(完整版)机械原理笔记

1、运动副：两构件直接接触形成的可动联接(参与接触而构成运动副的点、线、面称为运动副元素)低副：面接触的运动副(转动副、移动副),高副：点接触或2、自由度：构件具有的独立运动的数目(或确定构件位置的独立参变量的数目)2、绘图步骤：判断运动副类型，确定位置；合理选择视图，定比例μ;绘图(机架、主动件、从动件)2)局部自由度：指某些构件(如滚子)所产生的不影响整个机构运动的局部运动的自由度。解决方法：注：平面机构的常见虚约束：(1)不同构件上两点间的距离保副且其轴线相互重合，这时只有一个转动副起约束作用。(4)完全对称的构件注：如果加工误差太1、高副低代：在平面机构中用低副(转动副或移动副)代替高副的方法。3、杆组的级别：由杆组中包含的最高级别封闭多边形来确定的。Ⅱ级杆组由两个构件和3个低副组成的(有五种不同的形式),Ⅲ级杆组由4个构件和6个低副组成的，把由机架和原动件组成的机构称为I级杆组2)从远离原动件的处开始拆杆组(先试拆Ⅱ级杆，如不能，再拆Ⅲ级杆等)3)接着在剩余的机构中重复(2)的步骤注：剩余机构不允许出现只属于一个构件的运动副和只有一个运动副的构件(原动件除外),5、机构的级别：所拆的杆组的最高级别即为机构的级别.b)2。1研究机构运动分析的目的和方法2、方法：①图解法：速度瞬心法、相对图解法②解析法③实验法①定义法：(1)若两构件1、2以转动副相联接，则瞬心P12位于转动副的中心(2)若两构件1、2以移动副相联接，则瞬心P12位于垂直于导路线(3)若两构件1、2以高副相联接，若在接触点M处作纯滚动，则接触点M就是它们的瞬心；若在,逆时针,逆时针注：两构件的角速度与其绝对速度瞬心至相对速度瞬心的距离成反比，P13在P34和P14的同一侧，因此W1和W3的方向相同；在之间时，方向相反。注：角速度与连心线被轮廓接触点公法线所分割的两线段长度成反比。2。3用相对方程图解法求机构的速度和加速度1、同一构件上点间的速度和加速度的求法：(法向加速度与切向加速度矢量都用虚线表示)析速度多边形特性：析??(1)p点为构件上所有绝对速度为零的影像；代表该点在机构图中同名点的绝对速度，方向为从p点指向该点；(3)连接p点以外的任意两点矢量为该两点在机构图中同名点的相对速度，指向：矢量代表速度(相反);(4)同一构件上各点的位置所构成的多边形与这些点的速度矢量终点所构成的相似，而且二者字母绕行的顺序相同。(1)π点为构件上所有绝对加速4相目用瞬心法求出绝对瞬心P₃则：注意：(1)哥氏加速度方向是相对速度沿W的转动方向转90度(2)例1中使用了扩大构件法，尽可能选择运动已知或运动方向已知的点为重合点。(3)所求的点的速度和加速度都只是在这一机构位置时满足要求的点。2。4用解析法作机构的速度和加速度分析1、解析法：先建立机构的位置方程，然后将位2.5运动线图注：(1)已知位移线图，可用计算机进行数字微分或图解微分直接作出相应的速度和加速第三章平面连杆机构及其设计传动积累误差较大(只能近似实现给定的运动规律；2)设计计算比较复杂；3)作复杂运动和往复运动的构件构成：3。四杆铰链运动链成为曲柄摇杆机构的条件：特例：若两个构件长度相等且均为最短时：3。