机械基础设计新型装置

❶ 机械设备的基本设计怎么做包括哪些内容需要注意什么

机械设计往往离不开自己的阅历，经验的积累固然可以从书本上学到不少，但是事非躬亲很难在脑海中留下深刻的印象，对别人的经验，自己没有一定的基础，要理解吸收真的是一件很不容易的事。呵呵。
机械设计贯穿设计、制造、使用，维护的整个过程，设计时的疏忽总会在这些方面反映出来，成功与否是很容易判断的。设计的过程中，受制造的影响很大，亦就是说好的设计是不能脱离制造的，对制造越了解，越有助于提高设计水平。设计的图纸，投入生产，我没见过多少能立即按图加工装配，在审图、工艺等过程发现大堆的问题很常见，包括所谓“资深”的高工，总工拿出的图纸，还是经过多次开会研究反复讨论的出来的结果，原因是多方面的，绘图的规范性，看图者的水平是一方面，但设计方对制造工艺的了解不深入是主要原因。怎样判定自己对制造的了解程度？最简单的方法是随手抓一张自己设计的东西的图纸你是否能说出它的制造全过程。铸、锻、车、钳、铣、刨、磨，只是这样子，肯定是不行，在机械厂做过几年的谁不知道？必须细分下去，要全面了解各过程。比如说铸造时候怎么分型，浇口冒口怎么放，可能会有什么样的铸造缺陷产生，零件结构在热处理的时候会不会导致意外情况发生的，怎么在零件结构上进行优化，切削加工过程，在脑海中虚拟出来，总共用几把刀，转速，走刀量，甚至铁屑望哪里飞，各把刀使用的顺序，车工，铣工，磨工的操作动作全过程，如此等等，才算是有了比较好的基础。不是说搞设计的一定要会玩车床，铣床，会烧电焊才可以，但是要知道这些作业特点，在设计时加以充分考虑，作为搞机械设计的人这样才比摇车床烧电焊的强，才有安身立命之处。如此，在设计过程中，就会规避一些不合理的结构，设计的质量自然提高不少，可是还不够，一个有十年八年的工龄的技工能提出比你更成熟的细节方案（尽管整体的设计统筹他们做不了），但是多少个不眠的夜晚设计出就这样一个结果，岂不是斯文扫地耶？唯一的解决办法，多看书。别人总结出来的通常与生产相结合，俱是心血的结晶。带着问题学，多想就能消化。再也不会说“只要保证同心度就行了”这样愚蠢的回答，关键是你已经指出保证同心度的方法，甚至前辈的错误。这个时候，没人再叫你小钱、小赵，连老板都叫你钱工、赵工，挺受尊敬的吧。摸摸下巴，胡子长出来了，尿布丢了，孩子叫妈了，呵呵成就感也来了。可是设计总是为了使用，好的设计必须具备一点点人性的，设计一套工艺装备，一试产，效率高质量好，老板来搞杯庆功酒。过了几天，发现人家弃之不用了，原因是操作者骂娘啊。用起来痛苦啊。而且要注意的细节又多，别个就是个操作工他要是考虑的那么多因素就不会还在那里做操作工了啊。设计不利于使用，就面临淘汰，有很多的成套设备，如汽车的发动机变速箱之类正常运转时“挺好的，“，可其中一个小键槽，一个轴承位，什么的地方坏了，整个就不能用，厂方只卖整件，要配件不卖，自己加强还真的没地方加了，换了几个厂去买，摆了一堆，用户只好敬而远之，立了个技改项目－－可怜的技改。这样的事情只要是在机械行业转的久的都会有所见所闻。使用根本就离不开维修，好的设计更不能忽视维修性。在一条大型的的生产线上，关键的设备，总共一年也就维修那么两次，但是每此都要把设备大卸八块，行车叉车千斤顶撬杠十八般兵器还不够用，老师傅们还要自己专门动脑动手玩几样好用的专用家当来伺候，导致停产的损失已经超过设备本身的价值，真是个无言的结局。一套大型设备仅因更换一只油封什么的，都要几乎将整机完全分解，使用单位不骂设计干的是断子绝孙的玩意才怪，真的是设计者的悲哀
我们搞设计不光是要站在制造的基础上，还要有创新，但一定要学会继承。现在，全社会都在强调创新，但我们不能一强调创新，就瞧不起原有的东西。通常的创新分为两种，一种就是构成事物旧有元素的重新组合，一种是在旧有元素上加一些新的元素。所以，不管怎样，创新的东西总是含有一些旧有事物的影子是不可否认的。正像哲学中所讲，新事物都是在肯定中否定，否定中有肯定中产生的。比如我们人类，虽然说是大自然的天之骄子，但实际上，我们99%的基因都是和大猩猩一样的。如果人类不是在继承大猩猩的基因基础上，有1%的突破，人类的出现是难以想象的，如果有人说我有志气，不需要继承大猩猩的基因，我自己搞一个100%纯人类基因，那您就是再过一亿年，也搞不出来一个人类来。所以说，不能为了创新，把旧有的东西全盘抛弃。