机械设计基础教材技师

1、第一章 机械设计概述第一节本课程的性质和研究对象一、 课程概述机械设计是根据社会需求所提出的机械设计任务，综合应用当代各种先进技术成果，运用各种适用的设计方法，设计出满足使用要求，技术先进、经济合理、外形美观、综合性能好，并能集中反映先进生产力的产品；也可能是在原有的机械设备基础上作局部改进，以优化结构，增大机械的工作能力，提高效率，降低能耗，减少污染等，这些都是机械设计范畴应该考虑的问题。机械设计是一门综合的技术，是一项复杂、细致和科学性很强的工作，涉及许多方面，要设计出合格的产品，必须兼顾众多因素。下面简述几个与机械设计有关的基本问题。1、机械设计应满足的基本要求使用要求具有可靠稳定的工作

2、性能，达到设计要求。使用要求包括功能要求和可靠性要求。经济要求要达到机器本身成本低，用该机器生产的产品成本也要低。外观要求保证人身安全，操作方便、省力。此外还有：噪音、起重、运输、卫生、防腐蚀、防冻等方面的要求。2、 机械零件的失效形式和设计准则1、 零件的失效形式失效零件失去设计时指定的效能称为零件失效。失效和破坏不是一回事，失效并不等于破坏，也就是说有些零件理论上是失效了，如齿轮的齿面点蚀、胶合、磨损等失效形式出现后，零件还可以工作，只不过是工作的状况不如原来的好，可能会出现噪声等。一般情况下零件破坏后就不能再工作了，也可以说破坏是绝对的失效，如齿轮的轮齿折断是失效，也是破坏。2、常见的零

3、件失效形式有：强度失效、刚度失效、磨损、失稳和其他。具体的失效形式有整体断裂；过大的残余变形；零件表面破坏（腐蚀、磨损、接触疲劳）。失效尤以腐蚀、磨损、疲劳破坏为主（有资料介绍再1378项机械零件的失效中，腐蚀、磨损、疲劳破坏占73.88%断裂仅占4.79%）。三、 本课程的基本要求和学习方法1、 本课程的基本要求 本课程的任务是使学员掌握常用机构和通用零件的基本理论和基本知识，初步具有分析、设计能力，并获得必要的基本技能训练，同时培养学生正确的设计思想和严谨的工作作风。通过本课程的教学，应使学生达到下列基本要求：（1）熟悉常用机构的组成、工作原理及其特点，掌握通用机构的分析和设计的基本方法。

4、（2）熟悉通用机械零件的工作原理、结构及其特点，掌握通用机械零件的选用和设计的基本方法。（3）具有对机构分析设计和零件设计计算的能力，并具有运用机械设计手册、图册及标准等有关技术资料的能力。（4）具有综合运用所学知识和实践的技能，设计简单机械和简单传动装置的能力。2、 本课程的学习方法 本课程是从理论性、系统性很强的基础课和专业课向实践性较强的专业课过渡的一个重要转折点。因此，学员在学习过程中，必须多观察、细思考、勤练习、常总结。观察生活、生产中遇到的各种机械，熟悉典型结构，增强感性认识；思考明晰本课程的基本概念，注意各种知识的联系，融会贯通；勤练基本技能，提高分析能力和综合能力；及时总结、消

5、化掌握课程内容，归纳学到的各种技术方法。特别应注重实践能力和创新精神的培养，提高全面素质和综合职业能力。四、本课程的学习内容和任务本课程的基本内容可分为机械原理和机械零件设计两大部分，是综合应用各先修课程的基础理论知识，结合生产实践知识，研究机械中的常见机构和一般工作条件下的常用参数范围内的通用零、部件，研究其工作原理、特点、应用、结构和基本设计理论、基本计算方法，研究机械设计的一般原则和设计步骤，研究常用零部件的选用和维护等共性问题。因此，本课程是工科类各专业一门重要的技术基础课，起着“理论过渡到实际、从基础过渡到专业“的承前启后的桥梁作用。通过本课程的学习和实践性训练，要求达到：1、 了解

6、使用、维护和管理常用机械设备的一些基础知识。2、 初步掌握常用机构的性能、应用场合、使用维护等基础知识。3、 具备正确选择常用机械零件的类型、代号等基础知识。4、 初步具备机械设计传动的运用手册设计简单机械的能力。第二节 平面机构的自由度一、机构的组成1.1 运动副的概念 1.运动副当由构件组成机构时，为了使各构件间具有一定的相对运动，需要以一定的方式把各个构件彼此联接起来，而且每个构件至少必须与另一构件相联接。这种使两构件直接接触并能产生一定形式的相对运动的联接称为运动副。如轴1与轴承2的配合(图15-1a)，齿轮1与齿轮2的轮齿间的啮合(图15-1b)，滑块2与导轨1的接触(图15-1c)

7、等等，就都构成了运动副。 (a) (b) (c)图 1-1 2.运动副分类运动副根据两构件间的接触特性可分为高副和低副。高副指两构件通过点接触或线接触组成的运动副，如图1-2中齿轮1与2、凸轮3与从动杆4、车轮5与轨道6分别在A处组成高副。这时，两构件的相对运动是绕A点的转动和沿切线方向的移动，而沿法线方向的移动被运动副限制了。低副指两构件通过面接触组成的运动副，如图1-3所示。图1-2 高副 (a) 移动副 (b) 转动副图1-3 低副运动副还常根据构成运动副的两构件之间的相对运动的不同来分类。如图1-4所示,把相对运动为移动的运动副称为移动副，两构件之间的相对运动为转动的运动副称为转动副，

