同步带传动受力情况的分析

同步带受力情况的分析张紧力1

。初拉同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）可能因拉力力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，带的振过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，轴和轴承上的载荷而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，动噪音变大。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。步带传动正常工作的重要条件。FFF分别为带传动工作时带

的紧边拉、、设F为同步带传动时带的张紧力，210力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运紧边拉力的转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，增加量应等于松边拉力的减少量，即FFFFFFFFFF1-1

式=2 、=0.5（+ -=）-或+20020011212 压轴力

压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1

所示：

图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力

据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q计算如下所示：

K(F?F) N Q= 式2-1 2F1K?1.3时：当工况系数A K(F?F) 2-2 式Q=0.77

N 21F．

K――矢量相加修正系数，如图2-2：式中：F

图2-2 矢量相加修正系数

d?d??21。为小带轮包角，上图中?57.3??180??11aK为工况系数，对于医疗

机械，其值如图2-3所示：A

图2-3 医疗机械的工况系数

KK)FF?(K值大于0.5。对于医疗机械，取=1.2，所以有压轴力Q= N，其中FA21F FFF）。+=0.5（另外由式1-1有张紧力201由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需

计算传动中所受的压轴力，K(F?F) N 。Q= 21F而带的紧边

张力与松边张力分别由下面公式所得：

PF?1250V/N 式2-3

d1F?250P/V2-4

式N d2．

m/s；V为带速，式中：

PP?KP，KW；为工况系数，为设计功率，P为需传递的名义K AddA功率（KW）。

所以压轴力为：

1500KKP AF N 式2-5

Q?V需视具体情况修正工对于频繁正反装、

严重冲击、紧急停机等非正常传动，况系数。在匀速时，减速”的过程。另外

步进电机在工作时其工作过程是“加速-匀速-如电机电机加速时主要考虑惯性负载；电机所受负载为工件与导轨的滑动负载；电机的滑动负载和惯性负载均跳到

所规定的转速时，直接启动，即转速直接从0所以对于频繁正反要考虑。一般情

况下电机传递的负载约为滑动负载的2~3倍。同步带需传递的名义功率应是同步

带正转、设计计算时：严重冲击的传动机构，倍。常传动需传递的功率的2~3?

电机在加速时的加速转矩：式2-6 ?JT?式中：T——电机加速时的加速

转矩；

J——负载的运动惯量与同步轮的转动惯量折算到电机轴上的转动惯量； ?——电机在加速时的角加速度。

从结构上讲：如所需的压轴力小于步进电机轴容许的悬挂负载，即可不必加联轴器。

下表为东方马达步进电机容许悬挂负载及容许轴向负载：

2-1表东方马达步进电机容许悬挂负载及容许轴向负载

上表中各系列步进电机所对应的外形尺寸及轴的大小如图2-4、2-5、2-6所示：

系列电机主要尺寸图CMK24图2-4

图2-5 CMK25系列电机主要尺寸图

系列电机主要尺寸图CMK26 2-6 图

设计时根据所设计的传动系统即可计算出作用在步进电机轴上的压轴力，再根据所涉及的步进电机由上图表中查出电机轴的容许负载，两相比较，只要压轴力小于电机轴的容许悬挂负载即可。

且从式

1500KKP AF N 式2-5 Q V中可看出作用在电机轴上的压轴力受所需传递的功率、速度以及实际传动情况的影响。

在应用中减少压轴力的方法有：

K值减少同步带小带轮的包角，即采用小带轮带大带轮的形式，这样可以减少1F K<1）；（F2在满足设计要求的情况下减少同步带的宽度，并安装时使同

步带离步进电机轴的端面更远，这样可增加电机所容许的悬挂负载。

3 同步带张紧的检测

同步带的张紧是靠加张紧轮的形式来控制的，如图3-1：

同步带的张紧图3-1

，使其产生张紧力通常是通过在带与带轮的切点中心，加一垂直于带的载荷Wd ：f来控制的，如图3-2规定的挠度

同步带的检验3-2 图

3m5m型号的同步带所对应的载荷Wd及如下对于公司常用的圆弧齿同步带，

图：

f20mmaWd值。检测时一般应控制，如特别大或特别小，则应相应增减

发动机分析报告

Tritec 1.6L 发动机本体结构初步分析报告 Tritec 发动机排量1.6L，结构紧凑且较传统，但有好的性能（参见表1），功率85kW/6000r/min，扭矩149Nm/4800r/min，搭载到A15车上，90km/h等速油耗5.9L/100km，排放经国家强检已一次通过常温欧Ⅲ（正准备做低温欧Ⅲ）。这个报告主要分析该发动机在提高性能方面的一些结构特点。 表1 最新1.6L车型所配发动机基本参数对照表 大家知道，当发动机排量、转速一定时，发动机的功率（扭矩）、燃油经济性等则和容积效率、燃烧热效率、机械效率成正比。Tritec 1.6L 发动机的文章主要就做在这三个效率上。 一、进气歧管 采用内壁很光滑长度适中的塑料进气歧管，梯形气道，配以大孔径节气门体，通流面积大，阻力小，提高了容积效率和发动机的响应性，兼顾了

