必一运动第0 章 绪论 一、本课程研究的对象和内容 1、研究的对象：机械的组成原理、机械运动学和动力学以及机械零件设计理论和计算方法 机械：机器和机构的总称 （1）机器：是根据某种使用要求而设计的一种人为实物组合的执行机械运动的装置，它可 以用来变换或传递能量、物料、信息，以代替或减轻人类的劳动。 三个特征：①人为的实物组合（不是天然形成的）；②各实物单元具有确定的相对运动；③ 能完成有用的机械功或转换机械能，可用来代替或减轻人类的劳动； 一般机器包含四个组成部分：动力部分、传动部分、控制部分和执行部分。 （2 ）机构：能实现预期机械运动的各构件（包括机架）的基本组合体称为机构。是一个具 有相对机械运动的构件系统，用来传递与变换运动和力的可动装置。它是机器的重要组成部分， 具有机器的前两个特征。分类：连杆机构、凸轮机构、齿轮机构、间歇机构。 机构只是一个构件系统，而机器除构件系统外，还包含电气、液压等其它系统。 构件：是运动的单元。可以是单一的整体，也可以是由几个零件组成的刚性结构。 零件：是制造的单元。 2、研究内容：是研究机械的组成原理、运动学和动力学以及组成机械的零件（通用零件） 设计等一般方法的学科。 第一章 平面机构及其自由度 一、运动副及其分类 1、运动副：两个构件直接接触形成的一种可动联接。 （1）高副：点、线接触，应力高。一个约束、相对自由度等于2 。 （2 ）低副：面接触，应力低。两个约束，一个自由度。低副有转动副和移动副。 二、平面机构运动简图 1、机构运动简图：用简单线条和规定的符号来表示构件和运动副，并按比例表示各运动副 的相对位置。用以说明机构中各构件之间的相对运动关系的简单图形。 机构示意图：仅以构件和运动副的符号表示机构而不按精确比例绘制的简图。 2、构件的分类：固定件、原动件、从动件 3、绘制机构运动简图 1 （1）应满足条件：①构件数目与实际相同；②运动副的性质、数目与实际相符；③运动副 之间的相对位置以及构件尺寸与实际机构成比例 （2 ）步骤：①分析清楚所要绘制机械的结构和动作原理；②从原动件开始，按照运动传递 的顺序，仔细分析各构件相对运动的性质，确定运动副的类型和数目；③合理选择视图平面， 通常选择与大多数构件的运动平面相平行的平面为视图平面；④选取适当的长度比例尺，按一 定的顺序进行绘图，并将比例尺标注图上。 三、平面机构的自由度及其运算 1、平面机构的自由度 自由度：各构件相对于机架所能有的独立运动的数目 作平面运动有三个自由度，空间运动有六个自由度。 每个低副引入两个约束，使构件失去两个自由度；每个高幅引入一个约束，使构件失去一 个自由度 自由度数：F = 3n - 2 PL - PH （设平面机构共有K 个构件，则活动构件n=K-1） 2、机构具有确定运动的条件：机构的自由度数目必须大于零且等于原动件的数目。 （1）当机构的自由度数原动件数时，机构从动件的运动是不确定的。 （2 ）当构件组的自由度0 ，原动件数时，会发生运动干涉而破坏构件。 （3 ）当构件组的自由度小于等于零时，它不是机构，而是不能产生相对运动的静定或超静 定刚性结构 3、计算机构自由度时注意事项 （1）复合铰链：两个以上的构件在同一处以转动副相联。由M 个构件汇成的复合铰链应 当按M-1 个转动副计算。 （2 ）局部自由度：与输出运动无关的自由度。计算时应除去不计。 （3 ）虚约束：不起独立限制作用的约束。计算时应除去不计。 ①轨迹相同；②移动副平行；③转动副轴线重合；④对称结构 四、速度瞬心及其在机构速度分析中的应用 1、速度瞬心：两个作平面运动构件上速度相同的一对重合点，在某一瞬时两构件相对于该 点作相对转动，该点称瞬时速度中心。 相对速度瞬心：当两个刚体都在运动时，其瞬心称为相对速度瞬心； 绝对速度瞬心：当两个刚体之一是静止的，则其瞬心称为绝对速度瞬心。 2 瞬心数目：若机构有n 个构件，则瞬心有N=n(n-1)/2 2、瞬心的求法 （1）直接观察法：适用于求通过运动副直接相联的两构件瞬心位置。 转动副连接：铰链中心即为瞬心； 移动副连接：瞬心位于垂直于移动副导路的无穷远处； 高副纯滚动：接触点为瞬心；否则，无法确定，但必定在公法线 ）三心定律：三个彼此作平面运动的构件共有三个瞬心，且它们位于同一条直线上。此 法特别适用于两构件不直接相联的场合。 第二章 平面连杆机构 一、概述 1、定义：由若干刚性构件用低副链接而成的平面机构 2、特点： ①构件运动形式多样；②低副面接触的结构使其具有磨损减小，制造方便，几何封闭的优 点；③只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；④运动中惯性力难以平衡， 常用于速度较低的场合。 二、平面四杆机构的类型 曲柄：能作整周转动的连架杆；摇杆：只能在一定角度范围内摆动的连架杆。 1、曲柄摇杆机构：一个曲柄、一个摇杆（雷达天线俯仰机构、缝纫机踏板） 通常曲柄为原动件，并作匀速转动，而摇杆为从动件，作变速往复摆动。 2、双曲柄机构：两连架杆均为曲柄（惯性筛） 3、双摇杆机构：两连架杆均为摇杆（汽车转向机构） 三、平面四杆机构的特性 1、曲柄存在的必要条件：①最短杆与最长杆长度之和小于或等于其余两杆长度之和；②在 曲柄摇杆机构中，曲柄是短杆 平面四杆机构类型的判断条件： 在满足杆长和的条件下：①取最短杆为机架时，其连架杆均为曲柄——双曲柄机构； ②取最短杆相邻的构件为机架，最短杆为曲柄，另一连杆架为摇杆——曲柄摇杆机构； ③取最短杆的对边为机架——双摇杆机构 不满足杆长和条件：只能是双摇杆机构 3 2、急回特性 极位：当摇杆处在左、右两极端位置时，对应整个机构所处的位置 极位夹角θ：当机构处在极位时对应曲柄两位置之间所夹锐角 （等于摆角φ） 急回特性可用行程 速比系数K 来表示：极位夹 180° +θ 角越 K K − 1 180° −θ 大，K 值越大。 θ 180° ⋅ K + 1 极位夹角计算公式 K 1 有急回运动 3、压力角和传动角 压力角：作用在从动件上的驱动力方向与该点绝对速度方向所夹锐角，用α 表示。 实际机构中，为了度量方便，习惯用α 的余角γ 来判断传力性能，称为传动角。 α 越小，γ 越大，机构传力性能越好。一般γmin ≥[γ]=40 °传递大扭矩时γmin ≥50°，当∠ BCD ＞90°时，γ= 180 °-∠BCD ；当∠BCD ＜90°时，γ= ∠BCD 。最小传动角出现在曲柄与 机架共线、死点位置：在有往复运动构件的机构中，从动件与连杆共线的位置即为死点位置。这时 连杆加给曲柄的力将通过铰链中心，此力对此点不产生力矩，因此不能使曲柄发生转动。 四、平面四杆机构的演化 1、移动副取代转动副的演化——曲柄滑块机构（活塞式内燃机、空气压缩机、冲床） （1）双滑块机构：看成两杆长度趋于无穷大 ①两个移动副不相邻：从动件的位移与原动件转角的正切成正比——正切机构； ②两个移动副相邻，且其中一个移动副与机架相关联：从动件的位移与原动件转角的正弦 成正比——正弦机构。常见于计算装置。 ③两个移动副相邻，且均不与机架相关联：如滑块联轴器。 ④两个移动副都与机架相关联：椭圆仪。 2、变更机架的演化——导杆机构可看成是改变曲柄滑块机构中的固定件而演化而来的 转动导杆机构、摆动导杆机构、摆动滑块机构、固定滑块机构 3、扩大转动副的演化：偏心轮机构 4、变更杆长的演化 五、平面连杆机构设计 1、基本问题：①实现构件给定位置；②实现已知运动规律；③实现已知运动轨迹 2、按照给定的行程速比系数设计四杆机构 4 （1）曲柄摇杆机构：已知摆杆长度、摆角、K——无唯一解 （2 ）导杆机构：已知机架长度、K 3、给定连杆位置设计四杆机构 若给定连杆两个位置：作出B \B 和 C \C 的垂直平分线，A 、D 分别在这两条平分线 有无穷多解；若给定连杆三个位置，则A 、D 点是确定的。 4、按照给定两连架杆对应位置设计——解析法求解 六、平面多杆机构简介 5 第三章 凸轮结构 一、凸轮机构的应用和分类 1、凸轮的应用：内燃机、绕线、送料、自动机床进刀 2、组成：凸轮：具有曲线轮廓或凹槽的构件，是主动件，通常等速转动。 从动件：由凸轮控制按其运动规律作移动或摆动运动的构件。机架：支承活动构件的构件 3、分类：（1）按形状：盘型凸轮、移动凸轮、圆柱凸轮 （2 ）按从动件的形式分：尖顶凸轮、平底凸轮、滚子凸轮 4、优点：（1）只需设计出合适的凸轮轮廓，就可使从动件获得所需的运动规律；（2 ）结构 简单、紧凑、设计方便。 缺点：（1）凸轮轮廓与从动件之间为点接触或线接触，易于磨损，所以通常多用于传力不 大的场合；（2 ）与圆柱面和平面相比，凸轮轮廓的加工要困难得多；（3 ）为使凸轮机构不致过 于笨重，从动件的行程不能过大。 二、从动件的常用运动规律 基圆：以凸轮轮廓曲线 为半径所绘的圆。 推程：（过程）；行程：推程所走的距离；推程运动角：推程过程中凸轮的转角； 远休止角：从动件在最远的位置停留不动，此时凸轮转过的角度 从动件位移线图：横坐标代表凸轮转角（时间）、纵坐标代表从动件位移 从动件运动线图：包括从动件位移线图、从动件运动速度线、几种常见的运动规律 s c c δ c δ c δ + + + （1）多项式运动规律： 2 0 1 1 2 2 n n 多项式的方次n 越高，意味着对从动件的运动要求越高，但方次越高，凸轮的加工误差对 从动件的运动规律影响越大，因此，n 大于10 的多项式规律很少使用。 ①n=1 的等速运动规律：凸轮以等角速度ω转动 1 运动开始时，速度由零突变为一常数，运动终止时由常数突变为零。刚性冲击：由于惯性 力无穷大突变而引起的冲击。始末两瞬时会有刚性冲击。 ①n=2 的等加速等减速运动规律：加速段和减速段加速度的绝对值相等。 柔性冲击：由于加速度发生有限值突变而引起的冲击。在始、中、末三瞬时有柔性冲击。 （2 ）三角函数运动规律 ①余弦加速度运动规律：加速度曲线不连续，始末两瞬时存在柔性冲击。余弦加速度运动 6 规律适用于中速中载场合。 ②正弦加速度运动规律：速度曲线和加速度曲线连续，无刚性冲击和柔性冲击。正弦加速 度运动规律适用于高速轻载场合。 2、选择或设计从动件运动规律时应考虑的问题 （1）当机器的工作过程对从动件的运动规律有特殊要求，而凸轮的转速不太高时，应首先 从满足工作需要出发来选择或设计从动件的运动规律，其次考虑动力特性和便于加工。 （2）当机器的工作过程只要求从动件实现一定的工作行程，而对其运动规律无特殊要求时， 对于低速凸轮机构，主要考虑便于加工；对于高速凸轮机构，首先考虑动力特性。 （3）当机器对从动件的运动特性有特殊要求，而凸轮的转速又较高，并且只用一种基本运 动规律又难于满足这些要求时，可以考虑采用满足要求的组合运动规律。 （4）在设计从动件运动规律时，除了要考虑其冲击特性之外，还要考虑从动件的最大速度 v 、最大加速度a 以及最大跃度j ，这一点对于高速凸轮机构尤其重要。 max max max 三、图解法设计凸轮轮廓 1、凸轮廓线设计的基本原理——反转法 给整个凸轮机构施以-ω 时，不影响各构件之间的相对运动，此时，凸轮将静止，而从动件 尖顶复合运动的轨迹即凸轮的轮廓曲线。 理论廓线：滚子中心的轨迹线；实际廓线：凸轮的可见轮廓线； 尖顶从动件：理论廓线与实际廓线重合；滚子从动件：理论廓线与实际廓线在法线方向上 互为等距曲线；平底从动件：理论廓线与实际廓线、几种常见的凸轮轮廓的绘制 （1）对心尖顶移动从动件盘形凸轮廓线的设计 步骤：①选比例尺μl ，作位移曲线和基圆rb ；②等分位移曲线及反向等分各运动角，确定 反转后对应于各等分点的从动件的位置；③确定反转后从动件尖顶在各等分点占据的位置； ④将各尖顶点连接成一条光滑曲线 ）对心滚子移动从动件盘形凸轮廓线的设计 步骤：①选比例尺μl ，作位移曲线和基圆rb ；②等分位移曲线及反向等分各运动角，确定 反转后对应于各等分点的从动件的位置；③确定反转后从动件滚子中心在各等分点占据的位置； ④将各点连接成一条光滑曲线；⑤作滚子圆族及滚子圆族的内(外)包络线 ）对心平底移动从动件盘形凸轮廓线 步骤：①选比例尺μ 必一运动，作位移曲线和基圆rb ；②等分位移曲线及反向等分各运动角，确定 l 反转后对应于各等分点的从动件的位置；③确定反转后平底与导路中心线的交点A 在各等分点 占据的位置；④作平底直线族及平底直线 ）偏置尖顶移动从动件盘形凸轮廓线的设计 步骤：①选比例尺μl ，作位移曲线、基圆rb 和偏距圆e；②等分位移曲线及反向等分各运 动角，确定反转后对应于各等分点的从动件的位置；③确定反转后从动件尖顶在各等分点占据 的位置；④将各尖顶点连接成一条光滑曲线 ）尖顶摆动从动件盘形凸轮廓线的设计 步骤：①选比例尺μ，作位移曲线，作基圆rb 和转轴圆OA ；②等分位移曲线及反向等分 各运动角，确定反转后对应于各等分点的转轴A 的位置；③确定反转后从动件尖顶在各等分点 占据的位置；④将各尖顶点连接成一条光滑曲线。 四、设计凸轮机构应该注意的问题 1、滚子半径的确定：滚子半径必须小于理论轮廓外凸部分的最小曲率半径。 2、压力角的校核 压力角：从动件与凸轮在接触点处的受力方向与其在该点绝对速度方向之间所夹的锐角。 自锁现象：当压力角非常大时，理论上作用力为无穷大时才能推动从动件，此时凸轮结构 的压力角称为临界压力角 许用压力角：为改善凸轮机构的受力情况、提高机械效率，规定了允许采用的最大压力角 [α]，αmax ≤[α] 推程（工作行程）推荐的许用压力角为： 直动从动件：[α]=30 °~40 °摆动从动件：[α]=35 °~45 ° 回程 （空回行程）：[α]=70 °~80 ° 3、压力角与凸轮基圆的关系 基圆半径越大，凸轮推程轮廓越平缓，压力角也越小；基圆半径越小，凸轮推程轮廓越陡 峭，压力角也越大。 8 第四章 齿轮机构 一、齿轮机构的特点及类型 1、优点：①适用的圆周速度和功率范围广；②传动效率较高；③瞬时传动比稳定；④工作 寿命较长；⑤工作可靠性较高；⑥可实现平行轴、任意角相交或交错轴之间的传动。 缺点：①要求较高的制造和安装精度，成本较高；②要求专用的齿轮加工设备；③不适宜 远距离两轴之间的传动。 2、分类： 二、齿廓啮合基本定律 1、齿廓啮合基本定律：互相啮合传动的一对齿轮在任一位置时的传动比，都与其连心线 被其啮合齿廓在接触点处的公法线所分成的两线、共轭齿廓：凡满足齿廓啮合基本定律而相互啮合的一对齿廓称为共轭齿廓。 3、节点和节圆：公法线与连心线的交点称为节点；过节点所作的两个相切的圆称为节圆。 三、渐开线、渐开线：当一直线在一圆周上作纯滚动时，该直线上任一点的轨迹称为该圆的渐开线。 这个圆称为基圆，该直线称为渐开线、渐开线）发生线沿基圆滚过的长度等于基圆上被滚过的圆弧长度。 （2 ）渐开线上任一点的法线 ）渐开线齿廓上某点的法线 （压力方向线）与齿廓上该点速度方向所夹的锐角 αk ，成 为该点的压力角。径向长度越大，其压力角越大。 （4 ）渐开线的形状取决于基圆的大小，基圆越大，渐开线 ）基圆以内无渐开线 ）同一基圆上所生成的两条同向渐开线为法向等距曲线。同一基圆上所生成的两条反向 渐开线、渐开线齿廓及啮合特点 渐开线齿轮的传动比等于两轮基圆半径的反比，满足定传动比传动。 （1）渐开线齿廓传动具有可分性：当实际中心距与设计中心距略有变化，也不会影响两轮 的传动比。（传动比虽然不变，啮合参数将发生变化。） （2 ）啮合线：齿轮传动时其齿廓接触点的轨迹称为啮合线必一运动。对于渐开线齿轮，无论在哪一 点接触，接触齿廓的公法线总是两基圆的内公切线 ）啮合角：过节点C 作两节圆的公切线 间的夹角称为啮合角。 渐开线齿轮传动中啮合角为常数，且啮合角的数值等于渐开线在节圆上的压力角。 四、渐开线直齿圆柱齿轮各部分的名称和计算 分度圆：齿轮上某一圆周上的比值和该圆上的压力角均设定为标准值。分度圆上的模数为 标准值，m=p/π ，分度圆直径d=mz ，分度圆齿距p=s+e=πm 齿顶高系数：h* 正常齿制：1.0；短齿制：0.8 a 顶隙系数（径向间隙系数）c*：正常齿制：0.25 ；短齿制：0.3 标准齿轮：分度圆上齿厚与齿槽宽相等，且齿顶高和齿根高均为标准值的齿轮。 五、渐开线、正确啮合的条件：两轮的模数和压力角必须分别相等。 2、标准中心距a=r +r =m(Z +Z )/2 1 2 1 2 标准顶隙：便于润滑防卡死；无侧隙：保证传动时无冲击 3、啮合角：节点P 的圆周速度方向与啮合线N N 间所夹锐角。标准齿轮只有在分度圆与 1 2 节圆重合时，压力角和啮合角才相等。 *分度圆和压力角是单个齿轮所具有的参数，而节圆和啮合角只有在一对齿轮啮合时才出 现。 4、重合度 啮合弧：一对齿从开始啮合到终止啮合，分度圆上某一点所经过的弧线 重合度：啮合弧与齿距之比，用ε 表示。 齿轮连续定角速度比传动的条件：ε＞1 10 六、渐开线齿廓的加工原理及变位齿轮的概念 1、成形法：用渐开线齿形的成形铣刀直接切出齿形，常用的刀具有盘形铣刀和指状铣刀。 2、范成法：利用一对齿轮相互啮合时其共轭齿廓互为包络线的原理来切齿。包括：齿轮插 刀、齿条插刀、齿轮滚刀 3、根切现象和最少齿数 根切现象：用范成法加工齿轮时，若刀具的齿顶线或齿顶圆与啮合线的交点超过被切齿轮 的极限点，则刀具的齿顶将切去齿轮齿根的渐开线齿廓的一部分。将使齿轮的弯曲强度大大减 弱，重合度也有所降低。 根切产生的原因：刀具齿顶线 的右上方，必发生根 切。 * 2 * 最少齿数：zmin=2h /sin α，对于α=20 °和h =1 的正常齿制标准渐开线齿轮，当用齿条刀具 a a 加工时，其最少齿数=17 ，若允许有所根切可取14. 避免根切的措施：①减小h* →连续性、平稳性降低；②加大刀具角→正压力变大功耗变大； a ③变位修正，刀具远离轮坯中心→所得齿轮为变位齿轮 4、变位齿轮 如果将刀具向外移一段距离 x ，使其齿顶线正好通过极限点N ，则切出的齿轮就可以摆脱根切现象。这 m 1 时齿轮分度圆相切并作纯滚动的直线是与刀具平行的另一条直线（称为分度线）。这样切制的齿轮称为变位齿 轮。 规定：远离轮坯中心时，x0 ，称正变位齿轮；靠近轮坯中心时，x0 ，称负变位齿轮。 * 最小变位系数：xmin=h (zmin- z) a 变位齿轮传动的类型： ①零传动：两轮变位系数绝对值相等，小齿轮为正变位，大齿轮为负变位。 