运动机构（通用12篇）
运动机构 篇1
我们所说的机构的运动分析, 主要包括对机构的位移、速度以及加速度的分析。具体地说, 就是要按照原动件的已知运动规律, 全面分析该机构上其他构件上的某些点的这些构件的角位移、角速度和角加速度。以及位移、轨迹、速度和加速度等。很明显, 分析这些内容, 无论是要设计新的机械, 还是要更清楚的了解现有机械的运动性能, 都是十分必要的。
一、平面机构运动分析的目的和方法
大量的实践证明, 对机构进行位移或轨迹进行充分有效的分析, 能够准确的确定某些构件在运动时所需的空间;也能够准确的判断当构件运动时, 各构件之间有无互相干涉的现象;可以确定机构从动件的行程;能够顺利的考察某构件, 或者构件上某一点是否能够完成预定的位置或轨迹的要求等。
只要能够准确的对机构进行速度分析, 就可以掌握从动件的速度变化规律是否满足工作要求的基本情况了。比如说, 牛头刨床要求刨刀在工作行程中应该尽量的接近于等速运动, 而空回行程的速度, 则需要高于工作行程时的速度。这主要是考虑到进一步提高加工质量、并延长刀具的寿命, 也是出于提高工效和节省动力的考虑。那我们如何来判定设计的牛头刨床是否满足这种设计要求呢?进行速度分析是关键。
又如在高速机械和重型机械的设计中, 要考虑到其构件的惯性力极大, 所以在进行强度计算或分析其工作性能时, 就需要把这些惯性力的影响考虑在内。也就是说, 为了准确的确定惯性力, 首先就需要进行机构的加速度分析。
一般来说, 平面机构运动分析的方法主要有两种, 即图解法、解析法。图解法主要优点是形象直观。但是, 对于一般的平面机构来说, 通常会比较简单, 而且其精度也不高, 同时在对机构的一系列位置进行分析时, 往往需要进行反复的作图, 那就显得比较麻烦了。解析法的主要优点是把机构中已知的尺寸参数和运动参数与未知的运动变量之间的关系用数学式表达出来, 接着再求解, 所以能够达到较高的精度。但也有一定的确定, 比如说其不像图解法那样形象直观, 而是需要复杂的计算公式, 导致其计算工作量大, 不过现在现代科技条件下, 可以借助计算机来解决问题, 所以, 解析法现在运用较为广泛。
本文只是针对平面机构进行运动分析, 因为当用图解法进行分析时, 机构的位置或轨迹的求解是简单的几何问题, 所以不会进行讨论。
二、速度瞬心法及其在机构速度分析中的应用
机构速度分析的图解法, 又有速度瞬心法和矢量方程图解法等。对简单平面机构来讲, 应用瞬心法分析速度, 往往非常简单清晰。
(一) 速度瞬心
如图下图所示
如果两构件l、2作平面运动, 那无论是在何一瞬时, 都可以把其相对运动看做绕某一重合点的相对转动。而该重合点就可以称为瞬时速度中心, 也可以简称为瞬心。也就是说, 瞬心是该两刚体上瞬时相对速度为零的重合点, 也就是瞬时绝对速度相同的重合点。假设这两个构件都是运动的, 那其瞬心称为相对瞬心;假如两个构件有一个是是静止的, 那其瞬心称为绝对瞬心。通常会用符号pjj表示构件i和构件j的瞬心。
(二) 机构中瞬心的数
因为任意的两个构件都会存在有一个瞬心, 因此, 根据排列组合原理, 由n个构件组成的机构, 其总的瞬心数K为
(三) 机构中瞬心位置的确定
如前所述, 在机械的机构中任意的两个构件就会存在一个瞬心。假如说这两个构件是通过运动副直接连接在一起的, 那么可以直接观察加以确定其瞬心位置;假如两构件不直接接触, 则需要用“三心定理”釆确定它们的瞬心位置。
1.通过运动副直接连接的两构件的瞬心
(1) 以转动副连接的两构件的瞬心。如上图 (a) , (b) 所示, 如果两构件1、2组成转动副, 那就意味这转动副的中心处具有相同的速度, 所以它的回转中心就为其速度瞬心P12, 图 (a) 及图 (b) 中的P12, 就分别为绝对瞬心和相对瞬。
(2) 以移动副连接的两构件的瞬心。如图 (c) 、 (d) 所示, 当两构件以移动副连接时, 构件1相对构件2移动的速度平行于导路方向, 因此瞬心P12, 应位于移动副导路方向的垂线上的无穷远处。图 (c) 及图 (d) 中的P12, 分别为绝对瞬心和相对瞬心。
(3) 以平面高副连接的两构件的瞬心。如图 (e) 、 (f) 所示, 在两构件以平面高副连接的情况下, 假设高副两元素之间为纯滚动 (图 (e) ) , 那么我们可以确定两元素的接触点M的相对速度是零, 也就意味着点M就是两构件的瞬心P12;假如高副两元素之间不但有相对滚动, 而且还有相对滑动 (图 (f) ) , 那我们是无法直接定出两构件的瞬心P12的具体位置的。不过, 因为构成高副的两构件一定是相互接触的, 而且两构件在接触点M处的相对滑动速度, 也一定会沿着高副接触点处的公切线tt方向, 那我们就可以判断出, 两构件的瞬心P12必然是在接触点的公法线nn上。
三、用矢量方程图解法对机构进行速度和加速度分析
在使用矢量方程图解法对机构进行速度和加速度分析时, 第一步是要根据相对运动原理, 完成点与点之间的速度和加速度矢量方程的建立, 接着通过作图法来实现矢量方程的求解, 然后再按照比例绘出机构的速度多边形和加速度多边形, 最终求得未知的运动参数。在机构运动分析中常常会碰到的两种具体情况:
第一种情况:同一构件上不同, 不同点之间速度及加速度关系。按照构件的平面运动规律, 可将其视为随某点的牵连平动, 以及绕该点的相对转动的合成, 能够建立起同一构件上不同点间的速度, 以及其加速度的关系。
第二种情况:两构件上重合点间的速度和加速度关系。这种情况主要是根据相对运动的原理, 建立机构中两个构件的速度和加速度关系。
总之, 如果在设计采用上述原理和作法, 那设计人员在进行机构的速度和加速度分析时, 就必须要从机构中速度和加速度的大小和方向都已知的点为出发点, 然后再进一步过渡到速度和加速度方向已知, 但是却不知大小的点上, 这样才能最终完成整个机构的速度和加速度的分析, 才能够最终完成相应的设计工作。
四、用解析法作机构的运动分析
根据前面的阐述, 我们知道利用图解法作机构的运动分析, 可以比较形象直观的观察到相应的数据, 不过因为这种方式的精度比较低, 而且费时也是比较多, 同时又不便于把机构分析问题和机构综合问题联系起来, 因此, 从现代机械设计和工业发展的要求来看, 这种方法在许多机电设计中, 都是达不到要求的。所以, 在科学技术不断的发展的今天, 解析法的运用越来越广泛。
在使用解析法进行机构运动分析时, 最为关键的一步就是要建立机构位移方程式, 但是我们需要的速度方程式和加速度方程式, 是需要对位移方程关于时间求一阶和二阶导数得到的。因为所采用的数学工具不同, 所以解析法的种类也各有不同。主要的有复数矢量法、矩阵法、杆组法。下面主要对杆组法及其应用进行简单的探讨。
根据机构的组成原理可知, 所有的平面机构都可以分解为I级机构和基本杆组两部分, 因此, 只要分别对I级机构和常见的基本杆组进行运动分析并编制成相应的子程序, 那么在
杆组法的基本思路是, 对机构进行运动分析时, 就能够按照机构组成情况的差异, 依次对这些子程序进行调用, 从而完成机构的运动分析。这种方法的主要特点是, 把一个复杂机构分解成若干个比较简单的基本杆组, 然后通过计算机对机构进行运动分析, 就能够直接调用已编好的子程序, 这样就大大的简化了主程序的编写。在实际得分工程中所用的大多数机构是Ⅱ级机构, 它主要是由工级机构和一些Ⅱ级杆组组成的。
五、结语
总体而言, 平面机构的运动涉及许多方面的知识, 需要设计人员具有扎实的理论知识和较为丰富的实践经验, 才能够针对平面机构的运动方案进行比较分析, 最终根据设计的需要, 根据机械的使用要求选定最佳的方案。
摘要：在机械设计中, 为了能够保证机械的正常运转, 确定机械的轮廓、确定诸如发动机活塞的冲程等, 就必须要确定其运动的轨迹, 也就是说设计人员必须对机构进行运动分析, 这正是本文所要探讨的内容。
关键词：平面机构,运动分析,速度分析
参考文献
[1]刘勇.平面机构轨迹综合及其计算机辅助创新设计方法研究[D].华中科技大学, 2005.
