《机械设计基础》高职配套教学课件

机械设计基础

第1章绪论

1.1机器及其组成1、机器、机构、机械：机器（三个特征）：①是人为的实物组合（不是天然形成的）；②各部分形成运动单元，各运动单元具有确定的相对运动；机构：有①②两特征。机械：机器和机构的总称③能实现能量的转换或完成有用的机械功。机器的组成1.原动机：机械动力的来源2.工作机：能完成机械预期的动作3.传动部分：把原动机的运动和功率传递给工作机的中间环节4.自动控制部分机器和机构最明显的区别：

机器能作有用功，而机构不能，机构仅能实现预期的机械运动。

两者之间也有联系，机器是由几个机构组成的系统，最简单的机器只有一个机构。2、构件和零件构件：运动单元体

零件：制造单元体构件可由一个或几个零件组成。1、研究对象机械中的常见机构工作原理，通用零部件的结构特点、基本设计计算方法。2、性质

专业基础课3、任务

了解常用机构及通用零部件的工作原理、类型、特点及应用；

1.2本课程内容性质任务掌握常用机构的基本理论和设计方法，掌握通用零部件的失效形式、设计准则与设计方法。具备机械设计实验技能和设计简单机械及传动装置的基本技能。

a)对机器使用功能方面的要求

b)对机器经济性的要求

c)对可靠性的要求

d)操作方便，工作安全

e)造型美观、减少污染

f)其他特殊要求1.3机械设计的基本要求1.3.1、机械设计的基本要求1.3.2、机械设计的一般程序

1、机器设计的一般程序

市场调研可行性研究原理方案设计技术设计试制试验小批生产试销投产设计任务书定出最佳方案装配图、零件图、技术文件样机评价改进考核工艺性收集用户意见产品销售1.4机械零件的主要失效形式和设计计算准则

失效——零件丧失正常工作能力或达不到设计要求的性能失效形式：断裂失效、过大变形、表面失效（胶合、点蚀、磨损失效、塑性变形、压溃、腐蚀失效等）、振动、噪声失效、精度失效、可靠性失效工作能力——零件不发生失效时的安全工作限度

计算准则——以防止产生各种可能失效为目的而拟定的零件工作能力计算依据的基本原则1.4.1、机械零件的失效形式

1.4.2、机械零件的计算准则

1、强度准则

2、刚度准则

零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力

零件在载荷作用下抵抗破坏的能力

3、耐磨性准则

作相对运动的零件其工作表面抵抗磨损的能力

4、振动和噪声准则

5、热平衡准则

6、可靠性准则

系统、机器或零件在规定的条件下和规定的时间内完成规定功能的能力。

机械零件设计中的标准化工作十分重要优点：1、专门化工厂生产，保质、节省、降低成本

2、简化设计，缩短产品生产周期

3、零件制造过程中减少刀具规格

4、简化机器的安装和维修国标GB向国际标准化组织ISO靠近1.5机械零件的标准化、系列化及通用化

第2章平面机构运动简图及自由度平面机构：

空间机构：

各构件的相对运动平面互相平行（常用的机构大多数为平面机构）。至少有两个构件能在三维空间中相对运动。运动副——两构件直接接触而又能产生一定形式的

相对运动的联接。

轴承中的滚动体与内外圈的滚道：点接触

2.1平面机构的组成

2.1.1、运动副：啮合中的一对尺廓：线接触

滑块与导槽：面接触

构件上参与接触的点、线、面，称为运动副元素。

两构件通过点或线接触的运动副。如齿轮副、凸轮副。运动副的分类根据运动副的接触形式，运动副分为两类：1）低副：2）高副：两构件通过面接触组成的运动副。如转动副、移动副。除平面副之外，机构中还存在空间运动副。如球面副、螺旋副。1.转动副（面接触）：2个约束2.移动副移动副（面接触）：2个约束转动副和移动副都是面接触，统称为低副。移动副——两构件间只能产生相对移动的运动副。

3.平面高副两构件通过点或线接触组成的运动副称为高副。

1个约束球面副螺旋副2.1.2、自由度和约束自由度——构件所具有的独立运动的数目。约束——限制构件间相对运动的数目。一个作平面运动的自由构件有三个自由度。OxySASASA自由度

一个作平面运动的自由构件具有几个自由度:三个2.1.3、运动链和机构1、运动链：两个以上构件通过运动副联接而成的系统闭链开链①平面运动链；②空间运动链2、机构（满足下列条件的运动链）（1）选一构件为机架（2）确定原动件（一个或数个）（3）原动件运动时，从动件有确定的运动。2.2平面机构运动简图的绘制平面机构运动简图2.2.1、运动副及构件的表示方法1、运动副的符号转动副：移动副：

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置，并能完全反映机构特征的简图。转动副：

一般用小圆圈“”表示，其圆心表示两构件相对转动的中心。1211221122移动副：

一般用“”和“”表示，矩形框的长边和直线表示移动导路或其中心线的位置。齿轮副：凸轮副：齿轮副

沿接触处切线tt方向的相对运动和在平面内的相对转动凸轮副杆、轴类构件固定构件同一构件2、构件的表示

两运动副构件三运动副构件思考题：机构中的构件可分三类：

1）固定构件（机架）：

用来支承其他活动构件（运动构件）的构件。2）原动件（主动件）（或输入构件）：

是运动规律已知的活动构件。3）从动件：

是机构中随着原动件的运动而运动的其余活动构件。其中输出预期运动的从动件称为输出构件，其他从动件则起传递运动的作用。原动件（主动件）机架

任何一个机构中，必有一个构件被相对地看作固定构件从动件ABCD输出构件输入构件从动件2.2.2、机构运动简图的绘制步骤

1、分析机构（1）找出构件总数，定出原动件,判断各构件的运动性质

(移动、转动)（2）定出运动副的个数，各运动副的类型（移动副、转动副、高副）2、适当选择投影面

一般选择与多数构件的运动平面相平行的面作为投影面。3、选择适当的比例尺，绘制机构运动简图

选择适当的比例尺，根据机构的运动尺寸定出各运动副之间的相对位置，用构件和运动副的规定符号绘制机构的运动简图。4、标出原动件，给各构件标上代号一般原动件标号为1，机架为最后标号。▲注意以下简图的区别：

2.2.2、机构运动简图的绘制例：绘制内燃机的机构运动简图例：绘制如图所示抽水唧筒的机构运动简图。2.3

平面机构自由度2.3.2、机构具有确定运动的条件

（原动件数>F，机构破坏）

原动件数=机构自由度

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。

2.3.1、计算机构自由度（设n个活动构件，PL个低副，PH个高副）平面机构自由度计算公式转动副运动副和约束运动副低副高副移动副约束两个移动自由度约束一个移动及转动自由度每个低副引入两个约束，失去两个自由度。只约束沿接触处法线方向移动自由度每个高副引入1个约束，失去1个自由度。铰链五杆机构：原动件数<机构自由度数，机构运动不确定（任意乱动）

