機械傳動及常用機構知識第一頁，共112頁。第一節螺紋聯接與螺紋傳動1.1螺紋聯接的根本知識三角形〔普通螺紋〕、管螺紋—聯接螺紋。矩形螺紋，梯形螺紋，鋸齒形螺紋—傳動螺紋。三角形螺紋：粗牙螺紋—用于聯接。細牙螺紋—自鎖性好，適于薄壁細小零件和沖擊變載等。1.1.1螺紋的類型1.螺紋按牙型分類：聯接：靜聯接——被聯接件間不充許產生相對運動①不可折聯接：鉚、焊、介于可折不可折之間，膠〔粘〕接等②可折聯接：螺紋、鍵、花鍵、銷、成型而聯接等動聯接——被聯接零件間可產生相對運動——各種運動副聯接2.螺紋按位置分類：內螺紋—在圓柱孔的內外表形成的螺紋外螺紋—在圓柱孔的外外表形成的螺紋根據螺旋線繞行方向分類：左旋、右旋根據螺旋線頭數分類：單頭螺紋〔n=1〕—用于聯接雙頭螺紋〔n=2〕多線螺紋〔n≥2〕—用于傳動第二頁，共112頁。1.1.2螺紋的主要參數1〕外徑d〔大徑〕〔D〕——與外螺紋牙頂相重合的假想圓柱面直徑——亦稱公稱直徑2〕內徑〔小徑〕d1(D1)——與外螺紋牙底相重合的假想圓柱面直徑，在強度計算中作危險剖面的計算直徑3〕中徑d2——在軸向剖面內牙厚與牙間寬相等處的假想圓柱面的直徑，近似等于螺紋的平均直徑d2≈0.5(d+d1)4〕螺距P——相鄰兩牙在中徑圓柱面的母線上對應兩點間的軸向距離5〕導程〔S〕——同一螺旋線上相鄰兩牙在中徑圓柱面的母線上的對應兩點間的軸向距離6〕線數n——螺紋螺旋線數目，一般為便于制造n≤4螺距、導程、線數之間關系：L=nP7〕螺旋升角ψ——在中徑圓柱面上螺旋線的切線與垂直于螺旋線軸線的平面的夾角。第三頁，共112頁。8〕牙型角α——螺紋軸向平面內螺紋牙型兩側邊的夾角。9〕牙型斜角β——螺紋牙型的側邊與螺紋軸線的垂直平面的夾角。對稱牙型各種螺紋〔除矩形螺紋〕的主要幾何尺寸可查閱有關標準——公稱尺寸為螺紋外徑對管螺紋近似等于管子的內徑。第四頁，共112頁。1.1.3常用螺紋的特點及應用

如下圖，螺紋按其牙型角可分為三角螺紋，梯形螺紋和鋸齒形螺紋。三角螺紋主要用于聯接；矩形、梯形和鋸齒形螺紋主要用于傳動。用于聯接的三角螺紋又有普通螺紋，英制螺紋以及用于管路系統聯接的圓柱螺紋，即管螺紋。在上述各種螺紋中，除矩形螺紋外，均已標準化。普通螺紋的螺距和根本尺寸可查有關手冊。第五頁，共112頁。1.1.4螺紋聯接的根本類型常用聯接的根本類型：螺栓聯接、雙頭螺柱聯接、螺釘聯接、緊定螺釘聯接。〔a〕螺栓聯接

(b)雙頭螺柱聯接

(c)螺釘聯接

(d)緊定螺釘聯

第六頁，共112頁。一、螺紋聯接的預緊螺紋聯接松聯接—在裝配時不擰緊，受外載時才受到力的作用。緊聯接—在裝配時需擰緊，即在承載時，已預先受預緊力F0。預緊力的控制:測力矩板手—測出預緊力矩。定力矩板手—到達固定的擰緊力矩時，彈簧受壓將自動打滑。測量—測量預緊前后螺栓伸長量S。二、螺紋聯接的防松

螺紋聯接的防松件第七頁，共112頁。螺紋聯接多采用單線普通螺紋，其導程角為1.50---3.50，當量摩擦角60---90，一般都具有自鎖性；在靜載荷和工作環境溫度變化不大的情況下不會自動松脫。但在振動、沖擊、變載荷或溫度變化很大時，聯接就有可能松脫。為保證聯接平安可靠，設計時必須考慮放松問題。1．防松目的：防止因外載荷的變化、材料蠕變等因素造成螺紋聯接松馳，從而使聯接失效。2．防松原理：消除或限制螺紋副之間的相對運動。3．防松方法及措施摩擦防松：雙螺母、彈簧墊圈、尼龍墊圈、自鎖螺母等。機械防松：開槽螺母與開口銷、圓螺母與止動墊圈、彈簧墊片、軸用帶翅墊片、止動墊片、串聯鋼絲等。永久防松：端鉚、沖點〔破壞螺紋〕、點焊、粘合。第八頁，共112頁。三、提高螺栓聯接強度的措施這局部內容是針對重要的、大型螺栓聯接的。影響螺栓聯接強度的因素很多如材料、構造尺寸、制造精度，裝配工藝。但主要取決于螺栓強度。下面從四方面分析影響螺栓強度的因素，找出提高螺栓聯接強度的措施.〔一〕改善螺紋牙間載荷分布1.螺紋牙受力不均現象螺紋牙間載荷分配關系，通過減少螺栓、螺母的螺距變化差,可改善這種載荷分布不均現象。2.具體措施：盡可能將螺母制成受拉伸的構造,如懸置螺母、環槽螺母、內斜螺母等。上述為均載螺母，加工復雜，只適用于重要或大型聯接處。第九頁，共112頁。〔二〕降低總拉力F0變化范圍a.采用柔性螺栓C.增大被聯接件剛度K2(如圖)〔三〕采用剛性較大墊片〔如以下圖〕柔性螺栓在螺母下裝彈性元件第十頁，共112頁。〔四〕減小應力集中螺栓上的螺紋(特別是螺紋的收尾)螺栓頭和螺栓桿的過渡處以及螺栓橫剖面積發生變化的部位等，都要產生應力集中。常用方法：增大過渡圓角，加卸載槽；輾壓代切削螺紋，可提高疲勞強度30%。第十一頁，共112頁。四、防止或減小附加應力假設被聯接件剛性差、螺母支承面歪斜，裝配不良或采用鉤頭螺釘都會使螺栓受偏心載荷，產生附加彎曲應力，嚴重降低了螺栓的疲勞強度。改善措施：1)防止采用鉤頭螺栓；2)采用球面墊圈,腰環螺栓；3)鍛、鑄件等支承面制成凸臺或沉頭座。(見以下圖)

五、采用合理的制造工藝1．用高強度鋼作螺栓材料，提高F，雖應力集中敏感，但可提高聯接強度的效果；2.制造工藝對螺栓疲勞強度有重要影響。采用輾制螺紋時，由于冷作硬化的作用，表層有剩余壓力，金屬流線合理，螺栓疲勞強度可較車制螺紋高30~40%；熱處理后再滾壓的效果更好；3.進展氮化，碳氮共滲、噴丸等措施提高疲勞強度。第十二頁，共112頁。一、螺旋傳動螺旋傳動是利用螺桿和螺母組成的螺旋副來實現傳動要求的。它主要用于將回轉運動轉變為直線運動，同時傳遞運動和動力。〔一〕螺旋傳動的運動形式根據螺桿和螺母的相對運動關系，螺旋傳動的常用運動形式主要有以下兩種：1)螺桿轉動，螺母移動2〕螺桿轉動，螺母移動〔二〕螺旋傳動的類型1.螺旋傳動按其用途不同，可分為以下三種類型：1〕傳力螺旋2〕傳導螺旋3〕調整螺旋2.按其螺旋副摩擦性質的不同，又可分為以下三種類型：1〕滑動螺旋2〕滾動螺旋3〕靜壓螺旋第十三頁，共112頁。〔三〕、滑動螺旋的構造和材料滑動螺旋的構造主要是指螺桿、螺母的固定和支承的構造形式。

