《机械设计基础》全册配套完整教学课件

1、Contents一、减速器的结构与性能介绍一、减速器的结构与性能介绍1二、齿轮的设计计算及结构说明二、齿轮的设计计算及结构说明 2三、轴的设计计算及校核三、轴的设计计算及校核3四、滚动轴承的选择四、滚动轴承的选择 4五、键的选择及校核五、键的选择及校核 5Contents六、联轴器的选择六、联轴器的选择 6七、减速器附件的选择及简要说明列表说明七、减速器附件的选择及简要说明列表说明 7八、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号八、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号及用量的简要说明及用量的简要说明8九、箱体主要结构尺寸的计算九、箱体主要结构尺寸的计算 9十、参考文献十、参考文献 10v设计题目设

2、计题目 :带式运输机传动系统中的一级圆带式运输机传动系统中的一级圆柱齿轮减速器设计柱齿轮减速器设计 v系统工作条件：单向运转，有载荷平稳，两班制工作，使用期限8年，输送带拉力F=2800N，输送带速度v=3.4m/s，滚筒直径D=560mm。 v设计要求： 按设计任务书的要求，对系统进行分析，确定基本参数。 按所确定参数进行减速器的设计。 撰写设计说明书v工作量： 参考资料阅读 减速器装配图一张（手工制图） 设计说明书一份 设计说明书设计说明书v 一、减速器的结构与性能介绍1.结构形式本减速器设计为水平部分，封闭卧式结构。2.电动机的选择（1）工作机的功率PW (KW ) （2）总效率总 =

3、=0.867 52. 910004 . 328001000FVPW3轴承滚筒联轴器齿轮带总399. 096. 099. 098. 096. 0（3）所需电动机功率Pd ( KW )查机械设计基础实训指导得Pcd=11 ( KW ) 选Y160M4 n满=1460 r/min工作机的转速n=601000v/(D) =6010003.4/(3.14560) =116.015 ( r/min )3.传动比的分配980.10867. 052. 9d总WPP取i带=3，则i齿=12.585/3=4.1954.动力运动参数计算 （1）转速n585.12015.116/1460n/ni满总min/r1460

4、0满nnmin)/(667.4863/1460/0rininnI带满带min)/(011.116195. 4/667.486/rinnI齿min)/(011.116rnnIIIII（2）功率P（3）转矩T)KW ( 980.10d0 PP)KW ( 541.1096. 0980.100带PPI）（轴承齿轮KWPPIII227.1099. 098. 0541.10)023.1099. 099. 0227.10KWPPIIIII（轴承联轴器）（m821.711460/980.109550/9550000NnPT）（带带m845.206396. 0821.71i01NTT195. 499. 098.

5、 0845.206i1齿轴承齿轮TTII）（m857.841N199. 099. 0857.841i齿带轴承联轴器IIIIITT）（m104.825N将上述数据列表如下v二、齿轮的设计计算及结构说明小齿轮选用45号钢，调制处理，HBS=240大齿轮选用45号钢，正火处理，HBS=200由机械设计基础（含工程力学）得 128.571MPa142.857MPa415.385MPaa769.4304 . 1a180a2003 . 1a540a560F2F1H212lim1lim2lim1lim，则，MPSMPMPSMPMPHFFFHHH（1）小齿轮的转矩T1T1=9550P1/n1=（2）选载荷系数

6、K 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查机械设计基础实训指导，取K=1.1（3）计算齿数比u=i u=Z2/Z1=n1/n2=486.667/116.011=4.195 （4）选择齿宽系数根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承之间为对称布置。查机械设计基础（含工程力学）得 =0.3 ）（m849.206667.486/541.109550Naa（5）确定齿轮模数m取Z1=30，所以 Z2=Z14.195=125.85 取Z2=126 故 = =254.51 查机械设计基础（含工程力学） 取m=3.5 3a12)3351uauKTH（）（ 32195. 43 . 0

7、1000849.2061 . 1385.4153351195. 4）（）（26. 31263051.2542a2m21ZZ（6）实际齿数比 （7）计算齿轮的主要尺寸，u允许齿数比相对误差，2.5%u%12. 0195. 42 . 4195. 4uuuu2 . 430126u12ZZ 90mmB 905BB 85mmB 81.92730.3amm273dd21amm4411265 . 3mdmm105305 . 3md1212a2212211取取齿轮宽度）（中心距BZZ（8）计算圆周速度v并选择齿轮精度 查机械设计基础（含工程力学）表应取齿轮等级9级，但根据设计要求定齿轮精度等级为7级。 1.校

8、核齿轮的弯曲强度 （1）确定两齿轮的弯曲应力 由机械设计基础（含工程力学）中的图表查得齿轮的弯曲疲劳极限为F1=200MPa，F2=180MPa，最小安全系数SFmin=1.4。 s/m674. 2100060667.48610514. 3100060ndv11齿轮的许用弯曲应力为 （2）计算两齿轮齿根的弯曲应力 MPaSMPaFFF571.128857.142Smin22FminF1F1656.59305 . 385095. 4849.2061 . 12000m2000030. 0571.128910. 3029. 0857.142095. 4901. 3095. 4121221112211

9、21FFFFFFFFFFFZBYKTYYYYY力为计算小齿轮齿根弯曲应的值比较，mm88. 75 . 325. 012mh2hh 448mm3.512126mh2h2ddmm1125 . 31230mh2h2dd*a*a22a22a*a11a11a）（）（齿全高）（）（）（）（CZZda1=112mm da2=448mm h=7.88mmS=5.495mm P=10.99mm hf=4.375mmha=3.5mm df1=96.25mm df2=432.25mm mm25.432375. 42441h2ddmm25.96375. 42105h2dddmm5 . 3mhhmm375. 4mchh

