机械设计基础 第十一章1
(完整版)机械设计基础第11章答案
11-1 解1)由公式可知：轮齿的工作应力不变，则则，若，该齿轮传动能传递的功率11-2解由公式可知，由抗疲劳点蚀允许的最大扭矩有关系：设提高后的转矩和许用应力分别为、当转速不变时，转矩和功率可提高 69%。
11—3解软齿面闭式齿轮传动应分别验算其接触强度和弯曲强度.( 1）许用应力查教材表 11—1小齿轮45钢调质硬度：210～230HBS取220HBS；大齿轮ZG270-500正火硬度：140～170HBS，取155HBS。
查教材图 11—7，查教材图 11-10 ,查教材表 11—4取,故：（ 2）验算接触强度，验算公式为：其中：小齿轮转矩载荷系数查教材表11—3得齿宽中心距齿数比则:、，能满足接触强度. （ 3）验算弯曲强度,验算公式:其中:齿形系数：查教材图 11-9得、则：满足弯曲强度。
11—4解开式齿轮传动的主要失效形式是磨损,目前的设计方法是按弯曲强度设计，并将许用应力降低以弥补磨损对齿轮的影响。
（ 1）许用弯曲应力查教材表11—1小齿轮45钢调质硬度：210～230HBS取220HBS；大齿轮45钢正火硬度：170～210HBS，取190HBS。
查教材图11-10得，查教材表 11-4 ，并将许用应用降低30％故（ 2）其弯曲强度设计公式：其中：小齿轮转矩载荷系数查教材表11—3得取齿宽系数齿数，取齿数比齿形系数查教材图 11-9得、因故将代入设计公式因此取模数中心距齿宽11—5解硬齿面闭式齿轮传动的主要失效形式是折断，设计方法是按弯曲强度设计，并验算其齿面接触强度。
（ 1)许用弯曲应力查教材表 11—1,大小齿轮材料40Cr 表面淬火硬度:52～56HRC,取54HRC。
查教材图11-10得,查材料图11-7得。
查教材表11-4 ，因齿轮传动是双向工作，弯曲应力为对称循环，应将极限值乘 70％.故（ 2）按弯曲强度设计,设计公式：其中：小齿轮转矩载荷系数查教材表11-3得取齿宽系数齿数，取齿数比齿形系数应将齿形系数较大值代入公式，而齿形系数值与齿数成反比，将小齿轮的齿形系数代入设计公式，查教材图 11—9得因此取模数（ 3）验算接触强度，验算公式:其中：中心距齿宽，取满足接触强度。
《机械设计基础 》课件第11章
11.2 槽轮机构
11.2.1 槽轮机构的工作原理及类型 1．槽轮机构的工作原理
槽轮机构的典型结构如图11-10所示，它由主动拨盘1、 从动槽轮2和机架组成。拨盘1匀速转动，当拨盘上的圆销
A未进入槽轮的径向槽时，由于槽轮的内凹锁止弧 efg 被
图11-7 棘轮转角的调节方法
2.在棘轮上安装遮板
如图11-7(b)所示的棘轮机构，摇杆1的摆角不变，但 在棘轮3上安装了遮板4，改变插销6在定位孔中的位置， 即可调节摇杆摆程范围内露出的棘齿数，从而改变棘轮转 角的大小。
11.1.3 棘轮机构的特点及应用
齿式棘轮机构具有结构简单、制造方便、运动可靠、 棘轮的转角可调等优点。其缺点是传力小，工作时有较大 的冲击和噪声，而且运动精度低。因此，它适用于低速和 轻载场合，通常用来实现间歇式送进、制动、超越和转位 分度等要求。
图11-10 外槽轮机构
2．槽轮机构的类型
按结构特点槽轮机构可分为外槽轮机构(如图11-10所 示)和内槽轮机构(如图1111所示)，前者槽轮与拨盘的转向 相反，后者则转向相同。按拨盘上圆销的数目多少，槽轮 机构可分为单销槽轮机构(如图11-10所示)和多销槽轮机构 (如图11-12所示)，前者拨盘每转一转，槽轮运动一次，后 者则运动多次。拨盘的圆销数和槽轮的槽数合理搭配，可 使槽轮实现不同的间歇运动规律。
图11-6 摩擦式棘轮机构
11.1.2 棘轮转角的调节方法
