机械设计基础复习讲义

机构部绪 —平面机构的自由 二平面连杆机 三凸轮机 四齿轮机 五轮 九机械零件设计概 十、螺纹连 十一、齿轮传 十二、蜗杆传 十三、带链传 十四、 十五、滑动轴 十六、滚动轴 注意：复习要点中部分内容顺序和公式符号，根据的不同略有区别，但原理和结果都是 通用零件、零件的区))9论。数机望产生随机运动，例如球磨机的铁球、摇奖机的号球就需要实现随机运动，但它们（动力机器都属于动力机器。工作机，机械能→→→→其它形式能量等均为工作机器，发电机也为工作机。信息机用来传递、获取或变换信息，如照相机、、绘图机、复印机等动力装置是机器的动力来源，有电动机、内燃机、燃气轮机、马达、马达等。现代机器大多采用电动机，而内燃机多用于机械、工程机械和农业机械。分。机器中的传动有机械传动、传动、气压传动和电力传动，应用最多的是机械传动()为动力装置;变速箱、传动轴和差速器等组成传动部分；车轮、车身、悬挂系统和底盘为执行部分；方向盘和转向系统、排挡杆、刹车及其踏板、离合器踏板、油门等组成系统；雨刮器、车门0-1所示。发动 车

0-1一、平面机构的自由11-1之间的相对位置要准确。移动副用滑块（小长方形）1-2所示，应1-3所示。 1-1图1-2移动 图1-3高一般构件大多用直线段或小长方块表示。参与组成两个转动副A和B1-1-51-61-71-8 参与组成两个转动副的构1-51-6 参与组成三个转动副且三个转动副在同一条直线上的构1-8①：2.式为：F3n-2PL-PH。其中，n1（即固，PL铰链，其转动副的数目为(m-1)个。注意：这里所说的两个以上的构件包括机架。虚约束是机构中不产生实际约束效果的重复的约束。虚约束出现的情况较多，应仔细识别。在计算自由度时，应将引入虚约束的构件及其运动副除去不记由度计算中的一个难点。出现虚约束的情况一般有以下几种④⑤1-9所示。这种情况较1-9二、平面连杆机平面四杆机构的形式（4+0类型、3+1类型4+0类型：40个移动副时，为全转动副四杆机构，称（转动副3+1类型：312-1所示，根据机架块机构主要根据滑块的移动方向与曲柄转动中心的偏距e0分成对心和偏置两种。ee（a）对心曲柄滑块机 （b）偏置曲柄滑块机 图2-1包含3个转动副和1个移动副的四杆机构件（具有整转副条件①若最短杆最长杆（杆长条件且整转副位于最短杆及其邻边相连的转动副上。判断有无曲柄，必须先判断是否符合上述不等式，然后再看机架是否位于最短杆或者最短杆的邻边上。不满足杆长条件判别式的铰链四杆机构必为双摇杆机构。对于曲柄滑块机构，应使曲柄长度小于连杆长度。对于偏置曲柄滑块机构，应使连杆长度大于曲柄和偏距之和。②从动件急回运动程度可用行程速度变化系数Kθ，θ=1800[(K-1)/(K+1)]。急回程度可通过计算K得知：K（1800+θ）/(1800-θ)①压力角α和传动角压力角的概念很重要，各种机构均有压力角问题。压力角的大小表示一个机构传力性能压力角是指机构从动件上某点所受的力的作用方向与该点速度方向之间所夹的锐角压力角的余角称为传动角。因此，传动角越大，压力角越小，机构传力性能越好。应会画各种四杆机构的压力角、传动角，会找出最小传动角的位置。γ0时机构不能运动，称此位置为死点位置。这时力的作用方向与从动件受力点的运动方向垂直，其有效分力为零；值得注意的是，在铰链四杆机构和曲柄滑块机构中，只有当摇杆或滑块为从动件，曲柄或摇杆为从动件才可能存在死点位置。