机械设计基础第13章
哈尔滨工程大学机械设计基础 第十三章 带传动简答题
第十三章带传动1.在V带传动中，影响最大有效圆周力的因素有哪些，其关系如何？答：（1）初拉力F0，最大有效圆周力的大小随初拉力F0的增大而增大；（2）包角α，包角越大最大有效圆周力也越大；（3）当量摩擦系数f'，当量摩擦系数越大，最大有效圆周力也越大；（4）V带的型号，V带型号有Y，Z，A，B，C，D，E，从左往右单根V带能够传递的最大有效圆周力增大；（5）V带的根数，V带根数越多，最大有效圆周力越大。
2.（1）带传动的弹性滑动将引起什么样的后果？减少弹性滑动可采取哪些措施？答：后果：（1）从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，使得传动比不准确；（2）传动效率降低；（3）会引起带的磨损；（4）会使带的温度升高。
措施：（1）增加张紧轮减小拉力差，同时增大当量摩擦系数，从而减小滑动率ε；（2）改用同步齿形带以完全消除；（3）增大摩擦力，例如采用多楔带、增大初拉力、改变轮槽角等。
3.带传动的打滑通常在什么情况下发生？打滑是发生在大带轮上还是小带轮上，为什么？答：当工作载荷超过限定值时就会发生打滑；随着有效圆周力的增大，弹性滑动带将会逐渐扩大，当扩大至整个圆弧段时即达到最大有效圆周力，若此时工作载荷进一步增大，则会发生带轮与带的全面滑动，即打滑。
小带轮的包角小于大带轮的包角，所以一般打滑发生在小带轮上。
4.（1）带传动的弹性滑动与打滑的区别是什么？答：（1）弹性滑动是指的是带传动工作时，带受到拉力而产生弹性变形，而紧边和松边的拉力不同，对应的弹性变形也不同，因而在主、从动轮边缘处会出现相对滑动的现象；打滑指的是带传动工作时所承受的工作载荷超过极限值时出现的带轮和带全面相对滑动的现象；（2）弹性滑动只发生在离开主从动轮的边缘处，而打滑发生在相对于全部包角的圆弧段上；（3）弹性打滑是带传动工作时的固有特性，是无法避免的，而打滑则是带传动失效，是可以避免的。
5.（1）带传动中为什么要限制带速、小带轮直径？答：带速过高，离心力过大，带速过低，带传动的工作效率则较低，易发生打滑；小带轮直径过小，承受的弯曲应力会过大，直径过大，则带传动的外廓尺寸会比较大。
机械设计基础第13章
第十三章轴13.1 概述一、轴的功用和分类根据承受载荷的情况，轴可分为三类1、心轴工作时只受弯矩的轴，称为心轴。
心轴又分为转动心轴（a）和固定心轴(b)。
2、传动轴工作时主要承受转矩，不承受或承受很小弯矩的轴，称为传动轴。
3、转轴工作时既承受弯矩又承受转矩的轴，称为转轴。
按轴线形状分：1、直轴（1）光轴作传动轴（应力集中小）（2）阶梯轴优点：1）便于轴上零件定位；2）便于实现等强度2、曲轴另外还有空心轴（机床主轴）和钢丝软轴（挠性轴）——它可将运动灵活地传到狭窄的空间位置。
如牙铝的传动轴。
二、轴的材料轴的材料主要是碳素钢和合金钢。
碳素钢比合金钢价廉，对应力集中敏感性较小，应用较为广泛。
常用的碳素钢有30、40、45和50钢，其中以45钢应用最广。
为改善其机械性能，可进行正火或调质处理。
合金钢具有较好的机械性能，但价格较贵。
当载荷大，要求尺寸小，重量轻或有其它特殊要求的轴，可采用合金钢。
球墨铸铁容易获得复杂的形状，而且吸振性好，对应力集中敏感性低，适用于制造外形复杂的轴，如曲轴和凸轮轴等。
注意：①由于碳素钢与合金钢的弹性模量基本相同，所以采用合金钢并不能提高轴的刚度。
②轴的各种热处理（如高频淬火、渗碳、氮化、氰化等）以及表面强化处理（喷丸、滚压）对提高轴的疲劳强度有显著效果。
三、轴设计的基本要求和设计步骤1、具有足够的承载能力2、具有合理的结构形状13.2 轴的结构设计轴的结构设计就是确定轴的外形和全部结构尺寸。
但轴的结构设计原则上应满足如下要求：1)轴上零件有准确的位置和可靠的相对固定；2)良好的制造和安装工艺性；3)形状、尺寸应有利于减少应力集中；4）尺寸要求。
一、轴上零件的定位和固定轴上零件的定位是为了保证传动件在轴上有准确的安装位置；固定则是为了保证轴上零件在运转中保持原位不变。
作为轴的具体结构，既起定位作用又起固定作用。
1、轴上零件的轴向定位和固定：轴肩、轴环、套筒、圆螺母和止退垫圈、弹性挡圈、螺钉锁紧挡圈、轴端挡圈以及圆锥面和轴端挡圈等。
《机械设计基础》课后习题答案
第十三章习题册参考答案绪论0-1 判断题1× 2× 3× 4√ 5√ 6× 7×0-2 填空题1确定的相对 2机械 3零件 4构件0-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A一、机构的自由度1-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√8√ 9× 10√ 11√ 12× 13× 14×1-2 填空题1运动副 2独立 32 4低 5机构自由度 6机架1-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12A 13A1-4 解：a F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1b F=3n－2p l－p h=3×5－2×7－0=1c F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1d F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1e F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1f F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1g F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=11-5 解：a F=3n－2p l－p h =3×5－2×7－0=1b滚子中心存在局部自由度,F=3n－2p l－p h=3×8－2×11－1=1c E处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×5－2×6－1=2d F=3n－2p l－p h=3×6－2×8－1=1e滚子中心存在局部自由度,两移动副处之一为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链F=3n－2p l－p h=3×9－2×12－2=1f齿轮、杆和机架以转动副相连处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×4－2×4－2=2g F=3n－2p l－p h=3×3－2×3－0=3h滚子中心存在局部自由度,F=3n－2p l－p h=3×3－2×3－2=1i中间三根杆以转动副相连处存在复合铰链,=3n－2p l－p h=3×7－2×10－0=1 j左边部分全为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×5－2×7－0=11-6 解：a该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×4－2×5－1=1>0 b该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－1=0 c该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×4－2×6－0=0d该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1>0二、平面连杆机构2-1 判断题1× 2× 3√ 4× 5√ 6× 7√8√ 9√ 10× 11× 12√ 13× 14×15√ 16× 17× 18√ 19× 20√ 21×22× 23× 24× 25√2-2 填空题1低 2转动 33 4连杆,连架杆 5曲柄,摇杆6最短 7曲柄摇杆 8摇杆,连杆 92 10＞11运动不确定 12非工作时间 13惯性 14大15中的摆动导杆机构有,中的转动导杆机构无 16机架 17曲柄18曲柄滑块 19双摇杆 20双曲柄机构 21无,有2-3 选择题1A 2C 3B 4A 5B 6B 7A8C 9A 10A 11A 12C 13C 14A15A 16A 17A 18A 19A 20A 21A2-4 解：a双曲柄机构,因为40+110<70+90,满足杆长条件,并以最短杆为机架b曲柄摇杆机构,因为30+130<110+120,满足杆长条件,并以最短杆的邻边为机架c双摇杆机构,因为50+100>60+70,不满足杆长条件,无论以哪杆为机架都是双摇杆机构d双摇杆机构,因为50+120=80+90,满足杆长条件,并以最短杆的对边为机架2-5 解：1由该机构各杆长度可得l AB+ l BC＜l CD+ l AD,由此可知满足杆长条件,当以AB杆或AB杆的邻边为机架时该机构有曲柄存在2以l BC或l AD杆成为机架即为曲柄摇杆机构,以l AB杆成为机架即为双曲柄机构,以l CD杆成为机架即为双摇杆机构2-6 解：1曲柄摇杆机构由题意知连架杆CD杆不是最短杆,要为曲柄摇杆机构,连架杆AB杆应为最短杆0<l AB≤300 mm且应满足杆长条件l AB+l BC≤l CD+l AD,由此可得0<l AB≤150mm 2双摇杆机构由题意知机架AD杆不是最短杆的对边,要为双摇杆机构应不满足杆长条件①AB杆为最短杆0<l AB≤300mm时,l AB+l BC>l CD+l AD,由此可得150mm<l AB≤300mm②AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC>l CD+l AB,由此可得300mm≤l AB<450mm③AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD>l CD+l BC,由此可得550mm<l AB<1150mm由此可知：150mm<l AB<450 mm,550mm<l AB<1150 mm3双曲柄机构要为双曲柄机构,AD杆必须为最短杆且应满足杆长条件①AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC≤l CD+ l AB,由此可得450mm≤l AB ≤500mm②AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD≤l CD+l BC,由此可得500mm≤l AB ≤550mm由此可知：450mm≤l AB≤550mm2-7 解：a b c d e 各机构压力角和传动角如图所示,图a 、d 机构无死点位置,图b 、c 、e 机构有死点位置2-8 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3615.115.