机械工程材料_名词解释大全

机械工程材料_名词解释大全内容摘要：

级组来试拆；如果无法拆除 (指拆除之后剩余部分不能构成一个完整机构 )，意味着拆除有误，再试拆高一级杆组； (4) 拆杆组结束的标志是只剩下原动件和机架所组成的 Ⅰ 级机构。 这里需要特别注意两点：其一，所谓离原动件 “ 最远 ” ，主要不是指在空间距离上离原动件最远，而是指在传动关系和传动路线上离原动件最远；其二，每拆除一个杆组，剩余的部分 应该仍为一个完整的机构， 这是判别拆除过程是否正确的准则，必须遵守。 第 2 章 连杆机构 本章内容包括平面连杆机构和空间连杆机构两部分，其中平面连杆机构是本章的重点。 平面四杆机构的基本型式及其演化方法 铰链四杆机构可以通过 4 种方式演化出其他形式的四杆机构。 即 ① 取不同构件为机架； ② 变转动副为移动副； ③ 杆状构件与块状构件互换； ④ 销钉扩大。 四杆机构通过选择不同构件为机架可以演化出其他型式。 这种演化方式也称为 “ 运动倒置 ”。 以上所述的各种演化方法是通过基本机构变异产生新机构型式的重要方法，故掌握这些演化方法很重要。 6 22. 平面连杆 机构的工作特性 1) 急回特性 有时某一机构本身并无急回特性，但当它与另一机构组合后，此组合后的机构并不一定亦无急回特性。 机构有无急回特性，应从急回特性的定义入手进行分析。 2） 压力角和传动角 压力角是衡量机构传力性能好坏的重要指标。 因此，对于传动机构，应使其 α 角尽可能小 (γ 尽可能大 )。 连杆机构的压力角 (或传动角 )在机构运动过程中是不断变化的。 从动件处于不同位置时有不同的 α 值，在从动件的一个运动循环中， α 角存在一个最大值 αmax。 在设计连杆机构时，应 注意使 αmax≤[α ］。 3） 死点位置 此处应注 意： “ 死点 ” 、 “ 自锁 ” 与机构的自由度 F≤0 的区别。 自由度小于或等于零，表明该运动链不是机构而是一个各构件间根本无相对运动的桁架；死点是在不计摩擦的情况下机 构所处的特殊位置，利用惯性或其他办法，机构可以通过死点位置，正常运动；而自锁是指机构在考虑摩擦的情况下，当驱动力的作用方向满足一定的几何条件时，虽然机构自由度大于零， 但机构却无法运动的现象。 死点、自锁是从力的角度分析机构的运动情况，而自由度是从机构组成的角度分析机构的运动情况。 3. 平面连杆机构的设计 平面连杆机构运动设计常分为三大类设计命题： 刚体导引机构的设计、函数生成机构的设计和轨迹生成机构的设计，其基本设计过程如下： (1) 确定设计要求，即对实际要求进行提炼，以便得到与具体设计有关的具体要求，并将这些具体要求加以分类； (2) 初步选定满足以上具体要求的连杆机构型式； (3) 选用合适的设计方法，确定机构参数； (4) 校验与评价，即校核所设计的机构是否满足设计要求及性能要求。 在函数生成机构的设计中，当要求实现几组对应位置，即设计一个四杆机构使其两连架杆实现预定的对应角位置时，可以用所谓的 “ 刚化反转法 ” 求解此四杆机构。 这个问题是本章的 难点之一。 读者应彻底弄懂教程中所述的分析思路及求解方法。 第 3 章 凸轮机构 本章的重点是凸轮机构的运动设计。 1. 凸轮机构的型式选择 根据使用场合和工作要求选择凸轮机构的型式，是凸轮机构设计的第一步，又称为凸轮机构的型综合。 在选择凸轮机构型式时，简单性总是首要考虑的因素。 因此在满足运 动学、动力学、环境、经济性等要求的情况下，选择的凸轮机构型式越简单越好。 2. 从动件运动规律的选择或设计 将不同规律的运动曲线拼接起来组成新的运动规律是本章的难点之一。 拼接后所形成的新运动规律应满足下列 3 个条件：满足 工作对从动件特殊的运动要求；满足运动规律拼接的边界条 件，即各段运动规律的位移、速度和加速度值在连接点处应分别相等；使最大速度和最大加速度的值尽可能小。 3. 凸轮基圆半径的确定 基圆半径的选择是一个既重要又复杂的问题。 移动滚子从动件盘形凸轮机构凸轮的最小基圆半径，主要受 3 个条件的限制，即 ① 凸轮的基圆半径应大于凸轮轴的半径； ② 保证最大压力角 αmax 不超过许用压力角 [α ］； ③ 保证凸 轮实际廓线的最小曲率半径 ρa min=ρmin rr≥3~5 mm ，以避免运动失真和应力集中。 对于移动平底从动件盘 形凸轮机构而言，因其压力角始终为零 (从动件导路与平底垂直 )，所以凸轮的最小基圆半径主要受到以下两个条件的限制： ① 凸轮的基圆半径应大于凸轮轴的半 7 径； ② 凸轮廓线的曲率半径 ρmin≥[ρ ］ =3~5 mm，以避免运动失真和应力集中。 4. 凸轮廓线的设计 凸轮廓线设计的反转法原理是本章的重点内容之一。 无论是用图解法还是解析法设计凸轮廓线，所依据的基本原理都是反转法原理。 该原理可归纳如下：在凸轮机构中，如果对整个机构绕凸轮转动轴心 O 加上一个与凸轮转动角速度 ω 大小 相等、方向相反的公共角速度 (ω) ，这时凸 轮与从动件之间的相对运动关系并不改变。 