机械设计第8章
1 a 2 Ld (d d 2 d d 1 ) [2 Ld (d d 2 d d 1 )]2 8(d d 2 d d 1 ) 2 8
§8－2
一. 带传动中的力分析： F0 F0
带传动工作情况分析
F0
F0
工作前：带以一定的张紧力安装在带轮上，带受预紧力F0 工作时：由于带与轮的摩擦力Ff ，形成紧边和松边。 紧边：F0 F1 松边：F0 F2 假设带的总长不变，则：紧边的伸长量=松边的收缩量 又设带的变形量与力的增量成正比，则： F1 F0 F0 F2 或 F1 F2 2F0
dN
fdN
r
d dF sin 略去高阶微量 ，考虑到d很小，取 2 d d d sin cos 1，并将两式整理得： 、 2 2 2 F1
F+dF
F1
dF fd F
1 F dF fd F2 0
F F2ef 1
柔韧体摩擦的欧拉公式
返回
F F2ef 和其它公式联立，并整理得： 将式 1
滑动率——从动轮对主动轮速度的相对降低率。
d d 2 n2 v1 v 2 1 v1 d d 1 n1
传动比
dd 2 n1 i n2 d d 1 (1 )
3.带传动的打滑： 1）正常工作时：Fe< Fec 弹性滑动只在带离开带轮前的 一部分接触弧上发生。 动弧B1C1、动角 静弧A1C1、静角
e f F1 Fec f e 1 1 F2 Fec f e 1 e f 1 1 1 e f 1 Fec F1 F 2 2 F0 f 2 F0 F1 1 f e 1 1 1 e f e
影响带有效拉力（承载能力）的因素有：
Fe——是由功率P（外载） 决定的， P Fe Ff ——是有限的，当F0和f 一定时， Ffmax= f N
F1 F2 2F0 F1 F2 Fe
讨论： 1）若Fe Ffmax ： Fe= Ff ，正常工作； 2）若Fe= Ffmax ： 打Байду номын сангаас临界状态； 3）若Fe Ffmax ： 打滑。
b1
2
h h b E E dp dd
d d b
b2
1
b1 b2
式中：h为带的高度
max
（P145表8-1）。
min
结论： 1）带是在变应力作用下工作——疲劳破坏。 2）最大应力发生在带的紧边开始绕上小带轮处，其值为：
c
d
a
b
c
max 1 b1 c
B1
B1
C1 A1 A1（C1）
2）当FeFec：动角、静角
3）当Fe= Fec：动角= 、静角= 0 —— 打滑失效 产生的原因 打 滑 造成的后果 打滑的特点
带传动的打滑
外载荷增加，使得 Fe Fec ——过载 带的磨损急剧增加、从动轮的转速急剧下降， 直至传动失效。 可以避免的，也必须避免
抗拉体： 帘布：制造方便 绳芯：柔软易弯曲有利提高寿命， 材料可为化学纤维或棉织物。
2）普通V带的标准：
（1）普通V带截面尺寸：由小到大的顺序分为Y、Z、A、B、C、D、E七种 型号（各型号的截面尺寸见P145表8-1）。 （2）V带的基准长度：位于基准直径上周线长度。用Ld表示，见 P146表8-2。
1） F0F ec 承载能力 。 2）包角F ec 承载能力 ；
F0 和 f 越大 越好吗？
3）f F ec 承载能力 因fv f ，故在相同的条件下，V带能传递较大的功率。或 者说，在相 同的条件下，V带传动的结构较紧凑；
三. 带的应力分析：
1.拉应力：
F1 紧边: 1 A F 松边: 2 2 A F1 F2 1 2
带的截 面面积
2.离心拉应力： 如图所示，由微段弧长的力平衡式有： v2 d d q( rd ) 2 Fc sin 2 Fc Fc d r 2 2
2 于是带的离心拉力为： Fc qv
Fc qv2 离心拉应力为： c A A
v c
