課程名稱：機械設計基礎

使用教材：機械設計基礎多媒體CAI教學教材

編者：王春香等

主講：韓利

聯系電話：5951633/p>

總學時：72

第一篇總論

第1章機械設計基礎概論

【本章提示】

1、介紹機器、機構、機械、零件、部件等概念，明確本課程的研究對象、研究內容和任務。

2、闡明機械設計的基本要求及一般程序。

3、扼要介紹零件設計的基本知識。

1.1本課程研究的對象、內容和任務

1.1.1基本概念

1.機器、機構及機械

機械：機器和機構的總稱。

機器：一種能實現確定的機械運動，又能做有用的機械功或完成能量、物料和信息轉換或傳

遞的裝置。

機構：能傳遞運動和動力或改變運動和動力參數、運動形式的機械傳動裝置

2.機器所具有的特征:

1.它們是人為的實物組合；

2.它們各部分之間具有確定的相對運動；

3.它們用來代替或減輕人類的勞動去完成有用的機械功或轉換能量。

3.機器的組成:

原動機（動力部分）、工作部分、傳動部分和操縱控制部分。

4.機器的分類（按用途的不同）:

1.動力機器：實現其他形式的能量與機械能之間的變換（如電動機）。

2.工作機器：做機械功或搬運物體（如軋鋼機）。

3.信息機器：作信息獲取或變換。

5.機構所具有的特征:

1.它們是人為的實物組合；

2.它們各部分之間具有確定的相對運動；

6.機器與機構的關系:

機器是由一個或若干個機構組成的。

7.零件和部件

零件：機器中不可拆卸的制造單元。（如齒輪）

部件;將完成共同任務的一組協同工作的零件分別裝配和制造成的一個組合體。（如滾動軸承）

常用機構：各種機械中普遍使用的機構。（如齒輪機構）

通用零件：在各種機器中都普遍使用的機械零件。（如螺栓）

專用零件：只在某些特定類型的機器中使用的零件。（起重機的吊鉤）

1.1.2本課程的內容、性質和任務

1.內容:以一般工況條件下的常用機構和通用機械零、部件為研究對象，以它們的工作原理、

運動特征、結構形式以及設計、選用和計算方法等為研究內容。

2.性質:重要的技術基礎課。

3.任務:

1.培養學生正確的設計思想和創造性思維方法，了解和貫徹國家的技術經濟政策和法規。

2.熟悉常用機構和通用零件的工作原理、結構特點和應用場合。

3.掌握通用零部件的選用和設計的基本方法，初步具有正確運用各類標準、規范、手冊、圖

冊、CAD及網絡信息等工程技術資料，設計簡單機械傳動裝置的能力。

4.適當了解機械設計的革新和發展，擴大學生的視野，使所學知識具有時代氣息。

1.2機械設計的基本要求及一般程序

機械設計是為了實現機器的某些特定功能要求而進行的創造過程，它可以開發創造出新

產品，或對現有機械局部進行創新改革。概括地說，就是設計人員按照所設計的機械需要具

備的功能，運用設計理論、方法和技能，通過創造性思維和實踐活動，把該機械的系統及其

零部件的參數和具體結構用圖紙和文字（實物或電子手段）等技術文件表達出來。

L2.1機械設計的基本要求

1.使用要求

2.可靠性和安全性要求

3.經濟性要求

4.其他要求

1.2.2機械設計的一般程序

1.規劃和準備階段

2.方案設計階段

3.技術設計階段

4.試驗分析階段

1.3機械零件設計的基本知識

1.3.1機械零件設計的基本知識

1.先戲：由于某些原因不能在既定的工作條件和使用期限內正常工作；即喪失工作能力或達

不到設計功能的現象。

2.工作能力:在不發生失效的形式下，零件所能安全工作的限度。

3.機械零件的主要失效形式:

1、斷裂：疲勞斷裂、過載斷裂；

2、表面失效：疲勞點蝕、膠合、磨損、壓潰、腐蝕；

3.過量變形：塑性變形

4.破壞正常工作條件而引起的失效。

1.3.2機械零件的工作能力計算準則.

1、強度:零件抵抗整體斷裂、塑性變形和表面失效的能力。

。W（。〕TW1T）

o：最大計算正應力（MPa）,T：最大計算剪應力（MPa）

（。）：許用正應力：（MPa）,（T）：許用剪應力（MPa）

2、剛度:零件受載后抵抗彈性變形的能力。

fW⑺

f：零件工作時的廣義變形，包括撓度、偏轉角、扭轉角

[f）：零件工作時的廣義許用變形。

3、耐磨性:指做相對運動的零件工作表面抵抗磨損的能力。

1）磨損的過程

（1）磨合磨損階段

（2）穩定磨損階段

（3）劇烈磨損階段

2）磨損的類型

磨粒磨損、粘著磨損、表面疲勞磨損、腐蝕磨損。

3）耐磨性計算

pW（p〕

p：零件工作表面的壓強（MPa）

〔p〕：零件工作表面的許用壓強（MPa）

pvW[pv）

4、振動穩定性

1.3.3機械零件設計的一般步驟

1、選擇材料

2、擬定計算簡圖

3、工作能力計算

4、機構設計

5、繪制工作圖并標注必要的技術條件

1.3.4機械零件的標準化

1.4機械零件的強度

1.4.1載荷和應力：

八載荷及其分類.