四杆铰链运动链成为曲柄摇杆机构的条件：特例：若两个构件长度相等且均为最短时：(1)若另外两个构件长度(2)若另两个构件长度相时有三个整转副，相(其中e偏心距离)偏置曲柄滑块机构对心曲柄滑块机构偏置曲柄滑块机构3.偏心轮机构：若将转动副B的半径扩大到比曲柄AB的长度还要大，则曲柄滑块机构转化为偏心轮机构。(扩大转动副)注：在含曲柄的机构中，若曲柄的长度很短，在柄状曲柄两端装设两个转动副存在结构设计方面的问题，故常常设计成偏心轮机构。4、取不同构件作机架：5.各种不同的平面四杆机构都是通过“改换机架、转动副转化为移动副及改变移动副结构等演化而成的.3.3平面四杆机构的主要工作特性1.杆长之和条件：最短杆与最长杆长度之和小于等于其它两杆的长度之和。2.转动副为整转副的充分必要条件：组成该转动副的两个构件中必有一个为最短杆，且四个构件的长度满足杆长之和条件。对时有四个整转副。最短杆本身为机架最短杆相对的杆为机架双摇杆机构(I)不满足杆长之和条件双摇杆机构(Ⅱ)4.行程速度变化系数：K=从动件快行程平均速度/从动件慢行程平均速度(K大于等于1)极位夹角θ:当摇杆处于两极限位置时，对应的曲柄位置线所夹的角.范围：(0,180)5、急回特性：从动件正反两个行程的平均速度不相等。)8)88.死点位置：曲柄摇杆机构中取摇杆为主动件时，当曲柄与连杆共线时，连杆对从动件曲柄的作用力通过转动中心A,传动角为零，力矩为零，称为死点位置。BCD成一直线，机构处于死点位置，即使工件的反力很大，夹具也不会自动松脱，该例为利用死点位置的自锁特性来实现工作要求的。3。4实现连杆给定位置的平面四杆机构运动设计①连杆位置用铰链中心B、C表示：②连杆位置用连杆平面上任意两点表示：转换机架反转法":如果把机构的第反转法":如果把机构的第体检山冻加红CiD与C1D1.按连架杆对应位移设计四杆机构：①求解两连架i个位置AiBiCiDi看成一刚体(即刚化),并绕点D重合，称之为"刚化反转法"②给定两连架杆上三对对应位置的设计：注意：在工程实际中AB杆长度是根据实际情况确定的，改变B点的位置其解也随之改变，故实际连架杆三组对应位置的设计问题也有无穷多个解。可减少作图线条，仅将DB的B点转动相应的角度得出B点。2.已知两连架杆的两组对应位移，设计实现此运动要求的含一个移动副四杆机：3。按给定的从动件的行程和K设计四杆机构：步骤：由k计算极位夹角θ;任选固定铰链中心D,由14和ψ作出的两极限位置C¹D和C2D;连接C1和C2过C1、C2作与C1C2成∠C1C2N=90-θ的直线C10、C20,得交点0;以0为圆心OC1为半径在圆弧上任选一点A作为固定铰链中心；以A为圆心，AC2为半径作AC1于E,平分EC1,得曲柄长度12.再以A为圆心，为12半径作圆交AC1和AC2的延长线于B1,B2。B1C1=13注意：见书97、98页2.罗培兹定理：铰链四杆机构连杆上任一点的轨迹可以由三个不同的铰链四杆机构来实现。补充：四杆机构设计的条件：(见右上图)在按给定行程速比系数设计四杆机构时，由图3-4中△AC₁C₂可知，∠A为机构的极位夹角8,两邻边为θ,AC₁=ba,AC₂=b+a,其中a及b分别为曲柄和连杆的长度，而对边C;C₂的长度为握杆C点的两极限位置的距离，即CC2=2lcøsin(ψ/2)。