机械设计第5章知识点整理

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机械设计基础第5章间歇运动机构

6
图5.4 自行车小链轮中的内啮合棘轮机 1—轴;2—棘爪;3—小链轮
7
图5.5 有级变速棘轮机构 1—棘爪;2—齿罩;3—棘轮
8
图5.6 无级变速棘轮机构 1—棘爪;2—棘轮;3—制动棘爪
9
三、棘轮机构的设计 1）棘爪顺利进入棘轮齿槽的条件如图5.7所示，棘爪与棘轮在A点接触，即将进入齿槽，轮齿对棘爪作用有正压力N与摩擦力F （F=fN）。为了棘爪顺利进入齿槽，使棘爪滑入齿槽的力矩NLtanα应大于阻止其滑入齿槽的力矩F L，即棘爪顺利进入棘轮齿槽的条件为：（2）棘轮机构的主要参数 1）棘轮齿数z 2）周节和模数 3）几何尺寸
16
三、槽轮机构的主要参数选择及几何尺寸计算 (1)槽轮机构的槽数z的选择如图5.8所示，槽轮上分布的槽数z，当拨盘转过角度2φ1时，则槽轮转过2φ2，两转角之间的关系为： (2)圆销数目z′的选择
17
(3)几何尺寸计算槽轮机构的中心距a可根据机械结构尺寸确定。其余主要几何尺寸按表5.2给出的公式进行计算。
13
图5.8 外接式槽轮机构 1—拨盘；2—槽轮
14
图5.9 内接式槽轮机构 1—拨盘；2—槽轮
15
二、槽轮机构的特点和应用槽轮机构具有构造简单，制造容易，工作可靠和机械效率高等特点。但不像棘轮机构那样具有超越性能，也不能改变或调节从动轮的转动角度。由于槽轮机构工作时，存在冲击，故不能运用于高速的场合，其适用的范围受到一定的限制。当需要槽轮停歇时间短，传动较平稳，机构外廓尺寸小和实现同向传动时，可采用内接式槽轮机构。
10
图5.7 棘爪顺利进入棘轮齿槽的条件
11
表5.1 棘轮机构的主要几何尺寸
12

机械设计基础第5章

5.4 螺旋机构
5.4.1 螺纹的参数、类型和应用 1.螺旋线、螺纹的形成在直径为d2的圆柱面上，绕一底边长为πd2的直角三角形，底边与圆柱体的底面重合，则斜边在圆柱表面上将形成一条螺旋线，如图5.18（a）所示。取一平面图形(如图5.18（b）所示)，使其一边与圆柱体的母线贴合，并沿螺旋线移动，移动时保持此平面图形始终通过圆柱体的轴线，此平面图形在空间形成的轨迹构成螺纹。
按从动件的间歇运动方式分类，它又有以下几种形式。 (1) 单向间歇转动如图5.1、图5.2所示，从动件均作单向间歇转动。（2) 单向间歇移动如图5.3所示，当主动件1 往复摆动时，棘爪2推动棘齿条3作单向间歇移动。（3) 双动式棘轮机构如图5.4所示，主动摇杆 1上装有主动棘爪2和2′，摇杆1绕O1轴来回摆动都能使棘轮3沿同一方向间歇转动，摇杆往复摆动一次，棘轮间歇转动两次。
2. 棘轮机构的类型根据工作原理，棘轮机构可分为齿式棘轮机构和摩擦式棘轮机构两大类。 1) 齿式棘轮机构齿式棘轮机构的工作原理为啮合原理。按啮合方式分类，它有外啮合(如图5.1所示) 和内啮合(如图5.2所示)两种型式。内啮合棘轮机构由轴1、驱动棘爪2与止回棘爪4、棘轮3以及弹簧5组成。
2) 摩擦式棘轮机构摩擦式棘轮机构的工作原理为摩擦原理。在图5.6所示的机构中，当摇杆往复摆动时，主动棘爪2靠摩擦力驱动棘轮3作逆时针单向间歇转动，止回棘爪4靠摩擦力阻止棘轮反转。由于棘轮的廓面是光滑的，所以又称为无棘齿棘轮机构。该类机构棘轮的转角可以无级调节，噪声小，但棘爪与棘轮的接触面间容易发生相对滑动，故运动的可靠性和准确性较差。
1. 间歇式送进图5.8所示为浇注流水线的送进装置，棘轮与带轮固连在同一根轴上，当活塞1在汽缸内往复移动时，输送带2间歇移动，输送带静止时进行自动浇注。 2. 超越运动图5.9所示为自行车后轴上的内啮合棘轮机构，飞轮1 即是内齿棘轮，它用滚动轴承支承在后轮轮毂2上，两者可相对转动。轮毂2上铰接着两个棘爪4，棘爪用弹簧丝压在棘轮的内齿上。当链轮比后轮转的快时(顺时针)，棘轮通过棘爪带动后轮同步转动，即脚蹬得快，后轮就转得快。当链轮比后轮转的慢时，如自行车下坡或脚不蹬时，后轮由于惯性仍按原转向转动，此时，棘爪4将沿棘轮齿背滑过，后轮与飞轮脱开，从而实现了从动件转速超越主动件转速的作用。按此原理工作的离合器称为超越离合器。