[2]谢进.基于非线性科学理论的机构设计新方法的研究[D].西南交通大学, 2006.
运动机构 篇2
间歇运动机构
【课程名称】
间歇运动机构 【教材版本】
栾学钢主编。机械基础（多学时）。北京：高等教育出版社，2010 栾学钢主编。机械基础（少学时）。北京：高等教育出版社，2010 【教学目标与要求】
一．知识目标
熟悉棘轮机构和槽轮机构的组成及运动特点。二．能力目标
熟悉常用棘轮机构与槽轮机构的间歇运动特性。三．素质目标
能够分析棘轮机构和槽轮机构的运动特点和应用实例，培养善于理论联系实际的思维方式。四．教学要求
了解常用间歇运动机构的运动特点与应用。【教学重点】
棘轮机构和槽轮机构的运动特点。【难点分析】
棘轮机构和槽轮机构运动特点比较。【教学方法】
应用课件、教具进行动态演示，分析间歇运动机构的运动特点。【学生分析】
1． 实物与课件、教具的演示将会提高学生的学习兴趣，增强感性认识，提高教学效果。
2． 注意从演示中让学生比较各种间歇运动机构之间的特点。【教学资源】
1． 机械基础网络课程。北京：高等教育出版社，2010。
2． 吴联兴主编。机械基础练习册。北京：高等教育出版社，2010。3． 教具、实物或课件。【教学安排】
2学时（90分钟）【教学过程】
一． 导入新课运动
除了凸轮机构和四杆机构外，还有几种机构可实现间歇运动。
二． 新课讲授
1． 棘轮机构与槽轮机构
从教具或课件的演示入手，比较得出这二种机构的各自组成，主动轮作连续的匀速转动，转化成间歇断续的棘轮和槽轮的运动，所不同的是棘轮的转角比较小，一般不大于45°，而槽轮的转角只能是90°，60° 和45°几种，不能作任意调整。所以可根据从动轮的转角大小，选择对应的间歇运动机构。2． 棘轮机构
由棘轮和棘爪组成，只能棘爪带动棘轮作间歇运动。间歇运动的角度等于棘轮被拨过的与棘轮每一个齿所对应的中心角度的乘积。棘轮的齿数越多，对应的中心角度越小；反之越大。
棘轮机构分为外接和内接式。为防止棘轮反转，应在棘轮上安装止回棘爪。止回棘爪在起重机构中是必不可少的辅助元件，它保证了重物不致于自动下落。
可翻转的棘爪可使棘轮获得双向运动；双棘爪棘轮机构，可使棘轮的运动速度增加一倍。
3．棘轮机构的主要参数
主要参数由齿数、齿距、模数、齿面倾角组成。4．槽轮机构
槽轮机构的结构由槽轮和销组成，分单拨销和多拨销，单拨销每转动一圈，拨动槽轮转过一个径向槽，如4个槽的槽轮，即转过90度。拨销所在的拨盘与槽轮上都有锁住弧，保证槽轮不会逆转。5．槽轮机构的主要参数
主要参数有槽数、拨销数和运动系数。
三．小结
间歇运动机构是将连续转动转变成间歇的运动，按间歇运动的特点，可选用棘轮机构或槽轮机构，前者从动轮的转角可以在小范围内随意调整，而且转角较小；后者转角成固定的90°，60°和45°，不能任意调整。
四．布置作业
运动机构 篇3
关键词 蜗杆传动机构；左右手法则；速度矢量图法；三角形法
中图分类号：G642.4 文献标识码：B
文章编号：1671-489X（2015）20-0120-02
蜗杆传动机构是一种常用的机械传动方式，其结构原理是机械原理和机械设计基础课程所涉及的一个知识点。蜗杆传动机构亦称为蜗轮蜗杆机构或蜗轮机构，其实质上是交错轴斜齿轮机构的正交传动，交错角通常采用90°，由蜗杆、蜗轮和机架组成。蜗杆可认为是一个齿数少、直径小、轴向长度较大、螺旋角β1很大的斜齿轮；而蜗轮齿数较多、直径大、螺旋角β2很小，可视为一个宽度不大的斜齿轮。蜗杆传动机构具有承载能力大、传动平稳、振动冲击小等特点。在机械原理和机械设计基础课程教学过程中，蜗杆传动机构的旋向及运动方向判别是一个重要的教学内容，教材上提供的判别方法基本都是传统的左右手法则。本文将在该方法基础上，总结教学过程中的经验，介绍速度矢量图法和三角形法，以加深学生对蜗杆传动机构的理解，同时可作为教学参考。
1 左右手法则
根据左右手法则判别蜗杆传动机构运动方向时，须先判定蜗杆和蜗轮的旋向。可用如下方法判别旋向：如图1所示，沿蜗杆或蜗轮轴线来观察轮齿线，若轮齿线右方高，则为右旋；反之为左旋。可通俗表达为：使蜗杆或蜗轮轴线沿铅垂方向（蜗杆立放，蜗轮平放），观察齿形，左边高则为左旋，右边高则为右旋。同时交错角为90°时，根据蜗杆蜗轮正确啮合条件，蜗杆和蜗轮旋向应一致。
在确定了旋向后，蜗杆和蜗轮转向的判别方法为：左旋蜗杆用左手，右旋蜗杆用右手，四指沿蜗杆转向，大拇指反方向为啮合点处蜗轮转向。如图2所示，P点为蜗杆和蜗轮瞬时啮合点，蜗杆螺旋线旋向为右旋，用右手四指沿蜗杆运动方向握拳，大拇指所指反方向为P点运动方向，即P点方向朝左，据此可判断蜗轮运动方向为顺时针。
2 速度矢量图法
同样如图2所示，以蜗轮2上的P点为动点，以蜗杆1为动系，由相对运动原理可知：
v2=v1+vs
式中，v2为蜗轮上圆周速度，v1为蜗杆圆周速度，vs为相对滑动速度，其方向沿蜗杆螺旋线方向。根据速度合成原理，可作速度矢量图如图3所示，可判断蜗轮上P的速度方向，因此蜗轮转向为顺时针。
3 三角形法
对于左右手法则，机械类或非机械类学生都可以正确使用。对于速度矢量图法，对非机类学生使用起来则较困难。结合教学实践，可将速度矢量图法进一步简化为三角形法。
具体判别方法为：画一直角三角形，斜边代表蜗杆旋向指示线，两条直角边代表蜗杆和蜗轮的运动方向；如图4所示，P点为蜗杆和蜗轮啮合点，三角形斜边为向左倾斜的一条线段（蜗杆实际旋向是右旋），一条直角边代表蜗杆运动方向垂直向下，则另一条直角边代表蜗轮上P点运动方向水平向左，据此判断蜗轮转向为顺时针。三角形中，两直角边的指向原则为：箭头相对或箭头相背。
运用三角形法过程中，需注意斜边代表蜗杆旋向的指示线而不是蜗杆的实际旋向，实际判别时可直接在蜗杆上绘图，也可根据蜗轮运动方向判定蜗杆运动方向。如图5（a）和图5（b）所示蜗杆传动机构判别，结合蜗杆蜗轮的具体位置，可判别（a）图中蜗轮转向为逆时针，（b）图中蜗轮转向为顺时针。
4 结语
切坯机机构运动简析 篇4
切坯机的偏心轮为曲柄滑块机构中的曲柄, 燕尾或导柱为曲柄滑块机构中的滑块。这个曲柄滑块中共有5个活动构件 (如图1) :偏心轮、连杆1、连杆2、摆杆和滑块, 它们一起构成了6个转动副和1个移动副, 其自由度F=3n-2PL=3×5-2× (6+1) =1, 满足运动条件。
1 连杆1的运动情况
连杆1两端点为A和B, 其分别与偏心轮和摆杆通过铰链结合在一起。与偏心轮的铰链点A的运动轨迹在以偏心轮的回转中心O点为圆心, 以偏心距e为半径的圆上, 即曲柄的运动轨迹;而另一铰链点B与摆杆相连, 运动轨迹是在以C为圆心, 以BC为半径的一段圆弧上。
2 连杆2的运动情况
连杆2两端点为D和E, 其分别与摆杆和滑块通过铰链结合在一起。与摆杆的铰链点D的运动轨迹在以C为圆心, 以DC长度为半径的一段圆弧上;而另一铰链点E与滑块相连, 运动轨迹是在EF直线及其延长线上。
3 摆杆的运动情况
摆杆上有三处铰链, 即三处约束。连杆1通过铰链点B将动力传至摆杆, 铰链点C作为摆杆的摆动圆心点, 铰链点D通过连杆2将动力传至滑块。
下面我们来分析一下其运动情况。我们将切坯机在后死点极限位置和前死点极限位置的两种极限情况作为研究对象。
4 后死点极限位置