最大功率和中低速扭矩。且降低了重量。一般情况下，用塑料进气歧管替代金属铝歧管，可提高功率3-5%。 在进气歧管下游端部，最优布置4喷孔喷油器的安装角，提高了混合气质量，从而提高了燃烧热效率。 二、气缸盖 1．铝合金制，热传导性好，重量轻。每缸4气门，提高了容积效率。火花塞居于屋脊形燃烧室脊顶中部，略偏指向排气门侧，安装位置和凸出长度最优化。加之屋脊形燃烧室设计和制造精良, 不但提高了抗爆震性能，且批量生产压缩比离散度很小，保证压缩比高达10.5，提高了热效率，从而提高了燃油经济性和中低速扭矩。实测各缸燃烧室容积误差只千分之三左右，压缩比约10.55。

2．两个大的挤气面只分别布置在燃烧室进排气门侧，这样的挤气区挤气效果好，且改善了气门周边的屏蔽，使吸入空气量增多及增加燃烧后半程的燃烧速度, 提高了燃烧效率和抗爆震性能. 3．采用纵向进气道，能够形成纵涡流，有利于吸气和充分燃烧，提高了吸气效率和燃烧热效率。进气道变长, 提高了中低速扭矩.。由于燃烧室内生成纵涡流，使燃烧稳定，有实现低油耗的分层燃烧效果，并使排放下降。 4．火花塞套管压装在气缸盖上，使火花塞及高压线免受油污，且维修保养方便。

圆柱齿轮受力分析

轮齿的受力分析 1. 直齿圆柱齿轮受力分析 图为直齿圆柱齿轮受力情况，转矩T1由主动齿轮传给从动齿轮。若忽略齿面间的摩擦力，轮齿间法向力Fn的方向始终沿啮合线。法向力Fn在节点处可分解为两个相互垂直的分力：切于分度圆的圆周力Ft 和沿半径方向的径向力Fr 。 式中：T1-主动齿轮传递的名义转矩（N·mm），，Pl为主动齿轮传递的功率（Kw），n1为主动齿轮的转速（r/min）； d1-主动齿轮分度圆直径（mm）； α-分度圆压力角（o）。 对于角度变位齿轮传动应以节圆直径d`和啮合角α`分别代替式（9.44）中的d1 和α。 作用于主、从动轮上的各对力大小相等、方向相反。从动轮所受的圆周力是驱动力，其方向与从动轮转向相同；主动轮所受的圆周力是阻力，其方向与从动轮转向相反。径向力分别指向各轮中心（外啮合）。 2. 斜齿轮受力分析 图示为斜齿圆柱齿轮受力情况。一般计算，可忽略摩擦力，并将作用于齿面上的分布力用作用于齿宽中点的法向力Fn 代替。法向力Fn 可分解为三个相互垂直的分力，即圆周力Ft 、径向力Fr 及轴向力Fa 。它们之间的关系为

式中：αn-法向压力角（°）； αt-端面压力角；（°） β-分度圆螺旋角（°）； 作用于主、从动轮上的各对力大小相等、方向相反。圆周力Ft 和径向力Fr 方向的判断与直齿轮相同。轴向力Fa 的方向应沿轴线，指向该齿轮的受力齿面。通常用左右手法则判断：对于主动轮，左旋时用左手（右旋时用右手），四指顺着齿轮转动方向握住主动轮轴线，则拇指伸直的方向即为轴向力Fa1 的方向。 2 计算载荷和载荷系数 名义载荷上述所求得的各力是用齿轮传递的名义转矩求得的载荷。 计算载荷由于原动机及工作机的性能、齿轮制造及安装误差、齿轮及其支撑件变形等因素的影响，实际作用于齿轮上的载荷要比名义载荷大。因此，在计算齿轮传动的强度时，用载荷系数K对名义载荷进行修正，名义载荷与载荷系数的乘积称为计算载荷。

带传动的受力分析和传动时的应力分析

第七章 带传动 内容： 1、带传动的受力分析和传动时的应力分析 2、带传动弹性滑动和打滑 3、带传动的设计计算 难点：带传动的受力分析和传动时的应力分析 重点：带传动的设计计算 7.1 带传动概述 一、工作原理和应用 1 、工作原理：带装在轮上后，具有初拉力0F 。轮1靠摩擦力带动带，——带靠摩擦力带动轮2。 2、带传动的特点： 1）皮带具有弹性和扰性 2）过载时可打滑 3）中心距可较大 4）传动比不准确，且效率低 5）张紧力对轴和轴承压力大 3、带传动的类型 平带、V 带、多楔带、圆带 对V 型带：2 sin 2? N Q F F = 图7-1 磨擦型带传动工作原理 图7-3 带的传动类型和横截面形状 (a) 平带；(b) V 带；(c) 多楔带；(d) 圆形带

2 sin 2? Q N F F = Q q N f fvF fF fF F == =2 sin 2? 设2 sin ? f f v = 当量摩擦系数 4、V 带结构 普通V 带 5、应用：远距离 二、普通V 带型号和基本尺寸 1、型号： 2、尺寸 基准长度尺寸d L 7－2带传动工作情况分析 一、带传动受力分析 不工作时01=T 0F 工作时 01?T 图7-4 V 带的结构 表7-2 普通V 带截面基本尺寸

摩擦力()圆周力F F F F f =-=21 310FV P ＝ P 为功率KW 2001F F F F --＝ 021F 2F F ＝+ αf e F F 21＝ 对V 带αfv 21F F e ＝ 1 e 1e 2F F f f 0max +-=αα 二、带传动的应力分析 1、由紧边和松边拉力产生应力 A F 1 1＝ σ A F 2 2＝ σ 2、由离心力产生应力 A F A qv c l ==2σ 3、由带弯曲产生应力 2 d a b d h E h E =' =ρ σ 121max b σσσσ++= 三、带传动的弹性滑动 1、含义：由于带的弹性变形而引起带与带轮之间的相对滑动称弹性滑动。 2、后果 图7-5 带传动的受力分析 图7-6 带的弯曲应力 图7-7 带工作时应力变化

