圖書信息
上海市本科教育高地建設機械製造及其自動化系列教材：機械設計基礎書號：9787302206842
作者：張永宇、陸寧
定價：32元
出版日期：2009-11-1
出版社：清華大學出版社
內容簡介
全書共分19章，第1章緒論；第2～7章常用機構的基本工作原理和套用；第8章和第9章機械運轉和速度波動的調節及迴轉件的平衡；第10章機械零件設計概論；第11章常用連線；第12～14章機械傳動；第15～18章軸系零部件；第19章彈簧。
本書可作為高等工科院校機械類、近機械類專業機械設計基礎課程的教材，也可供職工大學、電視大學、業餘及函授大學等有關專業的師生和工程技術人員參考。
前言
前言本書以教育部對普通高等學校機械設計基礎課程教學基本要求為依據，結合教學實踐經驗，執行標準化領域的相關標準與規範，按照最新國家標準進行編寫。
本書內容新穎，教學難度和內容比較符合機械設計基礎課程教學的實際情況；講解通俗易懂，可使學生較好地理解、掌握本課程的重點與難點；適用面廣，按照90～100授課學時編寫，在實際教學中教師也可根據具體情況進行取捨。
本書遵循本科教學大綱的基本要求，以闡述、解釋機械原理和機械設計的基本原理和基本知識為側重點，將機械原理基礎和機械設計基礎各自作為獨立部分來編寫。機械原理部分主要講述機構的基本組成原理及各種機構的類型、特點和運動設計方法，並介紹了機器動力學的基本知識。機械設計部分主要介紹連線、機械傳動以及軸系零部件的基本設計方法。在編寫過程中力求語言簡練、條理清楚和便於自學。
本書由張永宇編寫第1, 15～17章，樊江玲編寫第2章，陸寧編寫第3章和第5章，滕兵編寫第4章和第6章，許勇編寫第7章，韓麗華編寫第8章和第9章，沙玲編寫第10章和第11章，杭魯濱編寫第12～14章，張超編寫第18章和第19章，全書由張永宇（負責第1、10～19章統稿工作）、陸寧（負責第2～9章統稿工作）擔任主編。
限於水平和時間，書中難免會出現不妥甚至錯誤之處，懇請讀者批評指正。
作 者2009年5月
目錄
目錄1 緒論1
1.1 “機械設計基礎”課程的性質和內容1
1.2 “機械設計基礎”課程在教學中的地位3
1.3 機械設計的基本要求和一般過程32 平面機構的自由度與速度分析6
2.1 研究機構結構及機構運動的目的6
2.2 構件、運動副、運動鏈和機構7
2.3 機構運動簡圖的繪製9
2.4 平面機構自由度分析12
2.4.1 平面機構自由度的計算12
2.4.2 機構具有確定運動的條件13
2.4.3 計算平面機構自由度時應注意的事項14
2.5 速度瞬心法在機構速度分析中的套用17
2.5.1 速度瞬心的概念17
2.5.2 機構瞬心的數目18
2.5.3 速度瞬心位置的確定18
2.5.4 速度瞬心法在機構速度分析中的套用20
習題213 連桿機構24
3.1 平面連桿機構的類型及演化24
3.2 平面四桿機構的曲柄存在條件和幾個基本概念26
3.3 平面四桿機構的設計30
習題324 凸輪機構34
4.1 凸輪機構的套用和類型34
4.2 從動件的常用運動規律36
4.3 凸輪機構的壓力角39
4.4 圖解法設計凸輪輪廓41
4.4.1 直動從動件盤形凸輪輪廓的繪製41
4.4.2 擺動從動件盤形凸輪輪廓的繪製43
4.5 解析法設計凸輪輪廓44
習題45目錄機械設計基礎5 齒輪機構47
5.1 齒輪機構的特點和類型47
5.2 齒廓嚙合基本定律48
5.3 漸開線齒廓48
5.4 漸開線直齒圓柱齒輪的基本參數和幾何尺寸51
5.5 漸開線直齒圓柱齒輪的嚙合及連續平穩傳動條件54
5.6 漸開線齒廓的加工及根切56
5.7 變位齒輪58
5.8 平行軸斜齒圓柱齒輪機構61
5.9 蝸桿機構65
5.9.1 蝸桿的形成65
5.9.2 蝸桿的主要參數和幾何尺寸66