在后死点极限位置时, 偏心轮回转中心点O和偏心轮偏心点A以及摆杆上的点B三点在一条直线上, 且距离最长。长度为偏心距和连杆AB长度两者之和 (AB+OA) , 摆杆摆动到后死点位置, 在此作用下滑块也停在后死点F处。
5 前死点极限位置
在前死点极限位置时, 偏心轮回转中心点O和偏心轮偏心点A以及摆杆上的点B三点在一条直线上, 且距离最短。长度为偏心距和连杆AB长度两者之差 (AB-OA) , 摆杆摆动到前死点位置, 在此作用下滑块也停在前死点F′处。
凸轮机构运动学仿真的论文 篇5
论文关键词：高速凸轮机构动力学模型动力学仿真
0引言
高速凸轮机构中，由于构件的惯性力较大，构件的弹性变形及在激振力作用下系统的振动不能忽视，一方面它使得从动系统输出端的运动规律与输入端的运动规律存在差异，需要适当修正输入端运动规律，使输出端运动规律符合设计要求；另一方面，约束反力一直处于变化状态，了解约束反力的变化规律可为工程技术人员设计轴承和构件尺寸提供设计数据。
1凸轮机构动力学模型的建立及其动力学方程式
为了简化计算，通常将构件的连续分布质量看作是集中在一点或若干点的集中质量，用无质量的弹簧来表示构件的弹性，用无质量、无弹性的阻尼元件表示系统的阻尼，并忽略一些次要的影响因素，从而把凸轮机构简化为由若干无弹性的集中质量和无质量的弹簧以及阻尼元件组成的弹性系统。图1为偏置尖底直动从动件盘形凸轮机构及其动力学模型。滚子和凸轮轴因刚性大可不计其弹性变形。弹性系统的运动微分方程为：
中E为从动件材料弹性模量，A为从动件截面积，1，为从动件长度；
在不考虑工作载荷对凸轮机构输出件运动规律的影响，并忽略阻尼和锁合弹簧的弹簧刚度的情况下，该弹性系统的运动方程式简化为：
★ 仿真小蛇作文
★ 仿真实习团队总结
★ 煤化工仿真实习报告
★ 中医学理论计算机仿真初探
★ 数控仿真在数控专业教学中的应用论文
★ 虚拟仿真教学的应用现状、特点及开展建议论文
★ 仿真模拟在会计实践教学中的应用论文
★ 仿真软件在《数字信号处理》教学中的应用探讨性论文
★ 执业药师资格考试仿真试卷一
运动机构 篇6
【关键词】ADANS；机械机构；自动化设计
机械结构自动化设计是近年来工业机械发展的重要方向，已经取得了较好的研究成果。在传统机械化设计中，往往需要根据设计需要，将机械结构完整设计后，采用制作样机的方式对机械设计的功能和运动特性进行分析，在此基础上加以改进。这种方式既浪费了大量的设计、改进时间，也浪费了大量的机械材料，给机械制造业带来不可估量的损失。
一、基于ADAMS机械机构自动化设计概述
ASAMS是一种基于虚拟样机技术的自动化机械系统动力学分析软件，该软件集合建立模型、仿真模拟、分析求解、可视化处理等众多处理技术于一体，在机械制造设计中具有重要的作用。通过该软件能够根据设计需求，建立机械机构的虚拟化样机模型，并通过样机模拟，将机构的运动过程模拟出来，通过仿真模拟来分析样机的运动特性。在样机模拟中，以ASAMS分析样机模拟运行中存在的差错与不足，通过可视化处理，将机构缺陷逐渐完善、改进，从而得到一个完整的、可直接制造的成品机械化设计产品。这种机械机构的自动化设计，较传统的软件机械结构设计、建立样机、实验验证并逐渐改进，具有节省样机制造成本、方便快捷、节约设计改进时间的效果。
下文以曲柄摇杆机构的自动化设计为例，对建模过程加以分析，再结合建模实例分析机械机构的运动特性，为验证机械机构是否满足机械运动特性提供数据支持。
二、曲柄摇杆机构自动化建模与运动特性分析
1.建模分析。曲柄摇杆机构是机械设计中的重点，在机械自动化产品中，曲柄摇杆机构
数据必不可少的核心构件。研究曲柄摇杆结构的建模设计，通过部分机械结构的建模分析与改进，映射完整机械自动化设计的全过程，给分析机械设计与改进的相关研究提供参考。
通过ADAMS/Vie？建立曲柄摇杆的可视化模型，以相关设计需求的参数完成虚拟模型的建立。这一过程中需要优先确定曲柄摇杆的铰接点位置，因此，需要构建曲柄摇杆的数学模型，获取机构位置方程，从而去顶铰接点的具体坐标值。曲柄摇杆数学模型见图1。
建立直角坐标系，以曲柄部分和机架部分的铰接点A作为坐标系的原点，直角坐标系沿着水平向右方向建立。构件的位置角度均以逆时针计算，各个构件通过矢量表示。
对于机械设计产品的用户化设计来讲，模型参数化能够直接根据用户设计需求在ADAMS软件中调整样机参数，实现对样机虚拟模型的功能改进与完善。与其他设计软件一样，ADAMS软件的参数化方法是将模型中不同元素的参数通过设计变量关联设置，从而以改变设计变量方式来实现对模型参数具体值的变更。然后在变更参数数值后，改变虚拟样机模型的结构与功能。本次研究中的曲柄摇杆机构设计中，通过利用设计点参数化实现对曲柄摇杆机构的参数化设计，并按照变量初始值生成样机模型结构圖，如图2所示。
2.运动特性分析。分析机械结构的运动特性在机械制造过程中十分重要，特别是虚拟样机技术下的机械结构设计，运动特性直接决定产品制造后是否满足用户设计需求。
急回运动是曲柄摇杆机构的重要运动性能之一，在虚拟样机模拟中对这一运动特性的分析同样十分重要。通过分析机架与从动摇杆之间的极限角度与夹角变化，确定极限位置的角度差值，当摇杆处于两个极限位置时，可根据运动时间同步原则，曲柄与摇杆同步转动部分角度数据可分析获得。
总结
基于ADAMS的机械自动化设计，给我国机械加工行业带来了巨大的改变，促进我国机械化建设的可持续发展。本文通过以曲柄摇杆机构的ADAMS机械建模分析为例，分析机械设计中ADAMS模拟自动化设计优越性，并对构件的运动特性分析讨论，从而给机械设计中设计结构符合运动学特性的研究提供参考。
【参考文献】
[1]贾枫美，李秀红.基于ADAMS的曲柄摇杆机构运动和动力特性研究[J].机械工程与自动化，2011（6）：21-22
单排行星齿轮机构的运动分析 篇7
关键词：自由度,约束,瞬心,太阳轮,行星架
0 引言
汽车自动变速器普遍采用行星齿轮传动机构,通常由2～3个单排行星齿轮机构组成。在汽车自动变速器的维修过程中,必须对各档位的动力传递及运动性质进行分析。行星齿轮机构的运动分析方法主要有三种:1)特性方程式计算法;2)定轴轮系转化法;3)速度三角形法。
1 单排行星齿轮机构的组成
如图1所示,单排行星齿轮机构由太阳轮、齿圈和装有行星齿轮的行星架等三个基本元件组成。行星轮在此起惰轮的作用,通常为3～6个,对传动比没有影响。三个元件共同绕公共轴线回转。安装于行星架上的行星齿轮与齿圈和太阳轮相啮合;行星齿轮既可以绕其本身轴线自转,也可以在齿圈内绕公共轴线公转。
2 单排行星齿轮机构的运动分析
2.1 单排行星齿轮机构的自由度分析
作平面运动的机构,当原动件(动力输入件)的数目等于该机构的自由度时,才能够有确定的运动并实现动力输出。机构自由度计算公式:F=3n-2PL-PH,其中:F为机构自由度、n为活动元件数、PL为两元件通过面接触组成的运动低副、PH为两元件通过点或线接触组成的运动高副。
如图2所示,在单排行星齿轮机构中:活动元件数n=4;低副数PL=4;高副数PH=2;自由度F=3×4-2×4-1×2=2。即单排行星齿轮机构中,如果其中一个自由度不被限制(即约束),且只有一个动力输入件和一个动力输出件,则行星齿轮机构无法传递动力。
