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索氏提取器直动滚子从动件盘 形凸轮机构的压力角

时间:2020-04-18 18:14     浏览:

用! 表示。图 *+,. 为一偏置尖顶直动 从动件盘形凸轮机构在推程的一个任意位置。索氏提取器过 凸轮与从动件的接触点 % 作公法线 &— &,它与过 凸轮轴心 ’ 且垂直于从动件导路的直线相交于 (, ( 就是凸轮和从动件的相对速度瞬心,则 )’( " *" " /+ /# 。因此由图可得偏置尖顶直动从动件盘形凸 轮机构的压力角计算公式为 01’! " ’( # $ +- 2 + " /+ /# # $ + 2 ",- ! 3 $, (*+,4) 在上式中,当导路和瞬心 ( 在凸轮轴心 ’ 的 同侧时,式中取“ 3 ”号,可使压力角减少;反之,当 导路和瞬心 ( 在凸轮轴心 ’ 的异侧时,取“ 2 ”号,压力角将增大。 由图 *+,. 可以看出,凸轮对从动件的作用力 , 可以分解成两个分力,即沿 着从动件运动方向的分力 ,! 和垂直于运动方向的分力 ,5 。,! 是推动从动件克 服载荷的有效分力,而 ,5 将增大从动件与导路间的滑动摩擦,它是一种有害分 46- 第!章 凸轮机构及其设计 力。因此压力角!越大,有害分力 !! 越大;当压力角!增加到某一数值时,有害 分力 !! 所引起的摩擦阻力将大于有效分力 !"


 ,这时无论凸轮给从动件的作用力 图 #$%& 直动滚子从动件盘 形凸轮机构的压力角 ! 有多大,都不能推动从动件运动,即机构将 发生自锁,而此时的压力角称为临界压力角 !’ 。因此,从减小推力避免自锁,使机构具有 良好的受力状况来看,压力角!应越小越好。 在生产实际中,为提高机构效率、改善其 受力情况,通常规定凸轮机构的最大压力角 !()* 应小于某一许用压力角[!],即!()*![!]。 而对于推程直动从动件取[!]+ ,-.;摆动从动 件取[!]+ ,#. / 0#.;对力锁合式凸轮机构的回 程压力角可取[!]+ &-. / 1-.。 对于图 #$%& 所示的直动滚子从动件盘形 凸轮机构来说,其压力角!应为过滚子中心所 作理论轮廓曲线的法线 "— " 与从动件的运动 方向线之间的夹角。 !"#"$ 凸轮基圆半径的确定 对于偏置尖顶直动从动件盘形凸轮机构,如果限制推程的压力角!![!], 则可由式(#$%2)导出基圆半径的计算公式为 #- " 3$ 3" 4 % 5)6[!]4 ...è .÷÷. $ % 7 % # % (#$%%) 当用上式来计算凸轮的基圆半径时,由于凸轮轮廓曲线上各点的 3$ 3" 、$ 值不 同,计算得到的基圆半径也不同。所以在设计时,需确定基圆半径的极值,这就 给应用上带来不便。 为了使用方便,在工程上现已制备了根据从动件几种常用运动规律确定许 用压力角和基圆半径关系的诺模图,图 #$%1 所示即为用于对心直动滚子从动件 盘形凸轮机构的诺模图,供近似确定凸轮的基圆半径或校核凸轮机构最大压力 角时使用。这种图有两种用法:既可根据工作要求的许用压力角近似地确定凸 轮的最小基圆半径,也可以根据所选用的基圆半径来校核最大压力角是否超过 了许用值。需要指出的是,上述根据许用压力角确定的基圆半径是为了保证机 构能顺利工作的凸轮最小基圆半径。在实际设计工作中,凸轮基圆半径的最后 !"# 凸轮机构基本尺寸的确定 202 确定,还需要考虑机构的具体结构条件等。