机械设计第六章
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机械设计基础.第六章_间歇运动机构
21 2 2
2
运动关系(运动特性系数τ )：
tm 21 z 2 t 2 2z
讨论：τ >0，z≥3
21 z 2 2 2z
(2)销数 K
在0~0.5 之间，运动时间小于 静止时间。
K ( z 2) 2z
讨论：τ <1 常用K=1
§6-1 棘轮机构
组成：棘轮机构主要由
棘轮2、驱动棘爪3、摇杆1、 止动爪5和机架等组成 。
工作原理： 原动件1逆时针摆动时，棘轮逆时针转动 原动机1顺时针摆动时，棘轮不动
类型1：运动形式来分
单动式棘轮机构（转动、移动） 齿式棘轮机构 双动式棘轮机构 可变向棘轮机构
棘条机构（移动） 钩头双动式棘轮机构
运动；
加工复杂；
刚性冲击，不适于高速。
应用于计数器、电影放映机和某些具 有特殊运动要求的专业机械中。
§ 6-4 凸轮式间歇机构（不讲）
图6-11 圆柱形凸轮间歇运动机构
此机构实质上为一个摆 杆长度为R2、只有推程 和远休止角的摆动从动 件圆柱凸轮机构。
蜗杆凸轮分度机构
凸轮如蜗杆，滚子如涡 轮的齿。
作业：
6-2、6-3
2z K z2
增加径向槽数z可以增加机构运动的平稳性，但是机构尺寸 随之增大，导致惯性力增大。一般取 z = 4～8。
几何尺寸计算，学会参考机械设计手册
§6-3. 不完全齿轮机构
不完全齿轮机构是由普通齿轮机构演化而成。如图 所示，主动轮1为只有一个齿或几个齿的不完全齿轮， 从动轮2由正常齿和带锁止弧的厚齿彼此相间组成。
（2）制动机构
在卷扬机中通过棘轮机构实现制动功能，防止
链条断裂时卷筒逆转。
机械设计6—齿轮传动
承载一定即 H一定：b↑ → d1一定： d↑ → b ↑ ， σH↓
d1↓ ，v ↓，KV ↓ a↓
d↓ → b ↓ ， σ H ↑
但 d↑↑→ b ↑↑，易承载不均，Kβ ↑
∴ 应合理选用d ，参见表10-7 ☆设计结果中小齿轮齿宽 b1=b+(5~10)mm，大齿轮齿宽 b2=b， 且要圆整。为什么？
齿轮传动获得广泛应用的原因之一。
优点
3. 效率高； 可达99％，常用的机械传动中，效率最高。 4. 结构紧凑。 1. 制造及安装精度要求高； 2. 成本高。
缺点
二、齿轮传动的分类
1. 按两轴线位置分：平行轴、相交轴、交错轴 2. 按工作条件分： 开式传动：低速传动，润滑条件差，易磨损； 半开式传动：装有简单的防护罩，但仍不能严密防止杂物侵入；
又T1= 9.55x106P/n1 = 9.55x106P/1440≤301138， 解得Pmax= 45.4 kW
§6-6 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算
一、齿面接触疲劳强度计算 失效形式、计算准则同直齿轮。 不同之处：1）∵有，接触线倾斜→↑接触强度，用考虑。 2）接触线长度随啮合位置而变化。
d — 齿宽系数 （表10-7） d = b/d1
[ H]— 齿轮许用齿面接触应力 （MPa）
[ H] = KHN. σHlim / SH
Hlim — 图10-21 ，SH =1 （一般可靠度） KHN — 接触寿命系数, 由应力循环次数N=60njLh和材
料查图10-19 2. 设计公式 d 1 3. 重要说明
5. 齿面塑性变形
常发生在低速重载软齿面齿轮传动中。 齿面在过大的摩擦力作用下处于屈服状态，产生沿摩擦力 方向的齿面材料的塑性流动，从而使齿面正常轮廓曲线被损坏。
d1↓ ，v ↓，KV ↓ a↓
d↓ → b ↓ ， σ H ↑
但 d↑↑→ b ↑↑，易承载不均，Kβ ↑
∴ 应合理选用d ，参见表10-7 ☆设计结果中小齿轮齿宽 b1=b+(5~10)mm，大齿轮齿宽 b2=b， 且要圆整。为什么？
齿轮传动获得广泛应用的原因之一。
优点