《机械设计基础》第5章轮系

3’ Z4 × 2’ × Z1 Z1 Z2’ Z3’ nn =n1 ( -) ) ） = 21( - Z （ 2 Z (- Z ）2× × Z 3 2 4 4 Z3 3 n2’ （代入） i2’3= n = Z 5 （代入） 5 n3 4 Z2’ Z4 n5 =n4 (i45= n = ） Z1 Z Z2’ Z4 5 Z2’ ( - Z （5 Z ） ) n3 =n2’ Z ） = n1 （ Z1 Z2’ Z23’ 3 Z4 (） n5 = n1 ( - Z3 （ Z ） ) (） Z4 Z5 2 3
H 1 3
再代入公式计算
混合轮系及其传动比
混合轮系: =定轴轮系+周转轮系
H
求解思路: 1 区分轮系 (定轴,周转) 2 分别求传动比 3 联立求解
周转轮系定轴轮系
(差动)
2 1
3 2’ 4
5
3’
3 已知：例,联立求解 Z1=24, Z2=52, n5= nH Z2’=21, Z3=78, Z3’=18,
V=
60×1000
(m/s)
ω1 ω2
ω1
Fa1
v2 ω2
（左右手法则）
1 2 3 2’ 4
解1：求：1 欲使猴子上升，
D 2 因猴子有心脏病，例：图示电梯，试确定电机轴 D 3’ 要求：V≤0.1m/s。已知：的转向；V 试校核安全性 4 Z1=16 , Z2=32 , V4 ω （D=600mm);倘若 Z2’=20, Z3=40 , 不安全，从机构运 Z3’= 2 , Zω=40 , 4 3’ 动角度出发，可采 n1 =800 rpm 取哪些措施。
轮系的分类：
——分类的方法是按照轮系传动时各轮轴心线的位置是否运动进行分类的。

