第13章機械傳動系統(tǒng)設計第13章機械傳動系統(tǒng)設計§13.5機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計§13.4機器的運動協(xié)調設計§13.3組合機構的類型和應用§13.2機構的選型、變異與組合§13.1概述

§13.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例§13.1概述機械傳動系統(tǒng)，是指原動機的運動和動力傳遞到執(zhí)行構件的中間環(huán)節(jié)，它是機械的重要組成部分。其作用不僅是轉化運動形式，改變運動大小和保證各執(zhí)行構件的協(xié)調配合工作等，而且還要將原動機的功率和轉矩傳遞給執(zhí)行構件，以克服生產阻力。機械傳動系統(tǒng)的設計是機械設計中及其重要的一環(huán)，設計的正確及合理與否，對提高機械的性能和質量，降低制造成本與維護費用等影響很大，故應認真對待。機械傳動系統(tǒng)方案設計一般按下述步驟進行：（1）擬定機械的工作原理。（2）執(zhí)行構件和原動機的運動設計。（3）機構的選型、變異與組合。（4）根據(jù)工藝要求對各執(zhí)行構件動作的要求，編制機器的運動循環(huán)圖，確定各執(zhí)行構件間動作的協(xié)調配合關系。（5）機械傳動系統(tǒng)運動方案的擬訂。（6）機械傳動系統(tǒng)運動尺寸綜合。（7）方案分析?！?3.1概述§13.2機構的選型、變異與組合13.2.1機構的選型機構的選型就是選擇或創(chuàng)造出滿足執(zhí)行構件運動和動力要求的機構。它是機械傳動系統(tǒng)方案設計中一個重要環(huán)節(jié)。1.傳遞回轉運動的傳動機構傳遞回轉運動的傳動機構常用的有三類。（1）摩擦傳動機構。包括帶傳動、摩擦輪傳動等。（2）嚙合傳動機構。包括齒輪傳動、蝸桿傳動、鏈傳動等。（3）連桿傳動。如雙曲柄機構和平行四邊形機構等，多用于有特殊需要的地方。2.實現(xiàn)單向間歇回轉運動的機構實現(xiàn)單向間歇回轉運動的機構常用的有棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構和凸輪式間歇機構等。槽輪機構的槽輪每次轉過的角度與槽輪的槽數(shù)有關，要改變其轉角的大小必須更換槽輪，所以槽輪機構多用于轉動角為固定值的轉位運動。如果要求每次間歇轉動的角度很小，或根據(jù)工作需要必須調節(jié)轉角的大小時，則宜選用棘輪機構。但棘輪機構的運動平穩(wěn)性較差，故棘輪機構常用于低速輕載的場合。不完全齒輪機構的轉角在設計時可在較大范圍內選擇，故常用于大轉角而速度不高的場合。凸輪式間歇機構的運動平穩(wěn)，分度、定位準確，且自身具有定位鎖定作用，但制造較困難，故多用于速度較高或定位精度要求較高的轉位裝置中?！?3.2機構的選型、變異與組合3.實現(xiàn)往復移動或往復擺動的機構執(zhí)行構件作往復直線運動是一種很常見的運動形式。因原動件多作回轉運動，故運動鏈中常需要有變回轉運動為往復移動的機構。常用的有連桿機構、凸輪機構、螺旋機構和齒輪齒條機構等。連桿機構中用來實現(xiàn)往復移動的主要是曲柄滑塊機構、正弦機構等。連桿機構是低副機構，制造容易，但連桿機構難以準確地實現(xiàn)任意指定的運動規(guī)律，所以多用在無嚴格的運動規(guī)律要求的場合。螺旋機構可獲得大的減速比和較高的運動精度，常用作低速進給和精密微調機構。齒輪齒條機構適用于移動速度較高的場合。但是，由于精密齒條制造困難，傳動精度及平穩(wěn)性不及螺旋機構，所以不宜用于精確傳動及平穩(wěn)性要求高的場合。§13.2機構的選型、變異與組合4.再現(xiàn)軌跡的機構再現(xiàn)軌跡的機構有連桿機構、齒輪-連桿組合機構、凸輪-連桿組合機構等。用四桿機構來再現(xiàn)所預期的軌跡時，機構的結構最簡單、制造最方便，但其待定的尺寸參數(shù)較少，故一般都只能近似地實現(xiàn)所預期的軌跡。用多桿機構或齒輪-連桿機構來實現(xiàn)所預期的軌跡，因增加了待定的尺寸參數(shù)數(shù)目，因而增大了設計的靈活性及精確度，當然隨之也就增大了制造的難度和成本。用凸輪-連桿組合機構則幾乎可以完全準確地實現(xiàn)任意預期的軌跡，缺點是凸輪制造較困難，成本較高。