《机械设计基础》全册配套完整教学课件.ppt

1、Contents 一、减速器的结构与性能介绍一、减速器的结构与性能介绍 1 二、齿轮的设计计算及结构说明二、齿轮的设计计算及结构说明 2 三、轴的设计计算及校核三、轴的设计计算及校核 3 四、滚动轴承的选择四、滚动轴承的选择 4 五、键的选择及校核五、键的选择及校核 5 Contents 六、联轴器的选择六、联轴器的选择 6 七、减速器附件的选择及简要说明列表说明七、减速器附件的选择及简要说明列表说明 7 八、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号八、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号 及用量的简要说明及用量的简要说明 8 九、箱体主要结构尺寸的计算九、箱体主要结构尺寸的计算 9 十、参考文献

2、十、参考文献 10 设计题目设计题目 : 带式运输机传动系统中的一级圆带式运输机传动系统中的一级圆 柱齿轮减速器设计柱齿轮减速器设计 系统工作条件：单向运转，有载荷平稳，两班 制工作，使用期限8年，输送带拉力F=2800N， 输送带速度v=3.4m/s，滚筒直径D=560mm。 设计要求： 按设计任务书的要求，对系统进行分析，确 定基本参数。 按所确定参数进行减速器的设计。 撰写设计说明书 工作量： 参考资料阅读 减速器装配图一张（手工制图） 设计说明书一份 设计说明书设计说明书 一、减速器的结构与性能介绍 1.结构形式 本减速器设计为水平部分，封闭卧式结构。 2.电动机的选择 （1）工作机的

3、功率PW (KW ) （2）总效率总 = =0.867 52. 9 1000 4 . 32800 1000 FV P W 3 轴承滚筒联轴器齿轮带总 3 99. 096. 099. 098. 096. 0 （3）所需电动机功率Pd ( KW ) 查机械设计基础实训指导得Pcd=11 ( KW ) 选Y160M4 n满=1460 r/min 工作机的转速n=601000v/(D) =6010003.4/(3.14560) =116.015 ( r/min ) 3.传动比的分配 980.10 867. 0 52. 9 d 总 W P P 取i带=3，则i齿=12.585/3=4.195 4.动力运

4、动参数计算 （1）转速n 585.12015.116/1460n/ni 满总 min/r1460 0 满 nn min)/(667.4863/1460/ 0 rininnI 带满带 min)/(011.116195. 4/667.486/rinn I 齿 min)/(011.116rnn IIIII （2）功率P （3）转矩T )KW ( 980.10 d0 PP )KW ( 541.1096. 0980.10 0 带 PP I ）（ 轴承齿轮 KWPP III 227.1099. 098. 0541.10 )023.1099. 099. 0227.10KWPP IIIII （ 轴承联轴器 ）

5、（m821.711460/980.109550/9550 000 NnPT ）（ 带带 m845.206396. 0821.71i 01 NTT 195. 499. 098. 0845.206i 1 齿轴承齿轮 TTII）（m857.841N 199. 099. 0857.841i 齿带轴承联轴器 IIIII TT）（m104.825N 将上述数据列表如下 二、齿轮的设计计算及结构说明 小齿轮选用45号钢，调制处理，HBS=240 大齿轮选用45号钢，正火处理，HBS=200 由机械设计基础（含工程力学）得 128.571MPa142.857MPa 415.385MPaa769.430 4 .

6、 1a180a200 3 . 1a540a560 F2F1 H21 2lim1lim 2lim1lim ， ， ，则 ， MP SMPMP SMPMP H FFF HHH （1）小齿轮的转矩T1 T1=9550P1/n1= （2）选载荷系数K 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳， 齿轮在两轴承间对称布置。查机械设计基础实训 指导，取K=1.1 （3）计算齿数比u=i u=Z2/Z1=n1/n2=486.667/116.011=4.195 （4）选择齿宽系数 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承之间为对称布置。查 机械设计基础（含工程力学）得 =0.3 ）（m849.206667.486/