x +x ＝0 ，且x ＝x ＝0 时为标准齿轮传动；x +x ＝0 ，且x ＝-x ≠0 为等变位齿轮传动 1 2 1 2 1 2 1 2 ②正传动：总变位系数大于零 ③负传动：总变位系数小于零 七、平行轴斜齿齿轮机构 1、斜齿轮的共轭齿廓曲面 2、平行轴渐开线斜齿轮正确啮合的条件 模数和压力角分别相等，两轮分度圆柱螺旋角β 也必须大小相等、方向相反。 11 3、斜齿轮各部分名称和几何尺寸计算 （1）法向齿距与端面齿距：P =P cosβ n t （2 ）法向模数和端面模数：πm =πm cosβ n t （3 ）法向压力角和端面压力角：tanα =tanα cosβ n t 4、斜齿轮法向参数为标准值：国标规定斜齿轮的法向参数取为标准值。 5、斜齿轮传动的重合度：ε=εα+εβ B sinβ ε β πm εα 为直齿圆柱齿轮的重合度，参数是端面值；εβ 为斜齿圆柱齿轮轴面重合度 n 6、斜齿轮的当量齿数：当量齿轮上的齿数，用ZV 表示 3 ∴Z V Z cos β 用途：选刀号；计算强度；计算： Z Z 3 min V min cos β; 7、斜齿轮的优缺点 ①啮合性能好、传动平稳，噪音小；②重合度大，承载能力高；③zmin zvmin ,机构更紧凑； ④缺点是产生轴向力，且随β 增大而增大，一般取β＝8°～20° ，采用人字齿轮可使β ＝25°～40° 八、圆锥齿轮机构 圆锥齿轮用于传递两相交轴之间的运动。一对圆锥齿轮的啮合运动相当于一对节圆锥作纯 滚动。与圆柱齿轮的参数相应，圆锥齿轮参数有节圆锥、分度圆锥、齿顶圆锥、齿根圆锥和基 圆锥等。 1、概述 （1）应用：传递任意两相交轴间的运动和动力； （2 ）特点：齿轮分布在圆锥体上；为计算和测量方便，大端参数为标准值；两轴交角任意， 但轴交角∑=90 °多用 （3 ）类型：直齿、斜齿、曲齿 2、齿廓曲面的形成 圆形的发生面在基圆锥上相切纯滚动，其发生面的圆心始终与基圆锥的锥顶重合，发生面 上任一半径在空间展开的曲线即为球面渐开线。 分度圆锥和背锥展成平面后得到的两个扇形齿轮，该扇形齿轮的模数、压力角、齿顶高、 齿根高及齿数就是圆锥齿轮的相应参数；扇形齿轮的分度圆半径就是背锥的锥距；将扇形补成 完整的圆柱齿轮，这个完整齿轮的齿数就是两圆锥齿轮的当量齿数。 3、直齿圆锥齿轮的啮合传动 * * （1）参数：大端参数为标准值：α=20 °h =1 c =0.2 a 12 （2 ）正确啮合条件：两轮大端模数、压力角相等，均为标准值。 （3 ）重合度：按当量齿轮计算 第五章 轮系 轮系：由一系列齿轮组成的传动系统 功能：实现相距较远的两轴之间的传动；实现变速传动；实现换向传动；用作运动合成； 实现运动分解；实现大传动比齿轮传动 一、轮系的类型 1、定轴轮系：传动时每个齿轮的几何轴线都是固定的，这种轮系称为定轴轮系。 2、周转轮系：至少有一个齿轮的几何轴线绕另一齿轮的几何轴线、复合轮系 ω n i a a ab ω n 二、定轴轮系及其传动比 b b 1、轮系的传动比：输入轴与输出轴的角速度（或转速）比称为轮系的传动比。用iab 表示 在轮系的传动比分析计算时，不仅要确定传动比的数值，而且还要确定各齿轮的转向。 （1）一对齿轮传动的传动比 ①圆柱齿轮传动：外啮合齿轮传动中，两齿轮的转向相反，取负号“-”；内啮合齿轮传动 中，两齿轮转向一致，取正号“+ ”。 ②圆锥齿轮传动：箭头是同时指向啮合点或同时背离啮合点，且只能用画图法表示。 ③蜗轮蜗杆啮合：蜗轮的转向取决于蜗杆的转向和螺旋线方向，用左右手法则判断转向 右手规则：以右手握住蜗杆，四指指向蜗杆的转向，则拇指指向的反方向为啮合点处蜗轮 的线速度方向。 左手规则：以左手握住蜗杆，四指指向蜗杆的转向，则拇指指向的反方向为啮合点处蜗轮 的线 ）定轴轮系传动比分析 n1 − m 所有从动齿轮齿数的乘积 iab ( 1) nn 所有主动齿轮齿数的乘积 m m 代表外啮合齿轮的对数，用（-1） 判断转向仅限于所有轴线 ）惰轮：齿轮的齿数不影响传动比的大小，只改变传动方向。 13 三、周转轮系及其传动比 1必一运动、周转轮系的组成 （1）行星轮：轴线位置绕固定轴线转动的齿轮，既要自转又要公转； （2 ）转臂（行星架）：支持行星轮作自转和公转的构件； （3 ）中心轮（太阳轮）：轴线）差动轮系：周转轮系中两个中心轮均可转动 （2 ）行星轮系：周转轮系中只有一个中心轮可以转动 3、周转轮系传动比的计算 反转原理：给周转轮系施以附加的公共转动－ωH 后，不改变轮系中各构件之间的相对运动， 但原轮系将转化成为一新的定轴轮系，可按定轴轮系的公式计算该新轮系的传动比。转化后所 得轮系称为原轮系的 “转化轮系” H ω ω − ω m n H m m H 转化轮系中由 至 各从动轮的乘积 i ± mn H ω − ω m n ωn n H 转化轮系中由 至 各主动轮的乘积 注意：齿轮m 、n 的轴线必须平行；公式中的正负号不能去掉 四、混合轮系及其传动比 混合轮系：由定轴轮系和周转轮系或几部分周转轮系组成的复杂轮系。 混合轮系传动比的求解方法：①将混合轮系分解为几个基本轮系；②分别计算各基本轮系 的传动比；③寻找各基本轮系之间的关系；④联立求解 五、几种特殊的行星轮系介绍 1、渐开线少齿差行星齿轮减速器：输出的运动是行星轮的绝对运动 优点：传动比大（可达135）；结构简单、体积小、重量轻；效率高（0.80~0.94 ）。 缺点：同时啮合的齿少，受力情况较差；受结构的限制，必须用非标准的正变位齿轮。 2、摆线针轮行星减速器：行星轮齿廓曲线为摆线（摆线轮），固定轮采用针轮，针轮的齿 数和摆线、谐波齿轮传动：组成：刚轮（固定）、柔轮（输出）、波发生器（主动） 优点：传动比大；同时啮合的齿数多，承载能力高；大传动比下仍有较高的机械效率；零 件数量少、重量轻、结构紧凑 缺点：柔轮周期地发生变形，容易发生疲劳损坏 14 第六章 其他常用机构 一、棘轮机构 1、组成及其工作原理 （1）组成：摆杆、棘爪、棘轮、止动抓 （2 ）工作原理：摆杆往复摆动，棘爪推动棘轮间歇转动 （3 ）优点：结构简单、制造方便、运动可靠、转角可调 （4 ）缺点：工作时有较大的冲击和噪音，运动精度较差，适用于速度较低和载荷不大的场 合。 2、常见类型 （1）双动式：原动件往复摆动都能使棘轮沿同一方向间歇转动，驱动棘爪可制成直的或带 钩的形式 （2 ）可变向式：棘轮可变换转动方向，常用于牛头刨床工作台的进给装置中。 （3 ）摩擦式：通过两棘爪之间的摩擦力来实现传动，噪声较少，但其接触面间容易发生滑 动。 3、超越运动：棘轮机构除了常用于实现间歇运动外，还可用于实现超越运动，如自行车后 轴上就安装有这样的超越式棘轮机构。 二、槽轮机构 1、组成及其工作原理 （1）组成：拨盘（主动件）、槽轮（从动件）、机架 （2 ）工作原理：拨盘的连续运动转换为槽轮的单向间歇运动，槽轮每转动一次和停歇一次 构成一个运动循环。 工作过程：拨盘连续回转，当两锁止弧接触时，槽轮静止；反之槽轮运动。 作用：将连续回转变换为间歇运动 （3 ）特点：结构简单、制造容易、工作可靠、机械效率高，能平稳地、间歇地进行转位。 因槽轮运动过程中角速度有变化，不适合高速运动场合。 2、常见类型：外槽轮机构、内槽轮机构 3、应用：一般用于转速不很高的自动机械、轻工机械或仪器仪表中，例如电影放映机的送 片机构，长图记录仪的打印机构等。 4、运动系数及运动特性 15 运动系数：槽轮z 的运动时间tm 对拨盘1 运动时间t 之比值τ τ=Ktm/t K 为拨盘圆柱销数。τ 应小于1，槽轮运动时间小于拨盘的运动时间。 三、不完全齿轮机构 1、工作原理及特点 （1）工作原理：在主动齿轮只做出一个或几个齿，根据运动时间和停歇时间的要求在从动 轮上做出与主动轮相啮合的轮齿。其余部分为锁止圆弧。当两轮齿进入啮合时，与齿轮传动一 样，无齿部分由锁止弧定位使从动轮静止。 （2 ）优点：结构简单、制造容易、工作可靠、从动轮运动时间和静止时间的比例可在较大 范围内变化。 （3 ）缺点：从动轮在开始进入啮合与脱离啮合时有较大冲击，故一般只用于低速、轻载场 合。 2、类型：外啮合不完全齿轮机构、内啮合不完全齿轮机构 四、凸轮间歇运动机构 1、工作原理及特点 （1）工作原理：圆柱凸轮连续回转，推动均布有柱销的从动圆盘间歇转动。 （2 ）特点：从动圆盘的运动规律取决于凸轮廓线 ）优点：可通过选择适当的运动规律来减小动载荷、避免冲击、适应高速运转的要求。 定位精确且结构紧凑。 （4 ）缺点：凸轮加工较复杂、安装调整要求严格 2、类型：圆柱凸轮间歇运动机构、蜗杆凸轮间歇运动机构 应用：适用于高速、高精度的分度转位机械制瓶机、纸烟、包装机、拉链嵌齿、高速冲床、 多色印刷机等机械。 五、组合机构 组合机构并不是几个基本机构的一般串联，而往往是一种封闭式的传动机构。基本机构的 组合方式有四种：串联式、并联式、复合式和叠加式 16 第七章 机械的动力性能 一、回转件的平衡 1、回转件平衡的目的：调整回转件的质量分布。使回转件工作时离心力系达到平衡，以消 除附加动力，尽可能减轻由离心力而产生的机械振动。 