10、mm495. 525 . 314. 32m2f22ff11ff*aa*af齿根圆直径齿顶高）（齿根高齿厚PS3.齿轮的结构计算 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构.大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d=75mm1.75mm3.50.50.5mnmm70dmm7025. 0dmm260)(5 . 0mm26mm5 .25853 . 00.3BCmm400mm24.4042-2h-dDmm14mm145 .10m43mm85mm120756 . 1d6 . 10120120220a220021齿轮倒角，取）（腹板孔直径腹板中心孔直径，取腹板厚度，取轮缘内径，取）（轮缘厚度轮毂长度

11、轮毂直径DDDDDCDBLD齿轮的工作图如下图所示： v三、轴的设计计算及校核1、轴的选材及其许用应力由机械设计基础（含工程力学）查得:选45号钢，调质处理，HBS217255，b=650MPa，s=360MPa，-1=300MPa 2.按扭矩估算最小直径主动轴 若考虑键 d1=32.0621.05=33.665mm，选取标准直径d1=35mm 从动轴 若考虑键d2=51.191.05=53.75mm，选取标准直径d2=55mmmmnPcd062.32667.486541.1011533111mmnPcd19.51011.116227.10115332223.轴的结构设计 根据轴上零件的定位、

12、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴，如图所示 4.危险截面的强度校核 （1）从动轴的强度校核 圆周力 径向力 由于为直齿轮，轴向力 做从动轴内力简图如下图NdTFt946.3817441857.8412000200022NFFotr62.138920tan946.3817tan)m(857.841)m(43.431000212581.6942m81.694262.13892)(31.11910002125973.19082973.19082946.381721252rNTNLRMNFRRmNLRMNFRRmmLVAVCVBVAHAHCtHBHA扭矩）（校核主动轴

13、的强度校核，做主动轴受力简图，如下图所示 则强度足够考虑键槽工程力学）查得，由机械设计基础（含 75mmmm859.47dmm859.4705. 158.45d58.45551 . 083.520101 . 01055)(83.520)()(97.126331122222mmMdMPamNTMMmNMMMbebceVCHCcmmMdMPaNTMMNMMMNTNLRMNFRRmNLRMNFRRmmLbebVCHCVAVCVBVAHBHCtHBHA84.31 1 . 01055)m(549.177)m(97.126)6 . 0()m(845.206)m(43.431000212581.6942m8

14、1.694262.13892)(31.11910002125973.19082973.19082946.38172125311212ce22c1r由图表查得）（校核扭矩）（考虑键槽取d=31.841.05=33.432mmd=33.43295mm，强度足够。 四、滚动轴承的选择 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承，主动轴根据轴颈值机械设计基础实训指导选择6209 2个（GB/2761993），从动轴承6214 2个（GB/T2761993）寿命计划：P=Fr=1389.62N，X=1，Y=0 主动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定动负荷Cr=31.5KN，ft=1，=3预

15、期寿命为：8年，两班制,L=830016=38400hL10h，hPCfnLrth398893)62.138931500(667.4866010)(6010361610轴承寿命合格 从动轴轴承寿命：深沟球轴承6214，基本额定动负荷Cr=60.8KN，ft=1，=3预期寿命为：8年，两班制，L=830016=38400hL10h轴承寿命合格 hPCfnLrth12032977)62.138960800(011.1166010)(6010362610五、键的选择及校核 （1）主动轴外伸端d=35mm，考虑到键在轴中部安装，故选键1060GB1096-2003，b=10mm，L=60mm，h=8m

16、m。选择45钢，其许用挤压应力p=100MPa则强度足够，合格 ptpMPahldTlhF098.5935508845.206400040001,（2）从动轴外伸端d=55mm，考虑到键在轴中部安装，故选键16106GB 1096-2003，b=16mm，L=100mm，h=10mm。选择45钢，其许用挤压应力p=100MPa则强度足够，合格ptpMPahldTlhF89.72558410857.841400040002,（3）与齿轮连接处d=75mm，考虑到键在轴中部安装，故同一方位母线上，选键2080GB1096-2003，b=20mm，L=70mm，h=12mm。选择45钢，其许用挤压应

17、力p=100MPa则强度足够，合格 ptpMPahldTlhF83.74755012857.841400040002,六、联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器K=1.3选用TL10型（GB4323-1984）弹性套柱销联轴器，公称尺寸转矩Tn=2000Nm，TCTn，采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=6385mm，选d=70mm，轴孔长度L=142mm)(450.1094011.116277.103 . 195509550mNnKPTIIIIcTL10型弹性套柱销联轴器有关参数七、减速器附件的选择及简要说明列表说明 八、减速器润滑

18、方式、密封形式、润滑油牌号及用量的简要说明（1）齿轮V=2.674m/s12m/s，应用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑（2）轴承采用润滑脂润滑v齿轮润滑选用150号机械油（GB4431989），最低-最高油面距（大齿轮）1020mm，需油量为1.5L左右v轴承润滑选用ZL3型润滑脂（GB7324-1987）。用油量为轴承间隙的1/31/2为宜v （3）减速器密封形式v 箱座与箱盖凸缘接合面的密封v 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。v 观察孔和油孔等处接合面的密封v 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。v 轴承孔的密封v 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端

19、与透盖间的间隙，由于v3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封v 轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。 九、箱体主要结构尺寸的计算 v 箱座壁厚=10mmv 箱座凸缘厚度b=1.5=15mmv 箱盖厚度1=8mmv 箱盖凸缘厚度b1=1.51=12mmv 箱底座凸缘厚度P=2.5=25mmv 轴承旁凸台高度h=45mm，凸台半径R=22mmv 齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mmv 大齿轮齿顶与内机壁距离1=12mmv 小齿轮齿顶与内机壁距离2=15mmv 上下机体筋板厚度m1=6.8mm，m2=8.5mmv 主动轴承端盖外径D1=135mmv 从动轴承端盖外径D2=18