例如,当凸轮与凸轮轴作成一体时, 凸轮的基圆半径必须大于凸轮轴的半径;当凸轮是单独加工、然后装在凸轮轴上 时,凸轮上要作出轴毂,凸轮的基圆直径应大于轴毂的外径。通常可取凸轮的基 圆直径大于或等于轴径的(!"# $ %)倍。若上述根据许用压力角所确定的基圆半 径不满足该条件,则应加大基圆半径。 图 &’%( 诺模图 !"#"$ 滚子从动件滚子半径的选择 滚子从动件盘形凸轮的实际轮廓曲线,是以理论轮廓曲线上各点为圆心作 一系列滚子圆,然后作该圆族的包络线得到的。因此,凸轮实际轮廓曲线的形状 将受滚子半径大小的影响。若滚子半径选择不当,有时可能使从动件不能准确 地实现预期的运动规律。


下面主要分析凸轮实际轮廓曲线与滚子半径的关系。 如图 &’%)* 所示为内凹型的凸轮轮廓曲线,! 为实际轮廓曲线," 为理论轮 廓曲线。实际轮廓曲线的曲率半径!* 等于理论轮廓曲线的曲率半径! 与滚子 半径 #+ 之和,即!* ,!- #+ 。这时无论滚子半径 #+ 大小如何,其凸轮实际轮廓曲 线总可以平滑连接。但是,对于图 &’%). 所示的外凸型的凸轮,由于其实际轮廓 曲线的曲率半径为:!* ,!/ #+ 。故当!0 #+ 时,!* 0 1,实际轮廓曲线总可以作 出,可以实用;若!, #+ 时,!* , 1,实际轮廓曲线出现尖点,如图 &’%)2 所示,尖点 在实际中易磨损,磨损后产生运动失真,故不能付之实用;若!3 #+ 时,!* 3 1,如 图 &’%)4 所示,这时实际轮廓曲线出现相交,致使从动件不能准确地实现预期的 运动规律,而产生运动失真。通常要求实际轮廓曲线的最小曲率半径!*567 满足: !8% 第!章 凸轮机构及其设计 !!"#$ %!"#$ & !’ ( ) "",由此可得滚子半径 !’ 为:!’ *!"#$ & ) ""(!"#$ 为理论轮廓 曲线上最小曲率半径)。另外滚子半径还可以根据基圆半径来选,其大小为:!’ %(+,- . +/-0)!+ 。 图 0/12 滚子半径的选择 !"#"# 平底从动件的平底尺寸的确定 如图 0/-3 所示,当用作图法设计出凸轮轮廓曲线后,即可确定出从动件平 底中心至从动件平底与凸轮轮廓曲线的接触点间的最大距离 ""!4 ,而从动件平 底长度 " 应取 " % 1""!4 5(0 . 6)"" (0/1)) 平底尺寸也可以下列公式计算。如图 0/1) 所示,当从动件的中心线通过凸 轮的轴心 # 时,则 #$ % %& % 7’ 7" 因此 ""!4 % 7’ 7" "!4 式中 7’ 7" "!4 应根据推程和回程时从动件的运动规律分别进行计算,取其较大 !"# 凸轮机构基本尺寸的确定 -8) 值。将此代入式(!"#$)可得 ! % # &" &! ’() *(! + ,)’’ (!"#-) 对于平底从动件凸轮机构,有时也会产生运动失真现象。如图 !"$. 所示, 由于从动件的平底在 #/ $/ 和 #$ $$ 位置时,相交于 ## $# 之内,因而使凸轮的 工作轮廓曲线不能与平底所有位置相切,使从动件将不能按预定的运动规律运 动,即出现运动失真现象。为了解决这个问题,可适当增大凸轮的基圆半径。图 中将基圆半径由 %. 增大到 %. 0 ,从而避免了运动失真现象。 图 !"$. 平底尺寸的确定 根据以上的讨论,在进行凸轮轮廓曲线 设计之前,需先选定凸轮基圆的半径。而凸 轮基圆半径的选择,需考虑到实际的结构条 件、压力角以及凸轮的工作轮廓曲线是否会 出现变尖和失真等因素。