螺桿的材料要有足夠的強度和耐磨性。螺母的材料除了要有足夠的強度外，還要求在與螺桿材料相配合時摩擦系數小和耐磨。螺旋傳動常用的材料見下表。第十四頁，共112頁。第二節摩擦輪傳動、帶傳動和鏈傳動最簡單的摩擦輪傳動如圖3-1所示，它是由兩個摩擦輪、一個機架、一個壓縮彈簧和一個滑塊所組成，工作時，利用兩個摩擦輪被互相壓緊后在接觸處產生的摩擦力來實現傳動。圖3-1摩擦輪傳動的摩擦力的大小為Ff＝?Q式中F?—摩擦力〔N〕?—動摩擦因數〔見表2-1〕Q—兩輪接觸處的壓緊力〔N〕從動輪2處產生的摩擦力矩Mf〔N·mm〕為M?＝F?r2＝?Qr2式中r2—從動輪半徑〔mm〕第十五頁，共112頁。表2-1動摩擦因數?和許用單位壓力[q]材料摩擦狀態?[q]/[N·mm]鋼與鋼或鑄鐵鑄鐵與鋼或鑄鐵鋼與夾布膠木鑄鐵與塑料鑄鐵與纖維制品鑄鐵與皮革鑄鐵與壓紙板鑄鐵與特殊橡膠有潤滑干摩擦干摩擦干摩擦干摩擦干摩擦干摩擦干摩擦0.05-0.100.10-0.150.20-0.250.10-0.180.15-0.300.15-0.300.15-0.400.50-0.70---3.92-7.8524.5-44.129.4-34.3-2.45-4.00正常工作時應保證摩擦力矩不小于工作所需要的力矩。如果不是這樣，就會出現打滑，使傳動失效。為了傳動可靠，引入可靠系數K〔K＝1.25-3〕，則摩擦傳動的計算壓緊力Q(N)為摩擦輪的寬度b〔mm〕可用兩輪接觸線上的許用單位壓力[q]求出式中[q]—許用單位壓力〔N/mm〕查表2-1。為了保證兩輪全寬接觸，摩擦輪寬度b不宜過大，一般取b≤2r1。第十六頁，共112頁。如圖3-1所示，如果要使兩個摩擦輪在接觸處不產生滑動，則接觸點上兩輪的線速度應該相等。即圖3-1摩擦輪傳動在實際正常工作中，由于摩擦力的作用，使得摩擦輪在接觸點兩側的彈性變形量不一樣大，造成在兩輪接觸處產生相對滑動，稱之為彈性滑動，故摩擦輪傳動的實際傳動比為第十七頁，共112頁。式中ε—摩擦輪傳動的彈性滑動率〔即速度損失率〕，當兩摩擦輪的材料為鋼材時，ε≈0.2%；鋼對夾布膠木時，ε≈1%；鋼對橡膠時，ε≈3%；在一般計算時可不予考慮。3．摩擦輪傳動的特點1〕傳動平穩，運轉時無噪聲。2〕構造簡單，制造方便。3〕過載打滑，可防止重要零件損壞。4〕傳動形式可多種多樣，故適用范圍廣。5〕由于存在彈性滑動，不能保證準確的傳動比。6〕傳動效率低，工作外表易磨損，易發熱、不宜傳遞較大的力矩。7〕需要增加壓緊裝置，作用在軸和軸承上的力較大。摩擦輪傳動按傳動比是否固定，可分為定傳動比和變傳動比兩大類。〔1〕定傳動比摩擦輪傳動〔2〕變傳動比的摩擦輪傳動第十八頁，共112頁。撓性傳動是廣泛應用的一種傳動形式，它是借助于撓性元件〔帶、繩、鏈條〕來傳遞運動和動力的。圖3-4所示為撓性傳動的工作原理圖。當主動輪旋轉時，通過撓性元件間接地將運動和動力傳遞給從動輪。圖3-4撓性傳開工作原理1-主動輪2--撓性元件3-從動輪這類傳動具有吸收振動載荷以及阻尼振動影響的作用，所以傳動平穩，而且構造簡單，易于制造。常用于中心距較大情況下的傳動。在情況一樣的條件下，與其他傳動相比，簡化了機構，降低了本錢。第十九頁，共112頁。〔1〕撓性摩擦傳動〔2〕撓性嚙合傳動〔3〕牽引式撓性傳動圖3-5撓性嚙合傳動a)齒孔帶傳動b)同步帶傳動c)鏈傳動圖3-6牽引式撓性傳動應用實例1-導軌2-磁頭3-驅動輪4-小車