§13.2機構的選型、變異與組合在選擇機構的類型時，首先要看機構的運動形式、運動特性、動力特性能否滿足工作需要。其次要看機構運動速度的范圍、傳遞功率的大小、傳動精度的高低等能否滿足工作需要。第三要看對機構是否有特殊要求，如自鎖性、緩沖減振性和安全性等。最后還要看機構工作壽命的長短、輪廓尺寸的大小、價格的高低、制造維護的難易程度等。總之，選擇機構的類型時要從符合使用要求、工作性能良好、使用維護方便、制造成本低廉等各方面進行綜合考慮，以求達到合理、優(yōu)良和先進的目的?！?3.2機構的選型、變異與組合13.2.2機構的變異1.改變構件的結構形狀在擺動導桿機構中，若在原直線導槽上設置一段圓弧槽，如圖13-2所示，其圓弧半徑與曲柄長度相等，則導桿在左極位時將作長時間的停歇，即變位單側停歇的導桿機構。這時導桿正、反行程的運動規(guī)律均將有所改變。2.改變構件的運動尺寸在槽輪機構中，槽輪作間歇回轉運動，若是槽輪的直徑變?yōu)闊o窮大，槽數(shù)增加到無限多，于是槽輪機構就演變?yōu)橐粋€如圖13-3所示作間歇直線移動的槽條機構?！?3.2機構的選型、變異與組合3.選不同的構件作為機架選運動鏈中不同構件作為機架可以獲得不同的機構，這種機構的變異方式在連桿機構一章中已作過介紹。此外，如圖13-4（a）所示為一普通的擺動推桿盤形凸輪機構，今若將凸輪固定起來作為機架，而原來的機架2使之成為作回轉運動的曲柄，然后再將各構件的運動尺寸作適當改變，就將變異為用于異型罐頭封口的機構了。4.選不同的構件作為原動件一般的機構常取連架桿之一為原動件，而在圖13-5所示的搖頭風扇裝置的雙搖桿機構中，卻以連桿為原動件。這樣既巧妙地利用了風扇轉子的動力源，又巧妙地李永樂連桿相對于兩連架桿都在作整周相對回轉這一特點，從而使傳動大為簡化。§13.2機構的選型、變異與組合5.增加輔助構件圖13-6所示為手動插秧機的分秧、插秧機構。當用手來回搖動搖桿1時，連桿5上的滾子B將沿著機架上的凸輪槽2運動，迫使連桿5上M點沿著圖示點畫線軌跡運動。裝于M點處的插秧爪，先在秧箱4中取出一小撮秧苗，并帶著秧苗沿著鉛垂路線向下運動，將秧苗插于泥土中，然后沿另一條路線返回。為保證秧爪運行的正反路線不同，在凸輪機構中附加了一個輔助構件-活動舌3。當滾子B沿左側凸輪廓線向下運動時，滾子壓開活動舌左端而向下運動，當滾子離開活動舌后，活動舌在彈簧6的作用下恢復原位。使?jié)L子向上運動時只能沿右側凸輪廓線返回。在通過活動舌的右端時，又將其壓開而向上運動，待其通過以后，活動舌在彈簧6的作用下又恢復原位，使?jié)L子只能繼續(xù)向左下方運動，從而實現(xiàn)所預期的運動?！?3.2機構的選型、變異與組合13.2.3機構的組合1.機構的串聯(lián)組合前后幾種機構依次連接的組合方式稱為機構的串聯(lián)組合。根據(jù)被串聯(lián)構件的不同，其又可分為如下兩種。（1）一般串聯(lián)組合。后一級機構的主動件串聯(lián)在前一級機構的一個連架桿上的組合方式稱為一般串聯(lián)組合。（2）特殊串聯(lián)組合。后一級機構串接在前一級機構不與機架相連的浮動件上的組合方式稱為特殊串聯(lián)組合。2.機構的并聯(lián)組合一個機構產生若干個分之后續(xù)機構，或若干個分支機構匯合于一個后續(xù)機構的組合方式稱為機構的并聯(lián)組合。前者又可進一步區(qū)分為一般并聯(lián)組合和特殊并聯(lián)組合?！?3.2機構的選型、變異與組合（1）一般并聯(lián)組合。各分支機構間無任何嚴格的運動協(xié)調配合關系的并聯(lián)組合方式稱為一般并聯(lián)組合。在這種組合方式中，各分支機構可根據(jù)各自的工作需要，獨立進行設計。圖13-12為其組合示意框圖。（2）特殊并聯(lián)組合。各分支機構間在運動協(xié)調上有所要求的并聯(lián)組合方式稱為特殊并聯(lián)組合，它又可細分為如下四種：①有速比要求者。當各分支機構間有嚴格的速比要求時，各分支機構常用一臺原動機來驅動。這種組合方式在設計時，除應注意各分支機構間的速比關系外，其余和一般并聯(lián)組合設計差不多，也較簡單。§13.2機構的選型、變異與組合②有軌跡配合要求者。每一分支凸輪機構使從動件完成一個方向的運動，因此其設計和單個凸輪機構的設計方法相同，但要注意兩個凸輪機構工作上的協(xié)調問題。③有時序要求者。