回转件：绕固定轴线回转的构件 静平衡：只要求惯性力平衡的平衡；动平衡：同时要求惯性力和惯性力矩平衡的平衡 刚性转子：回转件旋转时其产生的弹性变形很小，可以忽略不计 挠性转子：对于转速高、尺寸大的回转件，旋转时产生大的变形，不能忽略 不平衡离心力的产生：若回转件结构不对称、制造不准确、材质不均匀，便会使整个回转 件在转动时产生不平衡的离心力系，使离心力系的合力和合力偶矩不等于零。 不平衡的利用：蛙式打夯机、振动打桩机、振动台 2、回转件平衡的计算 （1）质量分布在同一回转面内（静平衡）：轴向尺寸很小的刚性转子，B/D0.2 ，其质量分 布可近似认为是在一个平面内。 静平衡条件：分布于该回转件上各个质量的离心力（或质径积）的向量和等于零，即回转 件的质心与回转轴线重合。 求平衡质量的大小和向径的方法：解析法、图解法、试验法 （2 ）质量分布不在同一个回转面内（动平衡）：轴向尺寸较大的回转件，D/B ＜5 。 动平衡条件：当转子转动时，转子上分布在不同平面内各个质量所产生的空间离心惯性力 系的合力及合力矩均为零。 二、机械速度波动与调节 1、机械的运转过程及其速度波动 机械运动过程分为三个阶段：起动、稳定运转、停车 （1）恒功：驱动力所作的功等于阻力所作的功，机械匀速运动； （2 ）盈功：驱动力所作的功大于阻力所作的功，机械增速运动； （3 ）亏功：驱动力所作的功小于阻力所作的功，机械减速运动。 速度波动产生的不良后果：①在运动副中引起附加动压力，加剧磨损，使工作可靠性降低； ②引起弹性振动，消耗能量，使机械效率降低；③影响机械的工艺过程，使产品质量下降；④ 载荷突然减小或增大时，发生飞车或停车事故。 17 2、周期性速度波动和调节 当外力（驱动力和阻力）作周期性变化时，机械的运动速度（如主轴的角速度）也会作周 期性的波动。在周期中的某个时刻，驱动力所作的功与阻力所作的功并不相等，因而造成了速 度的波动，但速度的平均值还是稳定在一定值上。 飞轮调速原理：当驱动功大于阻力功出现盈功时，飞轮将多余的动能贮存起来，以免原动 件的转速增加太多；当 E ＝1 Jω2 驱动力小于阻力功出现亏功时，飞轮将贮存的动能释放出来， 2 以免原动件的转速降 低不大。动能变化值相同时，飞轮的转动惯量J 越大，角速度 ω 的波动越小。 速度波动调节的方法 ①对周期性速度波动，可在转动轴上安装一个质量较大的回转体（俗称飞轮）达到调速的 目的；（加大转动构件的m 和J ，安装飞轮，使速度波动限制在允许的范围内。） ②对非周期性速度波动必一运动，需采用专门的调速器才能调节。 3、机械运转的平均速度和不均匀系数 ω + ω ωmax − ωmin 平均角速度： ω max min 不均匀系数： δ m ω 2 m 三、机器的机械效率 输入功=损失功+输出功 W W +W d r f W W f 机械效率： η Wr 1− 1−ξ d W d 损失系数： W 当机械自锁时，其机械效率恒小于或等于零 ξ f W d 18 第八章 机械零件设计概论 一、概述 1、基本要求 机械设计的基本要求：在满足预期功能的前题下，性能好、效率高、成本低，在预定使用 期限内安全可靠、操作方便、维修简单等。 机械零件设计的基本要求：在满足机械整体性能、功能要求的前题下，机械零件要工作可 靠、成本低。 2、机械零件的失效、工作能力和承载能力 失效：机械零件由于某种原因而不能正常工作。 工作能力：在不发生失效的条件下，零件所能安全工作的限度。当零件的工作能力是对载 荷而言时，习惯上也称为承载能力。 失效形式：断裂、过大的弹性变形、塑性变形、工作表面的过度磨损或损伤、发生强烈的 振动、联接的松弛、摩擦打滑 3、机械零件的设计准则 失效形式主要有以下问题：强度问题、刚度问题、耐磨性问题、振动稳定性问题、温度的 影响问题 设计准则可归纳为以下形式：计算值 ≤ [许用值] 4、设计方法和设计步骤 设计方法：设计计算法、校核计算法 设计计算一般可分为以下步骤： （1）拟定零件的计算简图；（2 ）确定作用在零件上的载荷；（3 ）选择合适的材料和热处理； （4 ）根据零件可能出现的主要失效形式，选用相应的设计准则，根据计算确定零件的主要形状 和主要尺寸；（5 ）绘制零件图，并标注必要的技术要求。 二、机械零件设计要点 1、材料及热处理问题 金属材料中主要有：铸铁、碳素钢、合金钢、铸钢，以及有色金属，如：铜合金、铝合金 等。 非金属材料，如：塑料、橡胶等。 材料热处理是改善材料机械性能的重要手段，主要用于对钢制零件的处理。 19 常用的热处理方法有以下几种：淬火、退火、正火、回火、调质、表面处理 2、公差与配合、表面粗糙度问题 公差：两极限尺寸之间的差值； 公差带：零件尺寸在公差范围内变化的区域； 间隙配合：孔的公差带在轴的公差带之上，任取加工合格的孔和轴配合，一定产生间隙， 包括最小间隙为零的配合 过渡配合：孔的公差带与轴的公差带交叠，任取加工合格的孔和轴配合，可能产生间隙也 可能产生过盈的配合 过盈配合：孔的公差带在轴的公差带之下，任取加工合格的孔和轴配合，一定产生过盈， 包括最小过盈为零的配合。 随着粗糙度的增大，实际接触面积减少而局部压强增大，将加剧磨损，同时粗糙度的增大 将降低联接的承载能力、降低零件的疲劳强度。在保证使用性能要求的前提下，应选用较大的 表面粗糙度。 3、工艺性问题 毛坯选择合理、结构简单合理、规定适当的制造精度和表面粗糙度 4、优先数系和标准化问题 优先数系是用来使型号、尺寸、转速、功率等量值得到合理的分级。这样可便于组织生产 和降低成本。 优先数系中的任何一个数值称为优先数，在确定分级数值时，必须最大限度地采用优先数。 对于大于10 的优先数可以乘上10、100、1000 等。 标准化问题是指以制订标准和贯彻标准为主要内容的全部活动过程。标准化的原则是统一、 简化、协调、选优（优化）。 三、机械零件的强度 1、常用名词定义 工作载荷：机器正常工作时所受的实际载荷（一般难以确定） 6 P 名义载荷：按原动机功率求得 T 9.55=×10 (Nmm) n 计算载荷：载荷系数*名义载荷 静应力：不随时间而变的应力 变应力：随时间而变的应力 20 σ +σ σ −σ max min max min 平均应力： σm 应力幅： σa 2 2 2、变应力及其变应力下的许用应力 变应力的循环特性：应力循环中的最小应力与最大应力之比，可以用来表示变应力中应力 变化的特征。对称循环变应力r=-1；脉动循环变应力r=0 ；静应力r=1 疲劳曲线：零件发生疲劳断裂时的应力和变应力循环作用次数之间的关系曲线 疲劳曲线分为三个区：静应力区（零件承受变应力作用次数少于10 ）、有限寿命区、无限 寿命区（应力作用次数大于某个值N0 时，曲线趋于水平，变应力作用不会发生疲劳断裂，N0 称 为循环基数，对应于N0 的应力称为材料的疲劳极限） 四、机械零件的接触强度 综合曲率： 综合曲率半径： 五、摩擦、磨损及润滑概述 1、摩擦 内摩擦：发生在物质内部，阻碍分子间相对运动的摩擦； 外摩擦：相互接触的两个物体发生相对滑动或有相对滑动 的趋势时，在接触表面上产生阻碍相对滑动的摩擦。 滑动摩擦的四种类型： ①干摩擦：表面间无任何润滑剂或保护物的纯金属接触是的摩擦； ②边界摩擦：摩擦表面被吸附的边界膜隔开，摩擦性质取决于边界膜和表面的吸附性能时 的摩擦； ③流体摩擦：摩擦表面被流体膜隔开，摩擦性质取决于流体内部分子间粘性阻力的摩擦； ④混合摩擦：指摩擦状态处于边界摩擦及流体摩擦的混合状态时的摩擦。 2、磨损 运动副之间的摩擦将导致零件表面材料的逐渐丧失或迁移，即形成磨损。 磨损过程大致可分为三个阶段：磨合阶段、稳定磨损阶段、剧烈磨损阶段。在设计或使用 机器时，应该力求缩短磨合期，延长稳定磨损期，推迟剧烈磨损的到来。 根据磨损结果分类：点蚀磨损、胶合磨损、擦伤磨损 根据磨损机理分类：粘附磨损、磨粒磨损、疲劳磨损、流体磨粒磨损、流体侵蚀磨损、机 21 械化学磨损、微动磨损 3、润滑 在摩擦面间加入润滑剂的主要优点是：（1）降低摩擦；（2 ）减轻磨损；（3 ）保护零件不遭 锈蚀；（4 ）采用循环润滑时还能起到散热降温的作用；（5 ）润滑油膜具有缓冲吸振的能力；（6 ） 润滑脂可起到密封作用。 润滑剂的分类：（1）液体润滑剂：是应用最广的润滑剂，包括矿物油、动植物油、合成油 和各种乳剂；（2 ）半固体润滑剂：主要是指各种润滑脂；（3 ）固体润滑剂：是任何可以形成固 体膜以减少摩擦阻力的物质；（4 ）气体润滑剂：任何气体都可作为气体润滑剂，其中用得最多 的是空气，它主要用在气体轴承中。 润滑油的主要质量指标：粘度。润滑油受温度影响的程度可用粘度指数（VI ）表示，粘度 指数数值越大，表明粘度随温度的变化越小，即润滑油的粘-温性能越好。 润滑脂：（1）钙基润滑脂：有良好的抗水性，但耐热能力差，工作温度不宜超过55～65℃。 （2 ）钠基润滑脂：有较高的耐热性，工作温度可达120℃，但抗水性差，由于它能与少量水乳 化，从而保护金属免遭腐蚀，比钙基润滑脂有更好的防锈能力。（3 ）锂基润滑脂：既能抗水、 耐高温 （工作温度不宜高于 145℃），而且有较好的机械安定性，是一种多用途的润滑脂。（4 ） 铝基润滑脂：有良好的抗水性，对金属表面有高的吸附能力，故可起到很好的防锈作用。 