8、 相对运动为齿轮啮合的运动副称为齿轮副，相对运动为螺旋运动的运动副称为螺旋副，相对运动为球面运动的运动副称为球面副等等。此外，运动副根据的两构件之间的相对运动为平面运动还是空间运动分为平面运动副和空间运动副。图1-4 运动副1.2 自由度和运动副约束 如图1-5所示，设有任意两个构件，当构件1尚未与构件2构成运动副之前，即构件1相对于构件2共有6个相对独立的运动。构件的这种独立运动的可能性称为构件的自由度。可见，空间自由运动的构件具有6个自由度，而作平面自由运动的构件具有3个自由度。若将两构件以某种方式相联接而构成运动副，则两者间的相对运动便受到一定的限制，这种限制称为运动副约束。自由度将因运

9、动副引入的约束而减少，而且其减少的数目就等于其引入的约束数目。如高副约束了构件的一种相对独立运动，低副约束了构件的两种相对独立运动。图1-51.3运动链和机构 组成机构的各构件是通过相应的运动副而彼此相联的。我们把两个以上的构件通过运动副的联接而构成的系统称为运动链。如果运动链的各构件构成了首末封闭的系统，如图1-6a、b所示，则称为闭式运动链，或简称闭链。反之，如运动链的构件未构成首末封闭的系统，如图1-6c、d所示，则称为开式运动链，或简称开链。在各种机械中，一般采用闭链。 （a） （b） （c） （d）图1-6 运动链在运动链中，如果将某一构件加以固定而成为机架，则这种运动链便成为机构。

10、机构中的其余构件均相对于机架而运动。机构中按给定的已知运动规律独立运动的构件称为原动件；而其余活动构件则称为从动件，从动件的运动规律由原动件的运动规律决定。二、平面机构的运动简图2.1 机构运动简图的概念 实际机构的外形和结构都很复杂。为了便于分析和设计，通常不考虑构件的外形、截面尺寸以及运动副的实际结构，而用简单的线条和规定的符号表示构件（图1-7）和运动副（图1-4），并按一定的比例画出各运动副间的相对运动关系的简图称为机构运动简图。(a) (b) (c) (d) (e)三、平面机构的自由度3.1 平面机构自由度的计算 平面机构自由度是指平面机构具有独立运动参数的数目。设某平面机构有n个活

11、动构件，有PL个低副和PH个高副。因一个没有受任何约束的构件有3个自由度，一个低副有两个约束，一个高副带来一个约束，因此，机构自由度F可按下式计算 F=3n-2PL-PH (1-1) 例1-1 试计算图1-9所示铰链四杆机构的自由度。 解： 此机构有3个活动构件(构件1、2、3)、4个低副(转动副A、B、C、D)，没有高副。按式(1-1)求得机构自由度为 F=3n-2PL-PH=33-24-0=1图1-93.2 计算机构自由度的注意事项 使用式(1-1)计算机构自由度时，对于下列情况应给予注意、处理，才能使计算结果与实际一致。 1复合铰链 图1-10a为三个构件在A处组成转动副。由俯视图1-1

12、0b中可以看出，A处实际上存在两个转动副。这种由两个以上的构件在一处组成的转动副，称为复合铰链，其转动副的数目应是在该处汇交构件(包括固定件)的数目减1。 （a） （b）图1-10 复合铰链 2局部自由度图1-1la所示的凸轮机构中，在从动件3的端部装有滚子2，滚子的作用是将B处的滑动摩擦变为滚动摩擦，减少功率损耗，降低磨损。由F=3n-2PL-PH=33-23-1=2可知，凸轮机构有两种独立的运动，这与实践相矛盾。如图1-11b所示，设想将滚子2与安装滚子的构件3焊成一体，此时， n=2，PL=2，PH=1凸轮机构的自由度为F=32-22-1=1，计算结果与实际情况相符。可见滚子绕C轴转动的

13、自由度对从动件3的运动没有影响。这种不影响整个机构运动的、局部的独立运动称为局部自由度。计算机构自由度时，应将局部自由度除去不计。否则计算结果与实际情况不相符。（a） （b）图1-11 凸轮机构 3虚约束 图l5-12a所示缝纫机刺布机构，上下两个移动副D和D/同时约束针杆的上下移动，其约束效果与图1-12b一样。移动副D/对机构的运动只起重复限制的作用。这种起重复限制作用的约束称为虚约束。在计算机构自由度时，虚约束应当除去。否则计算结果与实际情况不相符。图1-12b中， n=3，PL=4，PH=0，得F=33-24-0=1。（a） （ b）图1-l 2 缝纫机刺布机构中移动副导路重合 平面机

