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机械设计第八章

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《机械设计基础》第八章 间歇运动机构

《机械设计基础》第八章 间歇运动机构
因运动系数不可能大于1，即
1 1 n( ) 1 2 z
2z 由此得槽数z与圆销数n的关系： n≤ z2
槽 数z 圆销数 n
3 1~6
4 1~4
5、 6 1~3
7、 8 1~2
三、槽轮机构的特点和应用
优点：结构简单，工作可靠，能准确控制转动的角度。常用于要求 恒定旋转角的分度机构中。
第八章
间歇运动机构
(intermittent mechanism)
§8-1 棘轮机构
(ratchet mechanism)
一、棘轮机构的工作原理
组成构件： 摇杆1、棘爪4、棘轮3、止动爪5、机架2
为保持棘爪、止动爪与棘轮始终接触，可
在其旁边增设弹簧。 棘轮固联在轴O上，其轮齿分布在轮的外
A 4 1 n
四、棘轮机构的特点及应用
有齿的棘轮机构运动可靠，从动棘轮容易实现有级调节，但是有噪声、 冲击，轮齿易摩损，高速时尤其严重，常用于低速、轻载的间歇传动。 起重机、绞盘常用棘轮机构使提升的重物能停在任何位置，以防止由 于停电等原因造成事故。
§8-2 槽轮机构
(geneva mechanism)
一、槽轮机构的工作原理
槽轮的形式
二、槽轮机构的主要参数
槽轮机构的主要参数是：槽数z和拨盘圆销数n 为了使槽轮2在开始和终止转动时的瞬时 角速度为零，以避免圆销与槽发生撞击，圆 销进入或脱出径向槽的瞬时，槽的中心线O2A 应与O1A垂直。 设z为均匀分布的径向槽数目，则槽轮2转 过2φ2=2π/z弧度时，拨盘1的转角2φ1将为
21 22
2 z
在一个运动循环内，槽轮2的运动时间td 对拨盘1的运动时间t之比值τ称为运动特性系 数。

机械设计基础-第八章平衡和调速

机械设计基础-第八章平衡和调速

显然，动能变化量相同时，飞轮的转动惯量越大，角速度 波动越小。
南京航空航天大学 机电学院
College of Mechanical and Electrical Engineering
Nanjing University of Aeronautics and Astronautics
2、非周期性速度波动
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措施：安装转动惯量较大的回转件——飞轮（转动惯量较大 的盘形零件）。 原理：盈功时飞轮储存能量，飞轮的动能增加，使主轴 角速度上升的幅度减小； 亏功时飞轮释放其能量，飞轮动能减少，使主轴 角速度下降的幅度减小
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机械设计基础
之
第八章 调速和平衡
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机械设计8—滑动轴承

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

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

《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

机械设计基础第八章

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8章带传动

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

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。

机械设计第8章

机械设计第8章

平带 Ff=N ·f=FN ·f V带 Ff=2Nf
=
FN f
sin（ /
2） =
FN ·f′
当量摩擦系数 f′>f，
V带传动能力更大。 注意：V带楔角为40° 带轮槽角小于40°。
二、带传动的结构（阅读）
带传动概述
机构传动中应用最广的是普通V带传动。（窄V带、宽V带、大 楔角V带、汽车V带） 普通V带是标准件，制成无接头的环形，按剖面尺寸大小分为 Y、Z、A、B、C、D、E七种型号，剖面尺寸由小到大。注意： 节宽bp、节径dp和基准直径dd，基准长度Ld。
4)带传动在工__，其中在所有 横剖面上都相等的应力是_____ ，带中的最大应力将产生在_____。
5) _____滑动是带传动的固有特性，它是_____的，也是_____避免的，而 打滑是由于有效拉力F达到或超过_____时，带与带轮在整个接触弧上发生相 对滑动所产生的，这是_____避免的。
三、带传动的特点
带传动概述
优点： （1）传动平稳、噪声小。 （2）过载保护。 （3）适于中心距大场合。 （4）结构简单，成本低。 缺点：
（1）传动比不恒定。 （2）效率低、寿命短。 （3）外廓尺寸大。 （4）支承带轮的轴和轴承受力较大。 （5）不宜用于高温、易燃场合。 带传动常用于第一级传动，功率p≤80kw，带速 V=5~25m/s，传动比=2-4，效率η=0.91~0.96。
引入滑动率ε来表达滑动的大小： = （v1 - v2 ）/v1 注意：弹性滑动不可避免，打滑可以避免。
带传动的几何计算及基本理论
五、带传动的主要失效形式及设计准则
1、主要失效形式
（1）打滑。当传递的圆周力F超过了带与带轮之间摩擦力 总和的极限时，发生过载打滑，使传动失效。