润滑脂的主要质量指标： （1）锥（针）入度（或稠度） 由重1.5N 的标准锥体，在25℃恒温下，从润滑脂表面经5s 后刺入的深度（以0.1mm 计）。 它标志着润滑脂内阻力的大小和流动性的强弱。锥入度愈小表明润滑脂愈稠。 锥入度是润滑脂的一项主要指标，润滑脂的牌号就是该润滑脂锥入度的等级。 （2 ）滴点 在规定的加热条件下，润滑脂从标准量杯的孔口滴下第一滴时的温度叫润滑脂的滴点。润 滑脂的滴点决定了它的工作温度。润滑脂的工作温度至少应低于滴点20℃ 。 添加剂的作用：①提高润滑剂的油性、极压性和在极端工作条件下更有效的工作能力；② 推迟润滑剂的老化变质，延长其正常使用寿命；③改善润滑剂的物理性能，如降低凝点、消除 泡沫、提高粘度、改进其粘—温特性等。 润滑方法：间歇式、连续式 22 第九章 联接 一、螺纹的形成、分类和参数 1、螺纹的形成 用任一平面图形（如矩形、三角形、梯形或锯齿形），使其一边与圆柱体的母线贴合，沿着 螺旋线运动，并保持该图形始终通过圆柱体的母线、螺纹的分类 根据螺纹的牙型，可分为三角形、矩形、梯形和锯齿形螺纹等；根据螺纹的绕行方向，可 分为左螺旋纹和右螺旋纹；根据螺旋线的数目，可分为单线、螺纹的参数 大径d：与外螺纹牙顶（或内螺纹牙底）相重合的假想圆柱体的直径； 小径d ：与外螺纹牙底（或内螺纹牙顶）相重合的假想 1 圆柱体的直径； 中径d ：螺纹轴向剖面内，牙厚等于牙间宽处的假想圆 2 柱体的直径； 螺距P：相邻两牙在中径上对应两点间的轴向距离； 导程 S：同一条螺旋线上相邻两牙在中径线上对应两点 间的轴向距离。设螺纹线数为n ，则有S＝Np 螺纹升角λ：中径为d2 的圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角； 牙型角：螺纹轴向剖面内螺纹牙两侧边的夹角； 接触高度：内外螺纹旋合后，螺纹接触面在垂直于螺纹轴线方向上的距离。 二、螺纹副的受力、效率和自锁分析 F Q tan(λ=−ρ) ≤ 放松螺母时： 自锁条件：λ ρ 其他条件相同的情况下，螺纹的牙型斜角越大，当量摩擦系数和当量摩擦角就越大，螺纹 副的效率就越低，而自锁性越好。 联接用螺纹选用较大牙型斜角的螺纹，而传动用螺纹则选用小牙型斜角的螺纹。 三、机械设备常用螺纹 （1）普通螺纹：国家标准中将牙型角α＝60º 的三角形米制螺纹称为普通螺纹，大径d 为 公称直径。 同一公称直径有多种螺距的螺纹，螺距最大的称为粗牙螺纹，其余的都称为细牙螺纹。细 23 牙螺纹小径大，升角小，自锁性好，强度高，但不耐磨，易滑扣，用于薄壁零件、受动载荷的 联接和微调机构的调整。 （2 ）矩形螺纹：牙型为正方形，牙型角＝0º ，牙厚为螺距的一半，当量摩擦系数较小，效 率较高，但牙根强度较低，螺纹磨损后造成的轴向间隙难以补偿，对中精度低，精加工较困难， 应用较少。 （3 ）锯齿形螺纹：工作面牙型斜角为3º ，非工作面牙型斜角为30º ，兼有矩形螺纹效率高 和梯形螺纹牙根强度高的优点，但只能承受单向载荷，适用于单向承载的螺旋传动。 （4 ）梯形螺纹：牙型为等腰梯形，牙型角＝30º，效率比矩形螺纹低，但易于加工，对中性 好，牙根强度较高，广泛应用于螺旋传动中。 （5 ）管螺纹：牙型角＝55º，牙顶呈圆弧形，旋合螺纹间无径向间隙，紧密性好，公称直径 为管子的公称通径。广泛用于水，煤气，润滑等管路系统联接中。 （6）米制锥螺纹：适用于气体或液体管路系统依靠螺纹密封的连接螺纹（水、煤气管道用 管螺纹除外），必要时允许在螺纹配合面间加密封填料提高其密封性。 四、螺纹联接的主要类型和常用螺纹联接件 1、螺纹联接的基本类型 （1）螺栓联接：普通螺栓联接 （加工简单、成本低、应用广）、铰制孔用螺栓联接 （精确 固定、相对位置）； （2 ）双头螺柱联接：适用于被连接件较厚，要求结构紧凑和经常拆装的场合； （3 ）螺钉联接：结构简单、紧凑，螺纹孔磨损，受力不大，不适用于经常拆装的场合； （4 ）紧定螺钉联接：常用于固定两个零件的相对位置，并可传递不大的力或扭矩，除作为 联接和紧定用外，还可用于调整零件位置。 2、常用螺纹联接件 螺纹联接件分为三个精度等级，其代号为A 、B 、C 级。①A 级精度的公差小，精度最高， 用于要求配合精度、防止振动等重要零件的联接；②B 级精度多用于受较大且经常装拆、调整 或承受变载荷的联接；③C 级精度多用于一般的螺纹联接。 （1）螺栓：六角头、小六角头；精制螺栓和粗制螺栓 （2 ）螺钉 （3 ）双头螺柱 （4 ）紧定螺钉 24 （5 ）螺母：六角螺母、标准螺母、扁螺母、厚螺母。圆螺母常用作轴上零件的轴向固定， 并配有止退垫圈。 （6 ）垫圈：增加被联接件的支承面积或避免拧紧螺母时擦伤被联接件的表面，当被联接件 表面有斜度时，应使用斜垫圈。 五、螺纹联接的预紧和防松 1、预紧：装配时把螺纹联接拧紧，使其受到预紧力的作用，目的是使螺纹联接可靠地承受 载荷，获得所要求的紧密性、刚性和防松能力。 预紧力的数值：预紧应力屈服极限σs 的80%。 控制预紧力的方法：测力矩扳手、定力矩扳手，较精确的方法是测量拧紧时螺栓的伸长变 形量。 2、防松：在冲击、振动、变载荷及温度变化较大的情况下，联接有可能松脱，造成联接失 效，一旦出现松脱，轻者会影响机器的正常运转，重者会造成严重事故。防松的根本问题在于 防止螺旋副相对转动。 （1）摩擦防松：采用各种措施使螺纹幅中保持较大的防松阻力矩。简单方便，适用于平稳、 低速和重载的固定装置上的连接。①弹簧垫圈；②对顶螺母；③尼龙圈锁紧螺母。 （2 ）机械防松：利用各种止动零件阻止拧紧的螺纹零件相对转动。适用于较大冲击、振动 的高速机械中运动部件的连接。①槽型螺母和开口销；②圆螺母带翅垫片；③止动垫片。 （3 ）破坏螺纹防松：放松效果良好，但仅适用于很少拆开或不拆的联结。①冲点法；②粘 合法。 六、螺纹联接的强度计算 螺栓的受载形式：①受轴向拉力（受拉螺栓）：设计准则是保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度。 ②受横向力（受剪螺栓）：设计准则是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度。 螺栓连接的强度计算步骤：①确定螺栓的受力；②确定螺栓危险截面的直径（螺纹小径）； ③由螺纹小径从标准中选定螺栓螺纹的公称直径。 1、普通螺栓联接强度计算 （1）松螺栓联接强度计算 （2 ）紧螺栓联接强度计算 1.3F σ σ 0 ≤ σ ca 1.3 [ ] π 2 d ①承受横向工作载荷的紧螺栓联接 4 1 预紧力的大小，根据接合面不产生滑移的条件确定。 25 ②承受轴向工作载荷的紧螺栓联接 工作时工作载荷F 和残余预紧力F’’一起作用在螺栓上，F0=F+F’’ 为防止工作时被联接件的结合面出现缝隙，残余预紧力F’’应大于零，对于一般联接，工作 载荷稳定时，可取F’’= （0.2~0.6 ）F，工作载荷不稳定时，F’’= （0.6~ 1.0）F ；对于有紧密性要求 的联接 （如压力容器的螺栓联接），F’’= （1.5~ 1.8）F 螺栓的刚度 被联接件的刚度 总拉力 被连接件的刚度大，螺栓的刚度很小（细长或中空），螺栓的相对刚度趋于零。此时工作载 荷作用后，使螺栓所受的总拉力增加很少； 当螺栓的相对刚度较大时，则工作载荷作用后，将使螺栓所受的总拉力有较大的增加。 七、螺纹联接件的材料及许用应力 性能等级从3.6 至12.9 分为十级，点前数字表示抗拉强度极限σ 的1/100 （σ / 100），点后 B B 数字表示屈服极限σ 与抗拉强度极限比值的10 倍 （10σ /σ ） S S B 八、螺栓联接设计时应注意的问题 影响螺栓强度的因素很多，主要涉及：（1）螺纹牙的载荷分配；（2 ）应力变化幅度；（3 ） 应力集中；（4 ）附加应力；（5 ）材料的机械性能。 1、提高螺栓联接强度的措施 （1）提高螺栓的疲劳强度：在工作载荷和残余预紧力不变的情况下，减小螺栓刚度或增大 被联接件刚度都能达到提高螺栓疲劳强度的目的，但应适当增大预紧力，以保证联接的密封性。 减小螺栓刚度的措施：适当增加螺栓的长度；采用腰状杆螺栓；采用空心螺栓；在螺母下 安装上弹性元件。 增加被联接件刚度的措施：不用垫片或采用刚度较大的垫片。 （2 ）改善螺纹牙上载荷分布不均的现象：旋合圈数越多，载荷分布不均的程度越显著，可 采用悬置螺母、环槽螺母、内斜螺母、环槽/ 内斜螺母、钢丝螺套。 （3 ）减小应力集中的影响：采用较大的圆角、卸载结构、将螺纹收尾改为退刀槽。 减小附加弯曲应力的方法：①规定螺母、螺栓头部和被联接件的支承面的加工要求；②螺 纹的精度等级；③装配的精度等级；④采用球面垫圈；⑤采用带有腰环或细长的螺栓。 （4 ）采用合理的制造工艺方法：采用冷镦螺栓头部和滚压螺纹的工艺方法，可以显著提高 螺栓的疲劳强度；工艺上采用氮化、氰化、喷丸等处理。 26 2、螺栓组的结构设计 螺栓组设计的一般步骤：选定螺栓的数目及布置形式、确定螺栓联接的结构尺寸。 确定螺栓尺寸的方法：对于不重要的螺栓联接，可以参考现有的机械设备，用类比法确定， 不再进行强度校核。