各分支機構在動作的先后次序上有嚴格要求。圖13-13（a）所示為一自動車床在加工鉚釘時的情況。其凸輪軸上并聯(lián)的三個凸輪的工作順序要求如工作循環(huán)圖13-13（b）所示。④有運動形式配合要求者。在圖3-2所示的攪拌器中，為了能很好地完成攪拌工作，除了要求連桿上的E點沿著給定的軌跡運動外，攪拌釜還應繞著自己的軸線作相應的回轉。這兩者之間就有運動形式的配合，而對速比等其他關系則無嚴格要求。§13.2機構的選型、變異與組合（3）匯集式并聯(lián)組合。若干分支機構匯集一道共同驅動一后續(xù)機構的組合方式稱為匯集式并聯(lián)組合。例如在重型機械中，為了克服其傳動裝置龐大笨重的缺點，近年來發(fā)展了一種多點嚙合傳動。3.機構的封閉式組合機構的封閉式組合是將一個多自由度的機構中的某兩個構件的運動用另一個機構將其聯(lián)系起來，使整個機構成為一個單自由度機構的組合方式稱為封閉組合。機構的封閉式組合，根據(jù)被封閉構件的不同，又可分為如下兩種。（1）一般封閉式組合。將基礎機構的兩個主動件或兩個從動件用約束機構封閉起來的組合方式稱為機構的一般封閉式組合?！?3.2機構的選型、變異與組合（2）反饋封閉式組合。通過約束機構使從動件的運動反饋回基礎機構的組合方式，稱為反饋封閉式組合。4.機構的裝載式組合將一機構裝載在另一機構的某一活動構件上的組合方式稱為機構的裝載式組合。它又可根據(jù)自由度的多少而分為如下兩種。（1）單自由度的裝載式組合。圖13-5所示的搖頭風扇的搖擺機構，風扇裝載在雙搖桿機構的一個搖桿上。風扇回轉時通過蝸桿傳動使搖桿來回擺動。該機構只有一個自由度，主動件為風扇轉子，裝載機構由被裝載機構帶動。圖13-19為其組合的示意框圖。§13.2機構的選型、變異與組合（2）雙自由度的裝載式組合。圖13-20（a）所示的電動木馬機構即為雙自由度的裝載式組合。裝載機構本身作回轉運動，被裝載機構的曲柄也作主動運動，兩個運動的組合使木馬產生分躍向前的雄姿。圖13-20（b）為其組合示意框圖?！?3.2機構的選型、變異與組合§13.3組合機構的類型和應用13.3.1聯(lián)動凸輪組合機構在許多自動機器中，為了實現(xiàn)預定的運動軌跡，常采用由兩個凸輪機構組成的聯(lián)動凸輪組合機構。圖13-21（a）所示即為一聯(lián)動凸輪組合機構。在此機構中，利用凸輪A及B的協(xié)調配合，控制E點在x及y方向的運動，使其準確地實現(xiàn)預定的軌跡y=y（x）。設計這種機構時，應首先根據(jù)所要取得軌跡y=y（x）算出兩個凸輪的推桿位移與凸輪轉角的關系x=x（φA）及y=y（φB

），如圖13-21（b）所示。然后就可按一般凸輪的設計方法分別設計出兩凸輪的輪廓曲線。圖13-22所示為用于某種小型電影放映機的聯(lián)動凸輪抓片機構。在此機構中，主要軸上固裝有圓柱凸輪1和盤形凸輪2。當主動軸轉動時，由于兩凸輪的聯(lián)合作用，使構件3一方面上下運動，一方面又繞著其垂直軸線擺動，其結果使抓片按軌跡K運動，從而達到間歇抓片的目的。13.3.2凸輪-齒輪組合機構應用凸輪-齒輪組合機構可使從動件實現(xiàn)多種預定的運動規(guī)律，例如具有任意停歇時間或復雜運動規(guī)律的間歇運動，以及機械傳動校正裝置中所要求的一些特殊規(guī)律的補償運動等?！?3.3組合機構的類型和應用圖13-24所示為一由簡單差動輪系和凸輪相組合而形成的凸輪-齒輪組合機構。行星架H為主動件，太陽輪1為從動件，凸輪3固定不動，滾子4鉸接在行星齒輪2上并嵌在凸輪槽中。當行星架H等速回轉時，凸輪槽迫使行星輪2與行星架H之間產生一定的相對運動，從而使從動輪1實現(xiàn)所需的運動規(guī)律。設計這種組合機構時，首先應根據(jù)從動件1的運動要求φ1（φH

