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机械设计基础,机械设计基础知识点总结,详细的总结了平面连杆机构,机械设计的基本要求,凸轮机构,轴与连轴器,轮系及其设计,齿轮传动,带传动。详细内容,可考研可期末
编辑于2022-11-24 16:25:26机械设计基础
第一章 绪论
用机构和通用零件的工作原理、结构特点、基本的设计理论和计算方法。同时还扼要地介绍与本课程有关的国家标准和规范,以及某些标准零件的选用原则和方法,设计简单的传动装置。
一、机器的组成
机器包括三大要素:原动机,传动机构,工作机构
机器的定义: 1、人为的组合体(人们根据需要来设计机器) 2、各构件之间具有确定的相对运动(各构件始终重复某一运动) 3、做功能转化
机构的定义: 1、人为的组合体 2、各构件之间具有确定的相对运动
机械:机器和机构的通称 机构的组成部分
1、零件:制造单元 通用零件:齿轮、螺钉、键等(各种机械中都能使用) 专用零件:曲轴、连杆、凸轮等
2、构件:运动单元 3、机架:支持运动构件的构件
二、机械设计的一般步骤 分以下几个步骤: 1、提出设计要求:性能要求→技术指标→生产率→质量寿命成本 2、调研:分析有关产品,查阅技术资料 确定机械的工作原理和拟定总体方案 3、结构设计:绘制装配草图,装配图,补装图,工作图 4、试验分析:编写技术文件,进行产品试制→修改 5、使用与考核:产品批量投放市场后,要广泛征求用户意见及提高,改善产品质量,性能。
三、机械零件常用材料 机械零件常用材料:钢,铸铁,有色金属,非金属 材料的选择应考虑:(1)使用要素(2)制造工艺要素(3)经济性 钢的常用热处理方法:退火、正火、回火、调质、淬火及表面热处理。
四计算考试 计算图示机构的自由度,并判断该机构是否具有确定运动。如有复合铰链、局部自由度、虚约束
例题
拿到该机构以后,第一步就是找到凸轮M,发现推杆DB尖端有一个滚子,此滚子就是局部自由度。局部自由度几乎永远出现在滚子推杆的凸轮机构中。对于该局部自由度,处理方法是把该滚子B与BD杆焊接在一起,成为一个整体。 接着考察虚约束。虚约束中最常见的就是某一个构件和机架之间有导路重合或者平行的移动副。这里FH构件就在F,G,H三个地方有三个移动副与机架相联,而这三个移动副导路重合。此时只有一个起作用,其它的就是虚约束。对于虚约束,只保留其中一个,其它的全部拿掉。 最后考虑复合铰链。复合铰链出现在转动副的地方,如果在转动副处有2个以上的构件相联,则该铰链就是复合铰链。从上图可以看出,J点有三个构件IJ,KJ,JL相连,所以J是复合铰链。对于复合铰链,在计算转动副的数目时,在此处留心即可,注意这里的转动副数目等于相连的构件数目减1. 综上所述,把局部自由度,虚约束,复合铰链表示出来的结果这样,把滚子B和BD焊接在一起,从而去掉局部自由度;而去掉G,H这两个虚约束;J点有两个转动副。 下面进入公式的计算。 活动构件:齿轮A,齿轮M,连杆IJ,连杆KJ,连杆JL,滑块L,连杆BD(焊接了滚子B),连杆DE,连杆FH。共计9个。 低副:A, M, I, K, J(2),L(2), C, D, E, F. 共计12个.{注意,这里L处一个转动副,1个移动副,不能算成复合铰链,所谓铰链是指转动副,复合意味着着多个转动副} 高副:齿轮A和齿轮B之间1个,B和凸轮之间1个,共计2个。
