精密机械设计基础（第3版）

《精密机械设计》

参考书：1、许贤泽主编《精密机械设计基础》电子工业出版社

2015年“十二五”国家规划教材课程网站：/jpkc2010/jmjxsj/course/Content.asp?m=1课程学习的主要内容：1、精密机械设计所需的力学基础知识2、精密机械中常用机构的工作原理和运动特性3、精密机械设计所用材料的热处理方法和常用机械零、部件的特点4、精密机械设计所用的机械传动方法及其设计问题5、精密机械设计中所用的支撑问题,包括轴及轴承等的设计6、精密机械中常用弹性元件、基座和导轨的设计方法、常用连接形式课程学习的具体要求：1、课堂讲授2、课间实验3、课后作业4、课程结束后的课程设计第一章

精密机械零件的受力分析与平衡力学的基本概念约束、约束反力与受力图精密机械零件的受力平衡§1力学的基本概念

力是物体间的相互作用，这种作用使得物体的运动状态发生变化，同时物体也发生了变形。力的三要素：作用点、方向、大小.

力作用于物体，使得物体运动状态发生改变的效应称为力的外效应；力使物体产生变形的效应称为力的内效应。一.力的概念二.刚体的概念

就是在任何力的作用下，物体的大小和形状都保持不变的物体.（其实是忽略微小变形的理想化结果）

外力作用下物体视为刚体的情况：①研究物体受力与运动关系时；②由平衡条件求解物体所受外力时;三.平衡

平衡是物体相对于地球处于静止或匀速直线运动的状态。作用在刚体上使刚体处于平衡状态的力系称为平衡力系。平衡力系应满足的条件称为平衡条件。1.二力平衡理论

图1-2刚体的平衡图1-3二力体的平衡

一个零件受两个力的作用平衡，则此二力等值、反向、共线。

二力杆上二平衡力作用点的连线就是力的作用线。四.静力学公理2.加减平衡力系理论我们发现在作用于刚体上的任一力系中，加上或减去任意平衡力系，并不改变原力系对刚体的效应。作用于刚体上的力可沿其作用线移至刚体上的任一点，而不改变此力对刚体的作用效应。这就是力的可传性原理。刚体的状态在前后并没有发生改变，即力的作用效应相同。注意：力的可传性原理仅仅适用于刚体。

对于需要考虑形变的物体，力不能沿其作用线移动，因为移动后将改变物体内部的受力和变形情况。

杆的受力与变形二力合成

F1F2RCBAO

F1F2RCAO合力大小三角形法则3.力的平行四边形法则

4.三力平衡交汇定理（三力汇交是平衡的必要条件）当刚体受不平行的三个力作用（其中两个力的作用线相交于一点）而平衡时，这三个力的作用线必汇交于一点。根据此定理可以确定刚体在受不平行三力而处于平衡时未知力的方向。

F1、F2的合力Ｒ与F3平衡5.作用与反作用定律

力是物体之间的相互作用，当一个物体给另一个物体作用力时，同时也受到其反作用力。§2约束、约束反力与受力图

在受力分析中通常把零件在某些方向的运动加以限制，这就是约束；把构成约束的周围物体称为约束体;约束体作用于研究对象上的一定的力称为约束反力。

约束反力的方向总是与约束体所能限制的运动方向相反，这是确定约束反力方向的一个原则。在机械零件的静力学中，约束反力和物体所受的主动力组成平衡力系，可用平衡条件求出约束反力。一.约束与约束反力1.柔索约束二.机械零件中常见的约束类型及其反力约束反力沿绳索方向，且只能是拉力。NNANBAWOBA

约束反力经过接触点沿光滑接触面的法线方向，指向物体，称为法向压力或正压力(不计摩擦)。2.光滑面约束分固定铰链支座、活动铰链支座和中间铰链。3.光滑圆柱铰链约束约束反力通过铰链中心，方向和大小由主动力决定。（两个未知数）固定铰链约束活动铰链

约束反力通过铰链中心，垂直于支承面；不能承受水平方向的力。中间铰链

在工程结构中，两端用光滑铰链与其他物体连接起来的刚体杆，如果不计杆的自重且杆上无其他力作用，若杆处于平衡状态，则该刚体杆是一个二力杆。刚体杆两端所受到的两个约束反力为一对平衡力,这两个约束反力大小相等，方向相反，作用线相同。三.受力图求解静力平衡的问题时，必须首先进行受力分析:1.将研究对象从周围的约束中分离出来，即解除约束;2.画出其所受全部力的简图(画出主动力,用约束反力代替约束);§3精密机械零件的受力平衡

物体受力的平衡条件必须满足：

1.力系中各力沿任一方向的分力的代数和为零。

2.力系中各力对任意点（轴）的力矩的代数和为零。一.共线力的平衡

在平面力系中，物体平衡的必要条件是:

各力的矢量和为零，即∑F=0;或各力在平面坐标系x,y两轴上投影代数和均为零.除此之外，还应该具备物体平衡的充分条件，即满足各力对平面内任意一点的力矩和也为零，即∑MO(F)=0

。二.平面力系的平衡

空间力系的平衡必须具有六个平衡条件，各力在x,y,z三轴方向投影的代数和等于零，绕Ox,Oy,Oz三轴的力矩和等于零:

三.空间力系的平衡例:

设有一水平构件AB，用固定铰链支座及软绳与墙壁连接，AB上作用着负荷P1=40N，P2=100N，构件自重忽略不计，如图。求绳内拉力T及A点铰链作用于构件的反力R。解:取构件AB作为研究对象，作其受力图，力系中有三个未知量，分别是T，R与θ;应用三个平衡方程式，得，

T=193N

27第二章

精密机械零件受力变形与应力分析

精密机械零件的强度与刚度杆件的拉伸与压缩机械零件的剪切圆轴扭转梁类零件的平面弯曲主要内容28§1精密机械零件的强度与刚度二.刚度零件抵抗变形的能力。要求零件在受力时所产生的弹性变形在允许的限度内。一.强度零件抵抗破坏的能力。破坏形式：断裂、过大的塑性变形。按载荷特征分类

