西北工大機(jī)械設(shè)計(jì)總復(fù)習(xí)課件

習(xí)題5-4圖示，螺栓組受外力作用，該力作用在包含x軸并垂直于底板結(jié)合面的平面內(nèi)。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個(gè)螺栓受力最大？保證連接安全工作的必要條件有哪些？習(xí)題5-6已知一個(gè)托架的邊板用6個(gè)螺栓與相鄰的機(jī)架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對(duì)稱軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如圖所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鉸制孔用螺栓連接，試問(wèn)哪種布置形式的螺栓直徑較??？為什么？習(xí)題5-5圖示是由兩塊邊板和一塊承重板焊成的龍門起重機(jī)導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個(gè)螺栓與立柱相連接，托架所承受的最大載荷為20kN，載荷有較大變動(dòng)。試問(wèn)：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是鉸制孔用螺栓連接為好？為什么？機(jī)械設(shè)計(jì)總復(fù)習(xí)題型：一、單項(xiàng)選擇題：（每小題2分，共30分）

二、簡(jiǎn)答題(每個(gè)3分，共12分)

三~七計(jì)算題（共58分）其中包括改錯(cuò)題和受力分析作圖題第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度1.材料的疲勞特性描述：可用5個(gè)參數(shù)，但其中只有兩個(gè)參數(shù)是獨(dú)立的。sm─平均應(yīng)力；sa─應(yīng)力幅值smax─最大應(yīng)力；smin─最小應(yīng)力r─應(yīng)力比（循環(huán)特性）材料的兩種壽命曲線（1）s－N疲勞曲線1、

s－N疲勞曲線s－N疲勞曲線兩種壽命曲線（2）等壽命疲勞曲線（極限應(yīng)力線圖）2、等壽命疲勞曲線（極限應(yīng)力線圖）零件的極限應(yīng)力線圖第五章螺紋聯(lián)接與螺旋傳動(dòng)一、螺紋聯(lián)接的基本類型（見(jiàn)flash1《5種聯(lián)接》）二、螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算（一）松螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算詳細(xì)推導(dǎo)見(jiàn)flash《2.松螺栓聯(lián)接》（二）緊螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算1．僅受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接2．受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接3．承受工作剪力的緊螺栓聯(lián)接螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算1．僅受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接預(yù)緊力引起的拉應(yīng)力：螺牙間的摩擦力矩引起的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力：強(qiáng)度條件：當(dāng)聯(lián)接承受較大的橫向載荷F時(shí)，由于要求F0≥F／f（f=0.2），即F0≥5F，因而需要大幅度地增加螺栓直徑。為減小螺栓直徑的增加，可采用減載措施。說(shuō)明見(jiàn)flash《8.減載零件》根據(jù)第四強(qiáng)度理論，螺栓在預(yù)緊狀態(tài)下的計(jì)算應(yīng)力:

螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算2．受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接螺栓預(yù)緊力F0后，在工作拉力F的作用下，螺栓的總拉力F2=?這時(shí)螺栓的總拉力為：為使工作載荷作用后，聯(lián)接結(jié)合面間有殘余預(yù)緊力F1存在，要求螺栓聯(lián)接的預(yù)緊力F0為：靜強(qiáng)度條件：式中F1為殘余預(yù)緊力，為保證聯(lián)接的緊密性，應(yīng)使F1＞0，一般根據(jù)聯(lián)接的性質(zhì)確定F1的大小。式中：為螺栓的相對(duì)剛度，其取值范圍為0~1。詳細(xì)分析見(jiàn)flash《9.單個(gè)緊螺栓受力變形分析》見(jiàn)flash《10.螺栓的疲勞強(qiáng)度校核》

螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算3．承受工作剪力的緊螺栓聯(lián)接這種聯(lián)接是利用鉸制孔用螺栓抗剪切來(lái)承受載荷的。螺栓桿與孔壁之間無(wú)間隙，接觸表面受擠壓。在聯(lián)接結(jié)合面處，螺栓桿則受剪切。螺栓桿與孔壁的擠壓強(qiáng)度條件為：螺栓桿的剪切強(qiáng)度條件為：式中：F－螺栓所受的工作剪力，單位為N；

d0－螺栓剪切面的直徑（可取螺栓孔直徑），單位為mm；

Lmin－螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，單位為mm；設(shè)計(jì)時(shí)

應(yīng)使Lmin≥1.25d0

螺紋聯(lián)接組的設(shè)計(jì)2螺栓組聯(lián)接的設(shè)計(jì)1．受橫向載荷2．受轉(zhuǎn)矩3．受軸向載荷4．受傾覆力矩受力分析的目的：根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)和受載情況，求出受力最大的螺栓及其所受的力，以便進(jìn)行螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算。受力分析時(shí)所作假設(shè)：所有螺栓的材料、直徑、長(zhǎng)度和預(yù)緊力均相同；受載后聯(lián)接接合面仍保持為平面。受力分析的類型：二、螺栓組聯(lián)接的受力分析螺栓組的對(duì)稱中心與聯(lián)接接合面的形心重合；

螺紋聯(lián)接組的設(shè)計(jì)3（1）對(duì)于鉸制孔用螺栓聯(lián)接（圖b），每個(gè)螺栓所受工作剪力為：（2）對(duì)于普通螺栓聯(lián)接（圖a），按預(yù)緊后接合面間所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷的要求，有：式中：z為螺栓數(shù)目。圖示為由四個(gè)螺栓組成的受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接。1．受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接或螺栓組聯(lián)接的設(shè)計(jì)

Ks為防滑系數(shù)，設(shè)計(jì)中可取Ks=1.1~1.3。螺紋聯(lián)接組的設(shè)計(jì)4采用普通螺栓和鉸制孔用螺栓組成的螺栓組受轉(zhuǎn)矩時(shí)的受力情況是不同的。2．受轉(zhuǎn)矩的螺栓組聯(lián)接采用普通螺栓，是靠聯(lián)接預(yù)緊后在接合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來(lái)抵抗轉(zhuǎn)矩T。采用鉸制孔用螺栓，是靠螺栓的剪切和螺栓與孔壁的擠壓作用來(lái)抵抗轉(zhuǎn)矩T。螺栓組聯(lián)接的設(shè)計(jì)

螺紋聯(lián)接組的設(shè)計(jì)5螺栓組聯(lián)接的設(shè)計(jì)3．受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接若作用在螺栓組上軸向總載荷FΣ作用線與螺栓軸線平行，并通過(guò)螺栓組的對(duì)稱中心，則各個(gè)螺栓受載相同，每個(gè)螺栓所受軸向工作載荷為：

通常，各個(gè)螺栓還承受預(yù)緊力F0的作用，當(dāng)聯(lián)接要有保證的殘余預(yù)緊力為F1時(shí)，每個(gè)螺栓所承受的總載荷F2為。F2=F1+F

第六章鍵、花鍵、無(wú)鍵聯(lián)接和銷聯(lián)接一、鍵聯(lián)接的分類、結(jié)構(gòu)型式及應(yīng)用1．平鍵聯(lián)接平鍵的兩側(cè)面是工作面，上表面與輪轂上的鍵槽底部之間留有間隙，鍵的上、下表面為非工作面。鍵聯(lián)接鍵聯(lián)接2．半圓鍵聯(lián)接鍵呈半圓形，其側(cè)面為工作面，鍵能在軸上的鍵槽中繞其圓心擺動(dòng)，以適應(yīng)輪轂上鍵槽的斜度，安裝方便。常用與錐形軸端輪轂的聯(lián)接。4．切向鍵由兩個(gè)斜度為1:100的楔鍵組成。一個(gè)切向鍵只能傳遞一個(gè)方向的轉(zhuǎn)矩，傳遞雙向轉(zhuǎn)矩時(shí)，須用互成120°～130°角的兩個(gè)鍵。楔鍵的上、下表面為工作面，兩側(cè)面為非工作面。3．楔鍵聯(lián)接

