四杆机构构件的受力分析和强度

基本计算轴心受力构件的强度和刚度计算

轴心受力构件的强度和刚度计算 1．轴心受力构件的强度计算 轴心受力构件的强度是以截面的平均应力达到钢材的屈服应力为承载力极限状态。轴心受力构件的强度计算公式为 f A N n ≤= σ （4-1） 式中： N ——构件的轴心拉力或压力设计值； n A ——构件的净截面面积； f ——钢材的抗拉强度设计值。 对于采用高强度螺栓摩擦型连接的构件，验算净截面强度时一部分剪力已由孔前接触面传递。因此，验算最外列螺栓处危险截面的强度时，应按下式计算： f A N n ≤= ' σ （4-2） 'N =)5 .01(1 n n N - （4-3） 式中： n ——连接一侧的高强度螺栓总数； 1n ——计算截面（最外列螺栓处）上的高强度螺栓数； ——孔前传力系数。 采用高强度螺栓摩擦型连接的拉杆，除按式（4-2）验算净截面强度外，还应按下式验算毛截面强度 f A N ≤= σ （4-4） 式中： A ——构件的毛截面面积。 2．轴心受力构件的刚度计算 为满足结构的正常使用要求，轴心受力构件应具有一定的刚度，以保证构件不会在运输和安装过程中产生弯曲或过大的变形，以及使用期间因自重产生明显下挠，还有在动力荷载作用下发生较大的振动。 轴心受力构件的刚度是以限制其长细比来保证的，即

][λλ≤ （4-5） 式中： λ——构件的最大长细比； [λ]——构件的容许长细比。 3. 轴心受压构件的整体稳定计算 《规范》对轴心受压构件的整体稳定计算采用下列形式： f A N ≤? （4-25） 式中：?——轴心受压构件的整体稳定系数，y cr f σ?= 。 整体稳定系数?值应根据构件的截面分类和构件的长细比查表得到。 构件长细比λ应按照下列规定确定： （1）截面为双轴对称或极对称的构件 ? ?? ==y y y x x x i l i l //00λλ （4-26） 式中：x l 0，y l 0——构件对主轴x 和y 的计算长度； x i ，y i ——构件截面对主轴x 和y 的回转半径。 双轴对称十字形截面构件，x λ或y λ取值不得小于t （其中b/t 为悬伸板件宽厚比）。 （2）截面为单轴对称的构件 以上讨论柱的整定稳定临界力时，假定构件失稳时只发生弯曲而没有扭转，即所谓弯曲屈曲。对于单轴对称截面，绕对称轴失稳时，在弯曲的同时总伴随着扭转，即形成弯扭屈曲。在相同情况下，弯扭失稳比弯曲失稳的临界应力要低。因此，对双板T 形和槽形等单轴对称截面进行弯扭分析后，认为绕对称轴（设为y 轴）的稳定应取计及扭转效应的下列换算长细比代替y λ [] 2 /122202022222)/1(4)()(2 1 z y z y z y yz i e λ λλλλλλ--+++= )/7.25//(2 202ωωλl I I A i t z +=

