第一章機器設計概述

第一節本課程的性質和研究工具

一、課程概述

機器設計是憑據社會需求所提出的機器設計任務，綜合應用今世種種先進技能結果，運

用種種適用的設計要領，設計出滿足使用要求，技能先進、經濟公道、外形美觀、綜合性能

好，并能會合反應先進生產力的產物；也可能是在原有的機器設備底子」.作局部革新，以優

化結構，增大機器的事情能力，提高效率，低落能耗，淘汰污染等，這些都是機器設計領域

應該考慮的問題。機器設計是一門綜合的技能，是一項龐大、細致和科學性很強的事情，涉

及許多方面，要設計出及格的產物，必須分身眾多因素。下面簡述幾個與機器設計有關的根

本問題。

1、機器設計應滿足的根本要求

使用要求一一具有可靠穩定的事情性能，到達設計要求。使用要求包羅功效要求和川靠性要

求。

經濟要求一一要到達呆板自己本錢低，用該呆板生產的產物本錢也要低。

外觀要求一一包管人身寧塾，操縱方便、省力。

別的另有：噪音、起重、運輸、衛生、防腐化、防凍等方面的要求。

二、機器零件的失效形式和設計準則

1、零件的失效形式

失效一一零件失去設計時指定的效能稱為零件失效。

失效和破壞不是一回事，失效并不即是破壞，也就是說有些零件理論上是失效了，如齒輪的

齒面點蝕、膠合、磨損等失效形式出現后，零件還可以事情，只不外是事情的狀況不如原來

的好，可能會出現噪聲等.一般情況下零件破壞后就不能再事情了，也可以說破壞是絕對的

失效，如齒輪的輪齒折斷是失效，也是破壞。

2、常見的零件失效形式有：強度失效、剛度失效、磨損、失穩和其他。具體的失效形式有

①整體斷裂；②過大的殘余變形；③零件外貌破壞（腐化、磨損、打仗疲勞）。失效尤以腐

化、磨損、疲勞破壞為主（有資料介紹再1378項機器零件的失效中，腐化、磨損、疲勞破

壞占73.88%斷裂僅占4.79%）。

三、本課程的根本要求和學習要領

1、本課程的根本要求

本課程的任務是使學員掌握常用機構和通用零件的根本理論和根本知識，開端具有闡

發、設計能力，并得到須要的根本技能訓練，同時培養學生正確的設計思想和嚴謹的事情作

風。通過本課程的講授，應使學生到達下列根本要求：

(1)熟悉常用機構的組成、事情原理及其特點，掌握通用機構的闡發和設計的根本要領。

(2)熟悉通用機器零件的事情原理、結構及其特點，掌握通用機器零件的選用和設計的根

本要領。(3)具有對機構闡發設計和零件設計盤算的能力，并具有運用機器設計手冊、圖冊

及尺度等有關技能資料的能力。(4)具有綜合運用所學知識和實踐的技能，設計簡樸機器和

簡樸傳動裝置的能力。

2、本課程的學習要領

本課程是從理論性、系統性很強的底子課和專業課向實踐性較強的專業課過渡的一個重

要轉折點。因此，學員在學習歷程中，必須多視察、細思考、勤練習、常總結。視察生活、

牛產中遇到的種種機器，熟悉典范結構，增強感性認識：思考明晰本課程的根本觀點，注意

種種知識的聯系，融會領悟；勤練根本技能，提高闡發能力和綜合能力；實時總結、消化學

握課程內容，歸納學到的種種技能要領。特別應注重實踐能力和創新精神的培養，提高全面

素質和綜合職業能力。

四、本課程的學習內容和任務

本課程的根本內容可分為機器原理和機器零件設計兩大部門，是綜合應用各先修課程的

底子理論知識，結合生產實踐知識，研究機器中的常識趣構和一般事情條件卜.的常用參數范

疇內的通用零、部件，研究其事情原理、特點、應用、結構和根本設計理論、根本盤算要領,

研究機器設計的一般原則和設計步調，研究常用零部件的選用和維護等共性問題。因此，本

課程是工科類各專業一門重要的技能底子課，起著“理論過渡到實際、從底子過渡到專業“的

承前啟后的橋梁作用。

通過本課程的學習和實踐性訓練，要求到達：

1、了解使用、維護和治理常用機器設備的些底了知識。

2、開端掌握常用機構的性能、應用場所?、使用維護等底子知識。

3、具備正確選擇常用機器零件的類型、代號等底子知識。

4、開端具備機器設計傳動的運用手冊設計簡樸機器的能力。

第二節平面機構的自由度

一、機構的組成

1.1運動副的觀點

當由構件組成機構時，為了使各構件間具有一定的相對運動，需要以一定的方法把各個構件

相互聯接起來，并且每個構件至少必須與另一構件相聯接。這種使兩構件直接打仗并能產生

一定形式的相對運動的聯接稱為運動副。如軸1與軸承2的配合（圖15Ta）,齒輪1與齒輪2的

輪齒間的嚙合（圖15Tb）,滑塊2與導軌1的打仗（圖15Tc）等等，就都組成了運動副。

運動副憑據兩構件間的打仗特性可分為高副和低副。高副指兩構件通過點打仗或線打仗

組成的運動副，如圖1-2中齒輪1與2、凸輪3與從動桿4、車輪5與軌道6分別在A處組成高副。

這時，兩構件的相對運動是繞A點的轉動和沿切線偏向的移動，而沿法線偏向的移動被運動

副限制了。低副指兩構件通過面打仗組成的運動副，如圖1-3所示。

圖1-2高副

（a）移動副（b）轉動副

圖1-3低副

運動副還常憑據組成運動副的兩構件之間的相對運動的差別來分類。如圖「4所示，把相

對運動為移動的運動副稱為移動副，兩構件之間的相對運動為轉動的運動副稱為轉動副，相

對運動為齒輪嚙合的運動副稱為齒輪副，相對運動為螺旋運動的運動副稱為螺旋副，相對運

動為球面運動的運動副稱為球面副等等。別的，運動副憑據的兩構件之間的相對運動為平面

運動照舊空間運動分為平面運動副和空間運動副。

林動副，

好動副，

齒輪副，

凸輪副I

圖1-4運動副

1.2自由度和運動副約束

如圖15所示，設有任意兩個構件，當構件1尚未與構件2組成運動副之前，即構件1相對