），然按擺動推桿盤形凸輪機構凸輪輪廓曲線的設計方法設計凸輪輪廓曲線。在這里面星行星架H相當于凸輪機構的機架，而O2B為推桿，又由于凸輪3是不動的，所以行星架H的運動就相當“反轉運動”。又由周轉輪系傳動比的公式可得各輪轉角的關系為§13.3組合機構的類型和應用故得φ2H即為擺動推桿的預期運動，據(jù)此可設計處凸輪輪廓曲線。圖13-26所示為凸輪-齒輪組合機構另一應用實例。主動蝸桿1在等速轉動的同時，又受凸輪2的控制做軸向移動，適當選擇凸輪的輪廓曲線，可使蝸輪3得到預期的運動規(guī)律。13.3.3凸輪-連桿組合機構應用凸輪-連桿組合機構可以實現(xiàn)多種預定的運動規(guī)律和運動軌跡。§13.3組合機構的類型和應用圖13-27所示為能實現(xiàn)多種預定的運動規(guī)律的幾種簡單的凸輪-連桿組合機構。圖13-27（a）及圖13-27（b）所示的凸輪-連桿組合機構，實際相當于連架桿長度可變的四桿機構，而圖13-27（c）所示機構，則相當于連桿長度可變的曲柄滑塊機構。這些機構，實質上利用凸輪機構來封閉具有兩個自由度的五桿機構。所以，這種組合機構的設計，關鍵在于根據(jù)輸出的運動要求，設計凸輪的輪廓。圖13-28給出了圖13-27（c）所示的凸輪-連桿組合機構的設計思路。首先根據(jù)結構條件選定s0、lAB、lBC及l(fā)CD；然后根據(jù)滑塊D的預期運動規(guī)律sD（φ1），求得當主動件AB在一系列轉角位置φ1i時，滑塊D的一系列對應位置sD（φ1）；最后用作圖法求得C點的一系列位置，并將其連成光滑曲線，此即為凸輪的理論廓線。§13.3組合機構的類型和應用圖13-29（a）所示為能實現(xiàn)預定軌跡的凸輪-連桿組合機構。在設計此機構時，先根據(jù)結構條件選定構件1、2及3的尺寸，并設在構件1等速回轉的同時，連桿上的點C沿預定的軌跡曲線S運動，這時構件4的運動即完全確定，于是可求得構件4與構件1之間的運動關系sD（φ1），然后按此關系即可設計出構件1固連的凸輪輪廓曲線。設計步驟參考圖13-29（b）。圖13-31所示為餅干、香煙等包裝機的推包機構中所采用的凸輪-連桿組合機構。其推包頭T可按點畫線所示軌跡運動，從而達到推包目的?！?3.3組合機構的類型和應用13.3.4齒輪-連桿組合機構應用齒輪-連桿組合機構可以實現(xiàn)多種運動規(guī)律和不同運動軌跡的要求。圖13-32所示為一典型的齒輪-連桿組合機構。四桿機構ABCD的曲柄AB上裝有一對齒輪2′和5。行星齒輪2′與連桿2固連，而太陽輪5空套在曲柄1的軸上。當主動曲柄1以ω1等速回轉時，從動齒輪5作非勻速轉動。由于且，故有式中ω2為連桿2的角速度，其值作周期性變化。§13.3組合機構的類型和應用在設計這種組合機構時，可先根據(jù)實際情況初步選定機構中各參數(shù)的值，然后進行運動分析，當不滿足預期的運動規(guī)律時，可對機構的某些參數(shù)進行適當調整。圖13-33所示為滑塊可作長時間近似停歇的齒輪-連桿組合機構。內齒輪1固定，當行星架2轉動時，行星齒輪3上A點的軌跡為內擺線，其每一支近似為圓弧。若取連桿4的長度等于該圓弧的半徑r，則當A點在ab段上運動時，滑塊5將作長時間的近似停歇?！?3.3組合機構的類型和應用圖13-34所示為在小包香煙包裝機的送紙機構中采用的齒輪-連桿組合機構。曲柄1與齒輪2固連，齒輪2、3、4及5的齒數(shù)相同，所以當曲柄1轉一周時，從動齒輪5也轉一周。但是從動齒輪5的轉動是非勻速的，其中還有一段是片刻停歇的時間。因此，通過送紙輥6送進的紙張7也有片刻的停歇，以配合切紙刀的切紙動作。在軟糖包裝機的送糖機構中也采用了這種機構。圖13-35所示為鋼板傳送機構中采用的齒輪-連桿組合機構。齒輪1與曲柄固連，齒輪2、3、4及構件DE組成差動輪系。該輪系的太陽輪2由齒輪1帶動，而行星架DE由四桿機構帶動作變速運動。因此，從動輪4可實現(xiàn)變速運動，以滿足鋼板傳送的需要。§13.3組合機構的類型和應用應用齒輪-連桿組合機構的連桿曲線來實現(xiàn)預定的軌跡，多采用圖13-36所示的齒輪-五桿機構。改變1和4的相對相位角、傳動比以及各桿的相對尺寸等，就可以得到不同的連桿曲線。圖13-37所示為枕擺式軋鋼機上采用的齒輪-連桿組合機構。主動輪1同時帶動齒輪2和3轉動。連桿上的點F描繪出圖示的軌跡，對此軌跡的要求是：軋輥與鋼坯開始接觸點的咬入角α宜小，以減輕送料輥的載荷；直線段L宜長，以提高軋鋼的質量。組合機構還可以有其他一些形式，如連桿-槽輪、齒輪-槽輪、連桿-棘輪、槽輪組合機構等。§13.3組合機構的類型和應用§13.4機器的運動協(xié)調設計13.4.1機器的運動循環(huán)根據(jù)生產工藝的差別，機器的運動循環(huán)分為兩大類。1.可變運動循環(huán)機器各執(zhí)行機構的運動是非周期性的，它因工作條件的改變而改變，如起重機等。2.固定運動循環(huán)機器中各執(zhí)行機構的運動是周期性變化的，即每經過一定的時間間隔，機器完成一個運動循環(huán)，各執(zhí)行構件的位移、速度、加速度等運動參數(shù)周期性重復一次。