4.1　連桿機構設計技巧與禁忌

所有構件全部用低副(轉動副和移動副)連接而成的機構稱為連桿機構。

若連桿機構中各運動構件均在同一平面或相互平行的平面內運動,則稱為平面連桿機構,否則稱為空間連桿機構。平面連桿機構在各種機械和儀器中應用廣泛。

按機構中構件數目的多少,平面連桿機構可分為四桿機構、五桿機構、六桿機構等。最簡單的四桿機構是由四個構件組成,且是組成多桿機構的基礎。

4.1.1　平面四桿機構的基本形式、演化、特點及應用

(1)鉸鏈四桿機構的基本形式及應用

平面四桿機構中,所有低副皆為轉動副的平面四桿機構稱為鉸鏈四桿機構。它的應用尤為廣泛。關于鉸鏈四桿機構,可按其兩連架桿屬于曲柄或搖桿的具體情況,分為三種基本形式:曲柄搖桿機構、雙曲柄機構和雙搖桿機構。

① 曲柄搖桿機構　兩連架桿一個為曲柄、另一個為搖桿的鉸鏈四桿機構,稱為曲柄搖桿機構。通常,曲柄為原動件做單向等速轉動,而搖桿為從動件做往復變速擺動。

如圖4?1所示的雷達天線俯仰角調整機構,即為一曲柄搖桿機構。原動曲柄1連續(xù)等速轉動,通過連桿2使搖桿3繞機架4在一定角度范圍內擺動,從而達到調整雷達天線俯仰角的大小。

再如圖4?2所示的縫紉機腳踏板機構,亦為一曲柄搖桿機構。原動搖桿1連續(xù)往復擺動,通過連桿2使從動曲柄3繞機架4整周轉動,從而完成縫紉工作。

② 雙曲柄機構　兩連架桿皆為曲柄的鉸鏈四桿機構,稱為雙曲柄機構。通常,原動曲柄做單向等速轉動,而從動曲柄做單向變速轉動。

如圖4?3所示慣性篩篩料機構中的四桿機構ABCD,即為一雙曲柄機構。原動曲柄1連續(xù)等速轉動,通過連桿2 使從動曲柄3獲得變速轉動,又通過連桿4使篩子5具有較大幅度的速度波動,從而借助慣性實現顆粒狀物料的篩分。

就雙曲柄機構而言,用得最多的是平行四邊形機構(圖4?4),這種機構其兩組對邊桿的長度分別相等。如圖4?4(a)所示機構四桿構成平行四邊形,稱為正平行四邊形機構。這種機構的運動特點是其兩曲柄1、2以相同的角速度繞機架4沿同一方向轉動,而連桿3做平動。如圖4?5所示的攝影平臺升降機構及如圖4?6所示的播種機料斗機構即為其應用實例。

如圖4?4(b)所示機構,雖然其兩組對邊桿的長度分別相等,但不平行,稱為反平行四邊形機構。這種機構的運動特點是當原動曲柄1做等速轉動時,從動曲柄3做反向變速轉動。圖4?7所示的車門啟閉機構即為反平行四邊形機構的應用實例。它利用反平行四邊形機構運動時兩曲柄1、3轉向相反的特性,使兩扇車門同時敞開或關閉。

③ 雙搖桿機構　兩連架桿皆為搖桿的鉸鏈四桿機構,稱為雙搖桿機構。

如圖4?8所示的鶴式起重機主機構,即為一雙搖桿機構。當原動搖桿1繞機架4上的A點擺動時,從動搖桿3隨之繞機架4上的D點擺動,使得懸掛在連桿2上E點處下方的重物近似地在一水平直線上移動,以避免重物平移時因不必要的升降而消耗能量。

在雙搖桿機構中,若兩搖桿長度相等,則構成等腰梯形機構。圖4?9所示汽車前輪的轉向機構即為其應用實例。

(2)鉸鏈四桿機構的演化及應用

在生產實際中有許多機構雖然不是鉸鏈四桿機構基本形式,但它們可以看作是由鉸鏈四桿機構演化而來,其演化及應用如表4?1所示,表中(a')、(b')、(c')、(d')所示機構,分別是由鉸鏈四桿機構(a)、(b)、(c)、(d)演化而來。

