机械设计第十三章

第十三章 轴 轴设计的基本要求： 1、轴与轴上零件要有准确的相对位置,轴向、 周向定位可靠；
17
2、轴的加工、装配有良好的工艺性； 3、受力合理,轴结构有利于提高轴的强度和刚 度、减少应力集中；
第十三章 轴
18
一、轴上零件的轴向定位和固定
零件轴向定位的方式常取决于轴向力的大小
h h h
1.轴肩和轴环 要求： r＜C＜h r＜R＜h h=(0.07～0.1)d b=1.4h
第十三章 轴
34
四、阶梯轴的结构设计实例分析
F
等强度 1、拟定轴上零件装配方案 轴颈：装轴承处
阶梯轴
尺寸= 轴承内径； 直径与轮毂内径相当；
组成 轴头：装轮毂处
轴身：联接轴颈和轴头部分。
第十三章 轴
35
第十三章 轴
36
装配方案的比较：
第十三章 轴
37
例题：指出图中轴结构设计中的不合理之处，并绘 出改进后的结构图。 1.轴两端均未倒角；
3
Fa Ft tg 1960 tg12o 417N
d 118 3 4 / 130 36.78mm
考虑到联轴器的影响以及联轴器孔径系 列标准，取d=38mm
第十三章 轴 3. 齿轮上作用力的计算
50
T 9.55 106 4 / 130 294 103 Nmm
Ft 2T / d 2 29410 / 300 1960N
2.齿轮右侧未作轴向固定； 3.齿轮处键槽太短； 5.左轴承无法拆卸； 6.齿轮与右轴承装卸不便； 7.轴端挡圈未直接压在轴 端轮毂上。
4.键槽应开在同一条直线上；
第十三章 轴 轴系结构改错
38
四处错误

带传动的张紧方法： 1.调整中心距
a a
滑道式张紧装置
调整螺钉 调整中心距 2.采用张紧轮 3.自动张紧
张紧轮
销轴
精品课件
自动张紧装置
带传动的优点：
1. 适用于中心距较大的传动； 2. 带具有良好的挠性，可缓和冲击、吸收振动；
3. 过载时带与带轮之间会出现打滑，避免了其它零 件的损坏；
dα
dN F Fsid n 2 (Fd)F sid n 2
dα 2
d d F+dF
F1
fdN F (Fd)F co2精s品 课F 件 co2s
力平衡条件：
dN F Fsid n 2 (Fd)F sid n 2 fdN F (Fd)F co d 2 sFco d 2 s
因 d 很小 s， id n d 可 ,co d 取 s1去掉二阶d微 Fd量
2
2
2 a co 2 s (d 1 d 2 )(d 2 d 1 )
以 co s 1si2n11 2精2 品课及 件
d2 d1 2a
代入得：
B
A
α1
θ
α1
d2
d1
D
aC
带长: L2 a2(d 1d 2)d 24 a d 12
已知带长时，由上式可得中心距 :
a 2 L (d 1 d 2 )2 L (d 1 d 2 )2 8 (d 2 d 1 )2 8 带传动不仅安装时必须把带张紧在带轮精上品，课而件且当带工作一段时间之后， 因带永久伸长而松弛时，还应当重新张紧。
§13-1 带传动的类型和应用
带传动的组成：
主动轮1、从动轮2、环形带3。
F0
F0
1 n1
2 n2

