机械设计基础总复习部分2课件

第六、七章齿轮机构内容§6-1齿轮机构的特点和类型§6-2齿廓实现定角速比传动的条件（重点）§6-3渐开线齿廓（重点）§6-4齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸（重点）§6-5渐开线标准齿轮的啮合（重点）§6-6渐开线齿轮的切制原理§6-7根切、最少齿数及变位齿轮（重点）§6-8平行轴斜齿轮机构§6-9锥齿轮机构§6-1齿轮机构的特点和类型齿轮机构的优缺点：缺点：①制造和安装精度要求较高，成本较高；②不适宜于两轴间距离较大的传动。。优点：①圆周速度和功率范围广；②传动比稳定；③传动效率高；④工作可靠性高；⑤结构紧凑；⑥使用寿命长⑦可实现任意轴之间的传动。由前面的例子可以看出，齿轮传动可以用来传递任意两轴间的运动和动力的，所以是应用最为广泛的一种机械传动。§6-2齿廓实现定角速比传动的条件重要概念——传动比：在机构运动的传递过程中，某两个可动构件的速度（通常为角速度）之比，用i表示，i＝n1/n2=ω1/ω2。节线：节点分别在两齿轮固联的平面上的运动轨迹称为两齿轮的节线。节圆：对于定传动比齿轮传动，节线为圆形，称其为节圆(以O1为圆心，r1′为半径的圆和以点O2为圆心，r2′为半径的圆)。§6-2齿廓实现定角速比传动的条件动画§6-3渐开线齿廓1.渐开线的形成当一直线沿一圆周作纯滚动时，直线上任意点K的轨迹AK称为该圆的渐开线。这个圆称为渐开线的基圆，基圆的半径用rb表示。而该直线称为渐开线的发生线。一、渐开线的形成和特性2.渐开线的特性⑴发生线在基圆上滚过的一段长度等于基圆上被滚过的弧长。BK=BA

）⑵

发生线BK是渐开线在任一点K的法线。发生线BK沿基圆作纯滚动，因此，B点为发生线的瞬时转动中心，即B点为渐开线在K点的曲率中心，所以发生线BK即为渐开线在K点的法线。又由于发生线恒切于基圆，故渐开线上任一点的法线恒与基圆相切，切于基圆的直线必为渐开线上某点的法线。§6-3渐开线齿廓点K离基圆中心O愈远（向径rk愈大），其压力角也愈大。基圆上的压力角为零。⑸渐开线的形状取决于基圆的大小基圆半径越小，渐开线越弯曲，反之，渐开线越平直。当基圆半径趋于无穷大时，其渐开线将成为垂直于渐开线发生线的斜直线,它就是渐开线齿条的齿廓。⑹基圆内无渐开线。§6-3渐开线齿廓动画§6-4齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸一、齿轮各部分名称二、齿轮的基本参数齿轮各部分尺寸由齿轮的基本参数来决定，这些基本参数是：1.齿数——一个齿轮上轮齿的总数，用z表示。2.模数——特定圆(分度圆)上齿距p与π的比值，用m表示，并规定为一些简单的数值，使之标准化，单位为mm，即模数是决定齿轮尺寸的一个基本参数，齿数相同的齿轮，模数大则齿轮尺寸也大，如右图所示。§6-4齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸在齿数不变的情况下，模数越大则轮齿越大，抗折断的能力越强，当然齿轮轮坯也越大，空间尺寸越大；在模数不变的情况下，齿数越多则渐开线越平缓，齿顶圆齿厚、齿根圆齿厚相应地越厚；在分度圆不变（即齿数与模数之积不变）的情况下，齿面接触疲劳强度基本不变（第11章），但随着模数和齿数的改变，齿根弯曲疲劳强度却相差甚大，结论是：模数越大则齿数越少，抗弯曲疲劳的能力越强，但重合度会下降，工作平稳性会降低。§6-4齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸动画3.压力角由式(4-2)cosαK=rb/rK可知，齿轮齿廓在不同的圆周上的压力角不相同（如右图所示），通常所说的齿轮的压力角指的就是分度圆上的压力角，用α表示。

α=arccosrb/r

或cosα=rb/r由上式可见：分度圆大小相同的齿廓，当压力角α不同时，其基圆的大小也不同，因而渐开线齿廓的形状也不同（如下图所示），所以压力角α是决定渐开线齿廓形状和齿轮啮合性能的一个基本参数。§6-4齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸不同齿数时的齿形不同压力角时轮齿形状α＜20°α=20°α＞20°§6-4齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸齿轮的齿顶高、齿根高的标准值可用模数表示为式中ha*