原有的东西就如同一盘菜，创新就如同一点点调料，有了这么一点调料，菜的味道更加鲜美。但没有人为了纯鲜美，不要菜，光来一盘炒调料的。所以我们强调创新，但不能忘记继承，只有继承，没有创新，那是因循守旧，而只有创新，没有继承，那是空中楼阁。克隆可能很多的人认为是最安全最省事的一种设计方式。但是作为从事设计行业的人来讲，克隆是一件可耻的事情。所谓一抄二改三创造。简练的概括了设计人员的成长之路。 刚入门的时候，只能照抄，但是在抄袭的同时要拼命的去理解原设计者的意图和思维，理解整个机器的传动，各个装置之间的相互关联，每个零件的相互关系，理解了之后就可以出图，图纸上就可以有明确的尺寸配合要求，形位公差约束。只知道画下来，随手胡扯几根线条上去，大概感觉机器精度比较高，就玩命的把精度往上提动不动就0.005，0.002，在图纸上大言不惭的签名在设计栏。号称自己搞的东西是很精密的。这种不知所谓的号称机械机械设计工程师的信手拈来满地都是。
模仿优秀的作品是每一个设计师的必走之路。但是做设计，一定要有自己的想法，人也要有自己鲜明的个性，久了，就形成了自己的风格，风格的养成与一个人的艺术素养和个人修养有直接关系。罗嗦的人搞出来的东西就是那么罗嗦的，小气的人搞出来的东西就是一副小家子气，不负责任的人搞出来的机器就跟那人的德行一样的不负责任。能有自己的设计理念，设计风格，就是不一样，这样捣腾出来的东西就有了独特的灵魂。行家一看就知道，这是用心的杰作。
在抄袭的时候积累了经验就要抱着否定的态度学习。查阅资料，多看些经典的设计案例，和设计的禁忌，与自己接触过的一些东西进行对比，就有了大的提高。就可以在现有的机器上动手术。如：提高机器的附加值，完善更多的功能，让整机具备更高的可靠度。从而迎合高端的客户；或者进行结构精简，保留一些常用功能，降低成本，满足些买不起那么也用不上多功能的客户的需求。做到这样就可以称的上做机械设计开始入门了。能不能成为世界级的发明家这个事情很难说的，呵呵。但是凭自己多年经历见识，将一些结构进行组合，变异，嫁接，创造一些新的东西是不难的。与其用一生的时间去研究永动机之类的高深课题，或者搞一些莫名其妙不能创造任何价值的所谓专利，不如用自己有限的生命去做些能在这个美丽的星球上留下点印记的事情。到时候老得快死了，临终的时候还会想到，活了这么多年，捣腾了那么多机器在地球上跑，足以含笑九泉。
一个真正谈的能称之为 机械设计工程师， 需要十年甚至十年以上的磨砺。还要有相当的天分以及勤奋和能造就人的环境。 天才等于99%的勤奋+1%的努力其实说的并不是只要下苦工就会有成就。这句话说的是若一个人对某个职业没有那1%天分，再勤奋也是没有用的。勤奋是一个发掘自己天分的一个途径，是有所成就的必须条件之一，而不是全部。绝对不是。
机械零件材料选用的原则要考虑三个方面的要求
1、使用要求（首要考虑）：
1）零件的工况（震动，冲击，高温，低温，高速，高载都应当慎重对待）；;
2）对零件尺寸和质量的限制；
3）零件的重要程度。（对于整机可靠度的相对重要性
2、 工艺要求：
1）毛坯制造（铸造，锻打，切板，切棒）；
2）机械加工；
3）热处理 ；
4）表面处理;
3、经济性要求：
1）材料价格（普通圆钢与冷拉型材，精密铸造，精密锻造的毛坯成本与加工成本的对比，）；
2）加工批量和加工费用；
3）材料的利用率；（如板材，棒料，型材的规格，合理的加以利用）
4）替代（尽量用廉价材料来代替价格相对昂贵的稀有材料，如在一些耐磨部位的套用球墨替代铜套，用含油轴承替代车削加工的一些套，速度负载不大的情况下，用尼龙替代钢件齿轮或者铜蜗轮等等）。
另外，还要考虑当地材料的供应情况。
机械设计的基本要求
a) 对机器使用功能方面的要求要注意协调、平衡！防止木桶效应的出现
b) 对机器经济性的要求 设计经济性，在短的时间里投产上市，捞回开发期间的消耗，甚至边设计边制造， 使用经济性 要有最佳的性能价格比（产品在小批量做开始赚了，再来改的更好）
2、对机械零件设计的基本要求
a) 在预定工作期限内正常、可靠地工作，保证机器的各种功能
b) 要尽量降低零件的生产、制造成本
c) 尽可能多的采用市场常见标准件。
d) 对可能系列化的产品，尽可能的在开始设计的时候考虑零件的通用性，无法通用的也要尽可能的在结构上类似，以减少制造过程的工艺编排，夹具工装设计的工作量。