5.9.3 蝸桿傳動的優缺點67
5.10 圓錐齒輪機構67
習題696 輪系71
6.1 輪系的類型71
6.2 定軸輪系及其傳動比71
6.3 周轉輪系及其傳動比73
6.4 複合輪系及其傳動比76
6.5 輪系的主要功能77
6.6 幾種特殊的行星傳動簡介80
習題837 間歇運動機構86
7.1 棘輪機構86
7.2 槽輪機構89
7.3 不完全齒輪機構91
7.4 凸輪式間歇運動機構938 機械的平衡95
8.1 機械平衡的目的及分類95
8.2 剛性迴轉件的平衡計算96
8.3 迴轉件的平衡試驗99
習題1019 機械運轉和速度波動的調節102
9.1 研究機械運轉及其速度波動調節的目的102
9.2 機械運轉速度波動的調節103
習題10810 機械零件設計概論110
10.1 概述110
10.1.1 機械零件設計應滿足的基本要求110
10.1.2 機械零件的設計方法111
10.1.3 機械零件設計的基本步驟113
10.2 機械零件的主要失效形式和設計計算準則114
10.2.1 機械零件的主要失效形式114
10.2.2 機械零件的設計計算準則114
10.3 機械零件的強度115
10.3.1 機械零件的載荷和應力116
10.3.2 靜應力下機械零件的整體強度計算117
10.3.3 變應力下機械零件的整體強度計算118
10.3.4 機械零件的表面接觸強度119
10.4 機械零件的常用材料及其選擇120
10.4.1 金屬材料120
10.4.2 非金屬材料122
10.4.3 機械材料選用的原則122
10.5 機械零件的結構工藝性及標準化123
10.5.1 機械零件的結構工藝性123
10.5.2 機械零件設計中的標準化124
習題12411 連線125
11.1 螺紋125
11.1.1 螺紋的形成和主要參數125
11.1.2 機械製造中常用的螺紋127
11.2 螺紋連線128
11.2.1 螺紋連線的基本類型128
11.2.2 標準螺紋連線件129
11.2.3 螺紋連線的預緊129
11.2.4 螺紋連線的防松132
11.3 螺紋連線的強度計算133
11.3.1 松螺栓連線133
11.3.2 緊螺栓連線133
11.4 螺紋連線件的材料和許用應力136
11.4.1 螺紋連線件的材料136
11.4.2 螺栓連線的許用應力和安全係數137
11.5 螺紋連線設計時應注意的問題138
11.6 鍵連線141
11.6.1 鍵連線的類型、特點及套用141
11.6.2 平鍵連線的強度校核142
11.7 銷連線及其他連線143
11.7.1 銷連線143
11.7.2 鉚接、焊接和粘接144
11.7.3 過盈連線145
11.8 螺鏇傳動146
11.8.1 螺鏇傳動的類型146
11.8.2 滑動螺鏇傳動147
11.8.3 滾動螺鏇傳動148
11.8.4 靜壓螺鏇傳動簡介149
習題14912 齒輪傳動151
12.1 齒輪傳動的特點和類型151
12.2 直齒圓柱齒輪強度計算151
12.2.1 輪齒的主要失效形式151
12.2.2 設計準則152
12.2.3 齒輪材料153
12.2.4 直齒圓柱齒輪輪齒的受力分析和計算載荷154
12.2.5 輪齒的彎曲強度計算155
12.2.6 齒面接觸強度計算157
12.3 斜齒圓柱齒輪傳動159
12.3.1 斜齒圓柱齒輪的形成及嚙合特性159
12.3.2 斜齒圓柱齒輪的幾何參數和尺寸計算160
12.3.3 斜齒圓柱齒輪的當量齒數161
12.3.4 斜齒圓柱齒輪強度設計162
12.4 圓錐齒輪傳動164
12.4.1 直齒圓錐齒輪傳動的特性164
12.4.2 直齒圓錐齒輪的齒廓曲線、背錐和當量齒數164
12.4.3 直齒圓錐齒輪傳動的幾何尺寸計算165