付構件2共有6個相對獨立的運動。構件的這種獨立運動的可能性稱為構件的自由度。可見，

空間自由運動的構件具有6個自由度，而作平面自由運動的構件具有3個自由度。若將兩構件

以某種方法相聯接而組成運動副，則兩者間的相對運動便受到一定的限制，這種限制稱為運

動副約束。自由度將因運動副引入的約束而淘汰，并且其淘汰的數目就即是其引入的約束數

So如高副約束了構件的一種相對獨立運動，低副約束了構件的兩種相對獨立運動。

組成機構的各構件是通過相應的運動副而相相互聯的。我們把兩個以上的構件通過運動

副的聯接而組成的系統稱為運動鏈。如果運動鏈的各構件組成了首末封閉的系統，如圖l-6a、

b所示，則稱為閉式運動鏈，或簡稱閉鏈。反之，如運動鏈的構件未組成首末封閉的系統，

如圖l-6c、d所示，則稱為開式運動鏈，或簡稱開鏈。在種種機器中，一般接納閉鏈。

在運動鏈中，如果將某一構件加以牢固而成為機架，則這種運動鏈便成為機構。機構中

的其余構件均相對付機架而運動。機構中按給定的已知運動紀律獨立運動的構件稱為原動

件；而其余運動構件則稱為從動件，從動件的運動紀律由原動件的運動紀律決定。

二、平面機構的運動簡圖

2.1機構運動簡圖的觀點

實際機構的外形和結構都很龐大。為了便于闡發和設計，通常不考慮構件的外形、截面

尺寸以及運動副的實際結構，而用簡樸的線條和劃定的標記表現構件（圖1-7）和運動副（圖

1-4）,并按一定的比例畫出各運動副間的相對運動干系的簡圖稱為機構運動簡圖。

(b)(c)(d)(e)

二、平面機構的自由度

3.1平面機構自由度的盤算

平面機構自由度是指平面機構具有獨立運動參數的數目。

設某平面機構有n個運動構件，有PL個低副和PH個高副。因一個沒有受任何約束的構件

有3個自由度，一個低副有兩個約束，一個高副帶來一個約束，因此，機構自由度F可按下式

盤算

F=3n-2PL-PH（1-1）

例卜1試盤算圖1-9所示校鏈四桿機構的自由度。

解：此機構有3個運動構件（構件1、2、3）、4個低副（轉動副A、B、C、D）,沒有高副。

按式（1-1）求得機構自由度為

F=3n-2PL-PH=3X3-2X4-0=1

圖1-9

3.2盤算機構自由度的注意事項

使用式（1T）盤算機構自由度時，對付下列情況應賜與注意、處置懲罰，才氣使盤算結

果與實際一致。

1.復合較鏈

圖1-10a為三個構件在A處組成轉動副。由俯視圖ITOb中可以看出，A處實際上存在兩個

轉動副。這種由兩個以上的構件在一處組成的轉動副，稱為復合較鏈，其轉動副的數目應是

在該處匯交構件（包羅牢固件）的數目減1。

22、

1

圖1T0復合錢鏈

2.局部自由度

圖1-lla所示的凸輪機構中，在從動件3的端部裝有滾子2,滾子的作用是將B處的滑動摩

擦變為轉動摩擦，淘汰功率般耗，低落磨損。由F=3n-2PLp產3X3-2X3-1=2可知，凸輪機構

有兩種獨立的運動，這與實踐相矛盾。

如圖IT1b所示，設想將滾子2與安裝滾子的構件3焊成一體，此時，n=2,R=2,P,.=l

凸輪機構的自由度為F=3X2-2X2-1=1,盤算結果與實際情況相符。

可見滾子繞C軸轉動的自由度對從動件3的運動沒有影響。這種不影響整個機構運動的、

局部的獨立運動稱為局部自由度。盤算機構自由度時，應將局部自由度撤除不計。不然盤算

結果與實際情況不相符。

(a)(b)

圖1T1凸輪機構

3.虛約束

圖1572a所示縫紉機剌布機構，上下兩個移動副1)和1)同時約束針桿的上下移動，其約

束效果與圖lT2b?樣。移動副D對機構的運動只起重復限制的作用。這種起重復限制作用

的約束稱為虛約束。在盤算機構自由度時，虛約束應當撤除。不然盤算結果與實際情況不相

符。圖1-L2b中,n=3,Pi=4,PH=O,得F=3X3-2><4-0=1。

圖IT2縫紉機刺布機構中移動副導路重合

平面機構的虛約束常出現于下列情況中：

(1)被聯接件上點的軌跡與機構上聯接點的軌跡重適時，這種聯接將出現虛約束，如圖

1T3所示。

(2)機構運動時，如果兩構件上兩點間的距離始終保持穩定，將此兩點用構件和運動副

聯接，則會帶進虛約束，如圖1T4所示的A、B兩點。

（3）如果兩個構件組成的移動副（圖1T2）相互平行，或兩個構件組成多個軸線重合的

轉動副時，如圖1T所示，只需考慮其中一處，其余各處帶進的約束均為虛約束。

4）機構中起重復作用的對稱部門是虛約束。如圖176所示的行星輪系中，由與中心完全

對稱的三部門組成，每一部門的作用相同。因此，可以認為其中兩個部門的約束為虛約束。

圖1T5圖1T6行星輪系

虛約束雖然對機構的運動沒有影響，但可以改進機構的受力情況，增加構件的剛度。虛

約束是在特定的多少條件下存在的，不然，虛約束將會變為實際約束，并將阻礙機構的正常

運動

1.3.3機構具有確定運動的條件

由圖1-9可知，原動作每給定一個值，從動件2、3便有一個確定的位置。可見，自由度

為1的機構在具有一個原劭件時，運動是確定的。

圖1-17所示為錢鏈五桿機構，自由度13X4-2X5-0=2。如果只有構件1為原動件，則

當構件1處于e】位置時，從動件2、3、4的位置不確定（可以在圖示實線或雙點劃線位置，也

可處于其他位置），即從動件的運動不確定。如果取構件1和4為原動件，每給定一組小和小

』的數值，從動件2和3便有一個確定的相對位置。可見，芻由度即是2的機構在具有兩個原動

件時運動是確定的。

圖1T7較鏈五桿機構

綜上所述，一般機構都有一個原動件，在此情況下，機構具有確定運動的條件是：機

構原動件的數目W即是機構的自由度F,

即W=F(1-2)

