机械设计基础期末复习指导Word格式.docx

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平面平衡力系在两坐标轴投影的代数和等于0，对平面上任意点力矩代数和等于0。

Fx＝0Fy＝0MO（F）＝0

9．求解平面一般力系平衡问题的步骤

（1）选择研究对象；

（2）受力分析；

（3）列平衡方程，求解未知力。

第二章常用机构概述

1．机构的组成和运动副

机构由若干构件联接组合而成，根据运动传递路线和构件的运动状况，构件可分为三类：

机架、原动件、从动件。

两个构件直接接触而形成的可动联接称为运动副。

在平面机构中，按构件的接触性质运动副可分为高副和低副两类，它们所约束的自由度数目和内容是不同的。

2．平面机构的运动简图

机构运动简图是表示机构组成和各构件相对运动关系的简明图形。

为掌握机构运动简图，应熟记各类常用平面机构与运动副的符号表示法。

3．平面机构的自由度

机构具有确定运动的条件是：

原动件的数目＝机构的自由度数F（F＞0）。

机构的自由度数F则按下列公式计算：

F＝3n-2PL-PH

运用平面机构自由度公式计算一个机构的自由度数F，是学习的重点内容之一，必须熟练掌握。

当机构中含有复合铰链、局部自由度和虚约束时，应能准确地识别和处理，这是正确计算机构自由度数的关键。

第三章平面连杆机构

1．平面四杆机构的类型

铰链四杆机构根据两连架杆的运动形式不同，可分为三种形式：

曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构。

判别铰链四杆机构的型式首先要根据机构中各构件的相对杆长条件，确定机构中是否存在具有整转副的构件。

机构中不存在整转副时，无论取哪个构件为机架，都只能得到双摇杆机构；

当机构满足整转副条件时，则要根据选取哪个构件为固定机架来确定该机构的型式。

铰链四杆机构的演化型式，主要掌握曲柄滑块机构。

2．平面四杆机构的工作特性

学习重点是曲柄摇杆机构的工作特性和应用

（1）急回特性

曲柄摇杆机构的急回特性是指当曲柄连续匀速回转时，摇杆往复摆动的速度不同。

摇杆空回行程与工作行程的平均角速度之比定义为机构的行程速比系数K，以表示急回的程度。

曲柄摇杆机构具有急回特性，是由于机构存在有极位夹角θ。

一般情况下有K＞1，且极位夹角θ越大，K值也越大，机构的急回性质就越显著。

（2）压力角α和传动角γ

在不计摩擦的条件下，作用于机构从动件上驱动力的方向线与该力作用点的绝对速度方向线之间所夹的锐角称为压力角α。

压力角与机构的效率关系密切，是衡量机构传力性能的重要指标。

在连杆机构中，为了度量方便常用压力角的余角来衡量传力性能，它是连杆与从动件之间所夹锐角γ，称为传动角。

传动角越大，机构传力性能越好。

连杆机构运转时，传动角（压力角）是不断变化的。

（3）死点位置

当机构从动件的传动角γ=0时，驱动力与从动件上力的作用点的运动方向垂直，有效驱动力矩为零，这时的机构位置称为死点位置。

对于曲柄摇杆机构，当曲柄为原动件时，连杆与从动摇杆不可能共线，故不存在死点位置；

而摇杆为原动件时，连杆和从动曲柄将两次共线，这时连杆对曲柄的驱动力将通过曲柄的转动中心，驱动力矩为零，这两个位置即机构的两个死点位置。