3.弯曲应力：
c
多楔带 同步带
平带：Ff fFN fF0
V带 : 2 FN sin
F0
F0 2 sin / 2
/2
F0
/2
2
F0
FN
Ff 2 fFN
f sin
2
F0 f v F0
FN
FN
FN
fv
f sin
2
fv——当量摩擦系数
带传动的主要类型及应用
类型 结构 传动比准 传递摩擦 结构最简 确、轴向压 力大、 传动 传递功率大、 摩 特点 单、易于 力小；但安 比大、 结构 擦力大、 柔性好 制造 装和制造 较紧凑 要求高 标准化 已标准化 已标准化 已标准化 应用 场合 传动中心 应用广泛 距较大 传递功率较大、 较高线速度， 结构要求紧凑、 可达 50m/s。 变载荷或冲击 平带 V带 多楔带 同步带
越好吗？
四. 带传动弹性滑动：
1.弹性滑动的产生机理： 带受拉力产生弹性变形，而拉力不同弹 性变形量也不同。 1） 带的紧边在A1点绕上主动轮时： 带的受力：F1 带的速度：v = v1 当带由A1B1运动时： 带拉力：F1F2 减小 带的弹性变形量减小（带收缩）， 即带一边随带轮前进，一边又向后收 缩，带的速度：v v1 2）从动轮上：正好相反，即： v v2 即有： v1 B
取主动轮一端的带为分离体， 其受力：F1、F2、N、Ff
TO1 0 : Ff
d p1 2
F2
d p1 2
F1
d p1 2
Ff
0
Ff F1 F2 Fe
1000 P 其中： Fe v
N O 1
有效拉力
Fe F1 F0 2 F2 F0 Fe 2
2）带具有一定的疲劳强度： max 1 b1 c [ ]
e
v
e
v
即：1 [ ] b1 c
既不打滑，又使带具有一定的疲劳强度：
1 最大有效拉力： Fec b1 c A1 f v e
二. 带传动的最大有效拉力及其影响因素：
现以平带为例：研究带在打滑临界条件下的受力情况
取带的一微段dL，对应的圆心角d，其上受 力有：F+dF、F、dN、dFf=f dN 平衡条件： d d F sin ( F dF ) sin dN 0 法向：
F
F2
2 2 d d F cos fdN F dF cos 0 切向： 2 2
dp
dd d p
六. 几何计算 d d Ld 2BC 1 d1 2 d 2 2 2 2a cos (d d 2 d d 1 ) ( d d 2 d d 1 )
2
在角 较小的情况下，有： d d 2 d d1 1 2 cos 1 sin 2 2a
三. 带传动的特点： 1.中心距大。可传递两个相距较远轴之间的运动； 2.能缓冲减振，运转平稳无噪音——适用于高速传动； 3.摩擦式传动具有过载保护作用； 4.不需要润滑，环境易清洁； 5.结构简单，维修方便，价格低廉； 6.结构尺寸大； 7.瞬时传动比不恒定； 8. 效率较低，寿命较短；
9.需张紧，对轴和轴承的压力大；
按传动比 是否变化分
定传动比传动 变传动比传动
三.机械传动装置类型选择的一般依据
1.功率与效率（ P141表2）： 传递功率受多种因素的影响，如传动原理、承载能 力、载荷分布、工作速度、制造精度、工作效率等。 啮合传动的功率大于摩擦传动； 效率是评定传动性能的主要指标之一。 效率低不适于大功率、经常工作的机械。 2.速度（ P142表3）： 速度是传动的主要运动特性之一。不同的运动形式受 不同因素的限制，如动载荷，离心力，振动，发热等影响。 3.传动比： 4.工作环境：空间大小、噪声、防尘、防爆。
max 1 b1 c
影响带传动疲劳强度的因素有： 1） dd1b1 疲劳强度 —— dd1 ddmin
2）vc 疲劳强度 —— v vmax