集中载荷分布载荷（均布载荷、非均布载荷）按载荷性质分类

静载荷动载荷三.受力29外力及其分类外界对构件的作用力称为外力。载荷约束反力

按外力作用的来源分类体积力

物体的自重、惯性力等是体积力表面力

作用于容器壁上的液体压力、两物体间的接触压力

按外力作用的方式分类静载荷

动载荷

如交变载荷、冲击载荷按外力随时间变化分类30绝大多数物体的变形被限制在弹性范围内，这时的物体被成为弹性体。四.变形物体受力后发生尺寸和形状的改变外力撤去后可完全消失的变形称弹性变形；外力解除后不能消失的变形成塑性变形;对弹性体假设:①连续性假设。认为组成弹性体的物质毫无空隙地充满了弹性体的整个几何空间。弹性体中的力学量和变形量都可以表示成坐标的连续函数。②均匀性假设。认为弹性体内各点处的力学性能是相同的。从弹性体内部任何部位所切取的微单元体，都具有完全相同的力学性能。③各向同性假设。认为弹性体沿着不同方向具有相同的力学性能。31内力：杆件受外力作用发生变形时，其内部分子间同时产生一种力图恢复到变形前的形状和尺寸的抵抗力。内力与外力互相对立，互相依存，同时出现，同时消失。内力求取方法—截面法应力(

)：横截面单位面积上的内力。

>0，拉应力；

<0，压应力;§2杆件的拉伸与压缩一.内力与应力32沿轴线方向的内力FN称为轴力，使杆件产生轴向伸长或缩短；与横截面相切的内力FSy和FSz称为剪力，使相邻横截面产生相对错动；绕x轴的力偶Mx称为扭矩，使各横截面产生绕轴线的相对转动；绕y轴和z轴的力偶My和Mz称为弯矩，使杆件分别产生xz平面内和xy平面内的弯曲变形。33由于杆件是平衡的，它的任一部分也是平衡的。内力和内力偶与作用在该杆段上的外力构成平衡力系。由平衡方程，，，，为了区别内力的拉、压性质，规定拉力取“+”号，压力取“-”号。

垂直于截面的应力称为正应力，用符号“σ”表示，直杆轴向拉伸或压缩时横截面上的正应力公式

式中N——横截面上的内力，N；

A——横截面面积，m2;34由于内力总是与外力平衡，所以计算应力时，可直接用外力大小来计算，即；胡克定律也可以写为另一种形式

材料在弹性限度内，杆件的绝对伸长（或缩短）与外力P及杆长l成正比，与杆件横截面面积A及材料的弹性模量E成反比。根据低碳钢拉伸实验，材料在弹性限度内，应力σ与应变ε成正比，即胡克定律35二.强度计算要保证构件工作时不至于被破坏，必须使工作应力小于材料的极限应力。杆中的最大工作应力必须满足如下条件：一般钢材s=2.0～2.5，对脆性材料s=2.0～3.5。

脆性材料:极限应力取强度极限σb；塑性材料：极限应力取屈服极限σs；36强度条件在设计中可用于解决三类问题：截面积的计算强度校核3.许用负荷的确定①从安全的角度考虑，应加大安全系数，降低许用应力，就要增加材料的消耗和机器的重量，造成浪费。②从经济角度考虑，应减小安全系数，提高许用应力，这样可以少用材料，减轻自重，但又有损于安全。37§3机械零件的剪切一．内力与应力一对大小相等、方向相反，且距离很近的横向力作用于物体两侧，物体受力后受剪面（横截面）发生相对错动，称为剪切变形。作用力P称为剪切力，发生相对错动的面称为剪切面。

工程中常用螺栓，销钉联接其他构件，螺栓，销钉为联接件，构件为被联接件。38铆钉联接：剪应力的大小可用下式求出：

式中A——受剪面面积通常认为剪应力沿受剪面均匀分布。39使联接件不被剪断，应使其工作时的剪切应力小于或等于材料的许用剪切应力，故剪切强度条件为：

40二.剪切的强度计算41汽车中的转向轴在杆端垂直于轴线的平面内作用有外力偶M0

外力作用特点杆件扭转时，任意两横截面间相对转过的角度，称为两截面的相对扭转角，用fAB

表示。

变形特点§4机械零件的扭转42圆轴扭转变形特征各圆周线的形状和大小不变，间距不变。各圆周线（横截面）都绕轴心线相对转动了某一角度。各纵线都转动了（倾斜）同一微小角度

（剪切角或剪应变），小方格发生歪斜。lM

43转动轴的受力特点是：作用于其上的外力是一对转向相反、作用面与杆件横截面平行的外力偶矩。杆件变形的特点是：杆的任意两个横截面围绕轴线作相对转动。杆件的这种变形称为扭转。一.轴类零件的扭转内力和应力44由平衡方程

Mn是横截面上的内力偶矩，称为扭矩。取左边部分外力偶

外力偶

内力偶

平衡现在以受两外扭矩M作用的圆轴为例，分析扭转时的内力和应力.45圆轴扭转时的剪应力

1、变形几何方程dxrd

oo'46推论一：圆轴扭转时横截面上只有垂直于半径方向的剪应力，而无正应力。推论二：横截面上各点剪应变与该点到轴心的距离成正比。47在弹性范围内，剪应力

与剪应变

之间的关系符合虎克定律

maxMn推论三：横截面上各点剪应力与该点到轴心的距离成正比。２．物理方程

上式说明，当圆轴材料一定时，剪切应力沿着截面半径按线性规律变化，即τ与ρ成正比，其方向垂直于半径，并与扭矩方向相符合。48在截面上距圆心处取微面积dA，其上的微内力为，因与半径垂直，该微内力对圆心的矩为，截面上所有微力矩的合力矩，即微力矩在整个横截面上的积分，应该是截面上的扭矩Mn，即:3、静力学关系49式中——横截面上距轴心为处的切应力；

——圆轴横截面上的扭矩；

——横截面上所求切应力的点到轴心的距离；

——横截面的极惯性矩。横截面外圆周上点的剪应力和剪应变最大50圆轴扭转时横截面上切应力的计算公式，最大切应力发生在距轴心最远的圆截面的边缘．即：称为圆轴的抗扭截面模量，与极惯性矩一样，也是仅与截面形状、尺寸有关的几何量。横截面最大剪应力与横截面的抗扭截面模量成反比51二．扭转强度和刚度计算

1.扭转强度条件圆轴扭转时，要保证其正常工作，必须使最大剪切应力不超过许用剪切应力，即扭转强度条件为：

塑性材料

脆性材料

空心轴圆轴522．扭转刚度条件

工程上，对受扭圆轴的刚度要求，通常是限制轴的单位长度扭转角的最大值，所谓单位长度扭转角度就是：则轴的扭转刚度条件为：工程上习惯采用°/m为单位长度扭转角的单位，刚度条件可表示成：各类轴的许用单位长度扭转角可在有关的机械设计手册中查得。对精密机器的轴[θ]=(0.25～0.50)0/m；一般传动轴[θ]=(0.5～1.0)0/m；精度要求不高的轴[θ]=(1.0～2.5)0/m。53

