1、機械設計基礎復習 第一部分機械原理第一章平面機構組成原理及其自由度分析機構是一種具有確定運動的認為實物組合體。機構的組成要素是構件和運動副。零件與構件的區別：零件是加工單元體，而構件是運動單元體。面接觸的運動副稱為低副，點或線接觸的運動副稱為高副。根據組成平面低副的相對運動性質又可將其分為轉動副和移動副。每個轉動副或移動副都引入二個約束；每個高副都引入一個約束。機構運動簡圖：用國標規定的簡單符號和線條代表運動副和構件，(讀懂)并按一定的比例尺表示機構的運動尺寸，繪制出機構的簡明圖形稱為機構運動簡圖。機構運動簡圖繪制步驟中注意：選擇適當的長度比例尺（實際尺寸（）/圖示長度（mm）,該比例尺與制圖

2、中的比例正好相反。7 平面機構自由度計算公式（重點）：（見P14例1.1.13）F平面機構的自由度；活動構件數（不包括機架）；PL低副數；PH高副數。8 機構具有確定運動的條件：機構原動件數機構的自由度。9 復合鉸鏈：k 個構件在同一處組成復合轉動副，則其轉動副數為（k-1）個。10 局部自由度：點或線接觸的運動副，如凸輪副、齒輪副等。11 虛約束；重復的約束，只需記住簡單的幾種形式。12 高副低代：以低副來代替高副。通常用一構件兩低副來代替一個高副或簡稱為一桿兩低副。這部分參考書上練習題P20題1.1.3。（b）（c）第二章平面連桿機構平面四桿機構中最基本的型式鉸鏈四桿機構，即所有運動副都為

3、轉動副。鉸鏈四桿機構根據兩連架桿是曲柄還是搖桿分為三種基本形式：曲柄搖桿機構，雙曲柄機構和雙搖桿機構。鉸鏈四桿機構中相鄰兩構件作整圈轉動的條件： 此兩構件中必有一構件是最短構件； 該最短構件與最長構件的長度之和應小于或等于其余兩構件長度之和，即鉸鏈四桿機構的類型及其判別條件：（重點）條件類型機架最短桿雙曲柄機構雙搖桿機構最短桿的鄰桿曲柄搖桿機構最短桿的對面桿雙搖桿機構平面四桿機構的急回特性：在四桿機構中搖桿回程的平均速度大于工作行程的平均速度的這種性質稱為急回特性。急回特性的大小用行程速比系數K表示：或，極位夾角，指搖桿處于兩個極限位置時，對應的曲柄所在的兩個位置之間所夾的銳角。- 2 - /

4、 21極位夾角越大，K值也越大。具有急回特性的機構類型：曲柄搖桿機構、偏置的曲柄滑塊機構（重點 畫極限位置）、擺動導桿機構等。而對心曲柄滑塊機構不具有急回特性。機構壓力角與傳動角： 壓力角指BC桿對點作用力方向與點絕對速度方向之間夾的銳角。此時AB桿為主動件，CD桿為從動件。壓力角的余角稱為傳動角。越小，就越大，機構的傳力性能就越好；反之，越大，就越小，機構的傳力越費力，傳動效率越低。在機構設計中規定壓力角的最大值或傳動角的最小值，即或，以確保機構的傳動性能。所以只要找出機構中最大的壓力角或者最小的傳動角。當為鈍角時，180°為最小的傳動角。曲柄滑塊機構的最小傳動角位置見P32圖1.

