江苏自考机械设计基础复习重点

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。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。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。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。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。机构运动简图绘制步骤中注意：选择适当的长度比例尺口（口=实际尺寸（m）/图示长度（mm）,该比例尺与制图中的比例正好相反。平面机构自由度计算公式（重点）：（见P14例1.1.13）F=3n-2PL-PHF一平面机构的自由度；n—活动构件数（不包括机架）；PL-低副数；PHk高副数。机构具有确定运动的条件：机构原动件数=机构的自由度 F。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。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）第二章平面连杆机构平面四杆机构中最基本的型式一一铰链四杆机构，即所有运动副都为转动副。铰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。铰链四杆机构中相邻两构件作整圈转动的条件：① 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Imin+lmax<l余1+1余2铰链四杆机构的类型及其判别条件：（重点）当Imin+lmax<I余1+I余2时：机架为最短杆时，属双曲柄机构；机架为最短杆的邻杆时，属曲柄摇杆机构；机架为最短杆的对面杆时，属双摇杆机构；当Imin+lmax>I余1+I余2时：只属于双摇杆机构。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表示：K=（180+°"（180-°）或3=180度（K-1）/（K+1）。°—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°越大，K值也越大。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。

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Y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最大值 心］或传动角的最小值［丫］，即a<［a］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a max或者最小的传动角丫min。当丫max为钝角时，180°—Ymax为最小的传动角。曲柄滑块机构的最小传动角 位置见P32图1233第三章凸轮机构凸轮机构组成：由凸轮、从动件、机架三个构件组成。对心：指从动件的导路方向通过凸轮的回转中心。基圆：以凸轮轮廓最小向径r0为半径所作的圆。升程：从动件最低位置与最高位置之间的距离，是常量。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传动比公式；i12=31/32=n1/n2=Z2/Z1=r2'/r1'=r2/r1=rb2/rb1 ;r1'、r2'一相互啮合两齿轮节圆半径；r1、r2一两齿轮分度圆半径；rb1、rb2一两齿轮基圆半径。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，01P02P为半径所作的两个相切的圆称为节圆。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'=r1'+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。此时；节圆与分度圆分离 r1'>r1、r1'r2'>r2；啮合角大于分度圆压力角即a '>生顶隙大于c*m；齿侧产生间隙。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。渐开线的形状取决于基圆的大小，基圆越大，渐开线越平直。渐开线上压力角ak；渐开线上某点法线方向与该点速度方向之间所夹的锐角。Cosak=rb/rk；式中：rb一基圆半径，为rk一渐开线上K点的向径。渐开线方程：Bk=invak-ak。渐开线啮合特性：①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。啮合线两齿轮啮合点在齿轮传动过程中所走过的轨迹。②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。齿顶高系数ha*和顶隙系数c*，正常齿制，当m>1mni寸，ha*=Lc*=0.25。10标准直齿圆柱齿轮几何尺寸计算公式：（考过了）齿数：ZZ2=i12Z1模数：m选取标准值（分度圆）压力角：aa=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,mx1时，c*=0.35；短齿制：c*=0.3分度圆直径：dd1=mZ1,d2=mZ2齿顶高：haha=ha*m齿根高：hfhf=（ha*+c*）m齿顶圆直径：dada仁di±2ha=(Z1±2ha*)m,da2=d2土2ha=(Z2±2ha*)m齿根圆直径：dfdf仁di±2hf=(Z1±2ha*±2c*)m,df2=d2±2hf=(Z2±2ha*±2c*)m基圆直径：dbdb仁dlcosa=mZ1cos%,db2=d2cosa=mZ2cosa中心距:aa=1/2(d1 ±d2)=m/2(Z2±Z1)顶隙:。