由此可见，△AC₁C₂集中反映了此机构的运动、儿何对参数(即Lo,a,b和角θ及ψ)的关系。因此，此类设计题目的求解一般可归结为如何按给定条件确定出机构的两个极端位置所形成的△AC₁C₂,并由此确定机构的运动尺寸参数。一般当已知机构摇杆CD)或(滑块C)的两个极限位置和行程速比系数K(即已知8角)时，若采用图解法，则可根据已知条件做出曲柄转动中心A所在的圆；若用解析法，判可根据△AC₁C₂,并按余弦定理来建立角e与其二边的关系式。至于在此圆上A点位置的确定或该方程式的求解，还需另给定·些附加条件方可确定。通常，附加条件有以下几种情况：策①要求设计成为某→四杆机构，如设计成曲柄掘秆机构，或双曲柄机构或双摇杆机构等；②给定固定铰链A、D安装位置的某些限制，如要求A、D位于同一水平线上等；4.③已给定该四杆机构中除连杆之外的某一杆的长度，如给定曲柄AB的长度l或摇杆CD的长传力不大的场合；凸轮轮廓加工比较困难；从动件的行程不能过大构件，占据空间小。优点：对高副接触，易磨损，只适用于2、应用：实现无特定运动规律要求的工作行程；实现有特定运动规律要求的工作行程；实现对运动和动力特性有特殊要求的工作行程；实现复杂的运动规律构)②:按从动件的型式分：尖底从动件、滚子从动件、平底从动件(按机架的运动形式分为往复直线运动的直动从动件和往复摆动的摆动从动件)③按凸轮与从动件维持接触(锁合)的方式分：力锁合(重力、弹簧4。2从动件的运动规律基圆：指以凸轮轮廓曲线最小失径ro为半径的圆从动件运动线图：指通过微分可以作出的从动件速度线图和加速度线图。2、按照从动件在一个循环中是否需要停歌及停在何处等，可将凸轮机构从动件的位移曲线分成如下四种类速度：v=w(c₁+2c₂φ+3c₃φ²+4c₄p³+…+nc,φ”-)加速度：a=w²(2c₂+6csφ+12c₄φ²+…+n(n-1)c,φ"-2)注意：式中w为凸轮的转角(rad);c0,c1,c2,…。cn为n+1个待定系数。①这n+1个系数可以根据对运动规律所提的n+1个边界条件确；②对从动件的运动提的要求越多，相应多项式的方次n越高③一般取n为1、2、5(1)n=1的运动规律(等速运动规律)s=Co+C₁φv=CQ)a=0其推程的边界条件为：φ=0s=0,φ=φs=h注：从动件在运动起始位置和终止两瞬时的加速度在理论上由零值突变为无穷大，惯性力也为无穷大。由此的冲击称为刚性冲击。适用(2)n=2的运动规律(等加速等减速运动规律)推程等加速运动的边界条件为：φ=0s=0v=0;φ=φ/2,s=h/2注：在运动规律推程的始末点和前后半程的交接处，加速度为有限值，这种由于加速度发生有限值突变而引起的冲击称为柔性冲击。适用于中速轻载(3)n≥3的高次多项式运动规律：适当增加多项式的幂次，就有可能获得性能良好的运动规律.但幂次越高，要求的加工精度也愈高。(4)简谐运动(余弦加速度)运动规律：:,仍有突变，故存在柔性冲击，适用于中速中载(5)摆线运动(正弦加速度)运动规律：))注：这种运动规律的速度及加速度曲线都是连续的，没有任何突变，因而既没有刚性冲击、又没有柔性冲击，可适用于高速轻载。