鍵聯(lián)接二、鍵的選擇和強(qiáng)度校核1．鍵的尺寸選擇

b×h根據(jù)軸徑d由標(biāo)準(zhǔn)中查得，鍵的長(zhǎng)度參考輪轂的長(zhǎng)度確定，一般應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，并符合標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的尺寸系列。平鍵的尺寸主要是鍵的截面尺寸b×h及鍵長(zhǎng)L。2．平鍵聯(lián)接的失效和強(qiáng)度校核對(duì)于普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面的壓潰，有時(shí)也會(huì)出現(xiàn)鍵的剪斷，但一般只作聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度校核。對(duì)于導(dǎo)向平鍵聯(lián)接和滑鍵聯(lián)接，其主要失效形式是工作面的過(guò)度磨損，通常按工作面上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度校核計(jì)算。詳見(jiàn)flash3

第八章帶傳動(dòng)1.帶傳動(dòng)的工作原理；2.帶傳動(dòng)的應(yīng)力分析3.帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)與打滑4.帶的設(shè)計(jì)計(jì)算工作情況分析帶傳動(dòng)的工作情況分析帶傳動(dòng)的工作情況分析是指帶傳動(dòng)的受力分析、應(yīng)力分析、運(yùn)動(dòng)分析。帶傳動(dòng)是一種撓性傳動(dòng)，其工作情況具有一定的特點(diǎn)。一、受力分析帶傳動(dòng)尚未工作時(shí)，傳動(dòng)帶中的預(yù)緊力為F0。帶傳動(dòng)工作時(shí)，一邊拉緊，一邊放松，記緊邊拉力為F1和松邊拉力為F2。尚未工作狀態(tài)

工作狀態(tài)

設(shè)帶的總長(zhǎng)度不變，根據(jù)線彈性假設(shè)：F1－F0＝F0－F2；或：F1＋F2＝2F0；緊邊拉力增量＝松邊拉力減量Ff=F1–F2

取主動(dòng)輪一端的帶為分離體，列各力對(duì)軸心的力矩平衡方程：顯然，傳動(dòng)帶驅(qū)動(dòng)負(fù)載的有效拉力P

＝Fe

v/1000kWv

為帶速帶傳動(dòng)能傳遞的功率為P增大時(shí)，所需的Fe

(即Ff)加大。但Ff不可能無(wú)限增大。工作情況分析(應(yīng)力分析)帶傳動(dòng)在工作過(guò)程中帶上的應(yīng)力有：分析詳見(jiàn)flash4.應(yīng)力分析→為了不使帶所受到的彎曲應(yīng)力過(guò)大，應(yīng)限制帶輪的最小直徑。槽型ZABCSPZSPASPASPCddmin/mm50751252006390140224二、帶傳動(dòng)的應(yīng)力分析帶傳動(dòng)的工作情況分析◆拉應(yīng)力：緊邊拉應(yīng)力、松邊拉應(yīng)力；◆離心應(yīng)力：帶沿輪緣圓周運(yùn)動(dòng)時(shí)的離心力在帶中產(chǎn)生的離心拉應(yīng)力；◆彎曲應(yīng)力：帶繞在帶輪上時(shí)產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。