5-鋼帶6-步進電機第二十頁，共112頁。2.3帶傳動的根本知識2.3.1帶傳動的類型、特點和應用帶傳動是利用帶作為中間撓性件，依靠帶與帶輪接觸面間產生的摩擦力來傳遞運動和動力的。它是撓性摩擦傳動中應用較普遍的傳動形式之一。圖3-7所示為帶傳動的簡圖.圖3-7子帶傳動簡圖圖3-8帶傳動的類型1-主動輪2-從動輪3-傳動帶a)平帶b)V帶c)圓帶d)多楔帶帶傳動按帶的截面形狀分有平帶、V帶、圓帶和多楔帶，如圖3-8所示。第二十一頁，共112頁。2.3.2V帶的構造和標準V帶分普通V帶、窄V帶、寬V帶、汽車V帶、齒形V帶和接頭V帶等，本書僅介紹變通V帶傳動，因它應用最廣。普通V帶俗稱“三角帶〞，其構造如圖3-9所示。V帶已標準化，我國國家標準GB11544-89規定普通V帶也有Y、Z、A、B、C、D、E七種型號，線繩構造V帶只有Z、A、B、C四種型號。其截面尺寸見表3-4。圖3-9普通V帶構造a)卷布構造b)線繩構造1-布包層2-強力層3-伸張層4-壓縮層第二十二頁，共112頁。表3-4V帶剖面根本尺寸(mm)當V帶在規定的張緊力下彎繞在帶輪上時，在彎曲平面內保持原長度不變的周線稱為節線，由全部節線構成的面稱為節面，帶的節面寬度稱節寬bp。在帶輪上，與所配用V帶的節面處同一位置的槽形輪廓寬度稱為基準寬度bd，基準寬度處的帶輪直徑為基準直徑d〔圖3-10〕。V帶在規定的張緊力下，位于帶輪基準直徑上的周線長度稱為基準長度Ld〔節線長度〕。第二十三頁，共112頁。2.3.3V帶傳動的主要參數和幾何尺寸計算1．傳動比傳動比的計算方法與摩擦輪傳動的計算方法一樣，即帶輪的轉速與基準直徑成反比，即〔3-1〕2．小帶輪包角帶輪的包角〔ɑ〕，就是帶與帶輪接觸面的弧長所對應的中心角。一般規定小帶輪包角ɑ1≥1200。包角計算式為〔3-2〕〔3-3〕〔3-4〕雖然，中心距計算式較繁，但由于帶傳動的中心距一般可調整，故可采用近似公式計算〔見帶傳動設計〕。第二十四頁，共112頁。2.3.4V帶的材料和構造帶輪一般選用鑄鐵制造，帶速較高以及特別重要的場合可用鋼制帶輪。為了減輕重量，也可用鋁合金及工程塑料。帶輪的構造通常由輪緣、輪輻、輪轂三局部組成。其構造見圖3-10。圖3-10V帶輪構造1-輪緣2-輪輻3-輪轂第二十五頁，共112頁。2.3.5帶傳動的張緊帶在工作一段時間后，由于塑性變形和磨損導致松弛，張緊力逐漸減小，帶傳動能力因之下降，影響正常傳動。為了使帶產生并保持一定的初拉力，帶傳動應設置張緊裝置。帶傳動的合理使用和維護為了延長帶的使用壽命，保證傳動的正常運轉，必須重視正確地使用和維護保養。1〕選用V帶時要注意型號和長度，型號應和帶輪輪槽尺寸相符合，新舊不同的V帶不同時使用。2〕安裝時，兩軸線平行，兩輪相對應輪槽的中心線位置重合，以防帶側面磨損加劇。3〕安裝V帶時應按規定的初拉力張緊，也可憑經歷，對于中等中心距的帶傳動，帶的張緊程度以大拇指下按15mm為宜。4〕多根V帶傳動應采用配組帶。使用中應定期檢查，如發現有的V帶出現疲勞撕裂現象時，應及時更換全部V帶。5〕為確保平安，帶傳動應設防護罩。6〕膠帶工作溫度不應超過60℃。7〕裝拆時不能硬撬，應無縮短中心距，然后再裝拆膠帶。裝好后再調到適宜的張緊程度。第二十六頁，共112頁。2.4鏈傳動2.4.1鏈傳動的特點和應用傳動是由安裝在平行軸上的主、從動輪和繞在鏈輪上的環形鏈條組成，如圖3-13所示。以鏈作中間撓性件，靠鏈與鏈輪輪齒的嚙合來傳遞運動和動力。與帶傳動比，鏈傳動無彈性滑動和打滑現象，能保證準確的平均傳動比；傳動效率高，可達0.98；鏈不需要像帶那樣很緊地張緊在帶輪上，作用在軸上的壓力較小；能在惡劣的環境下〔如高溫、灰塵多、有油污等〕工作；但鏈傳動的瞬時鏈速和瞬時傳動比不是常數，因此傳動平穩性較差，工作中有一定的沖擊和噪聲。鏈傳動主要用于工作可靠、兩軸相距較遠、工作條件惡劣的場合。例如礦山機械、農業機械、石油機械、機床及摩托車、自行車中。圖3-13鏈傳動簡圖第二十七頁，共112頁。〔1〕滾子鏈的構造和標準滾子鏈是由內鏈板1、外鏈板2、銷軸3、套筒4和滾子5組成，如圖3-15所示。內鏈板與套筒，外鏈板與銷軸均為過盈配合，而套筒與銷軸、滾子與套筒均主隙配合。當鏈條嚙入和嚙出時，內外鏈板作相對轉動，同時滾子沿輪輪齒滾動，可減少鏈條與輪齒的磨損。內外鏈板均做成“∞〞字形。以減輕重量并保持各橫截面的強度大致相等。圖3-15滾子鏈的構造圖1-內鏈板2-外鏈板3-銷軸4-套筒5-滾子圖3-16雙排鏈第二十八頁，共112頁。鏈條中的各零件由碳素鋼或合金鋼制成，并經過熱處理，以提高其強度和耐磨性。相鄰兩滾子中心間的距離稱為鏈條的節距，用P表示。它是鏈條的主要參數，節距越大，鏈條各零件的尺寸也越大。滾子鏈可制成單排或多排鏈，Pt為排距。如圖3-16所示。為防止各排鏈受載不均，排數不宜過多，常用或三排鏈。滾子鏈已標準化，分別A、B兩種系列。A級鏈用于重載、高速和重要的鏈傳動；B級鏈用于一般傳動，表3-8列出滾子鏈的根本參數和尺寸。按國標規定，套筒滾子鏈的標記方法為鏈號—排數×鏈節數，標準編號。例如16A—1×80GB1243.1—83即為按本標準制造的A系列、節距25.4mm、單排、180節的滾子鏈。鏈條長度以鏈節數來表示。鏈節數最好取偶數，接頭處用彈性鎖片或開口銷鎖緊。當鏈節數為奇數時，則須采用一個過渡鏈節，但其強度差，應盡量少用.如圖3-17所示。圖3-17第二十九頁，共112頁。〔2〕鏈輪鏈輪齒形如圖3-18所示，按國標規定，用標準刀具加工，只需給出鏈輪的節距P、齒數Z和鏈輪的分度圓直徑d。圖3-18滾子鏈鏈輪端面齒形鏈輪齒應具有足夠的強度和耐磨性，故齒面多經熱處理。小鏈輪的嚙合次數比大鏈輪多，所受沖擊力也大，所用材料一般優于大鏈輪。常用的鏈輪材料有Q235、Q275、45、ZG45等，重要的鏈輪可采用合金鋼。鏈輪的構造如圖3-19所示，小直徑鏈輪可制成實心式〔圖3-19a〕；中等直徑的鏈輪可制成孔板式〔圖3-19b〕；直徑較大的鏈輪可設計成組合式，如輪轂和齒圈焊在一起〔圖3-19c〕或用螺栓聯接〔圖3-19d〕，假設輪齒因磨損而失效，可更換齒圈。圖3-19鏈輪的構造a〕整體式b〕孔板式c〕、b〕裝配式第三十頁，共112頁。〔1〕鏈輪齒數〔2〕平均傳動比〔3〕鏈節距〔4〕鏈傳動的中心距2.4.4鏈傳動的布置、張緊和維護〔1〕鏈傳動的布置〔2〕鏈傳動的張緊〔3〕鏈傳動的潤滑圖3-20鏈傳動的張緊a)靠彈簧自動張緊b)靠掛重自動張緊c)靠螺旋調節的托板張緊第三十一頁，共112頁。第三節齒輪傳動3-1齒輪傳動特點、類型齒輪傳動是機械傳動中最重要的、也是應用最為廣泛的一種傳動型式。齒輪傳動的主要優點是：〔1〕工作可靠、壽命較長；〔2〕傳動比穩定、傳動效率高；〔3〕可實現平行軸、任意角相交軸、任意角交織軸之間的傳動；〔4〕適用的功率和速度范圍廣。缺點是：〔1〕加工和安裝精度要求較高，制造本錢也較高；〔2〕不適宜于遠距離兩軸之間的傳動。第三十二頁，共112頁。齒輪傳動的類型很多，按照一對齒輪軸線的相互位置，齒輪傳動可分類如下〔圖3-21〕圖3-21齒輪傳動的主要類型第三十三頁，共112頁。齒輪傳動是依靠主動輪的輪齒依次推動從動輪的輪齒來進展工作的。對齒輪傳動的根本要求之一是其瞬時傳動比必須保持不變，否則，當主動輪以等角速度回轉時，從動輪的角速度為變數，從而產生慣性力。這種慣性力將影響輪齒的強度、壽命和工作精度。齒廓嚙合根本定律就是研究當齒廓形狀符合何種條件時，才能滿足這一根本要求。圖3-22齒廓曲線與齒輪傳動比的關系圖3-22表示兩相互嚙合的齒廓E1和E2在K點接觸，兩輪的角速度分別為ω1和ω2。過K點作兩齒廓的公法線N1N2,與連心線O1O2交于C點。兩輪齒廓上K點的速度分別為vK1=vK2=〔a〕第三十四頁，共112頁。且vK1和vK2在法線N1N2上的分速度應相等，否則兩齒廓將會壓壞或別離。即vK1cos=vK2cosK2

K1〔b〕由式〔a〕、〔b〕得〔c〕過O1、O2分別作N1N2的垂線O1N1和O2N2，得∠KO1N1=K1K2∠KO2N2=故式〔c〕可寫成〔d〕又因△CO1N1∽△CO2N2，則式〔d〕又可寫成〔3-5〕第三十五頁，共112頁。由式〔3-5〕可知，要保證傳動比為定值，則比值應為常數。現因兩輪軸心連線C點應為連心線上的定點，這個定點C稱為節點。因此，為使齒輪保持恒定的傳動比，必須使C點為連心線上的固定點。或者說，欲使齒輪保持定角速比，不管齒廓在任何位置接觸，過接觸點所作的齒廓公法線都必須與兩輪的連心線交于一定點。這就是齒廓嚙合的根本定律。凡滿足齒廓嚙合根本定律而互相嚙合的一對齒廓，稱為共軛齒廓。符合齒廓嚙合根本定律的齒廓曲線有無窮多，傳動齒輪的齒廓曲線除要求滿足定角速比外，還必須考慮制造、安裝和強度等要求。在機械中，常用的齒廓有漸開線齒廓、擺線齒廓和圓弧齒廓，其中以漸開線齒廓應用最廣。本章節只討論漸開線齒輪傳動。為定長，故欲滿足上述要求，第三十六頁，共112頁。一、漸開線的形成及性質如圖3-23所示，一直線L與半徑為rb的圓相切，當直線沿該圓作純滾動時，直線上任一點的軌跡即為該圓的漸開線。這個圓稱為漸開線的基圓，而作純滾動的直線L稱為漸開線的發生線。圖3-23漸開線的形成圖