12.4.4 直齒圓錐齒輪的強度計算166
12.5 齒輪的結構設計168
12.6 齒輪傳動的潤滑170
習題17013 蝸桿傳動172
13.1 蝸桿傳動的正確嚙合條件172
13.2 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數和幾何尺寸計算173
13.2.1 模數?m?和壓力角?α?173
13.2.2 蝸桿頭數?z?1、蝸輪齒數z?2和傳動比i?173
13.2.3 蝸桿直徑係數?q和導程角γ?174
13.2.4 圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算174
13.2.5 蝸桿傳動的滑動速度175
13.3 蝸桿傳動的強度計算175
13.3.1 蝸桿傳動的主要失效形式175
13.3.2 蝸桿傳動的受力分析和計算載荷175
13.3.3 圓柱蝸桿傳動的強度計算176
13.4 蝸桿傳動的材料和結構177
13.4.1 蝸桿傳動的材料177
13.4.2 蝸桿和蝸輪的結構177
13.5 蝸桿傳動的效率、潤滑和散熱178
13.5.1 蝸桿傳動的效率178
13.5.2 蝸桿傳動的潤滑178
13.5.3 蝸桿傳動的熱平衡計算178
習題18014 撓性傳動182
14.1 帶傳動182
14.1.1 帶傳動概述182
14.1.2 帶傳動的工作能力分析185
14.1.3 普通V帶傳動設計188
14.1.4 V帶輪的結構192
14.1.5 帶傳動的張緊裝置及維護194
14.1.6 同步帶傳動簡介195
14.2 鏈傳動197
14.2.1 鏈傳動概述197
14.2.2 鏈傳動工作情況分析200
14.2.3 滾子鏈傳動的設計202
14.2.4 鏈傳動的布置和潤滑206
習題20815 軸210
15.1 概述210
15.2 軸的材料211
15.3 軸的結構設計212
15.3.1 裝配方案的擬訂213
15.3.2 軸上零件的定位 213
15.3.3 各軸段直徑和長度的確定 215
15.3.4 軸的結構工藝性216
15.3.5 提高軸的強度的措施216
15.4 軸的強度計算218
15.4.1 按扭轉強度計算218
15.4.2 按彎扭合成強度計算219
15.5 軸的剛度計算220
15.5.1 軸的扭轉剛度校核計算221
15.5.2 軸的彎曲剛度校核計算221
15.6 軸的臨界轉速簡介222
習題22216 滑動軸承224
16.1 概述224
16.2 滑動摩擦的狀態224
16.3 滑動軸承的類型和軸瓦的結構225
16.3.1 滑動軸承的類型225
16.3.2 軸瓦的結構227
16.4 滑動軸承的失效形式及材料228
16.4.1 滑動軸承的失效形式228
16.4.2 滑動軸承的材料229
16.5 滑動軸承的潤滑劑及潤滑方式230
16.5.1 潤滑劑及其選擇230
16.5.2 潤滑方式235
16.6 不完全液體潤滑滑動軸承設計計算236
16.6.1 徑向滑動軸承的設計計算236
16.6.2 推力軸承的設計計算236
16.7 液體動力潤滑滑動軸承設計計算237
16.7.1 液體動力潤滑的基本原理237
16.7.2 液體動力潤滑的基本方程--雷諾方程238
16.7.3 徑向滑動軸承形成液體動力潤滑的過程240
16.7.4 徑向滑動軸承的主要幾何關係240
16.7.5 徑向滑動軸承的承載量係數和最小油膜厚度241
16.8 其他形式滑動軸承簡介242
16.8.1 自潤滑軸承242
16.8.2 多油楔滑動軸承243
16.8.3 液體靜壓軸承243
16.8.4 氣體潤滑軸承244
習題24517 滾動軸承246
17.1 概述246
