BOB半島第0 章 緒論 一、本課程研究的對象和內容 1、研究的對象：機械的組成原理、機械運動學和動力學以及機械零件設計理論和計算方法 機械：機器和機構的總稱 （1）機器：是根據某種使用要求而設計的一種人為實物組合的執(zhí)行機械運動的裝置，它可 以用來變換或傳遞能量、物料、信息，以代替或減輕人類的勞動。 三個特征：①人為的實物組合（不是天然形成的）；②各實物單元具有確定的相對運動；③ 能完成有用的機械功或轉換機械能，可用來代替或減輕人類的勞動； 一般機器包含四個組成部分：動力部分、傳動部分、控制部分和執(zhí)行部分。 （2 ）機構：能實現(xiàn)預期機械運動的各構件（包括機架）的基本組合體稱為機構。是一個具 有相對機械運動的構件系統(tǒng)，用來傳遞與變換運動和力的可動裝置。它是機器的重要組成部分， 具有機器的前兩個特征。分類：連桿機構、凸輪機構、齒輪機構、間歇機構。 機構只是一個構件系統(tǒng)，而機器除構件系統(tǒng)外，還包含電氣、液壓等其它系統(tǒng)。 構件：是運動的單元。可以是單一的整體，也可以是由幾個零件組成的剛性結構。 零件：是制造的單元。 2、研究內容：是研究機械的組成原理、運動學和動力學以及組成機械的零件（通用零件） 設計等一般方法的學科。 第一章 平面機構及其自由度 一、運動副及其分類 1、運動副：兩個構件直接接觸形成的一種可動聯(lián)接。 （1）高副：點、線接觸，應力高。一個約束、相對自由度等于2 。 （2 ）低副：面接觸，應力低。兩個約束，一個自由度。低副有轉動副和移動副。 二、平面機構運動簡圖 1、機構運動簡圖：用簡單線條和規(guī)定的符號來表示構件和運動副，并按比例表示各運動副 的相對位置。用以說明機構中各構件之間的相對運動關系的簡單圖形。 機構示意圖：僅以構件和運動副的符號表示機構而不按精確比例繪制的簡圖。 2、構件的分類：固定件、原動件、從動件 3、繪制機構運動簡圖 1 （1）應滿足條件：①構件數目與實際相同；②運動副的性質、數目與實際相符；③運動副 之間的相對位置以及構件尺寸與實際機構成比例 （2 ）步驟：①分析清楚所要繪制機械的結構和動作原理；②從原動件開始，按照運動傳遞 的順序，仔細分析各構件相對運動的性質，確定運動副的類型和數目；③合理選擇視圖平面， 通常選擇與大多數構件的運動平面相平行的平面為視圖平面；④選取適當的長度比例尺，按一 定的順序進行繪圖，并將比例尺標注圖上。 三、平面機構的自由度及其運算 1、平面機構的自由度 自由度：各構件相對于機架所能有的獨立運動的數目 作平面運動有三個自由度，空間運動有六個自由度。 每個低副引入兩個約束，使構件失去兩個自由度；每個高幅引入一個約束，使構件失去一 個自由度 自由度數：F = 3n - 2 PL - PH （設平面機構共有K 個構件，則活動構件n=K-1） 2、機構具有確定運動的條件：機構的自由度數目必須大于零且等于原動件的數目。 （1）當機構的自由度數原動件數時，機構從動件的運動是不確定的。 （2 ）當構件組的自由度0 ，原動件數時，會發(fā)生運動干涉而破壞構件。 （3 ）當構件組的自由度小于等于零時，它不是機構，而是不能產生相對運動的靜定或超靜 定剛性結構 3、計算機構自由度時注意事項 （1）復合鉸鏈：兩個以上的構件在同一處以轉動副相聯(lián)。由M 個構件匯成的復合鉸鏈應 當按M-1 個轉動副計算。 （2 ）局部自由度：與輸出運動無關的自由度。計算時應除去不計。 （3 ）虛約束：不起獨立限制作用的約束。計算時應除去不計。 ①軌跡相同；②移動副平行；③轉動副軸線重合；④對稱結構 四、速度瞬心及其在機構速度分析中的應用 1、速度瞬心：兩個作平面運動構件上速度相同的一對重合點，在某一瞬時兩構件相對于該 點作相對轉動，該點稱瞬時速度中心。 相對速度瞬心：當兩個剛體都在運動時，其瞬心稱為相對速度瞬心； 絕對速度瞬心：當兩個剛體之一是靜止的，則其瞬心稱為絕對速度瞬心。 2 瞬心數目：若機構有n 個構件，則瞬心有N=n(n-1)/2 2、瞬心的求法 （1）直接觀察法：適用于求通過運動副直接相聯(lián)的兩構件瞬心位置。 轉動副連接：鉸鏈中心即為瞬心； 移動副連接：瞬心位于垂直于移動副導路的無窮遠處； 高副純滾動：接觸點為瞬心；否則，無法確定，但必定在公法線 ）三心定律：三個彼此作平面運動的構件共有三個瞬心，且它們位于同一條直線上。此 法特別適用于兩構件不直接相聯(lián)的場合。 第二章 平面連桿機構 一、概述 1、定義：由若干剛性構件用低副鏈接而成的平面機構 2、特點： ①構件運動形式多樣；②低副面接觸的結構使其具有磨損減小，制造方便，幾何封閉的優(yōu) 點；③只能近似實現(xiàn)給定的運動規(guī)律或運動軌跡，且設計較為復雜；④運動中慣性力難以平衡， 常用于速度較低的場合。 二、平面四桿機構的類型 曲柄：能作整周轉動的連架桿；搖桿：只能在一定角度范圍內擺動的連架桿。 1、曲柄搖桿機構：一個曲柄、一個搖桿（雷達天線俯仰機構、縫紉機踏板） 通常曲柄為原動件，并作勻速轉動，而搖桿為從動件，作變速往復擺動。 2、雙曲柄機構：兩連架桿均為曲柄（慣性篩） 3、雙搖桿機構：兩連架桿均為搖桿（汽車轉向機構） 三、平面四桿機構的特性 1、曲柄存在的必要條件：①最短桿與最長桿長度之和小于或等于其余兩桿長度之和；②在 曲柄搖桿機構中，曲柄是短桿 平面四桿機構類型的判斷條件： 在滿足桿長和的條件下：①取最短桿為機架時，其連架桿均為曲柄——雙曲柄機構； ②取最短桿相鄰的構件為機架，最短桿為曲柄，另一連桿架為搖桿——曲柄搖桿機構； ③取最短桿的對邊為機架——雙搖桿機構 不滿足桿長和條件：只能是雙搖桿機構 3 2、急回特性 極位：當搖桿處在左、右兩極端位置時，對應整個機構所處的位置 極位夾角θ：當機構處在極位時對應曲柄兩位置之間所夾銳角 （等于擺角φ） 急回特性可用行程 速比系數K 來表示：極位夾 180° +θ 角越 K K ? 1 180° ?θ 大，K 值越大。 θ 180° ? K + 1 極位夾角計算公式 K 1 有急回運動 3、壓力角和傳動角 壓力角：作用在從動件上的驅動力方向與該點絕對速度方向所夾銳角，用α 表示。 實際機構中，為了度量方便，習慣用α 的余角γ 來判斷傳力性能，稱為傳動角。 α 越小，γ 越大，機構傳力性能越好。一般γmin ≥[γ]=40 °傳遞大扭矩時γmin ≥50°，當∠ BCD ＞90°時，γ= 180 °-∠BCD ；當∠BCD ＜90°時，γ= ∠BCD 。最小傳動角出現(xiàn)在曲柄與 機架共線、死點位置：在有往復運動構件的機構中，從動件與連桿共線的位置即為死點位置。這時 連桿加給曲柄的力將通過鉸鏈中心，此力對此點不產生力矩，因此不能使曲柄發(fā)生轉動。 四、平面四桿機構的演化 1、移動副取代轉動副的演化——曲柄滑塊機構（活塞式內燃機、空氣壓縮機、沖床） （1）雙滑塊機構：看成兩桿長度趨于無窮大 ①兩個移動副不相鄰：從動件的位移與原動件轉角的正切成正比——正切機構； ②兩個移動副相鄰，且其中一個移動副與機架相關聯(lián)：從動件的位移與原動件轉角的正弦 成正比——正弦機構。常見于計算裝置。 ③兩個移動副相鄰，且均不與機架相關聯(lián)：如滑塊聯(lián)軸器。 ④兩個移動副都與機架相關聯(lián)：橢圓儀。 2、變更機架的演化——導桿機構可看成是改變曲柄滑塊機構中的固定件而演化而來的 轉動導桿機構、擺動導桿機構、擺動滑塊機構、固定滑塊機構 3、擴大轉動副的演化：偏心輪機構 4、變更桿長的演化 五、平面連桿機構設計 1、基本問題：①實現(xiàn)構件給定位置；②實現(xiàn)已知運動規(guī)律；③實現(xiàn)已知運動軌跡 2、按照給定的行程速比系數設計四桿機構 4 （1）曲柄搖桿機構：已知擺桿長度、擺角、K——無唯一解 （2 ）導桿機構：已知機架長度、K 3、給定連桿位置設計四桿機構 若給定連桿兩個位置：作出B \B 和 C \C 的垂直平分線，A 、D 分別在這兩條平分線 有無窮多解；若給定連桿三個位置，則A 、D 點是確定的。 4、按照給定兩連架桿對應位置設計——解析法求解 六、平面多桿機構簡介 5 第三章 凸輪結構 一、凸輪機構的應用和分類 1、凸輪的應用：內燃機、繞線、送料、自動機床進刀 2、組成：凸輪：具有曲線輪廓或凹槽的構件，是主動件，通常等速轉動。 從動件：由凸輪控制按其運動規(guī)律作移動或擺動運動的構件。機架：支承活動構件的構件 3、分類：（1）按形狀：盤型凸輪、移動凸輪、圓柱凸輪 （2 ）按從動件的形式分：尖頂凸輪、平底凸輪、滾子凸輪 4、優(yōu)點：（1）只需設計出合適的凸輪輪廓，就可使從動件獲得所需的運動規(guī)律；（2 ）結構 簡單、緊湊、設計方便。 缺點：（1）凸輪輪廓與從動件之間為點接觸或線接觸，易于磨損，所以通常多用于傳力不 大的場合；（2 ）與圓柱面和平面相比，凸輪輪廓的加工要困難得多；（3 ）為使凸輪機構不致過 于笨重，從動件的行程不能過大。 二、從動件的常用運動規(guī)律 基圓：以凸輪輪廓曲線 為半徑所繪的圓。 推程：（過程）；行程：推程所走的距離；推程運動角：推程過程中凸輪的轉角； 遠休止角：從動件在最遠的位置停留不動，此時凸輪轉過的角度 從動件位移線圖：橫坐標代表凸輪轉角（時間）、縱坐標代表從動件位移 從動件運動線圖：包括從動件位移線圖、從動件運動速度線、幾種常見的運動規(guī)律 s c c δ c δ c δ + + + （1）多項式運動規(guī)律： 2 0 1 1 2 2 n n 多項式的方次n 越高，意味著對從動件的運動要求越高，但方次越高，凸輪的加工誤差對 從動件的運動規(guī)律影響越大，因此，n 大于10 的多項式規(guī)律很少使用。 ①n=1 的等速運動規(guī)律：凸輪以等角速度ω轉動 1 運動開始時，速度由零突變?yōu)橐怀?，運動終止時由常數突變?yōu)榱?。剛性沖擊：由于慣性 力無窮大突變而引起的沖擊。始末兩瞬時會有剛性沖擊。 ①n=2 的等加速等減速運動規(guī)律：加速段和減速段加速度的絕對值相等。 柔性沖擊：由于加速度發(fā)生有限值突變而引起的沖擊。在始、中、末三瞬時有柔性沖擊。 （2 ）三角函數運動規(guī)律 ①余弦加速度運動規(guī)律：加速度曲線不連續(xù)，始末兩瞬時存在柔性沖擊。余弦加速度運動 6 規(guī)律適用于中速中載場合。 ②正弦加速度運動規(guī)律：速度曲線和加速度曲線連續(xù)，無剛性沖擊和柔性沖擊。正弦加速 度運動規(guī)律適用于高速輕載場合。 2、選擇或設計從動件運動規(guī)律時應考慮的問題 （1）當機器的工作過程對從動件的運動規(guī)律有特殊要求，而凸輪的轉速不太高時，應首先 從滿足工作需要出發(fā)來選擇或設計從動件的運動規(guī)律，其次考慮動力特性和便于加工。 （2）當機器的工作過程只要求從動件實現(xiàn)一定的工作行程，而對其運動規(guī)律無特殊要求時， 對于低速凸輪機構，主要考慮便于加工；對于高速凸輪機構，首先考慮動力特性。 （3）當機器對從動件的運動特性有特殊要求，而凸輪的轉速又較高，并且只用一種基本運 動規(guī)律又難于滿足這些要求時，可以考慮采用滿足要求的組合運動規(guī)律。 （4）在設計從動件運動規(guī)律時，除了要考慮其沖擊特性之外，還要考慮從動件的最大速度 v 、最大加速度a 以及最大躍度j ，這一點對于高速凸輪機構尤其重要。 max max max 三、圖解法設計凸輪輪廓 1、凸輪廓線設計的基本原理——反轉法 給整個凸輪機構施以-ω 時，不影響各構件之間的相對運動，此時，凸輪將靜止BOB半島，而從動件 尖頂復合運動的軌跡即凸輪的輪廓曲線。 理論廓線：滾子中心的軌跡線；實際廓線：凸輪的可見輪廓線； 尖頂從動件：理論廓線與實際廓線重合；滾子從動件：理論廓線與實際廓線在法線方向上 互為等距曲線；平底從動件：理論廓線與實際廓線、幾種常見的凸輪輪廓的繪制 （1）對心尖頂移動從動件盤形凸輪廓線的設計 步驟：①選比例尺μl ，作位移曲線和基圓rb ；②等分位移曲線及反向等分各運動角，確定 反轉后對應于各等分點的從動件的位置；③確定反轉后從動件尖頂在各等分點占據的位置； ④將各尖頂點連接成一條光滑曲線 ）對心滾子移動從動件盤形凸輪廓線的設計 步驟：①選比例尺μl ，作位移曲線和基圓rb ；②等分位移曲線及反向等分各運動角，確定 反轉后對應于各等分點的從動件的位置；③確定反轉后從動件滾子中心在各等分點占據的位置； ④將各點連接成一條光滑曲線；⑤作滾子圓族及滾子圓族的內(外)包絡線 ）對心平底移動從動件盤形凸輪廓線 步驟：①選比例尺μ ，作位移曲線和基圓rb ；②等分位移曲線及反向等分各運動角，確定 l 反轉后對應于各等分點的從動件的位置；③確定反轉后平底與導路中心線的交點A 在各等分點 占據的位置；④作平底直線族及平底直線 ）偏置尖頂移動從動件盤形凸輪廓線的設計 步驟：①選比例尺μl ，作位移曲線、基圓rb 和偏距圓e；②等分位移曲線及反向等分各運 動角，確定反轉后對應于各等分點的從動件的位置；③確定反轉后從動件尖頂在各等分點占據 的位置；④將各尖頂點連接成一條光滑曲線 ）尖頂擺動從動件盤形凸輪廓線的設計 步驟：①選比例尺μ，作位移曲線，作基圓rb 和轉軸圓OA ；②等分位移曲線及反向等分 各運動角，確定反轉后對應于各等分點的轉軸A 的位置；③確定反轉后從動件尖頂在各等分點 占據的位置；④將各尖頂點連接成一條光滑曲線。 四、設計凸輪機構應該注意的問題 1、滾子半徑的確定：滾子半徑必須小于理論輪廓外凸部分的最小曲率半徑。 2、壓力角的校核 壓力角：從動件與凸輪在接觸點處的受力方向與其在該點絕對速度方向之間所夾的銳角。 自鎖現(xiàn)象：當壓力角非常大時，理論上作用力為無窮大時才能推動從動件，此時凸輪結構 的壓力角稱為臨界壓力角 許用壓力角：為改善凸輪機構的受力情況、提高機械效率，規(guī)定了允許采用的最大壓力角 [α]，αmax ≤[α] 推程（工作行程）推薦的許用壓力角為： 直動從動件：[α]=30 °~40 °擺動從動件：[α]=35 °~45 ° 回程 （空回行程）：[α]=70 °~80 ° 3、壓力角與凸輪基圓的關系 基圓半徑越大，凸輪推程輪廓越平緩，壓力角也越??；基圓半徑越小，凸輪推程輪廓越陡 峭，壓力角也越大。 8 第四章 齒輪機構 一、齒輪機構的特點及類型 1、優(yōu)點：①適用的圓周速度和功率范圍廣；②傳動效率較高；③瞬時傳動比穩(wěn)定；④工作 壽命較長；⑤工作可靠性較高；⑥可實現(xiàn)平行軸、任意角相交或交錯軸之間的傳動。 缺點：①要求較高的制造和安裝精度，成本較高；②要求專用的齒輪加工設備；③不適宜 遠距離兩軸之間的傳動。 2、分類： 二、齒廓嚙合基本定律 1、齒廓嚙合基本定律：互相嚙合傳動的一對齒輪在任一位置時的傳動比，都與其連心線 被其嚙合齒廓在接觸點處的公法線所分成的兩線、共軛齒廓：凡滿足齒廓嚙合基本定律而相互嚙合的一對齒廓稱為共軛齒廓。 3、節(jié)點和節(jié)圓：公法線與連心線的交點稱為節(jié)點；過節(jié)點所作的兩個相切的圓稱為節(jié)圓。 三、漸開線、漸開線：當一直線在一圓周上作純滾動時，該直線上任一點的軌跡稱為該圓的漸開線。 這個圓稱為基圓，該直線稱為漸開線、漸開線）發(fā)生線沿基圓滾過的長度等于基圓上被滾過的圓弧長度。 （2 ）漸開線上任一點的法線 ）漸開線齒廓上某點的法線 （壓力方向線）與齒廓上該點速度方向所夾的銳角 αk ，成 為該點的壓力角。徑向長度越大，其壓力角越大。 （4 ）漸開線的形狀取決于基圓的大小，基圓越大，漸開線 ）基圓以內無漸開線 ）同一基圓上所生成的兩條同向漸開線為法向等距曲線。同一基圓上所生成的兩條反向 漸開線、漸開線齒廓及嚙合特點 漸開線齒輪的傳動比等于兩輪基圓半徑的反比，滿足定傳動比傳動。 （1）漸開線齒廓傳動具有可分性：當實際中心距與設計中心距略有變化，也不會影響兩輪 的傳動比。（傳動比雖然不變，嚙合參數將發(fā)生變化。） （2 ）嚙合線：齒輪傳動時其齒廓接觸點的軌跡稱為嚙合線。對于漸開線齒輪，無論在哪一 點接觸，接觸齒廓的公法線總是兩基圓的內公切線 ）嚙合角：過節(jié)點C 作兩節(jié)圓的公切線 間的夾角稱為嚙合角。 漸開線齒輪傳動中嚙合角為常數，且嚙合角的數值等于漸開線在節(jié)圓上的壓力角。 四、漸開線直齒圓柱齒輪各部分的名稱和計算 分度圓：齒輪上某一圓周上的比值和該圓上的壓力角均設定為標準值。分度圓上的模數為 標準值，m=p/π ，分度圓直徑d=mz ，分度圓齒距p=s+e=πm 齒頂高系數：h* 正常齒制：1.0；短齒制：0.8 a 頂隙系數（徑向間隙系數）c*：正常齒制：0.25 ；短齒制：0.3 標準齒輪：分度圓上齒厚與齒槽寬相等，且齒頂高和齒根高均為標準值的齒輪。 五、漸開線、正確嚙合的條件：兩輪的模數和壓力角必須分別相等。 2、標準中心距a=r +r =m(Z +Z )/2 1 2 1 2 標準頂隙：便于潤滑防卡死；無側隙：保證傳動時無沖擊 3、嚙合角：節(jié)點P 的圓周速度方向與嚙合線N N 間所夾銳角。標準齒輪只有在分度圓與 1 2 節(jié)圓重合時，壓力角和嚙合角才相等。 *分度圓和壓力角是單個齒輪所具有的參數，而節(jié)圓和嚙合角只有在一對齒輪嚙合時才出 現(xiàn)。 4、重合度 嚙合弧：一對齒從開始嚙合到終止嚙合，分度圓上某一點所經過的弧線 重合度：嚙合弧與齒距之比，用ε 表示。 齒輪連續(xù)定角速度比傳動的條件：ε＞1 10 六、漸開線齒廓的加工原理及變位齒輪的概念 1、成形法：用漸開線齒形的成形銑刀直接切出齒形，常用的刀具有盤形銑刀和指狀銑刀。 2、范成法：利用一對齒輪相互嚙合時其共軛齒廓互為包絡線的原理來切齒。包括：齒輪插 刀、齒條插刀、齒輪滾刀 3、根切現(xiàn)象和最少齒數 根切現(xiàn)象：用范成法加工齒輪時，若刀具的齒頂線或齒頂圓與嚙合線的交點超過被切齒輪 的極限點，則刀具的齒頂將切去齒輪齒根的漸開線齒廓的一部分。將使齒輪的彎曲強度大大減 弱，重合度也有所降低。 根切產生的原因：刀具齒頂線 的右上方，必發(fā)生根 切。 * 2 * 最少齒數：zmin=2h /sin α，對于α=20 °和h =1 的正常齒制標準漸開線齒輪，當用齒條刀具 a a 加工時，其最少齒數=17 ，若允許有所根切可取14. 避免根切的措施：①減小h* →連續(xù)性、平穩(wěn)性降低；②加大刀具角→正壓力變大功耗變大； a ③變位修正，刀具遠離輪坯中心→所得齒輪為變位齒輪 4、變位齒輪 如果將刀具向外移一段距離 x ，使其齒頂線正好通過極限點N ，則切出的齒輪就可以擺脫根切現(xiàn)象。這 m 1 時齒輪分度圓相切并作純滾動的直線是與刀具平行的另一條直線（稱為分度線）。這樣切制的齒輪稱為變位齒 輪。 規(guī)定：遠離輪坯中心時，x0 ，稱正變位齒輪；靠近輪坯中心時，x0 ，稱負變位齒輪。 * 最小變位系數：xmin=h (zmin- z) a 變位齒輪傳動的類型： ①零傳動：兩輪變位系數絕對值相等，小齒輪為正變位，大齒輪為負變位。 