大部分機器的運動循環(huán)屬此類型。對于作固定運動循環(huán)的機器，可采用集中式或分散式控制方式控制其各執(zhí)行機構按預定生產工藝有序地動作。在集中式控制條件下，機器只用一臺原動機驅動各執(zhí)行機構協(xié)調運動，各執(zhí)行機構的原動件則固連在主軸上，或者用分配軸上的幾個凸輪來控制各執(zhí)行機構。各執(zhí)行機構原動件與主軸固連的方位，或各執(zhí)行機構驅動凸輪在分配軸上的安裝方位，由機器的運動循環(huán)圖決定。因此，為使各執(zhí)行機構間的動作協(xié)調，必須在分析機器工藝過程的基礎上制定運動循環(huán)圖，然后用循環(huán)圖來指導機器各執(zhí)行機構間的協(xié)調設計及機器的裝配調式。§13.4機器的運動協(xié)調設計13.4.2機器的運動循環(huán)圖所謂機器的運動循環(huán)圖，是指反映機器各執(zhí)行機構相對其中某一主要執(zhí)行機構起始位置的運動循環(huán)的圖形。運動循環(huán)圖應能反映各執(zhí)行機構動作的先后次序，為此其時間坐標應采用同一比例尺。常用的機器運動循環(huán)圖有下列三種。1.直線式運動循環(huán)圖它是將運動循環(huán)各運動區(qū)段的時間和順序按比例繪制在直線坐標上。其優(yōu)點是圖形簡單，能清楚地表示各執(zhí)行機構各行程的起訖時間。2.圓環(huán)式運動循環(huán)圖它是將運動循環(huán)各運動區(qū)段的時間和順序按比例繪制在圓形坐標上。其優(yōu)點是在具有分配軸的機器中，能比較直觀地反映各執(zhí)行機構的原動件在分配軸上的相位，便于各原動凸輪的安裝和調整?！?3.4機器的運動協(xié)調設計3.直角坐標式運動循環(huán)圖它是將運動循環(huán)各運動區(qū)段的時間和順序按比例繪制在橫坐標軸上，并用縱坐標表示各執(zhí)行機構的運動特征。其特點是能清楚地表示各執(zhí)行機構的運動狀態(tài)，對指導各執(zhí)行機構的運動設計非常便利。機器運動循環(huán)圖的作用可概括為以下五點：①保證執(zhí)行機構的動作能緊密配合，互相協(xié)調；②為計算生產率提供依據(jù)；③為下一步具體設計執(zhí)行機構提供依據(jù)；④為機器的裝配、調試提供依據(jù)；⑤可作為分析研究提高機器生產率的一個基本文件?！?3.4機器的運動協(xié)調設計13.4.3機器運動循環(huán)圖的設計合計設計機器的運動循環(huán)圖，可使機器具有較高的生產率和較低的能耗。具體設計時，先根據(jù)給定的生產率進行計算或通過實驗、類比等方法，確定各執(zhí)行機構在一個運動循環(huán)中各運動區(qū)段的時間及相應轉角，然后根據(jù)各執(zhí)行機構運動時應互不干涉、且機器完成一個運動循環(huán)所需時間最短的原則，合理得設計機器的運動循環(huán)并繪制機器的運動循環(huán)圖。下面以臥式多工位冷鐓機（圖13-40）為例，介紹其運動循環(huán)圖設計的簡要過程。§13.4機器的運動協(xié)調設計臥式冷鐓機用于冷鐓帶孔螺帽，其工藝過程包括：盤料送入，然后完成截料、整形、壓角和沖孔四道工序，如圖13-41所示。圖13-40中，滑塊3為冷鐓沖頭，冷鐓機構采用曲柄滑塊機構Ⅰ，一次冷鐓可完成整形、壓角和沖孔三道工序；機構Ⅱ為進料機構，它由曲柄搖桿機構和棘輪機構組成，可實現(xiàn)間歇送料；機構Ⅲ為斷料機構，由曲柄滑塊機構和直動從動件移動凸輪機構組成，要求斷料刀在行程始末有停歇及斷料時作等速運動；機構Ⅳ為送料機構，由兩對圓錐齒輪、等寬凸輪機構及鉗架組成。其鉗架一次擺動可把第一工位的整形坯料和第二工位的壓角坯料同時送到下一工位壓角和沖孔；機構Ⅴ為頂料機構。上述工序動作應有嚴格的協(xié)調配合關系。以沖頭往復一次為一個運動循環(huán)來設計其運動循環(huán)圖。圖13-42（a）、圖13-42（b）分別為該冷鐓機的圓環(huán)式循環(huán)圖和直線式循環(huán)圖。§13.4機器的運動協(xié)調設計§13.5機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計1、合理設計傳動路線，簡化傳動環(huán)節(jié)在保證機械實現(xiàn)預期功能的條件下，應盡量簡化和縮短傳動路線，即簡化傳動環(huán)節(jié)（運動鏈）。