另外,實際應用中的偏心輪機構也可以看成是鉸鏈四桿機構通過擴大轉動副演化而來的。如沖床、剪床、顎式破碎機等機械中的偏心輪機構。

(3)平面連桿機構的特點

1)優(yōu)點

① 結構簡單易制造連桿機構由于轉動副和移動副的接觸表面是圓柱面和平面,所以制造簡便,且易于獲得較高的加工精度。低副接觸依靠自身的幾何形狀來封閉,無需外載荷作用,結構簡單,制造成本低。

② 承載能力大　組成平面連桿機構的低副為面接觸,易于潤滑,單位面積所承受的力較小,摩擦及磨損較輕,因而可以用來傳遞較大的動力,滿足重載機械的要求。

③ 可實現多種運動形式的轉換　平面連桿機構能夠實現多種運動形式的相互轉換,例如,它能夠將原動件的轉動轉化為從動件的轉動、擺動或往復移動,反之也能夠很方便地實現。平面連桿機構還可以與其它機構組合使用,實現多種形式的運動規(guī)律。

④ 連桿上各點的運動軌跡曲線具有多樣性連桿機構運動過程中,連桿平面上的各點將描繪出各種不同形狀的曲線,這些曲線稱為連桿曲線(圖4?10)。連桿構件上點的位置不同,曲線形狀不同;改變各構件的相對尺寸,曲線形狀也隨之變化。利用這些軌跡曲線可以實現生產中多種特殊曲線運動要求,在各種機械和儀器中獲得廣泛應用。

圖4?11所示為攪拌機傳動機構。攪拌器由曲柄帶動,在A點裝有攪鏟,A點的運動軌跡如虛線構成的曲線,可均勻地對物料進行攪拌。

圖4?12所示為摟干草機構。如圖所示,摟把固定在A點處,連桿由曲柄帶動,曲柄則由輪子上的鏈條帶動,A點的運動軌跡如虛線構成的曲線,其中虛線2是A點相對于機架的軌跡,虛線1和3是輪子轉動時A點對地面的運動軌跡。

2)缺點

① 連桿機構設計具有近似性　連桿機構設計時,若已知條件較多,一般難以求出精確的設計結果,不易精確地實現復雜的運動規(guī)律。另外,組成連桿機構的構件相對較多,而各構件的尺寸的誤差和運動副間的間隙使運動傳遞的累積誤差較大,傳動精度不高。所以連桿機構只適用于對傳遞運動要求不太嚴格的場合。

② 連桿機構的慣性力難以平衡　連桿機構在運動過程中,一些構件所產生的慣性力難以平衡,在高速運轉時會大大增加機構的動載荷,產生較大的強迫振動,所以連桿機構一般不宜用于高速場合。

4.1.2　連桿機構形式選擇技巧與禁忌

(1)原動機的選擇要適當

執(zhí)行機構的形式與原動機的形式密切相關,不要僅局限于選擇電動機驅動形式。在只要求執(zhí)行構件實現簡單的工作位置變換的機構中,采用如圖4?13(a)所示機構,利用曲柄搖桿機構來實現搖桿Ⅰ、Ⅱ兩個工作位置的變換,往往要用電動機帶動一套減速裝置驅動曲柄。為了使曲柄能停在要求的位置,還要加裝制動裝置。如果采用如圖4?13(b)所示的方案,改用汽缸驅動,則可使結構大為簡化,同采用電動機驅動相比,可省去一些減速傳動機構和運動變換機構,從而可縮短運動鏈,簡化結構,且具有傳動平穩(wěn)、操作方便、易于調速等優(yōu)點。

圖4?14所示鋼板疊放機構的動作要求是將軌道上鋼板順滑到疊放槽中(圖中右側未示出)。圖4?14(a)所示為六桿機構,采用電動機作為原動機帶動機構中的曲柄轉動(未畫出減速裝置);圖4?14(b)所示為連桿一凸輪(固定件)機構,采用液壓缸作為原動件直接帶動執(zhí)行構件運動。可以看出,后者比前者要簡單。以上兩例說明,改變原動件的驅動方式有可能使機構結構簡化。