第四章凸轮机构

1．从动件的运动规律

（1）从动件位移线图

从动件位移线图是从动件的位移S和凸轮转角φ的关系曲线，是设计凸轮轮廓曲线的依据。

为此，应掌握位移线图的画法，并了解凸轮机构运动循环中有关名词和概念。

（2）从动件的常用运动规律

了解三种常用的从动件运动规律。

掌握在给定行程h和推程运动角

（或回程运动角

）的条件下绘制各自位移线图的方法。

2．图解法设计凸轮轮廓

理解反转法原理，掌握对心尖底从动件凸轮轮廓的设计步骤及要求。

了解凸轮理论轮廓与实际轮廓的关系。

3．凸轮机构设计的几个问题

（1）凸轮机构的压力角

在凸轮轮廓曲线的某点上，凸轮对从动件的作用力方向与从动件运动方向之间所夹的锐角α称为凸轮机构在该点上的压力角。

压力角大，则机构的传力性能差，设计凸轮机构时应使最大压力角不超过许用值[α]。

（2）滚子半径的确定

滚子从动件凸轮机构若滚子的尺寸选择不当，将使凸轮的实际轮廓不能完全实现原设计时所预期的运动规律，这就是运动失真现象。

为此要考虑选择较小的滚子尺寸，以满足

。

（3）基圆半径的确定

基圆半径可先根据经验公式选择，再综合考虑传动效率、运动失真、结构紧凑与否等因素最终确定基圆尺寸。

第五章其他常用机构

1．常用间歇机构

了解棘轮机构、槽轮机构、凸轮式间歇机构和不完全齿轮机构的基本类型和工作原理。

2．螺旋机构

（1）主要参数

掌握螺纹的直径尺寸、螺距和导程、螺旋升角λ、螺纹的牙型角α和牙型斜角β等主要参数关系。

（2）螺旋机构的应用

螺旋副有两类用途，一类为螺纹联接，另一类为螺旋传动。

螺纹联接要求联接可靠，除有一定强度要求外，还要保证自锁，因而多用三角形螺纹。

根据使用条件和牙型角不同，又可有普通螺纹，英制螺纹和管螺纹。

螺旋传动平稳性好，能获得很大的机械效益，可实现自锁和具有精密位移等优点。

螺旋传动可采用梯形螺纹、锯齿形螺纹或矩形螺纹。

第六章构件内力分析基础

1．杆件基本变形

基本变形有拉伸与压缩、剪切和挤压、扭转、弯曲等四种。

求解内力的基本方法是截面法：

假想用一个截面把杆件截为两部分，取其中一部分作为研究对象，建立平衡方程，以确定截面内力的方法。

2．轴向拉伸（或压缩）时横截面上的内力——轴力

（1）轴力的正负号规定：

杆件拉伸时，轴力背离截面取正号；

杆件压缩时，轴力指向截面取负号。

（2）轴力图：

正轴力画在x轴上方，负轴力画在x轴下方。

3．剪切和挤压时横截面上的内力——剪力和挤压力

4．圆轴扭转时横截面上的内力——扭矩

（1）扭矩的正负号规定：

用右手四指弯向表示扭矩的转向，大拇指的指向与截面外法线n相同时扭矩为正，反之为负。

（2）扭矩图：

正值画在x轴上方，负值在x轴下方。

5．梁弯曲时横截面上的内力——剪力和弯矩

（1）剪力和弯矩的正负号规定：

在横截面的内侧截取微段梁,凡使该微段梁发生左上、右下相对错动（顺时针错动）变形的剪力规定为正，反之为负；

使微段梁产生上凹下凸弯曲变形的弯矩为正，反之为负。

（2）剪力图和弯矩图：

采用控制截面法绘制

具体步骤：

先求出梁支座的约束力，根据外力作用情况将梁分段，并定性判断各段剪力图和弯矩图的形状，计算控制截面（分界点、剪力为零的点所在截面）的剪力值和弯矩值，画出剪力图和弯矩图。