❷ 机械设计都有哪些现代设计方法

机械设计的现代设计方法：
一、专业现代
由机械设计和计算机专业人员共同开发的计算机软件，能够反映和描述机械产品在实际工况下的各种损伤、失效和破坏的机理，可以定量分析和计算机械零件和机械的动态行为，并形成固定的设计程序，这就是专业的现代设计方法，如：振动分析和设计，摩擦学设计，热力学传热设计，强度、刚度设计，温度场分析等等。这些软件都是在传统的设计方法基础上，应用计算机技术开发出来的。例如：用Pro/M软件分析机械装置的动态特性，用ANSYS软件分析应力都是这方面很好的例子，为准确判断装置的可靠性和选择设计参数奠定了基础。
二、通用现代
为了满足机械产品性能的高要求，在机械设计中大量采用计算机技术进行辅助设计和系统分析，这就是通用的现代设计方法。常见的方法包括优化、有限元、可靠性、仿真、专家系统、CAD等。这些方法并不只是针对机械产品去研究，还有其自身的科学理论和方法。
1、优化设计
机械优化设计是最优化技术在机械设计领域的移植和应用，其基本思想是根据机械设计的理论，方法和标准规范等建立一反映工程设计问题和符合数学规划要求的数学模型，然后采用数学规划方法和计算机计算技术自动找出设计问题的最优方案。它是机械设计理论与优化数学、电子计算机相互结合而形成的一种现代设计方法。
2、仿真与虚拟设计
计算机仿真技术是以计算机为工具“建立实际或联想的系统模型”并在不同条件下对模型进行动态运行实验的一门综合性技术。而虚拟技术的本质是以计算机支持的仿真技术为前提，在产品设计阶段，实时地并行地模拟出产品开发全过程及其对产品设计的影响，预测产品性能、产品制造成本、产品的可制造性、产品的可维护性和可拆卸性等，从而提高产品设计的一次成功率。这种方法不但缩短产品开发周期，也实现了缩短产品开发与用户之间的距离。
3、有限元设计
这种方法是利用数学近似的方法对真实物理系统（几何和载荷工况）进行模拟。还利用简单而又相互作用的元素，即单元，就可以用有限数量的未知量去逼近无限未知量的真实系统。它不仅能用于工程中复杂的非线行问题、非稳态问题的求解，而且还可用于工程设计中进行复杂结构的静态和动力分析，并能准确地计算形状复杂零件的应力分布和变形，成为复杂零件强度和刚度计算的有力分析工具。
4、模糊设计
它是将模糊数学知识应用到机械设计中的一种设计方法。机械设计中就存在大量的模糊信息。如机械零部件设计中，零件的安全系数往往从保守观点出发，取较大值而不经济，但在其允许的范围内存在很大的模糊区间。机械产品的开发在各阶段常会遇到各种模糊问题，虽然这些问题的特点、性质及对计策的要求不尽相同，但所采取的模糊分析方法是相似的。它的最大特点是，可以将各因素对设计结果的影响进行全面定量地分析，得出综合的数量化指标，作为选择决断的依据。
机械设计是机械工程的重要组成部分，是机械生产的第一步，是决定机械性能的最主要的因素。机械设计的努力目标是：在各种限定的条件(如材料、加工能力、理论知识和计算手段等)下设计出最好的机械，即做出优化设计。优化设计需要综合地考虑许多要求，一般有：最好工作性能、最低制造成本、最小尺寸和重量、使用中最可靠性、最低消耗和最少环境污染。这些要求常是互相矛盾的，而且它们之间的相对重要性因机械种类和用途的不同而异。设计者的任务是按具体情况权衡轻重，统筹兼顾，使设计的机械有最优的综合技术经济效果。过去，设计的优化主要依靠设计者的知识、经验和远见。随着机械工程基础理论和价值工程、系统分析等新学科的发展，制造和使用的技术经济数据资料的积累,以及计算机的推广应用,优化逐渐舍弃主观判断而依靠科学计算。

