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下列机构中，（ ）能把旋转运动变成往复直线运动，也可以把往复直线运动变成旋转运动。 A
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提问人：匿名网友
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下列机构中，（ ）能把旋转运动变成往复直线运动，也可以把往复直线运动变成旋转运动。A．曲柄摇杆机构B．双曲柄机构C．双摇杆机构D．曲柄滑块机构请帮忙给出正确答案和分析，谢谢！
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详解滚珠丝杆如何将直线运动转化为回转运动的
滚珠丝杆的结构和原理：滚珠丝杆是将回转运动转化为直线运动，或将直线运动转化为回转运动的理想的产品。
滚珠丝杠原理：
1、按照国标GB/T8及应用实例，滚珠丝杠（目前已基本取代梯形丝杆，已俗称滚珠丝杆丝杆）是用来将旋转运动转化为直线运动；或将直线运动转化为旋转运动的执行元件，并具有传动效率高，定位准确等
2、当滚珠丝杠作为主动体时，螺母就会随丝杆的转动角度按照对应规格的导程转化成直线运动，被动工件可以通过螺母座和螺母连接，从而实现对应的直线运动。滚珠丝杠的结构：滚珠丝杠副的结构传统分为内循环结构(以圆形反向器和椭圆形反向器为代表)和外循环结构(以插管为代表)两种。这两种结构也是最常用的结构。
这两种结构性能没有本质区别，只是内循环结构安装连接尺寸小；外循环结构安装连接尺寸大。目前，滚珠丝杠副的结构已有10多种，但比较常用的主要有：内循环结构；外循环结构；端盖结构；盖板结构。
滚珠丝杠的特点： & & & & & &&
1、与滑动滚珠丝丝杠副相比驱动力矩为1/3滚珠丝杆的丝杠轴与丝母之间有很多滚珠在做滚动运动,所以能得到较高的运动效率。与过去的滑动丝杠副相比驱动力矩达到1/3以下,即达到同样运动结果所需的动力为使用滚动丝杠副的1/3。在省电方面很有帮助。
2、高精度的保证
滚珠螺杆是用日本制造的世界最高水平的机械设备连贯生产出来的，特别是在研削、组装、检查各工序的工厂环境方面,对温度&湿度进行了严格的控制,由于完善的品质管理体制使精度得以充分保证。
3、微进给可能
滚珠丝杆由于是利用滚珠运动,所以启动力矩极小,不会出现滑动运动那样的爬行现象,能保证实现精确的微进给。
4、无侧隙、刚性高
滚珠丝杆可以加予压,由于予压力可使轴向间隙达到负值,进而得到较高的刚性(滚珠丝杠内通过给滚珠加予压力,在实际用于机械装置等时,由于滚珠的斥力可使丝母部的刚性增强)。
5、高速进给可能
滚珠丝杆由于运动效率高、发热小、所以可实现高速进给(运动)。◎精度公差:C10,C7,C5,C3,C2,C1--数字越小，精度越高。
6.滚珠丝杆品牌
台湾品牌：台湾GTEN滚珠丝杆，台湾TBI滚珠丝杆，台湾HIWIN滚珠丝杆，台湾PMI滚珠丝杆，台湾LSK滚珠丝杆......
国外及日本品牌：德国力士乐滚珠丝杆，汤姆森滚珠丝杆，THK滚珠丝杆，NSK滚珠丝杠，黑田滚珠螺杆，KSS滚珠丝杆......