与杆的拉压、轴的扭转一样，弯曲是又一种形式的基本变形。承受弯曲作用的杆，称之为梁。§5梁类零件的平面弯曲一．梁类零件的类型平面弯曲梁的条件：梁的横截面至少有一个对称轴；全梁有纵向对称面，所有的外力都作用在纵向对称内。平面弯曲的特点：梁的轴线在纵向对称面内弯曲成为一条平面曲线。54梁类零件的类型55简支梁、外伸梁和悬臂梁56二．梁类零件弯曲时的内力与应力

1.弯曲时的内力

以吊车横梁为例分析梁弯曲时的内力如图所示：

572.弯曲时的应力取一矩形截面纯弯曲梁段进行研究。加载前，在梁表面画上纵横直线。梁受弯变形后，可观察到如下现象:①横向直线变形后仍为直线，只是各横向线间存在相对转动，但仍与变形后的纵向线正交。②纵向线都变为弧线，位于中间位置的纵向线长度不变，靠底面的纵向线伸长，而靠顶面的纵向线却缩短。

58可作出如下假设:①平面假设:梁变形后的横截面仍保持平面，且与变形后的梁轴线正交。②纵向纤维无挤压假设:纵向纤维的变形只是简单的

拉伸或压缩变形。平面弯曲变形特征粱横截面绕中性轴转动，中性层以上纤维缩短，中性层以下纤维伸长。横截面上应力中性层以上为压应力，中性层以下为拉应力。总之，梁在纯弯曲时各横截面仍保持为平面并绕中性轴作相对转动，各纵向纤维处于拉压受力状态。59

根据单向受力状态的胡克定律，当应力不超过材料的比例极限时，横截面上距中性轴y处的正应力：

研究梁弯曲变形的基本公式：由此可见，在相同弯矩下，EIz值越大，梁的弯曲程度就越小，所以EIz称为梁的抗弯刚度。式中

M——横截面上的弯矩；

Iz——横截面对中性轴z的惯性矩；

y——所求应力的点到中性轴z的距离。

60梁处于横力弯曲状态时，其最大正应力将发生在内力弯矩绝对值最大的截面上下边缘处，其值为：

令，则上式写成：

其中，Wz称为梁的抗弯截面模量，单位为m3或mm3，与横截面尺寸、形状有关的几何量。

61三．梁类零件弯曲的强度计算

对于受弯曲的梁类零件，为了保证其安全工作，危险截面上的最大弯曲应力应小于等于材料的许用弯曲应力，故弯曲强度条件为：

对于抗拉与抗压强度不同的材料，则应按照抗拉和抗压分别建立强度条件，即：§1运动副及其分类

第三章平面机构的运动简图与自由度计算§2平面机构的运动简图§3平面机构的自由度重点运动副和运动链的概念、机构运动简图的绘制、机构具有确定运动的条件及机构自由度的计算。

概述研究机构结构的目的：（1）探讨机构运动的可能性及其具有确定运动的条件（2）对复杂机构进行结构分析，以便较透彻地了解机构的结构特点平面机构——所有构件都在相互平行的平面内运动的机构xyo运动副:

两构件直接接触并能产生一定相对运动的可动联接接触形式:点、线、面§1运动副及其分类

运动副的分类：高副低副回转副：组成运动副的两构件只能在一个平面内转动。（铰链）移动副：组成运动副的两构件只能沿某一轴线相对移动。1.低副特点：面接触、相对转动或相对移动

回转副（转动副）移动副

c)齿轮副凸轮副2高副

两构件通过点或线接触组成的运动副

高副运动链:若干构件通过运动副联接而成的可动系统机构中构件的分类：

1、机架（描述运动的参考系）

2、原动件（运动规律已知的构件）

3、从动件若将运动链中的一个构件相对固定，运动链则成为机构。机构各部分的运动，取决于：原动件的运动规律、各运动副的类型、机构的运动尺寸(确定各运动副相对位置的尺寸)机构运动简图:（表示机构运动特征的一种工程用图）用简单线条表示构件规定符号代表运动副按比例定出运动副的相对位置与原机械具有完全相同的运动特性一.概述§2平面机构的运动简图二.构件的表示方法杆、轴类构件机架同一构件两副构件三副构件三、运动副的表示方法转动副移动副高副（齿轮副、凸轮副）２四、机构运动简图的绘制方法步骤：分析机构的运动(确定构件数目及原动件、输出构件)各构件间构成何种运动副？选定比例尺、投影面，确定原动件某一位置，按规

定符号绘制运动简图标明机架、原动件和作图比例尺绘制路线：原动件

中间传动件

输出构件观察重点：各构件间构成的运动副类型五.例题：内燃机一、平面机构自由度的计算1.平面运动构件的自由度(构件可能出现的独立运动)

与其它构件未用运动副连接之前：F=3用运动副与其它构件连接后,运动副引入约束,

原自由度减少§3平面机构的自由度2.平面运动副引入的约束R(对独立的运动所加的限制)xyoxyoR=2R=2R=1结论平面低副引入2个约束平面高副引入1个约束3.平面机构自由度计算公式

设：机构共有N个构件活动构件数：n=N-1

低副数：PL

高副数：PH未连接前总自由度：3n连接后引入的总约束数：2PL+PH机构自由度F：F=3n-(2PL+PH)机构的自由度取决于该机构的活动构件数目，低副的数目和高副的数目。机构具有确定运动的条件：

1.

F>0，F为原动件数

2.F=原动件数目即机构的自由度等于原动件数目二.机构具有确定运动的条件的自由度：F=3n-2PL-PH

三.计算平面机构自由度的注意事项m个构件(m3)在同一处构成共轴线的转动副，形成(m-1)个低副。523要正确计算运动副数目1复合铰链：

(3-1)个铰链

2局部自由度：应去掉！机构中会出现这样一类的自由度，它的存在与否都不影响整个机构的运动规律。①

两个构件组成多个轴线重合的转动副或组成多个方向一致的移动副时，只需考虑其中一处的约束，其余的均为虚约束。3.虚约束

应去掉！目的：为了改善构件的受力情况②机构中对传递运动不起独立作用的对称部分在该机构中，齿轮3是齿轮2的对称部分，为虚约束计算时应将齿轮3及其引入的约束去掉来计算同理，将齿轮2当作虚约束去掉，完全一样目的：为了改善构件的受力情况12345③两构件某两点之间的距离在运动中保持不变时应用实例123④两个构件在多处接触构成平面高副,且各接触点处公法线彼此重合,只有一个平面高副起作用,