称为齿顶高系数，c*

称为顶隙系数。这两个系数也已标准化，其正常齿制的数值为：ha*

=1，c*=0.25。齿顶圆、齿根圆直径的计算公式为

da=d+2ha=(z+2ha*)m(4-10)

df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m(4-11)由式(4-2)渐开线齿廓特点的第4点可知，基圆与分度圆的关系为

db=dcosα=zmcosα(4-13)§6-4齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸内齿轮如下图2.啮合线啮合线：如图所示，齿轮传动时，两齿廓啮合点的轨迹，称为啮合线。理论啮合线：一对渐开线齿廓在任何位置啮合时，其接触点的公法线都是两基圆的内公切线N1N2，这就是说一对渐开线齿廓从开始啮合到脱离啮合，所有的啮合点都应在直线N1N2

上，因此，直线N1N2就是渐开线齿廓的理论啮合线。动画§6-5渐开线标准齿轮的啮合渐开线齿轮传动中啮合角为常数，在数值上等于节圆上的压力角。啮合角不变表示齿廓间法向作用力方向不变，若齿轮传递的力矩恒定，则轮齿之间、轴与轴承之间压力的大小和方向均不变，传动平稳，这也是渐开线齿轮传动的一大优点。§6-5渐开线标准齿轮的啮合由渐开线的性质可知：渐开线齿轮的法向齿距等于基圆齿距。即：

K1K1′=pb1=πm1cosα1K2K2′=pb2=πm2cosα2所以，两齿轮的正确啮合条件为

m1cosα1=m2cosα2由于模数和压力角都已标准化，故一对齿轮的正确啮合条件是：

m1=m2=m(4-14)α1=α2=α(4-15)即一对渐开线直齿圆柱齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数和压力角应分别相等。§6-5渐开线标准齿轮的啮合这样，一对齿轮的传动比可表示为：

四、标准中心距一对标准齿轮分度圆相切时的中心距称为标准中心距，即如下图所示，在标准中心距的情况下，两齿轮的分度圆分别与各自的节圆重合，轮齿的齿侧间隙为零。一齿轮的齿顶圆与另一齿轮的齿根圆之间的径向间隙——顶隙，刚好为标准顶隙，即：c=c*m=0.25m=hf-ha

(4-18)§6-5渐开线标准齿轮的啮合分度圆与节圆的区别：分度圆节圆1.定义模数和压力角为标准值的一个特定圆，为计算方便所取的基准圆传动过程中作纯滚动的圆，节点相对齿轮的运动轨迹2.性质一个齿轮有一个分度圆一对齿轮啮合时才有3.大小d=mz，固定不变随中心距变化而变化4.位置标准安装时两分度圆相切，非标准安装时相交或分离两节圆始终相切5.压力角标准值α=20°随节圆直径变化而变化§6-5渐开线标准齿轮的啮合五、重合度及连续传动条件§6-5渐开线标准齿轮的啮合1.轮齿啮合过程齿轮传动是依靠两轮的轮齿依次啮合而实现的。2.齿条插刀用齿条插刀插齿是模仿渐开线齿条与齿轮的啮合传动，将齿条磨削出刀刃制成齿条插刀，如下图所示，使插齿机床保证齿条插刀与轮坯的范成运动，即保证v刀=rw，式中v刀为齿条插刀的移动速度，r为被加切齿轮的分度圆半径，w为轮坯的角速度。再加上齿条插刀沿轮坯轴线方向的切削运动，就可以切出渐开线齿轮。v刀=rω2.齿条插刀齿轮范成演示§6-6渐开线齿轮的切制原理§6-7根切、最少齿数及变位齿轮一、根切和防根切的最少齿数根切：如图所示，当用齿条型(或齿轮型)刀具加工齿轮时，若刀具的齿顶线(或齿顶圆)超过轮坯的啮合极限点N1，这时将会出现刀刃把被加工齿轮的齿根部渐开线齿廓切去一部分的现象，称为轮齿的根切现象。根切的危害：过度的根切使得轮齿根部被削弱，轮齿的抗弯能力下降；齿廓实际工作段缩短，传动的重合度减小，影响传动的平稳性，故应当避免出现严重的根切。发生根切的原因：我们说加工齿轮时，刀具的齿顶线超过啮合极限点N1，被切齿轮将产生根切，为什么？实际上，在加工齿轮的时候，刀锯是定的，安装位置和模数也就已经定了，被加工齿轮的齿数越少，基圆半径就越小，极限啮合线就越短，易发生根切。当齿数增大时，基圆半径增大，则极限啮合线加长，当极限啮合点超过刀锯齿顶线时，根切就可以避免。结论：对于标准齿轮是否发生根切取决于其齿数的多少。可以证明：渐开线标准直齿圆柱齿轮不发生根切的最少齿数zmin=17。§6-7根切、最少齿数及变位齿轮标准齿轮传动的缺点标准齿轮的齿数必须≥最少齿数zmin