当需要调节棘轮每次转过的角度时，可采用以下两种 方法。
1.改变摇杆的摆角
如图11-7(a)所示为牛头刨床中的横向进给机构。通过 齿轮1、2，曲柄摇杆机构2、3、4，棘轮机构4、5、7来使 与棘轮固联的丝杠6作间歇转动，从而使牛头刨工作台实 现横向间歇进给。调节曲柄的长度O2A，可改变摇杆的摆 角及棘轮的转角，从而改变横向进给量的大小。
机械设计基础第11章
齿轮传动
§概
一、齿轮传动的功用
述
传递轴与轴之间的运动和动力 运动：转速（rpm，r/min） 动力：功率（kW） 转矩（N· m，N· mm）
P T1 10 9.55 10 1 n1 T1 N mm，P kW，n1 rpm
6 6
P
二、齿轮传动的要求
传动平稳，承载能力高。 传动平稳：要求齿轮运动准确，无冲击； 承载能力高：要求齿轮有较高的承载能力（工作能力）。
3、齿宽系数φd= b/d1 ，见表11-6 1）设计时参数减少； 2）使比值确定，形成良好的比例。 φd ↑，d1→，b↑轴向偏载；
φd ↑， d1 ↓，b→径向尺寸减小，结构减小；
3） b= d1 ×φd需圆整为大齿轮宽度b2，小齿轮宽度b1=b2 ＋（5～10）mm，补偿安装产生的轴向变动误差。
2
螺旋角系数
讨论：1.[σH]带入值小的； 2.mn=d1cosβ/z1，初选z1、β ，求mn，mn取标准值； 3.a= mnz1(u±1)/cosβ,需要圆整，圆整尾数为0或5。 4.修正螺旋角β，cosβ= mnz1(u±1)/2a， β在8～20°内取 值，写成度、分、秒的形式。
§11-4 直齿圆柱齿轮传动的 作用力及计算载荷
一、轮齿上的作用力
目的：计算轮齿的强度，设计轴和轴承的依据
几点假设：
1、不计摩擦力； 2、力作用在节点上； 3、标准齿轮传动。
ω1 T1 r1 Fr2 Ft1 Fn1 C Fr1 ω2 Ft2 O1 Fn2 α
P T1 10 9.55 10 1 n1 T1 N mm，P kW，n1 rpm
n1 Fa1
Ft1
O2
机械设计基础 第七版 第11章 轴
11.3.2 轴的结构设计中需重点解决的问题
1 轴上零件的轴向定位、固定和周向固定
轴上零件的轴向定位主要靠轴肩和轴环来完成。齿轮靠右侧轴 环的联轴器靠右侧轴肩定位。为了保证轴上零件靠紧定位面，轴肩 处的圆角半径R必须小于零件内孔的圆角R1 或倒角C1 轴肩高度一般 取h=(0.07～0.1)d，轴环宽度b≈1.4h
(1)安装时，要严格按照轴上零件的先后顺序进行，注意保证安装 精度。
(2)安装结束后，要严格检查轴在机器中的位置以及轴上零件的位 置，并将其调整到最佳工作位置，同时轴承的游隙也要按工作要求进 行调整。
(3)在工作中，尽量使轴避免承受过量载荷和冲击载荷，并保证润 滑，从而保证轴的疲劳强度。
减速器示意图
11.1.2 轴的类型
1 按受载情况分
同时承受弯矩和转矩作用的轴称为转轴，如图所示的输入轴Ⅰ和 输出轴Ⅱ只承受转矩作用的轴称为传动轴，如图的电动机轴只承受弯 矩作用的轴称为心轴，如图所示的火车轮轴。
减速器示意图
火车轮轴
11.1.2 轴的类型
2 按结构形状分
轴有实心轴、空心轴（车床的主轴）、曲轴、挠性钢丝轴和直轴。 直轴又可分为截面相等的光轴和截面分段变化的阶梯轴。工程中最常 见的是同时承受弯矩和转矩作用的阶梯轴。
11.4 轴的工作能力计算
学习要点
•掌握轴的扭转强度和弯扭合成强度的计算方法，能够绘制 受力分析简图。
11.4.1 按抗扭强度计算
11.4.2 按抗弯扭合成强度计算
11.4.1 按抗扭强度计算
轴的强度验算方法有：按抗扭强度条件估算转轴的最小直径和验 算传动轴的强度按抗弯扭合成强度条件验算转轴的强度。必要时，还 要进行安全系数的验算对于圆截面传动轴，其抗扭强度条件为