20、5mmv 地脚螺栓M24，数量6根。 十、参考文献 v机械设计基础（含工程力学） 李国斌 机械工业出版社v机械设计基础实训指导 韩玉成、王少岩 电子工业出版社 LOGO项目1 常用机构的设计任务1.1 平面连杆机构的设计1任务1.2 凸轮机构的设计2任务1.3 其它常用机构的认识34巩固训练4知识目标v 1.掌握四杆机构的分类、类型判断和运动特性。v 2.了解凸轮机构的分类和从动件运动规律，了解凸轮机构的设计方法。v 3.掌握间歇运动的工作原理和特点。能力目标v 1.掌握四杆机构的应用、掌握图解法设计四杆机构。v 2.掌握凸轮机构的实际应用。v 3.掌握间歇运动机构的应用。项目导读v 在各类机

21、械中，为传递运动或变换运动形式，应用了各种类型的机构，机构是由具有确定相对运动的构件组成的。在对机构运动进行分析及设计时，由于不涉及机构的强度与结构，其相对运动的性质仅与其接触部分的几何形状有关。v 本章主要讨论了平面构件，其上所有构件都在同一平面或相互平行的平面内。平面四杆机构是最简单的平面机构，选用不同的构件作为原动件或机架可以得到不同类型的运动形式，获得多种各具特点的典型机构。凸轮机构中，凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件，凸轮的等速旋转可以转换为从动件按照规律的运动，其设计核心是确定凸轮轮廓曲线的形状。棘轮机构和槽轮机构等都是间歇运动机构，主动件连续运动，而从动件间歇运动，这种机构适合

22、于工作时需要周期性停顿的机械。任务1.1 平面连杆机构的设计1.1.1 1.1.1 平面机构的基本知识平面机构的基本知识 构件之间只有低副连接的机构称为连杆机构。平面连杆机构构件之间只有低副连接的机构称为连杆机构。平面连杆机构的各构件之间通过轴销或导轨等形式连接，且各构件之间的相对的各构件之间通过轴销或导轨等形式连接，且各构件之间的相对运动均在同一个平面或在相互平行的平面内。平面连杆机构可以运动均在同一个平面或在相互平行的平面内。平面连杆机构可以使机器实现有规律的转动、摆动或移动，实现预定的运动轨迹、使机器实现有规律的转动、摆动或移动，实现预定的运动轨迹、位移、速度和加速度。位移、速度和加速度

23、。 最常见的平面连杆机构是平面四杆机构。由四个构件通过低最常见的平面连杆机构是平面四杆机构。由四个构件通过低副连接而成的平面连杆机构称为平面四杆机构。所有低副均为转副连接而成的平面连杆机构称为平面四杆机构。所有低副均为转动副的平面四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构中最动副的平面四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构中最基本的形式，其他形式的四杆机构都是在它的基础上演化而成的。基本的形式，其他形式的四杆机构都是在它的基础上演化而成的。连杆机构中的构件称为杆。连杆机构中的构件称为杆。任务1.1 平面连杆机构的设计v 优点优点：1.平面连杆机构中的运动副都是低副，构件接触面为平面或圆柱面

24、，因而压强小，便于润滑，磨损较轻，可以承受较大的载荷；2.构件形状简单，加工方便，容易获得较高的制造精度；3.构件之间的接触是由构件本身的几何约束来保持的，工作可靠性好；4.利用平面连杆机构中的连杆可满足多种运动轨迹的要求，适应性强。v 缺点缺点: 1.低副中有间隙存在，引起机构的运动误差； 2.连杆机构运动时产生的惯性力难以平衡，不适宜高速的场合。 由于连杆机构具有以上特点，种类繁多，运动形式多种多样，因此它广泛用于各种机械、仪表中，如缝纫机、雷达天线调整机构、内燃机、飞机起落架、夹具等。任务1.1 平面连杆机构的设计v 1.铰链四杆机构1.1.2平面连杆机构的认识平面连杆机构的认识铰链四杆

25、机构组成铰链四杆机构组成任务1.1 平面连杆机构的设计(1)(1)曲柄摇杆机构曲柄摇杆机构具有一个曲柄一个摇杆的铰链四杆机构。主动件可以是曲柄也可以是摇杆。脚踏砂轮机构脚踏砂轮机构搅拌器搅拌机构搅拌器搅拌机构雷达天线调整机构雷达天线调整机构任务1.1 平面连杆机构的设计(2)(2)双曲柄机构双曲柄机构具有二个曲柄的铰链四杆机构。若两曲柄不等长时，主动杆做等速转动，从动杆做变速运动双曲柄机构双曲柄机构 惯性筛机构惯性筛机构任务1.1 平面连杆机构的设计平行双曲柄机构平行双曲柄机构：两两曲柄的长度相等且位置相互平行曲柄的长度相等且位置相互平行。平行四边形机构平行四边形机构：曲柄的长度相等且转向相同

26、，连杆与机架长度相等平行四边形机构平行四边形机构 机车车轮联动机构机车车轮联动机构任务1.1 平面连杆机构的设计逆平行四边形机构逆平行四边形机构：曲柄的长度相等且转向相反，连杆与机架长度相等逆平行四边形机构逆平行四边形机构 公共汽车车门启闭机构公共汽车车门启闭机构任务1.1 平面连杆机构的设计(3)(3)双摇杆机构双摇杆机构具有二个摇杆的铰链四杆机构。双摇杆机构双摇杆机构 飞机起落架机构飞机起落架机构 任务1.1 平面连杆机构的设计等腰梯形机构等腰梯形机构：在双摇杆机构，两摇杆长度相等在双摇杆机构，两摇杆长度相等汽车前轮转向机构汽车前轮转向机构任务1.1 平面连杆机构的设计2.2.曲柄滑块四杆