，否则会产生根切。标准齿轮不适用于实际中心距a’不等于标准中心距a的场合。当a’>a时，采用标准齿轮虽能保持定角速比，但会出现过大的齿侧间隙，重合度也减小；当a‘<a时，则根本无法安装。一对互相啮合的标准齿轮，小齿轮齿根厚度小于大齿轮齿根厚度，抗弯能力有明显差别。解决办法：采用变位齿轮便可以解决这个问题。下面看什么叫作变位齿轮。§6-7根切、最少齿数及变位齿轮

二、变位齿轮及其齿厚的确定标准齿轮：不光是有标准的压力角、齿顶高系数和顶隙系数，还指用齿条型刀具加工齿轮时，轮坯的直径为标准齿轮的齿顶圆直径，若刀具的分度线(又称为中线)与轮坯的分度圆相切，这种安装称为标准安装，这时刀具所处的位置为标准位置，这样加工出来的齿轮称为标准齿轮。变位齿轮：用改变刀具与轮坯相对位置的加工齿轮的方法，加工出来的齿轮称为变位齿轮。变位系数和变位量：上面所说的刀具移动的距离xm称为变位量，其中，m为模数，x为变位系数。§6-7根切、最少齿数及变位齿轮由渐开线的性质可以知道，渐开线的形状决定于基圆的大小，所以，基本参数相同的标准齿轮和变位齿轮的齿廓曲线相同。若用同一把齿条刀切出齿数相同的标准齿轮、正变位齿轮及负变位齿轮的轮齿，它们的齿廓是相同基圆上的渐开线（齿形一样），只是取渐开线的不同部位作为齿廓，见下图。变位齿轮齿形比较§6-7根切、最少齿数及变位齿轮负变位齿轮正变位齿轮标准齿轮分度圆§6-7根切、最少齿数及变位齿轮变位齿轮分度圆齿厚和齿槽宽的计算公式为：变位齿轮与标准齿轮相比，有如下优点：采用正变位，可以加工出齿数z<zmin而不发生根切的齿轮，使齿轮传动的结构尺寸减小。正变位齿轮的齿厚及齿顶高比标准齿轮的大，负变位齿轮的齿厚及齿顶高比标准齿轮的小。当实际中心距a′不等于标准中心距a时，可以采用变位齿轮，来满足中心距的要求。在标准齿轮传动中，小齿轮的齿根厚度比大齿轮的齿根厚度小，因此，小齿轮轮齿的抗弯能力较弱。另外，小齿轮轮齿的啮合频率比大齿轮高，相对地降低了小齿轮的强度。设计中可以通过正变位来提高小齿轮的强度，从而提高一对齿轮传动的整体强度。§6-7根切、最少齿数及变位齿轮变位齿轮传动的类型：等移距变位齿轮传动（高度变位）：变位齿轮的变位系数之和为零，小齿轮为正变位，大齿轮为负变位。此时的相关参数计算公式见书P96表6-6。特点：两轮分度圆相切，中心距为标准中心距，啮合角等于压力角。只是齿顶高和齿根高不用于标准齿轮。不等移距变位齿轮传动（角变位）：除标准齿轮和等距变位齿轮传动外的齿轮传动。变位系数在不发生根切的条件下自由选择。相关参数计算公式查机械设计手册。特点：两轮分度圆不相切，中心距不等于标准中心距，节圆和分度圆不重合，所以啮合角不等于压力角。主要用于凑中心距和增大压力角的场合。§6-7根切、最少齿数及变位齿轮§6-8轮齿的失效形式疲劳折断过载折断：属于静强度破坏。轮齿折断齿面点蚀齿面胶合齿面磨粒磨损塑性变形齿轮失效冷胶和热胶合一、失效形式齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，常见的失效形式有：二、设计准则：齿轮传动设计时，针对不同的工作情况及失效形式，都应分别确立相应的设计准则，即：先根据主要失效形式进行强度计算，确定其主要几何尺寸，然后对其他失效形式进行必要的校核。§6-8轮齿的失效形式齿轮工作条件主要失效形式设计准则软齿面闭式齿轮传动齿面点蚀按齿面接触强度设计校核齿根弯曲强度硬齿面闭式齿轮传动齿根折断按齿根弯曲强度设计校核齿面接触疲劳强度开式齿轮传动磨损只按齿根弯曲疲劳强度设计适当降低许用应力以增大模数值考虑磨损对齿厚的影响注：对高速重载传动，还应按齿面抗胶合能力进行计算。§6-11直齿圆柱齿轮传动的作用力及计算载荷过齿轮所在轴线不能传递扭矩