7、541.109550N a a （5）确定齿轮模数m 取Z1=30，所以 Z2=Z14.195=125.85 取Z2=126 故 = =254.51 查机械设计基础（含工程力学） 取m=3.5 3 a 1 2 ) 335 1ua u KT H （）（ 3 2 195. 43 . 0 1000849.2061 . 1 385.415 335 1195. 4 ）（）（ 26. 3 12630 51.2542a2 m 21 ZZ （6）实际齿数比 （7）计算齿轮的主要尺寸 ， u 允许 齿数比相对误差 ， ， 2.5%u %12. 0 195. 4 2 . 4195. 4 u uu u 2 . 4

8、30 126 u 1 2 Z Z 90mmB 905BB 85mmB 81.92730.3a mm273dd 2 1 a mm4411265 . 3md mm105305 . 3md 121 2a2 21 22 11 取 取齿轮宽度 ）（中心距 B Z Z （8）计算圆周速度v并选择齿轮精度 查机械设计基础（含工程力学）表应取齿轮等级9级， 但根据设计要求定齿轮精度等级为7级。 1.校核齿轮的弯曲强度 （1）确定两齿轮的弯曲应力 由机械设计基础（含工程力学）中的图表 查得齿轮的弯曲疲劳极限为F1=200MPa， F2=180MPa，最小安全系数SFmin=1.4。 s/m674. 2 1000

9、60 667.48610514. 3 100060 nd v 11 齿轮的许用弯曲应力为 （2）计算两齿轮齿根的弯曲应力 MPa S MPa F F F 571.128 857.142 S min 2 2 Fmin F1 F1 656.59 305 . 385 095. 4849.2061 . 12000 m 2000 030. 0 571.128 910. 3 029. 0 857.142 095. 4 901. 3095. 4 1 2 1 2 2 11 1 2 2 1 1 21 F F F F F F F F F FF ZB YKT YY Y YY 力为计算小齿轮齿根弯曲应 的值比较 ，

10、mm88. 75 . 325. 012mh2h h 448mm3.512126mh2h2dd mm1125 . 31230mh2h2dd * a * a22a22a * a11a11a ）（）（ 齿全高 ）（）（ ）（）（ C Z Z da1=112mm da2=448mm h=7.88mm S=5.495mm P=10.99mm hf=4.375mm ha=3.5mm df1=96.25mm df2=432.25mm mm25.432375. 42441h2dd mm25.96375. 42105h2dd d mm5 . 3mhh mm375. 4mchh mm495. 5 2 5 . 31

11、4. 3 2 m 2 f22f f11f f * aa * af 齿根圆直径 齿顶高 ）（齿根高 齿厚 P S 3.齿轮的结构计算 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式 结构. 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d=75mm 1.75mm3.50.50.5mn mm70dmm7025. 0d mm260)(5 . 0 mm26mm5 .25853 . 00.3BC mm400mm24.4042-2h-dD mm14mm145 .10m43 mm85 mm120756 . 1d6 . 1 0120 120 2 20a22 00 2 1 齿轮倒角 ，取）（腹板孔直径 腹板中心孔直径 ，

12、取腹板厚度 ，取轮缘内径 ，取）（轮缘厚度 轮毂长度 轮毂直径 DD DDD C D BL D 齿轮的工作图如下图所示： 三、轴的设计计算及校核 1、轴的选材及其许用应力 由机械设计基础（含工程力学）查得:选45号钢，调 质处理，HBS217255，b=650MPa，s=360MPa， -1=300MPa 2.按扭矩估算最小直径 主动轴 若考虑键 d1=32.0621.05=33.665mm，选取标准直径 d1=35mm 从动轴 若考虑键d2=51.191.05=53.75mm，选取标准直径 d2=55mm mm n P cd062.32 667.486 541.10 115 3 3 1 1

13、1 mm n P cd19.51 011.116 227.10 115 3 3 2 2 2 3.轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强 度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴，如图所 示 4.危险截面的强度校核 （1）从动轴的强度校核 圆周力 径向力 由于为直齿轮，轴向力 做从动轴内力简图如下图 N d T Ft946.3817 441 857.84120002000 2 2 NFF o tr 62.138920tan946.3817tan )m(857.841 )m(43.43 10002 125 81.694 2 m81.694 2 62.1389 2 )(31.1