3. 效率高； 可达99％，常用的机械传动中，效率最高。 4. 结构紧凑。 1. 制造及安装精度要求高； 2. 成本高。
缺点
二、齿轮传动的分类
1. 按两轴线位置分：平行轴、相交轴、交错轴 2. 按工作条件分： 开式传动：低速传动，润滑条件差，易磨损； 半开式传动：装有简单的防护罩，但仍不能严密防止杂物侵入；
又T1= 9.55x106P/n1 = 9.55x106P/1440≤301138， 解得Pmax= 45.4 kW
§6-6 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算
一、齿面接触疲劳强度计算 失效形式、计算准则同直齿轮。 不同之处：1）∵有，接触线倾斜→↑接触强度，用考虑。 2）接触线长度随啮合位置而变化。
d — 齿宽系数 （表10-7） d = b/d1
[ H]— 齿轮许用齿面接触应力 （MPa）
[ H] = KHN. σHlim / SH
Hlim — 图10-21 ，SH =1 （一般可靠度） KHN — 接触寿命系数, 由应力循环次数N=60njLh和材
料查图10-19 2. 设计公式 d 1 3. 重要说明
5. 齿面塑性变形
常发生在低速重载软齿面齿轮传动中。 齿面在过大的摩擦力作用下处于屈服状态，产生沿摩擦力 方向的齿面材料的塑性流动，从而使齿面正常轮廓曲线被损坏。
机械设计基础第六章 机械常用机构
一、 铰链四杆机构的基本形式及应用
图6-6 双曲柄机构
一、 铰链四杆机构的基本形式及应用
图6-7 机车车轮联动机构
一、 铰链四杆机构的基本形式及应用
3. 双摇杆机构 两连架杆都为摇杆的铰链四杆机构，称为双摇杆机构。 如图6-８a所示，双摇杆机构的两摇杆均可作为主动件，当主动摇杆1往复摆动时，
通过连杆2带动从动摇杆往复摆动。如图6-8b所示门式起重机的变幅机构即是双摇杆机 构，当主动摇杆1摆动时，从动摇杆3随之摆动，使连杆2的延长部分上的E点(吊重物
平面连杆机构中，最常见的是四杆机构。下面主要介绍其类型、运动转换及其特 征。
一、 铰链四杆机构的基本形式及应用
如图6-1所示，当平面四杆机构中的运动副都是转动副时，称为铰链四杆机构。机 构中固定不动的构件4称为机架，与机架相连的构件1和3称为连架杆，不与机架相连的 构件2称为连杆。连架杆相对于机架能作整周回转的构件(如杆1)称为曲柄，若只能绕机 架摆动的称为摇杆(如杆3)。
图6-3 缝纫机踏板机构
一、 铰链四杆机构的基本形式及应用
在双曲柄机构中，如两曲柄的长度相等，且连杆与机架的长度也相等，称为平行 双曲柄机构(图6-6的ABCD)。平行双曲柄机构有两种情况：图6-6a所示为同向双曲柄 机构；图6-6b所示为反向双曲柄机构。
图6-5 惯性筛
图6-4 双曲柄机构运动示意图
第一节 平面连杆机构
连杆机构是由若干构件用转动副或移动副连接而成的机构。在连杆机构中，所有 构件都在同一平面或相互平行的平面内运动的机构，称为平面连杆机构。
平面连杆机构能够实现多种运动形式的转换，构件间均为面接触的低副，因此运 动副间的压强较小，磨损较慢。由于其两构件接触表面为圆柱面或平面，制造容易， 所以应用广泛。缺点是连接处间隙造成的累积误差比较大，运动准确性稍差。
2024版《机械设计基础》第六章齿轮传动
安全系数
在强度计算中引入安全系数，以保证齿轮 在极端工况下仍能安全可靠地工作。
齿轮疲劳寿命预测方法
疲劳寿命概念
齿轮在循环载荷作用下，经过一定次 数的应力循环后发生疲劳破坏的寿命。
影响因素
齿轮的疲劳寿命受多种因素影响，如 材料性能、制造工艺、润滑条件和使 用环境等。
预测方法
基于疲劳累积损伤理论，结合齿轮的 受力分析和材料特性，采用试验或数 值模拟等方法预测齿轮的疲劳寿命。
确定合理的齿轮参数
包括模数、齿数、压力角、螺旋角等， 以满足传动比、承载能力和传动平稳 性等要求。
保证齿轮的精度和强度
