第4章平面机构的力分析;1.机构力分析的内容;1.构件惯性力的确定;2.机构的动态静力分析;Fig.4-3Analyticalforceanalysis(动态静力分析的解析法)

;1.运动副中的摩擦;2)斜面移动副的摩擦。如果把图4-4所示的平面移动副导路倾斜α角度后，则演化成为图4-5所示的斜面摩擦移动副。;3)槽面摩擦。如果将图4-6a所示滑块作成图4-6b所示夹角为2θ的楔形滑块，并置于相应的槽面中，楔形滑块1在外力F的作用下沿槽面等速运动。设两侧法向反力分别为N21，铅直载荷为G，总摩擦力为Ff。;(2)转动副中的摩擦轴承是转动副的典型代表，可分为承受径向力的轴承和承受轴向力的轴承。;2)推力轴承的摩擦。

图4-8a为推力轴承示意图，G为轴向载荷。未经跑合时，接触面压强p为常数，p=c。经过跑合时，压强与半径的乘积为常数，pρ=c。;(3)螺旋副中的摩擦根据螺纹牙型可将螺纹分为矩形螺纹和三角形螺纹。;Fig.4-10FrictioninV-thread(三角形螺纹的摩擦);2.计入摩擦力的力分析;解

1)根据轴径尺寸和摩擦因数，求出摩擦圆半径，摩擦圆如图4-11所示。

2)连杆3为受压的二力共线杆，根据连杆3相对曲柄2的相对运动方向ω32判断曲柄2对连杆3的反力F23的方向；根据连杆3相对滑块4的相对运动方向ω34判断滑块4对连杆3的反力F43的方向。

3)滑块4为三力汇交构件，根据滑块4对机架1的运动方向v41，可知机架1对滑块4的反力F14与v41成(90°+φ)角。

4)曲柄2为分离体，连杆3对曲柄2的力F32方向已求出，机架1对曲柄2的反作用力F12对轴心A之矩与ω21反向。

5)加在曲柄2上的平衡力矩为Mb=F12h。

;例4-4图4-12a所示的摆动从动件盘形凸轮机构中，已知凸轮机构的尺寸、轴径尺寸、运动副处的摩擦因数f以及作用在从动件F点的阻力Fr，在不计构件质量和惯性力时，求各运动副处的反作用力及作用在凸轮上的平衡力矩Mb。

;解

1)根据轴径尺寸和摩擦因数，画出转动副A、C处的摩擦圆如图4-12a所示。

2)分析凸轮受力，凸轮1为二力构件，摆杆2对凸轮1的反力F21与凸轮1相对摆杆2的相对速度方向成(90°+φ)角。

3)分析摆杆2受力，摆杆2作用有F12、F32、Fr三个力，构成三力汇交的平衡力系。

4)求平衡力矩，凸轮1中，F21=-F31，力臂为h1，则作用在凸轮1上的平衡力矩Mb为Mb=F21h1，方向如图4-12a所示。

;1.运动副的自锁;2.自锁机构;3.自锁机构的分析与设计;Fig.4-15Designofself-lockingmechanism(自锁机构的设计);第5章平面连杆机构及其设计;1.平面连杆机构的特点;Fig.5-1Typesoffour-barlinkages(铰链四杆机构的类型);(1)曲柄摇杆机构若两个连架杆一为曲柄，一为摇杆，则此铰链四杆机构称为曲柄摇杆机构，如图5-1a所示。

(2)双曲柄机构若将图5-1a所示曲柄摇杆机构的曲柄1选为机架，转动副A、B为整转副，则连架杆2、连架杆4均为曲柄，该机构称为双曲柄机构，如图5-1b所示。

(3)双摇杆机构若将图5-1a所示的曲柄摇杆机构的摆杆3选为机架，转动副C、D为摆转副，则连架杆2、连架杆4均为摇杆，该机构称为双摇杆机构，如图5-1c所示。

(4)平行四边机构图5-1b所示双曲柄机构中，如两曲柄平行且相等，该机构演化为平行四边形机构，如图5-1d所示。

(5)等腰梯形机构图5-1c所示双摇杆机构中，如两摇杆相等，该机构演化为等腰梯形机构，如图5-1e所示。;(6)曲柄滑块机构图5-2a所示四杆机构中，一连架杆为曲柄，另一个连架杆为滑块，该机构称为曲柄滑块机构。

(7)转动导杆机构若将图5-2a所示的曲柄滑块机构的曲柄1选为机架，转动副A、B为整转副，则连架杆2、4均为曲柄，滑块3沿连架杆4移动，且随4转动，该机构称为转动导杆机构，如图5-2b所示。

(8)曲柄摇块机构若将图5-2a所示机构的构件2选为机架，转动副A、B仍为整转副，连架杆1仍为曲柄，另一连架杆(滑块3)只能绕C点往复摆动，该机构称为曲柄摇块机构，如图5-2c所示。

(9)移动导杆机构若将图5-2a所示机构的滑块3选为机架，转动副A、B仍为整转副，连架杆4只能沿滑块往复移动，该机构称为移动导杆机构，如图5-2d所示。

(10)摆动导杆机构若将图5-2b所示的转动导杆机构的机架加长，使lBC＜lAB,转动副A演化为摆转副，连架杆4往复摆动，该机构称为摆动导杆机构，如图5-2e所示。;Fig.5-3Typesoffour-barlinkageswithtwosli