14、19 10002 125 973.1908 2 973.1908 2 946.3817 2 125 2 r NT N L RM N F RR mN L RM N F RR mmL VAVC VBVA HAHC t HBHA 扭矩 ）（ 校核 主动轴的强度校核，做主动轴受力简图，如下图所示 则强度足够 考虑键槽 工程力学）查得，由机械设计基础（含 75mmmm859.47d mm859.4705. 158.45d 58.45 551 . 0 83.520 10 1 . 0 10 55 )(83.520)( )(97.126 3 3 1 1 2 2 2 22 mm M d MPa mNTMM mN

15、MMM b e b ce VCHCc mm M d MPa NTMM NMMM NT N L RM N F RR mN L RM N F RR mmL b e b VCHC VAVC VBVA HBHC t HBHA 84.31 1 . 0 10 55 )m(549.177 )m(97.126 )6 . 0( )m(845.206 )m(43.43 10002 125 81.694 2 m81.694 2 62.1389 2 )(31.119 10002 125 973.1908 2 973.1908 2 946.3817 2 125 3 1 1 2 1 2 ce 22 c 1 r 由图表查得

16、 ）（ 校核 扭矩 ）（ 考虑键槽取d=31.841.05=33.432mm d=33.43295mm，强度足够。 四、滚动轴承的选择 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向 心球轴承，主动轴根据轴颈值机械设计基础 实训指导选择6209 2个（GB/2761993）， 从动轴承6214 2个（GB/T2761993） 寿命计划：P=Fr=1389.62N，X=1，Y=0 主动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定 动负荷Cr=31.5KN，ft=1，=3 预期寿命为：8年，两班 制,L=830016=38400hL10h， h P Cf n L rt h 398893) 62.1389

17、31500 ( 667.48660 10 )( 60 10 3 6 1 6 10 轴承寿命合格 从动轴轴承寿命：深沟球轴承6214，基本额定 动负荷Cr=60.8KN，ft=1，=3 预期寿命为：8年，两班制， L=830016=38400hL10h 轴承寿命合格 h P Cf n L rt h 12032977) 62.1389 60800 ( 011.11660 10 )( 60 10 3 6 2 6 10 五、键的选择及校核 （1）主动轴外伸端d=35mm，考虑到键在轴中 部安装，故选键1060GB1096-2003， b=10mm，L=60mm，h=8mm。选择45钢， 其许用挤压应力

18、p=100MPa 则强度足够，合格 p t p MPa hld T lh F 098.59 35508 845.20640004000 1 , （2）从动轴外伸端d=55mm，考虑到键在轴中 部安装，故选键16106GB 1096-2003， b=16mm，L=100mm，h=10mm。选择45钢， 其许用挤压应力p=100MPa 则强度足够，合格 p t p MPa hld T lh F 89.72 558410 857.84140004000 2 , （3）与齿轮连接处d=75mm，考虑到键在轴中 部安装，故同一方位母线上，选键 2080GB1096-2003，b=20mm，L=70mm，

19、 h=12mm。选择45钢，其许用挤压应力 p=100MPa 则强度足够，合格 p t p MPa hld T lh F 83.74 755012 857.84140004000 2 , 六、联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求， 考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联 轴器K=1.3 选用TL10型（GB4323-1984）弹性套柱销联轴 器，公称尺寸转矩Tn=2000N m，TCTn，采 用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=6385mm， 选d=70mm，轴孔长度L=142mm )(450.1094 011.116 277.103 . 19550 9550mN n KP T

20、 II II c TL10型弹性套柱销联轴器有关参数 七、减速器附件的选择及简要说明列表说明 八、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号及 用量的简要说明 （1）齿轮V=2.674m/s12m/s，应用喷油润滑， 但考虑成本及需要选用浸油润滑 （2）轴承采用润滑脂润滑 齿轮润滑选用150号机械油（GB443 1989），最低-最高油面距（大齿轮） 1020mm，需油量为1.5L左右 轴承润滑选用ZL3型润滑脂（GB7324- 1987）。用油量为轴承间隙的1/31/2为宜 （3）减速器密封形式 箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。 观察孔和油孔等处接合面的密封 在观察