构件间没有相对运动机构→刚性桁架

（多一个约束）超静定桁架F=3n–2PL–PH=F=n=PL=n=PL=343×3–2×4=145–2×53×4=2F≤0，构件间无相对运动，不成为机构。F>0,原动件数=F，运动确定原动件数<F，运动不确定原动件数>F，机构破坏

原动件数>机构自由度数，将杆2拉断。1234ABCD104233=--X=FX

机构自由度等于零时，各构件间不可能产生相对运动。12345机构具有确定运动的条件是：（1）机构自由度F>0，（2）机构自由度F等于原动件数。2.3.3、计算F时注意问题

1、复合铰链mm-1复合铰链两个以上的构件同时在一处用转动副相联结就构成复合铰链。

由K个构件组成的复合铰链应含有(K-1)个转动副。例题1计算原盘锯主体机构的自由度12345678解机构中活动构件有n＝7低副有PL＝②④⑥⑧⑨1⑩10F=3n–2PL–PH=3×–2×=7101动画2、局部自由度

在机构中常会出现一种与输出构件运动无关的自由度，称局部自由度（或多余自由度）。计算机构自由度时应予排除。错误正确例：计算滚子从动件凸轮机构的自由度ABC321F=3n–2PL–PH=3×–2×=221n＝2PL＝2①②PH＝1①–

1ABC42133、虚约束

在机构中与其他运动副作用重复，而对构件间的相对运动不起独立限制作用的约束。AMBN1O3OAMB2314NO3O1平面机构的虚约束常出现于下列情况：（1）不同构件上两点间的距离保持恒定……（2）两构件构成多个移动副且导路互相平行（3）两构件构成多个转动副且轴线互相重合……（4）在输入件与输出件之间用多组完全相同的运动链来传递运动（1）两构件构成多个移动副且导路互相平行平面机构的虚约束常出现于下列情况：（2）两构件组成若干个轴线互相重合的转动副,

只有一个转动副起作用。如：两个轴承支持一根轴只能看作一个转动副。（3）机构中传递运动不起独立作用的对称部分存在虚约束。例：计算机构的自由度1234F=3n–2PL–PH=3×–2×=331②③①②–2例题例：计算图示机构自由度。12345678910F=3n–2PL–PH3×–2×=9121–2=②③④⑤⑥⑦⑧⑩⑫①②例：计算图示机构自由度。1345678②④⑤⑥⑦⑧⑩⑫①29F=3n–2PL–PH3×–2×=8111–1=①⑨⑪

第三章

平面连杆机构平面连杆机构：

用低副连接而成的平面机构。3.1概述1、能实现多种运动形式。如：转动，摆动，移动，平面运动平面连杆机构的特点：③只用于速度较低的场合。3、缺点：①只能近似实现给定的运动规律；②设计复杂；2、运动副为低副：面接触：①承载能力大；②便于润滑。寿命长几何形状简单——便于加工，成本低。3.2平面四杆机构的基本形式及其演化3.2.1、铰链四杆机构：

全部用转动副相连的平面四杆机构。它是平面四杆机构的基本型式，其它型式的四杆机构可看作是在它的基础上通过演化而成的。1、机架：机构的固定构件，如杆4

。2、连杆：不直接与机架连接的构件，如杆2。3、连架杆：与机架用转动副相连接的构件，如杆1、3。连架杆可分为：曲柄：能绕机架作整周转动的连架杆，如杆1；摇杆：只能绕机架作小于360°的某一角度摆动的连架杆，如3。1）曲柄摇杆机构2）双曲柄机构3）双摇杆机构铰链四杆机构的基本形式：3.2.2、滑块四杆机构：摇杆长转动副Dββ→∞→直线→滑块摇杆3→移动副曲柄滑块机构1、曲柄滑块机构对心曲柄滑块机构e—称为偏距偏置曲柄滑块机构杆4称为导杆4滑块3沿导杆移动并绕C点转动2、导杆机构在曲柄滑块中取曲柄为机架3、摇块机构机构摆动滑块机构自卸卡车车箱的举升机构选用不同的构件为机架ACB4321ACB4321手摇唧筒4、定块机构机构1、取不同的构件为机架

和可达360°和均小于360°构件4为机架，——曲柄摇杆构件1为机架，——双曲柄构件2为机架，——曲柄摇杆构件3为机架，——双摇杆3.2.3、平面四杆机构的演化

偏心轮，偏心距，偏心轮机构2、扩大转动副3、转动副转化成移动副

曲柄滑块机构（偏距e）e≠0，偏置曲柄滑块机构e=0，对心曲柄滑块机构3.3平面四杆机构的基本特性3.3.1、平面四杆机构有曲柄的条件

（若1和4能绕A整周相对转动，则存在两个特殊位置）

a+d≤b+c(1)b<c+d-a即a+b≤c+d(2)c<b+d-a即a+c≤b+d(3)a+d≤b+c(1)b<c+d-a即a+b≤c+d(2)c<b+d-a即a+c≤b+d(3)(1)+(2)得2a+b+d≤2c+b+d即a≤c(1)+(3)得a≤b(2)+(3)得a≤d（1）此两构件中必有一构件为运动链中的最短构件。（2）最短构件与最长构件的长度之和小于等于其它两构件长度之和。（杆长之和的条件）曲柄存在的条件：①铰链四杆机构中，若最短杆与最长杆的长度之和小于或等于其余两杆长度之和，则取最短杆的相邻杆为机架时，得曲柄摇杆机构；取最短杆为机架时，得双曲柄机构；

取与最短杆相对的杆为机架时，得双摇杆机构。

②铰链四杆机构中，若最短杆与最长杆的长度之和大于其余两杆长度之和，则不论取何杆为机架时均无曲柄存在，而只能得双摇杆机构。根据上述曲柄存在条件可得以下推论：原动件作匀速转动，从动件作往复运动的机构，从动件正行程和反行程的平均速度不相等。3.3.2、急回特性曲柄滑块机构：

摆动导杆机构：

3.3.3、压力角和传动角1、压力角α从动件上某点的受力方向与从动件上该点速度方向的所夹的锐角。2、传动角γ，F与F2夹角（经常用γ衡量机构的传动质量）γ越大，传动性能越好。γmin≥[γ]；[γ]为许用传动角。