4 2 1 6 3
5 1 2 3
襟翼操纵机构 V型双缸发动机 型双缸发动机
3. 复合式机构组合 一个两（ 一个两（多）自由度作为基础机构A，一个（几个）单 自由度作为基础机构 ，一个（几个） 自由度基本机构B（这里指附加机构） 自由度基本机构 （这里指附加机构）的输出构件接入基础 机构所构成的并联组合形式称为复合式机构组合。 机构所构成的并联组合形式称为复合式机构组合。
ห้องสมุดไป่ตู้
ω1
Ⅱ Ⅲ
V2 V3
Ⅰ
ω1″
刨床传动系统机构组合情况的初步方案图 Ⅰ——减速传动机构（带传动+齿轮传动） 减速传动机构（带传动 齿轮传动） 减速传动机构 齿轮传动 Ⅱ——刨刀往复直线急回运动机构 ——刨刀往复直线急回运动机构 Ⅲ——工作台间歇直线步进机构 工作台间歇直线步进机构
◆ 在Ⅲ后部串联一个能将转动 (或间歇转动 变为移动 或间歇 或间歇转动)变为移动 或间歇转动 变为移动(或间歇 移动)的基本机构 的基本机构Ⅲ 移动 的基本机构Ⅲ″； ◆ 在Ⅲ前部串联能减少间歇运 动冲击又容易获得任意运动规 律的高副机构Ⅲ ； 律的高副机构Ⅲ′； ◆ ω′= ω ″。
14 13 12 11
10 1 2 3 4 5 6 7 8 9
1-电机； 电机； 电机 2-V带传动； 带传动； 带传动 3-高速级齿轮传动； 高速级齿轮传动； 高速级齿轮传动 4-低速级齿轮传动； 低速级齿轮传动； 低速级齿轮传动 5-摆动到感机构； 摆动到感机构； 摆动到感机构 6-凸轮机构； 凸轮机构； 凸轮机构 7-双摇杆机构； 双摇杆机构； 双摇杆机构 8-升降机构； 升降机构； 升降机构 9-工作台； 工作台； 工作台 10-棘轮 丝杠进给机 棘轮—丝杠进给机 棘轮 构； 11-工件； 工件； 工件 12-让刀机构； 让刀机构； 让刀机构 13进刀机构； 进刀机构； 进刀机构 14-滑枕 滑枕

13.2机械创新设计寻找课题的方法
一、寻找创新题材 1.向生活索取 2.到各自的工作领域中发掘
二、寻找创新题材常用的方法 1.缺点列举法 2.希望点列举法 3.属性列举法 4.信息列举法
13.3总体方案设计阶段的创新方法
一、总体方案设计常用创新设计方法
1.类比法 （1）直接类比 （2）象征类比 2.形态综合法 （1）因素分析 （2）形态分析 （3）方案综合 3.“黑箱”分析法 4.设问法
13.1 基本创新原理
➢六、价值优化原理
优化设计的途径：
1)保持产品功能不变，通过降低成本，达到提高价值的目 的。 2)在不增加成本的前提下，提高产品的功能质量，以实现 价值的提高。
3)虽然成本有所增加，但却使功能大幅度提高，使价值提 高。 4)虽然功能有所降低，成本却能大幅度下降，使价值提高。 5)不但使功能增加，同时也使成本下降，从而使价值大幅 度提高。
13.3总体方案设计阶段的创新方法
二、机构创新设计常用方法 （一）机构组合法 1.通过串联组合机构 2.通过并联组合机构 3.复合式机构组合 4.通过叠加组合机构 （二）机构演绎法 1.机构的运动副演化 2.构件变异 3.机构的倒置演化 （三）还原法
13.4结构技术设计阶段的创新方法
一、利用变异原理创新 二、利用组合原理创新 三、利用完满原理创新 四、利用逆向创新原理创新 五、利用人机工程学创新
13.1 基本创新原理
➢四、逆向创新原理思路反转过来，寻找解决问题的 新途径、新方法。逆向创新法亦称为反向探索法。
➢五、还原创新原理
还原法则又称抽象法则，即回到根本、回到事物的起点。 暂时放下所研究的问题，反过来追根溯源，分析问题的 本质，从本质出发另辟蹊径进行创新的一种模式。此法 的特点为“退后一步，海阔天空”。

