1、机械设计基础C复习绪论机器的定义（三个特征）：(1)它们是人为的实物组合（不是天然形成的）；(2)是执行机械运动的装置(各运动单元具有确定的相对运 动)；(3)它们能代替或减轻人的劳动，以完成有效的机械功(如机床、起重机、洗衣机等)，传递能量、物料与信息，或者作能量的变换(如内燃机、发电机等)。机构的定义（两个特征）： (1)它们是人为的实物组合（不是天然形成的）；(2)是执行机械运动的装置(各运动单元具有确定的相对运动)； 机械的定义和组成 （1） 机械的定义 从结构和运动的观点来看，机器与机构之间并无区别。习惯上用机械作为机构与机器的总称 构件 组成机构的各个相对运动部分称为构件。 零件
2、组成构件元件则称为零件。作用 构件是运动的单元，而零件是制造的单元。第一章平面机构的自由度和速度分析运动副 使两构件直接接触并能产生一定相对运动的联接称为运动副低副 两构件通过面接触组成的运动副称为低副（转动副：组成运动副的两构件之间只能绕同一轴线作相对转动，这种运动副称为转动副或铰链。 移动副：若组成运动副的两构件只能沿某一轴线相对移动，称为移动副。） 高副 两构件通过点或线接触组成的运动副称为高副。 平面机构自由度计算：在平面机构中，每个低副使构件失去两个自由度；而每个高副使构件失去一个自由度。设平面机构共有K个构件，活动构件数n=K-1,自由度总数为3n，自由度F=3n-2pL-pH。（
3、机构的自由度显然必须大于零，这样机构才能运动。）综上所述： 要使机构具有确定的运动，必须使机构的原动件数等于机构的自由度F，而且F必须大于零。机构中的构件分类 按其运动性质分(1)固定件(机架) 固定件是用来支承活动构件的构件(2)原动件 原动件是运动规律已知的活动构件(3)从动件 从动件就是机构中随着原动件的运动而运动的其他活动构件（4）要求 任何一个机构中，总有一个构件被相对地看作固定件。第二章平面连杆机构平面连杆机构是由若干刚性构件用低副联接而成的机构。四个刚性构件所组成的平面连杆机构，称为平面四杆机构。平面死杆机构的基本类型（一）铰链四杆机构（曲柄摇杆机构、双曲柄机构、双摇杆机构） 1
4、.基本概念（1）机架4：相对固定不动的构件（2）曲柄1和3：分别以转动副与机架相连接，如能绕其转动副轴线整圈转动，称为曲柄（3）摇杆：1和3如果只能来回摆动，称为摇杆（4）连杆2：以转动副分别和构件1与3的另一端相连，工作时作平面复杂运动（5）连杆曲线：连杆上任一定点相对于机架的轨迹称为连杆曲线 。 适当选择各构件的尺寸比例和连杆上某一定点，就能实现设计所要求的预定运动轨迹。（二）偏心轮机构（三）曲柄滑块机构 曲柄摇杆机构以及其他某些平面四杆机构的两个特性：（1）急回特性：摇杆反行程时的平均摆动速度大于正行程时的平均摆动速度 （2）死点位置：不能产生使曲柄转动的力矩的位置。第三章凸轮机构凸轮是
5、种具有曲线轮廓或凹槽的构件当它运动时，通过点或线接触推动从动件，可以使从动件得到仟意预期的运动规律。 凸轮机构的优点 是只需设计适当的凸轮轮廓，便可使从动件得到任意的预期运动，并且结构简单、紧凑和设计方便、因此它被广泛应用 凸轮机构的主要缺点 是其中存在点或线接触，因而较易磨损。此外，与连杆机构中的圆柱面和平面比较，凸轮轮廓的加工较为复杂按凸轮的形状分 (1)盘形凸轮 (2)移动凸轮 (3)圆柱凸轮 按从动件的型式分 (1)尖顶从动件 (2)滚子从动件 (3)平底从动件从动件的不同运动规律对应于不同的凸轮轮廓。等速运动具有刚性冲击（刚性冲击：当从动件作等速运动，其加速度始终为零，但在运动开始位