（1）靜載荷：不隨時間變化，變化緩慢，變化幅度很小

動載荷：隨時間作周期性或非周期性變化的載荷

（2）名義載荷：根據名義功率和轉速計算的；

計算載荷：載荷系數與名義載荷的乘積；

2、應力及其分類

（1）靜應力：不隨時間變化的或變化緩慢的應力；

變應力：隨時間顯著變化的應力；

（2）名義應力：用名義載荷計算出的應力；

計算應力：用計算載荷計算出的應力；

1.4.2許用應力

1.4.3機械零件的靜強度

1.4.4機械零件的疲勞強度

1.4.5機械零件的接觸強度和擠壓強度。

1.5機械零件的材料和選用原則

L5.1機械零件的材料

1、剛：碳素鋼、合金鋼

2、鑄鐵：

3、有色金屬合金：

4、其他材料：

1.5.2零件材料先用原則

1、使用要求

2、制造工藝要求

3、經濟要求。

第3章平面機構的組成和運動簡圖

【本章提示】

1.從運動學觀點介紹與機構有關的若干基本概念，如構件、運動副、自由度等。

2.說明平面機構的組成、自由度的計算及其意義和機構具有確定運動的條件。

3.闡明怎樣將具體的機械抽象成簡單的運動學模型，即如何繪制機構運動簡圖。

3.1平面機構的組成

機構的功用:傳遞運動和動力或改變運動形式、運動軌跡、實現預期的機械運動。

機構分為平面機構和空間機構。

3.1.1構件

1、構件及其分類：

構件：機構運動的最小單元體

（1）原動件：機構中按外界給定的運動規律獨立運動的活動構件

（2）從動件：隨原動件的運動而運動的其余活動構件

（3）機架：用來支撐活動構件的固定構件

2、構件的自由度：一個做平面運動的構件有三個自由度

即沿X、Y軸的移動和繞點K的轉動。

3.1.2運動副及其分類

1、運動副：兩構件直接接觸而又能允許彼此產生相對運動的可動聯接。

2、運動副的分類

1）低副：以面接觸構成的運動副

（1）回轉副：兩構件只能在同一平面內工作相對的轉動

回轉副：固定錢鏈：有一個構件是固定的

活動錢鏈：兩個構件均是活動的。

回轉副引入了兩個約束，保留了一個自由度

（2）移動副：兩構件只能沿某一軸線作相對移動

移動副也引入了兩個約束，保留了一個自由度

2）高副：以點或線接觸構成的運動副

高副引入了一個約束，保留了兩個自由度

3.2平面機構的運動簡圖

機構運動簡圖:把與實際機構運動無關系的因素拋開，僅用運動副規定的簡單符號和代表

構件的簡單線條，按一定比例定出各運動副的位置，畫出的表示機構各構件之間相對運動

關系的簡單圖形。

3.2.1構件和運動副的表示方法

3.2.2平面機構運動簡圖的繪制

3.3平面機構的自由度

3.3.1平面機構自由度的計算

機構的自由度:機構相對于機架具有的獨立運動數目

N：構件數n：活動構件數n=N-l

PL：低副PH：高副F：機構的自由度

F=3n—2PL—PH

機構的自由度取決于活動構件的數目以及構件間運動副的類型和數目。

3.3.2機構具有確定運動的條件

F=0沒有運動的可能性而不是機構

F=3n-2P-P=3X2-2X3-0=0

F=1且有一個原動件，機構具有確定的運動

F=3n-2P-P=3X3-2X4-0=1

F=2有一個原動件，機構無確定的運動

F=2有兩個原動件，機構有確定的運動

F=3n-2P-P=3X4-2X5-0=2

機構具有確定運動的條件,（1）F>0（2）F等于原動件個數

自由度的計算的意義在于自由度數目就標志著機構需要的原動件的數目，即輸入獨立運動

的數目，當F小于原動件個數時，機構就會卡死或損壞，當F大于原動件個數時，機構將

會出現運動不確定狀態，只有當F等于原動件個數時，機構的運動才完全確定。

3.3.3計算機構自由度的注意事項

1、復合較鏈：兩個以上的構件在同一處用回轉副相聯接；

處理：A處有K個構件，則有（K-1）個回轉副

2、局部自由度：機構中某些構件的局部獨立運動并不影響其他構件的運動。

處理：將局部自由度預先排除

3、虛約束：對機構運動不起實際約束效果的重復約束

處理：虛約束須除去不計

第二篇常用機構

第4章平面連桿機構

【本章提示】

1.通過錢鏈四桿機構，系統介紹平面四桿機構的基本類型及其判別法、應用和基本特性。

2.討論錢鏈四桿機構有曲柄的條件、演化方法、演化類型及其應用。

3.說明平面四桿機構的運動設計方法。

4.1概述

平面連桿機構:所有構件都用低副聯接構成的平面機構。

1.平面連桿機構的優點:

1）低副一一面接觸一一壓強小一一磨損輕一一圓柱面、平面一一制造簡單一一加工精度高。

2）易于實現基本運動形式之間的轉換。

3）可使從動件實現多種形式的運動。

2.平面連桿機構的缺點:

1）運動傳遞線路長，低副磨損后間隙不易消除，運動累計誤差較大。

2）不宜要求從動件精確實現復雜的運動規律。

3.平面四桿機構:具有4個構件的連桿機構。

4.2錢鏈四桿機構類型及應用

錢鏈四桿機構:四桿機構的運動副都是回轉副

機架:固定不動的桿。

連桿:不與機架直接相聯而作復雜平面運動的桿。

連架桿:與機架直接相聯的桿。

曲柄:能夠繞各自的回轉副中心作整圓回轉運動的連架桿。

整軸副:相鄰兩桿能作相對整周回轉的回轉副。

搖桿:只能在小于360°范圍內擺動的連架桿。

根據兩個連架桿是否為曲柄可將其分為三種型式：

4.2.1曲柄搖桿機構

兩連架桿：一個是曲柄，另一個是搖桿

連續轉動一一往復擺動

4.2.2雙曲柄機構

兩連架桿都是曲柄

兩曲柄不等長：等速轉動一-＞變速轉動

4.2.3雙搖桿機構

兩連架桿都是搖桿

擺動—?■擺動

4.3鏈接四桿機構曲柄存在條件

1、曲柄存在條件

欲使AB桿---＞曲柄

必須使BC桿與CD桿不能重合為一直線一-＞即B、C、D三點不能共線一-＞BCD始終保持

為一個三角形。

三角形存在的條件：兩邊之和大于第三邊。

錢鏈四桿機構有曲柄的條件:

桿長條件：最短桿和最長桿長度之和不大于其他兩桿長度之和。

最短桿條件：最短桿是連架桿或機架。

2、錢鏈四桿機構類型的判定

1）在滿足桿長條件時

（1）最短桿為機架是雙曲柄機構

（2）最短桿的對桿為機架式雙搖桿機構

（3）最短桿的鄰桿為機架式曲柄搖桿機構

2）不滿足桿長條件時，不論取哪一桿為機架，只能得到雙搖桿機構

4.4錢鏈四桿機構的演化

4.3.1轉動副轉化為移動副

單移動副機構一一對心式曲柄滑塊機構、偏置式曲柄滑塊機構

兩個移動副的四桿機構：

正弦機構：

正切機構：

雙轉塊機構：

雙滑塊機構：

4.3.2擴大的轉動副一一偏心輪機構

4.3.3選取不同的構件為機架

1、曲柄搖桿機構

2、對心曲柄滑塊機構

（1）導桿機構一一取1為機架

轉動導桿機構

擺動導桿機構

（2）搖塊機構一一取2為機架

（3）定塊機構一一取3為機架

4.5平面四桿機構的基本特征

4.5.1急回運動

1、極位夾角：搖桿在兩個極限位置，曲柄兩位置所夾的銳角

擺角：搖桿在兩個極限位置間的夾角

2、急回運動和行程速比系數

急回運動：曲柄作等速轉動，搖桿作變速擺動。

行程速比系數：K=V2/V!

