机械设计课程教学指导.docx
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机械设计课程教学指导
机械设计课程教学指导
第一章机械设计的基本知识
概述及基础知识
一、基本要求
概述是对本课程的概述和计算中的共性问题研究。
学习中应了解：
1．机械的组成、作用；机械设计工作的意义；
2．本课程的研究内容、性质，与先修课、后继课的关系以及本课程的主要任务；
3．机械设计的一般程序和主要工作内容；
4．机器应满足的基本要求；
5．机械设计中标准化的内容和重要意义;
6.深刻理解机械零件常见的失效形式及设计计算准则；
二、重点内容
1．本课程的主要任务
1）培养学生树立正确的设计思想，了解国家的技术经济政策；2）使学生掌握设计机械
所必须的基本知识、基本理论和基本技能，具有设计机械传动装置和一般机械的能力；3）培养学生具有运用标准、规范、手册及其它有关技术资料的能力；4）使学生掌握典型零件的实验方法，获得实验技能的基本训练；5）使学生了解机械设计的新发展、新动向。
2．机械设计的一般程序
1）制定设计工作计划；2）方案设计；3）技术设计；4）施工没计；5）试制、试验及
鉴定；6）定型产品设计。
3．机器应满足的基本要求
1）实现预定功能的要求；2）安全可靠要求；3）经济合理要求；4）操作使用要求；5）其
它特殊要求。
4．标准化的内容和重要意义。
三、教学指导
本章所提出的一些问题涉及面较广，学生不可能一下子就理解，应联系先修课及本书后面的有关章节，逐渐加深体会，只有充分体会了，才能真正理
解。
本章所提出的一些原则精神，如机器应满足的基本要求、机械设计中的标准化等，对学
习以后有关章节和从事机械设计的实践均具有指导意义。
疲劳强度计算部分
一、基本要求
1．熟练掌握载荷和应力的分类方法，掌握名义载荷和计算载荷的含义及其确定方法，变应力的五个参量（σmax、σmin、σa、σm、r）以及它们之间的相互关系；
2．掌握静应力下机械零件的强度计算判据，计算应力，许用应力和安全系数的确定方
法;
3．了解疲劳现象和疲劳曲线的来源、意义和用途。
在无实验数据的条件下能利用强度
极限σs近似地作出材料的疲劳曲线；
4．了解疲劳损伤积累的概念和线性疲劳损伤积累理论（即Miner定理）的意义及其应用；
5．了解材料的疲劳极限线图的来源、意义和用途，能根据材料的四个极限应力（σs、σB、、σ-1、σo）绘制材料的简化疲劳极限线图；
6．掌握单向变应力下机械零件的疲劳安全系数校核计算方法，了解单向变应力下机械
零件的寿命估算方法；
7，掌握双向变应力下机械零件的疲劳安全系数校核计算方法；
8．了解机械零件的接触疲劳强度概念和接触应力计算公式；
9．会使用本章附录中所列的数表，选取合理数据。
二、重点内容
1．静应力机械零件强度计算的判据、计算应力公式、材料极限应力和安全系数的确定；
2．疲劳现象及断口形貌、疲劳曲线及其表达式；
3．线性疲劳损伤积累理论及其表达式；
4．材料的疲劳极限线图的功用，常用的简化疲劳极限线图，谢林森折线图的绘制及其
数学表达式；
5．单向变应力下机械零件的疲劳强度计算，包括安全系数计算和零件寿命估算两个方
面。
三、教学指导
1．本章与有关课程的关系在先修课程中，与本章联系最密切的课程是材料力学，在
学习本章的同时应适当复习材料力学中的有关内容，如强度理论部分；
2．载荷与应力的分类分析机械零件上所受的载荷和应力，是对机械零件进行强度计算的首要条件，因此应对载荷和应力的分类、各类载荷和应力的特征有一全面的认识，包括：
（1）大多数机器和零件所受的载荷均为变载荷；
（2）为设计计算方便，常在名义载荷的基础上乘一个载荷系数（或工作情况系数）K，以考虑外载荷的变化。
名义载荷乘上载荷系数后的载荷称为计算载荷。
将计算载荷视为静载荷作用于零件；（3）变载荷产生的应力必然是变应力，但静载荷不一定只产生静应力，也可能产生变应力；（4）大多数零件受变应力作用。