五平面机构的自由度
一、 机构的组成要素
1、构件 构件是只作为一个整体参与机构运动的刚性单元。 2、运动副 构件在连接处受到几个约束,那么它就失去几个自由度,但是两构件仍能保留一定的相对运动,我们把这种具有一定相对运动的可动运动连接称为运动副。 3、运动链:两个以上构件通过运动副组成的系统。
二、运动副的分类
不同形式运动副引入的约束数不同。机构中常见的运动副分为低副和高副两大类(平面机构)。 1、低副:面接触的运动副(一个自由度,两个约束) (1)转动副:组成运动副的两构件只能在一个平面内相对转动。 (2)移动副: 两构件之间只能沿某一轴线做相对移动。 2、高副:两构件之间是以点或线接触组成的运动副。
计算平面机构自由度时应注意的事项 1、复合铰链 两个以上的构件在同一处以转动副相连接,就构成了所谓的复合铰链。设有m个构件在同一处构成转动副,则记入(m-1)个转动副。 2、局部自由度:机构中某些构件所产生的局部运动并不影响其他构件的运动 3、虚约束(消极约束) 有些约束对机构自由度的影响是重复的,应除去, (1)轨迹重合,如将机构的某个运动副拆开,拆开部分的原联接点的运动轨迹仍为原来的轨迹。 (2)移动副的导路一致 (3)机构是对称的
机械设计的基本要求 : 1、运动和动力性能的要求 2、工作可靠性要求 强度、刚度、耐磨性、耐热性、经济性要求、劳动保护要求
第四章平面连杆机构
平面机构的运动简图的绘制 机构设计是复杂的,在分析过程中、除去实际机构中与运动无关的因素(如构件的外形,组成构件的零件数目以及运动副的具体数目),我们仅用简单的线条和规定的符号表示构件和运动副,并用一定比例表示运动副的位置。这种用来说明机构的各构件间相对运动关系的图形叫做机构运动简图。
二、平面四杆机构的主要类型 1、曲杆摇杆机构 一个连架杆如果做360°整周回转,做曲柄,另一个连架杆来回摆动,做摇杆,构成曲柄摇杆机构。 2、双曲柄机构 如果两连架杆均为曲柄时称为双曲柄机构 3、双摇杆机构 两连架杆均为摇杆
一、 压力角与传动角 1、压力角 压力角α:从动件所受力的方向与其速度方向之间所夹的锐角。 2、传动角 为了便于度量,工程上常用压力角α的余角γ来反映机构的传动性能(连杆与摇杆之间的夹角)
二、急回运动和行程速度变化系数 1、极位夹角 原动件曲柄AB在转动一周的过程中,摇杆CD作往复变速摆动,则AB两次与连杆BC共线、这时摇杆的位量C1D和C2D称为极限位置,两极限位置间的夹角称为摇杆的摆角Ψ,而在两个位量时曲柄所夹得锐角θ称为极位夹角。 2、急回运动 曲柄摇杆机构中在曲柄匀速的情况下,摇杆往复摆动速度快慢不同的运动称为急回运动。 3、行程速度变化系数 为描述从动摇杆的急回特性,在此引入行程速比系数 K,K值的大小反映了急回运动特性的显著程度。K值的大小取决于极位夹角ϴ ,ϴ 角越大,K值越大,急回运动特性越明显;反之,则愈不明显。当时ϴ=0°时,K=1 ,机构无急回特性。
三、机构的死点 1、死点位置 曲柄摇杆机构中摇杆CD为主动件、曲柄AB为从动件时,当摇杆处于极限位置C1D和C2D时,连杆与曲柄两次共线,若省略不计运动时中的摩擦与各杆质量,则摇杆通过连杆传给曲柄的力将通过铰链回传中心A,所以该力对 A点不产生力矩,使曲柄不能转动,机构的这种位置称为死点位置(此时传动角γ=0°,压力角α=90°) 克服办法: (1)加飞轮的惯性作用 (2)对曲柄施加额外的力 (3)采用多杆机构 应用:夹紧的机构、飞机起落架机构