。越大，K也越大，急回特性越明顯。

4.5.2傳力性能

1、壓力角和傳動角

壓力角：該點力的方向與其作用點的速度方向所夾的銳角。

壓力角越小，有效分力就越大，機構傳力性能越好。

傳動角：壓力角的余角，傳動角越大，機構傳力性能越好。

2、最小傳動角的確定

最小傳動角：一定出現在曲柄與機架共線的兩位置之一

4.5.3死點

在曲柄搖桿機構中，取搖桿為原動件，在連桿與曲柄共線的兩位置將出現傳動角Y=0°,

力的作用線通過回轉中心，無論力多大，都不能使曲柄傳動。

4.6平面四桿機構的設計

平面四桿機構的設計:依據給定的運動條件選定機構的型式，確定機構的運動尺寸。

解決問題

（1）實現預期的運動規律

（2）實現預定的軌跡

設計方法:圖解法、解析法、實驗法。

4.6.1圖解法設計四桿機構

1、按照給定連桿的位置設計四桿機構

2、按照給定的行程速比系數設計四桿機構

1）導桿機構：

2）曲柄搖桿機構

4.6.2解析法設計平面四桿機構

首先建立方程式，然后依據已知參數對方程求解。

4.6.3實驗法設計四桿機構

利用各種模型、模板、線圖等，經過反復實驗湊出能近似滿足要求的機構的設計方法。

第6章齒輪機構

【本章提示】

1.概述齒輪機構類型、特點和傳動的基本要求。

2.探討齒廓嚙合基本定律、漸開線齒廓的形成原理、性質和傳動特點。

3.通過直齒圓柱齒輪機構闡明齒輪嚙合的基本規律、傳動參數、幾何尺寸計算和切齒原理等,

在此基礎上研究斜齒圓柱齒輪機構、圓錐齒輪機構和蝸桿機構。

6.1概述

傳動原理:靠一對齒輪的輪齒相互嚙合來傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力。

6.1.1齒輪機構的傳動特點

優點：傳遞的功率大、速度范圍廣、效率高、工作可靠、壽命長、結構緊湊、能保證恒定的

瞬時傳動比。

缺點：制造和安裝精度要求高、成本高、不宜用于兩軸之間距離較大的傳動。

6.1.2齒輪機構的類型

按照一對齒輪軸線間的相互位置、齒向和嚙合情況，可以分為：

1.平面齒輪機構（兩軸線平行）；

1）軸線平行：直齒圓柱齒輪機構、斜齒圓柱齒輪機構、人字齒圓柱齒輪機構

2）兩齒輪嚙合情況：外嚙合齒輪機構、內嚙合齒輪機構、齒輪與齒條機構

2.空間齒輪機構（兩軸線不平行）；

1）相交軸圓錐齒輪機構：直齒、斜齒

2）交錯軸齒輪機構：交錯軸斜齒輪機構、蝸桿機構

3.按輪齒的齒廓曲線形狀：漸開線、擺線、圓弧齒輪。

6.1.3對齒輪機構傳動的基本要求

1、傳動準確、平穩

2、強度高，承載能力強

6.2齒廓嚙合基本定律

6.2.1一對齒輪的傳動比

傳動比：主動輪1與從動輪2的角速度之比，即ii2=3,32

6.2.2齒廓嚙合基本定律

齒廓嚙合基本定律：相互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0Q2

被其嚙合齒廓在接觸點處的公法線所分成的兩段成反比

節圓：過節點所作的圓。

中心距：兩齒輪節圓半徑之和。

6.2.3共甄齒廓

凡滿足齒廓嚙合基本定律而相互嚙合的一對齒輪的齒廓。

漸開線、擺線、圓弧線

6.3漸開線齒廓

6.3.1漸開線的形成和特性

1、漸開線的形成

當一直線1沿半徑是rb的圓周作純滾動時，該直線上任一點K的軌跡AK稱為該圓的漸開線。

半徑為外的圓稱為基圓；

直線1則稱為漸開線的發生線；

漸開線齒輪的齒廓就是由在同一基圓上產生的兩條對稱的漸開線構成。

2、漸開線齒廓的特性

1）發生線沿基圓滾過的線段長度等于基圓上被滾過的弧長;

2）漸開線上各點的法線必與基圓相切，基圓的切線必為漸開線某點的法線；

3）漸開線上各點的壓力角的大小不同，離基圓越遠，壓力角越大；

4）漸開線的形狀取決于基圓的大小

5）基圓以內無漸開線

6.3.2漸開線齒廓的嚙合特點

1、漸開線齒廓滿足齒廓嚙合基本定律，能夠實現定傳動比要求

兩基圓的內公切線一一法線一一不發生變化一一有固定的點一一節點C

2、中心距具有可分性

一對漸開線齒輪制成后，其基圓便已確定.