平面四杆机构分析报告

工业设计机械设计基础大作业 一、序言 平面连杆机构是若干个刚性构件通过低副(转动副、移动副)联接，且各构件上各点的运动平面均相互平行的机构。虽然与高副机构相比，它难以准确实现预期运动，设计计算复杂，但是因为低副具有压强小、磨损轻、易于加工和几何形状能保证本身封闭等优点，故平面连杆机构广泛用于各种机械和仪器。对连杆机构进入深入透彻的研究，有助于工业设计的学生在今后的产品设计中对其进行灵活应用或创新改进。 二、平面连杆机构优缺点的介绍 连杆机构应用十分广泛，它是由许多刚性构件用低副连接而成的机构，故称为低副机构，这类机构常常应用于各种原动机、工作机和仪器中。例如，抽水机、空气压缩机中的曲柄连杆机构，牛头刨床机构中的导杆机构，机械手的传动机构，折叠伞的收放机构等。这其中铰链四杆机构，曲柄滑块机构和导杆机构是最常见的连杆机构形式。 它们的共同特点是：第一，它们的运动副元素是面接触，所以所受的压力较高副机构小，磨损轻；第二，低副表面为平面和圆柱面，所以制造容易，并且可获得较高的加工精度；第三，低副元素的接触是依靠本身的几何约束来实现的，因此不需要高副机构中的弹簧等保证运动副的封闭装置。 连杆机构也存在如下一些缺点：为了满足设计的要求，往往要增加构件和运动副数目，使机构构造复杂，有可能会产生自锁；制造的不精确所产生的累积误差也会使运动规律发生偏差；设计与计算比高副机构复杂；在连杆机构运动过程中，连杆及滑块的质心都在作变速运动，所产生的惯性力难以用一般方法方法加以消除，因而会增加机构的动载荷，所以连杆机构不宜用于高速运动。此外，虽然可以利用连杆机构来满足一些运动规律和运动轨迹的设计要求，但其设计却是十分困难的，且一般只能近似地得以满足。 正因如此，所以如何根据最优化方法来设计连杆机构，使其能最佳地满足设计要求，一直是连杆机构研究的一个重要课题。 三、平面四杆机构的基本类型与应用实例。 连杆机构是由若干刚性构件用低副连接所组成的。在连杆机构中，若各运动构件均在相互平行的平面内运动，则称为平面连杆机构。平面四杆机构是平面连杆机构的最基本形式，这其中所有运动副均为转动副的四杆机构称为铰链四杆机构。 在铰链四杆机构中，按连架杆能否作整周转动，可将四杆机构分为三种基本形式。即曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构。其中： 1.曲柄摇杆机构 在铰链四杆机构中，若两连架杆中有一个为曲柄（整周回转），另一个为摇杆（一定范围内摆动），则称为曲柄摇杆机构。 在这种机构中，当曲柄为原动件时，可将原动件的连续转动，转变为摇杆的反复摆动。如飞剪、间歇传送机构、传送带送料机构等。

杆件受力分析

电算程序计算结果与规律091210129殳非闲 结构受力图（1）结构受力图（2） 结构受力图（3）结构受力图（4） 结构受力图（5）

1-1 2-1 3-1 4-1 5-1

1-2 2-2 3-2 4-2 5-2

1-3 2-3 3-3 4-3 5-3

1-4 2-4 3-4 4-4 5-1

由图可得： 轴力图： ①：（2-1）与（1-1）比较，由于只改变材料截面积，所以轴力图不变。 ②：（3-1）与（2-1）比较，由于梁上恒荷载增加，所以轴力相应增加。且成正相关。增加20%。轴力自上向下递增。 ③：（4-1）与（3-1）比较，因为在柱上增加了水平荷载，前两跨轴力减少，后两跨增加。轴力自上向下递增。 ④：（5-1）与（4-1）比较，由于底下两层层高增加，轴力有较大变化。层高不变的轴力则变化不大。轴力自上向下递增。 剪力图： ①：（2-2）与（1-2），由于只改变梁的截面，所以对剪力没有影响，剪力大小不变。 ②：（3-2）与（2-2），由于梁上恒荷载增加，于是梁和柱的剪力都线性增加。 ③：（4-2）与（3-2），增加水平荷载，柱上剪力增大且分布改变，即有正有负。梁上剪力也有所增加。 ④：（5-2）与（4-2），同样底下两层层高增加，剪力变化较大，而上层层高为改变的则几乎不变。 弯矩图： ①：（2-3）与（1-3），外荷载未改变，只改变材料性质，所以弯矩图不变。 ②：（3-3）与(2-3)，弯矩相应线性增大。 ③：（4-3）与(3-3)，加了水平力，梁上弯矩受水平力影响，分布改变。柱上从上到下增加（原本左右对称，中间层的柱上弯矩值几乎相等）顶层弯矩特殊，由于顶层结点只连接三个或两个杆件 ④：（5-3)与(4-3)，层高改变层的弯矩值改变，层高未变的则几乎不变。 位移图： ①：（1-4），（2-4），（3-4）水平没有位移，竖直向结点位移自上向下递减。 ②：（4-4）相对于前三个图，由于加了水平力，使得水平向产生位移。结点位移自上向下递减。 ③:（5-4）与（4-4），由于底下两层层高增大，导致结点水平位移增大，同样结点位移自上向下递减。 ④：位移变化都不大。 总结： 对于内力图，只改变杆件材料性质，不改变结构内力。只改变杆件的。形位移。只在竖直向改变荷载时，内力图相应的线性增加。在水平向加荷载时，不光使柱的内力改变，对梁的内力也有较大影响。对于层高的改变，只影响改变层高的那层的内力图，对其他层影响并不大。