中国品牌：JIAYI滚珠丝杆，嘉翼滚珠丝杆，威远滚珠丝杆，汉江滚珠丝杆，南京工艺滚珠丝杆，济宁博特滚珠丝杠.......查看: 2632|回复: 22
同平面回转运动转换成摆动
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学徒工, 积分 3, 距离下一级还需 97 积分
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来看，能不能想出来从皮带那边是回转运动转换到垂直位置的摆动。频率在2000左右
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这确实挺难的
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助工, 积分 427, 距离下一级还需 173 积分
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说实话，没看懂啥意思。
CAD交流群：
请备注中说明加群理由。
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T字形同平面内
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回转轴与往复平动轴之间，以偏心拨叉的形式联接，就可以实现你要的功能。
偏心拨叉在回转轴底部。
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陈伯雄 退休机械工程师
楼上厉害，楼主的说辞和图竟然都能看懂。
退休机械工程师
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高级工程师, 积分 5975, 距离下一级还需 4025 积分
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引用第5楼陈伯雄于 16:43发表的  :
楼上厉害，楼主的说辞和图竟然都能看懂。我猜的，这可能就是楼主想要的结果。
楼主的表述是很不清晰。但在仅有的已知条件下，我只能作此猜测。
补充：偏心距等于往复平动轴偏摆量的二分之一。
让陈老师见笑了。
当我们遥望美丽的星空时，我们是在看宇宙的过去，……
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陈伯雄 退休机械工程师
回 c2r5 先生：
我没有“见笑”，如果您说的这类基本的机械结构楼主会不知道，我觉得有些意外。
不至于如此简单的问题也需要提问。所以我在等待楼主的进一步说明，因为后来毕竟有了个简图（虽然我还没看懂）。
退休机械工程师
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之前说的不太明白，不好意思各位。摆动角度以中心面摆动角度要对称，关键还要注意磨损问题，频率不低。
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其实跟双主轴 曲柄连杆是一个作用。主要是体积小
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陈伯雄 退休机械工程师
回 zippo-z 先生：
您仍旧没说明白（可能您不熟练于机械设计）。您还需要说明：
1）摆动动作的最大载荷
2）摆动运动是否需要等角速度
3）摆动轴的支撑结构可用空间多大
4）摆动初始角是否需要调整
否则这个设计的约束条件不足，具体方案难以确定。
而您能拍到照片，就说明您能接近这台样机，何不问问原设计者？
退休机械工程师
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德国的专利
载荷10公斤。
连杆机构的初始角当然可以调整，
速度的话，按频率就可以。
只是在说一个结构问题
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学徒工, 积分 10, 距离下一级还需 90 积分
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频率在2000左右？单位是Hz吗？
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2000转/min 单程
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陈伯雄 退休机械工程师
看到楼主的下面对话：
1）德国的专利... 连杆机构的初始角当然可以调整。
2）单位是Hz吗？答：2000转/min 单程。
