《機械設計基礎 》課件-項目四 常用機械傳動

任務一單級齒輪減速器中齒輪傳動的設計任務情境1.單級齒輪減速器的機構(gòu)單級減速器有兩條軸系、兩條裝配線，兩軸分別由滾動軸承支承在箱體上，采用過渡配合，有較好的同軸度，從而保證齒輪嚙合的穩(wěn)定性。端蓋嵌入箱體內(nèi)，從而確定了軸和軸上零件的軸向位置。裝配時只要修磨調(diào)整環(huán)的厚度，就可使軸向間隙達到設計要求。箱體采用分離式，沿兩軸線平面分為箱座和箱蓋，二者采用螺栓連接，這樣便于拆裝、修理。為了保證箱體上安裝軸承和端蓋的孔的正確形狀，兩零件上的孔是合在一起加工的。裝配時，它們之間采用兩錐銷定位，銷孔鉆成通孔，便于拔銷。箱座下部為油池，內(nèi)裝機油，供齒輪潤滑。齒輪和軸承采用飛濺潤滑方式，油面高度通過油面觀察結(jié)構(gòu)進行觀察。通氣塞是為了排放箱體內(nèi)的揮發(fā)氣體，拆去小蓋可檢視齒輪磨損情況或加油。油池底部應有斜度，放油螺塞用于清洗放油，其螺孔應低于油池底面，以便放盡機油。箱體前后對稱，兩嚙合齒輪安置在該對稱平面上，軸承和端蓋對稱分布在齒輪的兩側(cè)。箱體的左右兩邊有四個成鉤狀的加強肋板，作用為起吊運輸。2.單級齒輪減速器的工作原理一級圓柱齒輪減速器(如圖411所示)是通過裝在箱體內(nèi)的一對嚙合齒輪的轉(zhuǎn)動實現(xiàn)減速運動的。動力由電動機通過皮帶輪傳送到齒輪軸，然后再通過兩嚙合齒輪(小齒輪帶動大齒輪)傳送到輸出軸，從而實現(xiàn)減速之目的。任務提出與任務分析1.任務提出如圖412所示，設計帶式輸送機中的單級直齒圓柱齒輪傳動，已知圓柱齒輪傳遞功率P=7.5kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=970r/min，傳動比i=3.6，原動機為電動機，載荷平穩(wěn)，使用壽命為10年，單班制工作(每年260個工作日)。2.任務分析在工程實踐中，一級圓柱直齒減速器是一種簡單、典型而又常見的齒輪傳動。為了合理地設計出減速器齒輪的具體參數(shù)，我們必須了解減速器的機構(gòu)和工作原理，選用恰當?shù)牟牧?，以及掌握齒輪傳動的設計計算方法，并進行強度、剛度或穩(wěn)定性的分析計算，了解齒輪的加工、齒輪傳動的潤滑和保養(yǎng)等知識。相關知識4.1.1齒輪傳動的類型和特點齒輪傳動是通過輪齒的嚙合來實現(xiàn)兩軸之間的傳動，是近代機械中應用最多的傳動形式之一。多數(shù)齒輪傳動不僅用來傳遞運動(運動規(guī)律)，而且還要傳遞動力(承載功率)。因此對齒輪傳動的要求一是要運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，二是要有足夠的承載能力和使用壽命。1.齒輪傳動的類型根據(jù)齒輪機構(gòu)所傳遞運動兩軸線的相對位置、運動形式及齒輪的幾何形狀，齒輪機構(gòu)分以下幾種基本類型(如圖413所示):齒輪機構(gòu)中最基本的形式是傳遞平行軸間運動的圓柱直齒輪機構(gòu)和圓柱斜齒輪機構(gòu)。按照工作條件，齒輪傳動可分為閉式傳動和開式傳動。閉式傳動的齒輪封閉在剛性箱體內(nèi)，潤滑和工作條件良好，一般重要的齒輪都采用閉式傳動。開式傳動的齒輪是外露的，不能保證良好潤滑，且易落入灰塵、雜質(zhì)，故齒面易磨損，只宜用于低速傳動。按齒輪齒廓曲線的不同，可分為漸開線齒輪、擺線齒輪和圓弧齒輪等，其中漸開線齒輪應用最廣。2.齒輪傳動的特點齒輪傳動主要依靠主動輪與從動輪的嚙合傳遞運動和動力。與其他傳動相比，齒輪傳動具有以下特點。1)優(yōu)點(1)傳動比恒定，因此傳動平穩(wěn)，沖擊、振動和噪音較小。(2)傳動效率高、工作可靠且壽命長。齒輪傳動的機械效率一般為0.95~0.99，且能可靠地連續(xù)工作幾年甚至幾十年。(3)可傳遞空間任意兩軸間的運動。齒輪傳動可傳遞兩軸平行、相交和交錯的運動和動力。(4)結(jié)構(gòu)緊湊、功率和速度范圍廣。齒輪傳動所占的空間位置較小，傳遞功率可由很小到上百萬千瓦，傳遞的速度可達300m/s。2)缺點(1)制造精度和安裝精度要求較高。(2)不適于中心距較大的傳動。(3)使用維護費用較高。(4)精度較低時，噪音、振動較大。4.1.2漸開線齒廓及其嚙合特性1.漸開線的形成及其性質(zhì)1)漸開線的形成如圖414所示，一條直線L(稱為發(fā)生線)沿著半徑為rb的圓周(稱為基圓)做純滾動時，直線上任意點K的軌跡稱為該圓的漸開線。2)漸開線的性質(zhì)(1)發(fā)生線沿基圓滾過的長度和基圓上被滾過的弧長相等，即NK=NA。(2)漸開線上任意一點的法線必切于基圓。(3)漸開線上各點壓力角不等，離圓心越遠處的壓力角越大?；鶊A上壓力角為零。漸開線上任意點K處的壓力角是力的作用方向(法線方向)與運動速度方向(垂直向徑方向)的夾角αK(見圖414)，由幾何關系可推出:(4)漸開線的形狀取決于基圓半徑的大小。基圓半徑越大，漸開線越趨平直，如圖415所示。(5)基圓以內(nèi)無漸開線。2.漸開線齒廓的嚙合特性1)齒廓嚙合基本定律兩相互嚙合的齒廓E1和E2在K點接觸，如圖416所示，過K點作兩齒廓的公法線nn，它與連心線O1O2的交點C稱為節(jié)點。以O1、O2為圓心，以O1C(r'1)、O2C(r'2)為半徑所作的圓稱為節(jié)圓，因兩齒輪的節(jié)圓在C點處作相對純滾動，由此可推得一對傳動齒輪的瞬時角速度與其連心線被齒廓接觸點的公法線所分割的兩線段長度成反比，這個定律稱為齒廓嚙合基本定律。由此推論，欲使兩齒輪瞬時傳動比恒定不變，過接觸點所作的公法線都必須與連心線交于一定點。2)漸開線齒廓滿足瞬時傳動比恒定一對齒輪傳動，其漸開線齒廓在任意點K接觸，如圖417所示，可證明其瞬時傳動比恒定。過K點作兩齒廓的公法線nn，它與連心線O1O2交于C點。由漸開線特性推知齒廓上各法線切于基圓，齒廓公法線必為兩基圓的內(nèi)公切線N1N2，N1N2與連心線O1O2交于定點C。由△N1O1C∽△N2O2C，可推得漸開線齒輪制成后，基圓半徑是定值。漸開線齒輪嚙合時，即使兩輪中心距稍有改變，過接觸點齒廓公法線仍與兩輪連心線交于一定點，瞬時傳動比保持恒定。3.漸開線齒廓的嚙合特點1)嚙合線為一條不變的直線2)傳力方向不變3)中心距可分性4.1.3漸開線標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)和幾何尺寸計算1.漸開線直齒圓柱齒輪的各部分名稱、代號及基本參數(shù)1)漸開線直齒圓柱齒輪的各部分名稱和代號圖418所示為某標準直齒圓柱齒輪的一部分，齒輪的輪齒均勻地分布在圓柱面上。每個輪齒兩側(cè)的齒廓都是由形狀相同、方向相反的漸開線曲面組成的。齒輪各部分的名稱及代號如圖418所示。2)標準齒輪的基本參數(shù)直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)有齒數(shù)z、模數(shù)m、壓力角α、齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)共五個。這些基本參數(shù)是齒輪各部分幾何尺寸計算的依據(jù)。(1)齒形參數(shù)。①齒數(shù)z。一個齒輪的輪齒總數(shù)稱為齒數(shù)，用z表示。設計齒輪時，齒數(shù)是按使用要求和強度計算確定的。②模數(shù)m。齒輪傳動中，齒距p除以圓周率π所得到的商稱為模數(shù)，即m=p/π，單位為mm。使用模數(shù)和齒數(shù)可以方便計算齒輪的大小，用分度圓直徑可表示為d=mz。模數(shù)是決定齒輪尺寸的一個基本參數(shù)，我國已規(guī)定了標準模數(shù)系列。③壓力角。由前面的分析可知，漸開線的形狀取決于基圓半徑的大小，且由rb=rcosα可知，基圓半徑隨分度圓壓力角的變化而變化(如圖4110所示)，所以分度圓壓力角也是決定漸開線齒廓形狀的一個重要參數(shù)。通常將漸開線在分度圓上的壓力角稱為標準壓力角(簡稱壓力角)，用α表示。我國規(guī)定分度圓上的壓力角為標準值，其值為20°，此外在某些場合也采用α=14.5°、15°、22.5°、25°(2)齒制參數(shù)。齒制參數(shù)主要包括齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。齒頂高與模數(shù)之比值稱為齒頂高系數(shù)，用ha*表示。頂隙與模數(shù)之比值稱為頂隙系數(shù)，用c*表示。正常齒制齒輪ha*=1，c*=0.25，有時也采用短齒制，其ha*=0.8，c*=0.3。2.漸開線標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)及幾何尺寸計算標準直齒輪圓柱齒輪的基本參數(shù)及幾何計算公式見表412。