solidwork零部件受力仿真

CosmosWorks装配体分析接头篇（一）简介 简介 本白皮书仅适用于由通过螺栓、螺钉、销钉或弹簧连接的多个零件构成的装配体组成的产品。不同类型的装配体有着不同的模拟难点。但它们相同的一点是，都需要模拟连接装配体零部件的接头，这种模拟通常需要广泛的分析知识和大量时间。 专业的分析人员发现，尽管他们有专业的知识和经验，进行装配体分析仍然非常困难，并且需要消耗大量时间。例如，要模拟销钉连接（也就是一对圆筒由销钉连接配合到一起，销钉允许或限定零件之间的旋转，例如钳子可能用到的连接），专业的分析人员通常必须对穿过铰链圆筒的销钉进行建模，并定义销钉和圆柱表面之间的缝隙接触，然后才能开始真正的分析。分析人员还需要知道使用多大的销钉。 设计工程师日常工作中最重要的部分是产品设计，而不是模拟；他们不是专业分析人员。他们非常忙，没有时间以传统的方式模拟接头。 但是如果他们不必以传统方式进行模拟，如果他们使用的软件有足够的智能为他们完成其中最困难的部分，这该有多好？ 这正是COSMOSWorks和COSMOSDesignSTAR所能做的。这两个程序中包含虚拟的接头，使得分析包含销钉、弹簧、螺栓和螺钉的装配体变得非常轻松和快速。 这些虚拟接头背后的概念与几代专业分析人员一直使用的概念完全相同。COSMOS在精确度上没有任何折扣。 它提供简洁的用户界面，采用直接简单的输入，将许多以前由分析人员执行的任务放到软件中执行，从而提供全面、精确的结果。 CosmosWorks装配体分析接头篇（二）销钉接头 销钉接头 便携式计算机、剪刀式升降机、钳子以及致动器之类的产品的铰链一般都会使用销钉接头。 每个人都非常熟悉的一个实例就是钳子（图1）。销钉穿过钳子的两个柄，活动钳柄即可打开或合上钳口。在传统的有限元分析(FEA)中，模拟销钉行为的典型方法是在有限元网格中对销钉零件进行建模，然后由分析人员定义销钉和钳柄的圆柱面之间的接触。 此主题相关图片如下：

螺栓组受力分析与计算汇总

螺栓组受力分析与计算 一．螺栓组联接的设计 设计步骤： 1．螺栓组结构设计 2．螺栓受力分析 3．确定螺栓直径 4．校核螺栓组联接接合面的工作能力 5．校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 1. 螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形，三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置

3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性要求较高的重要联接，螺栓的间距t0不得大于下表所推荐的数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t0 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。

机械零件的应力应变分析

§3－3机械零件的应力应变分析 一、拉（压）杆应力应变分析 （一）应力分析 前面应用截面法，可以求得任意截面上内力的总和，现在进一步分析横截面上的应力情况，首先研究该截面上的内力分布规律，内力是由于杆受外力后产生变形而引起的，我们首先通过实验观察杆受力后的变形现象，并根据现象做出假设和推论；然后进行理论分析，得出截面上的内力分布规律，最后 确定应力的大小和方向。 现取一等直杆，拉压变形前在其表面上画垂直于杆轴的直线和（图3-28）。拉伸变形后，发现 和仍为直线，且仍垂直于轴线，只是分别平行地移动至和。于是，我们可以作出如下假设： 直杆在轴向拉压时横截面仍保持为平面。根据这个“平面假设”可知，杆件在它的任意两个横截面之间的伸长变形是均匀的。又因材料是均匀连续的，所以杆件横截面上的内力是均匀分布的，即在横截面上各点处的正应力都相等。若杆的轴力为，横截面积为,,于是得： ???????????????????????? (3－2) 这就是拉杆横截面上正应力的计算公式。当为压力时，它同样可用 于压应力计算。规定拉应力为正，压应力为负。 例3－3? 图3-29（a）为一变截面拉压杆件，其受力情况如图示，试确定其危险截面。 解? 运用截面法求各段内力，作轴力图[图3-29（b）]： 段：????????? 段： 段：???????? 段： 根据内力计算应力，则得： 段：????????? 段：