21、孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行 密封。 轴承孔的密封 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端 与透盖间的间隙，由于v3（m/s），故选用半粗羊毛 毡加以密封 轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑 油进入轴承内部。 九、箱体主要结构尺寸的计算 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5=15mm 箱盖厚度1=8mm 箱盖凸缘厚度b1=1.51=12mm 箱底座凸缘厚度P=2.5=25mm 轴承旁凸台高度h=45mm，凸台半径R=22mm 齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mm 大齿轮齿顶与内机壁距离1=12mm 小齿轮齿顶与内机壁距离2=15mm 上下机体筋板厚度m1=6

22、.8mm，m2=8.5mm 主动轴承端盖外径D1=135mm 从动轴承端盖外径D2=185mm 地脚螺栓M24，数量6根。 十、参考文献 机械设计基础（含工程力学） 李国斌 机 械工业出版社 机械设计基础实训指导 韩玉成、王少岩 电子工业出版社 LOGO 项目1 常用机构的设计 任务1.1 平面连杆机构的设计 1 任务1.2 凸轮机构的设计 2 任务1.3 其它常用机构的认识 3 4 巩固训练 4 知识目标 1.掌握四杆机构的分类、类型判断和运动特性。 2.了解凸轮机构的分类和从动件运动规律，了解凸轮 机构的设计方法。 3.掌握间歇运动的工作原理和特点。 能力目标 1.掌握四杆机构的应用、掌握

23、图解法设计四杆机构。 2.掌握凸轮机构的实际应用。 3.掌握间歇运动机构的应用。 项目导读 在各类机械中，为传递运动或变换运动形式，应用了各种类 型的机构，机构是由具有确定相对运动的构件组成的。在对机构 运动进行分析及设计时，由于不涉及机构的强度与结构，其相对 运动的性质仅与其接触部分的几何形状有关。 本章主要讨论了平面构件，其上所有构件都在同一平面或相 互平行的平面内。平面四杆机构是最简单的平面机构，选用不同 的构件作为原动件或机架可以得到不同类型的运动形式，获得多 种各具特点的典型机构。凸轮机构中，凸轮是一个具有曲线轮廓 或凹槽的构件，凸轮的等速旋转可以转换为从动件按照规律的运 动，其设计

24、核心是确定凸轮轮廓曲线的形状。棘轮机构和槽轮机 构等都是间歇运动机构，主动件连续运动，而从动件间歇运动， 这种机构适合于工作时需要周期性停顿的机械。 任务1.1 平面连杆机构的设计 1.1.1 1.1.1 平面机构的基本知识平面机构的基本知识 构件之间只有低副连接的机构称为连杆机构。平面连杆机构构件之间只有低副连接的机构称为连杆机构。平面连杆机构 的各构件之间通过轴销或导轨等形式连接，且各构件之间的相对的各构件之间通过轴销或导轨等形式连接，且各构件之间的相对 运动均在同一个平面或在相互平行的平面内。平面连杆机构可以运动均在同一个平面或在相互平行的平面内。平面连杆机构可以 使机器实现有规律的转动

25、、摆动或移动，实现预定的运动轨迹、使机器实现有规律的转动、摆动或移动，实现预定的运动轨迹、 位移、速度和加速度。位移、速度和加速度。 最常见的平面连杆机构是平面四杆机构。由四个构件通过低最常见的平面连杆机构是平面四杆机构。由四个构件通过低 副连接而成的平面连杆机构称为平面四杆机构。所有低副均为转副连接而成的平面连杆机构称为平面四杆机构。所有低副均为转 动副的平面四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构中最动副的平面四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构中最 基本的形式，其他形式的四杆机构都是在它的基础上演化而成的。基本的形式，其他形式的四杆机构都是在它的基础上演化而成的。 连杆机构中的构

26、件称为杆。连杆机构中的构件称为杆。 任务1.1 平面连杆机构的设计 优点优点： 1.平面连杆机构中的运动副都是低副，构件接触面为平面或圆柱面，因 而压强小，便于润滑，磨损较轻，可以承受较大的载荷； 2.构件形状简单，加工方便，容易获得较高的制造精度； 3.构件之间的接触是由构件本身的几何约束来保持的，工作可靠性好； 4.利用平面连杆机构中的连杆可满足多种运动轨迹的要求，适应性强。 缺点缺点: 1.低副中有间隙存在，引起机构的运动误差； 2.连杆机构运动时产生的惯性力难以平衡，不适宜高速的场合。 由于连杆机构具有以上特点，种类繁多，运动形式多种多样， 因此它广泛用于各种机械、仪表中，如缝纫机、雷