2.2 单排行星齿轮机构的特性方程式
在图2中,设太阳轮、齿圈、行星架的转速分别为n1、n2、n3,齿数分别Zs、Zr、Zc,齿圈与太阳轮的齿数比Zr/Zs=α。对行星齿轮作受力分析,则行星齿轮所受到的作用力F1、F2、F3则如图2所示。
作用于太阳轮上的力矩M1=F1R1。
作用于齿圈上的力矩M2=F2R2。
作用于行星架上的力矩M3=F3R3。
α=Zr/Zs=R2/R1,则R2=αR1。
又R3=(R1+R2)/2=(1+α)R1/2。
由行星轮的力平衡条件可得
因此,太阳轮、齿圈、行星架上的力矩分别为:
根据能量守恒定律,三个元件上输入和输出的功率的代数和应等于零,即
式中ω1、ω2、ω3分别为太阳轮、齿圈、行星架的角速度。
将(1)、(2)、(3)式的M1、M2、M3代入即得
若以转速代替角速度,则上式可写成
此方程是三元一次方程式,三个未知数,这也反映了单排行星齿轮机构有两个自由度。要使行星排的任二元件间有确定的传动关系,必须再加一个关系方程式。也就是说,对于具有两个自由度的单排行星齿轮机构,必须对某一旋转元件加一约束,使该机构只有一个自由度,才能实现动力传递。
2.3 单排行星齿轮机构的定轴轮系转化
行星齿轮机构属于旋转轮系。在行星齿轮机构中,通常将除输入元件和输出元件之外的约束元件进行固定,这时可将旋转轮系转化为定轴轮系进行传动比的分析,如图3所示。这时,行星架在转化中被量化为一个最大的齿轮,其抽象齿数为太阳轮与齿圈齿数之和,即Zc=Zs+Zr。传动比按定轴轮系计算,转动方向按相互接触的元件(太阳轮或齿圈与行星架)传动时方向相同、相互隔开的元件(太阳轮与齿圈)传动时方向相反来确定。
2.4 单排行星齿轮机构的速度三角形分析法
2.4.1 瞬心
作平面运动的物体(在一个平面内边滚动边移动),其上各点在瞬间都是围绕着某个瞬间不动的点在作纯转动运动,这个瞬间不动的点即为该物体的瞬间回转中心(瞬心),其位置可以在物体内,也可以在物体外,甚至可以在无限远处,并随时间的改变而改变。
如图4所示,车轮在路面上运动时有三种状态:纯滚动、边滚边滑、车轮抱死。在图4(a)中,当车轮在路面上作纯滚动时,在瞬间车轮上的每一点都是以轮胎和路面的接触点为中心而回转的,该点即为瞬心O。在图4(b)中,如果已知车轮中心的线速度V(V=2πRn),按照速度三角形关系便可以快捷地推导出车轮上各点瞬时的线速度的大小及方向。图中VA、VB、VC的大小与该点到瞬心的距离成正比,方向为连线的切线方向。在图4(c)中,为车轮制动滑移时瞬心发生转移的情况,车轮与地面的接触点D的线速度为VD。在图4(d)中,车轮制动抱死时瞬心在无穷远处,车轮上各点的线速度都相等。
2.4.2 速度三角形分析法在单排行星矢轮机构上的应用
单排行星齿轮机构的运动与车轮相似。在如图5所示的单排行星齿轮机构中,如以太阳轮作为动力输入元件,线速度为Vs;固定齿圈;行星架作为动力输出元件,线速度为Vc。根据瞬心及Vs就可确定动力输出元件行星架的线速度Vc的大小及方向。三个元件都以轮系中心轴为公共回转中心,连接公共回转中心及输入Vs的终端并延长与输出Vc相交,该连接延长线我们称之为等速线,相交点所形成的线速度Vd是以公共回转中心为圆心、与输入元件等角速的虚拟线速度。意即Vs与Vd的线速度大小与到公共回转中心的半径距离成正比,也就是说Vs与Vd相对应的角速度是相等的。由上可知,由于Vd>Vc,且方向相同,因此,该传动为前进档的减速传动。
单排行星齿轮传动机构的其他方案分析方法与此类似,在此不再重复。
3 结束语
自动变速器的维修是汽车维修中的难点。在检修自动变速器时,一般要求解体检修前即确定故障的大致部位,这就要求维修人员能借助技术资料分析其输入输出元件的转动方向及传动比的大小。上述三种方法适用于不同知识层次的维修人员进行运动分析。
参考文献
[1]王永生.汽车维修技能训练—自动变速器分册[Z].天津:天津工程师范学院.2007.
[2]张泰岭.汽车自动变速器原理与检修[M].广东.广东科技出版社.2004.
运动机构 篇8
在过去的20年里, 并联机构的研究受到了越来越广的关注[1,2]。近年来, 许多学者对少自由度并联机构中的三自由度机构开展了大量的研究[3,4,5]。对于少自由度并联机构而言, 微小的制造误差都可能使机构产生冗余自运动[6]。在少自由度并联机构的性能研究方面, 学者们定义了不同的性能指标[7]。在众多的性能指标中, 对驱动杆冲程讨论的较少, Liu等[8]对一种五自由度的混联机器人进行了大工作空间与驱动杆冲程比的运动学设计, 通过分解转动和移动得到了相对较大的工作空间与驱动杆冲程比。在运动副布置对机构性能影响的研究中, 李贯成[9]对4种3-RRR平面机构和4种3-CRR空间机构进行了比较研究, 发现运动副的配置对并联机器人的工作空间有不容忽略的影响。
文献[10]提出了一种新型的具有被动约束分支的三自由度非对称并联机构, 该机构具有相对较大的工作空间, 其中间约束分支有助于消除上平台的冗余自运动。对文献[10]中的样机进行的试验研究发现, 动平台的输出速度、驱动杆受到的力 (包括驱动力和内力) 以及驱动杆冲程对机构性能的影响是比较大的。本文在简要回顾运动副布置对这种新型机构工作空间的影响以后, 进一步分析了运动副布置对于机构的其他性能, 如速度、力以及驱动杆冲程的影响。
1 机构描述及结构综合
所研究的新型机构为2SPS+1SPR+SP机构, 该机构由3个驱动分支和1个中间约束分支组成。3个驱动分支包括2个SPS分支和1个SPR分支, SPR分支中R副的轴线始终与动平台m重合, 方向任意;机构的中间约束分支为SP分支, 始终与动平台m垂直。图1中, 各个符号表示的含义如下:m表示动平台;B表示定平台;oxyz为固连于动平台上的坐标系;OXYZ为固连于定平台上的坐标系;Rm为SPR分支中R副的轴线在动平台上坐标系中的单位矢量;θ为Rm与x轴所成的角, 0°≤θ≤180°。RB为SPR分支中R副的轴线在定平台上坐标系中的矢量;ro为由定平台的原点O到动平台的原点o的矢量, ro为矢量ro的长度。利用修正的Kutzbach-Grübler公式[11]计算机构的自由度, 可得机构的自由度为3。当θ在0°～180°范围内连续变化时, SPR分支中R副的姿态也连续变化, 因此可得到无数组特性不同的机构。
2R副姿态变化时机构可达工作空间的比较
由图1可知, θ的大小反映了R副的姿态。文献[10]给出了可达工作空间的描述方法, 并在定平台边长L=100cm, 动平台边长l=50cm, 驱动杆长极小值rmin=90cm, 驱动杆长极大值rmax=140cm的情况下, 讨论了θ为0°、30°、45°、60°、90°时工作空间参数的变化规律, 所得结果表明, 当θ由0°～90°逐渐增大时, 相应机构位置空间的表面积和体积单调增加, θ=90°时达到最大, 分别为30 034cm2和232 096cm3;边界姿态角的平均值虽然不是单调变化的, 但在θ=90°时边界姿态角达到最大值, 为61.7°。由于机构的对称性, 当θ在90°～180°范围内变化时, 相应机构的位姿与180°-θ时相同。因此可得出以下结论:对于所研究的2SPS+1SPR+SP机构, 当θ=90°即转动副的轴线与y轴平行时机构的工作空间最优。