机构运转时，传动角γ是变化的，为了保证机构的正常工作，机构的传动角作出如下规定3.3.4、死点位置：

四杆机构中是否存在死点，取决于从动件是否与连杆共线利用死点实例3.4平面四杆机构的设计1实现给定的运动规律

例如给定的行程速度变化系数以实现预期的急回特性、实现连杆的几组给定位置等。实现给定的运动轨迹

例如要求连杆上某点能沿着给定轨迹运动等。3.4.1、按给定连杆的两个或三个位置设计四杆机构按给定连杆的两个位置设计四杆机构步骤

按给定连杆的三个位置设计四杆机构步骤

3.4.2、按行程速比系数设计四杆机构

3.4.3、按给定两连架杆的对应位置设计四杆机构

第四章

凸轮机构及其设计4.1凸轮机构的特点和分类

凸轮机构由凸轮、从动件和机架三部分组成，结构简单，只要设计出适当的凸轮轮廓曲线，就可以使从动件实现任何预期的运动规律。但另一方面，由于凸轮机构是高副机构，易于磨损，因此只适用于传递动力不大的场合。

4.1.1、凸轮机构的应用和特点凸轮机构的特点

1)优点：只要适当地设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的运动规律，且机构简单紧凑。2)缺点：凸轮廓线与推杆之间为点、线接触，易磨损，所以凸轮机构多用在传力不大的场合。应用：(工程应用案例）自动送料机构4.1.2、凸轮机构的类型1、按凸轮的形状和运动分类(1)、盘形回转凸轮(2)、移动凸轮(3)、圆柱凸轮2、按从动件的形状分类它可以看成是将移动凸轮卷绕在圆柱体的外表面上而形成的,属于空间凸轮机构.盘形凸轮是最基本的形式,应用较为广泛,故本章只研究盘形凸轮机构.(1)、尖顶从动件(2)、滚子从动件(3)、平底从动件3、按从动件的运动形式

直动从动件摆动从动件从动件可相对机架作往复移动或摆动,可分为移动从动件和摆动从动件

4、按凸轮与从动件维持高副接触（锁合）的方式为沟槽凸轮

力锁合凸轮，如靠重力、弹簧力锁合的凸轮等；形锁合凸轮，如沟槽凸轮、等径及等宽凸轮、共轭凸轮等。凸轮产品实物4.2常用的从动件运动规律

凸轮机构设计的基本任务，是根据工作要求选定合适的凸轮机构的型式、从动杆的运动规律和有关的基本尺寸，然后根据选定的从动杆运动规律设计出凸轮应有的轮廓曲线。所以根据工作要求选定从动杆的运动规律，乃是凸轮轮廓曲线设计的前提。4.2.1、凸轮机构的基本名词术语以一对心移动尖顶从动杆盘形凸轮机构为例加以说明

基圆：以凸轮最小半径r0所作的圆，r0称为凸轮的基圆半径。推程、推程运动角：远休、远休止角：回程、回程运动角：近休、近休止角：行程：h推杆的运动规律：是指推杆在运动过程中，其位移、速度和加速度随时间变化（凸轮转角δ变化）的规律。4.2.2、常用从动件运动规律刚性冲击：由于加速度发生无穷大突度而引起的冲击称为刚性冲击。1、等速运动规律（推程段）2、等加速等减速运动规律柔性冲击：加速度发生有限值的突变

（适用于中速场合）

运动特性：当采用等加速等减速运动规律时，在起点、中点和终点时，加速度有突变，因而推杆的惯性力也将有突变，不过这一突变为有限值，所以，凸轮机构中由此而引起的冲击称为柔性冲击。

适用场合：中速、轻载。3、余弦加速度运动规律运动特征：若为零，无冲击，若不为零，有冲击

运动特性：这种运动规律的加速度在起点和终点时有有限数值的突变，故也有柔性冲击。适用场合：中速、中载。4.3盘形凸轮轮廓的设计反转法

在设计凸轮廓线时，可假设凸轮静止不动，而使推杆相对于凸轮作反转运动；同时又在其导轨内作预期运动，作出推杆在这种复合运动中的一系列位置，则其尖顶的轨迹就是所要求的凸轮廓线。这就是凸轮廓线设计方法的反转法原理。图解法设计凸轮轮廓曲线

1.尖顶对心移动从动件盘形凸轮轮廓的设计设计要求：已知凸轮的基圆半径为r0,凸轮沿逆时针方向等速回转。而推杆的运动规律如图所示。试设计该对心直动尖顶从动件盘形凸轮机构的凸轮廓线。已知条件:凸轮的基圆半径为r0,滚子半径rr,凸轮沿逆时针方向等速回转。推杆的运动规律如图所示。试设计对心直动滚子从动件盘形凸轮机构的凸轮廓线。2、对心直动滚子从动件盘形凸轮机构摆动从动件盘形凸轮轮廓设计已知凸轮基圆半径r，凸轮轴心与从动件摆动中心的中心距为a，摆动从动件长度L，从动件最大摆角ψmax，从动件的运动规律如图(b)所示,设计该凸轮的轮廓曲线。4.4凸轮机构设计中应注意的问题4.4.1、压力角与传力性能

从动杆所受正压力的方向(沿凸轮廓线在接触点的法线方向)与从动杆上作用点的速度方向之间所夹之锐角，称为凸轮机构在图示位置的压力角，用α表示。在凸轮机构中，压力角α是影响凸轮机构受力情况的一个重要参数。基圆半径小的凸轮轮廓较陡，压力角α较大，而基圆半径大的凸轮轮廓较平缓，压力角α较小2、基圆半径ro的确定3、滚子半径的确定

工作廓线的曲率半径等于理论廓线的曲率半径ρ与滚子半径rT之差。

此时若ρ＝rT，工作廓线的曲率半径为零，则工作廓线将出现尖点，这种现象称为变尖现象；若ρ<rT，则工作廓线的曲率半径为负值，这时，工作廓线出现交叉，致使从动杆不能按预期的运动规律运动，这种现象称为失真现象。应使滚子半径小于理论廓线的最小曲率半径ρmin。4、凸轮机构的材料和结构

凸轮和从动件上与凸轮相接触端部材料应具有足够的抗疲劳强度和耐磨性。

凸轮的结构主要确定凸轮轴向厚度和与轴的连接方式,凸轮尺寸较小，与轴的尺寸相近时，可在轴上直接加工出凸轮；凸轮尺寸较大时，则凸轮与轴应分开制造而后装配在一起使用。

第五章

其他常用机构5.1棘轮机构

组成：棘轮、棘爪及机架5.1、棘轮机构的工作原理和类型分类：轮齿式棘轮机构和摩擦式棘轮机构

1.轮齿式棘轮机构1摇杆2棘轮3，5棘爪4棘轮轴6片簧(1)单向式棘轮机构特点：摇杆向一个方向摆动时，棘轮沿同方向转过某一角度；而摇杆反向摆动时，棘轮静止不动单向式棘轮采用的是不对称齿形