圖3-24基圓大小與漸開線形狀的關系

第三十七頁，共112頁。由漸開線的形成可知，它有以下性質：〔1〕發生線在基圓上滾過的一段長度等于基圓上相應被滾過的一段弧長，即〔2〕因N點是發生線沿基圓滾動時的速度瞬心，故發生線KN是漸開線K點的法線。又因發生線始終與基圓相切，所以漸開線上任一點的法線必與基圓相切。〔3〕發生線與基圓的切點N即為漸開線上K點的曲率中心，線段為K點的曲率半徑。隨著K點離基圓愈遠，相應的曲率半徑愈大；而K點離基圓愈近，相應的曲率半徑愈小。〔4〕漸開線的形狀取決于基圓的大小。如圖3-24所示，基圓半徑愈小，漸開線愈彎曲；基圓半徑愈大，漸開線愈趨平直。當基圓半徑趨于無窮大時，漸開線便成為直線。所以漸開線齒條〔直徑為無窮大的齒輪〕具有直線齒廓。〔5〕漸開線是從基圓開場向外逐漸展開的，故基圓以內無漸開線。第三十八頁，共112頁。二、漸開線齒廓符合齒廓嚙合根本定律以漸開線為齒廓曲線的齒輪稱為漸開線齒輪。如圖3-25所示，兩漸開線齒輪的基圓分別為rb1、rb2，過兩輪齒廓嚙合點K作兩齒廓的公法線N1N2，根據漸開線的性質，該公法線必與兩基圓相切，即為兩基圓的內公切線。又因兩輪的基圓為定圓，在其同一方向的內公切線只有一條。所以無論兩齒廓在任何位置接觸〔如圖中虛線位置接觸〕，過接觸點所作兩齒廓的公法線〔即兩基圓的內公切線〕為一固定直線，它與連心線O1O2的交點C必是一定點。因此漸開線齒廓滿足定角速比要求。圖3-25漸開線齒廓滿足定角速比由圖3-5知，兩輪的傳動比為〔3-6〕第三十九頁，共112頁。上式說明兩輪的傳動比為一定值，并與兩輪的基圓半徑成反比。公法線與連心線O1O2的交點C稱為節點，以O1、O2為圓心，、為半徑作圓，這對圓稱為齒輪的節圓，其半徑分別以和表示。從圖中可知，一對齒輪傳動相當于一對節圓的純滾動，而且兩齒輪的傳動比也等于其節圓半徑的反比。故一對齒輪的傳動比為〔3-7〕三、漸開線齒廓的壓力角在一對齒廓的嚙合過程中，齒廓接觸點的法向壓力和齒廓上該點的速度方向的夾角，稱為齒廓在這一點的壓力角。第四十頁，共112頁。如圖3-26所示，齒廓上K點的法向壓力Fn與該點的速度vK之間的夾角

K稱為齒廓上K點的壓力角。由圖可知〔3-8〕上式說明漸開線齒廓上各點壓力角不等，向徑rk越大，其壓力角越大。在基圓上壓力角等于零。圖3-26漸開線齒廓的壓力角

第四十一頁，共112頁。四、嚙合線、嚙合角、齒廓間的壓力作用線一對齒輪嚙合傳動時，齒廓嚙合點〔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N1N2。齒輪嚙合時，齒廓接觸點又都在公法線上，因此，內公切線N1N2即為漸開線齒廓的嚙合線。過節點C作兩節圓的公切線tt，它與嚙合線N1N2間的夾角稱為嚙合角。嚙合角等于齒廓在節圓上的壓力角α，由于漸開線齒廓的嚙合線是一條定直線N1N2，故嚙合角的大小始終保持不變。嚙合角不變表示齒廓間壓力方向不變；假設齒輪傳遞的力矩恒定，則輪齒之間、軸與軸承之間壓力的大小和方向均不變，這也是漸開線齒輪傳動的一大優點。五、漸開線齒輪的可分性當一對漸開線齒輪制成之后，其基圓半徑是不能改變的，即使兩輪的中心距稍有改變，其角速比仍保持原值不變，這種性質稱為漸開線齒輪傳動的可分性。第四十二頁，共112頁。3.4漸開線標準直齒圓柱齒輪各局部名稱和幾何尺寸計算一、齒輪參數圖3-7所示為直齒圓柱齒輪的一局部。為了使齒輪在兩個方向都能傳動，輪齒兩側齒廓由形狀一樣、方向相反的漸開線曲面組成。圖3-27齒輪各局部名稱齒輪各參數名稱如下：1．齒頂圓齒頂端所確定的圓稱為齒頂圓，其直徑用da表示。2．齒根圓齒槽底部所確定的圓稱為齒根圓，其直徑用df表示。3．齒槽相鄰兩齒之間的空間稱為齒槽。齒槽兩側齒廓之間的弧長稱為該圓上的齒槽寬，用ek表示。4．齒厚在任意直徑dk的圓周上，輪齒兩側齒廓之間的弧長稱為該圓上的齒厚，用sk表示。第四十三頁，共112頁。5．齒距相鄰兩齒同側齒廓之間的弧長稱為該圓上的齒距，用pk表示。顯然pk=sk+ek 〔3-9〕以及

pk=〔3-10〕式中，z為齒輪的齒數；dk為任意圓的直徑。6．模數在式〔3-10〕中含有無理數“〞，這對齒輪的計算和測量都不方便。因此，規定比值等于整數或簡單的有理數，并作為計算齒輪幾何尺寸的一個根本參數。這個比值稱為模數，以m表示，單位為mm，即齒輪的主要幾何尺寸都與m成正比。為了便于齒輪的互換使用和簡化刀具，齒輪的模數已經標準化。我國規定的模數系列見表3-12。表3-12標準模數系列〔GB1357-1987〕第一系列11.251.522.5345681012162025324050第二系列1.752.252.75(3.25)3.5(3.75)4.55.5(6.5)79(11)141822283645注：①本表適用于漸開線圓柱齒輪，對斜齒輪是指法面模數；②優先采用第一系列，括號內的模數盡可能不用。第四十四頁，共112頁。7．分度圓標準齒輪上齒厚和齒槽寬相等的圓稱為齒輪的分度圓，用d表示其直徑。分度圓上的齒厚以s表示；齒槽寬用e表示；齒距用p表示。分度圓壓力角通常稱為齒輪的壓力角，用

表示。分度圓壓力角已經標準化，常用的為20°、15°等，我國規定標準齒輪=20°。由于齒輪分度圓上的模數和壓力角均規定為標準值，因此，齒輪的分度圓可定義為：齒輪上具有標準模數和標準壓力角的圓。齒輪分度圓直徑d則可表示為：

〔3-11〕8．齒頂與齒根在輪齒上介于齒頂圓和分度圓之間的局部稱為齒頂，其徑向高度稱為齒頂高，用ha表示。介于根圓和分度圓之間的局部稱為齒根，其徑向高度稱為齒根高，用hf表示。齒頂圓與齒根圓之間輪齒的徑向高度稱為全齒高，用h表示，故h=ha+hf 〔3-12〕齒輪的齒頂高和齒根高可用模數表示為：ha=ha*m 〔3-13〕hf=(ha*+c*)m 〔3-14〕式中，ha*和c*分別稱為齒頂高系數和頂隙系數，對于圓柱齒輪，其標準值按正常齒制和短齒制規定為：第四十五頁，共112頁。9．頂隙頂隙是指一對齒輪嚙合時，一個齒輪的齒頂圓到另一個齒輪的齒根圓的徑向距離。頂隙有利于潤滑油的流動。頂隙按下式計算：c=c*m二、標準齒輪假設一齒輪的模數、分度圓壓力角、齒頂高系數、齒根高系數均為標準值，且其分度圓上齒厚與齒槽寬相等，則稱為標準齒輪。因此，對于標準齒輪〔3-15〕標準直齒圓柱齒輪傳動的參數和幾何尺寸計算公式列于表3-13。第四十六頁，共112頁。表3-13標準直齒圓柱齒輪傳動的參數和幾何尺寸計算公式名稱代號公式與說明齒數z根據工作要求確定模數m由輪齒的承載能力確定，并按表取標準值壓力角