c=c*m11直齿圆柱齿轮的正确啮合条件： m仁m2的a1=a2=a,即两相啮合的齿轮的模数和压力角分别相等。12无齿侧间隙啮合及标准安装： si'=e2'或s2'=eT。13一对标准直齿圆柱齿轮按标准中心矩安装时，分度圆必与节圆重合，且必满足无齿侧间隙啮合的几何条件，能实现无齿侧间隙啮合传动。14标准齿轮或零变位齿轮：刀具中线与被加工齿轮分度圆相切。15当ha*=1,a=20度，Zmin=17，即不发生根切的最小齿数。 计算题参考P80例题143。16斜齿轮的螺旋方向区分方法：将齿轮轴线竖起来观察，如齿的倾斜方向与轴线成右上方倾斜属于右旋螺旋。反之为左旋螺旋。17斜齿圆柱齿轮的正确啮合条件：①两轮法面模数相等；②两轮法面压力角相等；两轮分度圆圆柱面上螺旋角大小相等，外啮合两轮旋向相反；内啮合两轮方向相同。用公式表示：mn1=mn2=mnan1=an2=ap1=±p218题149 (做理论啮合线、节点、节圆);19锥齿轮大端模数为标准值第五章轮系及其传动比计算轮系分类：根据传动时各轮轴线相对机架的位置是否固定，分为定轴轮系和周转轮系。定轴轮系：各齿轮轴线位置都是固定的，则这种轮系称为定轴轮系。周转轮系：轮系在传动时，若其中至少有一个轮系的轴线相对于机架的位置不是固定的，而是绕另一轴线转动，则称为周转轮系。齿轮 2兼有自转和公转，故称为行星轮；支撑行星轮 2固定的构件的轴线位置H称为系杆；齿轮1和3绕固定轴线O1回转，且与行星轮相啮合，称为中心轮图1.5.3周转轮系周转轮系按其自由度分为：当 F=2时为差动轮系；当F=1时为行星轮系。定轴轮系的传动比：i1k=31/3k=所有从动轮齿数的乘积/所有主动轮齿数的乘积方向：i1k=31/3k=(-1)m(次方)所有从动轮齿数的乘积/所有主动轮齿数的乘积m外啮合的次数按此公式计算结果为正则方向相同，反之相反。周转轮系的传动比：采用运动倒置法(反转法)构件代号原角速度转化后角速度13131（H次方）=31-3H23232（H次方）=32-3H33333（H次方）=33-3HH3H3H（H次方）=3H-3H=0ilk（H次方）=^1（H次方）/3k（H次方）=（31-3H）/（cok-coH）=（-1）（m次方）(Z2Z3・・・Zk)/Z1Z2，..・Z(k-1)(记住)P119例1.5.3: P120例1.5.4。组合轮系传动比计算： 参考P122例1.5.5和例1.5.6图见P114中图1.5.6。第六章和第七章考试不作要求第八章回转件的平衡1冈『性回转件(变形很小的称为刚性件)分为静平衡和动平衡。根据回转件的轴向宽度 b与其直径D的比值，将刚性换转件的不平衡状态分为静不平衡和动不平衡。 对于宽径比b/DV0.2的盘状换转件，需进行静平衡设计；宽径比b/D>0.2的需进行动平衡设计。要消除静不平衡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。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.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。周期性速度波动：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。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。平均速度3m和速度不均匀系数S：3m=(3max-3min)/2,3=(3max-3min)/3m飞轮的转动惯量计算：JF\900「W/n平方nm平方「3」，结论：当［W］与［3］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。飞轮的设计计算步骤：①根据已知阻力矩 Mr求驱动力矩Md由于Wd=Wr则Wr=S(Mr)=Mck2n②计算△弓、△E2并作出能量指示图； ③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。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F起拉伸作壬（mm（设计 强度条件为： []MPa--验算用 或4VT]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，只有工作载荷用，防断。直径d式中：d1-----螺杆危险截面直径（mm）[（T]许用拉应力N/mm2（MPa）2） 紧螺栓联接一一工作前有预紧力①受横向工作载荷的紧螺栓联接 普通螺栓联接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 F'ZF'mKfFR （4-14）式中： 一一接合面间的摩擦系数； Z--联接螺栓数；m――结合面数；K--可靠性系数，KS=1.1~1.3；F r——横向工作载荷（N）；F'——预紧力（N）。设计公式为：d1f134F-¥螺栓上的总拉力：F设计公式为：d1f134F-¥螺栓上的总拉力：F0FF-可取F“ （0.2~0.6）F；[]强度条件验算公式：为式ca -2[]1/4d；②受轴向工作载荷的紧螺栓联接F----剩余预紧力（N），当载荷F无变化时，当载荷F有变化时，可取F，-（0.6~1.0）F。强度条件的验算公式：(MPa强度条件的验算公式：(MPa设计公式：d1J22V[](mr)if(公称直径）点前数字为公称抗拉强度 B的点前数字为公称抗拉强度 B的1/100，点后数字为公标记方法由圆点及其前后两部分数字组成，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。第二章带传动普通V带按截面尺寸由小到大分Y、Z、A、BC、DE七种型号。V带的楔角都是40°，普剧带两侧面为工作面；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。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。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：式中：1—紧边拉应力， c—离心应力，b1—小带轮处弯曲应力。