v （P）Fe 1 疲劳强度 ——v vmin 3） aLd 单位内应力循环次数 N 疲劳强度 dd1和a越大
第三篇
一.传动的重要性：
机械传动
1.调整速度：减速箱，变速器 2.改变运动形式：回转，摆动，直线运动 3.传递动力、能量分配：一原动机带多个执行机构 4.安全，维护，尺寸等需要(分离、制动)。
二.机械传动分类：
按传动 方式分
摩擦传动
机 械 传 动
啮合传动
直接接触 摩擦轮传动 靠中间件 带传动 直接接触 齿轮、蜗杆及螺 旋传动 靠中间件 链、同步带传动 有级变速传动 无级变速传动
弹性滑动与打滑：1）区别；2）带来的后果
弹性滑动
§8－3
V带传动的设计计算
一. 设计准则和单根V带的基本额定功率
1.主要失效形式： 1）打滑 2）带的疲劳破坏 2.设计准则 ：在不打滑的条件下，使带具有一定的疲劳强度 和寿命
3.单根带的基本额定功率为： 对于V带用 fv 代替 f 1 1 1）不打滑： Fec F1 1 f 1 A1 f
四.应用范围：主要用于两轴平行且转向相同的场合。以 及对传动比无精确要求的中小功率传动。 一般： i 7
v 5 ~ 25m / s
a 10 m
P 50 kw
五. V带的类型与结构 V带的类型： 普通V带、窄V带、 宽 V带、大楔角V 带、 汽车V带等。 1.普通V带： 1）组成：顶胶、底胶、抗拉体、包布
合集下载
机械设计8—滑动轴承
3. 许用油膜厚度[h] ] 在其他条件不变的情况下， 在其他条件不变的情况下，外载荷 F↑，动压润滑轴承的 ↑ hmin↓ ，轴承、轴颈表面的微观凸峰可能直接接触，而不能实现 轴承、轴颈表面的微观凸峰可能直接接触， 液体润滑。 液体润滑。 显然，要想实现液体润滑，应满足如下条件： 显然，要想实现液体润滑，应满足如下条件： hmin ≥ [h]= S ( Rz1 + Rz2 ) ] 式中： 式中： S — 安全因数 ， S ≥2，一般可取 S=2 一般可取 RZ1，RZ2 —轴颈和轴承孔表面粗糙度，µm 轴颈和轴承孔表面粗糙度， 轴颈和轴承孔表面粗糙度
特点
应用
2．极大型的、极微型的、极简单的场合；如自动化办公设备等。 极大型的、极微型的、极简单的场合；如自动化办公设备等。 极大型的 3．结构上要求剖分的场合；如曲轴用轴承。 结构上要求剖分的场合； 结构上要求剖分的场合 如曲轴用轴承。 4．受冲击与振动的场合；如轧钢机。 受冲击与振动的场合；如轧钢机。 受冲击与振动的场合
ψ = δ /r → δ = ψ . r =0.001x60 = 0.06mm x χ = 1-[h]/δ = 1 -9.6x10-3/0.06 = 0.84 - ] x
查表12-7，B/d = 108/120=0.9 得到 ， / 查表 /
χ
Cp
0.80 3.067
0.85 4.459
插值计算：Cp = 4.181
§8-2 径向滑动轴承的主要类型
一、整体式 结构简单，成本低， 间隙无法 结构简单，成本低，但间隙无法 补偿，且只能从轴端装入， 补偿，且只能从轴端装入，适用 低速、轻载或间歇工作的场合。 低速、轻载或间歇工作的场合。 无法用于曲轴。 无法用于曲轴。 二、对开式（剖分式） 对开式（剖分式）
机械设计第8章一般化链
第8章 一般化链在本书所介绍的机械装置创造性设计法中，在将机械装置转化为与其对应的一般化链之后，接下来的步骤是得到具有要求杆数和运动副数的全部可能的链。
在本章及下一章中，将分别提供一般化链和一般化运动链的各种图谱，作为生成全部可能设计概念的资料库。
8．1 一般化链一般化链由以一般化运动副联接的一般化连杆所组成。
一般化链是连通的、闭合的、无任何分离杆，且只含简单运动副的链：一个(N L ，N J )一般化链，是指具有N L 个一般化连杆和N J 个一般化运动副的一般化链。