通过合理的制造工艺和材料选择，确 保齿轮具有足够的精度和强度，以承 受传动过程中的载荷和冲击。
考虑润滑和冷却
为齿轮传动装置提供适当的润滑和冷 却，以减少磨损、降低温度和防止腐 蚀。
典型齿轮传动装置实例分析
齿轮热处理工艺选择及优化
退火
消除齿轮内部应力，降低硬度，便 于加工。
正火
提高齿轮硬度和强度，改善切削性 能。
淬火
使齿轮获得高硬度和高耐磨性，提 高齿轮使用寿命。
回火
消除淬火产生的内应力，稳定齿轮 尺寸，提高韧性。
齿轮制造工艺流程简介
01
02
齿轮毛坯加工
包括锻造、铸造、焊接等工艺， 获得齿轮的基本形状。
齿轮传动具有传动比准确、效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长等 优点。同时，齿轮传动也具有制造和安装精度要求高、成本较高等缺 点。
齿轮传动分类及应用
分类
根据齿轮的轴线相对位置，齿轮传动可分为平行轴齿轮传动、 相交轴齿轮传动和交错轴齿轮传动。根据齿轮的齿形，齿轮传 动又可分为直齿、斜齿、人字齿、圆弧齿等。
机械设计基础知识06
t m 21 τ= = t 2π
讨论： 1、τ>0，∴Z≥3 、 ， 2、 τ = 2 Z < 2 3、要使 τ >
1 1 1
τ=
21 Z 2 1 1 = = 2π 2Z 2 Z
=0， （τ=0，槽轮始终不动 ） 。 槽轮的运动时间总小于静止时间。 槽轮的运动时间总小于静止时间。
1 须在构件1上安装多个圆销。 须在构件1上安装多个圆销。 2 2Z 设K为均匀分布的圆销数 τ = K ( Z 2) < 1 K< Z 2 2Z
槽轮机构的主要参数是槽数 Z和拨盘圆销数 和拨盘圆销数K 和拨盘圆销数 通常，为了使槽轮 在开始和 通常，为了使槽轮2在开始和 终止运动时的瞬时角速度为零。 终止运动时的瞬时角速度为零。 以避免圆销与槽发生撞击， 以避免圆销与槽发生撞击，圆 销进入、 销进入、退出径向槽的瞬间使 O1A⊥O2A 则有： 则有： ⊥
四、槽论机构应用 一般用于转速不很高的自动机械、 一般用于转速不很高的自动机械、轻工机 械或仪器仪表中。 械或仪器仪表中。 电 影 放 映 机 的 送 片 机 构
ξ6ξ6-3 凸轮式间歇运动机构
一、凸轮式间歇运动机构工作原理及特点
1. 组成 主动凸轮、 主动凸轮、从动盘 2. 工作原理 主动凸轮连续转动，推动 主动凸轮连续转动， 从动盘实现间歇分度转动。 从动盘实现间歇分度转动。 3. 机构特点 ★结构紧凑，不需定位装置即 结构紧凑， 可获得高的定位精度 ★廓线设计得当，可使从动件 廓线设计得当， 获得预期的任意运动； 获得预期的任意运动； ★动载荷小，无冲击，宜高速； 动载荷小，无冲击，宜高速； ★加工成本高，安装、调整要 加工成本高，安装、 求严。 求严。
2π 2 1 = π 2 2 = π Z
机械创新设计(第六章)
类配方案 L2
Ⅰ
4
Ⅱ
5
L3 L4
2
0
0
1
L2 L3 L4 L3 2L4
6
2
6
2
将四个二副元素杆与二个三副元 素杆进行组合构建新的运动链
将五个二副元素杆与一个四副元 素杆进行组合构建新的运动链出 现一个由三构件构成的刚体，运 动链将还原成四杆机构，不同于 原始机构故应剔除。
故原始机构（图6-5）经一般化处理后得到一六杆七副一般化 运动链，图6-7所示。
基础知识 一、运动链
若干构件通过运动副连接而成的系统称为运动链。
闭链 开链
如果组成运动链的每个构件至少包含两个运动 副要素从而时运动链形成封闭的系统。
机构
把运动链中的某一构件加以固定或相对固定（成为 机架），当其中一个或几个具有独立运动的构件推动其 余构件作确定的运动时，则这个运动链就成其为机构。
2）减振器（Sc-Sc）：只有二级杆组可作减振器
对图6-9所示机构中的二级杆组选作减振器，可再生出4种 运动链，如图6-10所示。
3）摆动杆（Sw），对图6-10所示的运动链，选取不同的构 件作为摆动杆，最后再生出10种可行的再生机构，图6-11所示