机械设计基础(第五版)讲义第11章,5-8
2
mm
11.5 直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度计算
许用接触应力： [ H ] SH
H lim
SH MPa
σHlim ---- 接触疲劳极限, 由实验确定，查表11-1 ; ---- 为安全系数，查表11-4 确定。 表11-4 安全系数 SH 和 SF
安全系数 软齿面 （HBS≤ 350） 重要的传动、渗 硬齿面 碳淬火齿轮或铸 （HBS> 350） 造齿轮
zpofrp 2013-10-23
11.2 轮齿材料及热处理
4. 正火 正火能消除内应力、细化晶粒、改善力学性能和切 削性能。机械强度要求不高的齿轮可用中碳钢正火 处理。大直径的齿轮可用铸钢正火处理。 5. 渗氮 渗氮是一种化学处理。 渗氮后齿面硬度可达60~62HRC。 氮化处理温度低，轮齿变形小，适用于难以磨齿的场 合，如内齿轮。材料为：38CrMoAlA.
7级 8级 9级
zpofrp 2013-10-23
≤ 10
≤ 17
≤6
≤5 ≤3
≤ 10 ≤ 3.5
≤3 ≤ 2.5
11.4 直齿圆柱齿轮传动的作用力及计算载荷
一、轮齿上的作用力
各作用力的方向如图
O2 α d2 2 t N1 Fn c ω2 （从动） N2 α t N1 O2 α Fn N2 Fr α c Ft d1 T1 2 ω1 α （主动） O1
11.5 直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度计算
• 在节点处，一般仅用一对齿啮合，即载荷由一对齿承 担，故
H
Ft 2 2 u1 u1 Fn cos d1 sin d1 sin u u 2 2 1 12 1 2 1 12 1 2 b b E E E E 1 2 1 2
机械设计基础第11单元内容
模块三 花 键 联 接
知识点2 渐开线花键
渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工，工艺 性较好，易获得较高的制造精度和互换性。齿根 强度高，承载能力大，寿命长。用于载荷较大， 定心精度要求较高以及尺寸较大的联接，如航空 发动机、燃气轮机、汽车等。
渐开线花键的定心方式为齿形定心。当齿受载时， 齿上有径向分力，能起自动定心作用，有利于各 齿受力均匀。
模块二 平键联接的设计
例11-1 试选择一减速器钢轴与铸铁齿轮间的平键联接。 已知传递的转矩N • m，与齿轮配合处的轴径，轮毂宽度， 载荷有轻微冲击。
解：（1）键的材料选择 选择45钢
（2）键的类型选择 根据联接的结构特点和工作要求，选A型普
通平键。
（3）键的尺寸选择
由轴径d=75mm及轮毂宽度B=80mm，查表11-1选择A型平键键宽 b=20mm，键高h=12mm，根据轮毂宽度和键长标准系列，键长 L=80-10=70mm。
模块二 平键联接的设计
知识点1 平键的选择
对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普 通平键联接，其主要失效是工作面被压溃，而一般不 会出现键的剪断。通常只按工作面上的挤压应力进行 强度校核计算。
对于导向平键联接和滑键联接，其主要失效形式 是工作面的过度磨损。因此，通常按工作面上的压力 进行条件性的强度校核计接的类型和特点
按用途不同，平键可分为普通平键、导向平键和滑键三种。
1、普通平键联接
2、导向平键和滑键联接 导向平键和滑键联接用于轴与轮毂之间有相对轴向移动 的动联接。
模块一 键 联 接