3.公法線長度和分度圓弦齒厚齒輪在加工和檢驗中，常用測量公法線長度和分度圓弦齒厚的方法來保證齒輪的精度。1)公法線長度如圖4111所示，當檢驗直齒輪時，公法線千分尺的兩卡腳跨過K個齒，兩卡腳與齒廓相切于A、B兩點，兩切點間的距離AB稱為公法線(即基圓切線)長度，用WK表示，則線段AB的長度就是跨K個齒的公法線長度。根據(jù)漸開線性質(zhì)可得測量公法線長度只需普通的卡尺或?qū)Ｓ玫墓ň€千分尺，測量方法簡便，結(jié)果準確，在齒輪加工中應用較廣。當α=20°時，標準直齒圓柱齒輪的公法線長度為2)分度圓弦齒厚測量公法線長度，對于斜齒圓柱齒輪將受到齒寬條件的限制;對于大模數(shù)齒輪，測量也有困難;此外，還不能用于檢測錐齒輪和蝸輪。在這種情況下，通常改測齒輪的分度圓弦齒厚。如圖4112所示，輪齒兩側(cè)齒廓與分度圓的兩個交點A、B間的距離，稱為分度圓弦齒厚，以s表示。齒頂?shù)椒侄葓A弦AB間的徑向距離，稱為分度圓弦齒高，以ha表示。用齒輪游標卡尺測量時，以分度圓齒高ha為基準來測量分度圓弦齒厚s。標準直齒輪的s、ha計算公式為由于測量分度圓弦齒厚是以齒頂圓為基準的，因此測量結(jié)果必然受到齒頂圓公差的影響。而公法線長度測量與齒頂圓無關。公法線測量在實際應用中較廣泛。在齒輪檢驗中，對較大模數(shù)(m>10mm)的齒輪，一般檢驗分度圓弦齒厚;對批量生產(chǎn)的中、小模數(shù)齒輪，一般檢驗公法線長度W。4.1.4漸開線標準直齒圓柱齒輪的嚙合傳動1.正確嚙合條件圖4113中的齒輪都是漸開線齒輪，圖4113(a)和圖4113(b)中的主動輪只能帶動從動輪轉(zhuǎn)過一個小角度就卡死不能動了，而圖4113(c)中的主動輪可以帶動從動輪整周轉(zhuǎn)動，看來并不是任意兩個漸開線齒輪都能正確地進行嚙合，而是必須滿足一定的條件，即正確嚙合條件。那么，這個條件是什么?從圖4113(c)中可以看出:兩個漸開線齒輪在嚙合過程中，參加嚙合的輪齒的工作一側(cè)齒廓的嚙合點都在嚙合線N1N2上。而在圖4113(a)和圖4113(b)中，工作一側(cè)齒廓的嚙合點H不在嚙合線N1N2上，這就是兩輪卡死的原因。令K1和K'1表示輪1齒廓上的嚙合點，K2和K'2表示輪2齒廓上的嚙合點。從圖4113(c)中可以看出K1K'1=K2K'2=KK'，K1K'1是齒輪1的法向齒矩pn1，K2K'2是齒輪2的法向齒矩pn2，亦即pn1=pn2，這個式子就是一對相嚙合齒輪的輪齒分布要滿足的幾何條件，稱為正確嚙合條件。由漸開線性質(zhì)可知，法向齒距與基圓齒距相等，故上式也可寫成pb1=pb2(417)將pb1=πm1cosα1和pb2=πm2cosα2代入上式，得m1cosα1=m2cosα2(418)由于模數(shù)m和壓力角α均已標準化，不能任意選取，所以要滿足上式必須使結(jié)論:一對漸開線齒輪，只要模數(shù)和壓力角分別相等，就能正確嚙合。由相互嚙合齒輪的模數(shù)相等的條件，可推出一對齒輪的傳動比為2.連續(xù)傳動條件及重合度1)一對漸開線齒輪的嚙合過程齒輪傳動是通過其輪齒交替嚙合而實現(xiàn)的。如圖4114所示為一對輪齒的嚙合過程。主動輪1順時針方向轉(zhuǎn)動，推動從動輪2做逆時針方向轉(zhuǎn)動。一對輪齒的開始嚙合點是從動輪齒頂圓與嚙合線N1N2的交點B2，這時主動輪的齒根與從動輪的齒頂接觸，兩輪齒進入嚙合。隨著嚙合傳動的進行，兩齒廓的嚙合點將沿著嚙合線向左下方移動。一直到主動輪的齒頂圓與嚙合線的交點B1，主動輪的齒頂與從動輪的齒根即將脫離接觸，兩輪齒結(jié)束嚙合，B1點為終止嚙合點。線段B1B2為嚙合點的實際軌跡，稱為實際嚙合線段。當兩輪齒頂圓加大時，點B1、B2分別趨于點N1、N2，實際嚙合線段將加長。但因基圓內(nèi)無漸開線，故點B1、B2不會超過點N1、N2，點N1、N2稱為極限嚙合點。線段N1N2是理論上最長的實際嚙合線段，稱為理論嚙合線段。2)漸開線齒輪連續(xù)傳動條件為保證齒輪定傳動比傳動的連續(xù)性，僅具備兩輪的基圓齒距相等的條件是不夠的，還必須滿足B1B2≥pb。否則，當前一對齒在點B1分離時，后一對齒尚未進入點B2嚙合，這樣，在前后兩對齒交替嚙合時將引起沖擊，無法保證傳動的平穩(wěn)性。因此，由圖4114可知，漸開線齒輪連續(xù)傳動條件為B2B1≥B2K，而B2K=pb，故連續(xù)傳動的條件可用下式表示:通常把實際嚙合線段B1B2與基圓齒距pb的比值稱為重合度，用ε表示，即3.標準中心距如圖4115所示為滿足正確嚙合條件的一對外嚙合標準直齒圓柱齒輪，它的中心距是兩輪分度圓半徑之和，此中心距稱為標準中心距:嚙合線N1N2與O1O2的交點C是嚙合節(jié)點，而兩輪分度圓也相切于C點，所以分度圓與節(jié)圓重合為一個圓。即r1'=r1r2'=r2α'=α由于標準齒輪的分度圓齒厚與槽寬相等，因此結(jié)論:兩個標準齒輪如果按照標準中心距安裝，就能滿足無齒側(cè)間隙嚙合條件，能實現(xiàn)無齒側(cè)間隙嚙合傳動。對內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動，當采用標準安裝時，其標準中心距計算公式為4.1.5齒輪常見的失效形式與設計準則1.齒輪常見的失效形式齒輪傳動的失效主要發(fā)生在輪齒部分，其常見的失效形式有輪齒折斷、齒面點蝕、齒面磨損、齒面膠合和齒面塑性變形等五種。齒輪其他部分(如齒圈、輪輻、輪轂等)的失效很少發(fā)生，通常按經(jīng)驗設計。1)輪齒折斷輪齒在工作過程中，齒根部受較大的交變彎曲應力，并且齒根圓角及切削刀痕產(chǎn)生應力集中。當齒根彎曲應力超過材料的彎曲疲勞極限時，輪齒在受拉一側(cè)將產(chǎn)生疲勞裂紋，隨著裂紋的逐漸擴展，會導致輪齒疲勞折斷，如圖4116所示。齒寬較小的直齒輪常發(fā)生整齒折斷。齒寬較大的直齒輪，因制造裝配誤差易產(chǎn)生載荷偏置一端，導致局部折斷。斜齒輪及人字齒輪的接觸線是傾斜的，也容易產(chǎn)生局部折斷。輪齒受到短期過載或沖擊載荷的作用，會發(fā)生過載折斷。采用正變位齒輪，增大齒根過渡圓角半徑，提高齒輪制造精度和安裝精度，采用表面強化處理(如噴丸、碾壓)等，都可以提高輪齒的抗折斷能力。2)齒面點蝕齒輪工作時，在循環(huán)變化的接觸應力、齒面摩擦力及潤滑劑的反復作用下，輪齒表面或次表層出現(xiàn)疲勞裂紋，裂紋逐漸擴展，導致齒面金屬剝落形成麻點狀凹坑，這種現(xiàn)象稱為齒面疲勞點蝕，如圖4117所示。齒面疲勞點蝕首先出現(xiàn)在齒面節(jié)線偏齒根側(cè)。這是因為節(jié)線附近齒面相對滑動速度小，油膜不宜形成，摩擦力較大;且節(jié)線處同時參與嚙合的輪齒對數(shù)少，接觸應力大。齒面點蝕發(fā)展后會產(chǎn)生振動和噪聲，以致齒輪不能正常工作而失效。軟齒面(硬度≤350HBS)的新齒輪，開始會出現(xiàn)少量點蝕，但隨著齒面的跑合，點蝕可能不再繼續(xù)擴展，這種點蝕稱為收斂性點蝕。硬齒面(硬度>350HBS)齒輪不會出現(xiàn)局限性點蝕，一旦出現(xiàn)點蝕就會繼續(xù)發(fā)展，稱為擴展性點蝕。對于潤滑條件良好的閉式齒輪傳動，齒面點蝕是主要的失效形式。而在開式傳動中，由于齒面磨損較快，一般不會出現(xiàn)點蝕。提高齒面硬度，降低齒面粗糙度值，合理選擇潤滑油的黏度及采用正變位齒輪傳動等，都可以提高齒面抗點蝕能力。3)齒面磨損由于粗糙齒面的摩擦或有砂粒、金屬屑等磨料落入齒面之間，都會引起齒面磨損。磨損引起齒廓變形和齒厚減薄，產(chǎn)生振動和噪聲，甚至因輪齒過薄而斷裂，如圖4118所示。磨損是開式齒輪傳動的主要失效形式。采用閉式齒輪傳動、提高齒面硬度、降低齒面粗糙度值、注意保持潤滑油清潔等，都有利于減輕齒面磨損。傳4)齒面膠合高速重載齒輪傳動，因齒面間壓力大、相對滑動速度大，在嚙合處摩擦發(fā)熱多，產(chǎn)生瞬間高溫，使油膜破裂，造成齒面金屬直接接觸并相互黏著，而后隨齒面相對運動，又將黏接金屬撕落，使齒面形成條狀溝痕，產(chǎn)生齒面熱膠合，如圖4119所示。低速重載齒輪傳動(v≤4m/s)，由于嚙合處局部壓力很高，使油膜破裂而黏著，產(chǎn)生齒面冷膠合。齒面膠合會引起振動和噪聲，最終導致齒輪失效。采用正變位齒輪、減小模數(shù)及降低齒高以減小滑動速度，提高齒面硬度，降低齒面粗糙度值，采用抗膠合能力強的齒輪材料，在潤滑油中加入極壓添加劑等，都可以提高抗膠合能力。5)齒面塑性變形用較軟齒面材料制造的齒輪，在承受重載的傳動中，由于摩擦力的作用，齒面表層材料沿摩擦力的方向會發(fā)生塑性變形，即在主動輪齒面節(jié)線處產(chǎn)生凹坑，從動輪齒面節(jié)線處產(chǎn)生凸起，如圖4120所示。