期末考试复习

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,总 复 习,2011,年,6,月,9,10,日,第一章,1.,组成转动副的两构件间的相对运动是什么？,2.,组成移动副的两构件间的相对运动是什么？,3.,组成平面高副的两构件间的相对运动是什么？,4.,机构具有确定运动的条件是什么？,5.,机构自由度计算（复合铰链、局部自由度、虚约束）,6.,机构具有确定运动的条件是什么？,机构判定方法,超靜定桁架,F=3n-2P,L,-P,H,刚性桁架,0,=0,原动件数与,F,关系,构件,无规则乱动,构件,遭到破坏,构件之间具有,确定的相对运动,机构,=,0,例题,计算图示机构之自由度。若有复合铰链、局部自由度或虚约束，则应予以指明。,上海海运学院,l,短,l,长,l,2,l,3,可能有曲柄,固定杆,双曲柄,曲柄摇杆,不可能有曲柄,双摇杆,最短杆对边,最短杆,最短杆邻边,否,是,1.,铰链四杆机构类型判别法,第二章,例题,在曲柄摇杆机构,ABCD,中，若选不同构件为机架，则会得到什么样的机构？,A,B,C,D,上海海运学院,F,2.,曲柄摇杆机构的死点位置,0,注,:,(a),此时,0,，,机构不能运动，故称此位置为,“,死点位置,”,。,(b),曲柄为原动件时，机构不存在死点位置。,F,0,A.,定义：,摇杆为,原,动件,时机构的两个极限位置。,B.,如何通过死点位置：,对从动曲柄施加外力，或利用飞轮及构件自身的惯性（如缝纫机、内燃机等）,第三章,1.,凸轮机构压力角的定义,2.,凸轮机构各位置的压力角,3.,凸轮机构压力角与机构传力性能之间的关系,4.,凸轮基圆半径与机构压力角之间的关系,宋光明,定义：从动件所受驱动力方向与受力点速度方向之间所夹的锐角,。,凸轮机构的压力角,O,n,n,F,v,n,n,v,O,F,=0,n,n,v,F,1,尖顶和滚子直动从动件盘形凸轮机构的压力角,随凸轮转角的变化而变化，故存在一个最大压力角,max,。,2,平底直动从动件盘形凸轮机构的压力角恒等于平底垂直线与导路方向线之间的夹角。,设计凸轮机构时，除了要求从动件能实现预期的运动规律外，还希望凸轮机构结构紧凑，受力情况良好。而这与压力角有很大关系。,第四章,渐开线的特性,渐开线齿廓的压力角,各类齿轮的正确啮合条件,齿轮连续传动条件,斜齿轮与直齿轮相比有哪些优缺点,O,A,B,k,k,k,v,k,r,b,渐开线上某点的法线（压力方向线）与该点速度方向线所夹的锐角，称为该点的压力角。,cos,k,r,b,/r,k,渐开线上各点的压力角不等，向径越大，压力角越大；,r,k,k,渐开线齿廓的压力角,第五章,1.,定轴轮系传动比计算,2.,周转轮系传动比计算,3.,混合轮系传动比计算,宋光明,对所有齿轮轴线都平行的定轴轮系，若轮系中有,m,对外啮合齿轮，则传动比为：,所有从动轮齿数的乘积,所有主动轮齿数的乘积,i,1K,(-1),m,每一对外齿轮反向一次,定轴轮系传动比可表示为：,所有从动轮齿数的乘积,所有主动轮齿数的乘积,i,1K,(,),宋光明,公式使用说明：,1.,公式只适用于齿轮,m,、,n,和转臂,H,的轴线互相平行的场合；,2.,式中齿轮,m,和齿轮,n,分别为起始主动轮和最末从动轮，中间各轮的主从地位应按这一假定去判断；,3.,利用公式求解转速或齿数时，必须先确定公式中的正负号；,4.,利用公式计算时，应将转速的数值及其正负号一并代入；,5.,齿轮,m,、,n,通常取为轮系中的两个中心轮。对于行星轮系，可令转速为零的中心轮为,n,，以使问题简化。,周转轮系的转化轮系传动比的通用表达式：,例题,在图示轮系中，已知,Z,1,=,Z,1,=Z,2,=Z,4,=20,，,Z,2,=40,，,Z,3,=,Z,3,=80,，试求传动比,i,1H,。