机械设计教案

教材分析

1.教材基本信息

教材名称：机械设计

出版社：高等教育出版社

主编：濮良贵

出版时间:20版年5月第9版

2.章节内容

第一章绪论

笫二章机械设计总论

第三章机械零件的强度

第四章摩擦、磨损及润滑

第五章螺纹连接机螺旋传动

第六章键、花键、物件连接和销联结

第七章硼接、焊接、胶接和过盈连接

第八章带传动

第九章链传动

第十章齿轮传动

第十一章蜗杆传动

第十二章滑动轴承

第十三章滚动轴承

第十四章联轴器和离合器

第十五章轴

第十六章弹簧

第十七章机座和箱体

第十八章减速器和变速器

3.教学手段和方法

教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动后发

教学手段：课件演示、视频课件

4.实训教学环节

实训一：连接件认知（螺栓、键、销）

实训二：传动部件认知（带、齿轮、蜗杆、链传动）

实训三：轴系部件认知（轴、轴承、联轴器、离合器等）

5.教材优缺点分析

优点：《“十二五”普通高等教育本科国家级规划教材：机械设计（第9版）》

是“十二五”普通高等教育本科国家级规划教材，是在西北工业大学机械原理及机

械零件教研室编著，濮良贵、纪名刚主编《机械设计》（第八版）的基础上，根据

教育部2011年制订的“机械设计课程教学基本要求”和编者多年来的教学实践经

验，考虑加强学生素质教育和能力培养，结合拓宽专业面后的教学改革以及我国机

械工业发展的需要修订而成的。内容上能够反映现代机械设计的最新技术，具有较

强的针对性和实用性。书后附录有常用量的名称、单位、符号及换算关系。教材覆

盖面广，较为权威。

缺点：配套习题略少，没有配套的实验指导类教材

6.参考教材

机械设计指导手册（图巾馆）

机械设计课程设计

机械设计习题集

第1次2学时

单元标题：

第一章绪论第二章机械设计总论

课堂类别：理论

教学目标：

1、了解机器的组成；明确零件的概括分类及零件与机器的关系。

2、明确本课程的内容、性质和任务；注意本课程与先修课程及后续课程的关

系和相应的学习方法。

3、深刻理解机械零件的失效形式及应满足的基本要求。

4、深刻理解机械零件的设计准则及设计方法。

教学重难点：

重点：机器的主体及其基本组成要素和机械零件的分类，机械零件（局部）和机器

（总体）的关系；

难点：机械零件的失效形式及设计步骤

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

第一章绪论

（一）内容

1、机器在经济建设中的作用

2、机器的基本组成要素

3、本课程的内容、性质、任务

8、机械零件材料的选用原则

9、机械零件设计中的标准化

（二）基本要求

1、明确机器的组成，了解机器的要求及其设计程序。

2、深刻理解机械零件的失效形式及应满足的基本要求。

3、深刻理解机械零件的设计准则及设计方法。

4、了解机械零件的一般设计方法，重视结构设计及标准化工作。

5、了解一般机械零件的材料及选用原则。

（三）重点、难点及学习注意事项

本章特点在于从机器设计的总要求出发，引出与机械零件设计有关的一些原则性问

题。这些问题，例如设计机器的一般程序、机械零件失效形式、零件的设计要求、

设计准则、设计方法、设计步骤及材料选择等，始终贯穿在本书以后的各章中。

本章的学习首先要从总体上建立起机器设计，尤其是机械零件设计的总括性的概念,

即从机器的总体要求出发，弓出对机械零件的要求，根据零件的失效形式，拟定出

设计准则，在选择出适用的材料后，按一定的步骤，用理论设计或经验设计的方法,

设汁出机械零件来。这个过程的系统性是很严密的。它对以后各章的学习都具有提

纲挈领的作用。其次，还要掌握对机器和机械零件的基本要求。这些要求本质上讲

有两条：1）提高机器总体效益；2）避免失效。第一条要求是相对的，随着科学技术

的发展，对总体效益的要求总是不断变化的。第二条要求却是最基本的，即在达到

设计寿命前的任何时候，对机器和零件总是有避免失效的要求的。要求学生在以后

各章节的学习中，不断地结合各章的具体分析来逐步加深理解。

4.教学小结及作业

1）机械零件的失效形式有哪些?