讲解应力分类时，应着重分清什么是稳定变应力（也称等幅变应力），什么是非稳定变
应力（也称变幅变应力），稳定变应力的三种典型形式以及表征它们的五个变应力参量（σmaxσminσaσmr）。
要求作到：
在已知任意两参量的条件下，能非常熟练地求出其它三个参量。
3．静应力下机械零件的强度计算这部分内容很重要，其中包含许多重要的强度计算
概念，因此，学生在学习本节之前应复习材料力学中有关强度理论的内容。
要熟练地掌握平面应力状态时各强度理论的概念和公式，并能恰当地运用这些公式去解决零件强度计算问题。
4．疲劳与疲劳曲线要了解疲劳现象、疲劳断口形貌和疲劳破坏的特点，以便为整个疲劳强度计算提供感性知识。
要了解疲劳曲线的来源、各段曲线所表达的意义以及各段曲线的数学表达式。
应深刻理解：
在循环应力作用下材料的破坏是疲劳破坏，这时，其名义应力值可以低于材料的σB和σS值；在循环应力作用下的材料强度极限与应力循环次数（即寿命）N的大小有关；在疲劳曲线AB段，N愈大，材料的强度极限愈小；反之亦然。
在BC段，材料强度极限与N无关，前者称有限寿命区，后者称无限寿命区。
在无限寿命区中，对应于破断时的材料的最大应力称疲劳强度极限σr。
一般材料表格中常给出r＝—1时疲劳强度极限值，即σ-1。
要理解式（1-11）并记住式（1-13）和（1-14），至于公式中N0和m的值不必记忆，在以后用到时都会给出。
还应了解一下疲劳曲线的近似作图法，以便必要时应用，但这部分内容不是主要的。
5．线性疲劳损伤积累理论（即Miner定理）要理解：
（1）疲劳损伤积累理论是处理规律性非稳定变应力（即变幅变应力）下疲劳强度问题的一个基础理论；
（2）线性损伤积累理论是众多损伤积累理论中最简单、最实用的一种；（3）线性损伤积累理论的实质就是：
构成损伤的各级应力对材料损伤率之和等于1时，材料即发生疲劳破坏。
这个理论的数学表达式为（1—36），学生在解题和学习以后各章节时应牢记此公式。
6．材料的疲劳极限线图要掌握以下内容：
（1）为什么要研究疲劳极限线图?
它的功用
是什么?
（2）在工程上为何常用简化的疲劳极限线图?
（3）常用的两种简化疲劳极限线图都展怎样进行简化的?
各有何优、缺点?
各应用于何种情况?
（4）谢林森折线图如何绘制?
（5）谢林森折线图的数学表达式；（6）等效系数ψσ和ψτ的含义是什么?
关于将平均应力折合为应力幅的等效系数ψσ的说明。
实验证明，平均应力σm对材料的疲劳强度是有影响的，在最大应力σmax相等的条件下，减小平均应力σm（即增大应力幅a），会使材料试样的寿命减小。
但σa和σm对疲劳强度的影响是不同的，两者不能等量齐观。
式（1—26）和（1—27）中的ψσ，其含义就相当于某种材料能把所承受的平均应力转化成等效的应力幅的一种特性。
换言之，非对称循环变应力的平均应力部分乘了ψσ之后，就有与对称循环变应力的应力幅同等的疲劳损伤作用了。
在应力的循环特性r不变的情况下，这个变化可用图加以说明。
图1-1非对称循环变应力的等效转化
由图可见，其中图a）的非对称循环变应力可分解为图b）的对称循环变应力和图c）的平均应力。
图c）的平均应力又可等效转化为图d）所示的对称循环变应力，最后可将图b）和图d）合成为图e）中的对称循环变应力。
这个转化过程又可称为非对称循环变应力的等效对称化。
7．对于影响零件疲劳强度的三个因素，要求掌握其概念，会利用附录有关表格查得所
需数值。
8．单向变应力下机械零件的疲劳强度计算实际机械零件的应力状态，多为双向应力
状态，单向应力状态遇见的比较少。
虽然这样，但单向应力状态下机械零件强度的计算方法却是强度计算的基础。
只有在深入地了解了单向应力下的强度计算问题之后，才可进行双向应力状态的研究。
机械零件的疲劳强度计算包括两个方面：