知识点1 平键联接的类型和特点 导向平键较长，一般需用螺钉将键紧固在轴上。 当轴上零件轴向滑移距离较大时，采用滑键联接 。
机械设计基础习题解答第11章
思考题及练习题11.1记里鼓车是中国古代用于计算道路里程的车，由“记道车”发展而来。
车箱内有立轮、大小平轮、铜旋风轮等，轮周各出齿若干，结构及参数如图所示。
求齿轮4与车轮（齿轮1）的传动比。
齿轮4转一周，木人击鼓一次。
假定要求车行500米，木人击鼓一次，问车轮直径应为多少？答：齿轮1~齿轮4组成定轴齿轮系1412441354100====100183i n z z n z z ×× 如果：n 4=1 r ，则 n 1=100 r设车轮直径为d 1，则11=500d n πd 1=1.59 m车轮直径应为1.59米。
11.2如图所示齿轮系，已知1z =15、2z =50、3z =15、4z =60、5z =15、6z =30、7z =2（右旋）8z =60，若1n =1000 r/min 。
试求：（1）求18i =？（2）蜗轮8的转速大小和方向？答:（１）800215151560306050753186428118=××××××===Z Z Z Z Z Z Z Z n n i习题11.1图（２）18181000 1.25r /min 800n n i === 方向用画箭头方法确定,为顺时针方向。
11.3. 如图所示轮系，已知齿轮齿数1z =30、2z =20、3z =30、4z =20、5z =80 、蜗杆头数6z =1、蜗轮齿数7z =60，齿轮1转速n 1=1200 r/min ，方向如图中箭头所示，求齿轮1与蜗轮7的传动比17i ,蜗轮7的转速n 7，并在图中标出其转动方向。
答： 解：235711771246203080602403020201z z z z n i n z z z z ×××====××× 171712005r /min 240n n i === 方向用画箭头方法确定,为逆时针方向。
机械设计基础第11章 键连接习题解答
11-1一齿轮装在轴上，采用A 型普通平键连接，齿轮、轴、键均用45号钢，轴径d ＝80mm ，轮毂长度L ＝150mm ，传递转矩T ＝2000N.m ，工作中有轻微冲击，试确定平键尺寸和标记并验算连接的强度。
解答：1）确定平键尺寸由轴径d=80mm 查得A 型平键剖面尺寸b=22mm ，h=14mm 。
参照毂长L '=150mm 及键长度系列选取键长L=140mm 。
2）挤压强度校核计算Mpa hld T p 53.608011814102000443=⨯⨯⨯⨯==σl ——键与毂接触长度mmb L l 11822140=-=-=查得[]100=p σ～120pa ，故[]p p σσ≤，安全。
[]MPa 140~100=P σ，取[]P σ=120Mpa11-3图所示凸缘半联轴器及圆柱齿轮，分别用键与减速器的低速轴相连接。
试选择两处键的类型及尺寸，并校核其连接强度。
已知轴的材料为45钢，传递的转矩T ＝1000N.m ，齿轮用锻钢制造，半联轴器用灰铸铁制成，工作时有轻微冲击。
题11-3图解：1、联轴器处①键的类型和尺寸选A （或C ）型普通平键，根据轴径d =70mm ，查表11.1得键的截面尺寸为：b =20mm ，h =12mm ,根据轮毂的长度130mm ，取键长L=110mm ，键的标记：键20×110GB/T1096—1979（键C 20×110GB/T1096—1979）②校核联接强度联轴器的材料为铸铁，查表11.2，取[σP ]=55MP a ,k =0.5h =6mm ，l=L －b =90mm （或l=L －b/2=100mm ）满足强度条件2、齿轮处①键的类型和尺寸选A 型平键，根据轴径d =90mm ，查表11.1得键的截面尺寸为：b =25mm ，h =14mm ,根据轮毂的宽度90mm ，取键长L =80mm ，键的标记：键25×80GB/T1096—1979②校核联接强度齿轮和轴的材料均为钢，查表11.2，取[σP ]=110MP a ,k =0.5h =7mm ，l=L －25=55mm[]p a p σMP kld T σ≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=725790557101000210233.满足强度条件。
精品课件-机械设计基础-第11章
第11章
1. 各力的大小分别为：
Fa1
Ft 2
2T2 d2
Ft1
Fa 2
2T1 d1
Fr1 Fr2 Ft2 tana
(11-11) (11-12) (11-13)
Fn
Fa1
cosn
Ft 2
cosn cos
2T2
d2 cosn cos
(11-14)
第11章
2. 在进行蜗杆传动的受力分析时，应特别注意其受力方向 的判定。一般先确定蜗杆的受力方向。因为蜗杆是主动件， 所以蜗杆所受的圆周力的方向总是与它的力作用点的速度方 向相反;径向力的方向总是沿半径指向轴心；轴向力的方向由 左(右)手定则来确定。蜗轮所受的三个分力的方向可由图118
11.2.2 标准圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算公式见表11-3
第11章
表11-3 圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算
第11章
11.3 蜗杆传动的滑动速度和效率
11.3.1 蜗杆和蜗轮啮合时，齿面间有较大的相对滑动，相对滑
动速度的大小对齿面的润滑情况、齿面失效形式及传动效率 有很大影响。相对滑动速度愈大，齿面间愈容易形成油膜， 则齿面间摩擦系数愈小，当量摩擦角也愈小;但另一方面，由 于啮合处的相对滑动，加剧了接触面的磨损，因而应选用恰 当的蜗轮蜗杆的配对材料，并注意蜗杆传动的润滑条件。
第11章
图11-3 阿基米德蜗杆
第11章
(2)渐开线蜗杆(ZI)，在加工渐开线蜗杆时，直线刀具的 切削刃与蜗杆基圆柱相切，切得的蜗杆齿形，在切于基圆柱 的轴面Ⅱ-Ⅱ和Ⅲ-Ⅲ内的一侧为直线；在轴面 Ⅰ-Ⅰ和法面 内均为曲线；在端面的齿形为渐开线，如图11-4所示。这样， 既可像圆柱齿轮那样用滚刀铣切，又便于在专用磨床上进行
机械设计基础第11章
• 在一般闭式齿轮传动中，轮齿的主要失效形式是齿面疲劳点蚀
和齿根弯曲疲劳折断，因此目前应用最普遍也是最成熟的设计准
则是进行齿面接触疲劳强度及齿根弯曲疲劳强度计算。对于高速
大功率的齿轮传动，还应进行抗胶合计算。
• 开式齿轮传动的主要损伤形式是齿面磨损和轮齿的弯曲疲劳折断。
11.2齿轮常用材料、热处理方法和传动精度
•
（1）齿轮传动的误差
• 1)齿形误差。
• 2)齿距误差。
• 3)齿向误差和装配时轴线不平行误差。
• （2）齿轮传动的精度
• 齿轮传动精度就是用制造公差加以区别的齿轮制造和装配精确程度。齿轮传动精度标准是
齿轮设计、制造、检验和装配的依据。
• 11.3 直齿圆柱齿轮传动的受力分析和强度计算
• 11.3.1
•
在一定的齿数范围内（如80齿以内），正变位齿轮齿厚增加，齿
形系数Y 减小。
•
（2） 齿轮负变位（变位系数x<0）
•
负变位齿轮（变位系数X<0时），齿顶变尖，齿根变薄使得弯曲强
度减弱。
• 11.6.2 对齿面接触疲劳强度的影响
•
（1）高度变位传动
• 对于高度变位齿轮传动，分度圆压力角α与啮合角α′相等，节点