提高齒面硬度和潤滑油黏度，可以防止齒面塑性變形的產(chǎn)生。2.設計準則輪齒的失效形式很多，它們不大可能同時發(fā)生，卻又相互聯(lián)系，相互影響。例如，輪齒表面產(chǎn)生點蝕后，實際接觸面積減少將導致磨損的加劇，而過大的磨損又會導致輪齒的折斷?？墒窃谝欢l件下，必有一種為主要失效形式。在進行齒輪傳動的設計計算時，應分析具體的工作條件，判斷可能發(fā)生的主要失效形式，以確定相應的設計準則。(1)對于軟齒面(硬度<350HBS)的閉式齒輪傳動，由于齒面抗點蝕能力差，潤滑條件良好，齒面點蝕將是主要的失效形式。在設計計算時，通常按齒面接觸疲勞強度設計，再作齒根彎曲疲勞強度校核。(2)對于硬齒面(硬度>350HBS)的閉式齒輪傳動，齒面抗點蝕能力強，但易發(fā)生齒根折斷，齒根疲勞折斷是主要的失效形式。在設計計算時，通常按齒根彎曲疲勞強度設計，再作齒面接觸疲勞強度校核。(3)對于汽車、拖拉機的齒輪傳動，過載或沖擊引起的輪齒折斷是其主要失效形式，宜先作輪齒過載折斷設計計算，再作齒面接觸疲勞強度校核。對于開式傳動，其主要失效形式是齒面磨損。但由于磨損的機理比較復雜，到目前為止尚無成熟的設計計算方法，通常只能按齒根彎曲疲勞強度設計，再考慮磨損，將所求得的模數(shù)增大10%~20%。設計齒輪傳動時，應先根據(jù)實際工況條件，分析主要的失效形式，確定相應的設計準則，再進行設計計算。4.1.6齒輪材料的選擇及熱處理1.齒輪材料的基本要求由輪齒的失效分析可知，對齒輪材料的基本要求如下:(1)齒面應有足夠的硬度，以抵抗齒面磨損、點蝕、膠合以及塑性變形等。(2)齒芯應有足夠的強度和較好的韌性，以抵抗齒根折斷和沖擊載荷。(3)應有良好的加工工藝性能及熱處理性能，使之便于加工且便于提高其力學性能，即齒面要硬、齒芯要韌。最常用的齒輪材料是鋼，此外還有鑄鐵及一些非金屬材料等，如圖4121所示。2.常用齒輪材料及熱處理1)常用齒輪材料(1)鍛鋼。鍛鋼因具有強度高、韌性好、便于制造、便于熱處理等優(yōu)點，大多數(shù)齒輪都用鍛鋼制造。按齒面硬度可分為軟齒面和硬齒面兩類。①軟齒面齒輪。軟齒面齒輪的齒面硬度<350HBS，常用的材料為中碳鋼和中碳合金鋼，如45鋼、40Cr、35SiMn等材料，進行調(diào)質(zhì)或正火處理。這種齒輪適用于強度、精度要求不高的場合，輪坯經(jīng)過熱處理后進行插齒或滾齒加工，生產(chǎn)便利、成本較低。在確定大、小齒輪硬度時應注意使小齒輪的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高30~50HBS，這是因為小齒輪受載荷次數(shù)比大齒輪多，且小齒輪齒根較薄。為使兩齒輪的輪齒接近等強度，小齒輪的齒面要比大齒輪的齒面硬一些。②硬齒面齒輪。硬齒面齒輪的齒面硬度大于350HBS，常用的材料為中碳鋼或中碳合金鋼，進行表面淬火處理。輪坯切齒后經(jīng)表面硬化熱處理，形成硬齒面，再經(jīng)磨齒后精度可達6級以上。與軟齒面齒輪相比，硬齒面齒輪可大大提高齒輪的承載能力，結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量明顯減小，綜合經(jīng)濟效益顯著提高。我國齒輪制造業(yè)已普遍采用合金鋼及硬齒面、磨齒、高精度、輪齒修形等工藝方法，生產(chǎn)硬齒面齒輪。常用的表面硬化熱處理方法主要有表面淬火、滲碳淬火、氮化等。(2)鑄鋼。當齒輪的尺寸較大(大于400~600mm)而不便于鍛造時，可用鑄造方法制成鑄鋼齒坯，再進行正火處理以細化晶粒。(3)鑄鐵。低速、輕載場合的齒輪可以制成鑄鐵齒坯。當尺寸大于500mm時可制成大齒圈或輪輻式齒輪。(4)有色金屬和非金屬材料。有色金屬(如銅合金、鋁合金)用于有特殊要求的齒輪傳動。2)鋼制齒輪的熱處理方法(1)表面淬火。這種熱處理方法常用于中碳鋼和中碳合金鋼。表面淬火后，齒面硬度一般為40~55HRC。其特點是抗疲勞點蝕、抗膠合能力高，耐磨性好。由于齒心部未淬硬，齒輪仍有足夠的韌性，能承受不大的沖擊載荷。(2)滲碳淬火。這種熱處理方法常用于低碳鋼和低碳合金鋼，如20、20Cr鋼等。滲碳淬火后齒面硬度可達56~62HRC，而齒心部仍保持較高的韌性，輪齒的抗彎強度和齒面接觸強度高，耐磨性較好，常用于受沖擊載荷的重要齒輪傳動。齒輪經(jīng)滲碳淬火后，輪齒變形較大，應進行磨齒。(3)滲氮。滲氮是一種表面化學熱處理。滲氮后不需要進行其他熱處理，齒面硬度可達700~900HV。由于滲氮處理后的齒輪硬度高、工藝溫度低、變形小，故適用于內(nèi)齒輪和難以磨削的齒輪，常用于含鉻、銅、鉛等合金元素的滲氮鋼。(4)調(diào)質(zhì)。調(diào)質(zhì)一般用于中碳鋼和中碳合金鋼。調(diào)質(zhì)處理后齒面硬度一般為220~280HBS。因硬度不高，輪齒精加工可在熱處理后進行。(5)正火。正火能消除內(nèi)應力，細化晶粒，改善力學性能和切削性能。機械強度要求不高的齒輪可采用中碳鋼正火處理，大直徑的齒輪可采用鑄鋼正火處理4.1.7直齒圓柱齒輪的受力分析及強度計算1.輪齒的受力分析1)直齒圓柱齒輪的受力分析如圖4122所示為直齒圓柱齒輪的受力情況，轉(zhuǎn)矩T1由主動齒輪傳給從動齒輪。若忽略齒面間的摩擦力，輪齒間法向力Fn的方向始終沿嚙合線。法向力Fn在節(jié)點處可分解為兩個相互垂直的分力:切于分度圓的圓周力Ft和沿半徑方向的徑向力Fr。作用于主、從動輪上的各對力大小相等、方向相反。從動輪所受的圓周力Ft2是驅(qū)動力，其方向與主動輪轉(zhuǎn)向相同;主動輪Ft1所受的圓周力是阻力，其方向與主動輪轉(zhuǎn)向相反。徑向力Fr1與Fr2分別指向各輪中心(外嚙合)，如圖4123所示。2)計算載荷上面求得的各力是用齒輪傳遞的名義轉(zhuǎn)矩求得的載荷，稱為名義載荷。實際上，由于原動機及工作機的性能、齒輪制造及安裝誤差、齒輪及其支撐件變形等因素的影響，實際作用于齒輪上的載荷要比名義載荷大。因此，在計算齒輪傳動的強度時，用載荷系數(shù)K對名義載荷進行修正，名義載荷Fn與載荷系數(shù)的乘積稱為計算載荷Fnc，即2.齒輪強度計算1)齒面接觸疲勞強度計算為避免齒面發(fā)生點蝕失效，應進行齒面接觸疲勞強度計算。(1)計算依據(jù)。一對漸開線齒輪嚙合傳動，齒面接觸近似于一對圓柱體接觸傳力，輪齒在節(jié)點工作時往往是一對齒傳力，是受力較大的狀態(tài)，容易發(fā)生點蝕，如圖4124所示。所以設計時以節(jié)點處的接觸應力作為計算依據(jù)，限制節(jié)點處的接觸應力σH≤[σH]。(2)接觸疲勞強度公式。齒輪齒面的最大應力計算公式可由彈性力學中的赫茲公式推導得出，經(jīng)一系列簡化，漸開線標準直齒圓柱齒輪傳動的齒面接觸疲勞強度計算公式如下:校核公式為設計公式為2)齒根彎曲疲勞強度計算進行齒根彎曲疲勞強度計算的目的是防止輪齒疲勞折斷。(1)計算依據(jù)。根據(jù)一對輪齒嚙合時，力作用于齒頂?shù)臈l件，限制齒根危險截面拉應力邊的彎曲應力σF≤[σF]。輪齒受彎時其力學模型如懸臂梁，受力后齒根產(chǎn)生最大彎曲應力，而圓角部分又有應力集中，故齒根是彎曲強度的薄弱環(huán)節(jié)。齒根受拉應力邊裂紋易擴展，是彎曲疲勞的危險區(qū)。其危險截面可用30°切線法確定，如圖4127所示，即作與輪齒對稱線成30°角并與齒根過渡圓弧相切的兩條切線，通過兩切點并平行于齒輪軸線的截面即為輪齒危險截面。(2)齒根彎曲疲勞強度公式。如圖4127所示，作用于齒頂?shù)姆ㄏ蛄n，可分解為相互垂直的兩個分力:切向分力FncosαF使齒根產(chǎn)生彎曲應力和切應力，徑向分力FnsinαF使齒根產(chǎn)生壓應力。其中切應力和壓應力起的作用很小，疲勞裂紋往往從齒根受拉邊開始。因此，只考慮起主要作用的彎曲拉應力，并以受拉側(cè)為彎曲疲勞強度計算的依據(jù)。對切應力、壓應力以及齒根過渡曲線的應力集中效應的影響，用應力修正系數(shù)Ysa予以修正。因此齒根部分產(chǎn)生的彎曲應力最大，經(jīng)推導可得輪齒齒根彎曲疲勞強度的相關計算公式如下:校核公式為設計公式為4.1.8齒輪的結(jié)構(gòu)設計1.齒輪軸對于直徑很小的鋼制齒輪，當其為圓柱齒輪，且齒根與鍵槽底部的距離e<2.5mt(mt為端面模數(shù))時;而當其為錐齒輪，且按齒輪小端尺寸計算而得的e<1.6m(m為大端模數(shù))(如圖4130所示)時，均應將齒輪和軸做成一體，叫作齒輪軸，如圖4131所示。若e值超過上述尺寸，則齒輪與軸以分開制造較為合理。2.