平面四杆机构的设计 内容: 设计的基本问题: 1、按照给定的从动件位置或运动规律设计四杆机构称为位置设计。 2、按照给定的轨迹设计四杆机构、称轨迹设计 设计方法: 1、解析法:(数学方法)准确 设计麻烦 2、图解法:作图法,方法简单但误差大 3、实验法:比较麻烦、误差大
第五章凸轮机构
从动件常用的运动规律及其选择
一、从动件常用运动规律 所谓从动件运动规律,是指从动件在运动过程中,其位移、速度、加速度随时间t变化的规律。
1、等速运动规律:这种运动规律,虽然加速度为零,但由在运动的开始和终止处,速度产生突变,理论上加速度为无穷大,因此产生无穷大的惯性力,对机构产生极大冲击,称为刚性冲击,此类运动规律只适用于低速运动。
2、等加速等减速运动规律:在起点、中点及终点处加速度存在有限值的突变,它所引起的冲 击称为柔性冲击,所以这种运动规律也不适于高速运动。
3、余弦加速度运动规律(简谐运动规律):从动件在整个运动过程中速度都连续,但在运动的始、末点处加速度有突变,因而产生柔性冲击,因此也只适用于中速运动的场合。
4、正弦加速度运动规律 ( 摆线运动规律):从动件在整个运动过程中速度和加速度均连续, 避免了刚性和柔性冲击,适用于高速运动。
二、运动规律的选择 从动件常用运动规律有多项式运动规律、三角函数运动规律,在选择从动件的运动规律时,除要考虑刚性冲击与柔性冲击外,还应该考虑各种运动规律的速度幅值 、加速度幅值 及其影响加以分析和比较。
第11章 轴与联轴器
一、轴的材料 轴的材料一般有碳素钢35、40、45、50、优质碳素钢(45号),调质处理或正火处理,不重要场合用Q235-A、Q255-A、Q275-A较多;合金钢一般为20Cr、20CrMnTi、40Cr、40MnB、 35SiMn。
二、轴承的分类 轴承的主要功用是支撑轴和轴上零件。按轴承工作的摩擦性质分滑动轴承和滚动轴承。按承受的载荷方向分向心轴承、推力轴承、向心推力轴承。
三、滚动轴承
1、主要特点①摩擦阻力小;②起动灵活;③大;④抗冲击能力差。常见类型有调心球轴承、调心滚子轴承、推力球轴承、圆锥滚子轴承、深沟球轴承、角接触球轴承、圆柱滚子轴承等。
2、滚动轴承的代号 为了便于生产、设计和使用GB/T4662-2003 规定了滚动轴承代号。该代号通常印在滚动轴承的端面上并由基本代号、前置代号和后置代号组成,用字母和数字表示。其构成如下: 字母 × ×× × × ×× 精度等级 宽度系列 结构系列 类型代号 直径系列 内径 尺寸系列是轴承的宽度系列和直径系列的总称。宽度系列是指径向接触轴承或角接触轴承的内径相同,而宽度变化的系列尺寸。直径系列是指同一类型、内径相同的轴承,其外径变化的系列尺寸。轴承的类型代号用阿拉伯数字或大写拉丁字母表示,尺寸系列代号用阿拉伯数字表示,公差等级代号以大写拉丁字母与阿拉伯数字组成。
3、滚动轴承类型的选择 选择滚动轴承类型时,应根据滚动轴承的工作载荷(大小、方向、性质)、转速、轴的刚度及其他要求等,参考以下意见进行。
(1) 转速较高、载荷较小、要求旋转精度高时选用球轴承;转速较低、载荷较大有冲击时选用滚子轴承。