的接触强度弱？（2）哪个齿轮的弯曲强度弱？为什么？
解：(1)接触强度
相互啮合的一对齿轮，起接触应力相等，即σH1=σH2. 由题意可知，[σH]1=600MPa>[σH2]=500MPa， 因此，大齿轮的接触强度弱。
（2）弯曲强度 相互啮合的一对齿轮，其弯曲强度的大小主要取决于的
YFaYSa
的比值。
[σ F ]
可见,
YFa1YSa1 2.81.55 0.024
[σ F ]1
179
因此，大齿轮的弯曲强度弱。
YFa2YSa2 2.4 1.67 0.028
[σ F ]2
144
YFa1YSa1 YFa2YSa2
[σF]1 [σF]2
13.6受力分析题：图示为圆锥-圆柱齿轮传动装置。轮1为主动轮， 转向如图所示，轮3、4为斜齿圆柱齿轮。 (1)轮3、4的螺旋方向应如何选择，才能使轴Ⅱ上两齿轮的轴向力相 反? (2)画出齿轮2、3所受各分力的方向。
, F2 YFa 2YSa 2
}
40 42 20 70.98 245552Nmm
T2
F1 340 78.34 YFa1YSa1 2.8 1.55
F 2 280 70.98 YFa2YSa2 2.28 1.75
T1
n1 n2
245552 3 736657Nmm
2 1.85
2)计算接触强度允许的输出转矩 H
13.1有一对齿轮传动，m=6mm,z1=20,z2=80,b=40mm.为了 缩小中心距，要改用m=4mm的一对齿轮来代替它。设载
荷系数K，齿数z1、z2及材料不变。试问为了保持原有接 触强度，应取多大的齿宽b?
(附接触强度计算公式：)
H ZHZE

以/P2 、/P4、 /P5、 /P6(/P6x)为代号，0级不标注 。
机械设计
基本代号
第十三章 滚动轴承
内部结构代号 15 精度等级代号 5级
7 1 2 0 6 C /P5 /C1
内径代号 一般为：内径 5
代号 0、1 2 直径 特轻
3
4
轻 中 重
直径系列代号 代号 0 1 2 3~6 同一内径有不同的直径 宽度 窄 正常 宽 特宽 宽度系列代号 内外径相同时有不同的宽度 类型代号
2）斜齿轮、锥齿轮、蜗轮轴：
3）悬臂圆锥齿轮轴：
4）蜗杆轴： 分别承受Fa、Fr
机械设计
第十三章 滚动轴承
第四节 滚动轴承的工作情况
一、滚动轴承工作时轴承元件上的载荷分布
径向载荷 轴颈 内圈 滚动体 外圈
承载区 非承载区 载荷
轴向力：由滚动体平均分担
径向载荷： 承载区 180
受最大径向载荷的滚动体负载为：
球轴承：球—点接触
滚子轴承：圆柱、圆锥、 球面滚子、滚 针—线接触
保持架
使滚动体等距离分布， ↓滚动体间的摩擦、磨损。
机械设计 二、材料
第十三章 滚动轴承
内外圈、滚动体：强度高、耐磨的高碳铬轴承钢或渗碳轴承钢。 保持架：软材料，低碳钢板冲压后铆接或焊接，或用铜合金、 铝合金、塑料等材料制成的实体保持架。
轴承一个套圈或滚动体的材料首次出现疲劳扩展之 前，一个套圈相对另一套圈的转数或工作小时数称为轴 承的寿命。
机械设计
第十三章 滚动轴承
疲劳点蚀
磨损
电腐蚀、锈蚀、元件破裂
机械设计 基本额定寿命：
第十三章 滚动轴承
采用常规材料、常规制造方法的一批型号相同的滚动 轴承，在相同的常规运转条件（实验室条件）下工作，其 中10%的轴承发生疲劳点蚀，90%的轴承未发生疲劳点蚀前 的运转总转数或一定转速下的工作小时数。记为L10或Lh。 亦即：轴承达到基本额定寿命，失效的概率为10%。 轴承达到基本额定寿命，未失效的概率为90%。