除此之外,当为直 动从动件时,应在结构许可的条件下,尽可 能取较大的导轨长度和较小的悬臂尺寸;当 为滚子从动件时,应恰当地选取滚子半径; 当为平底从动件时,应正确地确定平底尺寸 等。当然,上述这些尺寸的确定,还必须考虑到强度和工艺等方面的要求。合理 选择这些尺寸是保证凸轮机构具有良好的工作性能的重要因素。 !"! 力封闭凸轮机构的动态静力分析 前面各节内容主要从凸轮机构运动参数(位移、速度、加速度等)的特征来讨 论凸轮机构的设计,而凸轮机构的工作性能与其动力参数有密切关系,特别是高 速凸轮的设计中必须充分考虑动力学因素的影响。 !"!"# 作用在从动件上的力 图 !"$/( 所示为滚子直动从动件盘形凸轮机构的受力示意图,在忽略构件 之间摩擦力的前提下,作用在直动从动件上的力 !1 可分为从动件系统的重力 !2 、工作阻力 !3 、惯性力 !4 、为保持凸轮与从动件接触所加的返位弹簧的弹簧 恢复力 !5 ,此外有凸轮对从动件的法向作用力 !& 以及机架对从动件约束反力 !6/ 和 !6# 。对于图 !"$/7 所示摆动从动件,惯性力变成了惯性力矩 &4 % ’",其 他力不变。图 !"$/( 中,从动件系统的重力 !2 、工作阻力 !3 、惯性力 !4 、返位弹 簧的恢复力 !5 均作用在从动件的轴线上。 图 !"



$/( 中,以从动件为分离体,并忽略从动件杆件直径的影响,且设 /-- 第!章 凸轮机构及其设计 图 !"#$ 凸轮机构的动态静力分析 !% & !’ ( !) ( !* ( !! 则写出力的平衡方程 !!" & + !,$ ( !,- + !. /*0! & 1 !!# & + !% ( !.23/! & 1 !$% & !,$ ( & ( ’)+ !,- ’ & ü y t . . 1 (!"-!) 联立求解上述平衡方程可有 !,$ & ’!. & /*0! (!"-4) !,- & ’!. & /*0! ( !. /*0! (!"-5) !.23/! & !% (!"-6) 由式(!"-4)、(!"-5)可知,为减少从动件支承处的反作用力,减少导轨处的 磨损,应尽量增大支承处的长度 & 和减小从动件的悬臂长度 ’。 !"!"# 凸轮机构的弹簧力 在一般情况下,惯性力 !* 和返位弹簧的恢复力 !/ 是从动件位移的函数,即 !* & + ("- .- ) .#- !/ & + *( )1 ( ) } ) (!"-7) 式中 ( 为从动件系统的质量;* 为弹簧刚度;)1 为弹簧的预紧变形量;) 为从动 件的位移。 !"! 力封闭凸轮机构的动态静力分析 $8! 当从动件与凸轮脱离接触时,凸轮对从动件的作用力 !! 不再起作用,即 !! " #。为保证力封闭始终有效,其必要条件是 !$ " !% & !’ & !( & !) * # (+,-#) 将式(+,./)代入上式可得 " * 0 !% 0 !’ 0 #!. !. $ !". $# & $ (+,-1) 弹簧刚度的最小值也应大于式(+, -1)右边的最大值,才能保证凸轮与从动 件的接触,其临界值为 "2(3 " 0 !% 0 !’ 0 #!. !. $ !". $# & éêê. ùúú $ . 245 (+,-.) 图 +,-. 所示为滚子从动件所受各力的变化情况。当惯性力在某一时刻超 过弹簧的变形力时,如图中的阴影部分,从动件将克服弹簧的压紧力加速上升, 发生从动件与凸轮脱离接触的腾跳现象。