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1、第一部分机械原理第一章平面机构组成原理及其自由度分析1 机构是一种具有确定运动的认为实物组合体。机构的组成要素是构件和运动副。2 零件与构件的区别：零件是加工单元体，而构件是运动单元体。3 面接触的运动副称为低副，点或线接触的运动副称为高副。根据组成平面低副的相对运动性质又可将其分为转动副和移动副。4 每个转动副或移动副都引入二个约束；每个高副都引入一个约束。5 机构运动简图：用国标规定的简单符号和线条代表运动副和构件，（读懂）并按一定的比例尺表示机构的运动尺寸，绘制出机构的简明图形称为机构运动简图。6 机构运动简图绘制步骤中注意：选择适当的长度比例尺科 （科=实际尺寸（m） /图示长度（mm
2、）,该比例尺与制图中的比例正好相反。7 平面机构自由度计算公式（重点）：（见P14例1.1.13 ） F=3n-2PL-PHF平面机构的自由度；n活动构件数（不包括机架）；PL低副数；PHP高副数。8 机构具有确定运动的条件：机构原动件数=机构的自由度F。9 复合铰链：k 个构件在同一处组成复合转动副，则其转动副数为（k-1 ）个。10 局部自由度：点或线接触的运动副，如凸轮副、齿轮副等。11 虚约束；重复的约束，只需记住简单的几种形式。12 高副低代：以低副来代替高副。通常用一构件两低副来代替一个高副或简称为一杆两低副。这部分参考书上 练习题P20题1.1.3 。 （b） （c）第二章平面连
3、杆机构1 平面四杆机构中最基本的型式一一较链四杆机构，即所有运动副都为转动副。2 较链四杆机构根据两连架杆是曲柄还是摇杆分为三种基本形式：曲柄摇杆机构，双曲柄机构和双 摇杆机构。3 较链四杆机构中相邻两构件作整圈转动的条件：此两构件中必有一2构件是最短构件； 该最短构件与最长构件的长度之和应小于或等于其余两构件长度之和，即lmin+lmax l余1+l余24 较链四杆机构的类型及其判别条件：（重点）当 lmin+lmax l余1+l余2时：只属于双摇杆机构。5 平面四杆机构的急回特性： 在四杆机构中摇杆回程的平均速度大于工作行程的平均速度的这种性 质称为急回特性。急回特性的大小用行程速比系数K
4、表示：K=（180+ 0 ）/（180- 0 ）或0=180度（K-1）/（K+1） 。0极位夹角，指摇杆处于两个极限位置时，对应的曲柄所在的两个位置之间所夹的锐角。极位夹角0越大，K值也越大。6 具有急回特性的机构类型：曲柄摇杆机构、偏置的曲柄滑块机构（重点：画极限位置）、摆动导杆机构等。而对心曲柄滑块机构不具有急回特性。7 机构压力角a与传动角丫 ：压力角指BC杆对C点作用力方向与C点绝对速度方向之间夹的锐角此时AB杆为主动件，CD杆为从动件。压力角的余角丫称为传动角。a越小，丫就越大，机构的传力性能就越好；反之，a越大，丫就 越小，机构的传力越费力，传动效率越低。在机构设计中规定压力角的
5、最大值a 或传动角的最小值丫,即aa或丫丫,以确保机构的传动性能。所以只要找出机构中最大的压力角amax或者最小的传动角丫 min。当丫 max为钝角时，180 - T max为最小的传动角。曲柄滑块机构的最小传动角位置见P32图1.2.33第三章凸轮机构1 凸轮机构组成：由凸轮、从动件、机架三个构件组成。2 对心：指从动件的导路方向通过凸轮的回转中心。3 基圆：以凸轮轮廓最小向径r0 为半径所作的圆。4 升程：从动件最低位置与最高位置之间的距离，是常量。5 位移：从动件在任一位置到基圆处轮廓的距离，是变量，随着凸轮转动周期性变化。6凸轮机构的压力角a：从动件导路方向与凸轮上接触点法向方向之间