❸ 在机械中防松装置分别有那几种

螺纹防松方法有四种。 第一种是摩擦防松，主要依靠增加摩擦力；第二种是机械防松，主要是用销、垫片、钢丝将螺母卡死；第三种是铆冲防松，主要是将螺纹副铆死和焊死。第四种是结构防松，即唐氏螺纹防松。 前三种方法是传统防松方法，第四种是新型防松方法，目前还不为大多数人了解。 第三种方式的使用范围十分有限，很多场合无法使用。 第二种方式的主要问题是其防松方式没有预紧力，即当螺栓松退到防松位置时，防松方式才能发生效果。因此，这种方式实际上不是防松，而是防脱落。 ，说明螺栓的松比紧要容易。 以上的这三种防松方式，其根本一点是依靠第三者力防松，第三者力有多大，防松效果有多好。其效果无非是通过增加摩擦力直至焊死。 能不能不依靠第三者而突破传统螺纹防松方式呢？唐氏螺纹防松方式给出了答案，这就是第四种防松方式，即结构防松方式。 唐氏螺纹是中国人在机械基础件上的一大发明，更是螺纹领域自螺纹发明以来的最重大发明。 唐氏螺纹同时具有左旋和右旋螺纹的特点。它既可以和左旋螺纹配合，又可以和右旋螺纹配合。联接时使用两种不同旋向的螺母。工作支承面上的螺母称为紧固螺母，非支承面上的螺母称为锁紧螺母。使用时先将紧固螺母预紧，再将锁紧螺母预紧。 在振动、冲击的情况下，紧固螺母会发生松动的趋势，但是，由于紧固螺母的松退方向是锁紧螺母的拧紧方向，锁紧螺母的拧紧恰恰阻止了紧固螺母的松退，导致紧固螺母无法松动。唐氏螺纹紧固件利用螺纹自身矛盾，以松动制约松动，起到以毒攻毒的效果。它的发明标志着紧固件领域中的振松问题得到突破性的进展。 该方法已经被编入《机械设计手册》化工版，陈大先主编。

