作单向间歇转动。工作过程观看动画演示6.1棘轮机构双动式棘轮机构钩头双动式棘轮机构直头双动式棘轮机构6.1棘轮机构双向式棘轮机构矩形齿双向式棘轮机构回转棘爪双向式棘轮机构6.1棘轮机构6.1.2棘轮转角的调节1.调节摇杆摆动角度的大小，控制棘轮的转角6.1棘轮机构2.用遮板调节棘轮转角6.1棘轮机构6.1.3棘轮机构的特点与应用结构简单，制造容易运动可靠棘轮的转角在很大范围内可调工作时有较大的冲击和噪声、运动精度不高，常用于低速场合棘轮机构还常用作防止机构逆转的停止器。提升机的棘轮停止器

自行车飞轮6.2槽轮机构6.2.1槽轮机构的工作原理

当拨盘上的圆柱销A没有进入槽轮的径向槽时，槽轮的内凹锁止弧面被拨盘上的外凸锁止弧面卡住，槽轮静止不动。当圆柱销A进入槽轮的径向槽时，锁止弧面被松开，则圆柱销A驱动槽轮转动。当拨盘上的圆柱销离开径向槽时，下一个锁止弧面又被卡住，槽轮又静止不动。由此将主动件的连续转动转换为从动槽轮的间歇运动观看动画6.2槽轮机构6.2.2槽轮机构的类型、特点及应用内啮合棘轮机构外啮合棘轮机构空间棘轮机构优点：结构简单、工作可靠、机械效率高，能较平稳、间歇地进行转位缺点：圆柱销突然进入与脱离径向槽，传动存在柔性冲击，不适合高速场合，转角不可调节，只能用在定角场合6.2槽轮机构6.2.3槽轮槽数z和拨盘圆柱销数k的选择槽轮槽数z和拨盘圆柱销数k是槽轮机构的主要参数由上式可知：1.由于t

必须大于零，所以z应大于或等于32.单圆柱销槽轮机构的运动系数t总小于0.5，也就是说槽轮的运动时间总小于其静止的时间

在一个运动循环内，槽轮的运动时间tm与拨盘的运动时间t之比称为运动系数，用t表示。当拨盘作等速转动时，有6.2槽轮机构3.如果要求槽轮机构的t

大于0.5，则可在拨盘上安装多个圆柱销。设拨盘1上均匀分布k个圆柱销，则：由于t应当小于1，故得到：z=3k=1~5z=4或5k=1~3z≧6k=1或2(k、z为整数)6.3不完全齿轮机构和凸轮式间歇运动机构6.3.1不完全齿轮机构外啮合不完全齿轮机构内啮合不完全齿轮机构优点：结构简单、制造方便，从动轮的运动时间和静止时间的比例不受机构结构的限制缺点：从动轮在转动开始及终止时速度又突变，冲击较大一般仅用于低速、轻载场合6.3不完全齿轮机构和凸轮式间歇运动机构6.3.2凸轮式间歇运动机构优点：结构简单、运转可靠、传动平稳、无噪声，适用于高速、中载和高精度分度的场合。缺点：凸轮加工比较复杂，装配与调整要求也较高棘轮机构钩头双动式棘轮机构直头双动式棘轮机构矩形齿双向式棘轮机构回转棘爪双向式棘轮机构槽轮机构内啮合棘轮机构空间棘轮机构§7.1螺纹联接的基本知识§7.2螺纹联接的预紧与防松§7.3单个螺栓联接的强度计算§7.4螺栓组联接的结构设计和受力分析§7.5螺纹联接件的材料和许用应力§7.6提高螺栓联接强度的措施§7.7滑动螺旋传动简介§7.8滚动螺旋传动简介7

螺纹联接与螺旋传动单元二常用机械机构7.1螺纹联接的基本知识左旋螺纹和右旋螺纹单线螺纹和多线螺纹

螺纹分为内螺纹和外螺纹，二者共同组成螺纹副用于联接和传动。螺纹的牙型7.1.1

螺纹的类型三角形矩形梯形锯齿形主要用于联接多用于传动7.1.2

螺纹的主要参数大经d小径d1中经d2螺距P导程S升角l牙型角a、牙型斜角b7.1螺纹联接的基本知识。普通螺纹7.1.3

常用螺纹的特点及应用管螺纹矩形螺纹梯形螺纹锯齿形螺纹7.1螺纹联接的基本知识1.螺栓联接7.1.4

螺栓联接的基本类型7.1螺纹联接的基本知识7.1概述2.双头螺柱联接3.螺钉联接7.1螺纹联接的基本知识4.紧定螺钉联接7.1螺纹联接的基本知识7.1.5

标准螺纹联接件1.螺栓、螺柱、螺钉联接件7.1螺纹联接的基本知识2.紧定螺钉、螺母7.1螺纹联接的基本知识3.垫圈7.1螺纹联接的基本知识7.2螺纹联接的预紧和防松