5. 凸轮机构的分析 在设计移动滚子从动件盘形凸轮机构时，若发现其压力角超过了许用值，可以采取以下措施： (1) 增大凸轮的基圆半径 rb。 (2) 选择合适的从动件偏置方向。 在设计凸轮机构时，若发现采用对心移动从动 件凸轮机构推程压力角过大，而设计空间又不允许通过增大基圆半径的办法来减小压力角时，可以通过选取从动件适当的偏置方向，以获得较小的推程压力角。 即在移动滚子从动件盘形凸轮 机构的设计中，选择偏置从动件的主要目的，是为了减小推程压力角。 当出现运动失真现象时，可采取以下措施： (1) 修改从动件的运动规律。 (2) 当采用滚子从动件时，滚子半径必须小于凸轮理论廓线外凸部分的最小曲率半径 ρmin ，通常取 rr≤。 若由于结构、强度等因素限制， rr 不能取得太小，而从动件的运动规 律又不允许修改时，则可通过加大凸轮的基圆半径 rb，从而使凸轮廓线上各点的曲率半径均随之增大的办法来避免运动失真。 对于移动平底从动件盘形凸轮机构来说，偏距 e 并不影响凸轮廓线的形状，选择适当的偏距，主要是为了减轻从动件在推程中过大的弯曲应力。 第 4 章 齿轮机构 渐开线直齿圆柱齿轮机构的传动设计是本章的重点。 1. 易混淆的概念 本章的特点是名词、概念多，符号、公式多，理论系统性强，几何关系复杂。 学习时要注意清晰掌握主要脉络，对基本概念和几何关系应有透彻理解。 以下是一些易混淆的概念。 (1) 法向齿距与基圆齿距 (2) 分度圆与节圆 (3) 压力角与啮合角 (4) 标准齿轮与零变位齿轮 (5) 变位齿轮与传动类型 (6) 齿面接触线与啮合线 (7) 理论啮合线与实际啮合线 (8) 齿轮齿条啮合传动与标准齿条型刀具范成加工齿轮 2. 关于齿侧间隙问题 教程中在分析一 对齿轮的啮合传动时，是以无齿侧间隙为出发点的。 实际应用的一对齿轮啮合传动是存在齿侧间隙的，不过这种齿侧间隙很小，是通过规定齿厚和中心距等的公差来保 证的。 齿轮啮合传动时存在微小侧隙的目的主要是为了便于在相互啮合的齿廓之间进行润滑，以及避免轮齿由于摩擦发热膨胀而引起挤压现象。 在进行齿轮机构的运动设计时，仍应按照无齿 侧间隙的情况进行设计。 第 5 章 轮系 本章的重点是轮系的传动比计算和轮系的设计。 清 1. 轮系的传动比 根据结构组成和运动特点，轮系可分为定轴轮系、周转轮系和混合轮系三大类。 8 1) 定轴轮系 虽然定轴轮系的传动比计算最为简单，但它却是本章的重点内容之一。 定轴轮系传动比的大小，等于组成轮系的各对啮合齿轮中从动轮齿数的连乘积与主动轮齿数的连乘积之比，关于定轴轮系中主、从动轮转向关系的确定有 3 种情况。 (1) 轮系中各轮几何轴线均互相平行的情况 在这种情况下，可用 (1)m 来确定轮系传动比的正负号， m 为轮系中外啮合的对数。 若计算结果为正，则说明主、从动轮转向相同；为负则说明主、从动轮转向相反。 需要注意的一个问 题是惰轮的作用。 当定轴轮系中有惰轮时，虽然其齿数对传动比数值的大小没有影响，但它的存在对 末轮的转向将产生影响。 (2) 轮系中所有齿轮的几何轴线不都平行，但首末两轮的轴线互相平行的情况 由于首末两轮的几何轴线依然平行，故仍可用正、负号来表示两轮之间的转向关系：二者转向相同时，在传动比计算结果中标以正号；二者转向相反时，在传动比计算结果中标以负号。 需要特别注意的是，这里所说的正负号是用在图上画箭头的方法来确定的，而与 (1)m 无关。 (3) 轮系中首末两轮几何轴线不平行的情况 当首末两轮的几何轴线不平行时，首末两轮的转向关系不能用正、负号来表示，而只能用在图上画箭头的方法来表示。 周转轮系的 传动比计算是本章的重点内容之一。 (1) 周转轮系传动比计算的基本思路 周转轮系与定轴轮系的根本区别在于：周转轮系中有一个转动着的系杆，由于它的存在使行星轮既自转又公转。 为了解决周转轮系传动比的计算问题，可假想给整个轮系加上一个公共 的角速度 (ωH) ，使系杆固定不动，这样，周转轮系就转化成了一个假想的定轴轮系。 周转轮系的类型很多，若仅仅为了计算其传动比，一般来说，可以不必考虑它属于哪种类型的周转轮系，只要透彻地理解了周转轮系转化机构传动比计算的基本公式，再掌握一定的解 题技巧，就能熟练解决各种周转轮 系的传动比计算问题。 3) 混合轮系 混合轮系传动比的计算既是本章的重点，也是本章的难点。 (1) 混合轮系传动比计算的基本思路 计算混合轮系传动比的正确方法是：首先，将各个基本轮系正确地划分开来，分别列出计算各基本轮系传动比的关系式，然后找出各基本轮系之间的联系，最后将各个基本轮系传动比 关系式联立求解。 (2) 混合轮系传动比的计算步骤清华考研 ! ① 首先正确地划分各个基本轮系。 ② 分别列出计算各基本轮系传动比的关系式。 ③ 找出各个基本轮系之间的联系。 ④ 将各个基本轮系传动比关系式联立求解，即可 得到混合轮系的传。