14、构的虚约束常出现于下列情况中：(1)被联接件上点的轨迹与机构上联接点的轨迹重合时，这种联接将出现虚约束，如图1-13所示。 (2)机构运动时，如果两构件上两点间的距离始终保持不变，将此两点用构件和运动副联接，则会带进虚约束，如图1-14所示的A、B两点。 (3)如果两个构件组成的移动副（图1-12）相互平行，或两个构件组成多个轴线重合的转动副时，如图1-1所示，只需考虑其中一处，其余各处带进的约束均为虚约束。 4)机构中起重复作用的对称部分是虚约束。如图1-16所示的行星轮系中，由与中心完全对称的三部分组成，每一部分的作用相同。因此，可以认为其中两个部分的约束为虚约束。 图1-13 图1-14

15、 图1-15 图1-16 行星轮系 虚约束虽然对机构的运动没有影响，但可以改善机构的受力情况，增加构件的刚度。虚约束是在特定的几何条件下存在的，否则，虚约束将会变为实际约束，并将阻碍机构的正常运动 1.3.3 机构具有确定运动的条件 由图1-9可知，原动件每给定一个值，从动件2、3便有一个确定的位置。可见，自由度为1的机构在具有一个原动件时，运动是确定的。图1-17所示为铰链五杆机构，自由度F=34-25-O=2。如果只有构件1为原动件，则当构件1处于1位置时，从动件2、3、4的位置不确定(可以在图示实线或双点划线位置，也可处于其他位置)，即从动件的运动不确定。如果取构件1和4为原动件，每给定

16、一组1和4的数值，从动件2和3便有一个确定的相对位置。可见，自由度等于2的机构在具有两个原动件时运动是确定的。图1-17 铰链五杆机构综上所述，一般机构都有一个原动件，在此情况下，机构具有确定运动的条件是：机构原动件的数目W等于机构的自由度F，即 W=F (1-2)当WF时，机构的运动不确定。 例l-2 图1-18所示为筛料机构，曲轴1、凸轮6为原动件(标有箭头)，迫使筛5(滑块)抖动筛料。试计算机构自由度，检查机构是否具有确定运动。解： (1)处理特殊情况 首先处理局部自由度：图中滚子7绕E轴转动的自由度为局部自由度，采用滚子7与构件8焊化处理；其次，判定并去除虚约束，构件8与机架9形成导路

17、重合的左右两个移动副中的一个是虚约束，计算时应去除。最后判断复合铰链，图中构件2、3、4在C处组成复合铰链，C处含两个转动副。(2)计算机构自由度，n=7，PL=9，PH=1，按式(1-1)计算得 F=37-29-1=2(3)检查机构运动是否确定 由于原动件数W=2=F，所以机构的运动确定。图1-18 筛料机构第二章 平面连杆机构由若干构件通过低副联接，且所有的构件在相互平行的平面内运动的机构称为平面连杆机构，平面连杆机构是也称平面低副机构。由四个构件通过低副连接而成的平面连杆机构称为平面四杆机构，是平面连杆机构中最常见的形式，是构成多杆机构的基础。本任务主要讨论平面连杆机构的类型及应用、特性

18、及设计方法。第一节 铰链四杆机构的基本性质一、 铰链四杆机构存在曲柄的条件1曲柄存在的条件铰接四杆机构中是否有曲柄存在，这个问题主要取决于机构中个构件之间的相对长度，还有就是最短杆在机构中的位置。通过机构运动的集合关系可以证明，连架杆要成为曲柄，其必要与充分的条件是：（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。设四构件中最长杆的长度为Lmax，最短杆的长度为Lmin，其余两杆长度分别为L和L，Lmax+LminL+L。 （2） 连架杆与机架中必有一杆为最短杆。2.推论 根据曲柄存在的条件可得出如下推论：图2-1 (1) 当最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度之和时，则不论取何杆

19、为机架，机构均为双摇杆机构。(2) 当最短杆与最长杆长度之和小于或等于其余两杆长度之和时：1) 若最短杆的相邻杆为机架，则机构为曲柄摇杆机构；2) 若最短杆为机架，则机构为双曲柄机构；3) 若最短杆的对边杆为机架，则机构为双摇杆机构。例2-1 铰链四杆机构ABCD的各杆长度如图2-1所示。说明机构分别以AB、BC、CD和AD各杆为机架时，属何种机构?解：由于Lmax+Lmin50+2070 L+L50+60110，故四个转动副均不能整周转动，无论以哪个构件为机架，均无曲柄，或者说均为双摇杆机构。二、急回特性和死点位置1、急回特性 极位夹角摇杆在C1D、C2D两极限位置时，曲柄与连杆共线，对应两

20、位置所夹的锐角，用表示。 急回特性：空回行程时的平均速度大于工作行程时的平均速度。机构的急回特性可用行程速比系数K表示： 极位夹角越大，机构的急回特性越明显。曲柄摇杯机构中，当曲柄A B沿顺时针方向以等角速度转过1时，摇杆CD自左极限位置C1D摆至右极位置C2D，设所需时间为 t1，C点的明朗瞪为 V1；而当曲柄AB再继续转过2时，摇杆CD自C2D摆回至C1D，设所需的时间为 t2，C点的平均速度为 V2。由于12，所以 t1t2 ,V2Vl。由此说明：曲柄AB虽作等速转动，而摇杆CD空回行程的平均速度却大于工作行程的平均速度，这种性质称为机构的急回特性。 图2-2 曲柄摇杆的急回特性分析摇杆