這不僅是結構選型時應考慮的問題，而且更是設計機械傳動系統(tǒng)整個運動方案時必須考慮的問題。因為傳動環(huán)節(jié)愈簡短，組成機器的結構和零件的數(shù)目越少，制造和裝配費用就越低，降低了機械成本；痛失，減少傳動環(huán)節(jié)，將降低能量耗損，減少運動鏈累積誤差，從而有利于提高機器的機械效率和傳動精度。減少原動機軸與機器末端輸出軸之間的轉速差，采用幾個原動機分別驅動各執(zhí)行構建運動鏈均能使傳動環(huán)節(jié)簡化。2、合理安排傳動系統(tǒng)中結構的排列順序機械傳動系統(tǒng)中機構排列的順序應遵循一定規(guī)律，以便簡化傳動環(huán)節(jié)，減小傳動系統(tǒng)外輪廓尺寸和質量，提高機械傳動效率和傳動精度。首先，從總體上講，執(zhí)行機構布置在傳動系統(tǒng)整個運動鏈的末端，傳動機構則應布置與原動機軸相連的運動鏈前端。通常一個運動鏈中只有一個執(zhí)行機構，但其傳動機構卻可能有幾個機構組成。傳動機構中各機構的排列順序同樣應遵循一定的規(guī)律，一般應考慮以下幾點：（1）帶傳動及其他摩擦傳動應布置在運動鏈的最前端（高速級），以求減小外輪廓尺寸和質量。鏈傳動、開式齒輪傳動則宜布置在運動鏈中緊靠執(zhí)行機構一端（低速級），以求運動盡可能平穩(wěn)和延長使用壽命?！?3.5機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計（2）斜齒輪傳動與直齒輪傳動相比，斜齒輪傳動應布置在直齒輪傳動前端。（3）圓錐齒輪傳動應布置在運動鏈前端并限制其傳動比，以減小圓錐齒輪的模數(shù)和直徑。（4）對采用鋁青銅或鑄鐵做蝸輪材料的蝸桿傳動，應布置在運動鏈靠執(zhí)行機構一端（低速級），以減少齒面相對滑面速度，防止膠合與磨損等；對采用錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動，最好布置在傳動鏈高速級，以利于形成潤滑油膜，提高效率和延長壽命，并可減小蝸輪尺寸，節(jié)省有色金屬。（5）整個傳動機構的布局應外形協(xié)調、機構合理，并便于制造、安裝、調試和維護等?！?3.5機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計3、注意區(qū)分主、輔運動鏈和合理安排功率傳動順序當機械傳動系統(tǒng)中同時有幾個運動鏈時，應分清主、輔運動鏈并優(yōu)先設計運動鏈運動方案，然后再設計各輔助運動鏈的運動方案，以有利于理清審計思路、提高設計效率。機械傳動系統(tǒng)中功率傳遞順序，一般根據(jù)“前大后小”的原則，即原動機先傳動消耗功率較大的執(zhí)行結構，后傳動消耗功率較小的執(zhí)行結構。以便于有利于減少傳遞功率的損失和減小傳動件的尺寸。例如機床總是先傳動主運動系統(tǒng)，再傳動進給系統(tǒng)。§13.5機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計4、合理分配各級傳動比依據(jù)原動機的輸出轉速和執(zhí)行結構的輸入轉速（該轉速根據(jù)執(zhí)行構建的運動速度確定），可求出傳動結構的總傳動比。而傳動機構機構通常包括若干個機構（或稱若干級傳動），這就存在一個合理分配各級傳動比的問題。具體分配傳動比時應考慮以下原則：①各級傳動的傳動比應在相應機構常用的傳動比取值范圍內選??；②各級傳動件應尺寸協(xié)調、結構均勻合理，傳動件之間不應發(fā)生干涉碰撞；③整個傳動機構應結構緊湊、外輪廓尺寸小、質量輕，并應利于采取合理的潤滑、密封措施；④對多級同類傳動，如多級齒輪傳動、多級蝸桿傳動等，一般應遵循“前大后小”的傳動比分配原則?！?3.5機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計圖13-43給出了總傳動比和總中心距不變條件下，兩級齒輪傳動的兩種傳動比分配方案的設計結果。由圖可知，按高級傳動比i1=5.51，低速級傳動比i2=3.36（i2＜i1）進行設計，該兩級齒輪傳動的外廓尺寸明顯較小，而且兩個大齒輪尺寸相差較合適，浸油深度也合理（圖中雙點畫線b表示該方案潤滑油油面）。