27、机构曲柄滑块四杆机构 曲柄滑块四杆机构中，各机构之间通过三个转动副和一个具曲柄滑块四杆机构中，各机构之间通过三个转动副和一个具有一个固定导路的移动副连接。固定的构件是机架，较短的块状有一个固定导路的移动副连接。固定的构件是机架，较短的块状构件称为滑块。构件称为滑块。(1)(1)对心曲柄滑块机构对心曲柄滑块机构 对心曲柄滑块机构对心曲柄滑块机构 冲压机构冲压机构 任务1.1 平面连杆机构的设计( (2) )偏心曲柄滑块机构偏心曲柄滑块机构 偏心曲柄滑块机构偏心曲柄滑块机构与对心曲柄滑块机构的区别：与对心曲柄滑块机构的区别：一是导杆的中线不通过曲柄与机架相连的回转中心，且偏一是导杆的中线不通过曲柄

28、与机架相连的回转中心，且偏心距为心距为e。二是曲柄长度二是曲柄长度L1与偏心距与偏心距e长度之和不大于连杆长度长度之和不大于连杆长度L2，即，即L1 + e L2 。任务1.1 平面连杆机构的设计3.3.导杆机构导杆机构(1)(1)转动导杆机构转动导杆机构 转动导杆机构转动导杆机构 简易刨床主体机构简易刨床主体机构 任务1.1 平面连杆机构的设计(2)(2)摆动导杆机构摆动导杆机构 摆动导杆机构摆动导杆机构 牛头刨床主体机构牛头刨床主体机构任务1.1 平面连杆机构的设计(3)(3)摇块机构摇块机构摇块机构摇块机构 自卸车自动卸料机构自卸车自动卸料机构 任务1.1 平面连杆机构的设计(4)(4)

29、定块机构定块机构 定块机构定块机构 手动压水机手动压水机任务1.1 平面连杆机构的设计4.4.偏心轮机构偏心轮机构偏心轮机构偏心轮机构 在曲柄滑块机构和曲柄摇杆机构中，当曲柄长度很小时，由在曲柄滑块机构和曲柄摇杆机构中，当曲柄长度很小时，由于结构原因很难在较短的曲柄上制造出两个符合强度要求的转动于结构原因很难在较短的曲柄上制造出两个符合强度要求的转动副，通常采用转动副中心与几何中心不重合的偏心轮来代替曲柄。副，通常采用转动副中心与几何中心不重合的偏心轮来代替曲柄。任务1.1 平面连杆机构的设计1.1.31.1.3杆件轴向拉压变形及强度计算杆件轴向拉压变形及强度计算 内燃机机构连杆受力情况内燃机

30、机构连杆受力情况 在不考虑杆件自重和摩擦时，在实际受力中四杆机构的杆在不考虑杆件自重和摩擦时，在实际受力中四杆机构的杆件受力最简单的是连杆，这类杆件的受力特点是外力或者外力件受力最简单的是连杆，这类杆件的受力特点是外力或者外力合力的作用线与杆轴线重合，如图内燃机机构的连杆受力，其合力的作用线与杆轴线重合，如图内燃机机构的连杆受力，其变形特点是杆件沿轴向方向产生伸长或缩短，这种变形被称为变形特点是杆件沿轴向方向产生伸长或缩短，这种变形被称为轴向拉伸或压缩。轴向拉伸或压缩。任务1.1 平面连杆机构的设计1.1.变形变形拉拉(压压)杆变形杆变形 杆件在受外力拉伸或压缩时，其轴向和横向尺寸都要发杆件在

31、受外力拉伸或压缩时，其轴向和横向尺寸都要发生变化。一般的，在外力作用下杆件发生形状和尺寸的改变生变化。一般的，在外力作用下杆件发生形状和尺寸的改变称为变形。轴向尺寸改变称为轴向变形，横向尺寸的改变称称为变形。轴向尺寸改变称为轴向变形，横向尺寸的改变称为横向变形，线段长度的改变称为线变形。为横向变形，线段长度的改变称为线变形。任务1.1 平面连杆机构的设计则杆的变形的一些概念为则杆的变形的一些概念为lll1轴向绝对变形量轴向绝对变形量横向绝对变形量横向绝对变形量ddd1轴向线应变轴向线应变llx横向线应变横向线应变ddy杆件的轴向线应变和横向线应变两者之比为比例常数杆件的轴向线应变和横向线应变两

32、者之比为比例常数xyxy任务1.1 平面连杆机构的设计低碳钢拉伸时变形低碳钢拉伸时变形4个不同的阶段。个不同的阶段。任务1.1 平面连杆机构的设计 冷作硬化：材料进入强化阶段之后卸载再加载冷作硬化：材料进入强化阶段之后卸载再加载(如经冷拉处理的如经冷拉处理的钢筋钢筋)，材料的比例极限和开始强化的应力提高了，而塑性变形能力，材料的比例极限和开始强化的应力提高了，而塑性变形能力下降了，这一现象称为冷作硬化。下降了，这一现象称为冷作硬化。 因为脆性材料没有屈服现象，工程上规定取脆性材料完全卸因为脆性材料没有屈服现象，工程上规定取脆性材料完全卸载后具有残余应变量载后具有残余应变量0.2%时的应力为名义