中心距的可分性：中心距稍有變化，不改變其瞬時傳動比的大小

3、傳遞壓力的方向不變

1）嚙合線是一直線

嚙合線：兩齒廓接觸點在固定平面的軌跡

直線MN2——嚙合線一一兩圓的內公切線一一法線為同一直線

Ni、N2是理論上的兩個極限嚙合點

2）嚙合角與傳力方向不變

嚙合角：嚙合線NiN,與過節點的兩輪節圓公切線tt之間所夾的銳角

嚙合過程中一一嚙合角將始終保持不變一一壓力方向不變

四線合一：嚙合線、過嚙合點的公法線、基圓的內公切線、法向壓力的作用線。

6.4漸開線標準齒輪的主要參數和基本尺寸計算

6.4.1齒輪各部分的名稱及代號

1、齒頂圓與齒根圓

齒頂圓：輪齒齒頂圓柱面所確定的圓。

齒根圓：輪齒齒槽底部圓柱面所確定的圓。

2、齒厚、齒槽寬和齒距

齒厚：齒輪任意圓周網上一個輪齒的兩側齒廓間的弧長。

齒槽寬：齒輪任意圓周晚上一個齒槽的弧長。

齒距：在端平面上，任意圓周上相鄰兩齒同側齒廓之間的弧長。

在齒輪的同一圓周上，齒距等于齒厚與齒槽寬之和。

3、分度圓和基圓

分度圓：為了便于設計、制造和互換使用，在齒輪的頂圓與根圓之間取一度量齒輪尺寸的基

準圓，將此基準圓上的PK/口值規定為標準值，壓力角aK也取為標準值，該圓則稱為分度圓。

4、齒頂高、齒根高、全齒高

齒頂高：齒頂圓與分度圓之間的徑向距離。

齒根高：齒根圓與分度圓之間的徑向距離。

全齒高：齒頂圓與齒根圓之間的徑向距離。

5、齒寬與齒面

齒寬：齒輪輪齒軸向寬度。

齒面：位于齒頂曲面和齒根曲面間的輪齒側表面。

6.4.2齒輪的主要參數

1、模數

模數：分度圓齒距與口的比值

分度圓直徑：d=mZ

M越大，p也越大，承載能力越強。

m已經標準化表6-1,優先選用第一系列，括號內的盡量不用。

2、壓力角

分度圓上齒廓的壓力角為標準值

漸開線的形狀由模數、壓力角和齒數決定，最基本的參數。

3、齒頂高系數和頂隙系數

標準齒輪：模數、壓力角、齒頂高系數和頂隙系數均為標準值，且分度圓上的齒厚等于齒槽

寬的齒輪。

6.4.3漸開線標準直齒輪的基本尺寸計算

1、外齒輪的幾何尺寸計算（表6—2）

2、公法線長度和分度圓弦齒厚（自學）

6.5漸開線標準直齒圓柱齒輪的嚙合傳動

6.5.1一對齒輪的正確嚙合條件

當前一對齒輪嚙合分離后,后續的齒對已接替進入嚙合。

相鄰兩齒同側齒廓沿法線的距離應相等

兩輪的法向齒輪相等是一對齒輪相嚙合的正確條件

mi=ni2=ma1=a2=a

il2=Z2/Z1

6.5.2一對齒輪的標準中心距

標準安裝：分度圓與節圓重合，保證無側隙安裝。

分度圓和壓力角，單個齒輪所具有的參數。

節圓與嚙合角：對齒輪副而言，安裝以后才具有的參數，與安裝中心距有關。

6.5.3一對齒輪的連續傳動條件

輪1為主動，輪2為從動

嚙合的始點A：從動輪的齒頂圓和嚙合線的交點A；

嚙合的終點E：主動輪的齒頂圓與嚙合線的交點E

AE是一對齒廓嚙合點的實際軌跡，即實際嚙合線段。

連續傳動的條件：AENpb

重合度：實際嚙合線與基圓齒距的比值。

重合度越大，參與嚙合的齒對數就越多，傳動就越平穩，每對輪齒承受的載荷就越小。

6.6漸開線齒廓的切齒原理

6.6.1仿形法

仿形法是利用與齒輪齒槽形狀相同的銃刀（盤形和指狀），通過普通銃床直接在輪坯上加工出

漸開線齒形。

1、切削運動：銃刀繞自己的軸線。。回轉，同時，輪坯沿其軸線方向送進，以便切出整個齒

寬；

2、分度運動：銃完一個齒槽之后，輪坯退回原處，分度頭將它轉過360°/Z的角度，再銃第

二個齒槽。

特點：成本低，加工簡便

精度低，生產效率低，適用于單件小批量生產

6.6.2范成法

范成法：利用一對齒輪相嚙合時，其共輾齒廓互為包絡線的原理來切出漸開線齒形。

1、齒輪插刀：

1）范成運動：模仿一對齒輪做緩慢的定傳動比回轉運動

2）切削運動：插刀沿齒寬方向所做的往復運動

3）進給運動：插刀的徑向進給運動

2、齒條插刀

3、齒輪滾刀

6.7漸開線齒廓的根切現象，最少齒數和變位齒輪

6.7.1根切現象與最少齒數

1、根切現象：用范成法加工齒數較少的標準齒輪時，當刀具的齒頂線（或齒頂圓）超過嚙合

極限點Ni時，將會切去輪齒根部的一部分漸開線齒廓，這一現象成為輪齒的個別切。

問題:抗載能力降低,傳動平穩性變差

2、最少齒數：加工標準齒輪時不發生根切的齒數極限值

條件：Zm會17

6.7.2變位齒輪簡介

1、標準齒輪的優缺點

優點：設計簡便，互換性好

缺點：1）被切齒輪的齒數受限，否則出現根切

2）不適合實際中心距W標準中心距

3）大小齒輪的承載能力不同

2、變位齒輪：通過改變刀具和齒坯相對位置后切制出來的齒輪.

xm：變位量。由切削標準齒輪的位置移動的距離

X：變位系數

變位后的齒輪，在分度圓上齒厚與齒槽寬不等

x>0正變位正變位齒輪

x<0負變位負變位齒輪

變位齒輪的特點：

1）變位齒輪的模數和壓力角不變，定傳動比的性質不變

2）齒厚、齒槽寬、齒頂圓、齒根圓、齒根高都發生變位

6.8平行軸斜齒圓柱齒輪機構

端面:垂直于其軸線的平面

直齒輪漸開面的形成:發生平面S在基圓柱上作純滾動，平面S上與母線平行的直線KK在

空間形成的漸開面。

直齒輪傳動的缺點:平穩性較差，易產生振動和沖擊

6.8.1斜齒圓柱齒輪齒面的形成及特點

斜齒輪漸開面的形成：發生平面S在基圓柱上作純滾動，平面S上與母線不平行的斜直線KK

在空間的軌跡形成的漸開面。

基圓柱螺旋角：KK與其圓柱母線所夾的銳角

特點：傳動平穩，振動噪聲小，適合高速承載傳動

6.8.2斜齒圓柱齒輪的基本參數和尺寸

1、基本參數：

1）螺旋角：分度圓柱面上的螺旋角

斜齒輪按輪齒傾斜方向：分為左旋、右旋

2）齒距與模數

3）壓力角：

4）齒頂高系數和頂隙系數

國標規定：法面參數為標準值

2、幾何尺寸計算

一對斜齒輪的嚙合從端面來看，相當于一對直齒輪的嚙合；

斜齒輪的中心距與螺旋角B有關

6.8.3斜齒圓柱齒輪機構的正確嚙合條件與重合度

、正確嚙合條件：3i=-3

1mni=mn2=manl=an2=a2

2、重合度

直齒：e

斜齒：e=et+es

端面重合度￡t

軸向重合度￡B

特點：重合度增大，且隨齒寬b和輪齒的傾斜程度的增大而增大。

運轉平穩，承載能力高，產生軸向力。

6.8.4斜齒圓柱齒輪的當量齒輪和當量齒數

以P為分度圓半徑，以斜齒輪的法向模數g為模數，取壓力角a為標準壓力角作一假想的直

齒圓柱齒輪，則其齒形與斜齒輪的法面齒形相近，此直齒輪稱斜齒輪的當量齒輪。

斜齒輪的最少不根切齒數：17COS3B

6.9圓錐齒輪機構

6.9.1概述：

圓錐齒輪用于傳遞兩相交軸間的運動和動力。

兩軸間的交角Z=90°

圓錐齒輪的輪齒均布在一個截錐體上，由大端到小端逐漸變小。

單個圓錐齒輪：基圓錐，分度圓錐、齒頂圓錐、齒根圓錐。

相互嚙合的一對圓錐齒輪機構有節圓錐

圓錐齒輪傳動，一對錐頂重合的節圓錐在作純滾動

理論齒廓應是球面漸開線。

6.9.2直齒圓錐齒輪齒面的形成原理

一個圓心和基圓錐錐頂O相切的圓平面(發生面)S沿基圓錐作純滾動時，S上任一條與基

圓錐母線OA相切的徑向直線OK上的點K在空間展出一條以錐距R為半徑的球面漸開線

AK,該曲面能滿足定傳動比要求。

6.9.3直齒圓錐齒輪的背錐和當量齒數

1、背錐

便于研究，取背錐代替圓錐

2、當量齒輪與當量齒數

將背錐展開成平面，則成為兩個扇形齒輪，將它們補足為完整的圓錐齒輪，此圓錐齒輪稱為

原齒輪的當量齒輪，此齒輪的齒數稱為當量定數。

(1)正確嚙合條件：大端模數和壓力角分別相等，且錐距也分別相等。

(2)一對直齒圓錐齒輪機構的傳動比：

(3)直齒圓錐齒輪不根切的最少齒數：

6.9.4直齒圓錐齒輪的基本參數和幾何尺寸計算

1、基本參數

大端模數，壓力角為標準值；大端齒頂高系數和頂隙系數分別為1和0.2

2、幾何尺寸計算

2=90°且節圓錐與分度圓錐重合。

不等頂隙收縮齒圓錐齒輪，齒頂圓錐、齒根圓錐、分度圓錐錐頂

等頂隙收縮齒圓錐齒輪，齒根圓錐和分度圓錐共錐頂，但齒頂圓錐并不與分度圓錐共錐頂。

6.10蝸桿機構

6.10.1蝸桿蝸輪的形成

蝸桿機構用于實現兩交錯軸間的傳動，通常兩軸交錯角Z=90°。

蝸桿與蝸輪的形成：

在蝸桿傳動中，常以蝸桿為原動件作減速運動。

蝸桿輪齒的旋向有左旋和右旋之分，常用的是右旋蝸桿。

6.10.2蝸桿機構的類型

1、根據蝸桿的外形

圓柱蝸桿機構：制造簡單，應用廣泛；

環面蝸桿機構：潤滑狀態好，效率較高；

錐蝸桿機構：嚙合性能好，承載能力大，效率高。

2、圓柱蝸桿機構的分類

普通圓柱蝸桿圓弧圓柱蝸桿

3、普通圓柱蝸桿

阿基米德蝸桿漸開線蝸桿延伸漸開線蝸桿和錐面包絡蝸桿。

6.10.3圓柱蝸桿機構的主要參數

中間平面：垂直于蝸輪軸線且通過蝸桿軸線的平面

在中間平面,蝸桿與蝸輪的嚙合等同于漸開線齒輪與齒條的嚙合

在蝸桿傳動中,以中間平面上的基本參數和尺寸計算為基準

1、模數和壓力角

正確嚙合條件

2、蝸桿分度圓直徑和蝸桿直徑系數

3、傳動比i,蝸桿頭數z,蝸輪齒數

4、蝸桿分度圓柱上螺旋線的導程角入

5、中心距

6.10.4圓柱蝸桿機構的幾何尺寸計算

6.10.5蝸桿機構的特點

1、傳動比大，零件數目少，結構緊湊；

2、傳動平穩，嚙合的齒對數多，噪聲低；

3、具有自鎖性，蝸桿為原動件，機構自鎖;

4、傳動效率低，摩擦大；

5、制造成本高；

第三篇聯接與螺旋傳動

第8章聯接

【本章提示】

1.詳細介紹螺紋聯接的類型、結構、性能、使用場合和設計計算。

2.概述鍵、花鍵、銷聯接的結構、特點、選擇，及其強度計算。

聯接:動聯接：錢鏈

靜聯接：焊接

靜聯接可拆聯接：不需損壞聯接中的任一零件；如螺紋聯接、鍵聯接、銷聯接等。

不可拆聯接：不損壞聯接中的謀一部分就不能拆開的聯接；如焊接、釧接、膠接等。

8.1螺紋

8.1.1螺紋的類型和應用

將一傾斜角為人的直線繞在圓柱體上便形成一條螺旋線。

使一平面圖形（如三角形、矩形）沿著螺旋線運動，運動過程中此圖形始終通過圓柱體的軸

線，于是便形成螺紋。

按照平面圖形的形狀：

三角形螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋、鋸齒形螺紋

按照螺旋線的旋向：

左旋螺紋、右旋螺紋

按照螺旋線的數目：

單線螺紋、等距排列的多線螺紋

按照螺紋加工的位置

外螺紋、內螺紋

按照螺紋的作用：

聯接螺紋、傳力螺紋

按照螺紋的母體形狀

圓柱螺紋、管螺紋

8.1.2螺紋的主要參數

1、大徑d：與外螺紋牙頂（內螺紋牙底）相重合的假想圓柱面的直徑，即公稱直徑

2、小徑山：與外螺紋牙底（內螺紋牙頂）相重合的假想圓柱面的直徑，強度計算中用作危險

截面直徑的計算直徑。

3、中徑ch：外、內螺紋的牙厚與牙間相等的圓柱直徑

4、螺距P：螺紋相鄰兩牙對應點間的軸向距離

5、導程S：同一螺旋線上相鄰兩牙對應點間的軸向距離

S=nPn：螺紋線數

6、螺紋升角入：在中徑圓柱上，螺旋線的切線與垂直于螺紋軸線的平面的夾角。

7、牙型角a：螺紋軸向截面中，螺紋牙型兩側邊間的夾角；

牙側角B：螺紋牙型的側邊與螺紋軸線垂直平面的夾角

8.2螺旋副的受力分析、自鎖和效率

8.2.1矩形螺紋

受力：滑塊沿斜面運動

上升

軸向力Q——外力水平力F——驅動力滑塊沿斜面等速上升

F=Qtan（入+p）

下降

F=Qtan（X—p）

表明:

當入〉P,在力Q的作用下，滑塊有加速下滑的趨勢，為使滑塊等速下滑，必須施加一個

向右（反方向）的水平力Fo

當入Vp時，F為負，為使滑塊勻速下滑，必須在滑塊上施加一個向左的水平力F,此時F

是驅動力

說明：Q無論多大，如不施加驅動力F,滑塊不會下滑-->自鎖

8.2.2非矩形螺紋

自鎖條件：入WP'

螺旋副的效率：

當人不變，B越大，效率越低。

矩形螺紋效率最高，其次鋸齒形螺紋、梯形螺紋，三角形螺紋效率最低。

8.3機械制造常用螺紋

機械制造常用的三角形螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋在我國均已標準化。

8.3.1三角形螺紋一一用于聯接

1.三角形螺紋

1）普通螺紋一一緊固

粗牙螺紋：螺距最大

細牙螺紋：其余螺距，

2）管螺紋一一有密封要求

非螺紋密封的管螺紋

螺紋密封的管螺紋

米制錐管紋

8.3.2梯形螺紋和鋸齒形螺紋

摩擦小、效率高一一用于傳動

梯形螺紋一一對稱牙型一一錐面貼緊一一不易松動一一工藝性好一一牙根強度高一一對中性

好

鋸齒形螺紋一一外對稱一一便于對中一一只能用于單向受力

8.4螺紋聯接的基本類型和標準聯接件

8.4.1螺紋聯接的基本類型

1、螺栓聯接

2、雙頭螺柱聯接

3、螺釘聯接

4、緊釘螺釘聯接

8.4.2標準螺紋聯接件

1、螺栓

2、雙頭螺柱

3、螺釘

4、緊釘螺釘

5、螺母

6、墊圈

8.5螺紋聯接的預緊和防松

8.5.1螺紋聯接的預緊

預緊力：聯接在承受工作載荷之前，預先受到一個軸向力的作用。

目的：增強聯接的可靠性和緊密性，以防止受載后被聯接件間出現縫隙或相對滑動，同時可

提高聯接強度

預緊應力的大小：80%os

方法：測力距扳手，定力矩扳手

8.5.2螺紋聯接的防松

一般情況下，可滿足自鎖、防松的目的是在沖擊、振動、交變載荷、高溫等情況下出現松動。

防松的根本目的在于防止螺旋副相對運動

8.6螺紋聯接的強度計算

螺栓的主要失效形式：

a）螺栓桿被拉斷

b）螺栓桿被剪斷或螺栓桿和被聯接件外壁被壓潰

c）經常拆卸時，因磨損而發生滑扣現象

螺紋牙的計算是根據等強度原則；

螺紋聯接的計算主要是根據螺栓的強度確定螺栓危險截面的尺寸，即螺紋小徑出，然后從標

準中確定d及螺距P。

8.6.1松螺栓聯接

裝配時，螺母不需要擰緊，在承受工作載荷前，螺栓不受力

8.6.2緊螺栓聯接

1、僅承受預緊力的緊螺栓聯接

裝配時，螺母需要擰緊，螺栓處于拉伸和扭轉的復合應力狀態。

根據第四強度理論：

2、承受橫向載荷的緊螺栓聯接

用普通螺栓聯接承受橫向載荷時，由于預緊力的作用，將在接合面間產生摩擦力以抵抗工作

載荷。

即：摩擦力＞工作載荷

可用各種剪載零件來承受橫向工作載荷，包括銷、剪載套、鍵等。

用校制孔螺栓承受橫向載荷；

3、承受預緊力和工作拉力的緊螺栓聯接

情況1:螺母與被聯接件接觸，但螺栓和被聯接件均未受力，二者都沒有發生變形

情況2：螺母擰緊，受預緊力作用；

螺栓受預緊力Qo——產生伸長量8,

被聯接件受Qo---產生壓縮量Sc0

情況3：承受工作載荷后

螺栓受力由Qo增加到Q,螺栓進一步拉伸，則總拉伸量為^加十八弓

被聯接件由Qo減小到Qr，壓縮量減少為8co-A8

螺栓和被聯接件這種變形可用線圖表示：

對Qr的要求：

8.7螺栓聯接件的下料和許用應力

材料：Q215、Q235、10、35、45鋼等；

許用應力：表8—6

8.8提高螺紋聯接強度的措施

螺栓的破壞---螺栓桿部分----疲勞斷裂----截面小，應力集中處

8.8.1降低螺栓總拉力的變化范圍

總拉力在Qo——(Qo+AQ)之間變化

則減小螺栓的剛度kb或增大被聯接件的剛度kc,可降低總拉力的變化范圍。

采取：腰狀桿螺栓、空心螺栓

金屬墊片、。型密封元件

8.8.2改善螺紋牙上的載荷分布

螺栓受拉而螺距增大，螺母受壓而螺距變小，軸向載荷在旋合螺紋各圈間的分布不均勻。

大部分載荷集中在前幾圈，八圈以后幾乎不承受載荷

加厚螺母不能提高螺紋聯接強度

采用懸置螺母

8.8.3減小應力集中的影響

8.8.4避免或減小附加彎曲應力

8.9鍵聯接和花鍵聯接

8.9.1鍵連接的分類、結構和應用

鍵是一種標準件，用于實現軸和軸上零件的周向固定以傳遞轉矩，有些鍵還能實現軸向固定

或軸向滑動的導向。

鍵聯接：平鍵聯接、半圓鍵聯接、鍥軸聯接，切向鍵聯接

1、平鍵聯接

鍵的兩側面為工作面，工作時靠鍵與鍵槽側面的相互擠壓來傳遞轉矩。

特點：結構簡單、拆裝方便、定心性好。

平鍵分為：普通平鍵、導向平鍵

普通平鍵：靜聯接A型（兩圓頭）

B型（平頭）

C型（單圓頭）

A：鍵在鍵槽中固定良好，應力集中大

B：應力集中小，鍵的尺寸較大

C：用于軸端

導向平鍵：動聯接，需固定，并沒有起鍵螺孔。

2、半圓鍵

以兩側面為工作面

具有良好的定心性，繞其幾何中心擺動，裝配方便

鍵槽較深，對軸的強度削弱大

3、鍥鍵聯接

工作面：上下表面

鍵的上表面和輪轂鍵槽的底部有1：100的斜度

工作時主要靠鍵的上表面與輪轂間的摩擦力來傳遞，能承受單向的軸向力。

軸和輪轂軸線間會產生偏心和偏移

使用于定心要求不高，傳遞和載荷平穩的場合。

4、切向鍵聯接

切向鍵由一對斜度為1：100的鍥鍵組成

鍵的窄面為工作面

工作時，靠工作上的擠壓力和鍵與輪轂間的摩擦力來傳遞轉矩

一個切向鍵：單向傳遞轉矩

兩個切向鍵：雙向傳遞轉矩

8.9.2平鍵聯接的選擇計算

1、平鍵尺寸的計算

鍵的截面尺寸：按軸的直徑d從有關標準中選取

鍵的長度：普通平鍵：鍵的長度等于或略小于輪轂的長度

導向平鍵：按輪轂長度及滑動距離而定

注：鍵長應符合標準規定的長度系列

2、平鍵聯接的強度校核

主要失效形式：工作面得壓潰，過載剪斷

設計標準：工作面上的擠壓應力

導向平鍵：失效形式：工作平面的過度磨損

設計標準：工作面上的壓力

8.9.3花鍵聯接：軸和輪轂孔向均布的多個鍵齒構成的聯接。

工作面：齒的側面

特點：承載能力高，受力均勻，對軸和輪轂的強度削弱小，對中性和導向性好。

適用：定心精度高，載荷大，經常滑移的聯接

類型：

矩形花鍵：常用

漸開線花鍵：承載能力高

三角形花鍵：使用于薄壁零件

8.10銷聯接

用途：固定零件間的相對位置，傳遞不大的載荷，安全過載裝置

類型：

圓柱銷：過盈配合，多次裝拆合，其定位精度和可靠性下降

圓錐銷：1：50的錐度安裝方便，定位精度高，可多次裝拆

端部帶有螺紋的圓錐銷：適用于盲孔或拆卸困難的場合。

開尾圓錐銷：適用于有沖擊、振動的場合。

開有縱向溝槽的圓錐銷：彈性變形、不易松脫、因而能承受振動和變載荷。

材料：35鋼、45鋼