机械设计第八章-带传动-思考题-答案

机械设计第八章-带传动-思考题-答案

《带传动》课堂练习题一、填空题1、普通V带传动中，已知预紧力F0=2500 N，传递圆周力为800 N，若不计带的离心力，则工作时的紧边拉力F1为2900 ，松边拉力F2为2100 。

2、当带有打滑趋势时，带传动的有效拉力达到最大，而带传动的最大有效拉力决定于F0、α、 f 三个因素。

3、带传动的设计准则是保证带疲劳强度，并具有一定的寿命。

4、在同样条件下，V带传动产生的摩擦力比平带传动大得多，原因是V带在接触面上所受的正压力大于平带。

5、V带传动的主要失效形式是疲劳断裂和打滑。

6、皮带传动中，带横截面内的最大拉应力发生在紧边开始绕上小带轮处；皮带传动的打滑总是发生在皮带与小带轮之间。

7、皮带传动中，预紧力F0过小，则带与带轮间的摩擦力减小，皮带传动易出现打滑现象而导致传动失效。

8、在V带传动中，选取小带轮直径D1≥D1lim。

的主要目的是防止带的弯曲应力过大。

9、在设计V带传动时，V带的型号可根据计算功率Pca 和小带轮转速n1 查选型图确定。

10、带传动中，打滑是指带与带轮之间发生显著的相对滑动，多发生在小带轮上。

刚开始打滑时紧边拉力F1与松边拉力F2的关系为F1=F2e fα。

11、带传动中的弹性滑动是由松紧边的变形不同产生的，可引起速度损失，传动效率下降、带磨损等后果，可以通过减小松紧边的拉力差即有效拉力来降低。

12、带传动设计中，应使小带轮直径d≥d rnin，这是因为直径越小，带的弯曲应力越大；应使传动比i ≤7，这是因为中心距一定时传动比越大，小带轮的包角越小，将降低带的传动性能。

13、带传动中，带上受的三种应力是拉应力，弯曲应力和离心应力。

最大应力等于σ1+σb1+σc ，它发生在紧边开始绕上小带轮处处，若带的许用应力小于它，将导致带的疲劳失效。

14、皮带传动应设置在机械传动系统的高速级，否则容易产生打滑。

二、选择题1、带传动正常工作时，紧边拉力F1和松边拉力F2满足关系 B2、带传动中，选择V带的型号是根据 C 。

《机械设计》第八章 链传动

《机械设计》第八章 链传动

主动轮：w1 节圆圆周速度：
V1 W1d1 2
v v1

A v' 1 v2 d1
v
v' 2 d2

链节进入啮合后
1
链条速度：
V V1 cos W1d1 cos 2
2
链条垂直速度：
V V1 sin W1d1 sin 2
(
算LP（链节数） 求中心距a'（实际） 4、小链轮孔径dkmax 5、轴上压力——Q
Q≈1.2Fe
§8—9 链传动的布置、张紧与润滑
一、布置 1.链传动只能布置在垂直平面内，不能布置在水平或 倾斜平面内 2.两轮中心线最好水平或水平面夹角小于45°
(a)
3.当属下列情况时，紧边在上：（尽量主动边在上）
1 P
1）极限功率曲线
5—良好润滑情况下额定功率曲线, 设计时实际使用的功率曲线 6—润滑不好或工况恶劣的极限 功率曲线,较良好的润滑下低得多。
2
3
5 6
4
n1
2）A系列套筒滚子链的实用功率曲线图 实验条件：单列,水平布置,载荷平稳, Z1=19, i=3, t=100P, th=15000h, ΔP/P≤ 3% 1. 当设计的Z、i、th、a等不同时，应对P0进行修正。
链传动中主要作用力有： 1、工作拉力 2、离心拉力 3、垂度拉力
Fe 1000 P V
Fc=qV2
F f max F f , F f
F1=Fe+Fc+Ff
F2=Fc+Ff Q=Fe+2Ff
4、紧边拉力
松边拉力
5、作用于轴上载荷
§8—7 链传动的失效形式及承载能力