❹ 什么是机械创新设计

机械创新设计就是在传统机械的基础上加入现代科技技术与装置使其更加智能化的机械设计。

❺ 机械设计基础课程设计指导书——设计带式输送机传动装置课程设计（二级减速器）

机械设计基础课程设计指导书上有计算过程，参照编制就好了，但是要求（2）所有非标准件零件图；都要绘制，工作量比较大！

❻ 机械设计基础课程设计 设计带式运输机传动装置中的一级直齿圆柱齿轮减速器

IJK汇总的1000份机械课设毕设，都是别人做好的，给个采纳哦L

❼ 机械设计基础课程设计 设计胶带输送机的传动装置

好像是ZKR型的吧。

❽ 机械设计 带式输送机传动装置

机械设计课程设计 设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器_网络知道
仅供参考

一、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

❾ 机械创新设计的方法都有哪些

创新设计的正常开展和完成，必须正确运用创新设计方法。常用的创新设计方法主要有下面几种：
一、智力激励法
智力激励法又叫集思广益法，它是由美国创造学家A．F．奥斯本提出的。人的创造性思维特别是直觉思维在受激发情况下能得到较好的发挥。一批人集合在一起，针对某个问题进行讨论时，由于每个人的知识和经验不同，观察问题的角度和分析问题的方法各异，提出的各种意见能互相启发，从而诱导出更多创意。通过激智、集智、交流，可实现创新的目的。智力激励法可以通过召开会议，也可以通过信函、书面等形式，达到互相启发、补充和完善见解，或发展为新的见解。
二、提问追溯法
提问追溯法是有针对性地、系统地提出问题，在回答问题过程中，便可能产生各种解决问题的设想，使设计所需要的信息更充分，解法更完善。提问追溯法提出的问题如下：
1)有没有其他用途？有没有新的用途？稍加改进有没有其他用途？
2)能否借用其他经验或发明？是否有相似的东西？是否有可模仿或可借用的东西？3)能否在结构、造型或其他方面变化一下？能否增加或减少什么？能否加高或降低一点？能否加长或缩短一点？能否加厚或减薄一点？能否减轻或加重一点？能否扩大或缩小一点？能否重新组合或再分解？
4)能否用其他东西代替？能否用代用的原材料、半成品或其他的代用制造方法？
5)能否增加或减少功能？
6)能否在成本不变的前提下提高产品的性能？
7)能否采用廉价代用材料、简化结构、使用简单而高效的制造工艺、提高零部件的标准化程度来降低成本？
通过一连串从不同角度的发问，可启发思维，提出新的设计方案。
三、缺点列举法
运用缺点列举法始于发现事物的缺点，挑出事物的毛病。在明确需要克服的缺点后，有的放矢地进行创造性思考，并通过改进设计去获得新的设计方案。例如，一家生产汽车喇叭继电器的小厂，为了改变产品销路不畅的被动局面，厂长和技术人员、销售人员一起对有关产品进行分析，在广泛收集用户意见的基础上，分析产品的缺点，然后针对缺点采取各种不同的措施，改进了原有的产品，很快打开了销路，销售量一年内便增长了一倍。
四、希望点列举法
希望点列举法从设计者(发明者)或用户的意愿出发提出新设想、新要求，从而激发人们去开发新产品或改进原有的产品。例如有了黑白电视机，还希望有彩色的、遥控的。又如人们希望在给别人打电话时不仅能闻其声，而且能见其人，为适应这种要求，开发了可视电话。
希望点列举法与缺点列举法都是将思维收敛于某“点”，然后发散思维，最后又集中于某种创意。但希望点列举法比缺点列举法涉及的目标更广，而且更侧重自由联想。
五、联想类比法
联想是由一个事物想到另一个事物的心理过程。对应联想由一件事物联想到与其对立的另一事物。例如由小想到大，由集中想到分散等。要增强联想能力，必须注意增加知识和经验，不但注意吸纳本专业及其他专业的学科知识，更要重视参加各种实践活动。利用联想进行发明创造是一种常用而且十分有效的方法，很多发明家都善于联想，也得益于联想的妙用。例如，贝尔发明电话，开始没有成功，以后从吉他的声音中想到了共鸣原理，改进了装置，才使电话发明成功。又如布拉特从看到蜘蛛织网联想到可以从上到下造桥，从而发明了吊桥，突破了传统的造桥模式。
联想类比由一事物或现象联想到与其有类似特点(如性质、外形、结构、功能等)的其他事物或现象。例如，由水波想到声波、光波；由水波可出现干涉现象，想到光也有干涉现象等。
六、反向探求法
反向探求将人们通常思考问题的思路反转过来，从背逆常规的途径探寻新的解法，因此反向探求法亦称为逆向思维法。例如在钨丝灯泡发明初期，为了避免钨丝在高温下的氧化，需要将灯泡内抽真空，但是使用后发现抽真空后的灯丝通电后仍会变脆。为了解决这个问题，当时多数人的意见是继续提高灯泡内的真空度。而美国科学家兰米尔却应用反向探求法提出向灯泡内充气的方法，他分别试验了将氢气、氧气、氮气、二氧化碳气、水蒸气等充入灯泡，试验结果表明氮气有明显的减少钨蒸发的作用，可使钨丝在其中长期工作，因而发明了充气灯泡。又例如：化学能为什么不能变成电能？声音既是振动，那么振动为什么不能复现原声？根据这些反问，相继发明了电池、留声机。
七、组合创新法
组合创新法是将现有技术或产品通过功能、原理、结构等方面的组合变化形成新的技术思想或新产品。组合法的优点是组合形式多样，应用广泛，便于操作，经济有效。组合创新法应用的技术单元一般是已经成熟或比较成熟的技术，不需要从头开始，因而可以最大限度地节约人力、物力和财力。在当代社会生产和生活中，存在着大量已经开发出来的技术，只要合理组合，就能创造出适合需要的技术系统。例如，美国的“阿波罗”宇宙飞船由700万个零件组成，但没有一个零件是新研制的，用这些已有的零件组合出把人送上月球又重返地球的神奇系统。同样“阿波罗”宇宙飞船技术中的全部技术都是现有技术的组合。
组合创新法的类型很多。常用的有性能组合、原理组合、功能组合、结构重组、模块组合等。虽然组合创新法所使用的技术是已有的技术，但适当组合后，同样可以做出重大的发明。