【机械设计基础】第五章轮系

轮
系
三个运动件中,有两个构件为主动件一个为从动三个运动件中有两个构件为主动件,一个为从动，运动复合的差动轮系有两个构件为主动件一个为从动，三个运动件中，有一件主动，两件从动，三个运动件中，有一件主动，两件从动，运动分解的差动轮系三个运动件中，两个中心轮之一固定，三个运动件中，两个中心轮之一固定，行星轮系系杆H固定演变为定轴轮系。固定，系杆固定，演变为定轴轮系。
第五章
轮
系
重点学习内容
1.定轴轮系和周转轮系的传动比计算 2.轮系中从动轮转动方向的判定
机械设计基础
第五章
轮
系
第一节定轴轮系及其传动比计算第二节周转轮系及其传动比计算第三节轮系的功用
机械设计基础
第五章
轮
系
现代机械中，现代机械中，为了满足不同的工作要求只用一对齿轮传动往往是不够的，通常用一系列齿轮共同传动。动往往是不够的，通常用一系列齿轮共同传动。这种由一系列齿轮(包括蜗杆蜗轮)组成的传动系统称为齿轮系（简称轮系）。齿轮(包括蜗杆蜗轮)组成的传动系统称为齿轮系（简称轮系）。齿轮系
机械设计基础
周转轮系的分类：周转轮系的分类：
第五章
轮
系
1、行星轮系：自由度为1的周转轮系，需要两个原动、行星轮系：自由度为的周转轮系的周转轮系，件才能有确定的运动。件才能有确定的运动。 2、差动轮系：自由度为2的周转轮系，需要一个原动、差动轮系：自由度为的周转轮系的周转轮系，件才能有确定的运动。件才能有确定的运动。
第五章
转化后的定轴轮系的传动比为：的传动比为：
H 13
n1 n1 − nH i = H = n3 n3 − nH

机械设计第五章

大径d－即螺纹的公称直径。小径d1－常用于联接的强度计算。中径d2－常用于联接的几何计算。螺距P－螺纹相邻两个牙型上对应点间的轴向距离。牙型角a－螺纹轴向截面内，螺纹牙型两侧边的夹角。升角y－螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角。线数n－螺纹的螺旋线数目。导程S－螺纹上任一点沿同一条螺旋线转一周所移动的轴向距离，S=nP。
由表5-5查得接合面间的摩擦系数 f=0.16，并取
Cb 0.2 Cb Cm Cm 0.8 Cb Cm
（P84）
取防滑系数Ks=1.2，则各螺栓所需要的预紧力为
5)上面每个螺栓所受的总拉力F2按式(5-34)求得:
3.确定螺栓直径选择螺栓材料为Q235、性能等级为4.6的螺栓，由表5-8 查得材料屈服极限=240MPa，由表5-10查得安全系数S=1.5 故螺栓材料的许用应力
螺栓预紧力F0后，在工作拉力F 的作用下，螺栓总拉力式中F1为残余预紧力，为保证联接的紧密性，应使 F1＞0
未拧紧
已拧紧
加载
当螺栓承受工作载荷F后： (1)被联接件的压缩力由预紧力F0，减至残余预紧力F1 (2)螺栓所受的拉力由预紧力F0增加到F2= F+ F1；消去F1，得到消去螺栓相对刚度 (越小越好)
悬臵螺母和环槽螺母都是全部或局部改变螺母旋合部分的变形性质，使之变为拉伸变形，使螺纹牙上载荷分布趋于均匀；
内斜螺母可使载荷较大的头几圈螺纹牙容易变形，使载荷上移而改善载荷分布不均。
(三)减小应力集中的影响在螺栓上的螺纹、螺栓头和螺栓杆的过渡处以及螺栓横截面突变处等应力集中较大处卸荷结构。
5-5螺栓组联接的设计
一、螺栓组联接的结构设计
螺纹联接组的设计1

机械设计基础----第5章轮系

太阳轮被固定。
图5-4c
三、周转轮系的传动比计算
一）基本思路
如图5-4 a、b所示。
周转轮系与定轴轮系的
根本区别在于周转轮系
中有一个转动着的行星
架，因此使行星轮既自
转又公转。如果能
图5-4 a、b
够设法使行星架固定不动，那么周转轮系就可转化成一个
假想的定轴轮系，并称其为周转轮系的转化轮系。
在周转轮系转化为转化轮系后，就可以对转化轮系应
2、5的转向相同）
∴
i17=
z2 z1
•
z3 z 2
•
z4 z3
•
z5 z4
•
z6 z5
•
z7 z6
上例中的轮4，其齿数多少不影响传动比的大小，只
起改变转向的作用，在轮系中的这种齿轮称为惰轮（过桥
齿轮）——仅影响 i 的符号，而不影响 i 的大小。
▲自学：P74例5－1。
§5—3 周转轮系及其传动比
构件的轴线可互不平行；
3、正负号——指转化轮系中轮G、K的转向关系，图上画箭头来确定（同定轴轮系）；
4、真实转速nG、nK、nH中的已知量代入公式时要带正负号（可假定某一转向为正，则相反的转向为负），求
得的未知量的转向也依据计算结果的正负号来确定。
例：在图示的轮系中，已知z1=z2=30，z3=90。试求当构件 1、3的转速分别为 n1=10rpm，n3=10rpm （转向如图）时，求 nH及i1H的值。
转轮系）。
图a
图b
三、轮系的传动比(Transmission ratio)
一对齿轮的传动比：是指两轮的角速度或转速之比，即 i12=ω1 /ω2= n1 /n2 = z2 /z1。

