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ENGLISH0755-88840386發布時間:2020-06-22 15:45:38 |來源:網絡轉載
引言
曲柄搖杆機構具有較高的承載能力,耐磨損、壽命長及製造方便等特點,所以,它在裹包機中普遍應用。該機構的設計十分複雜,它的設計好壞對整個裹包機影響很大。國內外許多學者對曲柄搖杆機構的設計作了大量工作,取得了很多成果,儲寧啟[1]等采用圖解法進行設計, 但步驟較多且邏輯性差,不便於設計人員理解和掌握。熊濱生[2]采用數學的設計方法進行設計,計算過程很複雜,很難操作,且針對性不強,MING LUN[3]對曲柄搖杆機構進行了解析法動力學設計,得到了對運動要求很複雜時的簡便算法。給定外極限位置設計四杆機構是包裝機械中較常見的情況。本文基於在外極限給定兩對相應位移量情況下,試圖針對上述問題進行解析法設計。
給定兩對相應角移量曲柄搖杆機構問題的描述
如圖 1 所示的曲柄搖杆機構,取 AB0C0 為外極限位置。現給定曲柄與搖杆在外極限位置前後的兩對相應角移量為ÐB1 AC0 (j1 ) - ÐC1 DC 0 (; 1 ) , ÐB1 AC0 (j2 ) - ÐC1 DC 0 (; 2 )
; 1 =; 2 = ; 。j1 -;1 對應曲柄與搖杆轉向相同時的一對角移量, j2 -; 2 對應曲柄與搖
杆轉向相反時的另一對角移量,按給定在外極限位置前後的這兩對相應角移量,試設計滿足要求曲柄搖杆機構 。
基金項目:國家“十一五”重大科技支撐項目,多功能農業裝備與設施研製項目資助,生物質集儲和加工利用技術裝備研究與開發課題資助,編號:2006BAD11A11作者簡介:高德,男,1963—,教授,主要研究方向:包裝機械設計及動力學。
給定兩對相應角移量曲柄搖杆機構解析法設計
計算實例
當曲柄順時針轉到外極限位置時,曲柄轉角90o ,搖杆同向轉動24.4o ,曲柄繼續轉動
85o 時,搖杆又擺動到起始的位置,固定杆長為250mm,試設計要求的曲柄搖杆機構. 分析如下:
由題意知,j = 90o ,j = 85o ,; = 24.4o , d = 250mm,
對應不同的β值,得到不同的結果,計算結果如表 1 所示。
表 1 解析法計算的結果
Tab.1 The outcome of using analytical method
þ |
a |
b |
c |
d |
a max |
10o |
21.07 |
262.21 |
57.09 |
250 |
40 .91o |
15o |
29.66 |
252.45 |
76.40 |
250 |
33.02o |
20 o |
37.69 |
241.03 |
96.07 |
250 |
28 .71o |
25 o |
45.08 |
228.17 |
115.5 |
250 |
26.37o |
給定兩對相應位移量曲柄搖杆機構圖解法驗證
圖解法步驟如下 :
作線段 AD ,表示固定杆長度求中心曲線
求鉸銷 C 的外極限位置 C0 :在圓弧的適當位置取一點作為 c0 點。連接點C0 A,C0 D , AC0 = a + b, C0 D 為杆的外極限位置。
求各杆的長:作 AL 線,使ÐLAD =得 AL 的延長線與 DK 線的交點 R ,再畫線,使ÐNRC 0 = ÐARD 得與 AC0 兩線的交點 B0 。 AB0 = a, B0C0 = b 。C0 D = c
表 2 用作圖法所得的結果
Tab.2 The outcome of using graphical method
a |
b |
c |
d |
a max |
21 |
262 |
57 |
250 |
41o |
30 |
252 |
76 |
250 |
33o |
38 |
240 |
96 |
250 |
29 o |
45 |
227 |
116 |
250 |
26 o |
由表 1 和表 2 算出各個參數的平均相對誤差,a 的平均相對誤差是 0.62%,b 的平均相對誤差是 0.30%, c 的平均相對誤差是 0.30%,最大壓力角a max 的平均相對誤差是 0.67%, 可以得出解析法正確並且精確度高;按照(10),(11),(12)式能快速得到所要設計的各個杆長。作圖法步驟多且麻煩,因此建議采用解析法。
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