一是在材料机械性能、零件结构尺寸和工作应力的大小为已知的条件下，对零件进行疲劳强度安全系数校核，以确定该零件工作时是否安全；另一内容是在上述已知条件下对零件进行寿命估算，以满足使用期限的要求。
对第一个内容要求学生一定要熟练掌握；对第二个方面的内容作到一般了解，懂得基本原理就行，工作中需要这方面知识时再去看专著`。
式（1—28）、（1—30）、（1—32）、（1—43`）要求能熟练地推导、牢固记住、正确运用。
在讲授非对称循环稳定变应力下安全系数计算一节时，首先应明确的是：
在一个已知的
工作应力点M（σm，σa）条件下，由于零件中应力变化规律（加载规律）的不同，可以求出对应于此工作应力点的无穷多个疲劳极限，即疲劳极限曲线上任何一个点所代表的疲劳极限都可作为该工作应力的极限应力。
在本书中采用最简单且最常见的简单加载规率，即r＝C情况下的极限应力计算方法。
其次，在任何一种加载规率下，零件都有出现疲劳破坏和静应力破坏的两种可能性。
到底易于出现哪种破坏，则取决于加载规体曲线与简化的谢林森折线图的哪一段直线相交。
若和AE直线相交，则首先发生疲劳破坏；如和ED直线相交，则首先发生静应力破坏（屈服）。
理论上虽然如此，但实际上进行强度计算时并不要求画出疲劳极限图，并判断工作应力变化曲线与折线的哪一段相交。
因此，在进行强度计算时，应运用式（1—31）和（1—32），同时算出两个安全系数，安全系数小的就是易发生破坏的形式（详见例题）
非稳定变应力疲劳强度计算中，读者一定要掌握这样一个基本概念：
通过迈内尔（Miner）定理，把一个非稳定对称循环变应力的疲劳强度计算转化为等效的对称循环稳定变应力的疲劳强度计算。
这个过程称为等效稳定化。
如果原来作用的不是对称循环非稳定变应力（为非对称循环非稳定变应力）时，则首先应该通过式（1—26），把各级非对称循环变应力等效对称化，然后再通过式（1—39）和（1—40）进行等效稳定化。
这样就可以把一个非对称循环变应力问题当作对称循环变应力问题来处理（详见例题）。
9．双向变应力下机械零件的疲劳强度计算主要应掌握式（1—43）的运用，对该式的
推导作一般性了解即可。
本章是重点章，所阐述的概念和公式又是后续章节强度计算的基础理论，故在本意讲授结束后，要进行系统复习并作一小结。
小结时应着重疲劳与疲劳曲线、线性疲劳损伤积累理论、单向变应力下机械零件的疲劳强度计算三部分内容。
可将疲劳强度计算公式汇总列于表中供复习和做习题时参考。
第二章螺纹联接与轴毂联接
一、基本要求
1．了解螺纹及螺纹联接件的类型、特点、结构、标准及应用场合；
2．了解螺纹联接预紧的目的及预紧方法；
3．掌握螺纹联接防松的目的、防松原理及防松结构；
4．掌握螺栓组联接的结构设计原则、受力分析的目的及方法，能够合理设计螺栓组联
接；
5．掌握单个螺栓联接的失效形式、受力分析及强度计算；
6．掌握提高螺栓联接强度的措施；
7．了解螺旋传动与螺纹联接在螺纹牙选型、性能要求、材料选择及设计计算等方面的
区别。
轴毂联接是机械传动中广泛应用的联接形式。
本章主要研究键联接、花键联接和过盈配合联接。
其中键联接包括平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接，通过对这些内容的学习达到以下基本要求：
1．掌握各类键联接的结构型式、特点和应用；
2．掌握各类键剖面尺寸和长度的确定方法；
3．了解各类键联接在工作中的失效形式，并掌握平键联接的强度校核计算方法；
4．掌握花键联接的类型、工作特点和应用，以及失效形式和强度校核计算的方法；
5．掌握圆柱面过盈配合联接的工作原理、特点和应用；
6．掌握圆柱面过盈配合联接的计算；
7．了解过渡配合联接的装配方法。
二、重点内容
1．掌握螺拴组联接结构设计的原则，对外载荷为轴向力、横向力、扭矩及倾覆力矩四
种基本受力情况的螺栓组，要求能找出受力最大的螺栓及其所分担的工作载荷的大小。