在选择从动件的运动规律时，除了要考虑刚性冲击和柔性冲击以外，还要对各种运动规律所具有的最大速度vmax(动量)和最大加速度amax(影响惯性力)及其影响加以比较.4、组合运动规律：为了获得更好的运动特性，还可以将以上各种运动规律组合起来加以应用，组合时应遵循的原则：(1)对于中、低速运动的凸轮机构，要求从动件的位移曲线在衔接处相切，以保证速度曲线的连续，即要求在衔接处的位移和速度应分别相等。(2)对于中、高速运动的凸轮机构，要求从动件的速度曲线在衔接处相切，以保证加速度曲线连续，即要求在衔接处的位移速度和加速度应分别相等。5、修正梯形组合运动规律：修正梯形组合运动规律修正梯形组合运动规律4.3按给定运动规律设计凸轮轮廓曲线——作图法1、设计原理：已知从动件的运动规律[s=s(j)、v=v(j)、a=a(j)]及凸轮机构的基本尺寸(如ro、e)及转向，求凸轮轮廓曲线上点的坐标值或作出凸轮的轮廓曲线.2、反转法原理：给正在运动着的整个凸轮机构加上一个与凸轮角速度w大小相等、方向相反的公共角速度 (一w),这样，各构件的相对运关系并不改变，但原来以角速度w转动的凸轮将处于静止状态；机架(从动件的导路)则以(-w)的角速度围绕凸轮原来的转动轴线转动；而从动件一方面随机架转动，另一方面又按照给定的运动规律相对机架作往复运动。①尖顶直动从动件盘型凸轮机构：1.尖顶直动从动件盘型凸轮机构1.尖顶直动从动件盘型凸轮机构②滚子直动从动件盘形凸轮：轮廓曲线的设计步骤：(1)将滚子中心作为尖顶从动件的尖顶求出理论轮廓(2)再求滚子从动件凸轮的工作轮廓曲线即实际轮廓曲线。注意：(1)理论轮廓与实际轮廓互为等距曲线；(2)凸轮的基圆半径是指理论轮廓曲线的最小向径。(3)按w方向划分圆R得A0A1、A2……等点；即得机架(4)找从动件反转后的一系圆柱凸轮可以展成平面移动凸轮4。4平面凸轮轮廓曲线的设计(解析法)①直动从动件盘形凸轮机构：XXcos(n4)-sin(η4)三s+Soy7sin(η@)cos(ηq)e凸轮顺时针转时η=1;凸轮逆时针转时n=-1。4。5凸轮机构基本尺寸的确定1、压力角a:接触点法线与从动件上力作用点速度方向所夹的锐角。(凸轮作用于从动件的驱动力F是沿法线方向传递的，可分解为沿从动件运动方向的有用力和使从动件紧压导路的有害分力)注：①机构自锁：当α超过一定数值摩擦阻力将超过有用分力，此时无论驱动力多大都不能推动从动件。出现自锁时的压力角称为极限压力角=-1,为负偏置。③滚子半径的确定：论曲线内凹时=p+>0实际轮廓为光滑曲线论曲线外凸时=P-1.平底总长=-1,为负偏置。③滚子半径的确定：论曲线内凹时=p+>0实际轮廓为光滑曲线论曲线外凸时=P-1.平底总长加大基圆半径避免运动失真2、按许用压力角确定凸轮回转中心位置和基圆半径：①直动移动从动件盘型凸轮机构②①直动移动从动件盘型凸轮机构凸轮轮廓必须外凸，且轮廓的向径不能变化太快凸轮轮廓必须外凸，且轮廓的向径不能变化太快由于P为构件1、2的瞬心第五章齿轮机构及其设计5。1齿轮机构的应用和分类1、齿轮的应用：用于传递空间任意两轴之间的运动和动力。2、按照一对齿轮传动的角速比是否恒定分为：(1)圆形齿轮机构(固定);(2)非圆齿轮机构(变化的)3、分类：①平面齿轮机构：用于传递两平行轴之间的运动和动力。