第七章构件的强度和刚度

1．应力与应变

应力：

正应力用σ表示；

切应力（剪应力）用τ表示。

应变：

线应变（正应变）用ε表示；

切应变用γ表示。

2．虎克定律

在一定范围内，杆件的绝对变形Δl与所施加的外力F及杆件长度l成正比，而与杆件的横截面面积A成反比。

3．材料在拉伸和压缩时的力学性能

（1）低碳钢的拉伸试验过程

低碳钢的拉伸试验过程分为弹性、屈服、强化、缩颈四个阶段。

弹性阶段：

OA´

段，材料服从虎克定律。

（2）铸铁的拉伸试验过程

铸铁拉伸时没有屈服和缩颈现象，试件突然断裂。

衡量脆性材料强度的唯一指标是强度极限σb。

（3）低碳钢的压缩试验

低碳钢压缩与拉伸时的弹性模量E、比例极限σp、弹性极限σe和屈服极限σs是相同的，但无法得到低碳钢的抗压强度极限σb。

（4）铸铁的压缩试验

铸铁压缩时无屈服极限，强度极限σb是拉伸时的4～5倍，常用于承受压力的构件。

4．轴向拉伸与压缩的强度条件

5．剪切和挤压的强度条件为

6．圆轴扭转的应力、强度条件为

7．弯曲的强度和刚度条件为

8.纯弯曲时梁横截面的正应力计算

计算公式

最大正应力

称为抗弯截面系数

9．提高梁弯曲强度的主要措施

（1）选择合理的截面形状，使截面具有尽可能大的抗弯截面系数；

（2）合理地布置载荷和支座；

（3）采用变截面梁。

10．提高梁弯曲刚度的主要措施

（1）缩短梁的跨度或增加支座；

（2）增大抗弯刚度EI；

（3）改善加载方式。

11．应力集中

应力集中是由构件尺寸突变引起的局部应力急剧增大的现象。

12．疲劳失效

构件在交变应力作用下发生的失效，称为疲劳失效。

13．疲劳失效的原因

疲劳失效的过程可分为以下三个：

（1）形成疲劳裂纹源

（2）疲劳裂纹扩展

（3）脆性断裂

14．提高构件疲劳极限的措施

（1）减缓应力集中；

（2）提高构件表面加工质量。

第八章齿轮传动

1．渐开线齿廓及其啮合原理

（1）了解渐开线的形成及其性质

（2）掌握渐开线齿廓的啮合特点

学习重点为渐开线齿廓满足定传动比条件、中心距可分性、啮合角为常数。

2．标准直齿圆柱齿轮的基本参数和几何尺寸

（1）了解直齿圆柱齿轮各部分的名称

（2）掌握分度圆、模数和压力角

分度圆是齿轮制造和计算的基准，分度圆齿距p和π的比值规定为标准值，称为模数m。

同时分度圆压力角α也规定为标准值，取α=20°

（3）标准齿轮和标准中心距

齿顶高系数h*a和径向间隙系数c*均取标准值，且分度圆上的齿厚与齿槽宽相等的齿轮称为标准齿轮。

一对标准齿轮传动，分度圆相切时的中心距称为标准中心距。

标准齿轮传动两齿轮的节圆分别与分度圆重合。

（4）基本参数和几何尺寸

渐开线直齿圆柱齿轮的五个基本参数是齿数Z、模数m、压力角α、齿顶高系数h*a和径向间隙系数c*。

齿轮各部分的几何尺寸完全由这五个基本参数确定。

3．渐开线直齿圆柱齿轮的啮合传动

（1）正确啮合条件

两齿轮的模数m和压力角α分别相等是齿轮正确啮合的必要条件。

（2）连续传动条件

实际啮合线大于基圆齿距pb，即齿轮传动的重合度大于1是齿轮能够连续传动的条件。

4．齿轮轮齿的加工与轮齿的根切

（1）展成法的基本原理

展成法是利用一对齿轮相互啮合时，两轮齿廓互为包络线的原理来切齿的。

展成法常见有插齿和滚齿两种加工方法。

（2）根切现象和最少齿数

根切是用展成法加工齿轮时可能出现的一种现象，由于齿根部分变弱，而且使渐开线长度缩短，造成重合度下降而影响传动平稳性，所以应采取措施予以避免。

标准齿轮不发生根切的最少齿数为17。

5．斜齿圆柱齿轮传动

（1）基本参数和几何尺寸

斜齿圆柱齿轮的基本参数有法面参数和端面参数之分。