垂直于齿轮所在轴线传递有用力矩

齿轮高副间实际存在的力直齿圆柱齿轮受力分析

若P为小齿轮轴传递的名义功率(kW)，n1为小齿轮的转速(r/min)，则小齿轮传递的名义转矩为§6-11直齿圆柱齿轮传动的作用力及计算载荷力直齿圆柱齿轮圆周力Ft=2T1/d1

Ft1=-Ft2法向力Fn=Ft/cosα

Fn1=-Fn2径向力Fr=Ft×tanα

Fr1=-Fr2齿面接触强度校核公式：引入材料系数ZE查表6-10、节点啮合系数ZH（标准齿轮为2.5）和计算载荷，可得一对标准直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度校核公式如下：设计公式：如取齿宽系数φd=b/d1，则式可变换为下列设计公式

§6-12直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度计算螺旋角如右上图所示，斜齿轮分度圆柱上齿轮的螺旋线展开的斜直线与轴线的夹角为β，称为斜齿轮分度圆柱面上的螺旋角（简称螺旋角），并作为斜齿圆柱齿轮的基本参数。螺旋角表示斜齿轮轮齿的倾斜程度。§6-14平行轴斜齿轮机构渐开线正常齿标准斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算§6-14平行轴斜齿轮机构三、斜齿轮传动的正确啮合条件斜齿轮的端面齿廓曲线为渐开线。斜齿轮传动的正确啮合条件：两个齿轮的模数及压力角分别相等，两齿轮的螺旋角必须相匹配，即：

mn1=mn2

αn1=αn2

β1=±β2当外啮合时旋向相反，取“-”号；内啮合时旋向相同，取“+”号。旋向判断：左旋右旋§6-14平行轴斜齿轮机构斜齿轮传动的重合度对于斜齿圆柱齿轮传动，从前端面进入啮合到后端面脱离啮合，到达位置1时一端进入啮合，到达2时全齿宽进入啮合，到达3时一端脱离啮合，到达4时全齿宽脱离啮合。因此，平行轴斜齿轮传动的实际啮合区比直齿轮传动增大了△L=btgb。增大的重合度称为轴向重合度，用εa表示§6-14平行轴斜齿轮机构式中εt为端面重合度，其值等于与斜齿轮端面齿形相同的直齿轮传动的重合度。εa=btgβ/pt为轴向重合度，是由于轮齿倾斜和有一定宽度而产生的附加重合度，εa将随轮宽b和螺旋角β的增大而增大。由上式可知：斜齿轮传动的重合度随齿宽b和螺旋角β的增大而增大，可以达到很大的数值，这是斜齿轮传动平稳，传动能力较高的主要原因。故斜齿轮传动的重合度为：§6-14平行轴斜齿轮机构当量齿轮与当量齿数：如上图（6-51）所示，过斜齿轮分度圆柱上C点作轮齿螺旋线的法平面nn，此法面与分度圆柱面的交线为一椭圆，其长半轴和短半轴分别为由图可见，点C附近的一段椭圆弧与以椭圆在该点处的曲率半径ρ为半径所画的圆弧非常接近。所以可以ρ为分度圆半径，用斜齿轮的mn和αn分别为模数和压力角作一虚拟的直齿轮，其齿形与斜齿轮法面齿形最接近，这个假想的直齿轮称为斜齿轮的当量齿轮，其齿数称当量齿数，用zv表示。斜齿轮的当量齿数2§6-14平行轴斜齿轮机构正常齿标准斜齿轮不发生根切的最少齿数zmin也可由其当量直齿轮的最少齿数zvmin(zvmin=17)求得