17.2 滾動軸承的主要類型與代號247
17.2.1 滾動軸承的主要類型247
17.2.2 滾動軸承的代號249
17.2.3 滾動軸承的類型選擇250
17.3 滾動軸承的載荷分布、失效形式及計算準則251
17.3.1 滾動軸承的載荷分布251
17.3.2 滾動軸承的失效形式252
17.3.3 滾動軸承的計算準則252
17.4 滾動軸承的壽命計算252
17.4.1 基本額定壽命和基本額定動載荷253
17.4.2 滾動軸承的壽命計算方法253
17.4.3 滾動軸承的當量動載荷254
17.4.4 向心推力軸承的軸向載荷計算256
17.4.5 滾動軸承的靜承載能力257
17.5 滾動軸承的組合設計258
17.5.1 滾動軸承的配置設計259
17.5.2 滾動軸承的軸向緊固260
17.5.3 軸系部件的位置調整261
17.5.4 滾動軸承的配合與裝拆261
17.5.5 滾動軸承的潤滑與密封262
習題26518 聯軸器與離合器267
18.1 聯軸器267
18.1.1 聯軸器的分類267
18.1.2 聯軸器的選擇271
18.2 離合器271
18.2.1 離合器的分類271
18.2.2 牙嵌離合器271
18.2.3 摩擦離合器272
18.2.4 超越離合器273
18.2.5 滾珠安全離合器27319 彈簧274
19.1 彈簧的功用和類型274
19.1.1 彈簧的功用274
19.1.2 彈簧的類型274
19.2 圓柱螺鏇彈簧275
19.2.1 圓柱螺鏇彈簧的結構形式275
19.2.2 圓柱螺鏇彈簧的材料及許用應力276
19.2.3 圓柱螺鏇彈簧的製造278
19.3 圓柱螺鏇彈簧的設計計算279
19.3.1 幾何參數計算279
19.3.2 特性曲線280
19.3.3 圓柱螺鏇彈簧受載時的應力及變形282
19.3.4 承受靜載荷的圓柱螺鏇彈簧的設計283
19.3.5 承受變載荷的圓柱螺鏇彈簧的設計286
習題288附錄A289參考文獻291
部分章節
3連 桿 機 構3.1 平面連桿機構的類型及演化平面連桿機構是由若干個剛性構件用低副連線而成的機構,所以也稱為平面低副機構。它在各種機械中具有廣泛的套用。平面連桿機構常用於:(1) 實現有軌跡、位置或運動規律要求的運動；(2) 實現從動件運動形式及運動特性的改變；(3) 實現較遠距離的傳動；(4) 調節或擴大從動件的行程。平面連桿機構之所以能具有廣泛的套用，是因為低副連線而成的機構有著顯著的優點。首先，由於兩構件之間為面接觸，使應力分散，從而具有較高的承載能力，且減小了磨損，便於潤滑；其次，由於兩構件之間的接觸面為圓柱面或平面，製造簡單，兩構件的連線可靠。但是平面連桿機構也存在一些缺點： 不易精確地實現複雜的運動要求，高速運轉時動平衡比較困難。在圖3.1所示機構中，所有的運動副都是轉動副，整個機構共由3個活動構件和機架組成，這樣的機構稱為鉸鏈四桿機構。這一機構是平面連桿機構的最基本形式，其他平面四桿機構可視為是從鉸鏈四桿機構演化而來的。圖3.1 鉸鏈四桿機構在此機構中，除機架4外共有3個活動構件，其中，和機架組成轉動副的兩個構件1和3稱為連架桿，在這兩個連架桿中，能夠整周轉動360. 的連架桿稱為曲柄，不能夠整周轉動360. 的連架桿稱為搖桿或擺桿。與機架沒有運動副連線的構件2稱為連桿。如果鉸鏈四桿機構的兩個連架桿都能夠轉動360. ，就稱為雙曲柄機構；如果鉸鏈四桿機構的兩個連架桿都不能夠轉動360. ，就稱為雙搖桿機構；如果鉸鏈四桿機構的兩個連架桿中一個能夠轉動360. 而另一個不能，就稱為曲柄搖桿機構。鉸鏈四桿機構可通過把轉動副轉化為移動副和取不同構件為機架的途徑被轉化為其他類型的平面四桿低副機構。圖3.2 (a）所示的曲柄搖桿機構中，構件1為曲柄，構件2為連桿，構件3為搖桿，構件4為機架。