一般化链的拓扑构造决定于杆的类型及数目、运动副的数目及杆与运动副之间的附随关系，并且可以用其拓扑构造矩阵M T 来表示(M T 的定义见第2章)。
一般化链中的每一个运动副均为一股化运动副，即未明确指定运动副的类型。
对于一个一般化链，若指定了其中所有运动副的类型，其自由度数是正的，并且此具有一个固定构件的链的运动是受约束的，则该一般化链成为一个运动链(Kinematic chain)；而若其自由度数是非正的，则该一般化链成为一个刚性链(Rigid chain)。
一般化链、运动链及刚性链之间的关系如图8．1所示。
图8．1 一般化链、运动链以及刚性链对于图8．2a 所示的(3，3)一般化链，若运动副a 和b 是转动副，而运动副c 是凸轮副，如图8．2b 所示，则根据方程(2．1)，有N L =3，C pR =2，N JR =2，C pA =l ，N JA =1，这个平面装置的自由度F p 为：1)1*12*2()13(*3)()1(3p p =+--=+--=A JA R JR L p C N C N N F它是一个单自由度的(3，3)运动链。
若三个运动副都是转动副，如图8．2c 所示，则根据方程(2．1)，有N L =3，C pR =2，N JR =3，F p 为：0)2*3()13(*3)()1(3p =--=--=R JR L p C N N F它是一个零自由度的(3，3)刚性链。
《机械设计》第8章 轴承
四 向心角接触轴承轴向力的计算
1 派生轴向力
R S0
P0 N0
1 派生轴向力
向心角接触轴承的派生轴向力
圆锥滚子轴 承
角接触球轴承
C型
AC型
B型
（α=15°) （α=25°) （α=40°)
S=R/(2Y)
S=eR S=0.68R S=1.14R
2 轴向力A的计算
R1
R2
2 轴向力A的计算
假设Fa+S1>S2,
滑动轴承的特点、应用及分类
在以下场合，则主要使用滑动轴承： １．工作转速很高，如汽轮发电机。 ２．要求对轴的支承位置特别精确，如精密磨床。 ３．承受巨大的冲击与振动载荷，如轧钢机。 ４．特重型的载荷，如水轮发电机。 ５．根据装配要求必须制成剖分式的轴承，如曲轴轴承。
６．径向尺寸受限制时，如多辊轧钢机。
S1
R1 1被放松
A1=S1
S2
ΔS
ΔS
R2
2被压紧
A2=S2+ΔS =S1+Fa
2 轴向力A的计算
假设Fa+S1<S2,
ΔS
S1
R1 1被压紧 A1=S1+ΔS =S2-Fa
S2 R2 2被放松
A2=S2
结论：——实际轴向力A的计算方法
1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被 “压紧”和“放松”的轴承。
1.基本概念
⑴轴承寿命
⑵基本额定寿命L10 ——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%
的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数L10（以106r 为单位）或一定转速下的工作时数 Lh ⑶基本额定动载荷C
L10=1时，轴承所能承受的载荷 由试验得到
第八章-塔设备的机械设计
Fi hi
i 1
对于等直径、等壁厚塔器的底截面 地震弯矩为：
M
00 E
16 35
1m0
gH
(N mm)
风载荷
风对塔体的作用之一是造成风弯矩，在迎风面的塔壁 和裙座体壁引起拉应力，背风面一侧引起压应力；作 用之二是气流在风的背向引起周期性旋涡，即卡曼涡 街，导致塔体在垂直于风的方向产生周期振动，这种 情况仅仅出现在H/D较大，风速较大时比较明显，一般 不予以考虑。
