紡織機械課程設計

Ⅰ 求機械原理課程設計 繞線機

一般主要分為一個收線軸,一個排線軸,基本結構就是這樣的,如果涉及到細節,還是挺復雜的.

Ⅱ 輕化工程的主要課程

主幹學科：化學工程與技術
主要課程：無機及分析化學、有機化學、物理化學、高分子化學及物理、化工原理、生物化學等
主要實踐性教學環節：包括金工學習、生產實習、工藝實驗、分析與檢測實驗、化工原理課程設計、畢業設計（論文）。
主要專業實驗：分析與檢測實驗、化工原理、工藝實驗等
就業方向：本專業適合在制漿與造紙、外貿商檢、環境檢保護、技術監督、化工等有關部門從事生產技術管理、品質控制與分析檢測及廢水處理的研究開發工作，也可在大、中專院校、科研院所從事教學、工程設計、技術開發與經營、科學研究等工作。
繼續深造方向：皮革、紡織機械設備公司從事紡織相關的機械設計、生產、銷售等工作；皮革、紡織品檢驗機構或公司從事紡織品測試、檢驗與管理；紡織儀器、設備、CAD軟體公司從事安裝、調試與技術支持；通過公務員考試進入考取商檢局、纖維檢驗局、海關等機構從事專業管理工作；或考取碩士研究生繼續深造。

Ⅲ 學完機械基礎後你有什麼收獲談談你的感想。

《機械設計基礎》是一門培養學生機械設計能力的技術基礎課。本課程在教學內容方面著重掌握機械通用零(部)件的基本知識、基本理論和基本方法，在培養實踐能力方面著重設計構思和設計技能的基本訓練，使學生對工程實際具有分析、解決問題的能力，在設計中具有創新思維。本課程是從理論性課程過渡到結合工程實際的設計性課程，具有從基礎課程過渡到專業課程承上啟下的作用。除努力學好教材外，還要認真做好作業、實驗和課程設計等實踐性教學環節，並注意把主要精力用於鑽研零件的結構、選材、製法、標准、規范、適用場合、工作情況、受力及應力狀態、失效形式、設計准則、設計方法與步驟，而對公式的推導、經驗數據的取得、某些曲線的來歷等，只作一 般性的了解，不必反復深究，以免偏離重點。該課程是設計性的課程，設計決非只是計算，計算雖也重要，但它只是為結構設計提供一個基礎，而非唯- - 正確的答案或設計的最終結果，零件、部件和機器的最後尺寸和形狀，通常都是由結構設計取定的，計算所取的數字，最後往往會被結構設計所修改。在本學期學習中，我通過認真學習，認真聽講，沖個章各界學習到的，以及碰到的款蘭如下總結:緒論課程的內容及組成;機械、機器、機構、零件、構件:機器應滿足的基本要求:本課程的作用:機械設計的基本要求和一-般過程。我掌握了機器、機構、零件等概念，了解本課程的內容及組成。並且開始對《機械設計基礎》的學習充滿了信心和興趣。機械可以將能量(或者力)從一個地方轉移到另外一個地方。在我們的生活中有數以百計的機械包圍著我們，為我們做各種各樣的工作。從小小的楔子和螺絲釘;到人類的身體;到最智能化的計算機控制的遺傳設備;機械在生活的許多方面承擔著重要的工作。紡織業的巨大進步，是機械科學原理普遍運用的結果。在機械化裝置使用越來越多的情況下，動力
成為制約機器生產進- -步發展的嚴重問題。要發展工業，就必須有新的動力。所以對我們
日後學習工作皆有幫助。比如說紡織機械中的打緯機構、傳劍機構等等都運用了機械結構
的特性。