机械设计_第8章-带传动_(1)

机械设计_第8章-带传动_(1)
14
第八章 带传动
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 • 带传动的主要失效形式：打滑、传动带的疲劳破坏。 • 设计准则： 在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。
Fec = F1 (1 −
1 e
) fV α
σ max = σ 1 + σ b1 + σ c ≤ [σ ]
弯曲应力与带轮直径成反比，为了避免弯曲应力过大，带轮 直径不得小于最小值（表8-6）。
11
第八章 带传动
带的应力分布及最大应力值 2 离心拉应力 σ c = Fc / A = qv / A （MPa）
拉应力 弯曲应力 σc σ1 σ2 σb1 σb2
σ 1 = F1 / A （MPa） σ 2 = F2 / A （MPa）
F2 = F0 − Fe / 2
过大初始拉力的危害
P一定时，Fe一定。故增加F0导致F1及F2增加 ——带张得过紧，将因过度磨损而很快松弛
第八章 带传动
（二）带传动的初拉力和临界摩擦力 在一定的初拉力作用下，带与带轮之间最多能传递多大摩擦力 呢？ 当带与带轮之间出现打滑趋势时，摩擦力达到最大（临界状 态Ffc），从而有效拉力也达到最大（临界状态Fec ）。 • 临界状态下，紧松边拉力的关系（欧拉公式）：
F1 = e fV α F2
α 包角 α1 = 180o − fV 当量摩擦系数
d d 2 − d d1 × 57.3o a
α2 α1
8
第八章 带传动
联解： 得：
F1 = F2 e
fV α
Fec = F1 − F2
e fV α F1 = Fec fV α e −1 1 F2 = Fec f α e −1

《机械设计基础》第8章 齿轮系

《机械设计基础》第8章 齿轮系
z 2 z3 1H 1 H H i13 H 3 3 H z1 z2
48 24 4 48 18 3
250 H 4 100 H 3
H 2
2
1
2‘ H
3
3H
3
1

H 1
H 50
周转轮系传动比计算方法小结：
定轴齿轮系
平面定轴齿轮系 空间定轴齿轮系
二.行星齿轮系
1. 定义
在齿轮系运转时，若至少有一个齿轮的几何轴线 绕另一齿轮固定几何轴线转动，则该齿轮系称为行星 齿轮系(如图8-3)。它主要由行星齿轮、行星架(系 杆)、和中心轮所组成。
2. 基本构件
行星齿轮系中由于一般都以中心轮和行星架作 为运动的输入或输出构件，故称它们为行星齿轮系 的基本构件
上角标 H
周转轮系
-w
H
正负号问题
转化机构：假想的定轴轮系
i1H n 1 n H i1n
计算转化机构的传动比 计算周转轮系传动比
1H z 2 z n i H z1 z n1 n
H 1n
i1 n 1
n
例题8-2 ：
一差动齿轮系如图 所示，已知个轮齿数为： z1 16, z 2 24, z3 64, 当轮1和轮3的转速为：
式中：G为主动轮，K为从动轮，中间各轮的主 从地位也应按此假定判定。m为齿轮G至K间外啮合 的次数。
求行星齿轮系传动比时，必须注意以下几点：
(1) nG ， K ，nH 必须是轴线平行或重合的相应齿轮的 n 转速。 (2)将nG，nK，nH 的已知值代入公式时必须带正 号或负号。
H (3) i GK i GK。 i GK为转化机构中轮G与K的转速之 比，其大小与正负号应按定轴齿轮系传动比的计算 方法确定。