(2) 滑动速度大→粘度较低的润滑油。 (3) 粗糙或未经跑合的表面→粘度较高的润滑油。 (4) 参考表13-2。
油性：指润滑油吸附在接触表面的能力 非全液体润滑时，润滑油的油性对防止金属磨 损起着主要作用。
润滑脂选择原则：
(1) 轻载高速时选针入度大的润滑脂，反之 选针入度小的润滑脂。
(2) 所用润滑脂的滴点应比轴承的工作温度高 约20~30℃。
3、固体润滑剂 轴承在高温，低速、重载情况下工作，
不宜采用润滑油或脂时可采用固体润滑剂。 常用：石墨、聚四氟乙烯、二硫化钼、二硫化钨等。
使用方法： (1) 调配到油或脂中使用； (2) 涂敷或烧结到摩擦表面； (3) 渗入轴瓦材料或成型镶嵌在轴承中使用。
选择粘度时，应考虑如下基本原则：
(1) 压力大、温度高、载荷冲击变动大 →粘度大的润滑油。
例：机床、发电机、轧钢机、大型电机、 内燃机、铁路机车、仪表等。
§13—2 滑动轴承的结构
一、向心滑动轴承
1、整体式向心滑动轴承
2、剖分式向心滑动轴承
适于低速、轻载或间隙工作的机器。 3、自动调心式向心滑动轴承
剖分式径向滑动轴承装拆方便，轴瓦磨损后 可调整剖分面处的垫片来调整轴承间隙。
4、调隙式向心滑动轴承
→硬晶粒起耐磨作用，软基体则增加材料的塑性。
特点：嵌入性、顺应性最好，抗胶合性好，但机械强度较低。
∴ 作为轴承衬浇注在软钢或青铜轴瓦的表面。——价格较贵
(5) 多孔质金属材料（粉末冶金）——含油轴承 原理：利用铁或铜和石墨粉末、树脂混合 经压型、烧结、整形、浸油而制成。
特点：组织疏松多孔，孔隙中能大量吸收润滑油， ∴ 称含油轴承，具有自润滑的性能。
间歇供油: 油壶或油枪
连续供油: (1) 滴油润滑 可调节油量!

并以 D2 Cd 得：
d 1.6 Fmax K1C
[ T ]
式中：T ——许用切应力，可根据弹簧的材
料和工作特点按表13－1规定选取
（三）刚度计算 （图13-9b） 1、当压缩弹簧承受轴向压力时弹簧特性为 ：
8FD23n 8FC 3n
Gd 4
Gd
式中： F 、 ——弹簧所承受力和变形量 D2 、d 、n ——弹簧中径、簧丝直径和有
当采用标准游丝时，尚需将计算出的 h、b值 圆整为标准值
3．强度条件校验最大应力游丝的强度条件
b
6M bh 2

b
式中 b ——许用弯曲应力， b B / S
游丝材料的力学性能和安全系数见表13－4。
4．确定游丝长度，因数和圈间距离
L Ebh3
12M
2L
n D1 D2
2、压缩弹簧的结构尺寸计算
四、圆柱螺旋拉伸弹簧 1、图13-14a所示为一圆柱拉伸弹簧
F0
d 3 '
8D2
式中 ' ——拉伸弹簧的初切应力,
可由图13-15两曲线间的范围内查出
2、拉伸弹簧的弹簧圈数
n
Gd 4
8(F F0 )D23
挂钩形式见图13-16
拉伸弹簧的结构尺寸见表13-3
五、圆柱螺旋扭转弹簧 1、 扭转弹簧的特性线
2、最大弯矩应力 ：
bmax
K2
M b max W
b
式中 W ——弯曲时的截面系数，圆弹簧丝
W d 3 / 32 0.1d 3
K2 ——扭转弹簧的曲度系数，圆弹簧丝
K2 (4C 1) /(4C 4)
b ——许用弯曲应力，取 b 1.25
F1 180N；变形量为17mm时，拉力Fmax 340N ； 并限制其最大外径在16mm以下，自由高度 在100mm以下。一般用途并不经常工作。