21、CD的两个极限位置间的夹角称为摇秆的最大摆角，主动曲柄在摇杆处于两个极限位置时所夹的锐角称为极位夹角。在某些机械中(如牛头刨床、插床或惯性筛等)，常利用机械的急回特性来缩短空回行程的时间，以提高生产率。行程速比系数K：从动件空回行程平均速度V2与从动件工作行程平均速度V1的比值。K值的大小反映了机构的急回特性，K值愈大，回程速度愈快。 KV2V1 (C2C1t2) (C1C2t1)（180十） (180一)由上式可知，K与有关，当0时，K1，说明该机构无急回特性；当0时，Kl，则机构具有急回特性。2、死点位置 在曲柄摇杆机构中，如图所示，若取摇杆为主动件，当摇杆在两极限位置时，连杆与曲柄共线，

22、通过连杆加于曲柄的力F经过铰链中心A，该力对A点的力矩为零，故不能推动曲柄转动，从而使整个机构处于静止状态。这种位置称为死点。平面四杆机构是否存在死点位置，决定于从动件是否与连杆共线。凡是从动件与连杆共线的位置都是死点。 图2-3 飞机起落架机构 图2-4 钻床压紧机构对机构传递运动来说，死点是有害的，因为死点位置常使机构从动件无法运动或出现运动不确定现象。如上图所示的缝纫机踏板机构（曲柄摇杆机构），当踏板CD为主动件并作往复摆动时，机构在两处有可能出现死点位置，致使曲柄AB不转或出现倒转现象。为了保证机构正常运转，可在曲柄轴上装飞轮，利用其惯性作用使机构顺利地通过死点位置。 在工程上，有时也

23、利用死点进行工作，如图2-4所示的铰链四杆机构中，就是应用死点的性质来夹紧工件的一个实例。当夹具通过手柄1，施加外力F使铰链的中心B、C、D处于同一条直线上时，工件2被夹紧，此时如将外力F去掉，也仍能可靠地夹紧工件，当需要松开工件时，则必须向上扳动手柄1，才能松开夹紧的工件。 第二节 铰链四杆机构的演化在现实生产中，除了我们上面所介绍的三种类型的四杆机构外，还被广泛采用的其他形式的四杆机构，一般是通过改变铰链四杆机构某些构件的形状、相对长度或者选择不同构件作为机架等方式演化而来的。一、 曲柄滑块机构 图2-5 曲柄滑块机构a)对心曲柄机构 b）偏置曲柄滑筷机构由图2-5可知，当曲柄摇杆机构的摇

24、杆长趋于无穷大时，C点的轨迹将从圆弧演变为直线，摇杆CD转化为沿直线导路m-m移动的滑块，成为图示曲柄滑块机构。曲柄转动中心距导路的距离，称为偏距。若0，如图2-5a所示，称为对心曲柄滑块机构；若e0，如图2-5b所示，称为偏置曲柄滑块机构。a） 内燃机活塞-连杆机构 b）自动送料装置图2-6 曲柄滑块机构的应用b）曲柄滑块机构用于转动与往复移动之间的转换，广泛应用于内燃机、空压机和自动送料机等机械设备中。图2-6a、b所示分别为内燃机和自动送料机中曲柄滑块机构的应用。对于图2-6a所示对心曲柄滑块机构，由于曲柄较短，曲柄结构形式较难实现，故常采用图2-7所示的偏心轮结构形式，称为偏心轮机构，

25、其偏心圆盘的偏心距即等于原曲柄长度。这种结构增大了转动副的尺寸，提高了偏心轴的强度和刚度，并使结构简化和便于安装，多用于承受较大冲击载荷的机械中，如破碎机、剪床及冲床等。图2-7 偏心轮机构 图2-8 导杆机构二、导杆机构若将图2-8所示的曲柄滑块机构的构件1作为机架，则曲柄滑块机构就演化为导杆机构，它包括转动导杆机构(图2-8a)和摆动导杆机构(图2-8b)两种形式。一般用连架杆2作为原动件，连架杆4对滑块3的运动起导向作用，称为导杆。当杆长l1l2时，杆2能整周转动，导杆4只能在某一角度内摆动，形成摆动导杆机构。导杆机构具有很好的传力性能，常用于插床、牛头刨床和送料装置等机器中。图2-9a

26、、b所示分别为插床和刨床主运动机构，其中ABC部分分别为转动导杆机构和摆动导杆机构。图2-9导杆机构的应用a）插床主机构 b）刨床主机构 三、摇块机构和定块机构 若将图2-8a所示曲柄滑块机构的构件2作为机架，则曲柄滑块机构就演化为如图2-10a所示的摇块机构。构件1作整周转动，滑块3只能绕机架往复摆动。这种机构常用于摆缸式原动机和气、液压驱动装置中，如图2-10b所示的自动货车翻斗机构。图2-10摇块机构及应用若将图2-10a所示曲柄滑块机构的滑块3作为机架，则曲柄滑块机构就演化为如图2-11a所示的定块机构。这种机构常用于抽油泵和手摇抽水唧筒(图2-11b)。图2-11 定块机构及应第三节