链传动

一、链传动概述 链传动有短节距精密滚子链、双节距精密滚子链、短节距精密套筒链、弯板滚子传动链、齿形传动链以及成型链等多种传动类型。链传动的突出特点是构成链条的元件体积小、数量多，链节节距均匀，滚子/套筒结构可以减少啮合时的摩擦和磨损，并能达到缓和冲击的目的。 链传动的运动学模拟效果对于机械总体检查、链节结构设计与改进及链节数量的配置具有重要的验证作用，链传动运动动画对于链传动机构的产品演示、项目开展与交流不可或缺。 由于链节元件小而多的特点决定了链条传动的灵活性和实用性，而元件数量过多使得链传动三维机构模拟在普通计算机上难以实现，巨大的求解数据量对三维软件和计算机硬件的配置提出了很高的要求，在通用CAD三维软件中进行模拟链传动困难很大。本文将探讨在Pro/ENGINEER野火版环境下进行链传动设计与运动学模拟，最后推荐两个专业的链传动动力学模拟软件环境，希望对链传动用户有所帮助。 二、Pro/ENGINEER链传动三维设计与运动学模拟 链传动的设计首先要根据传动功率要求确定大小链轮的齿数、链节运动轨迹以及链节的类型和规格，通过计算确定出链节数量，为链传动机构模拟打好基础。下面是链传动模拟的构建流程。 1.步骤一 设计链传动运动轨迹，确定链节的接口长度和节数。如图1和图2所示，使用草绘曲线绘制轨道，两链轮中心线水平。该次链传动设计共20节链节(这里没有绘制大小链轮)。 图1 链传动轨迹曲线

图2 链条模型 2.步骤二 设计链节元件。可以按照实际情况设计构成链节的内/外链板、销轴和套筒，然后组装成链节子组件。为了减小链传动机构模拟运算的时间和运算数据量，这里仅用一个零件代表链节的所有组成元件(如图3)。 3.步骤三 链条组件第1、2个链节的装配。创建链条组件，装配第1个链节(如图4)，使用1个"平面"接头、2个"槽"接头。选槽曲线时按ctrl键选4段。装配第2个链节(如图5)时，在第1个链节右侧装配第2个链节，使用1个圆柱接头和1个槽接头。

同步带传动受力情况的分析

同步带受力情况的分析张紧力1 。初拉同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）可能因拉力力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，带的振过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，轴和轴承上的载荷而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，动噪音变大。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。步带传动正常工作的重要条件。FFF分别为带传动工作时带 的紧边拉、、设F为同步带传动时带的张紧力，210力、松边拉力、和有效拉力。 为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运紧边拉力的转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，增加量应等于松边拉力的减少量，即FFFFFFFFFF1-1 式=2 、=0.5（+ -=）-或+20020011212 压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1 所示： 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q计算如下所示： K(F?F) N Q= 式2-1 2F1K?1.3时：当工况系数A K(F?F) 2-2 式Q=0.77 N 21F． K――矢量相加修正系数，如图2-2：式中：F 图2-2 矢量相加修正系数

d?d??21。为小带轮包角，上图中?57.3??180??11aK为工况系数，对于医疗 机械，其值如图2-3所示：A 图2-3 医疗机械的工况系数 KK)FF?(K值大于0.5。对于医疗机械，取=1.2，所以有压轴力Q= N，其中FA21F FFF）。+=0.5（另外由式1-1有张紧力201由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需 计算传动中所受的压轴力，K(F?F) N 。Q= 21F而带的紧边 张力与松边张力分别由下面公式所得： PF?1250V/N 式2-3 d1F?250P/V2-4 式N d2． m/s；V为带速，式中： PP?KP，KW；为工况系数，为设计功率，P为需传递的名义K AddA功率（KW）。 所以压轴力为： 1500KKP AF N 式2-5 Q?V需视具体情况修正工对于频繁正反装、 严重冲击、紧急停机等非正常传动，况系数。在匀速时，减速”的过程。另外 步进电机在工作时其工作过程是“加速-匀速-如电机电机加速时主要考虑惯性负载；电机所受负载为工件与导轨的滑动负载；电机的滑动负载和惯性负载均跳到 所规定的转速时，直接启动，即转速直接从0所以对于频繁正反要考虑。一般情 况下电机传递的负载约为滑动负载的2~3倍。同步带需传递的名义功率应是同步 带正转、设计计算时：严重冲击的传动机构，倍。常传动需传递的功率的2~3? 电机在加速时的加速转矩：式2-6 ?JT?式中：T——电机加速时的加速 转矩； J——负载的运动惯量与同步轮的转动惯量折算到电机轴上的转动惯量； ?——电机在加速时的角加速度。 从结构上讲：如所需的压轴力小于步进电机轴容许的悬挂负载，即可不必加联轴器。 下表为东方马达步进电机容许悬挂负载及容许轴向负载：