33、屈服应力，用时的应力为名义屈服应力，用r0.2r0.2表示。表示。 通过试验可知，在弹性范围之内，变形和载荷成正比，与杆件通过试验可知，在弹性范围之内，变形和载荷成正比，与杆件的长度成正比，与杆件的横截面面积成反比。由于这一关系是由科学的长度成正比，与杆件的横截面面积成反比。由于这一关系是由科学家胡克首先提出的，所以称为胡克定律。其表达式为：家胡克首先提出的，所以称为胡克定律。其表达式为：EAlFEAFllNFN为杆件的内力，为杆件的内力，l为杆件长度，为杆件长度，A为杆件的横截面面积为杆件的横截面面积任务1.1 平面连杆机构的设计(1)(1)弹性阶段：应力和应变呈直线关系，此时弹性阶段：应力

34、和应变呈直线关系，此时a a点所对应的应力点所对应的应力值称为比例极限，用符号表示。它是应力与应变成正比例的最大值称为比例极限，用符号表示。它是应力与应变成正比例的最大极限。极限。(2)(2)屈服阶段：在这一阶段应力不变而应变不断增加，这表明材料屈服阶段：在这一阶段应力不变而应变不断增加，这表明材料似乎暂时失去了抵抗变形的能力，这种现象称为屈服。对应的应似乎暂时失去了抵抗变形的能力，这种现象称为屈服。对应的应力力s s称为屈服极限。称为屈服极限。(3)(3)强化阶段：让试件继续变形，必须继续加载，此时试件的强度强化阶段：让试件继续变形，必须继续加载，此时试件的强度硬度增加，而塑性变差。最高点硬

35、度增加，而塑性变差。最高点(e点点)所对应的应力所对应的应力b b称为强度极称为强度极限。限。(4)(4)局部变形阶段：应力达到强度极限之后，试件局部发生剧烈收局部变形阶段：应力达到强度极限之后，试件局部发生剧烈收缩现象，称为缩颈，这一阶段的变形集中发生在缩颈区，故称为缩现象，称为缩颈，这一阶段的变形集中发生在缩颈区，故称为局部变形阶段。局部变形阶段。 试件断裂后，弹性变形消失，塑性变形保留。试件标距段最试件断裂后，弹性变形消失，塑性变形保留。试件标距段最终长度为终长度为l l1 1，断口处的最小截面积为，断口处的最小截面积为A A1 1, ,。工程上常用延伸率和断。工程上常用延伸率和断面收缩

36、率作为衡量材料产生永久变形的能力，分别定义为：面收缩率作为衡量材料产生永久变形的能力，分别定义为：材料分为两类：材料分为两类：5%5%塑性材料，塑性材料，5% 则强度不够。则强度不够。 2 2、确定尺寸、确定尺寸 已知杆件所受的载荷和所用材料，那么根据式可已知杆件所受的载荷和所用材料，那么根据式可以确定杆件所需要的横截面面积，进而确定截面尺寸。以确定杆件所需要的横截面面积，进而确定截面尺寸。 3 3、计算载荷、计算载荷 若已知杆件的材料及截面尺寸，可以按式计算此若已知杆件的材料及截面尺寸，可以按式计算此杆件能安全地承受的轴力为杆件能安全地承受的轴力为F FNmaxNmax A A ，并由此可以

37、确定结构，并由此可以确定结构的许可载荷的许可载荷。任务1.1 平面连杆机构的设计例例1-1 1-1 图图所示空心圆截面杆，外径所示空心圆截面杆，外径D D= =20mmmm。内径。内径d d=15=15mmmm，承受轴承受轴向荷载向荷载F F= = 20KNKN作用，材料的屈服应力作用，材料的屈服应力s s =235MPaMPa，安全因数，安全因数n n= 1.5。试校核杆的强度试校核杆的强度解：杆件横截面的正应力为解：杆件横截面的正应力为PadDF62232210145015. 002. 014. 3102044材料的许用应力为材料的许用应力为 Pans661066.1565 . 11023

38、5由此可见，工作压力小于许用压力，说明杆件能够安全工作由此可见，工作压力小于许用压力，说明杆件能够安全工作任务1.1 平面连杆机构的设计1.1.41.1.4四杆机构的基本特性四杆机构的基本特性 1.1.铰链四杆机构曲柄存在的条铰链四杆机构曲柄存在的条件件当当ad时，杆时，杆AB可以实现绕可以实现绕A点做整周旋点做整周旋转，则转，则AB可以占据与杆可以占据与杆AD共线的两个位置共线的两个位置AB和和AB。在在BCD中中cbda在在BCD中中c(b-a)+dd(b-a)+ca+c b+da+d b+ca+b c+da ba ca d任务1.1 平面连杆机构的设计存在曲柄的条件：.最短与最长构件的长

39、度之和不大于其它两构件长度之和.连架杆与机架必有一杆为最短杆不管以哪个构件作为机架,都是双摇杆机构若满足曲柄存在的条件：取以最短杆相连的杆作为机架，则构成曲柄摇杆机构.取最短杆作为机架，则构成双曲柄机构取以最短杆相对的杆作为机架，则构成双摇杆机构若不满足曲柄存在的条件任务1.1 平面连杆机构的设计2.2.急回特性和行程速比系数急回特性和行程速比系数摆角：摇杆在两极限位置之间往复摆动的角度oo18018021180180212112ttvvK11180KK通常取K=1.22.0极位夹角：摇杆位于两极限位置时曲柄对应两位置线所夹的锐角任务1.1 平面连杆机构的设计3.3.压力角和传动角压力角和传动