4 25
316
26 34
15
第四节 可用特定化运动链图谱及机构图谱
根据一般化原则，则五十铃后轮悬置机构被转化成如 图所示的六杆七副一般化运动链。(自身连杆类配)
5、运动链的连杆类配
将机构转化为一般化运动链后，得到一个只有转动副的连 杆的组合，称为连杆的类配。一般化运动链中连杆类配可 用字符表示为：
LA L2 / L3 / L4 // Ln
其中L2、L3、L4、、Ln分别表示二副元素杆、三副元素杆、四副元素杆、 、n副元素杆的数量
机械设计 第06章 键连接
第六章 键、花键连接
3/28
1．平键联接
键联接1
平键的两侧面是工作面，上表面 与轮毂上的键槽底部之间留有间隙， 键的上、下表面为非工作面。工作时 靠键与键槽侧面的挤压来传递扭矩。
根据用途，平键又可分为 普通平键 导向平键 滑键
第六章 键、花键连接 键 联 接 4/28
①普通平键
键联接1
普通平键主要用于静连接。 普通平键按构造分有：圆头平键（A型键），平头平键（B型键）和半 圆头平键（C型键）
花键联接一般用于定心精度要求高和载荷较大的地方。 花键加工需用专门的设备和工具，成本较高。 花键联接按齿形不同，可分为矩形花键和渐开线花键两类，且均已标 准化。
第六章 键、花键2/28
花键联接强度计算
花键联接2
花键联接的受力情况如右图。其主要失效形 式仍是工作面被压溃（静联接）或工作面过度磨 损（动联接）。
和精度要求高的连接，变载下易松动。
楔键分为普通楔键和钩头锲键盘。
双键：为保证连接具有较大的压紧力，相隔90-120度。
4．切向键
第六章 键、花键连接 键联接3
12/28
组成：由两个斜度为1:100的楔键组成。
工作面：上、下两面
工作原理：靠工作面与轴及轮毂相挤压来传递扭矩，
安装：有一个面必须与轴线共面，对轴的削弱较大，一般用于轴的直径为
渐开线花键 a=30°，h=m a=45°，h=0.8m
[p]、[p]为花键联接的许用挤压应力和许用压强
第六章 键、花键连接
§6-1 键连接 §6-2 花键连接
重点：平键尺寸选择及强度计算
第六章 键、花键连接
2/28
§6-1键连接
键联接1
一、键联接的功能、类型及应用
机械设计-第六章 带传动
d1n1
60 1000
d 2 id1
m/s
普通V带 v 5 ~ 25m/s
③ 确定d2，并按照基准直径系列进行圆整
§6.3 普通V带传动的设计计算
普通V带轮的基准直径系列
§6.3 普通V带传动的设计计算
2. V带传动的设计过程:
(1) 根据工作情况确定工况系数KA后，确定计算功率 (2) 根据Pc和小带轮转速n1从选型图中确定V带的型号； (3) 根据V带型号选小带轮的基准直径d1，检验带速v后确定大带轮的基 准直径d2=id1； (4) 确定中心距a，带长Ld，验算包角α1； ① 初定中心距a0
弹性滑动与打滑的区别： A.现象：弹性滑动发生在带绕出带轮前与轮的部分接触长度上 打滑发生在带与轮的全部接触长度 B.原因：弹性滑动：带两边的拉力不同，带的弹性变形不同 打滑：过载 C.结论：弹性滑动不可避免 打滑可避免
§6.3 普通V带传动的设计计算
一、失效形式和设计准则
1. 失效形式：打滑和疲劳破坏。 2. 设计准则：在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。
Ld Ld0 a a0 (mm) 2 d d 1 180 57.3 2 1 120 a
§6.3 普通V带传动的设计计算
2. V带传动的设计过程:
(1) 根据工作情况确定工况系数KA后，确定计算功率 (2) 根据Pc和小带轮转速n1从选型图中确定V带的型号； (3) 根据V带型号选小带轮的基准直径d1，检验带速v后确定大带轮的基 准直径d2=id1； (4) 确定中心距a，带长Ld，验算包角α1； (5) 计算V带根数Z并圆整成整数；
§6.3 普通V带传动的设计计算