常用原動機的運動形式如表4?2所示。

采用不同的原動機,為了實現同一執(zhí)行構件運動形式而采用不同執(zhí)行機構的形式分析如表4?3所示。

(2)連桿機構運動鏈盡量簡短

完成同樣的運動要求,應優(yōu)先選用構件數和運動副數較少的連桿機構,這樣可以簡化機器的構造,從而減小質量,降低成本;同時也可減少由于零件的制造誤差而形成的運動鏈的累積誤差,提高零件加工工藝性,增強機構工作可靠性。運動鏈簡短還有利于提高機構的剛度,減少產生振動的環(huán)節(jié)。考慮以上因素,在機構選型時,有時寧可采用有較小設計誤差的簡單近似機構,也不采用理論上無誤差但結構復雜的機構。圖4?15所示為兩個直線軌跡機構,其中圖4?15(a)所示為E點有近似直線軌跡的四桿機構,圖4?15(b)所示為理論上E點有精確直線軌跡的八桿機構。但是,實際分析結果表明,在保證同制造精度條件下,后者的實際傳動誤差為前者的2~3倍,其主要原因在于運動副數目較多而造成運動累積誤差增大。

(3)盡量避免虛約束

虛約束在機構中可增加機構的剛性和強度,能夠消除運動的不確定性。但在機構中引入虛約束會增加裝配上的困難,提高對組成零件的尺寸精度要求及增加生產成本,且當加工、裝配精度達不到要求時,虛約束有可能變成起獨立作用的實際約束,此時,則會在構件間產生楔緊現象。因而,在進行機構設計時,是否要加入虛約束需慎重考慮。

例如圖4?16所示為一加工機床運動簡圖,由四個搖桿帶動四個工作頭。圖4?16(a)所示為有虛約束,對各桿尺寸、加工、安裝要求較高,易發(fā)生上述問題。而圖4?16(b)所示則沒有虛約束,要求精度比較低,一般在非必要的情況下采用此種結構更符合實際工作需求。

(4)選擇構件受力較小的連桿機構

圖4?17所示為兩種卡車車廂自動翻轉卸料機構,從構件的相對運動關系考慮,既可以采用如圖4?17(a)所示的搖塊機構,也可以采用如圖4?17(b)所示的擺動導桿機構。但顯而易見,采用4?17(a)所示的搖塊機構,從動力源配置和構件的受力情況看,要比采用圖4?17(b)所示的擺動導桿機構更合適。

(5)簡化機構的動作

圖4?18所示為一小型零件的電鍍槽機構,小型電鍍零件常懸掛在一個桿上放入電鍍槽。為了提高鍍層質量和電鍍速度,需要將桿晃動。圖4?18(a)所示為兩邊各設一個曲柄滑塊機構使桿前后晃動,結構復雜。圖4?18(b)所示只使桿右端做圓周運動,桿左端在支點的滑槽中滑動,支點還可以在桿的作用下,按桿的方向任意轉動,結構簡單。

(6)滿足功能要求機構方案的選擇

圖4?19所示為兩種釘扣機針桿傳動機構方案。圖4?19(a)所示機構是由擺動凸輪和曲柄滑塊機構并聯(lián)而成,而圖4?19(b)所示機構由擺動導桿和曲柄滑塊機構并聯(lián)而成,都是可以實現從動件做復雜平面運動的兩自由度機構,一般需要提供兩個原動機,用于實現釘扣機中的針桿運動。但應當注意的是:由于曲柄滑塊機構只完成進針運動,而導桿機構只完成來回移動針桿的運動,要準確地將針來回引導到扣眼后再將針插入扣眼,則需要兩機構的曲柄運動配合十分協(xié)調而準確,在這種情況下用齒輪、帶、鏈傳動機構將圖4?19(b)中的兩曲柄AB和OC的運動約束起來,用一臺原動機驅動,則比圖4?19(a)所示需兩個電機驅動的形式更合理。

