【正文】 。出現(xiàn)虛約束的情況：兩個構件之間組成多個導路平行的移動副，只有移動副起作用，其余都是虛約束；兩個構件之間組成多個軸線重合的轉(zhuǎn)動副時，只有一個轉(zhuǎn)動副起作用，其余都是虛約束；機構中傳遞運動不起獨立作用的對稱部分。（4）掌握按給定行程速比系數(shù)設計四桿機構和按給定連桿位置設計四桿機構的方法。主要知識點歸納167。鉸鏈四桿機構的組成：1. 曲柄搖桿機構：若兩連架桿之一為曲柄，另一連架桿為搖桿,則該鉸鏈四桿機構稱為曲柄搖桿機構。2. 雙曲柄機構：當鉸鏈四桿機構的兩個連架桿都是曲柄時，則該機構稱為雙曲柄機構 3. 雙搖桿機構：當鉸鏈四桿機構的兩連架都是搖桿時，該機構稱為雙搖桿機構；雙搖桿機構可把主動搖桿的擺動變?yōu)閺膭訐u桿的擺動。 4）極位夾角：當機構在兩極限位置時，原動件AB所處兩個位置之間所夾的銳角，用表示。 6）行程速比系數(shù)：用來表明急回運動的急回程度，用K表示。所以，可以通過分析機構中是否存在極位夾角及極位夾角的大小來判定是否存在急回運動及急回運動的程度。傳動角——壓力角的余角，用g 表示。a 壓力角可以做為判斷機構傳動性能的標志。167。 ，取不同構件為機架可以得到不同類型的四桿機構，通常我們根據(jù)以下原則進行判斷： （1）取最短桿為機架時，機架上有兩個整轉(zhuǎn)副，得雙曲柄機構。 （3）取最短桿對邊為機架時，機架上沒有整轉(zhuǎn)副，得雙搖桿機構。 167。 把原動件的回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為滑塊的往復移動。24 平面四桿機構的設計平面四桿機構的設計主要是根據(jù)給定的運動條件，確定機構運動簡圖的尺寸參數(shù)。 根據(jù)不同的設計要求，作圖法可以分為以下兩種： （1）按給定的行程速比系數(shù)K設計平面四桿機構 對于曲柄搖桿機構設計，已知條件通常有：從動件搖桿長度l3，從動件擺角,機構的行程速比系數(shù)K。 q， ∠C1C2P=90176。最后由其他附加條件可以把這個固定鉸鏈中心位置定下來，從而四桿機構設計完成。 a b c圖2－4 按行程速比系數(shù)設計平面四桿機構（2）按給定的連桿位置設計四桿機構 這類設計通常是已知連桿長度，并知道連桿在運動過程中的三個位置，要求確定固定鉸鏈中心。 如果只給定連桿的兩個位置，則可根據(jù)其他附加條件得到確定解。盤形凸輪機構輪廓曲線的設計。主要知識點歸納167。 缺點：高副接觸，易于磨損，多用于傳遞力不太大的場合；加工比較困難；從動件行程不宜過大，否則會使凸輪變得笨重。 從動件的運動規(guī)律 基圓——以凸輪的最小曲率半徑為半徑所作的圓稱為基圓，基圓半徑用r0表示。 從動件運動規(guī)律從動件的運動規(guī)律，是指從動件在運動時，即在推程或回程時，其位移s、速度v、和加速度a 隨時間t變化的規(guī)律。常用運動規(guī)律有：等速運動規(guī)律 有剛性沖擊。簡諧運動規(guī)律 亦有柔性沖擊，只是沖擊的次數(shù)有所減少。 凸輪機構的壓力角當不計凸輪與從動件之間的摩擦時，凸輪給從動件的力F與從動件的運動方向之間所夾的銳角，稱為凸輪機構的壓力角α。壓力角越大，有害分力越大，當壓力角增大到一定程度時，將出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象，即無論凸輪施加給從動件的力有多大，從動件都不能運動。圖3－1 凸輪機構的壓力角167。