带传动的受力分析及运动特性

带传动的受力分析及运动特性 newmaker 一、带传动的受力分析 带传动安装时，带必须张紧，即以一定的初拉力紧套在两个带轮上，这时传动带中的拉力相等，都为初拉力F0（见图7–8a ）。 图7-8 带传动的受力情况 a)不工作时 b)工作时 当带传动工作时，由于带和带轮接触面上的摩擦力的作用，带绕入主动轮的一边被进一步拉紧，拉力由F0增大到F1，这一边称为紧边；另一边则被放松，拉力由F0降到F2，这一边称为松边（见图7–8b ）。两边拉力之差称为有效拉力，以F 表示，即 F ＝F1–F2 （7–4） 有效拉力就是带传动所能传递的有效圆周力。它不是作用在某一固定点的集中力，而是带和带轮接触面上所产生的摩擦力的总和。带传动工作时，从动轮上工作阻力矩T￠2所产生的圆周阻力F￠为 F￠＝2 T'2 /d2 正常工作时，有效拉力F 和圆周阻力F￠相等，在一定条件下，带和带轮接触面上所能产生的摩擦力有一极限值，即最大摩擦力（最大有效圆周力）Fmax ，当Fmax≥F￠时，带传动才能正常运转。如所需传递的圆周阻力超过这一极限值时，传动带将在带轮上打滑。 刚要开始打滑时，紧边拉力F1和松边拉力F2之间存在下列关系，即 F1＝F2?e f?a （7–5） 式中 e –––自然对数的底（e≈2.718）； f –––带和轮缘间的摩擦系数；

a–––传动带在带轮上的包角（rad）。 上式即为柔韧体摩擦的欧拉公式。 （7-5）式的推导： 下面以平型带为例研究带在主动轮上即将打滑时紧边拉力和松边拉力之间的关系。 假设带在工作中无弹性伸长，并忽略弯曲、离心力及带的质量的影响。 如图7–9所示，取一微段传动带dl，以dN表示带轮对该微段传动带的正压力。微段传动带一端的拉力为F，另一端的拉力为F＋dF，摩擦力为f·dN，f为传动带与带轮间的摩擦系数 （对于V带，用当量摩擦系数fv，，f为带轮轮槽角）。则 因da很小，所以sin(da/2)?da/2，且略去二阶微量dF?sin(da/2)，得 dN=F?da 又 取cos(da/2)?1，得f?dN=dF或dN=dF/f，于是可得 F?da=dF/f 或dF/F=f?da 两边积分

同步带传动受力情况的分析

同步带传动受力情况的分析轴力与张 紧力的计算） 同步带受力情况的分析 1张紧力 同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。初拉 力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。 设F o为同步带传动时带的张紧力，F i、F2、F分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即 F I-F°=F°-F2或F i + F2=2F。、F o=O.5（F i+ F2）式1-1

2压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q计算如下所示： Q=K F（F1 F2）N 式2-1当工况系数K A 1.3时:

式中： K F ――矢量相加修正系数，如图 2- 图2-2矢量相加修正系数 上图中1为小带轮包角，1 180 d2 di 57.3 a K A 为工况系数，对于医疗机械，其值如图 2-3所示: X 13-1-6S 工况幕 inn GB/T 11362—JB/T 7512. 3—]9

链传动受力分析

安装链传动时，只需不大的张紧力，主要是使链松边的垂度不致过大，否则会产生显著振动、跳齿和脱链。若不考虑传动中的动载荷，作用在链上的力有：圆周力（即有效拉力）F、离心拉力FC和悬垂拉力Fy 。如图所示。 链在传动中的主要作用力有： （1）链的紧边拉力为F1=F+FC+Fy（N）（12.8）（2）链的松边拉力为F2=FC+Fy（N） （12.9）（3）围绕在链轮上的链节在运动中产生的离心拉力 FC=qv2（N）（12.10）式中：q为链的每米长质量，Kg/m，见表12.1；v为链速m/s 。 （4）悬垂拉力可利用求悬索拉力的方法近似求得 Fv=Kvqga （N） （12.11） 式中：a为链传动的中心距，m ；g为重力加速度， g=9.81m/s2；Kv为下垂量y=0.02a 时的垂度系数，与安装角β有关（图12.12），见表12.3。链作用在轴上的压力FQ可近似地取为FQ=(1.2～1.3)F，有冲击和振动时取大值。 链传动的受力分析 链在传动中的主要作用力有：（1）链的紧边拉力为F1=F+FC+Fy（N）（12.8）（2）链的松边拉力为F2=FC+Fy（N）（12.9）（3）围绕在链轮上的链节在运动.. 公司动态 - 天津鼎新盛泰进口轴承销售公司 - 2009-12-16 19:15:46 轴承生产中的链传动的受力分析 （1）轴承生产中的链的紧边拉力为F1=F+FC+Fy（N） （12.8）（2）轴承生产中的链的松边拉力为F2=FC+Fy（N） （12.9）（3）围绕在链轮上的链节在运动中产生..