当连杆与从动件曲柄)或共线时的位置为死点位置，这时通过连杆传给从动件(曲柄)9009000θ、摆角ψ、行程S、压力角α和传动角γ②按行程速度变化系数K按给定条件求出铰链点A所在的圆，然后按附加条件确定A点的位置，再根据几何条件求三、凸轮动学方面的因素(运动形式和空间等)，动力学方面的因素(运转速度和载荷等)，环境方面的因素(环境条件及噪声控制等)，经济方面的因素(加工成本和费用等)。其中最重要的因用场合和工作要求，从或于册中介绍的常用运动规律中选取。如图3-1所示。a)等速b）等加等减c）简谐（余弦加速度）d）摆线（正弦加速度）3-1凸轮机构常用运动规律柔性冲击，高速下导致严重的振动、噪声和磨损，故这种运动规律只适用于中速中载场合③简谐运动规律:终止位置，加速度曲线不连续，会产生柔性冲击，故只适用于中速中载场合。但对升降升的运动，加速度曲线变为连续曲线，无柔性冲击，此时可用于高速场合。④摆线运动规律:既无刚性冲击也无柔性冲击，振动、噪声、磨损皆小。它适用于高速场合。将不同规律的运动曲线拼接后所形成的新运动规律应满足下列三个条件：满足工作对从动件的运动要求；满足运动规;速度和最大加速度的值尽可能小。第一个条件是拼接的目的，后两个条件是保证设计的运动规律具有良好的动力特性。滚子从动件盘形凸轮机构凸轮的最小半径，主要受三个条件的限制，即：3~5mm子从动件实际廓线的最小向径。注意实际廓线的最小向径与凸轮基圆半径混同起来当采用滚子从动件时，滚子半径必须小于凸轮理论廓线外凸部分的最小曲率半径ρmin，通常取rr=ρmin-3mm，若由于结构、强度等因素限制，rr不能取得太小，而从动件的运动规律3-2所示。凸轮轮廓上的最小向径为基圆半径。按照从动件的往复运动过程，可将从动3-2凸轮轮廓曲线的设计（简单了解四、齿轮机54个啮合特性是对渐开线齿轮传动进行分析的重要(1)5，渐开线齿廓上各点压力角不相同4也称为齿轮的配对条件。它是根据一对轮齿正确啮合时，齿轮副处于啮合线上的各对轮齿都可能同时啮合，其法向齿距必须相等而推导出来的。角相等。a=m(z1+z2)/2。B1，尚未B2点啮合，此时线段B1B2恰好等于Pb。故连续传动的条件为B1B2≥Pb1，即ε1。标准齿轮是指m、α、ha*c*s=em、α、ha*c*是齿轮的基本参数，其它几何尺寸可通过它们计算求得。α为分度圆上的压力角。和轴向。径向尺寸参数有4圆3高，即分度圆d、齿顶圆da、齿根圆df、基圆db，3高为齿顶高ha、齿根高hf和全齿高h；周向尺寸有齿厚sep和基圆齿距pb。N117或采用变位齿轮可避免根切。Zmin②不适合于安装中心距aaa′<a五、轮的齿轮系。周转轮系由轮、行星轮、行星架(转臂或系杆)及机架组成般都是以轮和

所有从动轮齿数的连乘积行星架H的转速nH大小相等、方向相反的公共转速(-nH)，行星架H变为固定构件了，周转 了变化nHn nK则转化机构中两轮的传动比： n

1

n

式中m1到K之间外呐合齿轮的对数，(-1)m应在转化机构中指定轴轮nl、nK、nH均为代数，在使用中要有相应的“±”号。(行星架的形状不一定是杆状②找出与行星轮相啮合的轮3度不足、磨损、振动等等。大部分零件都是由于强度不足而失效。因此设计机械零件的尺寸或确定零件的承载能力或工作要依据强度准则。强度准则就是零件的计算应力变应力为随时间变化的应力。周期性循环变应要有对称循环变应力、脉动循环变应9-1所示。t tO r1且r

r

r（a）非对称循环变应 （b）对称循环变应 9-1应力的循环特性（应力比）rrσminσmax的比值。十、螺纹连Sψαβ等。螺距P为螺纹相邻牙齿同侧牙廓的轴向距离。导程SnP的乘积，为ψ表征螺纹螺旋线的陡峭程度。升角越小，螺旋线越平缓，导程越小，传动时自锁的条件：