zmin=zvmincos3β所以斜齿轮不产生根切的最少齿数小于直齿轮不产生根切的最少齿数。由一系列的几何关系推导，可得到，斜齿轮的当量齿数为§6-14平行轴斜齿轮机构斜齿圆柱齿轮公法线长度与固定弦齿厚（p116）五、斜齿轮传动的优缺点：⑴斜齿圆柱齿轮传动中，轮齿是逐渐进入和逐渐退出啮合，所以其接触情况好、传动平稳、冲击和噪音小。⑵斜齿圆柱齿轮的重合度大，同时啮合的齿数多，所以其轮齿强度高，运转平稳，适用于高速传动。⑶斜齿齿轮的最少齿数zmin比直齿轮小，所以结构相对紧凑。⑷斜齿轮传动的缺点是要产生轴向力(如下图)。螺旋角β直接影响到轴向力的大小，β越大，轴向力也越大，但β过小则显不出斜齿轮的优点，所以螺旋角β一般取8°~20°。人字齿轮可以看作由两个螺旋角大小相等、方向相反的斜齿轮合并而成，可以消除轴向力。§6-14平行轴斜齿轮机构FaFaβFaFFF§6-14平行轴斜齿轮机构§6-15斜齿圆柱齿轮传动

过齿轮所在轴线不能传递扭矩

垂直于齿轮所在轴线传递有用力矩

齿轮高副间实际存在的力沿齿轮所在轴线不能传递扭矩

§6-15斜齿圆柱齿轮传动

一、轮齿上的作用力力斜齿圆柱齿轮圆周力Ft=2T1/d1

Ft1=-Ft2法向力Fn=Ft/(cosαncosβ)=Ft/cosαtcosβb

Fn1=-Fn2径向力Fr=Fttanαt=Fttanαn/cosβ

Fr1=-Fr2轴向力Fa=Fttanβ

Fa1=-Fa2轴向力：主动轮轴向力Fa1的方向根据主动轮螺旋方向和回转方向用“主动轮左(右)手法则”判断。当主动轮右旋时，用右手握住齿轮的轴线，让四指的弯曲方向与主动轮的转动方向相同，大拇指所指的方向即为轴向力的方向；主动轮左旋时，用左手来判断，方法同上。§6-15斜齿圆柱齿轮传动

××××配对齿轮－旋向相反

Ft1Ft2Fr1Fr2Fa1Fa2Ft3Fr3Fa3Ft4Fr4Fa4同轴齿轮－旋向相同(非同级齿轮)

×

×n1n2n3n4§6-15斜齿圆柱齿轮传动

第9章轮系内容

§9-1

轮系的类型

§9-2

定轴轮系及其传动比（重点）

§9-3

周转轮系及其传动比（重点）

§9-4

复合轮系及其传动比（略）

§9-5

轮系的应用§9-2定轴轮系及其传动比轮系传动比：轮系中首、末两齿轮构件的角速度之比。上式表示从首齿轮Ⅰ到末齿轮Ⅲ的传动比计算公式。正负号表示首末齿轮的旋转方向的情况，一致时取正，否则取负。一对齿轮传动方向的确定（用箭头表示）（动画）外啮合：方向相反内啮合：方向相同锥齿轮：§9-2定轴轮系及其传动比(a)21(b)21§9-2定轴轮系及其传动比涡轮蜗杆传动方向的判断：