应记住公式mt=mn/cosβ

斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸要按端面参数计算。

（2）正确啮合条件

一对斜齿圆柱齿轮若要正确啮合，除两轮的模数mn和压力角α必须分别相等外，还必须满足β1+β2=0。

（3）重合度

斜齿圆柱齿轮的重合度由两部分构成：

ε=εα+εβ。

其中，εα为端面重合度；

εβ为轴向重合度，它是因齿倾斜而产生的附加重合度。

（4）当量齿数和最少齿数

斜齿轮的当量齿轮是齿形近似于该斜齿轮法面齿形的直齿圆柱齿轮，其齿数称为当量齿数Zv，计算公式为Zv=Z/cos3β。

6．直齿锥齿轮机构

（1）背锥和当量齿数

展开背锥，并把两扇形齿轮补足为完整的圆柱齿轮后，就可得到齿形与锥齿轮大端实际齿廓相近的一对当量齿轮，其齿数称为锥齿轮的当量齿数Zv。

直齿锥齿轮的正确啮合条件是：

两轮的大端模数和压力角必须分别相等；

此外，两轮的锥距也必须相等。

（3）几何尺寸计算

直齿锥齿轮的几何尺寸计算以大端为基准，大端模数m应按标准取值，同时取压力角α=20°

应掌握下列参数和几何尺寸的计算：

传动比i，分度圆锥角δ1、δ2，分度圆直径d1、d2，锥距R以及齿宽b。

7．失效分析和设计准则

（1）轮齿的失效分析

齿轮传动的主要失效形式有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合和齿面塑性变形。

应注意掌握这五种失效形式的概念，弄清发生失效的条件、原因和失效发生的部位，了解为避免发生失效而采取的相应措施。

（2）设计准则

一般闭式齿轮的主要失效形式是齿面点蚀和齿根弯曲疲劳折断，设计时应以齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度作为其承载能力的计算依据。

开式齿轮的主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断，当前尚无较成熟的磨损计算方法，因此只进行齿根弯曲疲劳强度计算，把求得的模数增大10％~20％，以考虑轮齿磨薄的影响。

8．齿轮材料及热处理

对齿轮材料的基本要求是：

材料具有足够的强度，齿面要硬、齿芯要韧，以抵抗各种齿面失效和齿根的折断。

要求掌握常用的齿轮材料及热处理方法：

（1）锻钢和铸钢

软齿面齿轮（硬度≤350HBS），通常由中碳钢或中碳合金钢正火或调质处理后切齿；

硬齿面齿轮，常用方法是低碳钢渗碳淬火或中碳钢表面淬火，但热处理后需要磨齿。

铸钢常用于制造高强度的大型齿轮，齿坯一般都应经正火处理，其机械性能低于锻钢。

（2）铸铁

用于制造齿轮的铸铁有灰铸铁和球墨铸铁，灰铸铁机械性能较差，多用于开式齿轮传动；

球墨铸铁的机械性能接近于铸钢，有时可作为代用材料使用。

9．圆柱齿轮的受力分析

圆柱齿轮传动的受力分析是要求熟练掌握的重点内容，应结合图8-27、8-29熟记各力的计算公式，并能够正确判断各分力的方向。

10．圆柱齿轮的强度计算

学习重点是直齿圆柱齿轮接触强度和弯曲强度的计算。

计算公式不要求记忆，但应做到：

（1）了解建立公式的力学模型、计算依据；

（2）掌握公式中各参数的意义、单位；

（3）能正确运用公式进行强度计算和齿轮强度分析。

11．直齿圆柱齿轮传动的设计

（1）设计内容与设计思路

选定齿轮的传动参数，确定齿轮的结构型式和尺寸；

设计齿轮首先应进行失效分析、确定设计准则，在此基础上再选材料和确定参数。

设计结果应满足运动关系、几何关系和强度条件。

（2）设计步骤

a．初定参数Z1、Z2，按齿面接触疲劳强度设计a，b，再校核齿根弯曲疲劳强度，σF≤[σF]