27、 平面连杆机构的设计方法平面四杆机构运动设计的主要设计任务是：根据机构的工作要求和设计条件选定机构形式，并确定出各构件的尺寸参数。生产实践中，平面四杆机构设计的基本问题可归纳为两类：1)实现给定从动件的运动规律。如要求从动件按某种速度运动或具有一定的急回特性，要求满足某构件占据几个预定位置等。2)实现给定的运动轨迹。如要求起重机中吊钩的轨迹为一直线，搅拌机中搅拌杆端能按预定轨迹运动等。四杆机构运动设计的方法有图解法、实验法和解析法三种。图解法和实验法直观、简明，但精度较低，可满足一般设计要求；解析法精确度高，适于用计算机计算。随着计算机应用的普及，计算机辅助设计四杆机构已成必然趋势。本节着重介

28、绍图解法，对实验法和解析法只作简单介绍。图 2-13 按连杆三个预定位置图解设计四杆机构一、 按连杆的预定位置设计四杆机构 在生产实践中，经常要求所设计的四杆机构在运动过程中连杆能达到某些特殊位置。这类机构的设计属于实现构件预定位置的设计问题。1按连杆的三个预定位置设计四杆机构 如图2-213所示，设已知连杆BC的长度lBC及三个预定位置B1C1、B2C2、B3C3，试设计此四杆机构。 设计分析：此设计的主要问题是根据已知条件确定固定铰链中心A、D的位置。由于连杆上B、C两点的运动轨迹分别是以A、D两点为圆心，以lAB、lCD为半径的圆弧，所以A即为过B1、B2、B3三点所作圆弧的圆心，D即为

29、过C1、C2、C3三点所作圆弧的圆心。此设计的实质已转化为已知圆弧上三点确定圆心的问题。具体设计步骤：（2）联接B1B2、B2B3、C1C2和C2C3，并分别作B1B2的中垂线b12、B2B3的中垂线b23（、C1C2的中垂线c12、C2C3的中垂线c23,b12与b23的交点即为圆心A，c12与c23的交点即为圆心D；（3）以点A、D作为两固定铰链中心，联接AB1C1D，则AB1C1D即为所要设计的四杆机构，各杆长度按比例尺计算即可得出。2按连杆的两个预定位置设计四杆机构 由以上分析可知，已知连杆的两个预定位置时，如图2-14所示，A点可在B1B2中垂线b12上的任一点，D点可在C1C2中垂

30、线c12上的任一点，故有无数个解。实际设计时，一般考虑辅助条件，如机架位置、结构紧凑等，则可得唯一解。 图2-14 按连杆两个预定位置图解设计四杆机构图 2-15 炉门启闭机构如图2-15所示加热炉门的启闭机构，要求加热时炉门(连杆)处于关闭位置B1C1，加热后炉门处于开启位置B2C2。二、 按给定的行程速比系数K设计四杆机构设计具有急回特性的四杆机构，一般是根据实际运动要求选定行程速比系数K的数值，然后根据机构极位的几何特点，结合其他辅助条件进行设计。具有急回特性的四杆机构有曲柄摇杆机构、偏置曲柄滑块机构和摆动导杆机构等，其中以典型的曲柄摇杆机构设计为基础。设已知行程速比系数K、摇杆长lCD

31、、最大摆角，试用图解法设计此曲柄摇杆机构。设计分析：由曲柄摇杆机构处于极位时的几何特点(图16-15a)可知，在已知lCD、的情况下，只要能确定固定铰链中心A的位置，则可由lAC1lBClAB、lAC1lBClAB确定出曲柄长度lAB和连杆长度lBC，也即设计的实质是确定固定铰链中心A的位置。已知K后，由式(16-2)可求得极位夹角的大小，这样就可把K的要求转换成几何要求了。假设图16-26为已经设计出的该机构的运动简图，铰链A的位置必须满足极位夹角C1AC2的要求。若能过C1、C2两点作出一辅助圆，使C1C2所对的圆周角等于，那么，铰链A只要在这个圆上，就一定能满足K的要求了。显然，这样的辅

32、助圆是容易作出的。如图2-16所示，具体设计步骤为：图2-16 按K值图解设计曲柄摇杆机构1按计算出极位夹角；2任取固定铰链中心D的位置，选取适当的长度比例尺1，根据已知摇杆长度lCD和摆角，作出摇杆的两个极限位置C1D和C2D；3联接C1、C2两点，作C1MC1C2，C1C2N90，直线C1M与C2N交于P点，显然C1PC2；4以PC2为直径作辅助圆。在该圆周上任取一点A，联接AC1、AC2，则C1AC2；5量出AC2，、AC1的长度lAC1和lAC2。由此可求得曲柄和连杆的长度 6机架的长度lAD可直接量得，再按比例尺1计算即可得出实际长度。由于A为辅助圆上任选的一点，所以可有无穷多的解。