3 给定的工作区域内R副姿态的变化对机构性能的影响
3.1给定工作区域的描述
定义实际工作区域W为一个30cm×30cm×30cm的立方体, 位于机构的可达工作空间内。对于实际工作区域做如下描述:-15cm≤Xo, Yo≤15cm, 90cm≤Zo≤120cm, 如图2所示。W的下表面与定平台平行, OW为W下表面的中心点, HW为OW和定平台之间的距离, HW=90cm。
3.2R副姿态变化时动平台输出速度的变化规律
根据机构的特点, 动定平台顶点坐标在相应的坐标系中可以表示为[10]
式中, B1、B2、B3分别为定平台顶点在定平台坐标系中的坐标;b1, m、b2, m、b3, m分别为动平台顶点在动平台坐标系中的坐标;b1, B、b2, B、b3, B分别为动平台顶点在定平台坐标系中的坐标;R和r分别表示定平台和动平台三角形外接圆半径; (xl, yl, zl) 、 (xm, ym, zm) 、 (xn, yn, zn) 分别表示x轴、y轴和z轴的方向余弦; (Xo, Yo, Zo) 为动平台中心点o在定平台中的坐标; (α, β, γ) 表示动平台转动的YXZ欧拉角, 即动平台首先绕Y轴转α, 然后绕所得坐标系的x1轴转β, 最后绕z轴转γ。
在工作空间内的每一点, (Xo, Yo, Zo) 在定坐标系中的位置已知, 由机构的运动学分析[10]可知, 机构的独立输出变量 (ro, α , β) 与 (Xo, Yo, Zo) 之间存在如下关系:
驱动杆长可由下式求得:
将式 (2) 代入式 (3) , 可得θ角确定的某一机构在给定工作空间内任何一点的驱动杆长。
由机构速度分析过程[10]可知
式中, 下标e表示独立输出;r表示输入;v表示速度;w表示角速度。
由式 (4) 得
式中, v为动平台的原点o的线速度, v=[vxvyvz]T;WTHX]ω为动平台转动的角速度, ω=[ωxωyωz]T。
将式 (1) 、式 (2) 和式 (3) 代入式 (6) 可得各个转换矩阵关于 (Xo, Yo, Zo) 的表达式, 当vr已知, 即可由式 (5) 求得动平台原点o的线速度v和动平台转动的角速度ω。
为比较驱动杆输入速度相同时, θ的变化对动平台广义输出速度大小的影响, 将v和ω的几何平均值
3.3R副姿态变化时, 相同广义外力作用下机构驱动力及内力的变化规律
由机构的静力学分析过程[10]可知
式中, Fai为第i根杆上的驱动力;Fp2为作用在b2B2杆上的内力;Fpcj (j=1, 2) 为作用在中间约束杆上的内力; (Fx, Fy, Fz) 、 (Tx, Ty, Tz) 分别为作用在动平台中心点o的外力分量和外力矩分量;G为各杆上的广义力与动平台参考点的广义外力之间的转换矩阵[10]。
用f2、fc1、fc2分别表示沿驱动力和内力作用方向的单位矢量;d2、dc1、dc2分别表示动平台中心点o到Fp2、Fpc1和Fpc2作用点的矢量。由内力作功为零的性质可得出如下判断:f2作用于B2点, 与R平行;fc1、fc2均作用于O点, 平行于动平台且相互垂直, 可令fc1平行于x轴, fc2平行于y轴, 则有
将式 (1) 、式 (2) 代入式 (8) 可得各个相关矢量关于 (Xo, Yo, Zo) 的表达式, 当已知动平台参考点的广义外力各个元素的值, 即可由式 (7) 求得各个杆上的驱动力和内力。选择驱动力Fa和约束力Fp的几何平均值
3.4R副姿态变化时, 机构驱动杆冲程的变化规律
在图2所示的给定工作区域内, 讨论θ的变化对驱动杆冲程的影响, 以便确定使得驱动杆长变化范围最小的θ, 达到在满足给定工作区域的前提下使得机构最为紧凑及避免驱动杆与机架发生干涉的目的。
3.4.1 运用遗传算法搜索驱动杆长的极值
近年来, 遗传算法 (GA) 已被越来越广泛地应用在各个工程技术领域[12]。本文使用MATLAB中的遗传算法工具箱来搜索驱动杆长的极值。基于无约束优化的理论, 在给定的工作区域内搜索驱动杆长的变化范围可以转换为如下问题:在-15cm≤Xo≤15cm, -15cm≤Yo≤15cm, 90cm≤Zo≤120cm空间内, 求解min fi (Xo, Yo, Zo) 和max fi (Xo, Yo, Zo) , 其中fi (Xo, Yo, Zo) =ri为适值函数。
以l=50cm、L=100cm、θ=0°时, 求解驱动杆r2的极大值和极小值为例, 说明具体的求解方法。首先编写M文件, 并以myfun2保存, 文件代码如下:
采用MATLAB中的遗传算法工具箱进行搜索, 经过51代得到r2的极小值r2, min=86.4388cm, 相应各独立变量值为X*o=0.0377cm, Y*o=14.9997cm, Z*o=90.0000cm。需要注意的是, 由于遗传算法使用的是随机数发生器, 因此每次运行时返回的数值会有细微的差别。对搜索得到的r2的极小值取整, 为86cm。求r2极大值的步骤同上, 只是在M文件中的r2表达式前加负号, 经过51代得到r2的极大值r2, max=132.0326cm, 相应各独立变量值为X*o=-14.9672cm, Y*o=-14.9785cm, Z*o=119.9836cm。将搜索得到的r2的极大值取整, 为132cm。搜索r2的极小值时遗传算法的寻优性能跟踪如图5所示。从图5中可以看出, 适应度函数的最优值在最初几代变化程度较大, 随着代数的增加, 变化越来越慢, 说明种群距离最优点越来越近;图5b表示最后一代适应度函数最优值对应的点的坐标, 即使得驱动杆长r2最小的 (Xo, Yo, Zo) 的值。
3.4.2 不同θ对应的杆长变化范围
利用3.4.1节所述的遗传算法搜索不同θ对应的杆长变化范围, 讨论驱动杆冲程随θ改变的变化规律。θ在0°～90°范围内变化时驱动杆冲程的值如表1所示。
由表1可以看出, 在0°和90°之间随着θ的增大, 驱动杆的冲程Δri逐渐减小。由于机构的对称性, 当θ在90°～180°范围内变化时, 相应机构的驱动杆冲程与180°-θ时相同。因此可得出以下结论:当θ=90°即转动副的轴线与y轴平行时, 驱动杆冲程最小;当θ=0°或θ=180°即转动副的轴线与x轴平行时, 驱动杆冲程最大。
4 结论
当2SPS+1SPR+SP机构转动副的轴线与y轴平行时, 在给定的工作区域内相同的驱动杆输入速度对应的平台输出速度最大, 驱动杆冲程最小;当2SPS+1SPR+SP机构转动副的轴线与x轴平行时, 克服相同的外力所需的驱动力最小, 运动副上受力最小。
因此, 在该机构的实际应用中, 在以下三种情况下可选择转动副轴线与y轴平行的布置:①需要较大的工作空间;②需要得到较大的输出速度;③要求机构比较紧凑且保证驱动杆不与机架发生干涉。在以下两种情况下可选择转动副轴线与x轴平行的布置:①电动机功率较小, 只能提供较小的驱动力;②运动副可承受的力较小。
参考文献
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[11]黄真, 赵永生, 赵铁石.高等空间机构学[M].北京:高等教育出版社, 2006.