一般螺纹联接在装配的时候都必须拧紧，以增强联接的可靠性、紧密性和防松能力。7.2.1

螺栓联接的预紧

对于一般联接，可凭经验来控制预紧力F0的大小，但对于重要的联接就要严格控制其预紧力。T=T1+T2=KF0d拧紧时扳手力矩为T可由测力矩扳手测定!式中K为拧紧力矩系数,可查表7.2螺纹联接的预紧和防松7.2.2

螺栓联接的防松

联接中常用的单线普通螺纹和管螺纹在冲击、震动或变载荷的作用下容易产生松脱现象。

螺纹联接放松的根本问题在于要防止螺旋副的相对运动。常用的防松方法:摩擦防松机械防松:其他防松弹簧垫圈对顶螺母尼龙圈锁紧螺母开口销带翅垫片止动垫片7.3单个螺栓联接的强度计算

单个螺栓联接的强度计算是螺纹联接设计的基础。

根据联接的的工作情况，可将螺栓按受力形式分为受拉螺栓和受剪螺栓，两者失效形式是不同的。

设计准则：针对具体的失效形式，通过对螺栓的相应部位进行相应强度条件的设计计算（或强度校核）。

螺栓联接的计算主要是确定螺纹小径d1，然后按照标准选定螺纹的公称直径（大经）d等。7.3.1

受拉螺栓联接7.3单个螺栓联接的强度计算1.松螺栓联接强度条件：设计公式：式中[s]为松联接螺栓的许用拉应力（MPa）,查表d1计算出后,再按标准查选螺纹的公称直径。2.紧螺栓联接只受预紧力紧螺栓联接7.3单个螺栓联接的强度计算螺栓螺纹部分处于拉伸与扭转的符合应力状态。螺栓危险界面上的拉伸应力为螺栓危险界面上的扭转剪切应力为7.3单个螺栓联接的强度计算

对于常用的单线、三角形螺纹的普通螺栓，取fv=tanjv=0.15，简化处理的t=0.5s，根据第四理论，可求出当量应力se为因此，强度条件为：即设计公式为受横向外载荷的紧螺栓联接7.3单个螺栓联接强度计算

载荷与螺栓轴向垂直，靠被联接件间的摩擦力传递。螺栓受载前需预紧,受载前后受力相同。螺栓内部危险截面上既有轴向预紧力F0形成的拉应力s，又有因螺栓与螺纹牙面间的摩擦力矩T1而形成的扭转剪应力t。受力特点螺栓预紧力当f=0.15、Kf=1.1、m=1时，可得此结构，要使联接不发生滑动，螺栓要承受7倍于横向外载荷的预紧力。结构笨重、不经济。因此要避免这种结构，而采用新结构。承受轴向静载荷的紧螺栓联接7.3单个螺栓联接强度计算载荷方向与螺栓轴向一致,螺栓受载前需预紧,受载前后受力不同.螺栓内部危险截面上同样既有拉应力s,又有扭转剪应力t.受力特点强度条件:设计公式:式中FS为螺栓受载后所受的轴向总拉力(N),通过受载前对螺栓的预紧,和受载后螺栓轴向拉力的分析,可知这里F为单个螺栓的轴向载荷,F0'为残余轴向预紧力FS=F+F0'7.3单个螺栓联接强度计算7.3.2

受剪切螺栓联接

受力特点：螺栓受载前后不需预紧，横向载荷靠螺栓杆与螺栓孔壁之间的相互挤压传递。挤压强度条件剪切强度条件7.4螺栓组联接的结构设计和受力分析要设计成轴对称的几何形状。7.4.1

螺栓组联接的结构设计7.4螺栓组联接的结构设计和受力分析螺栓的布置应使螺栓的受力合理7.4螺栓组联接的结构设计和受力分析螺栓的布置应有合理的间距、边距7.4螺栓组联接的结构设计和受力分析同一组螺栓联接中各螺栓的直径和材料均应相同7.4螺栓组联接的结构设计和受力分析避免螺栓承受偏心载荷7.4螺栓组联接的结构设计和受力分析7.4.2

螺栓组联接的受力分析

螺栓