33、当给定一些其他辅助条件，如机架长度lAD最小传动角min等，则有唯一解。同理，可设计出满足给定行程速比系数K值的偏置曲柄滑块机构、摆动导杆机构等。 第三章 凸轮机构 第一节 图解法绘制盘形凸轮轮廓图3-1 “反转法”原理根据机器的工作要求，在确定了凸轮机构的类型，选定了从动件的运动规律、凸轮的基圆半径和凸轮的转动方向后，便可设计凸轮的轮廓曲线了。凸轮轮廓设计的方法有图解法和解析法。图解法简单易行而且直观，但精确度有限，只适用于一般场合。本节介绍图解法设计的原理和方法。图解法绘制凸轮轮廓曲线是利用相对运动原理完成的。当凸轮机构工作时，凸轮和从动件都是运动的，而绘制凸轮轮廓时，应使凸轮相对静止。如

34、图3-1所示，如设想给整个机构加一个与凸轮角速度大小相等、方向相反的公共角速度“”，则凸轮处于相对静止状态，而从动件一方面按原定运动规律相对于机架导路作往复移动，另一方面随同机架以“”角速度绕O点转动。由于从动件尖顶始终与凸轮轮廓保持接触，所以从动件在反转行程中，其尖顶的运动轨迹就是凸轮的轮廓曲线。这就是凸轮轮廓设计的“反转法”原理。根据这一原理便可作出各种类型凸轮机构的凸轮轮廓曲线。2.1 尖顶对心移动从动件盘形凸轮图3-2 尖顶对心直动从动件盘形凸轮轮廓图解设计图3-2a所示为尖顶对心直动从动件盘形凸轮机构。设已知条件为从动件的运动规律、凸轮的基圆半径rb及转动方向，则凸轮轮廓的作图步骤如

35、下：1选取适当的比例尺l，作出从动件的位移线图，如图3-2b所示。2取与位移线图相同的比例，以rb为半径作基圆。基圆与导路的交点B0(C0)即为从动件尖顶的起始位置。3在基圆上，自OC0开始，沿“”方向依此取0,s,0,s，并将0、0分成与位移线图对应的若干等份，得C1，C2，C3，各点，联接OCl，OC2，OC3，各径向线并延长，便得从动件导路在反转过程中的一系列位置线。4沿各位置线自基圆向外量取ClB111，C2B222，C3B333，由此得尖顶从动件反转过程中的一系列位置Bl，B2，B3，。5将B1，B2，B3，联接成光滑的曲线，即得到所求的凸轮轮廓曲线。2.2 滚子从动件 图3-3 滚

36、子对心直动从动件盘形凸轮轮廓图解设计图3-3所示为滚子对心直动从动件盘形凸轮机构。由于滚子中心是从动件上的一个固定点，该点的运动就是从动件的运动，而滚子始终与凸轮轮廓保持接触，沿法线方向的接触点到滚子中心的距离恒等于滚子半径rT，由此可得作图步骤如下：1把滚子中心看作尖顶从动件的尖顶，按设计尖顶从动件凸轮轮廓的方法作出一条轮廓曲线0。0称为凸轮的理论轮廓曲线，是滚子中心相对于凸轮的运动轨迹。2以理论轮廓曲线0上的点为圆心，以滚子半径rT为半径作一系列滚子圆(取与基圆相同的长度比例尺)，再作这些圆的内包络线。称为凸轮的实际轮廓曲线，是凸轮与滚子从动件直接接触的轮廓(工作轮廓)。应当指出，凸轮的实

37、际轮廓曲线与理论轮廓曲线间的法线距离始终等于滚子半径，它们互为等距曲线。此外，凸轮的基圆指的是理论轮廓线上的基圆。2.3凸轮机构基本尺寸的确定设计凸轮机构时，除了根据工作要求合理地选择从动件运动规律外，还必须保证从动件准确地实现预期的运动规律，且具有良好的传力性能和紧凑的结构。下面讨论与此相关的几个问题。2.3.1 滚子半径的选择 采用滚子从动件时，应选择适当的滚子半径，要综合考虑滚子的强度、结构及凸轮轮廓曲线的形状等多方面的因素。为了减小滚子与凸轮间的接触应力和考虑安装的可能性，应选取较大的滚子半径；但滚子半径的增大，将影响凸轮的实际轮廓。1当理论廓线内凹时，如图3-4a所示，实际轮廓的曲率

38、半径，等于理论轮廓线曲率半径与滚子半径rT之和，即=+rT。此时，不论滚子半径的大小，其实际轮廓线总可以作出。2当理论轮廓线外凸时，=-rT。若rT，则0，如图3-4b所示，实际轮廓线为一光滑曲线； 图3-4 滚子半径的选择分析若rT，则0，如图3-4c所示， 实际廓线出现尖点，尖点极易磨损，磨损后就会改变从动件原有的运动规律：若rT，则15mm。在实际设计凸轮机构时，一般可按基圆半径rb来确定滚子半径rT，通常取rT(0.10.5)rb。2.3.2 压力角及其许用值图3-5凸轮机构受力分析图3-5所示为尖顶对心直动从动件盘形凸轮机构在推程某个位置的受力情况。FQ为作用在从动件上的载荷(包括工

