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1、平面机构结构分析,（a）复合铰链 （b）复合铰链 （c）复合铰链 （d）不是复合铰链 图1-3 复合铰链的判定,复合铰链,局部自由度,1.两构件联接前后，联接点的轨迹重合,虚约束,2、两构件构成多个移动副，且导路平行。,3、两构件构成多个转动副，且同轴。,4、运动时，两构件上的两点距离始终不变。,图1-11,6、两构件构成高副，两处接触，且法线重合。,（a）虚约束存在 （b）虚约束不存在 （c）虚约束不存在,例1 计算图所示机构的自由度，如存在复合铰链、局部自由度和虚约束，请指出。,计算图1- 机构所示的自由度，如存在复合铰链、局部自由度和虚约束请指出，并判断机构是否有确定运动。,B处为局部自
2、由度，G处是复合铰链。,A、B、C处为复合铰链,连杆机构,在图示的铰链四杆机构中，已知各杆的尺寸为：l128mm、l252mm、l350mm、l472mm。试求： (1) 现杆4作机架，该机构是哪种类型？若取杆3为机架时，该机构又是哪种类型？说明判断的根据。 (2) 图示机构的极位夹角、杆3的最大摆角、最小传动角min和行程速比系数K。,题图2-2,（1）由 可知，铰链四杆机构各杆长度符合杆长条件；当取杆4为机架时，机构为曲柄摇杆机构；杆3为机架时，机构为双摇杆机构。,（2）作出机构的两个极位，如图所示，并由图中量得：,（2）作出机构的两个可能出现最小传动角的位置，并由图中量得：,设计一个铰链
3、四杆机构，已知摇杆CD的长度，机架AD的长度，摇杆的一个极限位置与机架之间的夹角, 构件AB单向匀速转动。试按下列情况确定构件AB和BC的杆长，以及摇杆的摆角。 （1）程速比系数K=1;（2）行程速比系数K=1.5;,题图2-7,解（1）当行程速比系数K=1时，机构的极位夹角为,机构没有急回特性，固定铰链点应在活动铰链点的两个极限位置C1、C2的连线上，确定活动铰链点的另一个极限位置。选定比例尺，作图。,直接由图中量取，所以构件AB的长为,（2）当行程速比系数K=1.5时，机构的极位夹角为,作图，有两个交点，即有两组解。,直接由图中量取：,有解一：,有解二：,凸轮机构,如图示为滚子从动件盘形凸
4、轮机构，凸轮为一偏心圆盘。试用图解法作出：1）凸轮的理论廓线；2）凸轮的基圆 ；3）图示位置的压力角 ；4）从动件在图示位置的位移 及凸轮的转角 ；5）从动件的升程h及凸轮的推程运动角 。,受力分析,直齿圆柱齿轮,斜齿圆柱齿轮,圆锥齿轮,蜗轮蜗杆,方向判定方法,实例,图示为由圆锥齿轮和斜齿圆柱齿轮组成的传动系统。已知：轴为输入轴，转向如图所示。 在下图中标出各轮转向。 为使2、3两轮的轴向力方向相反，确定并在图中标出3、4两轮的螺旋线方向。 3.在图中分别标出2、3两轮在啮合点处所受圆周力、轴向力和径向力的方向,（3） 2、3两轮的各分力方向下图所示。,（1）各轴转向如图所示。,（2） 3轮左
5、旋，4轮右旋。,下图为斜齿圆柱齿轮蜗杆传动，齿轮1由电机驱动。已知蜗轮的轮齿旋向为左旋，其转动方向如图所示。试确定 （1）蜗杆3的旋向和转动方向。 （2）为使中间轴所受的轴向力最小，求斜齿轮1和斜齿轮2的螺旋方向。 （3）分别画出齿轮2和蜗杆3在啮合点的圆周力、轴向力和径向力的方向。,（2）斜齿轮1为右旋，齿轮2为左旋,（1）左旋，转动方向如图所示,轮系,复合轮系传动比的计算方法和步骤为：,(1)正确地判断轮系类型。,两个行星轮系组成,一个周转轮系,一个行星轮系+一个定轴轮系,(2) 定轴轮系部分按定轴轮系传动比的方法计算，周转轮系部分按周转轮系的传动比方法计算。,定轴轮系传动比计算,平面定轴