工作情況分析(運(yùn)動(dòng)分析)三、帶傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析帶傳動(dòng)在工作時(shí)，從緊邊到松邊，傳動(dòng)帶所受的拉力是變化的，因此帶的彈性變形也是變化的。帶傳動(dòng)中因帶的彈性變形變化所導(dǎo)致的帶與帶輪之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，稱為彈性滑動(dòng)?；蚱渲校阂虼耍瑐鲃?dòng)比為：若帶的工作載荷增大到超過(guò)最大有效拉力Fec后，則帶與帶輪間會(huì)發(fā)生顯著的相對(duì)滑動(dòng)，即產(chǎn)生打滑。打滑將使帶的磨損加劇，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速急速降低，帶傳動(dòng)失效，這種情況應(yīng)當(dāng)避免。彈性滑動(dòng)導(dǎo)致：從動(dòng)輪的圓周速度v2＜主動(dòng)輪的圓周速度v1，速度降低的程度可用滑動(dòng)率ε來(lái)表示：帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)與打滑（具體見(jiàn)flash5.滑動(dòng)演示→）

V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1Ｖ帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1．Ｖ帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則帶傳動(dòng)的主要失效形式是打滑和傳動(dòng)帶的疲勞破壞。2．單根V帶的基本額定功率帶傳動(dòng)的承載能力取決于傳動(dòng)帶的材質(zhì)、結(jié)構(gòu)、長(zhǎng)度，帶傳動(dòng)的轉(zhuǎn)速、包角和載荷特性等因素。帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。單根V帶的基本額定功率P0是根據(jù)特定的實(shí)驗(yàn)和分析確定的。實(shí)驗(yàn)條件：傳動(dòng)比i=1、包角α＝180°、特定長(zhǎng)度、平穩(wěn)的工作載荷。（P0→具體見(jiàn)flash5.單根帶功率）

第九章鏈傳動(dòng)第九章鏈傳動(dòng)鏈傳動(dòng)是依靠鏈輪輪齒與鏈節(jié)的嚙合來(lái)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。見(jiàn)flash1鏈傳動(dòng)?！襞c帶傳動(dòng)相比，鏈傳動(dòng)能保持準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比，徑向壓軸力小，適于低速情況下工作?！襞c齒輪傳動(dòng)相比，鏈傳動(dòng)安裝精度要求較低，成本低廉，可遠(yuǎn)距離傳動(dòng)。

◆鏈傳動(dòng)的主要缺點(diǎn)是不能保持恒定的瞬時(shí)傳動(dòng)比。

◆鏈傳動(dòng)主要用在要求工作可靠、轉(zhuǎn)速不高，且兩軸相距較遠(yuǎn)，以及其它不宜采用齒輪傳動(dòng)的場(chǎng)合。

運(yùn)動(dòng)特性19-4鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)特性一、鏈傳動(dòng)的速度分析鏈傳動(dòng)的平均傳動(dòng)比為：

鏈條進(jìn)入鏈輪后形成折線，相當(dāng)于將鏈繞在正多邊形的鏈輪上，見(jiàn)圖。邊長(zhǎng)相當(dāng)于鏈節(jié)距p，邊數(shù)相當(dāng)于鏈輪齒數(shù)z。鏈輪每轉(zhuǎn)一周，鏈移動(dòng)的距離為zp，設(shè)z1、z2為兩鏈輪的齒數(shù)，p為節(jié)距（mm），n1、n2為兩鏈輪的轉(zhuǎn)速（r/min），則鏈條的平均速度v（m/s）為鏈條前進(jìn)方向水平分速度上下運(yùn)動(dòng)分速度事實(shí)上，鏈傳動(dòng)的瞬時(shí)鏈速和瞬時(shí)傳動(dòng)比都是變化的。分析如下：設(shè)鏈的緊邊在傳動(dòng)時(shí)處于水平位置。設(shè)主動(dòng)輪以等角速度ω1轉(zhuǎn)動(dòng)，則其分度圓周速度為R1ω1。銷軸在分度圓周上運(yùn)動(dòng)。當(dāng)鏈節(jié)進(jìn)入主動(dòng)輪時(shí)，其銷軸總是隨著鏈輪的轉(zhuǎn)動(dòng)而不斷改變其位置。當(dāng)位于β角的瞬時(shí)，銷軸圓周速度分解為：作周期性變化