M
ii max
/
0.785Di2
S
e
2
式中M
ii max
maxM M
ii W
ii E
Me
25%M
ii W
M e
稳定条件：
组合轴向压应 力要满足：
ii m a x压
[ ]cr
KB
minK[ ]t
式中K——载荷组合系数，取K=1.2; B——见书p172。
4 塔体拉应力验算
依前述，假设一有效壁厚Se3。 计算σ1,σ2,σ3，并进行组合，满足如下强度条件：
m0 m01 m02 m03 m04 m05 ma me
(8-1)
塔设备在水压试验时的最大质量
mmax m01 m02 m03 m04 mw ma me (8-2)
塔设备在吊装时的最小质量
mmin m01 0.2m02 m03 m04 ma me (8-3)
地震载荷
(5)水压试验验算。
8.2 裙座设计
四个部分： 1.座体---承受并传
递塔体载荷。 2.基础环---将载荷
传递到基础上。 3.螺栓座---固定塔
于基础上。 4.管孔---人孔、排
气孔、引出管孔。
机械设计制造基础-第八章-练习题与答案
第八章练习题1. 单项选择1-1 装配系统图表示了（）。
①装配过程②装配系统组成③装配系统布局④机器装配结构1-2 一个部件可以有（）基准零件。
①一个②两个③三个1-3 汽车、拖拉机装配中广泛采用（④多个）。
①完全互换法②大数互换法③分组选配法④修配法1-4 高精度滚动轴承内外圈与滚动体的装配常采用（①完全互换法②大数互换法③分组选配法）。
④修配法1-5 机床主轴装配常采用（）。
①完全互换法②大数互换法③修配法④调节法1-6 装配尺寸链组成的最短路线原则又称（）原则。
①尺寸链封闭②大数互换③一件一环④平均尺寸最小1-7 修选配法通常按（）确定零件公差。
①经济加工精度②零件加工可能达到的最高精度③封闭环④组成环平均精度1-8 装配的组织形式主要取决于（）。
①产品重量②产品质量③产品成本④生产规模1-9 牛头刨床总装时，自刨工作台面，以满足滑枕运动方向与工作台面平行度的要求。
这属于（）。
①选配法②修配法③调节法④试凑法1-10 据统计，机器装配费用约占机器总成本的（）。
① 1/10~1/5 ② 1/5~1/3 ③ 1/3~1/2 ④ 1/2~2/32. 多项选择2-1 机器由（）装配而成。
①零件②组件③部件④标准件）等。
2-2 机械装配的基本作业包括清洗、连接、调整、（①检测②平衡③加工④修配2-3 常见的可拆卸连接有、和（）等。
①螺纹连接②铆钉连接③销连接④键连接2-4 常用的机械装配方法有（）和修配法等。
①完全互换法②大数互换法③调整法④选配法2-5 机械产品的装配精度一般包括（）。
①相互位置精度②相互配合精度③相互运动精度④工作稳定性2-6 在确定各待定组成环公差大小时，可选用（）。
①等公差法②等精度法③随机分配法④按实际加工可能性分配法2-7 协调环通常选（）的尺寸。
①尺寸链中最小②尺寸链中最小③易于制造④可用通用量具测量2-8 分组选配法进行装配时适用于（）的情况。
①大批量生产②配合精度要求很高③参与装配零件本身精度很高④参与装配零件数较少2-9自动装配条件下对零、部件结构工艺性的要求包括（）等。
大学《机械设计基础》课件：第八章 滑动轴承
导致轴承配合间隙加大，影响轴的旋转精度，甚 至使轴承不能正常工作。
2、胶合
高速重载且润滑不良时，摩擦加剧，发热多，使 轴承上较软的金属粘焊在轴颈表面而出现胶合。
二、设计准则
B
R
许用压强查
1、限制轴承的压强 p ：
表13-1
d
目的 — 防止轴瓦过度磨损。
平均压强： p R [ p] MPa dB
— 向心滑动轴承
3
p
4
(d 22
A d12 )K