=20°分度圓直徑dd1=mz1;d2=mz2齒頂高haha=ha*m齒根高hfhf=（ha*+c*）m齒全高hh=ha+hf齒頂圓直徑dada1=d1+2ha=m(z1+2ha*)da2=m(z2+2ha*)齒根圓直徑dfdf1=d1-2hf=m(z1-2ha*-2c*)df2=m(z2-2ha*-2c*)分度圓齒距pp=

分度圓齒厚Ss=

分度圓齒槽寬ee=

基圓直徑dbdb1=d1cos=mz1cosdb2=mz2cos第四十七頁，共112頁。3.5漸開線直齒圓柱齒輪傳動分析一、漸開線齒輪正確嚙合的條件齒輪傳動時，它的每一對齒僅嚙合一段時間便要別離，而由后一對齒接替。一對漸開線齒輪傳動時，其齒廓嚙合點都應在嚙合線N1N2上，如圖3-28所示，當前一對齒在嚙合線上的K點接觸時，其后一對齒應在嚙合線上另一點K接觸。圖3-28漸開線齒輪正確嚙合的條件這樣，當前一對齒別離時，后一對齒才能不中斷地接替傳動。令K1和K1表示輪1齒廓上的嚙合點，K2和K2表示輪2齒廓上的嚙合點。為了保證前后兩對齒有可能同時在嚙合線上接觸，輪1相鄰兩齒同側齒廓沿法線的距離K1K1應與輪2相鄰兩齒同側齒廓沿法線的距離K2K2相等〔沿法線方向的齒距稱為法線齒距〕。即K1K1

=K2K2

根據漸開線的性質，對輪2有K2K2

=N2K

-N2K=同理，對輪1可得K1K1

由此可得m1cos

1=m2cos

2

第四十八頁，共112頁。由于模數和壓力角已經標準化，為滿足上式，應使m1=m2=m 〔3-16〕1=2=上式說明，漸開線齒輪的正確嚙合條件是兩輪的模數和壓力角必須分別相等。齒輪的傳動比可寫成〔3-17〕第四十九頁，共112頁。二、齒輪傳動的標準中心距〔3-18〕當分度圓和節圓重合時，便可滿足無側隙嚙合條件。安裝時使分度圓與節圓重合的一對標準齒輪的中心距稱為標準中心距，用a表示。三、漸開線齒輪連續傳動的條件通常將實際嚙合線長度與基圓齒距之比稱為齒輪的重合度，用表示，即：≥1〔3-19〕理論上當=1時，就能保證一對齒輪連續傳動，但考慮齒輪的制造、安裝誤差和嚙合傳動中輪齒的變形，實際上應使＞1。一般機械制造中，常使≥1.1~1.4。重合度越大，表示同時嚙合的齒的對數越多。對于標準齒輪傳動，其重合度都大于1，故通常不必進展驗算。第五十頁，共112頁。3.6漸開線直齒圓柱齒輪的加工一、齒輪輪齒的加工方法1．成形法圖3-30成形法加工齒輪成形法是用與齒輪齒槽形狀一樣的圓盤銑刀或指狀銑刀在銑床上進展加工，如圖3-30所示。2．范成法圖3-31范成法加工齒輪

圖3-32齒輪插刀切齒

范成法是利用一對齒輪〔或齒輪與齒條〕互相嚙合時其共軛齒廓互為包絡線的原理來切齒的〔圖3-31〕。如果把其中一個齒輪〔或齒條〕做成刀具，就可以切出與它共軛的漸開線齒廓。第五十一頁，共112頁。二、輪齒的根切現象，齒輪的最小齒數用范成法加工齒數較少的齒輪時，常會將輪齒根部的漸開線齒廓切去一局部，如圖3-35所示。這種現象稱為根切。根切將使輪齒的抗彎強度降低，重合度減小，故應設法防止。圖3-35輪齒的根切現象對于標準齒輪，是用限制最少齒數的方法來防止根切的。用滾刀加工壓力角為20°的正常齒制標準直齒圓柱齒輪時，根據計算，可得出不發生根切的最少齒數zmin=17。某些情況下，為了盡量減少齒數以獲得比較緊湊的構造，在滿足輪齒彎曲強度條件下，允許齒根部有輕微根切時，zmin=14。第五十二頁，共112頁。三、變位齒輪簡介標準齒輪存在以下主要缺點：〔1〕為了防止加工時發生根切，標準齒輪的齒數必須大于或等于最少齒數zmin；〔2〕標準齒輪不適用于實際中心距a1不等于標準中心距a的場合；〔3〕一對互相嚙合的標準齒輪，小齒輪的抗彎能力比大輪齒低。為了彌補這些缺點，在機械中出現了變位齒輪。采用變位齒輪可以制成齒數少于zmin而不發生根切的齒輪，可以實現非標準中心距的無側隙傳動，可以使大小齒輪的抗彎能力接近相等。第五十三頁，共112頁。輪齒的主要失效形式有以下5種：1．輪齒折斷2．齒面點蝕3．齒面膠合4．齒面磨損5．齒面塑性變形3.8 斜齒圓柱齒輪傳動一、斜齒圓柱齒輪的形成及嚙合特性由3.3節可知，當發生線在基圓上作純滾動時，發生線上任一點的軌跡為該圓的漸開線。而對于具有一定寬度的直齒圓柱齒輪，其齒廓側面是發生面S在基圓柱上作純滾動時，平面S上任一與基圓柱母線NN平行的直線KK所形成的漸開線曲面，如圖3-41所示，直齒圓柱齒輪嚙合時，其接觸線是與軸線平行的直線，因而一對齒廓沿齒寬同時進入嚙合或退出嚙合，容易引起沖擊和噪音，傳動平穩性差，不適宜用于高速齒輪傳動。圖3-41直齒輪齒廓曲面的形成

第五十四頁，共112頁。斜齒圓柱齒輪是發生面在基圓柱上作純滾動時，平面S上直線KK不與基圓柱母線NN平行，而是與NN成一角度βb，當S平面在基圓柱上作純滾動時，斜直線KK的軌跡形成斜齒輪的齒廓曲面，KK與基圓柱母線的夾角βb稱為基圓柱上的螺旋角。斜齒圓柱齒輪嚙合時，其接觸線都是平行于斜直線KK的直線，因齒高有一定限制，故在兩齒廓嚙合過程中，接觸線長度由零逐漸增長，從某一位置以后又逐漸縮短，直至脫離嚙合，即斜齒輪進入和脫離接觸都是逐漸進展的，故傳動平穩，噪音小，此外，由于斜齒輪的輪齒是傾斜的，同時嚙合的輪齒對數比直齒輪多，故重合度比直齒輪大。圖3-43端面與法面齒距第五十五頁，共112頁。二、斜齒圓柱齒輪的幾何參數和尺寸計算表3-14標準斜齒圓柱齒輪傳動的參數和幾何尺寸計算名稱代號計算公式端面模數mt，mn為標準值螺旋角ββ=8°～20°端面壓力角為標準值分度圓直徑d1，d2齒頂高haha=mn齒根高hfhf=1.25mn全齒高hh=ha+hf=2.25mn頂隙cc=hf—ha=0.25mn齒頂圓直徑da1，da2da1=d1+2hada2=d2+2ha齒根圓直徑df1，df2df1=d1—2hfdf2=d2—2hf中心距a第五十六頁，共112頁。三、斜齒圓柱齒輪的當量齒數加工斜齒輪時，銑刀是沿著螺旋線方向進刀的，故應當按照齒輪的法面齒形來選擇銑刀。另外，在計算輪齒的強度時，因為力作用在法面內，所以也需要知道法面的齒形。通常采用近似方法確定。斜齒輪的當量齒數總是大于實際齒數，并且往往不是整數。因斜齒輪的當量齒輪為一直齒圓柱齒輪，其不發生根切的最少齒數zvmin=17，則正常齒標準斜齒輪不發生根切的最少齒數為zmin=zvmin·cos3β 〔3-24〕第五十七頁，共112頁。3.9齒輪傳動的潤滑半開式及開式齒輪傳動，或速度較低的閉式齒輪傳動，可采用人工定期添加潤滑油或潤滑脂進展潤滑。圖3-46油浴潤滑