我认为我不该继续这个讨论了，不好意思楼主，我退出...
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引用第14楼陈伯雄于 12:34发表的&&:
看到楼主的下面对话：
1）德国的专利... 连杆机构的初始角当然可以调整。
2）单位是Hz吗？答：2000转/min 单程。
我认为我不该继续这个讨论了，不好意思楼主，我退出...
不知道你多大水平，也没什么好解释，无锡机床厂这结构是做出来的，寿命不行而已
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陈伯雄 退休机械工程师
引用第15楼zippo-z于 12:59发表的&&:
不知道你多大水平，也没什么好解释，无锡机床厂这结构是做出来的，寿命不行而已我也不知道我自己有多大（高）的水平，这个与您有什么关系么？
我说我退出，是因为现在我觉得我没有能力为您出主意，这个有问题么？
退休机械工程师
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轧管机不就是这种结构么
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只是轧管机用的是大功率主电机，但速度慢，和回转送进机构配合，轧制无缝钢管
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中级工程师, 积分 2472, 距离下一级还需 2528 积分
中级工程师, 积分 2472, 距离下一级还需 2528 积分
楼主一脑子浆糊，还抱怨别人。
问你频率多少HZ，结果你回答转速。你有脑子吗？
问你想干吗？“能不能想出来从皮带那边是回转运动转换到垂直位置的摆动”，你倒说说看，你这句话是什么意思？
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学徒工, 积分 26, 距离下一级还需 74 积分
学徒工, 积分 26, 距离下一级还需 74 积分
思路没有理清楚，这怎么搞设计啊。。。。头一次听说频率的单位是r/min
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工程师, 积分 938, 距离下一级还需 62 积分
工程师, 积分 938, 距离下一级还需 62 积分
提供一种回摆的实现方式。工程上还需要做很多：
1、寿命问题，图示方式是有冲击的，但是可以延着该思路进行下去。我觉得图示的这种机构优化应能达到理想的效果。将被动拨杆均设计成空间凸轮，主动拨杆设计偶数个碰点（碰点最好是轴承以延长寿命，并可改变传动比倍，由原来一圈一个摆动变为N次摆动），使其在任意时间都有成对的碰点接触实现平稳的转向。那需要大量的计算。
2、摆幅的调整。此机构的摆幅是一个定值。如需调整可再增加一级变速装置实现对摆动角度的调整。
3、频率的调整。通过控制输入轴转速实现。
另：能否讲讲原装机器的实现方式！以供学习。
题外话：此贴发在求助专栏似乎更为合适。
三人行必有我师，择其善者而从之。
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工程师, 积分 938, 距离下一级还需 62 积分
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接上个回复。
刚想到，把主动拨杆更换成螺旋，被动拨杆更换成触点似乎效果更好。正转时用螺旋正面，反转时用反面。设计更简单。
三人行必有我师，择其善者而从之。
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学徒工, 积分 63, 距离下一级还需 37 积分
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把主动拨杆更换成螺旋，被动拨杆更换成触点似乎效果更好。正转时用螺旋正面，反转时用反面。设计更简单
德高望重,为人师表奖
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核心提示：
建立双层滑片运动机构的力学模型，并全面分析其力学特性。能过分析发现，与机械摩擦损失相比，双层滑片之间相对运动产生的粘性摩擦损