變化情況：剛進(jìn)入嚙合→達(dá)頂點(diǎn)→下一銷軸進(jìn)入嚙合前進(jìn)VVmin→Vmax→Vmin

鏈條前進(jìn)方向速度：

動(dòng)畫演示見(jiàn)flash5.速度波動(dòng)運(yùn)動(dòng)特性2二、鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)不均勻性由上述分析可知，鏈傳動(dòng)中，鏈條的前進(jìn)速度和上下抖動(dòng)速度是周期性變化的，鏈輪的節(jié)距越大，齒數(shù)越少，鏈速的變化就越大，多邊形效應(yīng)越顯著。因?yàn)閺膭?dòng)鏈輪的角速度為：所以鏈傳動(dòng)瞬時(shí)傳動(dòng)比為：

當(dāng)主動(dòng)鏈輪勻速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)鏈輪的角速度以及鏈傳動(dòng)的瞬時(shí)傳動(dòng)比都是周期性變化的，因此鏈傳動(dòng)不宜用于對(duì)運(yùn)動(dòng)精度有較高要求的場(chǎng)合。鏈傳動(dòng)的不均勻性的特征，是由于圍繞在鏈輪上的鏈條形成了正多邊形這一特點(diǎn)所造成的，故稱為鏈傳動(dòng)的多邊形效應(yīng)。鏈傳動(dòng)瞬時(shí)傳動(dòng)比為：布置張緊和潤(rùn)滑1鏈傳動(dòng)的布置、張緊和潤(rùn)滑一、鏈傳動(dòng)的布置鏈傳動(dòng)一般應(yīng)布置在鉛垂面內(nèi)，盡可能避免布置在水平或傾斜平面內(nèi)。鏈傳動(dòng)的緊邊在上方或在下方都可以，但在上方好一些。應(yīng)盡量保持鏈傳動(dòng)的兩個(gè)鏈輪共面，否則工作中容易脫鏈。二、鏈傳動(dòng)的張緊鏈傳動(dòng)張緊的目的，主要是為了避免在鏈條的垂度過(guò)大時(shí)產(chǎn)生嚙合不良和鏈條的振動(dòng)現(xiàn)象；同時(shí)也為了增加鏈條與鏈輪的嚙合包角。彈簧力張緊砝碼張緊定期調(diào)整張緊

第十章齒輪傳動(dòng)§10-1齒輪傳動(dòng)概述§10-2齒輪傳動(dòng)的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則§10-3齒輪的材料及其選擇原則§10-4齒輪傳動(dòng)的計(jì)算載荷§10-5標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算§10-6齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)參數(shù)、許用應(yīng)力與精度選擇§10-7標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算§10-8標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算§10-9齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)§10-10齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑齒輪傳動(dòng)的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則§10-2齒輪傳動(dòng)的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則一、齒輪的主要失效形式輪齒折斷齒面磨損齒面點(diǎn)蝕齒面膠合塑性變形二、齒輪的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則對(duì)一般工況下的齒輪傳動(dòng)，其設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是：保證足夠的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，以免發(fā)生齒根折斷。保證足夠的齒面接觸疲勞強(qiáng)度，以免發(fā)生齒面點(diǎn)蝕。對(duì)高速重載齒輪傳動(dòng)，除以上兩設(shè)計(jì)準(zhǔn)則外，還應(yīng)按齒面抗膠合能力的準(zhǔn)則進(jìn)行設(shè)計(jì)。由實(shí)踐得知：閉式軟齒面齒輪傳動(dòng)，以保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度為主。閉式硬齒面或開(kāi)式齒輪傳動(dòng)，以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度為主。齒輪傳動(dòng)的失效主要是指輪齒的失效，其失效形式是多種多樣的。常見(jiàn)的失效形式有：由于齒輪其它部分（齒圈、輪輻、輪轂等）通常是經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的，其尺寸對(duì)于強(qiáng)度和剛度而言均較富裕，實(shí)踐中也極少失效。