第四篇機械傳動

第10章齒輪傳動

【本章提示】

1.闡述齒輪傳動的特點及類型。

2.通過分析齒輪傳動的工作條件和失效形式，制定設計準則，說明齒輪的材料及熱處理方式。

3.重點論述漸開線直齒圓柱齒輪傳動的受力分析和承載能力計算，以此為基礎，討論斜齒圓

柱齒輪傳動、直齒圓錐齒輪傳動、蝸桿傳動的承載能力計算。

4.介紹齒輪傳動、蝸桿傳動的效率和潤滑以及蝸桿傳動的熱平衡計算。

5.列舉了齒輪、蝸桿和蝸輪的常用結構型式。

10.1齒輪傳動的特點及類型

10.1.1特點：

效率局：最局達99.95%

結構緊湊：在同樣的使用條件下，所需的空間尺寸小

工作可靠：齒與齒的嚙合傳動

壽命長：長達一、二十年

傳動比穩定：i=Z2/Zi

制造、安裝精度高，價格較貴，不適合傳動距離過大的場合。

10.1.2類型

1、按照工作條件，閉式齒輪傳動，開式齒輪傳動

2、按照傳遞的速度：低速、高速

3、按照承載的大小：輕載、重載

4、按照齒輪的材料及熱處理工藝：軟齒面硬齒面

10.1.3對齒輪傳動的基本要求

1、傳動精確平穩（第六章）

2、足夠的承載能力（本章重點講解）

10.2齒輪的失效形式及設計準則

10.2.1齒輪的失效形式一一主要指輪齒

1、輪齒折斷

彎曲疲勞折斷：齒根處的彎曲應力最大，交變應力、應力集中；先裂紋、后折斷。

過載折斷：輪齒在短時過載。

局部折斷：不準確的安裝，制造，軸的變形。

增大齒根處圓角半徑，合理的熱處理，合理的選擇材料及采用變位齒輪。

2、齒面點蝕

長期交應變力一一疲勞裂紋一一擴展一一麻點狀小而淺的坑一一點蝕

靠近節線處嚙合，相對滑動速度低，油膜不易形成，點蝕首先出現在齒根表面靠近節線處。

閉式齒輪傳動的主要失效形式；

提高齒面的硬度，降低表面的粗糙度，增大綜合曲率半徑，增大潤滑油的粘度。

3、齒面膠合

壓力大一一溫度高一一潤滑油被擠出一一兩齒面直接接觸，相互粘連一一較軟的齒面形成溝

紋一一膠合

提高齒面的硬度，降低表面的粗糙度，合理選用材料，合理選用潤滑油。

4、齒面磨損

雜質的進入

開式齒輪傳動的主要失效形式

5、齒面塑性變形

過大的應力作用

10.2.2設計準則

閉式軟齒面齒輪傳動一一點蝕一一按照齒面接觸疲勞強度設計一一驗算輪齒的彎曲疲勞強度

閉式硬齒面齒輪傳動一一輪齒折斷一一按照齒根的彎曲疲勞強度設計一一驗算齒面的接觸疲

勞強度

開式齒輪傳動一一磨損和輪齒折斷一一按照輪齒的彎曲疲勞強度設計一一同時降低許用應力

10.3齒輪的材料、熱處理及傳動精度

10.3.1齒輪常用的材料

要求：較高的抗點蝕，抗磨損、抗膠合、抗塑性變形、抗折斷的能力

齒面要硬，齒芯要韌

常用的材料：碳素結構鋼，合金結構鋼，鑄鋼，鑄塊、塑料、尼龍

10.3.2齒輪的熱處理

軟齒面（齒面硬度W35OHBS）調質和正火

硬齒面（齒面硬度＞35OHBS）表面淬火、表面滲碳淬火、滲氮淬火。

1、軟齒面齒輪的熱處理方法一一調質和正火

加熱后，空冷或油冷慢慢降溫

小齒輪的齒面硬度＞大齒輪的齒面硬度，壽命相近

2、硬齒面齒輪的熱處理方法---淬火

10.3.3齒輪傳動的精度

齒輪公差分為：傳遞運動的準確性、傳動的平穩性、齒面上載荷分布的均勻性

齒厚極限偏差、等級

10.4直齒圓柱齒輪傳動的作用力及計算載荷

10.4.1直齒圓柱齒輪受力分析

受力分析一一分度圓上嚙合一一忽略摩擦力一一集中力一一作用在齒寬中點一沿嚙合線

法向力Fn分解為圓周力H和徑向力蚌

大小：

方向：

Ft：主動輪與運動方向相反，從動輪與運動方向相同

Fr：分別指向各自輪心

10.4.2計算載荷

載荷沿齒寬分布不均勻，附加動載荷一一引入載荷系數K

10.5直齒圓柱齒輪傳動承載能力計算

10.5.1直齒圓柱齒輪傳動的齒面接觸強度計算

1、齒面接觸疲勞強度計算

線接觸一一受載后一一彈性變形一一面接觸

齒面接觸應力一一參照彈性力學中的赫茲公式

2、影響齒面接觸強度的參數和尺寸

1）系數335只適合鋼對鋼

如鋼對鑄鐵335-->285

鑄鐵對鑄鐵335-->250

2）從公式中分析得出：oH1=oH2

但當兩齒輪的材料及熱處理不同時，手（OH2〕

設計時按較小值代入計算

3）降低。H和增大（。力可提高齒面接觸疲勞強度；

增大齒寬b或中心距a可降低。H-

b過大，造成載荷分布不均勻，因此提高a可行

結論：改變齒輪的幾何參數或提高齒面的硬度可提高齒面接觸疲勞強度；

10.5.2值齒圓柱齒輪傳動的輪齒彎曲疲勞強度計算

1、齒根彎曲疲勞強度計算

假設：

1）將齒輪視為懸壁梁；

2）全部載荷僅由一對輪齒承擔

3）集中力作用于齒頂

危險截面的確定：

30°切線法：作與輪齒對稱中心線成30°夾角并與齒根過渡曲線相切的直線，認為兩切點的

連線是危險截面的位置。

法向力Fn分解為：

Fi：使齒根產生彎曲應力

F2：產生壓應力，忽略

2、影響齒根彎曲強度的參數和尺寸

1）—'般情況下，Z1WZ2,YFIWYF2,。。F2；

2）YF/（OF〕的比值不同設計時代入較大值；

3）提高輪齒齒根彎曲疲勞強度的措施：提高m、b、乙，但提高m效果顯著

4）開式齒輪傳動，（0.7—0.8）

10.5.3齒輪的許用應力

［。H)=°Hlim/SH(0F)=°Flim/Sp

°Hlim：圖10—6；OFlim：圖10—7

長期雙側工作，取0.7的系數。

SH、SF：表10—5

10.6直齒圓柱齒輪傳動的設計

1、齒數比u與齒數Zi

齒數比u其值恒大于1,而傳動比i其值可大于1,也可小于1

當i>l時u=i當i<lu=l/i

一般：u<8降低小齒輪的嚙合次數

當iW4.5時，i允許有±2.5%的誤差

I>4.5時，i允許有±4%的誤差

閉式---軟齒面---接觸疲勞強度----設計

a一定，降低m,增大Z”增大重合度，提高傳動的平穩性，減小齒頂圓直徑和毛坯直徑,

降低成本。Z尸20——40

閉式一一硬齒面一一彎曲疲勞強度一一設計

Zi=17——20

2、模數

傳遞動力的齒輪傳動，模數m不宜過小；按彎曲疲勞強度設計的m必須取標準值。

經驗公式：閉式齒輪傳動(0.007—0.02)a

開式齒輪傳動m^O.02a

3、齒寬系數：

輪齒越寬，承載能力也越高，但齒寬過大，載荷分布不均勻，造成偏載。

閉式齒輪傳動：Ua=0.3—0.6,常用3=0.4(0.35)