首先可等效地把構件3視為弧形滑塊，如圖3.2 (b）所示；隨後擴大轉動副?D?，使構件3的尺寸增加到轉動副?D?位於無窮遠，從而使轉動副?D?演化為移動副，構件3演化成滑塊，如圖3.2 (c）所示，此時曲柄搖桿機構就演化成了偏置曲柄滑塊機構；在圖3.2 (d）中，曲柄的固定轉動副?A?到滑塊3滑槽中心線的垂直距離?e?稱為偏距。當偏距?e?=0時，稱為對心曲柄滑塊機構，如圖3.2 (e）所示。圖3.2 曲柄滑塊機構的演化3連桿機構機械設計基礎同樣的平面四桿機構，如果取不同構件為機架，也會得到不同類型的機構。常見的平面低副機構類型見表3.1. 表3.1 平面四桿機構的幾種形式鉸鏈四桿機構含有1個移動副的四桿機構含有2個移動副的四桿機構機架41續表鉸鏈四桿機構含有1個移動副的四桿機構含有2個移動副的四桿機構機架233.2 平面四桿機構的曲柄存在條件和幾個基本概念1. 平面四桿機構的曲柄存在條件從前面的討論可知,鉸鏈四桿機構有3種基本形式,其區別在於機構中是否存在曲柄,而曲柄是否存在又與構件的尺寸相關。那么，尺寸間要滿足怎樣的條件才會存在曲柄呢？圖3.3 曲柄存在的條件圖3.3所示為一曲柄搖桿機構,其中,構件1為曲柄,4為機架,2為連桿,3為搖桿。如果1要繞轉動副A整周轉動,則它應能夠到達與機架共線的兩個位置,即AB與AD能夠共線。從圖3.3中可見，在這兩個位置存在△B?1C?1D和△B?2C?2D。設構件1的長度為a,構件2的長度為b,構件3的長度為c,構件4的長度為d,且d>a. 根據三角形的性質可知，三角形任意兩邊長度之和大於第三邊。則從△B?1C?1D得??a+d≤b+c?(a)???從△B?2C?2D得??a+b≤c+d?(b)?a+c≤b+d?(c)???把式?(a),(b),(c)?兩兩相加並整理得??a≤ba≤ca≤d(3.1)??如果d<a,用同樣的方法也可得到上述結論。同樣，如果以構件2為機架，也可以得到同樣的結論。由此可知，要使一個轉動副成為能夠整周轉動的整轉副，構成該轉動副的兩構件中必須有一個是四桿中的最短桿。或者說，只有最短桿連線的兩個轉動副可以成為整轉副。從式?(a)～(c)?還可知，要使曲柄存在還需有一個先決條件，那就是在四桿中，最短桿與最長桿的長度之和必須小於或等於其他兩桿長度之和，否則就不會有曲柄存在。在判斷一個鉸鏈四桿機構是否有曲柄存在時，首先要判斷在四桿中最短桿與最長桿的長度之和是否小於或等於其他兩桿長度之和。如果該條件不滿足，則一定只能是雙搖桿機構。如果該條件滿足，則要視取哪一個構件為機架來確定是什麼類型的機構：(1)若以最短桿為機架，則該機構為雙曲柄機構； (2)若以最短桿的鄰桿為機架，則該機構為曲柄搖桿機構； (3)若以最短桿的對桿為機架，則該機構為雙搖桿機構。圖3.4是曲柄滑塊機構,構件1為曲柄,構件2為連桿,構件3為滑塊,構件4為機架。構件1的長度為a,構件2的長度為b,偏距為e。要使構件1能夠繞A點整周轉動，就必須能使轉動副B到達A, B, C 3個轉動副共線的位置。從圖3.4可見，在△AC?1E中，??b-a>e?(d)???在△AC?2E中，??b+a>e?(e)???從而有??b>a+e(3.2)??也就是說，要使曲柄滑塊機構存在曲柄，應確保連桿長度大於曲柄與偏距長度之和。圖3.4 曲柄滑塊機構的曲柄存在條件圖3.5 曲柄搖桿機構的極位夾角2. 平面四桿機構的急回特性圖3.5所示為曲柄搖桿機構。主動曲柄AB勻速轉動並帶動搖桿CD往復擺動。在從動搖桿擺動到兩個極限位置C?1D和C?2D時，曲柄有兩個相應的位置AB?1和AB?2,此時，A, B?1, C?13點和A, B?2, C?23點分別共線。對應於搖桿的兩個極限位置，曲柄相應兩位置所夾兩個角度中較小角度的補角稱為極位夾角。