6、所夹的锐角。同样压力角越小传力特性越好。7压力角与凸轮基本尺寸之间的关系；在给定运动规律后，基圆半径r0越大，压力角a越小。8本章练习题P59题1.3.7 。第四章齿轮机构及其设计计算1传动比公式；i12= 3 1/co2=n1/n2=Z2/Z1=r2 /r1 =r2/r1=rb2/rb1;门、r2 相互啮合两齿轮节圆半径；r1 、 r2 两齿轮分度圆半径；rb1 、 rb2 两齿轮基圆半径。2 节点：过两齿轮啮合点作公法线nn与连心线O1O2交于P点.，该点成为节点；以01、02为圆心，O1P 02P为半径所作的两个相切的圆称为节圆。3 节圆与分度圆的区别；只有当一对齿轮相互啮合传动时，才有
7、节圆，单个齿轮不存在节圆。外啮合齿轮的中心距a 恒等于两轮节圆半径之和，即a =门+r2。分度圆是指齿轮中具有标准模数、标准压力角的那个圆，它是计算齿轮其他尺寸的基准；只要齿数和模数确定了，齿轮的分度圆半径就确定了。其计算公式为r=mZ/2。 单个齿轮上的参数，有齿顶圆、齿根圆、 分度圆和基圆；无节圆；只有当一对齿轮啮合时，才有节点和节圆，节圆直径和半径分用d和r表示。只有当一对啮合齿轮的实际中心矩等于标准中心距时，啮合角等于分度圆压力角，两节圆半径才分别等于两分度圆半径，两节圆分别与两分度圆重合。当标准齿轮实际安装中心距a大于标准中心矩a,即a a时，为非标准安装。止匕时；节圆与分度圆分离
8、r1 门、门r2 r2;啮合角大于分度圆压力角即a a ;顶隙大于c*m；齿侧产生间隙。4 渐开线：当一直线沿一圆周作相切纯滚动时，直线上任一点在该圆所在平面上展开的轨迹，称为该圆的渐开线。该圆称为基圆，半径为rb 。5 渐开线的形状取决于基圆的大小，基圆越大，渐开线越平直。6 渐开线上压力角a k；渐开线上某点法线方向与该点速度方向之间所夹的锐角。Cosa k=rb/rk ；式中：rb基圆半径，为rk 渐开线上K点的向径。7 渐开线方程：0 k=inv a k- a k。8 渐开线啮合特性：啮合线为两基圆的某一条内公切线，两基圆得而内公切线有两条，这条公法 线是哪一条，取决于主动齿轮的转向。
9、啮合线一一两齿轮啮合点在齿轮传动过程中所走过的轨迹。 渐开线齿廓组成的齿轮具有可分性，可分性是指渐开线齿轮中心矩的变化不影响传动比。即两轮实际安装中心矩与设计中心矩稍有偏差，也不会改变原设计的传动比。9 齿顶高系数ha*和顶隙系数c* ,正常齿制，当1mm时，ha*= 1 , c* = 0.25。10 标准直齿圆柱齿轮几何尺寸计算公式：（考过了）齿数: Z Z2=i12Z1模数: m 选取标准值（分度圆）压力角：a a =20度齿顶高系数: ha* 正常齿制:ha*=1 ；短齿制:ha*=0.8顶隙系数：c*正常齿制:m 1时，c*=0.25 , m0.2的需进行动平衡设计。2 要消除静不平衡
10、回转件转动时所产生的惯性力，就必须改变质心的位置使其调整到回转中心上去。改变质心位置的最简单方法就是在回转件质心的回转平面上加上或减去一定质量。3 回转件静平衡的条件是： 分布在该转子回转平面内的各个偏心质量的惯性力或质径积的矢量和为零。参考P143页例题1.8.1.4 动平衡的方法：在任选的两个平行平面内各加上或减去一个配重。这种重新分配回转件的质量，使该回转件的惯性力和惯性力距均为零的平衡称为回转件的动平衡。经动平衡的回转件一定静平衡，但静平衡的回转件不一定动平衡。第九章机械速度波动的调节1 机械原动件角速度变化，即所谓机械速度波动，分为周期性速度波动和非周期性速度波动。2 周期性速度波动