(2)双向式棘轮机构特点：特点是当棘爪图示位置时，棘轮沿逆时针方向间歇运动；若将棘爪提起，并绕本身轴线转180°后放下，则可顺时针方向间歇运动。

2.摩擦式棘轮机构工作原理与轮齿式棘轮机构相同，只不过用偏心扇形块代替棘爪，用摩擦轮代替棘轮特点：结构简单、制造方便；但在工作过程中有噪声和冲击，棘齿易磨损，在高速时尤其严重，所以常用在低速、轻载下实现间歇运动。5.1.2、棘轮机构的特点和应用5.2槽轮机构

组成：有径向槽的槽轮2和具有圆销的构件1以及机架5.2.1、槽轮机构的工作原理和类型运动系数τ：在一个运动循环内，槽轮2运动的时间td，与构件1运动的时间t之比称为。5.2.2、槽轮机构的运动系数径向槽的数目z应大于2特点：结构简单，效率高，在进入和脱离啮合时运动较平稳，能准确控制转动的角度。但槽轮的转角大小不能调节，槽轮转动的始、末位置加速度变化较大，有冲击。5.2.3、槽轮机构的特点和应用槽轮机构一般应用在转速不高的间歇转动装置中。1拨盘2槽轮电影卷片槽轮机构5.3不完全齿轮机构

轮齿不布满整个圆周

5.3.1、不完全齿轮机构的工作原理和类型外啮合不完全齿轮机构内啮合不完全齿轮机构特点：不完全齿轮机构与槽轮机构相比，其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。但其加工工艺较复杂，而且从动轮在运动的开始与终止时冲击较大，故一般用于低速、轻载的场合。5.3.2、不完全齿轮机构的特点和应用插秧机的秧箱移行机构5.4凸轮式间歇运动机构

第六章

连接在直径为的圆柱体上，绕以底边为的直角三角形，则直角三角形的斜边在圆柱体表面上形成一螺旋线。若取一平面图形如矩形、三角形或梯形等沿着螺旋线移动，令其一边与圆柱体的母线重合，并使该平面图形始终通过圆柱体的轴线，则平面图形所扫出的轨迹便形成了相应的螺纹。1、螺纹的形成和类型6.1.1、螺纹的类型与参数

6.1螺纹连接螺纹可以分为外螺纹和内螺纹

螺纹轴面剖面的形状分：普通螺纹（即三角形螺纹）、矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹

（a）普通螺纹（b）矩形螺纹（c）梯形螺纹（d）锯齿形螺纹根据螺旋线绕行方向，可以分为右旋螺纹和左旋螺纹

右旋左旋根据螺旋线头数：单头螺纹（n=1）——用于联接双头螺纹（n=2）——如图多线螺纹（n≥2）——用于传动1）外径（大径）d（D）——与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱面直径，亦称公称直径2）内径（小径）d1(D1)——与外螺纹牙底相重合的假想圆柱面直径3）中径d2——在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆面的直径2、螺纹的主要参数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：S=nP

7）螺旋升角ψ——中径圆柱面上螺旋线的切线与垂直于螺旋线轴线的平面的夹角8）牙型角α——螺纹轴向平面内螺纹牙型两侧边的夹角9）牙型斜角β——螺纹牙的侧边与螺纹轴线垂直平面的夹角1)、螺栓联接a)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。6.1.2、普通螺纹连接1、普通螺纹连接的基本类型b)铰制孔用螺栓联接——采用基孔制配合螺杆两端无钉头，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。2)、双头螺栓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3)、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置。可传递不大的轴向力或扭矩。4)、紧定螺钉联接2、螺纹联接件

1）螺栓普通螺栓——六角头，小六角头，标准六角头，大六角头,内六角铰制孔螺栓——螺纹部分直径较小螺母

2）双头螺柱——两端带螺纹3）螺钉与螺栓区别——要求螺纹部分直径较粗;要求全螺纹4）紧定螺钉锥端——适于零件表面硬度较低不常拆卸常合平端——接触面积大、不伤零件表面，用于顶紧硬度较大的平面，适于经常拆卸圆柱端——压入轴上凹抗中，适于紧定空心轴上零件的位置轻材料和金属薄板5）六角螺母、圆螺母、垫圈6.2.1、螺纹连接的预紧预紧目的——保持正常工作。如汽缸螺栓联接，有紧密性要求，防漏气，接触面积要大，靠摩擦力工作，增大刚性等。螺纹联接：松联接——在装配时不拧紧，只存受外载时才受到力的作用紧联接——在装配时需拧紧，即在承载时，已预先受力，预紧力6.2螺纹连接的预紧与防松1、防松目的实际工作中，外载荷有振动、变化、材料高温蠕变等会造成摩擦力减少，螺纹副中正压力在某一瞬间消失、摩擦力为零，从而使螺纹联接松动，如经反复作用，螺纹联接就会松驰而失效。因此，必须进行防松，否则会影响正常工作，造成事故2、防松原理消除（或限制）螺纹副之间的相对运动，或增大相对运动的难度。6.2.2、螺纹连接的防松

3、防松办法及措施1）摩擦防松

双螺母、弹簧垫圈、尼龙垫圈、自锁螺母等

2）机械防松：开槽螺母与开口销圆螺母与止动垫圈串联钢丝开槽螺母与开口销，圆螺母与止动垫圈，弹簧垫片，轴用带翅垫片，止动垫片，串联钢丝等3）永久防松：端铆、冲点、点焊6.３螺纹连接强度计算针对不同零件的不同失效形式，分别拟定其设计计算方法，则失效形式是设计计算依据和出发点。6.3.1、松螺栓联接松螺栓连接在装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷前不受力,在工作时只承受轴向力F强度条件为：d1——螺杆危险截面直径（mm）[σ]——许用拉应力(MPa)

工作前有预紧力6.3.2、紧螺栓联接1．受横向工作载荷的紧螺栓连接普通螺栓连接式中：

——预紧力（N）——可靠性系数

——为接合面数

——为结合面间的摩擦系数

2.铰制孔用螺栓连接

剪切强度和挤压强度计算

2．受轴向工作载荷的紧螺栓连接残余预紧力

轴向工作载荷螺栓所受总拉力设计公式为：

6.3.3、螺纹连接的常用材料及许用应力螺纹连接件的适用材料很多，常用的材料是低碳钢和中碳钢，如Q215、Q235、10、35、45号钢等。

6.４螺纹连接结构设计

1．连接接合面的形状应设计成轴对称的简单几何形状

2．螺栓的布置应使螺栓的受力合理

若螺栓组在受到轴向力载荷的同时，还承受较大的横向载荷，可采用销、键等零件来承受横向载荷，以减少螺栓的结构尺寸和预紧力

减载装置

6.5连接结构设计

1．连接接合面的形状应设计成轴对称的简单几何形状

2．螺栓的布置应使螺栓的受力合理

6.5键连接1、平键连接

平键连接结构简单，拆装方便，对中较好，故应用极为广泛。6.5.1、键连接的类型

普通平键联接的画法2、导向平键和滑键

导向键连接滑键连接2、半圆键半圆键连接的画法

半圆键的加工工艺好，安装方便，尤其适用于锥形轴与轮毂的安装。但键槽较深，对轴的强度削弱较大，一般用于轻载场合的连接。3、钩头楔键6.5.2、平键连接的尺寸选择和强度计算