實體式齒輪當齒輪的齒頂圓直徑da≤200mm時，且e超過上述尺寸，可采用實體式(見圖4132)或盤式結(jié)構(gòu)(見圖4133)。這種結(jié)構(gòu)形式的齒輪常用鍛鋼制造。3.腹板式齒輪當齒輪的齒頂圓直徑da=200~500mm時，為減輕重量、節(jié)省材料，可采用腹板式結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)的齒輪多用鍛鋼制造，其各部分尺寸按經(jīng)驗公式確定，如圖4134所示。4.輪輻式齒輪當齒輪的齒頂圓直徑da>500mm時，可采用輪輻式結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)的齒輪常用鑄鋼或鑄鐵制造，其各部分尺寸按經(jīng)驗公式確定，如圖4135所示。4.1.9標準的齒輪傳動設計計算1.主要參數(shù)的選擇幾何參數(shù)的選擇對齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸和傳動質(zhì)量有很大影響，在滿足強度條件下，應合理選擇。1)傳動比ii<8時可采用一級齒輪傳動，為避免使齒輪傳動的外廓尺寸太大，推薦值為i=3~5。若總傳動比i=8~40，可分為二級傳動;若總傳動比i>40，可分為三級或三級以上傳動。2)齒輪齒數(shù)z一般設計中取z1>zmin(zmin是齒輪加工不產(chǎn)生根切現(xiàn)象的最小齒數(shù)，其具體內(nèi)容見本模塊拓展知識4)，齒數(shù)多則重合度大，傳動平穩(wěn)，且能改善傳動質(zhì)量、減少磨損。若分度圓直徑不變，增加齒數(shù)使模數(shù)減少，可以減少切齒的加工量，節(jié)約工時。但模數(shù)減少會導致輪齒的彎曲度降低。具體設計時，在保證彎曲強度足夠的前提下，宜取較多的齒數(shù)。對于閉式軟齒面齒輪傳動，按齒面接觸強度確定小齒輪直徑d1后，在滿足抗彎疲勞強度的前提下，宜選取較小的模數(shù)和較多的齒數(shù)，以增加重合度，提高傳動的平穩(wěn)性，降低齒高，減輕齒輪重量，并減少金屬切削量。對于高速齒輪傳動還可以減小齒面相對滑動，提高抗膠合能力。對于閉式硬齒面和開式齒輪傳動，承載能力主要取決于齒根彎曲疲勞強度，模數(shù)不宜太小，在滿足接觸疲勞強度的前提下，為避免傳動尺寸過大，z1應取較小值，一般取z1=17~20。配對齒輪的齒數(shù)以互質(zhì)數(shù)為好，至少不要成整數(shù)比，以使所有齒輪磨損均勻并有利于減小振動。這樣實際傳動比可能與要求的傳動比有差異，因此通常要驗算傳動比，一般情況下保證傳動比誤差在±5%以內(nèi)。3)模數(shù)模數(shù)m直接影響齒根彎曲強度，而對齒面接觸強度沒有直接影響。用于傳遞動力的齒輪，一般應使m>1.5~2mm，以防止過載時輪齒突然折斷。4)齒寬系數(shù)Ψd齒寬系數(shù)Ψd=b/d1，當d1一定時，增大齒寬系數(shù)必然加大齒寬，可提高輪齒的承載能力。但齒寬越大，載荷沿齒寬的分布越不均勻，造成偏載反而降低傳動能力，因此應合理選擇Ψd。由齒寬系數(shù)Ψd計算出的圓柱齒輪齒寬b應加以圓整。為了保證齒輪傳動有足夠的嚙合寬度，并便于安裝和補償軸向尺寸誤差，一般取小齒輪的齒寬b1=b2+(5~10)mm，大齒輪的齒寬b2=b，b為嚙合寬度。2.齒輪精度等級的選擇漸開線圓柱齒輪精度按GB/T10095.1—2008和GB/T10095.2—2008標準執(zhí)行，此標準為新標準，規(guī)定了13個精度等級，其中0~2級齒輪要求非常高，屬于未來發(fā)展級;3~5級稱為高精度等級;6~8級為最常用的中精度等級;9級為較低精度等級;10~12級為低精度等級。精度分為三個組:第Ⅰ公差組———反映運動精度;第Ⅱ公差組———反映運動平穩(wěn)性;第Ⅲ公差組———反映承載能力。允許各公差組選用不同的精度等級，兩齒輪一般取相同精度等級。齒輪精度等級應根據(jù)齒輪傳動的用途、工作條件、傳遞功率和圓周速度的大小及其他技術要求等來選擇。3.齒輪傳動設計計算的步驟齒輪傳動設計計算的步驟如下:(1)根據(jù)給定的工作條件，選取合適的齒輪材料及熱處理方法，確定齒輪的接觸疲勞許用應力和彎曲疲勞許用應力。(2)根據(jù)設計準則進行設計計算，確定齒輪小齒輪的分度圓直徑d1或模數(shù)m。(3)選擇齒輪的主要參數(shù)并計算主要幾何尺寸。(4)校核齒輪齒根彎曲疲勞強度或齒面接觸疲勞強度。(5)確定齒輪結(jié)構(gòu)尺寸，繪制齒輪工作圖。4.1.10其他齒輪傳動1.斜齒圓柱齒輪傳動1)斜齒廓曲面的形成及嚙合特點如圖4136(a)所示，直齒圓柱齒輪的齒廓實際上是指與基圓柱相切做純滾動的發(fā)生面S上一條與基圓柱軸線平行的任意直線KK'展成的漸開線曲面。當一對直齒圓柱齒輪嚙合時，輪齒的接觸線是與軸線平行的直線，如圖4136(b)所示，輪齒沿整個齒寬突然同時進入嚙合和退出嚙合，所以易引起沖擊、振動和噪聲，傳動平穩(wěn)性差。斜齒輪齒面形成的原理和直齒輪類似，所不同的是形成漸開線齒面的直線KK'與基圓軸線偏斜了一角度βb，如圖4137(a)所示，KK'線展成斜齒輪的齒廓曲面，稱為漸開線螺旋面。該曲面與任意一個以輪軸為軸線的圓柱面的交線都是螺旋線。由斜齒輪齒面的形成原理可知，在端平面上，斜齒輪與直齒輪一樣具有準確的漸開線齒形。如圖4137(b)所示，斜齒輪嚙合傳動時，齒面接觸線的長度隨嚙合位置而變化，開始時接觸線長度由短變長，然后由長變短，直至脫離嚙合，因此提高了嚙合的平穩(wěn)性。與直齒圓柱齒輪傳動相比，平行軸斜齒輪傳動具有以下特點:(1)平行軸斜齒輪傳動中齒廓接觸線是斜直線，輪齒是逐漸進入和脫離嚙合的，故工作平穩(wěn)，沖擊和噪聲小，適用于高速傳動。(2)重合度較大，有利于提高承載能力和傳動的平穩(wěn)性。(3)最少齒數(shù)小于直齒輪的最小齒數(shù)zmin。(4)在傳動中產(chǎn)生軸向力。由于斜齒輪輪齒傾斜，工作時要產(chǎn)生軸向力Fa，如圖4138(a)所示，對工作不利，因而需采用人字齒輪使軸向力抵消，如圖4138(b)所示。(5)斜齒輪不能作滑移齒輪使用。2)斜齒圓柱齒輪嚙合傳動(1)斜齒圓柱齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸。①螺旋角β。如圖4139所示，在斜齒輪分度圓柱面上螺旋線展開所成的直線與軸線的夾角β即為斜齒輪在分度圓柱上的螺旋角，簡稱斜齒輪的螺旋角。β是表示斜齒輪輪齒傾斜程度的重要參數(shù)。對直齒圓柱齒輪，可認為β=0°。當斜齒輪的螺旋角β增大時，其重合度ε也增大，傳動越平穩(wěn)，但其所產(chǎn)生的軸向力也隨著增大，所以螺旋角β的取值不能過大。一般斜齒輪取β=8°~20°，人字齒齒輪取β=25°~45°。圖4140所示為斜齒輪旋向。輪齒螺旋線方向分為左旋和右旋。判斷方向時，將齒輪軸線垂直放置，沿齒向左高右低為左旋，反之為右旋。②模數(shù)和壓力角。如圖4139所示，Pt為端面齒距，而Pn為法面齒距，Pn=Ptcosβ，因為P=πm，所以πmn=πmtcosβ，故端面模數(shù)mt和法向模數(shù)mn有如下關系:端面壓力角αt與法向壓力角αn的關系(見圖4141)為③齒頂高系數(shù)及頂隙系數(shù)。切制斜齒輪時，刀具沿齒線方向進刀，故刀具的齒形參數(shù)與輪齒的法面齒形參數(shù)相同。斜齒輪以法面參數(shù)———法面模數(shù)mn、法面壓力角αn、法面的齒頂高系數(shù)han和法面頂隙系數(shù)cn*為標準值。④斜齒輪的幾何尺寸計算。斜齒圓柱齒輪傳動在端平面上相當于直齒圓柱齒輪傳動，其幾何尺寸計算公式見表4111。(2)平行軸斜齒輪傳動的正確嚙合條件和重合度。①正確嚙合條件。平行軸斜齒輪傳動在端面上相當于一對直齒圓柱齒輪傳動，因此端面上兩齒輪的模數(shù)和壓力角應相等，從而可知，一對齒輪的法向模數(shù)和壓力角也應分別相等?？紤]到平行軸斜齒輪傳動螺旋角的關系，正確嚙合條件應為式(4124)表明，平行軸斜齒輪傳動螺旋角相等，外嚙合時旋向相反，取“-”號，內(nèi)嚙合時旋向相同，取“+”號。②重合度。由平行軸斜齒輪一對齒嚙合過程的特點可知，在計算斜齒輪重合度時，還必須考慮螺旋角β的影響。圖4142所示為兩個端面參數(shù)(齒數(shù)、模數(shù)、壓力角、齒頂高系數(shù)及頂隙系數(shù))完全相同的標準直齒輪和標準斜齒輪的分度圓柱面(節(jié)圓柱面)展開圖。由于直齒輪接觸線為與齒寬相當?shù)闹本€，從B點開始嚙入，從B'點嚙出，工作區(qū)長度為BB';斜齒輪接觸線，由A點嚙入，接觸線逐漸增大，至A'點嚙出，比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個弧f=btanβ，因此平行軸斜齒輪傳動的重合度為端面重合度和縱向重合度之和。