第2次2学时

单元标题：

第三章机械零件的强度

课堂类别：理论

教学目标：

掌握常用的强度理论，并能正确运用；正确选用强度计算中的极限应力；熟练

掌握极限应力线图的绘制与分析；熟练掌握稳定变应力时的疲劳强度计算及等效转

化概念；了解单向不稳定变应力的疲劳强度计算。

教学重难点：

重点：常用强度理论的正确运用及强度计算中极限应力的正确选定；极限应力线图

的意义、绘制；稳定变应力时的疲劳强度计算。

难点：无。

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

第三章机械零件的强度

1.强度问题：

静应力强度：通常认为在机械零件整个工作寿命期间应力变化次数小于103的通用

零件，均按静应力强度进行设计。（材料力学范畴）

变应力强度：在变应力作用下，冬件产生疲劳破坏。

2.疲劳破坏定义：金属材料试件在交变应力作用下，经过长时间的试验而发生的破

坏。

3.疲劳破坏的原因：材料内部的缺陷、加工过程中的刀痕或零件局部的应力集中等

导致产生了微观裂纹，称为裂纹源，在交变应力作用下，随着循环次数的增加，裂

纹不断扩展，直至零件发生突然断裂。

4.疲劳破坏的特征：

1）零件的最大应力在远小于静应力的强度极限时，就可能发生破坏；

2）即使是塑性材料，在没有明显的塑性变形下就可能发生突然的脆性断裂。

3）疲劳破坏是一个损伤累积的过程，有发展的过程，需要时间。

4）疲劳断口分为两个区：疲劳区和脆性断裂区。

§3-1材料的疲劳特性

一、应力的分类

1、静应力:大小和方向均不随时间改变，或者变化缓慢。

2、变应力:大小或方向随时间而变化。

1）稳定循环变应力：以下各参数不随时间变化的变应力。

m—平均应力；a—应力幅值

max—最大应力；min一最小应力

r一应力比（循环特性）

描述规律性的交变应力可有5个参数，

但其中只有两个参数是独立的。

2）非稳定循环变应力：参数随时间变化的变应力。

（1）规律性非稳定变应力:参数按一定规律周期性变化的称为。

（2）随机变应力：随机变化的。

二、疲劳曲线

1、-N曲线：应力比r一定时，表示疲劳极限（最大应力）与循环次数N之间关系

的曲线。

大多数零件失效在C点右侧区域,称高周疲劳区

高周疲劳区以N。为界分为两个区:

有限寿命区(CD)：N<N0,循环次数N,对应的极限应力0

d'条件疲劳极限。

fjj

曲线方程为ON=C

无限寿命区：N2N0时:曲线为水平直线，对应的疲劳极限是一个定值，用b，表

示。当材料受到的应力不超过by时，则可以经受无限次的应力循环而不疲劳破坏。

即寿命是无限的。

by疲劳极限

因为蜷・『匕N°=C

所以

2、等寿命疲劳曲线(极限应力线图)

定义：循环次数一定时，应力幅与平均应力间的关系曲线。

埋论疲劳曲线:

经过试验得一次曲线如卜.图。

即在曲线4+%==x=C（寿命为循环基数NO）

在有线CG,上任何一点均有巴”片品+巴,=%

A,G,线一一疲劳强度线。其上的点表示疲劳极限应力

由A,、G,两点坐标可得A,G,线直线方程

'f

J+么5〃

小2。|一。0

%=--------

其中4（试件受循环弯曲应力时的材料常数）

碳钢外一°」一°2

合金钢8。=02-0.3

CG,线一一屈服强度线。其上的点表示屈服极限

由C点坐标和直线斜角可得CG,线方程

,，

§3-2机械零件的疲劳强度计算

一、零件的极限应力线图

引入K。一弯曲疲劳极限的综合影响系数

。T一材料对称循环弯曲疲劳极限

。-le一零件对称循环弯曲疲劳极限

将材料的极限应力线图中直线A,D,G,按比例K。向下移，CG,,部分按静强度考虑,

故不作修正。即得零件的极限应力线图，如下

故各点坐标为

40,区），4曳，21，C点坐标不变

K°，22Ka）

采用同样方法，可得AG直线方程：

^-1二七仁+（PQme

直线CG方程为：

，,

仁+仁=q

弯曲疲劳极限综合影响系数K。匕+1一］4

凡）Pq

熊一零件的有效应力集中系数。（在正应力作用下）

%一零件的尺寸系数。（在正应力作用下）

4一零件的表面质量系数。（在正应力作用下）

4一零件的强化系数。（在正应力作用下）

二、单向稳定变应力时机械零件的疲劳强度计算

所以：

计算安全系数及疲劳强度条件为:

=次ax=Ui+5；

5NS

-max*+%

机械零件可能发生的典型的应力变化规律有以下三种:

应力比为常数：r=C

平均应力为常数。m二C

最小应力为常数。min=C

1、r=C

r=C时，应该有

=bmax二巴介=1一-=©

Mbmax'bmin】+〃

联解61、AG直线方程可得M‘坐标（""、相加即为M点零件的疲劳极限:

'一'一，—+5,）_b-0max

°max-^ae+Gme-三；一三；

Kq+-Kaaa+（paom

由上式得

。"xKC3

如果极限应力点为V,极限应力为屈服极限久,所以强度条件为:

其它加载方式相同。

2、

联解直线MM2'与直线AG方程，求出M2'点横纵坐标值，并相加：

f

S=6im二Max二外十及一%比.s

。bmaxKb（bO+b,”）

3、%二。

即bmin=6"-a=C为与横轴夹角450的斜直线，故可过M作斜线L『，

M3'点即为极限应力点。

同样的方法可得：

f

S_5im_bmaK_2b-1+（*<7-min〉$

Obmax（篇+%）（2%+<Tmin）-

图3-7%,=C时的极限应力图3-80』=C时的极限应力

三、双向稳定变应力时机械零件的疲劳强度计算

当零件上同时作用有同相位的稳定对称循环变应力sa和ta时，由实验得出的极限

应力关系式为：.Ta_

T-\c

式中丁及a'为同时作用的切向2A

C

C

ODD'B

"Ye：

k—r-le7+=1

幅的极限值。

由于是对称循环变应力，故应力幅即为最大应力。弧线AM'B上任何一个点即代表

一对极限应力。a'及1a'