分为：直齿圆柱齿轮机构、斜齿圆柱齿轮、人字齿圆柱齿轮曲线齿圆柱齿轮机构5.2齿廓啮合基本定律5.3渐开线及渐开线齿廓该圆的平面上的轨迹弧AK,称为该圆的渐开线。该圆为基圆，半径为rb于基圆的大小，当基圆半径为无穷大时，其渐开线为垂直于NK的直线(6、渐开线齿廓的啮合特点：(1)渐开线齿廓的啮合线是直线(啮合线、齿廓接触点的公公或及网基圆的一条内公切线三线重合)(2)啮合角不变，是随中心距而定的常数(啮合角：过节点所作的两节圆的内公切线(t—t)与两齿廓接触点的公法线所夹的锐角。用a'表示，啮合角在数值上等于节圆上的压力角)5。4渐开线齿轮各部分的名称及标准齿轮的尺寸0o0步相言②齿数，模数，压力角是决定渐开线形状的三个基本参d=mz,p=πm外啮合标准直齿圆柱齿轮几何尺寸计算公式代号基圆直径dh.hd.p5eadn=d₁-2h;=m(x₁-2h;-2c'),da=m(x等于分度线(不是圆)上的齿距和模数。③齿条齿廓上各点的压力角均相等，且数值上等于齿条齿形角.5。5渐开线直齿轮的啮合传动1、B,B2为实际啮合线(B2为一对齿开始啮合点，B1为开始分离点),NN₂为理论啮合线.注：B2是齿顶圆与啮2、渐开线齿轮传动的正确啮合条件：两轮的模数和压力角必须分别相等.注：法向齿距与基圆齿距相等，可得Po=πm;cosa;3、齿轮传动的无侧隙啮合条件：一齿轮轮齿的节圆齿厚必须等于另一齿轮节圆齿槽宽.4、标准齿轮的安装：一对模数、压力角均相等的标准齿轮，分度圆相切的安装。注：(1)标准安装的齿轮实现无侧隙啮合。(2)标准中心(3)非标准安装：其中心距大于标准安装中心距。(4)顶隙：一对相互啮合的齿轮中，一个齿轮的齿根圆与另一个齿轮的齿顶圆之间在连心线上度量的距5、渐开线齿轮连续传动的条件：B₁B₂≥Pb,重合度(或重叠系数)],:许用重合度B,P=B,N₁PN6、重合度与基本参数的关系： 注：重合度的物理意义：表明同时参加啮合的轮齿对数的多少，如Eo=1表示只有一对齿啮合，Ea=2表示始终有两对齿同时啮合，Ea不为整数时分为双齿啮合区和单齿啮合区。E值越大，啮合时间越长，承载能力和传动的平稳性都有提高，它与模数无关，随齿数Z的增大而增大。5。6渐开线齿廓的展成加工及根切现象1、齿轮的加工方法：仿形法，展成法(应用广泛)2、展成法切削加工原理：①齿轮插刀切制齿轮②齿条插刀切制齿轮③滚刀切制齿轮3、标准齿条形刀具切制标准齿轮：刀具仅比标准齿条在齿顶部高出c*m一段，其余部分一样齿条刀中线与齿轮坯分度圆相切纯滚动。这样切出轮必为标准齿轮4、渐开线齿廓的根切现象：用范成法切制齿轮时，有时刀具会把轮分，这种现象称为齿廓根切，产生的原因当刀具齿顶线与啮合线的交点超过啮合极限点N之外，便将根部已切制出的渐齿廓再切去一部分6、渐开线标准齿轮不发生根切时的最少齿数：5.7变位齿轮1、变位的目的：1)z<zmin时；2)小齿轮强度低大齿轮严重；3)a’≠a2、齿轮的变位：改变刀具与轮坯径向相对位置，使刀具中线不与齿轮分度圆相切加工齿轮的方法，称为径向变3、变位齿轮的切制：齿条刀中线相对被切齿轮分度圆可能有三种情况(X为径向变位系数)节4、最小变位系数：同一把齿条刀切出齿数相同的标准齿轮、正变位及负变位齿轮的轮齿，齿廓是相同基圆上的渐开线(齿形一样),只是取渐开线的不同部位作为齿廓。