对于重要的联接，应根据联接的工作载荷，分析各螺栓的受力状况，找出 受力最大的螺栓进行强度校核。 主要目的：受力均匀，便于加工和装配。 设计时应综合考虑以下几方面的问题： （1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状； （2 ）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理：铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷 的 方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均；承受弯矩或转矩时，应使螺栓的 位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载 荷时，应采用销、套筒、键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸； 受力矩作用的螺栓组应尽量使螺栓远离对称轴。 （3 ）螺栓的排列应有合理的间距、边距； （4 ）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4、6、8 等偶数 （5 ）避免螺栓承受附加的弯曲载荷 （6 ）根据联接的工作条件合理地选择螺栓组的防松装置。 九、螺旋传动简介 1、螺旋传动的类型和应用 螺旋传动按用途不同可分为三类：传力螺旋、传导螺旋、调整螺旋； 螺旋传动按螺旋副的摩擦性质不同可分为：滑动螺旋（滑动摩擦）；滚动螺旋（滚动摩擦）； 静压螺旋 （流体摩擦） 2、滑动螺旋的结构和材料 结构：螺母有整体式、组合式、剖分式； 材料：螺杆材料要有足够的强度和耐磨性：中碳钢、合金钢；螺母材料要有足够的强度、 与螺杆配合时的摩擦系数小且耐磨：铜合金。 3、滑动螺旋传动的设计计算 主要失效形式：螺纹的磨损 十、键联接和花键联接 27 键是一种标准零件，其功能：①实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩；②实现轴上零 件的轴向固定；③实现轴上零件的轴向滑动的导向。 1、键联接的主要类型：平键联接、半圆键联接、楔键联接、切向键联接。 键的尺寸选择应符合：标准规格、强度要求。 键的主要尺寸：截面尺寸（一般以键宽b×键高h 表示）和键长L 。键的截面尺寸b×h 按轴 的直径d 由标准中选定。键的长度L 一般按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度； 而导向平键则按轮毂的长度及其滑动距离而定。 键的强度的计算：强度不够时，可采用双键。两个平键，最好的布置是在沿周向相隔180°； 两个半圆键，应布置在轴的同一条母线上；两个楔键，应布置在沿周向相隔90°～120°。在强度 计算中两键只按1.5 个键计算。 2、平键联接强度计算 主要失效形式：①普通平键联接（静联接）：工作面被压溃；②导向平键联接和滑键联接（动 联接）：工作面的过度磨损。 平键特点：结构简单、装拆方便、对中性较好等。这种键联接不能承受轴向力，因而对轴 上的零件不能起到轴向固定的作用。 平键按用途分类：普通平键、薄型平键、导向平键、滑键 键槽的加工：轴上键槽：圆柱立铣刀（A 和C 型）和圆盘铣刀（B 型）；轮毂上键槽：插刀。 平键按头型式分类：圆头（A 型）、平头（B 型）、单圆头（C 型） 3、花键联接：由内花键和外花键组成，键齿侧面为工作面，可用于静联接，也可用于动联 接。具有轴毂受力均匀、承载能力高、对轴削弱程度小（齿浅，应力集中小）、定心性好和导向 性能好等优点，但加工需专用设备和量、刃具，制造成本较高。 十一、其他联接 1、销联接 销按其作用可分为：定位销、联接销、安全销。 销按形状分类：圆柱销、圆锥销 2、焊接和粘接 焊接：熔化焊（电焊、气焊与电渣焊）、压力焊（电阻焊、摩擦焊）和钎焊（锡焊、铜焊） 胶接：用粘接剂采用粘合的方法联接被联接件称为粘接。 3、过盈联接、弹性环联接和成形联接 28 （1）过盈联接（干涉配合联接或紧配合联接）：利用零件间的配合过盈来达到联接目的的。 优点：结构简单、对中性好、承载能力大、对轴削弱少。 缺点：配合面加工精度要求高、装拆不便。 装配方法：压入法、胀缩法（温差法） 第十章 齿轮传动 一、概述 1、齿轮传动的主要优点：效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定。 齿轮传动的缺点：齿轮传动的制造及安装精度要求高、价格较贵、不宜用于传动距离过大 的场合。 2、齿轮传动的装置形式：开式齿轮传动、半开式齿轮传动、闭式齿轮传动。 二、齿轮传动的失效形式 （1）轮齿折断：因多次重复的弯曲应力和应力集中造成的疲劳折断，或因短时过载或冲击 载荷而造成的过载折断。 齿宽小的直齿圆柱齿轮，齿根裂纹一般是从齿根沿横向扩展，最后发生全齿的疲劳折断； 齿宽较大的直齿圆柱齿轮，由于制造误差使载荷集中在齿的一端，裂纹可能沿斜方向，最 后发生齿的局部折断； 斜齿轮和人字齿轮常因接触线是倾斜的，齿根裂纹往往从齿根斜向齿顶的方向扩展，最后 发生齿的局部疲劳折断。 （2 ）齿面磨损：开式齿轮传动的主要失效形式之一 （3 ）齿面点蚀 （4 ）齿面胶合：高速重载：压力大，瞬时温升，润滑差，温度过高时，油膜破裂，两齿面 就会发生粘焊，粘焊处被撕脱后，沿滑动方向形成沟痕，称为热胶合。 低速重载：油膜遭到破坏，也会产生胶合。此时称为冷胶合。 减小模数、降低齿高、采用角度变位齿轮以减小滑动系数，提高齿面硬度，采用抗胶合能 力强的润滑油（极压油）等，均可减缓或防止齿面胶合。 （5 ）塑性变形：在齿轮传动中，当有过大的应力作用时，轮齿材料可能产生塑性变形。适 当提高齿面硬度，采用粘度较大的润滑油，可以减轻或防止齿面塑性流动。 29 三、齿轮材料及热处理 对齿轮材料的基本要求是：齿面硬，齿芯韧。 常用的齿轮材料：锻钢、铸钢、铸铁和非金属材料。 选择原则：①齿轮材料必须满足工作条件要求；②应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法； ③热处理工艺；④正火碳钢和调质碳钢；⑤轮齿表面硬度。 四、齿轮传动的精度 误差对齿轮传动的影响：①传递运动的准确性；②传动的平稳性；③载荷分布不均匀。 国家标准GB10095 －1988 对圆柱齿轮及齿轮副规定了 12 个精度等级，其中 1 级的精度最 高，12 级的精度最低。按照误差的特性及它们对传动性能的影响，将齿轮的各项公差划分为三 个组，分别反映传递运动的准确性、传动的平稳性和载荷分布上的均匀性。 五、直齿圆柱齿轮传动的强度计算 1、受力分析 在分度圆上，法向力F 可分解为两个互相垂直的分力：切于分度圆的圆周力F 和半径方向 n t 的径向力Fr 2、计算载荷 在实际齿轮传动中，载荷应考虑多个其它因素：①由于原动机和工作机的振动和冲击；② 齿轮啮合过程中产生的动载荷；③由于制造安装等误差或受载后轮齿、轴、轴承、箱体的变形 等原因，使载荷沿齿宽方向分布不均；④同时啮合的各轮齿间载荷分布不均等。 为此，应引入多个载荷系数，将名义载荷修正为计算载荷。 F KF K K A KV K K tc t α β ①使用系数KA ：考虑原动机和工作机的运转特性等外部 因素引起的动载荷而引入的系数。 ②动载系数KV ：考虑齿轮副在啮合过程中，因啮合误差（基节误差、齿形误差和轮齿变形 等）而引起的内部附加动载荷对轮齿受载的影响。动载系数主要由齿轮的圆周速度和齿轮精度 确定，对于6 级精度的齿轮，动载系数KV 的取值范围1.1～1.2。速度高时取大值，速度低时取 小值。 ③齿间载荷分配系数K ：考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分配不均匀的系数。取值范围为 α 1.0~1.2。 ④齿向载荷分布系数K ：考虑轮齿沿接触线方向载荷分布不均匀的现象。当两轮之一为软 β 齿面时，取K ＝1～1.2；当两轮均为硬齿面时，取K ＝1.1～1.35。当宽径比b/d 较小、齿轮在 β β 1 30 两支承中间对称布置、轴的刚性大时，取小值；反之，取大值。 3、齿面接触疲劳强度计算 ZE-弹性系数，用来考虑配对齿轮材料对接触应力的影响。当两轮均为钢材料的齿轮对，弹 性系数 Z E 189.8 N/mm 2 ZH-节点区域系数，用于考虑节点处齿面形状对接触应力的影响。 当一对齿轮的材料、传动比及齿宽系数一定时，由齿面接触强度所决定的承载能力，仅与 中心距或齿轮直径有关。至于模数的大小需由弯曲强度条件确定。齿宽系数越大，则中心距越 小。但齿宽过大时，容易发生偏载或载荷集中现象，使轮齿易折断。 提高齿轮接触疲劳强度的主要措施：①加大齿轮直径或中心距；②适当增加齿宽；③采用 正角度变位齿轮传动；④提高齿轮精度等级。这些措施均可减小齿面的接触应力。另外改善齿 轮材料和热处理方式（提高齿面硬度），可以提高许用接触应力值。 