27、达天线调整机构、 内燃机、飞机起落架、夹具等。 任务1.1 平面连杆机构的设计 1.铰链四杆机构 1.1.2平面连杆机构的认识平面连杆机构的认识 铰链四杆机构组成铰链四杆机构组成 任务1.1 平面连杆机构的设计 (1)(1)曲柄摇杆机构曲柄摇杆机构 具有一个曲柄一个摇杆的铰链四杆机构。 主动件可以是曲柄也可以是摇杆。 脚踏砂轮机构脚踏砂轮机构 搅拌器搅拌机构搅拌器搅拌机构 雷达天线调整机构雷达天线调整机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 (2)(2)双曲柄机构双曲柄机构 具有二个曲柄的铰链四杆机构。 若两曲柄不等长时，主动杆做等速转动，从动杆做变速运动 双曲柄机构双曲柄机构 惯性筛机构惯性筛机

28、构 任务1.1 平面连杆机构的设计 平行双曲柄机构平行双曲柄机构：两两曲柄的长度相等且位置相互平行曲柄的长度相等且位置相互平行。 平行四边形机构平行四边形机构：曲柄的长度相等且转向相同，连杆与机架长度相等 平行四边形机构平行四边形机构 机车车轮联动机构机车车轮联动机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 逆平行四边形机构逆平行四边形机构：曲柄的长度相等且转向相反，连杆与机架长度相等 逆平行四边形机构逆平行四边形机构 公共汽车车门启闭机公共汽车车门启闭机 构构 任务1.1 平面连杆机构的设计 (3)(3)双摇杆机构双摇杆机构 具有二个摇杆的铰链四杆机构。 双摇杆机构双摇杆机构 飞机起落架机构飞机起落

29、架机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 等腰梯形机构：等腰梯形机构：在双摇杆机构，两摇杆长度相等在双摇杆机构，两摇杆长度相等 汽车前轮转向机构汽车前轮转向机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 2.2.曲柄滑块四杆机构曲柄滑块四杆机构 曲柄滑块四杆机构中，各机构之间通过三个转动副和一个具曲柄滑块四杆机构中，各机构之间通过三个转动副和一个具 有一个固定导路的移动副连接。固定的构件是机架，较短的块状有一个固定导路的移动副连接。固定的构件是机架，较短的块状 构件称为滑块。构件称为滑块。 (1)(1)对心曲柄滑块机构对心曲柄滑块机构 对心曲柄滑块机构对心曲柄滑块机构 冲压机构冲压机构 任务1.1 平面连

30、杆机构的设计 ( (2) )偏心曲柄滑块机构偏心曲柄滑块机构 偏心曲柄滑块机构偏心曲柄滑块机构 与对心曲柄滑块机构的区别：与对心曲柄滑块机构的区别： 一是导杆的中线不通过曲柄与机架相连的回转中心，且偏一是导杆的中线不通过曲柄与机架相连的回转中心，且偏 心距为心距为e。 二是曲柄长度二是曲柄长度L1与偏心距与偏心距e长度之和不大于连杆长度长度之和不大于连杆长度L2，即，即 L1 + e L2 。 任务1.1 平面连杆机构的设计 3.3.导杆机构导杆机构 (1)(1)转动导杆机构转动导杆机构 转动导杆机构转动导杆机构 简易刨床主体机构简易刨床主体机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 (2)(2)摆

31、动导杆机构摆动导杆机构 摆动导杆机构摆动导杆机构 牛头刨床主体机构牛头刨床主体机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 (3)(3)摇块机构摇块机构 摇块机构摇块机构 自卸车自动卸料机构自卸车自动卸料机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 (4)(4)定块机构定块机构 定块机构定块机构 手动压水机手动压水机 任务1.1 平面连杆机构的设计 4.4.偏心轮机构偏心轮机构 偏心轮机构偏心轮机构 在曲柄滑块机构和曲柄摇杆机构中，当曲柄长度很小时，由在曲柄滑块机构和曲柄摇杆机构中，当曲柄长度很小时，由 于结构原因很难在较短的曲柄上制造出两个符合强度要求的转动于结构原因很难在较短的曲柄上制造出两个符合强度要求