(见上图)5、不发生根切的条件6、变位齿轮的基本尺寸：①齿厚：被切齿轮分度圆齿厚等于齿条刀节线上的齿②齿根圆：齿根高h,=m(h²+c'-x)③齿顶圆：变位齿轮的齿顶高仅决定于轮坯顶圆的大小，如果为了保证全齿高为标准值(2ha+c*)m,则正变位齿顶圆直径：d。=mz+2h5.9平行轴斜齿圆柱齿轮机构1、齿廓曲面的形成：(1)渐开线直齿圆柱齿轮齿面的形成：当发生面沿基圆柱作纯滚动时，若平行于齿轮的轴线的直线kk‘在空间的轨迹为直齿圆柱齿轮的齿面。(2)渐开线斜齿圆柱齿轮齿面的形成：发生面沿基圆柱作纯滚动时，而若与基圆柱母线成一夹角βb的直线在空间的轨迹则为斜齿圆柱齿轮的渐开螺旋面。注：分度圆柱面上的螺旋角简称螺旋角，用β表示，不同圆柱面上的螺旋角不相等。3、啮合特点：一对斜齿轮啮合时，齿面上的接触线由短变长，再由长变短，减少了传动时的冲击和噪音，提高了传动平稳性，故斜齿轮适用于重载高速传动.4、斜齿圆柱齿轮的基本参数：分为法面参数、端面参数和轴面参数(暂不讨论),分别用角标n、t、x区别。②压力角：②压力角：7、重合度：斜齿圆柱齿轮传动其在啮合线上的长度比btg注：可见斜齿轮的重合度随螺旋角β和齿宽b的斜齿轮的法面齿形相当的直齿轮，称这个虚拟的直齿轮为该斜齿的当量齿dd三(2)将由法面参数求得的端面参数表达式代入基本尺寸计算公1、分类：按蜗杆形状分(1)圆柱蜗杆传动(普通圆柱蜗杆传动、圆弧圆柱蜗杆传动)(2)环面蜗杆传动(3)锥面蜗杆传动压力角②压力角：α=20°③蜗杆头数Z1和蜗轮齿数Z2:Z1范围：1—4分度或4、蜗杆传动的正确啮合条件4、蜗杆传动的正确啮合条件⑦蜗杆蜗轮的传动比五甘灶功工传⑦蜗杆蜗轮的传动比五甘灶功工传左旋时用左于，皆相旧网竹的角还反力同弯曲，拇指所指的方向就蜗杆的轴向力方向，根据作用力与反作用力，拇指的反方向就是蜗切向力方向.也可根据蜗轮的方向反过来判断蜗杆的旋向和转向.5.12圆锥齿轮机构b1、轴交角ä:直齿圆锥齿轮传动用于传递相交轴间的回转运动，用轴交角ä来表示两回转轴线间的位置关2、轮齿分布在圆锥体上，直齿圆锥齿轮传动中有五对圆锥：分度圆锥、齿顶圆锥、齿根圆锥、基圆锥、节3、球面渐开线的形成：与基圆锥相切于NO',且半径R等于基圆锥的锥的扇形平面沿基圆锥作相切纯滚动时，该平面上一点K在空间形成一条渐开线，半径逐渐减小的一系列球面渐开线的集合，就组成了球面渐于注：因球面渐开线不能展成平面，实际使用的圆锥齿轮齿廓不是球面渐开线，而用近似的方法用背锥齿廓代替4、背锥：与球面相切于大端节圆处的圆锥，称为大端的背锥，背锥展开成扇形齿轮，假想将扇形齿轮补全为完整的圆形齿轮，此即为当量齿轮，其齿数称为当量齿数。7、直齿圆锥齿轮的啮合传动：①基本参数标准值(圆锥齿轮的基本参数大端为标准值):h₀=1,c*=0.2②直齿圆锥齿轮的正确啮合条件：m₁=m₂=m,α₁=a₂=α,R₁=R₂=R(式中m,a为大端上的模数和压力角。)③重合度：按当量齿轮进行计算④传⑤标准直齿圆锥齿轮的几何尺寸的计算：(1)节锥角(节圆锥锥角d')(3)顶锥角根锥角(da和df):(a)不等顶隙收缩齿：δ=δ+0。