[ p]
MPa
K － 考虑油槽使支承面积推减力小轴。承
轴颈表面线
许用压强
2摩、擦限系制速数轴度承的 pv 值 ： 查表13-3
d2
A
n
d1
推力滑动轴承
目的 — 控制轴承的发热量，防止胶合破坏。
f pv － 单位面积上的摩擦功率损失许用pv值查 所以， pv 值表征了轴承发热量的大小表。13-1
pv↑ → 发热量↑ → 温升↑ → 润滑效果↓ → 胶合
pv R • dn Rn [ pv]
dB 601000 19100B
— 向心轴承
4
pvm
4A
(d
2 2
d12 )K
• dmn
60 1000
Rn 19100 B
[ pv]
— 推力轴承
3、限制滑动速度 v ：
平均速度
平均直径
目的
—
防止滑动速度过高而引起磨损 dm＝(d1+d2)/2
第八章 滑动轴承
§8-1 概述
滑动轴承的主要特点：
● 工作平稳，无噪声； ● 运转精度高； ● 形成液体润滑时摩擦损失小，适合于高速； ● 径向尺寸小而且可剖分。
机械设计基础第八章
27
蜗杆蜗轮啮合
n1 z 2 i12 n2 z1
方向如图中箭头所示
28
定轴轮系
n1 i14 ? n4
29
n1 z2 i12 n2 z1
i23 z3 n2 n3 z2
n3 z4 i34 n4 z3
30
n2 n2
n1 n2 n3 i12 i23 i34 n2 n3 n4 z3 z2 z4 ( ) ( ) z1 z 2 z3
时针(h)
分针(m)
12
滚齿机：实现轮坯与滚刀范成运动。轴I的运动和 动力经过锥齿轮1、2传给滚刀，经过齿轮3、4、5、 6、7和蜗杆传动8、9传给轮坯。
13
6. 运动的合成和分解
运动的合成 将两个独立的转动合成为一个转动。 运动的分解 将一个转动分解成两个独立的转动。
14
二、轮系的分类
根据轮系在传动中各齿轮轴线的 位置是否固定，将轮系分类。
A 13
z2 z3 101 99 (1) z1 z2 100 100 n1 101 99 1 1 nA 100 100 10000
2
iA1 nA n1 10000
系杆转10000圈，齿轮1同向转1圈 四个齿轮的齿数相差不多，但可得到大的传动比
52
如果齿轮3的齿数由99改为100
注意的问题
（1）n1、nk、nH必须 是轴线平行的相应构 件的转速； （2）各转速代入公式 时，应带有本身的正
n1 nH i nk nH
H 1k
号或负号。
49
例题6 如图所示行星轮系，各轮 齿数为z1=40, z2=20，z3=80。 试计算中心轮1和系杆H的传动 比i1H。
机械设计 第八章 带传动
16.在多级传动中应该将带传动设定为高速级
17.带传动的速度不应过高或过低 推荐v=5~25m/s传动比同理 推荐传动比2~5
18.带传动的设计内容：确定计算功率（合理选择工况系数）----选择带型----初选小带轮直径----验算带速----计算大带轮直径并加以圆整----计算带长并从表中选取相近的带长----计算中心距及变动范围----验算小带轮包角----确定带的根数----确定带的初拉力----确定带的压轴力
第八章 带传动
1.带传动的类型: 摩擦型带传动 啮合型带传动
2.带传动是一种挠性传动
3.带传动最大有效拉力的影响因素：初拉力、包角、摩擦因数 成正比
4.P=（有效拉力F*速度v）/1000 因此 速度一定下 带传动传递的功率取决于有效拉力
5.带传动瞬时最大应力发生在紧边绕上小带轮处
6.带的弹性滑动与打滑：小带轮上紧边拉力降至松边拉力 大带轮上松边拉力升为紧边拉力 带的弹性变形量变化 这种由于带的弹
12.带传动的有效拉力等于带传动的总摩擦力等于F1-F2（紧边拉力与松边拉力的差值）