• 3）计算时的注意事项
• ①选取最小安全系数S 时，采用失效概率为1/100时的齿根弯曲疲劳
极限。
• ②因轮齿疲劳折断可能招致重大事故，所以S 的取值较SH 大。
• ③验算弯曲强度时，应该对大、小齿轮分别进行验算
• ④选定模数后，齿轮实际的分度圆直径应由d=mz算出。
• 11.3.3 直齿圆柱齿轮主要参数选取
• 11.2.1
齿轮常用材料
机械设计基础 第十一章
11.2.3 惰轮
如图11-7所示的定轴齿轮系中，运动由齿轮1经齿 轮2传给齿轮3。总的传动比为：
i13
n1 n3
z2 z3 z1z2
z3 z1
图11-7 惰轮的应用
【例11-1】如图11-2所示空间定轴轮系，蜗杆的头数 z1 2， 右旋；蜗轮的齿数z2 60，z2 20，z3 24，z3 20，z4 24， z4 30，z5 35，z5 28，z6 135 。若蜗杆为主动轮，其转速 n1 900 r / min ，试求齿轮 6 的转速n6 的大小和转向(用画箭头
14.8
r
/
min
负号表示末轮5的转向与首轮1相反，顺时针转动。
11.3 行星齿轮系的传动比计算
行星齿轮系传动比的计算方法有许多种，最常用的是转化 机构法，即设想将周转轮系转化为假想的定轴轮系，借用定 轴轮系传动比计算公式来求解周转轮系中有关构件的转速及 传动比。
如图11-8所示，现假想给行星齿轮系加一个与行星架
相同。
iH1
nH n1
600 120
5
11.4 混合齿轮系的传动比计算
既包含定轴齿轮系又包含行星齿轮系的齿轮系，称为混 合齿轮系，如图11-10所示。
图11-10 混合齿轮系
计算混合齿轮系传动比的一般步骤如下：
① 区分轮系中的定轴齿轮系部分和行星齿轮系部分。 ② 分别列出定轴齿轮系部分和行星齿轮系部分的传动比公式， 并代入已知数据。 ③ 找出定轴齿轮系部分与行星齿轮系部分之间的运动关系，并 联立求解即可求出混合轮系中两轮之间的传动比。
传动比 iGHK 也不等于绝对传动比 iGK 。
【例11-3】在图11-8(a) 所示的差动齿轮系中，已知n1 100 r / min n3 60 r / min，n1与 n3 转向相同；齿数z1 17，z2 29，z3 75
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P = F V／1000 kw
3.当 F1/F2=efa → F = Ffmax = Fec →最大有效拉力 张紧力F0 ↑;包角α ↑;摩擦系数f ↑ → Fec愈大 4.带传动工作时最大应力 :σmax＝ σ 1+ σ b1+ σ 发生位置: i＞1 (小轮主动) :带绕进小轮处
随带传动的Ｆ变化而变化。
但Ｆf有极限值， 当Ｆ＞Ｆfmax→打滑（后述）
5.带传动的功率 P.196
P = F V／1000 kw (13-6) ∴ F = 1000 P / V N
F－Ｎ ，V－m / s
(二）弹性滑动与打滑 P.196～201 §13-4
1. 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? 3. V1、 V2、V带之间的关系如何?为什么?
1.紧松边的判断→ 绕出从动轮的一边→紧边
绕出主动轮的一边→松边
Ｆ0
Ｆ1紧边Ｆ1
Ｆ2 Ｆ2
Ｆ0
松边
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
3.摩擦力的方向:
∵带传动是靠带与带轮
接触弧上的摩擦力传递
o2
运动和动力的。
•Ｆf－带与轮接触面上 的总摩擦力
(13-4)
o1
4.Ｆ1、Ｆ2、Ｆf、Ｆ的关系 (F－有效拉力－阻力)