平键连接尺寸

普通平键的挤压强度条件：

导向平键连接和滑键连接的强度条件

6.6

花键和销连接

6.6.1、花键连接

花键连接由具有多个沿周向均匀分布凸齿的外花键和有对应凹槽的内花键组成

6.6.2、销连接

销主要用来固定零件之间的相对位置，起定位作用也可用于轴和轮毂或其他零件的连接但只能传递不大的载荷，还可以用作安全装置中的过载剪断零件销按其形状可以分为圆柱销、圆锥销、开口销及特殊形式的销等

开尾圆锥销内螺纹圆锥销开口销

第七章

带传动

带传动由主动带轮1、从动带轮2和传动带3组成，工作时依靠带与带轮之间的摩擦或啮合来传递运动和动力。

7.1概述7.1.1、带传动类型

1.按传动原理分

（1）摩擦带传动

靠传动带与带轮间的摩擦力实现传动，如V带传动、平带传动等；（2）啮合带传动靠带内侧凸齿与带轮外缘上的齿槽相啮合实现传动，如同步带传动。2.

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。应用：大理石切割机（2）V带：截面形状为梯形，两侧面为工作表面。（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。应用：发动机（4）圆形带：横截面为圆形。只用于小功率传动。应用：家用缝纫机（5）齿形带（同步带）应用：发动机应用：机器人关节

应用：一般情况下，带传动传动的功率P≤100KW，带速v=5-25m/s，平均传动比i≤5，传动效率为94%-97%。7.1.2带传动特点和应用7.2V型带和带轮结构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。1、V带的结构

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和线绳结构。

7.2.1V带的结构和标准V带横截面呈梯形状，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。V带绕在带轮上产生弯曲，外层受拉伸变长，内层受压缩变短，两层之间存在一长度不变的中性层。中性层面称为节面，节面的宽度称为节宽bp2、V带的标准

V带装在带轮上，与节宽bp相对应的带轮直径称为基准直径，用dd表示。每种型号的V带都有若干标准长度。通过节宽处量得的带长称为基准长度Ld

。根据V带高与节宽之比的不同，分为普通V带和窄V带两种。普通V带高与节宽之比为0.7，而窄V带高与节宽之比为0.9。7.2.2、V带轮材料和结构

带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。轮缘是带轮的工作部分，制有梯形轮槽。轮槽尺寸见表。轮毂是带轮与轴的联接部分，轮缘与轮毂则用轮辐（腹板）联接成一整体。

V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式：（1）实心带轮

（2）P型—

腹板带轮

（2）H型—

孔板带轮

（4）E型—

轮辐带轮

工作前:两边初拉力Fo=Fo

工作时:两边拉力变化：①紧力Fo→F1；②松边Fo→F2

F1—Fo=Fo—F2F1—F2=

摩擦力总和Ff=

有效圆周力Fe所以:紧边拉力F1=Fo+Fe/2

松边拉力F2=Fo—Fe/2

7.3带传动的工作能力分析

7.3.1、带传动的受力分析7.3.2、带的应力分析3.弯曲应力2.拉应力1.离心应力

弹性滑动后果弹性滑动与打滑的区别

理论传动比：实际传动比：称滑差率（滑动系数）滑差率7.3.3带的弹性滑动和打滑7.4.1、设计准则

7.4V带传动设计失效形式：打滑和疲劳断裂。

设计准则：在保证不打滑的条件下，应具有一定的疲劳强度和寿命。

7.4.2、单根V带传递功率

在包角α=180、特定带长、工作平稳的条件下，单根普通V带的基本额定功率Po。当实际工作条件与确定Po值的特定条件不同时，应对查得的Po值进行修正。修正后得实际工作条件下单根V带所能传递的功率[Po],△P0——功率增量，由上式计算；Kα——包角系数；KL——带长修正系数；Kb——弯曲影响系数；Ki——床动比系数。7.4.3、

V带传动的设计步骤和方法

原始条件及设计的主要内容原始条件：P、n1、n2（i)、用途、载荷性质及工作条件等。设计内容：确定带型号、带长及根数、选择带轮的材料及结构尺寸、设计张紧装置等。1.确定计算功率Pc，选择V带型号

Pc=KAP

KA为工作情况系数2.确定带轮的基准直径dd应取大于等于3.验算V带的速度带速一般限制在5—25m/s之间。

4.确定中心距及基准长度Ld≥

=i

L0——带的基准长度计算值，选定带的基准长

度Ld。

设计时如无特殊要求，可按下式初步确定中心距a0

由带传动的几何关系可得带的基准长度计算公式：考虑到安装、张紧的调整，将中心距设计成可调式，=a-0.015Ld=a+0.03Ld实际中心距

5.验算小带轮包角一般应使小带轮包角≥1206.确定V带根数z一般应满足z<8。7.计算V带的初拉力8.计算作用在轴上的压力FQ7.5带传动的张紧、安装与维护7.5.1、带传动的张紧调整中心距方式

（1）定期张紧

（2）自动张紧

2.张紧轮方式

7.5.2、V带的安装与维护初拉力的控制

安装V带时，应按规定的初拉力张紧。对于中等中心距的带传动，也可凭经验安装，带的张紧程度以大拇指能将带按下15mm为宜。新带使用前，最好预先拉紧一段时间后再使用。

1.带的安装2.带的维护

①安装时不能硬撬（应先缩小a或顺势盘上）②带禁止与矿物油、酸、碱等介质接触，以免腐蚀带，不能曝晒③不能新旧带混用（多根带时），以免载荷分布不匀④防护罩⑤定期张紧⑥安装时两轮槽应对准，处于同一平面

第八章

链传动8.1 链传动的结构及应用组成：链轮和环形链条

8.1.1链传动的类型分类：传动链、起重链和曳引链8.1.2链传动的特点及应用链传动结构简单，耐用、维护容易，适用于中心距较大的低速传动场合。与带传动相比，链传动能保持准确的平均传动比；没有弹性滑动和打滑；需要的张紧力小；能在温度较高，有油污等恶劣环境条件下工作。与齿轮传动相比，链传动的制造和安装精度要求较低；成本低廉；能实现远距离传动8.1.3套筒滚子链和链轮1链条的结构滚子链相邻两滚子中心的距离称为链节距，用p表示，它是链条的主要参数。节距p越大，链条各零件的尺寸越大，所能承受的载荷越大。