三、普通Ｖ带传动设计
1.已知条件和设计内容
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键连接5
p
F T d 2 4T [ p ] kl h 2 l hld
（注意公式的写法和记忆方法！注意单位！）
导向平键和滑键连接的强度条件为：
p
4T p hld
（圆头平键） （平头平键）
式中，l 为键的工作长度 ——
l L b lL
l L b 2（单圆头平键）
3. 题6-4中的“凸缘半联轴器”参见课本第340页。
例题
花键连接
花键连接1
花键连接由外花键和内花键组成，是平键连接在数目上的发展。
花键连接的优点：承载能力高，对中性和导向性好。
原因：多齿，加工精度高，受力均匀，齿浅，应力集中小，对轴的削弱小。
花键连接的缺点：齿根仍有应力集中，需用专门设备加工，成本较高。 花键连接的应用：定心精度要求高、载荷大或经常滑移之处。 花键连接按齿形不同，可分为矩形花键和渐开线花键两类。 花键连接的强度计算与键连接相似。
对中性 较好。
根据用途，平键又可分为： 普通平键、薄型平键 导向平键、 滑键
平键连接的失效形式
键连接1
键被剪断
普通平键的三种构造形式
加工
加工
键的固定良好
键槽端部应力集中小
用于轴端
作 业
作业：6－3、6－4
说明：1. 规定：题6-3的键用C型，题6-4的二个键分别用B型、A型， 设计完成后要写出各键的完整标记（参见例题）； 2. 可以不画图；
第六章 键、花键、无键连接和销连接
§6-1 键连接 §6-2 花键连接 *§6-3 无键连接 §6-4 销连接
键连接
一、键连接的功能、分类、结构形式及应用
键连接1
键是一种标准零件 ，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定 以 传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定 或轴向滑动的导向 。 键连接的主要类型有： 1．平键连接 2．半圆键连接 3．楔键连接 4．切向键连接
销连接
销连接
根据销的用途不同，可分为：定位销、连接销、安全销。
销的结构形式有：圆柱销、圆锥销、槽销、销轴和开口销等。
圆柱销
圆锥销
内螺纹圆锥销
槽 销
开尾圆锥销
销轴和开口销
平 键 连 接
键连接1
平键的两侧面是工作面， 上表面与轮毂上的键槽底部之 间留有间隙，键的上、下表面 为非工作面。工作时靠键与键 槽侧面的挤压来传递扭矩，故
[p]、[p]为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力与许用压力
键连接
当强度不足时，怎么办？ 1. 适当增加键长（相应加长轮毂）；
但过长将导致载荷分布不均匀，一般要求 L≤(1.6～1.8) d 。
2. 采用双键（要考虑键的合理布置与载荷分配的不均匀性）。
两个平键应沿周向相隔180º 布置，两个半圆键应布置在轴的 同一条母线上，两个楔键应布置在沿周向相隔90º ～120°；考虑 到两个键的载荷分布不均匀性，在强度校核中Байду номын сангаас按1.5个键计算。
键连接
二、键的选择和键连接强度计算（设计步骤）
1．键的选择
类型选择：如前述，根据连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择 尺寸选择：符合 标准规格 和强度要求 键的主要尺寸 —— 截面尺寸 b×h，键长 L b×h 根据轴径 d 由标准中查得，键的长度参考轮毂的长度确定， 一般应略短于轮毂长，并符合标准中规定的尺寸系列。
键连接4
2．键连接强度计算（只学习平键）
对于普通平键连接（静连接），其主要失效形式是工作面的压溃，有时 也会出现键的剪断，但一般只校核连接的挤压强度 。 对于导向平键连接和滑键连接（动连接），其主要失效形式是工作面的 过度磨损，通常按工作面上的压力进行条件性 的强度校核计算。