《机械设计基础》第八章 键联接和销联接

《机械设计基础》第八章 键联接和销联接

花键联接的许用挤压应力、许用压强（MPa）见下表
机械设计基础
许用挤压应力、许用压强 联接工作方式
使用和制造情况 不良
齿面未经热处理 30～50 60～100 80～120 15～20 20～30 25～40 ——
齿面经热处理 40～70 100～140 120～200 20～35 30～60 40～70 3～10 5～15 10～20
键用螺钉固定在轴槽中，键与毂槽为间隙配合，故轮毂件可 在键上作轴向滑动，此时键起导向作用。为了拆卸方便，键上制 有起键螺孔，拧入螺钉即可将键顶出。
导向平键用于轴上零件移动量不大的场合，如变速箱中的滑 移齿轮与轴的联接。
机械设计基础
(3)滑键联接 当零件滑移的距离较大时，因所需导向平键的长度过大，制 造困难，故宜采用滑键。
《机械设计基础》
机械设计基础
第八章 键联接和销联接
8.1 概 述 • 联接的组成 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。 联接的类型 动联接 各种运动副 静联接 • 联接的目的 动联接： 实现机械运动 便于机械的制造、装配、运输、安装和维护，降低 静联接： 成本。 机械设计方头
单圆头
A型键轴向定位好，应用广泛，但轴上键槽端部的应力集 中较大。C型键只能用于轴端。A、C型键的轴上键槽用立铣 刀切制。B型键的轴上键槽用盘铣刀铣出。B型键避免了圆 头平键的缺点，单键在键槽中的固定不好，常用紧定螺钉进 行固定。 机械设计基础
（2）导向平键联接 导向平键与普通平键结构 相似，但比较长，其长度等于 轮毂宽度与轮毂轴向移动距离 之和。
滑键比较短，固定在轮毂上，而轴上的键槽比较长，键与轴 槽为间隙配合，轴上零件可带键在轴槽中滑动。 滑键主要用于轴上零件移动量较大的场合，如车床光杠与溜 板箱之间的联接。 机械设计基础

机械设计-齿轮传动

机械设计-齿轮传动
从动轮 的方向与其转向相同。
径向力 Fr 的方向指向各自的轮心（外齿轮）。
1. 直齿圆柱齿轮
（8－1）
§8-4 圆柱齿轮传动的受力分析和载荷计算
用集中作用于分度圆上齿宽中点处的法向力 代替轮齿所受的分布力，将 分解，得：
啮合传动中，轮齿的受力分析
2. 斜齿圆柱齿轮
切向力：
径向力：
轴向力：
（8－2）
斜齿轮受力
轴向力Fx的方向：用“主动轮左右手法则”判断。
圆柱齿轮传动的受力分析和载荷计算
1 主动
2
1 主动
2
1 主动
2
二级受力分析
练 习
K 为载荷系数
上述Fn 为轮齿所受的名义法向力。实际传动中由于原动机、工作机性能的影响以及制造误差的影响，载荷会有所增大。
轴交角为90º的直齿锥齿轮传动：
§8-8 直齿锥齿轮传动
一、主要参数和尺寸
直齿锥齿轮的大端参数为标准值。
直齿锥齿轮传动的几何参数
令 R = b/R－－齿宽系数，设计中常取R =0.25~0.35。
齿数比：
锥距：
C
t
二、轮齿的受力分析
用集中作用于齿宽中点处的法向力 Fn 代替轮齿所受的分布力。 将Fn分解为：切向力Ft，径向力Fr和轴向力Fx。
第八章 齿轮传动
§8-1 概述
§8-2 齿轮传动的失效形式及设计准则
§8-3 齿轮的常用材料
§8-4 圆柱齿轮传动的受力分析和计算载荷
§8-5 直齿圆柱齿轮传动的强度计算
§8-6 齿轮的许用应力
§8-8 直齿锥齿轮传动
§8-10 齿轮的结构
§8-9 齿轮传动的润滑与效率
§8-7 斜齿圆柱齿轮传动的强度计算

机械设计基础-第8章-轮系

机械设计基础-第8章-轮系

构件
太阳轮1 行星轮2 太阳轮3 行星架H
行星齿轮系中的 转化齿轮系中的
转速
转速
n1
n1H n1 nH
n2
n2H n2 nH
n3
n3H n3 nH
nH
nHH nH nH 0
转化机构中1、3两轮的传动比可以根据定轴齿轮系传动的计算方法得出
i1H3
n1H n3H
n1 nH n3 nH
[解]
该齿轮系为一平面定轴齿轮系，齿轮 2和4为惰轮，齿轮系中有两对外啮合齿 轮，根据公式可得
i 15
n1 n5
(1)2
z3z5 z1 z3'
因齿轮1、2、3的模数相等，故它们之间
的中心距关系为
m 2
( z1
z2
)
m 2
(z3
z2
)
因此： z1 z2 z3 z2
同理：
z3 z1 2z2 20 2 20 60 z5 z3' 2z4 20 2 20 60
在机床、计算机构和补偿装置等得到广泛应用。
滚齿机中的差动齿轮系（下图）
如图所示为滚齿机中的差动
齿轮系。滚切斜齿轮时，由齿轮4
传递来的运动传给中心轮1，转速
为n1；由蜗轮5传递来的运动传给 H，使其转速为nH。这两个运动 经齿轮系合成后变成齿轮3的转速
n3输出。
因 Z1 Z3
则
i1H3
n1 nH n3 nH
i 12
z 1 2
2
z1
z 3' i 3'4
4;3
'
2 3
3
Z
' 2
i 45
z 4 5
5