6、置和运动终止位置，由于速度突然改变，产生无穷大惯性力以致发生的冲击。为避免刚性冲击，对于等速运动，常将运动开始和终止的两小段加以修正，使速度逐渐增高和逐渐降低；对于等加速和等减速运动，可以采用前半行程作等加速而后半行程作等减速运动） 等加速等减速运动 具有柔性冲击（柔性冲击：由有限突变惯性力引起的冲击） 摆线运动（为减小因惯性力引起的冲击，可采用摆线运动,既无刚性冲击，又无柔性冲击） 第四章间歇运动机构在机械中，特别是在各种自动和半自动机械中，常常需要把原动件的连续运动变为从动件的周期性间隙运动，实现这种间隙运动的机构称为间歇运动机构。间隙运动机构种类 槽轮机构、棘轮机构、不完全齿轮机构和凸轮
7、间歇运动机构。槽轮机构 结构简单，工作可靠，常用于只要求恒定旋转角的分度机构中。例：用来使机床上的转塔刀架。棘轮机构 结构简单，故广泛用于钟表机构等。要求从动件转角必须精确的地方，不宜采用摩擦棘轮机构。不完全齿轮机构 结构简单，制造方便；缺点是从动轮在转动开始及末了时，速度均有突变，冲击较大，一般用于低速场合。凸轮间歇运动机构的优点是：运转可靠，工作平稳，可用作高速间歇运动机构。它广泛用于轻工业各种自动半自动机械中。第五章机器的调速和平衡调节机器速度波动的目的 驱动力所作的功，在每一瞬时并不总是等于阻力所作的功。机器速度的波动将带来一系列不良的影响，如在运动副中产生附加的动压力，引起机械振动，
8、降低机器效率和产品质量等。必须设法调节其速度，使速度波动限制在该类机器容许的范围内。调节机器周期性速度波动的方法 加装飞轮。 非周期性的速度波动的调节 加装调速器。用机器运转的绝对不均匀度与机器主轴的平均角速度的比值来衡量机器运转不均匀的容许程度。此比值称为机械运转速度不均匀系数，用来表示 （= ） 对于各种机器来说，其运转速度不均匀系数的许用值，因其工作性质的不同而异。机械平衡的目的 当机械运转时，构件上一般都将作用着不平衡的惯性力。机械惯性力的大小随其运转速度的增加而急剧增加，机械的惯性力在各运动副中产生附加的动压力，从而增加运动副中的磨损和降低机械效率。此外，由于惯性力的周期性变化，将引
9、起机器和其他构件的振动，从而影响其工作质量，引起材料的疲劳损坏。如果该振动的频率接近振动系统的固有频率时，还将引起共振，致使机器遭到破坏。如果该振动的频率接近振动系统的固有频率时，还将引起共振，致使机器破坏，因此需要平衡机械。 机械平衡的方法 消除机械惯性力的办法是将惯性力完全平衡或部分平衡。 绕固定轴线回转的构件，如果出现不平衡，可以采用重新分布其质量的方法，如加平衡质量或除去一部分质量，使其所有惯性力组成一平衡力系，从而消除其运动副中的动压力。 机械上还有一些构件是作移动或复合运动的，根据平衡理论研究指出，其惯性力不可能在构件本身内部加以平衡，故其运动副中的动压力是无法消除的。静平衡 对于
10、沿轴向宽度很小的回转构件(通常指其直径D与轴向宽度b的比值，Db5的构件)，如齿轮、飞轮、带轮等，其质量的分布可近似地认为在同一回转平面内。 离心力之和应等于零动平衡 对于轴向宽度很大的回转件，如多缸发动机的曲轴、电机转子以及一些机床主轴等，其质量分布不能再近似地认为是在同回转面内，而应该看作分布于沿轴向的许多互相平行的回转面内。对于这种类型的回转构件欲得到平衡，回转构件在两个互相平行的回转面内 除了满足离心力之和应等于零外，其惯性力偶矩之和也必须等于零。能够同时满足上述两条件所得到的平衡，称为动平衡。 第六章机械零件设计和计算概论对于机械零件的主要要求是：要有足够的强度和刚度、有一定的耐磨性