39、作阻力、重力、弹簧力和惯性力等)。若不计摩擦，凸轮作用于从动件的力Fn。将沿接触点的法线n-n方向，图中角即为该位置的压力角。Fn可分解为沿从动件运动方向的有效分力F和垂直于导路方向的有害分力F，F使从动件压紧导路而产生摩擦力，F推动从动件克服载荷FQ及导路间的摩擦力向上移动。其大小分别为 FFncos FFnsin显然，角越小，有效分力F越大，凸轮机构的传力性能越好。反之，角越大，有效分力F越小，有害分力F越大，机构的摩擦阻力增大、效率降低。当增大到某一数值，有效分力F，会小于由F所引起的摩擦阻力，此时无论凸轮给从动件多大的作用力，都无法驱动从动件运动，即机构处于自锁状态。因此，为保证凸轮机

40、构正常工作，并具有良好的传力性能，必须对压力角的大小加以限制。一般凸轮轮廓线上各点的压力角是变化的，设计时应使最大压力角不超过许用压力角。一般设计中，推程压力角许用值推荐如下： 移动从动件30 摆动从动件45机构在回程时，从动件实际上不是由凸轮推动，而是在锁合力作用下返回的，发生自锁的可能性很小。为减小冲击和提高锁合的可靠性，回程压力角推荐许用值80。图3-6压力角的直接测量图3-7偏置从动件可减少压力角对平底从动件凸轮机构，凸轮对从动件的法向作用力始终与从动件的速度方向平行，故压力角恒等于0，机构的传力性能最好。凸轮机构的最大压力角max，一般出现在理论轮廓线上较陡或从动件最大速度的轮廓附近

41、。校验压力角时，可在此选取若干个点，作出这些点的压力角，测量其大小；也可用图3-6所示的方法用万能角度尺直接量取检查。如果max，可采用增大基圆半径或改对心凸轮机构为偏置凸轮机构的方法来进行调整，以达到max的目的。如图3-7所示，同样情况下，偏置式凸轮机构比对心式凸轮机构有较小的压力角，但应使从动件导路偏离的方向与凸轮的转动方向相反。若凸轮逆时针转动，则从动件导路应偏向轴心的右侧；若凸轮顺时针转动，则从动件导路应偏向轴心的左侧。偏距的大小，一般取rb4。2.3.4 基圆半径的选择基圆半径是凸轮设计中的一个重要参数，它对凸轮机构的结构尺寸、运动性能、受力性能等都有重要影响。设计出凸轮轮廓后，为

42、确保传力性能，通常需进行推程压力角的校核，检验是否满足max的要求。图3-8 诺兰表1根据凸轮的结构确定rb。若凸轮与轴做成一体(凸轮轴)，rbr+rT+25mm；若凸轮单独制造，rb(1.52)r+rT+25mm。式中，r为轴的半径；rT为滚子半径，若为非滚子从动件凸轮机构，则上式中rT可不计。这是一种较为实用的方法，确定rb后，再对所设计的凸轮轮廓校核压力角。2根据max，确定最小基圆半径rbmin。对于对心直动从动件盘形凸轮机构，工程上已制备了几种从动件基本运动规律的诺模图，如图3-8所示。图中上半圆的标尺代表凸轮的推程运动角0，下半圆的标尺代表最大压力角max，直径标尺代表各种运动规律

43、的hrb值。由图上0、max两点连线与直径的交点，可读出相应运动规律的hrb值，从而确定最小基圆半径rbmin。基圆半径可按rbrbmin选取。 第四章 齿轮传动 齿轮传动依靠主动齿轮与从动齿轮的啮合传动来传递运动和动力，是现代机械中应用最广泛的一种传动，具有适用范围大，可实现任意两轴间的传动；效率高、传动平稳；传动比准确；工作安全可靠、寿命长；结构紧凑的优点。本任务主要是学会齿轮传动的特点、应用分类；清楚齿轮啮合的基本定律、齿轮渐开线；掌握渐开线标准齿轮各部分的名称、参数和几何尺寸的含义。第一节 齿轮传动概述1.1传动的特点、应用分类齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接啮合、传递运动和动力的装置

44、。在所有机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递任意两轴之间的运动和动力。齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，适用的功率、速度和尺寸范围大。例如，传递功率可以从很小至十几万千瓦，速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从一毫米至一百五十多米。但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。齿轮传动的主要类型如图4-1所示。(a) 外啮合直齿圆柱齿轮传动 (b) 斜齿圆柱齿轮传动 图4-2 齿廓啮合基本定律示意图图4-1齿轮传动的主要类型1.2啮合基本定律对齿轮传动的基本要求之一，就是保证瞬时传动比i(i=1/2)等于一个恒定不变的值，即主动轮匀角速度转动时，从动轮必须匀角速度转

45、动。否则，由于从动轮角速度的变化，将产生惯性力。这种惯性力不仅影响齿轮的强度和寿命，而且还会引起机器的振动和噪声，影响其工作精度。要保证瞬时传动比恒定不变，对轮齿的齿廓形状有一定的要求。如图示4-2所示，齿轮1和齿轮2的角速度分别为1和2，当齿廓在K点接触时，过K点的两齿廓的公法线N1N2与连线O1O2交于C点。两齿廓上K的速度为 (a) 欲使两齿廓不产生卡死或离开现象，则vk1和vk2在公法线N1N2上的分速度必须相等。即 (b)过O1、O2分别作N1、N2的垂线O1 N1和O2 N2，因为N1 O1 K =K1、N2 O2 K =K2，所以依式（a）、（b）和图4-2可写成 = = (c)

