馮立艷，何世偉

(華北理工大學 機械工程學院，河北 唐山 063210)

λ對曲柄擺動導桿機構的運動特性影響

馮立艷，何世偉

(華北理工大學 機械工程學院，河北 唐山 063210)

曲柄擺動導桿機構；運動特性；角速度；極位夾角

曲柄擺動導桿機構的運動性能取決于特性系數(shù)λ。研究了曲柄擺動導桿機構的極位夾角分別為銳角、直角、鈍角時λ的取值范圍；建立了λ與極位夾角θ、行程速比系數(shù)K、導桿的擺角φ3、角速度ω3、角加速度α3之間的數(shù)學關系式，求得了φ3及ω3最大時λ的取值，并繪制了對應的曲線圖，進一步分析了λ對曲柄擺動導桿機構運動特性的影響，為曲柄擺動導桿機構的設計提供了重要的理論依據(jù)。

曲柄擺動導桿機構在牛頭刨床等機械中得到了廣泛應用，它將曲柄的旋轉運動轉換為導桿的往復擺動，并具有急回特性[1,4-5]。邸海燕等[2]用解析法建立了曲柄擺動導桿機構的運動學數(shù)學模型,并借助MATLAB繪制了其運動規(guī)律的可視化圖形。同時，目前國內許多教材將極位夾角描述為“當從動件在兩極限位置時，對應的主動曲柄兩位置之間所夾的銳角[5]”，這是不準確的，因作者在研究中發(fā)現(xiàn)，曲柄擺動導桿機構的極位夾角不一定為銳角，還可能為直角、鈍角，它取決于機架長度與曲柄長度的比值λ，且導桿的運動學性能也直接與λ有關。該項目深入研究了λ與極位夾角θ、行程速比系數(shù)K、導桿的運動規(guī)律及運動特性之間的關系。

1 曲柄擺動導桿機構的主要特征

曲柄導桿機構是由曲柄滑塊機構演化而來的。如圖1(a)所示的曲柄滑塊機構中，若改選構件AC為機架，此時構件3繞軸C點轉動，而構件2則沿構件3相對移動，構件3稱為導桿，此時機構為曲柄導桿機構，如圖1(b)。由曲柄滑塊機構的曲柄存在條件可知，若AC≤AB，則導桿3能作整周轉動，稱為曲柄轉動導桿機構；若ACgt;AB，則導桿3僅能繞C點擺動，則稱為曲柄擺動導桿機構[4]。

圖1 曲柄滑塊機構演化為曲柄導桿機構

如圖2所示為曲柄擺動導桿機構，導桿的2個極限位置為CB1和CB2，導桿的擺角為ψ，機構的極位夾角為θ。

圖2 曲柄擺動導桿機構及其極限位置

(1)

2 特性系數(shù)λ與行程速比系數(shù)K的關系

機構急回程度的大小用行程速比系數(shù)K表示，K越大，急回程度越顯著，K與θ有如下關系[4]，：

(2)

將式(1)代入(2)，得：

(3)

圖3 K-λ曲線

根據(jù)式(1)、(3)，得出θ分別為銳角、直角、鈍角時，λ和K的取值，如表1所示。

表1 當θ分別為銳角、直角、鈍角時λ的取值

3 特性系數(shù) 對導桿機構運動性能的影響

現(xiàn)推導特性系數(shù)λ與導桿擺角φ3、角速度ω3、角加速度α3間的數(shù)學關系式，以進一步研究λ對曲柄擺動導桿機構的運動性能優(yōu)劣的影響。

3.1λ與φ3的關系

圖2中，曲柄1的角速度為ω1，與機架的夾角為φ1，導桿3的角速度為ω3，與機架的夾角為φ3，則：

ABsinφ1=BCsinφ3

(4)

ABcosφ1+AC=BCcosφ3

(5)

由式(4)、(5)得：

(6)

(7)

將式(7)對φ1求導，得：

(8)

因φ1不存在負值，由式(8)有，φ3最大時對應的φ1值為：

(9)

3.2λ與ω3的關系

圖2中，

(10)

將式(10)、(4)、(5)聯(lián)立得：

(11)

將式(11)兩邊對時間求導數(shù)，得：

(12)

整理得，

(13)

于是，當φ1=π-arccos(1/λ)時，導桿3的角速度絕對值最小，此時ω3=0。當φ1=π時，導桿3的角速度絕對值最大，即

(14)

3.3λ與α3的關系

對式(13)求導，得：

(15)

圖4 不同λ時搖桿的運動線圖

由圖4和表1可知，λ越小，則機構的急回程度越大，而導桿的擺角φ3、角速度ω3、角加速度α3的最大值及其變化率均越大，即運動越不平穩(wěn)。由上面建立的數(shù)學關系式，很容易求得導桿的角位移、角速度、角加速度以及導桿的最大擺角和最大角速度等。

4 結論

(1)分別推導出導桿的角位置φ3、角速度ω3、角加速度α3以及機構的行程速比系數(shù)K與λ的關系式，繪制了各自的曲線圖，直觀地顯示出λ對機構的急回特性、運動性能的影響規(guī)律。

(3)該項研究建立的數(shù)學關系式，使得按給定行程速比系數(shù)K設計曲柄擺動導桿機構、分析所設計機構的運動性能變得更加簡潔、方便。

[1] 劉善林,王會生.Whitworth急回機構運動特性分析及仿真研究[J].制造業(yè)自動化,2007,29(11):83-87.

[2] 邸海燕,張慶功.擺動導桿機構運動特性的解析法研究[J].輕工機械,2009,27(2):56-59.

[3] 何雅槐,唐進元,陳海鋒，等.擺動導桿機構鍵合圖建模新方法[J].機械傳動,2011,35(10):47-50.

[4] 馮立艷.機械原理[M].北京:機械工業(yè)出版社，2012.

[5] 郭衛(wèi)東.機械原理(第二版)[M].北京:科學出版社，2013.

EffectofλonMotionPerformanceofCrankandOscillatingGuide-barMechanism

FENG Li-yan, HE Shi-wei

(College of Mechanical Engineering, North China University of Science and Technology, Tangshan Hebei 063210, China)

crank and oscillating guide-bar mechanism; motion performance; angular velocity; extreme position angle

The motion performance of the crank and oscillating guide-bar mechanism depends on the characteristic coefficient λ. The value ranges of λ were evaluated when the extreme position angle was acute angle, right angle or obtuse angle respectively. The mathematical relationships between λ and the extreme position angle θ，coefficient of travel velocity ratio K, the guide rod pendulum angle φ3, angular velocity ω3 as well as angular acceleration α3 were established. The value of λ was obtained in terms of the largest value of φ3 and ω3, and then the corresponding curve was drawn. The influence of λ on the motion characteristics of the crank and oscillating guide-bar mechanism was analyzed. An important theoretical basis for the design of the crank and oscillating guide-bar mechanism is provided.

2095-2716(2017)04-0047-05

2017-06-15

2017-09-26

教育部在線研究基金項目(2016YB117)；河北省高等教育教學改革研究與實踐項目(2015GJJG084)。

TH112

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