(2) 同时承受径向载荷及轴向载荷的轴承,应区别不同情况选取轴承类型。以径向载荷为主的可选用深沟球轴承;轴向载荷比径向载荷大很多时可采用推力轴承和向心轴承的组合 结构,以便分别承受轴向载荷和径向载荷;径向载荷和轴向载荷都很大时可选用角接触球轴 承或圆锥滚子轴承。
(3) 选用轴承还应考虑调心性能,各类轴承内外围轴线的相对倾斜角度是有限制的, 超过限制角度,会使轴承寿命降低。当支点跨距大,轴的弯曲变形大时,以及多支点轴,可选用调心性能好的调心轴承。 此外选用轴承时还应考虑经济性、允许空间、噪声与振动方面的要求。 l 滚动轴承的失效形式及选择计算(上)
1、滚动轴承的失效形式及设计准则 滚动轴承失效形式主要有疲劳点蚀、表面永久变形、磨损及碎裂。对一般转速的轴承, 为防止点蚀,应进行寿命计算;而对转速较低的轴承,为防止塑性变形,则进行静载荷强度计算。 3、滚动轴承的当量动载荷 滚动轴承的基本额定动载荷是在一定的试验条件下确定的。如前所述,对向心轴承是指承受纯径向载荷;对推力轴承是指承受轴向载荷。如果作用在轴上的实际载荷是既有径向载 荷又有轴向载荷,则必须将实际载荷换算成与试验条件相同的载荷后,才能和基本额定动载 荷进行比较。换算后的载荷是一种假定的载荷,故称为当量动载荷。当量动载荷的计算公式为 
第九章轮系及其设计
1、轮系的分类 用一系列互相啮合的齿轮将主动轴和从动轴连接起来,这种多齿轮的传动装置称为轮系。轮系运转时,如果各齿轮轴线的位置都固定不动,则称之为定轴轮系(或称为普通轮系)。轮系运转时,至少有一个齿轮轴线的位置不固定,而是绕某一固定轴线回转,则称该轮系为周转轮系。复合轮系是几个周转轮系或定轴和周转轮系组合在一起。 2、定轴轮系的传动比的计算 定轴轮系的传动比是指轮系中首、末两构件的角速度之比。轮系的传动比包括传动比的大小和首末两构件的转向关系两方面内容。若首轮为齿轮1,末轮为齿轮n,定轴轮系传动比大小为:
首、末轮转向关系的确定 按照箭头标注法从首轮开始,依次标出各轮转向,直至末轮。 (1)一对齿轮啮合转向的确定 1)外啮合齿轮副:转向相反; 2)内啮合齿轮副:转向相同; 3)圆锥齿轮副:箭头同时指向节点或同时背离节点; 4)蜗轮蜗杆副:左、右手定则。 (2)首、末轮转向关系的确定 1)若首、末轮的轴线平行,可以在齿数之比前面加“±”号来表示两轮转向关系,“+”号表示转向相同,“-” 号表示转向相反; 2)若首、末轮的轴线不平行,只能用箭头表示转向关系。
l 周转轮系传动比 周转轮系按照自由度数目的不同,又可将周转轮系分为差动轮系和行星轮系。周转轮系中,由于行星轮即作公转,又作自传,所以传动比的大小及转向不能直接按定轴轴系的方法来求得,要用反转法。假想对整个行星轮系加上一个与行星架转速ωH大小相等而方向相反的公共转速-ωH,这样,就变成了假想的定轴轮系。经过转化的假想定轴轮系,称为转化轮系。
转化后为定轴轮系,转化后转化轮系的传动比:  若平面周转轮系中共有k个齿轮:  应用上式时应注意: (1) 上式只适用于 1、k及H三个构件抽线平行的情况下,、、各自带有转动方向。 (2) 空间机构可用箭头来决定转向。 (3) 如果式中、、三个量中,若给定任意两个(大小、方向)可求出第三个量的大小及方向。