为当量摩擦角用于连接的螺纹为连接螺纹，用于传动的螺纹为传动螺纹。三角形螺纹主要用于连接，αβαβ0主要有普通螺纹和管螺纹，普通螺纹用于紧固连接，管螺纹用于管道的紧密连接。螺钉连接为螺钉穿过较薄的被连接件的光孔，直接旋入较厚被连接件的螺纹盲孔，用于受载前需预紧，预紧时螺栓截面受预紧力和螺纹副间摩擦力矩联合作用，处于拉伸30%来考虑扭矩的影响。按载荷不同又分两种情况：①螺栓联接受横向载荷F：预紧力F0作用使被联接件接合面产生摩擦力，该摩擦力与横向载荷F平衡。F0F预紧力大小的条件。此时螺栓所受拉力即为预紧力，按上述条件求出预紧力后，再按拉伸强度计算②螺栓联接受轴向载荷12等因素有关。按拉伸强度计算，总拉伸载荷即计算公式中的螺栓截面所受拉力。应注意①、②两按增大30%来考虑扭矩的影响不同处为①中螺栓截面受力是预紧力，②中螺栓截10-1所示是铰制孔螺栓联接。受载前只需安装到位，不必拧得很紧，故忽略了被联F后，在接合面处螺栓受被联接件的剪切作用，在10-1所示，应分别计算剪切和挤压强度。 4

FdshF—10-1m—[τ]—F通过螺栓组形心(对称中心)，垂直于螺栓轴线。螺栓组联接方载荷F平衡，拧紧后每个螺栓均受预紧力F0，受力相同。若螺栓数目为z、接合面数为m，f，并考虑摩擦力传递载荷时的可靠系数C，则每个螺栓预紧力为：F F 受横向载荷的普通螺栓组联十一、齿轮传5种失效(损伤)（齿根弯曲疲劳折断（疲劳点蚀、齿侧齿面磨损、齿面胶合、齿面塑性变形。由于齿轮失效形式是强度计算的前提，因而对各种失效的现象，损伤出现于轮齿的什么部位，损伤的机理(基本原因)，防止和减轻各种失效的主要措施，以及采用的计算准则就成为分析的重点。齿长期工作后，当截面的弯曲应力超过材料的许用弯曲应力时，齿根出现疲劳裂纹，裂齿面点蚀是闭式传动齿轮的主要失效形式，特别是在软齿面(350HBS)上更容圆周力轮上是驱动力，它与其回转方向相同(简称为主反从同”)。径向力Fr，不论主、从动轮，其径向力均指向各自的轮心(简称为“指向轮心”)轴向力a主;主动轮左右手法则简单可靠，但要切记只能用于主动轮轴向力的判断。要正确使用左右手法则，还必须正确判断主动轮的旋向；因此根据螺旋线判断旋向时一定要注意使该齿轮的轴线处于垂直状态，螺旋线左边左旋，右边高为右旋。对于锥齿轮传动必须注意：锥齿轮的轴向力Fal，Fa2与回转方向无关，总是从小端指向直齿圆柱齿轮、两级斜齿圆柱齿轮、锥齿轮斜齿圆柱齿轮)，使传动方案受力合理。σH与许用接触应力一对啮合齿轮的接触应力是相等的，即σHl=σH2=a模数mσF与

b.齿宽b：当b增大，则σF减小，但b过大会使齿向载荷分布系数KB增大，而使K增≠[σF2]②齿形系数YFamz，应力集中系数YSa模数m是反映一个轮齿绝对尺寸的大小当具加工标准齿轮时若z相同而m不同，则加工出的轮齿形状相似，m是它们的放大比例。