該原理可歸納如下：在凸輪機構中，如果對整個凸輪機構繞凸輪軸心O加上一個與凸輪轉(zhuǎn)動角速度ω1大小相等方向相反的公共角速度 (ω1)；這時凸輪與從動件之間的相對運動關系并不改變。由于從動件尖端應始終與凸輪廓線相接觸，故反轉(zhuǎn)后從動件尖端相對于凸輪的運動軌跡，就是凸輪的輪廓曲線。這種設計方法稱為反轉(zhuǎn)法。 2. 本章重點漸開線直齒圓柱齒輪外嚙合的基本理論和幾何尺寸計算；斜齒圓柱齒輪、錐齒輪嚙合傳動的特性。主要知識點歸納167。 ：①制造和安裝精度要求高、成本高；②不能實現(xiàn)遠距離兩軸之間的傳動。 167。稱此定點為節(jié)點。167。2. 漸開線的性質(zhì)1）,如圖4－1a。切點B是點K的曲率中心，而線段是漸開線在點K的曲率半徑。5）基圓內(nèi)沒有漸開線。167。2. 齒根圓：齒根所在的圓，用df和rf表示。4. 齒槽寬：任意圓周上量得的相鄰兩齒齒廓間的弧長，用ek表示。i. pk=sk+ek 6. 分度圓：計算基準圓，用d和r表示。8. 齒根高：介于分度圓與齒根圓之間的輪齒部分的徑向高度，用hf表示。i. h=ha+hf 齒數(shù)：用z表示。單位：mm，d=zm m是決定齒輪尺寸的基本參數(shù)，已標準化。 壓力角也是決定齒輪尺寸的基本參數(shù),國標規(guī)定的標準值,α=20176。頂隙系數(shù)c*。167。 標準中心距1. 齒輪的正確安裝條件齒側間隙為零，要使齒側間隙為零，則必須使其分度圓與節(jié)圓重合。由圖42開始嚙合點：從動輪齒頂與主動輪齒根接觸點B1終止嚙合點：從動輪齒根與主動輪齒頂接觸點B2實際嚙合線段：B1B2之間的線段理論嚙合線段：兩齒輪基圓內(nèi)公切線切點之間的線段N1N2。于是可得連續(xù)傳動條件為：實際 εα≥[εα]式中：[εα]——許用重合度。故用α39。圖4－2 漸開線齒廓的嚙合167。 盤形銑刀 指狀銑刀圖 4－3成形法加工輪齒利用一對齒輪（或齒輪與齒條）互相嚙合時其共軛齒廓互為包絡線的原理來切齒，把其中一個齒輪（或齒條）做成刀具。 根切、最少齒數(shù)及變位齒輪用范成法加工齒輪時若加刀具的齒頂線超出齒輪理論嚙合線的極限點時，齒輪根部的漸開線齒廓將被切去一部分，這種現(xiàn)象稱為根切。根切使齒根削弱，減小重合度，應避免。當h*a=α=20176。圖 4－4根切現(xiàn)象167。齒廓接觸線與齒輪軸線不平行，是斜線。②重合度大。③不發(fā)生根切的最少齒數(shù)更少。 斜齒輪的主要參數(shù)斜齒圓柱齒輪的模數(shù)、壓力角、齒頂高系數(shù)、頂隙系數(shù)有端面參數(shù)和法面參數(shù)之分，端面是指垂直于齒輪回轉(zhuǎn)軸線的平面；法面是指垂直于輪齒方向的截面。斜齒圓柱齒輪的齒面是螺旋形，基本參數(shù)共六個，與直齒輪相比多引入了一個螺旋角b，分度圓柱上輪齒的旋向有左旋和右旋兩種。～20 186。 斜齒輪的當量齒輪斜齒輪的當量齒輪是一個虛擬的直齒輪，其齒形與斜齒輪的法面齒形相當。以橢圓在C點處的曲率半徑為分度圓半徑，以斜齒輪法面模數(shù)為模數(shù)，取標準壓力角作一直齒圓柱齒輪。引入當量齒輪、當量齒數(shù)的目的是: (1)仿形法加工斜齒輪時，用于選擇銑刀刀號；(2)用于強度計算；當量齒輪的齒數(shù)稱為當量齒數(shù)，用zv表示當量齒輪的齒數(shù)：圖 4－5斜齒輪的當量齒輪167。圓錐齒輪的輪齒分布在一個截圓錐體上，其齒形從大端到小端逐漸變小。第5章 輪系本章基本要求和重點（1）了解輪系的分類，能正確劃分輪系。