机械设计基础第八章 机械挠性传动

机械设计基础第八章 机械挠性传动
图8-3 平带传动
二、带传动的类型
图8-4 各种类型的V带 a)窄V带 b)大楔角V带 c)齿形V带 d)联组V带
e、f)接头V带 g)双面V带
二、带传动的类型
如图8-5所示，普通V带的截面呈梯形，由包布层、顶胶层、底胶层和抗拉层(强力 层)组成。抗拉层又有帘布结构和线绳结构两种。前者由几层帘布(纬线较稀的织物)， 后者由一层线绳组成。线绳结构的抗拉能力较高些，故适用于带轮直径较小、转速较高 的场合，且寿命较长。抗拉层的材料有棉质，也有尼龙、人造丝等化学纤维，后者强度 较高。
如图8-8所示，带中的最大应力发生在带的紧边绕入小带轮处，此处的最大应 力可近似地表示为
四、带的弹性滑动
因为带是弹性件，受拉后会产生弹性变形。而带工作时，带的紧边与松边拉力不 同，因而带的弹性变形也不同。如图8-9所示，当带在紧边刚绕入小轮时，带与小带 轮在A(A′)处重合，转过α″1角时，虽然传动带拉力逐渐减小，带亦逐步回缩，但 不明显，故认为带轮上的B与带上的B′仍近似重合，α″max，带重新正常工作。
如图8-7所示，带传动的有效圆周力Ft由下式求得 带传动传递的功率P(kW)为
图8-7 带传动的受力分析
可以证明，带在出现打滑趋势而尚未打滑的临界状态时，带的紧边拉力F1与松边 拉力F2之间满足柔性体的欧拉公式
式中 e——自然对数的底(e=2.71828…)； f——摩擦因数，对V带，用当量摩擦因数fv代替f； α——工作时，带与带轮接触弧所对的圆心角，简称包角，单位为rad。
图8-5 V带截面结构 a)帘布结构 b)线绳结构 1—顶胶层 2—抗拉层 3—底胶层 4—包布层
第二节 带传动的工作原理和工作能力分析
一、工作原理 二、带传动的受力分析 三、带的应力 四、带的弹性滑动

机械设计---第8章螺纹讲解

机械设计---第8章螺纹讲解

HH l2l2
l3l3 HH l1l1 l2l2
(a()a)
dd
(b(b) )
3、螺钉联接——适于被联接件之一较
l3l3 HH l1l1 l2l2
厚（上带螺纹孔），不需
经常装拆，一端有螺钉头，
dd
HH l2l2
不需螺母，适于受载较小
情况
4、紧定螺钉联接——拧入后，利用杆末端顶住另一零件表面或 旋入零件相应的缺口中以固定零件的相对 位置。可传递不大的轴向力或扭矩。
一、螺纹联接主要类型
1、螺栓联接 a) 普通螺栓联接——被联接件不太厚，螺杆带钉头，通孔不
dd0 d0 0
带螺纹，螺杆穿过通孔与螺母配合使
用。装配后孔与杆间有间隙，并在工
作中不许消失，结构简单，装拆方便
l1l1l1
，可多个装拆，应用较广。
aaa
ddd (a()a()a)
(b()b()b)
dd0 d0 0
tt
dd D1D1
ee dddd
D1D1 ee dd
ss
mm
6）螺母
3300°° CC××4455°°
DD
112200°C°C1 1 DD
bb
HbHb ss
CC××4141555°5°3°°30~0六°~°330角03°30°0°°螺母：圆标螺准母，+扁止330，退0°°3垫厚300°°圈——带有缺口，
kk' ' lsls lglg
ss
kk
ll
2）双头螺柱——两端带螺纹
XX bbmm
辗辗制制末末端端
BB型型 XX bbmm
dsds
XX bb
ll
辗辗制制末末端端