32、的转动 副，通常采用转动副中心与几何中心不重合的偏心轮来代替曲柄。副，通常采用转动副中心与几何中心不重合的偏心轮来代替曲柄。 任务1.1 平面连杆机构的设计 1.1.31.1.3杆件轴向拉压变形及强度计算杆件轴向拉压变形及强度计算 内燃机机构连杆受力情况内燃机机构连杆受力情况 在不考虑杆件自重和摩擦时，在实际受力中四杆机构的杆在不考虑杆件自重和摩擦时，在实际受力中四杆机构的杆 件受力最简单的是连杆，这类杆件的受力特点是外力或者外力件受力最简单的是连杆，这类杆件的受力特点是外力或者外力 合力的作用线与杆轴线重合，如图内燃机机构的连杆受力，其合力的作用线与杆轴线重合，如图内燃机机构的连杆受力，其

33、变形特点是杆件沿轴向方向产生伸长或缩短，这种变形被称为变形特点是杆件沿轴向方向产生伸长或缩短，这种变形被称为 轴向拉伸或压缩。轴向拉伸或压缩。 任务1.1 平面连杆机构的设计 1.1.变形变形 拉拉(压压)杆变形杆变形 杆件在受外力拉伸或压缩时，其轴向和横向尺寸都要杆件在受外力拉伸或压缩时，其轴向和横向尺寸都要 发生变化。一般的，在外力作用下杆件发生形状和尺寸的改发生变化。一般的，在外力作用下杆件发生形状和尺寸的改 变称为变形。轴向尺寸改变称为轴向变形，横向尺寸的改变变称为变形。轴向尺寸改变称为轴向变形，横向尺寸的改变 称为横向变形，线段长度的改变称为线变形。称为横向变形，线段长度的改变称为线

34、变形。 任务1.1 平面连杆机构的设计 则杆的变形的一些概念为则杆的变形的一些概念为 lll 1轴向绝对变形量轴向绝对变形量 横向绝对变形量横向绝对变形量 ddd 1 轴向线应轴向线应 变变 l l x 横向线应变横向线应变 d d y 杆件的轴向线应变和横向线应变两者之比为比例常数杆件的轴向线应变和横向线应变两者之比为比例常数 x y x y 任务1.1 平面连杆机构的设计 低碳钢拉伸时变形低碳钢拉伸时变形4个不同的阶段。个不同的阶段。 任务1.1 平面连杆机构的设计 冷作硬化：材料进入强化阶段之后卸载再加载冷作硬化：材料进入强化阶段之后卸载再加载(如经冷拉处理的如经冷拉处理的 钢筋钢筋)，

35、材料的比例极限和开始强化的应力提高了，而塑性变形能力，材料的比例极限和开始强化的应力提高了，而塑性变形能力 下降了，这一现象称为冷作硬化。下降了，这一现象称为冷作硬化。 因为脆性材料没有屈服现象，工程上规定取脆性材料完全卸因为脆性材料没有屈服现象，工程上规定取脆性材料完全卸 载后具有残余应变量载后具有残余应变量0.2%时的应力为名义屈服应力，用时的应力为名义屈服应力，用r0.2 r0.2表示。 表示。 通过试验可知，在弹性范围之内，变形和载荷成正比，与杆件通过试验可知，在弹性范围之内，变形和载荷成正比，与杆件 的长度成正比，与杆件的横截面面积成反比。由于这一关系是由科的长度成正比，与杆件的横截

36、面面积成反比。由于这一关系是由科 学家胡克首先提出的，所以称为胡克定律。其表达式为：学家胡克首先提出的，所以称为胡克定律。其表达式为： EA lF EA Fl l N FN为杆件的内力，为杆件的内力，l为杆件长度，为杆件长度，A为杆件的横截面面积为杆件的横截面面积 任务1.1 平面连杆机构的设计 (1)(1)弹性阶段：应力和应变呈直线关系，此时弹性阶段：应力和应变呈直线关系，此时a a点所对应的应力点所对应的应力 值称为比例极限，用符号表示。它是应力与应变成正比例的最大值称为比例极限，用符号表示。它是应力与应变成正比例的最大 极限。极限。 (2)(2)屈服阶段：在这一阶段应力不变而应变不断增加