平行軸斜齒輪的重合度隨螺旋角β和齒寬b的增大而增大，其值可以達到很大。工程設計中常根據(jù)齒數(shù)和z1+z2以及螺旋角β查表求取重合度。③斜齒輪的當量齒數(shù)。用仿形法加工斜齒輪時，盤狀銑刀是沿螺旋線方向切齒的。因此，刀具需按斜齒輪的法向齒形來選擇。如圖4143所示，用法截面截斜齒輪的分度圓柱得到一橢圓，橢圓短半軸頂點C處被切齒槽兩側(cè)為與標準刀具一致的標準漸開線齒形。工程中為計算方便，特引入當量齒輪的概念。當量齒輪是指按C處曲率半徑ρc為分度圓半徑rv，以mn、αn為標準齒形的假想直齒輪。當量齒數(shù)zv由下式求得用仿形法加工時，應按當量齒數(shù)選擇銑刀號碼;強度計算時，可按一對當量直齒輪傳動近似計算一對斜齒輪傳動;在計算標準斜齒輪不發(fā)生根切的齒數(shù)時，可按下式求得顯然，斜齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)小于17，斜齒輪可以得到比直齒輪更為緊湊的結(jié)構(gòu)。(3)斜齒輪圓柱齒輪傳動的承載能力計算。①受力分析。圖4144(a)所示為斜齒圓柱齒輪傳動的受力情況。忽略摩擦力，作用在輪齒上法向力Fn(垂直于齒廓)可分解為相互垂直的三個分力，即圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa，各分力大小的計算公式為如圖4145所示，圓周力的方向在主動輪上與其回轉(zhuǎn)方向相反，在從動輪上與其回轉(zhuǎn)方向相同;徑向力的方向都分別指向回轉(zhuǎn)中心;軸向力的方向取決于齒輪的回轉(zhuǎn)方向和輪齒的旋向，可根據(jù)左手定則和右手定則來判定。主動輪左旋用左手，右旋用右手，環(huán)握齒輪軸線，四指表示主動輪的回轉(zhuǎn)方向，拇指的指向即為主動輪上的軸向力方向，如圖4146所示。②強度計算。斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算方法與直齒圓柱齒輪相似，但受力是按輪齒的法向進行的。由于斜齒輪嚙合時，齒面接觸線傾斜以及傳動重合度增大等因素的影響，使斜齒輪的接觸應力和彎曲應力降級，承載能力比直齒輪強。2.直齒錐齒輪傳動1)圓錐齒輪傳動概述圓錐齒輪機構(gòu)用于相交軸之間的傳動，兩軸的交角Σ(δ1+δ2)由傳動要求確定，可為任意值，Σ=90°的圓錐齒輪傳動應用最廣泛，如圖4147所示。由于圓錐齒輪的輪齒分布在圓錐面上，因此齒形從大端到小端逐漸縮小。一對圓錐齒輪傳動時，兩個節(jié)圓錐做純滾動，與圓柱齒輪相似，圓錐齒輪也有基圓錐、分度圓錐、齒頂圓錐和齒根圓錐。正確安裝的標準圓錐齒輪傳動，其節(jié)圓錐與分度圓錐重合。圓錐齒輪的輪齒有直齒、斜齒和曲齒等類型，直齒圓錐齒輪因加工相對簡單，應用較多，適用于低速、輕載的場合;曲齒圓錐齒輪設計制造較復雜，但因傳動平穩(wěn)，承載能力強，常用于高速、重載的場合;斜齒圓錐齒輪目前已很少使用。設δ1、δ2為兩輪的錐頂半角，δ1+δ2=90°，大端分度圓錐直徑為r1、r2，齒數(shù)分別為z1、z2。兩齒輪的傳動比為2)圓錐齒輪嚙合傳動(1)直齒錐齒輪的基本參數(shù)及幾何尺寸。①基本參數(shù)。為了便于計算和測量，圓錐齒輪的參數(shù)和幾何尺寸均以大端為準。標準直齒錐齒輪的基本參數(shù)有m、z、α、δ、ha*和c*，我國規(guī)定了圓錐齒輪大端模數(shù)的標準系列，大端壓力角為α=20°，齒頂高系數(shù)ha*=1，頂隙系數(shù)c*=0.2。②幾何尺寸。圖4148所示為兩軸交角Σ=90°的標準直齒圓錐齒輪傳動，它的各部分名稱及幾何尺寸的計算公式如表4113所示。③正確嚙合條件。直齒圓錐齒輪的正確嚙合條件由當量圓柱齒輪的正確嚙合條件得到，即兩齒輪的大端模數(shù)和壓力角分別相等，即有m1=m2=m，α1=α2=α。(2)當量齒輪與當量齒數(shù)。直齒圓錐齒輪齒廓曲線是一條空間球面漸開線，其形成過程與圓柱齒輪類似。不同的是，圓錐齒輪的齒面是發(fā)生面在基圓錐上作純滾動時，其上直線KK'所展開的漸開線曲面AA'K'K，如圖4149所示。因直線上任一點在空間所形成的漸開線距錐頂?shù)木嚯x不變，故稱為球面漸開線。由于球面無法展開成平面，使得圓錐齒輪設計和制造存在很大的困難，因此，實際上的圓錐齒輪是采用近似的方法來進行設計和制造的。圖4150所示為一具有球面漸開線齒廓的直齒圓錐齒輪，過分度圓錐上的點A作球面的切線AO1，與分度圓錐的軸線交于O1點。以OO1為軸，O1A為母線作一圓錐體，此圓錐面稱為背錐。背錐母線與分度圓錐上的切線的交點a'、b'與球面漸開線上的a、b點非常接近，即背錐上的齒廓曲線和齒輪的球面漸開線很接近。由于背錐可展成平面，其上面的平面漸開線齒廓可代替直齒圓錐齒輪的球面漸開線。將展開背錐所形成的扇形齒輪(見圖4151)補足成完整的齒輪，即為直齒圓錐齒輪的當量齒輪，當量齒輪的齒數(shù)稱為當量齒數(shù)，即由以上可知圓錐齒輪不發(fā)生切齒干涉的最小齒數(shù)為zmin=zvmin·cosδ=17cosδ<17(3)直齒錐齒輪傳動的承載能力。①直齒錐齒輪的受力分析。圖4152所示為直齒錐齒輪傳動主動輪上的受力情況。若忽略接觸面上摩擦力的影響，輪齒上作用力為集中在分度圓錐平均直徑dm1處的法向力Fn，F(xiàn)n可分解成三個互相垂直的分力，即圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa，計算公式為公式中平均分度圓直徑dm1可根據(jù)錐齒輪分度圓直徑d1、錐距R和齒寬b來確定，即圓周力Ft和徑向力Fr的方向判定方法與直齒圓柱齒輪相同，兩齒輪軸向力Fa的方向都是沿著各自的軸線方向并指向輪齒的大端。值得注意的是:主動輪上的軸向力Fa1與從動輪上的徑向力Fr2大小相等方向相反，主動輪上的徑向力Fr1與從動輪上的軸向力Fa2大小相等方向相反，即②強度計算?！X面接觸疲勞強度計算。校核公式:設計公式:·齒面彎曲疲勞強度計算。校核公式:設計公式:3.蝸桿傳動1)蝸桿傳動機構(gòu)概述(1)蝸桿傳動的組成。蝸桿傳動主要由蝸桿和蝸輪組成，如圖4153所示，主要用于傳遞空間交錯的兩軸之間的運動和動力，通常軸間交角為90°。一般情況下，蝸桿為主動件，蝸輪為從動件。(2)蝸桿傳動的特點。①傳動平穩(wěn)。因蝸桿的齒是一條連續(xù)的螺旋線，傳動連續(xù)，因此它的傳動平穩(wěn)，噪聲小。②傳動比大。單級蝸桿傳動在傳遞動力時，傳動比i=5~80，常用的為i=15~50。分度傳動時i可達1000，與齒輪傳動相比則結(jié)構(gòu)緊湊。③具有自鎖性。當蝸桿的導程角小于輪齒間的當量摩擦角時，可實現(xiàn)自鎖。即蝸桿能帶動蝸輪旋轉(zhuǎn)，而蝸輪不能帶動蝸桿。④傳動效率低。蝸桿傳動由于齒面間相對滑動速度大，齒面摩擦嚴重，故在制造精度和傳動比相同的條件下，蝸桿傳動的效率比齒輪傳動低，一般只有0.7~0.8。具有自鎖功能的蝸桿機構(gòu)，效率則一般不大于0.5。⑤制造成本高。為了降低摩擦，減小磨損，提高齒面抗膠合能力，蝸輪齒圈常用貴重的銅合金制造，成本較高。(3)蝸桿傳動的類型。蝸桿傳動按照蝸桿的形狀不同，可分為圓柱蝸桿傳動(見圖4154(a))、環(huán)面蝸桿傳動(見圖4154(b))和圓弧齒蝸桿傳動(見圖4154(c))。圓柱蝸桿機構(gòu)又可按螺旋面的形狀，分為阿基米德蝸桿機構(gòu)和漸開線蝸桿機構(gòu)等。圓柱蝸桿機構(gòu)加工方便，環(huán)面蝸桿機構(gòu)承載能力較強。2)蝸桿傳動機構(gòu)的基本參數(shù)(1)蝸桿機構(gòu)的正確嚙合條件。①中間平面。我們將通過蝸桿軸線并與蝸輪軸線垂直的平面定義為中間平面，如圖4155所示。在此平面內(nèi)，蝸桿傳動相當于齒輪齒條傳動。因此這個平面內(nèi)的參數(shù)均是標準值，計算公式與圓柱齒輪相同。②正確嚙合條件。根據(jù)齒輪齒條的正確嚙合條件，蝸桿軸平面上的軸面模數(shù)mx1等于蝸輪的端面模數(shù)mt2;蝸桿軸平面上的軸面壓力角αx1等于蝸輪的端面壓力角αt2;蝸桿導程角γ等于蝸輪螺旋角β，且旋向相同，即(2)蝸桿傳動的基本參數(shù)和幾何尺寸。①模數(shù)m和壓力角α。通過蝸桿軸線并垂直蝸輪軸線的平面稱中間平面，如圖4155所示。在中間平面上，蝸桿與蝸輪的嚙合相當于齒條和齒輪嚙合。阿基米德蝸桿傳動中間平面上的齒廓為直線，夾角為2α=40°。蝸輪在中間平面上的齒廓為漸開線，壓力角α=20°。