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出A 、D 、C 三点,如图所示4连接AC ,以AC 为边作角的另一角边线,与以D 为圆心、摇杆DC 为半径的圆弧相交于C 1和C 2点,连接DC 1和DC 2得摇杆的另一极限位置两个5从图中量得AC =71mm,AC 1=26mm,AC 2=170mm 6当摇杆的另一极限位置位于DC 1时：5mm .2221=⨯=AC AC l AB －μ,5mm .4821=+⨯=AC AC l BC μ 7当摇杆的另一极限位置位于DC 1时：5mm .4922=⨯=AC AC l AB －μ,5mm .12022=+⨯=AC AC l BC μ 答：曲柄和连杆的长度分别为、和、; 2-9 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=4.1612.112.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出滑块的两极限位置C 1、C 2两点,如图所示4连接C 1C 2,以C 1C 2为直角边作直角三角形C 1C 2P ,使∠C 1C 2P =90°－θ=° 5以C 2P 为直径作圆O6将C 1C 2偏移e 值,与圆O 交于A 点,连接AC 1和AC 2, 7从图中量得AC 1=34mm,AC 2=82mm,则：24mm 212=⨯=AC AC l AB －μ,58mm 221=+⨯=AC AC l BC μ 答：曲柄和连杆的长度分别为24mm 和58mm; 2-10 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3014.114.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出机架AC ,如图所示 4根据摇杆的摆角等于极为夹角作出摇杆的两极限位置 5过A 点作摇杆两极限位置的垂线,得垂足点B 1、B 2 6从图中量得AB 1=23mm,则26m m 1=⨯=AB l AB μ 答：曲柄的长度为26mm; 2-11 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=0111118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出D 、C 1、C 2三点,如图所示 4过D 点作C 1D 的垂线,并与C 1C 2的连线交于A 点 5从图中量得AD =220mm,AC 1=234mm,AC 2=180mm,则：27mm 212=⨯=AC AC l AB －μ, 207mm 212=+⨯=AC AC l BC μ,220m m =⨯=AD l AD μ答：曲柄的长度为27mm,连杆的长度为207mm,机架的长度为220mm;三、凸轮机构3-1 判断题1√ 2× 3√ 4× 5× 6× 7× 8× 9√ 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16√ 17√ 18√ 19× 3-2 填空题1使用 2盘形 3凸轮轮廓 4变曲率 5行程 6行程 7轮廓 8凸轮的转角,从动件的位移 9最小 10法线 11大 12等速 13小 14许用压力角 15低 16大 17大 18内凹 19抛物线 20刚性 3-3 选择题1B 2A 3A 4A 5A 6C 7A 8A 9A 10A 11A 12A 13A 14A 15A 16A 17B 18A 19A 20C 21D 22A 23B 24D 25B 26B 27C 3-4 解：1凸轮的基圆和基圆半径的标注如图所示2从动件的位移线图s-t 和升程h 的标注如图所示 3-5 解：凸轮的位移线图如图所示;3-6 解：1凸轮的位移线图如图所示2凸轮的位移线图如图所示3-7 解：所设计对心直动尖顶从动件盘形凸轮机构如图所示3-8 解：所设计偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构如图所示3-9 解：各凸轮机构中b、c点的压力角如图所示四、间歇运动机构4-1 判断题1√ 2√ 3× 4√ 5√ 6× 7× 8×4-2 填空题1周期性 2棘轮 3内 42 5锯4-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A五、联接5-1 判断题1× 2√ 3√ 4× 5√ 6√ 7×8× 9× 10× 11× 12√ 13× 14×15× 16× 17√ 18× 19× 20√ 5-2 填空题1牙型 2大 3越高 4自锁性 54 6螺钉 7拧紧力矩 8防松 9一致 10摩擦 11直线 12梯形 13传力,传导,调整 14右 15轴和毂,挤压 16轴的直径,轴头 17A,B,C,C 18增加键的长度 19B 2080 5-3 选择题1B 2A 3A 4C 5D 6C 7B 8A 9A 10D 11B 12A 13B 14B 15C 16A 17B 18A 19A 20B 21A 22B 23A 24B 25C 26B 27D 28B 29C 30A 31A 32A 33A 34D 35A 36A 37A 38A 39A 40A 41A 42B 43A 44D 45A 5-4 解：该螺栓连接为松螺栓连接,其强度条件为：[]214Fσσπd =≤ 拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]235138.24MPa 1.7s σσS=== 则：114.56mm d ≥== 查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =20mm 的粗牙普通螺纹; 答：拉杆螺纹的直径为M20;5-5 解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 0Ra CF F F zmf=≥,查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;取C =,则： 答：该螺栓组能承受的横向载荷应不大于; 5-6 解：该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 各螺栓所受轴向工作载荷220005500N 4Q E F F n=== 各螺栓所受残余预紧力F R =,各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×5500=8800N拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]235156.67MPa 1.5s σσS===则：19.64mm d查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =12mm 的粗牙普通螺纹; 答：所求螺栓直径为M12; 5-7 解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2ae F σσπd =≤ 材料为35钢,其315MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]315210MPa 1.5s σσS===查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;则：0Ra CF F F zmf=≥,[]221420.15 3.1413.83521024.27kN 5.2 5.2 1.2R zmf πd σF C ⨯⨯⨯⨯⨯≤==⨯答：允许承受的最大载荷不大于;5-8解：1确定螺杆的直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ F a =W =20kN材料为45钢,其355MPa s σ=,该连接不需严格控制预紧力,取安全系数S =4,则：查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =24mm 的粗牙普通螺纹; 2确定扳手手柄的最小长度查教材表5-2可知公称直径d =24mm 粗牙普通螺纹中径d 2=,则：122.05120221102.55mm 200ad F L F ⨯≥==,取L =1103mm 答：1螺杆直径为M24;2扳手手柄的最小长度为1103mm; 5-9解：1校核螺栓的剪切和挤压强度该螺栓连接为受横向工作载荷的铰制孔螺栓连接：剪切强度条件为：[]204F ττm πd =≤；挤压强度条件为：[]p 0p σδσ≤=d F查教材表5-3可知：级的螺栓的σbp =800Mpa ；σs =640Mpa ；查教材表5-4可知：s τ=,s p =则：[]640256MPa 2.5sτστS ===；bp p p800320MPa 2.5σσS ⎡⎤===⎣⎦ 2204424237.72MPa 256MPa /41 3.1412F τm πd ⨯===<⨯⨯；p 02423 5.27MPa<320MPa 2023F σd δ===⨯ 答：所用螺栓满足剪切和挤压强度要求 2平键的选择及强度校核选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b =16mm,h = 10mm,L = 70mm;键的标记为：键 16×70 GB/T 1096 —2003;答：所选择的键不满足强度要求; 5-10解：该螺栓连接为受横向工作载荷的普通螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 级的螺栓的640MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]640426.67MPa 1.5s σσS===取C =,则：31.263012.115kN 660.166510a CT F fr -⨯≥==⨯⨯⨯则： 查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =10mm 的粗牙普通螺纹; 答：螺栓直径为M10; 5-11解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2ae F σσπd =≤ 受力分析如图所示将外载荷P 向螺栓组中心简化得螺栓组所受的转矩T 和横向载荷P 横向载荷P = 10000N ；转矩T =⨯ = 3000000 N ·mm,方向如图所示由于横向载荷作用每个螺栓受到的横向力1234100002500N 44P P P P P F F F F ======由于转矩作用每个螺栓受到的横向力12347071N 4T T T T T F F F F r ======由图可知,螺栓1、2所受的横向力相等,螺栓3、4所受的横向力相等,且螺栓1、2所受的横向力最大,其值为m =1,取C =,则：1 1.29013.867603.5N 10.16a CF F mf ⨯≥==⨯ 查设计手册可知,可选小径d 1=,公称直径d =36mm 的粗牙普通螺纹;答：该螺栓组螺栓的小径须大于,可选M36的螺栓;5-12 解：略 5-13解：1确定螺柱直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 每个螺栓平均承受的轴向工作载荷：223.1431607536N 448E πpDF z ⨯⨯===⨯ 取残余预紧力F R =,则各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×7536=级螺栓的400MPa s σ=,按控制预紧力取安全系数S =,则：[]400266.67MPa 1.5sσσS === 则：111.03mm d ≥查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =16mm 的粗牙普通螺纹; 2确定螺柱分布直径取螺柱间距为5d ,则055816203.82mm 3.14zd D π⨯⨯===,取D 0=200mm答：连接螺栓直径可选M16的粗牙普通螺纹,分布直径为200mm; 5-14解：1平键类型和尺寸选择安装齿轮处的键：选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 25mm,h = 14mm,L =80mm;键的标记为：键 25×80 GB/T 1096 —2003;安装联轴器处的键：选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 20mm,h = 12mm,L =100mm;键的标记为：键 20×100 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核安装齿轮处平键强度校核：()()p 4480046.18MPa 100~120MPa 90148025T σdhl⨯===<⨯⨯-安装联轴器处平键强度校核：()()p 4480047.62MPa 50~60MPa 701210020T σdhl⨯===<⨯⨯-所选择的平键满足强度要求 答：所选择的平键满足强度要求5-15解：1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 22mm,h = 14mm,L =100mm;此键的标记为：键 22×100 GB/T 1096 —2003;2传递的最大扭矩查教材表5-7得σp =100 ~ 120Mpa,取σp =120Mpa答：能传递的最大扭矩不大于·m;5-16解：1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b= 25mm,h= 14mm,L = 90mm;此键的标记为：键 25×90 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核所选择的平键满足强度要求答：所选择的平键为键 25×90 GB/T 1096 —2003;经验算该键满足强度要求;六、带传动和链传动6-1 判断题1× 2× 3√ 4√ 5× 6× 7×8√ 9× 10× 11√ 12× 13√ 14√15× 16× 17× 18× 19× 20× 21√22× 23× 24√ 25×6-2 填空题1中心角,120° 2两侧,40° 3梯形,7,Y4初拉力,摩擦系数,小轮包角 5越大 65~25 7小8带的基准长度 9平行,对称平面应在同一平面 10小11传动比 12张紧轮 13摩擦力 14可以15弹性滑动,打滑 16打滑 1710 18外19主 20小 214 22型号 23主24绳芯 25平均,瞬时 26链轮的多边效应27不能保持恒定的瞬时传动比；传动平稳性差；工作时有噪音等28偶,奇 29疲劳破坏,胶合 30外链板与销轴31制造精度的影响,致使各排链的载荷分布不均32大,跳齿 33少,冲击,动载荷6-3 选择题1C 2B 3B 4A 5A 6A 7C8A 9B 10B 11A 12A 13C 14A15C 16A 17A 18C 19A 20D 21D22A 23A 24B 25A 26A 27A 28A29D 30B 31B 32A 33B 34A 35B36A 37B 38C6-4解：1小轮包角2带的几何长度查教材表6-3可知,选带的基准长度L d=2800mm3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速1221d d n d i n d ==,11221460150547.5r /min 400d d n d n d ⨯===4滑动率ε=时大带轮的实际转速()12211d d n d i n d ε==-,()()11221146015010.015539.3r /min 400d d n d εn d -⨯⨯-=== 答：1小轮包角为°；2带的几何长度为,应选带的基准长度2800mm ；3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速min ；4大带轮的实际转速min;6-5解：1确定带的基准长度L d查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 2确定实际中心距a 取实际中心距a =530mm 3计算所需带的根数z查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,则：取z =3根答：1带的基准长度L d =1600mm ；2实际中心距a =530mm ；3所需带的根数为3根;6-6解：查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 取实际中心距a =460mm查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,查教材表6-8取工作情况系数K A =答：能传递的最大功率为; 6-7解： 1选择V 带型号查教材表6-8取工作情况系数K A =,故：c 1.17.58.25kW A P K P =⨯=⨯= 根据P c 和n 1,由图6-12选用A 型普通Ｖ带; 2确定大小带轮基准直径由1选择知小带轮基准直径d d1的取值范围为112~140mm,又由教材表6-5知此范围内d d1只有112mm 、125mm 、140mm 三种取值,现选取d d1=125mm;则：根据教材表6-2选从动轮基准直径d d2=280mm; 3验算带速带速在5~25m/s 范围内,带速合适; 4求V 带的基准长度和中心距初定中心距的取值范围0283.5810a ≤≤,现取初定中心距a 0=500mm 带的初定长度：查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 带传动的中心距：d d0016001648500476mm 22L L a a --≈+=+=取实际中心距a =476mm中心距变动范围为452~500mm 5验算小轮包角α1=°>120°,合适;6确定带的根数查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,则：取z =5根7计算单根Ｖ带的预紧力 查教材表6-1得q =m,则： 8计算带轮轴上的压力 9带轮结构设计略 6-8解： 1求链节数由教材表6-9查得链节距p=取链节数L p=1322求链所能传动的最大功率由教材图6-25查得P0=10kW,查表6-11得K A=,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则：答：1链节数L p=132；2链所能传动的最大功率P=10kW;6-9解：由教材表6-9查得链节距为p=的链号为12A由n1=min、链号12A查教材图6-25可得P0=20kW6-10解：由教材表6-9查得满足极限载荷Q = 50kN的链号为16A,链节距为p=由教材图6-25查得P0=40kW,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则：答：链能传递的功率为;6-11解：1选择链号由传动比i= 3查教材表6-10 取z1=25,则z2=i z1=3×25=75查表6-11取K A=,查表6-12取K z=,单排链取K m=1,由式6-22b得根据P0=和n