技术中心 - 天津进口轴承公司 - 2009-12-15 21:39:01 滚子链传动的主要失效形式 链传动的主要失效形式有以下几种： （1）链板疲劳破坏 链在松边拉力和紧边拉力的反复作用下，经过一定的循环次数，链板会发生疲劳破坏。正常润滑条件下，疲劳强度是限定链传动承载能力的主要因素。 （2）滚子套筒的冲击疲劳破坏 链传动的啮入冲击首先由滚子和套筒承受。在反复多次的冲击下，经过一定的循环次数，滚子、套筒会发生冲击疲劳破坏。这种失效形式多发生于中、高速闭式链传动中。 （3）销轴与套筒的胶合 润滑不当或速度过高时，销轴和套筒的工作表面会发生胶合。胶合限定了链传动的极限转速。 （4）链条铰链磨损 铰链磨损后链节变长，容易引起跳齿或脱链。开式传动、环境条件恶劣或润滑密封不良时，极易引起铰链磨损，从而急剧降低链条的使用寿命。 （5）过载拉断 这种拉断常发生于低速重载或严重过载的传动中。 请教链传动受力分析！！ 为了校核轴的强度需要分析链轮的受力状况，查资料知链传动紧边拉力=有效圆周力+离心力引起的拉力+悬垂拉力， 1. 请问这三个力的方向都是沿圆周方向吗？？ 2.往轴上平移这些力的时候还需要考虑松边受力吧？？ 3.压轴力的方向怎么确定？？ 现在主要是将链轮受力转到轴上来，不知道怎么分析了，书上也没，呵呵 请教各位前辈了！！！！！

链传动在汽车发动机上的应用_石国珍

科学导报/2017年/4月/7日/第C05版 机电工程与经济发展 链传动在汽车发动机上的应用 石国珍四川省自贡职业技术学校 摘要：论文分析了链传动在汽车发动机上应用的特点,然后阐述了我国汽车发动机链传动的其发展趋势,最后展望了全面实现我国汽车链传动国产化的前景。 关键词：链传动；汽车发动机；应用 1.链传动在汽车发动机上应用的特点 目前,国际上的各大汽车公司的许多轿车产品均采用链传动作为其发动机正时传动系统和机油泵传动系统,而国内生产的汽车发动机也越来越多地应用了汽车链传动产品,如图1和图2所示。 常见的有三缸、四缸直列发动机和V6、V8、V10等V型发动机,正时链系统有单顶置凸轮轴的两轴传动系统和双顶置凸轮轴的多轴传动系统。 与带传动相比，链传动没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比；需要的张紧力小，作用于轴的压力也小，可减少轴承的摩擦损失；结构紧凑；能在温度较高、有油污等恶劣环境条件下工作。 与齿轮传动相比，链传动的制造和安装精度要求较低；中心距较大时其传动结构简单。瞬时链速和瞬时传动比不是常数，因此传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪声。 2.链传动在汽车发动机上应用的现状 我国汽车传动带发展大致可分为三个阶段：上世纪八十年代末之前，以包布V带为主，主要为解放、东风等卡车配套和配件，材质为玻纤或人造丝和普通橡胶，制造工艺多为手工成型模压硫化，使用寿命大致在20 000～30 000Km；上世纪八十年代后期，我国开始引进国外先进的汽车传动带生产设备和技术，开始生切边带、同步带和多楔带，为引进的车型和发动机配套及进口汽车配件。材质为聚酯线绳和玻纤氯丁橡胶，工艺为整筒成型和硫化罐胶套硫化，使用寿命60 000～80 000Km；上世纪九十年代末后，国外著名传动带厂家开始在我国设厂，占据高端客户，加剧国内汽车传动带的竞争，也促进我国传动带发展。 2010年年底,我国汽车销售量达到了1364万辆,已超过汽车消费大国日本和美国,成为世界第一大汽车消费国。2011年轿车大量进入家庭,全年销量将达到1512.5万辆,同比增长15.2%。 可以预计,国家出台的一系列促进汽车消费的政策,有效地刺激消费市场,“十二五”期间,汽车的保有量仍保持快速增长势态。专家学者预测我国汽车市场仍将有10～ 20年的高速发展期(年均20%～ 30%的增长)。如果国内GDP 2020年比2000年翻两番的话,2020年前后中国将超过美国,汽车需求量将达到2000万辆以上,成为世界第一大汽车市场。 我国汽车链发展起步较晚,但在吉林大学链传动研究所有关学者和研究人员的指导下,国内汽车链传动发展速度较快。目前,已为国内众多汽车公司配套。造就了一批链条、链轮、导板、张紧板和张紧器等的生产型企业,也产生了如青岛征和发动机链系统有限公司、杭州东华链条集团有限公司和湖州求精汽车链传动有限公司等,能进行汽车链系统设计开发和生产型的企业,为推动我国链传动在汽车发动机上的应用奠定了良好的基础。 近年来,青岛征和工业有限公司,致力于汽车链系统的研究开发,重点参与了发动机的前期研发,已为国内近10家汽车公司开发完成了15余种发动机正时链系统,并通过了主机厂的试验验证,达到了客户要求,且评价很好。尤其是开发完成了军用汽车、坦克和装甲车用6.0L的V型柴油发动机正时链传动系统,实现了军用发动机采用链传动的重大突破。

《航空发动机结构分析》思考题答案.doc

《航空发动机结构分析》 课后思考题答案 第一章概论 1.航空燃气涡轮发动机有哪些基本类型?指出它们的共同点、区别和应用。 .涡喷、涡扇、军用涡扇分别是在何年代问世的？ 答：涡喷二十世纪三十年代（1937年WU： 1937年HeS3B）； 涡扇19（50'19（52 军用涡扇1966^1967 3.简述涡轮风扇发动机的基本类型。 答：不带加力，带加力，分排，混排，高涵道比，低涵道比。 4.什么是涵道比？涡扇发动机如何按涵道比分类？ 答：（一）B/T,外涵与内涵空气流量比; （二）高涵道比涡扇（GE90）,低涵道比涡扇（Al-37fn） 5.按前后次序写出带加力的燃气涡轮发动机的主要部件。 答：压气机、燃烧室、涡轮、加力燃烧室、喷管。 6.从发动机结构剖面图上，可以得到哪些结构信息？ 答 ： a)发动机类 型 b)轴数 c)压气机级 数 d)燃烧室类 型 e)支点位置 f)支点类型 第二章典型发动机 1.根据总增压比、推重比、涡轮前燃气温度、耗油率、涵道比等重要性能指标，指出各代涡喷、涡扇、军川涡扇发动机的性能指标。答：涡喷表 2.1 涡扇表2. 3 军用涡扇表2. 2