,解：（,1,）,1,2,2,3,组成定轴轮系,i,13,1,/,3,（,Z,2,Z,3,）,/,（,Z,1,Z,2,）,8,（,2,）,1,4,3,H,组成周转轮系,（,1,H,）,/,（,3,H,）,（,1,H,）,/,（,3,H,）,（,Z,4,Z,3,）,/,（,Z,1,Z,4,）,4,（,3,）,1,4,3,5,H,1,/2,5,H,1,10,H,i,1H,1,/,H,=10,第十章,螺纹的种类与应用,螺纹连接的基本类型与应用,受轴向工作载荷的螺栓强度,平键联接的特点与选用方法,一、常用螺纹与应用场合,1.,三角形,螺纹：,A.,普通,螺纹：,=,60,，,用于紧固连接,连接用的三角形螺纹都具有自锁性。,第十章,B.,管,螺纹：,=55,，用于水、煤气、润滑管路连接,3.,梯形,螺纹：,=,15,，用于传动。效率略低，但工艺性好，牙根强度高。,4.,锯齿形螺纹：,=,3,，用于传动。只能用于单向受力的传动。,2.,矩形,螺纹：,=,0,，用于传动。传动效率高，但强度低、同轴性差、切制困难，已很少采用。,宋光明,二、螺纹连接的基本类型及应用,一、螺纹连接的基本类型,1.,螺栓连接,可承受横向载荷。,a,l,1,铰制孔螺栓,d,普通螺栓连接：,装拆方便，应用广泛。,a,l,1,e,孔与螺杆间有间隙,d,普通螺栓,铰制孔用螺栓连接：用以承受较大的横向载荷。,宋光明,2.,螺钉连接,:,a,e,e,3.,双头螺柱连接,:,l,1,l,1,H,H,H,1,H,1,H,2,H,2,结构简单，省了螺母，不宜经常拆装，以免损坏螺孔而修复困难。,d,用于载荷不大、一被联接件壁厚较大、制成盲孔的场合。,用于一被联接件壁厚较大、不宜制通孔的场合。,宋光明,4.,紧定螺钉连接,:,紧定螺钉,用于轴上零件的定位。,三、受轴向工作载荷的普通螺栓强度计算,1.,载荷计算步骤：,(a),由受载情况确定,F,E,；,(b),由工作状况确定,F,R,；,(c),由,F,a,F,R,F,E,求出,F,a,。,2.,强度条件：,3.,例题,10,4,宋光明,四、平键,联接的特点与分类,工作面,1.,特点：两侧面为工作面；定心较好、装拆方便、应用广泛。,2.,分类：,普通平键：应用广泛,导向平键：用于动联接,间隙,轴,2.,平键联接的选用,a),根据联接的结构特点、使用要求、工作条件选择键的类型；,b),根据轴径,d,从标准中查取键的截面尺寸,b,、,h,，参照轮毂长度从标准中选取键的长度,L,；,c),进行强度校核。,齿轮传动,闭式传动,软齿面,HB350,硬齿面,HB,350,主要失效形式：疲劳点蚀；,按齿面接触强度设计，再验算轮齿弯曲强度，以免疲劳折断。,主要失效形式：疲劳折断；,按轮齿弯曲强度设计，再验算齿面接触强度，以免疲劳点蚀。,开式传动,主要失效形式：磨粒磨损,按轮齿弯曲强度设计，但其许用弯曲应力应适当降低（如将闭式传动的许用弯曲应力乘以,0.7,0.8,），以考虑磨损的影响。,第十一章,第十二章,1.,蜗杆直径系数与标准分度圆直径,加工蜗轮时，所用滚刀的直径及齿形参数,(,如模数、螺旋线数和导程角等,),必须与相应的蜗杆相同。为了限制滚刀的数量，国标规定分度圆直径只能取为标准值，并与模数相配。,令：,q=d,1,/m,为蜗杆直径系数，则,:,d,1,m,q,tg,=,z,1,/,q,2.,蜗轮蜗杆的常用材料,材料类型：,蜗轮齿圈采用青铜：,减摩、耐磨、抗胶合。,蜗杆采用碳素钢或合金钢：,齿面光洁、硬度高。,第十三章,1.V,带传动主要参数的选择,第十四章,轴的分类,轴上零件的固定,第十五章,非液体摩擦滑动轴承的计算准则,形成动压油膜的必要条件,（,1,）两工作表面间必须有楔形间隙；,（,2,）两工作表面间必须连续充满润滑油；,（,3,）两工作表面必须有相对滑动速度,其运动方向必须,保证润滑油从大截面流进，从小截面流出,;,（,4,）载荷、速度、润滑油粘度、间隙匹配恰当。