4.1.3　傳動角與死點位置設計技巧與禁忌

(1)傳動角不可過小

在不計運動副中的摩擦和構件質量的情況下,機構從動件的受力方向與受力點的速度方向之間所夾的銳角稱為機構的壓力角α。壓力角的余角稱為傳動角γ,即γ=90°-α。α越小(或γ越大),機構的傳力性能越好,傳動效率越高;反之,傳力性能越差,傳動效率越低。由于在機構運動簡圖中傳動角比壓力角更直觀,所以,在實際應用中,通常用傳動角γ來判斷機構的傳動質量。

在機構的運動過程中,為了保證機構有良好的傳力性能,設計時應使傳動角γ不宜過小。γ是變化的,為了保證機構正常工作,必須規(guī)定最小傳動角γmin的下限。對于一般機械,通常取γmin≥40°;對于顎式破碎機、沖床等大功率機械,最小傳動角應當取大一些,可取≥50°。對于小功率的控制機構和儀表,γmin可略小于40°。

如圖4?20(a)所示,傳動角過小,推動從動件的有效分力很小,而無效(一般有害)分力很大,致使機構傳動阻力較大,傳力性能較差。可通過改變構件尺寸比例或改變連桿機構形式加以改善,如圖4?20(b)所示,改為搖桿機構后有很大改善。

圖4?21所示機構將曲柄1的轉動變換為滑塊2的直移,用螺桿4調節(jié)螺釘3的位置,可改變滑塊2的行程大小,由圖4?21(a)可見機構的傳動角γ較小,傳動狀態(tài)不佳,極易因摩擦力過大而導致“死機”。可通過改變機構的幾何參數,如圖4?21(b)所示,增大傳動角,可獲得良好的傳動性能。

(2)死點位置不良影響的消除

在不計構件質量和運動副摩擦的情況下,當機構的傳動角γ=0°(壓力角α=90°)時,原動件通過連桿作用于從動件上的力恰好通過從動件的回轉中心,因而不能使從動件轉動,機構將處于靜止狀態(tài)。機構的這種位置稱為死點位置。死點位置會使機構的從動件出現卡死或運動不確定現象。

為了消除死點位置的不良影響,可以對從動曲柄施加外力,或利用飛輪及構件自身的慣性作用,使機構通過死點位置。

圖4?22(a)所示的曲柄滑塊機構中,滑塊為主動件,當連桿與曲柄位于一條直線時,機構處于死點位置,此時滑塊的推力不能對曲柄產生推動力矩,對這類在死點可能停止轉動或反轉的機械,設計時必須考慮消除死點的影響,如加大曲柄的慣性(加飛輪)或使工作速度加快,也可采用多個曲柄滑塊機構錯位排列等措施,都有利于使機械順利通過死點,如圖4?22(b)所示。再如,蒸汽機動力設備是90°開式雙汽缸結構,這樣的結構也可以避開死點,如圖4?22(c)所示。

圖4?23(a)所示是一種較簡單的能克服死點位置的機構,其結構特點是在滑塊上制成導向槽,利用滾滑副的導向作用,使機構克服死點位置,完成機構由移動變?yōu)檗D動,且無死點位置。圖4?23(b)所示為該機構在活塞發(fā)動機上的具體應用,其巧妙之處在于其滑板4與活塞桿1相連接,利用滑板4上的曲線形長孔2及與之配合的曲柄銷3驅動曲柄輪5轉動,在曲柄銷3的左右死點位置上,由于滑板4的曲線形長孔2的斜面與曲柄銷3接觸,所以就能消除一般曲柄滑塊機構的死點問題。曲線形長孔2的傾斜方向確定了曲柄銷的旋轉方向,并使其保持固定的旋轉方向。

(3)利用死點位置特性的相關配置

如圖4?24所示的機構,電磁閥的運動經連桿機構由連桿端部輸出。這一機構利用死點附近的運動使電磁閥的拉力得到放大,為提高控制精度,行程開關應設置在連桿機構中行程C較長的構件上。圖4?24(a)的連桿行程C比圖4?24(b)的Ca大,所以圖4?24(a)機構的控制精度比圖4?24(b)的高,限位開關配置較為合理。