段： 最大应力所在的截面称为危险截面。由计算可知，段和段为 危险截面。 （二）、拉（压）杆的变形 杆件受轴向拉力时，纵向尺寸要伸长，而横向尺寸将缩小；当受轴 向压力时，则纵向尺寸要缩短，而横向尺寸将增大。 设拉杆原长为，横截面面积为(图3-30)。在轴向拉力P作用下， 长度由变为，杆件在轴线方向的伸长为, 。 实验表明，工程上使用的大多数材料都有一个弹性阶段，在此阶段范围内，轴向拉压杆件的伸长或缩短量，与轴力和杆长成正比，与横截面积成反比。即，引入比例常数则得到： ??????????????????? （3－3） 这就是计算拉伸（或压缩）变形的公式，称为胡克定律。比例常数称为材料的弹性模量，它表征材料抵抗弹性变形的性质，其数值随材料的不同而异。几种常用材料的值已列入表3－1中。从公式（3－3）可以看出，乘积越大，杆件的拉伸（或压缩）变形越小，所以称为杆件的抗拉（压） 刚度。 上式改写为： 其中，而表示杆件单位长度的伸长或缩短，称为线应变(简称应变)，即。是一个无 量纲的量，规定伸长为正，缩短为负。 则（3－3）式可改写为：????????????????????????????????????????????? ?????????????????????????????????????????????????????? （3-4）式（3-17）表示，在弹性范围内，正应力与线应变成正比。这一关系通常称为单向胡克定律。 杆件在拉伸（或压缩）时，横向也有变形。设拉杆原来的横向尺寸为，变形后为（图3-30），则 横向应变为： 实验指出，当应力不超过比例极限时，横向应变与轴向应变之比的绝对值是一个常数。即 称为横向变形系数或泊松比，是一个无量纲的量。和弹性模量E一样，泊松比也是材料固有的弹 性常数。 因为当杆件轴向伸长时，横向缩小；而轴向缩短时，横向增大，所以和符号是相反的。

导杆机构分析

7、机构运动简图 8、计算机构的自由度 F=3×5－2×7=1 五、用解析法作导杆机构的运动分析 如图所示，先建立一直角坐标系，并标出各杆矢量及其方位角。其中 共有四个未知量3θ、4θ、3S 、E S 。为求解需建立两个封闭的矢量方程， 为此需利用两个封闭的图形O 3AO 2O 3及O 3BFDO 3，由此可得：

→ →→ → → →→+=+=+E S L L '6 4L3S3L1L6 并写成投影方程为： ’6 4433E 4433116331133L sin L sin L 0S cos L cos L sin sin cos cos =+=-++==θθθθθθθθL L S L S 由上述各式可解得：

4 433E 3 1 1343 3641 11 163cos L cos L S cos cos L S L sin L L arcsin cos L sin L L arctan θθθθθθθθθ?+?=?= ?-=??+=? 由以上各式即可求得3θ、4θ、3S 、E S 四个运动变量，而滑块的方位角 2θ=3θ。 然后，分别将上式对时间取一次、二次导数，并写成矩阵形式，及得一下速度和加速度方程式。 ????????????//-=?????? ????????????????????-?00 cos sin S 0cos L cos L 0 1sin L -sin L -000cos S sin 00sin S -cos 11 1114334 433443333333θθθθθθθθ θθL L w v w w E =?????? ????????????????????-??E αααθθθθθθ θθ4334 4334433333333 S 0cos L cos L 0 1sin L -sin L -000cos S sin 00sin S -cos ????????????//-+????? ? ???????? ---? ? 00sin cos 0sin w L -s w L -00c w L -cos w L -0 00sin w S -cos cos 00cos w S sin S -sin 11111114443334443333333333 3333333θθθθθθθθθθθθw L w L w in os S w w 而2w =3w 、2α=3α

任务二构件的力学分析与计算简图

任务二结构的计算简图 一、填空题 1.对非自由体的某些位移起限制作用的周围物体称为（约束）。约束反力的方向必与该约束所能阻碍的位移方向（相反）。 2.刚结点的两大特征是：（变形前后夹角相等）,（能承受并传递弯矩）。 3．一刚体受不平行的三个力作用而平衡时，这三个力的作用线必（汇交于一点）。 4.作用在刚体上的两个力，使刚体保持平衡的充分必要条件是：这两个力的（大小相等），（方向相反），（作用在同一直线上）。 5.在作用着已知力系的刚体上，加上或减去任意的 ( 平衡力系 )，并不改变原 力系对刚体的作用效应。 6.( 计算简图 )是指经过简化后可以用于对实际结构进行受力分析的图形。 二、选择题 1. 只限物体任何方向移动，不限制物体转动的支座称（ A ）支座。 A.固定铰 B.可动铰 C.固定端 D.光滑面 2．只限制物体垂直于支承面方向的移动，不限制其它方向运动的支座称（ B）支座。 A.固定铰 B.可动铰 C.固定端 D.光滑面 3．既限物体任何方向移动，又限制物体转动的支座称（ C ）支座。 A.固定铰 B.可动铰 C.固定端 D.光滑面 4.固定端约束通常有（ C ）个约束反力。 A.一 B.二 C.三 D.四 5．作用在同一刚体上的两个力F1和F2，若 F1 = - F2，则表明这两个力（ C ）。 A.必处于平衡；大小相等， B. 方向相同； C.大小相等方向相反，但不一定平衡； D.必不平衡。 6.自由度与约束的叙述下列（ C ）是错误的。 A．每个刚片有三个自由度 B．一个链杆，相当于一个约束 C．一个单铰，相当于三个约束 D．一个固定端，相当于三个约束 7.刚性联相当于（ C ）个约束。 A．1 B．2 C． 3 D．4