机械设计基础(第五版)第5章

至轮K间所有从动轮齿数乘积至轮 n1 轮1至轮间所有从动轮齿数乘积 z2 z3z4 ⋯zK i1K = = = 至轮K间所有主动轮齿数乘积至轮 nK 轮1至轮间所有主动轮齿数乘积 z1z2′ z3′ ⋯z( K−1)′
三、定轴轮系中首末两轮的转向确定 z 定轴轮系中首末两轮的转向确定 zz⋯ 1、平面定轴轮系平面定轴轮系 2、空间定轴轮系空间定轴轮系
H z2 z3 z3 n1 n1 − nH H i13 = H = =− =− n3 n3 − nH z1z2 z1
转化轮系的传动比 ◆ 转化轮系的传动比
一般式：一般式：
周转轮系的传动比及转速的求法 ◆ 周转轮系的传动比及转速的求法已知条件满足的情况下，列出转化轮系的传动已知条件满足的情况下，比计算公式，当已知n 比计算公式，当已知 1、n3、nH中任意两个的大小和转向时，即可求第三个和任意两个之比(传动比传动比)。和转向时，即可求第三个和任意两个之比传动比。式中n 式中 1、n3、nH是真实的
H i1H =1−i13
作业：一作业：5一2、3、4、5、8、9
已知：例5 - 2 已知：z1=27、z2=17、z3=61、n1=6000 r/min 求：i1H=? 、nH=? 解：由图可知该轮系是行星轮系
H n1 Z H =1− − 3 i1H =1−i =1− Z 1 n3 61 =1− − ≈ 3.26 符号确定 27 H 13
正号说明n 转向相同。正号说明 1、nH、转向相同转向相同
n1 6000 nH = = ≈1840 r m in i1H 3.26
若求n 若求 2：
H n1 n1 − nH z2 H i12 = H = =− n2 n2 − nH z1

机械设计基础第5章带传动(包含动画)

环境下的传动。
03
带传动工作原理与性能分析
Chapter
摩擦力与张力关系
1 2 3
带的紧边和松边张力
紧边张力大于松边张力，是带传动的基本条件。
摩擦力与张力关系
带与带轮之间的摩擦力是带传动的动力来源，摩擦力的大小取决于张紧力、摩擦系数和包角等因素。
带的弹性变形
在带传动过程中，由于带的弹性变形，会产生弹性滑动现象，影响传动效率和带的疲劳寿命。
高效率
同步带传动的传动效率高，可达98%以上。
特殊类型带传动
多楔带传动
01
多楔带由多个楔形截面组成，与带轮槽紧密配合，适用于大功
率、高转速的场合。
圆形带传动
02
圆形带截面呈圆形，与带轮槽配合紧密，适用于小功率、低转
速的场合。
复合材料带传动
03
采用复合材料制成的带具有较高的强度和耐磨性，适用于恶劣
施来提高传动效率。
疲劳寿命预测方法
疲劳寿命定义
疲劳寿命是指带在交变应力作用下发生疲劳破坏前所能承受的总应力循环次数或总工作时间。
预测方法
疲劳寿命预测方法主要有试验法、理论计算法和经验公式法等。其中，试验法是最直接的方法，但成本较高；理论计算法基于材料的疲劳性能和应力分析进行预测；经验公式法则是根据大量试验数据得出的经验公式进行预测。
Chapter
平带传动
结构简单
平带由平面带和带轮组成，结构相对简单，易于制造和安装。
传动平稳
由于平带与带轮接触面积大，传动过程中受力均匀，因此传动平稳，噪音小。
适用于低速重载
平带传动适用于低速重载的场合，如输送机、提升机等。
V带传动
结构紧凑