运动机构 篇9
关键词：万向铰接机构,运动分析,虚拟装配
1 引言
万向铰接机构又称万向联轴节, 它可用于传递两相交轴间的运动和动力, 而且两轴之间的夹角可以变动。故万向铰接机构是一种常用的变角传动机构, 广泛应用于汽车、机床等机械传递系统中。
2 单万向铰接机构的结构组成
单万向铰链机构由两个叉形架零件和一个十字架零件组成, 中间的十字架通过铰链与两侧的叉形架相联, 要求轴Ⅰ和轴Ⅱ的交点与十字架中心重合, 如图1。理论上, 两轴的夹角α可以是0°~90°中的任意数, 但是由于角度越大, 从动轴转动越不均匀, 附加交变载荷也越大, 因此两轴夹角不应太大, 一般α≤30°。
3 单万向铰接机构的运动分析
由图1可知, 当轴Ⅰ转一周时, 轴Ⅱ也转一周, 但是两轴的瞬时角速度比并不恒等于1, 而是随时变化的。现在对图1中的十字架进行角速度矢量分析, 为轴Ⅰ的角速度矢量, 方向总是垂直于轴Ⅰ; 为轴Ⅱ的角速度矢量, 方向总是垂直于轴Ⅱ;十字架的角速度是绕MM轴和NN轴转动的两个角速度的矢量和, 大小和方向都是随时变化的。在图1中, NN轴垂直于轴Ⅰ和轴Ⅱ决定的平面, MM轴在轴Ⅰ和轴Ⅱ决定的平面内, 此时十字架的角速度就只是绕MM轴的角速度, 方向水平向左, 即 三角形OAB组成的角速度矢量三角形, 三者的关系为
设主动轴轴Ⅰ的角速度为
同理, 当两轴由图1位置转过90°时, MM轴垂直于轴Ⅰ和轴Ⅱ决定的平面, NN轴在轴Ⅰ和轴Ⅱ决定的平面内, 此时十字架的角速度就只是绕NN轴的角速度, 方向为左上, 即 三角形OAC组成的角速度矢量三角形, 即
由此可知, 当主动轴Ⅰ以角速度ω1做等速旋转时, 从动轴Ⅱ的角速度ω2在ω2′和ω2″之间变化, 即ω1cosα≤ω2≤ω1/cosα。
4 双万向铰接机构的虚拟装配
为了消除上述从动轴转速不均匀的缺点, 通常将单万向铰接机构成对使用, 因此双万向铰接机构又称等速万向铰接机构。为使主、从动轴的角速度恒相等, 在对零件建模时应注意四点: (1) 两侧叉形架的转轴应和叉形架的中心线重合; (2) 十字架为正十字; (3) 中间连接架的两叉面位于同一平面内; (4) 两侧转轴的中心线和两十字架中心连线的夹角相等;满足上述四点就可以对装配好的模型进行运动仿真。
在Solid Works的标准菜单中包含了草图绘制工具栏和特征工具栏, 合理绘制零件的草图, 并对其进行拉伸、拉伸切除, 生成底座、两侧叉形架、十字架和中间连接架的三维模型。然后, 打开一个装配体, 依次置入上述模型, 选择“配合”按钮, 利用同轴心、重合等配合, 把各零件约束在准确的位置, 底座只是起到固定叉形架的作用, 为便于观察双万向铰接机构的运动, 将其设置为隐藏, 两种双万向铰接机构的三维装配图如图2所示。分别测量两侧转轴的中心线和两十字架中心连线的夹角, 其数值正好相等, 验证了上述结论。
在上述装配图中, 单击“模拟”按钮, 选择“旋转马达”, 设置主动轴的旋转方向和角速度。再选择“计算模拟”, 双万向铰接机构就旋转起来。然后选择“重播模拟”观看模拟动画, 最后选择“保存”按钮将制作的动画保存起来。
5 结论
本文分析了单万向铰接机构的结构组成和运动规律, 得到了单万向铰接机构主、从动轴的角速度关系, 并且对双万向铰接机构的两种形式进行了虚拟装配和动态仿真, 验证了双万向铰接机构必须满足的条件, 模拟了双万向铰接机构抽象的运动状态, 为正确设计万向铰接机构奠定了基础。
参考文献
[1]陈晓红, 董海军.十字轴万向节串联轴系支撑反力分析[J].机械科学与技术, 2011 (12) :2067-2072.
运动机构 篇10
目前已应用的作物图像获取方法有地面定点[1]、车载移动多点[2]、卫星遥感[3]和飞机载遥感[4]等多种形式。韩文霆等[5]集成地面定点采集和车载移动采集等方法的优点,研究开发了一种固定桁架式地面移动多点作物图像远程精准获取系统。系统采用导轨式和车载式作物图像获取设备安装方法,实现了作物图像获取设备的水平移动;选择导轨和云台的综合安装形式,实现了设备绕云台轴心的转动和镜头角度的改变。系统结构如图1所示。
在实际应用中,发现该系统存在以下问题:一是难以获取隐藏于大叶片下面小叶片的图像;二是由于距离过大,受相机焦距的限制,有些叶片图像不能清晰地反映作物的生长现状。
本文针对已开发的作物图像远程采集系统,设计了图像获取设备垂直运动设备,弥补了已有系统的不足,实现了作物图像获取设备的水平运动、垂直运动、360°转动和俯仰运动,可以精准获取不同植株、同一植株不同高度和不同部位的图像。
1 系统总体结构设计
可实现直线升降运动的装置或机构有油缸、四杆机构、平面丝杠机构和滑轮等[6]。这些机构可与动力系统和传动部件集成升降运动机构—机械直线升降运动单元或称作直线升降运动系统。由于油缸附加装置多和油泵太大,导致整个系统笨重而不实用。立装丝杠机构由于需要铺设导轨,增大了系统的附件。滑轮机构由于系统要在野外使用,容易受到外界风向的影响。
基于以上研究,系统采用集成丝杠和四杆机构的交叉式螺旋千斤顶作为垂直运动机构。千斤顶与云台的联接采用螺栓联接,千斤顶的丝杠与步进电机的联接采用联轴器连接。千斤顶的下方通过4个M4紧固螺栓与云台底盘连在一起,将丝杆轴通过联轴器与步进电机轴连在一起,上端通过两个M16的螺栓与导轨滑块连接在一起。为保证系统安全运行,在丝杆左端焊接1块挡板,当四杆架运行至丝杠末端时便会自动停止。步进电机带动丝杠转动,带有云台摄像头的四杆机构随着丝杠的转动做上下移动。系统结构如图2和图3所示。
1.水平导轨 2.步进电机 3.电动云台4.图像获取设备 5.螺旋千斤顶
2 系统组件选型与力学分析
系统的组件主要包括丝杠、联轴器、连接螺栓和步进电机。
2.1 M4螺栓组的受拉力学分析
千斤顶与云台联接属于松联接,设计采用4个M4的螺栓连接,螺栓受静载荷,所受外力FN=mg=10×9.8=98N(云台相机摄像头总质量大约10kg),则每个螺栓所受分力为
F=FN/4=24.5(N)
所受剪切力为
式中 dc—直径,dc=d1-H/6;
d1—螺纹小径;
H—螺纹牙型的三角高度。
查机械设计手册[7]得,d1=4mm,H=1mm,则dc≌3.8mm,σ=1.2MPa。螺栓材料选用35钢,查表[σ]=14.4>σ,满足要求。
2.2 千斤顶丝杠的力学分析
四杆机构和丝杠相当于一对螺纹副,其力学分析如下。
2.2.1 螺纹副抗挤压计算
把螺纹牙展直后相当于一根悬臂梁,抗挤压是指公母螺纹牙之间的挤压应力不应超过许用挤压应力,否则便会产生挤压破坏[8]。设轴向力为F,相旋合螺纹圈数为z,则挤压应力为
式中 F—轴向力,取F=9.8N;
d2—外螺纹中径,查表得d2=9mm;
p—螺距,查表得p=1mm;
H—螺纹工作高度,H=0.514p=0.514mm;
z—结合圈数,无量纲,z=4。
将以上数据代入,则σp=0.52MPa。螺纹副材料采用合金钢,查表得[σp]=18MPa>σp,满足要求。
2.2.2 抗剪切力计算分析
当螺纹副有相对运动时,会产生轴向的剪贴力,对螺纹牙造成破坏。强度校核公式为
对于螺杆
对于螺母
式中 d1—计算公螺纹时使用螺纹小径,取d1=8.647mm;
D—计算母螺纹时使用螺纹大径,取D =10mm;
B—螺纹牙底宽度,取值B=0.75p=0.75mm;
[τ]—许用剪应力,钢材质一般可以取[τ]=0.6[σ]=10MPa。
经过计算,螺杆τ=0.12MPa<[τ],螺母τ=0.01MPa<[τ],均满足要求。
2.2.3 抗弯曲强度计算分析
由于电机的重力造成螺杆承受力量不均衡,当螺纹副相对运动时,会产生轴向的剪贴力,校核计算公式如下:
1)对于螺杆,应满足
2)对于螺母,应满足
一般来讲,当螺母材料强度低于螺杆时,螺纹牙抗弯和抗剪强度校核以螺母为对象,即校核母螺纹;但当螺母和螺杆材料相同时,螺杆的强度则要低于螺母,应校核螺杆强度,即校核公扣。本系统螺母螺栓采用相同的材料,所以只校核螺母。