b．初定参数Z1、Z2，按齿根接触疲劳强度设计m，再校核齿面接触疲劳强度，σH≤[σH]。

在设计时，可根据原始条件、失效分析选定一种设计方法，并拟定设计步骤。

（3）参数选择

齿轮设计参数的选取与齿轮传动的工作条件和设计要求有关，设计者应考虑上述条件并参照齿轮设计参数的一般选择原则来确定。

12．齿轮的结构与润滑

（1）轮体的结构

齿轮轮体的结构型式取决于齿轮的材料、尺寸、齿坯工艺及使用条件等因素，通常采用经验设计方法完成。

常用的结构型式有齿轮轴、盘式齿轮、辐板式及辐条式齿轮、双联齿轮等。

（2）齿轮的润滑

润滑的主要内容是选定润滑方式和润滑剂。

开式齿轮速度低，常用定期人工加油润滑；

润滑剂常选用粘度高的沥青质开式齿轮油，也可使用润滑脂。

闭式齿轮的润滑方式取决于齿轮的圆周速度，一般闭式齿轮常采用油浴润滑。

第九章蜗杆传动

1．蜗杆传动的受力分析

蜗杆传动受力分析类似于斜齿轮，但有其特点。

受力关系式中，T1、T2分别为蜗杆和蜗轮的转矩，由T2=T1·

i·

η可知，计入啮合效率η即表示在受力分析中已经计入了齿面摩擦力。

判断蜗杆蜗轮受力方向的方法类似斜齿轮传动，蜗杆轴向力Fa1的指向可利用教材158页所述“左、右手法则”。

2．失效分析和设计准则

蜗杆传动的失效形式与齿轮传动相似，但传动过程中齿面滑动摩擦大，其主要失效形势是胶合和磨损。

（1）开式蜗杆传动轮齿易磨损，按蜗轮齿根弯曲疲劳强度设计时，应适当考虑磨损对轮齿强度的影响。

（2）闭式蜗杆传动则按齿面接触强度计算，限制齿面接触应力以避免胶合和点蚀。

3．蜗杆蜗轮常用材料

蜗杆蜗轮材料的一般选用原则是：

材料在满足一定强度条件下，具备良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性。

蜗杆常用材料为优质碳素钢或合金钢，可用表面淬火或调质等热处理方法提高性能。

蜗轮材料有铸铁、铝青铜、锡青铜等，可根据滑动速度来选择。

4．蜗杆传动的效率和热平衡计算

（1）蜗杆传动的效率

在计算蜗杆传动的效率时应考虑啮合摩擦、轴承摩擦和搅油油阻三部分功率损耗。

通常，轴承摩擦效率和搅油油阻效率取为0.95~0.97；

啮合效率可按螺旋传动的效率公式计算。

（2）热平衡的计算

连续工作的闭式蜗杆传动要进行热平衡计算以控制油的温度。

热平衡是指在蜗杆传动工作一段时间后，传动中单位时间的发热量与传动装置通过介质在单位时间内散热量逐渐接近而达到平衡，此时油温不再继续上升。

由热平衡条件，可得蜗杆传动达到热平衡时的油温，若工作油温超过许用值，可增大散热面积和改善通风条件，必要时可使用冷却装置。

5．蜗杆蜗轮的结构设计

蜗杆通常与轴做成一个整体，按蜗杆螺旋部分的加工方法可分为车制蜗杆和铣制蜗杆。

铣制蜗杆的刚度好，但车制蜗杆工艺简单，应用较为普遍。

蜗轮可采用整体式或装配式结构。

为节省有色金属，较大的蜗轮都采用装配式，齿圈和轮芯常用过盈配合或螺栓联接装配为一体。

第十章轮系

1．定轴轮系及其传动比

（1）不含空间齿轮

由于轮系中所有齿轮的轴线都相互平行，故传动比可按以下式计算：

（2）含有空间齿轮

轮系中含有空间齿轮，则各齿轮的轴线不再全部平行。

这时，传动比的数值仍可按前式计算，但转向关系不能用（—1）m来确定，必须用画箭头法解决。

2．周转轮系及其传动比计算

（1）周转轮系的组成

周转轮系由中心轮（太阳轮）、行星轮和系杆三种基本构件所组成。

判断一个轮系是定轴轮系还是周转轮系，只要看轮系中是否存在有行星轮。

（2）周转轮系的传动比

周转轮系的传动比要通过其转化轮系进行。

转化轮系的传动比计算式：

在应用上述关系时，应注意以下几点：

a．公式中的齿轮1和齿轮K的轴线必须与转臂轴线平行；

b．在转化轮系传动比计算公式中，各个转速的前面必须有正、负号；

c．转化机构的传动比i，应按照相应的定轴轮系传动比的计算方法求出。

第十一章带传动

1．带传动的类型、特点和应用

带传动适于中心距较大的传动；

传动平稳，可缓冲吸振；

过载时打滑，能起安全保护作用。