机械设计基础.第五章_轮系机构

z2 zn 1 H n H z1 z n 1
各轮齿数已知，就可以确定1、n、H之间的关系；如果其中两个转速已知，就可以计算出第三个，进而可以计算周转轮系的传动比。
1、i1H 是转化机构中齿轮1为主动轮、齿轮n为从动轮时的传动 n
比，其大小和方向可以根据定轴轮系的方法来判断； 2、表达式中 1、n、H的正负号问题。若基本构件的实际转速方向相反，则的正负号应该不同。
1 z 2 z 3 z 4 z 5 i15 5 z1 z 2' z 3' z 4
1 2 3 4 1 i15 2 3 4 5 5
大小：
i1 k
1 m 从动轮齿数连乘积 ( 1) k 主动轮齿数连乘积
m：外啮合的次数
3 要在先计学算会传分动析比传大动小路之线前 Ⅱ 1 2 Ⅲ
动力输出
4
传动路线动力输入
Ⅰ
两级齿轮传动装置
例1
如图所示轮系，分析该轮系传动路线。
Ⅴ Ⅰ
z1
z7 z8
Ⅲ
z9
Ⅵ
n1 z2
Ⅱ
z5 Ⅳ z6
z3
z4
n9
解
该轮系传动路线为：
Ⅰ
n1
z1 z2
Ⅱ
z3 z4
Ⅲ
z5 z6
Ⅳ
z7 z8
z 2 z3 z5 1 z 2 z 3 z 4 z 5 i15 5 z1 z 2' z 3' z 4 z1 z 2 ' z 3'
？
转向？
平面定轴轮系（各齿轮轴线相互平行）
例 1：

机械设计基础第五章齿轮传动与蜗杆传动

第十节轮系
一、轮系及其分类 1 轮系的概念----由一系列齿轮组成的传动系统称之。
2 轮系的分类----定轴轮系和行星轮系两大类。
二、定轴轮系的传动比计算
包含传动比大小的计算和转向的确定。 1 一对圆柱齿轮啮合的传动比
2 定轴轮系的传动比：
1）轴线平行的定轴轮系（以图5--30为例分析） 2）轴线不平行的定轴轮系（以图5--32为例分析）。三、简单行星轮系传动比计算四、轮系的功用 1 传递相距较远的两轴间的运动和动力；2 实现分路传动；3 实现变速传动；4 获得大传动比；5 用做运动的合成和分解。作业：32、33、34、36
四、径节制齿轮简介
英、美等国的标准制度；
径节——齿数与分度圆直径（英寸）的比值。DP
第四节渐开线齿轮的啮合
一、渐开线齿轮可以保证定传动比传动二、渐开线齿轮传递的压力方向不变三、渐开线齿轮中心距具有可分性
（以上三点为：渐开线齿轮传动的特点）源自四、渐开线齿轮正确啮合的条件
五、直齿轮的标准中心距
六、连续传动条件
蜗
轮
pa
2 基本参数：
1）模数m和压力角； 2）蜗杆分度圆直径和导程角（如右图）；
d 1
蜗杆加工
蜗轮加工
3）蜗杆头数和蜗轮齿数；
4）标准中心距和传动比 3 蜗杆传动的几何尺寸（表5--10）
p z(导程)=z 1p a
三、蜗杆传动的失效和常用材料 1 蜗杆传动的失效形式主要是蜗轮，和齿轮失效形式相似-------磨损、胶合、疲劳点蚀和轮齿折断。闭式传动中：胶合和点蚀；开式传动：主要是磨损。 2 蜗杆、蜗轮的常用材料 1）蜗杆传动的相对滑动速度Vs 2）蜗杆材料 3）蜗轮材料