5、2.33。第三章凸輪機構凸輪機構組成：由凸輪、從動件、機架三個構件組成。2對心：指從動件的導路方向通過凸輪的回轉中心。3基圓：以凸輪輪廓最小向徑為半徑所作的圓。4升程：從動件最低位置與最高位置之間的距離，是常量。5位移：從動件在任一位置到基圓處輪廓的距離，是變量，隨著凸輪轉動周期性變化。6凸輪機構的壓力角：從動件導路方向與凸輪上接觸點法向方向之間所夾的銳角。同樣壓力角越小傳力特性越好。7 壓力角與凸輪基本尺寸之間的關系；在給定運動規律后，基圓半徑越大，壓力角越小。8 本章練習題P59題1.3.7。第四章齒輪機構及其設計計算傳動比公式；;、相互嚙合兩齒輪節圓半徑；、兩齒輪分度圓半徑；、兩齒輪基圓

6、半徑。節點：過兩齒輪嚙合點作公法線nn與連心線O1O2交于P點.,該點成為節點；以O1、O為圓心，O1P、 O2P為半徑所作的兩個相切的圓稱為節圓。3 節圓與分度圓的區別；只有當一對齒輪相互嚙合傳動時，才有節圓，單個齒輪不存在節圓。外嚙合齒輪的中心矩恒等于兩輪節圓半徑之和，即。分度圓是指齒輪中具有標準模數、標準壓力角的那個圓，它是計算齒輪其他尺寸的基準；只要齒數和模數確定了，齒輪的分度圓半徑就確定了。其計算公式為。單個齒輪上的參數，有齒頂圓、齒根圓、分度圓和基圓；無節圓；只有當一對齒輪嚙合時，才有節點和節圓，節圓直徑和半徑分用和表示。只有當一對嚙合齒輪的實際中心矩等于標準中心矩時，嚙合角等于分

7、度圓壓力角，兩節圓半徑才分別等于兩分度圓半徑，兩節圓分別與兩分度圓重合。當標準齒輪實際安裝中心距大于標準中心矩，即>時，為非標準安裝。此時；節圓與分度圓分離>、>；嚙合角大于分度圓壓力角即；頂隙大于；齒側產生間隙。漸開線：當一直線沿一圓周作相切純滾動時，直線上任一點在該圓所在平面上展開的軌跡，稱為該圓的漸開線。該圓稱為基圓，半徑為。漸開線的形狀取決于基圓的大小，基圓越大，漸開線越平直。漸開線上壓力角；漸開線上某點法線方向與該點速度方向之間所夾的銳角。；式中：基圓半徑，為漸開線上K點的向徑。漸開線方程：。漸開線嚙合特性：嚙合線為兩基圓的某一條內公切線，兩基圓得而內公切線有兩條，

8、這條公法線是哪一條，取決于主動齒輪的轉向。嚙合線兩齒輪嚙合點在齒輪傳動過程中所走過的軌跡。漸開線齒廓組成的齒輪具有可分性，可分性是指漸開線齒輪中心矩的變化不影響傳動比。即兩輪實際安裝中心矩與設計中心矩稍有偏差，也不會改變原設計的傳動比。齒頂高系數和頂隙系數，正常齒制，當mm時，0.25。10 標準直齒圓柱齒輪幾何尺寸計算公式：（考過了）基本參數Z, m, ,名稱符號公式齒數模數m選取標準值（分度圓）壓力角齒頂高系數正常齒制，頂隙系數正常齒制mm時，0.25分度圓直徑，齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑，基圓直徑，中心矩a頂隙c11 直齒圓柱齒輪的正確嚙合條件：，即兩相嚙合的齒輪的模數和壓力角分別

9、相等。12 無齒側間隙嚙合及標準安裝：或。13一對標準直齒圓柱齒輪按標準中心矩安裝時，分度圓必與節圓重合，且必滿足無齒側間隙嚙合的幾何條件，能實現無齒側間隙嚙合傳動。14 標準齒輪或零變位齒輪：刀具中線與被加工齒輪分度圓相切。15當，即不發生根切的最小齒數。計算題參考P80例題1.4.3。16斜齒輪的螺旋方向區分方法：將齒輪軸線豎起來觀察，如齒的傾斜方向與軸線成右上方傾斜屬于右旋螺旋。反之為左旋螺旋。17斜齒圓柱齒輪的正確嚙合條件：兩輪法面模數相等；兩輪法面壓力角相等；兩輪分度圓圓柱面上螺旋角大小相等，外嚙合兩輪旋向相反；內嚙合兩輪方向相同。用公式表示： 18題1.4.9 （做理論嚙合線、節點