在圖3.5中，∠C?1AC?2稱為極位夾角,用θ表示。從圖3.5中可見，有兩個∠B?1AB?2，一個大於180?. ?，另一個小於180?. ?，則極位夾角為??θ=∠C?1AC?2=|180?. ?-∠B?1AB?2| (3.3) ??極位夾角可以是銳角也可以是鈍角。例如，如果取圖3.5所示曲柄搖桿機構中各桿的長度為: L?AB=30, L?BC=70, L?CD=70, L?AD=35，則∠C?1AC?2是鈍角。由於極位夾角的存在，使曲柄搖桿機構中從動搖桿往復搖擺的平均速度不同。在圖3.5中可見，當曲柄AB從AB?1開始順時針方向轉動時,搖桿CD從C?1D向C?2D擺動，這一過程中曲柄轉動角度的φ?1為180?. ?+θ，由於該角度大於180?. ?，時間就比較長,從動搖桿轉動較慢；而當曲柄繼續轉動，從AB?2轉動到AB?1時,由於曲柄轉過的角度φ?2<180?. ?，用時較短，從動搖桿從C?2D向C?1D擺動就較快。這種從動件往返有快慢區別的特性稱為急回特性。為了表達這個特性的相對程度，將從動構件較快的空回行程平均速度與較慢的工作行程平均速度之比稱為行程速比係數，用K表示。則??K=180?. ?+θ180?. ?-θ(3.4)??或??θ=180?. ?K-1K+1(3.5)??通過上述討論可知，如果要增加調整搖桿的擺角，可以通過改變曲柄和連桿的長度來得到。從圖3.5可見:??L?AC?1=L?B?1C?1-L?AB?1(3.6)L?AC?2=L?B?2C?2+L?AB?2(3.7)??如果加大曲柄長度L?AB,則L?AC?1減小而L?AC?2增加，搖桿擺動角度就增加，反之，則擺動角度就減小。要改變搖桿擺動的兩個極限位置時，可以改變連桿的長度，加大連桿長度則極限位置向右偏移，反之則向左偏移。要求得機構的極位夾角，首先要根據幾何條件確定從動件的兩個極限位置。3. 平面四桿機構的傳力特性一個構件在受力點的速度方向與該作用力方向所夾的銳角稱為壓力角。圖3.6所示的兩個α角就是壓力角。壓力角的餘角稱為傳動角，如圖3.6中的兩個γ角。壓力角和傳動角的大小對機構受力的效果有直接影響。壓力角越小或者傳動角越大，驅動構件就越省力。如果傳動角小到0?. ?，則無論用多么大的驅動力都不可能使構件被驅動，這時就稱機構處於死點位置。在實際的機構中，由於還存在摩擦力，即使傳動角不到0?. ?，只要傳動角比較小就足以使機構出現死點。為了防止死點的出現，一般應使傳動角不小於40?. ?，對於高速和大功率的傳動機構應使傳動角不小於50?. ?。為此，在設計機構時應校核最大壓力角或最小傳動角。圖3.6 壓力角和傳動角的概念圖3.7示出了曲柄搖桿機構的壓力角α和傳動角γ。在以曲柄為原動件的情況下，從動搖桿的最小傳動角γ??min?出現在曲柄AB與機架AD共線的兩個位置之一。在偏置曲柄滑塊機構中，當曲柄處於垂直於滑塊移動導路方向時會出現最小傳動角γ??min?，如圖3.8所示。圖3.7 曲柄搖桿機構的最小傳動角圖3.8 曲柄滑塊機構的最小傳動角必須認識到,死點的出現並不都是要避免的。在需要使機構被“鎖定”在某一位置的機構中，死點可以被巧妙地加以利用。例如，圖3.9中的飛機起落架機構就利用了死點來確保飛機安全降落。當飛機降落時，AB桿將承受很大的衝擊力,此時連桿BC和從動桿CD正好處於共線位置,C點受力沿BC方向,而CD桿上C點只能繞D點轉動,其速度方向垂直於CD桿。顯然，壓力角為90?. ?，傳動角為0?. ?，正好是死點位置，CD桿不可能轉動,從而確保了起落架在衝力作用下不會意外收起。圖3.9 飛機起落架的死點位置圖3.10 擺動導桿機構【例3.1】 圖3.10中實線所示為一個擺動導桿機構,構件1為曲柄,構件2為滑塊,構件3是搖桿,構件4是機架。