(4)避免鉸鏈四桿機構的運動不確定

如圖4?25(a)所示平行四邊形機構,當以長邊為機架時,在長短邊四桿重合的位置可能發(fā)生運動不確定現象,導致從動桿反轉,破壞四桿的平行四邊形關系。若增加一根與短邊平行且長度相等的桿,如圖4?25(b)所示,可以避免運動不確定,但此時出現虛約束,要求精度高。除上述情況外,凡最短桿與相鄰最長桿長度之和等于另兩桿長度之和的鉸鏈四桿機構,都可能出現運動不確定現象,可加大從動件慣性予以避免,或用兩套機構錯開90°,如圖4?25(c)所示。

(5)防止平行四桿機構反轉

如圖4?26(a)所示為一“飛毯”游藝機,座艙做回轉運動,但在任何位置都應保持水平,該游藝機采用了平行四桿機構(兩組雙曲柄機構),其機構運動簡圖如圖4?26(b)所示。前面兩個臂(AB桿)為主動件,每個臂有一個液壓馬達驅動,后面兩臂(CD桿)為從動件,此方案設計原理不當。因為當四個吊掛的回轉臂(四個曲柄)轉到水平位置時,后臂會因為受座艙重力作用而發(fā)生翻轉,如圖4?26(c)所示,致使飛毯不能實現原來的平面平行運動。可改為四個臂(四個曲柄)同時用液壓馬達驅動,如圖4?26(d)所示,則效果良好。

4.1.4　連桿機構平衡的設計技巧與禁忌

(1)曲柄滑塊機構的平衡

連桿機構的平衡是比較困難的,如圖4?27(a)所示的單曲柄滑塊機構,在曲柄上加配重只能達到部分平衡。圖4?27(b)為兩個曲柄滑塊機構的并聯(lián)組合,把兩個機構曲柄連接在一起,成為共同的輸入構件,兩個滑塊各自輸出往復移動。這種采用相同結構對稱布置的方法,可使機構總慣性力和慣性力矩達到完全平衡。若按如圖4?27(c)所示方法布置,則慣性力能得到部分平衡,但機構所占空間較小。

(2)利用機構動力學非對稱性減小慣性力

如圖4?28(a)所示,曲柄1、齒條2及齒輪3經過超越離合器4推動一個托板式工件傳送系統(tǒng)(圖中未表示)的前進轉位運動,齒條向右運動時離合器4結合,托板水平轉位;齒條向左運動時離合器4離開,托板不動。工作中發(fā)現,在轉位過程中的減速段,傳動系統(tǒng)上工件的慣性力過大,個別工件離開在托板上的規(guī)定位置,并且在轉位結束時整個系統(tǒng)產生輕微振動,慣性力過大是由于在減速段的負加速度絕對值過大,轉位結束時由于負加速度絕對值最大而產生沖擊。

在圖4?28(a)的機構中,當0≤?≤π時構件4轉位。根據曲柄?連桿機構的運動圖,在該時間角區(qū)間內,增速段時間角大于π/2,減速段時間角小于π/2,減速段的平均加速度絕對值和最大加速度絕對值以及加速度突跳均大于增速段。如果π≤?≤2π時構件4轉位,則情況相反,動力學性能可以改善。利用曲柄滑塊機構動力學性能在增速與減速段的不對稱性,按照動力性能較好的減速段選擇工作時間角,設備改變量小,成本最低。將機構布置左右位置交換一下,如圖4?28(b)所示,可以使減速段時間角大于增速段,減小慣性力影響。

(3)工作側推力的平衡

如圖4?29(a)所示連桿機構可以用較小的推力F1產生較大的推力F2,但機構中導軌G1和G2受到很大的側推力。改用如圖4?29(b)所示兩套對稱的機構互相連在一起,則產生的側推力互相平衡,導軌免受側推力,機械效率較高,運動靈活,F1為驅動力,F2為工作阻力。注意改進的機構中有虛約束,對機構的精度(如導軌G2的平行度、對稱桿長度等)要求較高。