其余是虚约束。

AA'例题分析

例:计算图示机构的自由度，并指出复合铰链、局部自由度和虚约束。§2平面四杆机构的基本性质§3

平面四杆机构的设计

§1铰链四杆机构的基本型式及其演化平面连杆机构

第四章平面连杆机构特点：①全部低副（面接触），利于润滑，磨损小、传载大、寿命长；②易加工，精度高，制造成本低。③运动链较长，所以运动累积误差大，不能精确实现复杂的运动规律，设计计算较复杂。平面连杆机构平面机构+低副联接(转动副、移动副)最常用→平面四杆机构（四个构件→四根杆)→铰链四杆机构（全由转动副相联）机架：

固定的杆件连架杆：与机架相连的杆连杆：

连接连架杆的杆§1铰链四杆机构的基本型式和特性一、铰链四杆机构的类型及特点

组成曲柄：能转动360º的连架杆摇杆：不能转动360º的连架杆

1.曲柄摇杆机构：连架杆┌曲柄→(一般)原动件→匀速转动└摇杆→(一般)从动件→变速往复摆动

分类：

曲柄摇杆机构特征：曲柄＋摇杆作用：将曲柄的整周回转转变为摇杆的往复摆动。雷达天线俯仰机构(天线→摇杆)→调整天线俯仰角的大小

2.双曲柄机构：

连架杆均为曲柄→┌主动曲柄:匀速转动└从动曲柄:变速转动

作用：将等速回转转变为等速或变速回转。机车车轮联动机构特例：平行四边形机构特征：两连架杆等长且平行，连杆作平动。AB=CDBC=AD平行四边形机构存在运动不确定位置。可采用两组机构错开排列的方法予以克服。3.双摇杆机构－连架杆均为摇杆

例:鹤式起重机的变速机构:CD(杆3)为原动件,悬挂重物的E点在连杆上→保持E点运动轨迹在近似水平线上。（平移货物→平稳、减小能量消耗）从动件作往复运动的平面连杆机构中，若从动件工作行程的平均速度小于回程的平均速度，则称该机构具有急回特性。在曲柄摇杆机构中，当从动件（摇杆）位于两极限位置时，曲柄与连杆共线。此时对应的主动曲柄之间所夹的锐角θ叫作极位夹角。二.急回运动和行程速比系数（以曲柄摇杆机构为例）工作行程时间＞空回行程时间

设曲柄以ω逆时针匀速旋转。从AB1转到AB2，转过180°+θ时为工作行程，所花时间为t1

；此时摇杆从C1D摆到C2D，平均速度为V1,则有：曲柄从AB2继续转过180°-θ到AB1时为回程，所花时间为t2

,此时摇杆从C2D摆到C1D，平均速度为V2

,那么有

显然

t1>t2V2>V1

即该机构具有急回特性θ－极位夹角(摇杆处于两极位时，对应曲柄所夹锐角)θ↑→K↑→急回运动性质↑(5-5)(5-4)设计时往往先给定K值，再计算θ，即

为能定量描述急回运动，将回程平均速度V2

与工作行程平均速度V1之比定义为行程速度变化系数K

三、压力角和传动角

1.压力角αBC是二力杆,驱动力F沿BC方向

作用在从动件上的驱动力F与该力作用点绝对速度VC之间所夹的锐角。α↓→有效力VC沿连杆BC(⊥CD)

分析:Ft=

Fcosα↑→（方便）γ↑

Ft↑

对传动有利。常用γ的大小来表示机构传力性能的好坏γ是α的余角。2.传动角γ

传动角

：连杆与从动杆所夹锐角

=90°－

压力角越小(即传动角越大)，有用的分力越大。所以传动角是衡量机构受力大小的一个重要参数。因此设计时一般要求:

γmin≥40°当∠BCD最小或最大时，即在主动曲柄与机架共线的位置，都有可能出现γmin由于在机构运动过程中，γ角是变化的，

min出现在什么位置？

主动件与机架共线的两个位置之一,传动角最小.从动件与连杆共线（

=0）

→卡死→机构运动卡死机构运动不确定存在死点条件：有极限位置（从动件与连杆共线）措施：死点四.死点位置飞轮自身惯性平面四杆机构具有整转副

则可能存在曲柄。设l1

<l4,连架杆若能整周回转，必有两次与机架共线。

l1+l2

≤l3+l4

l1+l3≤l2+l4l1+l4≤l2+l3由△B2C2D可得：由△B1C1D可得：l2≤(l4–l1)+l3l3≤(l4–l1)+l2将以上三式两两相加得：

即：l1≤l2

l1≤l3

l1≤l4

AB

为最短杆§2铰链四杆机构曲柄存在的条件取决于机构各杆的相对长度和机架的选择

l1最短

推论1：

当Lmax+Lmin

L+L′(其余两杆长度之和)时最短杆是连架杆之一——曲柄摇杆机构最短杆是机架——双曲柄机构最短杆是连杆——双摇杆机构推论2：

当Lmax+Lmin>L+L′(其余两杆长度之和)时

——双摇杆机构曲柄存在的条件：(1)最短杆与最长杆长度之和小于或等于其余两杆长度之和(2)最短杆是连架杆或机架1.曲柄滑块机构§3铰链四杆机构的演化演化方法：变杆长、换机架、扩大回转副等曲柄滑块机构对心曲柄滑块机构偏置曲柄滑块机构ABC1234ABC1234ABC1234

l1＞

l2

摆动导杆机构

l1＜

l2转动导杆机构

导杆机构调换机架

2.导杆机构曲柄滑块机构ABC1234（杆2和杆4均可整周回转）（杆4往复摆动）摇块机构→滑块摆动→滑块为固定件→滑块移动＋摆动→滑块移动曲柄滑块机构CABCABCABCAB曲柄滑块机构导杆机构摇块机构定块机构导杆机构定块机构3.摇块机构、定块机构φ4.双滑块机构正弦机构正切机构aaφSS5.扩大转动副偏心轮机构曲柄滑块机构将转动副B加大，直至把转动副A包括进去，成为几何中心是B，转动中心为A的偏心圆盘。§4

平面四杆机构的设计（简介）

实现已知运动规律1）给定连杆位置

2）给定连架杆位置

3）给定行程速比系数实现给定点的运动轨迹方法：作图法、解析法、实验法

第五章凸轮机构

§1应用与分类§2从动件常用运动规律

§3图解法设计凸轮轮廓

§4凸轮机构基本尺寸的确定基本要求:了解凸轮机构的类型及特点掌握从动件常用运动规律的特点掌握凸轮机构基本尺寸确定的原则熟练掌握反转法原理并进行凸轮机构设计一、组成由三个构件组成的一种高副机构凸轮：具有曲线轮廓或凹槽的构件从动件:

机架从动件

凸轮

二、特点

①实现各种复杂的运动要求优点:②结构简单、紧凑③设计方便缺点:①点、线接触，易磨损，②不适合高速、重载

§5-1

凸轮机构的组成及分类1按凸轮的形状分从动件凸轮凸轮从动件从动件凸轮三、分类盘形凸轮移动凸轮平面凸轮空间凸轮圆柱凸轮2按从动件的形状分尖顶从动件

尖顶始终能够与凸轮轮廓保持接触，可实现复杂的运动规律易磨损，只宜用于轻载、低速滚子从动件耐磨、承载大，较常用平底从动件接触面易形成油膜，利于润滑，常用于高速运动配合的凸轮轮廓必须全部外凸尖顶从动件滚子从动件平底从动件平底从动件配气机构绕线机构四、应用一、基本概念1.基圆、基圆半径rb2.向径r3.推程、推程运动角

4.远休止角

s5.回程、回程运动角

'6.近休止角

s'7.转角、位移S8.行程(升程)hrrbSh

s

'

s'wCABDB'§2从动件常用运动规律尖底直动从动件的位移曲线等速运动规律运动线图推程运动方程二、等速运动规律二、等速运动规律S

hV

a

h

∞-∞

特点：设计简单、匀速进给,始、末两点有刚性冲击.

适于低速、轻载、从动杆质量不大，以及要求匀速的情况.凸轮作等速运动→从动件也作等速运动V=C三、等加速等减速运动规律S

hV

a

2hw

4hw2

特点:a为有限值的突变→惯性力小，运动的

始、中、末点有柔性冲击，适于中低速、轻载。

ABCABC行程（推程或回程）的前半行程作等加速运动，后半行程作等减速运动三、余弦加速度运动规律

(简谐运动位移运动规律)特点:

加速度变化连续平缓.

始、末点有柔性冲击.

适于中低速、中轻载.点在圆周上作匀速运动,它在这个圆的直径上的投影所构成的运动。凸轮作匀速运动,S2按余弦规律变化,余弦加速度运动,始点与终点有柔性冲击。简谐运动规律运动线图相对运动原理

（解析法、作图法）反转法：给整个机构加-ω运动凸轮不动，机架反转，推杆作复合运动§3按给定从动件运动规律设计凸轮轮廓一、设计原理

已知:rb、h、ω的方向、从动杆运动规律和凸轮相应转角.凸轮转角从动杆运动规律0～180°

等速上升h180°

～210°

上停程210°

～300°

等速下降h300°

～360下停程解:1.以已知规律作位移曲线.S

03600180021003000h123456789102.作凸轮廓线w012345678910-ω二、对心尖顶直动从动件盘形凸轮机构例:尖底从动件盘形凸轮已知：凸轮以等角速度顺时针方向转动，凸轮基圆半径ro，导路与凸轮回转中心间的相对位置及偏距e,从动件的运动规律。

直动从动件盘形凸轮廓线设计设计步骤１、作从动件的位移线图２、确定从动件尖底的初始位置３、确定导路在反转过程中的一系列位置４、确定尖底在反转过程中的一系列位置５、绘制凸轮廓线理论廓线工作廓线三、对心滚子直动从动件

已知:rb、h、rr

、ω、从动杆运动规律.滚子从动件盘形凸轮已知：凸轮以等角速度顺时针方向转动，凸轮基圆半径ro，导路与凸轮回转中心间的相对位置及偏距e，滚子半径为r,从动件的运动规律。

凸轮的理论廓线：根据滚子中心的运动轨迹设计出的廓线凸轮的实际廓线：与滚子直接接触的廓线过程中的一系列位置平底从动件盘形凸轮与滚子从动件盘形凸轮廓线的设计方法相类似。

将平底与导路中心线的交点作为假想的尖底从动件的尖端；应用反转法，根据平底从动件的运动规律，依次确定出假想的尖端在反转过程中所处的位置，并在这些位置点分别作出各平底的图形；作平底的内包络线，即为所要设计的凸轮廓线§４平面凸轮机构基本尺寸的确定凸轮机构的压力角凸轮基园半径的确定滚子半径的选择§4凸轮机构基本尺寸F

ttnn

↑→F

↓→

↓当

大于一定值→自锁.1．压力角

的确定驱动力F与压力角

F

原则max[]F″压力角：从动件与凸轮在接触点处的受力方向与其在该点绝对速度方向之间所夹的锐角

2.基圆半径基圆rb越小

结构紧凑

压力角

效率

自锁

一般：rb≥(0.8～1)dz（6－12）增大基圆半径，可使凸轮机构的压力角减小；但同时会使凸轮机构的整体尺寸增大；基圆越小，压力角越大；导致磨损加剧，甚至引起机构自锁。在压力角不超过许用值的原则下，应尽可能采用较小的基圆半径。3．滚子半径的确定

c

=

-r

c

实际轮廓的曲率半径；

理论轮廓的曲率半径；r

滚子半径。r>

失真

c

r

变尖r

过小→滚子及滚子销的强度会不够r过大→凸轮工作廓线变尖或失真r=

r≤0.4rb,

且r≤0.8rmin要求r＜

第六章齿轮机构§6渐开线齿廓的切制原理、根切和最少齿数§1概述§2齿廓啮合基本定律§3渐开线及渐开线齿轮§4渐开线标准齿轮各部分名称和几何尺寸§5渐开线直齿圆柱齿轮传动§7斜齿圆柱齿轮机构§8圆锥齿轮机构§9蜗杆蜗轮机构1.传动比恒定；2.适用圆周速度和功率范围广；3.效率高；4.结构紧凑，工作可靠且寿命长。5.制造安装精度高，成本高；6.不适宜传递远距离的运动。第六章齿轮机构§6－1概述一、优缺点：