l=720r/min查教材图6-25可选链号10A2确定润滑方式由表6-9查得链节距p=答：由链号10A,v=s,查图6-26,可选择油浴或飞溅润滑;6-12解：1两轮的合理转向如图所示2两轮的包角如图所示3V带与带轮接触处的弯曲应力分布如图所示,σb1＞σb24载荷过大时,打滑首先出现在小带轮处;由于小带轮上的包角小于大带轮上的包角,因此小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力,故打滑首先出现在小带轮处5d11 3.1410014607.64m/s 601000601000πd n v ⨯⨯===⨯⨯,带速在5~25m/s 范围内,带速合适6-13解：图a 、b 、c 所示的链传动布置中链轮均按逆时针旋转七、齿轮传动7-1 判断题1√ 2× 3× 4√ 5× 6× 7× 8√ 9× 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16× 17× 18√ 19× 20× 21× 22× 23× 24× 25× 26× 27√ 28× 29× 30√ 31× 32√ 33× 34× 35× 7-2 填空题1基圆,基圆 220° 3等于,大于 4恒定,不变 5两轮的模数相等、压力角相等 6≥1,实际啮合线段/基圆齿距 7轴向力,8°～25° 8两轮的模数相等、压力角相等、螺旋角大小相等方向相反9右,14°30′,3mm 10相切,相割,相离11正,弯曲 1217 13少,小 14≤350HBS,齿面点蚀 15轮齿折断 16高20～50HBS,5～10mm 17齿面磨损 18硬度 19相反,相同 20相同,不同 21多 22 2320～40 24少,大,弯曲 25浸油 2610 27直径大小 28500 29铸造30同时参加啮合的齿对数 7-3 选择题1B 2C 3A 4C 5B 6B 7C 8B 9C 10D 11D 12D 13A 14D 15B 16D 17A 18C 19A 20C 21A 7-4解：1啮合线N 1N 2如图所示；2节点P 如图所示；3两轮的节圆如图所示 7-5解：分度圆直径：11 2.52050mm d mz ==⨯=,22 2.540100mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a11a (2)(2021) 2.555mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径：f 11a (22)(202120.25) 2.543.75mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯= 基圆直径：b11cos 50cos 2046.985mm d d α==⨯= 标准中心距：125010075mm 22d d a ++=== 答：两轮的分度圆直径分别为50mm 、100mm,两轮的齿顶圆直径分别为55mm 、105mm,两轮的齿根圆直径分别为、,两轮的基圆直径分别为、,标准中心距为75mm;7-6解： 模数：12221204mm 2040a m z z ⨯===++ 分度圆直径：1142080mm d mz ==⨯=,22440160mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a11a (2)(2021)488mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径：f 11a (22)(202120.25)470mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯=答：两轮的模数为4mm,两轮的分度圆直径分别为80mm 、160mm,两轮的齿顶圆直径分别为88mm 、168mm,两轮的齿根圆直径分别为70mm 、150mm;7-7解：1验算齿面接触疲劳强度查表7-6取载荷系数K =,查表7-7取弹性系数Z E =22175325z u z ===,275mm b b ==,1132575mm d mz ==⨯= []Hlim H H S σσ=,查表7-4取Hlim1580MPa σ=、Hlim2300MPa σ=,Hlim Hlim2300MPa σσ== 查表7-8取H 1.1S =,[]Hlim H H300272.73MPa 1.1S σσ===满足齿面接触强度要求; 2验算齿根弯曲强度查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=[]FFE F S σσ=,查表7-4取FE1450MPa σ=、FE2230MPa σ=,查表7-8取F 1.25S =[]FE1F1F450360MPa 1.25S σσ===,[]FE2F2F 230184MPa 1.25S σσ=== 满足齿根弯曲强度要求;答：齿面接触强度和齿根弯曲强度均满足 7-8解：开式齿轮传动主要失效形式是齿面磨损和齿根折断, 由[]1Fa SaF F 212KTY Y bm z σσ=≤得齿轮所能传递的最大转矩21F 1max Fa Sa[]2bm z T K Y Y σ=⋅查表7-6取载荷系数K =,b =b 2=40mm查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=考虑磨损对齿厚的影响[]FE F F0.7S σσ=⨯,查表7-4取FE1FE2120MPa σσ==,查表7-8取F 1.3S =F1Fa1Sa 2[]64.6214.232.91 1.56Y Y σ==⨯,F2Fa2Sa2[]64.6216.362.27 1.74Y Y σ==⨯,F F1F2Fa Sa Fa1Sa1Fa2Sa2[][][]min ,14.23Y Y Y Y Y Y σσσ⎧⎫==⎨⎬⎩⎭齿轮传动传递的最大功率1max 1max 66118583.33500.62kW 9.55109.5510T n P ⋅⨯===⨯⨯ 答：该齿轮传动所能传递的最大功率为; 7-9解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4选小齿轮材料用38SiMnMo 调质,硬度为260HBS,σHlim1=720MPa,σFE1=590MPa,大齿轮材料为40Cr 调质,硬度为230HBS,σHlim2=700MPa,σFE2=580MPa;属软齿面传动,二者的硬度差为30HBS;2由表7-8取S H =,S F =,许用应力[]Hlim1H1H720654.55MPa 1.1S σσ===,[]H2700636.36MPa 1.1σ== []FE1F1F590472MPa 1.25S σσ===,[]F2580464MPa 1.25σ== 2按齿面接触强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=25,z 2=iz 1=×25=80,实际传动比80 3.225i ==3小齿轮传递的转矩 4计算小齿轮分度圆直径由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 1φ=,由表7-7取弹性系数Z E =2,则：5模数1153.24 2.13mm 25d m z ===,由表7-1取标准值m = 齿轮分度圆直径：11 2.52562.5mm d mz ==⨯=,22 2.580200mm d mz ==⨯=6齿宽d 1162.562.5mm b d φ==⨯=,取b 2=63mm,b 1=68mm7中心距3验算轮齿的弯曲强度由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2= 故所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-10解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4大、小齿轮材料均选用40Cr 调质后表面淬火,小齿轮齿面硬度为52HRC,σFE1=720MPa,大齿轮齿面硬度为50HRC,σFE2=700MPa;属硬齿面传动;2由表7-8取S F =,考虑磨损对齿厚的影响,许用应力[]FE F F0.7S σσ=⨯[]FE1F1F7200.70.7403.2MPa 1.25S σσ=⨯=⨯=,[]F27000.7392MPa 1.25σ=⨯= 2按齿轮弯曲强度设计1齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=73,实际传动比73 4.2917i ==2小齿轮传递的转矩 3计算齿轮模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.6φ=由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=Fa1Sa1F1 3.07 1.530.0116[]403.2Y Y σ⨯==,Fa2Sa2F2 2.26 1.750.0101[]392Y Y σ⨯== 由表7-1取m =3mm 4齿宽d 10.631730.6mm b d φ==⨯⨯=,取b 2=32mm,b 1=37mm其他计算从略; 7-11解： 螺旋角：n 12()4(2150)arccos arccos 184********m z z a β+⨯+'''===⨯ 分度圆直径：n 1142188.73mm cos cos184748m z d β⨯==='''齿顶圆直径：a11n 288.732496.73mm d d m =+=+⨯= 齿根圆直径：f11n 2.588.73 2.5478.73mm d d m =-=-⨯=答：螺旋角为847418'''︒,分度圆直径分别为、,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、;7-12解：小齿轮传递的转矩：6611109.55109.551079583.33N mm 1200P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小齿轮分度圆直径：n 1132886.96mm cos cos15m z d β⨯=== 圆周力：1t1t 212279583.331830.34N 86.96T F F d ⨯==== 径向力：t1n