2．掌握单个螺栓联接的强度计算，要求能分析在各种螺纹联接中，单个螺栓所承受的总载荷的大小及强度计算方法。
3．掌握受变载荷作用下螺纹联接的强度计算，掌握螺栓联接受力与变形关系图。
4．掌握提高螺栓联接强度的结构措施和工艺措施。
5．键联接的结构形式、特点和应用，以及键的选择，失效形式和平键联接的强度校核计算。
6．花键联接的类型、特点和应用，以及花键联接的强度校核计算。
三、教学指导
螺纹连接部分
1．本章与有关课程关系
在讲授本章时，学生应该复习有关课程的相应部分。
如机械原理中的斜面摩擦、螺旋副的摩擦；材料力学中的强度理论（拉伸、压缩、弯曲和扭转等）和压杆稳定性理论；金属工艺学中的材料和热处理部分。
2．在工程实际中螺栓联接通常是成组使用，在螺栓组联接设计时，除了要合理的设计
结构外，还要通过螺栓组的受力分析以找出受力最大的螺栓，再按照单个螺栓联接的强度公
式对这个受力最大的螺栓进行设计计算，其余的螺栓可按同样尺寸选用。
1）螺栓组中螺栓数目及其在接合面上的布置，通常是参考现有设备按经验确定。
但是
不同的布置方案将影响到总的载荷在各个螺栓中的分配。
计算总载荷在各个螺栓中的分配时，可以采用下述步骤：
（1）将总载荷分解；
（2）将分解后的载荷向螺栓组形心转化；
（3）螺栓受到的载荷不外乎是轴向力、横向力、扭矩和倾覆力矩这四种基本情况。
按照
这四种基本情况分别进行载荷分配，便可以找出受力最大的螺拴所受到的各种载荷，用矢量叠加原则可求得该螺拴所受的最大载荷（横向或轴向）。
为了加深理解．建议对几种螺栓组进行载荷分析。
2）本章的难点为承受倾翻力矩的底板螺栓组联接的计算。
计算时，假设底板是刚性体，翻转时不变形，仍保持为平板。
地基和螺栓则是弹性体。
同时假设底板在受到倾覆力矩作用时，将绕对称轴线O—O翻转，如教材图2-23所示，承受外载荷以前，由于各螺栓被拧紧，
图2-1受倾翻力矩的螺栓组连接图2-2载荷与变形
地基受均匀的压缩，而螺栓受均匀的拉伸，底板在受到倾覆力矩M作用后，绕O—O轴线翻转一个角度，但仍保持为平板。
在轴线O—O左侧，地基压缩被减轻，螺栓被进一步拉长；在轴线O—O右侧，螺栓拉伸程度减小，而地接则进一步被压缩。
这些拉伸和压缩的变形量都与各点距O—O轴线的距离成正比。
图2-1表示了底板的受力平衡情况，图b表示没有外载荷前螺栓只受预紧力作用的情况，表示个螺栓对底板的作用力，其值等于螺栓的预紧力。
地基对底板作用力的大小，等于地基受压面积（底板有效面积）乘上挤压应力。
图c）表示了刚性底板受到翻转力矩作用后的受力平衡图。
由于底板的倾翻使左边的螺栓进一步受到拉伸。
所受的载荷由预紧力Qp上升为Q1。
同一处的地基将被放松（σQP下降σQP,）。
右侧的螺栓放松，所受载荷由预紧力Qp下降Q2。
同一处的地基被进一步压缩（σQP增大σQP2,）。
以受轴向拉伸情况说明，用螺栓—地基的变形图来统一表示（图2-2）。
图中，只就单个螺栓而言，并将地基和地板的互相作用力都以作用在螺栓中心线上的集中力表示。
ObA斜线表示螺栓的受力变形线，OmA斜线表承地基的受力变形线。
受载前，螺栓和地基的工作点部是A点。
螺栓受有拉伸预紧力QP，而地基受有压缩力QP。
两者大小相等，方向相反，分别作用在地基与螺栓两个物体上。
因此，底板上受到的合力为零。
当底板上受到外加翻转力矩M作用后，如图c），在翻转中心线O—O左侧，螺栓和地基的工作点分别移到B2与C2点（图C），即螺栓受到的拉力增到Q1，地基的压力减少到QP1,。
两者作用到底板上的合力，其大小等于工作载荷Fl，方向向下。
与前类似，在翻转中心的右侧，螺栓与地基的工作点分别移至及B2与C2点，地基所受的压力增到QP2,，螺栓所受的拉力减少至Q2，两者作用到底板上的合力，其大小等于工作载荷F2,方向向上。
作用在底板上的所有作用载荷之和形成一个力矩。
这个力矩应该与外加倾覆力矩M相平衡。
由上述分析得知，螺栓组受力最大的螺栓的工作拉力Fmax可由式（2—17）算得，符号的意义见教材。
这里载荷Fmax只是受力最大的螺栓中的轴向工作载荷。
为了防止接合而受压最大处被压溃或受压最小处出现间隙。
应按式（2—20）及（2—21）检查计算。
3．单个螺栓联接的强度计算
单个螺栓直径的计算是整个螺栓联接设计的核心部分。
螺栓联接的强度计算，首先是根
据联接的类型、联接的装配情况（预紧或不须紧）、载荷状态等条件，确定螺栓的受力。
对
于受拉螺栓，其主要破坏形式是螺杆螺纹部分发生断裂，因而其设计准则是保证螺栓的静
（或疲劳）拉伸强度。
对于紧螺栓联接，在进行强度计算时与松螺栓联接的主要不同点是将
总拉力Q增大30％。
以考虑在拧紧时扭剪应力的影响。
对于受剪螺栓，其土要破坏形式是
螺栓杆和孔壁间压溃或螺栓杆被剪断，其设计准则是保证联接的挤压强度和螺快的剪切强度，其中联接的挤压强度对联接的可靠性起决定性作用。
然后，按相应的强度条件计算螺栓危险剖面的直径（螺纹内径）或校核其强度。
螺栓其他部分的尺寸可以根据标准确定。
对于螺栓的长度。
可以根据被联接件的厚度和螺母、垫圈等的厚度来确定。
教材中介绍了螺栓直径简化计算方法。
以及螺栓疲劳强度的校核方法。
在受轴向外加裁荷的紧螺栓连接中，应该明确当受轴向拉伸载荷时，被连接件受的预紧力变为残余预紧力，螺栓的总拉力是残余预紧力和工作载荷之和。
4．对于受轴向变载荷的螺栓连接，还应对螺栓的疲劳强度进行精确校核。
5．提高螺栓连接强度的措施，参见教材
6、由学生自己完成螺旋传动大作业，螺旋传动的设计学生可按照设计指导进行，尽早接触、了解设计。
轴毂连接部分
1．键联接的选择要把所介绍的四种键联接进行对比，分析各自的特点和应用从工作原理来看，平键和半圆键联接是靠联接件本身的抗挤压和抗剪切能力工作；楔键联接是靠摩擦力工作；切向键联接既靠联接件本身抗挤压和抗剪切能力又靠摩擦力正作。
因此，平键联接比楔键联接承载能力高，切向键联接承载能力更高。
从工作性能来看，楔键和切向键是打人轮毂中的，使得轮和轴偏心，定心性能不好；平键联接就没有这种现象，定心性能好。
定心性能不好的键联接，在高速传动中会成为振源而引起机器的振动，另外也会造成齿轮、蜗轮等传动件啮合时的冲击、从而降低传动精度，产生噪声。
由上面分析看出，平键联接应用最广；楔键联接在低速和对平稳性要求不高时可以采用，主要是用在轴端部的联接，它能起单向轴向定位作用；切向键联接在转矩很大的情况下应用；半圆键联接适宜于锥形的轴毂联接。
2．平键联接的强度校核计算平键联接的设计，首先是根据轴径d在标准中查出平键
的剖面尺寸b×t，而平键的长度根据被联接件的毂长确定，一般取L＝毂长—（5—10）mm
并取标准值。
键是标准件，在制定标准时就考虑了键与轴的等强度问题。
但由于种种原因使
得选择的标堆件不可能与轴总是等强度，故在选择键以后还要进行抗挤压和抗剪切的强度校
核。
此时要注意几个问题
1）明确平键联接的失效形式和失效部位，从而确定平键联接抗挤压和抗剪切的剖面面积。
2）公式中引入了键的工作长度l，l=L—b。
3）许用挤压应力在平键联接中，有轴、键和轮毂三个联接件，他们的材料有时不同，故许用挤压应力也不同，这时公式中应引用计用三个许用挤压应力中最小者。
4）平键工作面上的应力分布为讨论方便，教材中假设裁荷沿键长和键高均匀分布。
取键为分离体进行受力分析，就会发现键并不处于平衡状态，在受到力矩作用时，真实情况是载荷在工作面上的分布不是均匀分布，参看教材中图。
两侧合力N大小相等、方向相反、作用在一条直线上，这样，键才是平衡的。
但此处仍认为载荷沿链长和键高为均布，而用降低许用挤压应力的办法来考虑应力不均匀分布的影响，以达到简化计算。
这种办法在工程计算中经常采用，读者们应有所了解。
3．花键联接花键联接在许多方面与平键联接相似，学习时，要在掌握平键联接的基
础上，采用类比的办法来分析花链联接。
