外圆磨磨40cr硬度HRC40-50度用什么砂轮好_百度知道
外圆磨磨40cr硬度HRC40-50度用什么砂轮好
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用刚玉的就可以，碳化硅的也能磨，不过磨硬质合金好，碳化硅的砂脱落快，所以自励好。
用金刚石砂轮,具体用多少目的,则取决于产品要求的光洁度和具体余量了
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胶带煤流采样机设计【优秀机械专业论文】【全套带CAD图】.doc 94页
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煤炭质量是煤炭交易和加工应用的最主要的指标,获得可靠的测试结果必然依赖于规范的检测过程,在采、制、化三个环节中,采样过程中可能导致的偏差是最严重的,采用机械化采样设备是最有效的手段之一。
胶带煤流采样机是以电机为动力,通过减速器及带轮传递驱动力,利用大带轮上的挡杆使偏心轮重心上移的传动系统。采样机采样间隔时间通过时间继电器来调节。采样机机架设置在带式输送机机架两侧,整个传动装置均设在采样机机架上。该机器机构紧凑,制造成本低,采样准确可靠,自动化程度高,是替代人工采样的理想工具,具有广泛的推广应用价值。
关键词：采样 ；采样机 ；输送机 ；自动取样
Coal quality is the most important indication of commercial and processing or application. And obtaining credible testing result should depend on conventional testing processing. Among the 3 processing of sampling, making and test, sampling may cause the most serious errors, therefore, using the sampling machine should be one of the most effective means.
The machine is the transmission system with motor as power that transmits drive through gear reducer, sprockets, and uses the rod on big sprockets that makes the focus of partial ship moving upwardly. Sampling time - interval is adjusted through time relay. Install the frame of sampling machine that coincides with the frame of belt conveyor. Entire drive device is set up on frame of sampling machine. This machine, organization is compact, manufacturing costs are low, sampling coal is accurate and reliable, and automation level is high.So it is an ideal tool of replacing artificial sampling and has extensive popularize application value.
Key words: auto - sampling
1.1煤样的采取与制备 1
1.1.1概述 1
1.1.2煤的不均匀性 1
1.1.3采样 2
1.2商品煤样的采取 2
1.2.1采样工具 2
1.2.2采样基本原则 3
1.2.3煤流中采样 4
1.2.4商品煤样自动采取 5
1.3选煤厂生产检查煤样的采取 5
1.3.1生产检查主要项目和采样一般原则 5
1.3.2采样间隔时间和子样质量 6
1.3.3采样点及采样方法 6
1.3.4采样精密度 7
1.3.5自动采样机 7
2 样机设计方案的确定 10
2.1刮臂式(回运动式)样机结构原理 10
2.1.1刮臂式采样机结构 10
2.1.2刮臂式采样机工作原理 11
2.1.3刮臂式采样机方案说明 11
2.2采样机整机方案示意图 11
3采样机的初步设计计算 12
3.1铲斗的设计 12
3.2接斗的设计 12
4偏心块的设计 13
4.1选择偏心块的材料 15
4.2计算每次采集煤样重量 15
4.3计算每次采集所需做的功 16
4.4计算偏心块的尺寸 16
4.5验算 17
5减速器的设计计算 18
5.1方案的确定 18
5.2计算传动装置的运动和动力参数 19
5.2.1电动机选型 19
5.2.2动力参数计算 19
5.2.3高速级齿轮参数计算 20
5.2.4低速级齿轮参数计算 29
5.3轴的设计计算 38
5.3.1高速轴（齿轮轴） 38
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《机械设计基础》电子教案
成教学院《机械设计基础》电子教案机械设计概论一、本课程研究的对象及内容 1． 研究对象 机械应用实例：内燃机 机械 是机构和机器的总称。 机构 是指一种用来 传递与变换运动和力的 可动装Z。 机器 是指一种执行机械运动装Z， 可用来变换和传递能量、物料和信息（1）机构指一种用来传递与变换运动和力的可动装Z。 如常见的机构有带传动机构、链传动机构、齿轮机构、 凸轮机构、连杆机构、螺旋机构等等 （2）机器是指一种执行机械运动装Z，可用来变换和传 递能量、物料和信息。 由实例可看出，各种机器的主要组成部分都是各种机 构。所以可以说，机器乃是一种可用来变换或传递能 量、物料与信息的机构组合体。 （3）机器的结构 传统的机器由如下三个部分组成： 原动件―传动部分―执行部分 现代机器一般由如下四个部分组成 原动件―传动部分―执行部分绪论??2．研究内容 1） 机构的组成及其自由度的计算 2） 机构的运动分析 3）机构的力分析和机器动力学分析 4）常用机构的分析与设计 5）机构的选型与组合* 3．学习的目的 为学习后续课程和掌握专业知识大好基础 为毕业设计提供机械设计知识 4．掌握本课程的特点 本课程是一门技术基础课，其最显著的特点是基础 理论与工程实际的结合。二、械设计基本要求和一般程序1.机器应该满足的基本要求(1)使用性要求 实现预定的功能，满足运动和动力性能的要求）（功能性要 求） (2)经济性要求 这是一个综合性指标，表现在设计制造和使用两个方面。提 高设计制造的经济性的途径有三条：1）使产品系列化、标准化、 通用化；2）运用现代化设计制造方法；3）科学管理。提高使用 经济性的途径有四条：1）提高机械化、自动化水平；2）提高机 械效率；3）延长使用寿命；4）防止无意义的损耗。 (3)安全性要求 有三个含义：1）设备本身不因过载、失电以及其它偶然因 素而损坏；2）切实保障操作者的人身安全（劳动保护性）；3） 不会对环境造成破坏。绪论(4)工艺性要求 这包含两个方面1）装配工艺形2）零件加工工艺性。 (5)可靠性要求 要求机械系统在预定的环境条件下和寿命期限内，具 有保持正常工作状态的性能，这就称为可靠性。 2.机械零件设计的基本准则及一般步骤 (1)根据零件的使用要求（如功率、转速等），选择零 件的类型及结构型式，并拟定计算简图。 (2)分析作用在零件上的载荷（拉、压力，剪切力）。 (3)根据零件的工作条件，按照相应的设计准则，确定 许用应力。绪论(4)分析零件的主要失效形式，按照相应的设计准则，确 定零件的基本尺寸。 (5)按照结构工艺性、标准化的要求，设计零件的结构及 其尺寸。 (6)绘制零件的工作图，拟定必要的技术条件，编写计算 说明书。§0-4 机械设计工作能力和计算准则一、机械零件设计的基本准则1.强度准则：零件体积强度不足会产生断裂或过大的塑性变形，零 件的强度分为：体积强度和表面强度。 2.刚度：是指零件在载荷作用下抵抗变形的能力。 3.耐磨性：是指在载荷作用下相对运动的两零件表面抵抗损的能力。 4.震动稳定性：机械零件周期性产生弹性变形的现象称为振动。二 、机械设计中常用材料的选用原则1.满足使用要 2.符合工艺要求 3.综合经济效益要求三、许用应力和安全系数1.载荷和应力 按特性应力分： 静应力：不随时间变化或变化较缓慢的应力变应力 变应力：随时间变化的应力 ? max ? ? min 应力幅： ? a ? 2 ? max ? ? min 平均应力： ? m ? 2循环特性：? min r? ? max二、疲劳断裂的特征和疲劳曲线疲劳曲线（-N曲线）――即应力比г一定时，表示疲劳极限与循环 次数N之间关系的曲线。可以看出：随N的增大而降低。但是当N超 过某一次数时（图中N0），曲线趋于水平。即不再减小。则N0 ― ― 称为循环基数。第一章平面系统的运动简图及自由度§1-1 运动副1.构件 从运动角度来看，任何机器（或机构）都是由许多独立运动单元 体组合而成的，这些独立运动单元体称为构件。 从加工制造角度来看，任何机器（或机构）都是由许多独立制造?单元体组合而成零件，这些独立制造单元体称为零件。构件可以是一个零件；也可以是由一个以上的零件组成。 图示内燃机中的连杆就是由单独加工的连杆体、连杆头、 轴瓦、螺杆、螺母、轴套等零件组成的。这些零件分别 加工制造，但是当它们装配成连杆后则作为一个整体运 动，相互之间不产生相对运动。§1-1 运动副2.运动副 ? 1）运动副定义 机构中各个构件之间必须有确定的相对运动，因此，构件的连接 既要使两个构件直接接触，又能产生一定的相对运动，这种直接 接触的活动连接称为运动副。 ? 2） 运动副的分类 （1）按两个构件运动关系分为平面运动副和空间运动副 （2）按其接触形式分：高副点线接触的运动副 低副面接触的运动副。 （3）按其相对运动形式分 转动副（回转副或铰链）移动副、螺 旋副、球面副。?§1-1 运动副? ? ? ? ??3.机构 具有固定构件的运动链称为机构。 机 架机构中的固定构件；一般机架相对地面固定不动， 原动件： 按给定已知运动规律独立运动的构件； 从动件 机构中其余活动构件。其运动规律决定于原 动件的运动规律和机构的结构和构件的尺寸。 机构常分为平面机构和空间机构两类，其中平面机 构应用最为广泛§1-2 机构系统的运动简图设计 一、用规定的符号和线条按一定的比例表示构件和运动 副的相对位Z，并能完全反映机构特征的简图。 表1-1 二、绘制： 1、运动副的符号 转动副：?2、构件符号：表1-23、机构运动简图的绘制，（模型，鄂式破碎机） 1）分析机构，观察相对运动； 2）找出所有的构件与运动副； 3）选择合理的位Z，即能充分反映机构的特性； 4）确定比例尺， 5）用规定的符号和线条绘制成间图。（从原动件开始 画） 【例2-1】如图2-6所示为以颚式碎矿机。当曲轴2绕其轴 心O连续转动时，动颚板3作往复摆动，从而将处于动 颚板3和固定颚板6之间的矿石7轧碎。