为避免出现这种情况,弹簧的刚度要 大于其临界值,但为避免刚度过大而加剧凸轮与从动件的磨损,一般取 " "(1,. 6 1,7)"2(3 图 +,-. 滚子从动件上升过程中的腾跳现象 !!"!"# 作用在滚子上的力 由图 +,-- 可知滚子为二力构件,也是中间传力构件,凸轮 1 对从动件 - 的 驱动是通过滚子 . 来实现的。故有 !1. " !-. 在凸轮 1 给滚子 . 的摩擦力作用下,产生摩擦力矩 %8. ,并绕滚子中心 & 顺 时针回转,大小为:%8. " !1. ’1. (’ ;而滚子绕销轴的摩擦力矩为:%8- " !.- ’.- () 。 其中,’1. 为凸轮与滚子之间的摩擦系数,(’ 为滚子半径,’.- 为销轴与滚子之间的 摩擦系数,() 为销轴的半径。 179 第!章 凸轮机构及其设计 图 !"## 滚子受力图 由于从动件位移的变化,导致机构惯性力和 弹簧力的变化,所以滚子对凸轮的压力也在变 化,最后影响到凸轮对滚子的摩擦力矩发生变 化。随着凸轮的连续转动,滚子的自转角速度是 不恒定的。滚子上产生了惯性力矩 !"# ,其值为 !"# $ % #$!& 式中 #$ 为滚子绕中心 $ 的转动惯量,!& 为滚子 的自转角加速度。 为了减少凸轮表面与滚子之间的摩擦磨损, 应不使滚子在凸轮廓线上产生相对滑动,保持纯 滚动,因此必须满足下式 ’ !(& ’ ) ’ !(# * !"# ’ 在力封闭的凸轮机构中,可通过增大弹簧力来提高凸轮副的运动副反力,从 而保证滚子作纯滚动,降低凸轮副的磨损,提高凸轮机构的使用寿命。 !!"!"# 作用在凸轮上的力 在图 !"#+ 中,作用在凸轮上的力有从动件 & 给凸轮 , 的法向力 %&, ,机架 + 给凸轮 , 的约束反力 %+, ,以及作用在凸轮上的驱动力矩 !- 。法向力 %&, 与约束 反力 %+, 形成力矩 !, ,即 !, $ %&, &。 由于弹簧力和惯性力随凸轮转角的变化而变化,从动件给凸轮的作用力 %&, 也是变化的,平衡力矩 !, 也是变化的,而凸轮的驱动力矩 !- 一般取力矩 !, 的最大值。实际上凸轮运转的角速度是有速度波动的,但在凸轮设计中,仍 按凸轮作等速运转来进行设计。根据求出的作用在凸轮上的驱动力矩和凸轮的 角速度,可计算出凸轮的驱动功率。 图 !"#+ 凸轮受力图 !"! 力封闭凸轮机构的动态静力分析 ,+. 小 结 凸轮机构在机械工程中,特别是在自动化机械中,应用最为广泛,凸轮机构 设计的优劣,对机械性能的影响很大。 本章重点讨论了平面凸轮机构的设计。 根据工作要求和使用场合选择或设计从动件的运动规律,是凸轮机构设计 中至关重要的一步,它将直接影响凸轮机构的运动和动力特性。本章主要介绍 了从动件 ! 种最基本的运动规律及其组合原则。运用基本运动规律的特点进行 运动规律的合理组合,是创新设计凸轮机构的有效途径。 确定凸轮机构的基圆半径、滚子半径、平底长度、偏距等基本尺寸,是凸轮设 计的第二步。本章介绍了按凸轮机构许用压力角计算凸轮最小基圆半径的方法 及滚子半径、平底从动件的长度、偏距的设计原则。 凸轮轮廓曲线的设计是本章的核心内容。本书保留了部分作图法设计凸轮 轮廓曲线的内容,在反转法原理的基础上,把凸轮的转动和从动件相对凸轮的运 动用坐标变换的方式来表达,从而建立了凸轮轮廓曲线的解析表达式,并可运用 计算机求解。 对于力封闭的凸轮机构,返位弹簧的设计很重要。本章在凸轮机构的动态 静力分析中,重点介绍了返位弹簧的刚度的设计。 习 题 !"# 如题 !"# 图所示,!