❿ 机械设计基础

零件：独立的制造单元

构件：独立的运动单元体

机构：用来传递运动和力的、有一个构件为机架的、用构件间能够相对运动的连接方式组成的构件系统

机器：是执行机械运动的装置，用来变换或传递能量、物料、信息

机械：机器和机构的总称

机构运动简图：用简单的线条和符号来代表构件和运动副，并按一定比例确定各运动副的相对位置，这种表示机构中各构件间相对运动关系的简单图形称为机构运动简图

运动副：由两个构件直接接触而组成的可动的连接

运动副元素：把两构件上能够参加接触而构成的运动副表面

运动副的自由度和约束数的关系f=6-s

运动链：构件通过运动副的连接而构成的可相对运动系统

高副：两构件通过点线接触而构成的运动副

低副：两构件通过面接触而构成的运动副

平面运动副的最大约束数为2，最小约束数为1；引入一个约束的运动副为高副，引入两个约束的运动副为平面低副

平面自由度计算公式：F=3n-2PL-PH

机构可动的条件：机构的自由度大于零

机构具有确定运动的条件：机构的原动件的数目应等于机构的自由度数目

虚约束：对机构不起限制作用的约束

局部自由度：与输出机构运动无关的自由度

复合铰链：两个以上构件同时在一处用转动副相连接

速度瞬心：互作平面相对运动的两构件上瞬时速度相等的重合点。若绝对速度为零，则该瞬心称为绝对瞬心

相对速度瞬心与绝对速度瞬心的相同点：互作平面相对运动的两构件上瞬时相对速度为零的点；不同点：后者绝对速度为零，前者不是

三心定理：三个彼此作平面运动的构件的三个瞬心必位于同一直线上

机构的瞬心数：N=K(K-1)/2

机械自锁：有些机械中，有些机械按其结构情况分析是可以运动的，但由于摩擦的存在却会出现无论如何增大驱动力也无法使其运动

曲柄：作整周定轴回转的构件；

连杆：作平面运动的构件；

摇杆：作定轴摆动的构件；

连架杆：与机架相联的构件；

周转副：能作360相对回转的运动副

摆转副：只能作有限角度摆动的运动副。

铰链四杆机构有曲柄的条件：

1.最长杆与最短杆的长度之和应≤其他两杆长度之和，称为杆长条件。

2.连架杆或机架之一为最短杆。

当满足杆长条件时，其最短杆参与构成的转动副都是整转副。

铰链四杆机构的三种基本形式：

1.曲柄摇杆机构

取最短杆的邻边为机架

2.双曲柄机构

取最短杆为机架

3.双摇杆机构

取最短杆的对边为机架

在曲柄摇杆机构中改变摇杆长度为无穷大而形成曲柄滑块机构

在曲柄滑块机构中改变回转副半径而形成偏心轮机构

急回运动：当平面连杆机构的原动件（如曲柄摇杆机构的曲柄）等从动件（摇杆）空回行程的平均速度大于其工作行程的平均速度

极位夹角：机构在两个极位时原动件AB所在的两个位置之间的夹角θ

θ=180°（K-1）/(K+1)

行程速比系数：用从动件空回行程的平均速度V2与工作行程的平均速度V1的比值

K=V2/V1=（180°+θ）/(180°—θ)