机械设计基础(第2版) (5)

（2）打滑当带传动的工作载荷超过了带与带轮之间摩擦力的极限值时，带与带轮之间会发生剧烈的相对滑动，从动轮转速急速下降，甚至停转，带传动失效，这种现象称为打滑。（3）弹性滑动与打滑的区别 ① 弹性滑动和打滑是两个完全不同的概念。弹性滑动是由于拉力差引起的，只要传递圆周力，就必然会发生弹性滑动，是不可以避免的。而打滑是由于过载引起的全面滑动，是传动失效时发生的现象，是可以避免的。 ② 若传递的基本载荷超过最大有效圆周力，带在带轮上发生显著的相对滑动即打滑，打滑造成带的严重磨损并使带的运动处于不稳定状态，所以发生打滑后应尽快采取措施克服。 ③ 带在大轮上的包角大于小轮上的包角，所以打滑总是在小轮上先开始的，打滑是由于过载引起的，避免过载就可以避免打滑。
2．带传动安装与维护
① 安装时，两带轮轴线应平行，轮槽应对齐，其误差不得超过。 ② 安装时，应先缩小中心距，将带套入带轮槽中后，再增大中心距并张紧，严禁硬撬，避免损坏带的工作表面和降低带的弹性。 ③ 为了使每根带受力均匀，同组带的型号、基准长度、公差等级及生产厂家应相同，且新旧不同的带不能同时使用。 ④ 安装时，还应保证适当的初拉力，一般可凭经验来控制，即在带与两带轮切点的跨度中点，以大拇指能按下15 mm为宜， ⑤ 为使带传动正常工作，V带的外边缘应与带轮的轮缘取齐，新安装时可略高于轮缘。若高出轮缘太多，则接触面积减少，其传动能力降低；若陷入轮缘太深，会导致V带的两工作侧面接触不良，也对传动不利。 ⑥ 带传动要加防护罩，以免发生意外，并保证通风良好和运转时带不擦碰防护罩。
5.2 链传动
5.2.1 链传动的特点和分类 1．链传动的特点 ① 链传动是啮合传动，无弹性滑动和打滑现象。 ② 与带传动相比，链传动的承载能力大，效率高，能保持准确的平均传动比，工作可靠，效率高，过载能力强。 ③ 带传动所需张紧力小，作用在传动轴上的压力小。 ④ 能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境下工作。 ⑤ 仅能用于两平行轴之间的传动。 ⑥ 易磨损，传动平稳性较差。 ⑦ 传动时有附加载荷，瞬时的传动比不稳定，工作时有噪声，易脱链。 ⑧ 链传动安装精度要求高。

机械设计基础第5章螺旋机构及间歇运动机构

17
图5.14 自动车床上的槽轮机构
18
5.4
不完全齿轮机构和凸轮式间歇机构简介
5.4.1 和带锁止弧的齿轮2及机架组成。在轮1主动等速连续转动中，当轮1上的轮齿与轮2的正常齿相啮合时，轮1驱动从动轮2转动；当轮1的锁止弧S1与轮2锁止弧S2接触时，则从动轮2停歇不动并停止在确定的位置上，从而实现周期性的单向间歇运动。如图5.15所示的不完全齿轮机构的主动轮每转过1周，从动轮只转1/4
19
5.4.2 由具有曲线凹槽的主动圆柱凸轮1、均布有柱销3的从动圆盘2和机架组成。当主动轮1转动时，拨动柱销3，使从动圆盘2做间歇运动。从动圆盘的运动规律取决于凸轮轮廓曲线，适当的凸轮轮廓曲线可满足机构高速运转的要求。凸轮式间歇机构中凸轮加工较复杂，加工精度要求较高，装配调整的要求也较严格。这种机构常用在轻载情况下的间歇运动，如火柴包装机。
第5章螺旋机构及间歇运动机构
提示：本章重点掌握螺旋机构及棘轮机构、槽轮机构、不完整齿轮机构等间歇运动机构的工作原理、特点、功用及适用场合。在机械中，除广泛使用连杆机构、凸轮机构、齿轮机构等机构之外，还经常用到棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构等间歇运动机构。本章将对这些机构的组成、工作原理、特点及
20
图5.15 外啮合不完全齿轮机构
21
图5.16
22
10
图5.8
11
图5.9 浇注输送装置
12
图5.10 牛头刨床的横向进给机构
13
5.3
1）外啮合槽轮机构。其拨盘与槽轮转向相反，如图5.11所示。 2）内啮合槽轮机构。其拨盘与槽轮的转向
14
图5.11 单圆销外啮合槽轮机构
15