x +x ＝0 ，且x ＝x ＝0 時為標準齒輪傳動；x +x ＝0 ，且x ＝-x ≠0 為等變位齒輪傳動 1 2 1 2 1 2 1 2 ②正傳動：總變位系數大于零 ③負傳動：總變位系數小于零 七、平行軸斜齒齒輪機構 1、斜齒輪的共軛齒廓曲面 2、平行軸漸開線斜齒輪正確嚙合的條件 模數和壓力角分別相等，兩輪分度圓柱螺旋角β 也必須大小相等BOB半島、方向相反。 11 3、斜齒輪各部分名稱和幾何尺寸計算 （1）法向齒距與端面齒距：P =P cosβ n t （2 ）法向模數和端面模數：πm =πm cosβ n t （3 ）法向壓力角和端面壓力角：tanα =tanα cosβ n t 4、斜齒輪法向參數為標準值：國標規(guī)定斜齒輪的法向參數取為標準值。 5、斜齒輪傳動的重合度：ε=εα+εβ B sinβ ε β πm εα 為直齒圓柱齒輪的重合度，參數是端面值；εβ 為斜齒圓柱齒輪軸面重合度 n 6、斜齒輪的當量齒數：當量齒輪上的齒數，用ZV 表示 3 ∴Z V Z cos β 用途：選刀號；計算強度；計算： Z Z 3 min V min cos β; 7、斜齒輪的優(yōu)缺點 ①嚙合性能好、傳動平穩(wěn)，噪音??；②重合度大，承載能力高；③zmin zvmin ,機構更緊湊； ④缺點是產生軸向力，且隨β 增大而增大，一般取β＝8°～20° ，采用人字齒輪可使β ＝25°～40° 八、圓錐齒輪機構 圓錐齒輪用于傳遞兩相交軸之間的運動。一對圓錐齒輪的嚙合運動相當于一對節(jié)圓錐作純 滾動。與圓柱齒輪的參數相應，圓錐齒輪參數有節(jié)圓錐、分度圓錐、齒頂圓錐、齒根圓錐和基 圓錐等。 1、概述 （1）應用：傳遞任意兩相交軸間的運動和動力； （2 ）特點：齒輪分布在圓錐體上；為計算和測量方便，大端參數為標準值；兩軸交角任意， 但軸交角∑=90 °多用 （3 ）類型：直齒、斜齒、曲齒 2、齒廓曲面的形成 圓形的發(fā)生面在基圓錐上相切純滾動，其發(fā)生面的圓心始終與基圓錐的錐頂重合，發(fā)生面 上任一半徑在空間展開的曲線即為球面漸開線。 分度圓錐和背錐展成平面后得到的兩個扇形齒輪，該扇形齒輪的模數、壓力角、齒頂高、 齒根高及齒數就是圓錐齒輪的相應參數；扇形齒輪的分度圓半徑就是背錐的錐距；將扇形補成 完整的圓柱齒輪，這個完整齒輪的齒數就是兩圓錐齒輪的當量齒數。 3、直齒圓錐齒輪的嚙合傳動 * * （1）參數：大端參數為標準值：α=20 °h =1 c =0.2 a 12 （2 ）正確嚙合條件：兩輪大端模數、壓力角相等，均為標準值。 （3 ）重合度：按當量齒輪計算 第五章 輪系 輪系：由一系列齒輪組成的傳動系統(tǒng) 功能：實現(xiàn)相距較遠的兩軸之間的傳動；實現(xiàn)變速傳動；實現(xiàn)換向傳動；用作運動合成； 實現(xiàn)運動分解；實現(xiàn)大傳動比齒輪傳動 一、輪系的類型 1、定軸輪系：傳動時每個齒輪的幾何軸線都是固定的，這種輪系稱為定軸輪系。 2、周轉輪系：至少有一個齒輪的幾何軸線繞另一齒輪的幾何軸線、復合輪系 ω n i a a ab ω n 二、定軸輪系及其傳動比 b b 1、輪系的傳動比：輸入軸與輸出軸的角速度（或轉速）比稱為輪系的傳動比。用iab 表示 在輪系的傳動比分析計算時，不僅要確定傳動比的數值，而且還要確定各齒輪的轉向。 （1）一對齒輪傳動的傳動比 ①圓柱齒輪傳動：外嚙合齒輪傳動中，兩齒輪的轉向相反，取負號“-”；內嚙合齒輪傳動 中，兩齒輪轉向一致，取正號“+ ”。 ②圓錐齒輪傳動：箭頭是同時指向嚙合點或同時背離嚙合點，且只能用畫圖法表示。 ③蝸輪蝸桿嚙合：蝸輪的轉向取決于蝸桿的轉向和螺旋線方向，用左右手法則判斷轉向 右手規(guī)則：以右手握住蝸桿，四指指向蝸桿的轉向，則拇指指向的反方向為嚙合點處蝸輪 的線速度方向。 左手規(guī)則：以左手握住蝸桿，四指指向蝸桿的轉向，則拇指指向的反方向為嚙合點處蝸輪 的線 ）定軸輪系傳動比分析 n1 ? m 所有從動齒輪齒數的乘積 iab ( 1) nn 所有主動齒輪齒數的乘積 m m 代表外嚙合齒輪的對數，用（-1） 判斷轉向僅限于所有軸線 ）惰輪：齒輪的齒數不影響傳動比的大小，只改變傳動方向。 13 三、周轉輪系及其傳動比 1、周轉輪系的組成 （1）行星輪：軸線位置繞固定軸線轉動的齒輪，既要自轉又要公轉； （2 ）轉臂（行星架）：支持行星輪作自轉和公轉的構件； （3 ）中心輪（太陽輪）：軸線）差動輪系：周轉輪系中兩個中心輪均可轉動 （2 ）行星輪系：周轉輪系中只有一個中心輪可以轉動 3、周轉輪系傳動比的計算 反轉原理：給周轉輪系施以附加的公共轉動－ωH 后，不改變輪系中各構件之間的相對運動， 但原輪系將轉化成為一新的定軸輪系，可按定軸輪系的公式計算該新輪系的傳動比。轉化后所 得輪系稱為原輪系的 “轉化輪系” H ω ω ? ω m n H m m H 轉化輪系中由 至 各從動輪的乘積 i ± mn H ω ? ω m n ωn n H 轉化輪系中由 至 各主動輪的乘積 注意：齒輪m 、n 的軸線必須平行；公式中的正負號不能去掉 四、混合輪系及其傳動比 混合輪系：由定軸輪系和周轉輪系或幾部分周轉輪系組成的復雜輪系。 混合輪系傳動比的求解方法：①將混合輪系分解為幾個基本輪系；②分別計算各基本輪系 的傳動比；③尋找各基本輪系之間的關系；④聯(lián)立求解 五、幾種特殊的行星輪系介紹 1、漸開線少齒差行星齒輪減速器：輸出的運動是行星輪的絕對運動 優(yōu)點：傳動比大（可達135）；結構簡單、體積小、重量輕；效率高（0.80~0.94 ）。 缺點：同時嚙合的齒少，受力情況較差；受結構的限制，必須用非標準的正變位齒輪。 2、擺線針輪行星減速器：行星輪齒廓曲線為擺線（擺線輪），固定輪采用針輪，針輪的齒 數和擺線、諧波齒輪傳動：組成：剛輪（固定）、柔輪（輸出）、波發(fā)生器（主動） 優(yōu)點：傳動比大；同時嚙合的齒數多，承載能力高；大傳動比下仍有較高的機械效率；零 件數量少、重量輕、結構緊湊 缺點：柔輪周期地發(fā)生變形，容易發(fā)生疲勞損壞 14 第六章 其他常用機構 一、棘輪機構 1、組成及其工作原理 （1）組成：擺桿、棘爪、棘輪、止動抓 （2 ）工作原理：擺桿往復擺動，棘爪推動棘輪間歇轉動 （3 ）優(yōu)點：結構簡單、制造方便、運動可靠、轉角可調 （4 ）缺點：工作時有較大的沖擊和噪音，運動精度較差，適用于速度較低和載荷不大的場 合。 2、常見類型 （1）雙動式：原動件往復擺動都能使棘輪沿同一方向間歇轉動，驅動棘爪可制成直的或帶 鉤的形式 （2 ）可變向式：棘輪可變換轉動方向，常用于牛頭刨床工作臺的進給裝置中。 （3 ）摩擦式：通過兩棘爪之間的摩擦力來實現(xiàn)傳動，噪聲較少，但其接觸面間容易發(fā)生滑 動。 3、超越運動：棘輪機構除了常用于實現(xiàn)間歇運動外，還可用于實現(xiàn)超越運動，如自行車后 軸上就安裝有這樣的超越式棘輪機構。 二、槽輪機構 1、組成及其工作原理 （1）組成：撥盤（主動件）、槽輪（從動件）、機架 （2 ）工作原理：撥盤的連續(xù)運動轉換為槽輪的單向間歇運動，槽輪每轉動一次和停歇一次 構成一個運動循環(huán)。 工作過程：撥盤連續(xù)回轉，當兩鎖止弧接觸時，槽輪靜止；反之槽輪運動。 作用：將連續(xù)回轉變換為間歇運動 （3 ）特點：結構簡單、制造容易、工作可靠、機械效率高，能平穩(wěn)地、間歇地進行轉位。 因槽輪運動過程中角速度有變化，不適合高速運動場合。 2、常見類型：外槽輪機構、內槽輪機構 3、應用：一般用于轉速不很高的自動機械、輕工機械或儀器儀表中，例如電影放映機的送 片機構，長圖記錄儀的打印機構等。 4、運動系數及運動特性 15 運動系數：槽輪z 的運動時間tm 對撥盤1 運動時間t 之比值τ τ=Ktm/t K 為撥盤圓柱銷數。τ 應小于1，槽輪運動時間小于撥盤的運動時間。 三、不完全齒輪機構 1、工作原理及特點 （1）工作原理：在主動齒輪只做出一個或幾個齒，根據運動時間和停歇時間的要求在從動 輪上做出與主動輪相嚙合的輪齒。其余部分為鎖止圓弧。當兩輪齒進入嚙合時，與齒輪傳動一 樣，無齒部分由鎖止弧定位使從動輪靜止。 （2 ）優(yōu)點：結構簡單、制造容易、工作可靠、從動輪運動時間和靜止時間的比例可在較大 范圍內變化。 （3 ）缺點：從動輪在開始進入嚙合與脫離嚙合時有較大沖擊，故一般只用于低速、輕載場 合。 2、類型：外嚙合不完全齒輪機構、內嚙合不完全齒輪機構 四、凸輪間歇運動機構 1、工作原理及特點 （1）工作原理：圓柱凸輪連續(xù)回轉，推動均布有柱銷的從動圓盤間歇轉動。 （2 ）特點：從動圓盤的運動規(guī)律取決于凸輪廓線 ）優(yōu)點：可通過選擇適當的運動規(guī)律來減小動載荷、避免沖擊、適應高速運轉的要求。 定位精確且結構緊湊。 （4 ）缺點：凸輪加工較復雜、安裝調整要求嚴格 2、類型：圓柱凸輪間歇運動機構、蝸桿凸輪間歇運動機構 應用：適用于高速、高精度的分度轉位機械制瓶機、紙煙、包裝機、拉鏈嵌齒、高速沖床、 多色印刷機等機械。 五、組合機構 組合機構并不是幾個基本機構的一般串聯(lián)，而往往是一種封閉式的傳動機構?；緳C構的 組合方式有四種：串聯(lián)式、并聯(lián)式、復合式和疊加式 16 第七章 機械的動力性能 一、回轉件的平衡 1、回轉件平衡的目的：調整回轉件的質量分布。使回轉件工作時離心力系達到平衡，以消 除附加動力，盡可能減輕由離心力而產生的機械振動。 