r1r2tan 1830.34tan 20689.69N cos cos15F F F αβ⨯==== 轴向力：a1a 2t1tan 1830.34tan15490.44N F F F β===⨯= 答：作用在两个齿轮上的圆周力为,径向力为,轴向力为;7-13解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4选大、小齿轮材料均用40Cr,并经调质后表面淬火,齿面硬度为50~55HRC,σHlim1=σHlim2=1200MPa,σFE1=σFE2=720MPa,属硬齿面传动;2由表7-8取S H =1,S F =,许用应力[][]Hlim1H1H2H12001200MPa 1S σσσ====,[][]FE1F1F2F 720576MPa 1.25S σσσ==== 2按齿根弯曲强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=61,实际传动比61 3.5917i ==3小齿轮传递的转矩 4初选螺旋角β=15o 5计算法向模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.5φ= 当量齿数：1v1331718.86cos cos 15z z β===,v236167.69cos 15z == 由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=[]Fa1Sa1F1 2.97 1.550.0080576Y Y σ⨯==,[]Fa2Sa2F2 2.29 1.730.0069576Y Y σ⨯== 由表7-1取标准值m n = 6中心距n 12() 2.5(1761)100.94mm 2cos 2cos15m z z a β+⨯+===⨯,取实际中心距a =101mm7修正螺旋角 8齿轮分度圆直径n 11 2.51744.03mm cos cos15739m z d β⨯===''',n 22 2.561157.97mm cos cos15739m z d β⨯==='''9齿宽d 10.544.0322.02mm b d φ==⨯=,取b 2=25mm,b 1=30mm3验算齿面接触强度由表7-7取弹性系数Z E =2 所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-14解：分度圆锥角：11219arctanarctan 26335438z z δ'''===, 分度圆直径：1151995mm d mz ==⨯=,22538190mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a1112cos 9525cos 263354103.94mm d d m δ'''=+=+⨯⨯= 齿根圆直径：f1112.4cos 95 2.45cos 26335484.27mm d d mδ'''=-=-⨯⨯=锥距：1106.21mm 2R === 齿顶角和齿根角：a f 1.2 1.25arctan arctan 31359106.21m R θθ⨯'''====顶锥角：a11a 26335431359294753δδθ'''''''''=+=+= 根锥角：f 11f 26335431359231955δδθ'''''''''=-=-=答：分度圆锥角分别为453326'''︒、66263'''︒,分度圆直径分别为95mm 、190mm,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、,锥距为,齿顶角和齿根角为95313'''︒,顶锥角分别为357429'''︒、50466'''︒,根锥角为559123'''︒;7-15解：小锥齿轮传递的转矩：661139.55109.551029843.75N mm 960P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小锥齿轮分度圆直径：11425100mm d mz ==⨯= 小锥齿轮分度圆锥角：11225arctan arctan 22371160z z δ'''=== 小锥齿轮齿宽中点的分度圆直径：m111sin 10050sin 22371180.77mm d d b δ'''=-=-=圆周力：N d T F F m t t 98.78377.8075.29843221121=⨯=== 径向力、轴向力：N F F F t a r 28.248117322cos 20tan 98.738cos tan 1121='''︒⨯︒⨯===δα 答：作用在两个齿轮上的圆周力为,齿轮1的径向力和齿轮2的轴向力为,齿轮1的轴向力和齿轮2的径向力为;7-16解：1两图在K 点的圆周力和轴向力的方向如图所示 2两图各轮的转向如图所示 3斜齿轮的旋向如图所示 7-17解：1齿轮2的轮齿旋向及转动方向如图所示 2两轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-18解：1从动轮2的转动方向如图所示 2各轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-19解：1其它各轴的转向如图所示2齿轮2、3、4的轮齿旋向如图所示3各轮齿在啮合处的三个分力方向如图所示7-20解：1斜齿轮3和斜齿轮4的轮齿旋向如图所示2圆锥齿轮2和斜齿轮3所受各力的方向如图所示八、蜗杆传动8-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8×9× 10√ 11× 12× 13√ 14× 15√8-2 填空题1斜,齿轮 2低,好,1、2、4、6 3越大 4低5合金钢,渗碳淬火,锡青铜 6m a1=m t2=m,αa1=αt2=α ,γ=β旋向相同7斜齿轮齿条的啮合 8mq 9直径系数 10蜗轮11浸油,压力喷油8-3 选择题1C 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12D 13B 14A15A 16A 17A 18B8-4解：1各图未注明的蜗杆或蜗轮的转动方向如图所示2a图蜗轮左旋,b图蜗杆左旋,c图蜗轮右旋,d图蜗轮右旋3各图蜗杆和蜗轮在啮合点处的各分力方向如图所示a bc d8-5解：1各轮的转动方向如图所示2斜齿圆柱齿轮3、4和蜗轮2、6的轮齿螺旋线方向如图所示 8-6解：25.1345312===z z i ,()()m m 5.157531055.05.02=+⨯⨯=+=z q m a 答：传动比为,标准中心距为; 8-7解：11轮为左旋,2轮为右旋,4轮为顺时针转动 22轮各分力的方向如图所示 3根据中心距相等2cos 2)(4321d d z z m a n +=+=β,解得9105120'''=β根据γtan 33mz d =,解得6381110'''=γ 34341213434ηηi i T i T T == 解得m N 03.4394⋅=T答：斜齿轮螺旋角为12°50′19″,蜗杆导程角11°18′36″,作用在蜗轮上转矩为·m8-8解：1蜗杆旋向如图所示,蜗轮右旋 2蜗轮啮合点处各力的方向如图所示3轴向力和圆周力方向反向,径向力方向不变 4m m 64881=⨯==mq d ,m m 48060822=⨯==mz d ,mm 272248064221=+=+=d d a 答：蜗杆的分度圆直径为64mm,蜗轮的分度圆直径为480mm,传动的中心距为272mm;九、轮系9-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8√ 9√ 10× 9-2 填空题1固定 2周转 3首轮,末 4行星,差动 5行星,差动 6定轴,差动,行星 7行星轮,中心轮 8行星架 9－n H ,转化轮系 10大,简单 9-3 选择题1A 2B 3B 4C 5A 6B 9-4解：1根据213d r r +=和齿轮1、2、3模数相同得：60202202213=⨯+=+=z z z 2该轮系为定轴轮系,其传动比为： 3min r/45.1773.51001515===i n n 4各轮转向如图所示答：齿轮3的齿数为60,轮系的传动比为,n 5大小为min,各轮的转向如图所示; 9-5解：1该轮系为定轴轮系,其传动比为：2各轮转向如图所示答：n 4的大小为min,各轮的转向如图所示; 9-6解：1该轮系为定轴轮系,其传动比为： 2各轮转向如图所示答：n 8的大小为40r/min,各轮的转向如图所示; 9-7解：1该轮系为周转轮系,其传动比为： 25.128010003113－－===n n i 答：n 3=－80 r/min ,i 13=－; 9-8解：1根据2231r r r r ++='和各轮模数相等得：202025652213==='－－－－z z z z 2该轮系为周转轮系,其传动比为：n H 的转向与n 1相同答：齿轮3的齿数为20,n H 的大小为min,n H 的转向与n 1相同; 9-9解：该轮系为周转轮系,其传动比为：n H 的转向与n 1相反答：行星架H 的转速的大小为min,n H 的转向与n 1相反; 9-10解：1该轮系为周转轮系,其自由度F =3n ―2p l ―p h =3×4―2×4―3=1,该轮系为行星轮系2该轮系为周转轮系,其传动比为：208013213231H 13－－－－－====z z z z z z n n n n i H H ,03=n =H i 1 5n 1与n H 转向相同答：图示轮系为行星轮系,轮系的传动比为5,n 1与n H 转向相同;十、轴承10-1 判断题1× 2√ 3× 4√ 5× 6√ 7× 8√ 9√ 10× 11√ 12√ 13× 14× 15√ 10-2 填空题1滑动,滚动 2承受轴向载荷,轴向承载,越大3外圈,内圈,滚动体,保持架 4阻力小,冲击 5向心,推力 660 7深沟球轴承,6312 8轴向承载 9点蚀,磨损,塑性变形 10接触式,非接触式 11外圈,承载 12液体摩擦,非液体摩擦 13向心,推力 14散热,减小接触应力,吸振,防锈 15内表面 16间歇,低,轻 17滑动18形成楔形油楔,相对运动,有一定粘度的润滑油 19低,高 