$ 点为从动件尖顶离凸轮轴心 " 最近的位置,!% 点为凸轮从该 位置逆时针方向转过 &$’后,从动件尖顶上升 # 时的位置。用作图法求凸轮轮廓上与 !% 点对 应的 ! 点时,应采用图示中的哪一种作法?并指出其他各作法的错误所在。 !"$ 在题 !"( 图中所示的三个凸轮机构中,已知 $ ) *$ ++,% ) ($ ++,& ) #! ++,’, ) #*- 第!章 凸轮机构及其设计 题 !"# 图 $% &&。试用反转法求从动件的位移曲线 ! ’!,并比较之(要求选用同一比例尺,画在同一坐 标系中,均以从动件最低位置为起始点)。 题 !"$ 图 !"# 如题 !"( 图所示的两种凸轮机构均为偏心圆盘。圆心为 ",半径为 # ) (% &&,偏 心距 $"% ) #% &&,偏距 & ) #% &&。试求: (#)这两种凸轮机构从动件的行程 ’ 和凸轮的基圆半径 (% ; ($)这两种凸轮机构的最大压力角"&*+ 的数值及发生的位置(均在图上标出)。 !"$ 在如题 !" , 图所示上标出下列凸轮机构各凸轮从图示位置转过 ,!-后从动件的位 移 ! 及轮廓上相应接触点的压力角"。 !"! 如题 !"! 图所示为一偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构,凸轮为一偏心圆,其直径 ) ) ($ &&,滚子半径 (. ) ! &&,偏距 & ) / &&。根据图示位置画出凸轮的理论轮廓曲线、偏 距圆、基圆,求出最大行程 ’、推程角及回程角,并回答是否存在运动失真。 !"% 在题 !"/ 图所示的凸轮机构中,已知凸轮的部分轮廓曲线,试求: (#)在图上标出滚子与凸轮由接触点 )# 到接触点 )$ 的运动过程中,对应凸轮转过的角 度。 习 题 #,0 题 !"# 图 题 !"$ 图 (%)在图上标出滚子与凸轮在 !% 点接触时凸轮机构的压力角!。 !"# 试以作图法设计一偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构凸轮的轮廓曲线。凸轮以等 角速度顺时针回转,从动件初始位置如图所示,已知偏距 " & ’( )),基圆半径 #( & $( )),滚 子半径 #* & ’( ))



。从动件运动规律为:凸轮转角" & (+ , ’!(+时,从动件等速上升 $ & #( ));"& ’!(+ , ’-(+时,从动件远休止;"& ’-(+ , #((+时从动件等加速等减速回程 #( ));" & #((+ , #.(+时从动件近休止。 ’!( 第!章 凸轮机构及其设计 题 !"! 图 题 !"# 图 题 !"$ 图 !"# 试由题 !"% 图以作图法设计一个对心平底直动从动件盘形凸轮机构凸轮的轮廓曲 线。设已知凸轮基圆半径 !& ’ (& )),从动件平底与导轨的中心线垂直,凸轮顺时针方向等 速转动。当凸轮转过 *+&,时从动件以等加速等减速运动上升 +& )),再转过 *!&,时,从动件又 以余弦加速度运动回到原位,凸轮转过其余 -&,时,从动件静止不动。这种凸轮机构压力角的 变化规律如何?是否也存在自锁问题?若有应如何避免? 题 !"% 图 题 !"- 图 习 题 *!* !"# 在如题 !" # 图所示的凸轮机构中,已知摆杆 !" 在起始位置时垂直于 #",$#" $ %& ’’,$!" $ (& ’’,滚子半径 %) $ *& ’’,凸轮以等角速度! 