11、：指大部分机械主轴在其主要工作阶段作变速稳定运转的情况。周期性速度波动的调节方法是在机械的回转构件上安装飞轮。3 非周期性速度波动是指在机械稳定运转时期内，机器中驱动力与工作阻力或有害阻力突然变化，使机械主轴的角速度突然增大或减小的这种情况。调节方法：采用调速器调节。4 平均速度 3 m和速度不均匀系数 B: 3 m=g max- w min)/2 , B =( 3 max-3 min)/ 3 m5 飞轮的转动惯量计算：JF900W /n平方nm平方6，结论：当叫与B 一定时，JF与 nm平方成反比，所以为了减小飞轮转动惯量，最好将飞轮安装在机械的高速轴上。6 飞轮的设计计算步骤：根据已知阻力
12、矩Mr求驱动力矩 Md,由于 Wd=皿则 Wr=S(Mr)=Mdx 2汽计算1、4E2并作出能量指示图；找出W,带入公式计算JF。例题见书上P159 例题1.9.1 ，第二部分机械设计第一章螺纹联接及螺旋传动1 螺纹左右旋向判断：与斜齿轮的旋向方法相同，将螺纹轴线竖起来观察，如螺旋线的倾斜方向与轴线成右上方倾斜属于右旋螺纹。反之为左旋螺纹。2 螺纹联接的基本类型：螺栓联接：被联接件不宜太厚，可以经常拆卸；双头螺柱联接：被联接件之一很厚，不便加工成通孔，又需经常拆卸；螺钉联接：与双头螺柱联接相似，但不宜经常拆卸；紧定螺钉联接：拧入后，利用杆末端顶住另一零件表面或旋入零件相应的缺口中以固定零件的
13、相对位置。可传递不大的轴向力或扭矩。2 常用的防松方法一一 P170表2.1.31）摩擦防松一一弹簧垫圈、双螺母、尼龙圈锁紧螺母等；2）机械防松：开槽螺母与开口销，圆螺母与其止动垫圈，止动垫片等。3）永久防松：冲点法、粘合法等。3螺纹联接的强度计算1）松螺栓联接图P171图2.1.7吊钩螺栓，工作前不拧紧，无预紧力，只有工作载荷F起拉伸作用，防断。一，F4 I 4F、，强度条件为： MPa）一验算用或d1 J-口 （mm （设计用）一定公称一 d14直径d式中：d1螺杆危险截面直径（mrm o- 许用拉应力 N/mm2 （MPa）2）紧螺栓联接一一工作前有预紧力受横向工作载荷的紧螺栓联接普通螺
14、栓联接P172图2.1.18特点：杆孔间有间隙，靠拧紧后正压力（ F）产生摩擦力来传递外载荷，保证联接可靠（不产生 相对滑移）的条件为：设所须的预紧力为 FZ Fm Kf FR（4-14）式中：）一接合面间的摩擦系数；Z）一联接螺栓数；m结合面数；K）一可靠性系数，Ks=1.11.3 ;F r）一横向工作载荷（N） ; F）一预紧力（N）。强度条件验算公式：为式ca1.3F2 设计公式为：d1f1.3 4F1/4 d2受轴向工作载荷的紧螺栓联接螺栓上的总拉力：F0 F FF一一剩余预紧力（N）,当载荷F无变化时，可取 F （0.20.6）F ;当载荷F有变化时，可取 F （0.61.0）F o
15、强度条件的验算公式：ca 13F0 （MPa设计公式：d14 1.3F0（mim 一（公 小 称直径）4螺栓机械性等级：标记方法由圆点及其前后两部分数字组成，点前数字为公称抗拉强度B的1/100 ,点后数字为公称屈服点 S与公称抗拉强度B比值（S/ B）的10倍，即B/100和10（ S/ B）。5提高螺栓联接强度的措施：降低螺栓应力幅，要使应力幅减小必须降低螺栓的刚度和增加被联接 件的刚度。降低螺栓的刚度可采用弹性螺栓，如减小螺栓光杆部分的直径、采用空心螺栓、增加螺栓 的长度等。第二章带传动1 普通V带按截面尺寸由小到大分 Y、Z、A、R C、Dk E七种型号。2 V带的楔角都是40。，普通
16、V带两侧面为工作面；为保证带与轮槽接触良好，增大摩擦力， 其轮槽角40 ； V带安装图中V带底面与轮槽之间要留有间隙。见P186表2.2.2。3 打滑：若带所传递的圆周力超过带与轮面间的极限摩擦力总和时，带与带轮将发生显著得而相对 滑动，这种现象称为打滑。4 带传动中受变应力作用，会发生疲劳破坏，最大应力发生在紧边进入小带轮处，其值为：max 1 c bl，式中：1 紧边拉应力，c 离心应力，b1 小带c轮处弯曲应力。5弹性滑动：由于带的弹性变形而引起带2与带轮间的相对滑动称为弹性滑动。它是带传动中固有的特性，是不可避免的。而打滑是由于过载引起的，可以避免的。6带传动的失效形式和计算准则：失效
17、形式打滑和疲劳破坏；设计准则保证带在工作中不打滑，并且具有足够的疲劳强度和寿命。7练习题P197题2.2.5在一般的传动系统中，为什么电机后面紧跟着是带传动， 然后才是其它传动？答：因为带传动用于高速级传动，电机输出的转速一般较高。然后才是齿轮传动、链传动等。第三章链传动1 链传动为具有中间扰性件的啮合传动，不同于齿轮传动和带传动，主要用于平行轴间中心距较大 的低速传动。2 链节数应取偶数，若为奇数，则需采用过渡链片联接，过渡链片的链板受附加弯矩作用，所以尽 量避免取奇数。3 链速和传动比都是平均值。事实上，瞬时链速和瞬时传动比都是变化的。即使主动链轮转动角速度1常数，瞬时链速和瞬时传动比都是
18、作周期变化的，这种由于多边形啮合传动而引起传动速度不均匀性称为多边形效应。4 链传动工作中，不可避免地要产生振动冲击和动载荷，因此，链传动不宜在高速级，采用较小节 距p,较多齿数Z和减小链速v,对于减少链传动的运动不均匀性和动载荷有利。5 链节数取偶数，为了磨损均匀，链轮齿数宜取奇数。6 链轮传动应使紧边在上，松边在下，以便链节和链轮轮齿可以顺利地进入和退出啮合。而带传动与之相反，紧边在下，松边在上。第四章齿轮传动1 齿轮传动的失效形式轮齿折断；齿面点蚀；齿面磨损；齿面胶合；塑性流动。2 齿轮传动的设计准则：对于闭式齿轮传动，主要发生轮齿折断、齿面点蚀及齿面胶合。设计时按 齿根弯曲疲劳强度和接
19、触疲劳强度进行，对胶合失效一般不作计算。对开式齿轮传动，主要发生轮齿 的折断和齿面磨损，设计时仅按齿根弯曲疲劳强度进行，用适当增大模数的方法以考虑磨料磨损的影 响。3 当采用软齿面齿轮传动时，小齿轮齿面硬度应比大齿轮高；当采用硬齿面齿轮传动时，可取大、小齿轮硬度值相同。4 齿形系数Yf的大小与齿的形状有关而与模数 m无关。齿数越多，YF就越小，齿根应力 F就越小, F 2KFlYfs2KT1 Yfs F (N/mrm), Yfs复合齿形系数。bm bm Z1由上式知：m增大，F变小，增大，即增大模数 m齿根弯曲疲劳强度增加。 F5 L_d越小(或yfs/ f越大)，强度越弱，计算时取小的-带入
20、计算才能保证强度要求。YfsYfsF1 F 2oYfS1 YfS26 一对齿轮传动时，两轮的接触应力 H1 H2,而许可应力通常不等H1 H2。一对齿轮中, h 越小，强度越弱，所以取小的带入计算。因为 H1 H2, H 越小，LHJ越小，强度越弱。H7 考虑齿轮减速器在制造安装时的误差，以及保证传动时两轮的接触宽度，取大齿轮宽度 b2比小齿轮宽度b1小510mm8 斜齿轮的轴向力Fa据转向和螺旋线方向来定，在主动轮上，可用左（右）手法则判定：左旋用左 手，右旋用右手，用手的四指抓住轴线，四指弯曲的方向表示齿轮的旋转方向，大拇指的指向就是主 动轮上所受的轴向力 Fai方向；从动轮上轴向力 Fa