圖3-47采用隋輪的油浴潤滑

圖3-48噴油潤滑第五十八頁，共112頁。第四節螺桿傳動一、蝸桿傳動的類型按蝸桿形式：圓柱蝸桿、環面蝸桿、錐蝸桿。二、蝸桿傳動的幾何參數和尺寸計算在計算蝸桿傳動幾何尺寸之前，先要選擇蝸桿傳動的幾何參數。第五十九頁，共112頁。三、蝸桿蝸輪的構造1、蝸桿的構造2、蝸輪的構造1)齒圈式(圖a)2)螺栓聯接式(圖b)3)整體澆注式(圖c)4)拼鑄式(圖d)第六十頁，共112頁。第五節輪系一、定軸輪系當輪系運轉時，輪系中各個齒輪的幾何軸線都是固定的，這種輪系稱為定軸輪系，或稱為普通輪系。圖3-49和圖3-50所示的輪系都是定軸輪系。由軸線相互平行的齒輪組成的定軸輪系，稱為平面定軸輪系，如下圖。包含有相交軸齒輪、交織軸齒輪傳動等在內的定軸輪系稱為空間定軸輪系，如圖3-50圖3-49平面定軸輪系

圖3-50空間定軸輪系

第六十一頁，共112頁。二、周轉輪系輪系運轉時，至少有一個齒輪的幾何軸線是繞其它齒輪固定幾何軸線轉動的輪系，稱為周轉輪系，亦稱為動軸輪系或周轉輪系。圖3-51單級周轉輪系ab根據機構自由度的不同，周轉輪系可以分為差動輪系和簡單周轉輪系兩類。機構自由度為2的周轉輪系稱為差動輪系，如圖3-51a所示。機構自由度為1的周轉輪系稱為簡單周轉輪系，如圖3-51b所示。第六十二頁，共112頁。三、復合輪系如果輪系中既包含定軸輪系，又包含周轉輪系，或者包含幾個周轉輪系，則稱為復合輪系。如圖3-52a所示為兩個周轉輪系串聯在一起的復合輪系。圖3-52b是由定軸輪系和周轉輪系串聯在一起的復合輪系。圖3-52復合輪系第六十三頁，共112頁。5.2定軸輪系傳動比的計算輪系中兩齒輪〔軸〕的轉速或角速度之比，稱為輪系的傳動比。求輪系的傳動比不僅要計算它的數值，而且還要確定兩輪的轉向關系。一、一對齒輪的傳動比最簡單的定軸輪系是由一對齒輪所組成的，其傳動比為〔5-1〕式中n1、n2—分別表示兩輪的轉速；z1、z2—分別表示兩輪的齒數。對于外嚙合圓柱齒輪傳動，兩輪轉向相反，上式取“—〞號；對內嚙合圓柱齒輪傳動，兩輪轉向一樣，上式取“＋〞號。兩輪的相對轉向關系，也可用畫箭頭的方法表示。外嚙合箭頭相反，內嚙合箭頭一樣。如圖5-53所示。第六十四頁，共112頁。a外嚙合圓柱齒輪傳動

b內嚙合圓柱齒輪傳動

圖3-53一對圓柱齒輪傳動第六十五頁，共112頁。對圓錐齒輪傳動、蝸桿傳動等空間齒輪傳動機構，因其軸線不平行，不能用正、負號說明其轉向，只能用畫箭頭的方法在圖上標注轉向。如圖3-54所示。a圓錐齒輪傳動

b蝸桿傳動

圖3-54空間齒輪傳動第六十六頁，共112頁。二、定軸輪系傳動比的計算如圖3-55所示的定軸輪系。設各輪的齒數為z１、z２……，各輪的轉速為n１、n２……，則該輪系的傳動比i15可由各對嚙合齒輪的傳動比求出。

圖3-55平面定軸輪系第六十七頁，共112頁。根據前面所述，該輪系中各對嚙合齒輪的傳動比分別為：將以上各等式兩邊連乘，并考慮到，，可得：(5-2)上式說明，定軸輪系傳動比的大小等于組成該輪系的各對嚙合齒輪傳動比的連乘積，也等于各對嚙合齒輪中所有從動輪齒數的乘積與所有主動輪齒數乘積之比。第六十八頁，共112頁。以上結論可推廣到一般情況。設輪A為計算時的起始主動輪，輪K為計算時的最末從動輪，則定軸輪系始末兩輪傳動比計算的一般公式為：(5-3)對于平面定軸輪系，始、末兩輪的相對轉向關系可以用傳動比的正負號表示。iAK為負號時，說明始、末兩輪的轉動方向相反；iAK為正號時，說明始、末兩輪的轉動方向一樣。正負號根據外嚙合齒輪的對數確定：奇數為負，偶數為正。也可用畫箭頭的方法來表示始、末兩輪轉向關系。對于空間定軸輪系，假設始、末兩輪的軸線平行，先用畫箭頭的方法逐對標出轉向，假設始、末兩輪的轉向一樣，等式右邊取正號，否則取負號。正負號的含義同上。假設始、末兩輪的軸線不平行，只能用畫箭頭的方法判斷兩輪的轉向，傳動比取正號，但這個正號并不表示轉向關系。另外，在該輪系中，齒輪4同時和兩個齒輪嚙合，它既是前一級的從動輪，又是后一級的主動輪。其齒數z4在上述計算式中的分子和分母上各出現一次，最后被消去。即齒輪4的齒數不影響傳動比的大小。這種不影響傳動比的大小，只起改變轉向作用的齒輪稱為惰輪或過橋齒輪。第六十九頁，共112頁。例5-1如圖3-50所示的空間定軸輪系，設z1=z2=z３ˊ=20，z３=80，z4=40，z4ˊ=2〔右旋〕，z5=40、nＩ=1000r/min，求蝸輪5的轉數n5及各輪的轉向。解因為該輪系為空間定軸輪系，所以只能用式5-3計算其傳動比的大小。蝸輪5的轉數為各輪的轉向如圖中箭頭所示。該例中齒輪2為惰輪，它不改變傳動比的大小，只改變從動輪的轉向。第七十頁，共112頁。5.3周轉輪系傳動比的計算

圖3-56a所示為一典型的周轉輪系，齒輪1和3為中心輪，齒輪2為行星輪，構件H為系桿。由于行星輪2既繞軸線O1O1轉動，又隨系桿H繞OO轉動，不是繞定軸的簡單轉動，所以，不能直接用求定軸輪系傳動比的公式來求周轉輪系的傳動比。圖3-56周轉輪系

為了求出周轉輪系的傳動比，可以采用“轉化機構法〞。即假想給整個周轉輪系加上一個與系桿的轉速大小相等而方向相反的公共轉速“－nH〞，由相對運動原理可知，輪系中各構件之間的相對運動關系并不因之改變，但此時系桿變為相對靜止不動，齒輪2的軸線O1O1也隨之相對固定，周轉輪系轉化為假想的“定軸輪系〞。這個經轉化后得到的假想定軸輪系，稱為該周轉輪系的轉化輪系。即將圖3-56a轉化為圖3-56b。利用求解定軸輪系傳動比的方法，借助于轉化輪系，就可以將周轉輪系的傳動比求出來。第七十一頁，共112頁。現將各構件在轉化前、后的轉速列于下表：構件原來的轉速轉化后的轉速齒輪1n1齒輪2n2齒輪3n3系桿HnH轉化輪系中各構件的轉速右上方加的角標H，表示這些轉速是各構件相對系桿H的轉速。按求定軸輪系傳動比的方法可得圖3-56所示周轉輪系的轉化輪系的傳動比為(5-4)在上式中，假設各輪的齒輪及兩個轉速，則可求得另一個轉速。第七十二頁，共112頁。將上式推廣到一般情況，設輪A為計算時的起始主動輪，轉速為nA，輪K為計算時的最末從動輪，轉速為nK，系桿H的轉速為nH，則有(5-5)應用上式時必須注意：1．公式只適應于輪A、輪K和系桿H的軸線相互平行或重合的情況；2．等式右邊的正負號，按轉化輪系中輪A、輪K的轉向關系，用定軸輪系傳動比的轉向判斷方法確定。當輪A、輪K轉向一樣時，等式右邊取正號，相反時取負號。需要強調說明的是：這里的正、負號并不代表輪A、輪K的真正轉向關系，只表示系桿相對靜止不動時輪A、輪K的轉向關系。3．轉速nA、nK和nH是代數量，代入公式時必須帶正、負號。假定某一轉向為正號，則與其同向的取正號，與其反向的取負號。待求構件的實際轉向由計算結果的正負號確定。第七十三頁，共112頁。例5-2圖3-57所示為一大傳動比行星減速器。其中各輪的齒數為：z1＝100、z2＝101、、z3＝99。試求傳動比iH1圖3-57例5-2圖解圖3-57所示周轉輪系中，齒輪1為活動中心輪，齒輪3為固定中心輪。雙聯齒輪為行星輪，H為系桿。由式5-5得因為在轉化輪系中，齒輪1至齒輪3之間外嚙合圓柱齒輪的對數為2，所以上式右端取正號〔正號可以不標〕。又因為n3=0故又又所以第七十四頁，共112頁。例5-3在圖3-58所示的差動輪系中，各輪的齒數分別為：z1=15，z2=25，，z3=60，轉速為：n1=200r/min，n3=50r/min，轉向如下圖。試求系桿H的轉速nH。圖3-58例5-3圖解根據公式5-5可以得到因為在轉化輪系中，齒輪1至齒輪3之間外嚙合圓柱齒輪的對數為1，所以上式右端取負號。根據圖中表示轉向的箭頭方向，輪1和輪3的轉向相反，設輪1的轉速n1為正，則輪3的轉速n3為負，從而解得nH=－8.33r/min，負號表示系桿H的轉向與齒輪3一樣。第七十五頁，共112頁。例5-4圖3-59所示的差動輪系中，輪1、輪3和系桿H的軸線相互平行，各齒輪的齒數為：z1＝48、z2＝42、z3＝21

轉速：n1＝80r/min、n3＝100r/min，轉向如下圖，試求系桿H的轉速nH。圖3-59例5-4圖解這是由圓錐齒輪組成的空間差動輪系，齒輪1、3及系桿H的軸線相互平行，因此可用公式5-5計算傳動比。將系桿H固定，畫出在轉化輪系中各輪的轉向，如虛線箭頭所示。由式5-5得上式中的“－〞號是由輪1和輪3虛線箭頭反向而確定的，與實線箭頭無關。又由題知n1和n3方向相反，假設n1取正值，n3取為負值。則解得nH＝－10.93r/min，nH為負值，表示系桿H與齒輪3的轉向一樣。注意：本例中雙聯行星輪2－2′的軸線和齒輪1、3及系桿H的軸線不平行，所以不能用公式5-5來計算行星輪的轉速n2。第七十六頁，共112頁。5.4輪系的應用一、實現相距較遠的兩軸之間的傳動二、獲得大的傳動比三、實現換向傳動四、實現變速傳動五、實現特殊的工藝動作和軌跡七、用于運動的分解六、實現運動的合成輪系的應用十分廣泛,可歸納為以下幾個方面。第七十七頁，共112頁。第六節常用機構6.1平面連桿機構平面四桿機構是平面機構的根底，按其構件的運動形式不同，可分為鉸鏈四桿機構和滑塊四桿機構兩大類，前者是平面四桿機構的根本形式，后者由前者衍生而成。一、鉸鏈四桿機構的根本形式及應用鉸鏈四桿機構是指聯接構件間，都是作回轉運動的平面四桿機構。如圖3-64所示。圖3-64按兩連架桿是曲柄還是搖桿的不同，可將鉸鏈四桿機構分為以下三種形式。1．曲柄搖桿機構兩連架桿中一個為曲柄另一個為搖桿的鉸鏈四桿機構，稱為曲柄搖桿機構。曲柄搖桿機構主要用以實現將曲柄的勻速轉動變成搖桿的擺動，如圖3-65所示的雷達天線俯仰角調整機構；或是將搖桿的往復擺動變成曲柄的整周轉動，如圖3-66所示的縫紉機腳踏板機構。第七十八頁，共112頁。圖3-65雷達天線俯仰角調整機構

圖3-66縫紉機腳踏板機構

2．雙曲柄機構兩連架桿均為曲柄的鉸鏈四桿機構，稱為雙曲柄機構。雙曲柄機構中，通常主動曲柄作勻速轉動，從動曲柄作同向變速轉動。如圖3-67所示的慣性篩機構，當曲柄AB作勻速轉動時，曲柄CD作變速轉動，通過構件CF使篩子產生變速直線運動，第七十九頁，共112頁。篩子內的物料因慣性而來回抖動，從而到達篩選的目的。圖3-67慣性篩機構第八十頁，共112頁。在雙曲柄機構中，假設相對的兩桿長度分別相等，則稱為平行四邊形機構。它有如圖3-68a所示的正平行雙曲柄機構和如圖3-68b所示的反平行雙曲柄機構兩種形式。前者的運動特點是兩曲柄的轉向一樣且角速度相等，連桿作平動；后者的運動特點是兩曲柄的轉向相反且角速度不等。圖3-68平行雙曲柄機構第八十一頁，共112頁。圖3-69所示的機車驅動輪聯動機構是正平行雙曲柄機構的應用實例。圖3-70所示為車門啟閉機構，是反平行雙曲柄機構的一個應用，它使兩扇車門朝相反的方向轉動，從而保證兩扇門能同時開啟或關閉。在正平行雙曲柄機構中，當各構件共線時，可能出現從動曲柄與主動曲柄轉向相反的現象，即運動不梯形；當汽車轉彎時，兩搖桿擺過不同的角度，使兩前輪轉動軸線匯交于后輪軸線上的O點，以確保車輛轉彎的每一瞬時，四個輪子與地面之間均繞O點作純滾動。圖3-70車門啟閉機構圖3-69機車驅動輪聯動機構第八十二頁，共112頁。二、其他形式的四桿機構及應用1．曲柄滑塊機構在如圖3-71所示的汽車發動機活塞一連桿機構中，將曲軸的回轉運動轉化為活塞的往復運動，或是將活塞的往復運動轉化為曲軸的回轉運動。圖3-71汽車發動機活塞一連桿機構第八十三頁，共112頁。2．導桿機構假設將圖3-71所示的曲柄滑塊機構的構件作為機架，則曲柄滑塊機構就演化為導桿機構，連架桿對滑塊的運動起導向作用，稱為導桿，它包括轉動導桿機構和擺動導桿機構兩種形式。如圖3-72所示，導桿均能繞機架作整周轉動，稱為轉動導桿機構。如圖3-73所示，導桿4只能在某一角度內擺動，稱為擺動導桿機構。導桿機構具有很好的傳力性能，常用于插床、牛頭刨床和送料裝置等機器中。圖3-72轉動導桿機構圖3-73擺動導桿機構第八十四頁，共112頁。3．搖塊機構假設將圖3-71所示曲柄滑塊機構的構件作為機架，則曲柄滑塊機構就演化為如圖3-74所示的搖塊機構。構件l作整周轉動，滑塊3只能繞機架往復擺動。這種機構常用于擺缸式原動機和氣、液壓驅動裝置中，如圖3-75所示的自動貨車翻斗機構。圖3-74搖塊機構示意圖

圖3-75自動貨車翻斗機構

第八十五頁，共112頁。4．定塊機構：假設將圖3-71所示曲柄滑塊機構的滑塊作為機架，則曲柄滑塊機構就演化為如圖3-76所示的定塊機構。這種機構常用于抽油泵和手搖抽水唧筒〔圖3-77〕。圖3-76定塊機構運動簡圖

圖3-77手搖抽水唧筒第八十六頁，共112頁。三、平面四桿機構的特性參數*1．鉸鏈四桿機構存在曲柄的條件有無曲柄的存在必須滿足以下兩個條件：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〕最短桿為機架或連架桿。根據以上條件，我們可得進展鉸鏈四桿機構根本類型的判別，方法如下：1〕當最短桿與最長桿長度之和小于或等于其余兩桿長度之和時：①假設最短桿為連架桿，則機構為曲柄搖桿機構；②假設最短桿為機架，則機構為雙曲柄機構；③假設最短桿為連桿，則機構為雙搖桿機構。2〕當最短桿與最長桿長度之和大于其余兩桿長度之和時，則不管取何桿為機架，機構均為雙搖桿機構。第八十七頁，共112頁。第八十八頁，共112頁。2．平面四桿機構的極限位置曲柄搖桿機構、擺動導桿機構和曲柄滑塊機構中，當曲柄為原動件時，從動件作往復擺動或往復移動，存在左、右兩個極限位置，如圖3-78所示。內燃機活塞連桿機構中活塞的上止點和下止點即曲柄滑塊機構的兩極限位置。圖3-78內燃機活塞連桿機構第八十九頁，共112頁。3．壓力角和傳動角在不計摩擦力，慣性力和重力時，從動件上受力點的速度方向與所受作用力方向之間所夾的銳角，稱為機構的壓力角，用a表示。衡量機構傳力性能的特性參數是壓力角。但在具體應用中，為了直觀的從機構運動簡圖中以連桿和從動件所夾的銳角δ來判別機構傳力性能的優劣，引入傳動角λ。它是壓力角的余角。λ=90°-a=180°-δ傳動角λ越大，機構的傳力性能越好。在機構運動過程中，壓力角和傳動角的大小是隨機構位置而變化的。4．死點圖3-79所示的曲柄搖桿機構中，搖桿CD為原動件，曲柄AB為從動件。當搖桿擺到極限位置C1D和C2D時，連桿與從動曲柄共線，機構兩位置的壓力角a=90°，λ=0°，此時有效驅動力矩為零，不能使從動曲柄轉動，機構處于“卡死〞或運動不確定狀態〔即工作件在該位置可能向反方向轉動〕，這個位置稱為死點位置。圖3-79曲柄搖桿機構第九十頁，共112頁。四、平面多桿機構簡介*如圖3-80所示的手動沖床機構就是由雙搖桿機構ABCD和滑塊機構DCEG組成，這兩個四桿機構共有一個機架，實際上只有六個構件，稱為六桿機構。圖3-80手動沖床機構第九十一頁，共112頁。6.2凸輪機構一、凸輪機構的組成和應用如圖3-81所示，凸輪機構由凸輪、從動件和機架三個根本構件組成。圖3-82所示為內燃機配氣機構。圖3-81凸輪機構圖3-82內燃機配氣機構第九十二頁，共112頁。二、凸輪機構的分類凸輪機構的類型很多，通常按凸輪和從動件的幾何形狀及運動類型分類。1．按凸輪形狀分類〔1〕盤形凸輪盤形凸輪是一種外緣或凹槽具有變化半徑的盤形構件，如圖3-82所示的內燃機配氣機構。〔2〕圓柱凸輪圓柱凸輪是一種在圓柱面上開有曲線凹槽或在圓柱端面上制出曲線輪廓的構件，如圖3-83所示為縫紉機拉線機構。圖3-83縫紉機拉線機構第九十三頁，共112頁。〔3〕移動凸輪如圖3-84所示為自動機床靠模機構。盤形凸輪和移動凸輪與從動件之間的相對運動為平面運動，屬于平面凸輪機構；而圓柱凸輪與從動件之間的相對運動不在平行平面內，屬于空間凸輪機構。圖3-84自動機床靠模機構第九十四頁，共112頁。2．按從動件形式分類〔如圖3-85所示〕〔1〕尖頂從動件〔2〕滾子從動件〔3〕平底從動件此外，凸輪可按從動件的運動類型分為直動從動件和擺動從動件。圖3-85凸輪從動件第九十五頁，共112頁。6.3間歇運動機構間歇運動機構是將主動間的連續運動變換為從動件遵循一定規律的時停時動的機構。間歇運動機構的類型很多，常用的有棘輪機構、槽輪機構等。一、棘輪機構1．棘輪機構的組成及工作原理如圖3-86所示，棘輪機構由棘輪、棘爪及機架組成。圖3-87是雙棘爪機構。圖3-86棘輪機構

第九十六頁，共112頁。圖3-87雙棘爪機構

2．棘輪機構的類型棘輪機構按其工作原理，可分為齒式棘輪機構和摩擦式棘輪機構兩大類。按嚙合部位可分為外嚙合和內嚙合兩種形式；按驅動方向可分為單向驅動和雙向驅動棘輪機構，單向驅動棘輪機構的棘輪多為鋸齒形，雙向驅動棘輪機構的棘輪多為矩形。第九十七頁，共112頁。如圖3-88所示為自行車后輪飛輪中的內嚙合單向驅動棘輪機構。圖3-88內嚙合單向驅動棘輪機構圖3-89是控制牛頭刨床工作臺進與退的棘輪機構。圖3-90所示為摩擦式棘輪機構。圖3-89雙向式棘輪機構

圖3-90摩擦式棘輪機構

第九十八頁，共112頁。二、槽輪機構槽輪機構由帶銷的主動撥盤、具有徑向槽的從動槽輪和機架組成。槽輪機構的停歇時間和運動時間取決于槽輪的槽數和撥銷數。槽輪機構可分為外槽輪機構和內槽輪機構，如圖3-91、圖3-92。圖3-91外槽輪機構圖3-92內槽輪機構第九十九頁，共112頁。槽輪機構構造簡單，工作可靠，轉位方便，能準確控制轉角，但轉角大小不可調節，且有沖擊，只能用于低速機構或分度機構中。如圖3-93所示為轉塔車床的刀架轉位機構。圖3-93轉塔車床的刀架轉位機構第一百頁，共112頁。第一百零一頁，共112頁。6.4螺旋機構螺旋機構由螺桿、螺母和機架組成〔一般把螺桿和螺母之一作成機架〕，其主要功用是將旋轉運動變換為直線運動，并同時傳遞運動和動力，是機械設備和儀器儀表中廣泛應用的一種傳動機構。按用途和受力情況，螺旋機構又可分為傳遞運動、動力和用于調整等三種類型；按螺旋副的摩擦性質，螺旋機構可分為滑動螺旋機構、滾動螺旋機構和靜壓螺旋機構三種類型。螺旋機構具有構造簡單、工作連續平穩、傳動比大、承載能力強、傳遞運動準確，易實現自鎖等優點，故應用廣泛。螺旋機構的缺點是摩擦損耗大、傳動效率低。隨著滾珠螺紋的出現，缺點已得到很大的改善。一、滑動螺旋傳動機構按螺桿上螺旋副的數目，滑動螺旋機構可分為單螺旋機構和雙螺旋機構兩種。由一個螺桿和一個螺母組成。根據螺桿和螺母相對運動的組合，單螺旋機構有四種根本傳動形式，其運動形式及特點、應用見表3-13。第一百零二頁，共112頁。表3-13單螺旋機構根本傳動及特點第一百零三頁，共112頁。2．雙螺旋機構具有兩段不同螺紋的螺桿與兩個螺母組成的螺旋機構稱為雙螺旋機構。差動螺旋機構當兩螺旋副中的螺紋旋向一樣時，則形成差動螺旋機構。如圖3-94所示。圖3-94差動螺旋機構4．復式螺旋機構如圖3-95所示的電桿線張緊器，圖3-96所示的彈簧圓規均屬于復式螺旋機構。圖3-95圖3-96第一百零四頁，共112頁。二、滾動螺旋傳動機構為減少摩擦，提高傳動效率和精度，在螺桿和螺母的螺旋面上加工出弧形螺旋槽，從而形成滾道，并放入滾珠。當螺桿與螺母相對轉動時，滾珠沿滾道滾動，這種螺旋機構稱為滾動螺旋機構，如圖3-97所示。滾動螺旋機構按滾道返回裝置的不同，分為由外循環和內循環兩種。圖3-97滾動螺旋機構第一百零五頁，共112頁。第三章習題1.螺旋副中，一零件相對于另一個零件轉過一周，則它們沿軸線方向相對移動的距離是〔〕。A一個螺距B線數×導程