20磨损,胶合10-3 选择题1D 2A 3A 4D 5C 6B 7B 8A 9C 10B 11A 12A 13A 14A 15B 16C 17A 18A 19A 20A 21A22D 23C 24A 25A 26C 27A 28A 29B 30A 10-4解： 1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选6207轴承,查教材附表3得6207轴承的C =25500N,C 0r =15200N2求当量动载荷F a /C or = 720/15200= ,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求e 值0.220.260.220.0470.0280.0560.028e --=--,0.247e = F a /F r =720/1770=>e ,由教材表10-7查得X =,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求Y 值1.99 1.71 1.990.0470.0280.0560.028Y --=--, 1.8Y = P =XF r +YF a =×1770+×720=3求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p = 所选轴承6207不合适改选6307轴承按照上述步骤重新计算,此处不再详细计算,只给出计算结果如下：C =33200N,C 0r =19200N,F a /C or = ,e =,F a /F r =>e ,X =,Y =,P =,L h =12089h>6000h答：所选轴承6307合适 10-5解：P =F r =1500N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,查教材附表3得6309轴承的C =52800N答：该轴承满足使用寿命要求 10-6解： 1选择轴承根据轴承类型为角接触球轴承和轴颈70mm 从表中选择7214C 轴承 2计算轴承寿命P =40600N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,从表中查得7214C 轴承的C =69200N3判断轴承的压紧和放松当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松答：1选择7214C 轴承；2轴承寿命为13340h ；3当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松;10-7解：1求轴承所受的径向力80802800933.3N 240240r rC F F ⨯===,2800933.31866.7N rD r rC F F F =-=-= 2确定轴承内部附加轴向力的方向：S C 向左,S D 向右 3求轴承的内部附加轴向力S C ==×=,S D ==×=4求轴承的轴向力A +S D =750+=>>S C ,所以轴承C 被压紧,轴承D 被放松 F aC = A +S D =,F aD = S D =答：F aC =,F aD =10-8解：1确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向左,S2向右2求轴承的内部附加轴向力S1==×1400=952N,S2==×900=612N3求轴承的轴向力A+S2=800+612=1412N>952N>S1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松F a1= A+S2=800+612=1412N,F a2= S2=612N4求轴承的当量动载荷查教材表10-7知7210AC轴承的e=F a1/ F r1＝1412/1400＝>= e,查教材表10-7取X1＝,Y1＝F a2/ F r2＝612/900＝= e,查教材表10-7取X2＝1,Y2＝0P1＝X1F r1+Y1F a1=×1400+×1412=P2＝X2F r2+Y2F a2=1×900+0×612=900NP=max{P1,P2}=5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,查教材附表4得7210AC轴承的C=40800N, 答：该轴承的寿命为;10-9解：1确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右,S2向左2求轴承的内部附加轴向力查设计手册得30212轴承的e=,Y=S1=F r1 /2Y=4800/3=1600N,S2=F r2 /2Y=2200/3=,3求轴承的轴向力A+S1=650+1600=2250N>>S2,所以轴承2被压紧,轴承1被放松F a1=S1=1600N,F a2= A+S1=2250N4求轴承的当量动载荷F a1/ F r1＝1600/4800＝<= e,查教材表10-7取X1＝1,Y1＝0F a2/ F r2＝2250/2200＝>= e,查教材表10-7取X2＝,Y2＝P1＝X1F r1+Y1F a1=1×4800+0×1600=4800NP2＝X2F r2+Y2F a2=×2200+×2250=4255NP=max{P1,P2}=4800N5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,10-9取f p=,查教材附表5得30212轴承的C=102000N, 答：该对轴承合适10-10解：1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选30207轴承,查设计手册得30207轴承的e=,Y=,C=54200N2求轴承所受的径向力119519527102072.4N 60195255rr FF⨯===+,2127102072.4637.6Nr r rF F F=-=-=3确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右,S2向左4求轴承的内部附加轴向力S1=F r1 /2Y==,S2=F r2 /2Y==,5求轴承的轴向力A +S 2=960+=>>S 1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松 F a1=A +S 2=,F a2= S 2=6求轴承的当量动载荷F a1/ F r1＝＝>= e ,查教材表10-7取X 1＝,Y 1＝ F a2/ F r2＝＝<= e ,查教材表10-7取X 2＝1,Y 2＝0 P 1＝X 1F r1+Y 1F a1=×+×= P 2＝X 2F r2+Y 2F a2=1×+0×= P =max{P 1,P 2}=7求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,10-9取f p = 答：选用30207轴承合适 10-11解： 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn10P1,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =10m/s2选择轴承宽径比据径向滑动轴承宽径比的选择范围,选取B/d =1,B =1×100 =100mm 3验算轴承工作能力 压强p 的验算：[]r 200002MPa<15MPa=100100F p p Bd ===⨯ pv 的验算：[]r 20000120012.57MPa m/s<15MPa m/s=1910019100100F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算：[]3.1410012006.28m/s<10m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理10-12解： 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn5Pb5Zn5,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =8Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =3m/s2验算轴承工作能力 压强p 的验算：[]r 50000.16MPa<8MPa=200160F p p Bd ===⨯ pv 的验算：[]r 50003000.39MPa m/s<15MPa m/s=1910019100200F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算：[]3.141603002.51m/s<3m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理 10-13解： 1查许用值查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s 2由压强p 确定的径向载荷 3由pv 确定的径向载荷答：轴承的主要承载能力由pv 确定,由2和3可知,该轴承的最大径向载荷为23875N;十一、轴11-1 判断题1× 2× 3× 4× 5√ 6√ 7× 8√ 9√ 10√ 11× 12× 13× 14× 15√ 11-2 填空题1转轴,心轴,传动轴 2心,转 3回转 4轴径5轴向定位,工作 6相对转动,键连接,花键连接 7轴端,轴向 83nPC d ≥ 9[]w 1-3e e 1.0σσ≤=d M 10应力集中 11-3 选择题1A 2A 3A 4A 5B 6A 7B 8A 9A 10C 11A 12A 13A 14A 15A 16A 11-4解：材料为40Cr 的传动轴,C 取小值98,则：07mm .5280129833=⨯=≥n P C d ,圆整为标准值取d =56mm答：轴的直径可取56mm; 11-5解：由[]3T 62.01055.9nP d τ⨯≥得[]631055.92.0⨯≤nd P T τ,则： 答：该轴能传递的最大功率为; 11-6解： 1计算支反力425.5r/min 1212==n z z n ,mm 246886N 1055.9262⋅=⨯=n PT 圆周力F t ：N 21667632468862222t =⨯⨯==d T F 合力F n ：N 230520cos 2166cos 0t n ===αF F 支反力：N 5.11522n r2r1===FF F2计算弯矩并绘制弯矩图。
