中国矿业大学机械原理课件1745998548.ppt

4　平面机构的力分析;提　要;4.1　概述;4.2　平面机构静力分析的图解法;4.2.2　连杆压力机的运动、受力与动力分析实例;2) 连杆压力机的加速度分析;3) 连杆压力机的受力分析－4、5 杆组;4) 连杆压力机的受力分析－杆件5;5) 连杆压力机的受力分析;6) 连杆压力机的受力分析－杆件1;连杆压力机的运动与动力分析　二 维 动 画;肘杆压力机的运动与动力分析及动画　二 维 动 画;4.2.4 略去惯性力的机构受力分析;4.2.5 略去惯性力、含有弹性元件的机构受力分析;(1) 由VP12＝ω1·LP14P12＝ω2·LP24P12，解得ω2。;　　同理，可以列出图4.5所示的铰链四杆机构的功率平衡方程，即Md·ω1＋F52·VC2·cosα25－Mr·ω3＝0，由此解得连架杆3上的阻力矩Mr。;4.3　计入运动副中摩擦的机构受力分析 ;　　若两个构件以V形平面接触形成移动副，如图4.6(b)所示，则其当量摩擦系数fV＝f / sinθ，当量摩擦角φV为;　　若两个构件形成转动副，转轴1作匀速转动，半径为r，其上作用有径向外力Q、驱动力矩Md，其余标注如图4.6(c)所示。孔2对转轴1的摩擦阻力的合力为F21，支反力的合力为N21，F21与N21的合力R21＝－Q。由图4.6(c)得出孔2对转轴1的摩擦阻力矩Mf为 ;在图4.7(a) 中，F21、 F41、 Mf21、 Mf23、 Mf41、 Md分别为;F41形成的摩擦力矩Mf41为　　Mf41＝ρ×F41　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　(4.16) ;　　若不计运动副中的摩擦力，该机构的受力分析如图4.8(a)所示，力多边形如图4.8(b)所示。此时，曲柄1上的驱动力矩Md0为;　　在图4.9(a)所示的斜楔机构中，设斜楔1为主动件，斜角为α，推杆2为从动件，斜楔1在主动力P的驱动下以速度V1运动，推杆2以速度V2匀速上升，V2＝V1tanα，推杆2上的工作阻力为Q。假定斜楔1与机架3的摩擦角为φ1，斜楔1与推杆2的摩擦角为φ2，推杆2与机架3的摩擦角为φ3，各构件之间的作用力如图4.9(a)所示。求各个运动副中的相互作用力与机械效率η1 。;斜楔1上的未知力为R31与R21，力平衡方程为　　R31＋R21＋P＝0　　　　　　　　　　　　　　　　　 　　(4.20) ;为了获得R31与R21的大小，对斜楔1取力平衡方程为 ;R21、R3b、R3c与Q的力多边形如图4.9(b)所示 。;　　若不计运动副中的摩擦力，则得无摩擦状态下的工作阻??Q0＝Q(φ1＝φ2＝φ3＝0)＝P/tanα。于是，在主动力P的驱动下，斜楔机构的机械效率η1为 ;　　在图4.9(a)所示的斜楔机构中，若设推杆2为主动件，斜楔1为从动件，推杆2在主动力Q的驱动下以速度V2向下运动，斜楔1以速度V1向右运动，V1＝V2/tanα，斜楔1上的工作阻力为P，则各构件之间的作用力如图4.10(a)所示。求各个运动副中的相互作用力与机械效率η2。 ;首先对推杆2列力与力矩的平衡方程得 ;其次，对斜楔1列力的平衡方程得 ;为此，R12、R3b、R3c、R31与R21所组成的力多边形如图4.10(b)所示。 ;4.4　平面机构的动态静力分析;　　首先，作曲柄摇杆机构的速度与加速度分析，速度图如图4.11(b)所示、加速度图如图4.11(c)所示。由此得连杆2的角加速度α2、连杆2上E2点的加速度aE2以及摇杆3的角加速度α3。 ;　　由于摇杆3上作用有已知的外力矩Mr3，所以，先进行摇杆3的受力分析，如图4.11(d)所示，摇杆3上有F23t、F23r、F43t、F43r四个未知数。;其次，对摇杆3取关于C点的力矩平衡方程得　　F43tc－Mr3－JDα3＝0　　　　　　　　　　　　　　　　　(4.46);再对摇杆3列力平衡方程为F43r＋F43t＋F23r＋F23t＝０　　　　　　　　　　　　　　 　(4.48) ;曲柄1上的平衡力矩Mb1由曲柄1关于A点的力矩平衡方程求出。 ;(1)　机???的运动分析;取连杆2为力隔离体，如图4.12(c)所示。 ;式(4.76)～式(4.84)中，未知力与力矩的总数有9个（Fij＝Fji），其解分别为 ;　　在图4.12(a)中，设曲柄1的长度a＝0.150 m，连杆2的长度b＝0.650 m，质量m2＝65 kg，b2＝0.350 m，JE＝2.35 kgm2，摇杆3的长度c＝0.450 m，质量m3＝45 kg，c3＝0.250 m，JH＝０.78 kgm2，机架4的长度为d＝0.500 m。当摇杆3的角速度ω3≥0时，工作阻力矩Mr3＝100 Nm；当ω3＜0时，Mr3＝0。于是，由式(4.85)～式(4.93)得