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机械设计要点总结第一章 平面机构自由度和速度分析 1、构件自由度的概念； 构件相对于参考系的独立运动 2、一个作平面运动的独立构件的自由度； 3、运动副的概念； 4、平面运动副的类型及约束； 5、机构运动简图的绘制； 6、机构自由度的概念； 机构相对机架具有的独立运动的数目 7、机构能够运动其自由度应满足的条件；机构具有确定运动的条件； 8、平面机构自由度的计算及注意事项； 9、速度瞬心的概念； 10、求作速度瞬心及应用速度瞬心进行机构速度分析。 第二章 平面连杆机构 1、平面铰链四杆机构的概念； 2、铰链四杆机构的三种类型：曲柄摇杆机构、双曲柄机构、双摇杆机构。 3、平面四杆机构的基本特性：1）具有整转副的条件；具有曲柄的条件。 2）急回运动特性：极位夹角、行程速比变化系数K。 3）压力角、传动角 4）死点及条件 第三章 凸轮机构 1、凸轮机构的分类： 1）按凸轮形状分： 盘形凸轮、移动凸轮、圆柱凸轮 2）按从动件的型式分： 尖顶从动件、滚子从动件、平底从动件 2、从动件的常用运动规律 1）基圆 2）推称运动角、回程运动角、 远休、近休、行程 ）运动规律： 等速运动、简偕运动、 正弦加速度运动 3、凸轮机构的压力角 4、图解法设计凸轮轮廓 “反转法” 第四章 齿轮机构 1、齿轮机构的类型 2、齿廓实现定角速比传动的条件 3、渐开线的形成与特性 cosak=rbrk4、渐开线齿轮传动的可分性、啮合线、啮合角 5、基圆直径与分度圆直径的关系；分度圆与节圆的db=dcosa区别： 分度圆是指具有标准模数和压力角的圆，节圆是指一对啮合齿轮在节点处相切的一对圆。 6、渐开线标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算 7、渐开线标准直齿圆柱齿轮正确啮合条件及连续传动的条件 8、齿轮的根切原因及不发生根切的最少齿数 第四章 齿轮机构 1、齿轮机构的类型 2、齿廓实现定角速比传动的条件 3、渐开线的形成与特性 cosak=rbrk4、渐开线齿轮传动的可分性、啮合线、啮合角 5、基圆直径与分度圆直径的关系；分度圆与节圆的db=dcosa区别： 分度圆是指具有标准模数和压力角的圆，节圆是指一对啮合齿轮在节点处相切的一对圆。 6、渐开线标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算 7、渐开线标准直齿圆柱齿轮正确啮合条件及连续传动的条件 8、齿轮的根切原因及不发生根切的最少齿数 9、变位齿轮传动及类型 10、斜齿圆柱齿轮机构 1）端面参数、法面参数 pn=ptcosbmn=mtcosbtanan=tanatcosb11、一对外啮合斜齿圆柱齿轮传动正确啮合条件 mn1=mn2an1=an2b1=-b2第五章 轮 系 1、轮系传动比：输入与输出轮转速之比 包括大小计算和方向判别 2、定轴轮系传动比计算 3、周转轮系传动比计算 4、混合轮系传动比计算 第六章 间歇运动机构 常用间歇运动机构： 棘轮机构 槽抡机构 不完全齿轮机构 第七章 机械运转速度波动的调节 凸轮机构 周期性速度波动 飞轮 非周期性速度波动 调速器 第八章 回转件的平衡 静平衡：各质量的离心力向量和等于零 动平衡： 各质量的离心力的向量和等于零、离心力第九章 机械零件设计概论 1、循环变应力： 非对称循环变应力 对称循环变应力 2、变应力循环特性、平均应力、应力幅 脉动循环变应力 在循环变应力作用下，影响疲劳强度的主要因素是应力幅。 