带传动的主要缺点是不能保证准确的传动比，带的寿命和传动效率较低。

不同类型的带，其传动特点和应用范围不尽相同：

2．V带传动的参数和几何尺寸计算

（1）V带的主要参数

包括：

型号及横截面尺寸、基准带长Ld、带轮基准直径d1、d2、传动中心距a，小带轮包角α1。

（2）主要几何关系式

带长L

小带轮包角α1

3．带传动的工作情况分析

（1）带传动的受力分析

带传动靠传动带与带轮之间的摩擦力传递动力。

当带和带轮之间所能产生的最大摩擦力Ff不能满足传动所需要的有效圆周力F时，带和带轮之间将发生打滑。

最大摩擦力Ff与带传动的初拉力F0成正比，同时还与包角α和摩擦系数ƒv有关。

因此在带传动设计时，应控制初拉力并保证包角不小于一定数值。

（2）带传动的运动分析

由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动称为弹性滑动，且弹性滑动现象是不可避免的。

弹性滑动引起带的线速度变化，其线速度的相对降低量称为带传动的滑动率ε。

（3）传动带的应力分析

带传动工作时，带上作用有循环变应力，包括：

由紧边、松边拉力产生的工作拉应力；

由离心力产生的拉应力；

由带绕过带轮时产生的弯曲应力。

把三种应力依次叠加，可看到传动带上各点在不同工作位置上的应力是变化的，最大拉应力发生在紧边进入小带轮处，σmax=σ1+σc+σb1

4．带传动的失效形式和设计准则

（1）带传动的失效分析

由带传动的工作情况分析可知，带传动的主要失效形式是带的打滑、疲劳破坏。

此外，在正常工作时带的弹性滑动还会引起带和带轮的磨损。

带传动的设计准则是保证传动带在不打滑的条件下具有一定的疲劳强度和寿命。

（2）单根V带传递的功率

单根V带传递功率的理论公式是依据设计准则、通过限制有效圆周力和带的最大工作应力两个条件而导出的，设计时使用工程计算公式：

5．V带传动的设计计算

（1）V带传动的设计内容

确定传动参数

V带型号、长度、根数；

带轮基准直径d1、d2；

传动中心距α

带轮设计

选择带轮材料；

确定带轮结构型式和尺寸

（2）V带传动参数的设计思路

设计V带传动应使其传动参数保证运动关系，符合几何关系，并满足不打滑及疲劳寿命条件。

要掌握V带传动的设计步骤。

（3）V带传动的参数选择

注意小带轮直径d1、传动中心距a的选择原则，这是要由设计者自行选取的传动参数。

第十二章联接

1．螺纹联接

（1）螺纹联接的基本类型

螺纹联接一般采用三角螺纹，基本类型有螺栓联接、螺钉联接、双头螺栓联接及紧定螺钉联接。

了解各类联接的结构、熟悉常用的标准件是设计螺纹联接所必须掌握的基本知识。

（2）失效分析和设计准则

螺纹联接的失效是指由螺纹联接件与被联接件所构成的联接的失效。

对于普通螺栓，无论载荷属于哪种类别都只能承受轴向拉力，其失效形式为螺杆的断裂；

而铰制孔用螺栓则只能承受横向载荷，其失效形式为剪切或挤压失效。

（3）螺纹联接的预紧和防松

绝大多数螺纹联接在装配时都必须拧紧，使联接具有所要求的刚性、紧密性和防松能力。

重要的联接必须控制预紧力的大小。

在设计螺栓联接时应考虑防松措施。

防松的方法按其工作原理可分为摩擦防松、机械防松、永久防松三大类。

2．键销联接

（1）平键联接

a．平键联接的类型和特点

平键是矩形截面的联接件，传递转矩是靠平键的两个侧面。

平键联接的特点是结构简单、对中性好，拆装方便。

平键联接按其用途可分为三种：

普通平键、导向平键和滑键。

普通平键一般用于静联接；

而导向平键和滑键则用于动联接。

b．平键联接的失效分析与强度计算

正常的条件下，平键联接的主要失效形式是薄弱零件在静联接时的挤压失效。

标准尺寸的平键联接应按联接的挤压强度计算：

（N/mm2）

在设计键联接时，应根据联接的结构和使用条件选择键的类型，由轴的直径尺寸按标准选取平键的剖面尺寸b×

h，并根据轮毂长度确定键的长度L，然后用上述强度公式做核验计算。

（2）半圆键联接

半圆键联接工作时靠两侧面传递