4．过盈配合联接要适当复习与本节相关课程的内容，如材料力学中关于厚壁圆筒的
应力分析及计算公式、第一和第三强度理论；机械原理中关于摩擦的概念和计算公式等。
第三章带传动
一、基本要求
1．了解带传动的工作原理、类型、特点和应用。
2．熟悉普通V带的结构和标准。
3．掌握带传动的受力情况分析，应力分布图。
4．掌握弹性滑动及打滑的基本理论。
5．掌握带传动的失效形式，设计准则，普通V带的设计计算。
6．了解带轮的材料，带轮几何形状的标准、规范。
了解带传动张紧方法和装置。
二、重点内容
1．带传动的基本理论。
它包括两部分：
一是保证带传动不打滑的依据和影响因素，二是保证带具有一定使用寿命的条件及影响因素。
2．普通V带的设计计算。
三、教学指导
1．要抓住本章的系统性较强这一点进行学习。
带传动在机械设计课程中具有一定的典
型性，它有较完整的理论基础和设计程序，易于掌握。
从讲课顺序上看，又安排在传动零件
之首。
因此，学好本章，领会本章思路，对掌握机械零件设计规律，建立良好的学习方法是
很有帮助的。
将本章思路归纳一下。
2．要紧紧抓住决定带工作能力的两个理论进行讲授。
1）讲授带不打滑理论时，注意对弹性滑动、打滑、欧拉公式概念的理解以及弄通他们的内在联系。
该理论中基础物理现象为弹性滑动，弹性滑动是本章的重点也是难点，应明确以下几点：
（1）要传动就必有拉力差，因带是弹性体，则必有弹性变形，从而产生弹性滑动，所以弹性滑动是带传动中不可避免的物理现象。
（2）摩擦力并不产生在全部包角范围内，而只产生于动角范围，且随动角的增加而增加。
因此，欧拉公式中的在传递最大有效圆周力的状态下为小轮包角。
一般工作状态指动角。
为保证带传动的工作能力，有必要提出αmin的要求。
（3）打滑是弹性滑动由量变到质变的结果o
（4）欧拉公式只给出F1／F2的比值，并末给出Fl和Fz的实在值，具体值还与初拉力F0。
有关.F0越大，产生的摩擦力FF（＝F1—F2）也越大。
（5）根据传递最大有效圆周力公式,最大有效圆周力决定于F0、f、α。
若想提高带的传动能力，则可考虑通过提高F。
来提高Fmax，但F。
值的提高受到带的疲劳强度的限制，只能取某一定值；提高摩擦系数可以提高传动能力，传动带采用摩擦系数大的材料是有益的；提高小轮包角，也可提高带的传动能力，即要限制αmin;此外，限制最高带速可减少由此产生离心力对带轮压力减少的作用，保证带与带轮有足够压力。
2）学习带的寿命理论，要抓住应力分布图，弄清：
（1）u≤30m／s的限制理由（控制离心应力不得过大）；
（2）u≥5m／s的限制理由（工作应力不致过大）；
（3）dd＞ddmin的限制理由（弯曲应力不得过大）。
不满足上述条件，不是不能工作，而是降低带的寿命。
3．要深刻理解Z的计算公式。
在实验条件下（特定的条件），按基本公式得到了P。
图。
若要求传递的功率为P，则保证带传动不失效所需的根数应计算（带的型号已选定），但考虑到使用条件与实验条件的差异，这里引入了条件修正系数，这种处理方法，是研究机械零件的重要手段之一。
通过本章学习，不仅要很好地掌握条件修正系数的意义，同时要能够掌握这一研究方法。
4．本章采用了国家颁布带传动的最新标准，包括带传动术语，普通V带型号、规格、普通V带计算……等。
（1）标准中带的标准长度为节线长度。
（2）标准采用选型图更精细，Y型未单独设区，Y、Z共用一个区域，意在此区中，Y、Z型均可选，通常两个同时计算、择优确定。
（3）标准的工作能力曲线是依据化纤绳芯而定。
第四章链传动
一、基本要求
1．了解链传动的它要类型、工作原理、特点及应用范围。
2．了解套筒滚子链的结构、基本参数及标准。
3．了解套简滚于链链轮的结构及材料。
4．了解链传动的合理布置、张
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