2.al-31f发动机的主要结构特点是什么？在该机上采用了哪些先进技术？ 答：AL31-F结构特点：全钛进气机匝，23个导流叶片；钛合金风扇，高压压气机，转子级间电了束焊接；高压压气机三级可调静子叶片九级环形燕尾梆头的工作叶片；环形燃烧空有28个双路离心式喷嘴，两个点火器，采用半导体电嘴；高压涡轮叶片不带冠, 株头处有减振器，低压涡轮叶片带冠：涡轮冷却系统采用了设置在外涵道中的空气-空气换热器，可使冷却空气降温125-210*c：加力燃烧室采用射流式点火方式，单品体的涡轮工作叶片为此提供了强度保障:收敛-扩张型喷管由亚声速、超声速调节片及蜜蜂片各16式组成；排气方式为内、外涵道混合排气. 3.ALF502发动机是什么类型的发动机？它有哪些有点？ 答：ALF502,涡轮风扇。优点： ?单元体设计，易维修 ?长寿命、低成本 ?B/T高耗汕率低 ?噪声小，排气中N（）x量低于规定 第三章压气机 1.航空燃气涡轮发动机中，两种基本类型压气机的优缺点有哪些？ 答：（一）轴流压气机增压比高、效率高单位面积空气质量流量大，迎风阻力小，但是单级压比小,结构复杂; （二）离心式压气机结构简单、工作可靠、稳定工作范围较宽、单级压比高；但是迎风面积大，难于获得更高的总增压比。 2.轴流式压气机转子结构的三种基本类型是什么？指出各种转了结构的优缺点。 答 3.在盘鼓式转子中，恰当半径是什么？在什么情况下是盘加强鼓？ 答：（一）某--中间半径处，两者自由变形相等联成-体后相互没有约束，即无力的作用，这个半径称为恰当半径：（二）当轮盘的自由变 形大于鼓筒的自由变形；实际变形处于两者自由变形之间，具体的数值视两者受力大小而定，对轮盘来说，变形减少了，周向应力也减小 了：至于鼓简来说，变形增大了，周向应力增大了。 4.对压气机转了结构设计的基本要求是什么？ 答：基本要求：在保证尺寸小、重量轻、结构简单、工艺性好的前提下，转子零、组件及其连接处应保证可靠的承受载荷和传力，具有良好的定心和平衡性、足够的刚性。 5.转子级间联结方法有哪些 答：转了间：1＞不可拆卸，2＞可拆卸，3＞部分不可拆部分可拆的混合式。 6.转子结构的传初方法有儿种？答： a）不可拆卸：例，wp7靠径向销钉和配合摩擦力传递扭矩； b）可拆卸：例，D30ky端面圆弧齿传扭； c）混合式：a!31f占全了；cl?m56精制短螺栓。 7.如何区分盘鼓式转子和加强的盘式转子？

同步带传动受力情况的分析

同步带受力情况的分析 1 张紧力 同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。 设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即 1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =（1F +2F ） 式1-1 2 压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示： 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 压轴力Q 计算如下所示： Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥时： Q=12()F K F F + N 式2-2 式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2： 图2-2 矢量相加修正系数

上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d a α-≈?-??。 A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示： 图2-3 医疗机械的工况系数 对于医疗机械，取A K =，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于。 另外由式1-1有张紧力0F =（1F +2F ）。 由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。 而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得： 11250/d F P V = N 式2-3 2250/d F P V = N 式2-4 式中： V 为带速，/m s ； d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。 所以压轴力为： 1500F A K K P Q V = N 式2-5 对于频繁正反装、严重冲击、紧急停机等非正常传动，需视具体情况修正工况系数。 另外步进电机在工作时其工作过程是“加速-匀速-减速”的过程。在匀速时，电机所受负载为工件与导轨的滑动负载；电机加速时主要考虑惯性负载；如电机直接启动，即转速直接从0跳到所规定的转速时，电机的滑动负载和惯性负载均要考虑。一般情况下电机传递的负载约为滑动负载的2~3倍。所以对于频繁正反转、严重冲击的传动机构，设计计算时：同步带需传递的名义功率应是同步带正常传动需传递的功率的2~3倍。 从结构上讲：如所需的压轴力小于步进电机轴容许的悬挂负载，即可不必加

1.3L汽油发动机链传动正时系统设计说明-20160216教程

上汽通用五菱汽车股份有限公司发动机链传动正时系统设计说明 湖州求精汽车链传动有限公司

上汽通用五菱B发动机正时链传动系统设计说明根据上次贵公司的评审结果及补充提供结构参数，经初步设计计算对该正时链传动系统重新进行了设计和建模工作，现将系统的设计及计算过程说明如下： 一、上汽通用五菱提供的参数 1、上汽通用五菱提供的发动机性能和轴系结构参数如表1和图1所示： 表1提供的发动机参数 参数单位数值 发动机排量L 1.206 缸数4 最大功率kW/r/min60.5/6000 最大扭矩N.m/r/min108/4400 升功率kW50.2 气门升程mm8 气门弹簧刚度N/mm K1=10.40K2=14.11 链轮的扭紧力矩N.m20 图1提供的轮系结构参数图