Ⅳ 一級減速器課程設計

一級直齒輪減速器說明書和裝配

技術數據
滾筒圓周力:F=1200N
帶速:V=2.1M/S
滾筒直徑：D=400mm

全題目:一級圓柱直齒輪減速器
參考書目:《機械設計基礎》任成高
《簡明機械零件設計實用手冊》 胡家秀

其他也可發給我參考啊
萬分感謝!!!也把它發到我的郵箱裡面看看吧。。[email protected]
不過你也可以到我的博客裡面看看哦。 http://edzyxwb.blogcn.com/ 機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄
設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載荷平穩、單向旋轉
三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N•m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』•i2』…in』）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度
v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數mn
mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計
由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數
（1） 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88

（3） 計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 並加以比較
= =0.0126
= =0.01468
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圓整後取255mm
2） 按圓整後的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55』50」
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm，而又小於500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．軸的結構設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用於固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等於小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
由於截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側的

截面上的轉切應力為
由於軸選用40cr，調質處理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數的計算
由 ， 經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感系數為 ， ，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸採用磨削加工，表面質量系數為 ，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑

3．軸的結構設計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由於聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標准化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環，寬度不小於7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（採用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強度極限為 ，又由於軸受的載荷為脈動的，所以 。

III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
II軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力
2） 派生力
，
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算

代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉矩
（N•m） 極限應力
（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇
由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由於聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑 ，
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M16
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M16×1.5
潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。

Ⅳ 電子繞線機 機械原理課程設計 要求：將紡織線均勻的繞在直筒上 有誰有個設計方案 說說思路也行啊

繞線機的機械原理都差不多，只是根據所做產品不同在模具上有差異。按現在普內遍的說法：S軸為旋轉軸容，做360°旋轉運動；
X軸為排線軸，做前後直線運動；
有的還有Z軸上下運動，Y軸左右運動。
至於排線方式是在程序里設定的，與用的操作系統有關。

Ⅵ 天津工業大學機械電子學院各課程學分是多少

以下是天津工業大學機械電子學院各課程前三年的必修課的課程學分
課程名 學分 課程屬性
電工技術 4 必修
電子技術 4 必修
大學英語一級（A） 4 必修
大學英語二級（A） 4 必修
大學英語三級（A） 4 必修
大學英語四級（A） 4 必修
高等數學(理一1) 7 必修
高等數學(理一2) 6 必修
概率論與數理統計 3 必修
積分變換 2 必修
線性代數 3 必修
大學物理(1) 4 必修
大學物理(2) 4 必修
大學物理實驗(1) 1 必修
專業概論 1 必修
機械控制工程 3 必修
液壓與氣壓傳動 3 必修
互換性與技術測量 3 必修
測試技術 3 必修
機械製造技術基礎 4 必修
機電傳動控制基礎 3 必修
機械基礎實驗方法與應用 2 必修
機械原理課程設計 2 必修
可編程式控制制器原理及應用 2 必修
畫法幾何及機械制圖 4 必修
畫法幾何及機械制圖 5 必修
制圖測繪 2 必修
金工實習 4 必修
理論力學 4 必修
材料力學 4 必修
機械原理 4 必修
機械設計課程設計 3 必修
機械設計 5 必修
工程材料及成型技術基礎 4 必修
微機原理及應用（機械） 4 必修
大學物理實驗(2) 1 必修
思想道德修養與法律基礎 3 必修
中國近現代史綱要 3 必修
馬克思主義基本原理 4 必修
毛澤東思想、鄧小平理論和"三個代表"重要思想概論 4 必修
企業管理與技術經濟分析 3 必修
計算機文化基礎 4 必修
高級語言程序設計（VB） 4 必修
體育（二） 1 必修
體育（三） 1 必修
體育（四） 1 必修
乒乓球1 1 必修
電工實踐 2 必修
電子實踐 2 必修
軍事技能 1 必修
軍事理論 2 必修
健康教育 1 必修
工業機器人 2 限選
感測器技術 2 限選
機電控制技術 3 限選