分析： 取主动轮端的带为分离体(逆转)，则
ＴO1＝Ｆf×d1／2＋Ｆ2×d1／2－Ｆ1×d1／2＝0
∴Ｆf＝Ｆ1－Ｆ2
•优点: 1.缓冲吸振, 传动平稳 2.过载具安全保护作用 3.适用于中心距较大的传动 4.结构简单, 要求精度低, 成本低
•缺点: 1.不能保持准确的传动比, 效率低 2.传递相同圆周力所需的轮廓尺寸和轴上 压力均比啮合传动的大 3.带的寿命短 4.需要张紧装置 5.不宜用于高温, 易燃场合
§13-5普通Ｖ带传动的计算 P.201
i＜1 (大轮主动) :带绕出小轮处
5.打滑与弹性滑动
*当F＞Ffmax → 打滑→ 打滑 可以避免 打滑发生在小带轮处
*∵ a.带是弹性体; b.带轮两边拉力不相等, F1＞F2 →带传动在工作时存在有带与带轮间的弹性滑动 → V1＞→V带带＞传V动2→传V动1比＞不V2稳→定实际 i ＞理论i (减速)
面 多楔带传动－具平、Ｖ带的优点
分 同步带传动－具带与链传动的特点
图13-2, p.210
（二）Ｖ带的类型与结构 1.Ｖ带的结构组成:(普通)
2.Ｖ带型号: 表(13-1)
(1) 分类 普通Ｖ带：Y、Z、A、B、C、D、E
p.202第3
窄Ｖ带 ： SPZ、SPA、SPB、SPC
(2) 当带弯曲时→中性层带长不变→节面
V带＞V2V1＞CA1V1带o1＞FV1 2
→
V1＞oV2 2 B2
*分析: 1.弹性滑动不可 避免
2.弹性滑动发生在 带离开带轮的那段接触弧上
3.F↑→ 弹性滑动↑→ 弹性滑动范 围↑,
当弹性滑动扩展到整个接触弧时, Ff＝Ffmax
B1
F2
A2
C2
C1 o1
A1
F1
o2
B2
三.传动比
∵V1
→带传动传动比不稳定
原 1.带是弹性体, 受载→弹变, 变形量与外力 成正比
因 2.带轮两边拉力不相等, F1＞F2 小带轮处：带由A1绕上→由B1绕出，拉力由F1↘F2 →带
边绕进边后缩 →带滞后于带轮→ V1＞V带
大带轮处：带由A2绕上 →由B2绕出，拉力由F2↗F1
B1 F2
A2 C2
→带边绕进边伸长 →带超前于带轮→
第十三章 带传动
• §13-1 带传动的类型和应用 • §13-2 带传动工作情况分析 • §13-5 普通Ｖ带传动的计算 • §13-7 Ｖ带传动的张紧装置
§13-1 带传动的类型和应用
构成
: 带轮1、带轮2、环形带
工作原理 : 靠带与带轮接触弧间的摩擦力 传递运 动和动力
带
d2 ，d1－大小轮直径
6.带传动的失效形式与设计准则 失效形式: 当Ｆ＞Ｆfmax＝Ｆec →打滑
当σmax＞[σ] →带疲劳破坏 设计准则:在保证带传动不打滑的条件下，具有足
够的疲劳强度和寿命。
=
?
§13-7 Ｖ带传动的张紧装置
(一)原因: ∵Ｐ＝FＶ／1000 →调整F0 →增大F
但┌安装制造误差 └工作后的塑性变形 → F0不保证→设张紧装置
(二)张紧方法:
→使ａ增大或使带张紧
1.调整中 ①定期张紧（定期调整中心）图(13-4a) 心距 ②自动张紧（靠自重）
2.张紧轮装置
2.张紧轮装置 →利用张紧轮使带张紧 平带传动：张紧轮设置在 松边外侧靠小轮处 (∵平带可以双向弯曲，应尽量增大包角) Ｖ带传动：张紧轮设置在 松边内侧靠大轮处 (∵Ｖ带只能单向弯曲，避免过多减小包角）
一. 打 滑 p.196倒6
•原因: 当F＞Ffmax → 打滑
• 分析: 1. 打滑可以避免 2. 打滑先发生在 小带轮处 3. 打滑→带与带轮间的相对滑动→剧烈的磨损→失效 •防止措施: 1. 减小F
2. 增大F0→Ffmax增大
二.弹性滑动
*带传动在工作时存在有带与带轮间的弹性滑动
→V1＞V带, V带＞V2→V1＞V带＞V2→ V1＞V2 →实际传动比＞理论传动比( 减速传动 )
(一)带传动的失效形式及设计准则
☆失效形式
☆ 设计准则
当Ｆ＞Ｆfmax＝Ｆec → 打滑
Ｆ≤Ｆec
当σmax＞[σ] →
带疲劳破坏 σmax≤[σ] σ1≤[σ 第7
保证带传动不打滑及具有一定的疲劳寿命。
☆设计方法： 求→ [Ｐ0] → Ｚ＝Ｐ／[Ｐ0]
d1n1
601000
i n1 d2
(13-9)
n2 d1(1 )
V2
d2n2
601000
V1 V2
V1
n2
n1d1(1 )
d2
(13-10)
=0.01-0.02 滑动率
近似计算取 i n1 d2 n2 d1
（五） 带传动的优缺点 p.195倒3
(3)轮槽角 φ ＜40°，d↓ → φ↓
§13-2 带传动工作情况分析
(一)带传动中的力分析
一. 初始状态: 带(二两)边弹拉性力滑相动等与＝打Ｆ滑0 → 张紧力 二. 工作状态: 带(三两)边带拉传力动不最相大等有效拉力Fec
拉 拉力 力增 减加 少→ →((四 五紧松))边边带带传传ＦＦ动动00↗↘的的ＦＦ应优12力缺紧松分点边边析拉拉力 力
F1
*Ｆf不是作用于某点 的集中力，而是
o1
带与轮接触面上各点摩擦力的总和→ 静摩擦力→Ｆf＝Ｆ
Ｆf
F2
∴Ｆf＝Ｆ＝Ｆ1－Ｆ2 (13-5)
F1 + F2 = 2 F0
(13-4)
F1 = F0+ F/2 F2 = F0－F/2
当初拉力Ｆ0一定时，Ｆ1、Ｆ2的大小未定 →即Ｆ1－Ｆ2之差未定→Ｆ1－Ｆ2＝Ｆf＝Ｆ→
平带
图(13-4c)
Ｖ带
（三）注意事项：
1.中心距应可调: p.206第19
ａmax＝ａ＋(0.03)Ｌd ａmin＝ａ－(0.015)Ｌd
2.带传动一般松边在上(边)(可增大包角)
3. 带传动作用于轴上的径向力FＱ较大(Ｆf←Ｆ0)
F0＝500PC/(VZ)(2.5/kα－1)＋qV2 F Q＝2ZF0sin(α1／2) N
高速应经动平衡 (2)工作面应精细加工 3. Ｖ带轮材料
轮缘 轮辐 轮毂
灰铸铁HT150、HT200－常用 铸钢、焊接（钢板）－高速
铸铝、塑料－小功率
4. 基本结构型式: －按带轮直径确定 φ 实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式
da d
5. (1)带轮直径 基准直径d
结构
顶圆直径da（外径）
尺寸 (2)标准直径系列 表13-7 P.206
带楔角φ变化(减小)→带轮轮槽角φ 0＜40°
P.209第1
表(13-8) P.209
d
3.基准尺寸:
(1)基准直径d→ 与Ｖ带节面对应的直径
(2) 基准长度Ｌd→Ｖ带在 规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度
（三）Ｖ带轮设计
1. 结构组成:
轮缘－安装带
轮辐－ 联接轮缘与轮毂
轮毂－安装轴
2. Ｖ带轮设计要求： (1)质量小、工艺性好、质量分布均匀、内应力小、
∵4.带Ｆ传ec动较应小设→置高在速高轴速Ｔ轴较小α1 带传动具减振缓冲→ 高速轴要求传动平稳
N (13-17) F0
FQ
FQ
F0
F0 α1 F0
(图13-11)
小结：1.带传动类型、特点、应用
2.带传动中的力分析
初始状态: 带两边拉力相等＝Ｆ0 → 张紧力 工作状态: 两边拉力不等→┌└紧松边边FF00→→FF12松紧边边拉拉力力
带轮1 α －中心距
α2
带轮2
α
α1 α 2 , α 1－大小轮包角 L－带长
（一）带传动的类型
按形 开口传动 －两轴平行，同向回转 传式 交叉传动 －两轴平行，反向回转 动分 半交叉传动－两轴交错，不能逆转
按 平带传动－底面是工作面，可实现多