,δ,=δ-0,二第6章轮系及其设计6.1轮系及其分类转轮系(分为差动轮系和行星轮系):当齿轮系转动时，若其中至少有一个齿轮的几何轴线绕另一齿轮的固6.2定轴轮系的传动比(必考)1、传动比：指输入轴与输出轴的角速度(或转速)之比13、定轴轮系的应用：①实现大传动比传动②实现较远距离的传动③实现换向传动④实现变速传动⑤实现多分路传动6.3周转轮系的组成及传动比行星轮：既绕自身的几何轴线02自转，又随同转臂H绕几何轴线01左原周转轮系中转化机构中中心轮1O₃O6.4复合轮系的传动比及应用2、周转轮系和复合轮系的应用：①实现大传动比②实现运动的合成③实现运动的分解④实现变速、换向传动⑤实现结构紧凑的大功率传动⑥利用行星轮输出的复杂运动满足某些特殊要求6。5行星轮系各轮齿数和行星轮数的选择1、设计行星轮系时，其各轮齿数和行星轮数的选择必须满足四个条件，才能装配并正常运转和实现给定的2.双万向联轴节：将两个单万向铰链机构串联使用，构成2.双万向联轴节：将两个单万向铰链机构串联使用，构成双万向铰链②同心条件：要求基本构件(两个中心轮和转臂)在同一轴心线上③装入k个行星轮的装配条件：装好第一个行星轮后，固定中心3,将转臂转过转角jn=2p/k,中心轮1相应地转过)(Y是整数)④邻接条件：当行星轮的个数较多时，要考虑相邻两行注：可将以上几个公式合并成一个总的配齿公1、主从动轮转向关系确定的3种情况：①各轮轴线均相互平行：可用正负号确定转向关系，通过(-1)"确定或在图上画箭头.②各轮的轴线并不都平行，但首末两轮的轴线相互平行：仍可用正负号确定两轮的转向关③轮系中首末两轮的几何轴线不平行：不能用正负号表示，只能在图上画箭头的方法表示。2、周转轮系传动比计算注意事项：①召是转化机构中主动轮1与从动轮2的传动比，其大小和正负号按定轴轮系来算，但正负号仅仅表明转化机构中轮1绝不反应周转轮系中两轮的绝对转向之间的关系②转化机构中各轮转向用虚线箭头表示，将各轮系的实际转向根据最后的计算结果用实线箭头表示，实际转向既不能用(一1)"判断，也不能用画箭头的方法判定，只3、一个复合轮系中，周转轮系的个数并不取决于行星轮的数目，而是决定于系杆的个数，而且行星架不一7。1万向联轴节注：当轴1以等角速度回转时，轴2以变角速度回转关系cosα≤a₂≤/cosaxx影响其瞬时角速度比的大小，对于双万向联轴节可保7。2螺旋机构1、螺旋机构：由螺旋副联接相邻构件而成的机3、螺旋机构特点：优点：1)摩擦损失小、效率在90%以上；2)磨损很小，传动精度高；(2)双向式棘轮机构：可将棘爪提起并绕自身轴线转180度放下，实现棘注：两种棘轮转角的调整：①改变曲柄的转角②利用b)可得：θ>φ1.槽轮机构特点：工作可靠，结构简单，效率高，能较平稳地间歇性转位，但槽轮的转角大小不能调节，在槽轮转动的始末位置加速度变化较大，有冲击。2。槽轮机构的动停比k:②槽轮径向槽数目z的选③槽数不宜过多，但槽数越多，动力特性好，运动平稳，综合考虑槽数z取4、6、8K=1~5z=4,5=槽轮径向槽数目z及圈销数目K的选z≥3注：内槽轮机构只可以用一个圆销7.5其他机构1、不完全齿轮机构：由齿轮机构演化而来的，主动齿轮上只制出一个或几个轮齿，当时，使从动齿轮作间歇运动。