40、角压力角：作用在从动件上的力与受力点速度方向之间所夹锐角。传动角 ：压力角的余角 压力角越小或者传动角越大，对机构的传动越有利。工作行程最小传动角min4050 曲柄摇杆机构min出现在曲柄与机架共线的两位置之一 曲柄滑块机构min出现在曲柄垂直于滑槽中心线位置任务1.1 平面连杆机构的设计4.死点位置死点位置 无论怎样加大驱动力，均不能只依靠驱动力的作用使从动件运动，这个位置被称为死点此时=90，=0，有效分力为零 死点存在与否决定于从动件是否与连杆共线通过死点的方法：采用两组相同的四杆机构错采用两组相同的四杆机构错位排列。位排列。采用转动惯量较大的构件，采用转动惯量较大的构件，在从动件上施

41、加外力。在从动件上施加外力。 缝纫机机构缝纫机机构 机车车轮联动机构机车车轮联动机构任务1.1 平面连杆机构的设计利用死点： 夹具机构夹具机构任务1.1 平面连杆机构的设计1.1.51.1.5平面四杆机构的设计平面四杆机构的设计 平面四杆机构的设计，主要是考虑给定的运动条件，确定机平面四杆机构的设计，主要是考虑给定的运动条件，确定机构运动简图的尺寸参数。有时为了使设计可靠、合理，还应该考构运动简图的尺寸参数。有时为了使设计可靠、合理，还应该考虑几何条件和动力条件（如最小传动角）等。虑几何条件和动力条件（如最小传动角）等。 生产实践中的四杆机构设计问题可以归纳为两类基本问题：生产实践中的四杆机构

42、设计问题可以归纳为两类基本问题： (1) (1)实现给定的从动件运动规律（位置、速度、加速度等）。实现给定的从动件运动规律（位置、速度、加速度等）。如当原动件等速转动时，使从动件按某种速度运动；或使从动件如当原动件等速转动时，使从动件按某种速度运动；或使从动件具有急回特性。具有急回特性。 (2) (2)实现给定的运动轨迹。实现给定的运动轨迹。 对于以上两类基本问题的设计方法有：解析法、图解法和对于以上两类基本问题的设计方法有：解析法、图解法和实验法三种。图解法设计四杆机构形象直观、思路清晰，但作图实验法三种。图解法设计四杆机构形象直观、思路清晰，但作图麻烦且误差较大。而解析法设计四杆机构是建立

43、机构结构参数与麻烦且误差较大。而解析法设计四杆机构是建立机构结构参数与运动参数的解析关系式，从而按给定条件求出未知结构参数，求运动参数的解析关系式，从而按给定条件求出未知结构参数，求解准确。实验法简便。解准确。实验法简便。任务1.1 平面连杆机构的设计1.按给定的连杆位置设计四杆机构按给定的连杆位置设计四杆机构 由于在铰链四杆机构中，连架杆由于在铰链四杆机构中，连架杆1和和3分别绕两个固定铰链分别绕两个固定铰链A和和D转动，如果转动，如果只给定连杆的两个位置，则点只给定连杆的两个位置，则点A和点和点D可可分别在分别在B1B2和和C1C2各自的中垂线上任意各自的中垂线上任意选择。因此，有无穷多解

44、。为了得到确选择。因此，有无穷多解。为了得到确定的解，可根据具体情况添加辅助条件，定的解，可根据具体情况添加辅助条件，例如给定最小传动角或提出其他结构上例如给定最小传动角或提出其他结构上的要求等。的要求等。 若给定连杆的三个位置，若给定连杆的三个位置，连杆上连杆上点点B的三个位置的三个位置B1、B2、B3应位于同一应位于同一圆周上，其圆心即位于连架杆圆周上，其圆心即位于连架杆1的固定铰的固定铰链链A的位置。因此，分别连接的位置。因此，分别连接B1、B2及及B2、B3，并作两连线各自的中垂线，其，并作两连线各自的中垂线，其交点即为固定铰链交点即为固定铰链A。同理，可求得连。同理，可求得连架杆架杆

45、3的固定铰链的固定铰链D。连线。连线AD即为机架的即为机架的长度。这样，构件长度。这样，构件1、2、3、4即组成所即组成所要求的铰链四杆机构。要求的铰链四杆机构。任务1.1 平面连杆机构的设计 例例1-2：设计一四杆机构把炉门从开启位置设计一四杆机构把炉门从开启位置B2C2转变为关闭位置转变为关闭位置B1C1。 分析：该题的关键是确定分析：该题的关键是确定A、D点点 ( (1) ).根据比例尺，定出炉门根据比例尺，定出炉门B1C1，B2C2的位置。的位置。 ( (2) ).连接连接B1B2、C1C2，并作，并作B1B2、C1C2的垂直平分线的垂直平分线mm、nn。 ( (3) ).由于由于A、

46、D两点在两点在mm、nn线上任意确定，故有无穷多解线上任意确定，故有无穷多解任务1.1 平面连杆机构的设计2.按给定行程速比系数设计四杆机构按给定行程速比系数设计四杆机构 已知摇杆长度已知摇杆长度LCD、摇杆摆角、摇杆摆角及行程速比系数及行程速比系数K，确定四杆机构，确定四杆机构 ( (4) ).AC1=BC-AB，AC2=BC+AB，从而可以确定，从而可以确定AB、BC 分析：设计的实质是确定铰链中心分析：设计的实质是确定铰链中心A点点 ( (1) ).由给定的行程速比系数由给定的行程速比系数K，计算极位夹角，计算极位夹角( (2) ).选择合适比例尺，按已知的摇杆长度选择合适比例尺，按已知

47、的摇杆长度LCD和摆角和摆角，做出摇杆的两极限位置，做出摇杆的两极限位置C1D、C2D( (3) ).连接连接C1C2，C1C2O=C2C1O=90-，得，得到两线的交点到两线的交点O，以，以O为圆心，为圆心，C1O为半径做为半径做圆，在该圆上任选一点圆，在该圆上任选一点A，连接，连接AC1、AC2，得得C1AC2= 由于由于A A点是在点是在O O为圆心为圆心OCOC1 1为半径的圆上任意选择的一点，所以仅为半径的圆上任意选择的一点，所以仅按按K K设计，可得无穷多的结。设计，可得无穷多的结。A A点位置不同，机构传动角大小也不同。点位置不同，机构传动角大小也不同。如欲获得良好的传动质量，可