開式齒輪傳動：a=0.1—0.3

10.7斜齒圓柱齒輪傳動

10.7.1斜齒圓柱齒輪傳動的受力分析

忽略齒面間的摩擦力

大小：

方向：

10.7.2斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算

作用力一一法向平面內一一當量直齒輪一一用直齒輪的方法計算一一重合度大，曲率半徑大

——比直齒輪承載能力大

1、齒面接觸疲勞強度計算

一對鋼制標準斜齒輪傳動的齒面接觸疲勞強度條件；

說明：1）鋼對鑄鐵：260；鑄鐵對鑄鐵：228

2）a圓整為0或5

3）m的確定

4）B的確定

2、齒根彎曲疲勞強度計算

說明：YF按當量齒數查表10-4

10.8直齒圓錐輪傳動

10.8.1直齒圓錐齒輪傳動的受力分析

將輪齒上的分布力簡化為作用于齒寬中點集中載荷。

大小：

方向：

10.8.2直齒圓錐齒輪傳動的強度計算

1、齒面接觸疲勞強度計算

按齒寬中點處的當量直齒圓柱齒輪傳動來計算；

說明：

1）求出錐距R后，選擇Zi、Z2

2）確定大端模數

3）如=0.25—0.3

4）鋼對鑄鐵285,鑄鐵對鑄鐵250；

2、齒根彎曲疲勞強度計算

說明：

1）YF按當量齒數查表10-4按

2)Him與m的關系

10.9齒輪的結構設計及齒輪傳動的潤滑和效率

10.9.1齒輪的結構

1、齒輪軸：將齒輪和軸做成一體

圓柱齒輪：齒根圓到鍵槽底部的距離e<2m

圓錐齒輪：小端齒根圓到鍵槽底部的距離e<l.6m

2、實心式齒輪：da160mm

3、腹板式齒輪：da=160——500mm

4、輪輻式齒輪da>500mm

說明:齒輪與軸的聯接一一平鍵花鍵

10.9.2齒輪傳動的潤滑

齒輪傳動一一相對滑動一一產生摩擦與磨損一一效率下降一一潤滑；

潤滑一一減小磨損與發熱一一防銹和降低噪聲一一工作狀態及改變一一預期壽命內正常工作

方式：

1、開式齒輪傳動通常用潤滑油(脂)人工定期潤滑

2、閉式齒輪傳動按圓周速度v確定：

1)vW12m/s,油池潤滑；

深度：圓柱齒輪，一個齒高，不應小于10mm

圓錐齒輪：浸入全齒寬

多級傳動：帶油輪

底部距離：*30---50mm

2)v>12m/s,噴油潤滑

3)油的粘度的確定：表10-6

10.9.3齒輪傳動的效率

功率損耗包括：嚙合中的摩擦損耗，攪油損耗，軸承中的摩擦損耗

10.10蝸桿傳動

10.10.1蝸桿傳動的運動分析與受力分析

1、蝸桿傳動的運動分析

目的：確定蝸桿與蝸輪的轉向關系及齒面間相對滑動速度

蝸桿主動一一利用左右手法則

四指——蝸桿轉動的方向

拇指一一蝸桿有沿軸線方向運動的趨勢

蝸輪---向相反的方向運動

相對滑動速度：

Vs越大，容易形成油膜齒面間的摩擦因數下降，提高效率，承載能大；

Vs過大：易產生磨損和膠合

2、蝸桿傳動的受力分析

大小：

方向：

10.10.2蝸桿傳動的失效形式，材料和結構

1、蝸桿傳動的失效形式和常用材料

失效形式：齒面點蝕，齒面膠合，齒面磨損，輪齒折斷；

由于材料和結構的不同，蝸桿螺旋齒部分的強度高于蝸輪輪齒的強度，因而失效總發生在蝸

輪。

閉式蝸桿傳動---蝸輪輪齒----齒面膠合

開式蝸桿傳動---蝸輪輪齒----磨損

對蝸桿，蝸輪材料的要求：足夠的強度，良好減摩耐磨性，抗膠合能力。

1）蝸桿材料：碳素鋼、合金鋼

2）蝸輪材料：鑄造錫青銅，Vs=5——15m/s

鑄造鋁鐵青銅，Vs<8m/s

灰鑄鐵，Vs<2m/s

2、蝸桿和蝸輪的結構

蝸桿---蝸桿軸---蝸桿和軸形成一體

蝸輪：整體式：鑄鐵蝸輪或d<100mm的青銅蝸輪

組合式：齒圈用青銅，輪芯用鑄鐵或鋼

10.10.3蝸桿傳動的強度計算

失效一一膠合、磨損一一無完整計算方法

只對蝸輪齒面進行接觸疲勞強度計算；

10.10.4圓柱蝸桿傳動的效率：潤滑和熱平衡計算

1、蝸桿傳動的效率

功率損耗包括：輪齒嚙合的功率損耗、軸承摩擦損耗及濺油損耗。

提高效率，可增大導程角入，即采用多頭螺桿；

但入過大，加工困難；且當人>28°時，效率提高很小。

當入WP'自鎖，蝸桿傳動的效率n<50%

2、蝸桿傳動的潤滑

摩擦、磨損、發熱易嚴重一一潤滑十分重要

油池潤滑，蝸桿在下；一個齒高

蝸桿在上：蝸輪半徑的1/6——1/3

3、蝸桿傳動的熱平衡計算

效率低，發熱量大，結構緊湊，箱體的散熱面積小；

不及時散熱---齒面膠合

轉化為熱量的摩擦損耗功率：

自冷，箱體表面散熱功率：

達到熱平衡：

超過溫度允許值，可采用如下措施

1、合理設計箱體機構，加散熱片，增大散熱面積

2、提高表面傳熱系數，加裝風扇，冷卻水管，循環油冷卻。

第11章輪系

【本章提示】

1.論述輪系的類型及應用。

2.介紹定軸輪系傳動比的計算方法。

3.通過轉化輪系計算周轉輪系的傳動比。

4.說明如何在復合輪系中區分定軸輪系和周轉輪系，以便計算復合輪系的傳動比。

5.簡要介紹其他行星齒輪傳動。

11.1輪系的類型

1.輪系：由一系列齒輪組成的傳動系統。

2.輪系的作用：獲得大的傳動比，變速或換向傳動。

3.輪系的類型：

1）定軸輪系：輪系中所有齒輪的幾何軸線位置都是固定不動。

2）周轉輪系：輪系中至少有一個齒輪的軸線是繞位置固定的另一齒輪的幾何軸線轉動。

行星輪：軸線繞位置固定的齒輪的軸線轉動。

行星架（轉臂或系桿）：支承行星輪的構件。

中心輪（太陽輪）：軸線固定不動的齒輪。

11.2定軸輪系及其傳動比

1.一對齒輪的傳動比：主動輪與從動輪的角速度或轉速之比。

2.輪系的傳動比：該輪系首輪與末輪（或輸入軸與輸出軸）的角速度或轉速之比。

w

iab=J?b=na/nb

3.在計算輪系的傳動比時，不但要求出首、末兩輪速比的大小，而且需確定兩輪的轉向關系。

當首、末兩輪軸線平行，用“+”表示兩輪轉向相同，用“-”表示兩輪轉向相反；當首、末

兩輪軸線不平行，用箭頭標注兩輪轉向關系。

4.定軸輪系的傳動比計算：

惰輪：不影響傳動比的大小，僅用于改變轉動方向或增大兩軸間距離的齒輪。

5.首、末兩輪轉向關系的確定：

1）輪系中所有齒輪的軸線平行，用（J）m確定；

2）首、末兩輪軸線平行，用箭頭確定后，用“+”或“-”表示；

3）首、末兩輪軸線不平行，用箭頭標注兩輪轉向關系；

11.3周轉輪系及其傳動比

11.3.1周轉輪系的分類

1.按周轉輪系自由度分類：

行星輪系一自由度等于1

差動輪系一自由度等于2

2.按中心輪數目分類

2K—H型：兩個中心輪，一個行星架。

3K型：三個中心輪。

K—H—V型：一個中心輪，一個行星架，一個輸出構件。

H.3.2周轉輪系傳動比的計算

周轉輪系一運動的軸線一反轉法一固定行星架

周轉輪系傳動比的計算公式：

說明：

1.齒輪G、齒輪K、行星架H的軸線必須平行；

2.nG>nK>riH為代數值，有正負之分；

3.周轉輪系中有空間齒輪時，等式右邊的正負號必須用畫箭頭的方法確定；

11.4復合輪系及其傳動比

1.復合輪系：由定軸輪系和周轉輪系，或由幾個單一周轉輪系組成的輪系。

2.復合輪系傳動比的計算方法：區分定軸輪系和周轉輪系，分別計算，聯立求解。

3.區分定軸輪系和周轉輪系的方法：

1）先找幾何軸線運動的行星輪；

2）支承行星輪的是行星架，行星架的類型很多；

3）中心輪：幾何軸線與行星架回轉軸線相重合，且直接與行星輪相嚙合的定軸齒輪。

11.4輪系的應用

n.5.1實現遠距離傳動

11.5.2獲得大傳動比

11.5.3實現變速運動

11.5.4實現運動的合成與分解

11.5.5實現換向運動

第12章帶傳動

【本章提示】

1.闡述帶傳動的類型、特點、特性和應用。

2.重點分析帶傳動的受力、應力和失效形式，據此確定出帶傳動的設計準則，并介紹普通V

帶傳動的設計計算。

12.1概述

1、帶傳動得組成：主動帶輪、從動帶輪、傳動帶組成

2、帶傳動的工作原理：依靠帶與帶輪之間的摩擦力拖動從動輪一起轉動。

3、帶傳動的應用場合：兩軸平行且轉向相同的場合

4、帶傳動的優點：1）適合中心距較大的傳動;

2）結構簡單，造價低廉；

3）帶具有良好的撓性，可緩沖吸振，傳動平穩;

4）過載打滑，防止損壞其他零件;

5、帶傳動的特點：1）同樣功率，傳動的外廓尺寸大;

2）彈性滑動，傳動比不能保證恒定;

3）帶的壽命較短；

4）有時需要張緊裝置；

6、帶傳動的主要參數：v=5—25m/siW7n=0.92—0.97P=700kW

7、帶的類型：平帶傳動、V帶傳動、多鍥帶傳動，同步帶傳動。

傳動帶均制成無接頭的環行。

平帶：橫截面一一扁平矩形；工作面一一內表面；結構最簡單，帶輪制造容易。

V帶：橫截面一一等腰梯形；工作面一一兩側面；傳動能力大，已經標準化。

多鍥帶：平帶與V帶的共同優點

8、帶傳動的張緊：自動張緊、定時張緊

9、帶傳動中幾何參數之間的關系

1）包角：帶與帶輪接觸弧所對得圓心角。

2）帶長：

3）