不完整齿轮齿条机构：主动齿轮上只制出一个或几个轮齿，主动轮匀速转动，带动齿条往复移动.2、凸轮式间歇运动机构：3、非圆齿轮机构：传动比按一定规律变化，用在要求从动轴速度需要按一定规律变化场合φ=arctgfφ=arctgf1.分类：①作平面复杂运动的构Fi=-masM=-J₂α可用等于Fi的总惯性力F'代h=M:/F9.3运动副中摩擦力的确定作用方向，φ:摩擦角Rx:B对A的反作用tgφ=F,/N=f注：β<φ:自锁；β=0:等速运动或静止；β>φ:加速运动.F,=fN=b)b)①径向轴颈转动副中的摩擦力： Q=Ra=√N²+F=N√1+fM,=Rmp=F,r=fNr=√f注：——当量摩擦系数，则p=frM,=Qfor可见：(1)总反力RBA相对于载荷Q的作用线的偏移距离p值只决定于当量摩擦矩阻止相对运动，故RBA对轴心的力矩方向必与WAB的方向相反。(2)驱动力矩M与载荷Q可合并成一个力Q',Q’的作用线偏移距离h,则：例题：例3(书P360,例9-3)已知机构位置、主动力F及各转动副半径r和当量摩擦系数f0。求各转动副中的受力方向线和作用在构件3上的阻力矩M3。(注意：力和约束只能画其中一个)例5:画出BC杆的受力(由已知运动判断连杆BC受压)4对于跑合轴承：9。4不考虑摩擦力的机构力分析如果只有低副，则有P=3n显然，各级杆组均符合静定条件。2、机构动态静力分析步骤：①对机构进行运动分析(作出速度、加速度图);④完整地画出各级杆组受力分析图及整个机构的力多边形.1、速度多边形杠杆法：一种求平衡的简易方法。在很多情况下，我们只需求出该机构的平衡力或平衡力矩，无需求出机构中各运动副的反力。注意：法2:将所有外力沿同一方向回转90度，平移到速度Fb们平移到转向速度多边形中的影像点a和b上，对极点取力矩例9-8已知惯性力Fi2、惯性力矩Mi2,外力F3,求平衡力Fb或平衡力矩Mb。b)∑m,=0∑m,=0F₂pd+F,Pb-Fcb-Fpc第10章平面机构的平衡1、静平衡(也称单面平衡):当宽度b与直径D之比b/D≤0。2时，转子中的各不平衡因素可近视认为发矢量m₀,称为质径积，相对的表达了各质量在同一转速下离心力的大小和～.达到平衡.达到平衡.2、动平衡(双面平衡):当b/D≥0。2时，回转件的质量不能视为分布在同一平面内.有时不同平面内的不刚性转子的动平衡计算(质量分布不在同一回转面内):此时，在一个回r0’、r0”加上质量m0’、m0”,以代替原来的不平衡质量m1、m2、m3,并满足下式，则该回转件同样可以得到平衡。原来质m1、m2、m3所引起的不10。5机架上的平衡2、完全平衡法：在某些构件上加相应的对重(平衡质量)①四杆机构的平衡：(1)将构件2的质量代换到B、C两点(2)平衡构件1:对重为(3)同理，平衡构件3:(4)加上对重m、m后，可以认为所有质量集中在A、D两点(5)总质心在A、D连线上，(1)使构件2、3的总质心在B点，加对重m”:(2)再加对重m'将质心移到A点：3、近似平衡法(连杆上安装配重不便时采用1)将连杆2的质量代换到B和C:2)平衡曲柄AB:3)平衡滑块惯性力引起的动反力：注：水平力Fic使曲柄和滑块处产生动压力h和R43,因此，在机座上便受到一个力偶矩R34