11、、无强烈的振动以及具有耐热性等。在选择材料时，主要应满足以下三个方面的要求。1使用方面的要求2工艺方面的要求3经济方面的要求在变应力下，零件疲劳断裂是主要的损坏形式。疲劳断裂不同于一般静止断裂，它是裂纹受反复变化应力作用下扩展到定程度后发生的。因此疲劳断裂除与应力大小有关外，还和应力循环次数(即使用寿命)有关。从零件的工艺性出发，对零件结构提出下面三个基本要求：1选择合理的毛坯种类2零件的结构要简单3规定合理的制造精度和表面粗糙度第七章连接根据连接能否拆开，可把机械联接分成两大类：不可拆联接 当拆开时必须至少要损坏联接中一个零件的联接称为不可拆联接，常见的有焊接、铆接和过盈配合联接等；可拆联接
12、 需要时可以多次装拆而无须损坏任何零件的联接称为可拆联接，常见的有螺纹联接、键联接、销联接、楔联接等。螺纹分类：三角形（普通螺纹和管螺纹）、矩形、梯形、锯齿形、半圆形。螺纹连接件：螺栓、双头螺柱、螺钉、螺母、垫圈等。细牙普通螺纹的螺距较小，显然，螺纹深度及升角也随之减少。因此，具有细牙普通螺纹的螺栓的抗拉强度较高，联接的自锁作用也较可靠，一般适用于薄壁零件及受冲击零件的联接。但细牙螺纹不耐磨，易滑扣不宜经常装拆，所以通常广泛使用粗牙螺纹。螺栓连接 被连接件不太厚，螺杆穿过通孔与螺母配合使用。1.普通螺栓连接,装配后孔与杆间有间隙，并在工作中不许消失，结构简单，装拆方便，可多个装拆，应用较广。2
13、.绞制孔用螺栓连接,装配后无间隙，主要承受横向载荷，也可作定位用，采用基孔制配合铰制孔螺栓连接。双头螺柱连接 螺杆两端无钉头，但均有螺纹，装配时一端旋入被连接件，另一端配以螺母。适于常拆卸而被连接件之一较厚,受载较大时。折装时只需拆螺母，而不将双头螺栓从被连接件中拧出。螺钉连接 适于被连接件之一较厚（上带螺纹孔），不需经常装拆，一端有螺钉头，不需螺母，适于受载较小情况。螺纹联接的自锁作用只有在静载荷下才是可靠的，在振动和变载荷下，会产生自动松脱的现象，因此需要采用防松装置（1.利用摩擦力的防松装置 它的原理是在螺纹间经常保持一定的摩擦力，且附加摩擦力尽可能不随载荷大小而变化。显然，这种方法不是
14、绝对可靠的。2.用机械方法的放松装置：它的基本原理是用机械装置把螺母和螺栓联成一体，消除了它们之间相对转动的可能性，因而这种方法最为可靠。）键连接（松连接和紧连接）是一种可拆联接，多用来联接轴和轴上的转动零件(如带轮、齿轮、飞轮、凸轮等)。由于键联接的结构简单，工作可靠及装拆方便，所以键联接获得了广泛的应用。键及其联接已经标准化了。松连接是由平键或半圆键与轴、轮毂所组成的。键的两侧面是工作面，键的上表面没有斜度，因此构成松联接。这种联接在工作前，联接中没有预紧力的作用；工作时，依靠键的两侧面与轴及轮毂上键槽侧壁的挤压来传递转矩。紧连接是由楔键与轴、轮毂组成的。键的上表面制成1：100的斜度，与
15、此面相接触的轮毂键槽平面也制成1：100的斜度。装配时，将键楔紧，使键的上下两工作面与轴、轮毂的键槽工作表面压紧，而构成紧联接，即在工作前联接中有预紧力作用。键与键槽的侧壁互不接触。设计时，通常先根据联接的工作要求，参照各种键的结构型式及其特点确定键的种类；随后再按照轴的直径d从键的标准中查得键的剖面尺寸，即键的宽度b和高度h。至于键的长度l一般可取15d，可比轴上零件的轮毂短些。必要时对键作强度验算。第八章带传动和链传动带传动：由主动轮1、从动轮2和张紧于两轮上的环形带组成。带传动特点及工作原理：由于张紧，在带中产生了初拉力；在带与带轮的接触面间产生了压力。当主动轮回转时，靠接触面间的摩擦力