（3）掌握定軸輪系、周轉(zhuǎn)輪系以及復合輪系的傳動比計算（4）掌握判斷輪系中齒輪轉(zhuǎn)向的方法。 復合輪系中行星輪的判斷及周轉(zhuǎn)輪系與定軸輪系之間關系的確定。由一系列齒輪組成的齒輪傳動系統(tǒng)稱為齒輪系。2. 周轉(zhuǎn)輪系：輪系中至少有一個齒輪的軸線是繞其它齒輪的固定軸線回轉(zhuǎn)。 其中行星架與中心輪的幾何軸線必須重合。 定軸輪系 周轉(zhuǎn)輪系 復合輪系圖51 輪系的類型167。定軸輪系中，每個齒輪的幾何軸線位置都是固定的，因此其傳動比計算比較容易。大小 轉(zhuǎn)向：外嚙合齒輪：兩齒輪轉(zhuǎn)向相反 內(nèi)嚙合齒輪：兩齒輪轉(zhuǎn)向相同 圓錐齒輪：兩箭頭同時指向節(jié)點或同時背離節(jié)點； 蝸桿傳動：左手或右手定則同軸齒輪：轉(zhuǎn)向相同。兩輪轉(zhuǎn)向相同時，傳動比為“+”；兩輪轉(zhuǎn)向相反時，傳動比為“”。假定首輪的轉(zhuǎn)向（或依題意以給定的方向），用箭頭在圖示上表示，根據(jù)嚙合情況，依次將每個輪子的轉(zhuǎn)向在圖示上標志出來，最后可以得到末輪的轉(zhuǎn)向。設從首輪到末輪中外嚙合的齒輪的對數(shù)為m對 當數(shù)值為“ +”時，表示首末兩輪的轉(zhuǎn)向相同，為“”時，表示兩輪的轉(zhuǎn)向相反。 周轉(zhuǎn)輪系的分類 圖53 周轉(zhuǎn)輪系的轉(zhuǎn)化輪系構件周轉(zhuǎn)輪系角速度轉(zhuǎn)化輪系角速度1ω1ω1H=ω1ωH2ω2ω2H=ω2ωH3ω3ω3H=ω3ωHHωHωHH=ωHωH轉(zhuǎn)化輪系的傳動比可寫作： 周轉(zhuǎn)輪系傳動比的一般公式為： 注：1）此式只適用于齒輪m、n和行星架H 的軸線相平行的場合。3）此式多用于求解wm、wn、wH或各個齒輪的齒數(shù)中的未知數(shù)。在用此式將未知數(shù)求解后，可以求解周轉(zhuǎn)輪系中的傳動比。復合輪系是指輪系中既有周轉(zhuǎn)輪系部分，又有定軸輪系部分，因此計算的關鍵是，正確分解周轉(zhuǎn)輪系和復合輪系，分別列出計算方程式，然后聯(lián)立解出所要求的傳動比。找周轉(zhuǎn)輪系的一般步驟是： 1. 找行星輪：即找軸線位置不固定的齒輪； 2. 確定行星架：支撐行星輪運轉(zhuǎn)的構件； 3. 找中心輪：直接與行星輪相嚙合的定軸齒輪。 167。 （1）變應力的種類（2）變應力作用下零件的主要失效形式。主要知識點歸納167。零件的失效形式很多：1. 因強度不夠發(fā)生斷裂或塑性變形；2. 因剛度不夠而產(chǎn)生過大的彈性變形；3. 因耐磨性不足或潤滑不良而使工作表面過度磨損或損傷；4. 因長細比（也稱柔度）過大穩(wěn)定性不足而發(fā)生失穩(wěn)；5. 因失去振動穩(wěn)定性而發(fā)生強烈的振動（或共振）、聯(lián)接的松弛、摩擦傳動的打滑等。對載荷而言，稱為承載能力；對磨損而言，稱耐磨性。當強度為主要問題時，按強度條件判定，即工作應力≤許用應力；當剛度為主要問題時，按剛度條件判定，即變形量≤許用變形量。機械零件的設計計算常按下列步驟進行：1） 擬定零件的計算簡圖2） 確定作用在零件上的載荷3） 選擇合適的材料4） 根據(jù)零件可能出現(xiàn)的失效形式，選用相應的判定條件5） 確定零件的形狀和主要尺寸6） 繪制工作圖并標注必要的技術條件。167。