10、、節圓）；19 錐齒輪大端參數為標準值第五章 輪系及其傳動比計算輪系分類：根據傳動時各輪軸線相對機架的位置是否固定，分為定軸輪系和周轉輪系。定軸輪系：各齒輪軸線位置都是固定的，則這種輪系稱為定軸輪系。周轉輪系：輪系在傳動時，若其中至少有一個輪系的軸線相對于機架的位置不是固定的，而是繞另一軸線轉動，則稱為周轉輪系。齒輪2兼有自轉和公轉，故稱為行星輪；支撐行星輪2的軸線位置固定的構件H稱為系桿；齒輪1和3繞固定軸線O1回轉,且與行星輪相嚙合，稱為中心輪。圖1.5.3周轉輪系周轉輪系按其自由度分為：當F=2時為差動輪系；當F=時為行星輪系。定軸輪系的傳動比 方向：m外嚙合的次數按此公式計算結果為正則

11、方向相同，反之相反。周轉輪系的傳動比：采用運動倒置法（反轉法）構件代號原角速度轉化后角速度P119例1.5.3：圖示為一大傳動比的減速器，Z1=100，Z2=101，Z2'=100，Z3=99求：輸入件H對輸出件1的傳動比iH1解：1，3中心輪 2，2'行星輪 H行星架 給整個機構（-WH）繞OO軸轉動W3=0 若Z1=99 周轉輪系傳動比是計算出來的，而不是判斷出來的。還有P120例1.5.4。組合輪系傳動比計算：參考P122例1.5.5和例1.5.6圖見P114中圖1.5.6。第六章和第七章考試不作要求第八章回轉件的平衡剛性回轉件（變形很小的稱為剛性件）分為靜平衡和動平衡。

12、根據回轉件的軸向寬度b與其直徑D的比值，將剛性換轉件的不平衡狀態分為靜不平衡和動不平衡。對于寬徑比的盤狀換轉件，需進行靜平衡設計；寬徑比的需進行動平衡設計。要消除靜不平衡回轉件轉動時所產生的慣性力，就必須改變質心的位置使其調整到回轉中心上去。改變質心位置的最簡單方法就是在回轉件質心的回轉平面上加上或減去一定質量?；剞D件靜平衡的條件是：分布在該轉子回轉平面內的各個偏心質量的慣性力或質徑積的矢量和為零。參考P143頁例題1.8.1.4動平衡的方法：在任選的兩個平行平面內各加上或減去一個配重。這種重新分配回轉件的質量，使該回轉件的慣性力和慣性力距均為零的平衡稱為回轉件的動平衡。經動平衡的回轉件一定靜

13、平衡，但靜平衡的回轉件不一定動平衡。第九章機械速度波動的調節機械原動件角速度變化，即所謂機械速度波動，分為周期性速度波動和非周期性速度波動。周期性速度波動：指大部分機械主軸在其主要工作階段作變速穩定運轉的情況。周期性速度波動的調節方法是在機械的回轉構件上安裝飛輪。非周期性速度波動是指在機械穩定運轉時期內，機器中驅動力與工作阻力或有害阻力突然變化，使機械主軸的角速度突然增大或減小的這種情況。調節方法：采用調速器調節。平均速度和速度不均勻系數：，。飛輪的轉動慣量計算：，結論：當W與一定時，與成正比，所以為了減小飛輪轉動慣量，最好將飛輪安裝在機械的高速軸上。飛輪的設計計算步驟：根據已知阻力矩求驅動力

14、矩，由于，則；計算、并作出能量指示圖； 找出W，帶入公式計算。例題見書上P159例題1.9.1，第二部分機械設計第一章螺紋聯接及螺旋傳動螺紋左右旋向判斷：與斜齒輪的旋向方法相同，將螺紋軸線豎起來觀察，如螺旋線的傾斜方向與軸線成右上方傾斜屬于右旋螺紋。反之為左旋螺紋。螺紋聯接的基本類型：螺栓聯接：被聯接件不宜太厚，可以經常拆卸；雙頭螺柱聯接：被聯接件之一很厚，不便加工成通孔，又需經常拆卸；螺釘聯接：與雙頭螺柱聯接相似，但不宜經常拆卸；緊定螺釘聯接：擰入后，利用桿末端頂住另一零件表面或旋入零件相應的缺口中以固定零件的相對位置?？蓚鬟f不大的軸向力或扭矩。2常用的防松方法P170表2.1.31）摩擦防