齒輪傳動(dòng)的計(jì)算載荷§10-4齒輪傳動(dòng)的計(jì)算載荷齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算中所用的載荷，通常取沿齒面接觸線單位長(zhǎng)度上所受的載荷，即：

Fn為輪齒所受的公稱法向載荷。實(shí)際傳動(dòng)中由于原動(dòng)機(jī)、工作機(jī)性能的影響以及制造誤差的影響，載荷會(huì)有所增大，且沿接觸線分布不均勻。接觸線單位長(zhǎng)度上的最大載荷為：K為載荷系數(shù)，其值為：K＝KA

Kv

Kα

Kβ式中：KA─使用系數(shù)Kv─動(dòng)載系數(shù)Kα─齒間載荷分配系數(shù)Kβ─齒向載荷分布系數(shù)

直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算1§10-5標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算一、輪齒的受力分析以節(jié)點(diǎn)P處的嚙合力為分析對(duì)象，并不計(jì)嚙合輪齒間的摩擦力，可得：

各力關(guān)系：各力方向：Ft1與主動(dòng)輪回轉(zhuǎn)方向相反Ft2與從動(dòng)輪回轉(zhuǎn)方向相同F(xiàn)r1、Fr2分別指向各自齒輪的輪心直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算2二、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算中等精度齒輪傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的力學(xué)模型如下圖所示。單位齒寬的輪齒在齒頂嚙合時(shí)受載情況。相當(dāng)于懸臂梁，齒根部分彎曲應(yīng)力最大。根據(jù)該力學(xué)模型可得齒根理論彎曲應(yīng)力計(jì)入齒根應(yīng)力校正系數(shù)Ysa后，強(qiáng)度條件式為：引入齒寬系數(shù)后，可得設(shè)計(jì)公式：YFa為齒形系數(shù)，是僅與齒形有關(guān)而與模數(shù)m無(wú)關(guān)的系數(shù)，其值可根據(jù)齒數(shù)查表10-5獲得（見(jiàn)flash3）。YFa與Ysa表見(jiàn)flash3

三、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核式：ZH─區(qū)域系數(shù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)式：齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)參數(shù)3四、齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算說(shuō)明接觸強(qiáng)度計(jì)算中，因兩對(duì)齒輪的σH1=σH2

，故按此強(qiáng)度準(zhǔn)則設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)時(shí)，公式中應(yīng)代[σH]1和[σH]2中較小者。用設(shè)計(jì)公式初步計(jì)算齒輪分度圓直徑d1(或模數(shù)mn)時(shí)，因載荷系數(shù)中的

KV、Kα、Kβ不能預(yù)先確定，故可先試選一載荷系數(shù)Kt。算出d1t(或mnt）

后，用d1t再查取KV、Kα、Kβ從而計(jì)算Kt

。若K與Kt接近，則不必修改原設(shè)計(jì)。否則，按下式修正原設(shè)計(jì)。彎曲強(qiáng)度計(jì)算中，因大、小齒輪的[σF]、YFa、YSa

值不同，故按此強(qiáng)度準(zhǔn)則設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)時(shí)，公式中應(yīng)代和中較小者。

§10-7標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算1一、輪齒的受力分析由于Fa∝tanb，為了不使軸承承受的軸向力過(guò)大，螺旋角b不宜選得過(guò)大，常在b=8o～20o之間選擇。

21各力關(guān)系：各力方向：Ft、Fr與直齒輪相同F(xiàn)a—決定于齒輪的轉(zhuǎn)向和輪齒的旋向

例：n2n1Fr2Fr1Ft1Ft2n1n2Fa2Fa1用“主動(dòng)輪左、右手定則”判斷錐齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算1對(duì)軸交角為90o的直齒錐齒輪傳動(dòng)：§10-8標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算一、設(shè)計(jì)參數(shù)