建立双层滑片运动机构的力学模型，并全面分析其力学特性。能过分析发现，与机械摩擦损失相比，双层滑片之间相对运动产生的粘性摩擦损失很小，可以忽略不计；采用双层滑片能够明显改善滑片端部的密封效果，减轻滑片的摩擦磨损，但滑片应力有所增加，强度有所降低；厚度比对双层滑片的受力及摩擦磨损影响很小，只对强度产生较大影响。从增加强度和便于加工的角度考虑，优化出双层滑片机构厚度比的适宜值。滑片机构；力学特性；压缩机符号表E-材料的弹性模量pa-小室a的压力ρΦ-气缸型线矢径e-气缸型线升程pb-滑片背部压力Φ-转角或极角Fn-端部约束力ph-滑片后基元压力ΦF-F滑片中心线的位置角Ft-端部摩擦力pq-滑片前基元压力ΦR-R滑片中心线的位置角f1、f2-滑片与气缸、r-转子半径τ-剪切应力转子间的摩擦系数R1、R2-侧面约束力ω-转子的角速度下标H-滑片轴向长度Rτ1、Rτ2-侧面摩擦力c-气缸h-滑片径向长度RG-滑片质心距转动中心距离F-F滑片L-滑片伸出槽外的长度R0-滑片F与R间的支反力R-R滑片m-滑片质量rυ-滑片端部圆弧半径υ-滑片M0-滑片F与R间的力矩θ-滑片倾角p-压力μ-材料的泊松比1引言滑片回转运动机构具有结构简单、运转平稳等优点，广泛用于压缩机、液压泵、真空泵及发动机等机械。滑片运动机构的主要缺点是滑片与气，靠后一块称为下层滑片，滑片F与R的厚度比是设计双层滑片机构的关键。本文在建立力学模型的基础上，全面分析双层滑片运动机构力学特性，优化出双层滑片机械厚度比的适宜值。2受力及摩擦分析2.1受力分析图2是双层滑片机构的隔离体受力分析图。滑片F和R是面接触，它们之间的约束力可简化为作用在质心处的一个集中力和一个力矩，方向如图2所示为正，反之为负。气缸型线采用简谐型线，即ρ=r+esin2Φ。以双层滑片分界线与气缸内表面交点所处的角度Φ作为滑片的位置角。图2双层滑片机构的隔离体受力分析图按照库仑摩擦定律，滑片与气缸及滑片槽之间的摩擦力等于其间的正约束力与摩擦系数的乘积。滑片周围流体对其产生的粘性阻力很小，可以忽略。根据达朗伯原理，分别对滑片F及R建立+X、+Y方向的力平衡方程以及对滑片质心G的力矩平衡方程。于是式中：；；；FeYF=-mFrω2sinθ；FeYR=-mRrω2sinθ；FrF=-mFafF；FrR=-mRarR；FkF=-2mFωυRf；FkR=-2mRωυrR；FbF=pbBFH；FbR=pbBRH；FdF=BFH/2；FdR=BRH/2；FpF=pqLFH；FpR=phLRH；ΨF=tg-1；aF=ΨF+sin-1；ΨR=tg-1；aR=ΨR+sin-1。滑片的运动速度υr和加速度ar惯性力及气体力的分析详见文献。用高斯消去法对式进行求解，可求出滑片F、R的端部与缸壁之间的法向反力及其它约束力与力矩。2.2摩擦损失的比较滑片端部与气缸内表面之间相对运动产生的摩擦损失为Lt=f1ω滑片与滑片槽之间相对运动产生的摩擦损失为：Ls=f2滑片背部空间的高压润滑油通过滑片F与R接合面的缝隙泄漏到端部，进而泄漏到工作基元中，其间的相对运动会产生粘性摩擦损失。假定滑片在运动过程中不发生倾斜，此间隙泄漏流动可近似按无限大平行板缝隙的层流流动处理，于是由粘性摩擦力引起的功率损失可以解析求出。通过对实际机器的分析发现，滑片端部摩擦损失最大，约占总损失的87.1%；其次是侧面摩擦损失，约占总损失的12.6%；双层滑片之间相对运动产生的粘性摩擦损失最小，约占总损失的0.3%，因此，在双层滑片的工程分析中可以忽略由粘性造成的摩擦损失。3厚度比对滑片摩擦及磨损的影响3.1对滑片端部摩擦及磨损的影响图3～3是厚度比为1：3、2：3及3：3的双层滑片和相同厚度单层滑片的端部约束力比较。从图中看出，双层滑片机构中的滑片F及R端部约束力FnF及FnR都远小于单滑片的端部约束力Fn，FnF的变化趋势与Fn基本相同。双层滑片机构的端部约束力之和FnF+FnR，在转角Φ=0～90℃时，其值几乎与单滑片的端部约束力Fn相等；在Φ=90～180℃时，FnF+FnR却明显小于Fn，FnF+FnR的最大值比Fn的最大值约小15%，这说明采用双层滑片机构可以明显降低滑片端部约束力及相应的摩擦力，减少滑片端部的摩擦损失及磨损。造成FnF+FnR与Fn变化差异的主要原因是：在Φ=0～90℃时，滑片向外伸出，滑片背部空间逐渐扩大而不断地吸入润滑油，这时滑片F与R之间缝隙的泄漏压差较小，微弱的泄漏使滑片背压略有减小，致使FnF+FnR略小于Fn；在Φ=90～180℃时，滑片向内缩入，背部空间逐渐缩小，润滑油不断地被挤出，这时由于缝隙泄漏的存在，油在挤压过程中背压上升幅度比单滑片机构明显减小，即降低了滑片压向气缸壁的推动力，致使FnF+FnR明显小于Fn；在Φ接近180°时，滑片运动速度趋于零，它对背压腔中润滑油的挤压作用很小，缝隙泄漏比较微弱，使FnF+FnR与Fn的差别逐步减小而趋于一致。图3滑片端部约束力随转子转角的变化当双层滑片机构的厚度比由小变大时，即滑片F与R的厚度由相差悬殊变化至相等时，FnF逐渐增大而FnR却逐渐减小，其值由相差较大逐渐趋于一致，而FnF+FnR基本保持不变，端部摩擦损失都略有增加。