在曲柄為原動件的情況下：(1)畫出圖示機構的極位夾角θ;(2)求出從動件的傳動角γ;(3)求出曲柄尺寸多長時能使構件3也成為曲柄（即轉動導桿）. 解: (1)由幾何條件可知，以曲柄的固定轉動副A為圓心,以曲柄長度L?AB為半徑作圓得轉動副B的運動軌跡；從擺動導桿的轉動中心D作轉動副B軌跡圓的切線就得到從動導桿的兩個極限位置，兩個切點B?1和B?2到A點的連線就是曲柄相應的兩個位置。這時得到兩個∠B?1AB?2,作出其中較小的那個角度的補角就得到極位夾角θ.(2)由於滑塊是二力桿，而滑塊2與導桿3組成移動副，所以相互作用力的方向垂直於導桿。很明顯可以看出，導桿上B點的受力方向和速度方向均垂直於導桿方向BC,壓力角為0?. ?，傳動角為90?. ?.(3)當曲柄長度L?AB大於機架長度L?AD時，B點可以從D點下方轉動通過,此時導桿也成為曲柄,該機構成為轉動導桿機構。3.3 平面四桿機構的設計平面連桿機構設計的基本問題是兩類,即實現已知的運動規律和實現已知的運動軌跡。在具體設計中所給出的已知條件不外乎運動條件、幾何條件和動力條件，其中運動條件是最主要的，而後兩個條件是輔助的。在設計方法上有圖解法、解析法和實驗法。圖解法雖然精確度較低，但具有簡單明了和便於操作的優點，在生產實踐中的許多場合，其精確度還是可以滿足設計要求的。1. 平面四桿機構的圖解法設計有許多設計問題是已知鉸鏈四桿機構的搖桿長度c和擺角ψ以及行程速比係數K，要求設計該機構。設計的原理是利用“同一圓弧上的圓周角大小是圓心角的一半”，見圖3.11,具體作圖步驟如下： 圖3.11 按行程速比係數設計 (1)按式（3.2）計算出極位夾角； (2)任意選定一點作為搖桿的固定轉動副D的位置，並按搖桿CD的長度c和搖桿擺角ψ作出搖桿的兩個極限位置，得C?1和C?2點； (3)連線C?1C?2,並分別自C?1和C?2作與C?1C?2夾角90?. ?-θ的射線，這就確保了∠C?1OC?2=2θ,得C?2O和C?1O的交點O;(4)以O為圓心,C?1O為半徑作圓C，則圓上任何一點都可以選為鉸鏈四桿機構的另一個固定轉動副A,由於“同一圓弧上的圓周角大小是圓心角的一半”,肯定可以滿足∠C?1AC?2=θ. 如果是已知曲柄滑塊機構的滑塊行程s以及行程速比係數K，要求設計該機構，則設計的原理相同,直接取線段C?1C?2=s,以後的步驟同上述步驟（3) ,(4) 。這裡討論的作圖方法是O和D點在圓弧C的同一側，稱為I型機構。如果取在圓弧C的異側就是II型機構。關於這兩種機構各自的特點在此不作具體討論。必須注意： 如果極位夾角是0?. ?，就不能用上面所討論的方法設計。【例3.2】 圖3.12 (a）所示為一曲柄搖桿機構的搖桿擺動的兩個極限位置, 要求極位夾角是0. 。如果曲柄的固定轉動副A在點畫線上，要求設計該機構,求出各桿長度。圖3.12 例3.2圖解:由於極位夾角是0?. ?，相當於圖3.5中的A, B?1, B?2, C?1, C?2都在一條線上,這是在各桿長度取到某些值時才會出現的情況,此時機構正好沒有急回特性。作C?1C?2的延長線，它與機架線的交點就是A點。根據式（3.3）和式（3.4) ，可解得曲柄和連桿長度，見圖3.12? (b) ?. 2. 平面四桿機構的解析法設計平面連桿機構設計的解析法具有精度高，可以用計算機進行高速處理的優點。隨著計算機技術的發展，解析法正日益成為設計工作的主角。圖3.13 實現兩連架桿對應位置要求的解析法在圖3.13所示的鉸鏈四桿機構中,已知兩連架桿AB和CD的3對對應位置：φ?1, ψ?1; φ?2, ψ?2; φ?3, ψ?3。要求確定各構件的長度a, b, c, d。現以解析法求解，即以機構參數來表達各構件間的運動關係並按列出的方程來求解未知參數。