13.1 为保证滑动轴承工作时润滑良好，油孔和油沟应设什么区域？
答：对开式轴瓦有承载区和非承载区，一般载荷向下，上瓦为非承载区，下瓦为承载区，润滑油应由非承载区进入，故上瓦顶部开有进油孔。

在轴瓦内表面，以进油口为对称位置，沿轴向、周向或斜向开有油沟，油经油沟分布到各个轴颈，以保证润滑油能流到轴瓦的整个工作表面。

油沟离轴瓦两端面应有段距离，不能开通，以减少端部泄油。

13.2 说明下列代号的含义：6209、3411、72315、81205。

答：6209：深沟球轴承，内径为45 mm，外径尺寸是02系列。

3411：圆锥滚子轴承，内径为55 mm，外径尺寸是04系列.
72315AC：角接触轴承，接触角25度，内径75 mm，外径尺寸是23系列。

81205：推力圆柱滚子轴承内径25mm，外径尺寸是12系列。

13.3 观察本书附图二、附图三的减速器，它们用到了那种轴承？轴承如何润滑与密封？
答：用到了圆锥滚子轴承。

润滑：。

采用了润滑油润滑。

润滑方式有油浴润滑（大齿轮）或飞溅润滑（其他齿轮，通过油沟收集油，经过轴承盖导入轴承）。

密封：毛毡圈式密封。

252。

第十三章机械创新设计简介第一节概述第二节常用的创造性思维模式和方法第三节机械的创新设计第四节产品造型创新设计简介第一节概述一、创新设计的概念机械创新设计MCD（Mechanical Creative De sign）是指更充分地发挥设计者的创造力和智慧，利用人类已有的相关科学理论、方法和原理，以及最新科技成果，在现代设计理论和方法的指导下，进行新的构思、设计出新颖、有创造性及实用性的机构或机械产品（装置）的一种实践活动。

开发设计创新设计变异设计反求设计开发设计:从提出方案到完成设计全过程都是全新的、探索性的，创造设计出新机器、新产品，以满足新的生产和生活的需要。

变异设计:在已有产品的基础上，针对原有产品存在的缺或新的功能要求，从工作原理、机构、结构、参数、尺寸等方面进行一定的变异，改进机械产品的技术性能、可靠性、经济性和适用性，设计出新产品以适应市场需求。

反求设计:针对已有的先进产品或设计，进行深入分析研究，探索掌握其关键技术，在消化、吸收的基础上，开发出同类型的创新产品。

无论哪种创新设计都要求设计师在设计环节上突破常规惯例，追求与前人、众人不同的的方案，提出新原理、新方法、新机构、新形式、新材料等，在求异是寻求创新，将设计者的智慧具体物化在整个设计过程中。

二、机械创新设计与常规机械设计以及创造发明的关系1.机械创新设计与常规机械设计常规机械设计过程一般可以分为这样4个阶段：（1）机械总体方案设计设计者根据设计任务书的要求，广泛收集同类机械或相近机械的性能参数，使用情况、优缺点等技术资料和数据，而后进入机械总体方案设计阶段。