顺时针转动,从动件运动规律如 下:当凸轮转过 *(&+时,从动件以正弦加速度运动规律向上摆动 ,&+;当凸轮再转过 *!&+时,从 动件又以余弦加速度运动规律返回原来位置,当凸轮转过其余 ,&+时,从动件停歇不动。 !"$% 设计一移动从动件圆柱凸轮机构,凸轮的回转方向和从动件的起始位置如题 !" *& 图所示。已知凸轮的平均半径 &’ $ %& ’’,滚子半径 %) $ *& ’’。从动件运动规律如下:当凸 轮转过 *(&+时,从动件以等加速等减速运动规律上升 -& ’’;当凸轮转过其余 *(&+时,从动件 以余弦加速度运动规律返回原处。 题 !"*& 图 !"$$ 如题 !"** 图所示为书本打包机的推书机构简图。凸轮逆时针转动,通过摆杆滑 块机构带动滑块 ’ 左右移动,完成推书工作。已知滑块行程 ( $ (& ’’,凸轮理论轮廓曲线 的基圆半径 %& $ !& ’’,$!) $ *-& ’’,$)’ $ *.& ’’,其他尺寸如图所示。当滑块处于左极限位 置时,!) 与基圆切于 " 点;当凸轮转过 *.&+时,滑块以等加速等减速运动规律向右移动 (& ’’;当凸轮接着转过 ,&+时,滑块在右极限位置静止不动;当凸轮再转过 -&+时,滑块又以等加 速等减速运动向左移动至原处;当凸轮转过一周中最后 *!&+时,滑块在左极限位置静止不动。 试设计该凸轮机构。 题 !"** 图 *!. 第!章 凸轮机构及其设计 !"#$ 题 !"#$ 图所示为滚子摆动从动件盘形凸轮机构,已知 ! % &’ ((,"#$ % #! ((,"%& % #)! ((,"%$ % )! ((,试根据反转法原理图解求出:凸轮的基圆半径 ’’ ,从动件的最大摆角 !(*+ 和凸轮的推程运动角"’ ( ’’ 、!(*+ 和"’ 标注在图上,并从图上量出它们的数值)。 题 !"#$ 图 !"#% 在题 !"#& 图所示的对心直动滚子从动件盘形凸轮机构中,凸轮的实际轮廓曲线 为一圆,圆心在 $ 点,半径 ! % )’ ((,凸轮绕轴心逆时针方向转动。 "#$ % $! ((,滚子半径 ’, % #’ ((。试问: (#)理论轮廓为何种曲线? ($)凸轮基圆半径 ’’ % ? (&)从动件升程 ( % ? ())推程中最大压力角#(*+ % ? (!)若把滚子半径改为 #! ((,从动件的运动有无变化?为什么? 题 !"#& 图 !"#& 试用解析法设计偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构凸轮的理论轮廓曲线和实际 轮廓曲线。已知凸轮轴置于从动件轴线右侧,偏距 ) % $’ ((,基圆半径 ’’ % !’ ((,滚子半径 习 题 #!& !! " #$ %%。凸轮以等角速度沿顺时针方向回转,在凸轮转过角!# " #&$’的过程中,从动件按 正弦加速度运动规律上升 " " ($ %%;凸轮继续转过!& " )$’时,从动件保持不动;其后,凸轮 再回转角度!) " *$’期间,从动件又按余弦加速度运动规律下降至起始位置;凸轮转过一周的 其余角度时,从动件又静止不动。 !"#! 如题 (+ #( 图所示设计一直动平底从动件盘形凸轮机构的凸轮轮廓曲线。已知凸 轮以等角速度" 顺时针方向转动,基圆半径 !$ " )$ %%,平底与导路方向垂直。从动件的运 动规律为:凸轮转过 #,$’,从动件按简谐运动规律上升 &( %%;凸轮继续转过 #,$’,从动件以等 加速等减速运动规律回到最低位。