应用最广的传动机构之一，用来传递空间任意两轴的运动和动力。平面直齿轮圆柱齿轮传动斜齿圆柱齿轮传动

人字齿传动

外啮合齿轮传动

齿轮与齿条传动圆锥齿轮传动

交错轴斜齿轮传动

蜗轮蜗杆传动

齿轮机构空间

按传动时两轮轴的相对位置分

内啮合齿轮传动按齿轮传动的工作情况分：开式齿轮传动——低速、易磨损闭式齿轮传动——

软齿面HBS≤350

（重要的传动）硬齿面HBS＞350

二分类：瞬时传动比

§6－2齿廓啮合基本定律一、齿轮传动的瞬时角速比(传动比)因为PO1N1∽PO2N2，则KO1O2

1

2nnv1v2ZPabc要使这对齿廓能连续地接触传动，两齿廓在K点的线速度v1、v2在公法线nn方向上的分速度必须相等，否则两齿廓将会压坏或者分离。N1N2

αK1αK2节点节圆二、齿廓啮合的基本定律KO1O2

1

2nnv1v2ZPabc

不论两齿廓在何位置接触，过其接触点所作两齿廓的公法线均须与连心线交于一定点P。

瞬时传动比等于齿廓接触点的公法线将连心线截为两段线段的反比。传动比恒定的条件：§6－3渐开线及渐开线齿轮一、渐开线的形成

当一直线在一圆周上作纯滚动时，此直线上任一点的轨迹称该圆的渐开线。该圆称基圆；该直线称为发生线。发生线K基圆半径rbAB基圆1)发生线沿基圆滚过的长度等于基圆上被滚过的弧长,2)渐开线上任一点法线恒切于基圆3)切点是渐开线上K点的曲率中心，

KB为曲率半径;越接近基圆，曲率半径越小，反之越大4)渐开线上各点的压力角不相等BKBAO二、渐开线的性质rK

aK

Fv渐开线的性质(续)5)渐开线的形状决于基圆半径基圆半径越大，渐开线越平展（综合曲率半径越大）直线也是渐开线6)基圆内无渐开线三.渐开线齿廓的啮合特性1.能保证恒定传动比(满足齿廓啮合基本定律)

法线必同时切于两基圆传动中两基圆大小和位置均不变、且同一方向的内公切线N1N2只有一条故接触点法线与连心线的交点P位置不变

传动比恒定P

2.力作用线方向不变啮合线为一直线3.具有中心距可分性若中心距略有误差传动比不变Frb一、各部分名称和符号基圆(db,rb):齿顶圆da(ra)：齿根圆df(rf):齿厚si:齿槽宽ei:齿距pi:pi=si+ei分度圆d(r):

p=s+e齿顶高ha：齿根高hf：全齿高h=ha+hf§6－4渐开线标准齿轮各部分名称和几何尺寸或令分度圆（定义）——

模数和压力角均为标准值的圆.渐开线标准直齿圆柱齿轮基本参数模数m，压力角α二、基本参数1．齿数：z

２．模数：m

m=p/

d=zmm是齿轮计算的基本参数，也为轮齿大小的标志。规定一些特定模数值为标准模数，如:1、1.25、1.5、2、2.5¨¨m愈大，轮齿愈厚，抗弯能力愈大它是轮齿抗弯能力的重要标志

同一齿廓的不同半径处，压力角不同分度圆：齿顶圆：基圆：rbOAriKBB1K1r1

i

i

1

1轮齿上，基圆压力角等于零齿顶圆上压力角最大分度圆上压力角为标准值4.分度圆(定义):

模数和压力角均为标准值的圆3.压力角：α标准压力角：

＝20º(人为规定)5.齿顶高系数ha*、顶隙系数c*

ha=ha*mhf=（ha*+c*）mc=c*mOhhfharrarbrfespB6.标准齿轮：m,α,ha*，c*等于标准数值,s=ehahfCd正常齿：m≥1mm:ha*=1,c*=0.25m<1mm:ha*=1,c*=0.35短齿：ha*=0.8，c*=0.31）分度圆直径d=mz2）齿顶高ha=h*am3）齿根高hf=（h*a+c*）m4）全齿高h=ha+hf=（2h*a+c*）m5）齿顶圆直径da=d+2ha=（z+2h*a）m6）齿根圆直径df=d－2hf=mz－2（h*a+c*）m=（z－2h*a－2c*）m7）基圆直径db=dcosα=mzcosα8）齿距p=πm9）基圆上的齿距pb=πdb/z=πmcosα=pcosα10）齿厚s=πm/211)齿槽宽e=πm/212)中心距a=(d1+d2)/2=m(z1+z2)/2三、几何尺寸计算（P75表6-3）四、齿条特点:

2）与分度线平行的任一条直线上齿距p相等p=

m1）齿廓为一直线,压力角α不变,也称为齿形角.3)中线为分度线§6-5渐开线直齿圆柱齿轮传动一、正确啮合的条件保证前后两对轮齿有可能同时在啮合线上相切接触。条件：传动比m1=m2=ma1=a2=a正确啮合条件pn1=pn2二、正确安装和可分性a1.节圆d'

、啮合角

'2.标准中心距rf1ra23.无侧隙间隙a'标准齿轮正确安装的中心距称为标准中心距a=r1+r2=m(z1+z2)/2

(d=d)

正确安装(a

=

a)

d

=

da

=

a∴a'cosa'=a

cosa(消除反转空程,撞击)

'r2′r1′当a实≠a理

∵基圆不变，传动比不变

标准中心距a=r1+r2=m(Z1+Z2)/24.渐开线齿轮传动的可分性(传动的可分离性)中心距变化不影响传动比１．一对齿轮的啮合过程理论啮合线段：N1N2(啮合极限点)开始啮合点：B2从动轮的齿顶圆与啮合线N1N2的交点B2终止啮合点：B１主动轮的齿顶圆与啮合线N1N2的交点B1实际啮合线段：B1B2（齿顶圆加大,B2、B1就趋近于N1、N2

主动轮：齿根

齿顶从动轮：齿顶

齿根三、连续传动条件２．重合度分析：1）=1表示在啮合过程中，始终只有一对齿工作；2）12表示在啮合过程中，有时是一对齿啮合，有时是两对齿同时啮合。

工程要求:齿轮有可能在啮合线上两点同时接触连续传动条件:

≥1.２重合度愈大，表明同时参与啮合的轮齿对数愈多，传动愈平稳，每对轮齿所承受的载荷愈小重合度的计算对于正确安装的标准齿轮传动:§6-6渐开线齿廓的切制原理、根切和最少齿数一、切削原理刀号12345678加工齿数范围12131416172021252634355455134135每把刀的刀刃形状,按它加工范围的最少齿数齿轮的齿形来设计。刀具的选择与m、、z有关1.仿型法（成型法）刀具：1.指形铣刀2.圆盘铣刀刀齿形状与齿轮齿槽形状相同优点:普通铣床加工问题:精度低分度误差刀具齿形误差db=dcosα=mzcosα

决定齿形

(z的函数),刀具量大工程处理:同m和α的刀具只有8把生产率低空回行程分度,夹紧等辅助工作时间长应用:修配和小批量生产仿形法加工特点2.范成法刀具与轮坯以i12=