回轉件：繞固定軸線回轉的構件 靜平衡：只要求慣性力平衡的平衡；動平衡：同時要求慣性力和慣性力矩平衡的平衡 剛性轉子：回轉件旋轉時其產生的彈性變形很小，可以忽略不計 撓性轉子：對于轉速高、尺寸大的回轉件，旋轉時產生大的變形，不能忽略 不平衡離心力的產生：若回轉件結構不對稱、制造不準確、材質不均勻，便會使整個回轉 件在轉動時產生不平衡的離心力系，使離心力系的合力和合力偶矩不等于零。 不平衡的利用：蛙式打夯機、振動打樁機、振動臺 2、回轉件平衡的計算 （1）質量分布在同一回轉面內（靜平衡）：軸向尺寸很小的剛性轉子，B/D0.2 ，其質量分 布可近似認為是在一個平面內。 靜平衡條件：分布于該回轉件上各個質量的離心力（或質徑積）的向量和等于零，即回轉 件的質心與回轉軸線重合。 求平衡質量的大小和向徑的方法：解析法、圖解法、試驗法 （2 ）質量分布不在同一個回轉面內（動平衡）：軸向尺寸較大的回轉件，D/B ＜5 。 動平衡條件：當轉子轉動時，轉子上分布在不同平面內各個質量所產生的空間離心慣性力 系的合力及合力矩均為零。 二、機械速度波動與調節(jié) 1、機械的運轉過程及其速度波動 機械運動過程分為三個階段：起動、穩(wěn)定運轉、停車 （1）恒功：驅動力所作的功等于阻力所作的功，機械勻速運動； （2 ）盈功：驅動力所作的功大于阻力所作的功，機械增速運動； （3 ）虧功：驅動力所作的功小于阻力所作的功，機械減速運動。 速度波動產生的不良后果：①在運動副中引起附加動壓力，加劇磨損，使工作可靠性降低； ②引起彈性振動，消耗能量，使機械效率降低；③影響機械的工藝過程，使產品質量下降；④ 載荷突然減小或增大時，發(fā)生飛車或停車事故。 17 2、周期性速度波動和調節(jié) 當外力（驅動力和阻力）作周期性變化時，機械的運動速度（如主軸的角速度）也會作周 期性的波動。在周期中的某個時刻，驅動力所作的功與阻力所作的功并不相等，因而造成了速 度的波動，但速度的平均值還是穩(wěn)定在一定值上。 飛輪調速原理：當驅動功大于阻力功出現(xiàn)盈功時，飛輪將多余的動能貯存起來，以免原動 件的轉速增加太多；當 E ＝1 Jω2 驅動力小于阻力功出現(xiàn)虧功時，飛輪將貯存的動能釋放出來， 2 以免原動件的轉速降 低不大。動能變化值相同時，飛輪的轉動慣量J 越大，角速度 ω 的波動越小。 速度波動調節(jié)的方法 ①對周期性速度波動，可在轉動軸上安裝一個質量較大的回轉體（俗稱飛輪）達到調速的 目的；（加大轉動構件的m 和J ，安裝飛輪，使速度波動限制在允許的范圍內。） ②對非周期性速度波動，需采用專門的調速器才能調節(jié)。 3、機械運轉的平均速度和不均勻系數 ω + ω ωmax ? ωmin 平均角速度： ω max min 不均勻系數： δ m ω 2 m 三、機器的機械效率 輸入功=損失功+輸出功 W W +W d r f W W f 機械效率： η Wr 1? 1?ξ d W d 損失系數： W 當機械自鎖時，其機械效率恒小于或等于零 ξ f W d 18 第八章 機械零件設計概論 一、概述 1、基本要求 機械設計的基本要求：在滿足預期功能的前題下，性能好、效率高、成本低，在預定使用 期限內安全可靠、操作方便、維修簡單等。 機械零件設計的基本要求：在滿足機械整體性能、功能要求的前題下，機械零件要工作可 靠、成本低。 2、機械零件的失效、工作能力和承載能力 失效：機械零件由于某種原因而不能正常工作。 工作能力：在不發(fā)生失效的條件下，零件所能安全工作的限度。當零件的工作能力是對載 荷而言時，習慣上也稱為承載能力。 失效形式：斷裂、過大的彈性變形、塑性變形、工作表面的過度磨損或損傷、發(fā)生強烈的 振動、聯(lián)接的松弛、摩擦打滑 3、機械零件的設計準則 失效形式主要有以下問題：強度問題、剛度問題、耐磨性問題、振動穩(wěn)定性問題、溫度的 影響問題 設計準則可歸納為以下形式：計算值 ≤ [許用值] 4、設計方法和設計步驟 設計方法：設計計算法、校核計算法 設計計算一般可分為以下步驟： （1）擬定零件的計算簡圖；（2 ）確定作用在零件上的載荷；（3 ）選擇合適的材料和熱處理； （4 ）根據零件可能出現(xiàn)的主要失效形式，選用相應的設計準則，根據計算確定零件的主要形狀 和主要尺寸；（5 ）繪制零件圖，并標注必要的技術要求。 二、機械零件設計要點 1、材料及熱處理問題 金屬材料中主要有：鑄鐵、碳素鋼、合金鋼、鑄鋼，以及有色金屬，如：銅合金、鋁合金 等。 非金屬材料，如：塑料、橡膠等。 材料熱處理是改善材料機械性能的重要手段，主要用于對鋼制零件的處理。 19 常用的熱處理方法有以下幾種：淬火、退火、正火、回火、調質、表面處理 2、公差與配合、表面粗糙度問題 公差：兩極限尺寸之間的差值； 公差帶：零件尺寸在公差范圍內變化的區(qū)域； 間隙配合：孔的公差帶在軸的公差帶之上，任取加工合格的孔和軸配合，一定產生間隙， 包括最小間隙為零的配合 過渡配合：孔的公差帶與軸的公差帶交疊，任取加工合格的孔和軸配合，可能產生間隙也 可能產生過盈的配合 過盈配合：孔的公差帶在軸的公差帶之下，任取加工合格的孔和軸配合，一定產生過盈， 包括最小過盈為零的配合。 隨著粗糙度的增大，實際接觸面積減少而局部壓強增大，將加劇磨損，同時粗糙度的增大 將降低聯(lián)接的承載能力、降低零件的疲勞強度。在保證使用性能要求的前提下，應選用較大的 表面粗糙度。 3、工藝性問題 毛坯選擇合理、結構簡單合理、規(guī)定適當的制造精度和表面粗糙度 4、優(yōu)先數系和標準化問題 優(yōu)先數系是用來使型號、尺寸、轉速、功率等量值得到合理的分級。這樣可便于組織生產 和降低成本。 優(yōu)先數系中的任何一個數值稱為優(yōu)先數，在確定分級數值時，必須最大限度地采用優(yōu)先數。 對于大于10 的優(yōu)先數可以乘上10、100、1000 等。 標準化問題是指以制訂標準和貫徹標準為主要內容的全部活動過程。標準化的原則是統(tǒng)一、 簡化、協(xié)調、選優(yōu)（優(yōu)化）。 三、機械零件的強度 1、常用名詞定義 工作載荷：機器正常工作時所受的實際載荷（一般難以確定） 6 P 名義載荷：按原動機功率求得 T 9.55=×10 (Nmm) n 計算載荷：載荷系數*名義載荷 靜應力：不隨時間而變的應力 變應力：隨時間而變的應力 20 σ +σ σ ?σ max min max min 平均應力： σm 應力幅： σa 2 2 2、變應力及其變應力下的許用應力 變應力的循環(huán)特性：應力循環(huán)中的最小應力與最大應力之比，可以用來表示變應力中應力 變化的特征。對稱循環(huán)變應力r=-1；脈動循環(huán)變應力r=0 ；靜應力r=1 疲勞曲線：零件發(fā)生疲勞斷裂時的應力和變應力循環(huán)作用次數之間的關系曲線 疲勞曲線分為三個區(qū)：靜應力區(qū)（零件承受變應力作用次數少于10 ）、有限壽命區(qū)、無限 壽命區(qū)（應力作用次數大于某個值N0 時，曲線趨于水平，變應力作用不會發(fā)生疲勞斷裂，N0 稱 為循環(huán)基數，對應于N0 的應力稱為材料的疲勞極限） 四、機械零件的接觸強度 綜合曲率： 綜合曲率半徑： 五、摩擦、磨損及潤滑概述 1、摩擦 內摩擦：發(fā)生在物質內部，阻礙分子間相對運動的摩擦； 外摩擦：相互接觸的兩個物體發(fā)生相對滑動或有相對滑動 的趨勢時，在接觸表面上產生阻礙相對滑動的摩擦。 滑動摩擦的四種類型： ①干摩擦：表面間無任何潤滑劑或保護物的純金屬接觸是的摩擦； ②邊界摩擦：摩擦表面被吸附的邊界膜隔開，摩擦性質取決于邊界膜和表面的吸附性能時 的摩擦； ③流體摩擦：摩擦表面被流體膜隔開，摩擦性質取決于流體內部分子間粘性阻力的摩擦； ④混合摩擦：指摩擦狀態(tài)處于邊界摩擦及流體摩擦的混合狀態(tài)時的摩擦。 2、磨損 運動副之間的摩擦將導致零件表面材料的逐漸喪失或遷移，即形成磨損。 磨損過程大致可分為三個階段：磨合階段、穩(wěn)定磨損階段、劇烈磨損階段。在設計或使用 機器時，應該力求縮短磨合期，延長穩(wěn)定磨損期，推遲劇烈磨損的到來。 根據磨損結果分類：點蝕磨損、膠合磨損、擦傷磨損 根據磨損機理分類：粘附磨損、磨粒磨損、疲勞磨損、流體磨粒磨損、流體侵蝕磨損、機 21 械化學磨損、微動磨損 3、潤滑 在摩擦面間加入潤滑劑的主要優(yōu)點是：（1）降低摩擦；（2 ）減輕磨損；（3 ）保護零件不遭 銹蝕；（4 ）采用循環(huán)潤滑時還能起到散熱降溫的作用；（5 ）潤滑油膜具有緩沖吸振的能力；（6 ） 潤滑脂可起到密封作用。 潤滑劑的分類：（1）液體潤滑劑：是應用最廣的潤滑劑，包括礦物油、動植物油、合成油 和各種乳劑；（2 ）半固體潤滑劑：主要是指各種潤滑脂；（3 ）固體潤滑劑：是任何可以形成固 體膜以減少摩擦阻力的物質；（4 ）氣體潤滑劑：任何氣體都可作為氣體潤滑劑，其中用得最多 的是空氣，它主要用在氣體軸承中。 潤滑油的主要質量指標：粘度。潤滑油受溫度影響的程度可用粘度指數（VI ）表示，粘度 指數數值越大，表明粘度隨溫度的變化越小，即潤滑油的粘-溫性能越好。 潤滑脂：（1）鈣基潤滑脂：有良好的抗水性，但耐熱能力差，工作溫度不宜超過55～65℃。 （2 ）鈉基潤滑脂：有較高的耐熱性，工作溫度可達120℃，但抗水性差，由于它能與少量水乳 化，從而保護金屬免遭腐蝕，比鈣基潤滑脂有更好的防銹能力。（3 ）鋰基潤滑脂：既能抗水、 耐高溫 （工作溫度不宜高于 145℃），而且有較好的機械安定性，是一種多用途的潤滑脂。