4、齿根弯曲疲劳强度计算 轮齿受载时，齿根受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。 σ [σ ] Flim 许用弯曲应力[σF] F S F 5 、齿轮传动设计 准则 （1）软齿面闭式齿轮传动：齿面点蚀，通常先按齿面的接触疲劳强度确定传动的尺寸，然 后再验算轮齿的弯曲疲劳强度。 （2 ）硬齿面闭式齿轮传动：接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，应同时满足接触疲劳强度和弯 曲疲劳强度。 （3 ）开式齿轮传动：磨粒磨损，一般不会出现点蚀，可按轮齿的弯曲疲劳强度进行设计计 算，许用弯曲应力应适当降低（可取闭式传动的许用弯曲应力的0.7～0.8 ），或将设计计算出的 模数加大一档。 六、斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 F 2T / d 1、受力分析 t 1 1 F ′ Ft / cos β 轴向力Fn 与tanβ 成正比。通常β 不宜选 ′ Fr F tanαn Ft tan αn / cos β 得过大，β＝8°～20° Fa Ft / tan β Fn F ′/ cosαn Ft /(cos αn cos β) Ft /(cos αt cos βn ) 在人字齿轮传动中，轴向力的合力为零； 人字齿轮的螺旋角可取较大的数值（15°～40° ）,传递的功率也可较大。 2、齿面接触疲劳强度计算 31 （1）斜齿圆柱齿轮的法向齿廓是渐开线，所以啮合点处的曲率半径应代以法向值，这将在 斜齿轮的节点区域系数ZH 计算公式中体现； （2 ）斜齿轮工作时接触线总长度随啮合位置的不同而变化，应同时考虑端面重合度 βα 和 纵向重合度ββ ； （3 ）接触线倾斜有利于提高接触疲劳强度。 3、齿根弯曲疲劳强度计算 3.2KTY cos2 β 1 F m ≥3 mm n 2

　　 (i ±1)z σ a [ ] mn 为法向模数；YF 为齿形系数，应根据斜齿轮的当量齿数查 1 F z z 图取得。 v cos3 β 七、直齿圆锥齿轮传动的强度计算 八、齿轮结构 （1）齿轮轴：对于齿数少的小齿轮，当其分度圆直径d 与轴的直径ds 相差很小（d＜1.8ds） 时，可将齿轮和轴做成一体。 （2 ）实心式齿轮：齿顶圆直径 da≤200mm，并对可靠性有特殊要求的齿轮，可做成实心 式齿轮。结构简单、制造方便，为了装配方便和减小边缘的应力集中，孔边、齿顶边缘应切制 倒角。 （3 ）腹板式齿轮：齿顶圆直径 da ＞200～500mm，将齿轮制成腹板式结构，以节省材料， 减轻重量。为了制造、搬运方便，腹板上常对称开多个孔。 （4 ）轮辐式齿轮：齿顶圆直径 da ＞400～1000mm，为了减轻重量，将齿轮制成轮辐式结 构，轮辐的截面常为十字形。 对于尺寸很大的齿轮，为了节约贵重钢材，常采用齿圈套装于轮心上。齿圈用较好的钢， 轮心用铸铁或铸钢。两者用过盈联接，在装配缝上加装4～8 个紧定螺钉。 32 第十一章 蜗杆传动 一、概述 蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构，它由蜗杆和蜗轮组成。 分类：圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动、锥面蜗杆传动 特点：①能实现较大的传动比；②工作平稳噪声低，冲击载荷小；③蜗杆传动具有自锁性； ④蜗杆传动的摩擦损失较大、效率较低；⑤蜗轮齿圈常需要比较贵重的青铜制造。 二、圆柱蜗杆传动的主要参数和几何尺寸 1、主要参数 （1）模数m 和压力角α 蜗杆传动的正确啮合条件为：蜗杆的轴向模数ma1 等于蜗轮的端面模数mt2 、蜗杆的轴向压 力角αa1 等于蜗轮的端面压力角αt2 （2 ）蜗杆导程角γ （3 ）蜗杆头数z 、蜗轮齿数z 和传动比 1 2 蜗杆的头数越多，则蜗杆的导程角将越大，蜗杆传动的效率也将越大。 （4 ）蜗杆的直径系数q 为了限制蜗轮滚刀的数目，并便于滚刀的标准化，对每一标准模数规定了一定数量的蜗杆 分度圆直径d ，把其与模数的比值称为蜗杆的直径系数。q=d /m 1 1 q 越小，或d1 越小，z1 一定时，导程角越大，传动效率越高； = 1 = 1 1 q 越大，模数一定时，d 越大，蜗杆的刚度将越高。 1 2、圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算 三、蜗杆传动的失效形式、材料和结构 1、蜗杆传动的失效形式——胶合和磨损 开式齿轮传动中，应保证齿根弯曲疲劳强度；闭式传动中，通常按齿面接触疲劳强度进行 设计，而按齿根弯曲疲劳强度进行校核。 2、材料选择：不仅具有足够的强度，更重要的是具有良好的减摩性、磨合能力和耐磨性， 比较理想的材料是钢-青铜配对使用。 结构形式：整体浇注式、齿圈式、螺栓联接式、拼铸式。 四、蜗杆传动的强度计算 1、蜗杆传动的受力分析 33 用右手代表右旋蜗杆（若为左旋螺杆，则用左手），四指代表蜗杆旋转方向，则拇指所指的 方向就表示蜗杆所受轴向力的方向，而蜗轮的转向与拇指所指的方向相反。 2、蜗杆传动的强度计算 K-载荷系数，若工作平稳，取为1~1.2；若工作载荷变化较大，取为1.1~1.3；严重冲击时， 取为1.5。蜗轮圆周速度慢时取较小的值，反之取较大的值。 五、蜗杆传动的效率、润滑和热平衡计算 1、螺杆传动的效率：包括三部分，考虑啮合摩擦损耗时的效率η 、考虑轴承摩擦损耗时的 1 效率η 、考虑油阻损耗时的效率η 。总效率主要取决于η 2 3 1 tan η= 1 tan+ ‘ 2、蜗杆传动的热平衡计算 若以自然方式冷却，则从箱体外壁散发到周围空气的热量为：H =α S （t -t ） 2 d 0 a 2 α-箱体表面的散热系数，可取为（8.15~17.45 ）W/(m ·℃) d S-箱体内表面能被油飞溅到，而外表面又能为周围空气所冷却的表面面积 t0-油的工作温度，一般限制在60℃~70 ℃ ta 周围空气温度，一般取为20℃ 提高散热能力的措施：①增加散热面积：合理设计箱体结构，铸出或焊上散热片，以增大 散热面积；②提高散热系数：在蜗杆轴端加装风扇或在箱体内装蛇形冷却水管或用循环油冷却。 34 第十二章 带传动 一、概述 带传动是一种应用广泛的挠性机械传动，主要由主动轮、从动轮和张紧在两轮上的环形带 （挠性构件）组成。按工作原理分为：摩擦型和啮合型。 摩擦型：由于张紧，静止时带已受到预拉力，在带与带轮的接触面间产生压力，当主动轮 转动时，通过带与带轮接触面间的摩擦力使从动轮一起转动，从而实现运动和动力的传递。 1、分类 根据横截面形状，摩擦型传动带可分为： ①平带：结构简单，效率较高，中心距较大时用；②V 带：传动能力较平带大，应用最广； ③多楔带：用于较大功率、紧凑的场合；④圆带：传递功率较小，用于轻、小型机械。 2、带传动的布置形式 3、带传动的特点 主要优点：①适用于中心距较大的传动（可达15m）；②带具有良好的弹性，可缓和冲击、 吸收振动，并且运行平稳，无噪音；③过载时带与带轮间会出现打滑，可防止损坏其他零件； ④结构简单、成本低。 主要缺点：①有弹性滑动和打滑，使效率降低，不能保持准确的传动比；②需要张紧装置； ③带的寿命短；④传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸和轴上压力都比啮合传动大。 4、应用范围：带的工作速度一般为5～25m/s ，使用高速环形胶带时可达60m/s；使用锦纶 片复合平带时，可达80m/s。胶帆布平带传递功率小于500kW，普通V 带传递功率小于700kW 。 5、主要几何参数：包角α、带长L、中心距a、带轮直径D 、D 1 2 二、带传动的工作情况分析及设计准则 35 1、受力分析 静止时，带两边的拉力都等于张紧力 F0 ，工作时，带一边拉力增大到 F1 （紧边），一边拉 力减小到F2 （松边） 有效拉力：两边拉力之差，也就是带所传递的圆周力F，F=F -F 1 2 打滑：带所传递的圆周力超过带与轮面间的极限摩擦力总和时，带与带轮将发生显著的相 对滑动。经常出现打滑时，将使带的磨损加剧、传动效率低，以致使传动失效。 影响承载能力的主要因素 （1）初拉力F ：F ↑，承载能力↑，避免打滑；但F 过大，发热和磨损加剧，易松驰，带 0 0 0 寿命缩短；若F0 过小，工作潜力不能充分发挥，易打滑。 （2 ）包角α：α ↑，接触弧长 ↑，承载能力 ↑。设计时α ＞120°，传动比i 不能太大和α 1 不能太小，因为i ↑→α ↓，α ↓→α1 ↓ （3 ）摩擦系数f：f ↑，承载能力↑ 2、带的应力分析 （1）由于拉力产生的拉应力σ 、σ ：两者相差越大，带越易产生疲劳损坏。 1 2 （2 ）弯曲应力：带绕过带轮时，因弯曲而产生弯曲应力。带轮直径越小，弯曲应力越大， 弯曲应力只作用在绕过带轮的那一部分带上。 （3 ）由于离心力产生的拉应力：离心拉（应）力作用与带的整个周长，且处处相等。 