2、正时链传动系统的设计基准面如下图： 二、正时链条作用力的计算 作用在正时链条上的力主要是指凸轮驱动气门的驱动力，包括：驱动机构的弹性恢复力、气门弹簧力、气门驱动机构的摩擦力（气门弹簧、气门锁夹）、气体压力等。 凸轮驱动力可以由运动学、动力学方法计算。 1、运动学方法 采用运动学方法计算时，考虑到凸轮驱动气门的驱动力的简化，通常认为作用凸轮与气门轴向作用力F 取作传递到凸轮上的弹簧力F C 和配气机构运动零件惯性力F N 之和。 F=F C +F N 式中：弹簧力——F C =F 0+Cy(α) F 0——弹簧预紧力C——弹簧刚度y(α)——气门升程 配气机构运动零件的惯性力——F N =Mω2（d 2y/dα2） ω——凸轮旋转角速度 y(α)——气门升程 （不考虑气门间隙）M——凸轮所驱动的质量 M=M 2/3+M S 式中：M 2——气门弹簧质量 M S ——气门锁夹和上弹簧盘质量 如果提供了的气门升程、速度和加速度曲线如图2 所示，就可以求出凸轮驱动力的变 4.17 35.5 此面与曲轴 齿中心线

传送带的受力分析

传送带的受力分析标准化管理部编码-[99968T-6889628-J68568-1689N]

传送带是应用广泛的一种传动装置，以其为素材的问题以真实物理现象为依据，它既能训练学生的科学思维，又能联系科学、生产和生活实际，是很好的能力考查型试题，这类试题大都具有物理情景模糊、条件隐蔽、过程复杂等特点，是历年高考考查的热点，也是广大考生的难点。现通过将传送带问题归类赏析，从而阐述解决这类问题的基本方法，找出解决这类问题的关键，揭示这类问题的实质。 一、依托传送带的受力分析问题 例1如图1所示，一质量为的货物放在倾角为的传送带一起向上或向下做加速运动。设加速度为，试求两种情形下货物所受的摩擦力。 解析：物体向上加速运动时，由于沿斜面向下有重力的分力，所以要使物体随传送带向上加速运动，传送带对货物的摩擦力必定沿传送带向上。物体随传送带向 下加速运动时，摩擦力的方向要视加速度的大小而定，当加速度为某一合适值时，重力沿斜面向下的分力恰好提供了所需的合外力，则摩擦力这零；当加速度大于这一值 时，摩擦力应沿传送带向下；当加速度小于这一值时，摩擦力应沿传送带向上。 当物体随传送带向上加速运动时，由牛顿第二定律得： 所以，方向沿斜面向上。 物体随传送带向下加速运动时，设沿传送带向上，由牛顿第二定律得： 所以。 当时，，与所设方向相同，即沿斜面向上。 当时，，即货物与传送带间无摩擦力作用。

当时，，与所设方向相反，即沿斜面向下。 小结：当传送带上物体所受摩擦力方向不明确时，可先假设摩擦力向某一方向，然后应用牛顿第二定律导出表达式，再结合具体情况进行讨论． 二、依托传送带的相对运动问题 例2一水平的浅色长传送带上放置一煤块（可视为质点），煤块与传送带之间的动摩擦因数为。初始时，传送带与煤块都是静止的。现让传送带以恒定的加速度 开始运动，当其速度达到后，便以此速度做匀速运动。经过一段时间，煤块在传送带上留下了一段黑色痕迹后，煤块相对于传送带不再滑动。求此黑色痕迹的长度。 解析：根据“传送带上有黑色痕迹”可知，煤块与传送带之间发生了相对滑动，煤块的加速度小于传送带的加速度。根据牛顿定律，可得：设经历时间 ，传送带由静止开始加速到速度等于，煤块则由静止加速到，有由于，故，煤块继续受到滑动摩擦力的作用。再经过时间，煤块的 速度由增加到，有，此后，煤块与传送带运动速度相同，相对于传送带不再滑动，不再产生新的痕迹。 设在煤块的速度从0增加到的整个过程中，传送带和煤块移动的距离分别为和，有： 传送带上留下的黑色痕迹的长度 由以上各式得 小结：对于多个物理过程问题，能否按顺序对题目给出的物体运动过程进行分段分析，是解决问题的关键所在． 三、依托传送带的临界、极值问题

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)

同步带受力情况的分析 1 张紧力 同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。 设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即 1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1-1 2 压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示： 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示： Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时： Q=0.7712()F K F F + N 式2-2

式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2： 图2-2 矢量相加修正系数 上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d a α-≈?-??。 A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示： 图2-3 医疗机械的工况系数 对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。 另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。 由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。 而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得： 11250/d F P V = N 式2-3 2250/d F P V = N 式2-4

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)

同步带受力情况的分析 1 张紧力 同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。 设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即 1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1-1 2 压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示： 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示： Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时： Q=0.7712()F K F F + N 式2-2

式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2： 图2-2 矢量相加修正系数 上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d a α-≈?-??。 A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示： 图2-3 医疗机械的工况系数 对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。 另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。 由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。 而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得： 11250/d F P V = N 式2-3 2250/d F P V = N