3、影响机械零件疲劳强度的主要因素 应力集中k、绝对尺寸、表面状态 第十章 连 接 1、螺纹的主要几何参数 “直径”、螺距P、导程S、螺纹升角、牙型角 S=nPtany=nPpd22、螺旋副受力分析 ddT=F=Ftan(y±r')222a23、螺纹的自锁及效率 自锁的条件： y£r'h=Fatany=2pTtan(y+r')螺旋副的效率： 4、螺纹连接防松的根本问题及方法 螺纹连接防松的根本问题在于防止螺纹副的相对转动。 5、螺栓的主要失效形式 螺栓杆拉断、螺纹压溃和剪断、经常拆卸而发生滑扣现象 6、螺栓连接的强度计算 Fa1）松螺栓连接 s=£spd12/42）紧螺栓连接 螺栓的危险截面除受拉应力外，还受到螺纹力矩所引1.3Fa£spd12/47、螺栓轴向载荷Fa的计算 1）受横向工作载荷的螺栓连接 CFF=F³a0mfC可靠性系数 2）受轴向工作载荷的螺栓连接 Fa=FE+FR工作载荷 解： 残余预紧力 在中心拉力Q作用下，各螺栓所受的载荷为： F=Q/4Q1 在翻转力矩作用下，由于四个螺栓对称分布，易知左边两个螺栓受拉，而右边两个螺栓受负拉力，FMM+FM2r2+FM3r3+FM4rF=、M1r14M1设在作用下四个螺栓受力分别为FM2、F1、M3 根据螺栓变形协调条件有： FM4，得到底板的平衡条件： FFFFM1r1=M2r2=M3r3=M4r4 联立以上两式，就可求得在M作用下各螺栓所受的拉力。 易知，在M作用下左边螺栓1、3受拉力最大： MrFM1=FM3=1r+r+r32+r422122若令 有 r=r1=r2=r3=r4FM1=FM3=MrM=4r24r如果只有两个螺栓左右对称分布，则有： FM1=M2r 于是得到承受最大工作载荷的螺栓，其工作载荷为： FE=FQ1+FM19、提高螺栓连接强度的措施 1）降低总拉升载荷Fa的变化范围 2）改善螺纹牙间的载荷分布 3）减小应力集中 4）避免或减小附加应力 10、普通平键的类型及键连接强度校核 减小螺栓刚度kb或增大被连接件刚度kc 4Tsp=£spdhl4Tp=£pdhl导向平键： 第十一章 齿轮传动 1、轮齿的失效形式： 轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合、齿面磨损、齿面塑性变形 2、疲劳点蚀首先出现在靠近节线的齿根表面处？ 单对齿啮合接触应力H大；相对滑动速度低，不易 3行成油膜；油挤入裂纹使裂纹受力扩张。、误差对传动带来的影响： 影响传递运动的准确性、影响传动的平稳性、影响载荷分布的均匀性。 4、直齿圆柱齿轮传动作用力的计算 2T1Ft=圆周力： d 1 N F=Ftanart经向力： N FtF=n法向力： cos a N 5、齿轮强度计算 强度计算的目的在于保证齿轮传动在工作载荷的作用下，在预定的工作条件下不发生各种失1）齿面接触强度计算 效。 两齿面接触应力的关系 2）齿根弯曲强度计算 影响齿形系数YFa的主要几何参数：齿数z 6、闭式齿轮传动和开式齿轮传动的设计准则 对于闭式齿轮传动，当一对或一个齿轮轮齿为软齿面时，轮齿的主要损伤形式是齿面疲劳点蚀，也可能发生轮齿折断和其他失效形式，故应按接触疲劳强度的设计公式确定主要尺寸，然后校核弯曲疲劳强度。若一对齿轮均为硬齿面时，轮齿的主要失效形式可能是轮齿折断，也可能发生点蚀，胶合等失效，则应按弯曲疲劳强度的设计公式确定模数，然后校核接触疲劳强度。 对于开式齿轮传动，起主要失效形式是齿面磨损，但往往又因轮齿磨薄后而发生折断，而磨损计算尚无可靠的计算方法，故目前多按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计，用适当降低许用应力的方法考虑磨损的影响。 