试绘制此碎矿机 的机构运动简图。?解：（1）运动分析 右图所示 此碎矿机由原动件曲轴2 （构件1为固装于曲轴2 上的飞轮）、动颚板3、 摆杆4、机架5等4个构件 组成，固定颚板6是固定 安装在机架上的。??????曲轴2于机架5在O点构成转动副（即飞轮的回转中心）； 曲轴2与动颚板3也构成转动副，其轴心在A点（即动颚 板绕曲轴的回转几何中心）；摆杆4分别与动颚板3和 机架5在B、C两点构成转动副。 其运动传递为：电机 皮带 曲轴 动颚板 摆 杆 所以，其机构原动件为曲轴，从动件为摆杆、构件3、 机架5共同构成曲柄摇杆机构。 （2）按图量取尺寸，选取合适的比例尺，确定O、A、 B、C四个转动副的位Z，即可绘制出机构运动简图。 最后标出原动件的转动方向。 由图可以看出，O、C在同一垂直线上。量取OA=3mm， AB=25mm，BC=14mm，OC=22mm.§1-3 机械系统具有确定运动的条件机构的自由度：机构中各构件相对于机架所能有的独 立运动的数目。 ? 一、计算机构自由度（设n个活动构件，PL 个低副，PH 个高副） F=3n-2PL-PH ? 二、机构具有确定运动的条件 （原动件数&F，机构破坏） 铰链四杆机构 F=3*3-2*4-0=1 原动件数=机构自由度 ? 铰链五杆机构?b aF=3*4-2*5-0=2 原动件数机构自由度 原动件数&机构自由度数，机构运动不确定（任意乱动）?? ?机构具有确定运动的条件是：机构的自由度数等于机 构的原动件数，既机构有多少个自由度，就应该给机 构多少个原动件。 三、计算机构自由度时应注意的问题 1．复合铰链 三个或三个以上构件在同一处构成共轴线转动副 的铰链，我们称为复合铰链（如图所示）。 若有m个构件组成复合铰链，则 复合铰链处的转动副数应为（m-1）个。复合铰链? ??2．局部自由度 机构中某些构件具有局部的、不影响其它构件运动 的自由度，同时与输出运动无关的自由度我们称为局 部自由度。对于含有局部自由度的机构在计算自由度 时，不考虑局部自由度。 D 4 如图凸轮机构： 2 如认为：F=3x3-2x3-1=2 是错误的。 B 1 n=2，Pl=2，Ph＝1， A 由公式得：F=3x2-2x2-1=1。（3）虚约束： 在特殊的几何条件下，有 些约束所起的限制作用是 重复的，这种不起独立限虚约束1 虚约束1制作用的约束称为虚约束。虚约束2 虚约束2第二章 平面连杆机构设计一、定义： 若干构件通过低副（转动副或移 成的机构称作连杆机构。 动副）联接所组连杆机构中各构件的相对运动是平面 运动还是空间运 动，连杆机构又可以分为 平面连杆机构和空间连杆机构。 平面连杆机构是由若干构件用平面低副（转动副和移动副）联 接而成的平面机构，用以实现运动的传递、变换和传送动力。§ 2.1 铰链四杆机构 一、铰链四杆机构的概念在此机构中，AD固定不动， 称为机架；AB、CD两构件 与机架组成转动副，称为 连架杆；BC称为连杆。在 连架杆中，能作整周回转的 构件称为曲柄，而只能在一 定角度范围内摆动的构件称为 摇杆。二、铰链四杆机构基本类型根据机构中有无曲柄和有几个曲柄，铰链四杆机构又有三种基本 形式： ? 1．曲柄摇杆机构：两连架杆中一个为曲柄而另一个为摇杆的机 构。 ? 雷达调整机构 ? 缝纫机踏板机构 ? 当曲柄为原动件时，可将曲柄的连续转动转变为摇杆的往复摆动， 如图中的雷达天线机构； 反之，当摇杆为原动件时，可 将摇杆的往复摆动转变为曲柄的?整周转动，如图所示的缝纫机踏板。雷达调整机构 缝纫机踏板机构? ?2．双曲柄机构：两连架杆均为曲柄的四杆机构。 可将原动曲柄的等速转动转换成从动曲柄的等速或变速转动，如 图所示的惯性筛驱动机构；构的相对两杆平行且相等时， 则成为平行四边形机构， 如图所示。 注意：平行四边形机构 在运动过程中，当两曲 柄与机架共线时，在原 动件转向不变、转速恒 定的条件下，从动曲柄会出现运动不确定现象。可以在机构中添加 飞轮或使用两组相同机构错位排列。3．双摇杆机构：两连架杆都是 摇杆的机构，如图所示的鹤式 起重机构，保证货物水平移动。四、四杆机构存在曲柄的条件 铰链四杆机构的三种基本型式的区别在于它的连架杆是否为曲 柄。而且一般原动件为曲柄 。而在四杆机构中是否存在曲柄， 取决于机构中各构件间的相对尺寸关系。设a&d，若AB杆能绕A整周回转，则AB杆应能够占据与AD 共线的两个位ZAB’和AB”。 由图可见，为使AB杆能转至 位ZAB’，各杆长度应满足：a+d ≤ b+c ① 而为使AB杆能转至AB”，各杆长度关系应满足 b ≤(d-a)+c c ≤(d-a)+b 可得： a+b ≤ d+c ② a+c ≤ d+b ③ 由①②③可以得出铰链四杆机构曲柄存在条件为： 1）连架杆和机架中必有一杆是最短杆； 2）最短杆与最长杆长度之和小于或等于其它两杆长度之和。 （称为杆长条件） 上述两个条件必须同时满足，否则机构不存在曲柄。 五、急回特性和行程速比系数 1） 当主动件曲柄等速转动时，从动件摇杆摆回的平均速度大于摆 出的平均速度，摇杆的这种运动特性称为急回特性?2）行程速比系数Kv2 K= v 1?° 180 ＋θ = ° 180 －θ?当机构存在极位夹角θ 时，机构便具有急回运动特性。且θ角越 大，K值越大，机构的急回性质也越显著 例 牛头刨床机构§ 2-2 铰链四杆机构的演变 一、铰链四杆机构的演变机构的演化方法有三种： 1）通过改变构件的形状和相对尺寸进行演化，如图2―8的演化； 2）通过改变运动副尺寸进行演化； 3）通过选用不同构件作为机架进行演化。 1．滑块机构 如图所示，当构件1能整周回转成为曲柄时，该机构称为曲柄滑块机 构；否则该机构称为摆杆滑块机构。2．导杆机构 在图a所示的对心曲 柄滑块机构中，若改取 构件1为机架，则机构演 化为导杆机构。图 b。 3．曲柄摇块与曲柄转块机构 在图a中若改取构件2为机架， 当l1& l2时，随构件1的转动，滑块3只在一定角度范围内摆动，该构 件称为曲柄摇块机构；当l1& l2时，则滑块3可作整周转动，我们 称为曲柄转块机构。 4．移动导杆机构 在图 a中，如取滑块3为机架，则该机构演化成移动导杆机构?二、压力角与传动角 连杆BC与从动件CD之间所夹的锐角 γ 称为四杆机构在此位Z的传动角。 显然γ越大，有效分力Pt越大，Pn越小， 对机构的传动就越有利。所以，在连杆 机构中也常用传动角的大小及变化情况 来描述机构传动性能的优劣。为了保证 机构传力性能良好，应使γmin≥40 ～50° 最小传动角的确定： 对于 曲柄摇杆机构， γmin出现在主动 件曲柄与机架共线的两位Z之一。三、死点 如图：当以摇杆CD为主动件， 则当连杆与从动件曲柄共线时， 机构的传动角γ＝0°，这时主 动件CD通过连杆作用于从动件 AB上的力恰好通过其回转中心， 出现了不能使构件AB转动的 “顶死”现象，机构的这种位Z称为“死点” 在工程上，为了使机构能够顺利通过死点而正常运转，必须采用 适当的措施，如发动机上安装飞轮加大惯性力，或利用机构的组合 错开死点位Z，例如机车车轮的联动装Z。??但是，也应注意到，在工程上也长有利用死点来实现一定工作要 求的，例如飞机起落架、各类夹具中，如下图飞机起落架§2.4四杆机构设计§2-3 平面四杆机构的设计??连杆机构的设计方法有：作图法、实验法及解析法。图解法和实 验法比较直观易懂，但设计精度要低。解析法精度高，但计算要 复杂，有时利用手工几乎无法完成。 一、按连杆预定位Z设计四杆机构二、按给行程速比系数K设计四杆机构 如图2-21所示，已知摇杆CD长度及摆角， 行程速比系数K。要求设计曲柄摇杆机 构。步骤如下：?1）由公式，求出极位夹角θ 。2）任选固定铰D的位Z，并作出摇杆 两极限位ZC1D和C2D，夹角为。3）连接C1C2，作∠C1C2O =∠C2C1O = 90?-θ ，得交点O，以O为圆心， OC1为半径作圆。 4）在圆上任取一点A为固定铰。 5）连接AC1、AC2，则AC1、AC2分别为曲柄与连杆重迭拉直共线位Z， 即：AC1=BC-AB AC2=BC+AB 可分别求得AB与BC第三章 凸轮机构设计§3-1 凸轮机构的应用和分类一．凸轮机构的应用 凸轮机构是由凸轮、从动件、机架以及附属装置组成的一种 高副机构。其中凸轮是一个具有曲线轮廓的构件，通常作连续的等 速转动、摆动或移动。从动件在凸轮轮廓的控制下，按预定的运动 规律作往复移动或摆动。 如图所示为以内燃机的配气凸轮机构， 凸轮1作等速回转，其轮廓将迫使推杆2作往 复摆动，从而使气门3开启和关闭， 以控制可燃物质进入气缸或 废气的排出。 由上述例子可以看出，从动件的运动规律 是由凸轮轮廓曲线决定的。二、凸轮分类1．按凸轮的形状分类（1）盘形凸轮：如上图所示，这种凸轮是一个具有变化 向径盘形构件，当他绕固定轴转动时，可推动从动件 在垂直与凸轮轴的平面内运动。 （2）移动凸轮：当盘状凸轮的径向尺寸为无穷大时，则 凸轮相当于作直线移动，称作移动凸轮。 （3）圆柱凸轮：这种凸轮是在圆柱端面上作出曲线轮廓 或在圆柱面上开出曲线凹槽。当其转动时，可使从动 件在与圆柱凸轮轴线平行的平面内运动。2．按从动件的形状分类可分为三类： （1）尖顶从动件：这种从动件结构简单，但尖顶易于磨损（接触应 力很高），故只适用于传力不大的低速凸轮机构中。 （2）滚子从动件：由于滚子与凸轮间为滚动摩擦，所以不易磨损， 可以实现较大动力的传递，应用最为广泛。 （3）平底从动件：这种从动件与凸轮间的作用力方向不变，受 力平稳。而且在高速情况下，凸轮与平底间易形成油膜而减小摩 擦与磨损。其缺点是：不能与具有内凹轮廓的凸轮配对使用；而 且，也不能与移动凸轮和圆柱凸轮配对使用。??此外，按维持高副接触分（锁合）； 1）力锁合→弹簧力、重力 2）几何锁合：等径凸轮；等宽凸轮三、凸轮机构的特点： 优点：结构简单、紧凑、设计方便，可实现从动件任意预期运 动，因此在机床、纺织机械、轻工机械、印刷机械、机电 一体化装配中大量应用。 缺点：1）点、线接触易磨损； 2）凸轮轮廓加工困难； 3）行程不大。§3-2 凸轮从动件的运动规律凸轮的轮廓形状取决于从动件的运动规律 基圆――凸轮理论轮廓曲线最小矢径 所作的圆。 行程――从动件由最低点到最高点的 位移h（式摆角） 推程运动角――从动件由最低运行到 最高位Z，凸轮所转过的角。 回程运动角――高――低凸轮转过的 转角。 远休止角――从动件到达最高位Z停 留过程中凸轮所转过的角。 近休止角――从动件在最低位Z停留过程中所转过的角。从动件位移线图――从动件位移S与凸轮转角（或时间t）之间的对 应关系曲线 一、等速运动规律 h v? ? a?0 ?s? h??s从动件开始和最大行程加速度有 突变则有很大的冲击。这种冲击称 刚性冲击。实质材料有弹性变形不 可能达到，但仍然有强烈的冲击。 只适用于低速轻载。? vv0a∞-∞h?,t ?,t ?,t二、等加速度、等减速度? 2h 2 ?s ? 2 ? ? ? 4 h? ? ?v ? 2 ? ? ? 4 h? 2 ? ?a ? ? 2 ?0 1 4 9 4s1hO 1 2 3 ? 4 5 6 ?,t v ?,t a As ? k? 2a0BC?,t加速度有有限突变，柔性冲击， 适用于中等速度轻载 三、余弦加速? h ? ? s ? (1 ? cos ? ) 2 ? ? h?? ? ? v? sin ? ? ? ? ? h? 2 ? 2 ? ? a? cos ? ? ? 2? 2 ?当推杆作停、升、停型运动时，推杆在O、A两点位Z加速度有突变 也有柔性冲击产生。但对降、升、降型运动规律，则无冲击出现运动规律 冲击推荐应用 范围。等速运动1．00 2．00∞ 4．00刚性低速轻载 中速轻载等加速等减速运动柔性余弦加速度1．574．93柔性――中速中载正弦加速度2．006．28高速轻载§3-3凸轮轮廓曲线设计设想给整个凸轮机构加上一个公共角速度，使其绕凸 轮轴心o转动。根据相对运动原理，我们知道凸轮与推杆 间的相对运动关系并不发生改变，但此时凸轮将静止不 动，而推杆则一方面和机架一起以角速度绕凸轮轴心O转 动，同时又在其导轨内按预期的运动规律运动。可见， 推杆在复合运动中，其尖顶的 轨迹就是凸轮廓线。利用 这种方法进行凸轮设计的 称为反转法，一、利用作图法设计凸轮廓 1．对心直动尖顶推杆盘形凸轮机构 （1）选取适当的比例尺，取为半径作圆； （2）先作相应于推程的一段凸轮廓线。 为此，根据反转法原理，将凸轮机构 按进行反转，此时凸轮静止不动，而 推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方 向先量出推程运动角，再按一定的分 度值（凸轮精度要求高时，分度值取 小些，反之可以取小些）将此运动角 分成若干等份，并依据推杆的运动规 律算出各分点时推杆的位移值S。?（3）确定推杆在反转运动中所占据的每个位Z。为此，根据反转法 原理，从A点开始，将运动角按顺时针方向按一个分点进行等份， 则各等份径向线01，02，……08即为推杆在反转运动中所依次占 据的位Z。 （4）确定出推杆在复合运动中其尖顶所占据的一系列位Z。根据表 中所示数值s，沿径向等分线由基圆向外量取，得到点，即为推杆 在复合运动中其尖顶所占据的一系列位Z。 （5）用光滑曲线连接，即得推杆升程时凸轮的一段廓线。 （6）凸轮再转过时，由于推杆停在最高位Z不动，故该段廓线为一 圆弧。以O为圆心，以为半径画一段圆弧。2．对心直动滚子推杆盘形凸轮机构 对于这种类型的凸轮机构，由于凸轮转 动时滚子（滚子半径）与凸轮的相切点不一定 在推杆的位Z线上，但滚子中心位Z始终处 在该线，推杆的运动规律与滚子中心一致， 所以其廓线的设计需要分两步进行。 （1）将滚子中心看作尖顶推杆的尖顶， 按前述方法设计出廓线，这一廓线称为 理论廓线。 （2）以理论廓线上的各点为圆心、以滚子 半径为半径作一系列的圆，这些圆的内包络线 即为所求凸轮的实际廓线，如图所示。??§3-4设计凸轮机构应注意的问题一、凸轮机构的压力角和自锁 ? 有用力 F ? ? F cos ? 有害力 F ?? ? F sin ? ? 压力角――凸轮机构从动件速度方向与该点受力方向的夹角称为 压力角 ? ，机构传动不利。 ? ? F ? ? F ?? ? α → αα，则机构自锁，所谓自锁即无论凸轮施加多大的力都 无法使机构运动，这种现象必须避免。为之必须规定一个许用的 对直动从动件凸轮机构[α]=30~38° 摆动从动件凸轮机构[α]=40~50° 工作行程 [α]=70~80° 回程二、滚子半径的选择： 滚子从动件凸轮的实际轮廓曲线，是以理论轮廓上各点为圆心作一 系列滚子圆的包络线而形成，滚子选择不当，则无法满足运动规律。? 对于图b中的外凸轮， ? ? ? r ，则实际轮廓 的曲率半径为零实际轮廓上将出现尖 点。当时 ? ? r ，这时实际的轮廓出 现交叉，从动轮将不能按照预期的运 动规律运动，这种现象称为“失真” 因此，对于外凸的凸轮，应使滚子 的半径小于理论轮廓的最小曲率半径。 另一方面，要考虑强度、结构等因素， 滚子的半径也不能太小，通常取： r ? (0.1 ~ 0.5)r 其中为r 基圆半径。 ba TTTb第四章 常用步进传动机构设计§4-1 棘轮机构一、棘轮机构的工作原理 曲柄摇杆机构中：曲柄AB匀速连续转动→摇杆CD左右 摆动，当摇杆左摆时，棘爪3插入棘轮2的齿内推动棘轮 转过某一角度。 当摇杆右摆时，棘爪3滑过棘轮2， 而棘轮静止不动，往复循环。制动爪 防止棘轮反转。 这种有齿的棘轮其进程的变化最少 是1个齿距，且工作时有响声。二、棘轮机构的其它类型 1．摩擦棘轮（无声棘轮） 由摩擦轮3和摇杆1及由 摇杆驱动的偏心块2及制动块4组成。 摇杆顺时针转动驱动2与3间摩擦力， 使摩擦轮3转动反向时制动块起作用。 由于摩擦传动会 出现打滑现象，不适于从动件转有要求精确的地方。 2. 可变向棘轮机构 棘轮采用矩形齿，棘爪单侧面成90度并可旋转，通 过改变棘爪方向可实现变向。例如：牛头刨床进给机 构三、棘轮机构的特点及应用 有齿的棘轮机构运动可靠，从动棘轮容易实现有级调 节，但是有噪声、冲击，轮齿易摩损，高速时尤其严 重，常用于低速、轻载的间歇传动。 如：牛头刨床的横向进给机构和计数器 起重机、绞盘常用棘轮机构使提升的重物能停在任 何位Z，以防止由于停电等原因造成事故§4-2 槽轮机构一、组成、工作原理 1．组成：具有径向槽的槽轮，具有圆销的构件，机架 2．工作原理： 构件1→连续转动；构件2（槽轮）→时而转动，时 而静止 当构件1的圆销A尚未进入 槽轮的径向槽时，槽轮的内凹 锁住弧被构件1的外凸圆弧卡住， 槽轮静止不动。当构件1的圆销A开始进入槽轮径向槽的位Z，锁住弧 被松开，圆销驱使槽轮传动。 当圆销开始脱出径向槽时，槽轮的另一内凹锁住弧又 被构件1的外凸圆弧卡住，槽轮静止不动。 二、槽轮机构的特点和应用 优点：结构简单，工作可靠，能准确控制转动的角度。 常用于要求恒定旋转角的分度机构中。 缺点：①对一个已定的槽轮机构来说，其转角不能调节。 ②在转动始、末，加速度变化较大，有冲击。 应用：应用在转速不高，要求间歇转动的装Z中。 电影放映机中，用以间歇地移动影片。 自动机中的自动传送链装Z。§4-3 不完全齿轮机构 一、工作原理 由普通齿轮机构演化而来，不同之处在于轮齿不布满整 个圆周。主动轮转一周，从动轮转1/4周。从动轮停歇时， 主动轮上的锁住弧与从动轮上的锁住弧互相配合锁住，以 保证从动轮停歇在预定位Z上。 二、特点和应用 从动轮每转一周的停歇时间、运动时间及每次转动的角 度变化范围都较大，设计较灵活；但加工工艺复杂，从动 轮在运动开始，终了时冲击较大，故一般用于低速、轻载 场合。第五章 齿轮传动设计§5-1齿轮机构的应用和分类齿轮机构是历史上应用最早的传动机构之一，被广泛地 应用于传递空间任意两轴间的运动和动力。它与其它机械 传动相比，具有传递功率大、效率高、传动比准确、使用 寿命长、工作安全可靠等特点。但是要求有较高的制造和 安装精度，成本较高；不宜在两轴中心距很大的场合使用。 一、齿轮传动类型 按齿轮轴线位Z分：平面齿轮机构（圆柱齿轮）；空 间（用来传递两相交轴或交错轴 ） 平面齿轮机构： 1、直齿圆柱齿轮机构（直齿轮）――①外啮合；②内啮 合；③齿轮齿条平行轴斜齿齿轮机构（斜一）：①外；②内；③齿轮 齿条 2、空间齿轮机构： 圆锥齿轮机构――①直齿；②斜一；③曲线齿交错 轴斜齿轮机构： 二、基本要求 对齿轮传动提出了以下的要求： 1、传动平稳、可靠，能保证实现瞬时角速比（传动比） 恒定；即对不同用途的齿轮，要求不同程度的工作平 稳性指标，使齿轮传动中产生的振动、噪声在允许的 范围内，保证机器的正常工作。 2、有足够的承载能力。即要求齿轮尺寸小、重量轻，能 传递较大的力，有较长的使用寿命。也就是在工作过 程中不折齿、齿面不点蚀，不产生严重磨损而失效。§5-2 齿廓啮合基本定律对齿轮传动的基本要求之一，是两齿轮的瞬时角速度 之比必须恒定 我们可以得到齿廓啮合基本定理：任意一瞬时相互啮 合传动的一对齿轮，其传动比与两啮合齿轮齿廓接触点 公法线分两轮连心线的两线段长成正比。 若要求两齿轮的传动比为常数，P点应为定点。所以 我们得到两齿轮作定传动比传动的齿廓啮合条件是：两 齿廓在任一位Z接触点处的公法线必须与两齿轮的连心 线始终交于一固定点。当两轮作定传动比传动时，节点P在两轮的运动平面 上的轨迹是两个圆，我们分别称其为轮1和轮2的节圆， 节圆半径分别为和。由于两节圆在P点相切，并且P点处 两轮的圆周速度相等，即：，故两齿轮啮合传动可视为 两轮的节圆在作纯滚动。 目前常用的齿廓曲线有渐开线、摆线和变态摆线等， 随着生产和科学的发展，新的齿廓曲线将会不断出现。§5-3 渐开线齿廓一．渐开线的形成 直线BC沿一圆周作纯滚动时，直线上任意点I的轨迹 AI，称为该圆的渐开线。这个圆称为渐开线的基圆，其 半径用表示。直线NI称为渐开线的发生线。二．渐开线的特性 根据渐开线的形成过程， 可知渐开线具有下列特性： （1）发生线沿基圆滚过的长度，等于该 基圆上被滚过圆弧的长度，即 NI ? AN 。 （2）发生线NI是渐开线在任意点I的法线， 也就是说：渐开线上任意点的法线，一定是基圆的切 线（发生线）。 （3）发生线与基圆的切点N是渐开线在点I的曲率中心， 而线段是渐开线在I点的曲率半径。渐开线上越接近基 圆的点，其曲率半径越小，渐开线在基圆上点A的曲率 半径为零。（4）同一基圆上任意两条渐开线之间各处的公法线长度 相等。 (5）渐开线的形状取决于基圆的大小。在相同展角处， 基圆半径越大，其渐开线的曲率半径越大，当基圆半径 趋于无穷大时，其渐开线变成直线。故齿条的齿廓就是 变成直线的渐开线。 （6）基圆内没有渐开线。 三、渐开线齿廓啮合特点 1、渐开线齿廓满足啮合基本定理并能保证定传动比传动 ? O P i12 ? 1 ? 2 ? 常数 ? 2 O1 P2、渐开线齿廓传动中心距可分性?1 O2 P r2' rb 2 i12 ? ? ? ' ? ? 2 O1 P r1 rb1渐开线齿轮的传动比又与两轮基圆半径成反比。，其 基圆的大小是不变的，所以当两轮的实际中心距与设计 中心距不一致时，而两轮的传动比却保持不变。这一特 性称为传动的可分性。§5-4标准直齿圆柱齿轮各部分名称及几何尺寸计算一．齿轮各部分名称和符号 其主要包含以下部分。 （1）齿顶圆：齿轮所有各齿的顶端都在同一个圆上，这个过 齿轮各齿顶端的圆称作齿顶圆，用 表示其直径。 da （2）齿根圆：齿轮所有各齿之间的齿槽底部也在同一圆上， 这个圆称作齿根圆，用 表示其直径。 df （3）基圆：前面我们已经提到过这个圆。也就是形成渐开线 的基础圆，其直径用 表示。 db （4）分度圆：为便于齿轮几何尺寸的计算、测量所规定的一 个基准圆，其直径 d 表示。（5）齿厚：轮齿在任意圆周上的弧长，用S表示。 （6）齿槽宽：又称齿间宽，齿槽在任意圆周上的弧长，用e 表示。 （7）齿距：任意圆周上相邻两齿间同侧齿廓之间的弧长， 用 P表示 （9）齿顶高：分度圆与齿顶圆之间的径向高度，用 ha 表示。 （10）齿根高：分度圆与齿根圆之间的径向高度，用 hf 表示。 （11）齿全高：齿顶圆与齿根圆之间的径向高度，用h表示。二、齿轮基本参数（1）齿数：在齿轮整个圆周上轮齿的总数，用z表示。 它将影响传动比和齿轮尺寸。 （2）模数：模数是分度圆作为齿轮几何尺寸计算依据的 基准而引入的参数。 p d ? mz m=? （3）压力角 我们通常所说的齿轮压力角是指在分度圆上的压 力角，国家标准（GB1356-88）中规定分度圆压力角为 标准值，一般情况下为 ? ? 20??（4）齿顶高系数和顶隙系数：为了以模数m表示齿轮的 几何尺寸，规定齿顶高和齿根高分别为： * * h f ? (ha ? c* )m ha ? ha ? m 两个参数也已经标准化，其值分别为 h* ? 1.0 c * ? 0.25a三、几何尺寸计算 如书表6-2 （略）§5-5 渐开线圆柱直齿轮的啮合传动一、一对渐开线齿轮正确啮合的条件两对齿分别在K，K’点啮合，根据啮合基本定律 （也可根据渐开线齿廓啮合特点） K在N1N2上 , K’在N1N2上 KK’――法向齿距 在齿轮1上：KK’=Pb1 在齿轮2上：KK’=Pb2 ∴Pb1=Pb2Pb ??d bz??zd cos? ? p cos? ? ?m cos?→Pb1 ? ?m1 cos?1 Pb 2 ? ?m2 cos? 2所以m1 cos?1 ? m2 cos? 2?m1 ? m 2 ? m ? ?? 1 ? ? 2 ? ?即:正确啮合条件是二、渐开线齿轮连续传动的条件 对齿轮的啮合只能推动从动轮转过一定的角度，而要使 齿轮连续地进行转动，就必须在前一对轮齿尚未脱离啮合 时，后一对轮齿能及时地进入啮合。显然，为此必须使，B1 B2 ? pb? ? 表示 B1 B2与 pb的比值，称为重合度 ? ? ? 1 2 ? 1 我们用符号 pb ? ? 一般可在1.1～1.4范围三、无侧隙啮合条件 在齿轮传动中，为避免或减小轮齿的冲击，应使两轮 齿侧间隙为零；而为防止轮齿受力变形、发热膨胀以及 其它因素引起轮齿间的挤轧现象，两轮非工作齿廓间又 要留有一定的齿侧间隙。 这个齿侧间隙一般很小，通常由制造公差来保证。所 以在我们的实际设计中，齿轮的公称尺寸是按无侧隙计 算的。BB由于轮齿传动时，仅两轮节圆作纯滚动，故无侧隙 啮合条件是：一个齿轮节圆上的齿厚等于另一个齿轮节 ' ' 圆上的齿槽宽，即：s1' ? e2 与 s2 ? e1' 一对标准外啮合齿轮传动的情况，当保证标准顶隙 m a ? r1 ? r2 ? ( z1 ? z 2 ) 时，两轮的中心距应为 2§5-6 渐开线齿轮的加工方法一、齿轮的加工方法 近代齿轮的加工方法很多，有铸造法、热轧法、冲 压法、模锻法和切齿法等。其中最常用的是切削方法， 就其原理可以概括分为仿形法和范成法两大类。1．仿形法 顾名思义，仿形法就是刀具的轴剖面刀刃形状和被 切齿槽的形状相同。其刀具有盘状铣刀和指状铣刀等， 如图所示。切削时，铣刀转动，同时毛坯沿它的轴线方向移动一 个行程，这样就切出一个齿间，也就是切出相邻两齿的 各一侧齿槽；然后毛坯退回原来的位Z，并用分度盘将 360? 毛坯转过 z ，再继续切削第二个齿间（槽）。依次进 行即可切削出所有轮齿。 在加工z不同的齿轮时，每一种齿数的齿轮就需要一 把铣刀。显然，这在实际上是作不到的。所以，在工程 上加工同样m与的齿轮时，根据齿数不同，一般备有8把 或15把一套的铣刀，来满足加工不同齿数齿轮的需要。 书表6-4。2．范成法（又称展成法） 这种方法是加工齿轮中最 常用的一种方法。利用一对齿 轮互相啮合传动时，两轮的齿 廓互为包络线的原理来加工的。 将一对互相啮合传动的齿轮 之一变为刀具，而另一个作为轮 坯，并使二者仍按原传动比进行 传动，则在传动过程中，刀具的齿廓便将在轮坯上包络 出与其共轭的齿廓。常用的刀具有齿轮插刀、齿条插刀和齿轮滚刀。二、 根切与Zmin 用范成法加工齿轮时，有时会 发现刀具的顶部切入了轮齿的根部 ，而把齿根切去了一部分，破坏了 渐开线齿廓，如图所示。这种现象 称为根切。 根切的齿轮会削弱轮齿的抗弯强度、降低传动的重 合度和平稳性。所以在设计制造中应力求避免根切。 用范成法加工齿轮，若刀具的齿顶超过啮合极限点 N1则被切齿轮必定发生轮齿根切。不根切的条件可以表示为 PB1 ? PN1 ，即：* ha mmz sin ? ? sin ? 2* 2 ha z? sin 2 ?此，渐开线标准齿轮不根切的最少齿数为 z min* ? ? 20? ， ha ? 1.0 时，z min ? 17* 2ha ? sin 2 ?§5-7 齿轮传动失效形式及计算准则一、失效形式 齿轮传动的失效主要是指齿轮轮齿的破坏，主要有 以下5种形式： 1、轮齿折断 弯曲疲劳折断――闭式硬齿面齿轮传动最主要的失 效形式。 过载折断――载荷过大或脆性材料 部分形式：齿根整体折断――直齿，b较小时 局部折断――斜齿或偏载时提高轮齿抗折断能力的措施： ? 1） 减小齿根应力集中（增加齿根过渡圆角，降低齿 根部分表面粗糙度） ? 2） 高安装精度及支承刚性，避免轮齿偏载，设计时 限制齿根弯曲应力小于许用值 ? 3） 改善热处理，使其有足够的齿芯韧性和齿面硬度 齿根部分进行表面强化处理（喷丸、滚压） 2、齿面疲劳点蚀―闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式 收敛性点蚀――开始由于表在粗糙，局部接触应力较大 引起点蚀，过后经跑合，凸起磨平软齿面逐渐消失 扩展性点蚀――硬齿面发生点蚀或软齿面时 位Z：节线附近?原因：1）单齿对啮合接触应力较大；2）节线处相对滑 动速度较低，不易形成润滑油膜；3）另外油起到一 个媒介作用，润滑油渗入到微裂纹中，在较大接触应 力挤压下使裂纹扩展直至表面金属剥落。 防止措施：1）提高齿面硬度；2）降低表面粗糙度；3） 采用角度变位（增加综合曲率半径）；4）选用较高 粘度的润滑油；5）提高精度（加工、安装）；6）改 善散热。 开式齿轮传动由于磨损较快，一般不会点蚀 3、齿面磨损――开式齿轮的主要失效形式 类型――齿面磨粒磨损防止措施：1）提高齿面硬度；2）降低表面粗糙度；3） 降低滑动系数；4）润滑油定期清洁和更换；5）变开 式为闭式。 4、齿面胶合――高速重载传动的主要失效形式――热 胶合。 原因：高速、重载→压力大，滑动速度高→摩擦热大→ 高温→啮合齿面粘结（冷焊结点）→结点部位材料被 剪切→沿相对滑动方向齿面材料被撕裂。 低速重载或缺油→冷胶合（压力过大、油膜被挤破引 起胶合） 形式：热胶合――高速重载；冷胶合――低速重载，缺 润滑油防止措施：1）采用抗胶合能力强的润滑油（加极压添加 剂）；2）采用角度变位齿轮传动，使滑动速度VS下降。 3）减小m和齿高h，降低滑动速度VS；4）提高齿面硬 度；5）降低表面粗糙度；6）配对齿轮有适当的硬度 差；7）改善润滑与散热条件。 5、齿面塑性变形―低速重载软齿轮传动的主要失效形式 齿面在过大的摩擦力作用下处于屈服状态，产生沿 摩擦力方向的齿面材料的塑性流动，从而使齿面正确 轮廓曲线被损坏。 防止措施：1）提高齿面硬度；2）采用高粘度的润滑油 或加极压添加剂§5-7 齿轮传动失效形式及计算准则 一、齿轮材料 选择齿轮材料总体上要考虑防止产生齿面失效和轮齿折 断。 基本要求：齿面要硬，齿芯要韧 常用的齿轮材料 1、钢――最常用，可通过热处理改善机械性能 （1）锻钢： 软齿面齿轮（HBS≤350） 如45、40Cr 热处理，正火调质，加工方法，热处理后 精切齿形―8、7级，适合于对精度、强度和速度要求 不高的齿轮传动 （2）铸钢――用于尺寸较大齿轮，需正火和退火以消除 铸造应力。强度稍低硬齿面齿轮（HBS&350）（是发展趋势） 20Cr，20CrMnTi，40Cr，30CrMoAlA，表面淬火，渗碳淬 火，氮化和氰化，先切齿→表面硬化→磨齿精切齿形 →5、6级 适合于高速、重载及精密机械（如精密机床、航空发动 机等） 2、铸铁――脆、机械强度，抗冲击和耐磨性较差，但抗 胶合和点蚀能力较强，用于工作平稳、低速和小功率 场合。 铸铁：灰铸铁；球墨铸铁――有较好的机械性能和耐磨 性 3、非金属材料――工程塑料（ABS、尼龙）、夹布胶木§5-9 直齿圆柱齿轮传动的设计一、受力分析在不计及齿面摩擦力时，即为作 用于齿面法线方向上的法向载荷Fn。 渐开线齿形任何一点上的法线均与基 圆相切，如图所示。 P1 则小齿轮名义转距T为 T1 ? 9550 n1 二、计算载荷 考虑原动机和工作机的不平稳， 轮齿啮合时产生的动载荷，应对名义载荷进行修正 系数K可由表6-7查得 通可以近似地取载荷系数 K=1.3-1.7Fnc ? KF2000 T1 K n ? d1 cos a§5-10 直齿圆柱齿轮传动的强度计算一、齿根弯曲疲劳强度计算――防止弯曲疲劳折断其依据是材料力学中的悬臂梁的应力分析。齿根上 的弯矩最大，轮齿的弯曲疲劳强度齿根处最弱M 6 Fn cosaF hF ?F ? ? 2 W bSFh 6( ) cos? 6 KFt h cos? KFt ?F ? ? ? m bm S 2 bS 2 cos? ( ) cos? m校核公式2KT1YFaYsa Y? ?F ? ? [? ] F 3 2 ? d m Z1设计公式2 KT1 YFS Y? m? ? 2 ? d Z 1 [? ] FYFa――齿形系数，只与齿形有关令? d ? b / d1――齿宽系数二、齿面接触疲劳强度计算 直齿圆柱齿轮接触疲劳强度计算是防止齿面点蚀破坏 的计算方法，其理论依据是两平行圆柱体的接触应力理论1接触应力?H ??1 ? 1 ? ?12q ? E1?1?22 1 ? ?2 ? E2? 对于标准直齿轮， ? 20? ，Z H ? 2.5 ， d ? b / d1 ?校核公式? H ? 2.5Z E Z?KFt u ? 1 ? ? [? ]H bd1 u设计公式 d1 ? 2.323K? u ? 1 ? Z E Z ? ? ? ?d u ? [? ] H ?? ? ? ?2三、齿轮传动强度计算说明 1 1、弯曲强度计算，要求， ? F 2 ? [? ]F 2， ? F1 ? [? ]F）对大小 YFa 2YSa 2 齿轮，其它参数均相同只有 不同，应将其中较大 [? ] F 2 者代入计算。 2、接触强度计算公式中， ? H 1 ? ? H 2 ，许用值取小的。 3、轮齿面――按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯 曲疲劳强度 硬齿面――按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接 触疲劳强度四、参数选择 1、齿数Z1 闭式软齿面齿轮（点蚀）→Z1可取多一些 （20~40 闭式硬齿面齿轮（弯曲疲劳）→a一定时，宜取Z1少 一些（使m↑），Z1=17~20 2、许用弯曲应力 ? F lim1, 2YST [? ] F1, 2 ? YN YXS F min3、许用接触应力[? H ] ?? H limS HmimZ N ZW4、传动比 单级闭式传动，一般取i ? 5（直齿）、 i ? 7 （斜齿§5-11斜齿圆柱齿轮传动的设计特点一．齿面形成及啮合特点 斜齿圆柱齿轮齿面形成的 原理与直齿轮相似，所不同 的是直线 KK 与轴线不平行， ?b 而有一个夹角啮合特点： 1）当两直齿轮啮合时，其齿面接触线是与整个齿轮轴线 平行的直线。因此，直齿轮啮合时，整个齿宽同时进 入和退出啮合，所以容易引起冲击、振动和噪声，从 而影响传动的平稳性，不适宜于高速传动。 2）当两斜齿轮啮合时，由于轮齿的倾斜，一端先进入啮 合，另一端后进入啮合，其接触线由短变长，再由长 变短，极大地降低冲击、振动和噪声，改善了传动的 平稳性。相对于直齿轮而言更适合高速传动。 3）斜齿圆柱齿轮相对于直齿圆柱齿轮而言，可以增大 重合度、降低根切齿数，可以提高齿轮承载能力，减 小结构尺寸。二、斜齿轮的基本参数及尺寸计算 1．法面模数与端面模数tan ? ??dldb cos? t ? d由上面两式可以得到 tan ? b ? tan ? ? cos? t 所以mn ? mt cos ?? ? 7 ? ~ 20?一般2．法面压力角与端面压力角tan? n ? tan? t ? cos ?3．法面、端面齿高系数与顶隙系数* * * h f ? (han ? cn )mn ? (hat ? ct* )mt* * ha ? han mn ? hat mt* 式中 han 、cn 为标准值。 三．斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 见教材表(6-13)。其中特别要注意：公式中的法面参数 为标准值。*四、斜齿圆柱齿轮的当量齿数为确定当量齿数，如图所示。过 斜齿轮分度圆上C点，作斜齿轮 法面剖面，得到一椭圆。该剖面 上C点附近的齿型可以视为斜齿 轮的法面齿型。以椭圆上点C的 曲率半径作为虚拟直齿轮的分 度圆半径，并设该虚拟直齿轮 的模数和压力角分别等于斜齿轮的法面模数和压力角， 该虚拟直齿轮即为当量齿轮，其齿数即为当量齿数。 2? d z zv ? ? ? 2 mn mn cos ? cos3 ?五、斜齿圆柱齿轮传动正确啮合条件??1 ? ? ? 2 ? ?m n1 ? m n 2 ? m n ?? ? ? ? ? n2 n ? n1六、斜齿圆柱齿轮传动正确啮合条件§6.11 直齿圆锥齿轮传动 圆锥齿轮机构主要用来传递两相交轴之间的运动和动力, 如图6-44。圆锥齿轮的轮齿是分布在一个截锥体上的，一对圆锥齿轮两轴之间的夹角可根据传动的需要来决定。 但通常情况下，工程上多采用的是 ? ? 90? 的传动一、直齿圆锥齿轮齿廓的形成锥齿轮的齿廓是发生面S在基圆锥上作纯滚动时形成 的，发生面上K点将在空间展开成一渐开线AK。显然，渐 开线是在以锥顶O为中心，锥距R为半径的球面上。 背锥是过锥齿轮的大端，其母线与锥齿轮分度圆锥 母线垂直的圆锥。将两锥齿轮大端球面渐开线齿廓向两 背锥上投影，得到近似渐开线齿廓。接下来将两背锥展 成两扇形齿轮，设想把扇形齿轮补足成一个完整的圆柱 齿轮。该假想的圆柱齿轮称作圆锥齿轮的当量齿轮齿数称作圆锥齿轮的当量齿数，用 zv 表示 二、直齿圆锥齿轮传动的参数及几何尺寸 1．基本参数 压力角一般为* ha ? 1z1 z v1 ? cos? 1? ? 20?c * ? 0.2?1 z 2 r2 sin ? 2 圆锥齿轮传动的传动比为 i12 ? ? ? z ? r ? sin ? 2 1 1 12．几何参数计算 书表6-15§5-13 齿轮的结构设计一、齿轮结构设计 1、齿轮轴 当齿轮的齿根直径与轴径很接近时，如图，可以将 齿轮与轴作成一体的，称为齿轮轴2、实体式齿轮 齿顶圆直径小于160mm （当轮缘内径D与轮毂外径相 差不大时，而轮毂长度要大 于等于1.6倍的轴径尺寸） 时可以采用这种实体式结构，如图所示 3、腹板式结构 当直径大于160mm时， 为了减轻重量，节约材料， 同时由于不易锻出辐条， 常采用腹板式结构4、对于齿轮齿顶圆 直径小于500mm的齿轮， 一般采用锻或铸造轮辐式二、齿轮传动润滑 1、润滑方法及油量选择 开式齿轮传动速度较低，一般采用润滑脂或定时滴油润 滑。 闭式齿轮传动常利用浸油法或喷油法润滑： 1）浸油法：大齿轮浸入一个齿高，对于多级齿轮传动的 高速级，可以采用带油轮。由于大齿轮或带油轮可以 将油带起，溅落到被润滑处，也称为飞溅润滑。此时 要求齿轮线速度不高于。对于单级，每传递1Kw功率约 需要0.35L或更多的油量，多级传动可以按比例（级数） 增加。2）喷油润滑：在线速度超过上述数值使用时，要求齿轮宽度大时增 加喷嘴的数目。在节圆线速度不大于时，直接由进入啮合的一侧 向啮合处喷油。油量按10mm齿宽用0.45L/min或者每千瓦用8.5L/s 来计算，喷油压力一般为0.01～0.2MPa。 对于非金属齿轮，载荷较小时可以不进行润滑。有时也可加入适量 油以改善摩擦性能，提高承载能力，或改善材料使其具有自润滑 能力。2）润滑剂的选择 润滑剂有三大类： （1）液体润滑剂（常用） （2）润滑脂：用于低速传动，无法使用液体润滑剂时使 用。 （3）固体润滑剂：其使用取决于使用条件及工艺水平。第六章 蜗杆传动§6-1 蜗杆传动 的类型和特点蜗杆传动是由蜗杆和蜗轮组成。 常用于交错轴∑＝90°的两轴之间 传递运动和动力。一般蜗杆为主动 件，作减速运动。 一、蜗杆传动的特点 与齿轮传动相比较，蜗杆传动 具有传动比大，在动力传递中传动 比在8～100之间，在分度机构中传动比可以达到 1000；传动平稳、噪声低；结构紧凑；在一定条件下可以实现自锁等优点而得到广泛使用。但蜗杆传动有效率低、发热量大和磨损严重， 涡轮齿圈部分经常用减磨性能好的有色金属（如 青铜）制造，成本高等缺点。 二、蜗杆传动的类型 按蜗杆分度曲面的形状不同，蜗杆传动可以分为： 圆柱蜗杆传动（如图a）、环面蜗杆传动（如图b）、锥 蜗杆传动（如图c）三种类型。1、圆柱蜗杆传动 圆柱蜗杆传动可以分为普通圆柱蜗杆传动和圆弧圆 柱蜗杆传动 普通圆柱蜗杆传动根据齿廓曲线主要分为三种： 阿基米德圆柱蜗杆（ZA蜗杆） 渐开线圆柱蜗杆（ZI蜗杆） 法向直廓圆柱蜗杆（ZN蜗杆） 本章只讨论阿基米德圆柱蜗杆，加工时，梯形车刀 切削刃的顶平面通过蜗杆轴线，在轴向剖面具有直线 齿廓，法向剖面N-N上齿廓为外凸线，端面上齿廓为阿基 米德螺线。这种蜗杆切制简单，但难以用砂轮磨削出精 确齿形，精度较低。§6-2 蜗杆传动的主要参数和几何尺寸计算如图所示，在中间平面 上，普通圆柱蜗杆传动就相 当于齿条与齿轮的啮合传动 故此，在设计蜗杆传动时， 均取中间平面上的参数（ 如模数、压力角）和尺寸 （如齿顶圆、分度圆等） 为基准，并沿用齿轮传动的计算关系，一、主要参数 1、模数m和压力角 蜗杆传动的尺寸计算与齿轮传动一样，也是以模数m 作为计算的主要参数。在中间平面内蜗杆传动相当于齿 轮和齿条传动，蜗杆的轴向模数和轴向压力角分别与涡 轮的端面模数和端面压力角相等，为此将此平面内的模 数和压力角规定为标准值，标准模数见书中所附表格， 标准压力角为20° 。 2、蜗杆头数z1和传动比 蜗杆头数z1可根据要求和的传动比和效率来选定。单头 蜗杆传动的传动比可以较大，但效率较低。如果要提高 效率，应增加蜗杆的头数。但蜗杆头数过多，又会给加 工带来困难。所以，通常蜗杆头数取为1、2、4、6。通常蜗杆为主动件，蜗杆与蜗轮之间的传动比为i? n1 z 2 ? n2 z1其中：z2为蜗轮的齿数 3、导程角γ 蜗杆的直径系数q和蜗杆头数z1选定之后，蜗杆分度圆 柱上的导程角γ也就确定了z1 pa z1?m z1m z1 pz tan? ? ? ? ? ? ?d1 ?d1 ?d1 d1 q4、蜗杆的分度圆直径d1 在蜗杆传动中，为了保证蜗杆与配对蜗轮的正确啮合，常 用与蜗杆相同尺寸的蜗轮滚刀来加工与其配对的涡轮。这 样，只要有一种尺寸的蜗杆，就需要一种对应的蜗轮滚刀。 对于同一模数，可以有很多不同直径的蜗杆，因而对每一 模数就要配备很多蜗轮滚刀。显然，这样很不经济。 为了限制蜗轮滚刀的数目及便于滚刀的标准化，就对每一 标准模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d1 ，而把比值 d 称为蜗杆直径系数。 q? 1m5、蜗杆传动的标准中心距a?1 1 ( d1 ? d 2 ) ? ( q ? z 2 ) m 2 2§6-3蜗杆传动的常用材料和结构一、蜗杆和蜗轮材料 由失效形式知道，蜗杆、蜗轮的材料不仅要求有足够 的强度，更重要的是具有良好的磨合（跑合）、减磨性、 耐磨性和抗胶合能力等。 蜗杆一般是用碳钢或合金钢制成：一般不太重要的 低速中载的蜗杆，可采用40、45钢，并经调质处理 。高 速重载蜗杆常用15Cr或20Cr、20CrMnTi等，并经渗碳淬 火 。 蜗轮材料为铸造锡青铜（ZCuSn10P1,ZCuSn5Pb5Zn5）， 铸造铝铁青铜（ZCuAl1010Fe3）及灰铸铁（HT150、 HT200）等。锡青铜耐磨性最好，但价格较高，用于滑动 速度大于3m/s的重要传动；铝铁青铜的耐磨性较锡青铜差一些，但价格便宜，一般 用于滑动速度小于4m/s的传动；如果滑动速度不高（小 于2m/s），对效率要求也不高时，可以采用灰铸铁§6-4蜗杆传动的受力分析和强度计算一、蜗杆传动的失效形式、设计准则和齿轮传动一样，蜗杆传动的失效形式主要有：胶 合、磨损、疲劳点蚀和轮齿折断等。由于蜗杆传动啮 合面间的相对滑动速度较大，效率低，发热量大，再 润滑和散热不良时，胶合和磨损为主要失效形式。 蜗杆传动的设计准则为：闭式蜗杆传动按蜗轮轮齿的 齿面接触疲劳强度进行设计计算，按齿根弯曲疲劳强 度校核，并进行热平衡验算；开式蜗杆传动，按保证 齿根弯曲疲劳强度进行设计。一、受力分析1、蜗轮转向判断 蜗杆蜗轮转向关系可以用“主动轮左（右）手法则” 判断，即蜗杆为右（左）旋时用右（左）手，并以四 指弯曲方向表示蜗杆转向，则拇指所指的反方向为蜗 轮上节点的速度方向。2、轮齿上的作用力 蜗杆传动的受力与斜齿圆柱齿轮相似，弱不计齿面间 的摩擦力蜗杆作用于蜗轮齿面上的法向力Fn2在节点C处 可以分解成三个互相垂直的分力Ft1 ? 2T1 ? ? Fx 2 d12T2 Ft 2 ? ? ? Fx1 d2Fr 2 ? Ft 2 tan? t 2 ? ?Fr1二、强度计算 蜗轮齿面接触疲劳强度计算公式和斜齿圆柱齿轮相 似，也是以节点啮合处的相应参数歹徒赫兹公式导出 的。 当用青铜蜗轮和钢蜗杆配用时，蜗轮齿面接触疲劳强 KT2 度 ? H ? 500 ? [? ] H 2 d 2 d1 校核公式为：? 500 m 2 d1 ? ? ? z [? ] H ? 2 ? ? KT2 ? ?2设计公式为： K为载荷系数，一般取K=1.1～1.3。当载荷平稳， 蜗杆圆周速度小于3m/s，7级以上精度时取小值，否则 取大值。§6-5 蜗杆传动的效率、润滑及热平衡计算一、传动效率 闭式蜗杆传动的总效率包括：轮齿啮合效率、轴承 摩擦效率（0.98～0.995）和搅油损耗效率（0.96～ 0.99），即： ? = ?1 ? 2 ?3当蜗杆主动时，可近似按螺旋副的效率? ? 闭式传动，当z1＝1时，＝0.7～0.75；当z1＝2时，＝ ? 0.75～0.82；当z1＝4时，＝0.87～0.92；自锁时&0.5 ? 开式传动，当z1＝1、2时，＝0.6～0.7；tan? ?1 ? tan( ? ? v ) ?二、润滑 由于蜗杆传动时的相对滑动速度大、效率低、发热量大， 故润滑特别重要。 对于闭式蜗杆传动，根据工作条件和滑动速度参考表格 中推荐值选定润滑油和润滑方式。 当采用油池润滑时，在搅油损失不大的情况下，应有适 当的油量，以利于形成动压油膜，且有助于散热。对于下 Z式或侧Z式蜗杆传动，浸油深度应为蜗杆的一个齿高； 当蜗杆圆周转速大于4m/s时，为减少搅油损失，常将蜗杆 上Z，其浸油深度约为蜗轮外径的三分之一。三、热平衡计算 由于蜗杆传动效率较低，发热量大，润滑油温升增加， 粘度下降，润滑状态恶劣，导致齿面胶合失效。所以对 连续运转的蜗杆传动必须作热平衡计算。 摩擦损耗功率为 Ps ?
? ?) 箱体外壁散发的热量折合的相当功率为 Pc ? K s A(t1 ? t 0 ) 热平衡的条件是：Pc ? Pe 即 ? ? ) t1 ? ? t0 Ks AK s 为箱体表面散热系数，一般取＝8.5～17.5W/(m2? °C)A为箱体散热面积（m2）? a ? A ? 0.33? ? ? 100?1.75复习：在齿轮传动中传动比是很重要的一个参数 一对齿轮传动比计算公式：? 1 z2 i12 ? ? , ? 2 z1但是实际应用中往往是多个齿轮组 成的一个系统，这些齿轮的传动比如 何计算呢？第七章 轮系设计§7-1轮系的类型一、轮系的分类 1．定轴轮系 轮系运转时，如果各齿轮轴线的位置都固定不动，则称之为 定轴轮系（或称为普通轮系）。1 2342．周转轮系 轮系运转时，至少有一个齿轮轴线的位置不固定，而是绕 某一固定轴线回转，则称该轮系为周转轮系。 按照自由度数目的不同，又可将周转轮系分为两类： 1）差动轮系 自由度为2行星轮系杆行星轮系杆 中心轮 （主动） 中心轮 （主动）２）行星轮系自由度为１行星轮系杆 中心轮 （主动） 中心轮 （固定）二、轮系的功用1．实现相距较远的两轴之间的传动2．实现分路传动3．实现变速变向传动n''' 3n1n44．实现大速比和大功率传动两组轮系传动比相同，但是结构尺寸不同5．实现运动的合成与分解 运动输入运动输出§7-2 定轴轮系的传动比计算定轴轮系的传动比输入轴与输出轴之间的传动比为:i15轮系中各对啮合齿轮的传动比大小为：?1 n1 ? ? ?5 n5?1? 1 z2 i12 ? ? , ? 2 z1 ? 3? z4 i3?4 ? ? , ? 4 z3?? 2 z3 i23 ? ? ? 3 z2i4?5? 4? z5 ? 3 ? ? ? 5 z4??? ' ? ? ?4' 3 4?5i12 ? i23 ? i3?4 ? i4?5z 2 ? z 3 ? z4 ? z5 ?1 ? ? 2 ? ? 3? ? ? 4? ? 1 ? i 15 ? ? ? z1 ? z2 ? z3? ? z4? ?2 ??3 ??4 ??5 ?5i AB一般定轴轮系的传 动比计算公式为：? A 从A到B所 有 从 动 轮 齿 数 连 乘 积 ? ? ? B 从A到B所 有 主 动 轮 齿 数 连 乘 积传动比计算中要注意两个问题： 一、主从动齿轮的判断 方法：根据齿轮间的啮合关系写出传动线主 从 主 从 1 ― 2 ― 3 == 3 ― 4 == 4 ― 5 ‘ ‘ 从 主 主 从二、如何确定平面定轴轮系中的转向关系？一对外啮合圆柱齿轮传动 两轮的转向相反，其传动 比前应加 “－”号?1 z2 i12 ? ?? ?2 z1一对内啮合圆柱齿轮传动两 轮的转向相同，其传动比前 应加“+”号z3 ?2 i23 ? ?? ?3 z2该轮系中有3对外啮 合齿轮，则其传动比 公式前应加(?1)3i 15z 2 ? z 3 ? z4 ? z5 ? ( ?1) z1 ? z2 ? z3? ? z4?3若传动比的计算结果为 正，则表示输入轴与输 出轴的转向相同，为负 则表示转向相反。如何确定空间定轴轮系中的转向关系？ 空间定轴轮系中含有轴 线不平行的齿轮传动 “+”、“－”不能表示 不平行轴之间的转向关系 不 平 行空间定轴轮系传动比前 的“+”、“－”号没 有实际意义不平行如何表示一对平行轴齿轮的转向？机构运 动简图齿轮回转方向线速度方向用线速度方 向表示齿轮 回转方向投影方向机构运 动简图投影方向如何表示一对圆锥齿轮的转向？机构运 动简图投影向方影投线速度方向表示齿轮回 转方向 齿轮回转方向 线速度方向用线速度方 向表示齿轮 回转方向如何表示蜗杆蜗轮传动的转向？右旋蜗杆 蜗杆回转方向 蜗杆上一点 线速度方向 机构运 动简图蜗轮回转方向表示蜗杆、蜗轮 回转方向蜗杆旋向影响蜗轮的回转方向如何判断蜗杆、蜗轮的转向？蜗杆的转向右旋蜗杆 左旋蜗杆左 手 规 则以左手握住蜗杆，四指 指向蜗杆的转向，则拇 指的指向为啮合点处蜗 轮的线速度方向。右 手 规 则以右手握住蜗杆，四指 指向蜗杆的转向，则拇 指的指向为啮合点处蜗 轮的线速度方向。例题机床变速箱，通过中间轴 上的双联齿轮3、4和5、6可以实 现四档转速。已知各齿轮齿数按 顺序为20、40、44、24、20、25、 50、45求各档传动比？ 解：1、分析传动，写出啮合顺序线 2、分清主从，计算传动比 档位 啮合线 2―4==6―8 传动比1 2 3 4iⅠⅢ=（-1）2.(z4. z8./z2.z6)=1.082―4==5―71―3==6―8iⅠⅢ=（-1）2.(z4. z7./z2.z5)=1.5iⅠⅢ=（-1）2.(z3. z8./z1.z6)=3.961―3==5―7iⅠⅢ=（-1）2.(z3. z7./z1.z5)=5.5§7-3 周转轮系的传动比计算§11-3 Train Ratio of Elementary Epicyclic Gear Train定轴轮系传动比计算公式Train ratio of a gear train with fixed axes周转轮系传动比计算Can not be calculated as A gear train with fixed axes?反转法原理，将周转 轮系转化为定轴轮系Imagine we add an angular velocity to the whole gear train,the Elementary Epicyclic Gear Train is converted into a gear train with fixed axes一、周转轮系的传动比计算思路 周转轮系传动比的计算方法（转化机构法）Train Ratio of Elementary Epicyclic Gear (converted gear train method) 周转轮系 epicyclic gear train 反转法 定轴轮系（转化机构）convered gear train定轴轮系传动比计算公式求解周转轮系的传动比周转轮系ωH给整个周转轮系加一个与系杆H的角速度 大小相等、方向相反的公共角速度?ωH构件名称 系杆Ｈ 中心轮１ 行星轮２ 中心轮３ 原周转轮系中 各构件的角速度 转化机构中各 构件的角速度H ?H ? ?H ??H ? 0 ?1H ? ?1 ? ? H?Ｈ ?1?2?3? 2H ? ? 2 ? ? H ?3H ? ?3 ? ? H在转化机构中系杆H变成了机架把一个周转轮系转 化成了定轴轮系converted gear train计算该转化机构（定轴 轮系）的传动比：i ?H 13z3 z3 z2 ? (? z )(? z ) (? z ) 1 2 1? ?H 1 H 3?1 ? ? H ? ?3 ? ? H?输入轴输出轴z3 ?1 ? ? H ?? ?3 ? ? H z1构件名称 系杆Ｈ 中心轮１ 中心轮３原周转轮系中 各构件的角速度转化机构中各 构件的角速度H ?H ? ?H ??H ? 0 ?1H ? ?1 ? ? H?Ｈ ?1?3?3H ? ?3 ? ? H二、周转轮系传动比的计算方法周转轮系的传动比计算Fig.1 the converted gear trainZ ?1H ?1 ? ?H H i13 ? H ? ? (?1)? ? 3 周转轮系转化机构的传动比 ?3 ?3 ? ?H Z1上式“－”说明在转化轮系中ωH1 与ωH3 方向相反。Its mean that gear 1 and gear 3 rotating with oppsite direction§7-4 复合轮系的传动比计算定轴轮系 周转轮系周转轮系 周转轮系复合轮系的传动比计算原则复合轮系的传动比计算在计算混合轮系传动比时，既不能将整个轮系作为定轴 轮系来处理，也不能对整个机构采用转化机构的办法。一、复合轮系传动比的计算方法1、首先将各个基本轮系正确地区分开来It is necessary to divide the combined gear train into sevral elemtary epicyclic gear train and ordinary gear trains2、分别列出计算各基本轮系传动比的方程式。Write their train ratio equations independently3、找出各基本轮系之间的联系。Find the relationship of these eqution4、将各基本轮系传动比方程式联立求解，即可求 得混合轮系的传动比。Solving the equation复合轮系的传动比计算基本轮系的划分行星轮行星轮系杆系杆中心轮中心轮周转轮系1周转轮系2. . .行星轮系杆中心轮周转轮系n定轴轮系复合轮系的传动比计算 Promblems and excercises Example 3 已知 z1 ? 20，z2 ? 40，z? ? 20，z4 ? 80，试求传动比 i1H 。 2Solution : 1.diving the gear train 2' 、3、4、H――周转轮系 1、2 ――定轴轮系 2.deriving the train ratios of subtrains independentlyn1 Z2 40 定轴轮系 ：i12 ? ? ? ? ? ? ?2 n2 Z1 20 n ?n n Z 80 周转轮系 ：i2H?4 ? 2? H ? 1 ? 2? ? ? 4 ? ? n4 ? nH nH Z 2? 203.finding the relationship of subtrains n2 ? n2?'二者转向相反n1 n1 n2 n1 n2 ? ? i12 ? i2? H ? ?10 4.Solving the equations i1H ? ? nH n2 nH n2 nH§7-5 轮系的功用§11-5 Applications of gear trains轮系的功用一、实现大传动比一对齿轮: i&8轮系的传动比i可达10000。1 22．实现分路传动3．实现变速变向传动n''' 3n1n44．实现大速比和大功率传动两组轮系传动比相同，但是结构尺寸不同5．实现运动的合成与分解 运动输入运动输出总结： 1、轮系分类： 定轴轮系、周转轮系 2、轮系功能： 远距传输、分路传动、变速变向、 大功率达速度传动、运动合成分 解 3、定轴轮系传动比计算：计算公式：从动/主动方向判断 （-1）n 或箭头作业：习题7.5第八章一、机器的组成挠性传动设计机器通常由动力机、传动装Z和工作机组成二、传动装Z定义：是实现能量传递机运动转换的装Z 作用：1）能量的分配与传递 2）运动形式的改变 3）运动速度的改变三、传动类型的选择主要指标：效率高、外廓尺寸小、质量小，运 动性能良好及符合生产条件等 主要考虑因素：①功率的大小、效率高低②速 度的大小③转动比的大小④外廓尺寸 ⑤传动质量成本的要求第八章挠性传动设计§8-1 带传动概述一、带传动的工作原理及特点1、传动原理――以张紧在至少两轮上带作为中间挠性件， 靠带与轮接触面间产生摩擦力来传递运动与动力 2、优点：1）有过载保护作用 2）有缓冲吸振作用 3）运 行平稳无噪音 4）适于远距离传动（amax=15m） 5）制造、安装精度要求不高 缺点：1）有弹性滑动使传动比i不恒定 2）张紧力较大 （与啮合传动相比）轴上压力较大 3）结构尺寸 较大、不紧凑 4）打滑，使带寿命较短 5）带与 带轮间会产生摩擦放电现象，不适宜高温、易燃、 易爆的场合。二、带传动的组成及特点1．带传动的组成固联于主动轴上的带轮1(主动轮)； 固联于从动轴上的带轮3(从动轮)； 紧套在两轮上的传动带2。2．传 动 原 理摩擦传动：当主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦力，便拖 动从动轮一起转动，并传递动力（平带和Ｖ带传动） 。 啮合传动：当主动轮转动时，由于带和带轮间的啮合，便拖动 从动轮一起转动，并传递动力（同步带传动）。3、传动特点 优点：1）有过载保护作用（过载打滑) 2）有缓冲吸振作用， 运行平稳无噪音（带有弹性） 3）适于远距离传动（中心距大） 4）结构简单，制造、安装精度要求不高，维护方便 缺点：1）有弹性滑动使传动比i不恒定 2）张紧力较大（与啮 合传动相比）轴上压力较大 3）结构尺寸较大、不紧凑 4）打 滑，使带寿命较短 5）带与带轮间会产生摩擦放电现象，不适 宜高温、易燃、易爆的场合 6）效率低。 三、带传动的类型1.应用: 带传动传动的功率P≤100KW，带速v=5-30m/s，平均传动比i≤7， 传动效率为94%-96%。同步齿形带的带速为40-50m/s，传动比i≤10， 传递功率可达200KW,效率高达98%-99%。 带传动主要用于要求传动平稳,传动比要求不严格的中小功率的 较远距离传动2.类型: 1)摩擦式带传动 按传动带的截面形状分（1）平带 平带的截面形状为矩形，内表面为工作面。平带传动，结构简单， 带轮也容易制造，在传动中心距较大的场合应用较多。（2）V带： 截面形状为梯形，两侧面为工作表面。应用最广的带传动是Ｖ 带传动，在同样的张紧力下，Ｖ带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。在相同的张紧力作用下，V带可比平带 产生较大的正压力，因而获得较大的摩 擦力。 设平带与V带传动承受相同的张紧力Q, 则平带工作时产生的摩擦力为 Ff = fN = fQ V带工作时产生的摩擦力为这种情况表明，在同样张紧条件下，V带传动的传动能力远比平 带传动大。因此，在传递相同功率的情况下，V带传动的结构较 为紧凑。(3）多楔带：它是在平带基体上由多根V带组成的传动带。可传递 很大的功率。多楔带传动兼有平带传动和Ｖ带传动的优点，柔韧 性好、摩擦力大，主要用于传递大功率而结构要求紧凑的场合。（4）圆形带： 横截面为圆形。只用于小功率传动。2)啮合式带传动同步带传动是一种啮合传动，具有的优点是：无滑动，能保证固定的传动 比；带的柔韧性好，所用带轮直径可较小;传递功率大。用于要求传动平 稳,传动精度较高的场合.(强力层为钢丝绳,变形小;带轮为渐开线齿形)3)带传动传动形式开 口 传 动交 叉 传 动半 交 叉 传 动V带有普通V带、窄V带、宽V带、汽车V带、大楔角V带等。其中以普通 V带和窄V带应用较广，本章主要讨论普通V带传动。四、V带的结构和标准1.结构:标准V带都制成无接头的环形带，其横截面结构如图所示。强 力层的结构形式有帘布结构(制造方便,抗拉强度高)和线绳结构(柔韧性好, 抗弯强度高,适用带轮直径小,转速较高场合)2.标准: 按截面尺寸的不同分为Y、Z、A、B、C、D、E共7种型 号，其截面尺寸已标准化。在同样的条件下，截面尺寸大则传递 的功率就大 3.参数和尺寸:Ｖ带的截面尺寸节面――当V带受弯曲时，长度不变的中性层。节宽――节面的宽度bp。 相对高度――V带高度h与节宽bp之比。约为0.7(窄0.9)基准长度――带节面长度(V带在带轮上张 紧后，位于带轮基准直径上的周线长度Ld 。)带轮基准直径――V带轮上与所配V带节宽bp 相对应的带轮直径。§8-3 带传动的受力分析和应力分析 一.受力分析和打滑 带传动尚未工作时，传动带中的预紧 力为F0。带传动工作时，一边拉紧，一边放松，记 紧边拉力为F1和松边拉力为F2。 设带的总长度不变，根据线弹性假设： F1－F0＝F0－F2； 或：F1 ＋F2＝2F0； 记传动带与小带轮或大带轮间总摩擦力为 Ff，其值由带传动的功率P和带速v决定。 定义由负载所决定的传动带的有效圆 周力为Fe＝P/v，则显然有Fe＝Ff。取绕在主动轮或从动轮上的传动带为研究对象，有:Fe＝Ff＝F1－F2；F1＝F0＋Fe／2；F2＝F0－Fe／2； 带传动的最大有效拉力Fmax有多大？因此有：欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系，或者 说是给出了一个具体的带传动所能提供的最大有效拉力Fec 。 包角的概念 由欧拉公式可知： ?预紧力F0↑→最大有效拉力Fec ↑ ?包角α↑→最大有效拉力Fec ↑ ?摩擦系数 f↑→最大有效拉力Fec ↑?1 ? 180? ?D2 ? D1 ? 60?(57.3) a当已知带传递的载荷时，可根据欧拉公式确定应保证的最小初拉力F0 切记：欧拉公式不可用于非极限状态下的受力分析！打滑: 若带的工作载荷加大，有效圆周力达到临界值Fmax后，则带 与带轮间会发生明显显著全面的相对滑动，即产生打滑。打滑将 使带的磨损加剧，从动轮转速急速降低，带传动失效，这种情况 应当避免。二、带传动的应力分析 分析详见→ 带传动在工作过程中带上的应力有： ◆ 拉应力：紧边拉应力、松边拉应力；◆ 离心应力：带沿轮缘圆周运动时的离心力在带中产生的离 心拉应力；◆ 弯曲应力：带绕在带轮上时产生的弯曲应力。工作时带在变应力工作状态下工作，随着位 Z的不同，应力大小在不断地变化，∴带将产 生疲劳破坏。 由疲劳强度条件：? max ? ? 1 ? ? b1 ? ? c ? [? ][? ] ――带的许用拉应力为了不使带所受到的弯曲应力过大，应限制带轮的最小直径。 槽 型 Z SPZ 50 75 A SPA 125 B SPA 200 C SPCddmin/mm6390140224§8-3普通V带传动设计一、带传动的失效形式和设计准则 1.失效形式 1）打滑；2）带的疲劳破坏 另外：磨损静态拉断等 2.设计准则：保证带在不打滑的前提下，有足 够的疲劳强度和寿命 设计的原始数据为：功率P，转速n1、n2（或传动比i），外廓 尺寸要求及工作条件等。设计内容：确定带的型号、长度L、根数Z、传动中心距a、带轮基准直径及其它结构尺寸，材料及张紧方式等。二、单根V带的基本额定功率单根普通v带在试验条件所能传递的功率，称为基本额定功率，用P1表示单根普通v带在设计所给定的实际条件下，允许传递的功率，称为额定 功率，用P／表示： P／=(P1+?P1)KαKL 式中: P1为单根V带的基本额定功率,kW； 查表5―5 单根普通v带基本额定功率P1是在特定试验条件（特定的带基准长度Ld， 特定使用寿命，传动比i=1，包角α＝180，载荷平稳）下测得的带所能传 递的功率。一般设计给定的实际条件与上述试验条件不同，须引入相应的 系数进行修正。 ?P1为功率增量,Kw; 当传动比i≠1时,带在大轮上的弯曲应力较小,传 递的功率可以增大些。查表5―6。 Kα包角修正系数，见教材表5―7；KL 带长修正系数,见教材表5―8。三、V带型号和根数的确定 Ｖ带型号可由计算功率ＰＣ和小带轮转速n1查教材图５―10 得到。 PC=KAP P为传动的额定功率kW；KA为工作情况系数，查教材表5―9。 V型带的根数Z可按下式确定： Z=PC/ P‘= PC/(P1+?P1)KαKL 一般Z=３～６，ＺmaxQ10.以保证受力均匀。 四、主要参数的确定1. 带轮的基准直径和带速 带轮直径小，则传动结构紧凑，但弯曲应力大，使带的寿命降低。设计时，应取 小轮基准直径dd1Rddmin。ddmin值见表５―４。 带速V＝πdd1n1/60×1000 式中：V的单位m/s; dd1的单位为 n1的单位为r/min. 若V太小，由P=FV可知，传递同样功率&P时，圆周力F太大，带的根数太多，且P1 太小，弯曲增加，寿命降低，措施：应dd1增加。V太大，则离心力太大，带与轮的正 压力减小，摩擦力降低，传递载荷能力下降，传递同样载荷时所需张紧力增加，带 的疲劳寿命下降，这时措施dd1应减小，否则寿命太短。一般V＝５～25m/s之间。2.中心距和带长 影响因素： a太小，结构紧凑，但带短，使绕转次数增多，降低带的寿命，同时包角α 减小，降低传动能力。a太大，传动结构尺寸增大，高速时带容易颤动。 如结构布Z有要求已定则中心距a按结构确定。 若求中心距a时：初选a0 的取值范围为：0.7( D1 ? D2 ) ? a0 ? 2( D1 ? D2 )带的长度可由几何条件求得： L＝2a+1.57(dd1+ dd2)+( dd2+ dd1)2/4a 根据中心距a0计算出带长L0,由表5―2中取接近基准长度Ld,再按下式计 算实际中心距a: a＝a0+(Ld-L0)/23.小轮包角dd 2 ? dd1 ?1 ? 180 ? ? 57.30 a0一般要求α１R120０ ,若不能满足此条件,可增大中心距或减小两轮直径差。4.初拉力适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素，初拉力 太小容易打滑，初拉力太大降低带的寿命，且对轴和轴承的压 力增大。单根V带的初拉力F0可按下式计算：F0 ? 500? Pc 2.5 ( ? 1) ? q ?V 2 ZV K?F0初拉力的控制：通过在两带和 带轮两切点跨距中点加一载荷G， 测量带的挠度，要求L=100mm， 挠度y=1.6mm合适，G值参考值见 教材表7-10。五、传动带作用在轴上的压力 带传动对轴的压力FQ即为传动带紧、松边拉力的向量和， 一般按初拉力作近似计算，由图5--12可知： FQ＝2ZF0sinα1/2 六、带传动的设计任务及步骤 v带传动设计计算前应明确的设计条件有： 1.传动的用途、工作情况和原动机种类 2.传递的功率 3. 主、从动轮转速n1、n2（或n1和传动比i） 4.其他要求，如中 心距大小，安装位Z限制等. 设计应完成的主要内容有： 1.选择v带的型号 2.确定带轮的基准直径并验算带速 3.确定带长和传动中心距 4.验算小带轮包角 5.确定带的根数 6.计算轴上的压力 7.绘制带轮的工作图七、带传动的张紧 张紧的目的 ◆ 根据带的摩擦传动原理，带必须在预张紧后才能 正常工作； ◆ 运转一定时间后，带会松弛，为了保证带传动的能力， 必须重新张紧，才能正常工作。 常见的张紧装Z有定期张紧装Z、自动张紧装Z 、张紧轮张紧装Z。1.调整中心距方式 （1）定期张紧（2）自动张紧2. 张紧轮方式§8-4链传动的特点和应用z1n1 p zn p ? 2 2 60?0 n1 z2 i12 ? ? n2 z1 v?一.链传动的结构和类型 链传动是一种具有中间挠性件(链条)的啮合传动， 组成：主动链轮、从动链轮和中间挠性件(链条)组成，通过链 条的链节与链轮上的轮齿相啮合传递运动和动力。 类型： 按工作特性分：起重链，牵引链，传动链 传动链接形式分：滚子链；齿形链二.链传动的特点和应用 特点 与带传动相比，链传动能没有滑动能保持准确的平均传动比； 张紧力小，故对轴的压力小；效率比带传动高；对工做条件要 求低 可在高温、油污、潮湿等恶劣环境下工作。 但其瞬时传动比变化造成从动轮瞬时转速不均匀，高速传动平 稳性差，工作时有噪声， 应用： 一般多用于要求平均传动比准确，中心距较大的两平行轴间， 工作条件恶劣不宜用带传动和齿轮传动地低速场合。 链传动适用的一般范围为：传递功率P≤100kW，中心距a≤5--6m，传动比i≤6，链速v≤15m／s，传动效率为0．95～0．98。三.滚子链外链板 内链板 滚子 套筒 销轴1.组成：内链板与套筒、外链板与销轴间均为过盈配合， 套筒与销轴、滚子与套筒间均为间隙配合。 内、外链板交错联接而构成铰链。链节数常用偶数，接头处用开口销或弹簧卡固定。一般前者用 于大节距，后者用于小节距。当采用奇数链节时，需采用过渡 链节。过渡链节的链板为了兼作内外链板，形成弯链板，受力 时产生附加弯曲应力，易于变形，导致链的承载能力大约降低 20%。因此，链节数应尽量为偶数。 3.主要参数： 相邻两滚子轴线间的距离称为链节距，用P表示， P越大，链条尺寸越大，其承载能力也越高4.类型： (1)两个系列： A级链：重载高速重要场合 B级链：一般传动 (2)单排链 多排链：大功率传动（一般不超过四排） 5.滚子链标记：链号―排数×链节数 标准号 例如：节距为15.875mm, 单排，86节A系列滚子链其标记为： 10A―1×86 GB6.滚子链材料：热处理的碳素钢或合金钢四.链轮 1.齿形要求： 便于链节平稳顺利进入退出啮合，受力良好 ，不易脱链，便于 加工 2.齿形： 双圆弧齿形 三圆弧一直线齿形：当采用这种齿形并用相应的标准刀具加工时， 链轮齿形在工作图上可不画出，只需在图上注明链轮的基本参数 和主要尺寸并注明“齿形按3R，GB1244-85规定制造&即可。3.基本参数： 相配的链条节距p,滚子外径d1,排距pt,齿数z 4.链轮的材料 * 小链轮的材料应好于大链轮低速轻载 中速中载中碳钢 中碳钢淬火高速重载低碳钢或低碳合金钢渗碳淬火中 碳钢或中碳合金钢表面淬火链轮的结构整体式孔板式组合式§8-5 链传动的运动特性在链传动中，链条包在链轮上如同包在两正多边形的轮子上，正多边形 的边长等于链条的节距 p。链的平均速度为：v?z1n1 p zn p ? 2 2 60 ?00链传动的平均传动比为： n z i? 1 ? 2 n2 z1链条铰链A点的前进分速度vx ? R1?1 cos ?上下运动分速度 v y ? R1?1 sin ?因为链传动工作时， β是变化的（β=-180/z1～＋180/ z1 ），所以链条的前 进速度 和上下运动速度是周期性变化的，链轮的节距越大，齿数越少，链速的变 化就 越大。 前进速度变化导致从动轮角速度变化，产生角加速度，引起动载荷。 上下运动速度变化导致链条上下抖动，同时造成啮合冲击。vx R1?1 cos ? 因为从动链轮的角速度为： ?2 ? ? R2 cos ? R2 cos ?? 也是变化的（? =-180/z2～＋180/ z2 ）,所以 ?2 是变化的所以链传动瞬时传动比为： i ? ?1 ? R2 cos ??2R1 cos ?§8-6 滚子链传动的设计计算一.链传动的主要失效形式 1.链板的疲劳破坏（松紧边拉力不同） 2.多次冲击破断（啮合冲击，冲击载荷） 3.链条铰链的磨损（开式传动，结果：节距增大易脱链） 4.销轴与套筒的胶合（高速润滑不良） 5.静强度拉断（低速重载或严重过载）。二.功率曲线图在规定试验条件下，把标准中不同节距的链条在 不同转速时所能传递的功率，称为额定功率P0，链 传动的试验条件： 1)、两链轮安装在水平轴上并共面； 2)、小链轮齿数Z1=19 链长LP=100节； 3)、单排链，载荷平稳； 4)、按规定润滑方式润滑； 5)、满载荷连续运转15000h； 6)、链条因摩损而引起的相对伸长量不超过3%； 7)、链速v&0.6m/s 。三、链传动的设计计算 已知：P，载荷性质，工作条件，转速n1、n2；求：链轮齿数Z1、Z2，节 距P，列数，中心距a，润滑方式等。 中、高速链传动（VR0.6m/s） 对于中、高速链传动，其主要失效形式是链条的疲劳破坏，它可按功 率曲线图进行设计。当实际工作条件与上述条件不同时，应对查得的P0值加 以修正。则链传动的功率P为： PQP0KzKiKαKpt/KA 式中：P名义功率，kW； KA为工作情况系数，查表5―15； Kz为小链轮系数，查表5―16；Ki为传动比系数，查表5―17； Kα为中心距系数，查表5―18；Kpt为多排链系数，查表5―19. 低速链传动（VQ0.60.6m/s） 对于低速传动，其主要失效形式为链条过载拉断，必须对静强度进行 计算。通常是校核链条的静强度安全系数S，其计算公式为： S=FQ/KAFR4-8 式中：FQ为极限拉伸载荷，表5-11。F为链的工作拉力，N。四、链传动主要参数的选择 1.链节距 链节距P越大，承载能力越大，但引起的冲击，振动和噪音也越大。为 使传动平稳和结构紧凑，应尽量选用节距较小的单排链，高速重载时，可 选用小节距的多排链。 2．链轮齿数 选择小链轮齿数Z1 ─→计算大链轮齿数Z2=iZ1。 小链轮齿数Z1过少─→运动不平稳严重。 小链轮齿数Z1过大─→增大了传动的尺寸和质量 。 另为使磨损均匀，链轮齿数宜取奇数。 3．中心距和链节数 中心距a过小――链条绕转次数增多，加剧磨损和疲劳； ――链条在小轮上的包角变小，易跳齿和脱链；中心距a过大――从动边垂度过大，造成松边颤动。 一般初选中心距 a0=(30-50)p a0max=80p计算链节数 计算理论中心距2a0 z1 ? z2 z2 ? z1 2 p 圆整取偶数 Lp ? ? ?( ) p 2 2? a0 p z ?z z ?z z ?z a ? [(Lp ? 1 2 ) ? ( Lp ? 1 2 ) 2 ? 8( 2 1 ) 2 ] 4 2 2 2?五、链传动的布Z 水平布Z，倾斜布Z，垂直布Z布置原则：两链轮轴线应平行，回转平面应在同一铅垂平 面内； 两链轮中心连线最好是水平的； 一般情况下，紧边在上，松边在下。 倾斜布置倾角由小于45? 若铅垂布置应可调中心距或加张紧装置六、链传动的张紧链传动张紧的目的，主要是为了避免磨损后链条的垂度 过大时产生啮合不良和链条的振动，跳齿和脱链现象；同时 也为了增加链条与链轮的啮合包角。 张紧方法： 调整中心距张紧； 链条磨损变长后从中去除此1-2个链节； 加张紧轮.（一般紧压在松边靠近小链轮处）弹簧力张紧砝码张紧定期调整张紧七、链传动的润滑链传动中销轴与套筒之间产生磨损，链节就会伸长，这是影响链传动 寿命的最主要因素。因而，润滑是延长链传动寿命的最有效的方法。润滑 的作用对高速重载的链传动尤为重要。良好的润滑可缓和冲击、减轻磨损、延长链条的使用寿命。 润滑油推荐采用牌号为：L-AN32、L-AN46、L-AN68等全损耗系统用油。 对于不便采用润滑油的场合，允许涂抹润滑脂，但应定期清洗与涂抹。第九章 螺纹联接和螺旋传动§9-1 螺一、螺纹的形成把一锐角为ψ的直角三角形绕到一直径为d的圆柱体 上，绕时底边与圆柱底边重合，则斜边就在圆柱体上 形成一条空间螺旋线。 如用一个平面图形K（如三角形）沿螺旋线运动并使K 平面始终通过圆柱体轴线YY-这样就构成了三角形螺纹。 同样改变平面图形K，同样可得到矩形、梯形、锯齿形、 圆弧形（管螺纹）纹二、螺纹种类? ? ?粗牙：普通联接使用 ? ?普通螺纹?细牙：小载荷、调整机 构。 ? ? ? ? 自锁性好。 ? ? ? ? ? ?圆柱管螺纹：管路联接 ? ? ? 性。高温、 联接螺纹?管螺纹?圆锥管螺纹：具有自封 ? ? ? ?高压管路。 螺纹? ? ? ? 与圆锥管螺纹相似） ?圆锥螺纹：管路联接（ ? ? ? ? ? ? ?传动螺纹：有矩形螺纹 ；梯形螺纹：双向传动 ； ? ?锯齿型螺纹：单向 ?三、螺纹的主要参数1.大径d（D）：螺纹的最大直径在标准中也作公称直径。2.小径d1(D1) ：即螺纹的最小直径 3.中径d2――在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想 圆柱面的直径，近似等于螺纹的平均直径d2≈0.5(d+d1) 4.螺距P――相邻两牙在中径圆柱面的母线上对应两点 间的轴向距离 5.导程（S）――同一螺旋线 上相邻两牙在中径圆柱面的母 线上的对应两点间的轴向距离6.线数n――螺纹螺旋线数目，一般为便于制造n≤4螺距、导程、线数之间关系：L=nP 7.螺旋升角ψ ：中径圆柱上，螺旋线的切线与垂直于 螺纹轴线的平面的夹角 8 .牙型角α ：螺纹牙型两侧边的夹角。 四、常用螺纹特点应用 1、三角形螺纹（普通螺纹） 牙型角为60?，可以分为粗牙和细牙，粗牙用于一般 联接；与粗牙螺纹相比，细牙由于在相同公称直径时， 螺距小，螺纹深度浅，导程和升角也小，自锁性能好， 宜用于薄壁零件和微调装Z。2、管螺纹 多用于有紧密性要求的管件联接，牙型角为55? ，公称 直径近似于管子内径，属于细牙三角螺纹。 3、梯形螺纹 牙型角为30? ，是应用最为广泛的传动螺纹。 4、锯齿型螺纹 两侧牙型角分别为3? 和30? 的一侧用来承受载荷， ，3? 可得到较高效率；30? 一侧用来增加牙根强度。适用于 单向受载的传动螺纹。 5、矩形螺纹 牙型角为0? ，适于作传动螺纹§9-2 螺旋副的受力分析、效率和自锁一、矩形螺纹 螺旋副是由外螺纹（螺杆）和 内螺纹组成的运动副，经过简 化可以看作推动滑块（重物） 沿螺纹表面运动（如图所示） 将矩形螺纹沿中径d2处展开 得一倾斜角为λ（即螺纹升 角）的斜面，斜面上的滑块代 表螺母，螺母和螺杆的相对运动可以看作滑块在斜面上的运动。F ? 滑块在斜面上等速上升时。 ? FQ tan( ? ? ) 当量摩擦角 ? ? arctan f ? 滑块沿斜面等速下降时，摩擦力向上 F ? FQ tan( ? ? ) 由公式可知，若λ≤ ? ，说明此时无论轴向载荷有多大， 滑块（即螺母）都不能沿斜面运动，这种现象称为自锁 螺旋副的效率W2 FQ ? s ?? ? ? W1 2?T1 FQ?d 2 tan? tan? ? FQ d 2 tan(? ? ? ) 2? tan(? ? ? ) 2§9-3 螺纹联接的基本类型一、螺纹联接主要类型 1、螺栓联接 普通螺栓联接――被联接件不太厚， 螺杆带钉头，通孔不带螺纹，螺杆 穿过通孔与螺母配合使用。装配 后孔与杆间有间隙，并在工作中 不许消失，结构简单，装折方便， 可多个装拆，应用较广。2、双头螺栓联接――螺杆两端无钉头， 但均有螺纹，装配时一端旋入被联接 件，另一端配以螺母。适于常拆卸而 被联接件之一较厚时。折装时只需 拆螺母，而不将双头螺栓从被联接件 中拧出。 3、螺钉联接 螺钉联接――适于被联接件之一较厚 （上带螺纹孔），不需经常装拆， 一端有螺钉头，不需螺母，适于受 载较小情况。4、紧定螺钉联接――拧入后，利用 杆末端顶住另一零件表面或旋入零件 相应的缺口中以固定零件的相对位Z。 可传递不大的轴向力或扭 二、标准螺纹联接件 1．螺栓 螺栓的头部有各种不同形状，但是 我们最常见的是六角头，为了满足 }