键连接
普通平键连接的强度条件为:
p
F T d 2 4T [ p ] kl h 2 l hld
（注意公式的写法和记忆方法！注意单位！）
导向平键和滑键连接的强度条件为：
p
4T p hld
（圆头平键） （平头平键）
式中，l 为键的工作长度 ——
l L b lL
l L b 2（单圆头平键）
3. 题6-4中的“凸缘半联轴器”参见课本第340页。
例题
花键连接
花键连接1
花键连接由外花键和内花键组成，是平键连接在数目上的发展。
花键连接的优点：承载能力高，对中性和导向性好。
原因：多齿，加工精度高，受力均匀，齿浅，应力集中小，对轴的削弱小。
花键连接的缺点：齿根仍有应力集中，需用专门设备加工，成本较高。 花键连接的应用：定心精度要求高、载荷大或经常滑移之处。 花键连接按齿形不同，可分为矩形花键和渐开线花键两类。 花键连接的强度计算与键连接相似。
对中性 较好。
根据用途，平键又可分为： 普通平键、薄型平键 导向平键、 滑键
平键连接的失效形式
键连接1
键被剪断
普通平键的三种构造形式
加工
加工
键的固定良好
键槽端部应力集中小
用于轴端
作 业
作业：6－3、6－4
说明：1. 规定：题6-3的键用C型，题6-4的二个键分别用B型、A型， 设计完成后要写出各键的完整标记（参见例题）； 2. 可以不画图；
第六章 键、花键、无键连接和销连接
§6-1 键连接 §6-2 花键连接 *§6-3 无键连接 §6-4 销连接
键连接
一、键连接的功能、分类、结构形式及应用
键连接1
键是一种标准零件 ，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定 以 传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定 或轴向滑动的导向 。 键连接的主要类型有： 1．平键连接 2．半圆键连接 3．楔键连接 4．切向键连接
销连接
销连接
根据销的用途不同，可分为：定位销、连接销、安全销。
销的结构形式有：圆柱销、圆锥销、槽销、销轴和开口销等。
圆柱销
圆锥销
内螺纹圆锥销
槽 销
开尾圆锥销
销轴和开口销
平 键 连 接
键连接1
平键的两侧面是工作面， 上表面与轮毂上的键槽底部之 间留有间隙，键的上、下表面 为非工作面。工作时靠键与键 槽侧面的挤压来传递扭矩，故
[p]、[p]为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力与许用压力
键连接
当强度不足时，怎么办？ 1. 适当增加键长（相应加长轮毂）；
但过长将导致载荷分布不均匀，一般要求 L≤(1.6～1.8) d 。
2. 采用双键（要考虑键的合理布置与载荷分配的不均匀性）。
两个平键应沿周向相隔180º 布置，两个半圆键应布置在轴的 同一条母线上，两个楔键应布置在沿周向相隔90º ～120°；考虑 到两个键的载荷分布不均匀性，在强度校核中Байду номын сангаас按1.5个键计算。
键连接
二、键的选择和键连接强度计算（设计步骤）
1．键的选择
类型选择：如前述，根据连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择 尺寸选择：符合 标准规格 和强度要求 键的主要尺寸 —— 截面尺寸 b×h，键长 L b×h 根据轴径 d 由标准中查得，键的长度参考轮毂的长度确定， 一般应略短于轮毂长，并符合标准中规定的尺寸系列。
键连接4
2．键连接强度计算（只学习平键）
对于普通平键连接（静连接），其主要失效形式是工作面的压溃，有时 也会出现键的剪断，但一般只校核连接的挤压强度 。 对于导向平键连接和滑键连接（动连接），其主要失效形式是工作面的 过度磨损，通常按工作面上的压力进行条件性 的强度校核计算。
键连接
普通平键连接的强度条件为: