【正文】 ⑷圓帶 圓帶的橫截面為圓形，一般用皮革或棉繩制成（見圖52c）。a） 平帶傳動 b）V帶傳動 c）多楔帶傳動 d）圓帶傳動圖52 帶傳動的類型⑶多楔帶 多楔帶相當于若干根V帶的組合（見圖52c）。V帶傳動由一根或數(shù)根V帶和帶輪組成（見圖52b）。的半交叉?zhèn)鲃樱ㄒ妶D53c）。常用的平帶為橡膠帆布帶。按帶的橫截面形狀不同可分為四種類型，如圖52所示。 帶傳動的類型根據(jù)工作原理不同，帶傳動可分為摩擦帶傳動和嚙合帶傳動兩類。當主動軸和從動軸相距較遠時,常采用這種傳動方式。本任務主要是了解帶傳動的類型和特點、主要研究普通V帶和V帶輪的設計和尺寸選擇、并對帶傳動的工作能力進行分析、熟知帶傳動的張緊維護與安裝知識，對帶傳動的工作原理、特點、類型及應用有個全方面的認識。第五章 帶傳動帶傳動是通過中間撓性件帶與帶輪之間的摩擦，將主動軸的運動和轉(zhuǎn)矩傳給從動軸，它適合于遠距離傳動，且結(jié)構(gòu)簡單、維護方便。(3)一對新齒輪使用前，應先進行跑合運轉(zhuǎn)，即在空載和逐漸加載的方式下，至少要運轉(zhuǎn)十幾個小時。(2)選用適合的潤滑劑，同時采用合理的潤滑方式，明確加油部位，加油量要合適。（1）齒輪的正確安裝。選擇潤滑油時先根據(jù)齒輪的工作條件以及圓周速度查得運動粘度值，再根據(jù)選定的粘度確定潤滑油的牌號。選擇潤滑油 圖424 齒輪傳動潤滑（2）開式齒輪傳動的潤滑人工定期加油潤滑潤滑的作用：減少摩擦和磨損，降低噪聲幫助散熱和減少銹蝕等。二、齒輪傳動的潤滑與維護mm時，為減輕重量，可做成輪輻式鑄造齒輪(圖423)，輪輻剖面常為+字形。輪輻式齒輪考慮到加工時夾緊及搬運的需要，腹板上常對稱的開出4～6個孔。 圖421 實心式齒輪腹板式齒輪為便于裝配和減少邊緣應力集中，孔邊及齒頂邊緣應切制倒角。(a)齒頂圓直徑da≤200mm；(b)對可靠性有特殊要求；(c)高速轉(zhuǎn)動時降低噪聲。當輪輻的寬度與齒寬相等時得到實心式齒輪結(jié)構(gòu)(圖324)，它的結(jié)構(gòu)簡單、制造方便。故當x＞(圓柱齒輪)或x＞(錐齒輪)時，應將齒輪與軸分開制造。齒輪軸一、齒輪結(jié)構(gòu)設計時，要同時考慮加工、裝配、強度、回用等多項設計準則，通過對輪輻、輪轂的形狀、尺寸進行變換，設計出符合要求的齒輪結(jié)構(gòu)。(6)繪制齒輪零件圖。(4)校核齒輪傳動的彎曲疲勞強度 查圖415取標準齒輪(χ=0)的復合齒形系數(shù)YFS1=，YFS2 =；按式(417)驗算齒根彎曲疲勞強度σF1= = Mpa= Mpa＜[σF1]σF2=σF1 = Mpa = Mpa＜[σF2]經(jīng)驗算，齒根彎曲疲勞強度滿足要求，故合格。齒寬b =ψdd 1 =165=65 mm，取b 2 =65 mm,b1=70 mm。3)計算齒輪傳動中心距:a = m (z1+z2)/2=(26+110)/2 mm =170 mm，中心距尺寸的尾數(shù)應為0或5。i 為理論傳動比，i′為實際傳動比（i′= z2/z1）。[σH]使用較小的[σH2]=540Mpa。mm =107194N由式(417)計算得[σF1]=550Mpa，[σF2]=380Mpa，[σH1]=700 Mpa，[σH2]=540Mpa。查圖416得σFlim1=550Mpa，σFlim2=380Mpa，查表45取SFmin =1。(1) 選擇齒輪材料，確定熱處理方法 該齒輪傳動無特殊要求，故可采用普通齒輪材料，根據(jù)表43，并考慮小齒輪的齒面硬度大于大齒輪的齒面硬度30～50HBS的要求，選小齒輪的材料42SiMn，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度217～286HBS，大齒輪的材料45鋼，正火處理。傳遞功率P =11kW，主動齒輪轉(zhuǎn)速n1 = 980r/min，傳動比i=?，F(xiàn)在將一般設計步驟簡述如下:1．根據(jù)設計任務要求，選擇合適的齒輪材料、熱處理方法；2．根據(jù)設計準則；計算齒輪的模數(shù)m或分度圓直徑d1；3．確定齒輪傳動的主要參數(shù)和計算幾何尺寸；4．根據(jù)設計準則校核接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度；5．計算齒輪的圓周速度，確定齒輪精度；6．繪制齒輪零件圖。一般直齒圓柱齒輪的齒寬系數(shù)可參考表46選取。因此，應合理選擇齒寬系數(shù)。3齒寬系數(shù)Ψd由式(419)和式(422)可知，增大齒寬系數(shù)，可以提高齒輪承載能力，減小分度圓直徑。一般情況下，齒輪的實際傳動比與名義傳動比的相對誤差允許值為177。對于一般齒輪傳動,常取i≤5～7；若i≥7，應采用多級傳動，以減少傳動裝置的尺寸。齒輪模數(shù)的確定應滿足齒輪的強度條件要求。齒輪齒數(shù)的選取應滿足強度計算要求。因此，一般在滿足彎曲強度條件的前提下,齒數(shù)適當多些，模數(shù)取小些。1 參數(shù)選擇齒輪不根切的最小齒數(shù)為17，如果允許少量根切，齒數(shù)可以減少到14。表47 材料系數(shù)ZE小齒輪材料大齒輪材料鋼鑄鋼球墨鑄鐵灰鑄鐵鋼鑄鋼球墨鑄鐵灰鑄鐵注:通常，應使大小齒輪強度趨于相等，故表中只取小齒輪材料優(yōu)于大齒輪材料的組合。如果設計一對非鋼制齒輪，則式中常數(shù)671應修正為671*ZE/，ZE為材料系數(shù)，可查表47選取。但由于兩齒輪的材料及齒面硬度可能不同，兩齒輪的許用應力[σH1]和[σH2]也可能不同。若將b =ψd代入式（420），經(jīng)整理得直齒圓柱齒輪傳動按齒面接觸疲勞強度條件，計算小齒輪直徑的設計公式 （422）考慮到齒輪制造和安裝誤差，通常取小齒輪齒寬b1比大齒輪齒寬b2寬5~10mm，在設計計算時，齒寬取小值。根據(jù)彈性力學接觸應力計算公式，經(jīng)整理后，得一對鋼制標準直齒輪圓柱齒輪齒面接觸疲勞強度校核公式為圖418 漸開線齒廓接觸應力計算簡圖 （420） （421）式中 σH———— 齒面接觸應力（MPa）； b———— 齒寬（mm）； d1————小齒輪分度圓直徑（mm）； T1————主動輪轉(zhuǎn)矩（N實踐證明，疲勞點蝕一般發(fā)生在兩齒輪嚙合的節(jié)線附近。圖417所示，兩曲率半徑不同的平行圓柱體，無載荷接觸時，應是線接觸，作用一法向力Fn后，接觸表面在壓力作用下產(chǎn)生彈性變形，變?yōu)槊娼佑|，接觸面上的局部應力，稱為接觸應力，此時，由該壓力引起的強度問題稱為接觸疲勞強度。(3)由于一對嚙合齒輪的齒面硬度和齒數(shù)不同，因此兩齒輪的許用應力和復合齒形系數(shù)也不相等，所以應使用式（418）分別驗算大、小齒輪的彎曲強度，即應使σF1≤[σF1]和σF2≤[σF2]。(2)應將由式（419）計算得到的模數(shù)m圓整成標準值。表46 齒寬系數(shù)ψd小齒輪相對于軸承的位置齒 面 硬 度軟齒面（硬度≤350HBS）硬齒面（硬度＞350HBS）對稱分布非對稱分布懸臂布置~~~~~~注：直齒圓柱齒輪取小值，斜齒圓柱齒輪取大值，載荷穩(wěn)定、軸的剛度大取大值，反之取小值。mm）；[σF]為輪齒的許用彎曲應力（MPa）；K為載荷系數(shù)，可根據(jù)動力源和工作機的工作狀況由表44選取，圖415 外齒輪的復合齒形系數(shù)σFlim為試驗齒輪單向旋轉(zhuǎn)時的彎曲疲勞極限（MPa），其值按圖416查取，；SFmin為齒根彎曲強度的最小安全系數(shù)，其值可按表45查取。夾角，且與齒根圓角相切的切點間連線ac的位置（見圖414） 圖414 齒根危險截面62 / 62經(jīng)整理后，得齒根危險截面彎曲應力的驗算公式為 （417） （418）式中，為危險截面的最大彎矩（N1．齒根彎曲疲勞強度計算齒根彎曲疲勞強度計算是針對齒輪疲勞折斷進行的。表44 載荷系數(shù)K原 動 機工作機械載荷系數(shù)均 勻中 等 沖 擊大 的 沖 擊電 動 機1~~~多缸內(nèi)燃機~~~單缸內(nèi)燃機~~~注1．直齒、圓周速度高、精度低、齒寬系數(shù)大時取大值；2．斜齒、圓周速度低、精度高、齒寬系數(shù)小時取小值；3．齒輪在兩軸承間對稱布置時取小值，不對稱布置取大值，懸臂布置時取大值。考慮到上述因素的影響，計算輪齒強度時，采用計算載荷，即把名義載荷乘以數(shù)K，作為齒輪受力的依據(jù)。實際上由于軸和軸承的變形、齒輪的制造和安裝等誤差，載荷沿齒寬并不是均勻分布的，因而出現(xiàn)了載荷集中現(xiàn)象。徑向力Fr的方向?qū)τ趦奢喍际侵赶蜉喰?。mm）；d1——小齒輪分度圓直徑（mm）；α——壓力角；P——傳遞的功率（kW）n1——小齒輪的轉(zhuǎn)速（r/min）。Fn可分解為圓周力Ft和徑向力Fr 兩個分力。第五節(jié)標準直齒圓柱齒輪傳動的設計5．1 輪齒受力分析為計算齒輪強度，首先確定作用在輪齒上的力。通常β=30186。這樣，人字齒輪的螺旋角β就可以增大，一般取β=25186。為了克服這個缺點，可采用人字齒輪。（3）斜齒輪齒面接觸線為傾斜的直線，接觸情況好，又由于斜齒輪不是全齒寬同時進入和同時退出嚙合，故沖擊和噪聲小。因為中心距a = （z1+z2），當zz2和mn為一定值時，中心距a隨β的改變而改變，所以可利用改變螺旋角β的方法達到湊中心距的目的。當量齒輪的齒數(shù)zv與斜齒輪的齒數(shù)z的關(guān)系為 (415)根據(jù)當量齒數(shù)zv和模數(shù)mn就可以選出合適的刀具。與斜齒輪法平面內(nèi)的齒形相同的直齒輪稱為當量齒輪，其齒數(shù)稱為斜齒輪的當量齒數(shù)，用zv表示。表43 外嚙合標準斜齒圓柱齒輪幾何尺寸計算公式（h=1，c= ，αn=20176。一對外嚙合斜齒圓柱齒輪傳動的正確嚙合條件為 β1=β2 (414)式中β1=β2表示兩斜齒輪螺旋角大小相等，旋向相反，即一為左旋，另一為右旋，如圖411所示。