根据链条使用场合和破坏载荷的不同，套筒滚子链可分为A、B两种系列；A系列用于重载、高速和重要的传动；B系列用于一般传动。套筒滚子链的标志为：链号—列数X节数国标号例如：24A—2×70GB1243.1—1983表示：A级、双排、70节、节距为38.1mm的标准滚子链。

2链轮的结构及材料链轮的结构

滚子链链轮的齿形已标准化（GB1244—1985），齿形由aa、ab、cd三段圆弧与bc一段直线组成。8.2链传动工作特性8.2.1链传动的运动分析链条线速度为链传动的平均传动比为8.2.2链传动的受力分析F1=F+Fc+Fy

紧边所受的拉力F1

松边拉力为

工作拉力为：F2=Fc+FyF=1000P/v

轴上的压力FQ可近似取为FQ=(1.2~1.3)F

8.3链传动的选择与计算8.3.1链传动的失效形式1．链板疲劳破坏2．滚子、套筒的冲击疲劳破坏3．销轴与套筒的胶合4．链条铰链磨损5．过载拉断8.3.2额定功率曲线图及设计计算准则特定条件下制定的，即：（1）两轮共面；（2）小轮齿数z1=19；（3）链长Lp=100节；（4）载荷平稳；（5）按推荐的方式润滑；（6）工作寿命为15000h；（7）链条因磨损而引起的相对伸长量不超过3%。根据原则，从图中选择链条的型号

8.3.3链传动主要参数的选择1.传动比一般传动比

2．链轮齿数z1、z2小链轮齿数z1应根据链速v和传动比i，由表进行选取链速v/(m/s)0.6~33~8>8z1>15~17>19~21>23~25z2=iz1，选取大链轮的齿数；并控制z2≤120。3．链的节距在满足传递功率的情况下，应尽可能选用较小的节距，高速重载时可选用小节距多排链。4.中心距a和链节数Lp一般可取中心距a=（30~50）p，最大中心距amax≤80p

8.4链传动的安装与润滑8.4.1链传动的安装与布置两链轮的转动平面应在同一平面内，两轴线必须平行。链传动应使紧边（即主动边）在上，松边在下。如果两链轮中心的连线不能布置在水平面上，其与水平面的夹角应小于450。应尽量避免中心线垂直布置，以防止链轮啮合不良。8.4.2链传动的张紧一般情况下链传动设计成中心距可调整的形式，通过调整中心距来张紧链轮。也可采用张紧轮张紧，张紧轮应设置在松边，靠近小链轮处。8.4.3链传动的润滑润滑油推荐采用20、30、和40号机械油第9章

齿轮传动

9.1.1齿轮传动的特点

齿轮传动用来传递任意两轴间的运动和动力，其圆周速度可达到300m/s，传递功率可达，是现代机械中应用最广的一种机械传动。9.1齿轮传动的特点和类型优点：1）传动效率高

2）传动比恒定

3）结构紧凑

4）工作可靠、寿命长缺点：1）制造、安装精度要求较高

2）不适于中心距a较大两轴间传动

3）使用维护费用较高

9.1.2、齿轮传动的类型

9．2．1齿廓啮合基本定律9.2渐开线齿廓与啮合特性

无论两齿廓在何处接触，过接触点作两齿廓的公法线必须通过固定节点P,这一关系称为齿廓啮合基本定律9.2.2渐开线形成与性质一、渐开线的形成N发生线渐开线k0k的展角K0KO基圆渐开线rk曲率中心ρk

曲率半径渐开线性质如下：(1)NK=NK0）发生线沿基圆滚过的线段长度等于基圆上被滚过的相应弧长。N发生线渐开线k0k的展角K0KO基圆渐开线rk曲率中心ρk

曲率半径(2)渐开线上任意一点的法线必切于基圆，与基圆的切点Ｎ为渐开线在K点的曲率中心，而线段NK是渐开线在点K处的曲率半径ρk

。PkVkrbN发生线渐开线k0k的展角K0KO基圆渐开线rk曲率中心ρk

曲率半径(３)渐开线齿廓上各点的压力角不同。点Ｋ离基圆中心Ｏ愈远，压力角愈大。NOK=KO1Σ2rb1o1α1α2rb2o2Σ3KN2N1KO1Σ1(5)基圆内无渐开线。(4)渐开线的形状取决于基圆的大小，基圆越大，渐开线越平直，当基圆半径趋于无穷大时，渐开线成为斜直线，它就是齿条的齿廓。三、渐开线方程

9.2.3渐开线齿廓啮合特性1.四线合一（啮合线、过啮合点的公法线、基圆的内公切线和正压力作用线）2.满足定传动比的要求3.中心距可分性若一对渐开线齿轮传动由于制造、安装、轴的变形及轴承磨损等原因，使实际中心距比理论中心距稍有增大时，两轮的瞬时传动比能保持不变，称为中心距可分性。9.3渐开线标准直齿圆柱齿轮的主要参数及几何尺寸计算9.3.1、齿轮各部分名称及符号1.模数

齿轮圆周上轮齿的数目称为齿数，用z表示。根据齿距的定义知2.压力角3.齿数4.齿顶高系数5.顶隙系数

标准齿轮是指模数、压力角、齿顶高系数和顶隙系数均为标准值，且分度圆上的齿厚等于齿槽宽的齿轮。9.3.4渐开线标准齿轮的公法线长度和分度圆弦齿厚1.公法线长度2.分度圆弦齿厚和弦齿高9.4渐开线直齿圆柱齿轮的啮合传动9.4.1、正确啮合条件线段K1K2的长度称为齿轮的法向齿距。两轮的正确啮合条件是：m1=m2=m==9.4.2.连续传动条件9.4.3标准齿轮安装1.齿侧间隙在渐开线齿轮加工和齿轮传动中均要求无侧隙啮合，即

2.标准安装齿轮分度圆与节圆重合，这种安装称为标准安装3.非标准安装当实际中心距（安装中心距）不等于标准中心距时，节圆半径会发生变化，分度圆与节圆分离，这种安装称为非标准安装9.5渐开线齿廓的切削加工及根切现象9.5.1、渐开线齿轮的切削加工1.仿形法

仿形法是在普通铣床上用轴向剖面形状与被切齿轮齿槽形状完全相同的铣刀切制齿轮的方法，如图所示。铣完一个齿槽后，分度头将齿坯转过360/z，再铣下一个齿槽，直到铣出所有的齿槽。

仿形法加工方便易行，但精度难以保证。由于渐开线齿廓形状取决于基圆的大小，而基圆半径rb=(mzcosα)/2，故齿廓形状与m、z、α有关。欲加工精确齿廓，对模数和压力角相同的、齿数不同的齿轮，应采用不同的刀具，而这在实际中是不可能的。生产中通常用同一号铣刀切制同模数、不同齿数的齿轮，故齿形通常是近似的。表中列出了1-8号圆盘铣刀加工齿轮的齿数范围。2.展成法（范成法）