机械设计基础第五章轮系

图5-4.b
(二)周转轮系传动比的计算二周转轮系传动比的计算
p.75
→不能直接用定轴轮系的计算方法不能直接用定轴轮系的计算方法轮系加上- 的公共转速→转臂静止转化轮系(假想的转臂静止→转化轮系轮系加上-nH的公共转速转臂静止转化轮系假想的定轴轮系)(各构件相对运动不变各构件相对运动不变) 定轴轮系各构件相对运动不变
转臂中心轮
注意事项: 注意事项
1.以中心轮和转臂以中心轮和转臂作输入和输出构件 →轴线重合轴线重合 (否则不能传动否则不能传动) 否则不能传动 2.基本周转轮系含基本周转轮系含一个转臂, 一个转臂若干个行星轮及中心轮(1～行星轮及中心轮～2) 3.找基本单一周转轮系的方法找基本(单一周转轮系的方法: 找基本单一)周转轮系的方法先找行星轮→ 先找行星轮找其转臂(不一定是简单的杆件不一定是简单的杆件)→ 找其转臂不一定是简单的杆件找与行星轮啮合的中心轮(其轴线与转臂的重合其轴线与转臂的重合) 找与行星轮啮合的中心轮其轴线与转臂的重合
3.求n2: 求
3 n2H n1H 2 1 n3H H
i12
H
n1 n1 nH Z2 = H = = n2 nH Z1 n2
H
6000 1840 17 = n2 1840 27
∴ n 2 ≈ 4767 r min
已知:n 已知 1,Z1,Z2,Z3;求:i1H,nH,n2 求
已知齿数Z 例3:已知齿数 1=15 , Z2 = 25 , Z 2' = 20 , Z3 = 60. . 解:
Z4 = = 4 Z 2'
补充方程: 补充方程 n 2'= n 2 ; n 4 =0

机械设计第5章链传动

S KmFQmin [S] K AFe
式中 S ——静强度安全系数； FQmin ——单排链最小抗拉载荷，见表5-1。 [S] ——许用安全系数，取4~8
§5.5链传动的布置.张紧和润滑
一、链传动的布置
二、链传动的张紧
三、链传动的润滑
（2）初选中心距a0
中心距小，则结构紧凑，链的总长短，啮合次数多，寿命低。中心距大，链松边下垂量大，链条颤动。通常取：a0=(30-50)p, amax=80p，小链轮包角大于120o,大小链轮不相碰的最小中心距的初定值：
i 4 a0min 0.2z1(i 1) p
i4
（3）确定链节数Lp
表5-5小链轮齿数Z1的推荐值
传动比i
1~2
2.5~4
4.6~6
>7
小链轮齿数Z1 31~27
25~21
22~28
17
Z1,Z2应优先选用数列17、19、21、23、25、38、57、76、95、114
大小链轮齿数取为互质的奇数。
传动比i<=7,推荐i=2~3.5，v<2m/s、载荷平稳i<=10
机械设计
第5章链传动
第5章链传动
§5.1 概述
1.链传动的构成——两个链轮+一个传动链 2. 链传动的特点：结构紧凑，无弹性滑动和
打滑现象；平均传动比准确；承载能力大；
效率高；能在恶劣环境中工作。传动中有冲击和噪声。
§5.2 滚子链和链轮
1.滚子链的结构和链接头形式
表5-1滚子链规格和主要参数（摘自GB/T1243-1997）
实际工作一般与实验条件不同，对功率P进行修正，得设计功率Pd