机械总体方案设计在很大程度上决定了未来机械的面貌，对机械的性能、成本影响很大。

（2）机械的运动设计机械运动设计的内容包括：机构主要尺寸的确定、机械运动参数的分析、传动比的确定与分配等。

（3）机械的动力设计在运动设计的基础上，确定作用在机械系统各构件上的载荷并进行机械的功率和能量计算。

• 链传动工作时不可避免地产生动载荷，动载荷的大小 正比于加速度值。链轮齿数越少，节距越大，则产生 的动载荷就越大，设计时务需注意。
§13-5 链的受力、失效和许 用功率
一、链的受力
• 与带传动相似，链传动工作时，链的两边形成 紧边和松边。紧边和松边所受的拉立分别为F1 和F2： F1=Ft+Fc+Ff , F2=Fc+Ff
轮芯可用一般钢材或铸铁以节省贵重钢材。采用可拆联接的组合 式链轮的另一优点是轮齿失效后只需更换齿圈即可。
链轮材料
• 可用灰铸铁(不低于HT200)，热处理后硬 度为260--280HB。
• 较多的是用优质碳钢和合金钢如15-50号 钢、15Cr、20Cr、40Cr、35SiMn 、 35CrMo 、45Mn、 ZG310-570钢等，热 处理后硬度均在40HRC和40HRC以上。
• F1为有效圆周力(有效拉力)(N)， • Fc 为离心拉力(N)，Fc=qv2 (其中q为单排链每
米质量kg/m )，当 v≤7m/s 时, Fc可忽略不计; • F一f为般悬不垂大拉，力可(近N)似，取Ff是为由链边自重而产生的，
Ff≈0.1Ft 。
二、链的失效
• 链的疲劳破坏
链是在变应力下工作的，导致链板可能发生疲劳断裂或套筒、滚子表 面产生疲劳点蚀。
滚子链轮轮齿的齿形
链轮几何参数
• 分度圆直径 d ＝ p ／sin(180°／z ) • 齿顶圆直径 da ＝ p (0.54 + cot(180°／z)) • 齿根圆直径 df ＝ d - dr • 式中 p 为节距，z 为齿数。
滚子链轮的结构型式
• 小直径的链轮可采用板式， • 中等尺寸的链轮可采用孔板式， • 大直径的链轮多用组合式，齿圈焊接在或用螺栓联接在轮芯上。

bd
25
Ｖ带型号:
(1) 分类 普通Ｖ带：Y、Z、A、B、C、D、E 窄Ｖ带 ： SPZ、SPA、SPB、SPC
(2) 当带弯曲时→中性层带长不变→节面 带楔角φ变化(减小) →带轮轮槽角φ 0＜40°
26
表13-1 普通V带的截面尺寸（GB11544-89）
型号 ZA B C D E F
b
顶宽b
10 13 17 22 32 38 50
bd
节宽 bd
8.5 11 14 19 27 32 42
高度 h
6 8 10.5 13.5 19 23.5 30
楔角φ
40 ˚
φ
每米质量q（kq/m） 0.06 0.01 0.17 0.30 0.62 0.90 1.52
在V带轮上，与所配用V带的节面宽度相对 应的带轮直径称为基准直径d。
1 F2 n1
F2 n2 2
Ff
F1 工作状态 F1
9
2. 紧松边力的大小
分析: 设带在工作前后带的总长不变，
∵紧边由Ｆ0 →Ｆ1→拉力增加，带增长 松边由Ｆ0 →Ｆ2→拉力减少，带缩短
∵总长不变→∴带增长量＝带缩短量 ∴F1－F0＝F0－F2 ; F1＋F2＝２F0 (13-4)
3.摩擦力的方向:
→Kα↓
当L＞特定条件→绕转次数N↓→传动功率↑→ＫL ＞1
当L＜特定条件→绕转次数N↑→传动功率↓→ＫL ＜ 1
当ｉ4.＞单1根→Ｖd2↑带→功σb率2 ↓增→量承△载P力0 ↑→表传（动1功3-率4）↑P.204 → △P0 ＞0
单根Ｖ带的许用功率[Ｐ0]
[P0]= (P0+△P0) KαKL (13-14)
但vmin≥5 m/S (P=Fv/1000)