顯然，蝸桿軸向齒距px1(相當于螺紋螺距)應等于蝸輪端面齒距pt2，因而蝸桿軸向模數(shù)mx1必等于蝸輪端面模數(shù)mt2;蝸桿軸向壓力角αx1必等于蝸輪端面壓力角αt2，即mx1=mt2=m，αx1=αt2=α。標準規(guī)定壓力角α=20°。②蝸桿分度圓直徑d1和蝸桿直徑系數(shù)q。加工蝸輪時，使用的是與蝸桿具有相同尺寸的滾刀，因此加工不同尺寸的蝸輪，就需要不同的滾刀。為限制滾刀的數(shù)量，并使?jié)L刀標準化，對每一標準模數(shù)，規(guī)定了一定數(shù)量的蝸桿分度圓直徑d1。蝸桿分度圓直徑與模數(shù)的比值稱為蝸桿直徑系數(shù)，用q表示，即模數(shù)一定時，q值增大則蝸桿的直徑d1增大、剛度提高。因此，為保證蝸桿有足夠的剛度，小模數(shù)蝸桿的q值一般較大。③蝸桿導程角γ。④蝸桿頭數(shù)z1及蝸輪齒數(shù)z2。蝸桿頭數(shù)z1一般取1、2、4。頭數(shù)z1增大，可以提高傳動效率，但加工制造難度增加。蝸輪齒數(shù)一般取z2=28~80。若z2<28，傳動的平穩(wěn)性會下降，且易產(chǎn)生根切;若z2過大，蝸輪的直徑d2增大，與之相應的蝸桿長度增加、剛度降低，從而影響嚙合的精度。通常蝸輪齒數(shù)按傳動比來確定。⑤傳動比i。⑥蝸桿傳動幾何尺寸計算。蝸桿與蝸輪傳動幾何尺寸計算公式如表4116所示。(3)蝸桿傳動的結(jié)構(gòu)。①蝸桿的結(jié)構(gòu)。如圖4156所示，一般將蝸桿和軸做成一體，稱為蝸桿軸。②蝸輪的結(jié)構(gòu)。蝸輪的結(jié)構(gòu)如圖4157所示，一般為組合式結(jié)構(gòu)，齒圈用青銅，輪芯用鑄鐵或鋼。3)蝸桿傳動的強度計算(1)蝸桿傳動的失效形式和設計準則。在蝸桿傳動中，由于材料和結(jié)構(gòu)上的原因，蝸桿螺旋部分的強度總是高于蝸輪輪齒強度，所以失效常發(fā)生在蝸輪輪齒上。由于蝸桿傳動中的相對速度較大，效率低，發(fā)熱量大，因此蝸桿傳動的主要失效形式是蝸輪齒面膠合、點蝕及磨損。對閉式蝸桿傳動，通常是先按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲強度進行校核。對于開式蝸桿傳動，則通常只需按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算。此外，閉式蝸桿傳動由于散熱困難，還應進行熱平衡計算。(2)蝸桿、蝸輪的常用材料。蝸桿材料一般用碳鋼或合金鋼制成。為了提高其耐磨性，通常要求蝸桿淬火后磨削或拋光。錫青銅具有良好的耐磨性和抗膠合能力，但抗點蝕能力低，價格較高，用于滑動速度v2>5m/s的重要傳動。鋁鐵青銅、錳青銅等機械強度高，價格低，但耐磨性和抗膠合能力稍差，適用于v2≤5m/s的場合。對于v2≤2m/s，對效率要求也不高的蝸桿傳動，蝸輪材料可用灰鑄鐵。(3)蝸桿傳動的受力分析。蝸桿傳動的受力分析與斜齒輪傳動相似。通常不考慮摩擦力的影響。蝸桿傳動時，齒面間相互作用的法向力Fn可分解為三個相互垂直的分力:切向力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa，如圖4158所示。蝸桿、蝸輪所受各分力的大小和相互關系如下:蝸桿、蝸輪上各分力方向的判定方法如下:對主動件蝸桿，切向力方向與其運動方向相反;對從動件蝸輪，切向力方向與其受力點運動方向相同。徑向力各自指向輪心。而蝸桿軸向力的方向則與蝸桿轉(zhuǎn)向和螺旋線旋向有關，用左(右)手定則來判定比較方便:右旋蝸桿用右手，左旋蝸桿用左手，四指順著蝸桿轉(zhuǎn)動方向，拇指所指方向即為蝸桿軸向力Fa1的方向。蝸桿軸向力Fa1的反方向即蝸輪的切向力Ft2的方向。(4)蝸桿傳動的強度計算。①蝸輪齒面接觸疲勞強度計算。蝸輪齒面接觸疲勞強度的計算主要是為了防止齒面產(chǎn)生點蝕。鋼蝸桿與青銅或灰鑄鐵蝸輪配對時，齒面接觸疲勞強度公式如下:校核公式為設計公式為②蝸輪輪齒彎曲疲勞強度計算。對于閉式蝸桿傳動，輪齒彎曲折斷的情況較少出現(xiàn)，通常僅在蝸輪齒數(shù)較多(z2>80~100)時才進行輪齒彎曲疲勞強度計算。對于開式傳動，則按蝸輪輪齒的彎曲疲勞強度進行設計。4)蝸桿傳動的散熱(1)蝸桿傳動的熱平衡計算。蝸桿傳動由于相對滑動速度大、效率低，因而工作時發(fā)熱量大，在閉式傳動中，如果不及時散熱，將使?jié)櫥蜏囟壬?、黏度降低，油被擠出，加劇齒面磨損甚至引起膠合。因此，對閉式蝸桿傳動要進行熱平衡計算，以便在油的工作溫度超過許可值時，采取有效的散熱方法。由摩擦損耗的功率變?yōu)闊崮?，借助箱體外壁散熱，當發(fā)熱速度與散熱速度相等時，就達到了熱平衡。通過熱平衡方程，可求出達到熱平衡時潤滑油的溫度。該溫度一般限制在60~70℃，最高不超過80℃。熱平衡方程為由熱平衡方程得出潤滑油的工作溫度t1為也可以由熱平衡方程得出該傳動裝置所必需的最小散熱面積Amin:(2)蝸桿傳動機構(gòu)的散熱。蝸桿傳動機構(gòu)的散熱目的是保證油的溫度在安全范圍內(nèi)，以提高傳動能力。常用下面幾種散熱措施:①在箱體外壁加散熱片以增大散熱面積。②在蝸桿軸上裝置風扇(見圖4159(a))。③采用上述方法后，如散熱能力還不夠，可在箱體油池內(nèi)鋪設冷卻水管，用循環(huán)水冷卻(見圖4159(b))。④采用壓力噴油循環(huán)潤滑。油泵將高溫的潤滑油抽到箱體外，經(jīng)過濾器、冷卻器冷卻后，噴射到傳動的嚙合部位(見圖4159(c))。4.齒輪輪齒的加工方法1)齒輪輪齒的加工方法加工漸開線齒輪的方法分為仿形法和范成法兩類。(1)仿形法。仿形法是指刀具在通過其軸線的平面內(nèi)，刀刃的形狀和被切齒輪齒間形狀相同。一般采用盤狀銑刀和指狀銑刀切制齒輪，如圖4160(a)、(b)所示。切制時，銑刀轉(zhuǎn)動，同時毛坯沿其軸線移動一個行程，這樣就切出一個齒間。然后毛坯退回原來位置，將毛坯轉(zhuǎn)過360°/z，再繼續(xù)切制，直到切出全部齒間。由于漸開線形狀取決于基圓大小，而基圓直徑db=mzcosα，故齒廓形狀與模數(shù)、齒數(shù)、壓力角有關。理論上，模數(shù)和壓力角相同，不同齒數(shù)的齒輪，應采用不同的刀具，這在實際中是不可能的。通常每種刀具加工一定范圍的齒數(shù)，以適應加工不同齒數(shù)齒輪的需要。為減少銑刀的品種、數(shù)量，生產(chǎn)中當加工模數(shù)m、壓力角α相同的齒輪時，對一定齒數(shù)范圍的齒輪，一般配備一組刀具(8把或15把)。如表4120所示為8把一組各號銑刀切制齒輪的齒數(shù)范圍。由于一把銑刀加工集中齒數(shù)的齒輪，其加工出的齒輪齒廓是有一定誤差的，因此，用仿形法加工的精度較低，又因切齒不能連續(xù)進行，故生產(chǎn)率低，不易成批生產(chǎn)，但加工方法簡單，普通銑床就可銑齒，不需專用機床，適用于單件生產(chǎn)及精度要求不高的齒輪加工。(2)范成法。范成法(又稱展成法或包絡法)是利用一對齒輪無側(cè)隙嚙合時兩輪的齒廓互為包絡線的原理加工齒輪的。加工時刀具與齒坯的運動就像一對互相嚙合的齒輪，最后刀具將齒坯切出漸開線齒廓。范成法切制齒輪常用的刀具有三種:①齒輪插刀。這種刀具是一個齒廓為刀刃的外齒輪，如圖4161(a)所示。②齒條插刀。這種刀具是一個齒廓為刀刃的齒條，如圖4161(b)所示。③齒輪滾刀。用以上兩種刀具加工齒輪，其切削是不連續(xù)的，不僅影響生產(chǎn)率的提高，還限制了加工精度。因此，在生產(chǎn)中更廣泛地采用齒輪滾刀來切制齒輪。如圖4161(c)所示為用齒輪滾刀切制齒輪的情況。用范成法加工齒輪時，所需刀具數(shù)量少，用一把刀可以加工出模數(shù)、壓力角相同的所有齒數(shù)的齒輪，加工精度高。而滾齒屬于連續(xù)加工，生產(chǎn)率高，但必須在專門設備上進行切齒，適用于批量生產(chǎn)。2)根切現(xiàn)象及最少齒數(shù)(1)根切現(xiàn)象。用展成法切削標準齒輪時，如果齒輪的齒數(shù)過少，刀具的齒頂線或齒頂圓超過被切齒輪的極限點N時(見圖4163)，則刀具的齒頂會將被切齒輪的漸開線齒廓根部的一部分切掉，這種現(xiàn)象稱為根切，如圖4164所示。被根切的輪齒不僅削弱了輪齒的抗彎強度，影響了輪齒的承載能力，而且使一對輪齒的嚙合過程縮短，重合度下降，傳動平穩(wěn)性變差。為保證齒輪的傳動質(zhì)量，一般不允許齒輪出現(xiàn)根切現(xiàn)象。(2)最小齒數(shù)。如圖4165所示，為避免根切，要求刀具的齒頂線在N1點之下，而為此應滿足下列不等式:而在△PN1O1中，有在△PBB'中，有將式(4149)、式(4150)代入式(4148)可得所以，不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)為5.