用主动轮左右手定则，左旋用左手，右旋用右手§9-2定轴轮系及其传动比旋转方向的判断例2：§9-2定轴轮系及其传动比定轴轮系传动比的计算公式：上式表明：定轴轮系的传动比等于该轮系中各齿轮副传动比的连乘积；也等于各对啮合齿轮中从动轮齿数的连乘积与各对啮合齿轮中主动轮齿数的连乘积之比。以上结论可以推广到一般情况。设轮1为起始主动轮，轮K为最末从动轮，则定轴轮系始末两轮传动比数值计算的一般公式为：§9-2定轴轮系及其传动比当首轮与末轮的轴线平行时，可以在传动比数值前冠以正、负号，表示转向与首轮转向相同或相反。两轮转向相同时，传动比为“+”；两轮转向相反时，传动比为“-”。因此，平行二轴间的定轴轮系传动比计算公式为§9-2定轴轮系及其传动比§9-3行星轮系及其传动比太阳轮(中心轮)：轴线位置固定的齿轮。常用K表示。行星轮：轴线位置变动的齿轮，既绕自己的轴线作自转又绕太阳轮作公转，所以称作行星轮。（如地球）行星架(又称系杆或转臂)：支持行星架的构件，常用H表示。基本构件：周转轮系中，中心轮和行星架H均绕固定轴线转动，所以一般都以太阳轮和系杆作为运动和动力的输入或输出构件，称为基本构件。名词术语行星轮系的组成：由上面的分析可知，常见的周转轮系，它由中心轮(太阳轮)、行星轮和行星架(又称系杆或转臂)H组成。§9-3行星轮系及其传动比太阳轮行星轮系杆行星轮系的传动比行星轮系与定轴轮系的根本区别是：行星轮系中有一个转动着的系杆，因此使行星轮既自转又公转。因此，行星轮系传动比计算不能直接按定轴轮系传动比的求法来计算。§9-3行星轮系及其传动比转化轮系是定轴轮系，可按定轴轮系传动比计算方法对转化轮系进行求解。转化轮系（定轴轮系）§9-3行星轮系及其传动比上式建立了nG、nK、nH与各轮齿数之间的关系。在进行轮系传动比计算时，各轮齿数为已知，故在nG、nK、nH中只要已知其中任意两个转速(含大小和转向)就可以确定第三个转速(大小和转向)，从而可间接地求出周转轮系中各构件之间的传动比。在任一行星轮系中，当任意两轮G、K及行星架H回转轴线平行时，则其转化轮系传动比的一般计算式为§9-3行星轮系及其传动比例1在图示的周转轮系中，已知：z1=z2=30，z3=90，n1=1r/min，n3=－1r/min（设逆时针为正）。求：nH及i1H。解：转化轮系主从动轮的转向相反。转臂H与齿轮1转向相反齿轮3的绝对速度转臂H与齿轮1转向相反§9-3行星轮系及其传动比例2在右图所示的双排外啮合行星轮系中，已知各轮齿数z1＝100、z2＝101、z2’＝100、z3＝99。试求传动比iH1。解在此轮系中，由于齿轮3和机架固定在一起，即n3＝0。由式(5-2)有

转化轮系齿轮1和齿轮3的转向相同。§9-3行星轮系及其传动比第10章（上）带传动第一节带传动的特点、类型及应用第七节带传动的张紧装置第三节带传动的受力分析和应力分析第二节普通V带与V带轮第五节普通V带传动的失效形式与计算准则第四节带传动的弹性滑动及其传动比第六节普通V带传动的设计计算★带传动的特点带传动优点：传动平稳、噪声小、可以缓冲吸振。过载时打滑，有过载保护作用。适用于两轴中心距较大的传动。结构简单，加工和维护方便、成本低。带传动缺点：传动的外廓尺寸较大。存在弹性蠕动现象，不能保证固定不变的传动比。轴及轴承受力较大。传动效率较低，V带传动约为0.94～0.97。带的寿命短，仅约3000～5000小时。带传动中的摩擦会产生电火花，不宜用于易燃易爆场合。一般需要有张紧装置。因此，带传动多用于两轴传动比无严格要求，中心距较大的机械中。一般，带速v=5～25m/s,传动比i<8,传递功率P≤45kW。★带传动的类型

(按剖面形状分)平型带传动V带传动圆形带传动同步齿形带传动★带传动的类型（按传动状态分）开口传动交叉传动半交叉传动多楔带★带传动的类型（按传动方式分）

V带的结构顶胶抗拉体底胶包布★V型带普通V带窄型V带帘布结构线绳结构§10-2普通V带与V带轮

V带的结构

普通V带标准1、按剖面尺寸分：Y、Z、A、B、C、D、E几种小大

2、轮槽基准宽度

(节宽)bp和带轮基准直径dd(节圆直径)3、V带基准长度Ld（节线长度）bpddV

带的类型与结构★V型带普通V带窄型V带bp由上式可知：

F0↑、α↑、f↑，则Fe↑，传递的功率愈大。但F0过大，则拉应力↑,带的工作寿命↓,轴和轴承受力↑。

f过大，则磨损增加，∴带轮表面粗糙度要适当。★带的应力分析1、传动带工作时，带的横剖面上存在三种应力※：⑴、由紧、松边拉力F1、F2→拉应力σ1、σ2（作用于带的全长）⑵、由带本身质量引起的离心拉力→离心拉应力σc（作用于带的全长）⑶、带绕过带轮时，因弯曲→弯曲应力σb1、σb2