15、松彈簧墊圈、雙螺母、尼龍圈鎖緊螺母等；2）機械防松：開槽螺母與開口銷，圓螺母與其止動墊圈，止動墊片等。3）永久防松：沖點法、粘合法等。3螺紋聯接的強度計算1）松螺栓聯接圖P171圖2.1.7吊鉤螺栓，工作前不擰緊，無預緊力，只有工作載荷F起拉伸作用，防斷。強度條件為： MPa 驗算用 或 （mm）（設計用）定公稱直徑d 式中：d1螺桿危險截面直徑（mm）許用拉應力 N/mm2 (MPa)2）緊螺栓聯接工作前有預緊力受橫向工作載荷的緊螺栓聯接 普通螺栓聯接P172圖2.1.18 特點：桿孔間有間隙，靠擰緊后正壓力（）產生摩擦力來傳遞外載荷，保證聯接可靠（不產生相對滑移）的條件為：設所須的預緊力為

16、 （4-14）式中：接合面間的摩擦系數；Z聯接螺栓數；m結合面數；Kf可靠性系數，KS=1.11.3； FR橫向工作載荷（）；預緊力（）。強度條件驗算公式：為式 設計公式為： 受軸向工作載荷的緊螺栓聯接 螺栓上的總拉力：剩余預緊力（），當載荷無變化時，可??；當載荷有變化時，可取。強度條件的驗算公式： （MPa） 設計公式： （mm）(公稱直徑)4螺栓機械性等級： 標記方法由圓點及其前后兩部分數字組成，點前數字為公稱抗拉強度的，點后數字為公稱屈服點與公稱抗拉強度比值（）的10倍，即和10()。5提高螺栓聯接強度的措施：降低螺栓應力幅，要使應力幅減小必須降低螺栓的剛度和增加被聯接件的剛度。降低螺栓

17、的剛度可采用彈性螺栓，如減小螺栓光桿部分的直徑、采用空心螺栓、增加螺栓的長度等。第二章帶傳動普通V帶按截面尺寸由小到大分Y、Z、A、B、C、D、E七種型號。V帶的楔角都是40°，普通V帶兩側面為工作面；為保證帶與輪槽接觸良好，增大摩擦力，其輪槽角；V帶安裝圖中V帶底面與輪槽之間要留有間隙。見P186表2.2.2。打滑：若帶所傳遞的圓周力超過帶與輪面間的極限摩擦力總和時，帶與帶輪將發生顯著得而相對滑動，這種現象稱為打滑。4帶傳動中受變應力作用，會發生疲勞破壞，最大應力發生在緊邊進入小帶輪處，其值為：；式中：緊邊拉應力，離心應力，小帶輪處彎曲應力。5彈性滑動：由于帶的彈性變形而引起帶與帶

18、輪間的相對滑動稱為彈性滑動。它是帶傳動中固有的特性，是不可避免的。而打滑是由于過載引起的，可以避免的。6帶傳動的失效形式和計算準則：失效形式打滑和疲勞破壞；設計準則保證帶在工作中不打滑，并且具有足夠的疲勞強度和壽命。7練習題P197題2.2.5在一般的傳動系統中，為什么電機后面緊跟著是帶傳動，然后才是其它傳動？答：因為帶傳動用于高速級傳動，電機輸出的轉速一般較高。然后才是齒輪傳動、鏈傳動等。第三章鏈傳動鏈傳動為具有中間擾性件的嚙合傳動，不同于齒輪傳動和帶傳動，主要用于平行軸間中心距較大的低速傳動。鏈節數應取偶數，若為奇數，則需采用過渡鏈片聯接，過渡鏈片的鏈板受附加彎矩作用，所以盡量避免取奇數。