48、按照如欲获得良好的传动质量，可按照minmin或给定的其他辅助条件来确或给定的其他辅助条件来确定定A A点位置，这样可得唯一解。点位置，这样可得唯一解。任务1.2 凸轮机构的设计1.2.11.2.1凸轮机构的认识及应用凸轮机构的认识及应用1.1.凸轮机构的组成及应用凸轮机构的组成及应用 凸轮机构组成凸轮机构组成 内燃机的配气机构内燃机的配气机构凸轮机构凸轮从动件机架任务1.2 凸轮机构的设计 凸轮机构构件少，占据空间不大，是一种结构简单和紧凑的机凸轮机构构件少，占据空间不大，是一种结构简单和紧凑的机构。从动件的运动规律是由凸轮轮廓曲线决定的，只要凸轮轮廓曲线构。从动件的运动规律是由凸轮轮廓曲线

49、决定的，只要凸轮轮廓曲线设计得当，就可以使从动件实现任意预期的运动规律，并且运动准确设计得当，就可以使从动件实现任意预期的运动规律，并且运动准确可靠，便于设计。因此在自动机床进刀机构、上料机构、内燃机配气可靠，便于设计。因此在自动机床进刀机构、上料机构、内燃机配气机构、制动机构以及印刷机、纺织机、闹钟和各种电气开关中得到广机构、制动机构以及印刷机、纺织机、闹钟和各种电气开关中得到广泛应用。但因凸轮机构是点或线接触的高副机构，易磨损，所以通常泛应用。但因凸轮机构是点或线接触的高副机构，易磨损，所以通常多用于传力不大的控制和调节机构中。另外，凸轮形状复杂、不易加多用于传力不大的控制和调节机构中。另

50、外，凸轮形状复杂、不易加工，这也在一定程度上限制了凸轮机构的应用。工，这也在一定程度上限制了凸轮机构的应用。任务1.2 凸轮机构的设计2.2.凸轮机构的分类凸轮机构的分类凸轮形状盘形凸轮圆柱凸轮移动凸轮从动件形状尖顶式从动件滚子从动件平底式从动件从动件运动形式直动从动件摆动从动件对心偏置封闭方式力封闭形封闭推杆凸轮推杆凸轮任务1.2 凸轮机构的设计 凹槽凸轮凹槽凸轮 等宽凸轮等宽凸轮 等径凸轮等径凸轮 主回凸轮主回凸轮任务1.2 凸轮机构的设计1.2.21.2.2凸轮机构的运动规律分析凸轮机构的运动规律分析 1.1.从动件的位移线图从动件的位移线图 基圆，基圆半径基圆，基圆半径r ro o推程

51、，推程角推程，推程角 远停程，远休止角远停程，远休止角 s近停程，近休止角近停程，近休止角 s回程，回程角回程，回程角 从动件运动规律：位移、速度、加速度随凸轮转角的变化的规律任务1.2 凸轮机构的设计2.2.从动件的常用运动规律从动件的常用运动规律S hV +-a 0ahvhs推程运动方程推程始末点有刚性冲击适用于低速轻载场合( (1) )等速运动规律等速运动规律任务1.2 凸轮机构的设计 ( (2) )等加速等减速运动规律等加速等减速运动规律适用于中速、中载场合tv 0a 0h/2h/2t/2t/2hs 0推程运动前半程222442hahvhs推程运动后半程22222442hahvhhs任

52、务1.2 凸轮机构的设计(3)(3)简谐运动规律简谐运动规律( (余弦加速度运动规律余弦加速度运动规律) )a12345 6v vhtttttthahvhscos2sin2cos12222推程运动方程可用于高速传动任务1.2 凸轮机构的设计3.3.从动件运动规律的选择从动件运动规律的选择 在选择从动件的运动规律时，应根据机器工作时的运动要求在选择从动件的运动规律时，应根据机器工作时的运动要求来确定。如机床中控制刀具的凸轮机构，要求刀架进刀时为等速来确定。如机床中控制刀具的凸轮机构，要求刀架进刀时为等速运动，则从动件应选择等速运动规律，至于行程始末点可以通过运动，则从动件应选择等速运动规律，至于

53、行程始末点可以通过拼接其他运动规律的曲线来消除冲击。拼接其他运动规律的曲线来消除冲击。 对于无一定运动要求，只需要从动件有一定位移量的凸轮机对于无一定运动要求，只需要从动件有一定位移量的凸轮机构，如夹紧送料等装置的凸轮机构，可只考虑加工方便，可采用构，如夹紧送料等装置的凸轮机构，可只考虑加工方便，可采用圆弧、直线筹组成的凸轮轮廓。圆弧、直线筹组成的凸轮轮廓。 对于高速机构，应减小惯性力、改善动力性能，可选用正弦对于高速机构，应减小惯性力、改善动力性能，可选用正弦加速度运动规律或其他改进型的运动规律。加速度运动规律或其他改进型的运动规律。 在实际应用时，或者采用单一的运动规律，或者采用几种运在实