若作用于零件上的应力幅a及a如图中M点表示，则由于此工作应力点在

极限以内，未达到极限条件，因而是安全的。

§3-4机械零件的接触强度

接触应力：当两零件以点、线相接处时,其接触的局部会引起较大的应力。这局部

的应力称为接触应力。

=Byp~p2)

r.2i厂

乃“匕压

1[印刍」

赫兹公式：

其中：综合曲率

1-_--1-+工-1--

pPl-P1

4.作业

3-1、3-2

第3次2学时

单元标题：

第五章螺纹联接及螺旋传动5.1螺纹5.2螺纹连接类型和标准连接件

5.3螺纹连接的预紧5.4螺纹连接的防松

课堂类别：理论

教学目标：

通过本次教学，让学生掌握螺纹联接类型及防松方法

教学重难点：

重点：螺纹联接类型及防松原理

难点：无

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

一、螺纹的形成

二、螺纹的类型

三角£（普通螺纹）、管螺纹一一联接螺纹（精密传动）

按牙型矩形螺纹，梯形螺纹，锯齿形螺纹一一传动螺纹

三、螺纹的主要参数（图4-3）

1）外径d（大径）（D）2）内径（小径）dl（Dl）

3）中径d24）螺距P5）导程（S）6）线数n

77P

7）螺旋升角力I//=arctgL/;id2=arctg——

8）牙型角Q9）牙型斜角B

[

螺旋副的自锁条件为：y/＜（pv=tg-^-=arctgfr

cosp

螺旋副的传动效率为：〃二次9

%（"+化）

四、常用螺纹的种类、特点与应用比较

螺纹联接的类型及螺纹联接件

一、螺纹联接主要类型

1、螺栓联接

2、双头螺栓联接

3、螺钉联接

4、紧定螺钉联接

螺纹联接件

螺纹联接的预紧与防松

一、预紧

螺纹联光松联接一一在装配时不拧紧，只存受外载时才受到力的作用

紧联接一一在装配时需拧紧，即已预先受力，预紧力QP

预紧目的：保持正常工作。如汽缸螺栓联接，有紧密性要求。

T=KQPd）一般K=0.1~0.3

二、防松：

1、防松目的

实际工作中，外载荷有振动、有变化、材料高温需变等会造成摩擦力减少，螺

纹副中正压力在某一瞬间消失、摩擦力为零，从而使螺纹联接松动，因此，必须进

行防松。

2、防松原理一一消除（或限制）螺纹副之间的相对运动，或增大相对运动的难

度。

3、防松办法及措施

1）摩擦防松一一双螺母、弹簧垫圈、尼龙垫圈、自锁螺母等

2）机械防松：开槽螺母与开口销，圆螺母与止动垫圈，弹簧垫片，轴用带翅垫

片，止动垫片，串联钢丝等。

3）永久防松：瑞钾、冲点（破坏螺纹）、点焊

4）化学防松一一粘合

讨论：双头螺栓联接，旋入端如何防松？

①利用螺尾旋紧产生横向扩张；②利用过盈配合达到横向扩张；③利用杆端预

紧，产生轴向预紧作用

5.课后作业

5-1、5-2

第4次2学时

单元标题：

5.5螺纹组连接的设计

课堂类别：理论

教学目标：

通过本次课的学习，使学生掌握螺栓组连接的设计及强度计算

教学重难点：

重点：螺栓受横向载荷、转矩、倾覆力矩时的受力（普通螺栓和绞制孔螺栓两种）

难点：无

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

1螺栓组连接的结构设计

1）要设计成轴对称的几何形状。

2）螺栓的布置应使螺栓的受力合理

3）螺栓的布置应有合理的间距、边距

4）同一组螺栓连接中各螺栓的直径和材料均应相同

5）避免螺栓承受偏心载荷

2、螺栓组连接的受力分析

螺栓组受力分析的目的：根据螺栓组连接的结构和受载情况，求出受载最大的螺栓

及其受力。受力分析是在作如下假设条件下进行的，即：

a.同组中的各螺栓都受相同的预紧力

b.螺栓组的对称中心与被连接结合面的形心重合

C.被连接件为刚体，连接结合面为刚性平面。

C1.螺栓的变形在弹性范围内。

1）受轴向载荷螺栓组连接

单个螺栓工作载荷为F=P/Z

P——轴向外载

2）受横向载荷的螺栓组连接

特点：普通螺栓，钱制孔用螺栓皆可用，外载垂直于螺栓轴线、防滑

普通螺栓一一受拉伸作用

较制孔螺栓一一受横向载荷剪切、挤压作用。

单个螺栓所承受的横向载荷相等FR=RZ/Z

3）受横向扭矩螺栓组连接F

RZr

（1）圆形接合面：单个螺栓所受横向载荷

（2）矩形接合面

a）普通螺栓连接27=0

由静平衡条件

・・・连接件不产生相对滑动的条件为+fFr2+-^fFrz>T=KsT

则各个螺栓所需的预紧力为

TK.K.T

F'=---------------3---=-4—

/(4+弓+…+刃,2

口较制孔螺栓连接组

由变形协调条件可知，各个螺栓的变形量和受力人小与其中心到接合面形心的距离

成正比

f\r2rZ

由假设一一板为刚体不变形，工作后仍保持平面，则剪应变与半径成正比。在材料

弹性范围内，应力与应变成正比

FR]_F/ftnaxr-<_F/tmax

rrK,r'