平面四杆机构中有无急回特性取决于极为夹角的大小

θ越大，K就越大 急回运动的性质也越显著；θ=0，K=1时，无急回特性

具有急回特性的四杆机构：曲柄滑块机构、偏置曲柄滑块机构、摆动导杆机构

压力角：力F与C点速度v正向之间的夹角（锐角）α

传动角：与压力角互余的角（锐角）γ

曲柄摇杆机构中只有取摇杆为主动件时，才可能出现死点位置，处于死点位置时，机构的传动角γ为0

死点位置对传动虽然不利，但在工程实践中，有时也可以利用机构的死点位置来完成一些工作要求

刚性冲击：出现无穷大的加速度和惯性力，因而会使凸轮机构受到极大的冲击（如从动件为等速运动）

柔性冲击：加速度突变为有限值，因而引起的冲击较小（如从动件为简谐运动）

在凸轮机构机构的几种基本的从动件运动规律中等速运动规律使凸轮机构产生刚性冲击，等加速等减速，和余弦加速度运动规律产生柔性冲击，正弦加速度运动规律则没有冲击

在凸轮机构的各种常用的推杆运动规律中，等速只宜用于低速的情况；等加速等减速和余弦加速度宜用于中速，正弦加速度可在高速下运动

凸轮的基圆：以凸轮轮廓的最小向径r0为半径所绘的圆称为基圆

凸轮的基圆半径是从转动中心到凸轮轮廓的最短距离，凸轮的基圆的半径越小，则凸轮机构的压力角越大，而凸轮机构的尺寸越小

凸轮机构的压力角α：从动件运动方向v与力F之间所夹的锐角

偏距e：从动件导路偏离凸轮回转中心的距离

偏距圆：以e为半径，以凸轮回转中心为圆心所绘的圆

推程：从动件被凸轮轮廓推动，以一定运动规律由离回转中心最近位置到达最远位置的过程

升程h：推程从动件所走过的距离

回程：从动件在弹簧或重力作用下，以一定运动规律，由离回转中心最远位置回到起始位置的过程

运动角：凸轮运动时所转的角度

齿廓啮合的基本定律：相互啮合传动的一对齿轮，在任一位置时的传动比，都与其连心线O1O2被其啮合齿廓在接触点处的公法线所分成的两线段长成反比

渐开线：当直线BK沿一圆周作纯滚动时直线上任一一点K的轨迹AK

渐开线的性质：

1、 发生线上BK线段长度等于基圆上被滚过的弧长AB

2、 渐开线上任一一点的发线恒于其基圆相切

3、 渐开线越接近基圆部分的曲率半径越小，在基圆上其曲率半径为零

4、 渐开线的形状取决于基圆的大小

5、 基圆以内无渐开线

6、 同一基圆上任意弧长对应的任意两条公法线相等

渐开线齿廓的啮合特点：

1、能保证定传动比传动且具有可分性

传动比不仅与节圆半径成反比，也与其基圆半径成反比，还与分度圆半径成反比

I12=ω1/ω2=O2P/O1P=rb2/rb1

2、渐开线齿廓之间的正压力方向不变

渐开线齿轮的基本参数：模数、齿数、压力角、（齿顶高系数、顶隙系数）

模数：人为规定：m=p/π只能取某些简单值。

分度圆直径：d=mz， r = mz/2

齿顶高：ha=ha*m

齿根高：hf=(ha* +c*)m

齿顶圆直径：da=d+2ha=(z+2ha*)m

齿根圆直径：df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m

基圆直径：db= dcosα= mzcosα

齿厚和齿槽宽：s=πm/2 e=πm/2