圖中另一方案（i2'＞i1'）則顯然不合適?！?3.5機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計5、注意提高機械傳動效率機械傳動系統(tǒng)的總效率顯然與組成該系統(tǒng)的各機構的傳動效率有關。而且，對大多數(shù)機器來說，其總效率通常等于機器中各級傳動的分效率的連乘積。因此縮短運動傳遞路線及盡力提高各級傳動的效率，都是不可忽略的工作。尤其是傳動功率較大時，機構效率應作為選擇機構類型和設計傳動方案的主要依據(jù)。通常減速比很大的機構，如螺旋機構、蝸桿傳動及某些行星輪系等，效率均很低。因此，如果在傳動功率較大的運動鏈中必須選用以上大減速比機構時，應注意恰當?shù)倪x擇這類機構的基本參數(shù)，以保證較高的機械傳動效率。§13.5機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計§13.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例本節(jié)以牛頭刨為例，介紹其機械傳動系統(tǒng)設計的主要內容和主要結果。牛頭刨床是用于加工長度較大的平面或成型表面的機床，其工作原理是：刨頭作往復切削運動、工作臺帶動工件作間歇直線進給運動，從而實現(xiàn)對工件平面的切削加工。給定刨頭行程H（mm），刨刀每分鐘切削次數(shù)n'（次/min）及行程速度變化系數(shù)K，刨刀在切削前后的空刀距離各約0.05H，工作臺進給量f2（mm/次）。要求進給量f2、刨刀切削深度、刨刀行程長度及每分鐘切削次數(shù)均可調整，工作臺上下位置和刨頭前后位置可手動調整，刨頭刀架轉動速度，以及工作臺進給方向可變等。1、擬定牛頭刨床的工作原理牛頭刨床的工作原理及工藝要求見前文所述，從中可知其執(zhí)行構件為作往復直線運動的刨頭和作間歇直線進給運動的工作臺。2、擬定原動機方案選用Y系列三相交流異步電動機，同步轉速1500r/min。3、牛頭刨床執(zhí)行機構選型（1）實現(xiàn)刨頭往復移動的機構的選型?？蛇x為實現(xiàn)刨頭往復移動的機構有：螺旋機構、直動從動件凸輪機構、齒輪齒條機構或蝸桿齒條機構、曲柄滑塊機構、轉動導桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)而成的組合機構（圖13-44）、擺動導桿機構和擺桿滑塊機構串聯(lián)而成的組合機構（圖13-45）等?！?3.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例其中螺旋機構雖具有面接觸、受力好及刨頭（螺母）工作行程為勻速移動等優(yōu)點，但驅使螺桿反轉和變速、實現(xiàn)刨頭快速返回，必須另有換向和變速機構，此外行程開始和終了時有沖擊，其安裝和潤滑也有一定難度，故不是最好的刨頭運動機構。直動從動件凸輪機構易實現(xiàn)急回運動和工作行程的勻速移動，但凸輪和整個機床的縱向尺寸過大，且高副受力較差，易磨損，以及難于平衡和制造，故不適于牛頭刨床。齒輪齒條或蝸桿齒條機構能保證工作行程為勻速移動，但行程兩端有沖擊，且不易實現(xiàn)急回運動（必須另加換向和變速機構），因此也不是最好的牛頭刨床的刨頭運動機構（但可用于大行程龍門刨床）。曲柄滑塊機構的主要缺點是不易實現(xiàn)工作行程的勻速或近似勻速移動，以及沿滑塊移動方向機構尺寸較大，所以不宜用作刨頭運動機構?！?3.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例圖13-44所示組合機構為全低副機構，具有受力好、有急回特性、工作行程為近似勻速運動、無需反向機構件及工作可靠等優(yōu)點。其缺點是使牛頭刨床沿刨頭移動方向尺寸太大，且軸A必須設計成懸臂梁結構，受力較差，因此也不是最好的刨頭運動機構。圖13-45所示擺動導桿與擺桿滑塊機構串聯(lián)而成的組合機構，具有圖13-44所示結構相同的優(yōu)點，但無后者缺點，因而是最佳的刨頭運動機構。這種機構還有一些稍微不同的形式，圖13-46便是牛頭刨床中應用較多的一種?！?3.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例（2）牛頭刨黃工作臺寄給機構選型。