16、拖动带运动，而带又同样地拖动从动轮回转。这样就把主动轴上的动力传给从动轴。因此，带传动是以带作为中间挠性件而靠摩擦力来工作的。带传动优点：1.可用于两轴中心距离较大的传动2.带具有弹性，可缓和冲击和振动载荷，运转平稳，无噪声3.过载时，带即在轮上打滑，可防止其他零件损坏4.结构简单，设备费低，维护方便。带传动缺点：1.外廓尺寸较大2.不能保证固定不变的传动比3.轴及轴承受力大4.效率低5.寿命短6.不宜用于易燃易爆的场合。带传动的主要形式：开口传动，交叉传动，半交叉传动。带传动受力分析 带所能传递的圆周力F与初拉力F0成正比，亦随包角。及摩擦系数f的增大而增大。为了保证所需的圆周力F，必须对带
17、传动的包角1加以限制，1值一般不应小于120。带的应力分析 带是在变应力下工作的。最大应力发生在紧边进入小带轮接触处的 a0 点，如果由于某种原因机器出现过载，则圆周力F不能克服从动轮上的阻力矩，带将沿轮面发生全面滑动，从动轮转速急剧降低甚至不动，这种现象称为打滑。打滑不仅使带丧失工作能力，而且使带急剧磨损发热。打滑是带传动的主要失效形式之一，因此设计带传动时，应保证带传动不发生打滑。由于带的紧边与松边拉力不等，使带的两边弹性变形不等所引起带与轮面的微量相对滑动称为弹性滑动。它是带传动中所固有的物理现象，是不可避免的。弹性滑动的大小与带的紧、松边拉力差有关。带的型号一定时，带传递的圆周力愈大，
18、弹性滑动也愈大。当外载荷所产生的圆周力大于带与小带轮接触弧上的全部摩擦力时，弹性滑动就转变为前面提到的打滑。显然，打滑是由过载引起的，是一种可以而且应尽量避免的滑动现象。带传动主要的失效形式是打滑和带的疲劳损坏。所以带传动设计的主要依据是：在保证不打滑的条件下，应使带有一定的疲劳强度或寿命。一定型号的单根V带所能传递的功率值，随小带轮直径dd1和带速v的增大而增加。张紧装置 带使用-段时间后会产生残余伸长，使带的张紧力降低，所以应设法重新把带张紧。常见的张紧装置有下面几种型式：调节两轴中心距的张紧装置 具有张紧轮的装置链传动是由具有特殊齿廓的主动链轮、从动链轮和一条闭合的链条所组成。这种传动是
19、以链条作中间挠性件，靠链节与链轮轮齿连续不断地啮合来传递功率的，因此它是啮合传动。链传动的优点是：可用于两轴中心距较大的传动(amax = 8m)；传动效率较高，可达0.98；与带传动比较，它的传动比(指每一转中的平均值)能保持不变；作用在轴上的压力F比带传动小，F=(1.21.3)F ，(F为有效圆周力)；结构紧凑。其缺点是：瞬时传动比不恒定，传动平稳性较差；无过载保护作用；安装精度要求较高等。过渡链节的强度较差，应尽量避免采用。尽量采用链节数为偶数。链条速度v 链条的速度愈大，链条与链轮间的冲击也愈大，使传动不平稳，加速了链条和链轮的失效。一般要求链速v15ms。链轮的齿数z 小链轮的齿数
20、zl愈少，传动的工作情况愈差。在一般情况下，小链轮齿数可根据链速按表8-10选取。当必须采用较少的齿数时，也不应小于zmin = 9。由于链条的链节数一般用偶数，故小链轮齿数选用奇数，这样可使磨损较为均匀。链节距p是链传动最主要的参数。节距愈大，承载能力愈高，但传动的尺寸、速度不均匀性、附加动载荷、冲击和噪声亦增大。因此，设计链传动时，应在满足传递功率的前提下，尽量选取较小的节距。链传动的计算在链传动中，如果能按照推荐的润滑方式进行润滑，当速度较低时，多由于链板的疲劳断裂而失效；当速度较高时，则由于滚子、套筒的冲击疲劳破坏而失效；当速度更高时，则由于销轴和套筒的胶合而失效。对于链速 v 1。显