54、际应用时，或者采用单一的运动规律，或者采用几种运动规律的配合，应视推杆的工作需要而定。原则上应注意减轻机动规律的配合，应视推杆的工作需要而定。原则上应注意减轻机构中的冲击。构中的冲击。任务1.2 凸轮机构的设计1.2.31.2.3凸轮机构的设计凸轮机构的设计1.1.凸轮轮廓设计凸轮轮廓设计Ar0AAAAAAAAAAA A A r0反转法任务1.2 凸轮机构的设计(1)(1)尖顶直动从动件盘形凸轮轮廓的绘制尖顶直动从动件盘形凸轮轮廓的绘制s0h120060090090 凸轮逆时针转动，r0确定，已知从动件运动规律，设计凸轮轮廓1.选择比例尺，按比例尺做从动件位移线图2.做基圆，过基圆中心做一直线

55、为从动件的中心线，交点为从动件顶点3.将行程分为若干等份，将基圆进行等分，连接圆心和等分点并延长，得到位置线4.以位置线与基圆交点为起点顺序截取相应转角点的位移，用光滑曲线连接各截点，得到凸轮轮廓任务1.2 凸轮机构的设计(2)(2)滚子直动从动件盘形凸轮滚子直动从动件盘形凸轮s0h120060090090理论轮廓理论轮廓步骤：1.把滚子中心看成是从动件尖顶，设计凸轮轮廓2.以理论轮廓线上各点为圆心，滚子半径为半径做一系列滚子圆，滚子圆的内包络线就是凸轮轮廓线任务1.2 凸轮机构的设计(3)(3)平底直动从动件盘形凸轮平底直动从动件盘形凸轮s0h120060090090实际轮廓实际轮廓任务1.

56、2 凸轮机构的设计(4)(4)偏置移动尖顶从动件盘形凸轮轮廓曲线的绘制偏置移动尖顶从动件盘形凸轮轮廓曲线的绘制根据已知从动件的运动规律，作出根据已知从动件的运动规律，作出从动件的位移线图，并将横坐标分段等从动件的位移线图，并将横坐标分段等分。分。 在基圆上，任取一点在基圆上，任取一点A A0 0作为从动作为从动件升程的起始点，并过件升程的起始点，并过A A0 0作偏距圆的切线，作偏距圆的切线，该切线即是从动件导路线的起始位置。该切线即是从动件导路线的起始位置。 由由A A0 0点开始，沿相反方向将基圆点开始，沿相反方向将基圆分成与位移线图相同的等分，得各等分分成与位移线图相同的等分，得各等分点

57、点A1 1,A2 2,A3 3，过过A1 1,A2 2,A3 3,各点作偏距圆的切线各点作偏距圆的切线并延长，则这些切线即为从动件在反转并延长，则这些切线即为从动件在反转过程中依次占据的位置。过程中依次占据的位置。 在各条切线上自在各条切线上自A1 1,A2 2,A3 3,截取截取A1A1 1=11=11，,A2A2 2=22=22得得A1,A2, ,A3 3,各点。将各点。将A1,A2, ,A3 3，各点连各点连成光滑曲线，即为凸轮轮廓曲线。成光滑曲线，即为凸轮轮廓曲线。任务1.2 凸轮机构的设计2.2.凸轮机构设计的几个问题凸轮机构设计的几个问题 (1)(1)压力角和基圆半径压力角和基圆半

58、径压力角：凸轮作用于从动件法线方向与从动件的运动方向所夹的锐角sincosFFFFrt 当有害分力Fr所产生的摩擦力大于有效力Ft时，从动件无法移动，这种现象称为自锁 max移动从动件 4030摆动从动件 5040任务1.2 凸轮机构的设计3.从动件滚子半径的选择从动件滚子半径的选择rk实际r a= +rT内凹轮廓线 a= +rT外轮廓线rT,可得实际轮廓线rrk rT=rT, 实际轮廓线变尖，易磨损rk = rTrT, 运动失真，得不到实际轮廓rk rk任务1.3 其它常用机构的认识1.3.11.3.1棘轮机构的认识及应用棘轮机构的认识及应用1.1.棘轮机构的工作原理棘轮机构的工作原理 棘轮

59、机构主要由棘轮、棘爪和机棘轮机构主要由棘轮、棘爪和机架所组成。架所组成。 当原动件逆时针方向摆动时，与当原动件逆时针方向摆动时，与它相联的驱动棘爪便借助弹簧或自重它相联的驱动棘爪便借助弹簧或自重的作用插入棘轮的齿槽内，使棘轮随的作用插入棘轮的齿槽内，使棘轮随着转过一定的角度。当原动件顺时针着转过一定的角度。当原动件顺时针方向摆动时，驱动棘爪便在棘轮齿背方向摆动时，驱动棘爪便在棘轮齿背上滑过。这时，簧片迫使制动棘爪插上滑过。这时，簧片迫使制动棘爪插入棘轮的齿槽，阻止棘轮顺时针方向入棘轮的齿槽，阻止棘轮顺时针方向转动，故棘轮静止不动。当原动件连转动，故棘轮静止不动。当原动件连续地往复摆动时，棘轮作

60、单向的间歇续地往复摆动时，棘轮作单向的间歇运动。运动。任务1.3 其它常用机构的认识(1)(1)齿式棘轮机构齿式棘轮机构双动式棘轮机构双动式棘轮机构可变向棘轮机构可变向棘轮机构任务1.3 其它常用机构的认识(2)(2)摩擦式棘轮机构摩擦式棘轮机构 齿轮式棘轮机构，棘轮的转角都是相邻两齿所夹中心角的倍数，齿轮式棘轮机构，棘轮的转角都是相邻两齿所夹中心角的倍数，也就是说，棘轮的转角是有级性改变的。如果要实现无级性改变，也就是说，棘轮的转角是有级性改变的。如果要实现无级性改变，就需要采用摩擦式棘轮机构。这种机构是通过棘爪与棘轮之间的摩就需要采用摩擦式棘轮机构。这种机构是通过棘爪与棘轮之间的摩擦力来传