19、鏈速和傳動比都是平均值。事實上，瞬時鏈速和瞬時傳動比都是變化的。即使主動鏈輪轉動角速度常數，瞬時鏈速和瞬時傳動比都是作周期變化的，這種由于多邊形嚙合傳動而引起傳動速度不均勻性稱為多邊形效應。鏈傳動工作中，不可避免地要產生振動沖擊和動載荷，因此，鏈傳動不宜在高速級，采用較小節距p，較多齒數Z和減小鏈速，對于減少鏈傳動的運動不均勻性和動載荷有利。鏈節數取偶數，為了磨損均勻，鏈輪齒數宜取奇數。鏈輪傳動應使緊邊在上，松邊在下，以便鏈節和鏈輪輪齒可以順利地進入和退出嚙合。而帶傳動與之相反，緊邊在下，松邊在上。第四章齒輪傳動齒輪傳動的失效形式輪齒折斷；齒面點蝕；齒面磨損；齒面膠合；塑性流動。齒輪傳動的設計

20、準則：對于閉式齒輪傳動，主要發生輪齒折斷、齒面點蝕及齒面膠合。設計時按齒根彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度進行，對膠合失效一般不作計算。對開式齒輪傳動，主要發生輪齒的折斷和齒面磨損，設計時僅按齒根彎曲疲勞強度進行，用適當增大模數的方法以考慮磨料磨損的影響。當采用軟齒面齒輪傳動時，小齒輪齒面硬度應比大齒輪高；當采用硬齒面齒輪傳動時，可取大、小齒輪硬度值相同。齒形系數YF的大小與齒的形狀有關而與模數m無關。齒數越多，YF就越小，齒根應力就越小。（N/mm2），YFS復合齒形系數。由上式知：m增大，變小，增大，即增大模數m，齒根彎曲疲勞強度增加。越?。ɑ蛟酱螅瑥姸仍饺酰嬎銜r取小的帶入計算才能保證強度要

21、求。一對齒輪傳動時，兩輪的接觸應力，而許可應力通常不等。一對齒輪中，越小，強度越弱，所以取小的帶入計算。因為，越小，越小，強度越弱?？紤]齒輪減速器在制造安裝時的誤差，以及保證傳動時兩輪的接觸寬度，取大齒輪寬度b2比小齒輪寬度b1小510mm。斜齒輪的軸向力Fa據轉向和螺旋線方向來定，在主動輪上，可用左（右）手法則判定：左旋用左手，右旋用右手，用手的四指抓住軸線，四指彎曲的方向表示齒輪的旋轉方向，大拇指的指向就是主動輪上所受的軸向力Fa1方向；從動輪上軸向力Fa2主動輪上Fa1小相等，方向相反。作圖題：1）直齒圓柱齒輪：只受到徑向力Fr和圓周力Ft，徑向力分別指向各自的輪心，圓周力在主動輪上與運

22、動方向相反，而在從動輪上與運動方向相同。見下圖所示。2）斜齒圓柱齒輪：先確定徑向力Fr的方向，然后用左（右）手法則判定Fa1與Fa2的方向，圓周力Ft在主動輪上與運動方向相反，而在從動輪上與運動方向相同。3）斜齒圓錐齒輪：先確定徑向力Fr的方向，然后根據Fa1與Fr2大小相等方向相反，畫出軸向力Fa1，同樣確定軸向力Fa2，圓周力Ft在主動輪上與運動方向相反，而在從動輪上與運動方向相同。參考P224圖2.4.5第五章蝸桿傳動中間平面：通過蝸桿軸線并垂直于蝸輪軸線的平面稱為中間平面；在中間平面內，蝸桿的齒廓與齒條相同，蝸輪齒廓為漸開線，故蝸桿傳動相當于直齒齒條與漸開線齒輪的嚙合。蝸桿傳動的基本參