46、又因N1 O1C N2 O2 C，则上式又可写成 = = （4-1）由上式可知，欲保证瞬时传动比恒定不变，则比值应为赏数。由于两轮心连线O1O2为定长，为了满足上述要求，C点（称节点）必须为连心线上的定点。因此，两齿廓形状应满足如下条件：两轮齿廓在任何位置接触时，过接触点时（称啮合点）的公法线必须与两轮的连心线交于一个固定点C。两齿廓形状应具有的这个条件称为齿廓啮合基本定律。凡满足上述定律而互相啮合的一对齿廓，称为共轭齿廓。理论上的共轭齿廓形状很多，但是为了满足强度高、磨损小、寿命长、制造和安装方便等要求，目前在机械制造业中采用的齿廓曲线有渐开线、摆线和圆弧线等。本章仅介绍渐开线齿轮传动。1.

47、3渐开线齿廓1.3.1渐开线的形成和性质如图4-3所示，当直线AB沿半径b的圆作纯滚动时，此直线上任意一点K的轨迹EKD称为该圆的渐开线。该圆称为基圆，直线AB称为发生线。渐开线有下列性质： 图4-3 渐开线的形成 图4-4 渐开线形状与基圆的关系（1）发生线AB在基圆上滚过的线段长NK等于基圆上被滚过的弧长NE，即NK =NE；（2）由于发生线沿基圆作纯滚动，所以线段NK为渐开线上K点的法线。由此可知，渐开线的法线必定与基圆相切。同时，NK又是点的曲率半径，点为曲率中心，因此，渐开线上各点的曲率半径是变化的，点离基圆越远，其曲率半径越大，即渐开线形状越平缓；（3）渐开线的形状决定于基圆大小。

48、同一基圆上的渐开线形状完全相同。基圆越大，渐开线越平直，当基圆半径为无穷大时，渐开线就成为直线（图4-4）; （4）基圆以内无渐开线；（5）渐开线上各点压力角不同，离基圆越远，压力角越大。如图4-5所示，渐开线上点的速度vk与正压力Fn间所夹的锐角K称为K点的压力角。由ONK知，cosK =rb/rk，式中rk为K点到轮心O的距离。因rb为定值，rk为变值。故k随rk的增大而增大。在基圆上压力角等于零。图 4-5 渐开线齿廓上的压力角3.2 渐开线齿廓啮合特点渐开线齿轮传动除满足齿廓啮合基本定律外，还有下列特点：（1）啮合线为一直线 齿轮传动时，两齿廓啮合点的轨迹称为啮合线，由前述可知，任何位

49、置的啮合点必在两轮基圆的内公切线上，故渐开线齿轮传动时的啮合线为一直线（图4-5所示的N1N 2线）；（2）啮合角为常数 啮合线与两节圆的公切线之间所夹的锐角称为啮合角，用表示，如图4-5所示。因啮合线为一条固定直线，故啮合角为一常数；（3）中心距具有可分离性 由于齿轮制造和安装的误差以及轴承磨损等原因，实际工作的齿轮中心距与设计中心距往往是不相等的。但由于渐开线齿轮的传动比等于两轮基圆半径的反比，齿轮制成后，基圆大小是不变的。所以，中心距变化了，传动比不变。这个性质称为渐开线齿轮传动的可分离性。第二节 渐开线标准直齿圆柱齿轮的基本参数和几何尺寸计算2.1 齿轮各部分的名称如图4-6所示为渐开

50、线标准直齿圆柱齿轮的一部分，其各部分的名称与符号如下。图4-6 圆柱齿轮各部分的名称齿顶圆 过齿轮各齿顶端的圆称为齿顶圆，其直径和半径分别以da和ra表示。齿根圆 过齿轮各齿齿根底部的圆称为齿根圆，其直径和半径分别以df和rf表示。齿槽宽、齿厚、齿距 齿轮上相邻轮齿之间的空间，称为齿槽；在半径为rk 的任意圆周上，齿槽的两侧齿廓之间的弧长，称该圆周上的齿槽宽，以ek表示；一个轮齿的两侧齿廓之间的弧长称为该圆周上的齿厚，以sk表示；而相邻两轮齿同侧齿廓之间的弧长，称为该圆周上的齿距，以pk表示。显然 （4-2）分度圆 在齿轮上所选择的作为尺寸计算基准的圆称为分度圆，其直径和半径分别以d 和r表示。该圆上的所有尺寸和参数符号都不带下标K。显然，s+e = p,所以有 （4-3）齿顶高、齿根高、全齿高 齿顶圆与分度圆之间的径向距离称为齿顶高，以ha表示；齿根圆与分度圆之间的径向距离称为齿根高，以hf表示；齿顶圆与齿根圆之间的径向距离称为全齿高，以h表示。显然有 （4-4）基圆、法向齿距 形成渐开线齿轮齿廓的圆称为该齿轮的基圆，其直径和半径分别用db和rb表示；基圆上的齿距称为基圆齿距，以pb表示。相邻两轮齿同侧齿廓之间的法向距离称为法向齿距，即图4-7中的pn。 由渐开线性质可知，渐开线齿轮的基圆齿距和法向齿距相等，但通常法