4.1.5　避免連桿機構運動發(fā)生干涉

(1)避免鉸鏈四桿機構各構件運動發(fā)生干涉

平面連桿機構各構件的運動并不在同一平面內,如果構件安裝位置不當,則有可能使桿件運動發(fā)生干涉。圖4?30(a)所示鉸鏈四桿機構,如果按圖4?30(b)所示安裝布置,桿件AB與CD共面,當CD≥AD時,桿CD碰到A軸,運動發(fā)生干涉。改為圖4?30(c)所示安裝布置,各構件不共面,一般不會發(fā)生運動干涉。對于多桿機構的設計與安裝,尤其要注意桿件的干涉問題。

(2)曲柄運動不得與機架干涉

啟閉公交汽車門的曲柄滑塊機構,為避免曲柄與啟閉機構箱體發(fā)生碰撞,如圖4?31(a)所示,需要把曲柄做成如圖4?31(b)所示的彎臂狀。

4.1.6　改善連桿機構運動性能設計技巧與禁忌

(1)連桿機構的增力

① 杠桿增力　利用杠桿獲得增力是最常見的辦法。如圖4?32(a)、(b)所示,當l1<l2時,用較小的P可得到較大的力F,增力關系式為:F=(l2/l1)P。l2/l1值越大,則增力效果越顯著;反之,l2/l1值越小,則增力效果越差;若l2≈l1,如圖4?32(c)所示,則不可取,此時F≈P,無增力效果。

為使增力效果更顯著,可通過杠桿組合得到二次增力機構,如圖4?32(d)所示。四桿機構在圖示位置時,若A點加力P,則力傳到A'時,可產生較大的力F,即

F=P=nP

由于a1>b1,a2>b2,所以n>1,n即增力的倍數。

② 曲柄滑塊機構的增力　如圖4?33(a)所示的曲柄滑塊機構中,連桿CE上受到力P作用,從而使滑塊E產生向下的沖壓力Q,則Q=Pcosα。隨著滑塊E的下移,α減小,力Q將增大。

若串聯(lián)一個鉸鏈四桿機構,ABCD作為前置機構,如圖4?33(b)所示,設連桿受力為F,則后置機構的執(zhí)行構建滑塊E所受的沖壓力為Q=Pcosα=(FL/S)cosα,此時隨著滑塊E的下移,在α減小的同時,L增大,S減小,在F不增大的條件下,沖壓力Q增大了L/S倍。設計時可根據要求確定α、L和S。

③ 氣動肌腱鉸鏈連桿機構的增力　氣動肌腱是一種能夠提供雙向拉力的新型氣動柔性執(zhí)行元件,充氣后其兩端產生向中間收縮的拉力,它比汽缸結構簡單,摩擦小,拉力大,無污染。圖4?34所示為以氣動肌腱提供動力且以鉸鏈連桿作為增力機構的三種組合機構系統(tǒng)。考慮摩擦力的影響,輸出力F2與輸入力F1之比i稱為機構的實際增力系數。算例取角度α=β=6°,桿長l=120mm,鉸鏈軸半徑r=5mm,鉸鏈副摩擦因數f=0.1,輸出件與導軌間摩擦因數f1=0.176。

圖4?34(a)所示是雙邊單作用的系統(tǒng),這一方案結構簡單,但是輸出件與導軌間壓力大,產生很大的摩擦力,實際增力系數小,i1=4.32。

圖4?34(b)所示是對稱雙邊單作用的系統(tǒng),這一方案輸出件與導軌間理論上沒有壓力,橫向力互相平衡,具有較大的實際增力系數,i2=8.81。

圖4?34(c)所示是二次增力的系統(tǒng),這一方案輸出件與導軌間理論上也沒有壓力,具有最大的實際增力系數,i3=38.29。

三種方案的實際增力系數之比i1∶i2∶i3=4.32∶8.81∶38.29=1∶2.04∶8.86。第三種方案增力最大。

(2)連桿機構的增程

① 自動針織橫機上導線用連桿機構的增程　自動針織橫機上導線用連桿機構的增程一般采用單一的曲柄滑塊機構[圖4?35(a)],或曲柄搖桿機構[圖4?35(b)],在要求實現較大行程時,常因受曲柄長度的限制而行程不宜太大。