若将螺母一圈螺纹沿螺纹大径处展开,即可视为一悬壁梁,每圈螺纹承受的平均作用力F/z作用在中径d2的圆周上,则螺纹牙根部危险剖面A-A的弯曲应力为
对于钢材,其螺纹牙的许用弯曲应力为[σb]=(1～1.2)[σ]=5MPa>σb,满足要求。
2.2.4 自锁性能分析
当电动机供给的驱动力在丝杠和四杆机构组合的摩擦角之内,则无论这个力多大,丝杠都无法运动,这种现象叫作自锁。自锁条件为ψ<ψv。其中,ψ为螺旋升角,在中径圆柱面上螺旋线的切线与垂直于螺旋线轴线的平面夹角,单位(°);ψv为当量摩擦角,单位(°)。
式中 N—线数,取值N=1;
S—导程,S=Np=1mm;
α—牙型角,螺纹轴向平面内螺纹牙型两侧边的夹角,取值α=60°;
β—牙型斜角,螺纹牙型的侧边与螺纹轴线的垂直平面的夹角,对称牙型β=α/2,梯形螺纹、矩形螺纹、普通螺纹都属于对称牙型,锯齿螺纹不是对称牙型;
f—螺旋副的滑动摩擦系数,无量纲,定期润滑条件下,可取f=0.13～0.17;
fv—螺旋副的当量摩擦系数,无量纲。
则ψ=19.29°<ψv=11°,满足自锁条件。
2.2.5 螺杆强度校核
由于外力集中作用在螺杆上,所以要对螺杆进行强度分析,螺杆为实心螺杆,强度校核公式为
式中 [σ]—材料的许用拉应力。
查表得[σ]=4MPa,计算得σ=0.167[σ],满足强度要求。
2.3 联轴器的选型
联轴器分为刚性联轴器和挠性联轴器两大类:刚性联轴器适用于两轴能严格对中并在工作中不发生相对位移的地方;挠性联轴器适用于两轴有偏斜(包括同轴线、平行轴线和相交轴线)并在工作中有相对位移(包括轴向、径向角位移和综合位移)的地方[9]。本系统对电机轴和丝杠的同轴度要求较高,不能发生相对位移,采用刚性联轴器的套筒联轴器。
联轴器的计算转矩Tc包括两部分,即克服连续工作的额定载荷与摩擦阻力所需的工作转矩T和附加动力转矩T1。
转矩校核公式为
Tc=T+T1≈kT≤Tn (10)
式中 Tn—许用名义转矩,查表得Tn=13.5 N·m;
K—载荷系数,查表得K=1.3～1.5;
T—步进电机额定转矩取值T =0.9N·m。
代入以上数据,则Tc=1.4T=1.26 N·m,即Tc<Tn,满足要求。
2.4 步进电机的选型
2.4.1 惯量计算
垂直运动系统总惯量包括负载惯量、滚珠丝杠惯量和联轴器惯量3部分。由于负载小,所以负载惯量和联轴器惯量可忽略不计[10],总惯量(即滚珠丝杠惯量)折算到电机轴上的惯量的计算公式为
式中 LB—丝杠长度,取LB=0.4m;
DB—丝杠直径,取DB=0.01m;
ρ—丝杠密度,取ρ=7.85×103kg/m3。
则JB=0.00 308g·m2≈31g·cm2。
2.4.2 步进电机选择
根据移动工作台所需惯量,选用深圳雷塞智能控制股份有限公司制造的57HS09步进电机,其转子惯量为260g·cm2,满足工作台移动需要。57HS09步进电机具体技术参数为
相数n:2
电压/V:2.3
电流/A:2. 8
电阻/Ω:0.8
电感/mH:1. 2
保持转矩/N·m:0.9
定位转矩/kg·cm:0.4
转子惯量/g·cm2:260
2.4.3 负荷转矩的计算
由于惯性量较小,系统运行所必需的总转矩即为负荷转矩TL。
四杆机构所承受的轴向负载包括外力FA和云台摄像头所产生重力的分力,计算公式为
F=FA+mg(sinα+μcosα) (12)
式中 α—移动方向与水平轴夹角,取α=0°;
FA—外力,取FA=0N;
μ—摩擦系数,取μ=0.1。
取m=5kg,g=9.8m/s2,则F=4.9N。
直线运动负载转矩TL的计算公式为
式中 η—机械效率,由于联轴器传动,丝杠摩擦机械损失较大,取η=0.5;
PB—丝杠导程,取PB=0.002m。
代入以上数据,则TL =0.000 3121N·m。所选步进电机保持转矩T=1.7N·m,大于系统正常工作转矩,满足要求。
3 系统测试
在局域网内进行测试,测试时间为2011年12月25日,地点为中国旱区节水农业研究院数字节水实验室内,图4为测试现场。
控制垂直方向运动电机的IP地址为192.168.1.5,点1次方向键步进量设为10 000步,细分倍数设为2,每圈步进量设为400步;点1次方向键转5圈,周期常数设为50,对应的步进脉冲频率为15kHz,转速为2 250r/s,则点1次方向键响应时间不足1s。在不影响垂直运动和旋转运动的条件下,系统可以在垂直方向安全有效运行,有效获取生长于作物根部和叶片面积较小的叶片图像,获取界面如图5所示。小油菜图像叶脉都清晰可见,颜色还原性好,满足应用要求。
4 结语
针对已开发的远程作物图像采集系统,在已完成图像获取设备水平移动、360°转动和俯仰运动的基础上,集成应用丝杠、步进电机和联轴器,研究开发了一种图像获取设备垂直移动系统。本文在对不同垂直运动机构进行对比分析的基础上,设计采用丝杠加四杆机构作为垂直运动主要部件,对系统辅助部件步进电机、丝杠、联轴器以及联接螺栓进行了力学分析和组件选型。研究结果不仅实现了作物图像远程桁架式获取系统垂直运动的功能,而且实现了不同植株、同一植株不同高度和不同部位图像的精准获取。
摘要：在已开发的可以实现图像获取设备水平移动、360°转动和俯仰运动的固定桁架式地面移动多点作物图像远程精准获取系统的基础上,补充设计了图像获取设备垂直移动的运动系统。该系统由步进电机、丝杠、四杆机构和步进电机控制器组成,依据垂直运动机构的载荷和运动要求,对步进电机的功率、丝杠强度、联轴器以及联接螺栓进行了设计选型及力学分析。经测试,系统实现了图像获取设备的垂直运动补充功能,达到了精准获取不同植株、同一植株不同高度和不同部位图像的目的,完善了固定桁架式地面移动多点作物图像远程精准获取系统。
关键词：作物图像获取系统,垂直运动机构,丝杠传动
参考文献
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运动机构 篇11
关键词：FC800硬盒包装机；烟支定位机构；新型；应用分析；运动仿真
中图分类号：TS434 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2016）20-0060-03
上海烟草机械有限公司引进德国FOCKE公司FOCKE700S
产品技术生产的FC800硬盒包装机，采用双路直包技术，包装速度为800 包/分，是目前国内烟草企业使用的主要包装机型之一[1]。烟支定位机构位于烟库系统的烟支转塔和铝箔纸系统的烟组成型输送通道之间，作用是使“7-6-7”或“7-7-6”排列的烟组进入烟组成型轨道时定位整理烟支，使烟支在前进时比较整齐，利于后续包装[2]。新型包装机在FC800包装机的基础上进行了功能的改进和优化，同时很多设计环境和参数包括设计基准、执行件相位等都发生了改变，因此需要通过运动仿真等手段对FC800的烟支定位机构在新的设计参数和环境下的应用进行可行性分析，来证明该机构在新设计中是否适用。
1 FC800烟支定位机构分析
1.1 工作原理
FC800的烟支定位机构由共轭凸轮、摆杆及一组连杆和执行元件烟支定位器（俗称木梳）组成，如图1所示。当烟组被推手推出烟支转塔后，烟支定位器在烟组进入铝箔烟组成型导轨前将烟组理齐，使烟支在前进时比较整齐，利于后续包装[3]。
FC800烟支定位机构传动简图，如图2所示。
如图1及图2所示，烟支定位机构的动来自于共轭凸轮，共轭凸轮逆时针旋转，通过凸轮滚子驱动反四边形机构ABCD摆动，同时连杆3（CD）驱动平行四边形机构DFGE摆动，烟支定位器安装在连杆6（FG）上，随着平行四边形机构DFGE做水平方向和垂直方向运动，完成理齐烟组前部和避让返回的动作。
1.2 存在的问题
FC800硬盒包装机组的第一输送链装置也就是带动烟组在烟组成型导轨前进的链传动机构上的推手组件共有14组，每组推手之间的间距为228.6 mm[4]，而新型的包装机的输送推手之间的间距为230.5 mm，如图3所示。