1/

2=Z2/Z1回转优点:用同一把刀具,通过调节i12,就可以加工相同模数、相同压力角

,不同齿数的齿轮。缺点：加工不连续，生产效率低齿轮插刀齿条插刀齿轮滚刀优点：同一把刀具可加工出m,α相同而齿数不同的所有齿轮。加工连续，生产效率高缺点：不能加工内齿轮优点：同一把刀具可加工出m,α相同而齿数不同的所有齿轮缺点：不能加工内齿轮。加工不连续，生产效率低二、根切现象、不根切的最少齿数1.根切现象用范成法切削标准齿轮时,如果齿轮的齿数过少，刀具的齿顶就会切去轮齿根部的一部分，这种现象称为根切。3.根切原因2.根切的影响降低轮齿抗弯强度破坏了正确的齿形,

降低齿轮传动重合度影响传动的平稳性刀具顶线超过啮合极限点N14.不产生根切的最少齿数PN≥PBrsina≥hasinamZ2sina≥msina*ha得:Z≥sin2a*ha2当

=200、*ha=1Zmin

=17不根切条件避免发生根切的措施：1）限制小齿轮的最小齿数；2）减少h*a3）增大α

4）采用变位修正法：BPN1

xm

通过改变刀具与轮坯的相互位置以避免根切，从而达到可以制造较少齿数的齿轮。这样制造出来的齿轮称为变位齿轮。切齿刀具所移动的距离xm称为移距。三、变位修正法

xm—

变位量（移距）

x—

变位系数

m—

模数

x>0—

正变位齿轮

x<0—

负变位齿轮变位齿轮的几何尺寸1）它们的分度圆、基圆直径及齿距是相同的2）它们的齿厚及齿槽宽是不同的正变位齿轮：齿厚增大，齿槽宽减小负变位齿轮：齿厚减小，齿槽宽增大正变位：齿顶高增大、齿根高减小负变位：齿顶高减小、齿根高增大3）变位齿轮和标准齿轮的齿顶高及齿根高是不同的§6-7

斜齿圆柱齿轮传动1.齿廓曲面的形成直齿轮:AA是直线斜齿轮:AA是螺旋线斜齿轮齿廓曲面为:

螺旋渐开面一、斜齿圆柱齿轮的形成原理2.啮合特点斜齿轮：齿面接触线为斜线逐渐进入/脱离啮合(加载/卸载)传动平稳，冲击，振动，噪音小直齿轮：齿面接触线与齿向(轴线)平行突然进入/脱离啮合(加载/卸载)传动平稳性差，冲击，振动，噪音大二、主要参数和几何尺寸

端、法面参数不同！

标准参数在法面上，端面表达尺寸简洁、明了！

法面参数为标准参数，将其换算至端面上，在端面上计算斜齿轮的几何尺寸问题讨论：?端面齿形与法面齿形?加工过程刀具与轮齿的相对位置与进刀方向?

标准参数所在平面?

端、法面哪个面上表达尺寸更为简洁、明了pn=ptcosβ

1.斜齿轮的基本参数mn=mtcosβ

①法面模数mn、端面模数mt（法面参数规定为标准值）二、主要参数和几何尺寸③端面齿顶高系数和端面顶隙系数1.斜齿轮的基本参数（续）

②法面压力角αn、端面压力角αttanan=tanatcosbpn=ptcosβ

1.斜齿轮的基本参数mn=mtcosβ②法面压力角αn、端面压力角αt

①法面模数mn、端面模数mttanan=tanatcosb（法面参数规定为标准值）2.几何尺寸

分度圆直径d：

d=mtz=zmn/cosb

中心距a

：a=(d1+d2)/2=mn(z1+z2)/2cosb

（其余见P86表6-5）三、正确啮合条件螺旋线旋向判别：（将齿轮轴线垂直）螺旋线右边高——右旋螺旋线左边高——左旋mn1=mn2、

an1=an2

外啮合：b1=-

b2内啮合：b1=b2四、重合度L

ε=εt+Btgβ／pt由于螺旋角的影响,斜齿轮传动的啮合弧增长了,故重合度增大问题讨论：?仿形法加工斜齿轮如何确定刀具齿形

?范成法加工斜齿轮，无根切最少齿数如何确定?与法面齿形相当的直齿轮是什么样的齿轮五、当量齿轮与当量齿数椭圆：当量齿轮的当量齿数zv:

dabC

当量齿轮C模数？当量齿轮(数)的意义:据zv选铣刀无根切最少齿数zmin=zvmincos3β

计算轮齿强度节点处曲率半径椭圆在节点的曲率半径为当量齿轮的分度圆半径：六、斜齿轮传动的特点缺点：①工作时产生轴向力：螺旋角越大，轴向力越大，控制螺旋角大小。优点：①啮合性能好：轮齿进入和脱离啮合渐进渐退传动平稳，噪音小

②重合度大：提高齿轮承载能力，延长寿命

③范成加工不易根切§6-8圆锥齿轮机构

一、概述应用：传递交错轴之间的运动和动力，一般

=90°特点：轮齿分布在圆锥面上，圆柱

圆锥大端参数标准化，GB12368-90小轮常悬臂安装，刚度低二、当量齿轮及当量齿数轨迹是球面上的渐开线，齿廓曲面为球面渐开线曲面1直齿圆锥齿轮齿廓的形成发生面在基圆锥上纯滚动RCOSRAB基圆锥发生圆平面渐开线！形状？球面渐开线2直齿圆锥齿轮的背锥

背锥rvr

O1O

圆锥齿轮的齿廓曲线在理论上是球面曲线，但球面不能展成平面，这给圆锥齿轮的设计和制造带来很多困难，因此通常采用近似曲线代替。在A点和B点附近、背锥面与球面非常接近。因此，近似地用背锥上齿形来代替球面齿形AB

背锥

将背锥展开得扇形齿轮，补全，得当量齿轮,其齿形与锥齿轮大端的球面齿形相当，两者m和α相同。当量齿轮的参数：rrvrvpδ1δ1RefO1e’f’

当量齿数无根切最少齿数：当量齿轮含义：同斜齿轮

m1=m2α1=α2R1=R2三、正确啮合条件四、传动比和几何尺寸计算1.传动比（∑=90°）同直齿轮相同的尺寸：d=mz2.几何尺寸计算(参见P92表6-6)一、蜗杆传动特点和类型2.特点传动比大：一般传动i=7~80;分度机构可达1000结构紧凑传动平稳，噪声小效率低成本高1.组成和应用通常二轴交角