导杆机构分析

7、机构运动简图 8、计算机构的自由度 F=3×5－2×7=1 五、用解析法作导杆机构的运动分析 如图所示，先建立一直角坐标系，并标出各杆矢量及其方位角。其中共有四个未知量3θ、4θ、3S 、E S 。为求解需建立两个封闭的矢量方程，为此需利用两个封闭的图形O 3AO 2O 3及O 3BFDO 3，由此可得：

→ →→ → → →→+=+=+E S L L '6 4L3S3L1L6 并写成投影方程为： ’6 4433E 4433116331133L sin L sin L 0S cos L cos L sin sin cos cos =+=-++==θθθθθθθθL L S L S 由上述各式可解得：

4 433E 3 1 1343 3641 11 163cos L cos L S cos cos L S L sin L L arcsin cos L sin L L arctan θθθθθθθθθ?+?=?= ?-=??+=? 由以上各式即可求得3θ、4θ、3S 、E S 四个运动变量，而滑块的方位角 2θ=3θ。 然后，分别将上式对时间取一次、二次导数，并写成矩阵形式，及得一下速度和加速度方程式。 ????????????//-=?????? ????????????????????-?00 cos sin S 0cos L cos L 0 1sin L -sin L -000cos S sin 00sin S -cos 11 1114334 433443333333θθθθθθθθ θθL L w v w w E =?????? ????????????????????-??E αααθθθθθθ θθ4334 4334433333333 S 0cos L cos L 0 1sin L -sin L -000cos S sin 00sin S -cos ????????????//-+????? ? ???????? ---? ? 00sin cos 0sin w L -s w L -00c w L -cos w L -0 00sin w S -cos cos 00cos w S sin S -sin 11111114443334443333333333 3333333θθθθθθθθθθθθw L w L w in os S w w 而2w =3w 、2α=3α

第四章 受力分析及主要零件强度计算

第四章 受力分析及主要零件强度计算 4.1破碎力的计算 破碎机的破碎力是计算机器各个零件强度和刚度的原始数据。破碎力的大小与很多因素有关，因而确定破碎力的方法也很多，概括起来有以下几种方法： （1）理论计算法：根据破碎矿石所需的破碎功导出破碎力的计算公式，因而计算结果与实际相差较大，故在实践中应用很少。 （2）功耗计算法：根据电动机的安装功率，结合破碎机的结构特点，导出破碎力的计算公式。 （3）实验分析法：根据实验数据导出的公式来计算破碎力。 目前，国内是采用实验分析法来确定颚式破碎机的破碎力。根据对复摆颚式破碎机的固定颚和动颚的实际受力测定，在破碎机动颚上所产生的破碎力系与矿块纵断面面积成正比。因此，作用在动颚上的最大破碎力可以按下式计算： qgLH P =max （式4—1） 式中：q ——衬板单位面积上的平均压力，其值可取27=q 公斤/厘米2； L 、H ——破碎腔的长度和高度。 则 2 m a x 279.8900385 10 916839()P q g L H N -==????= （式4—2） 当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将max P 增大50%，故破碎 机的计算破碎力为： m a x 1.5 1.5916839 1375.2585()js P P K N ==?= （式4—3） 4.2 受力分析 计算颚式破碎机各个零件的强度和刚度以前，必须先求得作用在各个部件上的外力。计算破碎力js P 是确定这些外力的原始数据。根据js P 力利用图解法即可求得各个部件上的计算载荷。 机构运动简图受力分析，如下图所示

图 4—1 由三角几何关系可得： 61.37510() js P N =?； 61.41910()k P N =?； 61.03110()s P N =?。 4.3 主要零件强度计算 颚式破碎机的主要零件有：偏心轴、动颚、推力板、动颚的拉杆弹簧、轴承、机架以及飞轮等。 4.3.1 偏心轴强度计算 鉴于皮带拉力，飞轮与皮带轮的重量相对破碎力在偏心轴的分力来说其值甚小，为了方便起见可略去不计，这样，偏心轴的受力、扭矩、弯矩及当量弯矩就可按照图所示进行分析计算。