(用计算机编程计算时,凸轮转角可隔 #$’计算。用计算器 计算时,可求出凸轮转过 *$’、&-$’的凸轮实际轮廓曲线的坐标值。) 题 (+#( 图 题 (+#* 图 !"#$ 试由题 (+ #* 图设计一摆动滚子从动件盘形凸轮机构的凸轮轮廓曲线。已知凸轮 以等角速度" 逆时针方向转动,基圆半径 !$ " )$ %%,滚子半径 !! " * %%,摆杆长 # " ($ %%, 凸轮转动中心 $ 与摆杆的摆动中心之间的距离为 #$% " *$ %%。从动件的运动规律为:凸轮转 过 #,$’,从动件按摆线运动规律向远离凸轮中心方向摆动 )$’;凸轮再转过 #,$’,从动件以简 谐运动规律回到最低位。(用计算机编程计算时,凸轮转角可隔 #$’计算,用计算器计算时,可 求出凸轮转过 *$’、&.$’的凸轮理论轮廓曲线和实际轮廓曲线的坐标值。) #(- 第!章 凸轮机构及其设计 第 ! 章 齿轮机构及其设计 本章重点分析渐开线直齿圆柱齿轮机构的啮合特性和齿轮机构设计的基本 方法。在此基础上,简要介绍了平行轴斜齿圆柱齿轮传动、交错轴斜齿轮传动、 蜗杆蜗轮传动及直齿圆锥齿轮传动的特点、标准参数及基本尺寸计算。 !"# 齿轮机构的应用、特点和分类 !"#"# 齿轮机构的特点和应用 齿轮机构用以传递空间任意两轴之间的运动和动力,它具有传递功率范围 大、效率高、传动比准确、使用寿命长、工作安全可靠的特点。是现代机械中应用 最广泛的一种传动机构。 !"#"$ 齿轮机构的分类 按照一对齿轮的传动比是否恒定,可将其分为两大类:其一是定传动比的齿 轮机构,该机构中齿轮呈圆形的,称为圆形齿轮机构,应用最为广泛;其二是变传 动比齿轮机构,齿轮一般呈非圆形的,故称为非圆齿轮机构,仅在某些特殊机械 中使用。 按照一对齿轮传递的相对运动是平面运动还是空间运动,可分为平面齿轮 机构和空间齿轮机构两类。作平面相对运动



的齿轮机构称为平面齿轮机构,用 作两平行轴间的传动;作空间相对运动的齿轮机构称为空间齿轮机构,用作非平 行两轴线间的传动。具体类型见表 !"#。 表 !"# 圆形齿轮机构的类型 平 面 齿 轮 机 构 传递平行轴运动的直齿圆柱齿轮机构 外啮合齿轮机构 内啮合齿轮机构 齿轮与齿条 传递平行轴运动的斜齿圆柱齿轮机构 人字齿轮机构 空 间 齿 轮 机 构 传递交错轴运动的外啮合齿轮机构 交错轴斜齿轮机构 蜗轮蜗杆机构 #"! 第!章 齿轮机构及其设计 续表 空 间 齿 轮 机 构 传递相交轴运动的外啮合圆锥齿轮机构 直齿圆锥齿轮机构 斜齿圆锥齿轮机构 曲齿圆锥齿轮机构 !"# 齿廓啮合基本定律 一对齿轮传动,是通过主动轮轮齿的齿廓推动从动轮轮齿的齿廓来实现的。 对齿轮传动最基本的要求是传动准确、平稳,即要求瞬时传动比必须保持不变。 否则,当主动轮以等角速度回转时,从动轮作变角速度转动,所产生的惯性力不 仅影响齿轮的寿命,而且还会引起机器的振动和噪声,影响工作精度。为此,需 要研究轮齿的齿廓形状应符合什么条件才能满足齿轮瞬时传动比保持不变的要 求,即齿廓啮合基本定律。 图 !"# 所示为两齿廓 !# 、!$ 某一瞬时在 " 点啮合,设主、从动轮角速度分 别为!# 、!$ ,过 " 点作两齿廓的公法线 #— #,其与两轮连心线 $# 、$$ 的交点为 %。由三心定理可知 % 点为两轮的相对瞬心,故 !%# % !%$ ,所以该对齿轮的传动 比为

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