當WWF時，機構的運動不確定。

例1-2圖1-18所示為篩料機構，曲軸1、凸輪6為原動件(標有箭頭)，迫使篩5(滑

塊)發抖篩料。試盤算機構自由度，查抄機構是否具有確定運動。

解：(1)處置懲罰特殊情況

首先處置懲罰局部自由度：圖中滾子7繞E軸轉動的自由度為局部自由度，接納滾子7與

構件8焊化處置懲罰；其次，判定并去除虛約束，構件8與機架9形成導路重合的左右兩個移

動副中的一個是虛約束，盤算時應去除。最后判斷復合較鏈，圖中構件2、3、4在C處組成復

合錢鏈，C處含兩個轉動副。

(2)盤算機構自由度,n=7,PL=9,PH=L按式(IT)盤算得

F=3X7-2X9-1=2

(3)查抄機構運動是否確定由于原動件數歸2邛，所以機構的運動確定。

第二章平面連桿機構

由若干構件通過低副玦接，且所有的構件在相互平行的平面內運動的機構稱為平面連桿

機構，平面連桿機構是也稱平面低副機構。由四個構件通過低副連接而成的平面連桿機構稱

為平面四桿機構，是平面連桿機構中最常見的形式，是組成多桿機構的底子。本任務主要討

論平面連桿機構的類型及應用、特性及設計要領。

第一節錢鏈四桿機構的基天性質

一、錢鏈四桿機構存在曲柄的條件

1.曲柄存在的條件

校接四桿機構中是否有曲柄存在，這個問題主要取訣于機構中個構件之間的相對長度，

另有就是最短桿在機構中的位置。通過機構運動的聚集干系可以證明，連架桿要成為曲柄，

其須要與充實的條件是：

(1)最短桿與最長桿長度之和小于或即是其余兩桿長度之和。設四構件中最長桿的長

度為及“，最短桿的長度為以“，其余兩桿長度分別為廣和￡〃，MLAL'+L".

(2)連架桿與機架中必有一桿為最短桿。

憑據曲柄存在的條件可得出如下推論:

(1)當最短桿與最長桿長度之和大于其余兩桿長度之和時，則豈論取何桿為機架，機構

均為雙搖桿機構。

(2)當最短桿與最長桿長度之和小于或即是其余兩桿長度之和時:

1)若最短桿的相鄰桿為機架，則機構為曲柄搖桿機構：

2)若最短桿為機架，則機構為雙曲柄機構；

圖2-1

3）若最短桿的對邊桿為機架，則機構為雙搖桿機構。

例2-1較鏈四桿機徹力比'〃的各桿長度如圖2-1所示。說明機構分別以J/ABC、O）和

力〃各桿為機架時，屬何種機構？

解：由于50+20=70<1/+L"=30+45=

所以：以/歷桿或7桿（最短桿力〃的鄰桿）為機架，機構為曲柄搖桿機構：以比桿（最

短桿力〃的對邊桿）為機架，機構為雙搖桿機構；以49桿（最短桿）為機架，機構為雙曲柄機

構。

例2-2設校鏈四桿機構各桿長a=/20、b=10,c=50,d=60,問以哪個構件為機架

時才會有曲柄？

解：由于L=+LM=120+10=130>L'+L"=50+60=11。,故四個轉動副均不能整周轉

動，無論以哪個構件為機架，均無曲柄，大概說均為雙搖桿機構。

二、急回特性和死點位置

1、急回特性

極位夾角一一搖桿在CID、C2D兩極限位置時，曲柄與連桿共線，對應兩位置所夾的銳角，

用0表現。急回特:性：空回行程時的平均速度大于事情行程時的平均速度。

機構的急回特性可用行程速比系數K表現：極位夾角0越大，機構的急回特性越明顯。

曲柄搖杯機構中，當曲柄AB沿順時針偏向以等角速度切轉過61時，搖桿CD自左極

限位置C1D擺至右極位置C2D,設所需時間為tl,

C點的明朗瞪為VI；而蘭曲柄AB再繼承轉過62

時，搖桿CD自C2D擺回至C1D,設所需的時間為

t2,C點的平均速度為V2c由于e1>62,所以tl

>t2,V2>Vl?由此說明：曲柄AB雖作等速轉動，

而搖桿CD空回行程的平均速度卻大于事情行程的

平均速度，這種性質稱為機構的急回特性。

圖2-2曲柄搖桿的急回特性闡發

搖桿CD的兩個極限，立置間的夾角由稱為搖稈的最大擺角，主動曲柄在搖桿處于兩個極

限位置時所夾的銳角0稱為極位夾角。

在某些機器中（如牛頭刨床、插床或慣性篩等），常利用機器的急回特性米縮短空回行

程的時間，以提高生產率，

行程速比系數K：從動件空回行程平均速度V2與從動件事情行程平均速度VI的比值。

K值的巨細反應了機構的急回特性，K值愈大，回程速度愈快。

K=V2/VI

=(C2C1/t2)/(C1C2/tl)

=(180°十U)/(1800—0)

由上式可知，K與0有關，當0=()時，K=l,說明該機構無急回特性；當0>()時,

K>1,則機構具有急回特性。

2、死點位置

在曲柄搖桿機構中，如圖所示，若取搖桿為主動件，當搭桿在兩極限位置時，連桿與曲柄共

線，通過連桿加于曲柄的力F經過較鏈中心A,該力對A點的力矩為零，故不能推動曲柄轉

動，從而使整個機構處于靜止狀態。這種位置稱為死點。

平面四桿機構是否存在死點位置，決定于從動件是否與連桿共線。通常從動件與連桿

共線的位置都是死點。

圖2-3飛機起落架機構圖2-4鉆床壓緊機構

對機構通報運動來說，死點是有害的，因為死點位置常使機構從動件無法運動或出現

運動不確定現象。如上圖所示的縫紉機踏板機構(曲柄搖桿機構)，當踏板CD為主動件并作

往復擺動時，機構在兩處有可能出現死點位置，致使曲柄AB不轉或出現倒轉現象。為了包

管機構正常運轉，可在曲柄軸上裝飛輪，利用其慣性作用使機構順利地通過死點位置。

在工程上，有時也利川死點進行事情，如圖2-4所示的錢鏈四桿機構中，就是應川死點

的性質來夾緊工件的一個實例。當夾具通過手柄1，施加外力F使較鏈的中心B、C、D處于

同一條直線上時，工件2被夾緊，此時如將外力F去掉，也仍能可靠地夾緊工件，當需要松

開工件時，則必須向上扳動手柄1,才氣松開夾緊的工件。

第二節較鏈四桿機構的演化

在現實生產中，除了我們上面所介紹的三種類型的四桿機構外，還被遍及接納的其他

形式的四桿機構，一般是通過改變較鏈四桿機構某些構件的形狀、相對長度大概選擇差別構

件作為機架等方法演化而來的。

一、曲柄滑塊機構

由圖2-5可知，當曲柄搖桿機構的搖桿長趨于無窮大時，。點的軌跡將從圓弧演變為直線，

搖桿切轉化為沿直線導路m-m移動的滑塊，成為圖示曲柄滑塊機構。曲柄轉動中心距導路

圖2-5曲柄滑塊機構

a）對心曲柄機構b）偏置曲柄滑筷機構

的距離e,稱為偏距。若e=0,如圖2-5a所示，稱為對心曲柄滑塊機構；若eWO,如圖

2-5b所示，稱為偏置曲柄滑塊機構。

b)

）內燃機活塞-連桿機構b）自動送料裝置

圖2-6曲柄滑塊機構的應用

曲柄滑塊機構用「轉動與往復移動之間的轉換，遍及應用「內燃機、空壓機和自動送料

機等機器設備中。圖2-6a、b所示分別為內燃機和自動送料機中曲柄滑塊機構的應用。

對付圖2-6a所示對心曲柄滑塊機構，由于曲柄較短，曲柄結構形式較難實現，故常接

納圖2-7所示的偏心輪結構形式，稱為偏心輪機構，其編心圓盤的偏心距e即即是原曲柄

長度。這種結構增大了轉動副的尺寸，提高了偏心軸的強度和剛度，并使結構簡化和便于安

裝，多用于蒙受較大打擊載荷的機器中，如破碎機、剪床及沖床等。

圖2-7偏心輪機構圖2-8導桿機構

二、導桿機構

若將圖2-8所示的曲柄滑塊機構的構件1作為機架，則曲柄滑塊機構就演化為導桿機構,

它包羅轉動導桿機構（圖2-8a）和擺動導桿機構（圖2-8b）兩種形式。一般用連架桿2作為原

動件，連架桿4對滑塊3的運動起導向作用，稱為導桿，當桿長/時，桿2和導桿4均

能繞機架作整周轉動，形成轉動導桿機構；當桿長時，桿2能整周轉動，導桿4只能

在某一角度內擺動，形成擺動導桿機構。

導桿機構具有很好的傳力性能，常用于插床、牛頭刨床和送料裝置等呆板中。圖2-9&、

b所示分別為插床和刨床主運動機構，其中力畫部門分別為轉動導桿機構和擺動導桿機構。

圖2-9導桿機構的應月

a）插床主機構b）刨床上機構

三、搖塊機構和定塊機構

若將圖2-8a所示曲柄滑塊機構的構件2作為機架，則曲柄滑塊機構就演化為如圖2-10a所

示的搖塊機構。構件?1作整周轉動，滑塊3只能繞機架往復擺動。這種機構常用于擺缸式原

動機和膝、液壓驅動裝置中，如圖270b所示的自動貨車翻斗機構。

圖2-10搖塊機構及應用

若將圖2-10a所示曲柄滑塊機構的滑塊3作為機架，則曲柄滑塊機構就演化為如圖2-1la

所示的定塊機構。這種機構常用于抽油泵和手搖抽水唧筒（圖2-1lb）o

圖2-11定塊機構及應

第三節平面連桿機構的設計要領

平面四桿機構運動設計的主要設計任務是：憑據機構的事情要求和設計條件選定機構形

式，并確定出各構件的尺寸參數。

生產實踐中，平面四桿機構設計的根本問題可歸納為兩類：

1)實現給定從動件的運動紀律。如要求從動件按某種速度運動或具有一定的急回特性，

要求滿足某構件占據幾個預定位置等。

2)實現給定的運動軌跡。如要求起重機中吊鉤的軌跡為一直線，攪拌機中攪拌桿端能按

預定軌跡運動等。

四桿機構運動設計的要領有圖解法、實驗法息爭析法一:種.圖解法和實驗法直觀、簡明，

但精度較低，可滿足一般設計要求：解析法精確度高，適于用盤算機盤算。隨著盤算機應用

的普及，盤算機幫助設計四桿機構已成一定趨勢。本節著重介紹圖解法，對實驗法息爭析法

只作簡樸介紹。

一、按連桿的預定位置設計四桿機構

在生產實踐中，經常要求所設計的四桿機構在運動歷程中

連桿能到達某些特殊位置，這類機構的設計屬于實現構件預定

位置的設計問題。

1.按連桿的三個預定位置設計四桿機構

如圖2-213所示，設已知連桿BC的長度1BC及三個預定

位置B1C1、B2c2、B3C3,試設計此四桿機構。

設計闡發：此設計的主要問題是憑據已知條件確定牢固圖2-13按連桿三個偵定

銳鏈中心A、D的位置。由于連桿上B、C兩點的運動軌跡分別位置圖解設計三桿機構

是以A、D兩點為圓心，以1AB.1CI)為半徑的圓弧，所以A

即為過Bl、B2、B3三點所作圓弧的圓心，D即為過Cl、C2、C3三點所作圓弧的圓心。此設

計的實質已轉化為已知圓孤上三點確定圓心的問題。

具體設計步調：

(2)聯接B1B2、B2B3、C1C2和C2C3,并分別作B1B2的中垂線bl2、B2B3的中垂線b23

(、C1C2的中垂線cl2、C2c3的中垂線c23,bl2與b23的交點即為圓心A,62與c23的交

點即為圓心D；

(3)以點A、D作為兩牢固校鏈中心,聯接AB1C1D,則AB1C1D即為所要設計的四桿機

構，各桿長度按比例尺盤算即可得出。

2.按連桿的兩個預定位置設計四桿機構

由以上闡發可知，已知連桿的兩個預定位置時，如圖274所示，A點可在B1B2中垂線

bl2上的任一點，D點可在C1C2中垂線cl2上的任一點，故有無數個解。實際設計時，一般

考慮幫助條件，如機架位置、結構緊湊等，則可得唯一解。

圖2T4按連桿兩個預定位置圖解設計四桿機構圖2-15爐門啟閉機構

如圖2-15所示加熱爐門的啟閉機構，要求加熱時爐門（連桿）處于封閉位置BC,加熱

后爐門處于開啟位置房

二、按給定的行程速比系數K設計四桿機構

設計具有急回特性的四桿機構，一般是憑據實際運動要求選定行程速比系數4的數值,

然后憑據機構極位的多少特點，結合其他幫助條件進行設計。具有急回特性的四桿機構有曲

柄搖桿機構、偏置曲柄滑塊機構和擺動導桿機構等,其中以典范的曲柄搖桿機構設計為底子。

設已知行程速比系數K搖桿長/小最大擺角九試用圖解法設計此曲柄搖桿機構。

設計闡發：由曲柄搖桿機構處于極位時的多少特點（圖1675a）可知，在已知心、力的

情況下，只要能確定牢固較鏈中心力的位置，則可由/心=久一/小/">=/.一〃確定出曲柄

長度加和連桿長度加也即設計的實質是確定牢固較鏈中心力的位置。已知《后，由式（16-2）

可求得極位夾角〃的巨細，這樣就可把《的要求轉換成多少要求了。假設圖16-26為已經

設計出的該機構的運動簡圖，較鏈力的位置必須滿足極位夾角的要求。若能過

G、心兩點作出一幫助圓，使G&所對的圓周角即是°,那么，錢鏈力只要在這個圓上，就

一定能滿足用的要求了。顯然，這樣的幫助圓是容易作出的。

如圖2T6所示，具體設計步調為：

1.按。=180。色二盤算出極位夾角八

K+1

2.任取牢固錢鏈中心〃的位置，選取適當的長度比例尺小，

憑據已知搖桿長度心和擺角九作出搖桿的兩個極限位置G〃和

CR

3.聯接G、C兩點，作C.MIC.C^/CGN=9（）。一，，直線

QM與QV交于尸點，顯然0；

4.以夕G，為直徑作幫助圓。在該圓周上任取一點力，聯接力C、、

AG,則/Q42=夕：

5.量出力&,、力G的長度和/心。由此可求得曲柄和連桿的

長度

6.機架的長度〃可直接量得，再按比例尺打盤算卻可得出實

際長度。

由于力為幫助圓上任選的一點，所以可有無窮多的解。當給定一些其他幫助條件，如機

架長度LAD最小傳動角ymin等，則有唯一解。

同理，可設計出滿足給定行程速比系數K值的偏置曲柄滑塊機構、擺動導桿機構等。

第三章凸輪機構

第一節圖解法繪制盤形凸輪輪廓

憑據呆板的事情要求，在確定了凸輪機構的類型，選定了從動件的運動紀律、凸輪的

基圓半徑和凸輪的轉動偏向后，便可設計凸輪的輪廓曲線了。凸。

輪輪廓設計的要領有圖解法息爭析法。圖解法簡樸易行并且直觀，-』存二’,心

但精確度有限，只適用于一般場所。本節介紹圖解法設計的原理；

和要領。

輪機構事情時，凸輪和從動件都是運動的，而繪制凸輪輪廓時，(3“)乙韭士

應使凸輪相對靜止。如圖3-1所示，如設想給整個機構加一個與y―1號彳

凸輪角速度出巨細相等、偏向相反的大眾角速度“一“‘，則凸j7J

輪處于相對靜止狀態，而從動件一方面按原定運動紀律相對付機、-------/

架導路作往復移動，另一方面隨同機架以“一切”角速度繞。點

轉動.由于從動件尖頂始終與凸輪輪廓保持打仗，所以從動件在圖3-1"反轉法'’原埋

反轉行程中，其尖頂的運動軌跡就是凸輪的輪廓曲線。這就是凸

輪輪廓設計的“反轉法”原理。

憑據這一原理便可作出種種類型凸輪機構的凸輪輪廓曲線。

2.1尖頂對心移動從動件盤形凸輪

圖3-2尖頂對心直動從動件盤形凸輪輪廓圖解設計

圖3-2a所示為尖頂對心直動從動件盤形凸輪機構。設已知條件為從動件的運動紀律、

凸輪的基圓半徑八及轉動偏向3,則凸輪輪廓的作圖步調如下：

1.選取適當的比例尺〃,，作出從動件的位移線圖，如圖3-2b所示。

2.取與位移線圖相同的比例，以北為半徑作基圓。基圓與導路的交點尻?即為從動

件尖頂的起始位置。

3.在基園上，自M開始，沿“一3”偏向依此取BQ,鼠，％，，6/,并將打、5/

分成與位移線圖對應的若干等份，得G,圓4,…各點，聯接小”0C?，M，…各徑向線

并延長，便得從動件導路在反轉歷程中的一系列位置線。

4.沿列位置線自基圓向外量取CB=11',CB=22',CB=33'，…，由此得尖頂

從動件反轉歷程中的一系列位置M凡，…。

5.將即良，見，…聯接成平滑的曲線，即得到所求的凸輪輪廓曲線。

2.2滾子從動件

圖3-3所示為滾子對心直動從動件盤形凸輪機構。由于滾子中心是從動件上的一個牢

固點，該點的運動就是從動件的運動，而滾子始終與凸輪輪廓

保持打仗，沿法線偏向的打仗點到滾子中心的距離恒即是滾子

半徑n,由此可得作圖步調如下：

1.把滾子中心看作尖頂從動件的尖頂，按設計尖頂從動

件凸輪輪廓的要領作出一條輪廓曲線no.〃,稱為凸輪的理論

輪廓曲線，是滾子中心相對付凸輪的運動軌跡。

2.以理論輪廓曲線〃。上的點為圓心，以滾子半徑乃為

半徑作一系列滾子圓（取與基圓相同的長度比例尺），再作這些

圓的內包絡線〃稱為凸輪的實際輪廓曲線，是凸輪與滾

子從動件直接打仗的輪廓（事情輪廓）。

應當指出，凸輪的實際輪廓曲線與理論輪廓曲線間的法線

距離始終即足滾子半徑，它們互為等距曲線。別的，凸輪的基

圓指的是理論輪廓線上的基圓。圖3-3滾子對心直動從動件

凸輪機構根本尺寸簡直定盤形凸輪輪廓圖解設計

設計凸輪機構時，除了憑據事情要求公道地選擇從動件運動紀律外，還必須包管從動

件準確地實現預期的運動紀律，且具有良好的傳力性能和緊湊的結構。下面討論與此相關的

幾個問題。

.1滾子半徑的選擇

接納滾子從動件時，應選擇適當的滾子半

徑，要綜合考慮滾了?的強度、結構及凸輪輪廓

曲線的形狀等多方面的因素。

為了減小滾子與凸輪間的打仗應力和考

慮安裝的可能性，應選取較大的滾子半徑；但

滾子半徑的增大，將影響凸輪的實際輪廓。

1.當理論廓線內凹時，如圖3-4a所示，實際

輪廓的曲率半徑P,即是理論輪廓線曲率半

徑P與滾子半徑門之和，即P'=P+rTo此

時，豈論滾子半徑的巨細，其實際輪廓線總可

以作出。2.當理論輪廓線外凸時，Pz=P-n.

若P力,貝I」P'>0,如圖3-處所示，實際輪廓線為一平滑曲線；圖3-4滾子半徑的選擇

闡發

若P=27,則P'=0,如圖3-4c所示，

實際廓線出現尖點，尖點極易磨損，磨損后就會改變從動件原有的運動紀律：若

則P'0如圖3-4d所示，實際輪廓線出現交織，圖中陰影部門在實際制造時將被切去，

致使從動件不能實現預期的運動紀律，這種現象稱為運動失真。

因此，對付外凸的凸輪輪廓，應使滾子半徑n小于理論輪廓線的最小曲率半徑方哂通

常取口.。當乃太小而不能滿足強度和結構要求時，應適當加大基圓半徑n以增大理論廓

線的。的

為防備凸輪磨損過快，事情輪廓線上的最小曲率半徑夕./>1?5nm。

在實際設計凸輪機構時，一般可按基圓半徑八，來確定滾子半徑八通常取力=01?