机械设计基础-第13章
^=Z/（^A1+^A1）= 15002V
P 2 = f d (X 2F r2 + Y 2F a2) = 1.5 x (0.44 x 2060 +1.3 x 1290) = 3875.1^
(3)计算所需的基本额定动载荷
球轴承时，8=3；并取轴承2的、勺量动载荷为计算依据
C
16670 V 16670 查手册，70208C 的G=36.8册〉C,故合适。
13-12-深沟球轴承6304承受一径向力R = 4kN,载荷平稳，转速n = 960r/min,室溫下 工作，试求该
轴承的基本额定寿命，并说明能达到或超过此寿命的概率。
若载荷变 为R=2kN,轴承的基本额定寿命是多少？
解：室温下工作，载荷平稳，^d=l;球轴承时，8=3；查表得C r =15.8W
13-13根据工作条件，某机械传动装置中轴的两端各采用一个深沟球轴承支承，轴颈〃= 35mm,转速
«=2000r/min,每个轴承径向载荷R = 2000N,常温工作，载荷平稳, 预期寿命为8000h,试选择轴承。
解:室温下工作，载荷平稳，fd=l;球轴承时，8=3；当量动载荷P= fd Fr=2OOO7V 时
查表可选用轴承6207 (基本额定动载荷Cr=25.5W)。
5000x2000
=3268L7；V ^^=3875.1x3 需20呼
2000x8000 16670
⑴十量动载荷P=fd0=4kN 时
在此载荷上，该轴承能达到或超过此寿命的概率是90%。
⑵十量动载荷P=fE=2kN 时。
机械设计基础第13章
轴的设计公式为
Me d 3 0.1 1 b
⒊危险截面安全系数校核 对一般用途轴，上述方法计算已足够精确。对于重要轴， 还要考虑影响轴疲劳强度的一些因素，进一步校核危险截面的 安全系数。
13
13
三、轴的设计步骤
⑴选择轴的材料 ⑵初步确定轴的直径 ⑶轴的结构设计 ⑷轴的强度校核
13
第四节 轴的刚度和临界速度的概念
机械设计基础
第十三章 轴
第一节 概述 第二节 轴的结构设计 第三节 轴的设计计算 第四节 轴的刚度和临界速度的概念
13
第一节 概述
轴是机械的重要零件之一，主要功能是支承旋转零件， 传递动力和运动。 一、轴的分类
转 轴 心 轴 传动轴
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13
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13
按照轴的轴线形状又可将其分为直轴、曲轴和挠性轴。
13
此外轴又可分为实心轴和空心轴，光轴和阶梯轴。
二、轴的材料
13
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第二节 轴的结构设计
轴的结构设计原则上就满足如下要求： ⑴轴上零件有准确的位置和可靠原相对固定 ⑵良好的制造和安装工艺性 ⑶形状、尺寸应有利于减少应力集中
轴上零件的定位和固定 ⒈轴上零件的轴向定位和固定 ⒉轴上零件的周向定位
13
1—轴端挡圈 2—键 3—半联轴器 4—轴承盖 5—滚动轴承 6—套筒 7—齿轮 8—键 9—滚动轴承 10—轴承盖
第三节 轴的设计计算
13
一、轴的计算简图 进行轴的强度和刚度计算时，为便于分析和计算，通过必 要的简化，找出轴的合理简化力学模型，即轴的计算简图。
13
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二、轴的强度计算 ⒈按扭转强度计算 圆轴扭转的强度条件为
P 9.5510 T n 3 Wp 0.2d
机械设计基础 第十三章
6204中6表示轴承类型为深沟球轴承；(0) 2表示尺寸系列 代号，宽度系列代号为0 (可省略)，2为直径系列代号；04表
示内径代号d 20 mm，公差等级为/P0级(可省略)。
72211AC中7表示角接触球轴承；22表示尺寸系列代号， 宽度系列代号为2，直径系列代号为2；11表示内径代号
为了计算方便，需要将实际工作载荷换算成 一大小和方向恒定的载荷。在这一载荷作用下， 轴承寿命与实际载荷作用下的寿命相等。这种换 算后的假想载荷称为当量动载荷，用 P 表示。当 量动载荷的计算公式为
P fP XFr YFa (13-1)
式中：P ———当量动载荷，单位为 N；
fP———载荷系数，是考虑机器工作时振动、冲击对轴
承受冲击载荷选用滚子轴承。因为滚子轴承是线接 触，承载能力大，抗冲击和振动能力强。
2. 轴承的转速
轴承转速对其寿命有着显著影响。因此，在滚动轴承 标准中规定了轴承的极限转速，轴承工作时不得超过其极 限转速。
3. 对调心性能的要求
当轴在工作时跨距较大，或难以保证两轴承孔的同轴度， 或长轴有多支点，或轴承由于制造和安装误差引起内、外圈 中心线发生相对偏斜出现角偏差，且实际角偏差不超过所选 轴承的极限角偏差时,应选用调心轴承。且调心轴承必需成对 使用，否则将失去调心作用。
承寿命影响的系数，其值如表13-7所示； X、Y———分别为径向载荷系数和轴向载荷系数，其值如
表13-8所示；
Fr、Fa———分别为径向载荷和轴向载荷。
对于只承受径向载荷的向心轴承，其当量动载荷为
P Fr
(13-2)
对于只承受轴向载荷的推力轴承 90 ，其当
量动载荷为
P Fa
(13-3)
13.4.4 滚动轴承的寿命计算
《机械设计基础》齿轮系
13.5 轮系的应用
若输入转速为n5，两车轮外径相等，轮距为2L，两轮转速分别为n1和n3， r为汽车行驶半径。当汽车绕图示P点向左转弯时，两轮行驶的距离不相等，其
转速比为:
n1 r L n3 r L
差速器中齿轮4、5组成定轴系，行星架H与齿轮4固联在一起，1-2-3-H
组成差动齿轮系。对于差动齿轮系1-2-3-H，因z1= z2= z3，有:
H 5
3 3'
13.4 复合轮系传动比计算
对于定轴轮系
i3'5
3' 5
z5 z3'
88 22
4
对于周转轮系
i1H3
1H 3H
1 H 3 H
(1)1
z2 z3 z1z2'
45100 6 30 25
联立各式，得
i15
1 5
31
i15 为正值，说明齿轮1与齿轮5（卷筒）转向相同。
根据齿轮系运转时各齿轮的轴
否则称为空间轮系。
线位置相对于机架是否固定，又可
将轮系分为以下三种类型：
一、定轴轮系
轮系运转时所有齿轮的 轴线保持固定的轮系，称为 定轴轮系。
13.1 轮系的分类
定轴轮系又分为平面定轴轮系和空间定轴轮系两种。
13.1 轮系的分类
二、周转轮系
在齿轮运转时，其中至少有一个齿轮的几何轴线绕另一齿轮的几何轴线 运动的齿轮系称为周转轮系。
z2 )
m 2
(z3
z2 )
13.2 定轴轮系传动比计算
因此： z1 z2 z3 z2
z3 z1 2z2 25 2 25 75
同理： z5 z3' 2z4 25 2 25 75
浙江大学《机械设计基础》第十三章概念自测题
基本概念自测题一、 填空题1、按摩擦性质轴承分为 _________和 _________两大类。
2、按滑动表面润滑情况，有 _________、 _________ 和 _________三种摩擦状态，其3 摩擦系 数一般分别为_________、 _________和 _________。
、按承受载荷的方向承受径向载荷的滑动轴承称为滑动轴承，承受轴_________4 向载荷的滑动轴承称为_________滑动轴承。
、抗振性 、噪声、与滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力___________________________、寿命 _________，在液体润滑条件下可 _________速运转。
5 、在一般机器中，摩擦面多处于干摩擦、边界摩擦和液体摩擦的 混合状态，称 为 _________摩擦或 _________ 摩擦。
6、向心滑动轴承的结构形式有 _________式、 _________ 式和 _________式三种，剖分式滑动轴承便于轴 _________和调整磨损后 __________________ ，应用广泛。
7、滑动轴承油沟的作用是使润滑油_________；一般油沟不应开在轴承油膜_________ 区内，油沟应有足够的轴向长度，但绝不能开通轴瓦。
和 ，此外还有_________等。
8、轴瓦的主要失效形式是_________________、_________________9、为保证轴承正常工作，要求轴承材料有足够的_________和_________性，_________ 性 和 _________性 好，耐 _________和抗 _________ 能力 强，导 _________ 性好，容易 _________，且易于加工。
10、轴承材料有 _________、_________和 _________。
金属材料包括 _________、_________和 _________等。
机械设计基础第十三章
第二节 一、弹簧的材料 二、弹簧的许用应力 三、弹簧的制造
弹簧的材料和许用应力
一、弹簧的材料 1.碳素弹簧钢丝 2.琴钢丝 3.合金弹簧钢丝 4.有色金属合金
表13-1
常用弹簧材料的许用应力(摘自GB/T1239.6—1992)(MPa)
表13-2
(MPa)
第三节
圆柱形螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计计算
第十三章 第一节 弹簧的功用和类型 第二节 弹簧的材料和许用应力 第三节 圆柱形螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计计算
第一节 一、弹簧的功用 二、弹簧的类型
弹簧的功用和类型
一、弹簧的功用 (1) 控制运动 弹簧等。 (3) 储存或输出能量 (4) 测量力和力矩 如钟表弹簧(图13-1c)、仪器弹簧等。 如测力器和弹簧秤中的弹簧(图13-1d)等。 如内燃机的阀门弹簧，离合器弹簧(图13-1a)等。