第十三章滚动轴承课后习题参考答案13-3解：根据式（13.3），有13-4 解：由于轴径已确定，所以采用验算的方法确定轴承的型号。

初选6207轴承，其基本额定动载荷C=25500N,基本额定静载荷C0=15200N,验算如下：（1）求相对轴向载荷对应的e值和Y值。

根据教材表13-5注1，对深沟球轴承取,则相对轴向载荷在表中介于0.689-1.03之间，对应的e值为0.26-0.28，由于,显然比e大，所以Y值为1.71-1.55（2）用线性插值法求Y值,故X=0.56,Y=1.7(3)求当量动载荷P.取载荷系数，则（4）验算轴承寿命所以所选轴承不能满足说干就干要求。

改选6307轴承重新计算。

结果如下：C=33200N,Co=19200N,Y=1.81,P=2705.95N,Lh =10614.65h>6000h所以选6307轴承可满足设计要求。

13-5解：(1)求派生轴向力Fd根据教材表13-7得(2)计算各轴承轴向力(3)确定X,Y。

根据教材表13-5，因为,所以X1=1,Y1=0.因为，所以X2??? =0.41,Y2=0.87.(4)计算当量动载荷P。

取载荷系数,则（5）计算轴承寿命。

由于题目中未给出轴承的具体代号，不能确定轴承的基本额定静载荷C0,这里选7207AC，查轴承手册得其基本额定动载荷C=29000N.由于P1>P2,所以用P1计算轴承寿命13-6 解：（1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2同教材例题。

（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2。

查轴承手册得30207轴承e=0.37,Y=1.6,Cr=54200N。

根据教材表13-7得（3）求轴承当量动载荷P1和P2，因为?根据教材表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1? X1=0.4,Y1=1.6对轴承2? X2=1,? Y2=0因轴承运转中有中等冲击载荷，按教材表13-6，,取1.5.则（4）计算轴承寿命13-7 解：查滚动轴承样本或设计手册可知6308轴承的基本额定动载荷C=40800N.由于要求寿命不降低的条件下奖工作可靠度提高到99%，所以有由上式得C=68641.55N查滚动轴承样本或设计手册得6408轴承的基本额定动载荷C=65500N,勉强符合要求，故可用来替换的轴承型号为6408。

3.由带弯曲运动而产生的离心拉应力: FC → σC 由带弯曲运动而产生的离心拉应力 由带弯曲运动而产生的离心拉应力
FC=qV2
→发生在带作圆周运动部分, 作用于带的全长 为限制离心拉应力σ 不过大→限制 限制V 为限制离心拉应力 C不过大 限制 但Vmin≥5 m/S (P=FV/1000) → Vmax≤25m/S
第十三章 带传动
P.204
§13-1 带传动的类型和应用 13 §13-2 带传动工作情况分析 13 §13-5 普通V带传动的计算 13- 普通V §13-7 V带传动的张紧装置 13-
§13-1 带传动的类型和应用
构成 工作原理 : 带轮1,带轮2,环形带 : 靠带与带轮接触弧间的摩擦力 传递运 动和动力 带 α2 带轮2 α 带轮1 α1 d2 ,d1-大小轮直径 α -中心距 α 2 , α 1-大小轮包角 L-带长 计算公式见p.205
(二)弹性滑动与打滑 二
P.211 §13-4
1. 什么是弹性滑动 什么是打滑 什么是弹性滑动, 什么是打滑? 2. 为什么会发生弹性滑动或打滑 是否可以避免 为什么会发生弹性滑动或打滑? 是否可以避免? 3. V1, V2,V带之间的关系如何 为什么 带之间的关系如何?为什么 带之间的关系如何 为什么?
(一)带传动中的力分析 一 带传动中的力分析 初始状态: 一. 初始状态 P.206
P.196~201
(二)弹性滑动与打滑 带两边拉力相等= 带两边拉力相等=F0 → 张紧力 相等
(三)带传动最大有效拉力Fec 带两边拉力不相等 带两边拉力不相等 工作状态: 二. 工作状态 (四)带传动的应力分析 拉力增加→紧边 紧边拉力 拉力增加 紧边 F0↗F1 紧边拉力 (五)带传动的优缺点 拉力减少→松边 松边拉力 拉力减少 松边 F0↘F2 松边拉力