《机械设计基础》第8章 回转件的平衡

《机械设计基础》第8章 回转件的平衡

D
它们的质量可以视为分 布在垂直于轴线的同一回转 面内，如其质心不在回转轴 线上，则其偏心质量产生的 惯性力不平衡。这种不平衡 现象在回转件静态时就会表 现出来，故称为静不平衡。
F=me 2 m e
B
D
F=me 2 m e
B
回转件的静平衡，就是利用在回转件上增加或除去一 平衡质量的方法，使其质心回到回转轴线上，从而使回转 件的惯性力得到平衡（即∑F = 0）的一种平衡措施。 其平衡的原理：利用理论力学平面汇交力系的平衡理论。
2）分别把每个偏心质量
mi用两个平面上的质量
mi′和mi″来代替； 分解公式为： mi′= mi li″/l
图8-4 a)
mi″= mi li′/l
其中 li′为mi到平衡基面T′的距离， li″为mi到平衡基面
T″的距离， l=li′+li″为两平衡基面平面汇交力
质量不能再近似地认为是分布在同一回转面内，而应该看 作是分布在垂直轴线的多个相互平行的回转面内。
如图所示的发动机曲轴， 其不平衡质量m1、m2、m3是 分布在3个回转面内。
这类回转件转动时所产生的离心力系不再是平面汇交 力系，而是空间力系。因此，单靠在某一回转面内加一平 衡质量并不能消除这类回转件转动时的不平衡。
图8-1
∴ ∑miω2ri+ mbω2rb=0 即∑miri+ mbrb=0——静平衡条件：质径积的向量和为0。
式中：miri称为质径积，是矢量。它相对地表达了各 质量在同一转速下的离心力的大小和方向。
mbrb的大小和方向可根据图解法来求。
求解步骤如下：
1）写出质径积的矢量平衡方程式：
m1r1+ m2r2+ …+mbrb=0 2）计算各偏心质量的质径积的大小；
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一、填空题1普通V带传动中，已知预紧力F o=25OO N,传递圆周力为800 N,若不计带的离心力，则工作时的紧边拉力F i为2900 ，松边拉力F2为2100 。

2、当带有打滑趋势时，带传动的有效拉力达到最大，而带传动的最大有效拉力决定于—F0 ___________ 、：、f 三个因素。

3、带传动的设计准则是保证带疲劳强度，并具有一定的寿命。

4、在同样条件下，V带传动产生的摩擦力比平带传动大得多，原因是V带在接触面上所受的正压力大于平带。

5、V带传动的主要失效形式是疲劳断裂和_____________ 。

6、皮带传动中，带横截面内的最大拉应力发生在紧边开始绕上小带轮处；皮带传动的打滑总是发生在皮带与小带轮之间。

7、皮带传动中，预紧力F0过小，则带与带轮间的摩擦力减小,皮带传动易出现打滑____ 现象而导致传动失效。

&在V带传动中，选取小带轮直径D1> D ilim。

的主要目的是防止带的弯曲应力过大。

9、在设计V带传动时，V带的型号可根据计算功率Pea和小带轮转速n1查选型图确定。

10、带传动中，打滑是指_______ ，多发生在小带轮上。

刚开始打滑时紧边拉力F1与松边拉力F2的关系为—F j=Fje r。

11、带传动中的弹性滑动是由松紧边的变形不同_________ 产生的，可引起速度损失_____________________________________________________ ，传动效率下降、带磨损等后果,可以通过减小松紧边的拉力差即有效拉力来降低。

12、带传动设计中，应使小带轮直径d> d rnin，这是因为直径越小，带的弯曲应力越大：应使传动比i < 7,这是因为中心距一定时传动比越大，小带轮的包角越小，将降低带的传动性能。

13、带传动中，带上受的三种应力是拉应力；弯曲应力和离心应力。

最大应力等于：1+ b1+：c ,它发生在紧边开始绕上小带轮处处，若带的许用应力小于它，将导致带的疲劳失效。

14、皮带传动应设置在机械传动系统的高速级，否则容易产生打滑。

、选择题1带传动正常工作时，紧边拉力F1和松边拉力F2满足关系 B2、带传动中，选择V带的型号是根据__C ________ oA .小带轮直径B .转速C .计算功率和小带轮转速D .传递功率3、当要求单根V带所传递的功率不超过该单根V型带允许传递的功率Po,这样带传动不会产生C 失效。

