机械设计基础期末复习总结

机械设计根底期末复习总结绪论构件是组成机械的根本运动单元，可以由一个或多个零件构成的刚性结构零件是机械的制造单元机械零件的主要失效形式：断裂过大的变形〔过大的弹性形变〕外表失效正常工作条件遭破坏而引起的失效机械零件常用材料：金属材料钢铸铁有色合金非金属材料有机高分子材料无机非金属材料复合材料平面机构分析运动副：使构件与构件之间直接接触并能产生一定相对运动的链接分类：低副：面接触移动副转动副高副：点或线接触、球面副、螺旋副构件〔每个构件至少有两个运动副〕固定件〔机架〕：在一个机构中有且只有一个构件为机架原动件〔主动件/输入构件〕：运动和动力由外界输入从动件〔输出构件〕平面机构的自由度计算公式：F=3n-2PL-PH平面机构具有确定运动的条件：=1\*GB3①F>0=2\*GB3②自由度等于原动件数*机构的自由度即是平面机构所具有的独立运动的数目计算平面机构自由度考前须知：复合铰链：两个以上构件在同一条轴线上用转动副连接*N个构件汇交而成的复合链具有〔N-1〕个转动副局部自由度：机构中出现的与输出构件运动无关的自由度*计算时，应除去不计虚约束：运动副带入的约束对机构自由度的影响是重复的，对机构运动不起新的限制作用的约束常见虚约束：两个构件之间组成多个导路平行的移动副时两个构件之间组成多个轴线重合的转动副时机构中传递运动不起独立作用的对称局部*计算时，应除去不计平面连杆机构平面连杆机构〔平面低副机构〕：由假设干个构件以低副连接组成的平面结构铰链四杆机构：4为机架，1、3为连架杆，2为连杆曲柄：能绕机架作整周转动的连架杆摇杆：只能绕机架作一定角度往复摆动根本特性：运动特性、传力特性根本类型：曲柄摇杆机构：连架杆中，一个为曲柄，一个为摇杆〔通常，曲柄为原动件并作匀速转动时，摇杆作变速往复运动〕双曲柄机构：两连架杆均为曲柄双摇杆机构：两连架杆均为摇杆〔两摇杆长度相等时称为等腰梯形机构〕铰链四杆机构存在曲柄的条件：整转副存在条件最短杆长度+最长杆长度≤其余两杆长度和整转副由最短杆与其邻边组成曲柄存在条件〔整转副位于机架上才能形成曲柄〕最短杆邻边为机架时，机架上只有一个整转副，故为曲柄摇杆机构最短杆为机架时，机架上有两个整转副，故为双曲柄机构最短杆对边为机架时，机架上没有整转副，故为双摇杆机构*假设最短杆长度+最长杆长度＞其余两杆长度和，那么无论去哪个杆为机架都为双摇杆机构急回特性P34：曲柄摇杆机构中，曲柄虽作匀速转动，而摇杆摆动时空回程的平均速度却大于工作行程的平均速度。用行程速比系数K表示*假设θ=0，K=1，那么该机构无急回运动特性假设θ＞0，K＞1，那么该机构具有急回特性，且θ越大，K越大，急回特性越显著压力角：作用在从动件C点的驱动力F与该点绝对速度VC之间所夹的锐角，可作为判断机构传力性能的标志P35传动角：压力角的余角*机构运动时，传动角是变化的，必须规定传动角下限，否那么，当传动角太小时，传力性能太差，有可能会使机构出现自锁现象死点位置〔传动角为零的位置〕：在摇杆CD摆到极限位置时，连杆2与曲柄1两次共线，从动件的传动角为0O，即连杆传给曲柄的力通过铰链中心A，不管此力多大，均不能使曲柄转动死点位置现象：机构的从动件卡死或运动不确定消除死点位置不良影响：=1\*GB3①对从动曲柄施加外力=2\*GB3②利用飞轮及构件自身的惯性作用凸轮机构凸轮机构〔高副机构〕：由凸轮、从动件和机架组成，包含两个低副，一个高副分类P44：按凸轮的形状分盘形凸轮〔凸轮的最根本型式〕：绕固定轴转动并且具有变化向径的盘状构件移动凸轮：盘形凸轮的转轴位于无穷远时，相对机架作直线运动的凸轮圆柱凸轮：移动凸轮卷成圆柱体型式的凸轮按从动件的型式分尖顶从动件：从动件与凸轮接触的一端为尖顶滚子从动件：从动件与凸轮接触的一端为滚子平底从动件：从动件与凸轮接触的一端为平面从动件的位移线图〔B卷内容〕：推程运动角：从动件以一定的运动规律由离凸轮回转中心最近的位置A到达最远位置B，凸轮转过的相应角度远休止角：从动件与以O为圆心的圆弧BC接触，从动件在最远位置停止不动时，凸轮转过的相应角度回程角：从动件按一定运动规律返回到起始位置，凸轮转过的相应角度近休止角：从动件与以O为圆心的基圆圆弧DA接触，从动件在最近位置停止不动时，凸轮转过的相应角度从动件常用运动规律等速运动规律：刚性冲击，运动开始、终止时，速度有突变，加速度无穷大等加速运动规律：柔性冲击，运动开始、终止时，加速度产生有限数值的突变简谐运动规律：柔性冲击，运动开始、终止时，加速度产生有限数值的突变压力角：在不计摩擦的情况下，凸轮沿法线nn方向给予从动件的作用力F与从动件运动方向〔速度方向〕所夹的锐角a*压力角a越大，有效分力F1越小，有害分力F2越大，机构效率越低，设计时应使最大压力角不超过许用值*自锁现象：当a大到一定程度，以致F2引起的摩擦阻力大于有效分力F1时，无论凸轮给予从动轮的作用力多大，从动轮都不能运动的现象〔回程时，无自锁问题〕基圆半径r0：r0越小，压力角a越大滚子半径：为了使凸轮轮廓在任何位置既不出现尖点，也不自交，滚子半径必须小于理论轮廓外凸局部的最小曲率半径齿轮传动渐开线齿廓的啮合特点渐开线齿廓能实现定比传动中心距〔一对相互啮合的齿轮回转中心之间的距离〕可分性：当实际中心距存在误差时，渐开线齿轮的传动比仍保持不变的特性四线〔过啮合点的公法线、啮合线、基圆的公切线、正压力作用线〕合一啮合角不变：数值上等于渐开线在节圆上的压力角直齿圆柱齿各局部名称及代号轮齿：齿轮上每一个用于啮合的凸起局部，在齿轮圆周上均匀分布的轮齿总数称为齿数，用z表示齿顶圆——齿轮齿顶所在的圆。其直径〔或半径〕用da〔或ra〕表示齿根圆——齿轮齿槽底所在的圆。其直径〔或半径〕用df〔或rf〕表示分度圆——用来分度〔分齿〕的圆，该圆位于齿厚和槽宽相等的地方。其直径〔或半径〕用d〔或r表示〕。齿顶高——齿顶圆与分度圆之间的径向距离，用ha表示齿根高——齿根圆与分度圆之间的径向距离，用hf表示全齿高——齿顶圆与齿根圆之间的径向距离，用h表示。显然有：h=ha+hf齿厚——任意直径为dk的圆周上，齿轮两侧齿廓间的弧长，用sk表示。在分度圆上度量的弧长称为分度圆齿厚，用s表示齿槽宽——任意直径为dk的圆周上，齿槽两侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿槽宽，用ek表示。在分度圆上的度量的弧长称为分度圆槽宽，用e表示齿距——任意直径为dk的圆周上，相邻两齿同侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿距，用pk表示，pk=sk+ek。在分度圆上度量的弧长称为分度圆齿距，用p表示，p=s+e。在基圆上度量的弧长称为基圆齿距，用pb表示，pb=sb+eb法向齿距：相邻两个轮齿同侧齿廓之间在法线方向上的距离，用pn表示，pn=pb齿宽——齿轮轮齿的宽度〔沿齿轮轴线方向度量〕，用b表示直齿圆柱齿轮的根本参数齿数z：在齿轮圆周上均匀分布的轮齿总数〔分度圆〕模数m：分度圆齿距p与π的比值，单位：mm分度圆直径d=mz分度圆齿距p=πm压力角α：渐开线上各点的压力角不等，分度圆上的压力角简称压力角。国家标准规定，标准压力角α=20ο*分度圆是齿轮中具有标准模数和标准压力角的圆齿顶高系数ha*：ha=ha*m顶隙系数c*：hf=(ha*+c*)m正常齿制：ha*=1c*=0.25短齿制：ha*=0.8c*=0.3参数选择齿数比u：u=z2/z1≥1，过大的齿数比会增加传动装置的结构尺寸，并导致两齿轮轮齿的应力循环次数差异太大齿数z：在满足轮齿弯曲强度的条件下，宜取较多的齿数〔相应得减小模数〕模数m：模数m应满足轮齿弯曲强度要求，一般应使mn≥2mm，模数越大，抗弯强度越大齿宽因数ψd：增大齿宽能缩小齿轮的径向尺寸，但齿宽越大，载荷沿齿宽分布越不均匀渐开线标准直齿齿轮的几何尺寸计算标准齿轮：m、a、ha*、c*都为标准值，且e=s的齿轮名称代号计算公式分度圆直径dd=mz齿顶高haha=ha*m齿根高hfhf=(ha*+c*)m齿高Hh=ha+hf顶隙cc=c*m齿顶圆直径dada=d+2h齿根圆直径dfdf=d-2hf基圆直径dbdb=dcosα齿距pp=mπ齿厚ss=0.5p=0.5mπ齿槽宽ee=0.5p=0.5mπ标准中心距aa=0.5(d1+d2)=0.5(z1+z2)m基圆齿距pbpb=pcosα分度圆处曲率半径ρρ=0.5dsinα齿条：齿轮的齿数无穷大时。齿廓上各点压力角相等，标准值为20ο渐开线齿轮的啮合渐开线齿轮正确啮合条件：两齿轮的压力角和模数分别相等，并等于标准值，即m1=m2=mα1=α2=α根据渐开线齿轮正确啮合的条件，传动比可表示为i=d2/d1=z2/z1标准中心距〔正确安装条件〕：两轮的分度圆相切，即分度圆与节圆重合，使齿侧的理论间隙为零时的中心距a为标准中心距，且a=0.5(d1+d2)=0.5m(z1+z2)*由于安装误差、齿轮热膨胀和润滑的需要，齿侧有必要缩小侧隙标准齿轮正确安装时，啮合角在数值上等于分度圆压力角，即α’=α渐开线齿轮的连续传动条件：实际啮合线B1B2的长度大于或等于齿轮的法向齿距B2K，由于B2K=pb，齿轮传动条件可表示为：B1B2≥pb，ε=B1B2/pb≥1根切现象：用展成法加工加工齿轮时，假设齿数过少，刀具齿顶线就会超过理论啮合线的上界点，这时被加工齿轮根部的渐开线齿廓将被刀具的齿顶切去一局部的现象*根切后，齿轮抗弯强度降低，重合度减少，应设法防止对于渐开线直齿圆柱齿，不发生根切的最少齿数为zmin=2ha*/sin2α对于标准直齿圆柱齿轮，当α=20ο，ha*=1时,zmin齿轮传动的失效形式齿轮折断齿轮过载折断齿轮疲劳折断齿面磨损〔开式传动的主要磨损形式〕齿面点蚀〔多发生在闭式软齿面齿轮传动〕齿面胶合〔高速重载齿轮主要失效形式〕塑性形变常用齿轮材料：锻钢、铸钢、铸铁蜗杆传动蜗杆传动：由蜗杆蜗轮组成，一般蜗杆主动、蜗轮从动，用来传递空间两交错轴之间的运动和动力，一般两轴交错成90ο蜗杆传动类型按形状分：圆柱蜗杆〔应用最广〕按蜗杆螺旋面形状分：阿基米德蜗杆〔ZA型〕渐开线蜗杆〔ZI型〕法向直廓蜗杆〔ZN型〕圆弧圆柱蜗杆〔ZC型〕*前三种为普通圆柱蜗杆环面蜗杆锥面蜗杆蜗杆传动特点：优点：传动比大，结构紧凑。〔一般情况下，传动比i=10~40，最大可达80，假设只传递运动，其传动比可达1000〕传动平稳，噪声小可制成具有自锁性能的传动缺点：效率低〔传动效率一般为0.7~0.8，当具有自锁性能时，效率小于0.5〕本钱较高〔为减轻齿面磨损及防止胶合发生，一般用青铜制造〕蜗杆传动的主要参数模数m和压力角α蜗杆传动的正确啮合条件：中间平面〔通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面，是蜗杆的轴面是蜗轮的端面〕上蜗杆和蜗轮的模数和压力角分别相等，即ma1=mt2=mαa1=αt2=α*ma1为蜗杆的轴向模数mt2为蜗轮的端面模数αa1为蜗杆的轴向压力角αt2为蜗轮的端面压力角*对于ZA型蜗杆，轴向压力角αa1=20ο对于ZI型和ZN型蜗杆，法向压力角αn1=20ο对于两轮交错角为90ο的蜗杆传动，蜗杆在分度圆上的导程角γ等于蜗轮分度圆柱上的螺旋角β，且旋向相同即γ=β导程角γ：蜗杆分度圆柱上任意一点的切线与端面所夹的锐角tanγ=S/πd1=z1pa1/πd1=z1πm/πd1=z1m/d1*z1为蜗杆头数S为蜗杆螺旋线的导程pa1直径系数q：蜗杆分度圆直径d1与模数m的比值，q=d1/m，那么tanγ=z1/q意义：减少加工蜗轮的刀具品种，有利于标准化，并能降低本钱蜗杆头数z1：通常取1、2、4、6，当要求获得大传动比时，可取单头蜗杆，这样可以使结构紧凑，但传动效率低。重载传动中，为提高效率，常取多头蜗杆，但缺点是头数多，导程角加大，使蜗杆的加工困难蜗轮齿数z2：z2=iz1，为了防止根切和考虑传动的平稳性，z2不应小于28齿，但齿数过多将使蜗轮尺寸增大，蜗杆长度增加，刚度下降，啮合精度降低，一般取z2=28~80*蜗杆传动中，蜗杆转一周，蜗轮转过z1齿，即转过z1/z2转，即传动比为i=n1/n2=z1/z2=d2/d1tanγ蜗杆传动的滑动速度：蜗杆传动啮合时，蜗杆的圆周速度和蜗轮的圆周速度相互垂直，所以有较大的相对滑动速度蜗杆传动的失效〔一般发生在蜗轮轮齿上〕形式：齿面胶合〔铸造铝铁青铜或铸铁蜗轮〕、磨损、点蚀〔闭式传动的锡青铜蜗轮齿面〕蜗杆传动精度：国家标准规定了12个精度等级，1级精度最高蜗杆传动的效率：包括啮合摩擦损耗的效率η1、轴承摩擦损耗的效率η2和搅油损耗的效率η3，总效率η=η1η2η3*总效率取决于η1带传动和链传动带传动类型〔按截面形状不同分〕：平带、V带、多楔带、同步齿形带〔靠啮合传动〕*F：有效拉力F0：初拉力F1*F：有效拉力F0：初拉力F1：紧边拉力F2：松边拉力F1=F0+F/2F2=F0-F/2F1+F2=2F0F=F1-F2最大有效拉力的相关因素：初拉力F0：V带传动的最大有效拉力F与F0成正比，F0越大，带与带轮间的正压力就越大，传动时的极限摩擦力也就越大，传动能力越高。但F0过大，带的弹性降低，易松弛，寿命降低，轴和轴承受力增大小带轮上的包角α1：α1增大，带与带轮的接触弧增大，传动时产生的摩擦力总和增加，传动能力提高*中心距越大，小带轮的包角越大，传动能力提高，但传动稳定性变差，结构不紧凑〕*带传动的包角直接影响带传动的工作能力，包角减少，传动能力降低，通常验算小带轮的包角，应使α1≥120ο，假设不满足，应增大中心距或加装张紧轮摩擦系数f：f越大，传动时产生的摩擦力总和就越大，传动能力也就越高。而摩擦系数f受带及带轮材料、外表状况、工作环境等因素影响带传动的应力分析拉应力离心拉应力弯曲应力：带在大小轮带上的弯曲应力是不相等的；而带轮的基准直径越小、带越厚，那么带的弯曲应力就越大。对普通V带传动，为了防止过大的弯曲应力，对每种型号的V带，都规定了相应的最小带轮基准直径dmin*最大应力出现在带的紧边进入小带轮处，最小应力出现在松边上带传动的弹性滑动：由于带的弹性及紧边与松边的拉力差引起的相对滑动现象，其大小与带传动传递的载荷成正比*打滑：过载引起的全面的滑动，导致传动的失效，应当防止。*弹性滑动：拉力差引起，不可防止滚子链的结构：尽量采用偶数链节。假设用奇数链节，接头方式需有过渡链节，工作时弯曲的接头链板受附加弯曲应力的作用，强度只有其他链板的80%左右，故链长〔以连接数表示〕应尽量防止奇数链节*一般链条节数为偶数，但链轮齿数最好选取奇数，这样可使磨损较均匀*链的节距越大，其承载能力越大，但产生的冲击和动载荷也越大，运动不均匀性加剧〔设计时应尽可能选用小节距的链，高速重载时可选用小节距多排链〕链传动的特点优点没有弹性滑动和打滑现象，能保持准确的平均传动比传动尺寸相同，传动能力较大传动效率高不需要很大的张紧力，对轴压力较小可在温度较高、湿度较大，有油污、腐蚀等恶劣条件下工作缺点由于瞬时传动比不恒定，工作中冲击、噪声较大，不及带传动平稳不宜应用在高速、载荷变化很大和急速反向的传动中*常应用于两轴中心距较大、要求平均传动比不变和瞬时传动比不要求严格的场合轮系轮系分类定轴轮系：当轮系运转时，轮系中所有齿轮的轴线相对机架的位置都是不变的周转轮系复合轮系定轴轮系的传动比：运动输入齿轮与运动输出齿轮的角速度〔或转速〕之比ijk=ωj/ωk=nj/nk〔计算时，不仅要确定数值，还要确定两轴的转动方向〕定轴轮系转向确实定一对平行轴外啮合齿轮：两轮转向相反内啮合齿轮：两轮转向相同一对圆锥齿轮：在节点具有相同速度，因而可用同时指向节点或同时背离节点的箭头表示一对蜗杆蜗轮：按左右手法那么确定ijk=nj/nijk=nj/nk=〔-1〕m齿轮j至齿轮k间所有主动齿轮数的连乘积齿轮j至齿轮k间所有从动齿轮数的连乘积*m：轮系中从*m：轮系中从齿轮j至齿轮k间的外啮合次数周转轮系传动比原周转轮系的转化轮系〔假想的定轴轮系〕：给整个周转轮系加上一个绕中心轮轴〔行星架轴线与之重合〕旋转的公共加速度-nH后，该周转轮系中各构件之间的相对运动关系仍不变，但行星架的转速变为nH-nH=0，行星架便静止不动，此时，所有齿轮的几何轴线均固定不动，那么该周转轮系转化为定轴轮系联接螺纹的类型按圆柱直立时螺旋线绕行方向分：右旋螺纹、左旋螺纹按形成螺纹的螺旋线数目分：单线螺旋〔常用于联接，也可用于传动〕、多线螺旋〔主要用于传动〕按形成螺纹的平面图形〔牙型〕形状分：三角形螺纹〔主要用于联接〕、矩形螺纹〔主要用于传动〕、梯形螺纹〔主要用于传动〕、锯齿形螺纹螺纹联接的防松：关键在于防止螺旋副的相对转动防松方法：摩擦防松：弹簧垫圈、对顶螺母、尼龙圈锁紧螺母机械防松：槽形螺母加开口销孔、圆螺母加带翅垫片、止动垫片其他防松：冲点法、胶接法、串联钢丝键联接键联接分类：平键连接：以键的侧面为工作面，上外表与轮毂键槽地面留有间隙，工作时依靠键与键槽的挤压传递转矩〔常用平键：普通平键、导向平键、滑键〕普通平键按端部形状分：A型〔圆头〕B型〔方头〕：应力集中较小，但键容易松动C型〔单圆头〕：仅用于轴端，键在轴上的固定良好，但轴上键槽端部引起的应力集中较大半圆键联接楔键联接切向键联接平键联接的强度校核键的剖面尺寸〔b×h〕选取：根据键槽所在轴段的直径d由标准选取，键长L一般略小于零件轮毂的长度，且需符合键长的标准系列键联接的主要失效形式：较弱零件〔通常是轮毂〕的工作面被压溃或剪断轴轴的分类按承受载荷的不同转轴：工作中既承受转矩又承受弯矩的轴，如齿轮减速器的轴传动轴：只承受转矩而不承受弯矩〔或弯矩很小〕的轴：如汽车的传动轴心轴：只承受弯矩而不承受转矩的轴固定心轴，如自行车的前轮轴转动心轴，如机车的轮轴按轴线的形状分：直轴、曲轴、挠性轴*直轴按外形分：光轴、阶梯轴或实心轴、空心轴轴的结构设计轴上零件的轴向固定轴肩和轴环：轴肩和轴环的圆角半径r应小于零件毂孔圆角半径R或倒角C，轴肩和轴环的高度h应比R或C稍大套筒：常用于轴的中间段，对两个零件起相对固定的作用〔不是为了加强轴的强度〕圆螺母：当无法采用套筒或套筒太长时，可用圆螺母作轴向固定弹性挡圈：大多同轴肩联合使用，常用于滚动轴承或轴向力不大时的轴上零件的轴向固定轴端挡圈〔轴压板〕：常与轴肩相结合，实现双向固定轴承非液体摩擦滑动轴承设