五、圆柱压缩(拉伸)弹簧的设计计算步骤
1) 分析载荷类型，选择材料，确定许用切应力［τ］。 2) 初定弹簧丝的直径d(表13-4)或初选旋绕比C(表13-5)。 3) 由式(13-6)强度条件计算弹簧丝直径。 4) 由式(13-8)的刚度条件计算有效圈数。 5) 绘出弹簧的特性曲线和工作图。
例13-1 试设计一控制阀门用圆柱螺旋压缩弹簧。已知：弹簧最 大安装空间H=65mm，弹簧工作时的最小载荷F1=250N，最大载 荷F2=600N，弹簧的工作行程h=10mm，载荷有冲击，要求弹簧的 最大外径尺寸D≤50mm，端部并紧磨平。
三、弹簧的特性曲线和刚度 1) 弹簧所受载荷F和变形量f之间的关系曲线，称为弹簧特性曲 线(图13-5)。 2) 弹簧的刚度是指使弹簧产生单位变形量所需要的载荷，用c 表示。
图13-5 拉伸(压缩)弹簧的特性曲线 a)压缩弹簧 b)拉伸弹簧
机械设计基础(第13章)
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)
机械设计基础第十三章
三、摩擦离合器
摩擦式离合器是靠接合元件间产生的摩擦 力来传递转矩的。接合元件所受的正压力F调整 确定后，接合元件之间的最大摩擦力随之确定， 离合器的承载能力转矩Tmax也随之确定。离合 器正常工作时所传递的转矩T应小于或等于Tmax。 当（过载）时，接合元件间产生打滑，保护传 动系统中的零件不致损坏。打滑时，接合元件 磨损严重，摩擦消耗的功转变为热量使离合器 温度升高，较高的温升和较大的磨损将影响到 离合器的正常工作。
联轴器 用来把两轴联接在一起，以传递运动与转矩，机器停止运转后才能接
合或分离的一种装置。
一、联轴器的类型
联轴器所联接的两轴，由于制造及安装误差、承载后的变形以及温度变
化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移。
这就要求设计联轴器时，要从结构上采取各种不同的措施，使之具有适应一
第十三章 联轴器 离合器 制动器
§13.1 联轴器的类型及应用 §13.2 离合器的类型及应用 §13.3 制动器的类型及应用 §13.4 联： 联轴器和离合器通常用来联接两轴并在其间传递运动和转矩。有时也可以 作为一种安全装置用来防止被联接件承受过大的载荷，起到过载保护的作用。 用联轴器联接轴时只有在机器停止运转，经过拆卸后才能使两轴分离。而离
所示。靠夹壳与轴之间的摩擦力或键来传递转矩。主要用于低速、工作平稳 的场合。
夹壳联轴器
三、 可移式联轴器
1、十字滑块联轴器 如图——可补偿轴线高度Y方向和角度的误差，它由两个半联轴器1、3 与十字滑块2组成。十字滑块2两侧互相垂直的凸榫分别与两个半联轴器 的凹槽组成移动副。联轴器工作时，十字滑块随两轴转动，同时又相对 于两轴移动以补偿两轴的径向位移。这种联轴器径向补偿能力较大（d 为轴的直径），同时也有少量的角度和轴向补偿能力。由于十字滑块偏 心回转会产生离心力，滑块滑动为往复运动，所以不宜用于高速场合。
机械设计基础第13章
度圆齿厚等于齿槽宽的齿轮。
一个齿轮：
d=mz da=d+2ha=(z+2 ha*)m
ha= ha*m hf=( ha*+ c*)m
df=d-2hf=(z-2 ha*-2 c*)m h=ha+hf=(2 ha*+ c*)m
db=dcosα
一对标准齿轮：
mz cos
2
表明：齿轮的大小和渐开线齿轮 形状都与齿数有关
4、齿顶高系数 ha* 和顶隙系数c*
ha ha*m hf (ha* c* )m
标准值： ha*=1，c* =0.25
非标准短齿：ha*=0.8， c*=0.3
渐开线齿轮的 基本参数及几何尺寸
13.3.3标准直齿轮的几何尺寸
传递交错轴运动 蜗杆涡轮
准双曲面齿轮
齿轮传动的特点和基本类型
外啮合直齿齿轮传动
内啮合直齿齿轮传动
齿轮传动的特点和基本类型
直齿齿轮齿条传动
外啮合斜齿齿轮传动
齿轮传动的特点和基本类型
内啮合斜齿齿轮传动
斜齿齿轮齿条传动
齿轮传动的特点和基本类型
外啮合人字齿齿轮传动
直齿圆锥齿轮传动
齿轮传动的特点和基本类型
第13章 齿轮传动
应掌握内容：
渐开线圆柱齿轮的强度计算 齿轮参数的正确选择 设计标准直（斜）圆柱齿轮机构
13.1 齿轮传动的特点和基本类型
13.1.1齿轮机构的特点、类型及应用实例
齿轮机构是应用最广的机构之一。 齿轮机构的主要优点是： 1）适用的圆周速度和功率范围广； 2）效率较高； 3）传动比稳定； 4）寿命较长； 5）工作可靠性较高； 6）可实现平行轴、任意角相交轴和任意角交错轴之间的
机械设计基础(精品课件)-第13-16章
可用轧制圆钢材、锻造、焊接、铸造等方法获得。对要求不高的轴或较 长的轴，毛坯直径小于150mm时，可用轧制圆钢材；对受力大，生产批 量大的重要轴的毛坯可由锻造提供；对直径特大而件数很少的轴可用焊 件毛坯；生产批量大、外形复杂、尺寸较大的轴，可用铸造毛坯。
机械设计基础
13.1.3 失效形式与设计准则
机械设计基础
（4）合金钢对应力集中的敏感性高，所以合金钢轴的结构形状必须合理， 否则就失去用合金钢的意义。另外，在一般工作温度下，合金钢和碳钢的弹 性模量十分接近，因此依靠选用合金钢来提高轴的刚度是不行的，此时应通 过增大轴径等方式来解决。 （5）球墨铸铁和高强度铸铁的机械强度比碳钢低，但因铸造工艺性好，易 于得到较复杂的外形，吸振性、耐磨性好，对应力集中敏感性低，价廉，故 应用日趋增多。
1．轴的失效形式：主要有因疲劳强度不足而产生的疲劳断裂、因静强度 不足而产生的塑性变形或脆性断裂、磨损、超过允许范围的变形和振动 等。 2．轴的设计应满足如下准则： （1）根据轴的工作条件、生产批量和经济性原则，选取适合的材料、毛 坯形式及热处理方法。 （2）根据轴的受力情况、轴上零件的安装位置、配合尺寸及定位方式、 轴的加工方法等具体要求，确定轴的合理结构形状及尺寸，即进行轴的 结构设计。 （3）轴的强度计算或校核。对受力大的细长轴（如蜗杆轴）和对刚度要 求高的轴，还要进行刚度计算。在对高速工作下的轴，因有共振危险， 故应进行振动稳定性计算。机械设Leabharlann 基础13.2 轴的结构设计
轴的结构设计的任务，就是在满足强度、刚度和振动稳定 性的基础上，根据轴上零件的定位要求及轴的加工、装配工 艺性要求，合理地设计出轴的结构形状和全部尺寸。
13.2.1 轴结构的组成
如图所示为圆柱齿轮减速器中的低速轴。轴通常由轴头、 轴颈、轴肩、轴环、轴端及轴身等部分组成。轴的支撑部位与 轴承配合处的轴段称为轴颈，根据所在的位置又可分为端轴颈 （位于轴的两端，只承受弯矩）和中轴颈（位于轴的中间，同 时承受弯矩和扭矩）。根据轴颈所受载荷的方向，轴颈又可分 为承受径向力的径向轴颈（简称轴颈）和承受轴向力的止推轴 颈。安装轮毂的轴段称为轴头。轴头与轴颈间的轴段称为轴身。
机械设计基础第13章
普通V带的型号和根数的确定
（1）确定计算功率
• （2） 确定V带的型号和根数
• 1）确定V带的型号。
• 2)V带根数按下式计算：
• 13.3.3
普通V带的设计步骤
• 例13—2
设计一通风机用的v带传动。选用异步电动机驱动，
已知电动机转速n1 =1460r/min，通风机转速n2 =640r/min，通风
摩擦型带传动的特点
•
（1） 优点
•
1)传动带具有弹性和挠性，可吸收振动和缓和冲击，传动平稳，噪声小。
•
2)当传动过载时，带与带轮之间将发生打滑而不致损坏其他零件，具有过载保护作用。
•
3)带传动结构简单，制造、安装及维护均较为方便，成本较低。
• 4)适合于主、从动轴间中心距较大的传动。
•
（2）缺点
•
1)由于有弹性滑动，所以不能保证准确的传动比，传动效率低。
• 2)需要张紧装置，初拉力较大，增大了轴和轴承的受力。
•
3)外形尺寸大，带的寿命较短，不宜用于易燃易爆场合。
• 13.2 带传动的受力分析和运动特性
• 13.2.1
•
带传动的受力分析
（1）带传递的有效拉力和功率
• （2）挠性体摩擦的基本公式
• （3）带传动计算的基本公式
• 13.2
• （3）悬垂拉力
•
悬垂拉力可利用求悬索拉力的方法近似求得
• = K qga N
• Q = (1.2~1. 3)
N
• 13.8 滚子链传动的失效分析和设计计算
• 13.8.1
•
滚子链传动的失效形式
（1）链板疲劳破坏
• 链传动时，由于链条在松边和紧边所受的拉力不同，故链条工作在交变拉
机械设计基础第13单元内容
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
图13-1-4 夹壳联轴器 图13-1-5 金属滑块联轴器
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
模块二 离合器
1、离合器的功用
离合器是在传递运动和动力过程中通过各种操纵方式使联接的两轴随时 接合或分离的一种机械装置。
2、离合器的分类
模块二 离合器
1、离合器的功用
离合器是在传递运动和动力过程中通过各种操纵方式使联接的两轴随时 接合或分离的一种机械装置。
2、离合器的分类
模块二 离合器
图13-2-2 牙嵌离合器 图13-2-6 钢球安全离合器
模块三 弹 簧
1、弹簧的功用 弹簧的主要功用有： 1）控制机械的运动。例如内燃机气缸的气阀弹簧，
离合器中的控制弹簧等。 2）吸收振动和冲击能量。例如车辆中的缓冲弹簧、
联轴器中的吸振弹簧等。 3）储存及输出能量。例如钟表和仪表中的弹簧等。 4）测量力的大小。例如测力器和弹簧秤中的弹簧等
等。
模块三 弹 簧
2、弹簧的种类 按照受力的性质，弹簧主要分为拉伸弹簧、压缩弹簧、
扭转弹簧和弯曲弹簧等四种。按照弹簧形状又分为螺 旋弹簧、碟形弹簧、环形弹簧、板弹簧、盘簧等。螺 旋弹簧是用弹簧丝卷绕制成的，由于制造简便，所以 应用最广。
第十三单元 其他常用零部件
学习目标：
学习过程中，第一，要了解常用联轴器的种类和各自 特点。第二，要了解常用离合器的种类和各自特点。第三， 要了解弹簧的功用、特点和工作原理。
教学重点：
常用联轴器、离合器的种类和各自特点。
机械设计基础 第13章 带传动
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。