0.5）

.2壓力角及其許用值

圖3-5所示為尖頂對心直動從動件盤形凸輪機構在推程某

個位置的受力情況。尤為作用在從動件上的載荷（包羅事情阻力、

重力、彈簧力和慣性力等）。若不計摩擦，凸輪作用于從動件的

力居。將沿打仗點的法線〃-〃偏向，圖中。角即為該位置的壓

力角。凡可剖析為沿從動件運動偏向的有效分力Ff和垂直于導

路偏向的有害分力〃〃，F〃使從動件壓緊導路而產生摩擦力，

F'推動從動件克服教荷兒及導路間的摩擦力向上移動。其巨細

分別為

F'=Fncosa

F"=FnSina

顯然，。角越小，有效分力Ff越大，凸輪機構的傳力性

能越好。反之，。角越大，有效分力尸越小，有害分力產〃越

大，機構的摩擦阻力增大、效率低落。當。增大到某一數值，

有效分力尸,，會小于由廣〃所引起的摩擦阻力，此時無論凸輪圖3-5凸輪機構受力闡發

給從動件多大的作用力，都無法驅動從動件運動，即機構處于

自鎖狀態。因此，為包管凸輪機構正常事情，并具有良好的傳力性能，必須對壓力角的巨細

加以限制。一般凸輪輪廓線上各點的壓力角是變革的，設計時應使最大壓力角不凌駕許用壓

力角￡。人一般設計中，推程壓力角許用值推薦如下：

移動從動件

擺動從動件

機構在回程時，從動件實際上不是由凸輪推動，而是在鎖協力作用下返回的，產生自

鎖的可能性很小。為減小打擊和提高鎖合的可靠性，回程壓力角推薦許用值/'。/=80工

對平底從動件凸輪機構，凸輪對從動件的法向作用力始終與從動件的速度偏向平行，

故壓力角恒即是0,機構的傳力性能最好。

圖3-6壓力用的百挎丈量圖3-7偏罟從動件可淘汰壓力角

凸輪機構的最大壓力角。皿，一般出現在理論輪廓線上較陡或從動件最大速度的輪廓

四周。校驗壓力角時，可在此選取若干個點，作出這些點的壓力角，丈量其巨細；也可用圖

3-6所示的要領用萬能角度尺直接錄取查抄。

如果可接納增大基圓半徑或改對心凸輪機構為偏置凸輪機構的要領來進行

調解，以到達。皿的目的。

如圖3-7所示，同樣情況下，偏置式凸輪機構比對心式凸輪機構有較小的壓力角，但

應使從動件導路偏離的偏向與凸輪的轉動偏向相反。若凸輪逆時針轉動，則從動件導路應偏

向軸心的右側；若凸輪順時針轉動，則從動件導路應偏向軸心的左側。偏距e的巨細，一

般取eWh/4。

2.3.4基圓半徑的選擇

基圓半徑是凸輪設計中的一個重要參數，它對凸輪機構的結構尺寸、運動性能、受力

性能等都有重要影響。設計出凸輪輪廓后，為確保傳力性能，通常需進行推程壓力角的校核，

查驗是否滿足的要求。

0)04030*0111

圖38諾蘭表

1.憑據凸輪的結構確定八。

若凸輪與軸做成一體(凸輪舟h),rb=r+n+2?5mn；

若凸輪單獨制造，n=(l.5?2)1葉門+2?5mm。

式中，？?為軸的半徑；n為滾子半徑，若為非滾子從動件凸輪機構，則上式中27可不計。

這是一種較為實用的要領，確定八后，再對所設計的凸輪輪廓校核壓力角。

2.憑據確定最小基圓半徑rw。

對付對心直動從動件盤形凸輪機構，工程上已制備了幾種從動件根本運動紀律的諾模

圖，如圖3-8所示。圖中上半圓的標尺代表凸輪的推程運動角6.下半圓的標尺代表最大

壓力角aa,直徑標尺代表種種運動紀律的力/'n值。由圖上6。、。皿兩點連線與直徑的

交點，可讀出相應運動紀律的力/入值，從而確定最小基圓半徑小小

基圓半徑可按rb2rgn選取。

第四章齒輪傳動

齒輪傳動依靠主動齒輪與從動齒輪的嚙合傳動來通報運動和動力，是現代機器中應用最

遍及的一種傳動，具有適用范疇大，可實現任意兩軸間的傳動；效率高、傳動平穩；傳動比

準確；事情寧靜可靠、壽命長；結構緊湊的優點。本任務主要是學會齒輪傳動的特點、應用

分類；清楚齒輪嚙合的根本定律、齒輪漸開線；掌握漸開線尺度齒輪各部門的名稱、參數和

多少尺寸的寄義。

第一節齒輪傳動概述

1.1傳動的特點、應用分類

齒輪傳動是指用主、從動輪輪齒直接嚙合、通報運動和動力的裝置。在所有機器傳動中，

齒輪傳動應用最廣，可用來通報任意兩軸之間的運動和動力。齒輪傳動平穩，傳動比精確，

事情可靠、效率高、壽命長，適用的功率、速度和尺、『范疇大。例如，通報功率可以從很小

至十幾萬千瓦，速度最高可達300m/s；齒輪直徑可以從一亳米至一百五十多米。但是制造

齒輪需要有專門的設備，嚙合傳動會產生噪聲。

齒輪傳動的主要類型如圖4T所示。

(a)外嚙合直齒圓柱齒輪傳動(b)斜齒圓柱齒輪傳動

圖4-2齒廓嚙合根本定律示意圖

圖4-1齒輪傳動的主要類型

對齒輪傳動的根本要求之一，就是包管瞬時傳動比>(>=3/32)即是一個恒定穩定的

值，即主動輪勻角速度轉動時，從動輪必須勻角速度轉動。不然，由于從動輪角速度的變革，

將產生慣性力。這種慣性力不但影響齒輪的強度和壽命，并且還會引起呆板的振動和噪聲，

影響其事情精度。

要包管瞬時傳動比恒定穩定，對輪齒的齒廓形狀有?定的要求。如圖示4-2所示，齒輪

1和齒輪2的角速度分別為必和32,當齒廓在4點打仗時，過4點的兩齒廓的公法線加電

與連線。。交于。點。兩齒廓上《的速度為

必(a)

uk2=02K“D2

欲使兩齒廓不產生卡死或離開現象，則為和他在公法線,上的分速度必須相等。即

ukicosaKj=uk2cosaK1(b)

過a、a分別作網、明的垂線a加和龍場因為乙MaK=。k、aK=。4

所以依式(a)、(b)和圖4-2可寫成

~i=OxKcosa^~aNx⑹

又因△用acs△,,%o,c,則上式又可寫成

必62M62c/、

一=,77T=777(4-1)

3?Oi/Vi0\C

me

由上式可知，欲包管瞬時傳動比恒定穩定，則比值方應為賞數。由于兩輪心連線aa

為定長，為了滿足上述要求，。點(稱節點)必須為連心線上的定點。

因此，兩齒廓形狀應滿足如下條件：兩輪齒廓在任何位置打仗時，過打仗點時.(稱嚙合

點)的公法線必須與兩輪的連心線交于一個牢固點心兩齒廓形狀應具有的這個條件稱為齒

廓嚙合根本定律。

凡滿足上述定律而相互嚙合的?對齒廓，稱為共挽齒廓。理論上的共挽齒廓形狀許多，

但是為了滿足強度高、磨次小、壽命長、制造和安裝方便等要求，目前在機器制造業中接納

的齒廓曲線有漸開線、擺線和圓弧線等。本章僅介紹漸開線齒輪傳動。

如圖4-3所示，當直線力"沿半徑九的圓作純轉動時，此直線上任意一點”的軌跡EKI）

稱為該圓的漸開線。該園稱為基圓，直線/仍稱為產生線。漸開線有下列性質：

圖4-3漸開線的形成圖4-4漸開線形狀與基圓的干系

（1）產生線48在基圓上滾過的線段長ATT即是基圓上被滾過的弧長刖即八彳二八石

（2）由于產生線沿基圓作純轉動，所以線段,憂為漸開線上K點的法線。由此可知，漸開線

的法線肯定與基圓相切。同時，八彳又是K點的曲率半徑，N點為曲率中心，因此，漸開線

上各點的曲率半徑是變革的，K點離基圓越遠，其曲率半徑越大，即漸開線形狀越平緩；

（3）漸開線的形狀決定于基圓巨細。同一基圓上的漸開線形狀完全相同。基圓越大，漸開

線越平直，當基圓半徑為無窮大時，漸開線就成為直線（圖4-4）;