為增大行程,可采用串聯(lián)組合的六桿機構,圖4?35(c)所示為自動針織橫機上導線用的連桿機構,因工藝要求實現大行程的往復移動,所以將曲柄搖桿機構ABCD和搖桿滑塊機構DEG串聯(lián)組合,E點行程比C點行程有所增大,則滑塊可實現大行程往復移動的工作要求。調整搖桿DE的長度,可相應調整滑塊的行程,因此,可根據工作行程的大小來確定DE的桿長。

② 雙滑塊行程增大機構　如圖4?36(a)所示為對稱雙滑塊壓縮機機構。曲柄1轉動時,通過對稱鉸鏈A、B及連桿AD、BC分別驅動活塞3及汽缸體2做相反方向移動,相對最大行程為H=4R,R為曲柄1半徑。相同條件下,若采用單一的曲柄滑塊機構,如圖4?36(b)所示,則其最大行程H'=2R,顯然圖4?36(a)所示的最大行程是圖4?36(b)所示最大行程的2倍,增程效果顯著。

③ 六桿機構擺角放大機構　如圖4?37(a)所示為縫紉機擺梭機構,它是由曲柄搖桿機構1?2?3?6與擺動導桿機構3?4?5?6組成。曲柄1為主動件,擺桿5為從動件,當曲柄1連續(xù)轉動時,通過連桿2使擺桿3做一定角速度的擺動,一般曲柄搖桿(擺桿)擺角較小[圖4?37(b)],但通過與擺動導桿機構的組合將會使從動擺桿5的擺角增大,該機構擺桿5的擺角可增大到200°左右。

④ 高度表的擺角放大機構　圖4?38(a)所示為飛機上使用的膜盒式高度表結構簡圖,飛機飛行高度H不同時,大氣壓P將會發(fā)生變化,使真空膜盒(靈敏元件)產生位移,通過曲柄滑塊機構將位移轉換為曲柄3的轉角α(α一般很小),再經過齒輪機構放大轉換為指針的轉角φ,從而在度盤上指出相應的高度,其機構運動簡圖如圖4?38(b)所示。

⑤ 雙杠桿擺角增大機構　如圖4?39(a)所示正弦機構,擺角α一般都很小,在一些含有正弦機構的測微儀器中,往往采用雙杠桿機構進行擺角放大。如圖4?39(b)所示的雙正弦?齒輪傳動測微儀,即為典型的一例,圖中正弦機構的微小位移S通過兩級杠桿與齒輪傳動,可使度盤上的指針獲得很大的轉角。

(3)實現勻速運動的連桿機構

① 實現勻速擺動的六桿機構　眾所周知,在曲柄搖桿機構中,即使曲柄勻速轉動,搖桿擺動的角速度并不均勻。實際工作中,又常希望搖桿能獲得近似均勻的角速度。曲柄搖桿機構是將主動件曲柄的勻速轉動變成從動件的變速運動,那么反過來,讓變速運動的擺桿作主動件,就可使曲柄做勻速運動,若不做整周轉動,即可作為勻速擺動。圖4?40(a)所示為輸出件近似勻速擺動的連桿機構。該連桿機構由兩個曲柄搖桿機構對稱串聯(lián)而成,前一個機構的曲柄1通過連桿2帶動搖桿3,后一個機構由搖桿3通過連桿4帶動曲柄5,前一個機構中變速擺動的搖桿3正是后一機構中的主動件,曲柄1與曲柄5等長,曲柄5的固定轉動中心比曲柄1的固定轉動中心略低。該機構輸入構件為勻速轉動的曲柄1,輸出構件5可獲得120°~150°擺角的近似勻速擺動,其角速度曲線如圖4?40(b)所示。

② 實現勻速移動的導桿機構　如圖4?41(a)所示,轉動導桿機構ABD,曲柄主動,輸入勻速轉動,連架桿BD為輸出構件,輸出非勻速轉動。圖4?41(b)所示為一個以圖4?41(a)為基礎可實現等速移動功能的牛頭刨床的串聯(lián)組合機構,前置機構仍為圖4?41(a)的轉動導桿機構ABD,后置機構則為擺動導桿機構BCE,輸入構件為BE,輸出構件為CF,最后面機構為搖桿滑塊機構CFG,輸入構件為CF,輸出構件為G處的滑塊,經過3個基本機構的串聯(lián),可使滑塊4在所需要的區(qū)段內實現勻速移動的功能。