展成法是利用一对齿轮无侧隙啮合时两轮的齿廓互为包络线的原理加工齿轮的。加工时刀具与齿坯的运动就像一对互相啮合的齿轮，最后刀具将齿坯切出渐开线齿廓。范成法切制齿轮常用的刀具有三种：

（1）齿轮插刀

是一个齿廓为刀刃的外齿轮；

（2）齿条插刀

是一个齿廓为刀刃的齿条；9.5.2、根切现象

用展成法加工齿轮时，若刀具的齿顶线（或齿顶圆）超过理论啮合线极限点N时，被加工齿轮齿根附近的渐开线齿廓将被切去一部分，这种现象称为根切危害：（1）削弱了齿轮的弯曲强度（2）降低齿轮传动的平稳性和重合度。不根切的最少齿数为当时，正常齿制,；对于短齿制,9.6变位齿轮传动9.6.1标准齿轮的局限性(1)标准齿轮的齿数受到根切的限制，齿数不能太少；(2)标准齿轮传动不适用中心距有变化的场合；(3)标准齿轮传动，小齿轮齿根薄，不利于实现等寿命传动，这些局限可采用变位齿轮来弥补。9.6.2变位齿轮及最小变位系数齿条刀具中线不与轮坯分度圆相切称为变位系数

2.变位齿轮的特点（1）能使一对齿轮达到等强度传动，小齿轮采用正变位，可使齿根厚加大，抗弯强度提高。大齿轮采用负变位，使抗弯强度有所降低。的齿轮时，采用适当的正变位可避免根切。（2）加工（3）凑配中心距。3.最小变位系数9.6.3变位齿轮几何尺寸计算1.齿厚

2.齿槽

3.齿根高和齿根圆

9.7齿轮传动的失效形式与设计准则

9.7.1、失效形式

1、轮齿折断

2、齿面疲劳点蚀

3、齿面磨损

4、齿面胶合

5、齿面塑性变形9.7.2、设计准则1）软齿面（≤350HBS）齿轮主要失效形式是齿面点蚀，故可按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。

2）硬齿面（>350HBS）或铸铁齿轮，由于抗点蚀能力较高，轮齿折断的可能性较大，故可按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，按齿面接触疲劳强度校核。

对于闭式齿轮传动：对于开式齿轮传动

齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%—20%。9.8齿轮常用材料及精度等级1、齿轮材料的基本要求：由轮齿的失效分析可知，对齿轮材料的基本要求为：(1)齿面应有足够的硬度，以抵抗齿面磨损、点蚀、胶合以及塑性变形等；(2)齿芯应有足够的强度和较好的韧性，以抵抗齿根折断和冲击载荷；(3)应有良好的加工工艺性能及热处理性能，使之便于加工且便于提高其力学性能。最常用的齿轮材料是钢,此外还有铸铁及一些非金属材料等。9.8.1齿轮常用材料及热处理2、齿轮常用材料及其热处理：1．锻钢

锻钢因具有强度高、韧性好、便于制造、便于热处理等优点，大多数齿轮都用锻钢制造。软齿面齿轮和硬齿面齿轮常用的材料。(1)软齿面齿轮

软齿面齿轮的齿面硬度<350HBS，常用中碳钢和中碳合金钢，如45钢．40Cr，35SiMn等材料，进行调质或正火处理。这种齿轮适用于强度。精度要求不高的场合，轮坯经过热处理后进行插齿或滚齿加工，生产便利、成本较低。

在确定大．小齿轮硬度时应注意使小齿轮的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高30一50HBS，这是因为小齿轮受载荷次敷比大齿轮多，且小齿轮齿根较薄．为使两齿轮的轮齿接近等强度，小齿轮的齿面要比大齿轮的齿面硬一些。

(2)硬齿面齿轮

硬齿面齿轮的齿面硬度大于350HBS，常用的材料为中碳钢或中碳合金钢经表面淬火处理。2．铸钢

当齿轮的尺寸较大(大于400一600mm)而不便于锻造时。可用铸造方法制成铸钢齿坯，再进行正火处理以细化晶粒。

3．铸铁

低速、轻载场合的齿轮可以制成铸铁齿坯。当尺寸大于500mmm时可制咸大齿圈，或制成轮辐式齿轮。9.8.2许用应力1.许用接触应力

2.许用弯曲应力

9.8.3齿轮传动精度1.精度等级GB10095-88和GB11365-89规定渐开线圆柱齿轮和锥齿轮的精度分为12级，1级最高，12级最低，常用6～9级。2.精度等级的选择9.9渐开线直齿圆柱齿轮传动的强度计算

9.9.1、轮齿的受力分析力的方向

Ft主反从同Fr指向轴线方向：圆周力在主动轮上与啮合点

的圆周速度相反；在从动轮上

与啮合点的圆周速度一致径向力分别指向各自的轮心。9.9.2、轮齿的计算载荷Fnc=KFn

K为载荷系数，参考表选取。9.9.3、齿面接触疲劳强度计算齿面疲劳点蚀多发生在节线附近接触强度条件校核公式：接触疲劳强度设计公式

注意：(1)啮合时。由于两轮材料、热处理不同，许用应力，设计时将较小的代入公式(2）如材料组合不是钢，式中常数671应修正为，为材料系数，见表9.10，

齿宽系数、查表9.11。(3）式中正号用于外啮合，负号用于内啮合。9.9.4齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度校核公式：

齿根弯曲疲劳强度设计公式：

注意：

(1)两齿轮的齿根弯曲应力又由于两轮材料或热处理不同，两轮的许用弯曲应力也不同，故代公式时应代入与

中较大在值。(2）计算出模数后应取标准值。9.9.5齿轮参数选择(1）齿数

软齿面HBS≤350的闭式传动：一般推荐

开式传动及硬齿面HBS>350：应适当减少齿数为了避免发生根切，对于标准齿轮一般不少于17齿。(2）齿宽

mm

（3）传动比

直齿圆柱齿轮≤5，≤8，＝8-12。斜齿圆柱齿轮开式齿轮传动传动比允许误差Δ＝±5%左右9.10平行轴斜齿圆柱齿轮传动9.10.1齿廓的形成及啮合特点9.10.2斜齿圆柱齿轮基本参数及几何尺寸计算1.斜齿轮基本参数(1)螺旋角(2)模数和压力角(3)齿顶高系数和顶隙系数2.几何尺寸计算3.正确啮合条件

力的方向圆周力Ft—主反从同径向力Fr—指向各自的轮心

轴向力Fa—主动轮的左右手螺旋定则根据主动轮轮齿的齿向（左旋或右旋）伸左手或右手，四指沿着主动轮的转向握住轴线，大拇指所指即为主动轮所受的Fa1的方向，Fa2与Fa1方向相反。