13.带传动的失效形式：带传动的打滑与疲劳破坏
14.普通v带的设计计算：单根普通v带的基本额定功率 由实验得出 查表：带型、小带轮的基准直径、小带轮转速
15.普通v带的设计计算：单根普通v带的基本额定功率增量 查表：带型、传动比、小带轮转速
19.V带的张紧：一般张紧轮放在松边的内侧 使带只受单向弯曲 张紧轮靠近大带轮 直径小于小带轮的直径
7.带的应力分析：拉应力 、弯曲应力 )（小带轮上弯曲应力大于大带轮上弯曲应力）、离心拉应力
8.带每巡行一周 相当于应力变化一个周期
9.带的瞬时传动比不是恒定的 平均传动比是恒定的
17.带传动的速度不应过高或过低 推荐v=5~25m/s传动比同理 推荐传动比2~5
18.带传动的设计内容：确定计算功率（合理选择工况系数）----选择带型----初选小带轮直径----验算带速----计算大带轮直径并加以圆整----计算带长并从表中选取相近的带长----计算中心距及变动范围----验算小带轮包角----确定带的根数----确定带的初拉力----确定带的压轴力
第八章 带传动
1.带传动的类型: 摩擦型带传动 啮合型带传动
2.带传动是一种挠性传动
3.带传动最大有效拉力的影响因素：初拉力、包角、摩擦因数 成正比
4.P=（有效拉力F*速度v）/1000 因此 速度一定下 带传动传递的功率取决于有效拉力
5.带传动瞬时最大应力发生在紧边绕上小带轮处
6.带的弹性滑动与打滑：小带轮上紧边拉力降至松边拉力 大带轮上松边拉力升为紧边拉力 带的弹性变形量变化 这种由于带的弹
12.带传动的有效拉力等于带传动的总摩擦力等于F1-F2（紧边拉力与松边拉力的差值）
13.带传动的失效形式：带传动的打滑与疲劳破坏
14.普通v带的设计计算：单根普通v带的基本额定功率 由实验得出 查表：带型、小带轮的基准直径、小带轮转速
15.普通v带的设计计算：单根普通v带的基本额定功率增量 查表：带型、传动比、小带轮转速
19.V带的张紧：一般张紧轮放在松边的内侧 使带只受单向弯曲 张紧轮靠近大带轮 直径小于小带轮的直径
7.带的应力分析：拉应力 、弯曲应力 )（小带轮上弯曲应力大于大带轮上弯曲应力）、离心拉应力
8.带每巡行一周 相当于应力变化一个周期
9.带的瞬时传动比不是恒定的 平均传动比是恒定的
机械设计第8章带传动
设带的总长不变，则紧边拉力的增量应等于松边拉力的减量：
F1 + F2 = 2 F0
①取绕在主动轮一侧的带为分离体：
F2 Ff
O1
T=0
D1 D1 D1 Ff F2 F1 0 2 2 2
n1
Ff F1 F2
上式表明：摩擦力Ff 提供了松边、紧边的拉力差。
主动轮
F1
②取主动轮及绕于其上的带为分离体：
2）V带
应用最广的带传动，在同样的张紧力下， V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。
普通V带
窄V带
宽V带
FQ
FN FQ
/2
平带传动----平面摩擦
FN= FQ
摩擦力: F f = FN f = f FQ
Ｖ带传动----槽面摩擦
FN sin /2 FQ= 2 2
/2
FN=
FQ
sin /2
三、带传动的特点(主要针对摩擦型）
优点：
☻ 缓冲，吸振，平稳无噪音。
用于高速轴：★电机→带传动→齿轮传动→工作机 ☻ 适宜远距离传动。
☻ 过载时打滑可防止其它零件损坏。
☻结构简单、成本低廉。
缺点：
☻有弹性滑动，传动比不稳定。 ☻带的寿命较短，传动效率较低。 ☻需要张紧装臵。
☻ 不宜用于高温、易燃、易爆场合。
中性层
bp 节宽bp：节面的宽度。
节面
dd
带轮槽宽尺寸等于带的节宽bp处的直径---基准直径dd