21、2主动轮上Fai小相等，方向相反。9 作图题：1）直齿圆柱齿轮：只受到径向力Fr和圆周力Ft,径向力分别指向各自的轮心，圆周力在主动轮上与运动方向相反，而在从动轮上与运动方向相同。见下图所示。2）斜齿圆柱齿轮：先确定径向力Fr的方向，然后用左（右）手法则判定Fai与Fa2的方向，圆周力Ft在主动轮上与运动方向相反，而在从动轮上与运动方向相同。3）斜齿圆锥齿轮：先确定径向力Fr的方向，然后根据 Fai与Fr2大小相等方向相反，画出轴向力Fai,同样确定轴向力Fa2,圆周力Ft在主动轮上与运动方向相反，而在从动轮上与运动方向相同。参考P224 图 2.4.5第五章蜗杆传动1 中间平面：通过蜗杆轴线
22、并垂直于蜗轮轴线的平面称为中间平面；在中间平面内，蜗杆的齿廓与 齿条相同，蜗轮齿廓为渐开线，故蜗杆传动相当于直齿齿条与渐开线齿轮的啮合。2 蜗杆传动的基本参数是中间平面的模数m压力角均取标准值。正确啮合条件：中间平面内的模数和压力角分别相等，以及蜗轮的螺旋角和蜗杆的导程角相等2,且二者旋向相同。3 为了减少蜗轮滚刀数目，便于滚刀标准化，国家标准规定蜗杆分度圆直径di为标准值。di和m的比值称为直径系数，用 q表示。q 必。m4 蜗杆头数Zi,若传动效率高，就要求导程角大时，可取Zi多些。5蜗杆传动中，由于蜗杆材料和强度较蜗轮高得多，因而强度计算只对蜗轮轮齿进行。6蜗杆传动受力方向判断：先确定径
23、向力 Fr的方向，然后用左（右）手法则判定主动轮的 Fai方向, 圆周力已与Fai大小相等方向相反，根据在主动轮上圆周力 Fti与运动方向相反确定，最后由于圆周力 Ft1与Fa2大小相等方向相反，确定Fa2方向。例题参考P239例题2.5.3 ,（做受力分析，计算不看）第六章轴和轴毂联接1 根据轴在工作中承受载荷的不同，轴分为传动轴、心轴和转轴三种。传动轴工作中只传递转矩，不承受弯矩或者弯矩很小的轴，如汽车的传动轴；心轴一一起支撑作用，承受弯矩而不传递转矩，如自行车的前轴；转轴既要承受弯矩作用，又要承受转矩；如齿轮轴。2 轴的结构：参考书上P248页图2.6.10轴的结构。常见错误如下：最左端
24、轴处应该比带轮短；轴处动联接，轴承盖与轴之间要有间隙，同时还要有密封圈，轴承盖与右边箱体之间应有调整垫圈；轴处滚动轴承为过盈配合不需要键；轴和轴之间，轴应比齿轮宽度略小23mm否则轴肩欠定位；轴处轴肩高度应大于轴承内圈的高度，否则轴承无法拆卸；轴处键不宜太长，不能到轴处。3 为了保证轴上零件能靠紧定位面，轴肩的圆角半径r必须小于相配零件的倒角 G或圆角半径R4 零件在轴上的轴向固定，常采用轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承盖或圆螺母等。5 零件在轴上的周向固定，常采用销、过盈、键联结、花键联结等。 ,9 55 106P P 6 按扭转强度（或剪应力）估算轴径的设计公式为 d 3P 逐匚（mm）,没有考