同时，由于两个机器的设计要求不同，两种包装机的执行件相位也不相同，FC800烟支定位机构的相位图，如图4所示。从图中可知，该机构的运动过程可分为三个部分：向导轨板方向接近烟组140 °；抬起回避烟组100 °；停歇120 °，其中 80.7 mm表示的是在停歇段烟支定位器上平面至导轨板上平面的距离。整个过程和烟组之间的间距及烟支长度还有各个动作的持续时间都有关系。所以需要通过设计计算和运动仿真的手段来判定该机构在新型包装机中的适用性。
2 运动仿真和相位计算
要在新包装机中试验FC800的烟支定位机构遇到的问题是烟支定位器的行程是否足够，是否会和烟组或者导板等零件发生干涉，烟支定位机构的凸轮相位是否需要调整等。要知道这些问题的答案就需要进行运动仿真[5]来解答。
2.1 运动仿真
2.1.1 设定初始条件
首先要证明的是烟支定位机构的行程跨度足够，能在完成前一组烟支的整理后及时到达下一组烟支的工位，而不与烟支发生干涉。根据新产品的设计规格要求，烟支长度为84 mm，烟组推手的间距为230.5 mm，而FC800烟组推手的间距为 228.6 mm，在运动仿真前设定初始条件是十分重要的，在这个案例中，初始条件就是设定在新机组0位时，烟组、推手及烟支定位机构的位置。
根据新机组的设计参数已知：
①设计基准：以商标纸折叠转塔中心轴为基准原点；
②当机器为0 °时，在烟支定位机构前的那一组推手距离转塔中心为1 949.285 mm。
③因设推手间距230.5 mm， 则因机器每转一周暨一个周期（360 °）走过一组推手，可算得机器每一度，推手走过0.64 mm（230.5/360）。
根据上述条件，在装配模型中建立0位基准平面，通过快照方式设定推手初始位置[6]。
2.1.2 确定精确位置
由于新包装机的相位和FC800的相位关系不相同，初始相位位置的差别很大，所以不可能马上确定烟支定位机构在新包装机中的相位位置，不过可以通过首先确定机构相位精确调整的条件来倒推其相位位置。从FC800的操作手册[7]中可以找到这个条件：在整个运行过程中，叉形板和烟组之间的距离始终要大于1 mm。也就是说，在叉形板和烟组之间的最近距离为≥1 mm左右。
根据这一条件，进入PROE机构模块后，设定烟支定位器和烟组的距离X及烟支定位器高度（距导轨板）H等作为检测项目，如图5所示。
设定凸轮的电动机转速为30 °/s[8]，运动分析的持续时间为12 s，也就是一个周期360 °，然后开始运动仿真，导出检测项目数据进行分析[9]，不断更正烟支定位机构中凸轮的起始旋转角度，最终获得了和上述精确调整条件非常接近的数据，通过仿真得到的烟支定位器与烟组之间的距离变化图，如图6所示。
图中的横坐标是时间T，纵坐标是板和烟组的距离X，图中的平台区域就是烟支定位器的工作区域，也就是叉形板和烟组之间的最近距离为1 mm～1.1 mm左右的区域。导出的数据表，如图7所示。可以通过数据筛选找到该区域的位置，该区域用深色标出。
2.2 相位计算
参照FC800烟支定位机构的相位图可知理论相位检测点为该机构烟支定位器上平面距导轨板上平面距离的最小数值。因此根据上述数据可以对烟支定位机构在新包装机中的相位检测点进行推导。
由图7可知，当2.2 s时，烟支定位器高度处于最低（50.66 mm），同时推手距转塔中心1 907.045 mm，由于当机器0 °时，推手距转塔1 949.285 mm，所以当烟支定位器高度处于最低时，机器相位为（1 949.285-1 907.045）/0.64=66 °。
得到理论检测相位后，以此类推可以画出新包装机烟支定位机构的相位图，
2.3 运动仿真验证
确定所有参数后，再次进行运动仿真，验证了烟支定位器运行平稳，无干涉点，相位正确。以此类推，在100 mm烟支的条件下对烟支定位机构进行运动仿真，结果证明该机构同样适用。
3 结 语
通过对FC800硬盒包装机的烟支定位机构的分析以及运动规律的仿真，得到以下结论：
①该机构设计行程跨度足够，不会与烟组及其他零部件发生干涉，适用于新包装机的设计要求，无需对结构做重新设计。
②该机构的运动规律不变，但相位根据新包装机的设计要求需作相应调整，粗调检测点为66 °。
参考文献：
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运动机构 篇12
曲柄滑块机构广泛应用于压缩机、冲床、往复活塞式发动机等的主机构中。传动角和行程速比系数K是衡量曲柄滑块机性能的两个重要指标。传动角越大, 机构的传动性能越好。一般规定机构的最小传动角, 在传递较大力矩时, 应使。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, 如图1所示。行程速比系数K越大, 则机构的急回特性越明显, 对生产率越有利。多种机床就是利用偏置曲柄滑块机构的滑块具有急回特性, 来达到刀具的慢进和空程急回目的的。
偏置曲柄滑块机构传统的设计方法是:给定滑块的行程H、偏距e程和滑块的行程速比系数K, 图解法求出曲柄的长度a和连杆的长度b。这样设计结果虽是唯一的, 但不一定是最佳的。传动角往往得不到保证。所以诸多研究者开始探索优化设计。最初的机构优化设计大都是结合图解法和解析法, 建立数学模型, 再借助计算机语言辅助来完成的。这对研究者的数学和编程水平要求较高。但随着三维设计软件的运用和升级, 我们可以很轻松地借助三维设计软件完成机构的优化设计。文献1采用Pro/E对已知偏距e, 行程H, 滑块与曲柄轴心的最大距离不超过一定值的曲柄滑块机构进行了保证最小传动角最大化的优化设计, 但方法较繁琐, 未充分发挥Pro/E中骨架模型的作用。
本文将介绍一种充分运用骨架模型, 能轻松完成机构优化并且较易评价机构急回特性的新方法。
2 创建骨架模型 (Create skeleton model)
在组件模式下创建骨架模型文件, 在骨架模型文件中创建草绘如图2所示。图2中绘制了机构的两个极限位置以及传动角最小时机构的位置。右上方绘制的圆仅是为了防止优化时, 系统将曲柄转至垂直向下时的传动角判断为机构最小传动角最大的位置。图2中标注的800和200为已知条件, 角度20为变量, 783.39和381.96亦是变量, 但只能作为参照尺寸标出, 参照尺寸角度42.02为与传动角相等的角度, 即图中。为后面分析方便, 在草绘中亦画出了表示滑块中心与曲柄轴心的最远水平距离的线段, 即参照尺寸为1148.06的线段。
3 创建构件 (Create components)
构件的创建和构件间运动关系的定义可参考文献[2], 完成的机构如图3所示。
4 创建分析特征 (Set analysis feature)
选择菜单栏“分析→测量→角度”命令, 在“角”对话框中选择“特征”, 即创建分析特征, 再分别选择骨架模型上表示机构的最小传动角的两条线, 调节箭头如图4所示, 即得这两图元夹角, 确定后在模型树中出现ANALYSIS_ANGLE_1特征。再创建滑块中心与曲柄轴心的最远水平距离的长度分析特征ANALYSIS__LENGTH_1, 如图5所示。
5 优化分析 (Optimum analysis)
6 设计更改 (Design change)
若设计要 求为行程 速比系数K = 1.2 , 滑块行程H=120mm, 在工作行程最小传动角呈最大。则只需将图2草绘中将行程800改为200, 将极位夹角20°改为K=1.2对应的16.36°, 然后将曲柄长度尺寸、连杆长度尺寸及偏距作为设计变量做优化即可, 得到最小传动角的最大值为47.21°, 曲柄长度为94.10mm, 连杆长度255.86mm, 偏距79.73mm。设计的修改十分方便。
7 结论 (Conclusion)
在Pro/E中, 骨架模型为运动机构的概念设计提供了一个强大的工具, 也为在Pro/E中进行运动机构的优化提供了便利。合理设计骨架模型, 可使得机构优化更加快捷、准确、直观。
参考文献
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