37、，这表明材料屈服阶段：在这一阶段应力不变而应变不断增加，这表明材料 似乎暂时失去了抵抗变形的能力，这种现象称为屈服。对应的应似乎暂时失去了抵抗变形的能力，这种现象称为屈服。对应的应 力力s s称为屈服极限。称为屈服极限。 (3)(3)强化阶段：让试件继续变形，必须继续加载，此时试件的强度强化阶段：让试件继续变形，必须继续加载，此时试件的强度 硬度增加，而塑性变差。最高点硬度增加，而塑性变差。最高点(e点点)所对应的应力所对应的应力b b称为强度极称为强度极 限。限。 (4)(4)局部变形阶段：应力达到强度极限之后，试件局部发生剧烈收局部变形阶段：应力达到强度极限之后，试件局部发生剧烈收 缩现象

38、，称为缩颈，这一阶段的变形集中发生在缩颈区，故称为缩现象，称为缩颈，这一阶段的变形集中发生在缩颈区，故称为 局部变形阶段。局部变形阶段。 试件断裂后，弹性变形消失，塑性变形保留。试件标距段最试件断裂后，弹性变形消失，塑性变形保留。试件标距段最 终长度为终长度为l l1 1，断口处的最小截面积为，断口处的最小截面积为A A1 1, ,。工程上常用延伸率和断。工程上常用延伸率和断 面收缩率作为衡量材料产生永久变形的能力，分别定义为：面收缩率作为衡量材料产生永久变形的能力，分别定义为： 材料分为两类：材料分为两类：5%5%塑性材料，塑性材料，5% 则强度不够。则强度不够。 2 2、确定尺寸、确定尺寸

39、 已知杆件所受的载荷和所用材料，那么根据式可已知杆件所受的载荷和所用材料，那么根据式可 以确定杆件所需要的横截面面积，进而确定截面尺寸。以确定杆件所需要的横截面面积，进而确定截面尺寸。 3 3、计算载荷、计算载荷 若已知杆件的材料及截面尺寸，可以按式计算此若已知杆件的材料及截面尺寸，可以按式计算此 杆件能安全地承受的轴力为杆件能安全地承受的轴力为F FNmax Nmax A A ，并由此可以确定结构，并由此可以确定结构 的许可载荷的许可载荷。 任务1.1 平面连杆机构的设计 例例1 1- -1 1 图图所示空心圆截面杆，外径所示空心圆截面杆，外径D D= =20mmmm。内径。内径d d=15

40、=15mmmm，承受轴承受轴 向荷载向荷载F F= = 20KNKN作用，材料的屈服应力作用，材料的屈服应力s s =235MPaMPa，安全因数，安全因数n n= 1.5。 试校核杆的强度试校核杆的强度 解：杆件横截面的正应力为解：杆件横截面的正应力为 Pa dD F 6 2 2 3 22 10145 015. 002. 014. 3 102044 材料的许用应力为材料的许用应力为 Pa n s 6 6 1066.156 5 . 1 10235 由此可见，工作压力小于许用压力，说明杆件能够安全工作由此可见，工作压力小于许用压力，说明杆件能够安全工作 任务1.1 平面连杆机构的设计 1.1.4

41、1.1.4四杆机构的基本特性四杆机构的基本特性 1.1.铰链四杆机构曲柄存在的条铰链四杆机构曲柄存在的条 件件 当当ad时，杆时，杆AB可以实现绕可以实现绕A点做整周旋点做整周旋 转，则转，则AB可以占据与杆可以占据与杆AD共线的两个位置共线的两个位置 AB和和AB。 在在BCD中中 cbda 在在BCD中中 c(b-a)+d d(b-a)+c a+c b+d a+d b+c a+b c+d a b a c a d 任务1.1 平面连杆机构的设计 存在曲柄的条件： .最短与最长构件的长度之和不大于其它两构件长度之和 .连架杆与机架必有一杆为最短杆 不管以哪个构件作为机架,都是双摇杆机构 若满足