由於鉸鏈四桿機構兩連架桿的運動關係取決於各桿的長度比例關係而不是每個桿的具體長度，為簡化計算，設以構件AB的長度為基準，則得?? aa=1, ba=m, ca=n, da=p??從圖3.13可見，機構在任意位置時各構件的長度關係。取各構件在坐標上的投影得??a?cos??φ+b?cos??δ=d+c?cos??ψa?sin??φ+b?sin??δ=c?sin??ψ (3.8) ??引入基準長度比例關係得??m?cos??δ=p+n?cos??ψ-?cos??φm?sin??δ=n?sin??ψ-?sin??φ (3.9) ??把式（3.9）中兩式的兩邊平方後相加並令??P?0=nP?1=-npP?2=p?2+n?2+1-m?22p(3.10)??則得???cos??φ=P?0?cos??ψ?1+P?1?cos?(ψ?1-φ?1)+P?1 (3.11) ??把3對對應轉角關係代入式（3.11）得???cos??φ?1=P?0?cos??ψ?1+P?1?cos? (ψ?1-φ?1)+P?2?cos??φ?2=P?0?cos??ψ?2+P?1?cos? (ψ?2-φ?2)+P?2?cos??φ?3=P?0?cos??ψ?3+P?1?cos? (ψ?3-φ?3)+P?2(3.12)??由此可解出參數P?0, P?1, P?2，隨後代入式（3.10) 即可求得各構件桿的相對長度，從而完成設計。如果在設計中僅有兩個對應位置的要求，設計者可自行定義第3個位置並按上述方法設計以得到唯一解。3. 平面四桿機構的實驗法設計如果給定連架桿的對應位置有3組以上，就不可能有精確解，只能求最優的近似解。這時可以採用幾何實驗法試湊。如圖3.14所示，要求實現兩連架桿5組對應位置。這時可先在紙上任選A點和AB桿長，如圖3.14? (a) ?所示;再在透明紙上任選D點和一系列以CD桿長為半徑的圓弧，如圖3.14? (b) ?所示;隨後把透明紙覆蓋在畫了AB桿的紙上試湊，選擇不同的BC桿長，直到C點能落在同一個圓弧上, 如圖3.14? (c) ?所示。圖3.14 幾何實驗法設計四桿機構對於要實現連桿上某點按給定運動軌跡運動的問題，常採用圖譜法。為了滿足工程設計的需要，可以從出版的《連桿曲線圖譜手冊》中尋找最接近給定曲線軌跡的機構尺寸。例如，圖3.15就是一幅圖譜。圖3.15 圖譜法設計習題3.1 在圖3.16所示鉸鏈四桿機構中，已知最短桿a=100??mm?，最長桿b=300??mm?, c=200??mm?. 圖3.16 題3.1圖 (1)若此機構為曲柄搖桿機構，試求d的取值範圍。 (2)若以a為原動件，用作圖法求該機構的最小傳動角γ??min?.(3)該機構是否有急回特性?如果有，請畫出極位夾角。3.2 設計一曲柄滑塊機構。已知曲柄長L?AB=20??mm?，偏心距e=15??mm?，其最大壓力角α=30?. ?。試用作圖法確定連桿長度L?BC、滑塊的最大行程H，並標明其極位夾角θ，求出其行程速比係數K. 3.3 圖3.17所示為曲柄滑塊機構的運動簡圖。當曲柄1等速轉動時，試用作圖法確定（尺寸在圖中量取）: 圖3.17 題3.3圖 (1)機構的行程速比係數K.(2)最小傳動角γ??min?=？ (3)滑塊3往復運動時向左的平均速度大還是向右的平均速度大？ (4)當滑塊3為主動時，機構是否出現死點?為什麼？3.4 畫出圖3.18中各個機構的極位夾角。圖3.18 題3.4圖3.5 畫出圖3.19中各個機構在圖示位置的壓力角。 圖3.19 題3.5圖圖3.20 題3.6圖3.6 在圖3.20所示的鉸鏈四桿機構中，已知L?BC=50??mm?,L?CD=35??mm?,L?AD=30??mm?,AD為機架。 (1)若此機構為曲柄搖桿機構，且AB為曲柄，求L?AB的最大值。 (2)若此機構為雙曲柄機構，求L?AB的最小值。 (3)若此機構為雙搖桿機構，求L?AB的數值範圍。