7、斜齿圆柱齿轮传动 1）轮齿作用力计算 圆周力 Ft=2Td1FtFr=×tga经向力 cosb轴向力 Fa=Ft×tgb轴向力判别年方法？ 2）斜齿轮的接触应力和弯曲应力均比直齿轮有所降低？ 斜齿圆柱齿轮的重合度大，同时相啮合的齿较多，轮齿的接触线是倾斜的，而且在法面内斜齿轮3）斜齿轮的齿数与其当量齿轮齿数的关系 z的当量齿轮的分度圆半径也较大。 z=cosbv38、直齿锥齿轮传动轮齿上的作用力计算 圆周力 Ft=2T1/dm1其方向在主动轮与运动方向相反；在从动轮上与运经向力 动方向相同。F= Ftgrtacosd其方向在两轮上都是垂直指向齿轮轴线。 轴向力 Fa=Fttgasind其方向在两个齿轮上都9、齿轮传动的润滑 1）开式传动 采用人工定期加油润滑：润滑油或润滑脂 2）闭式齿轮传动 圆周速度小于或等于12m/s时，采用油池润滑 当圆周速度大于12m/s时，采用喷油润滑 为什么？ 甩油严重 搅油激烈，油温升高，降低润滑性能； 沉淀杂质，加速磨损。 10、齿轮传动的效率 功率啮合中的摩擦损耗 搅动润滑油的油阻损耗 轴承中的摩擦损耗 啮合效率1 搅油效率3 轴承效率2 第十二章 蜗杆传动 1、蜗杆传动正确啮合条件： 蜗杆轴向模数 蜗轮端面模数 ma1 = mt2 = m 蜗杆轴向压力角 蜗轮端面压力角 =90° 时： = 且旋向相同 a1 = t2 = = 20° 2、蜗杆导程角、头数z1、直径系数q的关系 pztgg=pd1d1=mq=z1pxpd1z1m=d12=z1q3、蜗杆分度圆直径及中心距计算 1a=m(q+z)24、齿面间滑动速度 2vs=v12+v2=v1cosg5、圆柱蜗杆传动受力分析 rrrvvvFt1=-Fa2Fa1=-Ft2Fr1=-Fr2各力大小： Fn=Ft2/cosacosg各力关系： Fr1=Fr2=Ft2tgaFa1=Ft2=2T2/d2T2=T1ihFt1=Fa2=2T1/d16、蜗杆传动的效率 与齿轮传动类似： = 123 h1轮齿啮合的效率 tangh1=tan(g+r')是影响蜗杆传动的主要因素。 h2h3轴承效率 搅动箱体内润滑油的效率 1000P1(1-h)£DtatA7、蜗杆传动的热平衡计算 Dt=(t-t0)= 由于蜗杆传动的相对滑动速度大，传动效率低，在工作时会产生大量的热，若闭式蜗杆传动的散热条件不足，则使温度升高，润滑油的粘度下降，目的 控制油温，防止胶合 从而引起润滑油膜破裂，引起润滑失效，导致齿面胶合。所以必须对蜗杆传动进行热平衡计算。 第十三章 带传动和链传动 一、带传动 1、带传动的工作原理 安装时，带被张紧在带轮上受初拉力，该拉力使带与带轮的接触面间产生压力，驱动力矩使主动轮转动时，依靠带和带轮接触面间的摩擦力的作Fv2、带传动所传递的圆周力和功率 P=1000F=F-F用，拖动从动轮一起转动，从而传递一定的运动和3、带传动的打滑 12动力。 当带所传递的圆周力超过带与轮面之间的极限摩擦力总和f时，带与带轮将发生显著的相对滑动，这种现象称为打滑。是一种失效形式，应避免。 4、带在即将打滑时F1与F2的关系 F1fa=eF2自然对数底 该式即为挠性体摩擦的基本公式。 包角 带与轮面间的摩擦系数 1öæF=F1-F2=F1ç1-fa÷èeøefa-1F=2F0fae+15、带的应力分析 紧边与松边拉应力、离心拉应力、弯曲应力 最大应力发生在紧边开始进入小带轮处。 s=s+s+smax1cb16、弹性滑动 是指正常工作时的微量滑动现象，是由拉力差和弹性变形引起的，不可避免。 、滑动率、从动轮带速 e=dv1-v2dd1n1-dd2n2n=1-d2·2v1dd1n1dd1n1n2=n1d1(1-e)d28、V带的计算 带设计准则： 在保证不打滑的前提下，具有足够的 疲劳寿命。 P0=Fv1æ£(s-sc-sb)ç1-f'a1000èeöAv÷ø1000此式包含了不打滑、不疲劳两个条件。 P0称为单根V带的基本额定功率。 特定条件： 传动平稳； i 1，12； 特定带长Ld 抗拉体为化学纤维绳芯结构 当实际工作条件与特定条件不同时，要对P0 值加以修正，即可得到实际工作条件下，单根普通带所能传递的功率，称为许用功率 P0 ： P0 P0是因为P0在包角1=2=180°的条件下得到的，此时D1=D2，b1=b2，而在实际中i1时，D1<D2，b1>b2，而D1按结构要求确定不变，即b1不变，此时从动轮上带的弯曲应力有b2所减小，故带的寿命增大，今若指定两者寿命相同，则i1的情况下必然能增加一些功率。如i1时，P0=(P0+DP0)KaKL不等于，传动能力有所下降，Ka 包角修正系数。包角传动功率仍然增大，因为小带轮的D1按结构要求引入包角修正系数K 。K1 确定不变，而现在的主动轮相对于原来的小带轮KL 带长修正系数 KL。带越长，单位时间内的应力循环次的弯曲应力有所降低。因此也必然能增加一些功数越少，则带的疲劳寿命越长。相反，短带的寿命短。 率。 二、链传动 1、链传动的运动分析 “多边形效应” 2、链传动的受力分析 作用在链上的力有：圆周力F、离心拉力Fc和悬垂拉力Fy。 则链的紧边拉力为： F=F+F+F1cy松边拉力为： F2=Fc+Fy3、链节距 链的节距p离越大，其承载能力越高； 但节距p越大、链轮转速越高时冲击也越大。 第十四章 轴 1、轴的分类 1）按承受载荷分：转轴、传动轴、心轴 2）按轴线形状分：直轴、曲轴、挠性钢丝轴 2、轴的结构设计 要能够判别结构设计不合理。 第十五章 滑动轴承 1、摩擦状态的分类 干摩擦、边界摩擦、液体摩擦、 2、润滑剂的种类： 润滑油、润滑脂、固体润滑剂、气体润滑剂 du3、牛顿液体流动定律 t=-hdy4、非液体摩擦滑动轴承的计算 轴承压强p、轴承pv值、轴承速度v 5、动压润滑的形成原理 6、形成动压油膜的必要条件： 两工作摩擦表面必须形成楔形间隙； 润滑油必须从大截面流进，从小截面流出； 两工作表面间必须具有足够的相对滑动速度； 两工作表面间必须连续充满足够粘度的润滑油或其他粘性液体。 5、动压润滑的形成原理 6、形成动压油膜的必要条件： 两工作摩擦表面必须形成楔形间隙； 润滑油必须从大截面流进，从小截面流出； 两工作表面间必须具有足够的相对滑动速度； 两工作表面间必须连续充满足够粘度的润滑油或其他粘性液体。 7、液体动压润滑的基本方程 方程 h-h0dp=6hv3dxh称为一阶雷诺方程，是液体动压润滑的基本方程。 8、最小油膜厚度 hmin=d-e=d(1-c)=ry(1-c)³hh=S(Rz1+Rz2)第十六章 滚动轴承 1、滚动轴承的构成 内圈、外圈、滚动体、保持架 2、滚动轴承的分类及应用 按承受载荷的方向或公称接触角的不同分为： 向心轴承、推力轴承 3、滚动轴承的代号 前置代号 基本代号 后置代号 4、滚动轴承的选择计算 基本额定寿命、基本额定动载荷、当量动载荷 öfC10æçt÷Lh=÷60nçfPèpø6eh1/e寿命指数： 球轴承=3； 或 fpPæ60nöC=ç6Lh÷ftè10øN5、当量动载荷的计算 径向载荷 P=XFr+YFa轴向载荷 径向动载系数 轴向动载荷系数 6、角接触向心轴承轴向载荷的计算 内部轴向力 Fs=åFsi图a所示的为外圈宽边相对安装，称为反装。图b的为外圈窄边相对安装，称为正装。 O2 FA OFA OO2