机械设计基础第五章

可拆连接
如螺纹连接、键连接、销连接等，便于装拆和维修，是应用最广泛的连接方式。
弹性连接
如弹簧连接、橡胶连接等，具有缓冲、减振和降低噪音等功能。
连接与紧固件设计原则与方法
设计原则
满足使用要求，保证连接的可靠性；结构简单，便于加工和装拆；经济合理，降低成本。
设计方法
根据连接类型和使用要求，选择合适的紧固件类型和规格；确定紧固件的预紧力和拧紧力矩；考虑防松措施和密封要求；进行强度校核和疲劳寿命评估。
校核方法
03
了解机械设计的一般步骤和流程
04
05
培养机械设计实践能力和创新思维
学习方法与建议
认真听讲，做好笔记，积极思考和提问
注重实践，多参与机械设计项目，积累经验
多做习题，巩固所学知识，提高解题能力
拓展阅读，了解前沿技术和设计理念，开阔视野
02
机械设计基本概念
机械设计定义及重要性
机械设计的定义
根据使用要求对机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并将其转化为具体的描述以作为制造依据的工作过程。
机械设计的重要性
机械设计是机械工程的重要组成部分，是机械生产的第一步，是决定机械性能的最主要因素。
机械设计基本原则
典型连接与紧固件设计案例
螺纹连接设计
选择合适的螺纹类型和规格，确定拧紧力矩和预紧力，考虑防松措施如锁紧垫圈、锁紧螺母等。
键连接设计
根据传递扭矩和轴径选择合适的键类型和规格，确定键槽的加工精度和配合间隙。
销连接设计
根据连接结构和传递载荷选择合适的销类型和规格，确定销孔的加工精度和配合间隙，考虑销的固定和防松措施。

机械设计基础第七版第5章其他常用机构

5.1.1 螺纹的形成与类型
2
螺纹的类型
(3)按平面图形的形状(即牙型)，可将螺纹分为二角形螺纹、矩形
螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹等，如图所示。二角形螺纹多用于连接，
其余螺纹多用于传动。
螺纹的牙型
5.1.1 螺纹的形成与类型
螺纹的主要儿何参数
5.1.2 螺纹的主要几何参数
(1)大径d 与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱体直径，在有关螺纹的标准中规定为公称直径。
“十三五”职业教育国家规划教材
第5章其他常用机构
学习导航
知识目标：•了解螺旋机构中传动螺纹、连接螺纹的应用场合及主要几
何参数，掌握螺旋机构在工程设计中的应用。 •认识和了解棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构及其应用场合。
能力目标：•学会在设计中选择和应用以上常用机构完成机械运动
的传递。
第5章其他常用机构
(5)线数n 螺纹螺旋线的数目，一般为便于制造取n≤4。 (6)导程S 同一螺旋线上相邻两牙在中径圆柱面的母线上对应两点间的轴向距离。螺距、导程、线数之间的关系为
S=nP (7)螺旋升角ψ 在中径圆柱面上螺旋线的切线与垂直于螺旋线轴线的平面之间的夹角。
arctan S arctan nP
d 2
5.1.1 螺纹的形成与类型
1
螺纹的形成
螺纹的形成
5.1.1 螺纹的形成与类型
2
螺纹的类型
(1)按螺旋线的绕行方向，可将螺纹分为左旋螺纹和右旋螺纹，规定将外螺纹轴线直立时螺旋线向右上升为右旋螺纹，向左上升为左旋螺纹。一般采用右旋螺纹，有特殊要求时才采用左旋螺纹。
(2)按螺旋线的数目，可将螺纹分为单线螺纹和等距排列的多线螺纹。为了制造方便，螺纹线数一般不超过4线。