（4 ） 鋁基潤滑脂：有良好的抗水性，對金屬表面有高的吸附能力，故可起到很好的防銹作用。 潤滑脂的主要質量指標： （1）錐（針）入度（或稠度） 由重1.5N 的標準錐體，在25℃恒溫下，從潤滑脂表面經5s 后刺入的深度（以0.1mm 計）。 它標志著潤滑脂內阻力的大小和流動性的強弱。錐入度愈小表明潤滑脂愈稠。 錐入度是潤滑脂的一項主要指標，潤滑脂的牌號就是該潤滑脂錐入度的等級。 （2 ）滴點 在規(guī)定的加熱條件下，潤滑脂從標準量杯的孔口滴下第一滴時的溫度叫潤滑脂的滴點。潤 滑脂的滴點決定了它的工作溫度。潤滑脂的工作溫度至少應低于滴點20℃ 。 添加劑的作用：①提高潤滑劑的油性、極壓性和在極端工作條件下更有效的工作能力；② 推遲潤滑劑的老化變質，延長其正常使用壽命；③改善潤滑劑的物理性能，如降低凝點、消除 泡沫、提高粘度、改進其粘—溫特性等。 潤滑方法：間歇式、連續(xù)式 22 第九章 聯(lián)接 一、螺紋的形成、分類和參數 1、螺紋的形成 用任一平面圖形（如矩形、三角形、梯形或鋸齒形），使其一邊與圓柱體的母線貼合，沿著 螺旋線運動，并保持該圖形始終通過圓柱體的母線、螺紋的分類 根據螺紋的牙型，可分為三角形、矩形、梯形和鋸齒形螺紋等；根據螺紋的繞行方向，可 分為左螺旋紋和右螺旋紋；根據螺旋線的數目，可分為單線、螺紋的參數 大徑d：與外螺紋牙頂（或內螺紋牙底）相重合的假想圓柱體的直徑； 小徑d ：與外螺紋牙底（或內螺紋牙頂）相重合的假想 1 圓柱體的直徑； 中徑d ：螺紋軸向剖面內，牙厚等于牙間寬處的假想圓 2 柱體的直徑； 螺距P：相鄰兩牙在中徑上對應兩點間的軸向距離； 導程 S：同一條螺旋線上相鄰兩牙在中徑線上對應兩點 間的軸向距離。設螺紋線數為n ，則有S＝Np 螺紋升角λ：中徑為d2 的圓柱上，螺旋線的切線與垂直于螺紋軸線的平面間的夾角； 牙型角：螺紋軸向剖面內螺紋牙兩側邊的夾角； 接觸高度：內外螺紋旋合后BOB半島，螺紋接觸面在垂直于螺紋軸線方向上的距離。 二、螺紋副的受力、效率和自鎖分析 F Q tan(λ=?ρ) ≤ 放松螺母時： 自鎖條件：λ ρ 其他條件相同的情況下，螺紋的牙型斜角越大，當量摩擦系數和當量摩擦角就越大，螺紋 副的效率就越低，而自鎖性越好。 聯(lián)接用螺紋選用較大牙型斜角的螺紋BOB半島，而傳動用螺紋則選用小牙型斜角的螺紋。 三、機械設備常用螺紋 （1）普通螺紋：國家標準中將牙型角α＝60o 的三角形米制螺紋稱為普通螺紋，大徑d 為 公稱直徑。 同一公稱直徑有多種螺距的螺紋，螺距最大的稱為粗牙螺紋，其余的都稱為細牙螺紋。細 23 牙螺紋小徑大，升角小，自鎖性好，強度高，但不耐磨，易滑扣，用于薄壁零件、受動載荷的 聯(lián)接和微調機構的調整。 （2 ）矩形螺紋：牙型為正方形，牙型角＝0o ，牙厚為螺距的一半，當量摩擦系數較小，效 率較高，但牙根強度較低，螺紋磨損后造成的軸向間隙難以補償，對中精度低，精加工較困難， 應用較少。 （3 ）鋸齒形螺紋：工作面牙型斜角為3o ，非工作面牙型斜角為30o ，兼有矩形螺紋效率高 和梯形螺紋牙根強度高的優(yōu)點，但只能承受單向載荷，適用于單向承載的螺旋傳動。 （4 ）梯形螺紋：牙型為等腰梯形，牙型角＝30o，效率比矩形螺紋低，但易于加工，對中性 好，牙根強度較高，廣泛應用于螺旋傳動中。 （5 ）管螺紋：牙型角＝55o，牙頂呈圓弧形，旋合螺紋間無徑向間隙，緊密性好，公稱直徑 為管子的公稱通徑。廣泛用于水，煤氣，潤滑等管路系統(tǒng)聯(lián)接中。 （6）米制錐螺紋：適用于氣體或液體管路系統(tǒng)依靠螺紋密封的連接螺紋（水、煤氣管道用 管螺紋除外），必要時允許在螺紋配合面間加密封填料提高其密封性。 四、螺紋聯(lián)接的主要類型和常用螺紋聯(lián)接件 1、螺紋聯(lián)接的基本類型 （1）螺栓聯(lián)接：普通螺栓聯(lián)接 （加工簡單、成本低、應用廣）、鉸制孔用螺栓聯(lián)接 （精確 固定、相對位置）； （2 ）雙頭螺柱聯(lián)接：適用于被連接件較厚，要求結構緊湊和經常拆裝的場合； （3 ）螺釘聯(lián)接：結構簡單、緊湊，螺紋孔磨損，受力不大，不適用于經常拆裝的場合； （4 ）緊定螺釘聯(lián)接：常用于固定兩個零件的相對位置，并可傳遞不大的力或扭矩，除作為 聯(lián)接和緊定用外，還可用于調整零件位置。 2BOB半島、常用螺紋聯(lián)接件 螺紋聯(lián)接件分為三個精度等級，其代號為A 、B 、C 級。①A 級精度的公差小，精度最高， 用于要求配合精度、防止振動等重要零件的聯(lián)接；②B 級精度多用于受較大且經常裝拆、調整 或承受變載荷的聯(lián)接；③C 級精度多用于一般的螺紋聯(lián)接。 （1）螺栓：六角頭、小六角頭；精制螺栓和粗制螺栓 （2 ）螺釘 （3 ）雙頭螺柱 （4 ）緊定螺釘 24 （5 ）螺母：六角螺母、標準螺母、扁螺母、厚螺母。圓螺母常用作軸上零件的軸向固定， 并配有止退墊圈。 （6 ）墊圈：增加被聯(lián)接件的支承面積或避免擰緊螺母時擦傷被聯(lián)接件的表面，當被聯(lián)接件 表面有斜度時，應使用斜墊圈。 五、螺紋聯(lián)接的預緊和防松 1、預緊：裝配時把螺紋聯(lián)接擰緊，使其受到預緊力的作用，目的是使螺紋聯(lián)接可靠地承受 載荷，獲得所要求的緊密性、剛性和防松能力。 預緊力的數值：預緊應力屈服極限σs 的80%。 控制預緊力的方法：測力矩扳手、定力矩扳手，較精確的方法是測量擰緊時螺栓的伸長變 形量。 2、防松：在沖擊、振動、變載荷及溫度變化較大的情況下，聯(lián)接有可能松脫，造成聯(lián)接失 效，一旦出現(xiàn)松脫，輕者會影響機器的正常運轉，重者會造成嚴重事故。防松的根本問題在于 防止螺旋副相對轉動。 （1）摩擦防松：采用各種措施使螺紋幅中保持較大的防松阻力矩。簡單方便，適用于平穩(wěn)、 低速和重載的固定裝置上的連接。①彈簧墊圈；②對頂螺母；③尼龍圈鎖緊螺母。 （2 ）機械防松：利用各種止動零件阻止擰緊的螺紋零件相對轉動。適用于較大沖擊、振動 的高速機械中運動部件的連接。①槽型螺母和開口銷；②圓螺母帶翅墊片；③止動墊片。 （3 ）破壞螺紋防松：放松效果良好，但僅適用于很少拆開或不拆的聯(lián)結。①沖點法；②粘 合法。 六、螺紋聯(lián)接的強度計算 螺栓的受載形式：①受軸向拉力（受拉螺栓）：設計準則是保證螺栓的靜力或疲勞拉伸強度。 ②受橫向力（受剪螺栓）：設計準則是保證連接的擠壓強度和螺栓的剪切強度。 螺栓連接的強度計算步驟：①確定螺栓的受力；②確定螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑）； ③由螺紋小徑從標準中選定螺栓螺紋的公稱直徑。 1、普通螺栓聯(lián)接強度計算 （1）松螺栓聯(lián)接強度計算 （2 ）緊螺栓聯(lián)接強度計算 1.3F σ σ 0 ≤ σ ca 1.3 [ ] π 2 d ①承受橫向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接 4 1 預緊力的大小，根據接合面不產生滑移的條件確定。 25 ②承受軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接 工作時工作載荷F 和殘余預緊力F’’一起作用在螺栓上，F(xiàn)0=F+F’’ 為防止工作時被聯(lián)接件的結合面出現(xiàn)縫隙，殘余預緊力F’’應大于零，對于一般聯(lián)接，工作 載荷穩(wěn)定時，可取F’’= （0.2~0.6 ）F，工作載荷不穩(wěn)定時，F(xiàn)’’= （0.6~ 1.0）F ；對于有緊密性要求 的聯(lián)接 （如壓力容器的螺栓聯(lián)接），F(xiàn)’’= （1.5~ 1.8）F 螺栓的剛度 被聯(lián)接件的剛度 總拉力 被連接件的剛度大，螺栓的剛度很?。氶L或中空），螺栓的相對剛度趨于零。此時工作載 荷作用后，使螺栓所受的總拉力增加很少； 當螺栓的相對剛度較大時，則工作載荷作用后，將使螺栓所受的總拉力有較大的增加。 七、螺紋聯(lián)接件的材料及許用應力 性能等級從3.6 至12.9 分為十級，點前數字表示抗拉強度極限σ 的1/100 （σ / 100），點后 B B 數字表示屈服極限σ 與抗拉強度極限比值的10 倍 （10σ /σ ） S S B 八、螺栓聯(lián)接設計時應注意的問題 影響螺栓強度的因素很多，主要涉及：（1）螺紋牙的載荷分配；（2 ）應力變化幅度；（3 ） 應力集中；（4 ）附加應力；（5 ）材料的機械性能。 1、提高螺栓聯(lián)接強度的措施 （1）提高螺栓的疲勞強度：在工作載荷和殘余預緊力不變的情況下，減小螺栓剛度或增大 被聯(lián)接件剛度都能達到提高螺栓疲勞強度的目的，但應適當增大預緊力，以保證聯(lián)接的密封性。 減小螺栓剛度的措施：適當增加螺栓的長度；采用腰狀桿螺栓；采用空心螺栓；在螺母下 安裝上彈性元件。 增加被聯(lián)接件剛度的措施：不用墊片或采用剛度較大的墊片。 （2 ）改善螺紋牙上載荷分布不均的現(xiàn)象：旋合圈數越多，載荷分布不均的程度越顯著，可 采用懸置螺母、環(huán)槽螺母、內斜螺母、環(huán)槽/ 內斜螺母、鋼絲螺套。 （3 ）減小應力集中的影響：采用較大的圓角、卸載結構、將螺紋收尾改為退刀槽。 