A .弹性滑动B .打滑C.疲劳断裂D .打滑和疲劳断裂E.弹性滑动和疲劳断裂4、带传动主动轮直径D1=180mm,转速n仁940 r/min，从动轮直径D2=710mm,转速n2=233 r/min，则传动的滑动率二_______ D _____ 。

A. 1. 2% B . 1. 5% C. 1. 8% D. 2. 2%5、在进行V带传动设计计算时，若v过小，将使所需的有效拉力 B oA .过小B .过大C.不变6、带传动在工作时产生弹性滑动，是由于C oA .带不是绝对挠性体B.带绕过带轮时产生离心力C .带的紧边与松边拉力不相等7、带传动中弹性滑动的大小随着有效拉力的增大而A oA .增加B .减 c.不变&工作条件与型号一定的v型带，其弯曲应力随小带轮直径的增大而A oA .降低B .增大C.无影响9、带传动中，用 A 方法可以使小带轮包角：1加大。

A .增大小带轮直径的d1B .减小小带轮直径d1C .增大大带轮直径d2D .减小中心距a10、带传动在工作时产生弹性滑动，是由于C oA .包角：1太小B.初拉力F0太小C .紧边与松边拉力不等D .传动过载11、如果单根V带所传递的功率不超过实际所允许传递的功率，则该V带传动就不会产生」失效。

A •打滑B •带的疲劳断裂C.带的疲劳断裂和打滑12、v带轮的最小直径dmin取决于A。

A .带的型号B .带的速度C.主动轮速度 D .带轮结构尺寸13、____________________________________________________________ v带传动和平型带传动相比，V带传动的主要优点是A ____________________________________ 。

A .在传递相同功率条件下，传动尺寸小B .传动效率高C .带的寿命长D .带的价格便宜14、带传动的中心距与小带轮的直径一定时，若增大传动比，则小带轮上的包角______ A_。

A .减小B .增大C.不变15、带传动的传动比与小带轮的直径一定时，若增大中心距，则小带轮上的包角 BA .减小B .增大C.不变16、一般v带传动的主要失效形式是带的 C 及带的_E ______________ 。

A .松弛B .颤动C.疲劳破坏D .弹性滑动E.打滑17、带传动采用张紧轮的目的是 D 。

A .减轻带的弹性滑动B.提高带的寿命C.改变带的运动方向D.调节带的初拉力18、若传动的几何参数保持不变，仅把带速提高到原来的两倍，则V带所能传递的功率将A _____ 。

A .低于原来的两倍B .等于原来的两倍C.大于原来的两倍19设由疲劳强度决定的许用拉应力为［：］,并且：0、：1、：2、：b1、：b2、:c依次代表带内的初拉应力、紧边拉应力、松边拉应力、在小带轮上的弯曲应力、在大带轮上的弯曲应力和离心应力，则保证带的疲劳强度应满足 D 。

20、带传动不能保证正确的传动比，其原因是 C 。

A .带容易变形和磨损B.带在带轮上打滑C.带的弹性滑动 D .带的材料不遵守胡克定律21、带传动的设计准则为—C _______ 。

A .保证带传动时，带不被拉断B .保证带传动在不打滑条件下，带不磨损C .保证带在不打滑条件下，具有足够的疲劳强度22、以打滑和疲劳拉断为主要失效形式的是 D 传动。

, A •齿轮B •链C •蜗杆D •带23、带传动中的弹性滑动是 C 。

A .允许出现的，但可以避免B .不允许出现的，如出现应视为失效C .肯定出现的，但在设计中不必考虑D .肯定出现的，在设计中要考虑这一因素24、V带传动限制带速v=25〜30m/s,其目的是限制 B ;限制小带轮的直径Dmin，其目的是限制A;保证包角120° 其目的是保证 F 。

A .弯曲应力B .离心应力C.拉应力D .紧边拉力E.松边拉力F.有效拉力25、带传动采用张紧轮的目的是 D 。

A .减轻带的弹性滑动B .提高带的寿命C .改变带的运动方向D .调节带的初拉力三、判断题1、带的弹性滑动使传动比不准确，传动效率低，带磨损加快，因此在设计中应避免带出现弹性滑动。