标准中心距：a=r1+ r2=m(z1+z2)/2

一对渐开线齿轮正确啮合的条件：两轮的模数和压力角分别相等

一对渐开线齿廓啮合传动时，他们的接触点在实际啮合线上，它的理论啮合线长度为两基圆的内公切线N1N2

渐开线齿廓上任意一点的压力角是指该点法线方向与速度方向间的夹角

渐开线齿廓上任意一点的法线与基圆相切

切齿方法按其原理可分为：成形法（仿形法）和范成法。

根切：采用范成法切制渐开线齿廓时发生根切的原因是刀具齿顶线超过啮合极限点N1（标准齿轮不发生根切的最少齿数直齿轮为17、斜齿轮为14）

重合度：B1B2与Pb的比值ε；

齿轮传动的连续条件：重合度ε大于等于1

变位齿轮：

以切削标准齿轮时的位置为基准，刀具的移动距离xm称为变位量，x称为变为系数，并规定刀具远离轮坯中心时x为正值，称正变位；刀具趋近轮坯时x为负值，称负变位。

变位齿轮的齿距、模数、压力角、基圆和分度圆保持不变，但分度线上的齿厚和齿槽宽不在相等

齿厚：s=πm/2+ 2xmtgα

齿槽宽：e=πm/2－2xmtgα

斜齿轮：

一对斜齿圆柱齿轮正确啮合的条件：

mn1=mn2，αn1=αn1外啮合:β1＝-β2

或mt1=mt2，αt1＝αt2外啮合:β1＝-β2

法面的参数取标准值，而几何尺寸计算是在端面上进行的

模数：mn=mtcosβ

分度圆直径：d=zmt=z mn / cosβ

斜齿轮当量齿轮定义：与斜齿轮法面齿形相当的假想的直齿圆柱齿轮称为斜齿轮当量齿轮

当量齿数：Zv=Z/cos3β

轮系：一系列齿轮组成的传动系统

定轴轮系：如果在轮系运转时其各个轮齿的轴线相对于机架的位置都是固定的

周转轮系：如果在连续运转时，其中至少有一个齿轮轴线的位置并不固定，而是绕着其它齿轮的固定轴线回转

复合轮系：定轴轮系+周转轮系

自由度为1的周转轮系称为行星轮系，自由度为2的周转轮系称为差动轮系

定轴轮系的传动比等于所有从动轮齿数的连乘积与所有主动轮齿数的连乘积的比值

i1m＝ (-1)m所有从动轮齿数的乘积/所有主动轮齿数的乘积

周转轮系传动比：

机械运转速度不均匀系数：

由于J≠∞，而Amax和ωm又为有限值，故δ不可能

为“0”，即使安装飞轮，机械运转速度总是有波动的。

非周期性速度波动的调节，不能依靠飞轮进行调节，而用调节器进行调节。

回转件的平衡：

平衡的目的：研究惯性力分布及其变化规律，并采取相应的措施对惯性力进行平衡，从而减小或消除所产生的附加动压力、减轻振动、改善机械的工作性能和提高使用寿命。

静平衡：回转件可在任何位置保持静止，不会自行转动。

静平衡条件：回转件上各个质量的离心力的合力等于零。

动平衡：静止和运动状态回转件都平衡。

动平衡条件：回转件上各个质量离心力的合力等于零且离心力所引起的力偶距的合离偶距等于零。

需要指出的是动平衡回转件一定也是静平衡的，但静平衡的回转件却不一定是动平衡的。

对于圆盘形回转件，当D/b＞5（或b/D≤0.2）时通常经静平衡试验校正后，可不必进行动平衡。当D/b＜5（或b/D≥0.2）时或有特殊要求的回转件，一般都要进行动平衡。

D—圆盘直径 b—圆盘厚度