imaxmax

由静平衡条件E7=0

4、受翻转力矩螺栓组连接

特点：M在铅直平面内，绕0-0回转，只能用普通螺栓，取板为受力对象，由静平

衡条件

设单个螺栓工作载荷为Fi

FJ]++•••FzL>z—A/

，=，=const=A（这里"ax=LJ

£叱（即产）=毕生

J=1

7.作业

5-3、5-4

第5次2学时

单元标题：

5.6螺纹连接的强度计算5.7螺纹连接件的材料和许用应力5.8提高螺纹连接

强度的措施

课堂类别：理论

教学目标：

通过本次课的学习，使学生掌握螺栓受轴向载荷的受力分析。

教学重难点：

重点：紧螺栓强度连接。

难点：紧螺栓强度连接。

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

单个螺栓联接的强度计算

1、失效形式和原因

a）形式：多数为抗拉疲劳失效，静态失效较少，但严重过载拉断，螺牙剪断，螺

纹压溃等可出现。

b）失效原因：应力集中

应力集中促使疲劳裂纹的发生和发展过程

2、设计计算准则与思路

受拉螺栓：设计准则为保证螺栓的疲劳拉伸强度和静强度

受剪螺栓：设计准则为保证螺栓的挤压强度和剪切强度

一、松螺栓联接如吊钩螺栓,工作前不拧紧，无QP,只有工作载荷F起校伸作用,

防断。

P

强度条件为：o-=-—<[cr]MPa——验算用

或产(mm)(设计用)一定公称直径d

V4o-J

式中：dl------螺杆危险截面直径(mm)

[。]——许月拉应力N/mm2(MPa)

二、紧螺栓联接一一工作前有预紧力QP

工作前拧紧，在拧紧力矩T作用下:

预紧力QP-*产生拉伸应力。复合应力状态％”

螺纹摩擦力矩口一产生剪应力T

acQp

a)(r=--------

〃。/净

_______4__________=fg(材+。J手■•乌一

%5

一血；

b）16

当M10〜/6b0.48-^=0.48o■（或0.5。）

接第四强度理论：

皿勺司式中：Qa

强度条件为：预紧力(N)

T1一一螺纹摩擦力矩，起扭剪作用，又称螺纹扭矩，N.mm

1.3——系数将外载荷提高30船以考虑螺纹力矩对螺栓联接强度的影响，这

样把拉扭的复合应力状态简化为纯拉伸来处理，大大简化了计算手续。

1、横向载荷的紧螺栓联接计算一一主要防止被联接件错动

普通螺栓联接一一防滑

特点：杆孔间有间隙，靠拧紧后正压力由（QP）产生摩擦力来传递外载荷，保证联

接可靠（不产生相对滑移）的条件为：设所须的预紧力为QP

KR

Q.=W—工作前后不变，式中：f—接缝面间的摩擦系数，i一拉缝界

fi

面数目KS——防滑系数（可靠性系数）KS=1.1-1.3

强度条件验算公式：为式：5.”=/咨<[<7]

I/4皿

设计公式为：4>JL3x4g/>

v乃⑻

校制孔螺栓联接一一防滑动

特点：螺杆与孔间紧密配合，无间隙，由光杆直接承受挤压和剪切来传递外载荷R

进行工作螺栓的剪切强度条件为：r=旦<[r]MPa

冗,2

螺栓与孔壁接触表面的挤压强度条件劣：r=<[CT]p

djmin

R一一横向载荷（N）；dO一一螺杆或孔的直径（mm）

Imin——被联接件中受挤压孔壁的最小长度（nun）,

[T]——螺栓许用剪应力，MPa,（钢⑶=%/%,〃:一安全系数，

一一螺栓或被联接件中较弱者的许用挤压应力，MPa

2、轴向载荷紧螺栓联接强度计算

特点：加载前有预紧力QP、轴向工作载荷F

只适于普通螺栓一一防断，受QP与F联合作用，如汽缸盖螺栓

工作特点：工作前拧紧，有.QP；工作后加上工作载荷F

工作前、工作中载荷变化，求工作时总载荷Q二?

F

Q=QP+△/=。夕+KcF=Qp+

c“t+G

Q>一残余预紧力

强度条件：

验算公式：aca=^-<[a\(MPa)

源

设计公式：dx>J匠为(mm)一(公称直径)

V加

5.作业

5-8、5-9

第6次2学时

单元标题：

第六章键、花键、无键连接和销连接

课堂类别：理论

教学目标：

通过本次课的学习，使学生掌握平键、花键联接设计计算方法，了解其它联接

的类型与特点

教学重难点：

重点：平键、花键联接强度计算

难点：无

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

一、键联接的类型与构造

松键联接一一靠侧面挤压，圆用方向剪切承载，工作前不打紧

1）平键；2）半圆键；3）花键

平键一一普通平键；导键与滑键。普通平键：A型、B型、C型

紧键联接：1）楔键联接；2）切向键联接

1、平键

普通平键一一用于静联接一即轴与轮毂间无相对轴向移动，

构造：两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩

轴上的槽用盘铳刀或指状铳刀加工

轮毂槽用拉刀或插刀加工。

3）导向平键与滑键一一用于动联接，即轴与轮毂之间有相对轴向移动的联接

导向一一键不动，轮毂轴向移动

动联接一一键随轮毂移动，滑移距离大时采用滑键

由（轴径）d查手册b（宽）Xh（高）XL（长），强度验算

2、半圆键-------用于静联接（松联接）

轴槽用与半圆键形状相同的铳刀加工，键能在槽中绕几何中心摆动，键的侧面为工

作面，工作时靠其侧面的挤压来传递扭矩。

特点：工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴与轮毂的联接

缺点:轴槽对轴的强度削弱较大。只适宜轻载联接。

3、楔键联接一一紧联接

普通楔键：上、下面为工作表面，有1：100斜度（侧而有间隙），

4、切向键一一两个斜度为1：100的楔键联接，上、下两面为工作面（打入）布置

在圆周的切向。

，作原埋；靠乍面与轴及轮较相挤压来传递扭矩。

二、键联接的强度校核

失效形式：｛压溃（键、轴、毂中较弱者一一静联接）

磨损（动联接）

键的剪断（较少）

1、平键联接的强度校核。

普通平键：

a）则其挤压强度条件为：

N100077%20007八n.

kl-krlT^=^kird-[a]pMpa

IcrJ——许用挤压应力MpaT——ffl矩（Nmm）^—工作高度代oh/2

卜—工作长度d—轴径（mm）

b）剪切强度条件:

导向平键、滑键（动联接）

n2TX103

r=----<[P1Mpa

kid

[P]—许用比压

N100077%20007.