十二、蜗杆蜗杆的效率与热平衡计ma1mt2

a1t2

1

(等值同向

d2in1/n2z2/z1d2/a(d1d2)/FtFt1与节点速度方向相反，蜗轮圆周力方向与节点速度方向相同；径向力Fr的方向是由啮合点指向各自的)FalFt2方向。因蜗轮在啮合点处的圆周速度V2Ft2的方向相同，而蜗轮的圆周力与FalFt2FalV2Fal方向相Fal的方向，与V2的方向，也就是蜗轮的转向。由于采用材料和传动结构上的原因，蜗杆螺旋部分的强度总是高于蜗轮轮齿的强度，所因此，对于蜗杆传动中材料的组合，首先要求具有良好的减磨性和抗胶合能力，同时应具有铜或铸铁，这两类材料的强度（300MPa）较前者高，但抗胶合能力差，故主要失效形式为通常仿效齿轮传动的方法进行条件性计算。由于蜗杆传动的失效多发生在蜗轮上，所以只需进行蜗轮轮齿的强度计算。而对蜗杆必要时应进行刚度校核。z280-100或开始传十三、带链带传动的失效形式、设计准则和普通V状，摩擦带传动分平带传动、V带传动、多锲带传动、圆带传动等。其中V带应用最广。啮(2)带传动的主要特点③效率低，承载能力小(张紧力)FoF1，另一边被放松，拉力减少至有FIF2=2F0。ef由欧拉公式和上述Fl、F2、FoFfmax2F0ef①初拉力F0：Fo增大，带与带轮间压力提高，摩擦力增大，故Ffmax增大，传动能力提高。但Fo过大会加剧带的磨损，并因带的拉应力增大而造成带的过早松弛，降低。f：f越大，摩擦力越大，故Ffmax增大，这取决于带与带轮的材料、接触面的V带传动设计计算(2)②小带轮包角：包角大，摩擦力大，能力提高；包角小，易打滑失效。一般应使小120度。增大中心距、降低传动比或加张紧轮可增加小带轮包角。10，否则应改选带的型号重新计算。F0一定时，带传动的最大有效拉力一定。当最大有效拉力(摩擦力)不足以克服负载时，十四、弯矩，传动轴主要用于承受转矩。直径.经强度校核截面合格.即可进行轴的零件工作图的设计。③各轴肩的过渡圆角半径。⑥尺寸的标注。⑦公差配合的标注。⑨表面粗糙度的标注。⑩技术条件(热处理、表面处理等要求)。①垫片：轴承端盖与箱体之间缺少调整垫片②间隙：伸出轴与轴承端盖之间缺少间隙③密封：伸出轴与轴承端盖之间缺少密封元⑤轴承内圈（（套筒度出轴承内圈的高度；⑥轴段长度：在装轴上轮类零件的轴段，其轴段长度必须比轮类零件的宽度小⑨非定位轴肩：在伸出轴端轴承的轴伸出侧，必须设计一非定位轴肩，便于轴承的拆装⑩箱体凸台：在轴承端盖与箱体的接合面处，箱体必须设计有凸台轴的强度计算（简单了解轴的强度计算也是本章的重点，是为了校核轴上截面的尺寸。强度计算可按下列三MM⑥按第四强度理论计算当量弯矩MvMv⑦强度计算。根据当量弯矩的大小和轴的直径尺寸，确定截面进行强度校核或计MM2(T轴径。其强度条件是: v [] 注意：在进行弯扭合成强度校核时，考虑弯曲应力和扭切应力变化特性的不同，引入折合系数r1T情况下，扭矩TT应力视为脉动循环变化，因此折合系数0.6。十五、滑