載荷系數(shù)：考慮零件受到的各種附加載荷的作用、載荷大小隨時間的不均勻性、分布的不均勻性等因素的影響。 應力的種類按照應力隨時間變化的情況 靜應力：不隨時間變化變應力：隨時間周期性或非周期性變化變應力的參數(shù)：、r 靜應力 非對稱循環(huán)變應力 對稱循環(huán)變應力 脈動循環(huán)變應力圖9－1 應力的分類各種應力的特性參數(shù)參閱表9－1。表9－1 應力的特性應力性質(zhì)平均應力應力幅循環(huán)特性靜應力1非對稱循環(huán)變應力1 r +1對稱循環(huán)變應力1脈動循環(huán)變應力0．靜應力下的許用應力 許用應力取決于應力的種類、零件材料的極限應力和安全系數(shù)等。靜應力下，零件的損壞形式：斷裂或塑性變形。 變應力下的許用應力變應力下，零件的損壞形式是疲勞斷裂。1） 疲勞斷裂的最大應力低于屈服極限；2） 無明顯塑性變形的脆性突然斷裂；3） 斷口上明顯地有兩個區(qū)域：光滑區(qū)、粗糙區(qū)4） 疲勞斷裂是損傷的積累的結果。因而許用應力就不能根據(jù)屈服極限或強度極限來確定。如圖所示為表示應力σ與應力循環(huán)次數(shù)N之間的關系曲線圖9－2 疲勞壽命曲線從大多數(shù)黑色金屬材料的疲勞試驗可知，當循環(huán)次數(shù)N超過某一數(shù)值No以后，曲線趨向水平，即可以認為在“無限次”循環(huán)時試件將不會斷裂。與循環(huán)基數(shù)N0相對應的疲勞極限σrN0 ，簡寫為σr 。依靠表面接觸工作的零件，如齒輪傳動、滾動軸承、摩擦離合器等，它們的工作能力不僅與整體強度有關，還與接觸表面的強度有關。接觸應力的計算（H．Hertz公式）：接觸強度不足時的失效形式 靜應力作用下：脆性材料－表面壓碎 塑性材料－表面塑性變形變應力：疲勞點蝕167。2．限制運動副單位時間單位接觸面積的發(fā)熱量pv。在一定的生產(chǎn)規(guī)模和生產(chǎn)條件下，花費勞動量最小，加工費用最少（工時少、設備少）的零件，就認為具有良好的工藝性。標準化——是指以制訂標準和貫徹標準為主要內(nèi)容的全部活動過程。標準的分類：我國的標準分為國家標準、行業(yè)標準、地方標準和企業(yè)標準四級。（1）螺紋聯(lián)接的大徑、小徑的概念及其在不同場合的應用；（2）緊螺栓聯(lián)接的強度計算（3）螺紋聯(lián)接防松的意義和方法（1）普通緊聯(lián)接承受軸向工作載荷時的強度計算。主要知識點歸納基本要求： 167。按照螺旋線的旋向：螺紋分為左旋螺紋和右旋螺紋。按照螺旋線的數(shù)目：螺紋還分為單線螺紋和多線螺紋，為了制造方便，螺紋的線數(shù)一般不超過4。按照母體形狀，螺紋分為圓柱螺紋和圓錐螺紋。 機械制造常用螺紋 三角形螺紋普通螺紋：多用于緊固聯(lián)接，α＝60176。同一公稱直徑可以有多種螺距，螺距最大的稱為粗牙螺紋，其余都稱為細牙螺紋。細牙螺距小，牙的強度??；不耐磨，容易滑絲，自鎖性能好。 梯形螺紋、鋸齒形螺紋和矩形螺紋一般用于傳動。1．螺栓聯(lián)接1）受拉螺栓聯(lián)接：制造和裝拆方便，應用廣泛.2）鉸制孔螺栓聯(lián)接：螺栓受剪，多用于板狀件的聯(lián)接，有時兼起定位作用。3．螺釘聯(lián)接與雙頭螺柱聯(lián)接相似，但不宜用于時常裝拆的聯(lián)接，以免損壞被聯(lián)接件的螺紋孔。 標準件螺紋緊固件的品種很多，大都已標準化，其規(guī)格、型號均已系列化。2．雙頭螺柱 旋入被聯(lián)接件螺紋孔的一端稱為座端，另一端為螺母端.