25、虑弯矩的0.2 n n作用，该公式不要求记住。Me Jm2 （ T）2当量弯矩,考虑循环特性而定的折合系数。计算中使用当量弯矩。7 轴毂联接普通平键的规格宽度 b和高度h,可按轴径d从标准中查得。键的长度 L 一般应略小 于轴上轮毂零件的宽度，并按键的标准长度系列选取。普通平键是侧面的挤压和剪切状态下工作的。主要失效形式是挤压面的压溃。挤压强度条件为：P 2T9 -4T P（记住公式），若一个键lh/2 hld联接的强度不够，可采用两个键按180。布置，考虑到双键联接造成的载荷分布不均匀性，在强度校核计算时，只按1.5个键计算。例题参考P256例题2.6.2 。平键的正确联接图8 导向平键与普
26、通平键联接的不同之处是，它既可以实现轴毂零件的周向固定，又可使轴上零件能 沿键在轴上移动，它属于动联接，如齿轮变速箱中的滑移齿轮与轴的联接。9 楔键的工作面为上、下表面，见下图所示。楔键联接图第七章滚动轴承1 常用滚动轴承类型的主要性能和特点：类型代号3圆锥滚子轴承 能同时承受径向和单向轴向力，承载能力高，需成对使用；类型代号5推力球轴承 仅承受轴向力；类型代号6深沟球轴承 主要承受径向力，同时承受一定的双向轴向力；类型代号7 角接触球轴承 承受径向力，需成对使用，随着接触角的增大，能够承受的轴向力增类型代号N 圆柱滚子轴承 承受单向轴向力。2 滚动轴承的代号：基本代号包括内径代号、尺寸代号、
27、类型代号；轴承内径用右起的第一、二位 数字表示。内径一般为5的倍数，将代号乘上5得内径值；尺寸系列代号由宽度系列代号和直径系列 代号组成。直径系列表示类型和结构相同的轴承，内径相同时，轴承在外径和宽度上的变化；宽度系 列表示类型和结构相同的轴承，当其内径和内径都相同时，宽度方面的变化。类型代号记住上面的几3 后置代号中：角接触球轴承，分别用 C AC和B表示接触角分别为15。、25。和40。的不同内 部结构。4 轴承的基本额定寿命是指 90%!靠度，一批相同规格的轴承，一定载荷作用下，常规运转条件下的寿命，以Li0（106转）或Li0h（小时）表示。即合格概率为 90%或失效率为10%106
28、C5 轴承寿命计算公式I. （C） （h） 一轴承寿命计算的指数；对于球轴承，3,滚子轴60n P后 10承 一。3例题见P270题2.7.2 。6 轴承的支撑机构形式：两端固定；一端固定，一端游动。第八章滑动轴承常用轴瓦材料：轴承合金、铜1 四种摩擦状态：干摩擦、边界摩擦、液体摩擦以及混合摩擦。2 合金、铝合金等。3 为了使润滑油能均匀地分布于轴承整个工作表面，在轴承的工作表面上必须开设油沟或贮油用的油室，还应开设加油用的油孔。 油孔和油沟应开设在非承载区， 否则 会破坏承载区内油膜的连续性， 影响轴承的承载能力。4 不完全液体润滑滑动轴承的主要失效形式是磨损和胶合。防止其失效的关键在于保证
29、轴劲和轴瓦之间形成一层边界油膜。向心滑动轴承：磨损强度条件计算p p;（限制过度磨损）BdF轴承的径向载荷（N） ; B轴承白宽度（mm）; d轴承的直径（mm）; p许用压强（N/mni）胶合条件计算：限制pv值就是限制轴承的摩擦发热量，防止轴承因为过热而产生胶合破坏。pv -dn Fn pv；（限制温升） n一轴的转速（r/min） , p v pv的许用值。Bd 60 1000 19100B速度的验算：v v; v许用的圆周速度（m/s）。例题参考P298例题2.8.1 。第九章联轴器和离合器1 联轴器和离合器是用于轴与轴之间的联接，并传递运动和转矩。2 用联轴器联接的两根轴，只有在机器停止后，才能拆卸；而离合器可以一边工作一边随时的实现两轴的接合或分开。3 轴的偏移分为：轴向位移、径向位移、角位移和综合位移四种。4 常用的固定式联轴器有凸缘联轴器等。