③ 實現勻速轉動的導桿機構　如圖4?42(a)所示為一轉動導桿機構,輸出構件導桿可以傳遞非勻速轉動,若將導桿的擺動中心C置于曲柄的活動鉸鏈B的軌跡圓上,如圖4?42(b)所示,則導桿將做等速轉動,其角速度為曲柄AB速度的一半。但當這種機構運動到極限位置時會出現運動不確定。為了消除圖4?42(b)導桿機構的運動不確定性,加入第二個滑塊,并將導桿設計成帶十字槽的圓盤,如圖4?42(c)所示,雙臂曲柄兩端滑塊在十字槽中運動。圓盤和轉臂繞各自的固定轉軸轉動。由于此機構是低副機構,故可用來傳遞較大載荷。串聯(lián)兩種這樣的機構,就可以獲得1∶4的無聲傳動。

(4)利用連桿曲線實現單側近似停歇

圖4?43(a)所示曲柄搖桿機構輸出構件為無停歇擺動,而圖4?43(b)所示為利用連桿曲線上的點M可實現有近似停歇過程的機構。該機構是由四桿機構ABCD加上桿組MEF(包括滑塊4、導桿5)組成的六桿機構。M點為連桿BC上的一點,M點鉸接滑塊4。M點的軌跡m中的M1M2段為近似直線段。當主動件曲柄1連續(xù)轉動時,通過連桿BC上的M點帶動滑塊4和導桿5往復擺動。當導桿5擺動到左極限位置時正好與M點的近似直線軌跡M1M2重合,在M點從M1到M2的運動過程中,從動導桿5做近似停歇。該機構利用連桿曲線的直線段實現了從動件的單側間歇運動,可用于輕工機械、自動生產線和包裝機械中運送工件或滿足某種特殊的工藝要求,實現某種加工。

(5)實現急回運動的對心曲柄滑塊組合機構

圖4?44(a)所示的對心曲柄滑塊機構,無急回運動,若與曲柄搖桿機構組合,則可形成有急回運動的機構。如圖4?44(b)所示的鋼錠熱鋸機機構,將曲柄搖桿機構1?2?3?4與曲柄滑塊(或搖桿滑塊)機構4'?5?6?1的輸入件4'固接在一起,從而可使原來沒有急回運動特性的滑塊有了急回運動。

(6)伸展連桿機構體積的減小

傘是人們日常生活中的必需品,但普通的傘由于體積較大,在旅行和外出時攜帶很不方便,所以人們希望能將傘折疊起來,平時不用時體積越小越好。圖4?45所示為兩種晴雨傘折疊伸展機構。其中,圖4?45(a)所示為單獨應用曲柄連桿等長的曲柄滑塊機構,體積較大;圖4?45(b)所示為聯(lián)合應用曲柄連桿等長的曲柄滑塊機構和等長邊平行四邊形機構,折疊后減小了傘的體積,更方便攜帶。

(7)考慮調節(jié)連桿機構運動參數的可能性

因為機構在制造安裝中不可避免地產生誤差,并且有時在工作中需要調整有關參數(如行程、擺角等),或為了保證滿足某些使用要求及安裝調試等方便,因而在設計時,對所選的機構應考慮有這種調節(jié)的可能性。

① 導槽位置的調節(jié)　如圖4?46(a)所示,導槽1與水平線傾角α不可調,而圖4?46(b)所示機構中滑塊3的導槽1可調,其可繞軸A轉動,從而改變導槽與水平線的傾角α,調節(jié)好后,將導槽1緊固,這樣可改變滑塊2的往復運動規(guī)律。

② 用螺旋機構調節(jié)曲柄長度　如圖4?47(a)所示連桿機構,曲柄AB長度不可調,而圖4?47(b)所示連桿機構則可通過螺旋機構調節(jié)曲柄的長度。