42、曲柄存在的条件： 取以最短杆相连的杆作为机架，则构成曲柄摇杆机构. 取最短杆作为机架，则构成双曲柄机构 取以最短杆相对的杆作为机架，则构成双摇杆机构 若不满足曲柄存在的条件 任务1.1 平面连杆机构的设计 2.2.急回特性和行程速比系数急回特性和行程速比系数 摆角 ：摇杆在两极限位置之间往复摆动的角度 o o 180 180 2 1 180 180 2 1 2 1 1 2 t t v v K 1 1 180 K K 通常取K=1.22.0 极位夹角：摇杆位于两极限位置时曲柄对应两位置线所夹的锐角 任务1.1 平面连杆机构的设计 3.3.压力角和传动角压力角和传动角 压力角：作用在从动件上的力与

43、受力点速度方向之间所夹锐角。 传动角 ：压力角的余角 压力角越小或者传动角越大，对机 构的传动越有利。 工作行程最小传动角min4050 曲柄摇杆机构min出现在曲柄与机 架共线的两位置之一 曲柄滑块机构min出现在曲柄垂直于滑 槽中心线位置 任务1.1 平面连杆机构的设计 4.死点位置死点位置 无论怎样加大驱动力，均不能只依靠驱动力的作用使从动件运 动，这个位置被称为死点 此时=90，=0，有效分力为零 死点存在与否决定于从动件是否与连杆共线 通过死点的方法： 采用两组相同的四杆机构错采用两组相同的四杆机构错 位排列。位排列。 采用转动惯量较大的构件，采用转动惯量较大的构件， 在从动件上施加

44、外力。在从动件上施加外力。 缝纫机机构缝纫机机构 机车车轮联动机构机车车轮联动机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 利用死点： 夹具机构夹具机构 任务1.1 平面连杆机构的设计 1.1.51.1.5平面四杆机构的设计平面四杆机构的设计 平面四杆机构的设计，主要是考虑给定的运动条件，确定机平面四杆机构的设计，主要是考虑给定的运动条件，确定机 构运动简图的尺寸参数。有时为了使设计可靠、合理，还应该考构运动简图的尺寸参数。有时为了使设计可靠、合理，还应该考 虑几何条件和动力条件（如最小传动角）等。虑几何条件和动力条件（如最小传动角）等。 生产实践中的四杆机构设计问题可以归纳为两类基本问题：生产实践中

45、的四杆机构设计问题可以归纳为两类基本问题： (1)(1)实现给定的从动件运动规律（位置、速度、加速度等）。实现给定的从动件运动规律（位置、速度、加速度等）。 如当原动件等速转动时，使从动件按某种速度运动；或使从动件如当原动件等速转动时，使从动件按某种速度运动；或使从动件 具有急回特性。具有急回特性。 (2)(2)实现给定的运动轨迹。实现给定的运动轨迹。 对于以上两类基本问题的设计方法有：解析法、图解法和对于以上两类基本问题的设计方法有：解析法、图解法和 实验法三种。图解法设计四杆机构形象直观、思路清晰，但作图实验法三种。图解法设计四杆机构形象直观、思路清晰，但作图 麻烦且误差较大。而解析法设计

46、四杆机构是建立机构结构参数与麻烦且误差较大。而解析法设计四杆机构是建立机构结构参数与 运动参数的解析关系式，从而按给定条件求出未知结构参数，求运动参数的解析关系式，从而按给定条件求出未知结构参数，求 解准确。实验法简便。解准确。实验法简便。 任务1.1 平面连杆机构的设计 1.按给定的连杆位置设计四杆机构按给定的连杆位置设计四杆机构 由于在铰链四杆机构中，连架杆由于在铰链四杆机构中，连架杆1和和 3分别绕两个固定铰链分别绕两个固定铰链A和和D转动，如果转动，如果 只给定连杆的两个位置，则点只给定连杆的两个位置，则点A和点和点D可可 分别在分别在B1B2和和C1C2各自的中垂线上任意各自的中垂线上任意 选择。因此，有无穷多解。为了得