齒輪傳動的潤滑與維護1)齒輪傳動的潤滑齒輪傳動時，相嚙合的齒面間有相對滑動，因此就要發(fā)生摩擦和磨損，增加動力消耗，降低傳動效率，特別是高速傳動，就更需要考慮齒輪的潤滑。在輪齒嚙合面間加注潤滑劑，可以避免金屬直接接觸，減少摩擦損失，還可以散熱及防銹蝕。因此，對齒輪傳動進行適當?shù)臐櫥?，可以大大改善齒輪的工作狀況，且保持運轉(zhuǎn)正常及預期的壽命。(1)齒輪傳動的潤滑方式。①開式及半開式齒輪傳動，或速度較低的閉式齒輪傳動，通常用人工周期性加油潤滑，所用潤滑劑為潤滑油或潤滑脂。②通用閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪圓周速度大小而定。當齒輪圓周速度v<12m/s時，常將大齒輪輪齒浸入油池進行浸油潤滑，如圖4166(a)所示。齒輪浸入油中的深度可視齒輪圓周速度大小而定，對圓柱齒輪通常不宜超過一個齒高，但一般不小于10mm;對圓錐齒輪應浸入全齒寬，至少應浸入齒寬的一半。在多級齒輪傳動中，對于未浸入油池內(nèi)的齒輪，可借帶油輪將油帶到未進入油池內(nèi)的齒輪的齒面上，如圖4166(b)所示。浸油齒輪可將油甩到齒輪箱壁上，有利于散熱。當齒輪的圓周速度v>12m/s時，應采用噴油潤滑，如圖4166(c)所示，即由油泵或中心油站以一定的壓力供油，借噴嘴將潤滑油噴到輪齒的嚙合面上。當v≤25m/s時，噴嘴位于輪齒嚙入邊或嚙出邊均可;當v>25m/s時，噴嘴應位于輪齒嚙出的一邊，以便借潤滑油及時冷卻剛嚙合過的輪齒，同時亦對輪齒進行潤滑。(2)潤滑劑的選擇。齒輪傳動常用的潤滑劑為潤滑油或潤滑脂。選用時，應根據(jù)齒輪的工作情況(轉(zhuǎn)速高低、載荷大小、環(huán)境溫度等)，在表4121中選擇潤滑劑的黏度和牌號。2)齒輪傳動的維護正常維護是保證齒輪傳動正常工作、延長齒輪使用壽命的必要條件。日常維護工作主要有以下內(nèi)容。(1)安裝與跑合。(2)檢查齒面接觸情況。(3)保證正常潤滑。(4)監(jiān)控運轉(zhuǎn)狀態(tài)。(5)裝防護罩。任務二臺式鉆床中普通V帶傳動的設計任務情境鉆床指用鉆頭在工件上加工孔的機床，通常鉆頭的旋轉(zhuǎn)為主運動，鉆頭軸向移動為進給運動。鉆床結(jié)構(gòu)簡單，加工精度相對較低，可鉆通孔和盲孔，更換特殊刀具，可進行擴孔、锪孔、鉸孔或攻絲等加工。鉆床工作時，電機做動力輸出，通過塔式皮帶輪，經(jīng)過變速傳遞給主軸，主軸帶動鉆頭移動并旋轉(zhuǎn)，完成對孔加工。其結(jié)構(gòu)如圖421所示。任務提出與任務分析1.任務提出設計臺式鉆床中的V帶傳動。已知其原動機為Y801—4型三相異步電動機，額定功率P=0.55kW，轉(zhuǎn)速n1=1390r/min，傳動比i12=4，每天工作8h，系統(tǒng)的安裝布置要求傳動中心距a≤500mm。2.任務分析要設計普通V帶的傳動，首先要了解V帶的結(jié)構(gòu)和標準、帶在工作過程中的受力情況和運動速度，才能正確選擇V帶的型號、根數(shù)和基準長度;其次要了解帶輪的材料及結(jié)構(gòu)。這樣才能設計出滿足工作要求的V帶傳動。相關知識4.2.1帶傳動概述1.帶傳動的工作原理和類型帶傳動一般是由主動帶輪、從動帶輪、緊套在兩輪上的傳動帶及機架組成的。如圖422所示為摩擦型帶傳動，工作時原動機驅(qū)動主動帶輪1轉(zhuǎn)動，由于帶與帶輪之間摩擦力的作用，使從動帶輪2一起轉(zhuǎn)動，從而實現(xiàn)運動動力的傳遞。根據(jù)工作原理不同，帶傳動可分為摩擦帶傳動和嚙合帶傳動兩類。1)摩擦帶傳動摩擦帶傳動是依靠帶與帶輪之間的摩擦力傳遞運動的。按帶的橫截面形狀不同可分為以下四種類型。(1)平帶傳動。平帶的橫截面為扁平矩形(見圖423(a))，內(nèi)表面與輪緣接觸為工作面。常用的平帶有普通平帶(膠帆布帶)、皮革平帶和棉布帶等，在高速傳動中常使用麻織帶和絲織帶。其中以普通平帶應用最廣。平帶可適用于平行軸交叉?zhèn)鲃雍徒诲e軸的半交叉?zhèn)鲃印?2)V帶傳動。V帶的橫截面為梯形(見圖423(b))，工作時帶的兩側(cè)面是工作面，與帶輪的環(huán)槽側(cè)面接觸，屬于楔面摩擦傳動。在相同的帶張緊程度下，V帶傳動的摩擦力要比平帶傳動約大70%，其承載能力因而比平帶傳動高。在一般的機械傳動中，V帶傳動現(xiàn)已取代了平帶傳動而成為常用的帶傳動裝置。(3)多楔帶傳動。多楔帶是若干個V帶的組合(見圖423(c))，可避免多根V帶長度不等、傳力不均的缺點。多楔帶傳動中帶的截面形狀為多楔形，其工作面為楔的側(cè)面，它具有平帶的柔軟及V帶摩擦力大的特點。(4)圓帶傳動。圓帶傳動中帶的截面形狀為圓形(見圖423(d))，常用皮革或棉繩制成，其傳動能力小，主要用于v<15m/s，i=0.5~3的小功率傳動，如儀器和家用器械中。2)嚙合帶傳動嚙合帶傳動依靠帶輪上的齒與帶上的齒或孔嚙合傳遞運動。嚙合帶傳動有兩種類型，如圖424所示。(1)同步齒形帶傳動:利用帶的齒與帶輪上的齒相嚙合傳遞運動和動力，帶與帶輪間為嚙合傳動而沒有相對滑動，可保持主、從動輪線速度同步(見圖424(a))。(2)齒孔帶傳動:帶上的孔與輪上的齒相嚙合，同樣可避免帶與帶輪之間的相對滑動，使主、從動輪保持同步運動(見圖424(b))。2.帶傳動的特點(1)帶有良好的撓性，能吸收振動，緩和沖擊，傳動平穩(wěn)，噪音小。(2)當帶傳動過載時，帶在帶輪上打滑，可防止其他機件損壞，從而起到保護作用。(3)帶傳動允許有較大的中心距，結(jié)構(gòu)簡單，制造、安裝和維護較方便，且成本低廉。(4)帶與帶輪之間存在一定的彈性滑動，故不能保證恒定的傳動比，傳動精度和傳動效率較低。(5)由于帶傳動的傳動效率較低，因此帶的壽命一般較短，需經(jīng)常更換。而且?guī)鲃硬灰嗽谝兹家妆瑘龊舷鹿ぷ鳌?.帶傳動的張緊、安裝與維護1)帶傳動的張緊裝置V帶傳動工作一段時間后就會由于塑性變形而松弛，使初拉力減小，傳動能力下降，這時必須重新張緊。常用的張緊方式可分為調(diào)整中心距方式與張緊輪方式兩類。(1)調(diào)整中心距。①定期張緊。定期調(diào)整中心距以恢復張緊力，常見的有滑道式和擺架式兩種，如圖425所示，一般通過調(diào)節(jié)螺釘來調(diào)節(jié)中心距?；朗竭m用于水平傳動或傾斜不大的傳動場合。②自動張緊。把電動機裝在如圖426所示的搖擺架上，利用電動機的自重張緊傳動帶，通過載荷的大小自動調(diào)節(jié)張緊力。(2)張緊輪方式。若帶輪傳動的軸間距不可調(diào)整，可采用張緊輪裝置。張緊輪一般放在松邊的內(nèi)側(cè)，使帶只受單向彎曲，同時張緊輪還應盡量靠近大輪，以免過分影響帶在小輪上的包角。張緊輪的輪槽尺寸與帶輪的相同，且直徑小于小帶輪的直徑。若設置在外側(cè)，則應使其靠近小輪，這樣可以增加小帶輪的包角，提高帶的疲勞強度。①調(diào)位式內(nèi)張緊輪裝置如圖427(a)所示。②擺錘式內(nèi)張緊輪裝置如圖427(b)所示。2)帶傳動的安裝(1)帶輪的安裝。平行軸傳動時，各帶輪的軸線必須保持規(guī)定的平行度。兩帶輪輪槽的對稱平面應重合，其偏移誤差應小于20'。否則會加速帶的磨損，降低帶的使用壽命。(2)傳動帶的安裝:①通常應通過調(diào)整各輪中心距的方式來安裝帶和張緊帶，切忌硬將傳動帶從帶輪上拔下扳上，嚴禁用撬棍等工具將帶強行撬入或撬出帶輪。②同組使用的V帶應型號相同，避免新舊帶混合使用。因為舊帶已有一定的永久變形，混合使用新舊帶會加速新帶的損壞。③安裝時，應按規(guī)定的初拉力張緊，對于中等中心距的帶傳動，也可憑經(jīng)驗張緊，帶的張緊程度以大拇指能將帶按下15mm為宜。新帶使用前，最好預先拉緊一段時間后再使用。④保持帶清潔，不宜在陽光下暴曬，避免老化;為保證安全生產(chǎn)，帶傳動應設置防護罩。⑤帶傳動工作一段時間后，會產(chǎn)生永久變形，導致張緊力減小，因此要重新調(diào)整張緊力。3)帶傳動的維護帶傳動的維護要點如下:(1)帶傳動裝置外面應加保護罩，以確保安全，防止帶與酸、堿或油接觸而腐蝕傳動帶。(2)帶傳動不需潤滑，禁止往帶上加潤滑油或潤滑脂，應及時清理帶輪槽內(nèi)及傳動帶上的油污。(3)應定期檢查傳動帶，如有一根松弛或損壞則應全部更換新帶。(4)帶傳動的工作溫度不應超過60℃。(5)如果帶傳動裝置閑置，應將傳動帶放松。4.2.2V帶的結(jié)構(gòu)和尺寸標準V帶按結(jié)構(gòu)特點和用途不同分為普通V帶、窄V帶、寬V帶、汽車V帶和大楔角V帶等，其中以普通V帶和窄V帶應用較廣，本單元主要討論普通V帶傳動。標準V帶都制成無接頭的環(huán)形，其橫截面由包布、頂膠、抗拉體(承載層)和底膠構(gòu)成，如圖429所示。