T——=----=---ITrI

blblbld

Id——键的许用剪应力（N/mm2）

花键联接：花键联接是由多个键齿与•键槽在轴和轮毂孔的周向均布而成

花键齿侧面为工作面一一适用于动、静联接

类型、特点和应用

1、特点：

2、花键类型①矩形花键③渐开线花键③三角形花键

二、花键联接的设计计算

无键联接：用非圆剖面的轴与毂孔构成的联接一一称成型联接

型面联接轴和毂孔有柱形的和圆锥形的。

二、胀紧联接

销联接

作用：①主要用于零件间位置定位（定位销必须多于2个）；②传递不大的载荷

（均有标准）；③安全保护装置中作剪断元件

类型：按用途定位销、联接销、安全

作业：

习题6-1、6-4、6-5

第7次2学时

单元标题：

连接件认知

课堂类别：实训

教学目标：

通过本次课的学习，使学生认知常见联接的类型与特点，熟悉螺栓、键、销连

接的应用

教学重难点：

重点：联接件的合理选用及计算

难点：无

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、学生分组实训、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：讲授、实训相结合

主要教学内容及过程

1、分组：每组学生20人，共分为三组进行。

2、理论讲授：教师分别讲解常见的螺栓种类及应用，普通键联接、花键联接、销

联接等，并带领学生观摩实物及常见联接在汽车上的应用。

发动机上螺栓连接、汽车变速箱输入轴及输出轴上的花键联接、销联接

3、学生分组实操：

螺纹：拧紧力矩25X/M

4、总结提问阶段:

第8次2学时

单元标题：

第八章带传动8.1概述8.2带传动工作情况分析

课堂类别：理论

教学目标：

通过本次课的学习，使学生了解弹性滑动的概念，，掌握带传动受力分析和欧

拉公式

教学重难点：

重点：受力分析欧拉公式弹性滑动的概念

难点：掌握带应力分布规律

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

一、带传动的工作原理及特点

1、传动原理一一以张紧在至少两轮上带作为中间挠性件，靠带与轮接触面间产生

摩擦力来传递运动与动力

2、特点：

二、带传动的主要类型与应用

a.平型带传动b.V带传动——三角带一三角带传动

c.多楔带d.同步带传动

三、V带及其标准，三带胶带构造及标准

V带构造：帘布芯结构；绳芯结构

V型带标准，三角胶带规格、尺寸、使用等要求已有国家标准

按截面尺寸从小到大共有如下类型：YZABCDE

四、带传动的工作情况分析

1、带传动的受力分析：工作前（预紧）一一两边初拉力F0二F0

2）工作时（传递扭矩T）两边拉力变化：①紧力FO>F1；②松边FO>F2

仅以主动轮边带为对象（隔离体）分析：

根据平衡条件：皿=o7§+勺9-7冬二。

乙乙乙

——zz>F产F「F?=△尸-拉力差二传递的有效圆周力。

工作中，紧边伸长，松边缩短，总长不变，但总带长不变。这个关系反应在力关系

上即拉力差相等（增量二减量）

即：大一片）二"一B=>片+B=2不

由于拉力差即为接触弧上产生的摩擦力的总和，必与传递有效圆周力平衡：（取带

轮为隔离体即得）

,Fe=Ff=F]-F2=\F

Fe——有效圆周力Ff——摩擦力的总和

又根据：周向力与功率的关系

带传递的功率：P=瑞，（KW）

e

一有效圆周力（N）V-m/ts

2

2

由式（6-1）和（6-2）得：<2

讨论：F1与F2与F0和Fe有关，Fe又与P有关，当Pt时，Fef,即Fff,但对

一定的带传动其摩擦力Ff有一个极限值Ffmax-*由Ffmax决定了带传动的传动能力。

带传动的最大有效圆周拉力及其影响

3=efa=>F\=F,*式中：f—摩擦系数（对V型带Tf_fv代）

「2

a一包角（rad）一般为主动轮（小轮包角）^^180°-Z）2~D|x60°（57.3）

a

e—自然对数的底（e=2.718……）

联立尸2二乙一皮

£,二耳一“2

FH

4、临界圆周力Fee

带传动的最大有效圆周力（临界值（不打滑时））

=Fec=『1-4）一（推导Po功率时要用）

e

fi__L

^=2F<>（p^）=2Fo（^r）

e+1l+--

efa

5、影响因素分析一一①FO：

②与。：。大接触弧长，Fee大，传递Fee大一传递扭矩T越大

③f：三角带fv>f,・•・》.带承载能力大。

弹性滑动与打滑

1、弹性滑动一一不可避免

分析：主动轮上，带边走边收缩（•・•力越来越小），由此带的变形逐步下降，带在

开始进入轮时与轮贴紧，而出轮时则落后于轮，，带速落后于轮速。

V6V—带相对于轮的相对滑动速度；，

从动轮上，恰恰相反，带边走边伸长，带连高于轮速。V2<V

AV-V2=VS一一带对轮的相对滑动速度，这种现象称弹性滑动

结论：弹性滑动是在外力作用下通过摩擦力引发拉力差而使得带的弹性变形量改变

而引起的带在轮面上的局部相对滑动现象（使带与轮的速度有变化，使从动轮速度

低于主动轮）。

弹性滑动后果：

①从动轮速度V2小于主动轮速度VI,使传动比不恒定。

②传动效率nIo

③带的磨损加剧。

2、打滑：一一正常工作时必须避免

打滑总是首先产生在小带轮上，（因为小轮上包角小）

③当PtftFettt,Fe>Ffc时，开始全面打滑

弹性滑动与打滑的区别：

弹性滑动是由于带是挠性件，摩擦力引发的拉力差使带产生弹性变形不同而引起，

是带传动所固有的，是不可避免的，是正常工作中允许的。

而打滑是过载引起的，是失效形式之一，是正常，作所不允许的。是可以避免也是

应该避免的。

弹性滑动的影响：影响传动比i,使i不稳定，常发热、磨损。

打滑的影响：使带剧烈磨损，转速急剧下降，不能传递T,不能正常工作。

3、滑差率£

二、工作应力分析

，紧边与

1、拉应力一。(Mpa)

'松边=K/A

——

A——带的横截面积

2、离心应力一/及=且"2—（N）—离心拉力

g

离心拉应力：。c=七/八=丝（Mpa）式中：q——单位带比质量（N）,g—

gA

一重力加速度g=9.8m/s2V——带的线速度（m/s）（分在整个带长上相同）

3、弯曲应力一一八,作用在带轮段

V:＜7,=—=E—（Mpa）

AWD

D越小，4越大；h越大，％越大，・,・?|＞々2

带中应力分布情况----

・.・.2,从紧边6f松边%

6八＞%2一一只在弯曲部分有外一一带全长存在

・•・在A1点最大应力：Max=6+?