带传动和链传动是通过挠性曳（ye）引元 件，在两个或多个传动轮之间传递运动和动 力。故，也称挠性传动 带传动中所使用的挠性曳引元件为各种形式 的传动带，为摩擦传动。 链传动中所用的挠性曳引元件为各种形式的 传动链。链传动通过链条的各个链节与链轮轮 齿相互啮合实现传动。
§13—1 带传动的类型和应用
1 1
c
dd
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
从动 从动
b1 b1
主动 主动
c c
2
2
σσmxax ma
qV 2 σ C = FC / A = A
v是带速，m/s。
σσ1 1
qV 2 σ C = FC / A = A
σc为v的二次曲线，当v较小时，影响不大。v↑ σc ↑ ， 当v ↑一定时， σc ↑↑，影响巨大。故 v 不可过大。 另：v大，离心力大，带与带轮压紧力↓， Ffmax ↓， 传动能 力↓，故 v 也不可过大。 3. 弯曲应力 带运动到带轮处产生弯曲，有弯曲应力。 σb1 ， σb2
F2 = Fe
1 e
fα 1
−1
Fe = F1 (1 −
1 e
fα 1
)
四、Ffmax大小——为了保证正常工作，需要知道
极限状态下
F f max = F1 − F2 = F2 (e fα1 − 1)
2 F0 = F1 + F2 = F2 (e fα1 + 1)
F1 = e fα 1 F2
两式相除
F f max
1 2
当弹性滑动扩展到整个带轮时，带打滑， Fe > Ffmax 。 开式传动：α1< α2，打滑总是发生在小带轮处 。 打滑可以避免，使 Fe < Ffmax 。 弹性滑动与打滑的区别：原因、现象、后果、能否避免。

13-1解（ 1 ）（ 2 ）==2879.13mm （ 3 ）不考虑带的弹性滑动时，（ 4 ）滑动率时，13-2解（ 1 ）（ 2 ）=（ 3 ）= =13-3解由图可知=图 13.6 题 13-3 解图13-4解（ 1 ）=（ 2 ）由教材表 13-2 得=1400mm（ 3 ）13-5解由教材表 13-6 得由教材表 13-4 得：△=0.17kW, 由教材表 13-3 得：=1.92 kW, 由教材表 13-2 得：,由教材表 13-5 得：取 z=313-6解由教材表 13-6 得由图 13-15 得选用 A 型带由教材表 13-3 得选初选取==1979.03mm由教材表 13-2 得=2000mm由教材表 13-3 得：=1.92 kW，由教材表 13-4 得：△=0.17kW 由教材表 13-2 得：，由教材表 13-5 得：取 z=413-7解选用 A 型带时，由教材表 13-7 得，依据例 13-2 可知：，=2240mm ，a =757mm ，i=2.3 ，。

由教材表 13-3 得=2.28 kW，由教材表 13-4 得：△=0.17kW，由教材表 13-2 得：取z =5由此可见，选用截面小的 A 型带较截面大的 B 型带，单根带的承载能力减小，所需带的根数增多。

13-8 解略。

13-9解由教材表 13-9 得p =15.875mm ，滚子外径15.875(0.54+cot =113.90mm15.875(0.54+cot =276.08mm=493.43mm 13-10解（1）由图 13-33得查教材表 13-11，得取由式（ 13-18）得P ≤（ 2 ）由图 13-33 得可能出现链板疲劳破坏（ 3 ）由图 13-34 查得可用滴油润滑。

13-11解（ 1 ）链轮齿数假定，由教材表 13-10，取，，选实际传动比链轮节数初选中心距=取由教材表 13-13查得取估计此链传动工作位于图 13-33所示曲线的左侧，由教材表13-11得采用单排链，≤由教材图 13-33得当=960r/min时，08A链条能传递的功率满足要求，节距p =12.7mm。