直齒錐齒輪傳動(dòng)是以大端參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，是以錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的當(dāng)量齒輪作為計(jì)算時(shí)的依據(jù)。直齒錐齒輪傳動(dòng)的幾何參數(shù)令fR=b/R為錐齒輪傳動(dòng)的齒寬系數(shù)，設(shè)計(jì)中常取fR=0.25~0.35。

錐齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算2二、輪齒的受力分析直齒錐齒輪的輪齒受力分析模型如下圖，將總法向載荷集中作用于齒寬中點(diǎn)處的法面截面內(nèi)。Fn可分解為圓周力Ft，徑向力Fr和軸向力Fa三個(gè)分力。各分力計(jì)算公式：標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算軸向力Fa的方向總是由錐齒輪的小端指向大端。

直齒圓錐齒輪的背錐及當(dāng)量齒數(shù)第十一章蝸桿傳動(dòng)普通蝸桿傳動(dòng)的參數(shù)與尺寸1§11-2普通蝸桿傳動(dòng)的參數(shù)與尺寸一、模數(shù)m和壓力角a蝸桿與蝸輪嚙合時(shí)，蝸桿的軸面模數(shù)、壓力角應(yīng)與蝸輪的端面模數(shù)、壓力角相等，即ma1=mt2=m

aa1=at2蝸桿蝸輪旋向相同，γ1=β2

通過(guò)蝸桿軸線并垂直于蝸輪軸線的平面，稱為中間平面。（相當(dāng)于漸開(kāi)線齒輪與直齒條的嚙合）、蝸桿的分度圓直徑d1由于蝸輪是用與蝸桿尺寸相同的蝸輪滾刀加工而成的，為了限制滾刀的數(shù)目，國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)對(duì)每一標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)規(guī)定了一定數(shù)目的標(biāo)準(zhǔn)蝸桿分度圓直徑d1。直徑d1與模數(shù)m的比值(q=d1／m)稱為蝸桿的直徑系數(shù)。四、蝸桿的頭數(shù)z1較少的蝸桿頭數(shù)（如：?jiǎn)晤^蝸桿）可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，但傳動(dòng)效率較低；蝸桿頭數(shù)越多，傳動(dòng)效率越高，但蝸桿頭數(shù)過(guò)多時(shí)不易加工。通常蝸桿頭數(shù)取為1、2、4、6。(蝸桿頭數(shù)與傳動(dòng)效率關(guān)系)詳細(xì)內(nèi)容見(jiàn)flash1二、導(dǎo)程角gz1↑→g↑蝸輪蝸桿螺旋線方向相同，且g1＝b2

三普通蝸桿傳動(dòng)的參數(shù)與尺寸2五、傳動(dòng)比i六、蝸輪齒數(shù)z2蝸輪齒數(shù)主要取決于傳動(dòng)比，即z2=iz1。z2不宜太?。ㄈ鐉2＜26)，否則將使傳動(dòng)平穩(wěn)性變差。z2也不宜太大，否則在模數(shù)一定時(shí)，蝸輪直徑將增大，從而使相嚙合的蝸桿支承間距加大，降低蝸桿的彎曲剛度。

（Z1與Z2的薦用值表）見(jiàn)flash2七、中心距

普通蝸桿傳動(dòng)的承載能力計(jì)算1§11-3普通蝸桿傳動(dòng)的承載能力計(jì)算一、蝸桿傳動(dòng)的失效形式蝸桿傳動(dòng)的主要問(wèn)題是摩擦磨損嚴(yán)重，這是設(shè)計(jì)中要解決的主要問(wèn)題。蝸輪齒面膠合、磨損和點(diǎn)蝕、蝸桿剛度不足是主要的失效形式。二、蝸桿傳動(dòng)的常用材料為了減摩，通常蝸桿用鋼材，蝸輪用有色金屬（銅合金、鋁合金）。高速重載的蝸桿常用15Cr、20Cr滲碳淬火，或45鋼、40Cr淬火。低速中輕載的蝸桿可用45鋼調(diào)質(zhì)。蝸輪常用材料有：鑄造錫青銅、鑄造鋁青銅、灰鑄鐵等。由于材料和結(jié)構(gòu)上的原因，蝸桿的輪齒強(qiáng)度總高于蝸輪的輪齒強(qiáng)度，故蝸輪輪齒首先失效。所以只對(duì)蝸輪輪齒進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。第十三章滾動(dòng)軸承§13-1