max1cbl>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225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。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。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i常数，瞬时链速和瞬时传动比都是作周期变化的， 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。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^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。链节数取偶数，为了磨损均匀，链轮齿数宜取奇数。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齿轮传动的失计形则①羿折式齿轮传动点主要发齿轮磨损断④齿面胶蚀及⑤面性流动设计时按齿根弯曲疲劳强度和接触疲劳强度进行，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。当采用软齿面磨轮传动时，小磨轮磨面硬度应比大磨轮高；当采用硬磨面磨轮传动时，可取大、小磨轮硬度值相同。磨形系数Yf的大小与磨的形状有关而与模数m无关。齿数越多，Yf就越小，磨根应力f就越小v2_ 一一F2KFlYfs 』Y［F］（N/mr2）,Yfs——复合磨形系数。bmbmZ1FS由上式知：m增大，f变小，L-"增大，即增大模数m磨根弯曲疲劳强度增加。FL_fJ带入计算才能保证强度要求。Yfs［―'越小（或yfs/［f］L_fJ带入计算才能保证强度要求。Yfsy

FSF1YfS1YfS2一对磨轮传动时，两轮的接触应力hiH2，而许可应力通常不等［hJ［H2】°一对磨轮中，［h］越小，强度越弱，所以取小的带入计算。因为 H1H2，［h］越小，IM越小，强度越弱。H考虑磨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，取大磨轮宽度b2比小磨轮宽度b1小510mm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Fa2主动轮上Fai小相等，方向相反。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FtFFr/-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第五章蜗杆传动中间平面：通过蜗杆轴线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。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。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 “为标准值。di和m的比值称为直径系数，用q表示。q虫。m蜗杆头数乙，若传动效率高，就要求导程角 大时，可取乙多些。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Ft2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Fti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。传动轴一一工作中只传递转矩，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；转轴一一既要承受弯矩作用，又要承受转矩；如齿轮轴。轴的结构：参考书上P248页图2.6.10轴的结构。常见错误如下：⑴最左端轴①处应该比带轮短；⑵轴②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；⑶轴③处滚动轴承为过盈配合不需要键；⑷轴③和轴④之间，轴④应比齿轮宽度略小23 mm否则轴肩欠定位；⑸轴⑥处轴肩高度应大于轴承内圈的高度，否则轴承无法拆卸；⑹轴④处键不宜太长，不能到轴⑤处。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C或圆角半径r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。零件在轴上的周向固定，常采用销、过盈、键联结、花键联结等。|955106P P6按扭转强度（或剪应力）估算轴径的设计公式为d39.5510C3「（mm），没有考虑弯矩的\°.2[]n\n作用，该公式不要求记住。Me.M2（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。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空虫竺:p]（记住公式），若一个键lh/2hid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。平键的正确联接图导向平键与普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。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