,第十六章,滚动轴承的代号（类型、内径、公差）,角接触向心轴承的寿命计算（例,16,4,）,轴向载荷计算步骤：,(1),按表,16,13,求出两轴承的内部轴向力，并在图中标出其方向（外圈不动、内圈相对于外圈的移动方向）；,(2),根据轴向外载荷与两轴承内部轴向力的合力方向，判断“压紧”轴承和“放松”轴承；,(3)“,压紧”轴承的轴向载荷等于除本身内部轴向力以外的其它所有轴向力的代数和（使轴承压紧的力取正值，反之取负值）；,(4)“,放松”轴承的轴向载荷等于其本身的内部轴向力；,(5),在两轴承的轴向载荷计算式中，内部轴向力只用到其中一个。,习题,16,6,根据工作条件，决定在某轴传动上安装一对角接触球轴承，如图所示。已知两个轴承的载荷分别为,F,r1,=1470 N,，,F,r2,=2650 N,，外加轴向力,F,A,=1000 N,，轴颈,d,40mm,，转速,n=5000 r/min,，常温下运转，有中等冲击，预期寿命,L,h,2000h,，试选择轴承型号。,F,r1,F,r2,F,A,解：（,1,）计算轴承,1,、,2,的轴向力,F,a1,、,F,a2,轴承的内部轴向力为,F,s1,=0.68F,r1,=0.681470=,999.6N,（,=1000N,）,F,s2,=0.68F,r2,=0.68,2650,=1802N,（,=1741N,）,F,s1,F,s2,F,r1,F,r2,F,A,F,s1,F,s2,解：（,1,）计算轴承,1,、,2,的轴向力,Fa1,、,F,a2,轴承的内部轴向力为,F,s1,=0.68F,r1,=0.681470=,999.6N,（,=1000N,）,F,s2,=0.68F,r2,=0.68,2650,=1802N,（,=1741N,）,注意：这里用了,0.68,，它说明,25,因为,F,A,+F,s2,=1000+1802=2802NF,s1,=999.6N,，所以,轴承,1,被压紧，轴承,2,被放松，因此,F,a1,=F,A,+F,s2,=2802N,，,F,a2,=F,s2,=1802N,F,r1,F,r2,F,A,F,s1,F,s2,解：（,1,）计算轴承,1,、,2,的轴向力,F,a1,、,F,a2,F,a1,=F,A,+F,s2,=2802N,，,F,a2,=F,s2,=1802N,（,2,）当量动载荷,P,由表,16,11,得：,e=0.68,因为,F,a1,/Fr1=2802/,1470,=1.906e,，,所以,X,1,=0.41,，,Y,1,=0.87,，,P,1,=0.41,1470,0.872802=3040N,因为,F,a2,/F,r2,=1802/,2650,=0.68=e,，,所以,X,2,=1,，,Y,2,=0,，,P,2,=1,2650,01802=2650N,解：（,1,）计算轴承,1,、,2,的轴向力,F,a1,、,F,a2,F,a1,=F,A,+F,s2,=2802N,，,F,a2,=F,s2,=1802N,（,2,）当量动载荷,P,P,1,=0.41,1470,0.872802=3040N,P,2,=1,2650,01802=2650N,（,3,）计算所需的径向基本额定动载荷,Cr,因为,P,1,P2,，故以,P1,为计算依，求得,Cr=38461N,根据,d=40mm,，由,P323,知，,=25,时无轴承可以适用。,所以，取,=40,重新计算。,F,r1,F,r2,F,A,F,s1,F,s2,解：（,1,）计算轴承,1,、,2,的轴向力,Fa1,、,F,a2,轴承的内部轴向力为,F,s1,=1.14F,r1,=1.141470=,1675.8,N,F,s2,=1.14F,r2,=1.14,2650,=3021N,因为,F,A,+F,s2,=1000+3021=4021NF,s1,=1675.8N,，所以,轴承,1,被压紧，轴承,2,被放松，因此,F,a1,=F,A,+F,s2,=4021N,，,F,a2,=F,s2,=3021N,F,r1,F,r2,F,A,F,s1,F,s2,解：（,1,）计算轴承,1,、,2,的轴向力,Fa1,