Ⅶ 紡織機械畢業論文

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Ⅷ 機械原理課程設計求連桿機構初始角的c語言程序

空間連桿機構由若干剛性構件通過低副(轉動副﹑移動副)聯接﹐而各構件上各點的運動平面相互不平行的機構﹐又稱空間低副機構。在空間連桿機構中﹐與機架相連的構件常相對固定的軸線轉動﹑移動﹐或作又轉又移的運動﹐也可繞某定點作復雜轉動﹔其餘不與機架相連的連桿則一般作復雜的空間運動。利用空間連桿機構可將一軸的轉動轉變為任意軸的轉動或任意方向的移動﹐也可將某方向的移動轉變為任意軸的轉動﹐還可實現剛體的某種空間移位或使連桿上某點軌跡近似於某空間曲線。與平面連桿機構相比﹐空間連桿機構常有結構緊湊﹑運動多樣﹑工作靈活可靠等特點﹐但設計困難﹐製造較復雜。空間連桿機構常應用於農業機械﹑輕工機械﹑紡織機械﹑交通運輸機械﹑機床﹑工業機器人﹑假肢和飛機起落架中。類型空間連桿機構常指單自由度空間閉鏈(見運動鏈)機構﹐但是隨著工業機器人和假肢技術的發展﹐多自由度空間開鏈機構也有不少用途。單自由度單環平面連桿機構只含4個轉動副﹐而單自由度單環空間連桿機構所含轉動副應為7個﹐此即空間七桿機構。空間連桿機構中採用多自由度的運動副如球面副或圓柱副時﹐所含構件數即可減少而形成簡單穩定的空間四桿機構或三桿機構。為了表明空間連桿機構的組成類型﹐常用R﹑P﹑C﹑S﹑H分別表示轉動副﹑移動副﹑圓柱副﹑球面副﹑螺旋副。一般空間連桿機構從與機架相連的運動副開始﹐依次用其中的一些符號來表示。常用空間四桿機構的組成類型有RSSR﹑RRSS﹑RSSP和RSCS機構(圖1常用空間四桿機構的組成類型)。這些機構因含有兩個球面副﹐結構比較簡單﹐但繞兩球心連線自由轉動的局部自由度影響高速性能。所有轉動副軸線匯交一點的球面四桿機構(圖2球面四桿機構)﹐也是一種應用較廣的空間連桿機構﹐如萬向聯軸節機構。此外﹐還有某些特殊空間連桿機構﹐如貝內特機構﹐其運動副軸線夾角和構件尺度要求滿足某些特殊關系。運動分析和綜合空間連桿機構的分析綜合均較平面連桿機構復雜困難﹐這在很大程度上影響空間連桿機構的推廣應用。研究空間連桿機構的方法有以畫法幾何為基礎的圖解法和運用向量﹑對偶數﹑矩陣和張量等數學工具的解析法。圖解法有一定的局限性﹐應用較多的是便於電子計算機運算的解析法。空間連桿機構分析中重要而又困難的問題是位移分析。對多於4桿的空間連桿機構﹐由輸入求輸出位移時因中間運動變數不易避開或消去﹐一般要用數值迭代法聯解多個非線性方程式或求解高次代數方程式。對最難進行位移分析的空間7R機構﹐由輸入求輸出位移的代數方程式高達32次。對空間連桿機構進行運動綜合的基本問題是﹕當主動件運動規律一定時﹐要求連架從動件能按若干對應位置或近似按某函數關系運動﹔要求連桿能按若干空間位置姿態運動而實現空間剛體的導引﹔要求連桿上某點能近似沿給定空間曲線運動。由於這些問題和平面連桿機構的綜合問題相仿﹐所以平面的巴默斯特爾理論可解析地推廣於空間剛體的導引問題和其他運動綜合問題。此外尚有利用機構封閉性等同條件建立設計方程式和採用優化技術等綜合方法。

Ⅸ 機械設計基礎的課程設計

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