減小附加彎曲應力的方法：①規(guī)定螺母、螺栓頭部和被聯(lián)接件的支承面的加工要求；②螺 紋的精度等級；③裝配的精度等級；④采用球面墊圈；⑤采用帶有腰環(huán)或細長的螺栓。 （4 ）采用合理的制造工藝方法：采用冷鐓螺栓頭部和滾壓螺紋的工藝方法，可以顯著提高 螺栓的疲勞強度；工藝上采用氮化、氰化、噴丸等處理。 26 2、螺栓組的結構設計 螺栓組設計的一般步驟：選定螺栓的數目及布置形式、確定螺栓聯(lián)接的結構尺寸。 確定螺栓尺寸的方法：對于不重要的螺栓聯(lián)接，可以參考現(xiàn)有的機械設備，用類比法確定， 不再進行強度校核。對于重要的聯(lián)接，應根據聯(lián)接的工作載荷，分析各螺栓的受力狀況，找出 受力最大的螺栓進行強度校核。 主要目的：受力均勻，便于加工和裝配。 設計時應綜合考慮以下幾方面的問題： （1）聯(lián)接接合面的幾何形狀通常都設計成軸對稱的簡單幾何形狀； （2 ）螺栓的布置應使各螺栓的受力合理：鉸制孔用螺栓聯(lián)接，不要在平行于工作載荷 的 方向上成排地布置八個以上的螺栓，以免載荷分布過于不均；承受彎矩或轉矩時，應使螺栓的 位置適當靠近聯(lián)接接合面的邊緣，以減小螺栓的受力。如果同時承受軸向載荷和較大的橫向載 荷時，應采用銷、套筒、鍵等抗剪零件來承受橫向載荷，以減小螺栓的預緊力及其結構尺寸； 受力矩作用的螺栓組應盡量使螺栓遠離對稱軸。 （3 ）螺栓的排列應有合理的間距、邊距； （4 ）分布在同一圓周上的螺栓數目，應取成4、6、8 等偶數 （5 ）避免螺栓承受附加的彎曲載荷 （6 ）根據聯(lián)接的工作條件合理地選擇螺栓組的防松裝置。 九、螺旋傳動簡介 1、螺旋傳動的類型和應用 螺旋傳動按用途不同可分為三類：傳力螺旋、傳導螺旋、調整螺旋； 螺旋傳動按螺旋副的摩擦性質不同可分為：滑動螺旋（滑動摩擦）；滾動螺旋（滾動摩擦）； 靜壓螺旋 （流體摩擦） 2、滑動螺旋的結構和材料 結構：螺母有整體式、組合式、剖分式； 材料：螺桿材料要有足夠的強度和耐磨性：中碳鋼、合金鋼；螺母材料要有足夠的強度、 與螺桿配合時的摩擦系數小且耐磨：銅合金。 3、滑動螺旋傳動的設計計算 主要失效形式：螺紋的磨損 十、鍵聯(lián)接和花鍵聯(lián)接 27 鍵是一種標準零件，其功能：①實現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定以傳遞轉矩；②實現(xiàn)軸上零 件的軸向固定；③實現(xiàn)軸上零件的軸向滑動的導向。 1、鍵聯(lián)接的主要類型：平鍵聯(lián)接、半圓鍵聯(lián)接、楔鍵聯(lián)接、切向鍵聯(lián)接。 鍵的尺寸選擇應符合：標準規(guī)格、強度要求。 鍵的主要尺寸：截面尺寸（一般以鍵寬b×鍵高h 表示）和鍵長L 。鍵的截面尺寸b×h 按軸 的直徑d 由標準中選定。鍵的長度L 一般按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度； 而導向平鍵則按輪轂的長度及其滑動距離而定。 鍵的強度的計算：強度不夠時，可采用雙鍵。兩個平鍵，最好的布置是在沿周向相隔180°； 兩個半圓鍵，應布置在軸的同一條母線上；兩個楔鍵，應布置在沿周向相隔90°～120°。在強度 計算中兩鍵只按1.5 個鍵計算。 2、平鍵聯(lián)接強度計算 主要失效形式：①普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接）：工作面被壓潰；②導向平鍵聯(lián)接和滑鍵聯(lián)接（動 聯(lián)接）：工作面的過度磨損。 平鍵特點：結構簡單、裝拆方便、對中性較好等。這種鍵聯(lián)接不能承受軸向力，因而對軸 上的零件不能起到軸向固定的作用。 平鍵按用途分類：普通平鍵、薄型平鍵、導向平鍵、滑鍵 鍵槽的加工：軸上鍵槽：圓柱立銑刀（A 和C 型）和圓盤銑刀（B 型）；輪轂上鍵槽：插刀。 平鍵按頭型式分類：圓頭（A 型）、平頭（B 型）、單圓頭（C 型） 3、花鍵聯(lián)接：由內花鍵和外花鍵組成，鍵齒側面為工作面，可用于靜聯(lián)接，也可用于動聯(lián) 接。具有軸轂受力均勻、承載能力高、對軸削弱程度?。X淺，應力集中?。?、定心性好和導向 性能好等優(yōu)點，但加工需專用設備和量、刃具，制造成本較高。 十一、其他聯(lián)接 1、銷聯(lián)接 銷按其作用可分為：定位銷、聯(lián)接銷、安全銷。 銷按形狀分類：圓柱銷、圓錐銷 2、焊接和粘接 焊接：熔化焊（電焊、氣焊與電渣焊）、壓力焊（電阻焊、摩擦焊）和釬焊（錫焊、銅焊） 膠接：用粘接劑采用粘合的方法聯(lián)接被聯(lián)接件稱為粘接。 3、過盈聯(lián)接、彈性環(huán)聯(lián)接和成形聯(lián)接 28 （1）過盈聯(lián)接（干涉配合聯(lián)接或緊配合聯(lián)接）：利用零件間的配合過盈來達到聯(lián)接目的的。 優(yōu)點：結構簡單、對中性好、承載能力大、對軸削弱少。 缺點：配合面加工精度要求高、裝拆不便。 裝配方法：壓入法、脹縮法（溫差法） 第十章 齒輪傳動 一、概述 1、齒輪傳動的主要優(yōu)點：效率高、結構緊湊、工作可靠、壽命長、傳動比穩(wěn)定。 齒輪傳動的缺點：齒輪傳動的制造及安裝精度要求高、價格較貴、不宜用于傳動距離過大 的場合。 2、齒輪傳動的裝置形式：開式齒輪傳動、半開式齒輪傳動、閉式齒輪傳動。 二、齒輪傳動的失效形式 （1）輪齒折斷：因多次重復的彎曲應力和應力集中造成的疲勞折斷，或因短時過載或沖擊 載荷而造成的過載折斷。 齒寬小的直齒圓柱齒輪，齒根裂紋一般是從齒根沿橫向擴展，最后發(fā)生全齒的疲勞折斷； 齒寬較大的直齒圓柱齒輪，由于制造誤差使載荷集中在齒的一端，裂紋可能沿斜方向，最 后發(fā)生齒的局部折斷； 斜齒輪和人字齒輪常因接觸線是傾斜的，齒根裂紋往往從齒根斜向齒頂的方向擴展，最后 發(fā)生齒的局部疲勞折斷。 （2 ）齒面磨損：開式齒輪傳動的主要失效形式之一 （3 ）齒面點蝕 （4 ）齒面膠合：高速重載：壓力大，瞬時溫升，潤滑差，溫度過高時，油膜破裂，兩齒面 就會發(fā)生粘焊，粘焊處被撕脫后，沿滑動方向形成溝痕，稱為熱膠合。 低速重載：油膜遭到破壞，也會產生膠合。此時稱為冷膠合。 減小模數、降低齒高、采用角度變位齒輪以減小滑動系數，提高齒面硬度，采用抗膠合能 力強的潤滑油（極壓油）等，均可減緩或防止齒面膠合。 （5 ）塑性變形：在齒輪傳動中，當有過大的應力作用時，輪齒材料可能產生塑性變形。適 當提高齒面硬度，采用粘度較大的潤滑油，可以減輕或防止齒面塑性流動。 29 三、齒輪材料及熱處理 對齒輪材料的基本要求是：齒面硬，齒芯韌。 常用的齒輪材料：鍛鋼、鑄鋼、鑄鐵和非金屬材料。 選擇原則：①齒輪材料必須滿足工作條件要求；②應考慮齒輪尺寸的大小、毛坯成型方法； ③熱處理工藝；④正火碳鋼和調質碳鋼；⑤輪齒表面硬度。 四、齒輪傳動的精度 誤差對齒輪傳動的影響：①傳遞運動的準確性；②傳動的平穩(wěn)性；③載荷分布不均勻。 國家標準GB10095 －1988 對圓柱齒輪及齒輪副規(guī)定了 12 個精度等級，其中 1 級的精度最 高，12 級的精度最低。按照誤差的特性及它們對傳動性能的影響，將齒輪的各項公差劃分為三 個組，分別反映傳遞運動的準確性、傳動的平穩(wěn)性和載荷分布上的均勻性。 五、直齒圓柱齒輪傳動的強度計算 1、受力分析 在分度圓上，法向力F 可分解為兩個互相垂直的分力：切于分度圓的圓周力F 和半徑方向 n t 的徑向力Fr 2、計算載荷 在實際齒輪傳動中，載荷應考慮多個其它因素：①由于原動機和工作機的振動和沖擊；② 齒輪嚙合過程中產生的動載荷；③由于制造安裝等誤差或受載后輪齒、軸、軸承、箱體的變形 等原因，使載荷沿齒寬方向分布不均；④同時嚙合的各輪齒間載荷分布不均等。 為此，應引入多個載荷系數，將名義載荷修正為計算載荷。 F KF K K A KV K K tc t α β ①使用系數KA ：考慮原動機和工作機的運轉特性等外部 因素引起的動載荷而引入的系數。 ②動載系數KV ：考慮齒輪副在嚙合過程中，因嚙合誤差（基節(jié)誤差、齒形誤差和輪齒變形 等）而引起的內部附加動載荷對輪齒受載的影響。動載系數主要由齒輪的圓周速度和齒輪精度 確定，對于6 級精度的齒輪，動載系數KV 的取值范圍1.1～1.2。速度高時取大值，速度低時取 小值。 ③齒間載荷分配系數K ：考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分配不均勻的系數。取值范圍為 α 1.0~1.2。 ④齒向載荷分布系數K ：考慮輪齒沿接觸線方向載荷分布不均勻的現(xiàn)象。當兩輪之一為軟 β 齒面時，取K ＝1～1.2；當兩輪均為硬齒面時，取K ＝1.1～1.35。當寬徑比b/d 較小、齒輪在 β β 1 30 兩支承中間對稱布置、軸的剛性大時，取小值；反之，取大值。 3、齒面接觸疲勞強度計算 ZE-彈性系數，用來考慮配對齒輪材料對接觸應力的影響。當兩輪均為鋼材料的齒輪對，彈 性系數 Z E 189.8 N/mm 2 ZH-節(jié)點區(qū)域系數，用于考慮節(jié)點處齒面形狀對接觸應力的影響。 當一對齒輪的材料、傳動比及齒寬系數一定時，由齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與 中心距或齒輪直徑有關。至于模數的大小需由彎曲強度條件確定。齒寬系數越大，則中心距越 小。