（F ）2、在传动系统中，皮带传动往往放在高速级是因为它可以传递较大的转矩。

（F ）3、带传动中的弹性滑动不可避免的原因是瞬时传动比不稳定。

（F ）4、V带传动中其他条件相同时，小带轮包角越大，承载能力越大。

（T ）5、带传动中，带的离心拉应力与带轮直径有关。

（F ）6、弹性滑动对带传动性能的影响是：传动比不准确，主、从动轮的圆周速度不等，传动效率低，带的磨损加快，温度升高，因而弹性滑动是种失效形式。

（F ）7、带传动的弹性打滑是由带的预紧力不够引起的。

（F ）8当带传动的传递功率过大引起打滑时，松边拉力为零。

（F ）9、V型带的公称长度是指它的内周长。

（F ）10、若一普通v带传动装置工作时有300 r/ min和600 r/ rain两种转速，若传递的功率不变，则该带传动应按600 r/min进行设计。

（F ）11、若带传动的初拉力一定，增大摩擦系数和包角都可提高带传动的极限摩擦力。

（T ）12、传递功率一定时，带传动的速度过低，会使有效拉力加大，所需带的根数过多。

( T )13、带传动在工作时产生弹性滑动是由于传动过载。

( F ) 四、分析计算题1图(a)为减速带传动，图(b)为增速带传动，中心距相同。

设带轮直径d1=d4, d2=d3，带轮1和带轮3为主动轮，它们的转速均为n。

其他条件相同情况下，试分析：(1)哪种传动装置传递的圆周力大?为什么?(2)哪种传动装置传递的功率大?为什么?(3)哪种传动装置的带寿命长?为什么?2、带传动为什么要限制其最小中心距和最大传动比？解题要点：(1)中心距愈小，带长愈短。

在一定速度下，单位时间内带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳破坏；如在传动比一定的条件下，中心距越小，小带轮包角也越小，传动能力下降，所以要限制最小中心距。

(2)传动比较大及中心距小时将导致小带轮包角过小，传动能力下降，故要限制最大传动比。

3、图所示两种传动方案中，你认为哪种方案较合理?试分析，说明原因。

【解答】第二种方案较为合理。

原因是：(1)带传动宜放在高速级，功率不变情况下，高速级速度高，带传动所需有效拉力就小，带传动的尺寸也比较小。

(2)带传动直接与电机相联，可对传动系统的冲击、振动其缓冲作用，对电机有利。

(3)齿轮减速器中输入和输出的轴段长，原动机和工作机的振动和冲击对齿轮传动影响小；轴的单位长度扭转变形小，轴的扭转刚性较好；轴的扭转剪应力分布减弱了弯曲正应力的分布不均。

(4)第二种方案的纵向尺寸较小，结构紧凑。

4、有一V带传动，传动功率为P=3.2kW，带的速度为v=8.2m/s,带的根数z=4。

安装时测得预紧力F o=12O N。

试计算有效拉力F e、紧边拉力F i、松边拉力F2。

5、皮带传动大小包角为180°。

带与带轮的当量摩擦系数为fv=0.5123,若带的初拉力F0=100 N，不考虑离心力的影响。

传递有效圆周力Fe=130 N时，带传动是否打滑？为什么？6、B型V带传动中，已知：主动带轮基准直径d1=180mm，从动带轮基准直径d2=180mm，两轮的中心距a =630mm ,主动带轮转速n 11 450 r/min ，能传递的最大功率P=10kW 。

试求: V 带中各应力，并画出各应力C 1、二2、二bl 、二b2及c 的分布图。

附：V 带的弹性模量E=130~200MPa ； V 带的质量q=0.8kg/m ;带与带轮间的当量摩擦 系数fv=0.51 ； B 型带的截面积 A=138mm2 ； B 型带的高度h=10.5mm 。

解题要点：V 带中各应力:最大应力；「max ：厂；「b1 =(6.63 9.92) =16.55 MPa各应力分布如图所示。

7、设计由电动机至凸轮造型机凸轮轴的 V 带传动，电动机的功率 P=1.7kW,转速为m=1430r/min ，凸轮轴的转速要求为n 2=285 r/min 左右，根据传动布置，要求中心距约为500mm左右。

带传动每天工作16h 。

试设计该V 带传动。

解题要点：(1) 确定计算功率P ca根据V 带传动工作条件，查表可得工作情况系数K A =1.3，所以P ca =K A P=1.3X 1.7=2.21 kW(2) 选取V 带的型号根据P ca 、n 1，由图确定选用Z 型V 带。