概述§13-2

滾動(dòng)軸承的主要類型和代號(hào)§13-3

滾動(dòng)軸承的類型選擇§13-4

滾動(dòng)軸承的工作情況§13-5

滾動(dòng)軸承尺寸的選擇§13-6

軸承裝置的設(shè)計(jì)§13-7

滾動(dòng)軸承與滑動(dòng)軸承性能對(duì)照§13-8滾動(dòng)軸承例題分析類型和代號(hào)4◆內(nèi)徑代號(hào)：內(nèi)徑代號(hào)×5=內(nèi)徑，如：08表示軸承內(nèi)徑d=5×08=40mm?！纛愋痛?hào)：常用軸承代號(hào)為3、5、6、7、N五類，詳細(xì)代號(hào)查閱類型代號(hào)表。內(nèi)徑d10121517代號(hào)00010203特殊情況：◆尺寸系列代號(hào)：表達(dá)相同內(nèi)徑但外徑和寬度不同的軸承。但對(duì)圓錐滾子軸承(3類)和調(diào)心滾子軸承(2類)不能省略“0”。直徑系列代號(hào)：特輕(0、1)、輕(2)、中(3)、重(4)。寬度系列代號(hào)：一般正常寬度為“0”，通常不標(biāo)注。

1、基本代號(hào)滾動(dòng)軸承尺寸的選擇2一、滾動(dòng)軸承的失效形式套圈和滾動(dòng)體表面的疲勞點(diǎn)蝕是滾動(dòng)軸承最基本和常見(jiàn)的失效形式，是作為滾動(dòng)軸承壽命計(jì)算的依據(jù)。點(diǎn)蝕膠合斷裂轉(zhuǎn)速較高而潤(rùn)滑油不足時(shí)引起軸承燒傷；潤(rùn)滑油不清潔而使?jié)L動(dòng)體和滾道過(guò)度磨損；裝配不當(dāng)而使軸承卡死、脹破內(nèi)圈、擠碎內(nèi)外圈和保持架等。滾動(dòng)軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)可能出現(xiàn)各種類型的失效，下列為常見(jiàn)的失效形式：磨損除了點(diǎn)蝕以外，軸承還可能發(fā)生其它多種的失效形式。例如：這些失效形式可以通過(guò)加強(qiáng)裝配過(guò)程管理等措施來(lái)克服。更多的失效

§

13-5滾動(dòng)軸承尺寸的選擇滾動(dòng)軸承尺寸的選擇3二、滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算滾動(dòng)軸承的壽命是指軸承的滾動(dòng)體或套圈首次出現(xiàn)點(diǎn)蝕破壞之前，軸承的轉(zhuǎn)數(shù)或相應(yīng)的運(yùn)轉(zhuǎn)小時(shí)數(shù)。滾動(dòng)軸承的壽命的離散性相當(dāng)大（見(jiàn)右圖滾動(dòng)軸承的壽命分布曲線）?；绢~定壽命：具有90％可靠度時(shí)軸承的壽命，即一組軸承中10%的軸承發(fā)生點(diǎn)蝕，而90%的軸承不發(fā)生點(diǎn)蝕時(shí)軸承的轉(zhuǎn)數(shù)（以106轉(zhuǎn)為單位）或工作小時(shí)數(shù)，用L10表示?；绢~定動(dòng)載荷：使軸承的基本額定壽命恰好為106轉(zhuǎn)時(shí)，軸承所能承受的載荷值，用字母C表示。軸承的壽命/（106r