21、然，重合度愈大，同时参加啮合的轮齿就愈多，传动就愈平稳，每对轮齿承担的载荷也愈小。重合度的大小，表示同时处于啮合的轮齿对数所占的时间比例。用范成法加工齿轮时，如果齿轮的齿数太少，则切削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。在设计齿轮时，常采用下列方法避免根切：(1)限制小齿轮的最少齿数。 为了保证不发生根切，要使所设计齿轮的齿数大于不产生根切的最少齿数。zmin = 17；P175(2)采用变位齿轮轮齿工作表面硬度350HBS的齿轮，一对齿轮中，若两齿轮的材料和齿面硬度相同时，因小齿轮转速高，应力循环次数多，故寿命较短，为了使大、小齿轮的寿命接近，应使小齿轮的齿面硬度比大齿轮高
22、2550HBS。轮齿的失效形式 1轮齿折断2齿面磨粒3齿面点蚀4齿面胶合计算准则 上面介绍了轮齿的几种失效形式，但在工程实践中，对于般用途的齿轮传动，通常只作齿根弯曲疲劳强度及齿面接触疲劳强度的计算。对闭式齿轮传动，若一对齿轮或其中一齿轮的齿面硬度为350HBS的软齿面时，其齿面接触疲劳强度较低，故按接触疲劳强度的设计公式确定齿轮的主要尺寸，然后再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。若一对硬齿面齿轮，且齿面硬度很高时，其齿面接触疲劳强度很高，而齿根弯曲疲劳强度可能相对较低，则可按弯曲疲劳强度的设计公式确定齿轮的主要尺寸，再校核其齿面疲劳强度。 对开式齿轮传动，其主要失效形式是磨粒磨损和弯曲疲劳折断。因
23、目前磨损还无法计算，故按弯曲疲劳强度计算出模数m。考虑到磨损后轮齿变薄，一般把计算的模数m增大1015，再取相近的标准值。因磨粒磨损速率远比齿面疲劳裂纹扩展速率快，即齿面疲劳裂纹还未扩展即被磨去。所以，一般开式传动不会出现疲劳点蚀，因而也无需验算接触强度。在齿根部分靠近节线处最易出现疲劳点蚀。 在计算轮齿弯曲强度时，可以把轮齿看作一个悬臂梁。考虑到齿轮制造误差的影响，对于直齿圆柱齿轮通常认为只有一对轮齿传递全部载荷。当齿数z及模数m一定时，齿轮的分度圆即为一定。又由P =m 式可知，模数愈大，则轮齿愈厚，其弯曲强度也就愈大。当一对齿轮的材料、传动比i及齿宽系数a一定时，由轮齿表面接触强度所决定
24、的承载能力，仅与中心距a有关，即与mz的乘积有关，而与模数或齿数的单独一项无关。齿数z1在满足弯曲强度条件下，宜选取较大的齿数z1，因齿数增多，则齿轮的重合度大，传动平稳，摩擦损失小和制造费用低。对于齿面硬度350HBS的闭式传动，最好取z1 = 2040；对于开式传动及齿面硬度 350HBS的闭式传动，为了保证轮齿具有足够的弯曲强度和减小齿轮的尺寸，宜适当减少齿数，但一般不小于17(标准齿轮)。一对渐开线标准齿轮的正确啮合条件为：1.两齿轮的模数必须相等；2.两齿轮分度圆上的压力角必须相等。一对外啮合斜齿圆柱齿轮啮合时，除两轮的模数和压力角必须相等外，两轮分度圆上的螺旋角的大小也必须相等而方
25、向相反，即一为左旋而另一为右旋 .mn = mtcos 在斜齿圆柱齿轮传动中，角愈大，重合度亦愈大，传动情况良好。但轴向力大，影响轴承组合及传动效率。若角过小时，将失去斜齿的优点。一般螺旋角= 820，计算时可初选= 1012。z1的选取与直齿圆柱齿轮的相同。锥齿轮一般取大端齿轮的模数为标准模数第十章蜗杆传动蜗杆传动广泛地用于各种机械和仪器中，它具有下列优点：(1)级传动就可以得到很大的传动比，在动力传动中，一般i = 780，在分度机构中可达500以上；(2)工作平稳无噪声；(3)可以自锁，这对于某些设备是很有意义的。缺点是：(1)传动效率低，自锁蜗杆传动的效率低于50；(2)因效率低，发热