6、轮系输入输出齿轮转向之间的关系可用正负号表示,空间定轴轮系首末轮转向之间的关系用画箭头确定，即从已知(或假定)的首轮的转向开始沿着传动路线，对每对齿轮逐一进行方向判断，直至确定出最后一个齿轮的转向。,周转轮系传动比计算,为代数相加减，因此只适合于轴线互相平行的构件之间的传动比计算。计算时应代入相应的正、负号，计算所得的结果亦为代数值，即同时得出输出构件的角速度的大小和方向。,齿数比的正负号取决于转化轮系中，轮的转向是否相同，相同时取正号，相反取负号。,(3)建立各基本轮系之间的关联关系式，联同轮系各部分的传动比计算公式联立求解。,如图5-12所示轮系中，已知 ， ， ， ， 问：当 与 转向相
7、同及与转向相反时的 的大小及转向。,当1和3的转向相同，用同号代入：,当1和3的转向不同，1用负号代入，3用同号代入：,行星架转速方向同1和3,行星架转速方向同1,已知 ，试求 。,此轮系是复合轮系，它是由6、4、5、H组成的周转轮系和1、2、3组成的定轴轮系组成，分别计算各轮系的传动比：,分别求出两个轮系的传动比如下：,周转轮系：,定轴轮系：,两轮系的关系是：,联立方程组求得,转向与齿轮6转向相反。,螺栓联接,一压力容器的螺栓组连接如下图所示。已知容器的工作压力p=12MPa，容器内径 D=78mm，螺栓数目z=6，采用橡胶垫片。试确定预紧力，以及螺栓直径的最小值。 已知参数与公式：1）剩余
8、预紧力F”=1.6F，F为工作拉力；2）.=230.77MPa。,1）求每个螺栓所受的工作拉力F,2）按紧密性要求选取剩余预紧力F”,F”=1.6F=1.69556=15291 N,3）求单个螺栓所受的总拉力F0,4）确定螺栓直径,M16。,滚动轴承,如图所示，一对角接触球轴承反安装（宽边相对安装）。已知：径向力FrI=6750N，FrII=5700N，外部轴向力FA=3000N，方向如图所示，试求两轴承的当量动载荷PI、PII，并判断哪个轴承寿命短些。注：内部轴向力Fs=0.7Fr，e=0.68，X=0.41、Y=0.87。,解：（1）先计算轴承1、2的轴向力FaI、FaII,因为,所以,（
9、2）计算轴承1、2的当量动载荷,故径向当量动载荷为,因为，PI PII所以轴承II寿命短些。,2、下图所示为一对角接触球轴承支承的轴系，轴承正安装（面对面），已知两个轴承的径向载荷分别为,=2000N，,= 4000N，轴上作用的轴向外加载荷,=1000N,轴承内部附加轴向力,的计算为,=0.7,，当轴承的轴向载荷与径向载荷之比,e时，X= 0.41，Y= 0.87，当,e，X=1，Y= 0，e = 0.68，载荷系数fp = 1.0，试计算： （1）两个轴承的轴向载荷FA1、FA2； （2）两个轴承的当量动载荷P1、P2。,解：（1）,轴承1为压紧端，轴承2为放松端,(2),解： R1=R2
10、=1200N （1）A1= Fa，A2=0。 （2）A/C0=0.04， e=0.24, A1/R1=0.6e X1=0.56，Y1=1.8 , X2=1, Y2=0 P=xR+yA； P1=1968 N， P2=1200N P1 P2 轴承1危险 （3）,轴结构设计,下图为斜齿轮、轴、轴承组合结构图。齿轮用油润滑，轴承用脂润滑，指出该设计的错误。要求： （1）在图中用序号标注设计错误处； （2）在图下方的空白处标注序号，按序号列出错误，并提出修改建议； （3）不必在图中直接改正。,1.轴肩高于轴承内圈；降低轴肩,2.无挡油环；加挡油环,5.两键未开在同一轴线上；两键同轴线,3.齿轮与轴段同宽
11、；轴段减小,6.套筒高于轴承内圈；降低套筒高度,7.长轴段未加工阶梯；设计阶梯轴,8.轴承端盖直接与轴接触；留出间隙,4.未设置密封；设计密封,9.联轴器与轴承端盖直接接触；设计阶梯，分离联轴器与轴承端盖,10.联轴器未用阶梯轴进行轴向定位；设计阶梯,11、轴应比联轴器短12mm,下图为某减速器输出轴的结构图，齿轮用油润滑，轴承用脂润滑。试用编号列出图中的结构设计错误，并指出错误的原因（不需要改正）。,1.齿轮无周向固定； 2. 两轴承均无挡油环； 3.两轴承端盖均无调整垫片； 4.两轴承外圈无轴向定位； 5.安装轴承的轴段无阶梯； 6.套筒比轴承内圈高； 7.右侧轴承端盖与轴无间隙； 8.轴段与齿轮同宽，定位不可靠； 9. 轴肩比轴承内圈高； 10.没有设置密封。,