（作用于弯曲段上）A—带的截面积，mm2q—传动带单位长度的质量，kg/m,见表10-1v—带的圆周速度，m/sE—带的弹性模量，MPa；h—带的厚度，mm；dd—带轮的基准直径，mm；σb2σb13、结论：⑴带是在变应力下工作的→带的疲劳损坏。⑵带的紧边开始进入小带轮处应力最大。⑶最大应力值为：σmax=σ1+σb1+σc。2、传动带的应力分布图1、弹性滑动——由于带的弹性变形不同而引起的微小局部蠕动。设：v—传动带的带速；

v1—主动带轮圆周速度；

v2—从动带轮圆周速度。

可见：由于弹性滑动的存在，使得※①v2＜v＜v1；

②带传动不能保证固定的传动比；③引起带的磨损并使效率降低。F2F1主动轮上：

v＜v1使同理：从动轮上：v2＜v使若：v1=v2则:α静α动n1C1A1B1§10-4带传动的弹性滑动及传动比2、打滑——带的弹性滑动遍及全部接触弧，带在带轮上发生了全面滑动。3、滑动率ε4、传动比i通常取ε=0.01～0.02当传动比不要求严格计算时，可忽略ε的影响，即问题：弹性滑动和打滑的区别？※打滑带疲劳拉断失效形式设计准则保证不打滑→带不发生疲劳拉断→∴单根V带所能传递的功率（许用功率）为：（kW）但需注意实验条件：载荷平稳，包角为180°，传动比i=1,特定带长，承载层材质为化学纤维，规定的循环次数。当设计条件与实验条件不符时，应作修正：[σ]与带的材质和应力循环总次数有关，由实验得到单根V带的基本额定功率表↓↓长度系数包角修正系数功率增量单根V带额定功率§10-5普通V带传动的失效形式与计算准则第十章（下）链传动第八节链传动的类型、特点及应用第九节链条和链轮第十节链传动的运动分析§10-9链条和链轮链条齿形链滚子链1.滚子链条的组成：滚子套筒销轴内链板外链板

动画一、滚子链第11章联

接内容§11-1

螺纹参数§11-2

螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件§11-3

螺纹联接的预紧和防松§11-4

键联接和花键联接§11-5

销联结常见的联接：由于使用、结构、制造、装配、运输等方面的原因，机器中很多零件需要彼此联接。联接的类型：螺纹联接键联接、花键联接、销联接弹性环联接等焊接铆接粘接联接可拆联接不可拆联接本章介绍的内容第11章联

接§11-1螺纹参数一、螺纹分类：一般分法：外螺纹、内螺纹；圆柱螺纹、圆锥螺纹；左旋螺纹、右旋螺纹。按牙型的不同分为：三角螺纹，普通螺纹：效率低，易自锁，多用于联接。矩形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹：效率较高，主要用于螺旋传动。管螺纹：主要用于管路的联接。根据螺旋线数目分：单线螺纹（n=1），双线螺纹（n=2），用于联接；多线螺纹（n≥2），用于传动。一般不超过4。动画§11-2螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件除上述基本类型以外，还有其它特殊联接：如地脚螺栓、吊环螺钉等。螺纹联接的基本类型螺栓联接双头螺栓联接螺钉联接紧定螺钉联接普通螺栓联接铰制孔螺栓联接§11-3螺纹联接的预紧和防松基本概念预紧：螺纹联接在装配时通常都要拧紧，这种拧紧称之为预紧。紧螺栓联接：装配时预紧的螺栓联接。松螺栓联接：不预紧的螺栓联接。预紧的目的：增加联接的刚度、紧密性，以防止螺纹联接的松脱。拧紧螺母时要克服螺纹副的阻力矩和螺母支承面间的摩擦力矩。对于紧螺栓联接，在装配时都要预紧，预紧的目的在于增强联接的可靠性和紧密性，以防止受载后被联接件间出现缝隙或发生相对滑移。预紧后，螺栓受到的预紧力是通过拧紧力矩获得的。因为预紧力的大小对螺纹联接的可靠性、强度和密封性均有很大的影响，因此对于重要的螺纹联接，应控制其预紧力。

二、螺纹联接的防松1、防松目的（原因）：联接用的三角形螺纹都具有自锁性，在静载荷和工作温度变化不大时不会自动松脱。但是①在冲击、振动和变载的作用下，预紧力可能在某一瞬间消失，联接仍有可能松脱。②在高温或温度变化较大时，由于温度变形差异等原因，也可能导致联接的松脱。螺栓联接一旦松脱，轻者会影响机器的正常运转，重者会造成重大事故。因此，为了保证联接可靠，必须采取有效的防松措施。防松原理（防松的实质、根本问题）