由圖可知它們的關(guān)系為 圖410 法向壓力角和端面壓力角的關(guān)系 (413)用銑刀或滾刀加工斜齒輪時,刀具的進刀方向垂直于斜齒輪的法平面。圖410所示為斜齒條的一個齒?！?0176。圖中陰影部分表示齒厚，空白部分表示齒槽。在進行幾何尺寸計算時，必須掌握兩平面內(nèi)各參數(shù)的換算關(guān)系。斜齒圓柱齒輪傳動廣泛應用于各種機械中。載荷的分配也是由小而大，由大而小，同時嚙合的齒數(shù)多。這樣，齒輪的嚙合就是沿整個齒寬同時接觸，同時分離，要求齒輪精度提高。 圖47 連續(xù)傳動條件第四節(jié) 斜齒輪傳動 斜齒圓柱齒輪傳動的嚙合特點和應用斜齒圓柱齒輪傳動和直齒圓柱齒輪傳動一樣,僅限于傳遞兩平行軸之間的運動。即 ε= ＞1 （410）重合度ε越大，說明同時參加嚙合的輪齒就越多，傳動越平穩(wěn)。嚙合弧與齒距之比稱為重合度，用ε表示。如果嚙合弧小于齒距，那么，當前一對齒分離時，后一對齒還未進入嚙合，顯然，嚙合中斷，不能連續(xù)傳動。如果嚙合弧DE大于分度圓齒距p，那么，當前一對齒還在K點嚙合時，后一對齒已在B2點進入嚙合。線段N1N2為理論上可能的最長嚙合線，稱為理論嚙合線。線段B2 B1為嚙合點的實際軌跡，故稱為實際嚙合線。當兩輪的一對齒廓開始嚙合時，主動輪的齒根推動從動輪的齒頂，開始嚙合點是從動輪的齒頂圓L2與嚙合線N1N2的交點B2。標準直齒圓柱齒輪的其他幾何尺寸計算公式見表42。)，才能使兩齒輪的齒側(cè)間隙理論上為零。由標準齒輪的定義及式（43）可知，對于標準齒輪顯然，若一對模數(shù)相等的標準齒輪傳動，一個齒輪的分度圓齒厚與另一個齒輪的分度圓齒槽寬必相等。模數(shù)越大，輪齒的厚度和高度也越大，從而齒輪的抗彎能力也越強。頂隙可防止一對齒輪在傳動過程中一齒輪的齒頂與另一齒輪的齒根發(fā)生頂撞，并儲存潤滑油，有利于齒輪嚙合傳動。3. 齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)c*由式（44）可知全齒高h = ha + hf ，按標準規(guī)定，齒頂高ha和齒根高hf分別為 （46）式中 、c*——分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù),對于圓柱齒輪，標準規(guī)定：=1，c*=。等。外，還有15176。我國現(xiàn)行規(guī)定的標準壓力角α=20176。表41漸開線齒輪的模數(shù)（GB135787）第一系列12345681012162025324050第二系列791114182228303645注：，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。2．模數(shù)m和壓力角α我們將齒輪分度圓上的比值p/π規(guī)定為標準值，使其成為整數(shù)或較完整的有理數(shù)，稱其為模數(shù)，用m表示，單位為mm。1. 齒數(shù)Z齒輪上的每一個用于嚙合的凸起部分均稱為輪齒。齒寬 齒輪的有齒部位沿分度圓柱面的直母線方向度量的寬度稱為齒寬，以b表示。相鄰兩輪齒同側(cè)齒廓之間的法向距離稱為法向齒距，即圖47中的pn。顯然，s+e = p,所以有