表1是在设计条件下双层滑片机构受力和摩擦损失的比较，从表中可以看出厚度比对使滑片端部的受力、摩擦和磨损几乎不产生影响，虽然降低厚度比可以使滑片端部的受力、摩擦和磨损有所改善，但改善的幅度却在计算误差之内。表1滑片受力及摩擦损失的比较双层滑片厚度比或单滑片max或max端部摩擦损失maxmax侧面摩擦损失1：32：33：3单滑片241.38241.36241.36277.40123.68123.84123.95134.86519.54527.97533.61578.38127.86130.99133.16134.2317.7517.9318.0519.863.2对滑片侧面摩擦及磨损的影响图4a～3c是厚度比为1：3、2：3及3：3双层滑片的侧面约束力和相同厚度单层滑片的侧面约束力比较。从图中可以看出，双层滑片的尾部约束力R2的变化情况和单滑片的尾部约束力R2d基本一致，而双层滑片的前部约束力R1的绝对值却始终小于单层滑片的前部约束力R1d，特别是R1的最大值偏离R1d的最大值较大，这说明采用双层滑片机构可以降低滑片侧面约束力及相应的摩擦力，减少滑片侧面的摩擦损失及磨损。图4滑片侧面约束力随转子转角的变化另外双层滑片机构的厚度比由小变大时，即F、R滑片的厚度由相差悬殊变化到相等时，R1和R2、以及侧面摩擦损失都略有增加。例如，厚度比由1：3变为3：3时，R1的最大值增加约2.7%。R2的最大值增加约4.1%；平均侧面摩擦损失增加约1.7%。因此，降低厚度比可以使滑片侧面的受力、摩擦和磨损有所改善。4厚度比对滑片强度的影响4.1厚度比对滑片接触强度的影响将滑片端部圆弧与气缸内壁的接触看作是两个轴线平等的圆柱相互接触，其间的最大接触应力为将式变形为式中，它只与接触物体的材料性质有关。当KH一定时，大小直接反映接触应力σH的大小，称之为等效接触应力。通过对实际双层滑片和相同厚度单层滑片的最大等效接触应力分析比较发现，厚度比由小变大时，双层滑片机构R滑片的最大等效接触应力略有增加，其值虽然都小于单滑片的最大等效接触应力，但比较接近；双层滑片机构F滑片的最大等效接触应力有所降低，厚度比为1：3、2：3及3：3时，F滑片的最大等效接触应力分别为单层滑片的1.25、1.14、1.06倍。这说明双层滑片机构的厚度比由小变大时，其抗接触能力增加。4.2厚度比对滑片弯曲强度的影响双层滑片机构中，滑片F与R随着转达子转动产生相对运动的位移很小，因此可以认为二者始终是面接触。当滑片F伸出部分随前基元的横向气体压力时，此气体压力又通过滑片F与R的接触面传递给滑片R，只要滑片R不出现弯曲与剪切失效，滑片F就不会出现失效，因此双层滑片机构的弯曲强度取决于滑片R的弯曲应力。作用于滑片R上的弯矩与剪力，如图2b所示，近似认为FpF通过接合面传递到滑片R上，端部摩擦力较小在强度分析中不予考虑，则危险截面A-A的弯曲应力及剪切应力分别为通过对实际双层滑片和相同厚度单层滑片的最大弯曲应力及剪切应力分析比较发现，厚度比为1：3、2：3及3：3时，最大弯曲应力分别为单层滑片的1.34、2.1及3.0倍；最大剪切应力分别为单层滑片的1.09、1.36及1.63倍。这说明厚度比由小变大时，弯曲应力及剪切应力急剧增加，强度急剧降低。通过以上分析可知，厚度比对双层滑片的受力及摩擦磨损影响很小，只对强度产生较大影响。因此从增加强度的角度出发。双层滑片机构宜采用较小厚度比，但这又受到较薄滑片最小厚度的限制，因为滑片厚度太小会使其加工难以实现。综合考虑，厚度比为1：3的双层滑片机构是比较合理的结构。5结论利用建立的力学模型全面分析了双层滑片运动机构的力学特性，结论如下：滑片端部摩擦损失最大，侧面摩擦损失次之，双层滑片接合面处相对运动产生的粘性摩擦损失很小，忽略粘性损失几乎不影响计算精度。双层滑片运动机构能够改善滑片端部的密封效果，同时又降低了滑片约束力的幅值、减轻滑片的摩擦磨损，但使滑片应力有所增加，强度有所降低。厚度比对双层滑片的受力及摩擦磨损影响很小，只对强度产生较大影响。厚度比由小变大时，滑片的强度急剧降低。从增加强度和便于加工的角度考虑，双层滑片机构宜采用的厚度比为1：3。参考文献1邓定国，束鹏程，回转压缩机.北京：机械工业出版社，～1942ThomasEdwards，Thecontrolledrotaryvanegas-handlingmachine，InR.Cohen:Proceedingsofthe1988InternationalCompressorEngineeringConferenceatPurdue，USA:PurdueUniversity，53黎克英，陆祥生，叶片式液压泵和马达，北京：机械工业出版社，～1544马国远，郁永章，双滑片回转运动机构，中国专利5马国远，电动汽车空调用双工作腔滑片压缩机的开发与研究，，西安交通大学，1998
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