防止螺纹副的相对转动。防松方法螺纹联接防松的方法按工作原理可分为:⑴摩擦防松：详细介绍弹簧垫圈对顶螺母尼龙圈锁紧螺母开口销和槽形螺母圆螺母用带翅垫片止动垫片⑵机械防松：⑶其它：破坏螺纹副关系（铆冲、粘接、焊接），排除了螺母相对螺栓转动的可能。串联金属丝自锁螺母§11-4键联接和花键联接键和花键联接是最常用的轴毂联接方式，属于可拆联接。键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定以传递转矩。有些类型的键还可实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。一、键联接的类型键联接的类型有：松联接紧联接键联接平键半圆键（p209）楔键（P209）切向键（P209）键都是标准件，其尺寸和键槽尺寸都有国家标准。§11-5销连接销的主要用途是固定零件之间的相互位置，并可传递不大的载荷。也可用于轴和轮毂或其他零件的联接。此外，还常用来确定零件之间的相对位置（定位销），或用作安全保护装置（安全销）。按用途不同，一般分为：定位销、联接销、安全销。第12章轴

主要内容：

§12-1轴的功用、类型和材料

§12-2轴的结构设计（重点）

§12-3

轴的强度计算

§12-4

轴的刚度计算

§12-1轴的功用、类型和材料一、轴的功用1、支承零件（齿轮、带轮等）；2、传递运动和动力。二、轴的类型按所受载荷的不同，分为：1、心轴─只承受弯矩的轴转动心轴固定心轴如火车车轮轴如自行车前轴动画3、转轴─同时承受弯矩和扭矩的轴，如减速器的轴。2、传动轴─只承受扭矩的轴，如汽车的传动轴。动画动画按轴线形状的不同，轴可分：可以随意弯曲，把回转运动灵活地传到任意空间位置。曲轴直轴钢丝软轴：光轴阶梯轴实心轴空心轴:有特殊要求时，减轻重量等。用以将旋转运动与往复直线运动相互转变。动画光轴具有形状简单、加工方便、制造成本低、轴上应力集中源少等优点，其缺点是轴上零件不易装配定位。阶梯轴的特点则正好与光轴相反。因此，光轴常用作心轴和传动轴，阶梯轴常用作转轴。轴一般做成阶梯轴，原因是：⑴为了便于轴上零件轴向定位和固定；⑵为了便于轴上零件的拆装；⑶使各轴段达到或接近等强度；⑷为了实现尺寸分段，以满足不同配合特性、精度和光洁度的要求。三、轴上零件的定位与固定轴向固定方法轴肩套筒轴端挡圈圆螺母弹性挡圈等周向固定方法：键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等。详细见动画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2.齿轮右侧未作轴向固定1.轴两端均未倒角7.轴端挡圈直接压在轴端轮毂上6.齿轮与右轴承装卸不便3.齿轮处键槽太短4.键槽应开在同一条直线上5.左轴承无法拆卸①②③④⑤⑥⑦①④⑥更多例子1、2、3第13章（上）滚动轴承§13-1滚动轴承的基本类型和特点§13-2滚动轴承的代号§13-3滚动轴承的选择计算§13-4滚动轴承的润滑和密封§13-5滚动轴承的组合设计

滚动轴承依靠其主要元件间的滚动接触来支承转动或摆动零件，其相对运动表面间的摩擦是滚动摩擦。组成：滚动轴承的基本结构如图所示，它由下列零件组成：⑴带有滚道的内圈1和外圈2；内圈1外圈2滚动体3保持架4关系：轴承的内圈装在轴颈上，外圈装在轴承座孔或其它零件的轴承孔内。滚动体是滚动轴承的核心元件。滚动体的形状、大小及数量直接影响轴承的承载能力。⑵滚动体(球或滚子)3；⑶隔开并导引滚动体的保持架4。滚动轴承结构滚动轴承结构概述1.按承受载荷的方向(或公称接触角)不同，滚动轴承分为§13-1滚动轴承的基本类型和特点

轴承类型向心轴承推力轴承公称接触角α径向接触径向推力角接触轴向推力角接触轴向接触α=0°0°＜α≤45°45°＜α＜90°α=90°例图（以球轴承为例）承载特点主要承受径向载荷，可承受小的轴向载荷主要承受径向载荷，可承受一定的轴向载荷主要承受轴向载荷，可承受一定的径向载荷只能承受轴向载荷公称接触角：滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的平面