＝90°蜗杆主动，蜗轮被动

§6-9蜗杆蜗轮机构二、正确啮合条件正确啮合条件：

主平面(中间平面):通过蜗杆轴线并垂直与蜗轮轴线的平面旋向相同d1Bpda2a2

da2d2df2Ldf1da1hahfh三、蜗杆传动的主要参数和几何尺寸1.模数m和压力角α：2.蜗杆的分度圆直径d1和直径系数q:模数m与蜗杆分度圆直径d1

的搭配见P95表6-7。为限制蜗轮滚刀的数目,国家标准中规定一个m值,只对应1

2个(最多4个)标准蜗杆分度圆直径值。

=20°3.蜗杆导程角

px1d1d1•px1

头数z1

导程角

自锁条件通常z1=1,2,4,z2取值范围32

≤z2≤

804传动比i、蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2传动比大5.齿面间滑动速度Vs（v12m/s）6.几何尺寸计算

见P97表6-83.混合轮系:由定轴轮系和周转轮系组成的轮系轮系的分类

1.定轴轮系:所有齿轮轴线均固定的轮系.2.周转轮系:至少有一个齿轮的轴线不固定的轮系.12341234123412342’H定轴轮系周转轮系混合轮系§7-1轮系的类型

i17

=——n1n7=—————n1n7n3n2n4n4n6n5=i12i34i45i67(-

)Z2Z1(-

—)Z4Z3(-

—)Z5Z4(—)Z7Z6=(-1)3———

Z2Z5Z7Z1Z3Z6=—)1234567说明：1.定轴轮系的传动比=各对齿轮传动比的连乘积

=所有从动轮齿数的连乘积/所有主动轮齿数的连乘积

(m为外啮合齿轮的对数)2.首末两轮的转向相同取“+”号、转向相反取“-”号。

（注意：若首末两轮轴线不平行只能用箭头表示）3.齿轮4(惰轮)不影响传动比的大小,但改变了从动轮的转向§7-2定轴轮系传动比的计算

若含有空间齿轮机构其传动比绝对值计算公式同平面定轴轮系用箭头法标定各轮的转向输入输出构件的轴线平行且转向相同时，传动比为正;转向相反,则传动比为负(最后通过箭头法判断后补充上去)轴线不平行的构件间的传动比,没有"+"、"-"方向如图所示12345678行星轮—既有自转又有公转的齿轮。系杆H(转臂或行星架)

—用以支持行星轮并使其公转的支架中心轮(太阳轮)

—与行星轮啮合并与系杆同轴线的齿轮

§7-3周转轮系传动比的计算F=2F=1差动轮系

行星轮系两个中心轮都转动一个中心轮转动12H312H31.周转轮系的类型2.平面周转轮系的传动比计算n1n2n3nH-nH123HHH123给整个周转轮系加上一公共转速“–nH”,周转轮系

“定轴轮系”

转化轮系周转轮系传动比转化轮系传动比：实际轮系传动比：注意:

1.求得iGKH,并确定其“＋”

“－”号→再求其它2.转向判断→画箭头3.转化轮系传动比公式中G、K和H三者轴线必须平行4.nG、nK、nH

中，已知值应根据转向相同还是相反

代入正负号,未知值的转向由计算结果判定。已知:ｎ1=200r/min，ｎ4=50r/min齿轮1、4转向相反，Ｚ１=15,Ｚ２＝25,Ｚ3=20，Ｚ4＝60求:行星架Ｈ的转速nH=？解：设ｎ1为正,则n3为负

转臂H的转向与齿轮1转向相反例题混合轮系传动比计算的步骤：1、正确划分轮系；2、分别写出各基本轮系传动比的计算公式；3、找出各轮系间的联系条件；4、联立求解各计算公式，得出所需传动比或转速。§7-4复合轮系传动比的计算行星轮中心轮行星架已知：各轮齿数。求：i1H。解首先，分解轮系。齿轮1、2组成定轴轮系，有

齿轮2´、3、4、H组成周转轮系，例题§7-5轮系的功能1．相距较远两轴之间的传动2．可获得大的传动比图示的行星轮系，当各轮的齿数为其传动比可达10000

大传动比行星轮系

3．实现变速、换向传动

在主动轴转速和转向不变的情况下，从动轴可获得多种转速或改变转向。实现一轴多速的轮系4．实现分路传动

实际机械中，有时需要一个主动轴带动几个从动轴一起运动，这时必须采用轮系。钟表传动中，当由发条K驱动齿轮1转动时，通过齿轮1与2相啮合使分针M转动；由齿轮1，2，3，4，5和6组成的轮系可使秒针S获得一种转速；由齿轮1，2，9，10，11和12组成的轮系可使时针H获得另一种转速。钟表传动系统

5．实现运动的合成与分解

右图差动轮系就是最简单的合成运动，其中加法机构基本要求：理解机械零件设计的基本要求、机械零件的工作能力、计算准则、材料选择的一般要求等。重点：机械零件的工作能力和整体强度；机械零件的接触强度。第8章精密机械设计概论第8章精密机械设计概论§8-1概述1、功能要求2、可靠性要求3、精度要求4、经济性要求5、外观要求6、其他特殊要求一.机器设计应满足以下要求：工作可靠、成本低廉在不发生失效的条件下,零件所能安全工作的限度工作能力承载能力→对载荷而言★机械零件设计的计算准则：

计算量≤许用量

例如：强度判定条件：工作应力≤许用应力

刚度判定条件：变形量≤许用变形量工作原理、结构、类型、应用场合受力分析、失效形式设计准则、设计计算二.机械零件设计过程(一般步骤)1、拟订零件的设计简图2、确定载荷的大小及位置3、选择材料4、根据失效形式选用判定条件，设计出零件的主要参数5、绘制零件工作图注意:1、通过设计计算出的零件尺寸一般并不是最终采用的数值，设计者还要根据制造零件的工艺要求和标准、规格加以圆整；

2、在一般机器设计中，只有一部分零件是通过计算确定其形状和尺寸的,而其余的零件则仅根据工艺要求和结构要求进行设计；

3、设计工作是一个反复进行的过程，经过多次修改方案，改变设计参数,才能得到比较合理的结果。产品是否具有创新性，很大程度上取决于原理方案设计调查研究

结构方案设计原理方案设计总体设计施工设计试制、批量生产、销售

可行性报告设计任务书原理方案图结构设计草图总装配图部装图、零件图技术文档三.机械设计的一般过程设计任务强度条件(或刚度)设计计算尺寸校核计算强度条件(或刚度)四.机械零件传统设计方法1.理论设计2.类比设计3.经验设计：4.模型实验设计：计算准则:载荷的类型：名义载荷：计算载荷：在理想的平稳工作条件下作用在零件上的载荷。§8-2机械零件的强度计算载荷=K×名义载荷载荷系数强度——抵抗断裂和残余变形的能力静应力：变应力：一.应