26、大，故不适用于功率过大(般不超过100kW)长期连续工作处；(3)需要比较贵重的青铜制造蜗轮齿圈。蜗杆蜗轮的正确啮合条件是：蜗杆轴向模数mx1，及压力角x1，应分别等于蜗轮端面模数mt2及压力角t2，轴交角为90的蜗杆传动，蜗轮分度圆螺旋角等于蜗杆分度圆柱的导程角，且旋向相同，即同为右旋或左旋，常用为右旋。 为蜗杆分度圆直径与模数的比值，称为蜗杆直径系数为了减少滚刀的规格数量，规定蜗杆分度圆直径d1为标准值，且与模数m相搭配蜗杆传动的传动比i = n1/n2 = z2/z1 d2/d1蜗杆传动的总效率包括：考虑啮合摩擦损失的效率l；考虑轴承摩擦损失及搅油损失的效率2 即=12 热平衡计算目的：
27、蜗杆传动由于摩擦损失大，效率较低，因而发热量就很大。若热量不能散逸，将使润滑油的粘度降低，润滑油从啮合齿间被挤出，进而导致胶合。因此对连续工作的闭式蜗杆传动进行热平衡计算是十分必要的。1.增加散热面积A在箱壳外铸出散热片2.提高表面传热系数ht在蜗杆上装置风扇，或在减速器油池中装置蛇形冷却水管第十章轮系、减速器有时为了得到大传动比传动和换向传动等原因，在工作中常采用由系列互相啮合的齿轮将主动轴与从动轴联接起来的传动。这种多齿轮的传动装置称为轮系。如果轮系中所有齿轮轴线均为固定，这种轮系便称为定轴轮系轮系的总传动比等于组成该轮系的各对齿轮的传动比的连乘积，在某些定轴轮系中，常采用中间轮，即所有各
28、轴上只有一个齿轮，其中间各轮同时与前一轮和后一轮相啮合，因此中间轮具有既是主动轮同时又是从动轮的性质，中间轮只能改变传动比的符号(即传动的回转方向)，并不影响传动比的大小，这种中间轮称为惰轮。定轴轮系的用途为：1可获得大的传动比2可连接相距较远的两轴3可获得多种传动比的传动4可改变从动轴的转向第十二章轴根据轴所起的作用与所承受的载荷分可分为心轴、转轴及传动轴等。只承受弯矩、不承受转矩的轴称为心轴。工作时既承受弯矩又承受转矩的轴称为转轴， 工作时主要承受转矩作用的轴称为传动轴， 轴的基本要求（1）相邻轴径的变化不宜过大为了降低轴上不同直径衔接处的应力集中，提高轴的抗疲劳能力，相邻轴径的变化不宜过
29、大，定位轴肩和轴环的高度要适当，轴径变化处的过渡圆角应尽可能大。（2）要保证轴上零件能准确定位为了保证轴上零件能紧靠轴肩定位，轴上圆角半径，应小于零件孔的倒角C。轴各段长度由其上零件的轴向尺寸决定。为了保证传动零件的轴向定位，一般轴头长度应稍短于装在上面的轮毂的轴向长度。（3）轴上零件的固定为了保证轴上零件的正常工作，其轴向和周向都必须固定。应用公式M=M2+(T)2便可以求出相应截面的当量弯矩，式中是将扭转切应力转换成与弯曲应力变化特性相同的扭转切应力时的折合系数。轴受弯矩作用会产生弯曲变形，即在任截面的轴心线会出现挠度，而轴在支承点处会出现倾角；当轴受转矩作用时，会产生扭转变形，所以在必要时，应该进行刚度计算。第十三章轴承根据承受载荷的方向不同轴承可分为：1.向心轴承承受与轴的中心线方向相垂直的载荷；2.推力轴承承受与轴的中心线方向相致的载荷。根据相对运动表面的摩擦性质轴承又可分为1.滑动轴承2.滚动轴承。轴承压强的验算 限制轴承的压强可以保证其润滑，减少磨损。轴承投影面上的压强的验算式为 p p 轴承压强和速度乘积的验算 若取轴承的摩擦系数是固定的数值，则压强和速度乘积可表示轴承中产生的热量。为了保证轴承运转时不产生过多的热量，以控制温升，保证完好的边界膜和防止粘