V带在规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度---带的基准长度Ld
表8-2 V带的基准长度系列及长度系数KL 基准长度 KL 基准长度 KL Ld / mm Y Z Ａ Ｂ Ｃ Ld / mm Ｚ Ａ Ｂ Ｃ 200 0.81 2000 1.08 1.03 0.98 0.88 224 0.82 2240 1.10 1.06 1.0 0.91 250 0.84 2500 1.30 1.09 1.03 0.93 280 0.87 2800 1.11 1.05 0.95 315 0.89 3150 1.13 1.07 0.07 355 0.92 3550 1.17 1.07 0.97 400 0.96 0.79 4000 1.10 1.13 1.02 450 1.00 0.80 4500 1.15 1.04 500 1.02 0.81 5000 1.18 1.07 560 0.82 5600 1.09 630 0.84 0.81 6300 1.12 710 0.86 0.83 7100 1.15 800 0.90 0.85 8000 1.18 900 0.92 0.87 0.82 9000 1.21 1000 0.94 0.89 0.84 10000 1.23 1120 0.95 0.91 0.86 11200 1250 0.98 0.93 0.88 12500 1400 1.01 0.96 0.90 14000 1600 1.04 0.99 0.92 0.83 16000 1800 1.06 1.01 0.95 0.86
机械设计基础第8章
螺纹的形成动画
螺纹种类
粗牙：普通联接使用 普通螺纹 细牙：小载荷、调整机构。 自锁性好。 圆柱管螺纹：管路联接 联接螺纹 管螺纹 圆锥管螺纹：具有自封性。 螺纹 高温、高压管路。 圆锥螺纹：管路联接（与圆锥管螺纹相似） 传动螺纹：有矩形螺纹；梯形螺纹；双向传动； 锯齿型螺纹：单向
一般螺杆的选用原则如下：
高精度传动大多选碳素工具钢 需要较高硬度，可采用铬锰合金钢或者采用65M钢 一般情况下可用45、50钢 螺母材料可采用铸造锡青铜，重载低速的场合可选用铸造铝铁青 铜，而轻载低速时也可选用耐磨铸铁。
8.7
联接的组成
键联接
机械联接一般由被联接件和联接件组成，有些时候被联接件 之间进行直接联接，并无独立的联接件。
5.导程（S）——同一螺旋线上相邻两牙在中径圆柱 面的母线上的对应两点间的轴向距离。 6.线数n——螺纹螺旋线数目，一般为便于制造n≤4。 螺距、导程、线数之间关系：L=nP 7.螺旋升角ψ ：中径圆柱上，螺旋线的切线与垂直 于螺纹轴线的平面的夹角。 8.牙型角α ：螺纹牙型两侧边的夹角。
8.1.3
螺纹的类型、特点及应用
根据螺旋线绕行的方向，螺纹可分为右旋螺纹 和左旋螺纹。按螺纹的线数，螺纹可分为单线螺 纹、双线螺纹和多线螺纹。由于加工制造的原因， 多线螺纹的线数一般不超过4。
(a) 右旋螺纹(单线)
(b) 左旋螺纹（双线）
1、三角形螺纹（普通螺纹） 牙型角为 60 º ，可以分为粗牙和细牙，粗牙用于一般 联接；与粗牙螺纹相比，细牙由于在相同公称直径时，螺 距小，螺纹深度浅，导程和升角也小，自锁性能好，宜用 于薄壁零件和微调装置。 2、管螺纹 多用于有紧密性要求的管件联接，牙型角为55º，公称 直径近似于管子内径，属于细牙三角螺纹。 3、梯形螺纹 牙型角为30º，是应用最为广泛的传动螺纹。 4、锯齿型螺纹 两侧牙型角分别为3º和30º，3º的一侧用来承受载荷， 可得到较高效率； 30º一侧用来增加牙根强度。适用于单 向受载的传动螺纹。 5、矩形螺纹 牙型角为0º，适于作传动螺纹。