巴海位置产生在紧边与小带轮相切处

工作时带中的应力是周期性变化的，随着位置的不同，应力大小在不断地变化，J

带容易产生疲劳破坏。

思考：打滑是失效形式之一，不允许的，应当避免的，但又有过载保护作用，是否

矛盾？（过载保护作用与打滑是否矛盾？）

第9次2学时

单元标题：

8.3普通V带传动的设计计算8.4带轮设计8.5V带传动的张紧、安装与维护

课堂类别：理论

教学目标：

通过本次课的学习，使学生掌握带传动设计计算及带轮的设计，熟悉带传动的

张紧、安装与维护

教学重难点：

重点：带传动设计计算

难点：无

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

一、失效形式与设计计算

失效形式（主要）1）打滑；2）带的疲劳破坏

2、设计准则：保证带在不打滑的前提下，具有足够的疲劳强度和寿命

二）、单根三角胶苗的功率一P0

不打滑条件：一一临界摩擦状态（静不动下）

由疲劳强度条件：%的=0+心+4V。1

6——与传递功率有关（即与打滑有关）9】一一许用拉应力

••・传递极限圆周力：£.=G（1一』）=<7,A（1-3）

又心=等n,p

FV1y

••・传递的临界功率：P=——=巧A（1--「）----

1000'*"1000

单根三角带在不打滑的前提下所能传递的功率为；

1v

）.—（KW）

式中：P0——单根带带传递的临界功率（KW）

V——带速（m/s）

Fee——临界圆周力（N）

〔b------定条件下（材料）由疲劳强度决定的许用拉应力

设计数据及内容

己如：P,nl,n2或i传动布置要求（中心距a）工作条件

要求是：［带：型号，把数，长度

.轮：Dinin,结构，尺寸」中心距（a）轴压力Q等

设计步骤与方法（步一主要参数的选择方法）

①确定计算功率Pea：Pca=KAPKA—工况系数，

②选择带型号：Pea,nl

③定带轮直径（验算带速V）

a）由表定小轮直径Dimin（与带的型号有关）（计算直径）

D、二肛或"="/）«-£）=>圆整（也可不圆整），6'=0.02

b）验算带速VV二冠）陷；60xKXX）

要求：5m<V<25m/st最佳带速V=20~25m/s

如V太小，由P二FV可知，传递同样功率〈P时，圆周力F太大，带的根数太多，且

P1太小，弯曲f,寿命I,措施：应DIt且轴承尺寸t）

V太大，则离心力太大，带与轮的正压力减小，摩擦力I,传递载荷能力I,传

递同样载荷时所需张紧力增加，带的疲劳寿命下降，这时措施D1应I,否则寿命

太短。

如V不合适，则应重选D1

4)求中心距a和带的基准长度Ld

a)初选aO67（2+4）＜〃。＜2（R+2）或按结构尺寸要求定

b)由aO定计算长度（开口传动）

TT(2-

忆=2%+耳（口+。2）+

c)按表7-3定相近的基础长度Ld

d）由节线长度L求实际中心距。。旬+笞4

对V

5)验算小轮包角

%«180°一一二x60°(57.3°)囚>120°(90°),

a

%不满足措施：l）af（i一定时）;2）加张紧轮.••一般i=3~5（V带）

6）计算带的根数Z

Z=<10

(4+M))K,K,K

心一一包角系数；KL一一长度系数考虑带的长度不同的影响因素。

K——材质系数：△与一一单根胶带考虑传动比i影响的功率增量

7）确定带的初拉力F0（单根带）

pD_K

入=5（X＞』,一a）+q"2（N）

°VZKa

8）求带作用于轴的压力Q

Q=2Z&cos?=Z.2F。-y)=2^)-Zsiny

带轮结构设计及带的张紧与维护

1）实心式DW（2.5~3）d

2）胶板式D^300mm

3）孔板式D<3OO（D1DI。100mm时）

4）轮辐式D>300

课后作业：8-2.8-3

第10次2学时

单元标题：

第九章链传动

课堂类别：理论

教学目标：

通过本次课的学习，使学生了解套筒滚子链结构、掌握链运动的不均匀性

教学重难点：

重点：链运动不均匀性和动载荷

难点：掌握链传动的受力分析

教学方法与手段：

1.教学方法：教师注授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

一、链传动乍原埋与特点

1、工作原理：两轮间以链条为中间挠性元件的啮合来传递动力和运动。

2、组成；主、从动链轮、链条和张紧装置等。

3、特点

优点：①平均速比im准确，无滑动；②结构紧凑，轴上压力Q小；③传动效率高

H=98%；④承载能力高P=100KW；⑤可传递远距离传动amax=8mm；⑥成太低。

缺点：①瞬时传动比不恒定i；②传动不平衡；③传动时有噪音、冲击；④对安装

粗度要求较高。

4、应用：适于两轴相距较远，工作条件恶劣等，如农业机械。中低速传动：iW

8(1=2^4),PW100KW,V^12-15m/so

二、链传动的主要类型

套筒链；（套筒）滚子链一属标准件=选用、合理确定链轮与链条尺寸

套筒滚子链（结构与特点）

链接头型式：

链节数为偶数（常用）内链板与外链板相接弹性锁片（称弹簧卡）或大节

距（称开口销）一一受力较好

链节数为奇数一一用过渡链节固联，受力不利，尽量不用。

套筒滚子链链轮齿形及特点

端面齿形一一是三圆弧一直线，弧石、瓦、牙和一直线直

优点：接触应力小、冲击小、磨损少，不易跳齿与脱链

轴面齿形：两侧呈圆弧状，以利链节的进入和退出啮合

加工方法：标准刀具加工，一般为成型铳刀（只要P相同，Z不同的所有链轮均能

加工）

三、链轮的主要参数

1、链轮的主要参数,

节距P,齿数Z,分度圆直径（公称直径）d=P/sinl8CP/Z

链轮的材料

要求：1）强度；2）耐磨；3）耐冲击（在冲击载荷时）

具体有普通碳素钢，优质碳素钢和合金钢,

2、链传动的几何计算

1)、链节数LP(节线长度)

(Z,+Z)2aZ-Z,P

---------2--1-----1-1--2-----)2—

2P2兀a

2）、中心距a

Zi+z,,z,—z.7

2171

四、链传动的运动特性

链传动与挠在正多边形轮子上的带传动极其相似

正多边形边数~（Z）（齿数）

正多边形边长~（P）（节距）

当链轮转过一周，链移动距离一一ZP

当链轮转速为nl、n2时

瞬时传动比：％=上=*constan4

W2d、cosfi

・•・即使W1恒定,而W2随n（九4）而变化，・•・it不恒定。

只有当Z尸Z2（d尸d2）/=y,a（中心距）为P的整数倍时，=^-=consent，因为

必

此情况下夕，/变化处处相同。

结论：链节在运动口，作忽上忽下、忽快忽慢的速度变化。这就造成链运动速度的

不均匀，不恒定作有规律的周期性的波动。

动载冲击一一链传动的动载荷

结论：链轮转速（nl）越高，节距（力）越大，（即齿数Z1越少），动载冲击越

严重，噪音越大。

当V一定，Z1多，P小，是非常有利的。

当P、Z一定，则必须限制n,（nL—极限转速（表8-8）、nK-推荐用最高转速

r/min）,可降低冲击能量:

还应注意：链节与轮相对速度也引起冲击。

链传动的受力分析

不计动载荷，链传动中主要作用力有：

1、工作拉力Fe—作用于主动边Fe=日詈

2、离心拉力：Fe=q、V2

3、垂度拉力：

2

F；==Uga=ktqgax\0-（N）

/8/8（“〃）/

Kf——垂度系数图

F——下垂度

"---两轮中心线与水平面的夹角

4、紧边拉力F1=Fe+Fc+Ff

从动力拉力F2=Fc+Ff

5、作用于轴上载荷Q——为主从动边拉力之和，略去离心拉力（对轴压力没有影响）

Q=Fe+2Fff——影响较小

一股取Q、1.2Fe

一、失效形式

1）各元件的疲劳破坏（主要指链板、销轴、套筒、滚子）一一正常润滑及速度主

要失效形式

2）链节磨损后伸长（主要是销轴钱链磨损），造成脱链，跳齿

3）冲击破坏（反复起制动、反转或受重多冲击载荷时，动载荷大，经多次冲击、

销轴、滚子、套筒最终产生冲击断裂，总循环次数N=104）

4）胶合（重载高速）（破坏一一验算nL）——极限转速

5）轮齿过度磨损

6）过载拉断一一塑性变形（当低速重载V〈0.6m/s,按静强度设计）

二、链传动的承载能力

极限功率曲线,

设计时实际使月的功率曲线；

其实验条件：单列，水平布置，载荷平稳，Zl=19,i=3

t=100P,th=15000hAP/P於3%（节距长度增量（3%）额定单功率（单根）P0

当设计的Z、i、th、a等不同时应对P0进行修正。取一系列修正系数：

链传动的设计计算

已知：P,载荷性质，工作条件，nl,n2n求Zl、Z2nP,列数，a,润滑方式

一、链传动的主要参数选择及步骤

1、链的节距和排数

1）计算功率Pea=KA.P（KW）

2）要求单排链传递功率P.＞K—小链轮齿数系数

KzK小pZ

KP——多排链系数，KL——链长系数：

3）选型：由PO、nl=P=＞定链型号A

4）讨论：当Pf,结构尺寸t,如n一定，承载力t，但运动不平稳性，动载、噪

音也严重。

结论；因此，在满足一定功率条件下，P越小越好，高速链尤其如此。如再考虑经

济性时：

当功率大（CP）,V高时，=诜节距（P）小，用多排链

当a小，i大时=＞选节距（P）小，用多排链

当a大，i小时=选节距（P）大，用单列链

2、链轮齿数Zl、Z2及i

Z1不能过少，Z1应为奇数！Z2不能过大！Z过多容易脱链

结论：齿数过多，过少均不好，必须限制齿数，两面限制:

z'-z-=17Z1应为奇数，但未设计V未知，难选，一般选假设V设计后再校核。

Z2=/Z>nZ2max4不能过多，

传动比i「23~45飞>6

齿数Z13广2725〜232门717

3、链节数与中心距——LP,a

通常以节距倍数来表示链长LP

1）初选aO

Ta过小时则。过小（包角）参加啮合齿数少，总的LP也少，在一定的V下，链节

应力循环次数增加，寿命下降，但a过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。

一股推荐：初选a0=（30~50P）,amax=80P

2）算LP（链节数）

（=4=马等+学+（冬冬）2£n圆整为整数（最好为偶数）

P2P27ra[}

3）求中心距a'（实际）

）小—一8.

a=7—修

4、轴上压力——Q

「1OOOP

Q-1.2Fe工作压力/e=—^(N)

课后作业：9-1、9-3

第“次2学时

单元标题：

第十章齿轮传动10.1概述10.2齿轮传动的失效形式及设计准则

10.3齿轮的材料及选择原则10.4齿轮传动的计算载荷

课堂类别：理论

教学目标：

通过本次课的学习，使学生掌握主要失效形式，热处理方法，掌握齿轮的计算

载荷，掌握直齿轮力分析的方法

教学重难点：

重点：齿轮受力分析

难点：掌握应力分布规律

教学方法与手段：

1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发

2.教学手段：课件演示、视频课件

主要教学内容及过程

一、失效形式

1、轮齿折断：弯曲疲劳折断一一闭式硬齿面齿轮传动最主要的失效形式

过载折断一一载荷过大或脆性材料

提高轮齿抗折断能力的措施：

减小齿根应力集中、改善热处理、齿根部分进行表面强化处理

2、齿面疲劳点蚀一一闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式

位置：节线附近

原因：1）单齿对啮合接触应力较大；

2）节线处相对滑动速度较低，不易形成润滑油膜；

3）另外油起到一个媒介作用，润滑油渗入到微裂纹中，在较大接触应力挤压下使

裂纹扩展直至表面金属剥落。

防止措施：1）提高齿面硬度；

2）降低表面粗糙度；

3）采用角度变位（增加综合曲率半径）；

4）选用较高粘度的润滑油；

3、齿面磨损一一开式齿轮的主要失效形式

类型一一齿面磨粒磨损，

防上措施：

1）提高齿面硬度；

2）降低表而粗糙度；

3）润滑油定期清洁和更换；

4）变开式为闭式。

4、齿面胶合一一高速重载传动的主要失效形式一一热胶合，

原因：高速、重载一压力大，滑动速度高一摩擦热大一高温一啮合齿面粘结（冷焊

结点）一结点部位材料被剪切一沿相对滑动方向齿面材料被撕裂。

防土措施：1）采用抗胶合能力强的润滑油nt（加极压添加剂）；

2）采用角度变位齿轮传动

3）提高齿面硬度；

4）配对齿轮有适当的硬度差

5）改善润滑与散热条件。

5、齿面塑性变形一一低速重载软齿轮传动的主要失效形式

材料塑性流动方向与齿面受摩擦力方向一致，

防止措施：1）提高齿面硬度;

2）采用高粘度的润滑油或加极压添加剂。

二、设计准则

主要失效形式设计准则

闭式软齿面齿轮传动齿面接触疲劳强度准则

闭式硬齿面齿轮传动齿根弯曲疲劳强度准则

开式齿轮传动采用齿根弯曲疲劳强度准则，并通过增大m和降低

来考虑磨损的影响。

三、计算载荷；Fnc=KFnFn—名义载荷

载荷系数："储、右、右、儿

K八一一工作情况系数人一一初载荷系数

Kft一一齿向载荷分布系数K.一一齿间载荷分配系数

1、工作情况系数KA

考虑了齿轮啮合时，外部因素引起的附加动载荷对传动的影响，

它与原动机与，作机的类型与特性，联轴器类型等有关

2、动载荷系数KV——考虑齿轮制造误差和装配误差及弹性变形等内部因素引起的

附加动载荷的影响

主要影响因素：

1）齿轮的制造精度PblWPb2

2）圆周速度V,图9-9

降低KV措施：

1）提高齿轮制造安装精度；

2）减小V（减小齿轮直径d）；

3）齿顶修缘

注意：修缘要适当，过大则重合度下降过大。

3、齿向载荷分布系数八夕一一考虑轴的弯曲、扭转变形、轴承、支座弹性变形及制

造和装配误差而引起的沿齿宽方向载荷分布不均匀的影响。

影响因素：

1）支承情