工作臺的運動特點是間歇的等量直線進給。若僅僅為了能夠等量直線進給，則螺旋機構、蝸桿蝸齒條機構和一般的齒輪齒條機構都能做到。其中前兩種機構具有自鎖性，不進給時工作臺會自動固定不動，滿足其停歇要求。后一種機構則無自鎖性，故一般不宜選用。又因螺旋機構比較簡單和易于制造，所以當優(yōu)先選用。再考慮滿足間歇運動、進給量可調及正反向進給三項要求，槽輪機構、不完全齒輪機構和凸輪式間歇運動均因從動件轉角不易改變而不宜采用。最后采用一個曲柄長度可變的曲柄搖桿機構和一個可變向式棘輪機構相串聯(lián)而得到的機構，可很好的滿足上述三項要求。最后，在刨頭床運動機構的曲柄軸和工作臺進給幾個進給機構的曲柄軸之間，還應用一對等大的齒輪連接起來，以保證在一個運動循環(huán)中，兩曲柄軸均回轉一周?！?3.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例4、牛頭刨床運動循環(huán)圖設計工作臺的進給運動與刨頭的往復直線運動必需協(xié)調配合，故工作臺進給運動必須在每一運動循環(huán)的刨頭空回行程中完成。圖13-47（a）、圖13-47（b）分別為牛頭刨床的直角坐標式運動循環(huán)圖和圓環(huán)式運動循環(huán)圖，圖中φ為擺動導桿機構的曲柄轉角。由該圖可以看出其兩個執(zhí)行機構的工作行程、回程以及停歇、進給的時間間隔機器開始后和終了的時刻。5、牛頭刨床機械傳動系統(tǒng)的運動方案設計牛頭刨床機械傳動系統(tǒng)中應有兩個運動鏈：一是傳動刨頭作往復直線的運動鏈，為主動鏈；二是傳動工作臺作間歇直線進給運動的運動鏈，為輔助運動鏈。兩個運動鏈共用一臺電動機，各運動鏈中執(zhí)行機構的類型已在前文選定?！?3.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例圖13-48即為所設計的牛頭刨床機械傳動系統(tǒng)運動方案簡圖。由圖可知，主運動鏈的首末端件分別為電動機和刨頭（又稱滑塊枕）。電動機的運動經V帶傳至軸I，當軸I上的離合器M向右移動使其內、外上右端的大齒輪摩擦片壓緊時，運動由軸I上的三聯(lián)齒輪傳至位于Ⅱ上右端的三聯(lián)滑移齒輪，軸Ⅱ可得到三種不同的轉速。軸Ⅱ的運動經其左端的三聯(lián)滑移齒輪傳至軸Ⅲ上右端的三聯(lián)齒輪，這樣當軸Ⅰ有一種轉速時，軸Ⅲ可獲得9種不同的轉速。軸Ⅲ的運動經其右端斜齒輪傳至軸Ⅳ，執(zhí)行機構原動曲柄與大齒輪等速轉動，從而實現(xiàn)刨頭的往復直線運動（刨頭可獲得9種不同的刨削加工速度）。§13.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例松開軸Ⅰ上的離合器M，可斷開軸Ⅰ與軸Ⅱ間的傳動；使電動機正常運轉條件下刨頭能停止切削。轉動軸Ⅳ左端的方頭可驅動軸Ⅳ右端錐齒輪機構和螺旋副運動，從而可調節(jié)執(zhí)行機構中的曲柄長度以改變刨頭往復行程長度。轉動刨頭上方的方頭則能通過其錐齒輪機構和螺旋副調節(jié)刨頭往復運動的前后倒置。刨刀切削審讀可通過轉動刀架上方的手柄來調節(jié)。刀架可垂直固定也可轉過一定角度后固定，以滿足切削加工水平平面或垂直平面的不同需要?！?3.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例輔助運動鏈的首末端件分別是軸Ⅳ上左端的斜齒輪和工作臺（工件）。軸Ⅳ的運動經其左端的斜齒輪傳至Ⅴ上的斜齒輪（兩斜齒輪數(shù)相等），從而使曲柄搖桿機構原動曲柄等速轉動，再經可變向棘輪結構，使工作臺作間歇直線寄給運動，并具有換向及與刨頭的往復直線運動協(xié)調配合的功能。工作臺的升降可通過轉動工作臺下的螺旋機構來調節(jié)。改變棘輪上遮板的位置或改變曲柄搖桿機構（圖13-48（c））中曲柄的長度（圖中未表示），均可調節(jié)工作臺的進給量f2。§13.6機械傳動系統(tǒng)設計的實例傳動系統(tǒng)中各級傳動比分配如下：Ⅴ帶傳動傳動比i1=dd2/dd1≈3.811；軸Ⅰ上三聯(lián)齒輪與軸Ⅱ上右端三聯(lián)滑移齒輪間傳動比i2=2.21，0.625，0.5；軸Ⅱ上左端三聯(lián)滑移齒輪與軸Ⅲ上左端三聯(lián)齒輪間傳動比i3=2.478，1.01.581；軸Ⅲ上右端斜齒輪與軸Ⅳ上右端斜齒輪間傳動比i4=5；軸Ⅳ與軸Ⅴ間傳動比i6=1.0。給定