但齒寬過大時，容易發(fā)生偏載或載荷集中現(xiàn)象，使輪齒易折斷。 提高齒輪接觸疲勞強度的主要措施：①加大齒輪直徑或中心距；②適當增加齒寬；③采用 正角度變位齒輪傳動；④提高齒輪精度等級。這些措施均可減小齒面的接觸應力。另外改善齒 輪材料和熱處理方式（提高齒面硬度），可以提高許用接觸應力值。 4、齒根彎曲疲勞強度計算 輪齒受載時，齒根受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱。 σ [σ ] Flim 許用彎曲應力[σF] F S F 5 、齒輪傳動設計 準則 （1）軟齒面閉式齒輪傳動：齒面點蝕，通常先按齒面的接觸疲勞強度確定傳動的尺寸，然 后再驗算輪齒的彎曲疲勞強度。 （2 ）硬齒面閉式齒輪傳動：接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，應同時滿足接觸疲勞強度和彎 曲疲勞強度。 （3 ）開式齒輪傳動：磨粒磨損，一般不會出現(xiàn)點蝕，可按輪齒的彎曲疲勞強度進行設計計 算，許用彎曲應力應適當降低（可取閉式傳動的許用彎曲應力的0.7～0.8 ），或將設計計算出的 模數加大一檔。 六、斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算 F 2T / d 1、受力分析 t 1 1 F ′ Ft / cos β 軸向力Fn 與tanβ 成正比。通常β 不宜選 ′ Fr F tanαn Ft tan αn / cos β 得過大，β＝8°～20° Fa Ft / tan β Fn F ′/ cosαn Ft /(cos αn cos β) Ft /(cos αt cos βn ) 在人字齒輪傳動中，軸向力的合力為零； 人字齒輪的螺旋角可取較大的數值（15°～40° ）,傳遞的功率也可較大。 2、齒面接觸疲勞強度計算 31 （1）斜齒圓柱齒輪的法向齒廓是漸開線，所以嚙合點處的曲率半徑應代以法向值，這將在 斜齒輪的節(jié)點區(qū)域系數ZH 計算公式中體現(xiàn)； （2 ）斜齒輪工作時接觸線總長度隨嚙合位置的不同而變化，應同時考慮端面重合度 βα 和 縱向重合度ββ ； （3 ）接觸線傾斜有利于提高接觸疲勞強度。 3、齒根彎曲疲勞強度計算 3.2KTY cos2 β 1 F m ≥3 mm n 2

　　 (i ±1)z σ a [ ] mn 為法向模數；YF 為齒形系數，應根據斜齒輪的當量齒數查 1 F z z 圖取得。 v cos3 β 七、直齒圓錐齒輪傳動的強度計算 八、齒輪結構 （1）齒輪軸：對于齒數少的小齒輪，當其分度圓直徑d 與軸的直徑ds 相差很?。╠＜1.8ds） 時，可將齒輪和軸做成一體。 （2 ）實心式齒輪：齒頂圓直徑 da≤200mm，并對可靠性有特殊要求的齒輪，可做成實心 式齒輪。結構簡單、制造方便，為了裝配方便和減小邊緣的應力集中，孔邊、齒頂邊緣應切制 倒角。 （3 ）腹板式齒輪：齒頂圓直徑 da ＞200～500mm，將齒輪制成腹板式結構，以節(jié)省材料， 減輕重量。為了制造、搬運方便，腹板上常對稱開多個孔。 （4 ）輪輻式齒輪：齒頂圓直徑 da ＞400～1000mm，為了減輕重量，將齒輪制成輪輻式結 構，輪輻的截面常為十字形。 對于尺寸很大的齒輪，為了節(jié)約貴重鋼材，常采用齒圈套裝于輪心上。齒圈用較好的鋼， 輪心用鑄鐵或鑄鋼。兩者用過盈聯(lián)接，在裝配縫上加裝4～8 個緊定螺釘。 32 第十一章 蝸桿傳動 一、概述 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動機構，它由蝸桿和蝸輪組成。 分類：圓柱蝸桿傳動、環(huán)面蝸桿傳動、錐面蝸桿傳動 特點：①能實現(xiàn)較大的傳動比；②工作平穩(wěn)噪聲低，沖擊載荷??；③蝸桿傳動具有自鎖性； ④蝸桿傳動的摩擦損失較大、效率較低；⑤蝸輪齒圈常需要比較貴重的青銅制造。 二、圓柱蝸桿傳動的主要參數和幾何尺寸 1、主要參數 （1）模數m 和壓力角α 蝸桿傳動的正確嚙合條件為：蝸桿的軸向模數ma1 等于蝸輪的端面模數mt2 、蝸桿的軸向壓 力角αa1 等于蝸輪的端面壓力角αt2 （2 ）蝸桿導程角γ （3 ）蝸桿頭數z 、蝸輪齒數z 和傳動比 1 2 蝸桿的頭數越多，則蝸桿的導程角將越大，蝸桿傳動的效率也將越大。 （4 ）蝸桿的直徑系數q 為了限制蝸輪滾刀的數目，并便于滾刀的標準化，對每一標準模數規(guī)定了一定數量的蝸桿 分度圓直徑d ，把其與模數的比值稱為蝸桿的直徑系數。q=d /m 1 1 q 越小，或d1 越小，z1 一定時，導程角越大，傳動效率越高； = 1 = 1 1 q 越大，模數一定時，d 越大，蝸桿的剛度將越高。 1 2、圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算 三、蝸桿傳動的失效形式、材料和結構 1、蝸桿傳動的失效形式——膠合和磨損 開式齒輪傳動中，應保證齒根彎曲疲勞強度；閉式傳動中，通常按齒面接觸疲勞強度進行 設計，而按齒根彎曲疲勞強度進行校核。 2、材料選擇：不僅具有足夠的強度，更重要的是具有良好的減摩性、磨合能力和耐磨性， 比較理想的材料是鋼-青銅配對使用。 結構形式：整體澆注式、齒圈式、螺栓聯(lián)接式、拼鑄式。 四、蝸桿傳動的強度計算 1、蝸桿傳動的受力分析 33 用右手代表右旋蝸桿（若為左旋螺桿，則用左手），四指代表蝸桿旋轉方向，則拇指所指的 方向就表示蝸桿所受軸向力的方向，而蝸輪的轉向與拇指所指的方向相反。 2、蝸桿傳動的強度計算 K-載荷系數，若工作平穩(wěn)，取為1~1.2；若工作載荷變化較大，取為1.1~1.3；嚴重沖擊時， 取為1.5。蝸輪圓周速度慢時取較小的值，反之取較大的值。 五、蝸桿傳動的效率、潤滑和熱平衡計算 1、螺桿傳動的效率：包括三部分，考慮嚙合摩擦損耗時的效率η 、考慮軸承摩擦損耗時的 1 效率η 、考慮油阻損耗時的效率η 。總效率主要取決于η 2 3 1 tan η= 1 tan+ ‘ 2、蝸桿傳動的熱平衡計算 若以自然方式冷卻，則從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣的熱量為：H =α S （t -t ） 2 d 0 a 2 α-箱體表面的散熱系數，可取為（8.15~17.45 ）W/(m ·℃) d S-箱體內表面能被油飛濺到，而外表面又能為周圍空氣所冷卻的表面面積 t0-油的工作溫度，一般限制在60℃~70 ℃ ta 周圍空氣溫度，一般取為20℃ 提高散熱能力的措施：①增加散熱面積：合理設計箱體結構，鑄出或焊上散熱片，以增大 散熱面積；②提高散熱系數：在蝸桿軸端加裝風扇或在箱體內裝蛇形冷卻水管或用循環(huán)油冷卻。 34 第十二章 帶傳動 一、概述 帶傳動是一種應用廣泛的撓性機械傳動，主要由主動輪、從動輪和張緊在兩輪上的環(huán)形帶 （撓性構件）組成。按工作原理分為：摩擦型和嚙合型。 摩擦型：由于張緊，靜止時帶已受到預拉力，在帶與帶輪的接觸面間產生壓力，當主動輪 轉動時，通過帶與帶輪接觸面間的摩擦力使從動輪一起轉動，從而實現(xiàn)運動和動力的傳遞。 1、分類 根據橫截面形狀，摩擦型傳動帶可分為： ①平帶：結構簡單，效率較高，中心距較大時用；②V 帶：傳動能力較平帶大，應用最廣； ③多楔帶：用于較大功率、緊湊的場合；④圓帶：傳遞功率較小，用于輕、小型機械。 2、帶傳動的布置形式 3、帶傳動的特點 主要優(yōu)點：①適用于中心距較大的傳動（可達15m）；②帶具有良好的彈性，可緩和沖擊、 吸收振動，并且運行平穩(wěn)，無噪音；③過載時帶與帶輪間會出現(xiàn)打滑，可防止損壞其他零件； ④結構簡單、成本低。 主要缺點：①有彈性滑動和打滑，使效率降低，不能保持準確的傳動比；②需要張緊裝置； ③帶的壽命短；④傳遞同樣大的圓周力時，輪廓尺寸和軸上壓力都比嚙合傳動大。 4、應用范圍：帶的工作速度一般為5～25m/s ，使用高速環(huán)形膠帶時可達60m/s；使用錦綸 片復合平帶時，可達80m/s。膠帆布平帶傳遞功率小于500kW，普通V 帶傳遞功率小于700kW 。 5、主要幾何參數：包角α、帶長L、中心距a、帶輪直徑D 、D 1 2 二、帶傳動的工作情況分析及設計準則 35 1、受力分析 靜止時，帶兩邊的拉力都等于張緊力 F0 ，工作時，帶一邊拉力增大到 F1 （緊邊），一邊拉 力減小到F2 （松邊） 有效拉力：兩邊拉力之差，也就是帶所傳遞的圓周力F，F(xiàn)=F -F 1 2 打滑：帶所傳遞的圓周力超過帶與輪面間的極限摩擦力總和時，帶與帶輪將發(fā)生顯著的相 對滑動。經常出現(xiàn)打滑時，將使帶的磨損加劇、傳動效率低，以致使傳動失效。 影響承載能力的主要因素 （1）初拉力F ：F ↑，承載能力↑，避免打滑；但F 過大，發(fā)熱和磨損加劇，易松馳，帶 0 0 0 壽命縮短；若F0 過小，工作潛力不能充分發(fā)揮，易打滑。 （2 ）包角α：α ↑，接觸弧長 ↑，承載能力 ↑。設計時α ＞120°，傳動比i 不能太大和α 1 不能太小，因為i ↑→α ↓，α ↓→α1 ↓ （3 ）摩擦系數f：f ↑，承載能力↑ 2、帶的應力分析 （1）由于拉力產生的拉應力σ 、σ ：兩者相差越大，帶越易產生疲勞損壞。 1 2 （2 ）彎曲應力：帶繞過帶輪時，因彎曲而產生彎曲應力。帶輪直徑越小，彎曲應力越大， 彎曲應力只作用在繞過帶輪的那一部分帶上。 （3 ）由于離心力產生的拉應力：離心拉（應）力作用與帶的整個周長，且處處相等。 3、帶傳動的彈性滑動和傳動比 （1）彈性滑動：帶在帶輪上微量滑動的現(xiàn)象，是摩擦性帶傳動的固有特性，無法避免。 繞過主動輪：拉力逐漸減小，帶逐漸收縮，相對帶輪向后滑動；繞過從動輪：拉力逐漸增 大，帶逐漸伸長，相對帶輪向前滑動。 彈性滑動對帶傳動的影響為：①從動輪的圓周速度低于主動輪；②降低了傳動效率；③引 起帶的磨損；④使帶的溫度升高。 （2 ）傳動比： 滑動率ε：傳動中由于帶的滑動引起的從動輪圓周速度的降低率。 4、失效形式和設計準則 失效形式：打滑（過載引起）、疲勞破壞（帶受變應力的循環(huán)作用） 設計準則：傳遞給定載荷時，不打滑且具有足夠的疲勞強度和壽命。單根帶在既不打滑又 有足夠疲勞強度時所能傳遞的最大功率： Av ? 1 ? =? ? ? σ σ σ P0 1000 ([ ] b1 c )??1 ef α ?? 36 三、普通V 帶傳動的設計計算 1、取a =a =180° ，k=2 ，在特定帶長，載荷平穩(wěn)時得到單根V 帶能傳遞的功率為： 1 2 2 CLd 0.09 2yE qυ 1 [(7200Tυ) ? D ? A ]Aυ(1?ef α ) P 1 0 1000 特定條件：載荷平穩(wěn)、i=1，α1=180°、特定帶長 若i1 ：dd2 ↑，σb2 ↓，傳動能力↑，功率↑，額定功率增量△P0 由表12.5 查得 若帶長不為特定帶長：帶長↑，單位時間內應力循環(huán)次數↓，疲勞強度↑，帶長修正系數 KL ，查表12.3 若包角α ≠180°，α ＜180°，傳動能力↓，包角修正系數K ，查表12.8 1 1 a 故實際工作條件下，單根V 帶的額定功率為： [P ] (P =+△P )K K kW 0 0 0 L α 2、設計計算和參數選擇 （1）確定計算功率： Pc K A P （2 ）確定帶的型號：由Pc 、n1 確定 n （3 ）選取帶輪基準直徑dd1 和dd2 ：dd1≥ ddmin ， dd 2 1 dd 1 (1 =?ε) 均取標準值 n 2 帶輪愈小，彎曲應力愈大，帶越容易疲勞。 πd n （4 ）驗算帶速v ： v d1 1 m / s v 應在5~25m/s 范圍內。v↑，離心力↑，正壓力↓，承載能 60 ×1000 力↓，易打滑；v↓，P 一定時，有效拉力F↑，帶的根數↑ （5 ）確定中心距a 和帶的基準長度 L ：a 過小，帶短，易疲勞；包角減小，降低承載能 d 力；a 過大，結構尺寸太大，也易引起帶的扇動。 d ?d α 180 d2 d1 57.3 （6）驗算小帶輪包角α(≥120°) =°? × ° 1 1 a (2.5 ?Kα )Pc 2 PC F0 500=× +qv （7 ）確定V 待根數： z Kαzv (P +?P )K K 0 0 α L （8 ）確定初拉力F ： F ↓，易打滑，反之，帶壽命↓，軸及軸承受力↑ 0 0 α F ≈2zF sin 1 （9 ）計算壓軸力FQ ： Q 0 2 （10）帶輪的結構形式：實心式、輻板式、輪輻式 四、V 帶輪設計 結構名稱：輪緣：與帶相連部分；輪轂：安裝在軸上部分；輪輻：聯(lián)接部分。 實心式：基準直徑 D≤(2.5～3)d （d 為軸的直徑，mm ）；腹板式：D≤300mm ；孔板式：D ≤300mm （D -d 100 ）；輪輻式：D ＞300mm。 1 1 五、帶傳動的張緊裝置 分定期張緊和自動張緊 37 38 第十三章 鏈傳動 一、概述 1、組成：鏈條、主動輪、從動輪 2、種類：傳動鏈、起重鏈和曳引鏈 3、鏈傳動的特點 優(yōu)點：①沒有彈性滑動和打滑，能保持準確的平均傳動比；②需要的張緊力小，作用在軸 上的壓力也?。虎酃r相同時，傳動尺寸較緊湊；④能在溫度較高、濕度較大、有油污等惡劣 環(huán)境下工作；⑤效率較高（98% ）。與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造和安裝精度要求較低，中心 距較大時傳動結構簡單。 缺點：①只能用于平行軸間的傳動；②瞬時鏈速和瞬時傳動比不是常數，有沖擊和噪聲； ③不宜在載荷變化很大和急促反向的傳動中應用；④磨損后易發(fā)生跳齒；⑤制造費用比帶傳動 高。 4、應用范圍：P ＜100kW，v15m/s ，imax=8 ，低速重載 二、滾子鏈的鏈條和鏈輪 1、鏈條 滾子鏈是由滾子、套筒、銷軸、內鏈板和外鏈板組成。過盈聯(lián)接：外鏈板與銷軸、內鏈板 與套筒；間隙配合：套筒與銷軸、滾子與套筒。 當傳遞大功率時，可采用雙排鏈或多排鏈。當鏈節(jié)數為偶數時，接頭處可用開口銷或彈簧 卡片來固定。當鏈節(jié)數為偶數時，接頭處可用開口銷或彈簧卡片來固定。 滾子鏈的基本參數：節(jié)距p 、滾子外徑d 、內鏈節(jié)內寬b 、排距p 1 1 t 滾子鏈的標記：鏈號—排數×整鏈鏈節(jié)數 標準編號，例如：08A— 1×87 GB1243.1—83 表示：A 系列、節(jié)距12.7mm、單排、87 節(jié)的滾子鏈。（節(jié)距＝鏈號×25.4/16mm） 2、鏈輪 鏈輪的結構一般由其直徑的大小決定：小直徑的鏈輪可制成整體式；中等尺寸的鏈輪可制 成腹板式或孔板式；大直徑的鏈輪，常采用可更換的齒圈用螺栓聯(lián)接在輪芯上的結構，也可采 用輪輻式結構。 3、鏈條和鏈輪的材料 應能保證輪齒具有足夠的耐磨性和強度。由于小鏈輪輪齒的嚙合次數比大鏈輪輪齒有嚙合 次數多，所受沖擊也較嚴重，故小鏈輪應采用較好的材料制造。 39 三、鏈傳動的工作情況分析 1、運動分析 鏈條與鏈輪嚙合相當于鏈條折繞在邊長為鏈節(jié)距p ，邊數為鏈輪齒數z 的多邊形上，鏈輪 每轉一周，鏈條移動距離為zp 。 鏈傳動在整個運動過程中，從動輪的轉速是不均勻的。當鏈輪的節(jié)距越大，齒數越少，鏈 速的變化也就越大。 鏈傳動的多邊形效應：鏈傳動運動不均勻性的特征，是由于圍繞在鏈輪上的鏈條形成了正 多邊形這一特點所致。是鏈傳動的固有特征。 2、附加動載荷分析 鏈輪的節(jié)距越大，齒數越少，鏈輪轉速越高，則附加動載荷也越大。 附加動載荷主要有：①鏈速和從動輪角速度周期性變化引起；②鏈在垂直方向分速度v’周 期性變化引起；③鏈節(jié)進入鏈輪的瞬間，鏈節(jié)和輪齒以一定的相對速度相嚙合，使鏈和輪齒受 到沖擊；④鏈張緊不好，鏈條松弛，在啟動、制動、反轉、載荷變化等情況下，將產生慣性沖 擊。 3、受力分析 鏈傳動在安裝時，應使鏈條受到一定的張緊力，其張緊力是通過使鏈保持適當的垂度所產 生的懸垂拉力來獲得的。 張緊的目的：主要是使松邊不致過松，以免影響鏈條正常退出嚙合和產生振動、跳齒或脫 齒鏈現(xiàn)象，因而所需的張緊力比起帶傳動要小得多。 鏈的緊邊： 鏈的松邊： F -鏈傳遞的有效圓周力；F -鏈的離心力所引起的拉力；F 鏈條松邊垂度引起的懸垂拉力 e c f- 四、滾子鏈傳動的承載能力和設計計算 1、失效形式：①正常潤滑條件下，鉸鏈元件由于疲勞強度不足而破壞；②鉸鏈銷軸磨損， 使鏈節(jié)距過渡伸長（標準試驗條件下允許伸長率為 3% ），從而破壞正確嚙合和產生脫鏈現(xiàn)象； ③潤滑不當或轉速過高時，銷軸和套筒的摩擦表面易發(fā)生膠合破壞；④經常起動、反轉、制動 的鏈傳動，由于過載造成沖擊破斷；⑤低速重載的鏈傳動，鉸鏈元件發(fā)生靜強度破壞；⑥鏈輪 輪齒磨損等。 40 2、極限功率曲線 是良好而充分的潤滑條件下，由磨損破壞限定的極限功率曲 線 是變應力下由鏈板疲勞破壞限定的極限功率曲線 是套筒、 滾子沖擊疲勞破壞限定的極限功率曲線 是由銷軸與套筒膠合限定 的極限功率曲線。圖中陰影部分為實際使用的區(qū)域。 3、額定功率曲線、滾子鏈傳動的設計步驟和方法 （1）鏈傳動的原始數據； （2 ）鏈輪齒數z1、z2 和傳動比； （3 ）確定計算功率； （4 ）單排鏈所能傳遞的功率P0 ； （5 ）鏈的節(jié)距：高速重載時可選用小節(jié)距的多排鏈； （6 ）鏈傳動的中心距和鏈節(jié)數：一般情況下中心距可?。?0~50 ）p ，鏈節(jié)數必須取為整數， 最好取為偶數，避免使用過渡鏈節(jié)； （7 ）小鏈輪轂孔最大直徑； （8 ）鏈傳動作用在軸上的力（簡稱壓軸力）Fp ； （9 ）低速鏈傳動的靜力強度計算； 五、鏈傳動的布置、張緊和潤滑 1、布置：鏈傳動一般應布置在鉛垂平面內，盡可能避免布置在水平或傾斜平面內。如確有 需要，則應考慮加托板或張緊輪等裝置，并且設計較緊湊的中心距。 2、張緊 目的：主要是為了避免在鏈條的垂度過大時產生嚙合不良和鏈條的振動現(xiàn)象；同時也為了 增加鏈條與鏈輪的嚙合包角。當兩輪軸心連線°時，通常設有張緊裝置。 方法：當鏈傳動的中心距可調整時，可通過調節(jié)中心距來控制張緊程度；當鏈傳動的中心 距不可調時，可設置張緊輪，或在鏈條磨損變長后從中取掉一、二個鏈節(jié)，以恢復原來的長度。 3、潤滑：潤滑時，應將潤滑油注入鏈條鉸鏈處的縫隙中，并均勻分布于鏈寬上，潤滑油應 加在松邊，因松邊鏈節(jié)處于松弛狀態(tài)，潤滑油容易進入各摩擦面間。 41 第十四章 軸 一、概述 1、軸的功用：支承回轉件，傳遞扭矩和運動。 2、按載荷性質分類：心軸、轉軸和傳動軸 （1）心軸：只承受彎曲（M ），不傳遞轉矩（T=0 ），如自行車前輪； （2 ）轉軸：既傳遞轉矩（T ）、又承受彎矩（M ），如減速器中的軸； （3 ）傳動軸：只受轉矩，不受彎矩M=0 ，T≠0。