试分析影响带传动传动能力的主要因素

试分析影响带传动传动能力的主要因素 1. 带传动的工作原理 图1 带传动工作原理图 通过对传动带与带轮的受力情况的分析与研究, 我们可得: 102e F F F =+ （1） 202 e F F F =+ （2） 从而可知 12e F F F =- （3） 式中：0F ---带的预紧拉力 1F ---紧边拉力 2F ---松边拉力 e F ---带的有效拉力 在带传动中, 当带有打滑趋势时, 其摩擦力即达到极限值, 此时, 带传动的有效拉力也到最大值, 进而我们可求得柔体摩擦的欧拉公式： 12fa F F e = （4） 对于V 带有： sin /2 12fa F F e ?= （5） 式中：f---带与带轮之间的摩擦系数 a---带在带轮上的包角 ?---V 带轮的槽角 由上式可得到带所能传递的最大有效拉力： 01 21 fa ce fa e F F e -=+ （6） 由上式可知：带传动的有效拉力即极限摩擦力总和与 带的初拉力，包角和当量摩擦系数有关。

2. 带的初拉力 从( 3)式中可以看出, 要想提高有效圆周力Fe 最好是在增加F 1 的同时使F2 为零, 但是当F2 为零时, 欧拉公式中F1 也将为零, 所以Fe 也就为零。因此, 按一般的张紧方法都不能使F2 为零, 那么采用压紧轮压紧的方法能使F2 为零。压紧轮使带与带轮之间产生了摩擦力, 且其动、静态变化值较小, 近似为定值, 完全取代了F2 的作用, 从而使F2 为零。自然欧拉公式中F2 被摩擦力所取代, 所以F1 不为零, F e 也就不会为零了, 因此前后并不矛盾。其图如下: 把带松套在两个带轮上, 在主从带轮松边的出口和进口A 、B 处, 各加一个压紧轮1和2, 由于压紧轮的压力Q1和Q2的作用, 当带传动时, 使带与带轮之间产生摩擦力a F 和b F , 这个摩擦力完全可以代替松边拉力的作用, 且a F 和b F 在静态或工作状态时,其变化不大, 可视为定值[ 1。同时, 在紧边处, 沿两带轮切点跨距的中点C 处加一压紧轮3(轮缘有宽度大于带宽的U 形槽), 压紧轮的压力Q3 其方向垂直于两轮外公切线, 使带具备一定的预紧力0F 。 3. 包角 带与带轮接触弧所对应的中心角成为包角。21 1180*57.3d d d d a α? ?-≈- 带传动处于临界状态时F1与F2的关系 以平带为例。已知，带传动几何尺寸，摩擦系数为f 。 取微段如图。 微段受力： dFN ，F ， F+dF ，fdFN 图3 微段受力图

齿轮受力分析

齿轮传动受力分析： 力有三要素：大小、方向、作用点。 1、大小计算：见教科书公式 2、作用点：分度圆上齿宽中部 3、方向判断：分以下几种情况 a) 直齿轮： 画受力分析图，根据力的平行四边形法则可知，对于主动轮，径向力指向圆心，周向力方向与外加转矩方向相反，外加转矩方向与转动方向一致，主动轮判断完毕后和它配合的从动轮的受力方向自然就知道了，因为二者是作用力与反作用力，简单地说，就是无论主动轮还是从动轮，其所受径向力指向各自的圆心，主动轮所受周向力是来自于从动轮的阻力，故其方向与主动轮的转向相反，从动轮所受的周向力来自于主动轮，是使从动轮转动的动力，与其转动方向相同。直齿轮传动没有轴向力。 b) 斜齿轮： 斜齿轮传动同样受径向力、周向力，其方向的判断与直齿轮相同，所不同的是斜齿轮传动有轴向力的作用。其方向的判断有两种方法：一种是画受力分析图，比较麻烦，另一种是用左右手法则判断，使用左右手法则时，通常用于主动轮上，即左旋齿轮用左手，右旋齿轮用右手，四指方向指向外加转矩方向，则大拇指方向即为轴向力方向 （注意：是用于主动轮上） c) 圆锥齿轮传动： 圆锥齿轮传动同样受径向力、周向力和轴向力的作用。径向力和周向力的方向判断也与直齿轮一样，其轴向力的作用方向小端指向大端。 d) 蜗杆传动： 蜗杆传动也受径向力、周向力和轴向力的作用。径向力和周向力的方向判断仍然与直齿轮一样，其轴向力作用方向的判断和斜齿轮完全一样，一种是画受力分析图，另一种是用左右手法则判断，即在主动轮上，左旋用左手，右旋用右手，四指方向指向外加转矩方向，则大拇指方向即为轴向力方向，蜗杆传动中蜗杆是主动件 在蜗杆传动中，蜗轮的周向力为蜗杆的轴向力，蜗轮的轴向力为蜗杆的周向力，二者为作用力与反作用力，大小相等方向相反。 相同点： 以上几种传动中，主动轮的外加转矩方向均与其转动方向一致，周向力方向与其转动方向（或外加转矩方向）相反，径向力均指向各自的圆心。 这里要特别注意： 一对相互啮合的斜齿轮，其旋向相反，即一个斜齿轮是左旋的，与其配合的另一个斜齿轮一定是右旋的，反之亦然。而一对互相啮合的蜗轮蜗杆传动其旋向一定是相同的，即蜗杆如果是左旋的，那么与其配合的蜗轮也一定是左旋的，反之亦然。 齿轮（包括蜗轮蜗杆）旋向的判断方法： 首先使齿轮的轴线方向与站立方向一致，则表示旋向的斜线向右上方的为右旋，向左上方的为左旋。