力的大小

圆周力轴向力

径向力

9.10.3斜齿圆柱齿轮的强度计算（1）、齿根弯曲疲劳强度按过节点处法面内当量直齿圆柱齿轮（齿形与斜齿轮法面齿形）进行计算模数为法面模数mn，齿数为当量齿数ZV

（2）、齿面接触疲劳强度计算

按过节点的法平面内当量直齿圆柱齿轮进行计算

2．强度计算9.11 直齿圆锥齿轮传动9.11.1圆锥齿轮传动特点轴交角

当量齿轮齿数9.11.2直齿圆锥齿轮齿廓曲面的形成二、轮齿的受力分析

力的方向：

Ft——主反从同

Fr——指向各自的轴线

Fa——指向大端

力的大小：

9.11.4直齿圆锥齿轮的强度计算（1）、齿根弯曲疲劳强度计算

按齿宽中点背锥展开的当量直齿圆柱齿轮进行弯曲强度计算

（2）、齿面接触疲劳强度计算按平均当量齿轮来计算

2.强度计算9.12齿轮的结构设计及润滑1、齿轮轴

e<2mt（<1.6m—锥齿）

2、实心齿轮

e>2m，da≤160mm

3、腹板式齿轮da<500mm

4、轮辐式齿轮400mm<da<1000mm

5、组合式齿轮轮毂与齿圈采用不同材料

一、结构设计二、润滑方式

1、V<12m/s——浸油润滑2、V>12m/s——喷油润滑9.13蜗杆传动

9.13.1蜗杆传动的类型及特点

蜗杆蜗轮传动是用来传递两交错轴之间运动的一种齿轮传动，其交错角∑=90°。

蜗杆蜗轮的形成：

蜗杆蜗轮机构是由交错轴斜齿圆柱齿轮传动(螺旋齿轮传动)演变而来的，交错角∑=90°，螺旋角旋向相同，小齿轮螺旋角很大，分度圆柱直径较小、轴向长度较长、齿数很少，外形像一根螺杆，称为蜗杆。蜗轮实际上是一个斜齿轮。一、蜗杆传动的类型

1、按蜗杆形式分类圆柱蜗杆传动

环面蜗杆

锥蜗杆

2按刀具加工位置分

阿基米德蜗杆

法向直廓蜗杆

渐开线蜗杆

二、蜗杆传动的特点

1、传动比大。

i=8——80。若只传递运动，传动比可达1000。

2、传动平稳、噪声小

3、可制成具有自锁性的蜗杆

4、效率较低。η=0.7——0.95、蜗轮造价较高

蜗杆传动的中间平面：通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面为中间平面。

在该平面内蜗杆与蜗轮的啮合传动相当于齿条与齿轮的传动。9.13.2蜗杆传动主要参数和几何尺寸计算1)模数和压力角

蜗杆传动的设计计算都是以中间平面内的参数和几何关系为标准。在中间平面上，蜗轮与蜗杆的啮合相当于渐开线齿轮与齿条的啮合。一、主要参数2)蜗杆分度圆直径d1及蜗杆直径系数q3)蜗杆螺旋线升角

z1、q已知时，升角即为定值。4)蜗杆的头数z1和蜗轮的齿数z26)蜗杆传动的中心距a5)传动比i和齿数比u

二、蜗杆传动的几何尺寸1、齿轮的失效形式

在蜗杆传动中，由于材料及结构的原因，蜗杆齿轮的强度高于蜗轮齿轮的强度，所以失效常常发生在蜗轮的轮齿上。由于蜗杆、蜗轮的齿廓间相对滑动速度较大，发热量大而效率低，因此传动的主要失效形式为胶合、磨损和齿面点蚀等。当润滑条件及散热不良时，闭式传动极易出现胶合。开式传动以及润滑油不清洁的闭式传动中，轮齿磨损的速度很快。9.13.3蜗杆传动的失效、材料和结构2.蜗杆、蜗轮常用材料由蜗杆传动的失效特点，选择蜗杆和蜗轮材料组合时，不但要求有足够的强度，而且要有良好的减摩、耐磨和抗胶合的能力。实践表明，较理想的蜗杆副材料是青铜蜗轮齿圈匹配淬硬磨削的钢制蜗杆。9.13.4蜗杆传动受力分析第十章

齿轮系

齿轮系：由两个以上的齿轮所组成的机械传动系统。 按轮系运动时齿轮轴线是否固定，分为两类： 1、定轴轮系：所有齿轮轴线都固定的轮系。10.1齿轮系的分类

2、行星轮系：至少有一个齿轮轴线可以绕另一个齿轮的轴线转动的轮系。定轴轮系分类：1、平行轴定轴轮系（平面定轴轮系）：所有齿轮的轴线都相互平行的轮系。2、非平行轴定轴轮系（空间定轴轮系）：至少有一对齿轮轴线相交或交错的轮系。轮系传动比：轮系中输入轴与输出轴角速度（或转速）之比。传动比（1）大小，（2）方向10.2定轴齿轮系的传动比一、平面定轴轮系传动比计算：其中:1.传动比大小2.传动比方向:惰轮：不影响传动比大小，只改变从动轮转向结论:

Ａ为输入轴上的齿轮，Ｋ为输出轴上的齿轮。m:外啮合对数(1).(2).(3)画箭头二、空间定轴轮系传动比计算：(1).(2).只能画箭头Ａ为输入轴上的齿轮，Ｋ为输出轴上的齿轮。例：图示的轮系中，已知各齿轮的齿数Z1=20,Z2=40,Z'2=15,Z3=60,Z'3=18,

Z4=18,Z7=20,齿轮7的模数m=3mm,蜗杆头数为1（左旋），蜗轮齿数Z6=40。齿轮1为主动轮，转向如图所示，转速n1=100r/min，试求齿条8的速度和移动方向。

如图所示的轮系中，齿轮2除绕自身轴线回转，还随同构件H一起绕齿轮1的固定几何轴线回转，该轮系即为行星轮系。齿轮2称为行星轮，H称为行星架或系杆，齿轮1、3称为太阳轮。10.3行星齿轮系的传动比通常将具有一个自由度的周转轮系称为行星轮系；将具有两个自由度的行星轮系称为差动轮系。10.3.2、行星齿轮系的传动比计算

不能直接用定轴轮系传动比的公式计算行星轮系地传动比。可应用转化轮系法。

根据相对运动原理，假想对整个行星轮系加上一个与nH大小相等而方向相反的公共转速-nH，则行星架被固定，而原构件之间的相对运动关系保持不变。这样，原来的行星轮系就变成了假想的定轴轮系。这个经过一定条件转化得到的假想定轴轮系，称为原行星轮系的转化轮系。

利用定轴轮