強力層的結(jié)構(gòu)形式有簾布結(jié)構(gòu)(由膠簾布組成)和線繩結(jié)構(gòu)(由膠線繩組成)兩種，如圖429(a)、(b)所示。簾布結(jié)構(gòu)抗拉強度高，但柔韌性及抗彎強度不如線繩結(jié)構(gòu)好，適用于載荷較大的傳動。線繩結(jié)構(gòu)V帶適用于轉(zhuǎn)速高、帶輪直徑較小的場合。V帶和V帶輪有兩種尺寸制，即基準寬度制和有效寬度制，我國生產(chǎn)的普通V帶的尺寸采用基準寬度制，普通V帶的尺寸已標準化，根據(jù)GB/T11544—2012規(guī)定，普通V帶按截面尺寸由小到大分為Y、Z、A、B、C、D、E七種型號。V帶在規(guī)定張緊力下彎繞在帶輪上時外層受拉伸變長，內(nèi)層受壓縮變短，兩層之間存在一長度不變的中性層，沿中性層形成的面稱為節(jié)面。節(jié)面的寬度稱為節(jié)寬bp，如圖4210所示。普通V帶的截面高度h與其節(jié)寬bp的比值為0.7。對于V帶輪，標準規(guī)定V帶在規(guī)定的張緊力下安裝在V帶輪上，與所配用V帶的節(jié)面寬度bp相等處所對應的帶輪直徑稱為帶輪的基準直徑，用dd表示。V帶在規(guī)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，V帶的基準長度Ld已標準化。4.2.3V帶輪的結(jié)構(gòu)及材料的選擇1.V帶輪的結(jié)構(gòu)1)V帶輪的設計要求對于V帶輪設計的主要要求是:①質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)工藝性好;②無過大的鑄造內(nèi)應力;③質(zhì)量分布較均勻，轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡試驗;④輪槽工作面粗糙度要合適，以減少帶磨損;⑤輪槽尺寸和槽面角保持一定的精度。2)V帶輪的結(jié)構(gòu)V帶輪的結(jié)構(gòu)一般由輪緣、輪轂、輪輻等部分組成。輪緣是帶輪具有輪槽的部分。輪槽形狀和尺寸與相應型號的帶截面尺寸相適應，并規(guī)定梯形輪槽的槽角φ為32°、34°、36°和38°共四種，都小于V帶兩側(cè)面的夾角40°。這是由于帶在帶輪上彎曲時，截面變形將其使夾角變小，為了使膠帶能緊貼輪槽兩側(cè)。V帶輪按輪輻結(jié)構(gòu)不同分為四種類型:實心式、腹板式、孔板式和輪輻式，如圖4211所示。2.帶輪的材料帶輪材料常采用鑄鐵、鋼、鋁合金或工程塑料，灰鑄鐵應用最為廣泛。當帶速v≤25m/s時，采用HT150;v=25~30m/s時采用HT200;v>35m/s時可采用鑄鋼、鍛鋼或鋼板沖壓后焊接。傳遞功率較小時，帶輪的材料可采用鋁合金或工程塑料。4.2.4V帶傳動工作能力分析1.V帶傳動的受力分析為保證帶傳動正常工作，傳動帶必須以一定的張緊力套在帶輪上。當傳動帶靜止時，帶兩邊承受相等的拉力，稱為初拉力F0，如圖4212(a)所示。當傳動帶負載傳動時，由于帶與帶輪接觸面之間摩擦力的作用，帶兩邊的拉力不再相等，帶上繞入主動輪的一邊被拉緊，拉力由F0增大到F1，該邊稱為緊邊，另一邊被放松，拉力由F0減小到F2，該邊稱為松邊，如圖4212(b)所示。如果近似地認為工作前后膠帶總長不變，則帶的緊邊拉力增量應等于松邊拉力的減少量，即F1-F0=F0-F2，亦即初拉力緊邊與松邊拉力的差值F稱為帶傳動的有效拉力，同時也是帶傳遞的有效圓周力，此力也等于帶和帶輪整個接觸面上的摩擦力的總和，即帶傳動所傳遞的功率為在一定條件下當摩擦力達到極限值時，帶的緊邊拉力F1與松邊拉力F2之間的關系可用柔韌體摩擦的歐拉公式表示，即由式(421)、式(422)和式(424)可得到帶所能傳遞的最大有效拉力Fmax為由上式可知，帶所傳遞的圓周力與下列因素有關:(1)初拉力F0。F與F0成正比，增大初拉力F0，帶與帶輪間正壓力增大，則傳動時產(chǎn)生的摩擦力就越大，故F越大。但F0過大會加劇帶的磨損，致使帶輪過快松弛，縮短帶的工作壽命。(2)當量摩擦系數(shù)f。f越大，摩擦力就越大，F(xiàn)就越大。與平帶相比，V帶的當量摩擦系數(shù)f較大，所以V帶傳遞能力遠高于平帶。(3)包角α。帶傳動與帶輪的接觸弧所對應的圓周角稱為包角，用α表示。它是帶傳動的一個重要參數(shù)。在相同的條件下，包角越大，傳動帶的摩擦力和能傳遞的功率也越大。由于大帶輪的包角α2大于小帶輪的包角α1，故打滑首先在小帶輪上發(fā)生，所以只需考慮小帶輪的包角α1，一般要求α1≥120°。2.V帶傳動的應力分析帶傳動工作時，在帶的橫截面上存在三種應力:由拉力產(chǎn)生的拉應力σ、由離心力產(chǎn)生的離心應力σc和由彎曲產(chǎn)生的彎曲應力σb。1)由拉力產(chǎn)生的應力σ緊邊拉應力:松邊拉應力:2)由離心力產(chǎn)生的離心應力σc工作時，帶繞在帶輪上隨帶輪作圓周運動，產(chǎn)生離心拉力Fc，其計算公式為Fc作用帶的全長上產(chǎn)生的離心拉應力σc為3)由彎曲產(chǎn)生的彎曲應力σb帶繞過帶輪時，由于彎曲變形而產(chǎn)生彎曲應力。由材料力學知其彎曲應力為彎曲應力只發(fā)生在帶的彎曲部分，h越大，d越小，則帶的彎曲應力就越大，故一般σb1>σb2，因此為避免彎曲應力過大，小帶輪的直徑不能過小。上述三種應力在帶上的分布情況如圖4213所示。由此可知，帶是在交變應力情況下工作的，會產(chǎn)生脫層、撕裂，最后導致疲勞斷裂而失效。帶的最大應力發(fā)生在帶的緊邊與小帶輪的接觸處，其值為為保證帶具有足夠的疲勞壽命，應滿足式中，[σ]為帶的許用拉應力，是通過試驗確定的。3.帶傳動的彈性滑動和傳動比1)彈性滑動傳動帶是彈性體，受到拉力后會產(chǎn)生彈性伸長，伸長量隨拉力大小的變化而改變。帶傳動在工作過程中緊邊拉力F1大于松邊拉力F2，帶兩邊的彈性變形量不同。如圖4214所示，在主動輪上，當帶從緊邊A點轉(zhuǎn)向松邊B點時，帶將逐漸縮短而在輪面上滑動，帶的運動滯后于帶輪，帶速v小于主動輪的圓周速度v1;在從動輪上，帶從松邊C點轉(zhuǎn)向緊邊D點時，帶將逐漸伸長，帶的運動超前于帶輪，帶速v大于從動輪圓周速度v2。這種由于帶的拉力差和帶的彈性變形不等而引起的帶與帶輪之間的相對滑動稱為彈性滑動。彈性滑動的大小隨外載荷的增大而增大。綜上所述，彈性滑動和打滑是帶傳動中兩個截然不同的概念。打滑是指由于過載引起的帶在帶輪上的全面滑動，應當避免。彈性滑動是由拉力差引起的，只要傳遞圓周力，就會發(fā)生彈性滑動，因而是帶傳動工作時不可避免的。彈性滑動使帶轉(zhuǎn)動的傳動比不準確，使從動輪的圓周速度低于主動輪的圓周速度，同時加劇了帶的磨損，對帶的使用壽命也有一定的影響。2)傳動比設主動帶輪和從動帶輪的直徑分別為dd1、dd2(mm);n1、n2為兩輪轉(zhuǎn)速(r/min)，則兩輪的圓周速度分別為由于彈性滑動是不可避免的，因此v1>v2。傳動中由于帶的彈性滑動引起的從動輪圓周速度的降低率，可用滑動系數(shù)ε表示，即由此得帶傳動的傳動比為從動輪轉(zhuǎn)速為4.2.5普通V帶傳動的設計計算1.帶傳動的失效形式和設計準則根據(jù)帶傳動工作能力分析可知，帶傳動的主要失效形式有:①帶在帶輪上打滑，不能傳遞動力;②帶發(fā)生疲勞破壞(經(jīng)歷一定應力循環(huán)次數(shù)后發(fā)生拉斷、撕裂、脫層)。帶傳動的設計準則為:帶在傳遞規(guī)定功率時不發(fā)生打滑，并且具有一定的疲勞強度和使用壽命。2.單根V帶傳遞的額定功率在包角α=180°、特定帶長、傳動比i=1、工作平穩(wěn)的條件下，單根V帶的基本額定功率P0見表426。當實際工作條件與確定P0值的特定條件不同時，應對查得的單根V帶的基本功率P0值加以修正。修正后即得實際工作條件下單根V帶所能傳遞的功率[P0]，[P0]的計算公式為3.V帶傳動的設計步驟和方法通常情況下設計V帶傳動時已知的原始數(shù)據(jù)有:①傳遞的功率P;②主動輪、從動輪的轉(zhuǎn)速n1、n2;③傳動的用途和工作條件;④傳動的位置要求、原動機種類等。設計內(nèi)容主要包括:V帶的型號、基準長度、根數(shù)、傳動中心距、帶輪直徑及結(jié)構(gòu)尺寸、軸上壓力等。設計步驟一般如下:1)確定設計功率根據(jù)傳遞的功率P、載荷的性質(zhì)和每天工作的時間等因素來確定設計功率:2)選擇V帶的型號根據(jù)設計功率Pc和主動輪轉(zhuǎn)速n1由圖4215選擇V帶的型號。當所選擇的坐標點在圖中兩種型號分界線附近時，可先選擇兩種型號分別計算，然后擇優(yōu)選用。3)確定帶輪的基準直徑dd1和d