（4）基圓以內無漸開線；

（5）漸開線上各點壓力角差別，離基圓越遠，壓力角越大。

如圖4-5所示，漸開線上長點的速度”與正壓力品間所夾的銳角aK稱為4點的壓力

角。由/〃區知，cosoK=n/n,式中九為/T點到輪心。的距離。因八為定值，九為變值。

故。k隨小的增大而增大。在基圓上壓力角即是零。

圖4-5漸開線齒廓上的壓力角

漸開線齒廓嚙合特點

漸開線齒輪傳動除滿足齒廓嚙合根本定律外，另有下列特點：

（1）嚙合線為一直線齒輪傳動時，兩齒廓嚙合點的軌跡稱為嚙合線，由前述可知，任何

位置的嚙合點必在兩輪基圓的內公切線上，故漸開線齒輪傳動時的嚙合線為一直線（圖4-5

所示的線）；

（2）嚙合角為常數嚙合線與兩節圓的公切線之間所夾的銳角稱為嚙合角，用表現，

如圖4-5所示。因嚙合線為一條牢固直線，故嚙合角”為一常數；

（3）中心距具有可分散性由于齒輪制造和安裝的誤差以及軸承磨損等原因，實際事情的

齒輪中心距與設計中心距往往是不相等的。但由于漸開線齒輪的傳動比即是兩輪基圓半徑的

反比，齒輪制成后，基圓巨細是穩定的。所以，中心距變革了，傳動比穩定。這本性質稱為

漸開線齒輪傳動的可分散性。

第二節漸開線尺度直齒圓柱齒輪的根本參數和多少尺寸盤算

2.1齒輪各部門的名稱

如圖4-6所示為漸開線尺度直齒圓柱齒輪的一部門，其各部門的名稱與標記如下。

圖4-6圓柱齒輪各部門的名稱

齒頂圓過齒輪各齒頂端的圓稱為齒頂圓，其直徑和半徑分別以之和仁表現。

齒根圓過齒輪各齒齒根底部的圓稱為齒根圓，其直徑和半徑分別以d和n表現。

齒槽寬、齒厚、齒距齒輪上相鄰輪齒之間的空間，稱為齒槽；在半徑為冰的任意圓周上,

齒槽的兩側齒廓之間的弧長，稱該圓周上的齒槽寬，以a表現；一個輪齒的兩側齒廓之間

的弧長稱為該圓周上的齒厚，以s表現；而相鄰兩輪齒同側齒廓之間的弧長，稱為該圓周

上的齒距，以外表現。顯然

5人+/=/4（4一2）

分度圓在齒輪上所選擇的作為尺寸盤算基準的圓稱為分度圓，其直徑和半徑分別以d

和尸表現。該圓上的所有尺寸和參數標記都不帶下標啟顯然，所以有

s=e=—（4-3）

2

齒頂高、齒根高、全齒高齒頂圓與分度圓之間的徑向距離稱為齒頂高，以加表現；

齒根圓與分度圓之間的徑向距離稱為齒根高，以加表現；齒頂圓與齒根圓之間的徑向距離

稱為全齒高，以力表現。顯然有

丸+勺=〃（4-4）

基圓、法向齒距形成漸開線齒輪齒廓的圓稱為該齒輪的基圓，其直徑和半徑分別用“和

八表現；基圓上的齒距稱為基圓齒距，以R表現。相鄰兩輪齒同側齒廓之間的法向距離稱為

法向齒距，即圖4-7中的外。由漸開線性質可知，漸開線齒輪的基圓齒距和法向齒距相等，

但通常法向齒距不消外，而也用基圓齒距R表現。

齒寬齒輪的有齒部位沿分度圓柱面的直母線偏向度量的寬度稱為齒寬，以。表現。

2.2漸開線直齒圓柱齒輪的根本參數

漸開線尺度直齒圓柱齒輪的根本參數：齒數z、模數m、壓力角a、齒頂高系數1、頂隙

系數c*。

I.齒數z

齒輪上的每一個用于嚙合的凸起部門均稱為輪齒。在齒輪整個圓周上輪齒的總數稱為齒

數，以Z表現。

2.模數〃，和壓力角。

我們將齒輪分度圓上的比值"/〃劃定為尺度值，使其成為整數或較完整的有理數，稱

其為模數，用加表現，單元為mm。即

/〃/（4-5）

7T

我國劃定的尺度模數系列見表4-U

表4-1漸開線齒輪的模數（GB：357-87）

1

第一系

2345681012

列

162025324050

第二系

列791114182228303645

注：1.選取時優先接納第一系列，括號內的模數盡可能不消。

2.對斜齒輪，該表所示為法面模數

齒輪分度圓上的壓力角用。表現并劃定為尺度值，簡稱為壓力角。我國現行劃定的尺

度壓力角。=2（）。，其他各國常用的壓力角除20°外，另有15°°等。由此可將齒輪分度

圓界說為:齒輪上具有尺度模數和尺度壓力角的圓。

3.齒頂高系數從和頂隙系數0

由式（4-4）可知全齒高h=h.+ht,按尺度劃定，齒頂高h“和齒根高h分別為

兒=

/?/=（〃：+（:￡）〃?（4-6）

式中h：、c*一一分別稱為齒頂高系數和頂隙系數，對付圓柱齒輪，尺度劃定：%-1,

c=0.25o//〃稱為頂隙，為一齒輪頂圓與另一齒輪根圓之間的徑向距離。頂隙可防備一對齒

輪在傳動歷程中一齒輪的齒頂與另一齒輪的齒根產生頂撞，并儲存潤滑油，有利于齒輪嚙合

傳動。

由上述可見，在齒輪各參數中，模數是齒輪的一個重要參數。模數越大，輪齒的厚度和

高度也越大，從而齒輪的抗彎能力也越強。

2.3尺度更齒圓柱齒輪的多少尺寸

尺度齒輪的界說：具有尺度模數、尺度壓力角、尺度齒頂高系數和尺度頂隙系數，且分

度圓上齒厚即是齒槽寬的齒輪。

由尺度齒輪的界說及式（4-3）可知，對付尺度齒輪

p兀m

s=e=—=--

22

顯然，若一對模數相等的尺度齒輪傳動，一個齒輪的分度圓齒厚與另一個齒輪的分度圓

齒槽寬必相等。因此在安裝時，只有使兩齒輪的分度圓相切，即節圓與分度圓重合，嚙和角

a'即是分度圓壓力角=。=20°），才氣使兩齒輪的齒側間隙理論上為零。這時的中

心距a稱為正確安裝的尺度中心距，且

a=g（4+4）=g（4+^2）=y（zi+z2）（4-7）

上式即為?對外嚙合尺度直齒圓柱齒輪傳動的尺度中心距盤算公式。尺度直齒圓柱齒輪

的其他多少尺寸盤算公式見表4-2.

表4-2尺度直齒圓柱齒輪多少尺寸盤算公式（4=1,雄=0.25）

名稱外齒輪內齒輪

分度圓直徑

d=mz