23、數是中間平面的模數m壓力角均取標準值。正確嚙合條件：中間平面內的模數和壓力角分別相等，以及蝸輪的螺旋角和蝸桿的導程角相等，且二者旋向相同。為了減少蝸輪滾刀數目，便于滾刀標準化，國家標準規定蝸桿分度圓直徑d1為標準值。d1和m的比值稱為直徑系數，用q表示。蝸桿頭數Z1，若傳動效率高，就要求導程角大時，可取Z1多些。5蝸桿傳動中，由于蝸桿材料和強度較蝸輪高得多，因而強度計算只對蝸輪輪齒進行。6蝸桿傳動受力方向判斷：先確定徑向力Fr的方向，然后用左（右）手法則判定主動輪的Fa1方向，圓周力Ft2與Fa1大小相等方向相反，根據在主動輪上圓周力Ft1與運動方向相反確定，最后由于圓周力Ft1與Fa2大小相

24、等方向相反，確定Fa2方向。例題參考P239例題2.5.3，（做受力分析，計算不看）第六章軸和軸轂聯接根據軸在工作中承受載荷的不同，軸分為傳動軸、心軸和轉軸三種。傳動軸工作中只傳遞轉矩，不承受彎矩或者彎矩很小的軸，如汽車的傳動軸；心軸起支撐作用，承受彎矩而不傳遞轉矩，如自行車的前軸；轉軸既要承受彎矩作用，又要承受轉矩；如齒輪軸。軸的結構：參考書上P248頁圖2.6.10軸的結構。常見錯誤如下：最左端軸處應該比帶輪短；軸處動聯接，軸承蓋與軸之間要有間隙，同時還要有密封圈，軸承蓋與右邊箱體之間應有調整墊圈；軸處滾動軸承為過盈配合不需要鍵；軸和軸之間，軸應比齒輪寬度略小mm，否則軸肩欠定位；軸處軸肩

25、高度應大于軸承內圈的高度，否則軸承無法拆卸；軸處鍵不宜太長，不能到軸處。為了保證軸上零件能靠緊定位面，軸肩的圓角半徑r必須小于相配零件的倒角C1或圓角半徑R。零件在軸上的軸向固定，常采用軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承蓋或圓螺母等。5 零件在軸上的周向固定，常采用銷、過盈、鍵聯結、花鍵聯結等。按扭轉強度（或剪應力）估算軸徑的設計公式為(mm),沒有考慮彎矩的作用，該公式不要求記住。當量彎矩，考慮循環特性而定的折合系數。計算中使用當量彎矩。軸轂聯接普通平鍵的規格寬度b和高度h，可按軸徑d從標準中查得。鍵的長度L一般應略小于軸上輪轂零件的寬度，并按鍵的標準長度系列選取。普通平鍵是側面的擠壓和剪切狀態下工

26、作的。主要失效形式是擠壓面的壓潰。擠壓強度條件為：（記住公式），若一個鍵聯接的強度不夠，可采用兩個鍵按180°布置，考慮到雙鍵聯接造成的載荷分布不均勻性，在強度校核計算時，只按1.5個鍵計算。例題參考P256例題2.6.2。平鍵的正確聯接圖導向平鍵與普通平鍵聯接的不同之處是，它既可以實現軸轂零件的周向固定，又可使軸上零件能沿鍵在軸上移動，它屬于動聯接，如齒輪變速箱中的滑移齒輪與軸的聯接。楔鍵的工作面為上、下表面，見下圖所示。楔鍵聯接圖第七章滾動軸承常用滾動軸承類型的主要性能和特點：類型代號圓錐滾子軸承能同時承受徑向和單向軸向力，承載能力高，需成對使用；類型代號推力球軸承僅承受軸向力；類型代號深溝球軸承主要承受徑向力，同時承受一定的雙向軸向力；類型代號角接觸球軸承承受徑向力，需成對使用，隨著接觸角的增大，能夠承受的軸向力增大；類型代號圓柱滾子軸承承受單向軸向力。滾動軸承的代號：基本代號包括內徑代號、尺寸代號、類型代號；軸承內徑用右起的第一、二位數字表示。內徑一般為的倍數，將代號乘上得內徑值；尺寸系列代號由寬度系列代號和直徑系