l 复合轮系传动比计算及轮系的功用 1、由定轴轮系和周转轮系或者由两个以上的周转轮系组成,不能直接用反转法转化为定轴轮系。 复合轮系传动比的计算步骤 (1) 首先将各个基本轮系正确地区分开来 (2) 分别列出计算各基本轮系传动比的方程式。 (3) 找出各基本轮系之间的联系。 (4) 将各基本轮系传动比方程式联立求解,即可求得复合轮系的传动比。 定轴轮系的应用:获得大传动比;实现分路传动;改变从动轴转向;实现变速。
第八章 齿轮传动
直齿圆锥齿轮传动的受力分析 由于锥齿轮大,小端的轮齿厚度和高度不同,受力分析时,通常假定截面集中作用于齿宽中点处,分度圆直径取平均值。 圆周力 Ft、径向力 Fr的方向判断同圆柱齿轮;轴向力 Fa的方向从作用点指向各自大端。由于轴交角为 90°
蜗杆传动的受力分析
1、失效形式及设计准则 蜗杆传动失效形式发热量大,主要失效形式是胶合、点蚀、磨损。闭式传动中,如果散热不及时,产生胶合。如果蜗轮由抗胶合能力较强的青铜制成,则主要失效形式为点蚀。开式传动中主要失效为轮齿磨损。目前对胶合和磨损尚无成熟的计算方法,而接触应力的大小影响齿面胶合和磨损。对闭式传动,按接触强度进行设计,然后校核齿的弯曲强度,并做热平衡计算。对开式传动,则由弯曲疲劳强度决定传动尺寸。 蜗杆常用材料为合金钢,蜗轮为铸造锡青铜、铸造铝铁青铜、灰铸铁等。
2、受力分析 圆周力 Ft: 蜗杆圆周力 Ft1方向与节点速度方向相反,蜗轮圆周力 Ft2方向与节点速度方向相同。 径向力 Fr: 由啮合点指向各自轮心。 轴向力 Fa: 蜗杆轴向力方向按左、右手定则判别。即:左旋蜗杆用左手,右旋蜗杆用右手。四指代表转向,拇指指向为轴向力方向。
l 齿轮传动的失效形式、设计准则、材料和许用应力
1、轮齿的失效形式主要有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合、齿面塑性变形。
2、齿轮设计计算准则因为齿轮失效形式主要为轮齿的折断和齿面点蚀,故一般只进行齿根弯曲强度和齿面接触强度的计算。对封闭齿轮传动,软齿面应按接触疲劳强度设计主要尺寸,然后校核弯曲疲劳强度,对齿轮均为硬齿面时,则应按弯曲疲劳强度的设计方式确定模数,然后校核接触疲劳强度。当一对齿轮均为铸铁时,则只按弯曲疲劳的设计方式确定模数,而不用校核。对于开式齿轮传动,其主要失效形式是磨损,以及因磨损过度而引起的齿轮折断,应按弯曲疲劳强度确定模数,并将模数加大10%~20% 。
3、齿轮齿表面要有足够的硬度和耐磨性、在变载荷和冲击载荷下要有足够的弯曲强度,便于加工,热处理变形小。常用材料有锻钢、铸钢、铸铁、非金属等。
4、轮齿的许用弯曲应力和许用接触应力 由于接触疲劳造成的点蚀只引起噪声、振动,弯曲疲劳产生的断齿则导致传动不能继续 工作。因此齿根弯曲疲劳系数应大于齿面接触疲劳安全系数。
第七章带传动
1、带传动应力分析 带传动工作时内部存在三种应力,分别是松边、紧边产生的拉应力、弯曲应力、离心拉应力。 当带的应力循环次数达到一定值后,带将发生疲劳破坏。 带传动的弹性滑动是带固有的不可避免的,是摩擦力引发拉力差而使得带的弹性变形量改变而引起的带在轮面上的局部相对滑动现象。打滑是有效拉力大于极限摩擦力时,带和带轮之间全面滑动,是带传动的失效形式,是可以避免的。 带传动的实际传动比 i=n1/n2=D2/D1(1-E)
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