3、带传动的弹性滑动和传动比 （1）弹性滑动：带在带轮上微量滑动的现象，是摩擦性带传动的固有特性，无法避免。 绕过主动轮：拉力逐渐减小，带逐渐收缩，相对带轮向后滑动；绕过从动轮：拉力逐渐增 大，带逐渐伸长，相对带轮向前滑动。 弹性滑动对带传动的影响为：①从动轮的圆周速度低于主动轮；②降低了传动效率；③引 起带的磨损；④使带的温度升高。 （2 ）传动比： 滑动率ε：传动中由于带的滑动引起的从动轮圆周速度的降低率。 4、失效形式和设计准则 失效形式：打滑（过载引起）、疲劳破坏（带受变应力的循环作用） 设计准则：传递给定载荷时，不打滑且具有足够的疲劳强度和寿命。单根带在既不打滑又 有足够疲劳强度时所能传递的最大功率： Av  1  =− − − σ σ σ P0 1000 ([ ] b1 c )1 ef α  36 三、普通V 带传动的设计计算 1、取a =a =180° ，k=2 ，在特定带长，载荷平稳时得到单根V 带能传递的功率为： 1 2 2 CLd 0.09 2yE qυ 1 [(7200Tυ) − D − A ]Aυ(1−ef α ) P 1 0 1000 特定条件：载荷平稳、i=1，α1=180°、特定带长 若i1 ：dd2 ↑，σb2 ↓，传动能力↑，功率↑，额定功率增量△P0 由表12.5 查得 若带长不为特定带长：带长↑，单位时间内应力循环次数↓，疲劳强度↑，带长修正系数 KL ，查表12.3 若包角α ≠180°，α ＜180°，传动能力↓，包角修正系数K ，查表12.8 1 1 a 故实际工作条件下，单根V 带的额定功率为： [P ] (P =+△P )K K kW 0 0 0 L α 2、设计计算和参数选择 （1）确定计算功率： Pc K A P （2 ）确定带的型号：由Pc 、n1 确定 n （3 ）选取带轮基准直径dd1 和dd2 ：dd1≥ ddmin ， dd 2 1 dd 1 (1 =−ε) 均取标准值 n 2 带轮愈小，弯曲应力愈大，带越容易疲劳。 πd n （4 ）验算带速v ： v d1 1 m / s v 应在5~25m/s 范围内。v↑，离心力↑，正压力↓，承载能 60 ×1000 力↓，易打滑；v↓，P 一定时，有效拉力F↑，带的根数↑ （5 ）确定中心距a 和带的基准长度 L ：a 过小，带短，易疲劳；包角减小，降低承载能 d 力；a 过大，结构尺寸太大，也易引起带的扇动。 d −d α 180 d2 d1 57.3 （6）验算小带轮包角α(≥120°) =°− × ° 1 1 a (2.5 −Kα )Pc 2 PC F0 500=× +qv （7 ）确定V 待根数： z Kαzv (P +∆P )K K 0 0 α L （8 ）确定初拉力F ： F ↓，易打滑，反之，带寿命↓，轴及轴承受力↑ 0 0 α F ≈2zF sin 1 （9 ）计算压轴力FQ ： Q 0 2 （10）带轮的结构形式：实心式、辐板式、轮辐式 四、V 带轮设计 结构名称：轮缘：与带相连部分；轮毂：安装在轴上部分；轮辐：联接部分。 实心式：基准直径 D≤(2.5～3)d （d 为轴的直径，mm ）；腹板式：D≤300mm ；孔板式：D ≤300mm （D -d 100 ）；轮辐式：D ＞300mm。 1 1 五、带传动的张紧装置 分定期张紧和自动张紧 37 38 第十三章 链传动 一、概述 1、组成：链条、主动轮、从动轮 2、种类：传动链、起重链和曳引链 3、链传动的特点 优点：①没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比；②需要的张紧力小，作用在轴 上的压力也小；③工况相同时，传动尺寸较紧凑；④能在温度较高、湿度较大、有油污等恶劣 环境下工作；⑤效率较高（98% ）。与齿轮传动相比，链传动的制造和安装精度要求较低，中心 距较大时传动结构简单。 缺点：①只能用于平行轴间的传动；②瞬时链速和瞬时传动比不是常数，有冲击和噪声； ③不宜在载荷变化很大和急促反向的传动中应用；④磨损后易发生跳齿；⑤制造费用比带传动 高。 4、应用范围：P ＜100kW，v15m/s ，imax=8 ，低速重载 二、滚子链的链条和链轮 1、链条 滚子链是由滚子、套筒、销轴、内链板和外链板组成。过盈联接：外链板与销轴、内链板 与套筒；间隙配合：套筒与销轴、滚子与套筒。 当传递大功率时，可采用双排链或多排链。当链节数为偶数时，接头处可用开口销或弹簧 卡片来固定。当链节数为偶数时，接头处可用开口销或弹簧卡片来固定。 滚子链的基本参数：节距p 、滚子外径d 、内链节内宽b 、排距p 1 1 t 滚子链的标记：链号—排数×整链链节数 标准编号，例如：08A— 1×87 GB1243.1—83 表示：A 系列、节距12.7mm、单排、87 节的滚子链。（节距＝链号×25.4/16mm） 2、链轮 链轮的结构一般由其直径的大小决定：小直径的链轮可制成整体式；中等尺寸的链轮可制 成腹板式或孔板式；大直径的链轮，常采用可更换的齿圈用螺栓联接在轮芯上的结构，也可采 用轮辐式结构。 3、链条和链轮的材料 应能保证轮齿具有足够的耐磨性和强度。由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿有啮合 次数多，所受冲击也较严重，故小链轮应采用较好的材料制造。 39 三、链传动的工作情况分析 1、运动分析 链条与链轮啮合相当于链条折绕在边长为链节距p ，边数为链轮齿数z 的多边形上，链轮 每转一周，链条移动距离为zp 。 链传动在整个运动过程中，从动轮的转速是不均匀的。当链轮的节距越大，齿数越少，链 速的变化也就越大。 链传动的多边形效应：链传动运动不均匀性的特征，是由于围绕在链轮上的链条形成了正 多边形这一特点所致。是链传动的固有特征。 2、附加动载荷分析 链轮的节距越大，齿数越少，链轮转速越高，则附加动载荷也越大。 附加动载荷主要有：①链速和从动轮角速度周期性变化引起；②链在垂直方向分速度v’周 期性变化引起；③链节进入链轮的瞬间，链节和轮齿以一定的相对速度相啮合，使链和轮齿受 到冲击；④链张紧不好，链条松弛，在启动、制动、反转、载荷变化等情况下，将产生惯性冲 击。 3、受力分析 链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力，其张紧力是通过使链保持适当的垂度所产 生的悬垂拉力来获得的。 张紧的目的：主要是使松边不致过松，以免影响链条正常退出啮合和产生振动、跳齿或脱 齿链现象，因而所需的张紧力比起带传动要小得多。 链的紧边： 链的松边： F -链传递的有效圆周力；F -链的离心力所引起的拉力；F 链条松边垂度引起的悬垂拉力 e c f- 四、滚子链传动的承载能力和设计计算 1、失效形式：①正常润滑条件下，铰链元件由于疲劳强度不足而破坏；②铰链销轴磨损， 使链节距过渡伸长（标准试验条件下允许伸长率为 3% ），从而破坏正确啮合和产生脱链现象； ③润滑不当或转速过高时，销轴和套筒的摩擦表面易发生胶合破坏；④经常起动、反转、制动 的链传动，由于过载造成冲击破断；⑤低速重载的链传动，铰链元件发生静强度破坏；⑥链轮 轮齿磨损等。 40 2、极限功率曲线 是良好而充分的润滑条件下，由磨损破坏限定的极限功率曲 线 是变应力下由链板疲劳破坏限定的极限功率曲线 是套筒、 滚子冲击疲劳破坏限定的极限功率曲线 是由销轴与套筒胶合限定 的极限功率曲线。图中阴影部分为实际使用的区域。 3、额定功率曲线、滚子链传动的设计步骤和方法 （1）链传动的原始数据； （2 ）链轮齿数z1、z2 和传动比； （3 ）确定计算功率； （4 ）单排链所能传递的功率P0 ； （5 ）链的节距：高速重载时可选用小节距的多排链； （6 ）链传动的中心距和链节数：一般情况下中心距可取（30~50 ）p ，链节数必须取为整数， 最好取为偶数，避免使用过渡链节； （7 ）小链轮毂孔最大直径； （8 ）链传动作用在轴上的力（简称压轴力）Fp ； （9 ）低速链传动的静力强度计算； 五、链传动的布置、张紧和润滑 1、布置：链传动一般应布置在铅垂平面内，尽可能避免布置在水平或倾斜平面内。如确有 需要，则应考虑加托板或张紧轮等装置，并且设计较紧凑的中心距。 2、张紧 目的：主要是为了避免在链条的垂度过大时产生啮合不良和链条的振动现象；同时也为了 增加链条与链轮的啮合包角。当两轮轴心连线°时，通常设有张紧装置。 方法：当链传动的中心距可调整时，可通过调节中心距来控制张紧程度；当链传动的中心 距不可调时，可设置张紧轮，或在链条磨损变长后从中取掉一、二个链节，以恢复原来的长度。 3、润滑：润滑时必一运动，应将润滑油注入链条铰链处的缝隙中，并均匀分布于链宽上，润滑油应 加在松边，因松边链节处于松弛状态，润滑油容易进入各摩擦面间。 41 第十四章 轴 一、概述 1、轴的功用：支承回转件，传递扭矩和运动。 2、按载荷性质分类：心轴、转轴和传动轴 （1）心轴：只承受弯曲（M ），不传递转矩（T=0 ），如自行车前轮； （2 ）转轴：既传递转矩（T ）、又承受弯矩（M ），如减速器中的轴； （3 ）传动轴：只受转矩，不受弯矩M=0 ，T≠0。